新型卷筒的设计[答辩毕业论文资料]

1、摘要本次毕业设计的目标是设计一款结构新颖的卷筒，减速器安装在卷筒内侧，使 结构非常紧凑。减速器采用一齿差行星传动，内齿圈与卷筒固定在一起，行星齿轮 存两个，采用对称布置，以减少因惯性力引起的振动。输出机构采用柱销式，用键 与支座固定，不能转动。主动轴转动时，使行星轮与内齿轮啮合，由于输出机构不 动，行星齿轮只能公转，不能自传，迫使内齿圈转动带动卷筒转动。由于内齿轮和外齿轮的齿数差少， 因此在渐开线少齿差内啮合传动中， 常常会产 生各种干涉。为了保证内啮合传动的正常运转，设计时要满足主要的两个限制条件 是，即要保证啮合率不小于1同时不发生齿廓重迭干涉。设计的主耍过程包括根据 使用条件和载荷状况，

2、选择合理的结构形式；根据结构和强度的要求，选用合适的 材料，选定标准模数m,算出主要的结构参数。在结构设计的同时，对主要的受力 零件进行强度计算。本次设计的难点在于齿廓重叠干涉的验算，在设计的过程屮通过多次变换变位 系数和齿顶高系数以达到要求。关键词：卷筒减速器少齿差齿廓重叠干涉变位系数abstractmy goal is to design a kind of the drum with a novel structure,and the transmissionwill be installed in it. the transmission use the structure of on

3、e tooth number differenceplanetary ,within the ring gear and the reel is fixed together.there are two planetary gear，the use of symmetrical arrangement,to reduce the vibration due to the inertia force.outputinstitutions take the type of pin and fixed with key and bearing，it can not turn. axisrotatio

4、n，planetary gear with the gear mesh，fixed output mechanism，the planetary gearcan only revolution can not autobiographical , forcing the internal gear rotation to drive thereel rotation .because the annular gear and external gears number of tooth difference is verysmall.therefore，involute internal ge

5、ar drive with small tooth difference，often producesa variety of interference.in order to ensure the normal operation of the gear transmission，it is designed to satisfy two main conditions.the two main limiting condition is that it mustguarantee does not have the tooth outline overlap interference an

6、d meshing rate smallerthan l.the main design process includs the structure under the conditions of use and loadconditions and a reasonable choice.according to the structure and strength requirements，the appropriate choice of materials，selection criteria modulus m，calculate the majorstructural parame

7、ters.while do the structural design，strength calculation of the mainparts the design of the difficulty lies in overlapping tooth profile interference checking.inthe design process，we change several variable-bit coefficients and the addendummodification coefficient to meet the requirements.key words:

8、transmission; small tooth number difference; outline overlap interference;variable-bit coefficient目录.1abstract.2雜.51.1卷简.51.2渐开线行星齿轮传动.51.2.1行星齿轮传动.51.2.2渐开线少齿差行星传动.51.2.2发展趋势.61.3设计任务及要求.6第二章方案选定.72.1少齿差传动原理.72.2少齿差传动的结构类型.82.2.1按输出机构型式分.82.2.2按减速器的级数分.82.2.3按安装型式分.91) 2k-h型传动装置.92.4设计思路及方案论证.9第三章主

9、要设计参数的确定.ii3.1卷筒工作级别的确定.n3.2钢丝绳直径的选取.113.3卷筒计算直径的确定.123.4电动机功率的选择、总传动比计算与校验.121选择电动机.122确定传动比.12第四章渐开线少齿差减速器设计.144.1少齿差传动原理.144.2齿轮齿差的确定.144.3选定齿轮的精度等级和材料.154.4齿轮模数的确定.154.5齿轮基本参数的确定.184.5.1尺寸基木参数的选定即几何尺寸的计算.184.5.2齿轮公法线长度的确定.194.6传动内部结构的选定与设计.191)转臂轴承的选定.194.6.2销孔数h、尺寸的确定.204.6.3销轴套、销轴的确定.214.6.4偏心

10、套基本尺寸的确定.224.7轴的设计.220输入轴的设计.231)输出轴（固定轴）的设汁.25第五章零件的校核.285.1少齿差行星齿轮传动受力分析.28齿轮受力.285.1.2输出机构受力.295.1.3转臂轴承受力.295.2销轴的强度校核计算.305.3输入轴的强度校核.315.4键的校核计算.336联轴器处键的校核.345.4.2偏心套处键的校核.345.4.3支座处键的校核.345.5轴承的校核计算.34第六章卷简主要尺寸的确定.376.1卷筒节径、边缘直径和容绳宽度的确定.376.2卷筒厚度与绳槽尺寸的确定.37爹考文it伏.39翻寸.40第一章绪论1.1卷筒卷简又叫绞车，是由人力

11、或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作 的装置。它是一种乖直提升、水平或倾斜拽引的简单起重装罝。在w外，卷筒的品 种繁多，应用也很广泛。在西方技术先进的国家中，即使是在工业水平先进，机械 化程度不断提高，起重设备也在不断更新的前提下，仍不能完全淘汰卷简这样的行 之有效的简单机械设备。而与此同时，w内卷筒也在向大型化、采用先进电子技术、发展手提式卷筒和大力发展不带动力源装置的卷筒的方向发展。1.2渐开线行星齿轮传动1.2.1行星齿轮传动在我国约在60年代以后，对行星传动才进行了较深入、系统的研宄和试制工 作。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比具有结构紧凑、体积小和重量轻，传动比很 大，传动效率较

12、高和运动平稳、抗冲击和抗振动的能力较强等一系列的优点。从而 使行星齿轮传动在冶金、矿山、起重运输、化工和汽车等诸多工业部门屮得到广泛 的应用。1.2. 2渐开线少齿差行星传动“少齿差”传动，就是指由一对齿数差很少(通常1、2、3或4)的渐开线内 啮合齿轮副组成的k-h-v (n)型行星齿轮传动。一对内啮合齿轮能获得很大的传 动比，当两齿数的齿数差愈少，传动比愈大，但同吋发生干涉的可能性也就愈大。少 差齿传动的特点是速比大，体积小，结构简单。它由少齿差轮副和一个具有等角速 度转换功能的传动机构组成。工程中目前使用的传动机构主要有销轴式、浮动盘式、 十字滑块式、零齿差式、曲柄式等几种。应用最广泛的

13、销轴式其优点就是结构简单。 缺点包括行星齿轮轴承的径向载荷较大、轴孔的位置精度要求较高及轴销安装也有 一定困难。渐开线少齿数差行星齿轮传动可做成减速器型式或卷筒型式。因此广泛 应用于轻工、石油化工、食品、纺织、冶金、建筑、起重运输等设备上，最近几年 在军事装备，例如通信、导弹与火箭发射装置中也得到了广泛的应用。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卷筒的动力传输系统，是一种可以使传统卷筒 减小体积、优化结构、降低成本及提高性能的冇效途径，是目前传统卷简更新换代 的理想产品，因此具有非常广泛的前景。少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的

14、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而的重点研宂方向之一。1.2.2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

15、度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振 动、低噪音、低成木、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。1.3设计任务及要求(1)设计题目：新型卷筒的设计(2)原始数据：卷筒直径(mm)卷筒工作速度(m/s)钢丝绳拉力(n)4501.84000工作条件：单班制，双向运转，室内工作，使用时间10年。(3)内容要求：1、设计计算部分：1)电机的选择计算；2)行星减速器的设计计算；3)轴、滑动轴承及滚动

16、轴承等的设计计算;4)其他零部件的设计计算。2、绘图部分：4.7.1ao总装配图一张；4.7.2a3零件阁若干张(内容自定)。第二章方案选定2.1少齿差传动原理渐开线少齿差行星齿轮传动，简称少齿差传动，如图所示。行星齿轮1位外齿 轮，中心齿轮为内齿轮2，他们之间的齿数差通常为1-4个。这种少齿差行星齿轮传动用于减速时，是以系杆h为主动件。由于行星轮相对 中心轮有偏心，故在传动吋，行星轮1不仅要作公转而且要做自传。因此，就需要 一个能够传递两平行轴之间旋转运动的联轴器，即称偏心输出机构v,以便把行星 轮的自传输送出来。由于这种行星轮系，是由一个中心齿轮k,一个系杆h和一个 偏心输出机构v所构成的

17、，故简称k-h-v型行星机构。假如内齿轮k与机壳固定不动，当电动机带动系杆h转动吋，系杆将迫使装 于偏心轴上的行星齿轮绕内齿轮中心作公转运动。同时，行星齿轮绕偏心轴中心作 反向低速自传运动。利用偏心输出机构将行星轮的自传运动传递给输出轴，就可以 达到减速的目的。在设计少齿差行星齿轮减速器时，如果内齿轮齿数22不变，行星齿轮齿数&越 大，两者之间的齿数差=z2-z|越小，则传动比越大。但是，当内齿轮副的齿数差2/、小到一定程度时，将会发生不在啮合位置的齿廓相互重迭现象。为了使内齿轮副在少齿差时仍然能够正确啮合顺利运转，可以从两条途径消除 齿廓重迭干涉：一是降低齿顶高的选用短齿，从齿高方向

18、消除齿廓重迭，一是选择 适当的正变位系数，减少外齿轮的齿顶厚度，增大内齿轮的齿槽宽度，从齿厚方 向消除齿廓重迭。在加工变位齿轮时齿轮滚刀的位置要在径向移动一些距离， 用模数的倍数xm来表示，x称为变位系数。变位系数取代数值，当齿条刀具相对于加工标准齿轮的 位置远离齿轮坯屮心时，称为正变位，反之，称为负变位。变位齿轮与标准齿轮相比，它的齿厚，齿高和公法线讼度等都有变化。变位内 齿轮副与标淮内齿轮副相比，它的中心距和啮合角也都有变化。2.32少酋差传动的结构类型渐幵线少齿差行星齿轮传动型式较多， 主要有k-h-v型传动装置， 双内啮合2k-h型正号机构传动装置，以及三内啮合和锥齿型传动装置。k-h

19、-v型传动装置2.2.1按输出机构型式分5.1.1内齿圈固定，低速轴输出有三销轴式输出，应用广泛，效率较高，但销孔加工精度要求较高。它种 型式：悬臂销轴式输出，销轴固定端与输出轴紧配合，悬臂端相应地插入行星轮的 端面销孔内，结构简单，但，销轴受力不均。十字滑块式输出，结构型式简单，加工方便，但承载能力与效率均较销轴 式输出低，常用于小功率场合。浮动盘式输出，结构型式新颖，加工较方便，使用效果较好。零齿差式输出，其特点是通过一对零齿差齿轮副将行星轮的低速反向转动 传递给输出轴，零齿差系指齿轮副的内外齿轮齿数相同，像齿轮联轴器那样，但内、 外齿轮的齿间间隙较大，其结构型式较简单，制造不网难，较适用

20、于中心距较小的 一齿差传动。5.1.2输出轴固定，内齿圈输出内齿圈与机壳一起输出，w机构的销轴固定不动，行星轮只作平动，不 作转动，迫使内齿圈与卷筒一起输出，这是常见的卷筒的结构型式。双曲柄式，双曲柄机构不是w输出机构，它不仅替代了行星架h,并使w机构省掉，可获得较大的传动比，运转平稳性有所提高，但轴向尺、?加大。5.1.3波纹管机构2.2.2按减速器的级数分(1)单级减速器(2)双级减速器(1)2. 3按安装型式分(1)卧室安装(2)立式安装2.3 2k-h型传动装置2k-h型传动装置由两对内啮合齿轮副组成，共同完成减速与输出任务。无需 其他型式输出机构，由齿轮轴或内齿轮直接输出。其基本构件

21、为两个中心轮k和行 星架h组成，故称2k-h形少齿差行星传动。若以啮合方式命名，由两对内啮合齿 轮副组成的传动装置，亦称为双内啮合nn型少齿差行星传动。5.4.1外齿轮输出5.4.2内齿轮输出，根据齿数选取的不同，可设计成输出轴与输入轴转向和同 或相反，并可得到大的传动比。此外，还可设计成三内啮合行星传动装置，其传动比范围更大。2.4设计思路及方案论证设计卷简首先要确定卷简直径，因为它直接影响卷筒的结构及转速。如果卷简 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：还使卷筒 的转速下降，达不到设计要求。卷筒直径确定后，可以进行卷筒的转速计算。接下来就是减速装置设计计算(渐开线

22、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i=_z1/(z2-z1)，负号代 表旋转反向和反。3少齿差传动原理简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：?l?厫? ?2?乿?绕?迫?内啮合的齿顶圆不小于基圆；?l?厫? ?2?乿?绕?迫?外啮合的齿丁顶不得变尖，要有足够的

23、厚度；?l?厫? ?2?乿?绕?迫?内啮合的齿丁顶不得变尖，要有足够的厚度；?l?厫? ?2?乿?绕?迫?不发生过渡曲线干涉，渐开线干涉和齿廓重迭干涉；?l?厫? ?2?乿?绕?迫?插齿刀切入进给时，不发生跟切现象；?l?厫? ?2?乿?绕?迫?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。第三章主要设计参数的确定3.1卷筒工作级别的确定由于卷简设计要求为：每日两班间歇工作，工作寿命为10年；因此根据相

24、关 文献?得其利用等级为（75级；又根据相关公式确定起载荷谱系数为0.25,因此根据和关设计手册确定起工作级别为人级3.2钢丝绳直径的选取根据已知条件（额定拉力4kn和提升速度1.8m/s）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齊遍采用选择系数法。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，建筑卷筒还没有此系数的气体规定。可参考建筑卷筒 设计一书中的表396进行选取。部分数据在下表己给出。据查表取得c=0.1060，由

25、已知s=4kn故算得：dn=0.1060 xv4xl03=7.68可取钢丝绳直径力d=8mm,機sst值（mm/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）1570177019602150245015701770a10.07100.06700.0600.0750a20.07500.07100.06700.06700.0800a30.08500.08000.07500.09000.0850a4a0.09700.0950.09530.10630.1060min6a7a80.11870.11870.11870.13330.13333.3卷筒计算直径的确定根据设计要求卷筒

26、直径取450mm可取（）=450mm。(2)4电动机功率的选择、总传动比计算与校验2.4 4. 1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。建筑卷筒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 其工作待点相适应。建筑卷筒主要采用三向交流异步电动机。该卷筒输出功率p2=fv=4x 103x 1.8=7.2kwf额定拉力（f=4kn）;v提升速度（v=1.8m/s）;门-卷筒整机传动效率。可设定效率7 =0.85,则输入功率a= p2/7= 7.2/0.85 = 8.47kw。根据该卷筒的工作特点可选y系列异步电

27、动机。据化学工业出版社机械设计手册第四版可选电动机：y160m-4其技术参数如表2:表2技术参数型号功率/kw转速r/min重量（kg）y1160m-41114601233.4.2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表1i丝绳选择系数可按下式计算kx60n=-77tde式中v，,-钢丝绳额定速度（m/min）;d卷简基准层钢丝绳中心直径（mm），即卷简计算直径。由己知得：v, = 1.8m/s , d, =450mm1.8x60 m 古夂；=-76.4 r/minj；tx 0.450由此可计算总传动比/ = 1460+76.扣19.1nj卷筒转速（r/min）第四章渐开线少齿差减

28、速器设计4.1少齿差传动原理图3 i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（未両出）、销轴、转臂轴承（未両出）等组成。属 于k-h-v型行星传动的一种类型。了图4少齿差行星传动简图1一销孔2销轴3 销轴盘行星轮z2中心轮（al齿圈）-偏心距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4一2|=1时，偏心轴每转一周，行星轮4沿相反方向转过一个齿。当偏心轴转过z1时，行星轮转一转，输出轴同样转一转。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

29、要设计的卷筒的工作情形了。4.2齿轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为14,由于传动比i=19.1,不是很大，故可取齿差对于图4所示的k一hv少齿差行星传动，若转臂h固定，则:y _叫 _h_ !z21hz1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:上式中的“一”号表示从动件v与主动件h转向和反。当构件v固定，转臂h主动，内齿轮从动（即相当于卷简转动的情况），可得出 传动比公式为：z2 -zl上式屮的“+”号，表示从动件2与主动件h的转向相同。已知齿数差z,= z,=3，i=19.1，可得：z2=3x19.1 =57.3,取57，z, = 57-3 = 54o4.3选定齿

30、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crwlim= 600mpa,齿轮齿根弯曲疲极限应力cjflim= 550mpa； 外齿轮（行星轮）用20crmnti，渗碳淬火，低温回火，表而硬度2 60 ,心部hr为302-388,齿面接触疲劳极限应力nm=1350m/v;,齿轮齿根弯曲疲极限应力crfiim= soompa o4.4齿轮模数的确定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

31、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：v| c7, |(1)根据行星轮的表面硬度hrc 60查得其弯曲疲劳强度极限= 900mpa ,(2)由机械设计书中的阁10 18查得弯曲疲劳寿命系数/fa, =0.82。(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s= 1.4卜0.82x90()= 546.43嫩，l fjs1.4(4)计算载荷系数k

32、k = kakvkfak,试选载荷系数=1.3计算外齿轮传递的扭矩p7 27；= 95.5 x 105x = 9550000 x = 9x10n .mm-n.76.4取齿宽系数么=0.12查材料的弹性影响系数& =189.8似什5;内齿轮的接触疲劳强度为lim2= 6q0mpa;外齿轮的接触疲劳强度为= 1350mptz。计算成力循环次数=60/2,71, = 60 x1460 x(1x8x300 x10) = 2.1xi09=2.1xl09；?图得接触疲劳寿命系数khn= khn2= 0.92；计算接触疲劳许用应力取失效概率为i%，安全系数是s=1.252.323；*-()2,带入数

33、据得a 2 266.87mm v h “计算圆周速度fid nv =-，带入数据得v=6.49m/s60 x1000计算齿宽b =(/)，bt= 266.87 *0.12 = 32.02mm模数m = =266.87_ 斗94 mmzz,54初取齿高h = (2xhmr= 1 u2mm所以b/h=2.88由v=6.49m/s, 7级精度，由图14-1-14查得动载荷系数尺v=1.09；再由表10-3查得齿间载荷分布系数kha= kfa=l.l；再由表14-1-81得使用系数么=1。由表查得7级精度、行星轮相对支承对称布置时，= 1.12 + 0.18；+0.23xl03/2 = 1.12 +

34、0.18x0.122+0.23xl03x36.25- 1.13再由1 = 4.94, a = 1.13查机械设计书中图10-13得/ =1.125 h所以载荷系数尺=/cfjf/?= lxl.09xl.lxl.l25=1.35(5)?取齿形系数由机械设计书屮图105查得yfa=2.24(6)查取应力校正系数由机械设计书中图105查得么=1.75(7)设计计算带入数值得出：z723；() =3.63 (jxiz1, af为同时满足齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度可取模数为m=5 mm。4.5齿轮基本参数的确定4.5.1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，在齿数模数己知的

35、条件下，应先选择合适的咆合 角，通过变换变为系数来满足设计要求。齿轮齿数z, = 54 , z2=57；齿轮模数m=5 mm；取齿顶高系数/ = 0.8；取顶隙系数c = 0.25；齿形压力角 20；齿轮分度圆直径d= mz, =270mm, d2= mz2=285mm；未变位吋的中心距m、z2-z、a，d2初选啮合角=40；计算中心距=cos0-920011mm；cos a(0实际中心距a =int( 6/ *10+0.5)/10=9.2mm；实际啮合角a = a cos(a*cs a() -39.9992-40；a分度阙分离系数r = -0.34；m初取小齿轮变位系数x, = 0；大小齿轮

36、变位系数之差人- p(乙-z|)x/7而一.讀一汉 + =0.51954 2xtan汉齿轮顶高屮十hax= w*(ha+x,)=4, ha2=m(ha-x-y)=2.3；分度圆直径dx- m *z, = 270z/m, d2- m *z2= 2s5mm；da= da+ 2 * hax= 278wz，d(l2= j,+ 2 * /t“2=289.6/77/71 ；齿根圆直後dn= d -2*(a: + c* -x,)*m = 259.5mm，df2= d2- 2 * (/?* + c+) * m =214.5mm；基圆直径：db = d cosa = 253.72,側，db2= d2cosa =

37、267.8lm/7z ；齿顶圆压力角a(ll- arccos- - 24.124fa= arccos- = 22.37。;d daa d da2a2重合度系数1 .a-(z,(tanr,-tan 1.05 2tt*齿廓干涉系数验算(gs应大于0)gs = z, (inva+ $) - z2(inva2+2) + (z2-z, )inva(0= 0.217 0具中o, = arccos -= arccos - 2%- 2%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。4.5.2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

38、尺t的一个重要量度。而ii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x=0, z=54,齿形角为2(t,故由机械设计手册第二版中册表8-99查得跨测齿数=8, vv* =23.1214。则公法线长度w =92.49 mm。2.5 6传动内部结构的选定与设计4.6.1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t来选定转臂轴承。根据各种轴 承齿顶間直径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

39、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 =270 mm，故齿宽/面转臂轴承的宽度应与行星轮的齿宽接近，且其外经尺寸大约应是行星轮齿根圆的一半（即大约为135 mm）,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）。其参数如下阁5所示：图5双列向心球面滚子轴承 表4选用轴承的基本尺寸及性能轴承尺寸（mm）额定动额定静极限转速型号载荷载荷ddbr(kn)(kn)脂润滑油润滑35168014033310410322003000由以上数据可知：行星轮的齿宽b = 33,而实际齿宽系数:也 = /?/=33 + 270 = 0.122实际齿宽系

40、数与先前假设的齿宽系数相差不大，故可不必再校核。4.6.2销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为270 mm，根据机械设计手册里轮系一章屮表36.242销孔数a参考值查得应选销孔数a为10（、=10）。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屮心距。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汴。太小时，将 耍求提高零件的加工精度。并给装配造成一定困难，a太大时，则承受载荷的销轴 数口将减小.影响承载能力。一般取=0.150.25 mm,行星轮尺寸小时，a取较 小值、反之取较大值。在这里可取=0.2醐。而销孔的尺寸就要通过画图来

41、初 定了。下图6是已经多次画图比较得出的：销孔直径么=45 mm,销孔公差配合选用f7,其上下偏差为（+50, +25）。销孔分布圆直径z）w, =200 mm04.6.3销轴套、销轴的确定销轴式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a ,上面也己经提到。在这里可 取值a =0.2 mm。故销套外经冬=dk-2z - a =45-2x9.2-0.2=26.4 mm。销套长度可根据画阁确定，初定为72 mm。偏心距（即实际中心距）=9.2。可初定销轴套内径为2

42、0 mm,即销轴直径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l.h5和1.1-6所得。在结构设计中采用悬臂梁式销轴。4.6.4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3-4偏心套工作简图偏心套的偏心距即为内外齿轮的偏心距e=9.2 mm。其内径初定为45 mm。可 据此推测出输入轴的结构

43、尺寸。4.7轴的设计轴设计的特点是：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，设计吋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：sst25125s表5 45钢的性能料号材牌热处理毛坯直径(mm)硬度(hb)伸度限拉强极5拉伸屈服极

44、限(么)弯曲疲劳极限剪切疲劳极限(r_,)弯力1賴賊45正火252416103602601505560正火100-300162217580290270135调质2002172556503603001554. 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罝；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po 47t,= 9.55x 106=9550000 x= 55403.082v mm1n、1460其中：

45、输入功率，取8.47kw;a输入转速，取1460 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=750mftz，屈服= 550mpa,弯曲疲劳极限=350m/vz,扭转疲劳极限= 200m/v/。通过机械设计手册第四版第二卷表6-1-19选取人=126。则有：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 的孔径相适座，故需同吋选取联轴器型号。联轴器转矩的计算：tc=9550-kwkk k a) )* 3/ =102*3/- = 46.4mm”和；v76.4p2输出功率(p2=8.47xl03w) ni卷筒转速(/? =76.4r/

46、min)jj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47 mm。 联接支座的部分直径初定为50 mm。其他部分尺寸如下图3-6所示。在轴的最左端，使用平键使其和支架固联在一起从而使其不能转动。为了安全 在次选用双键联接，所选用键(平键gb/1095-1979)的尺、j为bxhxl=16xl0 x60。在此采用一般键联接，键梢宽b上下偏差为(0, -0.043)。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82 mm,即为a-b段的长度，轴深 公差选用h7,其上下偏差分别为(0、-0.025)；b-c段上要装上轴承、卷简盖和小 端盖等，经画图可初定这一段

47、的长度为72 mm。为了与相应的轴承配合固初定此段 的直径为50 mm。选用的轴承为深沟球轴承(gb/t276-1994)6210型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用h7,其上下偏差分别为(0、-0.025)；c-d段要通过卷筒 但不安装任何零件，故为了减少材料的用量可将此段的直径适当缩小，初定为47mm,长度要根据卷筒的长度及装配尺寸确定，初定为270 mm;d-e段通过安装轴承 与卷筒联接，此段的长度为38 mm,直径为50 mm,选用的轴承为深沟球轴承(gb/t276-1994) 6211型。在该轴上的轴承的轴向冏定都用挡圈冏定。该段的配合公差选用k6,其上下偏图9输出轴工作简图差分

48、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 mm。盘的宽度为30 mm,销孔直径与销轴相同，为20 mm,销轴与输出轴（销孔）的配合 选用h6/p7。销孔尺寸上下偏差为（-0.022、-0.074）。销孔分布圆直径为200 mm,在 该圆上有十个销孔均匀分布。其他尺寸间附图。第五章零件的校核少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、输岀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9,当行星轮逆时针以n、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

49、为：= 01 + 02+035.1少齿差行星齿轮传动受力分析5.1.1齿轮受力输出机构固定，内齿轮输出：齿轮分度圆受力dc h表6轮齿受力计算公式冃项号代式公计齿轮出输轮w-w-内定固构结出输动传型n n隠周力度上分阏f1f1cici 5z氺?z?z汉ososososccoccor2r2f f2-2-iiiif,f,图9行星轮受力分析图p图10行星轮受力简图径向力f_ 1.2t2sin a zcrd ( cos a zh法相力fp-l27；dccos汉zbt2输出转矩(r2=106.65n.m)zr, z,分别是行星轮和内齿轮的齿数=54, z,=57) d(.行星轮分度圆直较(dc=270

50、mm)a-实际哨合角(汉=40。)a-初选瞒合角(汉=40。)将上述数值代入表格中的式中得出：f；=449n, f=449n，fr=376.76n, f=7687.76n。5.1.2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0 =;r/2时，q为最大 即为彳于胃轮对销轴的最大作用力为：rw销孔分布圆半径(& = 103.2 mm)zlv销轴数a (zlv=io)代入数据得出：eniax=3195.67n5.1.3转臂轴承受力少齿差|a)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，所以转臂轴承的尺十受到一定的限制。实践证明，转臂轴承的寿命

51、往往是影响这种传动承载能力的关键。上图10为行星轮受力简图。图示，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：=247zb图10屮f可分解为和f、，（行星轮基阙半径r/x. = 131.56mm）f = csa=幢1.4134xl()6xcos39.9 =49451?nbefv= fatan 6z1=4134.8n由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力&为:=72+（ls）max+fv2代入数值得出：& = 15577.46n5.2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，齿轮接触面积较人，接触应力 小，因此常不计算

52、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，阀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：。二d0.13式屮：尺,制造和安装误差对销轴载荷影响系数。尺,=1.351.5，精度 低时取大值，反之取小值，在次取么=1.35eniax行星轮对销轴的作用力（上节算得2胃=3195.67n） dv销轴直径（=20 mm）（7fp许用弯曲应力（销轴的材料为20crmnmo,根据销轴材料查取=150200）l的值从下阁11中取得，约为50 mm,贝ij:(sq)max2.4722.4x1.4134x1067171m103-2

53、xi0 xsinw10636.88 nzw131.56if25.3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：sca =式中：么-轴的计算成力，mpa；m-轴所受的弯矩，n-mm；t-轴所受的扭矩，n-mm；w- 轴的抗弯截面系数，mm3;3_-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）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

54、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）做出弯矩阁轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的，而偏心套所受的力又是行星轮传递 的。行星轮所受的力在4.1.1已算出，闢周力为（节阙上）为f=5897.78n，径向力 为7；=4931.31n，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力/和垂直反力 户列出以下四个个方程：f觀+ f脈=5891.1側厂湖100 + f脂=4931.3 infw2x5o=/;vv2xloo联立以上四个方程可得出：fwi=3931.85n, fv/2=1965.93n, fvvl=3287.54,fw2= 16

55、43.77n。弯矩= 196593 ndnm，mv= 64377 wd?而。总弯矩为ml=m2= vl965932+ 1643772= 256259ao?zm3）做出扭矩图p4传递扭矩t=7；= 9.55x106=9550000 x=39791.67；vlm。it,960扭矩图如图4）校核轴的强度在轴上，偏心套联接处为危险截面（即截面b）如阁所示。对轴的抗弯截面系数w的汁算公式?课本机械设汁中表15-4得出w =汾（?/一02。由附图32 2d可知d=45mm, b=14 mm, t=5.5 mm,代入数据得出w =7611.3 tvjnm。在此处的扭转应力为静应力，故取汉=0.3,轴的计算应

56、力：m2+(at)2二扣62592+(0.3x3979l67)2二?7“ca_ w -7611.3_a前己选定轴的材料为45钢，调质处理，查课木机械设计中表15-1得出=因此氏,式中：t为传递转矩（n.mm）, k键与轮毂的接触高度（a = 0.5/z）, h力键高（mm）; i = l - b，b-力键宽（mm）; d-力轴径（mm）。查得ap = 120mpa,则校核过程如下：5.4.1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= t（= 16.6nm, bxhxl=10 x8x53, l=l-b=43 mm , d=35mm，故有：5.4.2偏心套处键的校核此处键（a型

57、）传递的转矩为输入转矩，即t= 7；=39791.67a mmbxhxl=14x9x70，l=l-b=56 mm , d=45mm,故有：2t 2x39791.675.4.3支座处键的校核此处键（a型）传递的转矩为输出转矩，即丁=卩.队/2=1200000冲111111bxhxl= 16x10 x60, l=l-b=44mm , d=53 mm,且釆用双键联接，故有:c7= =2x1200000=1q2.9mpa 12qmpa故安全5.5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：式中n-轴承转速，r/min； - 轴承寿命指数，对球轴承*=3，对滚子

58、轴承* =10/3;fh寿命因数，按表7_2_8选取;2t_2x76.6xl03h 35x4x43= 25a5mpa20mpa故安全l.q2mpa 20mpa故安全(j =pdkl 45x4.5x56dkl 2x53x5x44106c、r_ 106 f丄h6060n ll()/fn速度因数，按表7-2-9选取;fm力矩载荷因数，力矩载荷较小时，a =1.5,较大时，fm= 2；fd冲击载荷因数，按表7-2-10选取；ft温度系数， 由于卷筒长期在室外工作， 工作温度小于120%故取人=1.0。 （查表7-2-11）（据机械设计手册第四版第二卷）loh= 2x300 x10 x8 = 48000

59、/?。表7轴承代号及基本参数型号数目基本参数ddb基本额定动载荷c/kngb/t276-19946210250902035gb/t276-19946208240801829.5gb/t276-19946220110018034122gb286-813516280140331041）轴承6210（球轴承），与卷筒转速相同，n = 76.4r/min；查得/=4.58,人=1.073，九=1.5，人=1.2,则:2）轴承6208（球轴承） ， 与端盖联接的轴承的转速n为输入轴与卷筒的相对速 度，故=960-26.53 = 933.47min;且查得人=4.58,人=0.324,人,=1.5,人=1.2,则:而与销轴盘联接