电梯少齿差传动减速器的设计论文

聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - I - 目 录 目 录 .I 摘 要 .I Abstract . II 1 绪 论 . 1 1.1 电梯的发展状况 . 1 1.2 电梯的结构组成 . 3 1.3 电梯的驱动装置和制动系统 . 3 1.3.1 驱动装置 . 3 1.3.2 制动系统 . 3 1.3.3 少齿差齿轮传动的基本原理、特点和应用 . 3 2电梯驱动系统的设计 . 5 2.1 电梯用电动机的选择设计 . 5 2.1.1 电梯常用电机类型 . 5 2.1.2 电动机的选择计算 . 5 2.2 制动器的设计 . 6 2.2.1 制动器的工作原理和基本要求 . 6 2.2.2 常见电磁制动器的类型 : . 7 2.2.3 电磁制动器的尺寸设计 . 7 3少齿差传动减速器的设计 . 9 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - II - 3.1 少齿差传动传动机构的结构分析 . 9 3.2 少齿差传动的几何尺寸计算和运动参数设计 . 9 3.2.1 类型选择及齿轮齿数确定 . 9 3.2.2 基本参数的选择 . 10 3.2.3 齿顶厚 . 12 3.2.4 两个主要限制条件的验算 . 15 3.2.5 渐开线少齿差行星传动的强度计算 . 16 3.3 轴的设计计算 . 21 3.3.1 输入轴 . 21 3.3.2 输出轴 . 27 3.4 轴承的选择设计 . 29 3.4.1 轴承 1、 4 的设计计算 . 29 3.5 减速器的箱体设计 . 34 结论 . 36 参考文献 . 37 致 谢 . 38聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - I - 摘 要 电 梯产品作为机电一体化的特种设备，是机械装置、电力驱动和计算机控制的集中体现。节能技术、控制技术、安全技术以及新技术材料在电梯上的应用带动整个行业的技术进步。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 T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。 关键词： 少齿差；齿轮传动； 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - II - Abstract Elevator products as electromechanical integration of special equipment,is a mechanical device, electric drive and computer control of the concentrated.Energy saving technology, control technology, security technology and new materials technology application in elevators along the entire line.Planetary gear drive with small teeth difference is to point to the involute planetary gear drive with small teeth difference character.Involute planetary gear drive with small teeth difference with its applicable to all power, speed range and all T conditions, got the wide attention of the world. Become the world in the mechanical transmission is one of the key research direction. Key words: Elevator； few teeth difference； gear transmission；聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 1 电梯少齿差传动减速器的设计 1 绪 论 1.1 电梯的发展状况 电梯的雏形是公元前 1115 年至 1079 年间我国劳 动人民发明辘轳。 1852 年，世界上第一台在德国柏林电梯诞生了，采用电动机拖动。以后，美国出现以蒸汽机为动力的客梯。美国人奥的斯研究出电梯的安全装置，开创了升降机工业或者说电梯工业新纪元。 1857 年，世界第一台载人电梯问世，为不断升高的高楼提供了重要的垂直运输工具。 1889 年奥的斯公司在纽约试制成功第一台电力驱动蜗轮减速的电梯，这一设计思想为现代化的电梯奠定了基础，它的基本结构至今仍被广泛使用。 100 多年来，中国电梯行业的发展经历了以下几个阶段 ： 对进口电梯的销售、安装、维保阶段 (1900 1949 年 )，这一阶段我国电梯拥有量仅约 1100 多台； 独立自主，艰苦研制、生产阶段（ 1950 1979 年），这一阶段我国共生产、安装电梯约 1 万台； 建立三资企业，行业快速发展阶段（自 1980 年至今），这一阶段我国共生产、安装电梯约 40 万台。目前，我国已成为世界最大的新装电梯市场和最大的电梯生产国。 电梯产品作为机电一体化的特种设备，是机械装置、电力驱动和计算机控制的聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 2 集中体现。节能技术、控制技术、安全技术以及新技术材料在电梯上的应用带动整个行业的技术进步。国际上电梯技术水平较高的国家主要是德国、美国、日本、瑞 士等，这些国家的电 梯品牌在设计、制造及技术性能等方面均居于世界领先地位，电梯的原创技术基本为这些厂家开发。目前我国电梯在技术水平上与世界先进水平相差不多，差距主要集中在高端市场高速电梯产品、节能环保型电梯技术、既有建筑传统电梯节能改造技术、电梯智能化信息化控制技术等方面，技术差距一般在 5 10 年。 中国电梯行业外商云集，国际上最大的电梯公司几乎全部进入中国，最先进的电梯产品争先在中国生产。美国奥的斯、瑞士迅达、芬兰通力、德国蒂森，日本三菱、日立、东芝、富士达等世界最负盛名的电梯公司先后在北京、天津、上海、广 州、沈阳、杭州、廊坊等地投资建厂。他们大多用合资的方式建设了最好的工厂，装备了最好的设备，引进了最好的技术，合资企业在国内的市场份额已超过 80%。 2008 年中国电梯产量达 25 万台， 2009 年我国电梯产量比 2008 年增长 5%，出口减少 30%左右，国内市场增长 13%。 在电梯采购量急速上升的同时，巨大的电梯能耗已使电梯节能作为电梯行业发展的一项重要指标。实际上，近年各大电梯厂商纷纷加大了节能电梯的研发力度，节能电梯正成为国内越来越多的大型工程的首选，也成为了电梯行业的发展趋势。 随着旧楼加装电梯、楼宇电梯改造 以及房地产市场快速发展，对电梯的需求越来越大。估计未来 50 年中国新增住房面积将达到 200 亿平方米。国家规定 20米以上高楼就应安装电梯，因此未来电梯最大的市场就是住宅市场。此外，机场、聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 3 商场、地铁等大型公共设施建设对自动扶梯、观光电梯等电梯的需求量也十分可观。 在今后几年无论是行业发展将有很大飞跃，行业思维也将有很大改进，产品质量更稳定发展。 1.2 电梯的结构组成 电梯一般由以下几部份组成： 1、曳引系统 2、导向系统 3、门系统 4、轿箱系统 5、重量平衡系统 6、电气控制系统 7、安全保护系统 1.3 电梯的驱动装置和制动 系统 1.3.1 驱动装置 根据电梯使用的不同要求，电梯的驱动可采用曳引驱动，液压驱动，卷筒驱动，及齿轮齿条，螺杆驱动等方式。 1.3.2 制动系统 电梯中大多采用 电磁制动器 ， 安装在曳引机上 ， 一般与电动机同轴 。 通电时松开 ， 断电时抱闸 。 1.3.3 少齿差齿轮传动的基本原理、特点和应用 少齿差行星齿轮传动原理 图 1.1 所示渐开线少齿差行星传动机构示意图中， 1 为固定中心内齿轮， 2 为行星轮，运动由系杆 H 输入，通过等角速比机构由轴 V 输出。由于中心轮与行星轮的齿廓均为渐开线，且齿数差很少（一般为 14）故称为少 齿差行星传动，又称 K H V 行星轮系。 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 4 图 1-2 渐开线少齿差行星传动机构示意图 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 T 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。 少齿差行星齿轮传动的特点和应用 (1)加工方便、制造成本较低渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备，材料也可采用普通齿轮材料 。 (2)传动比范围大，单级传动比为 10 1000 以上 。 (3)结构形式多样，应用范围广，由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上，也 可以不在同一轴线上，所以能适应各种机械的需要 。 (4) 结构紧凑 、体积小、重量轻 ，由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑 。 (5)运转平稳、噪音小、承载能力大 。 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 5 2 电梯驱动系统的设计 2.1 电梯用电动机的选择设计 2.1.1 电梯常用电机类型 电梯用电动机应具有断续周期性工作 ,频繁启动 ,正反方向运转 ,较大的启动转矩 ,较硬的机械特性 ,较小的启动电流等特性 .分为交流电动机和直流电动机两种 .交流电动机分为异步电动机 ,同步电动机 ,永磁同步电动机 。 2.1.2 电动机的选择计算 电梯电动机的容量在初选和核算时，可用经验公式按静功率，计算公式为： 102 )1( QVKP (2.1) 式中： P 电动机功率（ kW）； K 电梯平衡系数； Q 电梯额定载重量（ kg）； V 电梯额定速度（ m/s）； 载重效率系数。 对于电梯平衡系数 K，此处设计应用为客梯，取 K=0.4； 电梯额定载重量为 1500kg；额定速度为 0.25m/s； 载重效率系数，对交流电梯取 0.5；直流电梯取 0.7；此处为交流电梯，取 0.5。 代入数据，可得所需电机净功率为： kWP 1.445.0102 25.01 5 00).401( 对于少齿差齿轮传动，效率一般为 0.8-0.94，此处取 0.9； 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 6 联轴器效率一般取 0.99。 在输出轴和电机之间，机械传动总效率 =0.9 0.99=0.891； 则电机额定功率 kWPP 95.48 91.0 41.48 91.0 据此，选择电动机型号为： Y132M2-6 型三相异步电动机。 额定功率为 5.5kW，额定电流为 12.6A，额定转速为 960r/min。 2.2 制动器的设计 2.2.1 制动器的工作原理和基本要求 1 工作原理 当电梯处于静止状态时，曳引电动机、 电磁 制动器的线圈中均无电流通过，这时因电磁铁芯间没有吸引力、制动瓦块在制动弹簧压力作用下，将制动轮抱紧，保证电机不旋转；当曳引电动机通电旋转的瞬间，制动电磁铁中的线圈同时通上电流，电磁铁芯迅速磁化吸合，带动制动臂使其制动弹簧受作用力，制动瓦块张开，与制动轮完全脱离，电梯得以运行；当电梯轿厢到达所需停站时，曳引电动机失电、制动电磁铁中的线圈也同时失电，电磁铁芯中的磁力迅速消失，铁芯在制动弹簧的作用下通过制动臂复位，使制动瓦块再次将制动轮抱住，电梯停止工作。 制动器是电梯曳引机中最重要的安 全装置 ， 它能使运行的电梯轿厢和对重在断后后立即停止运行 ,并在任何停车位置定位不动 。 在正常断电或异常情况下均可实现停车。 2 制动器功能基本要求： 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 7 当电梯动力电源失电或控制 电路 电源失电时，制动器能立即进行制动。 当轿厢载有 125%额定载荷并以额定速度运行时，制动器应能使曳引机停止运转。 电梯正常运行时，制动器应在持续通电情况下保持松开状态；断开制动器的释放电路后，电梯应无附加延迟地被有效制动。 切 断制动器的电流，至少应用两个独立的电气装置来实现。电梯停止时，如果其中一个 接触器 的主触点未打开，最迟到下一次运行方向改变时，应防止电梯再运行。 装有手动盘车手轮的电梯曳引机，应能用手松开制动器并需要一持续力去保持其松开状态。 2.2.2 常见电磁制动器的类型 : 1 电磁粉末制动器 2 电磁涡流制动器 3 电磁摩擦式制动器 结构组成：制动电磁铁、制动臂、制动瓦块、制动弹簧。 。 2.2.3 电磁制动器的尺寸 设计 根据电动机的参数性能，选择短程直流电磁铁块式制动器，如图 2-1 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 8 图 2-1 短行程直流电磁铁块式制动器 1-直角杠杆； 2-调整螺钉； 3-弹簧； 4-手柄； 5-动铁心 制动器型号： TJ2A-300 型电磁制动器（ JB/ZQ4715-1998）。宽度 430mm，高度 623mm；制动轮直径为 300mm，额定制动转矩为 2400N m 。 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 9 3 少齿差传动减速器的设计 3.1 少齿差传动传动机构的结构分析 设计少齿差行星传动与设计简单的行星齿轮传动一样，首先应该合理的选择其结构型式。此次设计中，少齿差减速器是应用 在升降式电梯中的，启动很频繁，载荷较小，无剧烈冲击，工作条件较好。 初步选定卧式 K-H-V 型少齿差行星传动结构。 图 3-1 K-H-V 型少齿差行星传动机构 3.2 少齿差传动的几何尺寸计算和运动参数设计 3.2.1 类型选择及齿轮齿数确定 1 按图 3.1 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 2 齿数计算 曳引轮的转速 602 vn d(3.1) 代入数据： 6 0 0 . 2 5 1 0 0 09 . 9 5 / m i n2 4 8 0nr聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 10 电机转速： 9 6 0 / m innr 3.齿轮减速器的减速比为： 9 6 0 / 9 . 9 5 9 6 . 4 8i 图 3.1 中的减速比计算公式为：1 1 2 2 11 1 /HHi i z z 故 1 1 2 1/ ( )Hi z z z 齿数差pz一般为 1 4； 若211zz，则1Hi为1z，与理论减速比差别较大，不合适。 若212zz，则212zz；内齿轮齿数2z取偶数，则1z也应取偶数。 取1 194z ，则2 196z ，此时，1 97Hi ，符合要求。 3.2.2 基本参数的选择 行星轮材料选用 38SiMnMo，调质，表面淬火， HRC45-55（硬齿面）； 内齿轮材料选用 40Cr ，调质，渗碳淬火， HRC48-55（硬齿面） 精度选用 7 级 齿数：1 194z ，2 196z 模数： m=2 压力角 ：压力角已经标准化，较常用的压力角为 20 15 oo、 或 25o 等；我国规定标准压力角 20 o 。 所以，这里采用的压力角为： 20 o 齿顶高系数 *ah ： 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 11 在少齿差行星传动中，目前采用的齿顶高系数为 * 0.60.8ah 。经研究可知，在齿数差一定的情况下，适当减少 *ah值，可使啮合角 减小。这不仅有利于消除齿廓重叠干涉，而且也有利于提高传动效率和轮齿的弯曲强度；但会致使齿轮啮合副的 重合度降低。 齿顶高系数选择： * 0.8ah 顶隙系数 *c ： 根据我国基准齿形规定，渐开线齿轮的顶隙系数 * 0.25c ，故一般齿轮刀具的齿顶高系数为 * * *0 1 0 . 2 5 1 . 2 5aah h c 。在少齿差行星传动中，若取齿顶高系数为 * 0.8ah ，则得其顶隙系数为 * 0.45c ，可见径向间隙增 大很多。实际上，对于渐开线齿轮的短齿廓，一般取其顶隙系数为 * 0.3c 。当采用插齿法或剃齿法加工齿轮时，顶隙系数允许增加到 * 0.35c 。 顶隙系数选择： * 0.3c 插齿刀齿数0z： 在加工内齿轮时，大都选用标准插齿刀具。为了避免被加工内齿轮产生顶切现象，就应合理地选取插齿刀齿数0z。 当被加工内齿轮的齿数2z一定时，若插齿刀齿数0z越少，则产生范成顶切的可能性越大。 内齿轮齿数为 2 196z ，选取插齿刀齿数为 0 38z 。（见行星齿轮传动机构P393） 啮合角 和变位系数 x 的确定： 采用试凑法。 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 12 取变位系 数 1 1x，2 1.3x 。 计算无齿侧间隙啮合方程式 21212 t a n xxi n v i n v zz （ 3.2） 代入数据，则有 0 . 30 . 0 1 4 9 0 4 2 t a n 2 0 0 . 1 2 4 0 9 52i n v o 查渐开线函数表，可得 46 26 o ，即： 46.43 o 中心距分离系数：21 c o s( ) ( 1 ) / 2c o sy z z 代入数据，可得： c o s 2 0( 1 9 6 1 9 4 ) ( 1 ) / 2 0 . 3 6 3 3 7 4c o s 4 6 . 4 3y oo中心距： 中心距公式为： a a ym （ 3.3） 代入数据，可得： 2 1 9 6 1 9 4 2 0 . 3 6 3 3 7 4 2 2 .7 2 6 7 4 9a m m （ ） （ ） 3.2.3 齿顶厚 齿顶厚公式： 外齿轮： 1 1 1 1 11c o s 2 t a n ( ) c o s 2a t aams x x z i n v i n v （ 3.4） 内齿轮：2 2 2 2 22c o s 2 t a n ( ) c o s 2a t aams x x z i n v i n v （ 3.5） 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 13 式中： 12ttxx、 切向变位系数；这对齿轮无切向变位，所以：120ttxx。 12aa、 齿顶圆压力角；计算公式为：111a r c c o s baadd ， 22 2a r c c o s ba add 对于外齿轮来说， 齿根圆直径： *1 1 12 ( )fad d m h c x （ 3.6） 齿顶圆直径： *12 22afd d a c m （ 3.7） 基圆直径：11cosbdd（ 3.8） 对于内齿轮来说， 齿根圆直径：2 0 2 0 22fad d a（ 3.9） 式中，02a为加工2z时的中心距；02ad为插齿刀02z的齿顶圆直径。 齿顶圆直径： *21 22afd d a c m （ 3.10） 基圆直径：22cosbdd（ 3.11） 代入 数据得：1 2 1 9 4 2 2 ( 0 . 8 0 . 3 1 ) 3 8 7 . 6fd 02 82.68ad 加工内齿轮时的啮合角 0 为： 0002 t a n xxi n v i n v zz （ 3.12） 0 0 . 4 2 1 . 30 . 0 1 4 9 0 4 2 t a n 2 0 0 . 0 1 8 9 5 83 8 1 9 6i n v o聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 14 查渐开线函数表，可得0 21 36 o，即：0 21.6 o0020() c o s 2 1 9 6 3 8 c o s 2 0 1 5 9 . 6 92 c o s 2 c o s 2 1 . 6m z za oo（ ） 则可得 2 8 2 . 6 8 2 1 5 9 . 6 9 4 0 2 . 0 6fd 1 4 0 2 . 0 6 2 2 . 7 2 7 2 0 . 3 2 3 9 5 . 4 0 6 3 9 5 . 4 1ad 2 3 8 7 . 6 2 2 . 7 2 7 2 0 . 3 2 3 9 4 . 2 5 4 3 9 4 . 2 5ad 1 2 1 9 4 c o s 2 0 3 6 4 . 6 0bd o2 2 1 9 6 c o s 2 0 3 6 8 . 3 6bd o1 3 6 4 . 6 0a r c c o s 2 2 . 7 73 9 5 . 4 1a o2 3 6 8 . 3 6a r c c o s 2 0 . 8 83 9 4 . 2 5a o则外齿轮齿顶厚： 12 c o s 2 0 0 2 1 t a n 2 0 1 9 4 ( 2 2 . 7 7 2 0 ) c o s 2 2 . 7 7 21 . 7 5as i n v i n v oo o oo所以10.25asm ，符合要求。 12 c o s 2 0 0 2 1 t a n 2 0 1 9 6 ( 2 0 . 8 8 2 0 ) c o s 2 0 . 8 8 22 . 0 9as i n v i n v oo o oo所以，20.25asm ，符合要求。 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 15 3.2.4 两个主要限制条件的验算 在进行了少齿差行星传动基本参数的选择和几何尺寸的计算之后，接着应进行其两个主要限制条件的验算，两个主要限制条件是：连续啮合传动条件和内啮合齿轮副的安装条件。 连续啮合传动条件 为了保证内啮合齿轮副连续传动，一般必须使少齿差行星传动的重合度1。验 算内啮合齿轮传动连续啮合条件的公式： 1 1 2 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n ) 12 aazz （ 3.13） 代入数据，可得： 1 1 9 4 ( t a n 2 2 . 7 7 t a n 4 6 . 4 3 ) 1 9 6 ( t a n 2 0 . 8 8 t a n 4 6 . 4 3 ) 21 . 3 9 5 o o o o所以，1，符合要求。 内啮合齿轮副的安装条件 对于齿数差较大的（例如齿数差大于 10 的）渐开线内啮合齿轮副，可以较方便地将外齿轮 1 从轴向装入到内齿轮 2 中，且可以与其进行正常的啮合传动。但是当齿数差较少时，将会使其轮齿产生碰撞现象：即两轮的齿廓将会重迭起来，而无法将外齿轮 1 从轴向装入到内齿轮 2 中去。 验算其齿廓不重迭干 涉条件的公式： 1 1 1 2 2 2( ) ( ) 0s a aG z i n v i n v z i n v i n v （ 3.14） 式中， 12、 辅助角， rad。可按下式求得： 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 16 2 2 22111a r c c o s 2aaar r aar（ 3.15） 2 2 22122a r c c o s 2aaar r aar（ 3.16） 根据之前求出的齿顶圆直径可得：1 197.70ar ，2 197.13ar 。 代入数据得： 2 2 211 9 7 . 1 3 1 9 7 . 7 0 2 . 7 2 7a r c c o s 1 0 2 . 4 52 2 . 7 2 7 1 9 7 . 7 0 o 2 2 221 9 7 . 1 3 1 9 7 . 7 0 2 . 7 2 7a r c c o s 1 0 1 . 6 82 2 . 7 2 7 1 9 7 .1 3 o 换算成弧度，即：1 1 .7 8 8 0 9 rad （ ）；2 1 .7 7 4 6 5 ( )ra d 代入数据，可得： 1 9 4 ( 2 2 . 7 7 4 6 . 4 3 1 . 7 8 8 0 9 ) 1 9 6 ( 2 0 . 8 84 6 . 4 3 1 . 7 7 4 6 5 )0 . 2 9 9 8 2sG i n v i n v i n vi n v o o oo 所以符合要求。 3.2.5 渐开线少齿差行星传动的强度计算 少齿差行星传动中作用力的分析 内齿轮作用在行星轮上的分度圆切向力 212000tTF d （ 3.17） 则，节圆切向力为：212 0 0 0 c o sc o stTF d 径向力为： 212 0 0 0 s i nc o srTF d 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 17 各柱销作用于行星轮上合力的近似最大值 24000wTF R （ 3.18） 行星轮对柱销的最大作用力：2m a x 4000wwTQ zR 转臂轴承受力： 22()R t rF F F F 注：以上的式子中， 2T 输出转矩，在双偏心（即行星轮个数为 2）时，以20.6T代替2T， Nm ； 1d 行星轮分度圆直径， mm ；wR 销孔中心圆半径， mm ； wz 柱销数目。 2225 . 5 0 . 99 5 5 0 9 5 5 0 4 7 7 59 . 9 0PT N mn ； 由之前的数据可得，行星轮齿根圆半径为 387.6mm，则取销孔中心圆半径wR为 150mm，柱销数目wz取 8。 则代入受力分析的公式可得： 2 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 1 4 7 6 8 . 0388tFN2 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 c o s 4 6 . 4 3 1 0 8 3 2 . 03 8 8 c o s 2 0t oo2 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 s i n 4 6 . 4 3 1 1 3 8 6 . 63 8 8 c o s 2 0rFN oo4 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 2 4 3 1 8 . 9150 m a x 4 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 95508 1 5 0QN聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 18 221 0 8 3 2 . 0 ( 1 1 3 8 6 . 6 2 4 3 1 8 . 9 ) 3 7 3 1 2 . 4RFN 少齿差行星传动的齿根弯曲强度计算 在渐开线少齿差行星传动中，由于啮合齿轮副为内接触，其两齿廓的曲率中心在同一方向，而且两曲率半径12、相差甚小 ；因此，相互的接触面积大，接触应力较小。所以，对于少齿差行星传动，其主要的失效形式一般为轮齿折断；而不会产生齿面点蚀破坏。故在此仅需要进行齿根弯曲强度计算，且不需要验算其齿面接触强度。 对于渐开线少齿差行星传动，其行星轮和内齿轮可采用如下的齿根弯曲强度验算公式： 111t p FF F PF K K Ybm； 22 1 21FF F F PFYY 式中， 12FF、 分别为行星轮和内齿轮的齿根弯曲应力， 2/N mm ； b 齿宽， mm ； 12FFYY、 分别为行星轮和内齿轮的齿形系数； K 载荷系数； PK 行星轮间载荷分配不均匀系数，可取 1.21.3PK ； 12FP FP、 分别为行星轮和内齿轮的许用齿根弯曲应力， 2/N mm 。 齿宽 b,在少齿差行星传动中，通常取齿宽系数为 0.1 到 0.2，在此处，齿宽初取为 45mm。（考虑到后面选择轴承） 载荷系数 K，可按下式确定： 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 19 AVK K K K （ 3.19） 试用场合系数AK是考虑由于啮合外部因素引起的过载影响的系数，其AK值取决于原动机和工作机的特 性、质量比、联轴器以及运行情况。在这里，取1.0AK 。 动载系数VK是考虑大、小齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷影响的系数。系数VK值与齿轮副的传动误差，大、小齿轮的质量，啮合刚度，特别是在啮合循环中的刚度变化，切向力的大小，以及承载齿面上的接触情况等因素有关。在这里，取 1.2VK 。 载荷分布系数 K是考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响系数。系数 K值与齿轮的制造精度、安装布置情况，齿轮刚度，轮齿接触变形，以及附加载荷等因素有关。在这里，取 1K 。 则有： 1 1 .2 1 1 .2K 行星轮间载荷不均匀系数PK主要是考虑到：由于转臂和齿轮及其箱体等的制造和安装误差、构件的受载变形及传动机构的结构等因素，而 致使各行星轮间载荷分布不均匀。在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数PK的数值范围为 1 PPKn。（ P n 为行星轮个数）在这里，行星轮个数为 2，所以，取 1.5PK 。 齿形系数 12FFYY、 ，通过查表可得： 1 1.76FY 2 1.83FY 代入数据，可得： 1 1 4 7 6 8 . 0 1 . 2 1 . 5 1 . 7 6 5 1 9 . 84 5 2F M P a ；2 1 . 8 3 5 1 9 . 8 5 4 0 . 51 . 7 6F M P a 关于许用齿根应力 FP 的计算： 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 20 设计的行星齿轮为单向受载，则其许用齿根应力为：OFF P F N xFYYS 式中OF 轮齿的弯曲疲劳极限， 2/N mm ；通过查表可得 ，OF值为 800到 900，这里取 28 2 0 /OF N m m ；对于承受载荷的可正、反方向运行的齿轮，其OF值应乘以系数 (1.1 1.2)FK，取 1.2FK ； 28 2 0 1 . 2 9 8 4 /OF N m m ； FS 弯曲安全系数；通过查表得到 1.7FS ； xY 尺寸系数，按模数查表，可得： 1xY； FNY 弯曲寿命系数； 设计采用的是硬齿面，则： 69 4 1 0FNeFY N 电梯载荷比较稳定，其应力循环次数FN为： 60 HF p nN n r t式中 Hn 在行星传动中，齿轮相对于转臂 H 转速， /minr ； 9 6 0 ( 9 . 9 ) 9 6 9 . 9 / m i nHnr ； pr 齿轮每转一周，同一侧齿面的啮合次数，则 1pr ； t 在载荷作用下的工作总时数， h； 代入数据，可得： 96 0 9 6 9 . 9 1 1 2 3 0 0 1 0 2 . 1 1 0FN 所以， FN 远远大于 64 10 ，则取 64 10FN ，即得 1FNY 。 984 1 1 5 7 8 . 8 M P a1 . 7FP 所以，符合齿根弯曲强度要求。 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 21 3.3 轴的设计计算 轴的扭转强度条件为： 395500000 . 2TTTPT nWd （ 3.20） 式中：T 扭转切应力， MPa ； T 轴所受的扭矩， N mm ； TW 轴的抗扭截面系数， 3mm ； n 轴的转速， /minr ； P 轴传递的功率， kW ； d 计算截面处轴的直径， mm ； T 许用扭转切应力， MPa 。 由上式可得轴的直径：3333 09 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 00 . 2 0 . 2 TTP P PdAn n n 式中，30 95500000 .2 TA ，查表（机械设计 P370）。 当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的削弱。对于直径100d mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 3%；有两个键槽时，应增大 7%。对于直径 100d mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%到 7%；有两个键槽时，应增大 10%到 15%。然后将轴径圆整为标准直径。 3.3.1 输入轴 1、初步确定轴的最小直径 材料采用 40Cr，调质。由之前计算的齿轮径向 力可知，输入轴所受的弯矩较大，所以取 0 110A ，功率 P 取电机功率，转速为 960 /minr 。 则初步确定轴的最小直径为：3m i n 5 . 51 1 0 1 9 . 6 8960d m m 由于要采用联轴器传递动力，所以轴端需要开键槽，轴径增大 5%，即： 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 22 m i n m i n (1 5 % ) 2 0 . 6 6d d m m 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径12d（图 3-2）。为了使所选的的轴直 径12d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩0ca AT K T，查表（机械设计表 14-1 P351），考虑到转矩变化很小，故取 1.3AK ，则：0 5 . 51 . 3 9 5 5 0 7 1 . 1 3960c a AT K T N m 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 5014 85GB ，选用HL2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 315Nm 。半联轴器的孔径1 22d mm，故取12 22d mm ，半联轴器长度 52L mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度38L mm 。 2、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，经过分析，采用图 3-2 所示的装配方案。 图 3-2 输入轴结构与装配 根据轴向定位的要 求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3轴段的直径 23 30d mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 38L mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 23 不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比1L略短一些，现取 mml 3521 ； 5-6 轴段直径取 25mm； 4-5 轴段直径取 30mm，取 3-4 轴段直径为 35mm。 2）初步选择滚动轴承。输入轴上安装有四个轴承，从左至右依次为轴承 1、轴承 2、轴承 3、轴承 4。因轴承只受径向力（轴向力没有，或者很小），故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据安装及定位条件，由轴承目录中初步选取深沟球轴承 6206型与 6205型， 6206型轴承的尺寸为： mmmmmmBDd 166230 ，故 mml 1654 ； 6205 型轴承的尺寸为： mmmmmmBDd 155225 。 取安装偏心轴套处的轴端直径为 25mm；左行星轮轴承的左端与左轴承采用套筒定位；右行星轮轴承的右端与右轴承也采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧轴承，轴套与轴承配合处的长度应略短于轴承宽度 B。 轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离 mml 30 ，故取 mml 3032 ；取 mml 1043 。 取轴承 1 和轴承 2 之间的间距为 14mm；轴承 2 和轴承 3 的间距为 5mm；轴承 3 和轴承 4 的间距为 10mm；故 mml 13365 。 轴承 4 采用圆螺母实现轴向定位。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位 聊城大学东 昌学院本科毕业论文 - - 24 半 联轴器、偏心轴套与轴的周向定位均采用平键连接。与半联轴器连接的平键规格为： mmmmmmLhb 2866 ；与偏心轴套连接的平键规格为：mmmmmmLhb 8078 。 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2（ 365 页），取轴端倒角为 o451 ，各轴肩出的圆角半径取 2mm。 3、求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 3-2）做出轴的计算简图（图 3-3）。作为简支梁的轴的支承跨距 mmLLL .51 3 44050.544432 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 3-3）。 图 3-3 输入轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。现将计算出的截面 B