机械电子式软起动装置传动系统的设计-含PPT【含CAD高清图纸和文档】【WG系列】
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机械电子式软起动装置传动系统的设计摘 要当高速轴由电机驱动，带动太阳轮，然后带动行星轮转动，内齿圈固定，然后带动行星架输出运动的，在行星架上的行星轮既自转和公转，具有相同的结构。行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮的几何轴线绕着固定位置转动圆周运动的传动，变速器通常和若干行星轮和传递载荷的作用，为了使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点：传动比大，结构紧凑，体积小、质量小，效率高，噪音低，运转平稳，因此被广泛应用于冶金，工程机械，起重，运输，航空，机床，电气机械及国防工业等部门，作为减速、变速或增速的齿轮传动装置.本文设计的机械电子式软起动传动系统利用行星传动、蜗轮传动及变频调速技术，实现了对输送机输出速度的有效控制，达到了软起动目的。本文通过对机械电子式软起动装置的组成和工作原理的介绍和对传动系统进行分析和设计通过对调速电动机的转速控制, 使行星差动机构差动传动, 从而达到对输出轴无级调速的目的。关键词：差动行星轮系,软起动,蜗杆传动机构 MECHANICAL ELECTRONIC FORMULA SOFT STRAT INSTALLMENT TRANSMISSION SYSTEM DESIGNABSTRACTWhen the high speed shaft is driven by the electric motor, to drive the sun gear, and the planet wheel is driven to rotate, the inner gear ring is fixed, and then drives the planetary frame outputting motion, on the planet carrier planet wheel both rotation and revolution, has the same structure. Planetary gear reducer is driving a at least one gear geometric axis rotated around a circular motion of fixed position, the transmission is usually and planetary gear and transfer load, in order to make the power split. Involute planetary gear transmission has the following advantages: large transmission ratio, compact structure, small volume, small mass, high efficiency, low noise, smooth operation, so it is widely used in metallurgy, engineering machinery, lifting, transportation, aviation, machine tools, electrical machinery and defense industry and other departments, as gear reducer, gear or growth.The design of the mechanical electronic soft starting transmission system using planetary gear, worm gear drive and frequency conversion technology, realize the effective control of the output conveyor speed, reach the purpose of soft starting. In this paper, the composition and working principle of soft starting device for mechanical and electronic type introduction and analysis and design through to control motor speed control of the drive system, the planetary differential mechanism of differential drive, so as to achieve the purpose of the output shaft of the stepless speed regulation.KEY WORDS：differential planetary gear train, soft start, worm drive mechanism65目录摘 要IABSTRACTII第一章 绪论11.1 课题研究背景11.2 课题研究意义2第二章 机械电子式软起动装置传动系统的总体方案设计12.1 机械电子式软起动装置工作原理及其特点12.2 机械电子式软起动装置传动系统的总体设计方案的确定32.2.1 根据给定参数及工作要求，选取行星齿轮传动的传动类型32.2.2 机械电子式软起动装置传动系统的差动原理分析42.2.3 蜗杆传动机构的作用52.3 机械电子式软起动装置的工况分析62.3.1 空载起动阶段62.3.2 软起动阶段62.3.3 负载稳定运行阶段72.3.4 软停车阶段72.3.5 紧急停车、完全停车阶段7第三章 机械电子式软起动装置传动系统的设计83.1 传动比的分配83.2 精确计算各传动机构的基本参数93.2.1 行星齿轮传动设计93.2.2 蜗轮蜗杆传动设计213.2.3 直齿锥齿轮传动设计283.3 关于轴的校核333.3.1 输入轴的校核333.3.2 太阳轮轴及中间轴的校核393.3.3 输出轴的校核433.3.4 蜗杆轴的校核463.3.5 行星轮轴的校核503.4 滚动轴承的选择及校核计算513.5 键的选择与校核553.6 减速器结构与润滑的概要说明57第四章 总结604.1 设计结果604.2 结论604.3 问题与展望60参考文献62致谢63 第一章 绪论1.1 课题研究背景随着现代科学技术的发展，软起动技术具有越来越多的功能和优点，它可以实现无级变速、多点驱动功率平衡、过载保护等功能，具有传动效率高、结构简单，安装便捷等方面的优点。这项技术已经被越来越多的工业部门所采用，具有广阔的市场前景。带式输送机由于运输能力大、运行可靠、效率高、对地形适应性强等优点已成为当今散状物料运输的主要设备，应用广泛。带式输送机的启动方式主要有以下几种：1.调速型液力偶合器软启动；2.CST可控软启动；3.液体黏性软启动；4.电气软启动。带式输送机的电气软启动由于控制精度高、控制灵活、体积小等优点是将来的发展趋势。电气软启动又分为晶闸管调压调速和变频调速两种方式，短期来看，软起动将仍然以性价比较高的晶闸管降压软启动为主要形式。从长期看，随着变频器价格的逐渐下降，可靠性的进一步提高，也随着技术人员水平的提高，变频软起动将成为软起动的主流。 发达国家的电动机软起动产品主要是固态软起动装置：晶闸管软起动和兼作软起动的变频器。在没有调速要求的使用场合下，起动负载较轻时采用晶闸管软启动，晶闸管软起动装置是发达国家软起动的主流产品。在重载或负载功率特别大的时候，才用变频软起动。我国带式输送机的技术水平仍然落后于国际先进水平，对带式输送机进行深入的理论研究已成为目前的重要工作。晶闸管交流调压软启动技术于20世纪90年代现代初引入中国，近年才得到了广泛的应用。晶闸管调压软启动器的价格略高于自耦变压器启动器和Y启动器，系统工作时对电网无过大冲击，可大大降低系统的配电容量，机械传动系统振动小。启动、停车平滑稳定，可提高电动机的使用寿命和经济效益。软启器采用三相反并联晶闸管作为调压器，将其接入电源和电动机定子之间。这种电路如三相全控桥式整流电路。使用软启动器启动电动机时，晶闸管的输出电压逐渐增加，电动机逐渐加速，直到晶闸管全导通，电动机工作在额定电压的机械特性上，实现平滑启动，降低启动电流，避免启动过流跳闸。待电机达到额定转数时，启动过程结束，软启动器自动用旁路接触器取代已完成任务的晶闸管，为电动机正常运转提供额定电压，以降低晶闸管的热损耗，延长软启动器的使用寿命，提高其工作效率，又使电网避免了谐波污染。软启动器同时还提供软停车功能，软停车与软启动过程相反，电压逐渐降低，转数逐渐下降到零，避免自由停车引起的转矩冲击。1.2 课题研究意义随着我国煤炭生产的机械化、自动化程度的不断提高，长距离、大运量的带式输送机的使用日益增多，特别是在煤矿等工业领域中得到广泛的应用。国内的带式输送机也应在向着长距离、高带速、大运量、大倾角、大功率的方向发展。由于生产集中而造成带式输送机负载极不均匀，其启动问题日益突出。研究带式输送机软启动器的意义不仅在于保证平稳地起动、制动，而且还可降低带式输送机的成本，保证生产安全。通过本次设计：1）通过对软起动装置传动系统的设计，培养了自己进行综合分析和提高解决实际问题的能力，从而达到巩固、扩大、深化所学知识的目的。设计过程包括了基本的机械设计方法，锻炼了设计能力。设计内容还包括了蜗轮蜗杆和行星架的设计，更能巩固自己的机械原理知识。总之，为以后的工作打下了一个良好的开端。2）设计过程除了要参考大量的书籍以外，还要查找相关文献，尤其是外文文献，提高了查找资料的能力，所设计的产品还涉及到行业的规范，培养了自己调查研究，熟悉有关技术政策，运用国家新标准、规范、手册、图册等工具书，进行设计计算、数据处理、编写技术文件的独立工作能力，解决实际问题的能力。3）毕业设计是教学环节的最后的一环，因此学生的知识较为全面，就本次设计而言，所涉及的主要课程有机械原理，理论力学，材料力学，机械设计，液压传动，可以说所学主要课程在毕业设计中都有体现。使自己建立正确的设计思想，初步掌握解决本专业工程技术问题的方法和手段，从而使自己受到一次工程师的基本训练。机械电子式软起动装置就是指机械设备在其重载或者满载的工况下可以实现可控的地平稳起动与停车。软起动技术在功能方面有很多优势，可以实现无级变速、驱动功率的平衡、过载保护等功能，具备传动的效率高、结构比较简单、安装也很便捷等特点，市场前景被普遍看好。一、机械电子式软起动装置的基本概况 机械电子式软起动装置在欧美发达国家的研究和使用可以追溯到上个世纪七十年代，最早的机械电子式软起动装置是cst系统，属于一种机械减速和液压控制结合在一起的软特性可控传输系统，这种系统采用的是基于液体的粘性传动原理的离合器实现减速器和主驱动电机的连接，其电机会在无负载的情况下被起动，并很快就达到额定的速度。再通过液压的控制系统，使得离合器的静摩擦片能逐步靠近动摩擦片，以传递其动力。 近年以来，随着我国国内对机械电子式软起动装置的需求越来越大，很多研究部门与生产单位都对软起动技术投入了大量的人力、物力和财力进行研究，也取得了很多不错的成绩，如我们已经研发出来运用固态的继电器控制技术，来实现机械的软起动、限流起动、自然停车以及软停车等先进功能；还有一种磁粉的可控起动行星齿轮减速器的软起动装置，运用了差动轮系与磁粉制动器来实现对重载机械的可控起动。这种装置中的差动轮系可以对运动进行合成，磁粉制动器的力矩可调，可使电机空载起动，但其缺点就是制动的力矩有限，还只能适用于小功率的场合。还有很多诸如此类的软起动装置研究已经得到推广应用，极大的提高了我国机械电子式软起动装置的运行效率，但大多还存在传动的效率较低、系统的结构过于复杂、可靠性较差等问题，无法真正的满足我国现代化建设对机械设备的可靠启动以及停车要求，因此，目前我们还迫切的需要开发性能更为优良、传动效率更高的机械电子式软起动装置。二、机械电子式软起动装置控制系统的方案设计 机械电子式软起动装置有其独特的工作原理，对其设计应该是集现代计算机技术、机械传感技术、电力电子技术以及差动行星的减速装置等于一体，是一种与传统装置完全不同的的新型控制系统，就其具体的组成而言，应该包括主电机、调速电机以及差动行星轮系等基本结构，而控制系统则有计算机、可编程的控制器以及变频器等结构，其设计研究比较复杂。第二章 机械电子式软起动装置传动系统的总体方案设计2.1 机械电子式软起动装置工作原理及其特点机械电子式软起动装置由机械传动系统与控制系统两部分组成。机械传动系统由主电机、调速电机和差动轮系等构成。控制系统由计算机、可编程序控制器、变频器等组成。在软起动，软停车过程中，通过对调速电机的转速控制实现对输出轴的无极调速。机械电子式软起动装置系统框图2-1机械电子式软起动装置传动原理图如下图所示：1小锥齿轮 2大锥齿轮 3太阳轮 4行星轮 5内齿圈 6蜗轮7蜗杆 8调速电机 9主电机 H行星架 机械传动原理图2-2机械电子式软起动装置主要由差动行星齿轮减速机构、蜗轮蜗杆等机构组成。主动电机9用于驱动差动行星齿轮减速机构，进而驱动负载。在起动、停车的过程中，通过对调速电机8的转速进行控制，使差动行星机构差动传动，达到对输出轴无级调速的目的。主电机9的输出轴通过联轴器与输入轴相连，将驱动力输入行星传动机构。输入轴的另一端连接齿轮1，通过齿轮2与中心轮3的输入轴b相连，中心轮3经行星轮4和内齿圈5驱动行星架H，通过输出轴C将动力输出。调速电机8为小功率电机，经过蜗轮蜗杆传动，起控制速度(速度合成)的作用，用于控制内齿圈5的转速，并通过对内齿圈5的转速控制，最终实现对输出轴的转速控制，其功率主要消耗在软起动和软停车过程中对差动的内齿圈的速度控制上。在设计过程中，蜗杆设计为单头蜗杆。在调速电机起动后，通过蜗轮蜗杆正行程实现减速，带动轮系的其它元件转动。在运动的控制端，由于系统选用螺旋升角远小于摩擦角的传动，在主电机传动过程中，蜗轮为主动构件，不能使从动的蜗杆回转，机构出现自锁，调速电机不转动。利用蜗轮蜗杆反行程出现自锁，达到控制调速电机随时起停的目的。反行程具有的自锁特性常用于重型机械的起动过程，以达到安全可靠的目的。预起动时，首先通过PLC与变频器之间的通信启动调速电机，由于减速器输出轴上的负载通常远大于与主电机输入轴相连的惯性负载，来自调速电机的动力无法驱动行星架转动，使得传动系统实际上成为一个行星架H不动的定轴轮系。调速电机的动力经蜗轮蜗杆机构和齿轮传动机构将驱动主电机的转子转动，并使其逐步达到主电机的预期转速如空载转速。此后，控制系统接通主电机的电源，主电机的转子转速已达到预期值，不需再对主电机的转子进行加速，故在接通主电机电源后，主电机启动电流非常小(理论上为零)，主电机实现空载起动。这时，主电机和调速电机均处于空载工作状态，传动系统成为一个行星架(输出轴)转速为零的差动行星轮系。主电机空载起动完成后，通过控制变频器的输出频率，使调速电机按照预设曲线缓慢减速，通过蜗轮蜗杆传动，调节内齿圈5的转速，将来自主电机的动力逐渐施加到与输出轴相连的机械设备上，随着调速电机的速度的降低，减速器输出轴的转速以所要求的速度曲线平稳输出，最终达到额定工作速度。通过主电机与调速电机的速度合成，该传动系统可以在相当大的范围内实现无级调速，并能长期稳定地工作在低速状态之下，同时使主电机的起动电流和输送带的起动张力控制在允许范围内，从而实现系统的软起动。2.2 机械电子式软起动装置传动系统的总体设计方案的确定2.2.1 根据给定参数及工作要求，选取行星齿轮传动的传动类型根据设计要求:选取结构简单,制造容易,外型尺寸小,质量小,传动效率高的2Z-X(A)型行星齿轮传动.如图：2Z-X(A)型行星传动图2-32.2.2 机械电子式软起动装置传动系统的差动原理分析 对于机械电子式软起动装置而言，由于减速机构行星齿轮减速器为差动轮系，该轮系有两个自由度，因此在中心轮、内齿圈和行星架组成的基本构件中，必须给定两个基本构件的独立运动，第三个基本构件的运动才能唯一确定。由差动轮系的变速原理可以求得：其中，齿轮1为太阳轮，3为内齿圈。和分别为太阳轮和内齿圈的齿数，k为两者的齿数比。由公式可以看出，当给定中的任意两个时，另外一个就可有确定的输出。对差动轮系来讲，齿轮1、内齿圈3和系杆H中任意两个构件可以分别接上不同的原动机，令其中一个以原动件恒速旋转，则可以通过控制另一个原动件的速度和加速度可以达到可控的输出，实现软起动。一个差动轮系在给定两个原动件的角速度后，只能给定其中的一个原动件的驱动力矩，而另一个原动件的力矩可能是驱动力矩，也可能是阻抗力矩性质的平衡力矩，这要根据力分析的结果来确定，不能随便指定。差动轮系有三个外力矩，在稳定输出的情况下，根据整个轮系的力矩平衡条件有：同时，在不计摩擦损失的前提下，输入输出功率也应该是平衡的。即：结合以上公式可得： 2.2.3 蜗杆传动机构的作用蜗轮蜗杆传动时在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构，两轴线交错的夹角可为任意角，常用的为90。这种传动由于具有下述特点，故应用颇为广泛。 当使用单头蜗杆（相当于单线螺纹）时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转过以各齿距，因而能实现大得传动比。在动力传动中，一般传动比i=580；在分度机构或手动机构的传动中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。 在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。 当蜗杆传动与螺旋升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动便具有自锁性。 蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的摩擦与磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此摩擦损失较大，效率低；当传动具有自锁性时，效率仅为0.4左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮（或轮圈），以便与钢制蜗杆配对组成减摩性良好的滑动摩擦副。在机械电子式软启动装置中，蜗杆机构主要作用：一是与差动行星轮进行速度合成，即控制调速体中内齿圈的转速，实现控制电机对输出轴转速的控制；另一作用是当带式输送机软起动结束时，为确保主电机的动力施加给负载，蜗杆传动机构必须自锁，使调速系统处于制动状态或稳定工作在低速状态。在软起动装置中，采用能自锁的蜗杆机构比采用其它制动措施，结构简单，成本低廉、在现场易于安装和维护，是较理想的方案。但传动效率低是存在的主要问题，此外蜗杆传动机构能否有效地实现自锁，受到摩擦、润滑条件，啮合状态、滑动速度等因素的影响。所以蜗杆机构的自锁性和效率问题是软起动装置中调速和制动的关键问题。设计时，螺旋升角是满足保证自锁和较高效率要求的关键参数，前者要求螺旋升角小，后者要求螺旋升角大，这是一对矛盾。本课题研究的目的：就是在软起动装置中对蜗杆进行合理选型，采用现代设计方法，如模糊优化设计、可靠性优化设计，对蜗杆的螺旋升角等参数进行优化设计，使其在能满足自锁条件下，在调速过程中有较高传动效率，还要使控制电机最省电，以求得结构和参数的优化设计方案，解决软起动装置中的调速和制动问题。2.3 机械电子式软起动装置的工况分析机械电子式软起动装置在工作中，呈现出以下几种工况:2.3.1 空载起动阶段空载起动即控制电机起动到一定阶段，主电机再起动。可使电动机起动过程中的大电流冲击时间减少到最短，避开频繁起动的大电流对电网的冲击。转速的变化：调速电机8首先启动并加速，通过蜗轮蜗杆及差动轮系将控制电机动力传递给主电机输出轴和减速器输出轴，主电机随着调速电机被动旋转，减速器输出轴c 端由于负载阻力转矩T H大，转速为零。此时，调速体中的差动轮系由于行星架转速nH=0，可等效为以蜗杆为输入轴的定轴轮系。2.3.2 软起动阶段当主电机9转速NI在空载阶段被动加速到接近额定转速时，主电机通电启动。然后控制电机8从额定转速NII开始减速，负载开始从零按照一定的加速度和速度进行软起动。当调速电机转速降至NII=0时，负载软起动结束。2.3.3 负载稳定运行阶段当软起动结束后，主电机在额定转速下平稳运行，负载开始进入稳定运行阶段，此时，由于蜗杆机构反行程自锁，固联于蜗轮的内齿圈5的转速n5=0，减速器的差动轮系相当于从太阳轮3为输入动力的行星轮系。2.3.4 软停车阶段当需要软停车时，即主电机9不停车，空载运行，而由调速电机8加速，使负载转速逐步减至零。2.3.5 紧急停车、完全停车阶段为了防止工作过程中出现意外情况，在软件设计过程中设计了紧急停车阶段，包括主电机断电、调速电机断电两个步骤，带式输送机在极短的时间内停止工作。当出现意外情况时，迅速切断主电机电源，然后切断调速电机电源。可以有效减小突然失电对负载及供电设备所带来的冲击，保护工作设备。当工作需要紧急停车或完全停车时，则主电机先停车，其转速由额定转速快速减至零。此时，由于负载有机械惯性，所以调速电机需要继续运转克服负载的惯性力矩，直到两者的转矩达到平衡，即负载转速为零，调速电机停车。第三章 机械电子式软起动装置传动系统的设计3.1 传动比的分配(1)结合实验室现有工作条件，给定15（160-4）异步电动机作为主电机，额定转速为1460r/min,调整范围为0-73r/min,选用4异步电机（112-2）作为调整电机，额定转速为2890 r/min；在变频作用下，变频调整可达到3510 r/min,行星传动速比为20，要求在满足调速性能的前提下，设计机械电子式软起动的传动装置（行星齿轮减速器与蜗轮蜗杆机构）（2）在实验室条件下，选用输入功率4，调速转速为3510r/min，故选112-2型电动机其参数为：额定转速n=2890 r/min; 电流i=8.2A;功率因数Cos=0.87;因其额定转速小于调带转速，故采用变频调速技术可以实现已知条件,主电机工作时的额定转速,输出主轴转速为，调速电机变频调速可达到3510。（1） 当调速电机的转速为零时（即）总传动比： (3-1)分配传动装置传动比: (3-2)（2） 当行星架转速为零时（即） 总传动比： (3-3) 分配传动装置传动比: (3-4) 总传动比： (3-5) 分配传动装置传动比: (3-6)通常情况下，一级开式圆锥齿轮传动比为24,行星齿轮传动比为2.89。综合考虑，取=3.57，则=5.6，即=，。由行星齿轮传动设计表3-2,P41，查得 当时， ， 所以 实际 = (3-7)由 =39.6 = 取=40 (3-8)3.2 精确计算各传动机构的基本参数3.2.1 行星齿轮传动设计1. 初步计算齿轮的主要参数： 由3.1中可知， ， 选择材料：中心轮和行星轮采用20CrMnTi，渗碳淬火,齿面硬度5658HRC据机械设计手册单行本图13-1-24和图13-1-53，取,加工精度为6级；内齿圈采用40Cr，调质硬度为241286HB，根据机械设计手册单行本图13-1-23和图13-1-52，取，加工精度为7级。 按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径： (3-9)其中 算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，Nm使用系数，由行星齿轮传动设计表6-7得=1.5综合系数，由行星齿轮传动设计表6-5得=2计算接触强度的行星齿轮载荷分布不均匀系数，取=1.2小齿轮齿宽系数，由行星齿轮传动设计表6-6得 齿数比， 试验齿轮的接触疲劳极限，由行星齿轮传动设计图6-11、图6-15取其中的较小值得 计算如下： 由于 联轴器，圆柱滚子轴承，行星齿轮，圆锥齿轮，圆锥滚子轴承 (3-10) (3-11) (3-12) (3-13)取=57mm 按齿根弯曲强度初算齿轮模数m： (3-14)其中 算式系数，对于直齿轮传动=12.1 综合系数，由行星齿轮传动设计表6-5得=1.8计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数 =1+1.5（-1）=1.3小齿轮齿形系数，由行星齿轮传动设计图6-22得=2.82齿轮副中小齿轮齿数，=19试验齿轮弯曲疲劳极限，按图6-26、图6-30选取，取计算如下： (3-15)取 则 mm 啮合参数计算： 在两个啮合齿轮副a-c，b-c中=m()= (3-16)m( (3-17)满足非变位同心条件。 几何尺寸的计算：，按GB1356-1988, ，行星齿轮传动表3-1项目公式中心轮行星轮内齿圈齿数Z193589分度圆直径57mm105mm267mm 齿顶高；3mm3mm2.7mm齿根高3.75mm3.75mm3.75mm全齿高6.75mm6.75mm6.45mm齿顶圆直径；63mm111mm259.5mm 齿根圆直径49.5mm97.5mm273mm基圆直径53.56mm98.67mm250.90mm 装配条件的验算：对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件按行星传动结构设计公式（3-7）验算其邻接条件： (3-18)其中 为行星轮的齿顶圆直径；为齿轮啮合副的中心距代入数据得: 111mm45HRC，芯部调质，表面渗碳淬火，蜗轮选用ZCuSn10P1，金属模铸造。已知：i=40，选用单头蜗杆，故，。1、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(1112),传动中心距(1) 确定蜗轮转矩： (3-69) (2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数 转速系数： (3-70)由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。接触系数： 由机械设计图13.12I 线查出 寿命系数： (式13.19) 接触疲劳极限 查机械设计表13.2 接触疲劳最小安全系数:自定 (6)计算中心距中心距 (3-71) =149.94 取a=200mm 取a=200mm3.传动的基本尺寸蜗杆的头数: 要求反行程自锁 取蜗轮的齿数: (3-72)模数: (式13.23) (3-73) 取m=8蜗杆分度圆直径: (3-74) 取=80mm蜗轮分度圆直径: (3-75)蜗杆导程角: b (3-76)蜗轮的宽度: (3-77)取蜗杆圆周速度: (3-78) 相对滑动速度: (3-79) 当量摩擦系数: 由表13.6 查得(与假设有出入无须作调整) 4.齿面接触疲劳强度验算:许用接触应力: (3-80) 最大接触应力: (3-81) = 合格5.齿轮弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限： 由机械设计表13.2 查出 弯曲疲劳最小安全系数：自取 许用弯曲疲劳应力： (3-82)齿轮最大弯曲应力： (3-83) 合格6.蜗杆挠度验算轴惯性矩： (3-84) 许用蜗杆挠度： (3-85)蜗杆轴挠度： (3-86) 合格7.温度计算润滑油黏度和润滑方法润滑油粘度 根据 由表13.7 选取 润滑方法 由机械设计表13.7,可采用压力油喷油润滑 其中喷油压力为0.2MPa传动啮合效率： 搅油效率： 自定 轴承效率： 自定 总效率： (3-87)散热面积估算：初步估计散热面积： (3-88)取(周围空气的温度)为。 (3-89)箱体工作温度： (3-90)合格此处取，中等通风环境。8.润滑油粘度和润滑方法润滑油粘度： 根据，由表13.7选取 润滑方法： 由表13.7得，可采用压力喷油润滑，喷油压力0.079.圆柱蜗杆传动基本尺寸 注： c=0.2m 圆柱蜗杆传动表3-2项目公式数据蜗杆轴向齿距25.12mm蜗杆导程25.12mm蜗杆分度圆直径80mm蜗杆齿顶圆直径96mm蜗杆齿根圆直径60.8mm蜗杆节圆直径72mm蜗杆分度圆导程角 蜗杆节圆导程角蜗杆齿宽（螺纹长度）101.2mm蜗轮分度圆直径320mm蜗轮喉圆直径328mm蜗轮齿根圆直径292.8mm蜗轮外径336mm 蜗轮咽喉母圆半径 36mm蜗轮节圆直径328mm 蜗轮齿宽 60mm 蜗轮齿宽角102变位系数-0.5mm3.2.3 直齿锥齿轮传动设计在本传动机构中，锥齿轮主要起中小减速换向作用，故对其要求不需要太高。已知：轴交角=900，传递功率P=15KW，小齿轮转速n1=1460r/min。，由3.1传动比的分配知锥齿轮的传动比i=u=3.52，又因为最少齿数不少于17，故取。小齿轮选45钢，调质处理后表面火焰淬火，取平均硬度为45HRC；大齿轮选用45钢，调质处理后表面火焰淬火，取平均硬度为45HRC。1.齿面接触疲劳强度计算精度等级： 估计，由机械设计表12.6，选8级精度使用寿命： 由机械设计表12.9查得动载系数： 由机械设计图12.9查得齿间载荷分配系数：由机械设计表12.10，估计 = (3-91) = (3-92) (3-93) (3-94) (3-95) (3-96) (3-97)齿向载荷分配系数： 由机械设计表12.20及注3，取载荷系数K： (3-98)转矩: (3-99)弹性系数: 由机械设计表12.12查得 节点区域系数: 由机械设计图12.16查得 接触疲劳极限： 由机械设计图12.17c查，接触最小安系数： 由机械设计表12.14查得=1.05许用接触应力： (3-100) (3-101)小轮大端分度圆直径：取=0.3 (3-102)验算圆周速度及： (3-103) （与估计值接近） (3-104) (3-105) (3-106)（与原估计相符）2.确定传动主要尺寸大端模数m： ， 由表12.3，取实际大端分度圆直径d： (3-107) (3-108)锥距R： 齿宽b： ，取3.齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数： 由机械设计图12.30 (3-109) (3-110)应力修正系数： 由机械设计图12.31 (3-111) (3-112)重合度系数： (3-113)齿间载荷分配系数： (3-114) (3-115)载荷系数： (3-116)弯曲疲劳极限： 由图12.23c (3-117) (3-118)弯曲最小安全系数 (3-119)弯曲寿命系数： (3-120)尺寸系数 ： 由图12.25 (3-121) 许用弯曲应力： (3-122) (3-123)验算： (3-124) =176.72 安全 (3-125)=165.68 安全4.直齿锥齿轮传动的主要尺寸直齿锥齿轮传动表3-3项目公式数据齿形角标准齿顶高系数 标准1大端端面模数m 标准4 节锥角分度圆直径 84320锥距153.84顶锥角齿顶高4mm4mm齿根高4.8mm4.8mm齿高h8.8mm8.8mm齿顶圆直径91.86mm328mm根锥角外锥高163mm38mm当量齿数21.83270.78齿顶角齿根角3.3 关于轴的校核3.3.1 输入轴的校核计算齿轮受力转矩 (3-126)圆周力 (3-127)径向力 = (3-128)轴向力 (3-129)画齿轮轴受力图齿轮轴受力图3-1（a）及齿轮轴受力图3-1（b）计算支承反力水平面反力 (3-130)垂直面反力 (3-131)垂直面（xz）受力图 见机械设计图e齿轮轴受力图3-1（c）及齿轮轴受力图3-1（d） 合成弯矩M=许用应力许用应力值 用插入法由机械设计教材表16.3查得0b=102.5MPa -1b=60MPa. (3-132)应力校正系数 (3-133)画当量转矩图当量转矩 T=0.5997135 (3-134)当量弯矩 (3-135) 校核轴径轴径 (3-136) (3-137)a轴结构图：齿轮轴受力图3-2（a）b轴受力图：齿轮轴受力图3-2（b）c水平面受力图：齿轮轴受力图3-2（c）d水平面弯矩图：齿轮轴受力图3-2（d）e垂直面受力图：齿轮轴受力图3-2（e）f垂直面弯矩图：齿轮轴受力图3-2（f）g合成弯矩图： 齿轮轴受力图3-2（g）h转矩图：齿轮轴受力图3-2（h）i当量弯矩图：齿轮轴受力图3-2（i）3.3.2 太阳轮轴及中间轴的校核计算齿轮受力锥齿轮受力：圆周力 =2721N (3-138)径向力 Fr2=Fa=240N (3-139)轴向力 Fa2= Fr=961N (3-140)太阳轮受力：圆周力 =12628N (3-141)径向力 Fr3=Ft3tan=12628tan20=4596N (3-142)法向力 Fn3 =Ft3cos=12628cos20=13438N (3-143) 画输入轴受力图 见机械设计图b 计算支承反力水平面反力 FR1+ Fr2=Fr3+ FR2 (3-144) (3-145)FR1=6721NFR2=2365NFR1=-961NFR2=659N垂直面反力 (3-146)水平面（xy） 见机械设计图c受力图垂直面（xz）受力图 见机械设计图e画弯矩图水平面弯矩图 见机械设计图d垂直面弯矩图 见机械设计图f合成弯矩图 见机械设计图g合成弯矩 (3-147)画出转矩图轴受转矩 T=378827Nmm转矩图 见机械设计图h许用应力许用应力值 用插入法由机械设计教材表16.3查得0b=102.5MPa -1b=60MPa.应力校正系数 =0.59 (3-148)画当量转矩图当量转矩 (3-149)当量弯矩 (3-150)当量弯矩图 见机械设计图i校核轴径轴径 (3-151)合格a轴结构图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（a）b轴受力图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（b）c水平面受力图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（c）d水平面弯矩图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（d）e垂直面受力图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（e）f垂直面弯矩图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（f）g合成弯矩图： 太阳轮轴及中间轴受力图3-3（g）h转矩图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（h）i当量弯矩图：太阳轮轴及中间轴受力图3-3（i）3.3.3 输出轴的校核1.输出轴上的功率(为齿轮啮合效率) (3-151) (3-152)2.求齿轮上的力 (3-153) (3-154)2.初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3），取,于是得轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径d-,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【1】表14-1，取，则 （3-155）按计算转矩小于联轴器公转转矩条件，查【6】表11-17，ZL3弹性柱销齿式联轴器d=38，半联轴器长度L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度L1=60。3.轴的结构设计轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书【1】表6-1查的平键截面,键槽用槽铣刀加工，长度为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同时半联轴器的连接，选用平键为，半联轴器的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处的直径尺寸公差为m6。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承的支点位置为滚动轴承的中点位置。，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面为H面，垂直面为V面。输出轴的载荷分析图图3-4 3 , （3-156）, （3-157）代入数值可得：则截面C处的,代入数值可得，N （3-158）总弯矩： （3-159） （3-160） 5.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 (3-161)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由【1】表15-1查得，故 B1（由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm，则做成齿轮轴)6段：直径d6= d=48mm 长度L6=80mm7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm蜗杆轴图3-5初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁2mm）=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9-1.1）da1=（272.2-332.6）mm,则290mm满足要求。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m求转矩：已知T2=374.28Nm T1=35.0Nm求圆周力：Ft根据教材P252（10-3）式得：=2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N (3-167)=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N (3-168)求径向力Fr根据教材【1】P252（10-3）式得：Fr=tan=2475.4tan200=901N (3-169)因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=145mm (3-170)1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： (3-171) (3-172) (3-173)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC2=FrhL=555.6145=80.5Nm (3-174)3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35Nm (3-175)4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8Nm (3-176)5、绘制扭矩图转矩：T= TI=35.0Nm校核危险截面C的强度扭矩图3-6由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, (3-177)前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。3.3.5 行星轮轴的校核 (3-178) (3-179) (3-180)行星轮轴承受稳定载荷 (3-181)行星轮相对转臂对称，作用在轴跨距中间，取行星轮与转臂间间隙2=4mm，则跨距长度l0=b2+22=45+24=53mm。当行星轮轴在转臂中的配合为H7/h6时，就可以把它看成是具有l0跨距的双支点梁，当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠在一起，因此可认为轴是沿整个跨度承受均布载荷。危险截面（跨度中间）内的弯矩： (3-178)行星轮轴采用45钢调质s=440N/mm2。考虑到冲击振动，取安全系数S=2.5,则许用弯曲应力b=s/S=440/2.5=176 N/mm2 (3-179)故行星轮轴直径d0 (3-180)取d0=25mm 3.4 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：两班制，每班按照8小时计算，寿命10年。=2810365=58400小时。3.4.1 计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承轴30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)输入轴轴承表3-4轴承代号基本尺寸/mm 计算系数基本额定/kNdDTa受力点 e Y动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.5103130输入轴轴承图3-7(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N (3-181) (3-182)（2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算 (3-183) (3-184)按教材P322式(13-11a) (3-185)=284N (3-186)(3)求轴承当量动载荷和因为 (3-187)e (3-188)由教材【1】P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.40, =1.6对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KN (3-189)=1.1*1*909=1000N46720h故所选轴承满足寿命要求。3.4.2 计算输出轴轴承输出轴轴承图3-8 初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N (3-191) (3-192) （2）求两轴承的计算轴向力 对于30213型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算 (3-193) (3-194)按教材P322式(13-11a) (3-195) (3-196)=415N(3) 求轴承当量动载荷和 e (3-197)对轴承1 =0.4, =1.5对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N121KN (3-198)=1.1*1*1245=1369.5N46720h故所选轴承满足寿命要求3.5 键的选择与校核3.5.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在齿轮1上键的尺寸如下表所示：键的选择表3-5轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.403.5.2 键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：键剪切受力图3-9键的剪切受力图如图3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） (3-200） =10 M30 （结构合理） (3-201)2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）键挤压受力图3-10由 (3-202) =2000 N (3-203)又有 (3-204)8 结构合理3.6 减速器结构与润滑的概要说明3.6.1 箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=1m/s4m/s）铸造箱体，材料HT150。3.6.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系（参考文献【3】P26）铸铁箱体主要结构尺寸和关系表3-6名 称符 号 尺 寸 关 系 计 算 结 果机座壁厚0.04a+3810机盖壁厚0.85810机座凸缘厚度 b1.515机盖凸缘厚度 15机座底凸缘厚度 p2.525地脚螺钉直径 0.036a+1217.76取 M20地脚螺钉数目 n44轴承旁连接螺栓直径 16 M16机盖与机座连接螺栓直径 12 M12轴承端盖螺钉直径 10 M10窥视孔盖螺钉直径8 M8Df，d1，d
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