毕业论文定稿-新型卷筒的设计

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摘 要本次毕业设计的目标是设计一款结构新颖的卷筒，减速器安装在卷筒内侧，使结构非常紧凑。减速器采用一齿差行星传动，内齿圈与卷筒固定在一起，行星齿轮有两个，采用对称布置，以减少因惯性力引起的振动。输出机构采用柱销式，用键与支座固定，不能转动。主动轴转动时，使行星轮与内齿轮啮合，由于输出机构不动，行星齿轮只能公转，不能自传，迫使内齿圈转动带动卷筒转动。由于内齿轮和外齿轮的齿数差少，因此在渐开线少齿差内啮合传动中,常常会产生各种干涉。为了保证内啮合传动的正常运转,设计时要满足主要的两个限制条件是，即要保证啮合率不小于 1 同时不发生齿廓重迭干涉。设计的主要过程包括根据使用条件和载荷状况，选择合理的结构形式；根据结构和强度的要求，选用合适的材料，选定标准模数 m，算出主要的结构参数。在结构设计的同时，对主要的受力零件进行强度计算。本次设计的难点在于齿廓重叠干涉的验算，在设计的过程中通过多次变换变位系数和齿顶高系数以达到要求。关键词：卷筒 减速器 少齿差 齿廓重叠干涉 变位系数 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 1304139763AbstractMy goal is to design a kind of the drum with a novel structure,and the transmission will be installed in it. The transmission use the structure of one tooth number difference planetary ,Within the ring gear and the reel is fixed together.There are two planetary gear , the use of symmetrical arrangement,to reduce the vibration due to the inertia force.Output institutions take the type of pin and fixed with key and bearing, it can not turn. Axis rotation , planetary gear with the gear mesh, fixed output mechanism , the planetary gear can only revolution can not autobiographical , forcing the internal gear rotation to drive the reel rotation .Because the annular gear and external gears number of tooth difference is very small.Therefore, involute internal gear drive with small tooth difference, often produces a variety of interference.In order to ensure the normal operation of the gear transmission, it is designed to satisfy two main conditions.The two main limiting condition is that it must guarantee does not have the tooth outline overlap interference and meshing rate smaller than 1.The main design process includs the structure under the conditions of use and load conditions and a reasonable choice.According to the structure and strength requirements , the appropriate choice of materials , selection criteria modulus m , calculate the major structural parameters.While do the structural design , strength calculation of the main parts .The design of the difficulty lies in overlapping tooth profile interference checking.In the design process ,we change several variable-bit coefficients and the addendum modification coefficient to meet the requirements.Key Words: transmission; small tooth number difference; outline overlap interference; variable-bit coefficient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目录摘 要 1Abstract 2第一章 绪论 51.1 卷筒 .51.2 渐开线行星齿轮传动 .51.2.1 行星齿轮传动 .51.2.2 渐开线少齿差行星传动 .51.2.2 发展趋势 61.3 设计任务及要求 .6第二章 方案选定 72.1 少齿差传动原理 72.2 少齿差传动的结构类型 82.2.1 按输出机构型式分 .82.2.2 按减速器的级数分 .82.2.3 按安装型式分 .92.3 2K-H 型传动装置 92.4 设计思路及方案论证 .9第三章 主要设计参数的确定 113.1 卷筒工作级别的确定 113.2 钢丝绳直径的选取 113.3 卷筒计算直径的确定 123.4 电动机功率的选择、总传动比计算与校验 123.4.1 选择电动机 123.4.2 确定传动比 12第四章 渐开线少齿差减速器设计 144.1 少齿差传动原理 144.2 齿轮齿差的确定 144.3 选定齿轮的精度等级和材料 154.4 齿轮模数的确定 154.5 齿轮基本参数的确定 18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 13041397634.5.1 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算 184.5.2 齿轮公法线长度的确定 194.6 传动内部结构的选定与设计 194.6.1 转臂轴承的选定 194.6.2 销孔数目、尺寸的确定 204.6.3 销轴套、销轴的确定 214.6.4 偏心套基本尺寸的确定 224.7 轴的设计 224.7.1 输入轴的设计 234.7.1 输出轴（固定轴）的设计 25第五章 零件的校核 285.1 少齿差行星齿轮传动受力分析 285.1.1 齿轮受力 285.1.2 输出机构受力 295.1.3 转臂轴承受力 295.2 销轴的强度校核计算 305.3 输入轴的强度校核 315.4 键的校核计算 335.4.1 联轴器处键的校核 345.4.2 偏心套处键的校核 345.4.3 支座处键的校核 345.5 轴承的校核计算 34第六章 卷筒主要尺寸的确定 376.1 卷筒节径、边缘直径和容绳宽度的确定 376.2 卷筒厚度与绳槽尺寸的确定 37参考文献 39致谢 40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第一章 绪论1.1卷筒卷筒又叫绞车，是由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。它是一种垂直提升、水平或倾斜拽引的简单起重装置。在国外，卷筒的品种繁多，应用也很广泛。在西方技术先进的国家中，即使是在工业水平先进，机械化程度不断提高，起重设备也在不断更新的前提下，仍不能完全淘汰卷筒这样的行之有效的简单机械设备。而与此同时，国内卷筒也在向大型化、采用先进电子技术、发展手提式卷筒和大力发展不带动力源装置的卷筒的方向发展。1.2渐开线行星齿轮传动1.2.1行星齿轮传动在我国约在 60 年代以后，对行星传动才进行了较深入、系统的研究和试制工作。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比具有结构紧凑、体积小和重量轻，传动比很大，传动效率较高和运动平稳、抗冲击和抗振动的能力较强等一系列的优点。从而使行星齿轮传动在冶金、矿山、起重运输、化工和汽车等诸多工业部门中得到广泛的应用。1.2.2渐开线少齿差行星传动“少齿差”传动，就是指由一对齿数差很少（通常 1、2、3 或 4）的渐开线内啮合齿轮副组成的 K-H-V（N）型行星齿轮传动。一对内啮合齿轮能获得很大的传动比，当两齿数的齿数差愈少,传动比愈大，但同时发生干涉的可能性也就愈大。少差齿传动的特点是速比大，体积小，结构简单。它由少齿差轮副和一个具有等角速度转换功能的传动机构组成。工程中目前使用的传动机构主要有销轴式、浮动盘式、十字滑块式、零齿差式、曲柄式等几种。应用最广泛的销轴式其优点就是结构简单。缺点包括行星齿轮轴承的径向载荷较大、轴孔的位置精度要求较高及轴销安装也有一定困难。渐开线少齿数差行星齿轮传动可做成减速器型式或卷筒型式。因此广泛应用于轻工、石油化工、食品、纺织、冶金、建筑、起重运输等设备上，最近几年在军事装备，例如通信、导弹与火箭发射装置中也得到了广泛的应用。利用少差齿传动机构的优越性可以改进和提高机械设备的传动机构技术性能，将渐开线少齿差行星齿轮传动应用于卷筒的动力传输系统，是一种可以使传统卷筒减小体积、优化结构、降低成本及提高性能的有效途径，是目前传统卷筒更新换代原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763的理想产品，因此具有非常广泛的前景。少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种, 由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副, 它采用的是渐开线齿形, 内外齿轮的齿数相差很小, 故简称为少齿差传动。一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率、速度范围和一切工作条件,受到了世界各国的广泛关注, 成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。1.2.2 发展趋势齿轮传动技术是机械工程技术的重要组成部分, 在一定程度上标志着机械工程技术的水平, 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能力和传动效率, 减少外形尺寸质量及增大减速机传动比等 , 国内外的少齿差行星齿轮传动正沿着高承载能力、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、标准化和多样化的方向发展的总趋势。少齿差行星齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点, 广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、机床、起重运输、电工机械、仪表、化工、农业等许多领域, 少齿差行星齿轮传动有着广泛的发展前景。1.3设计任务及要求（1）设计题目：新型卷筒的设计（2）原始数据： 卷筒直径（mm） 卷筒工作速度(m/s) 钢丝绳拉力(N)450 1.8 4000工作条件：单班制，双向运转，室内工作，使用时间 10 年。（3）内容要求：1、设计计算部分：1）电机的选择计算；2）行星减速器的设计计算；3）轴、滑动轴承及滚动轴承等的设计计算；4）其他零部件的设计计算。2、绘图部分：1）AO 总装配图一张；2）A3 零件图若干张(内容自定)。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第二章 方案选定2.1 少齿差传动原理渐开线少齿差行星齿轮传动，简称少齿差传动，如图所示。行星齿轮 1 位外齿轮，中心齿轮为内齿轮 2，他们之间的齿数差通常为 1-4 个。这种少齿差行星齿轮传动用于减速时，是以系杆 H 为主动件。由于行星轮相对中心轮有偏心，故在传动时，行星轮 1 不仅要作公转而且要做自传。因此，就需要一个能够传递两平行轴之间旋转运动的联轴器，即称偏心输出机构 V，以便把行星轮的自传输送出来。由于这种行星轮系，是由一个中心齿轮 K，一个系杆 H 和一个偏心输出机构 V 所构成的，故简称 K-H-V 型行星机构。假如内齿轮 K 与机壳固定不动，当电动机带动系杆 H 转动时，系杆将迫使装于偏心轴上的行星齿轮绕内齿轮中心作公转运动。同时，行星齿轮绕偏心轴中心作反向低速自传运动。利用偏心输出机构将行星轮的自传运动传递给输出轴，就可以达到减速的目的。在设计少齿差行星齿轮减速器时，如果内齿轮齿数 不变，行星齿轮齿数 越2z1z大，两者之间的齿数差 越小，则传动比越大。但是，当内齿轮副的齿数12zp差 小到一定程度时，将会发生不在啮合位置的齿廓相互重迭现象。pz为了使内齿轮副在少齿差时仍然能够正确啮合顺利运转，可以从两条途径消除齿廓重迭干涉：一是降低齿顶高的选用短齿，从齿高方向消除齿廓重迭，一是选择适当的正变位系数，减少外齿轮的 齿顶厚度，增大内齿轮的齿槽宽度，从齿厚方向消除齿廓重迭。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在加工变位齿轮时齿轮滚刀的位置要在径向移动一些距离，用模数的倍数 xm来表示，x 称为变位系数。变位系数取代数值，当齿条刀具相对于加工标准齿轮的位置远离齿轮坯中心时，称为正变位，反之，称为负变位。变位齿轮与标准齿轮相比，它的齿厚，齿高和公法线长度等都有变化。变位内齿轮副与标准内齿轮副相比，它的中心距和啮合角也都有变化。2.2 少齿差传动的结构类型渐开线少齿差行星齿轮传动型式较多，主要有 K-H-V 型传动装置，双内啮合2K-H 型正号机构传动装置，以及三内啮合和锥齿型传动装置。K-H-V 型传动装置2.2.1按输出机构型式分（1） 内齿圈固定，低速轴输出1） 有三销轴式输出，应用广泛，效率较高，但销孔加工精度要求较高。它种型式：悬臂销轴式输出，销轴固定端与输出轴紧配合，悬臂端相应地插入行星轮的端面销孔内，结构简单，但，销轴受力不均。2） 十字滑块式输出，结构型式简单，加工方便，但承载能力与效率均较销轴式输出低，常用于小功率场合。3） 浮动盘式输出，结构型式新颖，加工较方便，使用效果较好。4） 零齿差式输出，其特点是通过一对零齿差齿轮副将行星轮的低速反向转动传递给输出轴，零齿差系指齿轮副的内外齿轮齿数相同，像齿轮联轴器那样，但内、外齿轮的齿间间隙较大，其结构型式较简单，制造不困难，较适用于中心距较小的一齿差传动。（2） 输出轴固定，内齿圈输出1） 内齿圈与机壳一起输出，W 机构的销轴固定不动，行星轮只作平动，不作转动，迫使内齿圈与卷筒一起输出，这是常见的卷筒的结构型式。2） 双曲柄式，双曲柄机构不是 W 输出机构，它不仅替代了行星架 H，并使W 机构省掉，可获得较大的传动比，运转平稳性有所提高，但轴向尺寸加大。（3） 波纹管机构2.2.2按减速器的级数分（1） 单级减速器（2） 双级减速器原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632.2.3按安装型式分（1） 卧室安装（2） 立式安装2.3 2K-H型传动装置2K-H 型传动装置由两对内啮合齿轮副组成，共同完成减速与输出任务。无需其他型式输出机构，由齿轮轴或内齿轮直接输出。其基本构件为两个中心轮 K 和行星架 H 组成，故称 2K-H 形少齿差行星传动。若以啮合方式命名，由两对内啮合齿轮副组成的传动装置，亦称为双内啮合 NN 型少齿差行星传动。（1） 外齿轮输出（2）内齿轮输出，根据齿数选取的不同，可设计成输出轴与输入轴转向相同或相反，并可得到大的传动比。此外，还可设计成三内啮合行星传动装置，其传动比范围更大。2.4设计思路及方案论证设计卷筒首先要确定卷筒直径，因为它直接影响卷筒的结构及转速。如果卷筒直径大，会使卷扬的涨、抱闸系统的直径增大，其产生的力矩大大增加；还使卷筒的转速下降，达不到设计要求。卷筒直径确定后，可以进行卷筒的转速计算。接下来就是减速装置设计计算（渐开线少齿差行星齿轮减速装置设计，齿轮传动设计） 。而减速器的设计关键在于掌握渐开线少齿差行星传动的原理：少齿差行星传动原理如图 3 所示，当带曲柄的输入轴旋转时，空套在曲柄上的行星轮 Z1 反向旋转（Z2-Z1 ）/Z1 转，然后通过输出轴输出，去速比是 IZ1/(Z2-Z1), 负号代表旋转反向相反。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 少齿差传动原理简图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 1304139763第三章 主要设计参数的确定3.1 卷筒工作级别的确定由于卷筒设计要求为：每日两班间歇工作，工作寿命为 10 年；因此根据相关文献查得其利用等级为 级；又根据相关公式确定起载荷谱系数为 0.25，因此5U根据相关设计手册确定起工作级别为 级5A3.2 钢丝绳直径的选取根据已知条件（额定拉力 4KN 和提升速度 1.8m/s）对钢丝绳进行选取。目前在工业化国家，对钢丝绳直径的选择普遍采用选择系数法。国际标准ISO308（钢丝绳的选择）也推荐采用此方法。钢丝绳的直径不应小于下式计算的最小直径 mindcs式中 s钢丝绳最大工作拉力c 钢丝绳选择系数，它与机构的工作级别、钢丝绳是否旋转以及吊运物品的性质等因素有关。目前，建筑卷筒还没有此系数的气体规定。可参考建筑卷筒设计一书中的表 396 进行选取。部分数据在下表已给出。据查表取得 c0.1060，由已知 s=4kN 故算得：0.1060 7.68mind3410主要设计参数的确定详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763可取钢丝绳直径为 d=8mm，表 1 钢丝绳选择系数t 值（mm/ N吊运一般物资不旋转钢丝绳 可自由旋转钢丝绳钢丝绳的平均抗拉强度极限（ MPa）卷筒工作级别1570 1770 1960 2150 2450 1570 1770A1 0.0710 0.0670 0.060 0.0750A2 0.0750 0.0710 0.0670 0.0670 0.0800A3 0.0850 0.0800 0.0750 0.0900 0.0850A4A60.0970 0.095 0.0953 0.1063 0.1060A7A80.1187 0.1187 0.1187 0.1333 0.13333.3 卷筒计算直径的确定根据设计要求卷筒直径取 450mm可取 =450mm。0D3.4 电动机功率的选择、总传动比计算与校验3.4.1 选择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。建筑卷筒属于非连续工作机械，而启动、制动频繁。因此选择电动机应与其工作特点相适应。建筑卷筒主要采用三向交流异步电动机。该卷筒输出功率 =Fv=4 1.8=7.2KW2p310F额定拉力（ F=4kN） ；V提升速度（V=1.8m/s） ； 卷筒整机传动效率。可设定效率 0.85，则输入功率 / 7.2/0.85 8.47kw。1p2根据该卷筒的工作特点可选 Y 系列异步电动机。主要设计参数的确定详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763据化学工业出版社机械设计手册第四版可选电动机：Y160M4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）Y1160M-4 11 1460 1233.4.2 确定传动比按额定转速初定总传动比 总传动比按下式计算 ejni式中 电动机额定转速（r/min）en 卷筒转速（r/min） j可按下式计算j 60ejvnD式中 钢丝绳额定速度（m/min） ；ev卷筒基准层钢丝绳中心直径（mm） ，即卷筒计算直径。D由已知得： 1.8m/s , 450mmeveD故 76.4 r/minjn1.86045由此可计算总传动比 146076.4 19.1i渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第四章 渐开线少齿差减速器设计4.1 少齿差传动原理图 31 所示是采用销轴式输出机构的少齿差行星传动简图，它主要由偏心轴、行星轮（两个） 、内齿轮、销套（未画出） 、销轴、转臂轴承（未画出）等组成。属于 K-H-V 型行星传动的一种类型。图 4 少齿差行星传动简图1销孔 2销轴 3销轴盘行星轮 中心轮（内齿圈） -偏心距1zzWa上图中当内齿轮固定，偏心轴作为主动件转动时，迫使行星轮绕内齿圈作行星渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763运动，并通过传动比等于一的销轴输出。当 2z 11 时，偏心轴每转一周，行星轮 1z沿相反方向转过一个齿。当偏心轴转过 时，行星轮转一转，输出轴同样转一转。这是一种传动方式，另外一种传动方式是构件 V 固定，转臂 H 主动，内齿轮 b从动，此种情况就是要设计的卷筒的工作情形了。4.2 齿轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为 14，由于传动比 i19.1 ，不是很大，故可取齿差数 3。pz对于图 4 所示的 KHV 少齿差行星传动，若转臂 H 固定，则：221vHzi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。当构件 V 固定，转臂 H 主动，内齿轮从动（即相当于卷筒转动的情况） ，可得出传动比公式为： 21zi上式中的“+”号，表示从动件 2 与主动件 H 的转向相同。已知齿数差 3，i19.1，可得：Pz21319.1 57.3,取 57 ， 57-354。2z1z4.3 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 。MPaF80lim渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.4 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 。.82NK（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 FVAK 试选载荷系数 3.1tk 计算外齿轮传递的扭矩 5 52 7.29.090910.64jPT Nmn 取齿宽系数 1.d 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 911460(830)2.hNnjL渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763；921.0N 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 2li16 4 试计算小齿轮分度圆直径，带入数据得3211 )(*2.HEdtt ZuTkd 126.87tdm 计算圆周速度，带入数据得 v=6.49m/s106gtnv 计算齿宽1*2.87*132.0dtbm模数 mm164.95ttmZ初取齿高 *(2)1.2athc所以 b/h=2.88由 v=6.49m/s，7 级精度，由图 14-1-14 查得动载荷系数 1.09；vK再由表 10-3 查得齿间载荷分布系数 ；1.hFK再由表 14-1-81 得 使用系数 。1A由表查得 7 级精度、行星轮相对支承对称布置时， 23231.08.0.280.1.06.2513HdKb 渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763再由 ， =1.13 查机械设计书中图 10-13 得 =1.1254.9bhHK FK所以载荷系数 =11.091.11.1251.35FVA（5）查取齿形系数由机械设计书中图 105 查得 2.24FaY（6）查取应力校正系数由机械设计书中图 105 查得 1.75Sa（7）设计计算带入数值得出： 3.63321)(FSaYdZkTm为同时满足齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度可取模数为 m5。4.5 齿轮基本参数的确定4.5.1 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，通过变换变为系数来满足设计要求。齿轮齿数 ， ；541Z72齿轮模数 m=5；取齿顶高系数 ；8.0*ah取顶隙系数 ；25.c齿形压力角 ；0齿轮分度圆直径 =270mm， =285mm；1mZd2mZd未变位时的中心距 ；2*()7.5a初选啮合角 40；计算中心距 =9.20011mm；0cosda实际中心距 =INT( *10+0.5)/10=9.2mm；渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763实际啮合角 =39.9992=40；)cos*(0 aA分度圆分离系数 =0.34；dYm初取小齿轮变位系数 ；01x大小齿轮变位系数之差 = 0.519542121()2taniviZ齿轮顶高 =4， =2.3；*11xhmaa)(*1Yxhm分度圆直径 ；Zdd85,7022齿顶圆直径 ，aa811；mh6.9*22齿根圆直径 ，xcdaf 5.29*)(11；f 74*2基圆直径 ,.53cos1mb；d816*2齿顶圆压力角 ， ； 124.arcos1abd 37.arcos22abd重合度系数 05.16.)tan(t)tn(ta2 21 ZZ齿廓干涉系数验算 （GS 应大于 0）11221()()().270GSzinvzinvzinv其中 ； 1211arcosar2122arcosar渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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。4.5.2 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=54,齿形角为 20，故由机械设计手册第二版中册表 8-99 查得跨测齿数 8， 23.1214。则公k*W法线长度 92.49。*Wm4.6 传动内部结构的选定与设计4.6.1 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 270，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*0.273.4dbm经尺寸大约应是行星轮齿根圆的一半（即大约为 135） ，根据以上两个限制条件可选定转臂轴承（双列向心球面滚子轴承） 。其参数如下图 5 所示：图 5 双列向心球面滚子轴承表 4 选用轴承的基本尺寸及性能渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763尺寸（） 极限转速轴承型号d D B r额定动载荷（kN）额定静载荷（kN） 脂润滑 油润滑3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000由以上数据可知：行星轮的齿宽 b33，而实际齿宽系数：1/270.1d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。4.6.2 销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为 270，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 10（ =10） 。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 6 是已经多次画图比较得出的：图 6 行星轮简易工作图销孔直径 45，销孔公差配合选用 F7，其上下偏差为（+50 ，+25） 。Kd渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763销孔分布圆直径 =200。WD4.6.3 销轴套、销轴的确定销轴式 W 机构是由固连在销轴盘上的若干个销轴与行星齿轮端面上的对应的等分孔所组成。在机构上行星轮上的销轴孔要比销轴套外经大两倍的偏心距，但考虑到一些加工装配误差还应加上一个补偿尺寸 ，上面也已经提到。在这里可取值 0.2。故销套外经 4529.20.226.4。2TKda销套长度可根据画图确定，初定为 72。偏心距(即实际中心距) 9.2。可初定销轴套内径为 20，即销轴直径 =20mm。gWd根据少齿差传动零件的装配配合要求可对销轴、销轴套的配合公差进行选择。销轴套外径选用 h6，其尺寸的上下偏差为（0，-0.016） ，销轴套内径与销轴配合选用 F8/h6，销轴套内径尺寸的上下偏差为（+0.053，+0.02） ，销轴直径的上下偏差为（0，-0.016 ） 。以上偏差值是通过查机械零件设计手册一书中的表 1.1-5 和 1.1-6所得。在结构设计中采用悬臂梁式销轴。4.6.4 偏心套基本尺寸的确定偏心套的尺寸要根据结构要求来确定。其视图如图 3-4 所示图 3-4 偏心套工作简图偏心套的偏心距即为内外齿轮的偏心距 e=9.2。其内径初定为 45。可渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763据此推测出输入轴的结构尺寸。4.7 轴的设计轴设计的特点是：在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。轴的材料种类很多，设计时主要根据对铀的强度、刚度、耐磨性等要求U 及为实现这些要求而采用的热处理方式同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是 35、45、50 优质破累结构钢。最常用的是 45 钢。在此所用的到的轴都选用 45 钢。其性能如下：表 5 45 钢的性能材料牌号热处理毛坯直径(mm)硬度(HB)拉伸强度极限 B拉伸屈服极限()s弯曲疲劳极限()1剪切疲劳极限( )1许用弯曲应力 1正火 25 241610 360 260 150正火 100 170217 600 300 275 140回火 100300162217 580 290 270 135 5545调质 200 217255 650 360 300 155 604.7.1 输入轴的设计轴的合理外型应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整。轴应具有良好的制造工艺性.影响轴结构的主要因素有：轴的受力性质,大小，方向及分布情况；轴上零件的布置和固定形式；所采用轴承类型和尺寸；轴的加工工艺等。1）求出输入轴上的转矩 611 8.479.50950503.816PT Nmn其中： -输入功率，取 8.47kW；1P渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763-输入转速，取 1460 r/min；1n2）初步确定轴得最小直径由于轴的材料选用的为 45 钢，调质处理，抗拉强度 ,屈服MPab750，弯曲疲劳极限 ，扭转疲劳极限 。通MPas50MPa350121过机械设计手册第四版第二卷表 6-1-19 选取 =126。则有：0A。133min08.47262.60PdAm输入轴的最小直径安装在联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器转矩的计算：（N.m）ntzwc TKnpT950式中 驱动功率，KW；工作转速，r/min；动力机系数，由于为电动机，故取 1；wK工作系数，故取 1.75；启动系数，取 1；z温度系数，取 1.1；t公称转矩，N.mnT所以， 。8.479509501.5.106.56cwztpKNmn按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，又考虑到要与电动机的轴相联查机械设计手册第二卷，选用 GL5 型滚子链联轴器，其公称转矩为 250N.m。半联轴器的孔径 ，半联轴器与轴配合的毂孔的长度 。由于要考虑到235dm 160L轴端有键槽和在结构上的要求，在此先将最小直径取为 35。其余各段直径均按5放大。渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763F E D C B A图 8 输入轴工作简图3）轴的结构设计及周向定位拟定轴上零件的装配方案：（1）A-B 段接联轴器，轴伸长度通过查简明机械设计手册 中表 2-13 可确定 A-B 段即轴深长为 58，轴深公差选用 k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002） 。其间选用 A 型平键（GB/T1096-1979) ，尺寸为bhL=10853。查简明机械设计手册中表 7-2 得出：采用一般键联接，则键槽宽 b 的上下偏差为（0，-0.036） 。半联轴器与轴的配合为 H7/k6，A-B 段直径极限偏差为（+0.018 、+0.002 ） ；（2）B-C 段还要穿过支座、端盖、大小轴承，还要考虑其中的间隙，可初定其长度为 57，该段直径为 40。轴只受扭转应力，受轴向力很小，所以在轴与支架的连接处选用深沟球轴承，初步确定轴承型号 （ GB/T276-1994）6208 型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用 k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002） ；（3）C-D 段的精度不必要求太高，因为在此段不须安装其他零件，该段直径为45；渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（4）D-E 段要安装偏心套其间有键的联结，所选用键的尺寸为bhL=14970。采用一般键联接，键槽宽 b 的上下偏差为（0，-0.043） 。偏心套的长度为 75，故可设计该段的长度为 77。在该段偏心套上还联接有轴承，在此可选用双列向心滚子轴承轴承型号是 3516，此段直径设定为 45。该段的配合公差选用 k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002 ） ；（5）E-F 段就与轴承联接，其长度初定为 22，直径为 40，故与之相联的轴承可选深沟球轴承（GB/T276-1994）6208 型。该段的配合公差选用 k6，其上下偏差分别为（+0.018 、+0.002） 。在此其间轴承的定位没有轴肩的都是采用挡圈定位，挡圈尺寸要根据具体装配情况而定。以上的公差配合通过查阅机械零件设计手册中表 1.1-6 得出。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本机械设计表 15-2，取轴端倒角为 1.645，轴右端轴肩处圆角半径为 1.6其余各处倒角和圆角参看附图。4.7.1 输出轴（固定轴）的设计在本设计中的输出轴是固定不动的，它与销轴盘固联在一起，这使得销轴固定不动，从而使得行星轮作平动带动内齿轮转动，最终带动卷筒一起跟随内齿轮转动。其工作图如图 9 所示。选用材料：20cr，调质处理，抗拉强度 ,屈服点 ，弯MPab750MPas50曲疲劳极限 ，扭转疲劳极限 。通过机械设计手册第MPa350121四版第二卷表 6-1-19 选取 =102 有：0A23307.*146.jpdmn输出功率（ =8.47 w）2p2p卷筒转速（ 76.4r/min）jnjn由于要考虑到轴端有键槽和在结构上的要求，在此先将最小直径取为 47。联接支座的部分直径初定为 50。其他部分尺寸如下图 3-6 所示。在轴的最左端，使用平键使其和支架固联在一起从而使其不能转动。为了安全在次选用双键联接，所选用键（平键 GB/1095-1979）的尺寸为 bhL=161060。在此采用一般键联接，键槽宽 b 上下偏差为（0，-0.043） 。轴伸长度经查简明机械渐开线少齿差减速装置的设计详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763设计手册中表 2-13 可确定 A-B 段即轴深长为 82，即为 A-B 段的长度，轴深公差选用 h7，其上下偏差分别为（0、-0.025） ；B-C 段上要装上轴承、卷筒盖和小端盖等，经画图可初定这一段的长度为 72。为了与相应的轴承配合固初定此段的直径为 50。选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994 ）6210 型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用 h7,其上下偏差分别为（0、-0.025） ；C-D 段要通过卷筒但不安装任何零件，故为了减少材料的用量可将此段的直径适当缩小，初定为 47，长度要根据卷筒的长度及装配尺寸确定，初定为 270；D-E 段通过安装轴承与卷筒联接，此段的长度为 38，直径为 50，选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994 ）6211型。在该轴上的轴承的轴向固定都用挡圈固定。该段的配合公差选用 k6，其上下偏图 9 输出轴工作简图差分别为（+0.021 、+0.002） 。轴右端与销轴相联的销轴盘的直径初定为 270。盘的宽度为 30，销孔直径与销轴相同，为 20，销轴与输出轴（销孔）的配合选用 h6/P7。销孔尺寸上下偏差为（-0.022、-0.074） 。销孔分布圆直径为 200，在该圆上有十个销孔均匀分布。其他尺寸间附图。部分零件的校核详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第五章 零件的校核少齿差行星齿轮传动主要受力构件有内齿轮、行星轮、输出机构和转臂轴承等。行星轮承受内齿轮、输出机构和转臂轴承的作用力(不计摩擦力)，其反作用力是行星轮对对上述构件的作用力。参看图 9，当行星轮逆时针以 转速回转时，它作用sn给内齿轮的总发向力为 F，而作用给输出机构的合力为： 123Q部分零件的校核详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763图 9 行星轮受力分析图 图 10 行星轮受力简图5.1 少齿差行星齿轮传动受力分析5.1.1 齿轮受力输出机构固定，内齿轮输出：齿轮分度圆受力 21.*ctbzTFd表 6 轮齿受力计算公式计算公式项目 代号N 型传动，输出结构固定，内齿轮输出分度圆上 1F21.*cbzTFd圆周力节圆上 t2.oscct bz径向力 F21.in*osccbTFd齿轮法相力 F 2.ccbz输出转矩（ 106.65Nm）2T2T， 分别是行星轮和内齿轮的齿数（ 54， 57）czb czb行星轮分度圆直径（ 270）dcd实际啮合角（ 40）部分零件的校核详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763初选啮合角（ 40）将上述数值代入表格中的式中得出：=449N， =449N， =376.76N，F=7687.76N。1FtF5.1.2 输出机构受力行星轮多销轴的作用力随着销轴的位置不同而变化，当 /2 时，Q 为最大即为 。行星轮对销轴的最大作用力为：maxQ2max.4*cWbzTQRZ销孔分布圆半径（ 103.2）WR销轴数目（ 10）ZWZ代入数据得出： 3195.67NmaxQ5.1.3 转臂轴承受力少齿差内啮合的转臂轴承装入行星轮与转臂之间。在行星轮上还要考虑输出机构的安排，所以转臂轴承的尺寸受到一定的限制。实践证明，转臂轴承的寿命往往是影响这种传动承载能力的关键。上图 10 为行星轮受力简图。图示，只有左边的销轴与行星轮轴肩有作用力。根据分析，左边各销轴对于行星轮作用力之和的最大值为：= N2max.4()siniWTQRZ6.143013.80sin图 10 中 F 可分解为 和 （行星轮基圆半径 131.56）xyFbcr Nx 620.6cos0.61430os9.45.17.5bTr tan =4134.8Nyx由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力 为：RF22()maxRxiyFQ