毕业论文定稿-二齿差行星齿轮滚筒减速器设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763前 言随着我国经济的发展，社会对能源的需求也是也来越大，煤炭行业便是首当其冲。带式输送机是煤炭行业中广泛应用的一种输送设备，涉及采掘，筛选等诸多流程。减速器是带式输送机中最核心的传动部件，其性能的好坏和寿命的长短直接影响到整个机器的性能和寿命。为此，我选择了本次设计题目研究和设计一种体积小、重量轻、效率高、操作方便、结构简单、适用范围广的一种带式输送机滚筒减速器。要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大、结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因儿成本较低。渐开线少齿差行星减速机是一种新型的减速机，随着我国经济建设的飞速发展，国内已有很对单位自行设计和制造了这种减速器，并已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。目前，少齿差减速器在设计和制造的过程中，还存在一些问题，如输出机构精度要求较高，对大功率减速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善等等。有待今后将对以上问题进一步进行实验研究，以求改进和提高。由于时间和水平有限，设计说明书中难免存在错误和不妥之处，希望批评指正。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘 要二齿差行星减速器是属于渐开线少齿差传动减速器的一种。利用少齿差传动机构的优越性可改进和提高减速器、卷扬机等设备的传动结构技术性能，将少齿差行星齿轮传动应用于输送机减速器的动力传输系统，可以减小减速机构的尺寸，提高传动质量，它具有传动比大、承载能力强、寿命长等优点，其制造成本也较之其他形式减速器有所下降。在渐开线少齿差内啮合传动中,由于内齿轮和外齿轮的齿数差很少,在加工和装配时常常会产生各种干涉,以致造成产品报废。因此,为了保证内啮合传动的正常运转,设计时要满足一定的条件：保证不发生齿廓重迭干涉，齿轮啮合率不小于 1。本文通过对电机选型、传动方案设计、具体结构设计以及主要零件的校核，系统的完成了整个减速机的设计工作。关键词：二齿差 行星传动 减速器 变位原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763AbstractTwo teeth difference planetary gear belonging involute gear a few teeth difference reducer. The use of small teeth difference transmission mechanism can improve and enhance the superiority reducer, winch and other transmission equipment performance fabric technology, will small teeth difference planetary gear reducer used in conveyor power transmission system that can reduce the size of the reduction mechanism improve transmission quality, it has a large transmission ratio, carrying capacity, long life and other advantages, its manufacturing cost compared to other forms reducer declined. In involute internal gear drive with small teeth difference, because the number of teeth of the internal gear and the external gear poor little in the processing and assembly will often produce a variety of interference, resulting in product obsolescence. Therefore, in order to ensure the normal operation of the ring gear, designed to meet certain conditions: to ensure that interference does not occur tooth profile overlap, gear ratio is not less than 1. Based on the motor selection, transmission design, detailed design, and major parts of the check, the system completed the design work gear.Key words: Two teeth difference Planetary transmission Reducer Displacement原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目录前 言 1摘 要 2Abstract 3目录 41 绪 论 81.1 皮带输送机减速器国内外发展现状 81.2.1 少齿差行星传动技术概述 .101.2.2 少齿差传动技术的国内外研究现状 .101.2.3 少齿差传动技术的发展前景 .111.2 带式输送机摩擦传动原理 121.2.1 挠性体摩擦传动原理 .121.2.2 工作弧与静止弧 .141.2.3 驱动滚筒的摩擦牵引力 .151.3 设计思路及方案论证 .161.3.1 设计任务 161.3.2 设计思路 162 传动装置的总体设计 192.1 传动装置的总体设计任务： .192.2 电机的选择 .192.3 减速器结构形式的确定及原理 212.3.1 根据传动比的大小确定结构的形式。 .212.3.2 减速器工作原理 .223 齿轮的设计 24原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633.1 分配传动比 .243.2 确定齿数差和齿轮齿数 .243.2.1 齿数差的确定 243.2.2 齿轮齿数的确定 243.3 选定齿轮的精度等级和材料 .253.4 齿轮模数的确定 .253.5 齿轮基本参数的确定 .283.5.1 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算 283.5.2 齿轮公法线长度的确定 313.6 传动内部结构的选定与设计 .313.6.1 转臂轴承的选定 313.6.2 销孔数目、尺寸的确定 323.6.3 销轴套、销轴的确定 333.7 轴的设计 .343.7.1 输入轴的设计 343.7.2 支撑轴的设计 384 部分零件的校核 404.1 少齿差行星齿轮传动受力分析 .414.1.1 齿轮受力 414.1.2 输出机构受力 424.1.3 转臂轴承受力 424.2 销轴的强度校核计算 .434.3 输入轴的强度校核 .444.4 键的校核计算 .474.4.1 联轴器处键的校核 484.4.2 右支架处键的校核 484.5 轴承的校核计算 .485 滚筒主要尺寸的确定 51原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397635.1 传动滚筒的选型及设计 .515.2 传动滚筒结构 525.3 传动滚筒的直径验算 .536 结束语 54致谢词 55参 考 文 献 56原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631 绪 论1.1 皮带输送机减速器国内外发展现状目前国外皮带输送机减速器已经向着大功率方向发展，至今投入市场使用的最大规格已超过 1800kw，国外皮带输送机减速器的研究和制造水平普遍高于国内水平，其中以德国、日本、美国和英国等国家为核心领先地位，特别是德国的 SEW,西门子的 FLEDER、英国的波顿(BOTON)、日本的住友等公司，这些厂家以其产品的先进技术性和优质的售后服务，已经在全世界占有相当优势的地位。其产品几乎占据了世界皮带输送机减速器高端品牌的所有市场，被各国大型煤机装备制造和煤炭生产企业客户所认可，成为各国家重点工程的首选用品。国外皮带输送机减速器的企业标准一般都随着煤机的发展，而重新修定的比较快，一般都是二到四年进行一次修订，且其在材料选型、机械加工、热处理、装配等工艺方面的研究都要优于国内领先水平，尤其是像 SEW , FLEDER 等集团的研发中心将参数化设计和模块化设计等思想应用在皮带输送机减速器产品的设计与研发工作上，使其生产的皮带输送机减速器较国内生产水平具有很高的性能和寿命。图 1 皮带输送机用减速器国外皮带输送机减速器具有精度高、承受载荷能力大、使用寿命长、振动噪声小、传动效率高等优点。随着我国“十一五” 、 “十二五”发展规划纲要的提出，国家对基础建设和城市化改造的人力、财力和物力的巨大投资，使得我国基础工业、装备制造业、能源行原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763业得到了快速发展，尤其是对煤炭能源的需求迅速提高，由此对国内皮带输送机减速器的需求和增长也有明显的扩大和大幅度的提高。据统计数据显示国有大型皮带输送机减速器制造企业在 2012 年的年生产总能力已经达到 40000 多台的年生产总量，超过了 140 亿元的产值，突破 25 个亿的净利润。目前国内减速器成功研制并已经投入生产的，用于出口奥地利钢材生产线上主设备配套使用的减速器最大额定功率已经达到 2 x 7000kw，其总传动比为 4.48 输入转速能达到 140/350rpm，输出最大扭矩为 2675kNm，其总重量达到了 32 吨。由于煤矿井下狭小的工作巷道和特殊恶劣的工作环境，我国皮带输送机减速器的研制也紧随国外知名品牌企业的步伐，在北京举行的第十四界国际采矿博览会上展示的国内皮带输送机减速器的最大额定功率已经达到了 1600KW，并且在中国煤科院太原研究分院已经建成 2500KW 的皮带输送机减速器加载试验台，这一最大功率减速器试验台的建成，受到了许多国内外同行和用户的热烈关注和好评。近日随着“全国减速机标准化委员会”在扩大会议上对我国减速器行业“十二五”工作规划的提出，我国皮带输送机减速器制造行业也积极地向规划中指出的高标准、高精度、高齿面硬度、高承载能力、高速度、高传动效率、高可靠度、低成本、低噪声、产品多样化方向发展。并且在齿轮行业“十二五”五大工程项目实施的推动下国内皮带输送机减速器大中小企业都纷纷从关键核心零部件、产业结构调整、升级企业职工技能水平、提高皮带输送机减速器标准化程度、抓骨干技术力量等方面来入手，共同提高我国皮带输送机减速器的整体制造水平。但是从我国目前国有大型企业来看，大多数先进企业都采用的是国外进口设备和工艺水平，自主研发和设计能力还比较低，且生产的皮带输送机减速器在世界同行业中属中低端产品。尤其是在产品的参数化设计和模块化设计的研发力度上和国外先进技术水平还有一定差距，我国目前在皮带输送机减速器的设计水平只能达到运用国外三维软件，通过查手册和经验公式的方法来反复的绘制图纸，可以说只能达到发达国家 90 年代左右的技术水平，差距大概有 20-25 年。由此说皮带输送机减速器的参数化设计系统开发对提高我国整体皮带输送机减速器制造业的技术水平和竞争力，缩短同国际煤机巨头的差距有着深刻的意义。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631.2 少齿差传动技术的现状1.2.1 少齿差行星传动技术概述齿轮是机械设备中被广泛应用的一种机械传动零件，它不仅仅可以传递平行轴，而且可以传递相交轴和交错轴之间的回转运动。由于齿轮和齿轮装置的品种特别繁多，涉及面很广，应用量非常大，其质量的好坏直接影响到机械产品的整体质量，寿命和性能等等。因此齿轮技术是机械工程的重要组成部分，在很大的程度上标志着一个国家机械工程技术的发展水平，因此，齿轮被公认为工业和工业化的象征。为了提高机械的承载的能力和传动效率，减少外形的尺寸、质量同时为了增大减速机传动比等需要，行星齿轮传动便在这种情况下应运而生。并且行星齿轮传动技术随着齿轮传动技术和其它相关技术的不断发展而逐渐的被人们完善起来。行星齿轮传动以其适用功率段范围广，速度范围广和一切工作条件复杂等诸多优点，受到了世界各国的广泛关注，成为全世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。少齿差行星传动是行星齿轮传动的一种，并且是行星齿轮传动的一个中药的发展方向和典型代表者。关于少齿差行星齿轮传动机构，就是指行星传动中内外齿轮齿数差很小的内啮合的变位齿轮传动，少齿差行星传动类型很多，一般情况下可归纳为摆线少齿差传动系统，渐开线少齿差传动机构，圆弧少齿差传动，活齿少齿差传动和锥齿少齿差传动等五大类。1.2.2 少齿差传动技术的国内外研究现状首先德国人提出以外摆线为齿廓曲线，同时采用其中的一个齿轮为针轮的摆线针轮少齿差行星传动，并于 30 年代后期在日本研制生产。60 年代摆线形势磨床的出现，更加促进了这种传动技术等的发展。当内啮合的两齿轮的齿数差非常小时，其轮齿之间极易产生各种干涉，因此在设计过程中选择齿轮几何参数的计算十分复杂。早在 1949 年，前苏联学者就从理论上完成了一齿差传动的几何计算过程。但直到 1960 年代以后，渐开线少齿差传动才得到迅速的发展。目前渐开线少齿差传动主要有有柱销式零齿差十字滑块、浮动盘传动等多种形式。1960 年代开始，国外就开始探讨圆弧少齿差传动，直到 1970 年代中期，日本就已经开始了进行圆弧少齿差行星减速器的系列化生产。这种传动的特点是：行星轮的齿廓曲线用凹圆弧代替了摆线，轮齿与针齿在啮合点的曲率方向相同，形成两凹凸圆弧的内啮合，从而提高了原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763轮齿的接触强度和啮合效率，其针齿不带齿套，并采用半埋齿结构，既提高了弯曲强度又简化了针齿结构。此外，圆弧形轮齿的加工无需专用的加工机床，精度也易保证，而且修配方便。中国学者从 1958 年开始变开始研究摆线针轮减速机，直到 60 年代中期开始投入工业化生产，到目前己形成许多标准系列，制订了相应的标准，并被广应用于各个行业的机械设备中。摆线针轮行星齿轮传动性能较好，因为其主要零件皆采用轴承钢经过磨削加工制成，传动时又是多齿啮合，故其承载能力高，运转平稳，效率高、寿命长，其缺点就是其加工精度要求很高，结构复杂。渐开线少齿差传动的原理与摆线针轮少齿差传动的原理基本相同，其区别在于:渐开线少齿差传动的行星轮和内齿轮的齿廓曲线采用渐开线形势，而摆线针轮少齿差传动的内外齿轮的齿廓曲线采用的是外摆线。早在 1949 年，前苏联学者Skvolzova 从理论上解决了实现一齿差传动的几何计算问题，直到 60 年代以后，随着计算机的普及应用，渐开线少齿差传动才开始得到了迅速的发展。我国从 50 年代开始在太原等地进行研制渐开线少齿差传动，并于 1960 年研制成第一台两齿差渐开线行星齿轮减速机，其传动比达到 37.5,输入功率为 16KW，用于桥式起重机的提升传动机构中。1985 年重庆钢铁设计院提出了平行轴式少齿差内啮合齿轮传动形势，我们称其为三环减速器，但是这种减速器的一根曲轴上要安装三片内齿板，需制成偏心套机构，存在着结构复杂、加工分度精度要求高、曲轴联接结构表面产生微动磨损、三套互为 120的双曲柄机构之间存在过约束等难题。1993 年重庆大学博士崔建昆提出新型轴销式少齿差行星齿轮传动机构，并对其进行了理论上分析。渐开线少齿差传动的最大特点就是，其传动齿轮用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以进行切削加工，不需要特殊的刀具和专用加工设备，齿轮材料也一般采用普通材料，因而加工方便，制造成本低，但其传动效率不如摆线针轮少齿差传动高。1.2.3 少齿差传动技术的发展前景为了提高机械的承载能力和传动效率，减少减速机的外形尺寸、质量及增大减速机传动比的目标，国内外的少齿差行星齿轮传动的方向正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振动、低噪音、低成本、标准化原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763和多样化的方向发展的总趋势近十几年来，相继出现了一些新的少齿差传动形式，其中发展较快的有活齿少齿差传动，锥齿少齿差传动，双曲柄输入式少齿差传动和谐波传动。实践表明:少齿差传动具有体积小，质量轻，结构紧凑，传动比大，效率高等优点，广泛的应用于矿山，冶金，飞机，轮船，汽车，机床，起重运输，电工机械，仪表，化工，轻工业，医药，农业等许多领域，少齿差减速机有着广泛的发展前景。1.2 带式输送机摩擦传动原理1.2.1 挠性体摩擦传动原理输送带是挠性牵引件，滚筒驱动的带式输送机依靠输送带与滚筒间的摩擦传递牵引力。滚筒驱动所能传递的最大牵引力，按挠性体在圆弧上的摩擦的理论，其欧拉公式计算。欧拉公式是在假定挠性牵引构件不可拉伸，没有弯曲阻力，没有质量和厚度且它与圆弧面间的摩擦系数不变的理想条件下导出的。如图 2/图 2 输送带传动当驱动滚筒顺时针等速转动时，输送带在相遇点上的张力为 Sy，分离点的张力Sl,围包角为 ，其对应的输送带弧长为围包弧，输送带与滚筒间的摩擦系数为 。 在平衡条件下，相遇点张力 Sy 与分离点张力 St 的关系。由分析得到：在围包弧内任取一微量弧长 cd,它所对应的围包角为 ，在这段长度上的输送d带受到的力有：c 端的张力 S,d 端张力 SdS ，滚筒的反力 dN,滚筒的摩擦力 dF。如原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 2 所示的坐标系，在极限平衡条件下，即 dF 达最大值时，可得下式dN=Ssin +(S+dS)sin 0xF2d2d(S+dS)cos =Scos +Df y由于的 d 很小，可以近似认为 sin ;cos 1。摩擦力 dF 的最大值2d2d为 dN，代入上式得： dSN略去上式中的二次微量项 dS ，将它带入得2dS两边积分得：即usdSyl 0maxualynxe式中 Symax输送带在相遇点上的最大张力。得式 Symax=Steua 为欧拉公式。当输送带在相遇点上的实际张力超过式（1.6）的最大值时，滚筒将在输送带接触面上打滑。因此，挠形体摩擦传动的工作条件是。eSly1.2.2 工作弧与静止弧欧拉公式所表示的是摩擦力达到极限时，相遇点和分离点的张力关系。按此式给出挠性牵引构件在驱动滚筒上的张力线如图 3 的 acb 线。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 3 挠性件张力线在实际运行中，带式输送机如相遇点上的实际张力 SyS ymax 时，研究表明，这时输送带的张力将沿 acb 线变化，即在围包角 的范围内，输送带的张力按欧拉公式变化 Sy=S Le 在围包角 的范围内，输送带的张力没有变化。 角与 角之和等于实际的围包角 ，即+= 角所对应的围包弧称为利用弧； 角所对应的围包弧称为静止弧。相应的 角为利用角， 角为静止角。由于在利用弧内输送带的张力随包角变化，而输送带是弹性体，所受的张力大时，其弹性伸长大；张力小时，弹性伸长小；因此，输送带随滚筒由相遇点向分离点运行中，随张力逐渐减小，伸长量也逐渐减小。见图 4 所示。图 4 输送带张力图原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763这样，输送带张力小的部位相张力大的方向收缩或蠕动。弹性构件摩擦牵引力产生弹性滑动是不可避免的。利用角的大小，由式 S y=Sle 得：=1/lns y/sl 可以看出，随着相遇点的实际张力的增加，利用角增大。包围角一定，静止角随利用角的增加而减小。由于静止弧内的张力无变化，它不传递牵引力。由此可知，静止弧从传递摩擦牵引力的角度看，有备用的性质，静止弧愈大，驱动装置的备用摩擦力愈大。相遇点的张力增加到式 Symax=Sle 的 Synax 时，= ,=0，全部围包弧的上的摩擦力都被利用。如驱动滚筒相遇点所需的张力超过 Symax 值，滚筒上的摩擦力不够，就在输送带接触面上空滑。为加大 Symax 值，从式 Symax=Sle 看出，可以采用增加分离点张力 Sl，增大摩擦系数 ,或增加围包角 来达到。1.2.3 驱动滚筒的摩擦牵引力由于输送带在驱动滚筒两端的张力差是驱动滚筒的圆周牵引力为增大滚筒传递的牵引力，可从三个方面着手：1）加大输送带的拉尽力。以增加输送带在驱动滚筒分离点的张力 Sl 值，这种办法在运转可以采用，设计时不宜采用，因为这使输送带最大张力增大，可能因此需要选用高一级强度的输送带。2）增加围包角，单滚筒驱动，围包角只能取 200230，双滚筒驱动可达450480。3）增加摩擦系数 。在驱动滚筒表面包覆摩擦材料，如橡胶或其他材料。在实际使用中，考虑到摩擦系数和运行阻力的变化，以及启动加速时的动载荷影响，应使摩擦牵引力有一定的余量作为备用。摩擦系数对所能传递的牵引力有很大影响，影响摩擦系数的因数很多，主要是输送带与滚筒接触面的材料、表面状态以及工作条件。对于功率大的带式输送机，还要考虑比压、输送带覆盖胶和滚筒包覆层的硬度、滑动速度、接触面温度。在一般情况下，摩擦系数可按表 1 查取表 1 摩擦系数原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763输送带滚筒 橡胶输送带 塑料输送带干燥 0.25 0.17潮湿 0.20 0.15无衬光面滚筒有泥水 0.10干燥 0.40 0.3潮湿 0.35 0.25胶面滚筒有泥水干燥 0.40.5潮湿 0.300.35人字沟槽胶面滚筒有泥水 0.251.3 设计思路及方案论证1.3.1 设计任务设计带式运输机用的二齿差轮系传动滚筒。已知条件为：运输带牵引力为 1600N，运输带工作速度为 1.25m/s,运输带宽度为 500mm,滚筒直径为 320mm，双班制工作。使用期限 5 年。1.3.2 设计思路1.根据设计任务已知条件，计算滚筒的转速，通过计算功率对电动机进行选型，确定电动机转速。2.减速装置设计计算（二齿差行星滚筒减速器设计，齿轮传动设计） 。而减速器的设计关键在于掌握二齿差行星传动的原理：少齿差行星齿轮传动实质上是一个由平面四杆机构和内啮合齿轮副组成的齿轮连杆机构，少齿差行星齿轮传动最常见形式是 K-H-V 传动，其结构如图 5 所示，基本构件为中心轮 b，转臂 H 和构件 V。图示中构件 V 固定，转臂 H 主动，中心轮 b 为输出。本课题需要中心轮 b 输出时，必须限制行星轮的自传，使行星轮相对于中心轮做公转运动。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 5 K-H-V 型少齿差行星传动原理其中中心轮 b 齿数 Zb，行星轮齿数 Zg由于行星轮 g 与转臂 H 均是在偏心情况下高速旋转，在运转过程中势必会产生很大的偏心力，造成整机的振动以及能量的巨大浪费。所以，本次设计添加一同样的行星齿轮，两个行星轮对称布置，在运动中抵消偏心力造成的影响。在渐开线少齿差传动内啮合中，由于内啮合和外啮合的齿数差少，在切削和装配时常会产生干涉，以致造成废品。因此，为了保证内啮合传动的正常运转，设计时应满足一下限制条件：（1）内啮合的齿顶圆不小于基圆：（2）外啮合的齿丁顶不得变尖，要有足够的厚度；（3）内啮合的齿丁顶不得变尖，要有足够的厚度；（4）不发生过渡曲线干涉，渐开线干涉和齿廓重迭干涉；（5）插齿刀切入进给时，不发生跟切现象；（6）啮合率不小于 1。此外，由于少齿差行星传动的齿普遍采用正角度变位，其齿面接触强度和齿根弯曲强度都较高，而且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动齿轮的模数通常是按弯曲强度计算得出，或按结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632 传动装置的总体设计2.1 传动装置的总体设计任务：确定传动方案，选择电动机型号，合理的分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为设计计算各级传动零件准备条件。合理的传动方案，应能满足工作机的性能要求，工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高和使用维护方便等。要同时满足这些要求比较困难，因此，应统筹兼顾，保证重点要求。2.2 电机的选择由于一般生产单位均用三相电源，故无特殊要求时都采用三相交流电动机，一般选择三相异步 Y 系列电动机。正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理地决定电动机的功率。电动机功率选择是关键，选择是否恰当，对电动机的工作和经济性能都有影响，功率过小不能保证工作机的正常工作，或电动机因超载而过早损坏，若功率过大，电动机的价格高，作用不能完全发挥，经常不在满载下工作，效率和功率因素较低，造成浪费。根据设计所给的原始数据，该减速器输出功率 =Fv=16001.25=2kw2pF额定拉力（ F=1600N） ；V输送速度（V=1.8m/s） ； 设：联轴器效率， =0.9cc封闭圆柱齿轮传动效率， =0.9g g滚动轴承效率， =0.99bb原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763输送机滚筒效率， =0.96cycy输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。4w联轴器效率， =0.9922联轴器效率， =0.9933估算传动系统总传动效率： 012345 =式中： = =0.99c= =0.95=0.95 = =0.9912d23c= =0.990.97=0.9634bg= =0.990.97=0.9645bg= =0.9956c得到传动系统总效率：=0.990.950.990.960.99=0.85012345则输入功率 / 2/0.852.35kw。1p2根据该卷扬机的工作特点可选 Y 系列异步电动机。据化学工业出版社机械设计手册第四版可选电动机：型号: Y100L2-4额定功率/kW: 3.0铁心长度/mm: 135原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763气隙长度/mm: 0.3定子外径/mm: 155定子内径/mm: 98其技术参数如表 2：表 2 技术参数型号 功率/kw 转速 r/min 重量（kg）Y100L2-4 3.0 1500 38根据已知输送机滚筒的工作转速 v=1.25m/s，滚筒直径为 D=320mm 60601.2574.59/minD3.4vw rn2.3 减速器结构形式的确定及原理根据使用情况和安装条件确定机座的结构形式，诸如采用卧式还是立式以及是否由电动机直接驱动等。由于皮带输送机需要，应选择电机加联轴器驱动。2.3.1 根据传动比的大小确定结构的形式。少齿差减速器的结构型式较多，常见的型式可按输出的型式、减速器的级数、行星齿轮的数目、使用安装的型式分类。其中按输出型式可分为：销轴式：这种减速器使用历史较长，应用范围较广，实践证明效率较高；在高速连续运转，功率较大或扭矩较大的使用场合下，可采用销轴式输出机构十字滑块式：这种结构形式较简单，加工方便，但是承载能力及效率较销轴式低，常用于小功率、只有一个行星齿轮的结构中。 浮动盘式：这种结构形式较新颖，比销轴式容易加工，使用效果好。但对其效率和承载能力还缺乏测试数据。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763零齿差式：零齿差式输出机构的零件数量要少一些，结构紧凑、制造方便；双曲柄式：高速轴减速后带动行星齿轮，动负荷小。这种结构的轴向尺寸较大，加工精度要求高；综合以上资料和设计思路，本课题选用的二齿差行星滚筒减速器，其传动方案如图 6 所示。图 6 传动原理图固定支架 2-销轴架 3-滚筒 4-内齿圈 5-行星轮 6-销轴 7-偏心轴其中：行星轮齿数为 Z1，内齿圈齿数为 Z2，且 Z2-Z1=2本课题中，输入轴为偏心轴 7，输出为滚筒 3。销轴架连同销轴一起固定于地面。2.3.2 减速器工作原理第一 减速部分： 当电动机带动偏心轴转动时，由于内齿轮与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动（即作公转又作自转） ；又由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速自转运动。利用输出机构将行星轮的自转运动传递给输出轴，就可以达到减速的目的。第二 输出部分： 从结构上保证行星轮上的销孔直径比销轴套的外径大二倍偏 心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与输入轴方向相反的减速运动。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633 齿轮的设计3.1 分配传动比传动装置的总传动比可根据电动机的满载转速 n 和工作机的转速 确定。wn由 150=2.074.9wni3.2 确定齿数差和齿轮齿数3.2.1 齿数差的确定传动比 i 的绝对值等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差愈小，则传动比 i 的绝对值愈大，因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一般取齿数差为 14， 由于传动比 i20.11，不是很大，故可取齿差数 2。pz3.2.2 齿轮齿数的确定对于图 6 所示的 KHV 少齿差行星传动，其转臂 H 固定， 为行星轮1z齿数， 为中心轮齿数，则：2z221vHzi当内齿轮 2 固定，转臂 H 主动，构件 V 从动时，可由上式得传动比公式为：12zi上式中的“”号表示从动件 V 与主动件 H 转向相反。已知齿数差 2，i20，可得：Pz122040 ， 40+242。1z2原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397633.3 选定齿轮的精度等级和材料一般选用 7 级精度。内齿轮采用 40Cr，其热处理要求：调质后表面淬火，调质硬度为 250-280HB，齿面接触疲劳极限应力 ，齿轮齿根弯曲疲极限应力 ；MPaH60lim MPaF50lim外齿轮（行星轮）用 20CrMnTi,渗碳淬火，低温回火，表面硬度 ，心部6HRCHR 为 302-388，齿面接触疲劳极限应力 ，齿轮齿根弯曲疲极限应PaH1350lim力 。MPaF80lim3.4 齿轮模数的确定由于少齿差行星传动的齿轮普通采用正角度变位，其齿而接触强度和齿根弯曲强度都较高，而且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动齿轮的模数通常按弯曲强度决定；或按结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度。在这里就按弯曲强度来确定模数，因为少齿差传动一般选用短齿，内外齿轮啮合的很好，齿面接触较好，只要行星轮的弯曲强度足够，内齿轮就不会有问题的，所以在确定模数的时候就只用按行星轮的弯曲条件来计算模数。按行星轮齿根弯曲强度设计，弯曲强度设计公式： 231()FaSYkTmdZ（1）根据行星轮的表面硬度 查得其弯曲疲劳强度极限 。60HRC90FEMPa（2）由机械设计书中的图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 。.82FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.40.829546.31FNEkMPa（4）计算载荷系数 K原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763FVAK 试选载荷系数 3.1tk 计算外齿轮传递的扭矩由前面效率公式，得出实际滚烫输出功率： 3.0852.mPkw则外齿轮传递的扭矩 5 52 .9.10903.241075jT NmnA 取齿宽系数 .1d 查材料的弹性影响系数 ；内齿轮的接触疲劳强度为218.9MPaZE;外齿轮的接触疲劳强度为 。lim260HMPalim1350Ha 计算应力循环次数 816075(28305)1.0hNnjL；821. 查图得接触疲劳寿命系数 ；92.01HNK 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数是 s=1.25 MPasKHNH 9.1082.35*901lim11 2li1.6 4.NHHs 试计算小齿轮分度圆直径原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763，带入数据得21312.*()tEtdHkTZu193.7tdm 计算圆周速度，带入数据得 v=15.2m/s160tgdnv 计算齿宽1*93.701529.6dtbm取 b=29mm模数 mm193.74.80ttdmZ初取齿高 *(2)9.6athcm齿顶高系数：ha* =0.8 齿顶间隙系数：c *=0.3所以 b/h=2.51由 v=15.2m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 1.22；vK再由表 10-3 查得齿间载荷分布系数 ；1.hF再由表 14-1-81 得 使用系数 。1AK由表查得 7 级精度、行星轮相对支承对称布置时， 23231.08.10.2180.5.102.513HdKb 再由 ， =1.13 查机械设计书中图 10-13 得 =1.125.5bhH FK所以载荷系数 =11.221.11.1251.51FVAK原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（5）查取齿形系数由机械设计书中图 105 查得 2.40FaY（6）查取应力校正系数由机械设计书中图 105 查得 1.67Sa（7）设计计算带入数值得出： 4.79321)(FSaYdZkTm可取模数为 m5。3.5 齿轮基本参数的确定3.5.1 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算少齿差传动齿轮尺寸设计中，在齿数模数已知的条件下，应先选择合适的啮合角，通过变换变位系数来满足设计要求。齿轮齿数 ， ；140Z2齿轮模数 m=5；取齿顶高系数 ；*.8ah取顶隙系数 ；30c齿形压力角 ；2齿轮分度圆直径 ， ；1mZd2未变位时的中心距 ；2*()a初选啮合角 40；计算中心距 ；0cosda实际中心距 =INT( *10+0.5)/10；原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763实际啮合角 ；)cos*(0 aA分度圆分离系数 ；dYm初取小齿轮变位系数 ；01x大小齿轮变位系数之差 2121()2taniviZ齿轮顶高 ， ；)(*11xhmaa)(*12Yxhmaa分度圆直径 ；2,Zd齿顶圆直径 ， ；11aa 212ad齿根圆直径 ，xchf *)(*；22f adm基圆直径 ；,cos*1bcos*2db齿顶圆压力角 ， ； 11arab22rab重合度系数 )tn(t)tn(t2 2121 aaZZ齿廓干涉系数验算 （GS 应大于 0）11221()()()GSzinvzinvzinv其中 ； 12121arcosar2122arcosar将上述公式代入下表 3 中计算得：表 3 齿轮几何尺寸的计算传动比 20 齿数差 2原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763模数 5优选值: 42内齿轮齿数 圆整值: 42 小齿轮齿数 40标准中心距 5 角度值: 40角度值: 20初选啮合角 弧度值: 0.698刀具齿形角 弧度值: 0.349实际中心距 4.1 计算中心距 4.133角度值: 39.565实际啮合角 弧度值: 0.69 分度圆分离系数 022小轮变位系数 x1 0变位系数差 x2-x1: 0.343 大轮变位系数 x2 0.183齿顶高系数 0.6 顶隙系数 0.3小轮齿顶高 4.715 大轮齿顶高 3.815小轮分度圆直径 200 大轮分度圆直径 210小轮齿顶圆直径 208 大轮齿顶圆直径 219.3小轮基圆直径 189 大轮基圆半径 197.36角度值: 22.504 角度值: 18.271小轮齿顶圆压力角 弧度值: 0.393大轮齿顶圆压力角 弧度值: 0.319小轮齿根圆直径 191 大轮齿根圆直径 224.5重合度验算 应大于 1: 1.097齿廓重迭干涉验算D1 角度值: 89.867 D2 角度值: 87.918D1 弧度值: 1.567 D2 弧度值: 1.533GS 应大于 0: 0.306以上结果表明系数满足了重合度大于 1.05 和齿廓重叠干涉大于 0 的条件要求。3.5.2 齿轮公法线长度的确定公法线长度的确定对于加工齿轮极为重要，它是对齿轮轮齿加工是否达到所要求的尺寸的一个重要量度。而且用公法线测量法有它的优点：测量时不与齿顶圆为基准，因此不受齿顶圆误差的影响，测量精度较高并可放宽对齿顶圆的精度要求。在此只计算行星轮的公法线长度。行星轮的变位系数 x0，z=40,齿形角为 20，故由机械设计手册第四版中册表 8-99 查得跨测齿数：20=z+.54.5=918kA，取 5k，*cos(-.)cos20-+0.15=2.74mWkzinvA（ .） 4原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763则公法线长度 *=12.74563.mWm。3.6 传动内部结构的选定与设计3.6.1 转臂轴承的选定在行星轮确定的情况下，根据安装条件结构尺寸来选定转臂轴承。根据各种轴承的用途和特点在本设计中可选用双列向心球面滚子轴承。此种轴承能承受很大的径向载荷，同时也可以承受少量的轴向载荷。也能自动调心适用于刚度较差的轴承座及多支点轴中。在上节的表格中得出行星轮的分度圆直径 200，故齿宽1d。而转臂轴承的宽度应与行星轮的齿宽接近，且其外1*0.5230dbm径尺寸大约应是行星轮齿根圆的一半（即大约为 100） ，根据以上两个限制条件可选定转臂轴承（调心滚子轴承） 。其参数如下图 7 所示：图 7 调心滚子轴承表 4 选用轴承的基本尺寸及性能尺寸（） 极限转速（r/min）轴承型号 d D B r额定动载荷（kN）额定静载荷（kN） 脂润滑 油润滑原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 130413976322211C 55 100 25 1 102 125 3600 4500由以上数据可知：行星轮的齿宽 b 取 29，而实际齿宽系数：1/290.45db实际齿宽系数与先前假设的齿宽系数相差不大，故可不必再校核。3.6.2 销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为 200，根据机械设计手册里轮系一章中表36.242 销孔数目参考值查得应选销孔数目为 8（ =8） 。Wz销孔的尺寸公差不应低于 7 级精度。销孔的公称尺寸理论上是销套外径加上两个中心距。但考虑别销孔、销轴以及销套的加工和装配误羌。对销孔的公称直径再加适量的补偿尺寸 。 太小时，将要求提高零件的加工精度。并给装配造成一定困难， 太大时，则承受载荷的销轴数日将减小影响承载能力。一般取 0.150.25，行星轮尺寸小时， 取较小值、反之取较大值。 在这里可取 0.2。而销孔的尺寸就要通过画图来初定了。下图 8 是已经多次画图比较得出的：图 8 行星轮简易工作图销孔直径 25.2，销孔公差配合选用 F7，其上下偏差为（+25 ，0） 。Kd