毕业论文-二齿差行星齿轮滚筒减速器设计-文档精品

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 1304139763 Abstract Two 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 . 2 Abstract . 3 目录 . 4 1 绪 论 . 7 1.1 皮带输送机减速器国内外发展现状 . 7 1.2.1 少齿差行星传动技术概述 . 9 1.2.2 少齿差传动技术的国内外研究现状 . 9 1.2.3 少齿差传动技术的发展前景 . 10 1.2 带式输送机摩擦传动原理 . 11 1.2.1 挠性体摩擦传动原理 . 11 1.2.2 工作弧与静止弧 . 12 1.2.3 驱动滚筒的摩擦牵引力 . 14 1.3 设计思路及方案论证 . 15 1.3.1 设计任务 . 15 1.3.2 设计思路 . 15 2 传动装置的总体设计 . 17 2.1 传动装置的总体设计任务： . 17 2.2 电机的选择 . 17 2.3 减速器结构形式的确定及原理 . 19 2.3.1 根据传动比的大小确定结构的形式。 . 19 2.3.2 减速器工作原理 . 20 3 齿轮的设计 . 22 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 3.1 分配传动比 . 22 3.2 确定齿数差和齿轮齿数 . 22 3.2.1 齿数差的确定 . 22 3.2.2 齿轮齿数的确定 . 22 3.3 选定齿轮的精度等级和材料 . 23 3.4 齿轮模数的确定 . 23 3.5 齿轮基本参数的确定 . 26 3.5.1 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算 . 26 3.5.2 齿轮公法线长度的确定 . 28 3.6 传动内部结构的选定与设计 . 29 3.6.1 转臂轴承的选定 . 29 3.6.2 销孔数目、尺寸的确定 . 30 3.6.3 销轴套、销轴的确定 . 31 3.7 轴的设计 . 31 3.7.1 输入轴的设计 . 32 3.7.2 支撑轴的设计 . 35 4 部分零件的校核 . 37 4.1 少齿差行星齿轮传动受力分析 . 38 4.1.1 齿轮受力 . 38 4.1.2 输出机构受力 . 39 4.1.3 转臂轴承受力 . 39 4.2 销轴的强度校核计算 . 40 4.3 输入轴的强度校核 . 41 4.4 键的校核计算 . 44 4.4.1 联轴器处键的校核 . 45 4.4.2 右支架处键的校核 . 45 4.5 轴承的校核计算 . 45 5 滚筒主要尺寸的确定 . 48 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 5.1 传动滚筒的选型及设计 . 48 5.2 传动滚筒结构 . 49 5.3 传动滚筒的直径验算 . 50 6 结束语 . 51 致谢词 . 52 参 考 文 献 . 53 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 1 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 1304139763 1.2 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 /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d，在这段长度上的输送带受到的力有：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 0 xF dN=Ssin2d+(S+dS)sin2d 0yF (S+dS)cos2d=Scos2d+Df 由于的 d 很小，可以近似认为 sin2d2d;cos2d1。摩擦力 dF 的最大值为dN，代入上式得： 2ddSSddN dNdS 略去上式中的二次微量项 dS2d，将它带入得 dSdS 两边积分得： ussudSdSyl0max 即 ualynaxeSS 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eSSly。 1.2.2 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 Sy100300 162217 580 290 270 135 调质 200 217255 650 360 300 155 60 3.7.1 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 611139.55 109550000191001500PTN mmn 其中：1P-输入功率，取 3kW； 1n-输入转速，取 1500 r/min； 2）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MPab750,屈服 MPas550，弯曲疲劳极限MPa3501，扭转疲劳极限MPa2001。通过 机 械 设 计 手 册 第 四 版 第 二 卷 表6-1-19选 取0A=110 。 则 有 ：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 133min01311013.91500PdAmmn。 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： ntzwcTKKKKnpT 9550（N.m） 式中p驱动功率，KW； n工作转速，r/min； wK动力机系数，由于为电动机，故取 1； K工作系数，故取 1.75； zK启动系数，取 1； tK温度系数，取 1.1； nT公称转矩，N.m 所以，3955095501 1.75 1 1.136.771500cwztpTK 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 GY1 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63N.m。半联轴器的孔径228dmm， 半联轴器与轴配合的毂孔的长度150Lmm。 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 28 。其余各段直径均按实际情况放大。 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 G F E D C B A 图图 9 9 输入轴工作简图输入轴工作简图 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 50 ，轴伸公差选用 k6，其上下偏差分别为（+0.015、+0.002） 。其间选用 A 型平键（GB/T1096-1979)，尺寸为 bhL=10840。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（+0.015、+0.002） ； （2）B-C 段要穿过支座、端盖、固定架，精度不必要求太高，因为在此段不须安装其他零件，可初定其长度为 186 ，该段直径为 34 。 （3）C-D 段要穿主轴支撑轴承，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）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 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 （+0.06、 0） ； （4）D-E 段为偏心轴段，其长度应等同于行星轮宽度，故可设计该段的长度为29 。在该偏心轴段上还联接有转臂轴承，在此可选用调心滚子轴承，轴承轴承型号是 22211C，此段直径设定为 55 。该段的配合公差选用 k6,其上下偏差分别为（+0.021、+0.002） ； （5）E-F 段同为偏心轴段，其长度应等同于行星轮宽度，故可设计该段的长度为29 。在该偏心轴段上还联接有转臂轴承，在此可选用调心滚子轴承，轴承轴承型号是 22211C，此段直径设定为 55 。该段的配合公差选用 k6,其上下偏差分别为（+0.021、+0.002） ； （6）F-G 段与 C-D 段相同，取直径为 40 ；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（+0.06、0） ； 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 1.545，轴右端轴肩处圆角半径为 1 其余各处倒角和圆角参看附图。 3.7.2 支撑轴的设计 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，最终带动滚筒一起跟随内齿轮转动。其工作图如图 10 所示。 选用材料：20cr，调质处理，抗拉强度MPab750,屈服点MPas550，弯曲疲劳极限MPa3501，扭转疲劳极限MPa2001。通过机械设计手册第四版第二卷表 6-1-19 选取0A=102 有： 23302.55*102*33.475jpdAmmn 2p输出功率（2p=30.85=2.55310w） jn滚筒转速（jn75r/min） 由于要考虑到轴端结构上的要求，在此先将最小直径取为 52 。即联接左支座原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 的部分直径为 52 。其他部分尺寸如下图 9 所示。 在轴的最左端，用轴套与支架进行固定。轴伸长度经查简明机械设计手册中表 2-13 可确定 A-B 段即轴深长为 89 ，即为 A-B 段的长度，轴深公差选用 f7，其上下偏差分别为（0.02、0） ； B-C 段上要装上轴承、大端盖等，经画图可初定这一段的长度为 79 。为了与相应的轴承配合固初定此段的直径为 60 。选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）6212 型。 该段与轴承、 大端盖的配合公差选用 k6,其上下偏差分别为 （+0.021、 +0.02） ；C-D 段要通过滚筒但不安装任何零件，故为了减少材料的用量和便于轴承的安装可将此段的直径适当缩小，初定为 56 ，长度要根据滚筒的长度及装配尺寸确定，初定为 278 ；D-E 段通过安装轴承与滚筒联接，此段的长度为 33 ，直径为 60 ，选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）6212型。在该轴上的轴承的轴向固定都靠轴肩固定。该段的配合公差选用 k6，其上下偏差分别为（+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 12 ，销孔直径与销轴相同，为 14 ，销轴与输出轴（销孔）的配合选用H7/h7。销孔尺寸上下偏差为（+0.29、0） 。销孔分布圆直径为 148 ，在该圆上有 8个销孔均匀分布。其他尺寸间附图。 图图 1010 输入轴工作简图输入轴工作简图 二齿差行星滚筒减速器的设计 37 4 部分零件的校核 二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 11，当行星轮逆时针以sn转速回转时，它作用给内齿轮的总发向力为 F，而作用给输出机构的合力为： 123QQQQ 图图 1 11 1 行星轮受力分析图行星轮受力分析图 图图 1 12 2 行星轮受力简图行星轮受力简图 二齿差行星滚筒减速器的设计 38 4.1 少齿差行星齿轮传动受力分析 4.1.1 齿轮受力 输出机构固定，内齿轮输出： 齿轮分度圆受力21.2*ctcbzTFdz 表表 6 6 轮齿受力计算公式轮齿受力计算公式 项目 代号 计算公式 齿轮 N 型传动，输出结构固定，内齿轮输出 圆周力 分度 圆上 1F 211.2*ccbzTFdz 节圆 上 tF 21.2cos*cosctcbzTFdz 径向力 F 21.2sin*cosccbzTFdz 法向力 F 21.2*cosccbzTFdz 2T输出转矩（2T1.62410N） cz，bz分别是行星轮和内齿轮的齿数（cz40，bz42） 二齿差行星滚筒减速器的设计 39 cd行星轮分度圆直径（cd200 ） 实际啮合角（39.9） 初选啮合角（40） 将上述数值代入表格中的式中得出： 1F=1851.43N，tF=1854.13N，F=1550.29N，F=2416.86N。 4.1.2 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maxQ。行星轮对销轴的最大作用力为： 2max2.4*cWWbzTQR Zz WR销孔分布圆半径（WR148 ） WZ销轴数目（WZ8） 代入数据得出：maxQ625.48N 4.1.3 转臂轴承受力 二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。 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： 2max2.4()siniWWWTQR ZZ=52.4 3.24 102125.3148 8 sin10 N 图 10 中 F 可分解为xF和yF（行星轮基圆半径bcr189 ） 二齿差行星滚筒减速器的设计 40 xF520.6cos0.6 3.24 10cos39.91007.68148bcTrN yFxFtan=845.5N 由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力RF为： 22()maxRxiyFFQF 代入数值得出：RF3137.05N 4.2 销轴的强度校核计算 由于行星轮与内齿轮齿廓曲率半径很接近，齿轮接触面积较大，接触应力小，因此常不计算齿面接触应力。而且在设计齿轮计算齿轮模数时就是应用弯曲应力计算的，固齿轮的齿面弯曲应力是满足的，在此不必在对齿轮进行校核。现对销轴进行校核。 悬臂式销轴的弯曲应力校核公式：max30.1mFFPgWK QLd 式中：mK制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。mK1.351.5，精度低时取大值，反之取小值，在此取mK1.35 m a xQ行星轮对销轴的作用力（上节算得maxQ625.48N） gWd销轴直径（gWd14 ） FP许用弯曲应力（销轴的材料为 20CrMnMo，根据销轴材料查取FP150200） L 的值从下图 11 中取得，约为 62 ，则： max331.35 625.48 62180.780.10.1 14mFgWK QLMPadFP 二齿差行星滚筒减速器的设计 41 图图 1 13 3 销轴工作简图销轴工作简图 因此销轴的强度是足够的，其尺寸符合要求。 4.3 输入轴的强度校核 轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时，应根据轴的具体受载及应力情况采用相应的计算方法，并恰当的选取许用应力。在此，输入轴受到弯矩和扭矩，按弯扭合成强度条件进行计算，其核算公式为： 2211caMTW 式中：ca 轴的计算应力，MPa； M 轴所受的弯矩，N； T 轴所受的扭矩，N； W 轴的抗弯截面系数，3mm； 1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。 1) 做出轴的计算简图（即力学模型） 二齿差行星滚筒减速器的设计 42 ABCD 图 14 轴的计算简图 如图所示：L1=AB=42mm，L2=BC=42mm，L3=CD=218mm。 在计算轴所受载荷时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图 12。 2）做出弯矩图 轴所受的载荷是从两个行星轮传递的。行星轮所受的力在 4.1.1 已算出，圆周力为（节圆上）为tF=1854.13N，径向力为rF=1550.29N，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力NHF和垂直反力NVF列出以下四个个方程： 1NHF+2NHF=1854.13N 1NHF422NHF42 1NVF+2NVF=1550.29N 2NVF422NVF42 联立以上四个方程可得出：1NHF2NHF=727.07N， 1NVF=2NVF=775.15N。 弯矩727.07 4230537HMN mm， 775.15 4232556VMN mm。 二齿差行星滚筒减速器的设计 43 总弯矩为2212305373255644636.3MMN mm 3）做出扭矩图 传递扭矩 T=611139.55 109550000191001500PTN mmn。 扭矩图如图 4）校核轴的强度 在轴上，两个偏心轴连接的界面为危险截面（即截面 B）如图所示。其中校核时按其公有的非偏心轴来计算。对轴的抗弯截面系数W的计算公式查课本机械设计中表 15-4 得出W330.132dd。由附图可知d =46.8 ，代入数据得出 W10250.3N mm。 在此处的扭转应力为静应力，故取0.3，轴的计算应力： 2222144636.3(0.3 19100)4.3910250.3caMTMPaW 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查课本机械设计中表 15-1 得出160MPa。因此ca1，故安全。 二齿差行星滚筒减速器的设计 44 ABCDTFNV1FNH1FrFFNV2FNH2FNH1FFNH2FNV1FFNV2 图图 1 15 5 输入轴受力分析简图输入轴受力分析简图 4.4 键的校核计算 所用到的三个键都是平键。设计中所涉及的键均为静联结，但有冲击，故用以下公式校核： 2ppTdkl 式中：T 为传递转矩（N） ，k键与轮毂的接触高度（hk5 . 0） ，h为键高（） ；bLl，b为键宽（） ；d为轴径（） 。 查得 MPap120，则校核过程如下： 二齿差行星滚筒减速器的设计 45 4.4.1 联轴器处键的校核 此处键（C 型）传递的转矩为联轴器的转矩，即 T=36.77cTN m，bhL=8750，l=L-b=42 ，d=28 ,故有： 322 36.77 1017.8712028 3.5 42pTMPaMPadkl 故安全 4.4.2 右支架处键的校核 此处键（A 型）传递的转矩为输出转矩，即 T523.24 10TN mm，bhL=10860，l=L-b=50 ，d=60 ,故有： 22 3240005412060 4 50pTMPaMPadkl 故安全 4.5 轴承的校核计算 根据传动的结构要求选用的轴承如下表 7 所示： 滚动轴承的寿命校核计算公式： hTndmhhLfffffnPCnL106660106010 式中 n 轴承转速，r/min； 轴承寿命指数，对球轴承3，对滚子轴承10/3； hf寿命因数，按表 7-2-8 选取； nf速度因数，按表 7-2-9 选取； mf力矩载荷因数，力矩载荷较小时，5 . 1mf，较大时，2mf； df冲击载荷因数，按表 7-2-10 选取； Tf温度系数，由于卷扬机长期在室外工作，工作温度小于 120，故取1.0Tf 。 （查表 7-2-11） （据机械设计手册第四版第二卷） 二齿差行星滚筒减速器的设计 46 102 300 5 824000hLh 。 表表 7 7 轴承代号及基本参数轴承代号及基本参数 1）轴承 6212（球轴承） ，与滚筒转速相同，n75r/min；查得hf4.58，nf=1.073，mf=1.5，df=1.2，则： 3610104.58 1.5 1.2100785.460 751.073 1.0hhLhhL 2）轴承 6208（球轴承） ，与输入轴转速相同，即: 11500 /minnnr； 型号 数目 基本参数 d D B 基本额定动载荷rC/kN GB/T276-1994 6212 3 60 110 22 47.8 GB/T276-1994 6208 2 40 80 18 29.5 GB/T276-1994/22211C 2 55 100 25 102 二齿差行星滚筒减速器的设计 47 且查得hf4.58，nf=0.324，mf=1.5，df=1.2，则： 3610104.58 1.5 1.218303660 15000.324 1.0hhLhhL 4）轴承 22211C（调心滚子轴承） ，转速 n 为输入轴与行星轮的相对速度，故114042(1)1500 (1)1575 /min40cbccZZnnnnrZ； 且 查 得hf 3.93 ，nf=0.363，mf=1.5，df=1.2，则： 3610103.93 1.5 1.27831460 15750.363 1.0hhLhhL 以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。 二齿差行星滚筒减速器的设计 48 5 滚筒主要尺寸的确定 滚筒结构形式较多，按照制造方式不同可分为铸造卷简和焊接滚筒。铸造滚筒应用广泛。皮带输送机滚筒大多为铸铁滚筒，成本低，工艺性好。大吨位建筑卷扬帆一段采用铸钢卷简铸钢卷简虽然承载能力较大，但成本较高，若工艺允许，可改用钢板焊接结构。按照滚筒内部是否带有筋板，可分为带筋板滚筒和不带筋板滚筒。在此，选用铸造滚筒。从常用铸造滚筒的材料选取 HT150 作为滚筒的材料。 5.1 传动滚筒的选型及设计 传动滚筒是传递动力的主要部件， 它是依靠与输送带之间的摩擦力带动输送带运行的部件。传动滚筒根据承载能力分为轻型、中型和重型三种。同一种滚筒直径又有几种不同的轴径和中心跨距供选用。 轻型：轴承孔径 80-100 。轴与轮毂为单键联接的单幅板焊接筒体结构。单向出轴。 中型：轴承孔径 120-180 。轴与轮毂为胀套联接。 重型：轴承孔径 200-220 。轴与轮毂为胀套联接，筒体为铸焊结构。有单向出轴和双向出轴两种。 输送机的传动滚筒结构有钢板焊接结构及铸钢或铸铁结构， 驱动滚筒的表面形式有钢制光面滚筒、铸（包）胶滚筒等，钢制光面滚筒主要缺点是表面摩擦系数小，一般用在周围环境湿度小的短距离输送机上。铸（包）胶滚筒的主要优点是表面摩擦系数大，适用于环境湿度大、运距长的输送机，铸（包）胶滚筒按其表面形状又可分为光面铸（包）胶滚筒、人字形沟槽铸（包）胶滚筒和菱形铸（包）胶滚筒。 人字形沟槽铸（包）胶滚筒是为了增大摩擦系数，在钢制光面滚筒表面上，加一层带人字沟槽的橡胶层面，这种滚筒有方向性，不得反向运转。人字形沟槽铸（包）胶滚筒，沟槽能使水的薄膜中断，不积水，同时输送带与滚筒接触时，输送带表面能挤压到沟槽里，由于这两种原因，即使在潮湿的场合工作，摩擦系数降低也很小。考二齿差行星滚筒减速器的设计 49 虑到本设计的实际情况和输送机的工作环境：我们选择钢制光面滚筒。 5.2 传动滚筒结构 其结构示意图如图 16 所示： 图 16 滚筒设计图 传动滚筒长度的确定. 查运输机械设计选用手册表 239 得： 其主要性能参数如表 8 所示： 表 8 传动滚筒参数表 B(mm) D(mm) 转动惯量（kgmm2） 重量(kg) 580 320 2.89106 115 再查表运输设计选用手册可得出滚筒长度为 580mm。 或者由经验公式： 已知带宽 B500mm，传动滚筒直径为 320mm，滚筒长度比胶带宽略大，一般取 二齿差行星滚筒减速器的设计 50 B1=B+（50120）mm 取 B1=50080580mm 与查表结果一致 5.3 传动滚筒的直径验算 大量实验表明，传动滚筒的摩擦系数与胶带和滚筒之间的单位压力有较大关系，在单位压力较大的区域摩擦系数随压力的增大而减小， 所以传动滚筒的直径应按平均压力进行验算