電動絞車剎車裝置的設計 摘 要 機械是人類生產和生活的基本工具要素之一，是人類物質文明最重要的一個組成部分。機械工業(yè)擔負著向國民經濟各部門，包括工業(yè)、農業(yè)和社會生活各個方面提供各種性能先進、使用安全可靠的技術裝備的任務，在國家現(xiàn)代化的建設中占有舉足輕重的地位。20 世紀 80 年代以來，以微電子、信息、新材料、系統(tǒng)科學為代表的新一代科學技術的發(fā)展及其在機械工程領域中廣泛滲透、應用和衍生，極大的拓展了機械產品設計制造活動的深度和廣度，改變了現(xiàn)代制造業(yè)的產品設計方法、產品結構、生產方法、生產工藝和設備以及生產組織模 式，產生了一大批新的機械設計制造方法和制造系統(tǒng)。 電動絞車作為一種機械產品，有著理論基礎不在局限于力學，制造過程的基礎也不只是設計與制造經驗及技藝的總結。本設計涉及到了電動機的選取，齒輪與傳動裝置的設計，還有制動裝置的選用以及減速器的計算，最后通過對零件的設計達到最后電動絞車的總裝要求。總之，本設計注意到了調整結構，加強科學基礎，反映在大學期間學習到的知識的聯(lián)系和銜接，內容分配合理，即相互聯(lián)系又避免不必要的重復，在設計中形成自己的特色，對自己以后工作墊下堅實的基礎。 關鍵詞： 電動機；聯(lián)軸器；傳動裝置；減速器 ；制動裝置 Abstract Machinery is the basic tool of human production and life of human material civilization, is one of the most important part of. Machinery industry is responsible for the national economic sectors, including industrial, agricultural and each aspect of social life with a variety of advanced performance, safe and reliable use of the technology and equipment of the task, in the national modernization construction occupies the position of play a decisive role. Since the nineteen eighties, microelectronics, information, new material, system science as the representative of the new generation of the development of science and technology and in the mechanical engineering field widely, application and derivative, greatly expanding the product design and manufacture of mechanical activity of the depth and breadth of modern manufacturing industry, changed the method of product design, product structure, production methods, production technology and equipment and the production organization pattern, resulting in a large number of new mechanical design manufacturing method and system. Electric winch is a mechanical product, a theoretical basis is not limited to mechanical, manufacturing process based not only design and manufacturing experience and technology summary. This design involves the selection of electric motor, gear and gear design, and the braking device selection and the speed reducer are calculated, finally through to reach the final parts of the design of electric winch assembly requirements. In short, this design pay attention to adjust a structure, strengthen the scientific basis, reflected in the university period to learn knowledge of contact and connection, content distribution is reasonable, namely the interrelated and avoid unnecessary duplication, in the design of forming its own characteristics, to their later work mat foundation. Key words： Motor； Coupling； Gear； Reducer； Braking device 目 錄 摘 要 . 1 1 緒論 . 1 1.1 絞車的研究現(xiàn)狀 . 1 1.2 絞車的種類 . 4 1.3 絞車的應用 . 5 1.4 絞車設計的主要內容 . 5 2 電動機的選取 . 6 2.1 電動機的功能 . 6 2.2 電動機的種類 . 7 2.3 電動機選取與計算 . 10 3 制動系統(tǒng) . 12 3.1 離合器的設計 . 12 3.2 制動器的設計計算 . 14 3.2.1 制動器的外形 . 14 3.2.2 制動器系數(shù)的分析 . 16 3.2.3 制動器制動力矩的確定 . 16 3.3 制動器主要零部件 . 17 3.4 摩擦襯片的磨損特性計算 . 18 4 減速器的設計 . 20 4.1 傳動參數(shù)的設計 . 20 4.2 減速器齒輪選擇和計算 . 21 4.3 軸的計算和校核 . 28 5 聯(lián)軸器的設計 . 30 5.1 聯(lián)軸器的種類和選用因素 . 30 5.2 聯(lián)軸器的功能用途 . 32 5.3 聯(lián)軸器的材料 . 33 6其他附件的設計 . 33 7結語 . 35 參考文獻 . 36 致 謝 . 37 全套資料帶 CAD 圖， QQ 聯(lián)系 414951605 或 1304139763 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 1 1 緒論 1.1 絞車的研究現(xiàn)狀 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 2 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 3 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 4 絞車又稱為卷揚機，主要運用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物 料升降或平拖。是用 卷筒 纏繞 鋼絲繩 或 鏈條 以 提升 或 牽引 重物的輕小型起重設備 。 絞車具有以下特點：通用性高、結構緊湊、體積小、重量輕、起重大。使用轉移方便，被廣泛應用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現(xiàn)代化電控自動作業(yè)線的配套設備。有 0.5350 噸，分為快速和慢速兩種。其中高于 20噸的為大噸位絞車 ,絞車可以單獨使用，也可作為起 重、筑路和礦井提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應用。絞車主要技術指標有額定負載、支持負載、繩速、容繩量等。 使用轉移方便，被廣泛應用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現(xiàn)代化電控自動作業(yè)線的配套設備。有 0.5 噸 350 噸，分為快速和慢速兩種。其中高于 20 噸的為大噸位絞車 ,絞車可以單獨使用，也可作為 起重 、筑路和 礦井 提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應用。絞車主要技術指標有額定負載、支持負載、繩速、容繩量 等。 1.2 絞車的種類 絞車按照動力分為手動、電動、液壓三類。從用途上分類可分為建筑用絞車和船用絞車。絞車按照功能可以分為：船用絞車、工 程絞車、礦用絞車、電纜絞車等等。按照卷筒形式分為單卷筒和和雙卷筒 。 按照卷筒的分布形式有并列雙卷筒和前后雙卷筒，特殊符號的絞車有變頻絞車，雙筒絞車，手剎杠桿式雙制動絞車，帶限位器絞車，電控絞車，電控手剎離合絞車，大型雙筒雙制動絞車，大型外齒輪絞車，大型液壓絞車，大型外齒輪帶排繩器絞車，雙曳引輪絞車，大型液壓雙筒雙制動絞車，變頻帶限位器絞車。 手動絞車的手柄回轉的 傳動機構 上裝 有停止器 (棘輪 和 棘爪 )，可使重物保持在需要的位置。裝配或提升重物用的手動絞車還應設置安全手柄和 制動器 。手動絞車 一般用在起重量小、設施條件較差或無電源的地方。電動絞車廣泛用于工作繁重和所需牽引力較大的場所。單卷筒電動絞車的電動機經 減速器 帶動卷筒， 電動機 與減速器輸入軸之間裝有制動器。為適應提升、牽引和 回轉 等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。一般額定載荷低于 10T 的絞車可以設計成電動絞車。 液壓絞車主要是額定載荷較大的絞車，一般情況下 10T 以上到 5000T 的絞車設計成液壓絞車。其結構主要由液壓馬達（低速或高速馬達）、液壓常閉多片式制動器、行星齒輪箱、離合器 (選配 )、卷筒、支撐軸、機架、壓繩器 (選配 )等組成。液壓馬達具有很高的機械效率，起動扭矩大，并可根據(jù)工況要求帶不同的配流器，還可根據(jù)用戶需要設計閥組直接集成于馬達配油 器上，如帶平衡閥、過載閥、高壓梭閥、調速換向閥或其他性能的閥組，制動器、行星齒輪箱等直接安裝于卷筒內，卷筒、支撐軸、機架根據(jù)力學要求設計，整體結構簡潔合理并具有足夠的強度和剛性。因而該系列絞車在結構上具有緊湊、體積小、重量輕、外形美觀等特點，在性能上則具有安全性好、效率高、起動扭矩大、低速穩(wěn)定性好、噪音小、操作可靠等特點。值得一提的是液壓馬達高的容積效率和美國 SUN 公司優(yōu)質的平衡閥解決了一般絞車都存在的二次下滑中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 5 和空鉤抖動現(xiàn)象，使得該系列液壓絞車的提升、下放和制動過程平穩(wěn)，帶離合器的絞車還可實現(xiàn)自由下放。安裝 于配流盤上的集成閥組則有效地簡化了用戶的液壓系統(tǒng)。由于該系列絞車具備上述優(yōu)點，使其廣泛應用于船舶、鐵路、工程機械、石油、地質勘探、冶金等行業(yè)，其優(yōu)良性能得到了用戶的認可。例：安裝在直升機上的救援設備，主要功用是將人或物吊起、放下，自有動力，可控制，直升機在保持高度懸停時，通過絞車手的控制可收放鋼索將人或物吊起放下。 1.3 絞車的應用 電動絞車是一種起重設備，由于具有結構簡單、搬運安裝靈活、維護保養(yǎng)簡單、操作力便、價格低廉和可靠性高等優(yōu)點，所以被廣泛應用于物料提升、水平或傾斜曳引重物、打樁、集材、冷拉鋼筋、 設備安裝等工作中。 提升重物是電動絞車的一種主要功能，所以各類絞車的設計都是根據(jù)這一要求為依據(jù)的。雖然目前塔吊、汽車吊等取代了絞車的部分工作，如塔吊在建筑工地上用于物料和構件的提升工作，但由于塔吊成本高，一般在大型建筑中使用，而且靈活性較差，故一般中小型建筑仍然廣泛應用電動絞車，就是大型建筑中雖有塔吊，也還需用電動絞車作輔助提升用；汽車吊升雖然靈活方便，但也因為成本太高，而不能在建筑業(yè)中被廣泛應用，所以大型設備的安裝仍然是由電動絞車承擔的。絞車除在建筑工地、設備安裝等方面被廣泛應用外，在冶金、礦山等行業(yè)中亦 廣泛應用，如高爐料鐘和物料的提升，小型礦井的物料提升，船舶上做模的提升等。電動絞車用于提升重物時，需要有門字架、桅桿等配套設備方能實現(xiàn)。 電動絞車還可應用于林區(qū)的集材工作，建筑業(yè)的冷拉鋼筋，小型礦井的水平、傾斜運輸?shù)人交蚵氁芬梦锏墓ぷ骱痛驑兜裙ぷ?。正因為電動絞車具有多種用途，所以它已不僅用于建筑業(yè)，而且在冶金、化工、水電、農業(yè)、軍事及交通運輸?shù)刃袠I(yè)亦被廣泛應用。 在國外，絞車的品種繁多，應用也很廣泛。在西方技術先進的國家中雖然工業(yè)水平先進，機械化程度不斷提高，起重設備也在不斷更新，但仍不能完全淘汰絞車 這樣的行之有效的簡單機械設備。 美國生產電動絞車的廠家有近百家，主要有貝波國際有限公司、哲恩有限公司等，日本從明治 30 年開始制造和使用絞車，北川鐵工所是一家大型生產廠，其生產的絞車品種系列比較齊全，法國生產絞車的廠家很多，其中包藤公司就是生產絞車的主要廠家之一。其他國家，如俄羅斯、英國、挪威、瑞典、加拿大、德國等也都生產著不同用途的各種型號的絞車。 1.4 絞車設計的主要內容 本次設計的題目是電動絞車的剎車裝置，即制動器的設計，絞車由于結構簡單、重量中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 6 不大、移動方便，而被廣泛應用于礦山地面、冶金礦場或建筑 工地等進行調度和其它的運輸工作。 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前 ，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱 表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。 我所設計的剎車裝置的名字叫做 電力液壓鼓式制動器，它則用于各種起重，皮帶運輸，港口裝卸，冶金及建筑機械中各種機構減速和停車制動。它和電動機是一個電源，當剎車時，電動機和制動器斷電，制動器由于斷電則迅速抱緊電動機的軸，使電動機迅速停止，達到絞車剎車的作用， 通電以后，制動器則松開電動機的軸，使其正常的運轉。該設計采用連鎖式退距均等裝置，在使用過程中可始終保持倆測瓦片退距均等且無需調節(jié)，這樣可完全避免因退距不均使一側制動襯墊伏貼制動輪的現(xiàn)象，并設有瓦片自動隨位裝置，而且主要擺動絞點均設有潤滑軸承，傳動效率高，壽命長，在使用過程中無需潤滑，制動彈簧在方管內部在一側設有標尺，用戶十分方便的讀出制動力矩值，免去計算和測量的麻煩。制動襯墊為卡裝式整體成型結構，更換十分方便，快捷，并備有半金屬硬質和半硬質，軟質等不同材料的制動襯墊供用戶選擇，而且它還可以手動釋放，釋放開閘 和閉閘限位開關，可實現(xiàn)制動器是否正常釋放或閉合的信號顯示。還帶有下降延遲閥，可實現(xiàn)制動器的延時閉合。 2 電動機的選取 2.1 電動機的功能 電動機的功能主要表現(xiàn)在能量轉換和輸出量的控制倆方面，所謂電動機是一種旋轉的中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 7 電動機，它從電網輸出電能，轉化成軸上輸出的機械能，從而實現(xiàn)電能到機械能的轉化，之所以稱之為旋轉電動機是因為機械能的輸出是以轉軸旋轉的形式出現(xiàn)的，然而電動機并不都是旋轉電動機，例如直線電動機，它可以直接把電能轉化成直線運動的機械能輸出，當然絕大多數(shù)的電動機是旋轉電動機。 電動機的另一個功能 就是可以對輸出量進行控制，即可以對電動機的轉速和轉矩的狀態(tài)進行調節(jié)，對于調速電動機，伺服電動機等作為控制系統(tǒng)中的執(zhí)行部件而使用的電動機，這種輸出量控制功能十分重要。顯然，這種場合，電動機除了完成能量的轉換的功能之外，其控制功能也應滿足系統(tǒng)的要求。 電動機與半導體裝置等各種控制裝置的組合就是電動機成套裝置，電動機成套裝置能完成各種各樣的控制功能，這些控制功能僅僅依靠電動機本身是無法實現(xiàn)的，這種情況下，究竟是一臺電動機還是一套裝置，有時難以區(qū)分，實用上，可把這種成套裝置作為一個單元來考慮，與單體電動機并列，以便 對其性能有一個更清楚的比較。 2.2 電動機的種類 電動機 主要包括一個用以產生 磁場 的電磁鐵繞組或分布的 定子繞組 和一個旋轉 電樞或轉子，其導線中有 電流 通過并受磁場的作用而使轉動，這些機器中有些類型可作電動機用，也可作 發(fā)電機 用。它是將電能轉變?yōu)闄C械能的一種 機器 。通常電動機的作功部分作旋轉運動，這種電動機稱為轉子電動機；也有作直線運動的，稱為直線電動機。電動機能提供的 功率 范圍很大，從毫瓦級到萬千瓦級。電動機的使用和控制非常方便，具有自起動 、加速 、制動、反轉、掣住等能力，能滿足各種 運行要求；電動機的 工作效率 較高，又沒有煙塵、氣味，不污染環(huán)境，噪聲也較小。由于它的一系列優(yōu)點，所以在工農業(yè)生產、交通運輸、 國防 、商業(yè)及家用電器、醫(yī)療電器設備等各方面廣泛應用。 圖 2-1 電動機內部結構 電動機使用了電流的 磁效應 原理，發(fā)明這一原理的的是丹麥 物理學家 奧斯特 1777 年 8月 14 日生于蘭格朗島 魯?shù)?喬賓的一個藥劑師家庭。 1794 年考入 哥本哈根大學 ， 1799 年獲博士 學位。 1801 1803 年去德、法等國訪問，結識了許多物理學家及化學家。 1806 年起中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 8 任哥本哈根大學 物理學 教授， 1815 年起任丹麥皇家學會常務秘書。 1820 年因 電流磁效應這一杰出發(fā)現(xiàn)獲 英國 皇家學會科普利獎章。 1829 年起任 哥本哈根 工學院院長。 1851 年 3月 9 日在哥本哈根逝世。他曾對物理學、化學和哲學進行過多方面的研究。由于受 康德哲學 與 謝林 的 自然哲學 的影響，堅信自然力是可以相互轉化的，長期探索電與磁之間的聯(lián)系。1820 年 4 月終于發(fā)現(xiàn)了電流對磁針的作用，即電流的磁效應。同年 7 月 21 日以關于磁針上電沖突作用的實驗為題發(fā)表了他的發(fā)現(xiàn)。這篇短短的論文使 歐洲 物理學界產生了極大震動，導致了大批實驗成果的出現(xiàn)，由此開辟了物理學的新領域 電磁學 。 1812 年他最先提出了光與 電磁 之間聯(lián)系的思想。 1822 年他對 液體 和氣體的壓縮性進行了實驗研究。 1825 年提煉出 鋁 ，但純度不高。在聲學研究中，他試圖發(fā)現(xiàn)聲所引起的電現(xiàn)象。他的最后一次研究工作是抗磁性。他是一位熱情洋溢重視科研和實驗的教師，他說：“ 我不喜歡那種沒有實驗的枯燥的講課，所有的科學研究都是從實驗開始的 ” 。因此受到學生歡迎。他還是卓越的講演家和自然科學普及工作者， 1824 年倡議成立 丹麥 科學促進 協(xié)會 ，創(chuàng)建了丹麥第一個物理實驗室。 1908 年丹麥自然科學促進協(xié)會建立 “ 奧斯特獎章 ” ，以表彰做出重大貢獻的物理學家。 1934年以 “ 奧斯特 ” 命名 CGS單位制中的 磁場強度 單位。1937 年 美國 物理教師協(xié)會設立 “ 奧斯特獎章 ” ，獎勵在物理教學上做出貢獻的物理教師。 電動機根據(jù)用戶需要也可以制成帶串勵繞組。中心高 100 280mm 的電動機無 補償繞組 ，但中心高 250mm、 280mm 的電動機根據(jù)具體情況和需要可以制成帶補償繞組，中心高315 450mm 的電動機帶有補償繞 組。中心高 500 710mm 的電動機外形安裝尺寸及技術要求均符合 IEC 國際標準， 電機 的機械尺寸公差符合 ISO 國際標準。 冷卻方式和結構、安裝形式 IC06：自帶 鼓風機 的外通風； ICl7：冷卻空氣進口為管道，出口為 百葉窗 排風；IC37：即冷卻空氣進出口均為管道； IC611：全封閉帶空氣 /空氣冷卻器 ； ICW37A86：全封閉帶空氣 /水冷卻器。并有多種派生形式，如 自通風型、帶軸向風機型、封閉型、空空冷卻器型等。 電動機當中的 同步電動機不但功率因數(shù)高，而且其轉速與負載大小無關，只決定于 電網 頻率。工作較穩(wěn)定。在要求寬范圍調速的 場合 多用直流電動機。但它有 換向器 ，結構復雜，價格昂貴，維護困難，不適于惡劣環(huán)境。 20 世紀 70 年代以后，隨著 電力電子技術 的發(fā)展， 交流電動機 的調速技術漸趨成熟，設備價格日益降低，已開始得到應用 。電動 機在規(guī)定工作制式（連續(xù)式、短時運行制、斷續(xù)周期運行制）下所能承擔而不至引起電機過熱的最大輸出 機械 功率稱為它的 額定功率 ，使用時需注意 銘牌 上的規(guī)定。電動機運行時需注意使其負載的特性與電機的特性相匹配，避免出現(xiàn)飛車或停轉。電動機能提供的功率范圍很大，從毫瓦級到萬千瓦級。 電動機的使用和控制非常方便，具有自起動、加速、制動、反轉、掣住等能力，能滿足各種運行要求；電動機的工作效率較高，又沒有 煙塵 、氣味，不污染環(huán)境， 噪聲 也較小。由于它的一系列優(yōu)點，所以在工農業(yè)生產、交通運輸、國防、商業(yè)及家用電器、醫(yī)療電器設備等各方面廣泛應用。一般 電動機調速 時其輸出功率會隨轉速而變化。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 9 圖 2-2 電動機結構 電動機 從能量消耗的 角度 看，調速大致可分兩種 ： （ 1） 保持 輸入功率 不變 。通過改變調速裝置的能量消耗，調節(jié)輸出功率以調節(jié)電動機的轉速。 （ 2） 控制電動機輸入功率以調節(jié)電動機的 轉速 。 電機、電動機、制動電機、 變頻電機 、調速電機、三相異步電動機、 高壓電機 、多速電機、 雙速電機 和防爆電機。 Y(IP44)系列異步電動機容量從 0.55 200kW， B級絕緣，防護等級 IP44，達到國際電工委員會 (IEC)標準，產品達到 20 世紀 70 年代末國際水平，全系列加權平均 效率 比 JO2系列提高 0.43%，年產量約 2000 萬 kW。 Yx 系列高效電動機 該類電機由上海電器科學研究所組織電機行業(yè)研制成功，容量 1.5 90kW，有 2， 4，6 等 3 種極數(shù)。全系列電動機效率平均比 Y(IP44)系列 高 3%左右，接近國際先進水平。適用于單方向運行，年工作時間在 3000h 以上。負載率大于 50%的場合，節(jié)電效果顯著。該系列電動機 產量 不高，年產量約 1萬 kW。 變極調速電機 ， 主要產品有在國內已批量生產的 YD(90.45 160kW)， YDT(0.17160kW)， YDB(0.35 82kW)， YD(0.2 24kW)， YDFW(630 4000kW)等 8 個系列產品，達到國際 平均應用水平。電磁滑差調速電機 ， 中國 已批量生產 YCT(0.55 90kW)， YCT2(15250kW)， YCTD(0.55 90kW)， YCTE(5.5 630kW)， YCTJ(0.55 15kW)等 8 個系列產品，達到國際平均應用水平，其中 YCTE 系列的技術水平最高，最有發(fā)展前途。 （ 1） 按工作電源分類根據(jù)電動機工作電源的不同，可分為 直流電動機 和交流電動機。其中交流電動機還分為單相電動機和三相電動機。 （ 2） 按結構及工作原理分類電動機按結構及工作原理可分為直流電動機，異步電動機和 同步電動機 。同步電動機還可分為 永磁同步電動機 、磁阻同步電動機和磁滯同布電動機。異步電動機可分為感應電動機和交流換向器電動機。感應電動機又分為三相異步電動機、單電動機 ， 相異步電動機和罩極異步電動機等。交流換向器電動機又分為單相串勵電動機、交直流兩用電動機和推斥電動機。 （ 3）按起動與運行方式分類電動機按起動與運行方式可分為 電容 起動式單相異步電動機、電容運轉式單相異步電動中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 10 機、電容起動運轉式 單相異步電動機和分相式單相異步電動機。 (4)按用途分類電動機按用途可分為驅動用電動機和控制用電動機。驅動用電動機又分為 電動工具 （包括鉆孔、拋光、磨光、開槽、切割、擴孔等工具）用電動機、家電（包括 洗衣機 、 電風扇 、 電冰箱 、空調器、 錄音機 、錄像機、影碟機、 吸塵器 、照相機、 電吹風 、電動剃須刀等）用電動機及其它通用小型機械設備（包括各種小型 機床 、小型機械、醫(yī)療器械、電子儀器等）用電動機?？刂朴秒妱訖C又分為 步進電動機 和伺服電動機等。 (5)按轉子的結構分類電動機按轉子的結構可分為 籠型感應電動機 （舊標準稱為鼠籠型異步電動機）和 繞線轉子感應電動機 （舊標準稱為繞線型異步電動機）。 (6)按運轉速度 分類電動機按運轉速度可分為高速電動機、低速電動機、恒速電動機、 調速電動機 。 2.3 電動機選取與計算 電動機選擇的原則：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最為經濟合理地決定電動機功率。 建筑絞車屬于非連續(xù)制工作機械，而且起動、制動頻繁。因此，選擇電動機應與其工作特點相適應。 建筑絞車主要采用三相交流異步電動機。根據(jù)建筑行業(yè)的工作特點，電動機工作制應考慮選擇短時重復工作 制和短時工作制并優(yōu)先選用冶金及起重用異步電動機 YZR(繞線轉子 ) 、 YZ(籠型轉子 )系列專用電動機。其特點示有良好的密封性，其防護等級為 IP54。 電動機功率的選擇，建筑絞車電動機功率的初選可以按所需的靜功率計算，然后根據(jù)其工作方式進一步確定并校核。 計算公式為 P= 6000eeVF = 3 2 0 0 0 3 0 1 7 . 7 86 0 0 0 0 0 . 9 0 KW （ 2-1） 式中eF鋼絲繩額定拉力 32KN；eV鋼絲繩額定速度 30m/min； 建筑絞車整機傳動效率。這里包括傳動裝置，軸承，連軸器，離合器，卷筒纏繞等總的效率。在這里初步取 90 電動機工作制的選擇，電動機工作時，負載持續(xù)時間的長短對電動機的發(fā)熱情況影響很大，因而對決定電動機的功率也有很大影響。按電動機發(fā)熱的不同情況，電動機分三種工作制，即連續(xù)工作制、短時工作制和短時重復工作制。建筑絞車所用電動機工時間短，電動機溫升來不及達到穩(wěn)定值；停車時間亦 短，電動機也來不及完全冷卻到周圈環(huán)境溫度，所以穩(wěn)定溫升為一溫度區(qū)間，在這種情況下。一般都選擇短時重復工作制。 我國專門生產了標準短時重復工作制電動機，標準負載持續(xù) Fc 別為： 15， 25，40， 60。而且同一臺電動機 Fc 不同，擔負的負載也不同。對于短時重復工作制，應盡量選擇此類電動機。 通過對功率的計算和工作制的選擇，本次設計選取的電動機為 YZR 系列繞線轉子電動機，其有較高的機械強度和過載能力，并且轉動慣量小，適合頻繁啟動。所選具體型號為YZR 200L。 其基本參數(shù)為： 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 11 表 2-1 電動機參數(shù) 機座號 功 率 /KW 轉速 r/min 轉動慣量 kg2m 轉子繞線開路電壓 /V 200L 22 964 0.67 200 電動機的校核，電動機校驗主要是指電動機熱功率的校驗。一般按發(fā)熱校驗電動機的功率，并根據(jù)負載性質、電動機類型作過載能力校驗，如果采用籠型異步電動機，則還需作起動能力校驗。校驗的結果應滿足：在額定負載工況工作時，電動機不出現(xiàn)過熱現(xiàn)象；在設計極限要求情況下，電動機的最大轉矩或起動轉矩應保證建筑絞車負載順利起動，特別是懸空重物的再次起動。 在校驗時，建 筑絞車要求的負載持續(xù)率 Fc 值和每小時起動次數(shù) Z 值應根據(jù)實際工作情況進行計算。具體的電動機發(fā)熱驗算，按系數(shù)法進行電動機發(fā)熱計算 。 NNkN jx 25 （ 2-2） 式中xN電動機的發(fā)熱功率，jN機構的靜載荷功率，參考文獻倪慶興，王煥勇主編起重機械上海交通大學出版社， 1900 年電動機靜功率電KNN j /取電K1.5，則jN 14.67KW；25k考慮工作級別不同條件下?lián)Q算時的換算系數(shù)。得25k0.75； 考慮其電動機工作時間對發(fā)熱影響得系數(shù)。得 取 1.2。將數(shù)值代入上式得 kw22Nkw2.13NkN j25x 故所選電動機發(fā)熱條件通過。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 12 3 制動系統(tǒng) 3.1 離合器的設計 手控絞車常使用圓錐摩擦離合器，并配以帶式制動器進行工作。圓錐摩擦離合器分單錐式和雙錐式，見圖 3-1。絞車以使用單錐式為多。絞車亦有使用漲圈摩擦離合器的，但目前使用較少。 圓錐摩擦離合器的結構簡單，接合比較平穩(wěn)，脫開后能保持摩擦面完全分離。但對軸的偏心比較敏感，錐體加工要求高。由于圓錐摩擦離合器的接觸面積小，在傳遞大轉矩時，外形尺寸較大，結構不緊湊，接合平穩(wěn)性降低。因此，僅適用于中小噸位的絞車。 圖 3-1 圓錐 摩擦離合器 （一）圓錐摩擦離合器的結構及工作原理 如圖 3-1所示，卷筒左端是摩擦離合器和制動器，右端是棘輪停止器。摩擦離合器的圓錐面和制動器的摩擦面就是卷筒凸緣的內外表面。摩擦塊與開式傳動的大齒輪聯(lián)為一體。通過操縱手柄 2（圖 3-2）使多線螺旋 12（圖 3-2）旋轉，帶動頂桿 10（圖 3-2）作軸向運動，推動推進板 9 和墊圈 8，使卷筒沿軸向向左移動與錐形摩擦面緊密結合，從而使卷筒轉動。制動前，必須先打開離合器，此時需按相反方向轉動離合器操縱手柄 2，通過彈簧 5 的反作用力使卷筒與大齒輪脫離接觸。幾乎同時，帶式制動器上閘 進行制動。為使制動更加可靠，又使用了棘輪停止器。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 13 圖 3-2 離合器、制動器、停止器組合系統(tǒng) 1 主軸 2 齒輪 3 制動輪 4 摩擦木 5 彈簧 6 卷筒 7 棘輪 8 墊圈 9 推進板 10 頂桿 11 頂絲箱 12 頂絲 13 擺動臂 14 連桿 15 推力球軸承 16 彈簧壓蓋 17 調整螺栓 圖 3-3 離合器、制動器操縱系統(tǒng)簡圖 1 制動器操縱手柄 2 離合器操縱手柄 3 連接頭 4 連接桿 5 連接螺桿 6 制動閘帶 7 彈簧 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 14 （二）圓錐摩擦離合器的參數(shù)確定 圓錐摩擦離合器的主要尺寸 （ 1）摩擦面的平均直徑摩擦面的平均直徑用下式計算 Dm=(D1+D2)/2=(46)d (mm) （ 3-1） 式中 D2、 D1 圓錐工作面的大端和小端直徑（ mm）； d 離合器軸徑（ mm）。 Dm 值也可根據(jù)具體結構確定。 （ 2）摩擦面的工作寬度 圓錐面母線工作部分寬度用下式計算 b=（ 0.150.25） Dm(mm) （ 3）摩擦錐的半錐角 為 避免離合器接合后錐面自鎖不易脫開，通常取摩擦錐半角 arctan 式中 u 離合器接合面的摩擦系數(shù)； 摩擦錐半錐角。上述參數(shù)，是離合器設計的重要幾何參數(shù)。 3.2 制動器的設計計算 3.2.1 制動器的外形 為了確保絞車安全，可靠地工作，必須裝設制動器。 制動器分類、特點及其選擇，制動器按用途可分為停止制動、支持制動和下降制動三種。停止和支持式制動器具有停止和支持中午懸掛在空中的作用；而下降式制動器除具有前者停止運動的作用外，還具有調節(jié)機構運動的作用。 按照工作狀態(tài)，制 動器又分為常閉式和常開式。常閉式制動器經常處于合閘狀態(tài)，當機構運轉時，可利用人力、電磁力等外力使制動器松閘。而常開式與此相反，它經常處于松閘狀態(tài)，只有施加外力時才能合閘。 按照制動器結構特征，又分為帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器和盤式制動器四種。 絞車至少要裝一套常閉式的支持制動器，并常采用帶式制動器和外抱式制動器，小噸位絞車亦可采用蹄式制動器。 在設計或選擇制動器時，主要依據(jù)是制動力矩。無論是標準制動器，還是自行設計的制動器都要做必要的發(fā)熱驗算。 帶式制動器，帶式制動器主要適合中小噸位的絞車。因其結構 簡單，常將制動輪與卷筒做成一體。帶式制動器的類型及工作原理。 帶式制動器是用撓性鋼帶包圍制動輪，而帶的一端或兩端固接在杠桿上，操縱杠桿使帶壓緊制動輪產生摩擦力，從而達到制動輪的目的，見圖 3-4。 帶式制動器常見有簡單式、綜合式和差動式三種類型。為了增加摩擦系數(shù)，在帶的工作表面上裝有摩擦材料，如皮革、石棉和輥壓帶等。當制動器松閘時，應使制動帶與帶輪間形成 11.5mm 的徑向間隙。為了使制動帶均勻脫開，沿制動帶包角圓段上裝設若干彈簧，通過彈簧的徑向拉力，使制動閘帶均勻脫離制動輪。擰動調整螺栓來調節(jié)帶與輪的徑向間中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 15 隙主要由主程序、超聲波發(fā)生子程序、超聲波接收中斷程序及顯示子程序等部分。 制動帶與杠桿的聯(lián)接是依靠制動帶的兩端采用專門的聯(lián)接件與杠桿聯(lián)接，見圖 3-5。其中一端作剛性固接，見圖 3-5a；另一端利用螺紋聯(lián)接，見圖 3-5b。 聯(lián)接處的鉚釘應按剪切強度驗算，對于材料 Q215A、 Q235A 的鉚釘，杠桿與制動帶聯(lián)接結構處的螺栓應進行疲勞強度計算。必要時，還需對傳力杠桿剛度進行校核。 當松閘時，帶與制動輪摩擦面之間的退距大小應能根據(jù)制動狀態(tài)隨時進行調節(jié)。制動過程應力求平穩(wěn)，但退距過大，制動靈敏性差，制動器容易發(fā)熱或制動操 作困難。 對較大噸位的絞車，其制動力用手進行控制比較困難，可靠性也較差，這時可采用機械或電液控制的方法。 圖 3-4 制動操縱裝置 1 制動操縱手柄 2 制動器手柄座 3 棘爪操縱拉桿 4 棘爪操縱座 5 制動閘帶 6 操縱制動連桿 7 操縱離合連桿 8 棘爪 9 棘輪 10 彈簧 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 16 圖 3-5 制動帶與杠桿的聯(lián)接型式 a) 剛性聯(lián)接 b) 螺紋聯(lián)接 外抱塊式制動器，常用的外抱塊式制動器已經標準化，已有多種類型產品可供選用。這類制動器在電控絞車上應用普遍，可根據(jù)計算制動力矩初 選型號，然后進行發(fā)熱校核計算。在這就不具體闡述了。 3.2.2 制動器系數(shù)的分析 (1)當 0時：制動時總是先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； (2)當 0時：制動器則打開使電機帶動高速軸轉動，這時絞車趨于工作穩(wěn)定性； (3)當 0時：制動時電機轉動時抱死，使絞車成為制動狀態(tài)，這是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。 分析表明，絞車在同步附著系數(shù)為 制動時，其制動減速度為 gqgdtdu 0 即0q， q 為制動強度。而在其他附著系數(shù) 的制動時，達到即將抱死的制動強度 q 這表明只有在 0上，制動的附著條件才可以得到充分利用。根據(jù)相關資料查出絞車0 0.6，故取0=0.6。 3.2.3 制動器制動力矩的確定 力矩分配系數(shù)計算： 根據(jù)公式：LhL g02 （ 3-1） 得： 67.06.2 85.06.025.1 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 17 制動器軸最大附著力矩 ： eg rqhLLGM )( 1m ax1 （ 3-2） 式中： 該絞車所能遇到的最大附著系數(shù)； q 制動強度； er 有效半徑；max1M 軸最大制動力矩； L 軸距； q=ghaa )( 0 = 85.0)6.07.0(35.1 7.035.1 =0.66 （ 3-3） 故軸maxM= 3707.0)85.066.035.1(6.220000 =1.57 610 Nmm 制動力矩為 2/1057.1 6 =0.785 610 Nmm 軸max1M= Tmax1f=max21 fT =0.67/(1-0.67) 1.57 610 =3.2 610 Nmm 3.3 制動器主要零部件 （ 1）制動鼓 ：制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對絞車為15N cm 20 N cm；對貨車為 30 N cm 40 N cm。絞車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差 0.03mm，徑向跳動量 0 O 5mm，靜不平衡度 1 5N.cm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由 11 mm 增至 20 mm 時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是 HT20-40。 （ 2）制動蹄：制動蹄腹板和翼緣的厚度，摩擦襯片的厚度，絞車 多為 4.5mm 5mm。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為 HT200。 （ 3）制動底板：制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型絞車則采用可聯(lián)鑄鐵KTH370 12 的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用 45 號鋼。 （ 4）制動 蹄的支承：自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 18 應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵 (KTH370 12)或球墨鑄鐵 (QT400 18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在 張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 （ 5）制動輪缸：制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。其缸簡為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插人槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領路式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。本次設計采用的是 HT250。 3.4 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 絞車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散絞車的部分動力的任務。此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦 襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。 （ 1）比能量耗散率：制動器的能量耗散率為 221211()122am v vetA （ 3.4） 式中： ：絞車回轉質量換算系數(shù)，緊急制動時 02 v ， 1 ； am：絞車總質量； 1v ， 2v ：絞車制動初速度與終速度， m /s ；計算時絞車取 27.8m /s ； t ：制動時間， s ；按下式計算 t=jvv 21 =27.8/6=4.6s （ 3.5） 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 19 j ：制動減速度， 2/sm ， gj 6.0 0.6 10 6 2/sm ；1A，2A：前、后制動器襯片的摩擦面積；1A=7600mm2 ,質量在 1.5 2.5/t 的絞車摩擦襯片面積在 200-300cm2 ,故取2A=30000mm2 。 ：制動力分配系數(shù)。 則 1211 221tAvme a = 67.076006.422 8.271550 2 =5.7 2/mmw （ 3-6） )1(2212212 tAvme a = )67.01(3 0 0 0 06.422 8.271550 2 =0.7 2/mmw （ 3-7） 絞車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于 1.8 2/mmw ，故符合要求。 （ 2） 比滑磨功fL 磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度 至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功fL來衡量： 22 m axfaaf LAvmL （ 3-8） 式中：am：絞車總質量 A：制動器各制動襯片的總摩擦面積， A 21 22 AA 2cm= 2763002 =752cm2 ； （ 3-9） maxav: smhkmva /44/160max fL：許用比滑磨功，絞車取 1000J/ 2cm 1500J/ 2cm 。 Lf =7522 44155021497J/ 2cm 1000J/ 2cm 1500J/ 2cm （ 3-10） 故符合要求。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 20 4 減速器的設計 4.1 傳動參數(shù)的設計 按額定轉速初定總傳動比： 已知要求電動機額定轉速 964r/min；鋼絲繩速度 30m/min。根據(jù) 計算，初取卷筒直徑 350mm，鋼絲繩直徑 17mm.按照鋼絲繩纏繞 2 圈時進行計算 ： 卷筒轉速為 30 2 3 . 8 3( 3 5 0 3 1 7 ) (r/min) （ 4-1） 總傳動比 i 964 4 0 .4 52 3 .8 3 參考常用減速器的類型，兩級圓柱齒輪減速器可實現(xiàn)這一范圍的傳動比。其主要類型有展開式，分流式，同軸式。其各自特點為： 展開式 ：級展開式圓柱齒輪減速器的結構 簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此，軸應設計有較大的鋼度。高速齒輪布置在遠離轉矩輸入處。建議用在載荷比較平穩(wěn)的場合，高速級做成斜齒，低速級可做成直齒。 分流式 ：結構比較復雜，低速級做成人字齒時相對軸承是對稱的，載荷沿齒寬分布均勻，中間軸危險截面上轉矩對于軸所傳遞的轉矩減半，一般用在變載荷場合。當高速級采用人字齒，結構不合理，一般不用。 同軸式：減速起的長度較短，載荷分布也均勻。但軸向尺寸和重量較大。并限制了傳動布置的靈活性。 經過分析，最后決定選擇展開式兩級圓柱齒輪減速器。 （ 1）軸的轉速 I 軸 mnn 1=964r/min (4-2) II 軸 88.12848.7964112 innr/min (4-3) III軸 35.588.128123 inn24.1r/min (4-4) （ 2）軸的輸入功率 I 軸 78.2199.02211 dPP (4-5) II 軸 70.2097.098.078.213212 PP (4-6) III 軸 68.1997.098.070.203223 PP (4-7) 卷筒 09.1999.098.068.191234 PP (4-8) 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 21 （ 3）軸的輸入轉矩 電動機的輸入轉矩 964221055.91055.9 66mdd nPT217946.058 (4-9) 則 I軸 6.2 1 5 7 6 699.0058.2 1 7 9 4 611 dPT (4-10) II軸 48.797.098.06.2 1 5 7 6 613212 iPT 1534205.8 (4-11) III 軸 35.597.098.08.1 5 3 4 2 5 023223 iPT 7802525.8 (4-12) 卷筒 97.098.08.78025251234 PT7570010.5 (4-13) 式中 1 、 2 、3、 4 分別代表連軸器，軸承，齒輪傳動和卷筒的傳動效率。取 1 0.99，2 0.98， 3 0.97， 4 0.96。 4.2 減速器齒輪選擇和計算 （一） 低速級齒輪的計算 根據(jù)輸入功率 21.78KW,小齒輪轉速 964r/min,傳動比 i 7.48。選定齒輪類型，精度等級，材料和齒數(shù)。（ 1） 按前提示高速級選擇斜齒圓柱齒輪傳動；（ 2）根據(jù)絞車工作環(huán)境，選擇其減速器為 7級精度（ GB10095-88）；（ 3）材料選擇。小齒輪材料選 40Cr（調質），硬度為 280HB，大齒輪因為外形比較大選用鑄鋼，經退火，?；幚砗笳{質，硬度可達 240HB； 初選小齒輪齒數(shù) 1z 24，則 達齒輪齒數(shù)為 2Z i 1Z 24 7.48 179.5。考慮兩齒數(shù)最好為互質數(shù)，選 179；選螺旋角。初選 14 度。按齒面接觸強度計算，根據(jù)參考公式 1td 213 12 ()H EHtduuZZKT gg (4-14) 確定公式種的各計算數(shù)值，選載荷系數(shù)tK 1.6，小 齒輪傳遞的轉矩查表 4 1 得 1T 215766.6 N mm.，取齒寬系數(shù)d 1，齒數(shù)比 u傳動比 i，hZ =2.43， 1.75，材料的彈性影響系數(shù)eZ 188.9，按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限 1limH 600MPa；大齒輪的觸疲勞強度極限 2limH 550MPa.計算應力循環(huán)次數(shù)，按工作壽命 15 年，每年工作300 天，每天 10 小時 1N =60 964 10 300 15=2.6 109 。接觸疲勞壽命 1HNK =0.92, 1HNK =1.08. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 22 1 11 0 . 9 2 6 0 0 5 5 2 HN H i mH K M P a M P aS (4-15)2 22 1 . 0 8 5 5 0 5 9 4 HN H i mH K M P a M P aS (4-16)12 ( ) / 2 ( 5 5 2 5 9 4 ) / 2 5 7 3 H HH M P a (4-17) 試算小齒輪圓直徑 231 2 1 . 6 2 1 5 7 6 6 . 6 7 . 4 8 11 1 . 7 5 7 . 4 8 2 . 4 3 1 8 8 . 9()573t mmd 61.26mm (4-18) 計算圓周速度 smndv t /09.360000 96426.6114.3100060 11 (4-19) 計算齒寬 b 和模數(shù) m smndv t /09.360000 96426.6114.3100060 11 (4-20) mmzdm tnt 49.224 14c o s26.61c o s 011 (4-21) mmmh nt 6.549.225.225.2 6 1 . 2 5 1 0 . 9 45 . 6bh 計算縱向重合度 ta n318.0 1 dZ 0.318 1 24 0.25 1.903 (4-22) 計算載荷系數(shù) K，取使用系數(shù) AK =1。 根據(jù) v 3.09m/min,7 級精度。動載系數(shù)vK=1.1 由表 10 4 查得HK的計算公式。 HK=1.12+0.18+(1+0.6)+0.23 310 61.26=1.42 (4-23) 查得 FK =1.35，查得 HK = FK =1.4 故載荷系數(shù) HHA KKKKK V=1 1.1 1.4 1.42=2.21 (4-24) 7.676.1/21.226.61/ 331 tlt KKdd mm 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 23 模數(shù) mmzdmn 75.22497.07.67c o s11 按齒根彎曲強度計算 F saFdn YYgzYKTm 311 c o s2 (4-25) （ 1） 計算載荷系數(shù) 10.235.14.11.11 FFVA KKKKK (4-26) （ 2） 已知參數(shù)， 1T 215766.6 N mm， 014 ，d 1， 1Z 24， 1.75。 （ 3） 根據(jù)縱向重合度 1.903，查得螺旋角Y=0.88。 （ 4） 計算當量齒數(shù) 27.2614c o s24c o s 03311 ZZv (4-27) 47.19214c o s179c o s 03322 ZZv (4-28) （ 5） 查取齒形數(shù) 和應力校正系數(shù) 1FaY 2.59，2FaY 2.12，1SaY =1.596, 2SaY=1.865. （ 6） 計算彎曲疲勞許用應力 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 1FE =500MPa，大齒輪得彎曲疲勞強度極限為2FE 380 MPa。查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =0.85, 2FNK =0.88.取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1.4 4.1 50085.04.1 111 FEFNF K 303.57MPa (4-29) 4.1 38088.04.1 222 FEFNF K 238.86MPa (4-30) （ 7） 計算并比較大，小齒輪的 FSaFaYY 57.303 597.159.21 11F SaFa YY 0.01363 (4-31) 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 24 0 86.2 3 8 8 6 5.121.22 22F SaFa YY .01725 (4-32) 設計計算 322075.124114c o s88.06.2157661.22nm 2.35mm (4-33) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)nm大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取nm 2.5，已經可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 1d 67.7mm來計算應由齒數(shù)。于是有 5.214c o s7.67c o s 011 nmdZ 26.4 (4-34) 取 1z 26， 則 2z u1z 7.48 26 194.48 195（盡量使齒數(shù)互為質數(shù)） 計算中心矩 021 14c o s25.219526c o s2 nmzza 283.07mm (4-35) 2832 5.219526a r c c o s2a r c c o s 21 a mzz n 13 55o 56 (4-36) 因為 值改變不多，故參數(shù)不必修改。 計算大，小齒輪的分度圓直徑 011 565513c o s5.226c o s nmzd 67.0mm (4-37) 022 565513c o s5.2192c o s nmzd 502.5mm (4-38) 計算齒輪寬度 mmdbd 671671 ，圓整后取 mmB 702 , mmB 751 。結構設計。初步決定小齒輪做成齒輪軸，大齒輪采用腹板式結構 （二） 高速級齒輪的計算 由表 4 1 知輸 入功率 20.7KW,小齒輪轉速 128.88r/min,傳動比 i 5.35 選定齒輪類型，精度等級，材料和齒數(shù)。低速級選擇直齒圓柱齒輪傳動；精度依然選 7 級；材料選擇。跟高速一樣，小齒輪材料選 40Cr（調質），硬度為 280HB，大齒輪因為外形比較大選用鑄鋼，經退火，?；幚砗笳{質，硬度可達 240HB；初選小齒輪齒數(shù) 1z 24，則 達齒輪齒數(shù)為 2Z i 1Z 24 5.35 128.4?？紤]兩齒數(shù)最好為互質數(shù)，選 129。按齒面接觸強度計算。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 25 根據(jù)參考公式 3 2211 132.2HdEttuZuTKgd (4-39) 確定公式內的各計算值 （ 1） 選載荷系數(shù)tK 1.3 （ 2） 小齒輪傳遞的轉矩查表 4 1 得1T 1534205.8N mm. （ 3） 取齒寬系數(shù)d 1 （ 4） 齒數(shù)比 u傳動比 i （ 5） 材料的彈性影響系數(shù)d 188.9 （ 6） 按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限 1limH 600MPa；大齒輪的觸疲勞強度極限 2limH 550MPa. （ 7） 計算應力循環(huán)次數(shù)，按上對齒輪計算時的條件則 （ 8） 81 1048.3 N 7812 105.635.5 1048.3 iNN ( 4-40) （ 9） 查得接觸疲勞壽命 H ，1HNK=1.08, 2HNK =1.15。 （ 10） 計算接觸疲勞許用應力，依舊取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1。 MPSK FEFNH 648111 MPSK FEFNH 5.6 3 2222 計算 （ 1） 試算小齒輪圓直徑，帶入 H 中較小的值 231 1 . 3 1 5 3 4 2 0 5 . 8 5 . 3 5 12 . 3 2 1 3 8 . 1 51 5 . 3 5 1 8 8 . 9()6 3 2 . 5t m m m md (4-41） （ 2） 計算圓周速度 smndv t /93.06 0 0 0 0 88.12815.13814.3100060 11 (4-42) （ 3） 計算齒寬 b 和模數(shù) m 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 26 mmdbtd 15.13815.13811 (4-43) 65.524 15.1 3 811 zdm ttmm mmmh t 96.1276.525.225.2 66.1096.12 15.138 hb （ 4） 計算載荷系數(shù) K， 根據(jù) v 0.93m/min,7 級精度。查得動載系數(shù) VK =1.03，查得HK 的計算公式。HK=1.12+0.18+(1+0.6)+0.23 310 138.15=1.4，查得FK=1.35 查得AK =1 查得 HK = FK =1.1。故載荷系數(shù) HHA KKKKK V =1 1.03 1.1 1.4=1.58 mmKKddtt 1.1503.1/58.115.138 3311 (4-44) 模數(shù) mmzdmn 25.6241.15011 按齒根彎曲強度計算 3 112 Fdz SaFa YYKTm 確定計算參數(shù) （ 1） 計算載荷系數(shù) 53.135.11.103.11 FFA KKKKK V (4-45) （ 2） 已知參數(shù) 1T 1534205.8 N mm，d 1， 1Z 24； (4-46) （ 3） 查取齒形數(shù)和應力校正系數(shù) 1FaY 2.65，2FaY 2.16，1SaY =1.58, 2SaY=1.81 (4-47) （ 4） 計算彎曲疲勞許用應力 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 1FE =500MPa，大齒輪得彎曲疲勞強度極限為2FE 380 MPa。查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =0.85, 2FNK =0.88.取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1.4，由式 10 12 得 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 27 4.1 50085.04.1 111 FEFNF K 303.57MPa (4-48) 4.1 38088.04.1 222 FEFNF K 238.86MPa (4-49) （ 5） 計算并比較大，小齒輪的 FSaFaYY 0 1 3 7 9.057.303 58.165.21 11 F SaFa YY 01637.086.238 81.116.22 22 F SaFa YY 大齒輪的數(shù)值大。設計計算 mmmmm 11.501637.02418.153420553.1232 (4-50) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅于齒輪直徑有關，所以取 m=6 可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 1d 150.1mm來計算。 小齒輪齒數(shù) 256 1.15011 mdZ 大齒輪齒數(shù) 75.1332535.512 uZZ ，取 2z 134 這樣設計 出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊。 幾何尺寸計算，計算分度圓直徑。 mmmzd 1 5 062511 (4-51) mmmzd 8 0 461 3 422 (4-52) 計算中心距 mmdda 4772/8041502/21 (4-53) 計算齒輪寬度 mmdb d 15015011 （ 4-54） 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 28 取 mmB 1601 mmB 1502 。 4.3 軸的計算和校核 軸是機械設備中的重要零件之一。其主要功能是支承作回轉運動的零件，并傳遞運動和動力。軸通過軸承與機架相聯(lián)，裝在軸上的 零件都圍繞軸心線作回轉運動，形成了一個以軸為基礎的軸系部件。因此，在軸的設計中，不能只考慮軸本身，還必須計及軸系零 (部 )件對軸的影響。 （一）軸的材料的選擇 根據(jù)建筑絞車、制動頻繁，沖擊載荷大的工作特點減速器中軸的材料，應具有足夠的靜強度和疲勞強度，并具有一定的韌性、耐磨性和抗腐蝕性。選擇軸的材料時除首先要滿足使用要求外還要考慮材料的工藝性及經濟性等。油的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。毛坯多用軋制圓鋼和鍛件。軸的常用材料為優(yōu)質中碳鋼，如 35、 45、 50 鋼，其中以 45 鋼最為常用?？紤]到本次設計工作要求較高， 并可能有齒輪軸，所以考慮選用合金鋼， 40Cr調質鋼。 （二）軸的強度計算 建筑絞車減速器的軸為轉軸，工作時既承受彎矩又承受轉矩，還承受一定的沖擊載荷。且軸上載荷的大小、方問及作用位置已知，支承位置已定時，可按當量彎矩近似計算任一截面的強度；對于重要的軸，在上述計算和結構設計的基礎上，還應對危險截面進行疲勞強度和靜強度安全系數(shù)的精確校核計算。 當軸的長度及跨度未定時，支座反力及軸的彎矩無法求得，因此無法進行軸的結構設計和強度計算。因此，本次設計是先根據(jù)軸所承受的轉矩估算軸徑。，在此估算軸徑的基礎上進行軸的結 構設計。必要時再進行軸的校核。 對于實心軸 3 pdAn （ 4-55） 式中 d 軸的直徑（ mm） p 軸傳遞的功率（ KW） n 軸的轉速（ r/min） A于軸的材料相應的許用扭剪應力有關的系數(shù)，得 40Cr 的許用扭剪應力 40: 52，取 46。 A為 107: 98。取 100。 計算 I軸 312 1 . 7 81 0 0 2 8 . 2 7964 mmd （ 4-56） 計算 II 軸 322 0 . 7 01 0 0 5 4 . 3 61 2 8 . 8 8 mmd （ 4-57） 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 29 計算 III軸 331 9 . 6 81 0 0 9 3 . 4 72 4 . 1 mmd （ 4-58） 根據(jù)后期連軸器的選擇時得 減速器伸出軸應大于 45mm。以和電動機的伸出軸 d 60相配合。所以，取輸入軸的軸承處直徑為 50mm。 （三）軸的結構設計 軸的結構設計就是要確定出軸的合理外形和全部結構尺寸。軸的結 構設計本身必須同時考慮強度問題，結構不合理往往給強度帶來不利的影響。在許多情況下，是軸的結構要求決定了它的外形及尺寸，而且軸的結構設計應使軸具有合理的外形，同時應滿足使用和工藝要求。軸的合理外形應滿足：軸和裝和軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整；軸應具有良好的制造工藝性。影響軸結構的主要因素包括：軸的受力性質、大小、方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。 （ 1）軸上零件的軸向固定 軸上零件在軸向的準確工作位置是靠一定的軸向固定方法來實現(xiàn)的。本 次主要選用軸肩、軸環(huán)、套筒來定位，其種，軸肩、軸環(huán)定位特點是結構簡單，定位可靠，可承受較大軸向力。套筒定位的特點是結構簡單，定位可靠，軸上不需要開口和制成螺紋，因而不影響軸的疲勞強度，但在轉速較高的情況下不適合。 （ 2）提高軸的疲勞強度應采取的結構措施 軸的失效多屬于疲勞破壞，而疲勞破壞最危險部位是在應力集中較嚴重之處。為避免因疲勞而斷裂，設計軸的結構時，盡量避免或減小應力集中。在軸的截面變化處應注意，不使軸的疲勞強度受到比較嚴重的削弱。同時必要的時候可以通過提高軸的表面質量和強化軸的表面來提高軸的疲勞強 度。本次設計主要通過圓角來降低軸的應力集中現(xiàn)象。 （ 3）軸的結構工藝性 設計軸的結構形狀時，應該使軸的形狀便于加工、裝配、測量和維修。在同一軸上直徑相差不大的軸段上的鍵槽采用同一規(guī)格的鍵槽截面尺寸，并分布在同一加工直線上。為便于軸上零件的裝配，在軸端加工出 45 度的倒角。為保證軸向定位可靠，與輪配裝的軸段長度，應略小于輪長 2-3mm。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 30 5 聯(lián)軸器的設計 5.1 聯(lián)軸器的種類和選用因素 聯(lián)軸器種類繁多，按照被聯(lián)接兩軸的相對位置和位置的變動情況，可以分為： 1固定式聯(lián)軸器。主要用于兩軸要求嚴 格對中并在工作中不發(fā)生相對位移的地方，結構一般較簡單，容易制造，且兩軸瞬時轉速相同，主要有凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器等。 2 可移式聯(lián)軸器。主要用于兩軸有偏斜或在工作中有相對位移的地方，根據(jù)補償位移的方法又可分為剛性可移式聯(lián)軸器和彈性可移式聯(lián)軸器。剛性可移式聯(lián)軸器利用聯(lián)軸器工作零件間構成的動聯(lián)接具有某一方向或幾個方向的活動度來補償，如牙嵌聯(lián)軸器（允許軸向位移）、十字溝槽聯(lián)軸器（用來聯(lián)接平行位移或角位移很小的兩根軸）、萬向聯(lián)軸器（用于兩軸有較大偏斜角或在工作中有較大角位移的地方）、齒輪聯(lián)軸器（允許綜合位移 ）、鏈條聯(lián)軸器（允許有徑向位移）等，彈性可移式聯(lián)軸器（簡稱彈性聯(lián)軸器）利用彈性元件的彈性變形來補償兩軸的偏斜和位移，同時彈性元件也具有緩沖和減振性能，如蛇形彈簧聯(lián)軸器、徑向多層板簧聯(lián)軸器、彈性圈栓銷聯(lián)軸器、尼龍栓銷聯(lián)軸器、橡膠套筒聯(lián)軸器等。聯(lián)軸器有些已經標準化。選擇時先應根據(jù)工作要求選定合適的類型，然后按照軸的直徑計算扭矩和轉速，再從有關手冊中查出適用的型號，最后對某些關鍵零件作必要的驗算。 分類還包括球籠式萬向聯(lián)軸器 圓錐碗簧聯(lián)軸器 SWP、 SWC 型十字軸式萬向聯(lián)軸器矯正機用十字軸式萬向聯(lián)軸器（ JB/T7846.2-95）彈簧管聯(lián)軸器 WS、 WSD型十字軸式萬向聯(lián)軸器（ JB/T5901-91） WSH 型滑動軸承十字軸式萬向聯(lián)軸器 ML 型薄膜聯(lián)軸器（ SJ2127-82） SWZ型整體軸承座十字軸式萬向聯(lián)軸器 93 聯(lián)軸器屬于機械通用零部件范疇，用來聯(lián)接不同機構中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半部分組成，分別與主動軸和從動軸聯(lián)接。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工作機相聯(lián)接，是機械產品軸系傳動最常用的聯(lián) 接部件。 20 世紀后期國內外聯(lián)軸器產品發(fā)展很快，在產品設計時如何從品種甚多、性能各異的各種聯(lián)軸器中選用能滿足機器要求的聯(lián)軸器，對多數(shù)設計人員來講，始終是一個困擾的問題。常用聯(lián)軸器有膜片聯(lián)軸器 ，齒式聯(lián)軸器，梅花聯(lián)軸器，滑塊聯(lián)軸器，鼓形齒式聯(lián)軸器，萬向聯(lián)軸器，安全聯(lián)軸器，彈性聯(lián)軸器及蛇形彈簧聯(lián)軸器。目前我國制訂為國標和行標的有十幾種，這些標準聯(lián)軸器絕大多數(shù)是通用聯(lián)軸器，每一種聯(lián)軸器都有各自的特點和適用范圍，基本能夠滿足多種工況的需要，一般情況下設計人員無需自行設計聯(lián)軸器，只有在現(xiàn)有標準聯(lián)軸器不能滿足需要時才需自 行設計聯(lián)軸器。標準聯(lián)軸器選購方便，價格比自行設計的非標準聯(lián)軸器要便宜很多。在眾多的標準聯(lián)軸器中，正確選擇適合自己需要的最佳聯(lián)軸器，關系到機械產品軸系傳動的工作性能、可靠性、使用壽命、振動、噪聲、節(jié)能、傳動效率、傳動精度、經濟性等一系列問題，也關系到機械產品的質量。設計人員在選用聯(lián)軸器時應立足于從軸系傳動系統(tǒng)的角度需要來選擇聯(lián)軸器，應避免單純的只考慮主、從動端聯(lián)接選擇聯(lián)軸器。 動力機到工作時之間，通過一個或數(shù)個不同品種或不同型式、規(guī)格的聯(lián)軸器將主、中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 31 從動端聯(lián)接起來，形成軸系傳動系統(tǒng)。在機械傳動中，動力機不外乎電 動機、內燃機和汽輪機。由于動力機工作原理和結構不同，其機械特性差別很大，有的運轉平穩(wěn)，有的運轉時有沖擊，對傳動系統(tǒng)形成不等的影響。動力機的機械特性對整個傳動系統(tǒng)有一定的影響，不同類型的動力機，由于其機械特性不同，應選取相應的動力機系數(shù)KW，選擇適合于該系統(tǒng)的最佳聯(lián)軸器。動力機的類別是選擇聯(lián)軸器品種的基本因素；動力機的功率是確定聯(lián)軸器的規(guī)格大小的主要依據(jù)之一，與聯(lián)軸器轉矩成正比。 固定的機械產品傳動系統(tǒng)中的動力機大都是電動機，運行的機械產品傳動系統(tǒng) (例如般舶、各種車輛等 )中的動力機多為內燃機，當動力機為缸 數(shù)不同的內燃機時，必須考慮扭振對傳動系統(tǒng)的影響，這種影響因素與內燃機的缸數(shù)、各缸是否正常工作有關。此時一般應選用彈性聯(lián)軸器，以調整軸系固有頻率，降低扭振振幅，從而減振、緩沖、保護傳動裝置部件，改善對中性能，提高輸出功率的穩(wěn)定性。 由于結構和材料不同，用于各個機械產品傳動系統(tǒng)的聯(lián)軸器，其承載能力差異很大。載荷類別主要是針對工作機的工作載荷的沖擊、振動、正反轉、制動、頻繁啟動等原因而形成不同類別的載荷。為便于選用計算，將傳動系統(tǒng)的載荷分為四類。 傳統(tǒng)系統(tǒng)的載荷類別是選擇聯(lián)軸器品種的基本依據(jù)。沖擊、振動和轉知 變化較大的工作載荷，應選擇具有彈性元件的撓性聯(lián)軸器即彈性聯(lián)軸器，以緩沖、減振、補償軸線偏移，改善傳動系統(tǒng)工作性能。起動頻繁、正反轉、制動時的轉矩是正常平穩(wěn)工作時轉矩的數(shù)倍，是超載工作，必然縮短聯(lián)軸器彈性元件使用壽命，聯(lián)軸器只允許短時超載，一般短時超載不得超過公稱轉矩的 23 倍，即 Tmax 23Tn。低速重載工況應避免選用只適用于中小功率的聯(lián)軸器，例如：彈性套柱銷聯(lián)軸器、芯型彈性聯(lián)軸器、多角形橡膠聯(lián)軸器、輪胎式聯(lián)軸器等；需控制過載安全保護的軸系，宜選用安全聯(lián)軸器；載荷變化較大的并有沖擊、振動的軸系，宜選 擇具有彈性元件且緩沖和減振效果較好的彈性聯(lián)軸器。金屬彈性聯(lián)軸器承載能力高于非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器；彈性元件受擠壓的彈性聯(lián)軸器可靠性高于彈性元件受剪切的彈性聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器的許用轉速范圍是根據(jù)聯(lián)軸器不同材料允許的線速度的最大外緣尺寸，經過計算而確定。不同材料和品種、規(guī)格的聯(lián)軸器許用轉速范圍不相同，改變聯(lián)軸器的材料可提高聯(lián)軸器許用轉速范圍，材料為鋼的許用轉速大于材料為鑄鐵的許用轉速。 聯(lián)軸器所聯(lián)兩軸由于制造誤差、裝配誤差、安裝誤差、軸受載而產生和變形、基座變形、軸承磨損、溫度變化、部件之間的相對運動等多種因素而產生相對位移。一般情況下，兩軸相對位移是難以避免的，但不同工況條件下的軸系傳動所產生態(tài)平衡位移方向，即軸向、徑向角向以及位移量的大小有所不同。只有撓性聯(lián)軸器才具有補償兩軸相對位移的性能，因此在實際應用中大量選擇撓性聯(lián)軸器。剛性聯(lián)軸器不具備補償性 應用范圍受到限制，因此用量很少。角向位移較大的軸系傳動宜選用萬向聯(lián)軸器；有軸向竄動，并需控制軸向位移的軸系傳動，應選用膜片聯(lián)軸器；只有對中精度很高的情況下才選用剛性聯(lián)軸器。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 32 5.2 聯(lián)軸器的功能用途 聯(lián)軸器外形尺寸，即最大徑向和軸向尺寸，必須在機器設備允許的安裝空間以內。間選擇裝拆方便、不用維護、維護周期長或維護方便、更換易損件不用移動兩軸、對中調整容易的聯(lián)軸器。大型機器設備調整兩軸對中較困難，應選擇使用耐久和更換易損件方便的聯(lián)軸器。金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器一般比非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器使用壽命長。需密封潤 滑和使用不耐久的聯(lián)軸器，必然增加維護工作量。對于長期連續(xù)運轉和經濟效益較高的場合，例如我國冶金企業(yè)的軋機傳動系統(tǒng)的高增端，目前普遍采用的是齒式聯(lián)軸器，齒式聯(lián)軸器雖然理論上傳遞轉矩大，但必須在潤滑和密封良好的條件下才能耐久工作，且需經常檢查密封狀況，注潤滑油，維護工作量大，增加了輔助工時，減少了有效工作時間，影響生產效益。 聯(lián)軸器與各種不同主機產品配套作用，周圍的工作環(huán)境比較復雜。對于高溫、低溫、有油、酸、堿介質的工作環(huán)境，不宜選用以一般橡膠為彈性元件材料的撓性聯(lián)軸器，應選擇金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器。 彈性柱銷 齒式聯(lián)軸器由于運轉時柱銷的竄動，自身噪聲大，對于噪聲有嚴格要求的場合不應選用。 在滿足便用性能的前提下，應選用裝拆方便、維護簡單、成本低的聯(lián)軸器。例如剛性聯(lián)軸器不但結構簡單，而且裝拆方便，可用于低速、剛性大的傳動軸。一般的非金屬彈性元件聯(lián)軸器 (例如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器、梅花形彈性聯(lián)軸器等 )，由于具有良好的綜合能力，廣泛適用于一般的中、小功率傳動。聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減 震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。 圖 5-1 聯(lián)軸器示意圖 剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯(lián)軸器。 撓性聯(lián)軸器：具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。 中國地質大學長城學院 2012 屆畢業(yè) 設計 33 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器：承載能力大，但也不具有緩沖減震性能，在