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机械电子式软起动装置传动系统设计,机械,电子,起动,装置,传动系统,设计
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太原理工大学毕业设计（论文）课 题 名 称：机械电子式软起动装置传动系统的设计 日期：2014年6月16 日54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 mechanism目录摘要IIAbstractIII1 绪论11.1 项目设计研究的意义11.2 国内外软起动技术发展现状22 总体方案的确定42.1 初始方案的确定42.1.1 根据给定参数及工作要求，选取行星齿轮传动的传动类型42.1.2 机械电子式软起动装置传动系统的差动原理分析42.1.3 蜗杆传动机构的作用52.2 传动系统传动比的分配及齿数的确定53 传动系统中齿轮参数的设计计算83.1 直齿锥齿轮传动设计83.2 蜗轮蜗杆传动设计123.3 差动行星轮系参数的计算144 轴的设计计算314.1 输入轴的校核314.2 蜗杆轴的设计364.3 行星轮轴的校核394.4 太阳轮轴和中间轴的校核394.5 输出轴的校核435 其它设计475.1 轴承的计算475.1.1 计算输入轴轴承475.1.2 计算输出轴轴承495.2 键的设计505.2.1 键的选择505.2.2 键的校核515.3 销的设计52参考文献54总 结55致 谢56 1 绪论1.1 项目设计研究的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。1.2 国内外软起动技术发展现状众所周知，电机直接起动所带来的危害是很大的，起动时高达6-7倍的额定电流，极易造成电机绕组温升过高、电缆接头烧坏，加速电机绝缘老化，缩短电机使用寿命。同时，过大的起动电流也会产生机械冲击，缩短机械的使用寿命，起动瞬间对电网容量的需求较大。过大的直接起动电流易造成电网电压波动，影响电网中其他设备的正常运行。软起动技术正是为解决电机直接起动时所带来的上述诸多危害基础上慢慢发展起来的一种技术。软起动技术的演变鼠笼异步电动机在不需要调速的情况下有直接起动和降压起动两种方式。1.直接起动：也就是全压起动，起动方式简单，但是起动电流大，能够达到电机额定电流的4-7倍。所以一般情况下规定在电机功率低于7.5KW时才允许直接起动。2.降压启动：传统的降压起动主要有以下几种起动方式。电阻降压起动：也就是定子串电阻起动，。优点是结构简单，起动阶段的功率因数高；缺点是起动转矩小，仅适用于轻载或电机不频繁起动的场合，起动时电能损耗大，起动成本高。自耦变压器降压起动：利用自耦变压器降低加到电机定子绕组的电压。优点是不同的电压抽头适用于不同的负载场合，用于较大容量电机的起动；缺点是体积大，质量大，价格高，维护量大。星-三角起动：缺点是只适用于正常运行时电机绕组接成三角形的电机，只适用于轻载和空载起动；优点是体积小重量轻。延边三角形起动：优点是体积小，允许经常起动，缺点是接线复杂。饱和电抗器起动：设备庞大笨重。在后来的发展过程中又出现了水电阻软起动、开关变压器软起动以及磁控软起动等，最后才发展到目前最流行的高、低压固态软启动方式。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。2 总体方案的确定2.1 初始方案的确定2.1.1 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：图2-1 2Z-X(A)型行星传动2.1.2 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： 2.1.3 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。2.2 传动系统传动比的分配及齿数的确定(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： (2-1)分配传动装置传动比: (2-2)（2） 当行星架转速为零时（即） 总传动比： (2-3) 分配传动装置传动比: (2-4) 总传动比： (2-5) 分配传动装置传动比: (2-6)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 = (2-7)由 =39.6 = 取=41 (2-8)3 传动系统中齿轮参数的设计计算3.1 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 = (3-1) = (3-2) (3-3) (3-4) (3-5) (3-6) (3-7)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： (3-8)转矩: (3-9)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： (3-10) (3-11)小轮大端分度圆直径：取=0.3 (3-12)验算圆周速度及： (3-13) （与估计值接近） (3-14) (3-15) (3-16)（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： (3-17) (3-18)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 (3-19) (3-20)应力修正系数： 由机械设计图12.31 (3-21) (3-22)重合度系数： (3-23)齿间载荷分配系数： (3-24) (3-25)载荷系数： (3-26)弯曲疲劳极限： 由图12.23c (3-27) (3-28)弯曲最小安全系数 (3-29)弯曲寿命系数： (3-30)尺寸系数 ： 由图12.25 (3-31) 许用弯曲应力： (3-32) (3-33)验算： (3-34) =176.72 安全 (3-35)=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3-1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3.2 蜗轮蜗杆传动设计蜗杆传动用于传递交错轴之间的回转运动。在绝大多数情况下，两轴在空间是互相垂直的，轴交角为90度。它广泛应用在机床、汽车、仪器、起重运输机械以及其他机械制造部门中，最大传动功率可达750KW，通常用在50KW以下,最高滑动速度可达35m/s，通常用在15m/s以下。蜗杆传动的主要优点是结构紧凑、工作平稳、无噪音、冲击振动小以及能得到很大的单级传动比。在传递动力时，传动比一般为8-100，常用的为15-50。在机床工作台中，传动比可达几百，甚至到1000。这时，需采用导程角很小的单头蜗杆，但传动效率很低，只能用在功率小的场合。在现代机械制造业中正力求提高蜗杆传动的效率，多头蜗杆的传动效率已可达到98%。与多级齿轮传动相比，蜗杆传动零件数目少，结构尺寸小，重量轻。缺点是在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传动的效率比齿轮传动低，同时蜗轮一般需用贵重的减磨材料制造。蜗杆传动多用于减速，以蜗杆为原动件。也可用于增速，齿数比单级多5-15，但应用很少。本蜗杆传动主要用于自锁，故选用单头蜗杆，增大了传动比，但大大降低了传动效率。根据GB/T100851988的推荐，采用阿基米德螺线蜗杆。蜗杆采用45钢，表面硬度45HRC，芯部调质，表面渗碳淬火，蜗轮选用ZCuSn10P1，金属模铸造。已知：i=41，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： (3-36) (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： (3-37)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 (3-38) =149.94 取a=200mm3.3 差动行星轮系参数的计算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： (3-39)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 (3-40) (3-41) (3-42) (3-43)取=57mm 按齿根弯曲强度初算齿轮模数m： (3-44)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： (3-45)取 则 mm 啮合参数计算： 在两个啮合齿轮副a-c，b-c中=m()= (3-46)m( (3-47)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3-2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： (3-48)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: 111mmB1（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图4-3蜗杆轴初选用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 (4-17)=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N (4-18)求径向力Fr根据教材【1】P252（10-3）式得：Fr=tan=2475.4tan200=901N (4-19)因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=145mm (4-20)1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： (4-21) (4-22) (4-23)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 (4-24)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 (4-25)4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8Nm (4-26)5、绘制扭矩图转矩：T= TI=35.0Nm校核危险截面C的强度图4-4扭矩图由教材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, (4-27)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。4.3 行星轮轴的校核 (4-28) (4-29) (4-30)行星轮轴承受稳定载荷 (4-31)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： (4-32)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 (4-33)故行星轮轴直径d0 (4-34)取d0=25mm 4.4 太阳轮轴和中间轴的校核计算齿轮受力锥齿轮受力：圆周力 =2721N (4-35)径向力 Fr2=Fa=240N (4-36)轴向力 Fa2= Fr=961N (4-37)太阳轮受力：圆周力 =12628N (4-38)径向力 Fr3=Ft3tan=12628tan20=4596N (4-39)法向力 Fn3 =Ft3cos=12628cos20=13438N (4-40) 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 (4-41) (4-42)FR1=6721NFR2=2365NFR1=-961NFR2=659N垂直面反力 (4-43)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 (4-44)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 (4-45)画当量转矩图当量转矩 (3-149)当量弯矩 (4-46)当量弯矩图 见机械设计图i校核轴径轴径 (4-47)合格a轴结构图：图4-5（a）太阳轮轴及中间轴受力图b轴受力图：图4-5（b）太阳轮轴及中间轴受力图c水平面受力图：图4-5（c）太阳轮轴及中间轴受力图d水平面弯矩图：图4-5（d）太阳轮轴及中间轴受力图e垂直面受力图：图4-5（e）太阳轮轴及中间轴受力图f垂直面弯矩图：图4-5（f）太阳轮轴及中间轴受力图g合成弯矩图： 图4-5（g）太阳轮轴及中间轴受力图h转矩图：图4-5（h）太阳轮轴及中间轴受力图i当量弯矩图：图4-5（i）太阳轮轴及中间轴受力图4.5 输出轴的校核1.输出轴上的功率(为齿轮啮合效率) (4-48) (4-49)2.求齿轮上的力 (4-50) (4-51)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 （4-52）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。图4-6输出轴的载荷分析图 3 , （4-53）, （4-54）代入数值可得：则截面C处的,代入数值可得，N （4-55）总弯矩： （4-56） （4-57）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 (4-58)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由【1】表15-1查得，故 (4-59)5 其它设计5.1 轴承的计算根据根据条件，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。5.1.1 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5-1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图5-1 输入轴轴承图(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 (5-1) (5-2)（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 (5-3) (5-4)按教材P322式(13-11a) (5-5)=284N (5-6)(3)求轴承当量动载荷和因为 (5-7)e (5-8)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 (5-9)=1.1*1*909=1000N46720h故所选轴承满足寿命要求。5.1.2 计算输出轴轴承图5-2 输出轴轴承图 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 (5-11) (5-12) （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 (5-13) (5-14)按教材P322式(13-11a) (5-15) (5-16)=415N(3) 求轴承当量动载荷和 e (5-17)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 (5-18)=1.1*1*1245=1369.5N46720h故所选轴承满足寿命要求5.2 键的设计5.2.1 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5-2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+0.200.250.405.2.2 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：图5-3 键剪切受力图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） (5-10） =10 M30 （结构合理） (5-21)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 ）图5-4 键挤压受力图由
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