机械毕业设计（论文）-侧装式少齿差传动卷扬机设计【全套图纸】

绪论第 1 页 （共 40 页）侧装少齿差传动卷扬机设计侧装少齿差传动卷扬机设计全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706目目 录录中文摘要VI外文摘要 VII前言VIII1 绪论11.1 卷扬机国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向11.2 少齿差行星齿轮传动计算现状及发展41.3 设计思路及方案论证52 主要设计参数的确定62.1 卷扬机工作级别的确定72.2 钢丝绳直径的选取72.3 卷筒计算直径的确定82.4 电机的选择与传动比的计算83 渐开线少齿差减速装置的设计93.1 少齿差传动原理93.2 齿轮齿数的确定103.3 齿轮模数的确定103.4 齿轮基本参数的确定133.5 传动内部结构的选定与设计163.6 轴的设计184 部分零件的校核234.1 少齿差行星传动受力分析244.2 销轴的强度校核26侧装式少齿差卷扬机设计第 2 页 （共 40 页）4.3 输出轴的强度校核274.4 键的校核294.5 轴承的校核305 卷筒主要尺寸的确定325.1 卷筒节径、边缘直径和容绳宽度的确定325.2 卷筒厚度与绳槽尺寸的确定326 结束语34参考文献35致谢36附录37摘要摘要渐开线少齿差传动卷扬机是诸多传动形式卷扬机中的一种。利用少齿差传动机构的优越性可改进和提高建筑机械等设备的传动结构技术性能，将渐开线少齿差行星齿轮传动应用于建筑卷扬机的动力传输系统，可以减小机构尺寸，提高传动质量，同时它的传动比大、承载能力大、寿命长，也降低了制造成本。但是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少,在切削和装配时常常会产生各种干涉,以致造成报废。因此,为了保证内啮合传动的正常运转,设计时要满足几个条件，主要的两个限制条件是，即要保证不发生齿廓重迭干涉和啮合率不小于 1。少齿差内啮合的设计非常烦琐,尤其是齿廓重迭干涉验算最为麻烦，这也是解决设计问题的核心所在。在设计过程中多次变换变位系数和齿顶高系数以满足条件。本文主要对少齿差行星齿轮传动的设计计算进行了说明。其中包括工作原理、参数选择、几何计算等。并根据结构尺寸设计零件、选择标准件，然后再进行强度或者寿命校核计算。关键词关键词 卷扬机；渐开线少齿差传动；齿廓重迭干涉；少齿差内啮合绪论第 3 页 （共 40 页）Design of the side installment hoist of small tooth number difference planetary transmissionAbstract Involute gear transmission with small tooth number difference hoist is one kind of transmissions forms hoist. It can improve and enhance the transmission structure technical performance of the construction machinery using the of small tooth number difference planetary transmission. If the involute gear transmission with small tooth number difference transmission will apply for construction hoist transfer system, it can increased besides a reduction ingear size, and no interference will occur, and improves the transmission quality simultaneously its velocity ratio is big and the load capacity is big too, the life is long, and it also can reduce the production cost. But in the mesh inside of forma small tooth number difference transmission, because of the difference of annular gear and the external gear is few. It ofter causes interference in the cutting and the assembly, so that it may be waster. Therefore, in order to in guarantee meshes the transmission noramal work, the design must satisfy several 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 design of the mesh inside of forma small tooth number difference is troublesome, extremely the checking computations of the tooth outline overlap difference. It is also the core of the solution in the design. It need to transform the dislodgement coefficient and the gear addendum coefficient many times to satisfy the condition in the design process.This paper describes the method which is used for designing the drive of the few difference in number of teeth. Including principle of work, parameter choice, geometry computation and so on. Choose the standard letter on the basis of the structure size design components, then carry on the computation of the intensity or the life examination.Key words hoist machine;involute gear transmission with small tooth number difference;tooth outline overlap interference ;small tooth number difference internal mesh.前言前言侧装式少齿差卷扬机设计第 4 页 （共 40 页）卷扬机又称绞车，是由动力驱动的卷筒通过挠性件(钢丝绳、链条)起升、运移重物的起重装置。它结构简单，使用方便，广泛应用于建筑、安装、运输等部门的拽引和起重作业。扬机按驱动方式可分为人力驱动和动力驱动两大类。人力驱动型有：绞盘、手摇卷扬机等。用在缺乏电源或使用电源不便的地方。动力驱动型主要是电力驱动。 卷扬机按拽引速度可分快速和慢速两种。快速卷扬机一般拽引速度为30-50m/min，多用于建筑工地。慢速卷扬机拽引速度为 7-15m/min，主要用于设备安装作业 。此次设计的是侧装式少齿差传动卷扬机，它是以少齿差行星齿轮传动为传输系统。少齿差行星传动是渐开线少齿差行星传动的简称,它采用的是渐开线齿形。摆线针轮减速器和谐波减速器也属于少齿差行星传动原理,但摆线针轮减速器用的是摆线齿形,谐波减速器用的是三角形齿形(也有用渐开线齿形代) 。另外像ZX 型混凝土振动器用的是摩擦轮,但其增速原理也是少齿差行星传动。由于它们都有专门名称,所以一般所讲的少齿差行星传动是专指渐开线少齿差行星传动而言的。随着现代工业的发展,机械化和自动化水平的不断提高,各工业部门需要大量减速器,并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传动比时,效率较低;摆线针轮减速器虽能满足以上提出的要求,但其成本高,需要专用设备制造。而利用少齿差行星传动可降低成本。少齿差行星齿轮传动具有以下优点:(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101000 以上。(3)结构形式多,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;当传动比相等时,与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比,体积和重量均可减少1/32/3。(5)效率高。当传动比为10200 时,效率为80%94%。效率随着传动比的增加而降低。（6)运转平稳、噪音小、承载能力大。由于是内啮合传动,两啮合轮齿一为凹齿、一为凸齿, 两者的曲率中心在同一方向, 曲率半径又接近相等,因此接触面积大，使轮齿的接触强度大为提高；又因采用短齿制，轮齿的弯曲强度也提高了。此外，少齿差传动时,不是一对轮齿啮合，绪论第 5 页 （共 40 页）而是39 对轮齿同时接触受力，所以运转平稳、噪音小，并且在相同的模数情况下，其传递力矩比普通圆柱齿轮减速器大。基于以上特点，小到机器人的关节、大到冶金矿山机械, 以及从要求不高的农用、食品机械, 到要求较高的印刷和国防工业都有应用实例。缺点是：(1)渐开线少齿差传动也有一些缺点，主要是它的设计计算比较复杂由于啮合齿轮的齿数差较少，采用标准齿轮传动会出现许多干涉现象为了避免各种干涉，需要采用变位齿轮选择适当的变位系数就成为少齿差传动的关键问题随着计算机技术的问题，这一问题以逐步得到解决。（2）行星齿轮轴承的径向载荷较大。 （3）轴孔的位置精度要求较高，轴销安装也有一定困难。一般只有生产少齿差减速器的专业工厂能加工好，非专业的一般机械厂往往很难加工合格，在一定程度上限制了少齿差传动的推广。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建筑起重卷扬机的动力传输系统，是使传统卷扬机减小体积，优化结构，降低成本，提高性能的有效途径，具有广泛的前景。侧装式少齿差卷扬机设计第 6 页 （共 40 页）1 1 绪论绪论1.11.1 卷扬机国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向卷扬机国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向1.1.11.1.1 国内卷扬机概况国内卷扬机概况从 70 年代起，我国建筑卷扬机的生产进入了技术提高、品种增多的新阶段。在各厂自行设计和生产的基础上，1973 年，由卷扬机行业组织了有关厂家和院校联合进行了卷扬机基型设计，并充分考虑到了当时中小厂家的生产能力。快速卷扬机的基型采用半开半闭式齿轮传动，离合器采用单锥面石棉橡胶摩擦带结构，操纵用手扳刹车带制动。慢速卷扬机的基型为闭式传动（圆柱齿轮传动或蜗杆传动减速器） 、电磁铁制动结构。这两种基型一直到现今还在生产。为适应生产发展的需要，当时第一机械工业部发布了 JB92674建筑卷扬机型式与基本参数和 JB180376建筑卷扬机技术条件两个部标准，并把卷扬机行业划归常德建筑机械研究所（长沙建筑机械研究院前身）领导。随着部标准的颁布，使建筑卷扬机有了大发展的基础。在此期间，由于石化工业的发展，大型设备很多，都需要吊装，如一些大型反应塔，塔的高度达七八十米，质量达五六百吨，就需要有大型吊装用的卷扬机，因而各厂家相继生产了 20t 和 32t 卷扬机（图 1 和图 2） ，满足了经济发展的需要。图图 1 快速卷快速卷扬扬机机 图图 2 20t 卷卷扬扬机机从 70 年代末期开始，中国实行了改革开放政策，使国民经济得到了大发展，基本建设务增加了很多，促使建筑机械的使用大量增加，生产卷扬机的厂家亦随之大量增加。为使设计和生产规范化，国家颁布了 GB195580建筑卷扬机 、JJ3绪论第 7 页 （共 40 页）83建筑卷扬机设计规范 。随着改革开放逐步深入，生产形势的不断发展，新产品的开发提到日程上来了，不少生产厂家成立了厂属研究所，开发了如高速卷扬机、变速卷扬机、自动限位卷扬机等新产品，以及谐波传动、摆线针轮传动、圆弧齿齿轮传动、圆弧齿圆柱蜗杆传动等具有新型传动型式的卷扬机。为使卷扬机的生产满足日益增加的需求和解决中小厂家设计力量薄弱的情况，1988 年卷扬机行业组织了九厂一所一校成立了卷扬机系列设计组，对单简快速建筑卷扬机起重质量从 0.5t到 2.5t 的机型进行了系列设计。这次设计分两种机型，一种为基本型（电控卷扬机），一种为溜放型（手控卷扬机） 。设计既考虑到技术发展的趋势，又考虑到厂家的生产能力。因此基本型为一字型布置，采用二级或三级圆柱斜齿轮传动，电制动锥形转子电动机；溜放型采用封闭式二级行星齿轮传动，普通 Y 系列电动机，用手操作两条制动带控制工作和制动。这两种机型结构紧凑，加工简单，操作方便，体积小，重量轻，一般中小企业均可生产，满足了生产的需要又实现了技术的进步。为使卷扬机发展规范化，又相继颁布了一系列有关建筑卷扬机的标准，有 GB195586建筑卷扬机 、GB694786建筑卷扬机试验规范和方法 、GB7902.287建筑卷扬机术语 、GB1332791建筑卷扬机安全规程 、JG/T503193建筑卷扬机设计规范等。1.1.21.1.2 国外卷扬机概况国外卷扬机概况在国外，卷扬机的品种繁多，应用也很广泛。在西方技术先进的国家中，虽然工业水平先进，机械化程度不断提高，起重设备也在不断更新，但仍不能完全淘汰卷扬机这样的行之有效的简单机械设备。下面介绍一下几个主要国家生产卷扬机的状况。 （1）美国 美国生产卷扬机的厂家有近百家，主要有贝波（BEEBE）国际有限公司、哲恩（THERN）有限公司等。贝波国际有限公司成立于 1919 年，有七十多年的设计和生产实践经验。主要产品有：气动链式卷扬机（0.2540t） ，防爆拖式气动卷扬机（0.530t） ，驳船卷扬机（手动、气动、电动、液压，2575t） ，电动链式卷扬机（0.2520t） ，电动葫芦（0.2515t） ，电动卷扬机（12.5t） ，手动卷扬机（75t） ，液压卷扬机（110t） ，水平卷扬机（9t） ，手动链式卷扬机（0.5100t） ，棘轮牵引器（1.75t） ，空中吊运车（0.520t） 。哲恩有限公司是侧装式少齿差卷扬机设计第 8 页 （共 40 页）美国较大的生产起重设备的公司，主要产品有各种手动卷扬机、电动卷扬机、提升机械及起重机。手动卷扬机的主要品种有：直齿传动卷扬机、蜗杆传动卷扬机；电动卷扬机的主要品种有：蜗杆传动系列、直齿齿轮传动系列、齿轮蜗杆传动组合系列、直接驱动系列、链传动系列。其中直接驱动式电动卷扬机的传动是全封闭行星齿轮传动，传动系统全部装在卷筒里面，机架和卷筒用高强度钢焊接而成。美国除上述两家公司外，比较重要的生产厂家还有布劳斯公司、赛林公司、斯塔斯派克公司、阿姆降公司、英格索艺德公司等。（2）日本日本从明治 30 年开始制造和使用卷扬机。据日本荷役机械研究所核计，19701975 年间卷扬机的产量增加 62.5。据日本通产省机械核计月报载，仅1977 年单纯土建卷扬机的产量就达 12 万台，产值约 100 亿日元。日本卷扬机行业由机械技术部会、荷役机械技术委员会领导。主要生产厂家有北川铁工所、远滕钢机、南星、越野总业、艺浦、松岗产业等 80 多个厂家。北川铁工所是一家大型生产厂。其生产的卷扬机品种系列比较齐全，主要有：1.动力卷扬机 分 BF、MF、DF 三种型式。功率为 3.744kW，钢丝绳拉力从588044100N，有 18 个规格。BF 型是 V 型带传动，MF 型是单筒开式齿轮传动，DF型是双筒开式齿轮传动。其结构特点是全部为标准型，采用改进了的螺旋顶丝式离合器操纵，因而操作简便，易调整。鼓形离合器采用单锥体式，摩擦材料采用带型树脂。2.电动卷扬机该厂生产的电动卷扬机为 KW 型，功率 3.711Kw,拉力6000142100N。四种规格。其结构特点是：全封闭内齿轮传动：电动机在一端，减速器、制动器和操作部分在另一端，中间是卷筒，一字型布置；按钮操作，可远距离遥控；最大特点是卷筒可缠绕 89 层，容量大，适于高层建筑使用。3.大型电动卷扬机主要用于提升大型重物或设备，可两档机械变速，设有电磁铁制动器、手制动器和棘轮停止器，以确保安全。1.1.31.1.3 国外卷扬机的发展趋势国外卷扬机的发展趋势1.大型化由于基础工业的发展，大型设备和建筑构件要求整体安装，促使了绪论第 9 页 （共 40 页）大型卷扬机的发展。2.采用先进电子技术为了实现卷扬机的自动控制和遥控，国外广泛采用了先进的电子技术，对大型卷扬机安装了电器连锁装置，以保证绝对安全可靠。3.发展手提式卷扬机为了提高机械化水平，减轻工人劳动强度，国外大力发展小型手提式卷扬机，如以汽车蓄电池为动力的直流电动小型卷扬机。 4.大力发展不带动力源装置的卷扬机欧美国家非常重视发展借助汽车和拖拉机动力的卷扬机。此种卷扬机机构简单，有一个卷筒和一个变速箱，动力源就是来自汽车或者拖拉机等。1.21.2 少齿差行星齿轮传动技术现状及发展少齿差行星齿轮传动技术现状及发展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。1.2.11.2.1 国内为研究现状国内为研究现状当内啮合的两渐开线齿轮齿数差很小时, 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, 苏联学者就从理论上解决了实现一齿差传动的几何计算问题。但直到1960 年代以后,渐开线少齿差传动才得到迅速的发展。目前有柱销式零齿差十字滑块、浮动盘等多种形式。随着少齿差行星齿轮传动研究的深入, 已成功地开发出不少新的渐开线少齿差行星齿轮传动形式。目前, 我国研究出一种连杆行星齿轮传动 平行轴式少齿差内齿行星齿轮传动。该类传动是以连杆内齿轮( 齿板) 为行星轮, 采用双曲柄输入, 且无输出机构。主要有一齿环( 一片连杆行星齿板) 、二齿环( 两片连杆行星齿板) 、三齿环及四环等结构形式的减速器。国内外学者在齿形分析、结构优化、接触分析、结构强度、动态性能、传动效侧装式少齿差卷扬机设计第 10 页 （共 40 页）率、运动精度方面进行了大量的研究, 利用计算机技术进行减速器各主要部件的实体建模、仿真、干涉检查等, 缩短了产品的开发周期, 并应用到产品的设计中, 取得了许多有价值的成果。如对N型内齿行星齿轮传动的基本结构型式 环式减速器的传动机理进行了分析研究, 建立了环式减速器系统受力分析模型, 得出目前环式减速器存在惯性力或惯性力矩不平衡的结论。又如对平行动轴少齿差传动多齿接触问题动平衡进行了研究, 以有限元弹性接触分析理论为基础，建立了平行动轴少齿差传动多齿接触问题时的有限元分析模型, 提出了一种对研究平行动轴少齿差传动内齿轮副啮合过程中实际接触齿对数、齿间载荷的分配及齿面载荷分布的分析计算方法。为平行动轴少齿差内啮合齿轮传动的承载能力的计算、齿轮几何参数的确定及零部件的强度分析计算提供了理论依据。采用遗传算法模拟生物自然进化过程来搜索少齿差传动参数的最优解。通过优化后的少齿差传动装置具有较小的体积和较好的传动性能。1.2.21.2.2 发展趋势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。1.31.3 设计思路及方案论证设计思路及方案论证设计卷扬机首先要确定卷筒直径，因为它直接影响卷扬机的结构及转速。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；还使卷扬机的转速下降，达不到设计要求。卷筒直径确定后，可以进行卷扬机的转速计算。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：少齿差行星绪论第 11 页 （共 40 页）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。 图图 3 少少齿齿差差传动传动原理原理简图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。2 2 主要设计参数的确定主要设计参数的确定2.12.1 卷扬机工作级别的确定卷扬机工作级别的确定由于卷扬机设计要求为：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侧装式少齿差卷扬机设计第 12 页 （共 40 页）根据相关设计手册确定起工作级别为级5A2.22.2 钢丝绳直径的选取钢丝绳直径的选取根据已知条件（额定拉力 10KN 和提升速度 20 米/分）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 mindc s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，建筑卷扬机还没有此系数的气体规定。可参考建筑卷扬机设计一书中的表 396 进行选取。部分数据在下表已给出。据查表取得 c0.0953，由已知 s=10kN 故算得：0.09539.53mind310 10可取钢丝绳直径为 d=11，表表 1 1 钢丝绳选择系数钢丝绳选择系数 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）卷扬机工作级别1570177019602150245015701770A10.07100.06700.0600.0750A20.07500.07100.06700.06700.0800A30.08500.08000.07500.09000.0850A4A60.09700.0950.09530.10630.1060A7A80.11870.11870.11870.13330.13332.32.3 卷筒计算直径的确定卷筒计算直径的确定由绕在卷筒上的钢丝绳圈中心算起的卷筒直径,称为卷筒的计算直径。为保证0D钢丝绳有足够的使用寿命，卷筒的计算直径不易太小。（mm）01Dhd值根据机构的工作级别由建筑机械设计中表 311 选取，1h主要设计参数的确定第 13 页 （共 40 页）据查表取得19，则有：1h209mm019 11D 可取=240mm。0D2.42.4 电动机功率的选择、总传动比计算与校验电动机功率的选择、总传动比计算与校验2.4.12.4.1 选择电动机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。 建筑卷扬机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。建筑卷扬机主要采用三向交流异步电动机。 该卷扬机输出功率=Fv=1020/60=3.33w2p310310 F额定拉力（F=10kN） ； V提升速度（V=20 米/分） ； 卷扬机整机传动效率。可设定效率0.85，则输入功率/3.33w0.853.922kw。1p2p310 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：Y132M26其技术参数如表 2：表表 2 2 技术参数技术参数型号功率/kw转速 r/min重量（kg）Y132M1-64960752.4.22.4.2 确定传动比确定传动比 按额定转速初定总传动比 总传动比按下式计算ejnin式中 电动机额定转速（r/min）en 卷筒转速（r/min） jn可按下式计算jn侧装式少齿差卷扬机设计第 14 页 （共 40 页）310ejevnD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。eD由已知得：20m/min 上面初定240mmeveD故26.53r/minjn320 10240由此可计算总传动比96026.5336i 3 3 渐开线少齿差减速装置设计渐开线少齿差减速装置设计3.13.1 少齿差传动原理少齿差传动原理图 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。图图 4 少少齿齿差行星差行星传动简图传动简图1销孔 2销轴 3销轴盘行星轮 中心轮（内齿圈） -偏心距1z2zWa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运动，并通过传动比等于一的销轴输出。当1 时，偏心轴每转一周，行星2z1z渐开线少齿差减速装置的设计第 15 页 （共 40 页）轮沿相反方向转过一个齿。当偏心轴转过时，行星轮转一转，输出轴同样转一1z1z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扬机的工作情形了。3.23.2 齿轮齿差的确定齿轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为 14，由于传动比 i36，不是很大，故可取齿差数2。pz 对于图 4 所示的 KHV 少齿差行星传动，若转臂 H 固定，则：221vHHziz 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：121zizz 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：221zizz 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2，i36，可得：Pz21zz23672 ， 72-270。2z1z3.33.3 选定齿轮的精度等级和材料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；MPaH600limMPaF550lim外齿轮（行星轮）用 20CrMnTi,渗碳淬火，低温回火，表面硬度，心部60HRCHR 为 302-388，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应MPaH1350lim力。MPaF800lim3.43.4 齿轮模数的确定齿轮模数的确定侧装式少齿差卷扬机设计第 16 页 （共 40 页）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：23212()FaSaFY YkTmdZ（1）根据行星轮的表面硬度查得其弯曲疲劳强度极限。60HRC900FEMPa（2）由机械设计书中的图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数。0.82FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S1.40.82 900546.431.4FNFEFkMPaS（4）计算载荷系数 KFFVAKKKKK 试选载荷系数3 . 1tk 计算外齿轮传递的扭矩5623.92295.5 1095500001.4134 10.26.5jPTN mmn 取齿宽系数12. 0d 查材料的弹性影响系数；内齿轮的接触疲劳强度为218 .189 MPaZE;外齿轮的接触疲劳强度为。lim2600HMPalim11350HMPa 计算应力循环次数9116060 960 (2 8 300 10)2.76 10hNn jL ；9212.76 10NN渐开线少齿差减速装置的设计第 17 页 （共 40 页） 查图得接触疲劳寿命系数；92. 021HNHNKK 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数是 s=1.25MPasKHHNH9 .110812. 11350*92. 01lim112lim120.92*600492.861.12HNHHKMPas 试计算小齿轮分度圆直径 ，带入数据得3211)(1*32. 2HEdttZuuTkd1302.09tdmm 计算圆周速度 ，带入数据得 v=3.307m/s1000601gtndv 计算齿宽 1*302.09*0.1236.25dtbbmm 模数mm11302.094.3270ttdmZ 初取齿高 *(2)7.34athhcmmm 所以 b/h=4.94由 v=3.307m/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 ；1.1hFKK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，23231.120.180.23 101.120.18 0.120.23 1036.251.13HdKb再由，=1.13 查机械设计书中图 10-13 得=1.1254.94bhHKFK侧装式少齿差卷扬机设计第 18 页 （共 40 页）所以载荷系数=11.091.11.1251.35FFVAKKKKK （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 1.75SaY（7）设计计算带入数值得出： 3.603212)(2FSaFaYYdZkTm可取模数为 m4。3.53.5 齿轮基本参数的确定齿轮基本参数的确定3.5.13.5.1 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算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 ，；801Z822Z齿轮模数 m=5；取齿顶高系数 ；6 . 0*ah取顶隙系数 ；3 . 0*c齿形压力角 ；0020齿轮分度圆直径 ，；11mZd 22mZd 未变位时的中心距 ；21*()2dmZZa初选啮合角 40；计算中心距 ；0coscosdaa实际中心距 =INT(*10+0.5)/10；aa实际啮合角 ；)cos*cos(0aaA渐开线少齿差减速装置的设计第 19 页 （共 40 页）分度圆分离系数 ；daaYm初取小齿轮变位系数 ；01x大小齿轮变位系数之差 2121()2 taninvinvxxZZ齿轮顶高 ，；)(*1*1xhmhaa)(*1*2Yxhmhaa分度圆直径 ；2211*,*ZmdZmd齿顶圆直径 ， ；111*2aahdd212*2aahdd齿根圆直径 ，mxchddaf*)(*21*11 ；mxchddaf*)(*21*基圆直径 ；,cos*11ddbcos*22ddb齿顶圆压力角 ，； 111arccosabadd222arccosabadd重合度系数 )tan(tan()tan(tan(2121211aaZZZ 齿廓干涉系数验算 （GS 应大于 0） 11122221()()()GSz invz invzz inv 其中 ； 1212221arccos2aaararar2122222arccos2aaararar将上述公式代入下表 3 中计算得：表表 3 3 齿轮几何尺寸的计算齿轮几何尺寸的计算传动比1.0285711.028571齿数差模数4 4内齿轮齿数优选值:7272小齿轮齿数7070圆整值:7272标准中心距4 4初选啮合角角度值:4040刀具齿形角角度值:2020弧度值:0.69813170.6981317弧度值:0.3490660.349066计算中心4.90672644.9067264侧装式少齿差卷扬机设计第 20 页 （共 40 页）距实际中心距4.94.9实际啮合角角度值:39.9061739.90617分度圆分离系数0.2250.225弧度值:0.6964940.696494变位系数差X2-X1:0.3431990.343199小轮变位系数X1:0 0大轮变位系数X2:0.34319950.3431995齿顶高系数0.60.6顶隙系数0.30.3小轮齿顶高2.42.4大轮齿顶高1.51.5小轮分度圆直径280280大轮分度圆直径288288小轮齿顶圆直径284.8284.8大轮齿顶圆直径285285小轮基圆直径263.1139263.1139大轮基圆半径270.63147270.63147小轮齿顶圆压力角大轮齿顶圆压力角角度值:22.5036622.50366角度值:18.27102918.271029弧度值:0.3927630.392763弧度值:0.31888960.3188896小轮齿根圆直径272.8272.8大轮齿根圆直径297.8445297.8445重合度验算应大于 1:1.0984031.098403齿廓重迭干涉验算D1 角度值:89.8160689.81606D2 角度值:87.84551687.845516D1 弧度值:1.5675861.567586D2 弧度值:1.53319351.5331935GS 应大于0:0.3162210.316221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。3.5.23.5.2 齿轮公法线长度的确定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=70,齿形角为 20，渐开线少齿差减速装置的设计第 21 页 （共 40 页）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k*W公法线长度92.49。*WW m3.63.6 传动内部结构的选定与设计传动内部结构的选定与设计3.6.13.6.1 转臂轴承的选定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280，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*0.12 28033.6dbdmm经尺寸大约应是行星轮齿根圆的一半（即大约为 140） ，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：图图 5 双列向心球面双列向心球面滚滚子子轴轴承承表表 4 4 选用轴承的基本尺寸及性能选用轴承的基本尺寸及性能尺寸（）极限转速轴承型号dDBr额定动载荷（kN）额定静载荷（kN）脂润滑油润滑35168014033310410322003000由以上数据可知：行星轮的齿宽 b33，而实际齿宽系数：侧装式少齿差卷扬机设计第 22 页 （共 40 页）1/332800.118db d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。3.6.23.6.2 销孔数目、尺寸的确定销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为 280，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：图图 6 行星行星轮简轮简易工作易工作图图销孔直径44，销孔公差配合选用 F7，其上下偏差为（+50，+25） 。Kd销孔分布圆直径=206.4。WD3.6.33.6.3 销轴套、销轴的确定销轴套、销轴的确定渐开线少齿差减速装置的设计第 23 页 （共 40 页） 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4424.90.234。2TKdda销套长度可根据画图确定，初定为 72。偏心距(即实际中心距)4.9。a 可初定销轴套内径为 28，即销轴直径=28。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。3.6.43.6.4 偏心套基本尺寸的确定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 图图 7 偏心套工作偏心套工作简图简图 偏心套的偏心距即为内外齿轮的偏心距 e=4.9。其内径初定为 45。可据此推测出输入轴的结构尺寸。3.73.7 轴的设计轴的设计图 3-4侧装式少齿差卷扬机设计第 24 页 （共 40 页） 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：表表 5 5 4545 钢的性能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25241610360260150正火100170217600300275140回火1003001622175802902701355545调质200217255650360300155603.7.13.7.1 输入轴的设计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611149.55 10955000039791.67960PTN mmn其中：-输入功率，取 4kW；1P-输入转速，取 960 r/min；1n2）初步确定轴得最小直径渐开线少齿差减速装置的设计第 25 页 （共 40 页）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。通过MPas550MPa3501MPa2001机械设计手册第四版第二卷表 6-1-19 选取=126。则有：0A。133min01412620.3960PdAmmn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）ntzwcTKKKKnpT 9550式中驱动功率，KW；p工作转速，r/min；n动力机系数，由于为电动机，故取 1；wK工作系数，故取 1.75；K启动系数，取 1；zK温度系数，取 1.1；tK公称转矩，N.mnT所以，。4955095501 1.75 1 1.176.6 .960cwztpTK KK KN mn 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。由于要考虑到轴端有键槽235dmm160Lmm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。侧装式少齿差卷扬机设计第 26 页 （共 40 页）F E D C B A图图 8 输输入入轴轴工作工作简图简图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