资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共80页)
编号：90965582
类型：共享资源
大小：7.73MB
格式：RAR
上传时间：2020-08-01
上传人：QQ24****1780
认证信息
个人认证
王**（实名认证）
浙江
IP属地：浙江
40
积分
- 关 键 词：
-
320
鱼雷
罐车
传动
机构
设计
机械设计
- 资源描述：
-
320T鱼雷罐车传动机构设计机械设计,320,鱼雷,罐车,传动,机构,设计,机械设计
- 内容简介：
-
辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 I 页320T 鱼雷罐车传动机构设计摘摘 要要鱼雷罐车是供钢铁企业运输高炉铁水至炼钢倒罐站进行倾翻铁水作业的专用运输车辆，它取代了传统的铁水车，可在铁水运输过程中完成脱磷、脱硫等工序，从而缩短冶炼时间，降低冶炼成本，是一种高效、先进的冶炼工艺设备。为使鱼雷罐车正常运行，对它的传动系统要求很高，主传动系统采用了三环减速器。文中对三环减速器工作原理进行了描述，推导出传动比的计算公式。采用 ANSYS软件对鱼雷罐车倾动力矩进行计算，得到合成力矩。在考虑重合度及齿廓重叠干涉等限制条件的基础上，采用微分逼近法，利用 MathCAD 软件求解了内外齿轮的变位系数。对齿轮的弯曲强度进行校核，结果表明内、外齿轮均满足齿根弯曲强度。提出三环减速器动力分析基本方程，对内齿环板、输出轴和输入轴进行受力分析。对三环减速器各零部件进行了结构设计，都满足强度要求，应用 SolidWorks 软件画出三环减速器主要零部件。考虑到三环减速器输出轴转速很低，对耳轴轴承和输出轴箱体轴承的静载荷进行了计算，满足静载条件。对输入轴箱体轴承进行了轴承寿命的计算，得出寿命很长，基本不用更换。通过对三环传动的效率计算，得出三环传动效率高。关键词：鱼雷罐车，三环减速器，结构设计，内齿环板辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 II 页The design of transmission machinery of the 320T torpedo tankerAbstractAbstractThe torpedo tanker is the dedicated hot metal transport vehicles which is used for transporting iron to the steel cans tipping station of iron and steel enterprise, and it has replaced the traditional hot metal car. It can complete the process of dephosphorization and desulfurization on way of transportion, thereby reducing smelting time and the cost of smelting. So it is a highly efficient and advanced equipment of the smelting process. In order to operate the torpedo tanker normally, it is needed to use a three-ring reducer to make the main drive system highly. In this paper, the working principle of three-ring reducer is described and the calculating formula of the transmission ratio is derived. I use the ANSYS software to calculate the tipping torque of the torpedo tanker, and get the synthesis torque. When taking into account of restrictions such as coincidence degree and tooth profile overlap interference in designing the little difference gear teeth, the paper uses the differential approximation method to get the coefficient of the internal and external gears by MathCAD software. The bending strength of gear is checked, and the result show that both of the inner and outer gear are to meet the bending strength of the tooth root. I make the basic equation of dynamic analysis of three-ring reducer and the force analysis of the gear ring plate, output shaft and input shaft. I make structural design of parts of the three-ring reducer, all of them meet the strength requirements. I draw the main parts of three-ring reducer by SolidWorks software. Considering the rotational speed of output shaft is very low,I calculate the static load of trunnion bearings and bearing of output shaft of the box, and they satisfy the conditions of static load. The life of input shaft bearing of the box is calculated, and I get a very long life and there is no need to replace it. Through the calculation of transmission efficiency, I know that transmission efficiency is very high.辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 III 页Keywords: torpedo tankers, three-ring reducer, structural design, internal tooth zone plate目录摘 要.IABSTRACT.II第 1 章 绪论.11.1 选题背景及目的 .11.2 铁水车的种类 .11.2.1 对铁水车的基本要求.11.2.2 铁水车的种类及特点.11.3 鱼雷罐车的应用情况及发展状况 .31.4 本课题研究的意义 .41.5 本文的研究方法及内容 .5第 2 章 鱼雷罐车传动机构整体方案确定.62.1 对传动机构的要求 .62.2 传动机构的配置形式 .62.3 传动系统方案比较 .7第 3 章 三环减速器简介及运动学分析.103.1 三环减速器的结构组成及工作原理 .103.2 三环减速器的特点 .113.3 三环减速器存在的主要问题 .123.4 三环传动克服死点的方法 .133.5 三环减速器的传动比推导 .13第 4 章 鱼雷罐车的倾动力矩计算.154.1 ANSYS 软件简介.154.2 鱼雷罐车倾动力矩计算 .154.2.1 空罐力矩计算.164.2.2 罐液力矩计算.174.2.3 摩擦力矩的计算.194.2.4 合成倾动力矩的计算.204.3 计算载荷的计算 .22第 5 章 总传动装置的设计.235.1 电机的选择 .235.1.1 传递效率的计算.235.1.2 电机功率的计算.235.1.3 电机型号的选取.245.2 分配传动比 .255.2.1 传动装置的传动比分配.25辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 IV 页5.2.2 一次减速装置内传动比的分配.255.3 各轴运动及动力参数 .25第 6 章 三环减速器齿轮的结构设计.276.1 齿轮材料的选择、类型、精度等级 .276.2 内外齿轮的齿数计算 .276.3 模数的选择 .276.4 三环减速器齿轮副啮合参数的计算 .286.4.1 三环减速器内啮合齿轮副的干涉.286.4.2 MathCAD 软件介绍.306.4.3 应用 MathCAD 进行啮合参数计算的具体演算过程.316.5 三环减速器行星齿轮传动的强度验算 .346.5.1 齿根弯曲强度的条件.356.5.2 计算齿根应力.356.5.3 许用齿根应力.35第 7 章 三环减速器动力分析基本方程.387.1 内齿环板动力分析基本方程 .387.2 输出轴的力矩平衡方程 .417.3 输入轴的力矩平衡方程 .42第 8 章 三环减速器的结构设计.438.1 输出轴的结构设计及校核 .438.1.1 初步确定输出轴的最小直径.438.1.2 输出轴的结构布置方案.438.1.3 输出轴的强度校核.448.2 输入轴的结构设计及校核 .508.2.1 初步确定输入轴的最小直径.508.2.2 输入轴的结构布置方案.508.2.3 输入轴的强度校核.518.3 偏心套的结构设计及校核 .558.3.1 偏心套的材料及热处理方式.558.3.2 偏心套的偏心距计算.558.3.3 偏心套的结构布置方式.558.3.4 偏心套的破坏形式及强度校核.568.4 内齿环板的结构设计 .578.4.1 内齿环板的结构设计.578.4.2 内齿环板的强度校核.578.5 箱体、箱盖结构设计 .58第 9 章 轴承载荷的计算.609.1 耳轴轴承载荷的计算 .609.1.1 耳轴轴承工作特点.609.1.2 耳轴轴承静载荷计算.60辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 V 页9.2 输出轴箱体轴承静载荷的计算 .619.3 输入轴箱体轴承寿命的计算 .62第 10 章 三环减速器内部传动效率.6410.1 三环减速器内部传动效率的组成 .6410.2 计算方法 .6410.3 计算过程 .65第 11 章 传动系统的润滑.6711.1 润滑方法及种类 .6711.2 三环减速器的润滑 .6711.3 轴承座装置的润滑 .68结 论.69致 谢.70参考文献.71辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 1 页第 1 章 绪论1.1 选题背景及目的目前在国内 20002500 高炉出铁场上设有多达 56 个铁水罐位，出铁场和铁水3m沟很长。随着高炉容积的增加，铁水车的容量必须相应地扩大。但对现有的锥形和梨形铁水罐，增加容量是很困难的。因为罐的高度受到高炉出铁场建筑物高度的限制，罐的直径受到轨道间距的限制。因此增大铁水罐容积的方向只有沿着轨道纵向加长，这就出现了鱼雷罐车，也称混铁炉式铁水车。1.2 铁水车的种类1.2.1 对铁水车的基本要求铁水车是专门运送铁水罐的车辆。铁水罐可在车架上倾翻而卸载，也可用起重机吊起卸载。对铁水车的基本要求：（1）单位长度上的有效容量（t/m）愈大愈好，这样可以降低铁口标高和缩短出铁场的长度；（2）无论空罐或重罐均要求具有足够的稳定性，不得自动倾翻，而倾翻时所需能量应尽量小；（3）具有良好的保温性能，铁水罐中形成的废铁和铁瘤要少；（4）具有足够的强度，安全可靠，结构紧凑合理。为了减轻重量，每吨载重量的金属制品的数量（t/t）越低越好。1.2.2 铁水车的种类及特点按铁水罐的几何形状，铁水车可分为如下三种形式。1.锥形罐式铁水车锥形罐式铁水车存在如下缺点：（1）铁水表面积大，热量损失多。铁水罐在每次使用中由于铁瘤的逐渐增加而使辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 2 页容积逐渐减少，一般运送 50006000 t 铁水后就需送去修理。（2）不经济。这种铁水罐的容积较小。采用小容积铁水罐也增加了运输工作量及费用。（3）铁水飞溅损失大。铁水落到小铁水罐中的飞溅损失较大，还增多了每次铁瘤的形成。 我国采用的铁水车结构型式如图 1.1 所示。铁水罐上部为圆柱形，罐底为半球形。铁水罐由两个铸钢吊架与钢板焊成，罐内壁砌有耐火砖。车架为焊接双弯梁“”形断面结构，两端有支座支承罐体，通过心盘将负荷传给转向架。这种型式的铁水罐清理废铁和铁瘤以及观察罐内损失情况比较方便，故这种型式的铁水车在我国得到广泛使用，并确定为我国的系列化产品。图 1.1 锥形罐式铁水车2.梨形罐式铁水车保温性能最好的铁水罐的几何形状应该是球形的，但制造比较困难，因此做成和球形相似的梨形铁水罐。结构型式如图 1.2 所示。梨形罐式铁水车主要由铁水罐、车架和两台运行小车组成。（1）铁水罐 梨形罐是由罐帽、圆柱形的中间部分和半球形的罐底三部分组成。（2）车架 车架由两个用向下弯曲的梁连接起来的平台组成。梁向下弯曲的目的是为了不妨碍铁水罐的倾翻。车架上装有自动挂钩。（3）运行小车 车架支承在两台四轮双轴的小车上，采用这种运行小车来代替标准铁路小车可以缩短铁水车的长度。用铰链轴把车架和运行小车连在一起，这样可以灵活的在弯曲轨道上运行，运行小车的轴装在滚动轴承上。与锥形铁水罐相比，梨形铁水罐具有下列优点：保温性能好；罐内残铁和铁瘤较少；内衬使用寿命长。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 3 页梨形铁水罐的缺点是它的容量比较小，增大容量受到机车车辆界限的限制。由于罐口较小，清理废铁和铁瘤以及观察罐内损失情况都较困难。1铁水罐；2枢轴；3耳轴；4支承凸爪；5底盘；6小轴图 1.2 梨形罐式铁水车3.鱼雷罐车铁水罐的外壳是焊接的。旋转轴线高出几何轴线 110 mm，这样空铁水罐或装满铁水时铁水罐的重心均在旋转轴线以下。结构型式如图 1.3 所示。铁水罐由一个圆柱体和两个圆锥体组成，枢轴固定在圆锥体的端部。铁水罐靠本身两端的枢轴支承在两台单独的车架的轴承上。罐的倾翻机构和电动机装在其中的一台车架上。每台车架支承在两台双轴小车上。图 1.3 鱼雷罐车大容量的鱼雷罐车具有下列优点：热量损失小，形成的残铁和铁瘤较少、罐中铁水成分在一定程度上能起混匀的作用，砖衬的寿命较长等。高炉每次出铁只需 23 个罐位，这就解决了大量铁水的运输问题，可缩短出铁场的长度，减少铁沟的维修量和炉前废铁量1。1.3 鱼雷罐车的应用情况及发展状况鱼雷罐车在国外应用已有六十年历史，目前在国外大型高炉上采用容量为 200600 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 4 页t 的鱼雷罐车。鱼雷罐车是为高炉配套的一种专用车辆，运行于高炉和转炉之间或高炉与铸铁机之间，因此铁水车的主要参数、容量的确定应与高炉容积和转炉容量的系列规格相适应。我国设计与制造的鱼雷罐车其容量规格如表 1.1 所示。表表 1.11.1 鱼雷罐车容量规格鱼雷罐车容量规格铁水车容量 (t)80180260320420高炉容积 )(3m300620620120018002500250040004000 以上转炉容量 (t)315153560130250320300 以上根据我国国情，从节约能源、提高效率、保护环境、扩大规模等出发，我国各大型钢铁企业都在不断淘汰落后产能，增加高炉容积，比如宝钢、沙钢等企业都已有5000 的高炉。传统的小容量铁水车已无法满足要求，大型高炉需要更大容量的鱼雷3m罐车来与之配套。现在，鱼雷罐车在各大型钢铁企业已经普及，发展趋势是研发容量更大、性能更好的鱼雷罐车。可以说，大容量的鱼雷罐车具有广阔的发展前景。1.4 本课题研究的意义 本课题以鞍山钢铁集团炼铁厂为课题研究背景。随着鱼雷罐车设计的容量越来越大，对传动系统的要求也越来越高，采用三环减速器作为鱼雷罐车的传动系统是今后的发展趋势。三环式减速器是我国独创的一种新型齿轮传动装置，三环减速器是为适应现代机械工程发展需要、在综合分析已有的平行轴少齿差减速器技术发展趋势的基础上开发的一种新型传动装置。其输入功率通过“功率分流”的方式，用三相并列平行双曲柄机构作为输入机构，由三片相同的传动环板共同输出。传动时形成多齿接触，具有优良的承载能力和过载能力，同时也克服了国际上硬齿面制造困难和成本高的弱点。由于具有装配灵活和结构本身的独特特征，因此在有些领域具有其它传动无法代替的优势，比如在机械、冶金、石油、起重运输、矿山、环保、建筑，交通等工业领域大力推广应用。这种传动近年来得到了很快的发展，被列为国家重点推广项目，具有广阔辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 5 页的应用前景2。 虽然三环减速器有可能成为新一代通用型减速器，但是，由于其问世时间不长，生产、设计经验尚不足，产品中存在着振动、噪声较大等问题。对于以传递动力为主的三环减速器，若要分析它的传动性能，对其进行结构及受力分析是非常必要的。本课题的提出，为指导生产实践提供了理论依据。1.5 本文的研究方法及内容 （1）对鱼雷罐车传动系统进行整体分析，确定最佳传动方案； （2）对三环减速器工作原理进行描述，并且进行运动学分析；（3）采用 ANSYS 软件对鱼雷罐车倾动力矩进行计算，确定计算载荷；（4）选择电机，分配传动比；（5）应用 MathCAD 进行三环减速器啮合参数的计算，确定几何参数；（6）提出三环减速器动力分析基本方程，对内齿环板、输出轴和输入轴进行受力分析； （7）对三环减速器进行结构设计和强度校核，应用 SolidWorks 软件画出三环减速器主要零部件； （8）轴承载荷的计算。计算耳轴轴承和输出轴轴承的静载荷，对输入轴轴承进行轴承寿命的计算；辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 6 页第 2 章 鱼雷罐车传动机构整体方案确定鱼雷罐车传动机构的作用是转动罐体，以使罐体完成兑铁水、取样、出渣、修理等操作。2.1 对传动机构的要求 （1）能使罐体连续正反转，并能平稳而准确地停止在任意角度位置上，以满360足工艺操作的要求。 （2）一般应具有两种以上的转速，罐体在出钢倒渣，人工取样时，要平稳缓慢地倾动，避免钢、渣猛烈摇晃甚至溅出罐口。罐体在空罐和刚从垂直位置摇下时要用高速倾动，以减少辅助时间，在接近预定停止位置时，采用低速，以便停准停稳。 （3）应安全可靠，避免传动机构的任何环节发生故障，即使某一部分环节发生故障，也要具有备用能力，能继续进行工作。 （4）传动机构对裁荷的变化和结构的变形而引起耳轴轴线偏移时，仍能保持各传动齿轮的正常啮合，同时，还应具有减缓动载荷和冲击载荷的性能。（5）结构紧凑、占地面积小、效率高、投资少、维修方便。2.2 传动机构的配置形式对于鱼雷罐车传动机构的配置形式，有落地式、半悬挂式、全悬挂式和液压式四种类型。1.落地式 落地式传动机构指除三环减速器输出轴上齿轮装在耳轴上外，其余全部安装在行走机构上。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 7 页 这种传动机构的特点是结构简单，便于制造、安装和维修。但是当耳轴轴线产生较大偏差时，影响三环减速器的内外齿轮的正常啮合。另外，还没有满意地解决由于启动、制动引起的动裁荷的缓冲问题。2.半悬挂式 半悬挂式传动机构是在落地式基础上发展起来的，它的特点是把三环减速器箱体悬挂在耳轴上，其他传动部件仍安装在行走机构上，所以叫半悬挂式。悬挂减速器的输入轴通过联轴器与一次减速装置连接。当耳轴偏移时，不影响内外齿轮间正常啮合。其质量和占地面积比落地式有所减少，但占地面积仍然比较大。3.全悬挂式全悬挂式传动机构是将整个传动机构全部悬挂在耳轴的外伸端上，电动机、制动器、一次减速装置和三环减速器都悬挂在同一箱体上。整个悬挂减速器用两端铰接的两根立杆通过曲柄与水平扭力杆连接而支承在基础上。水平扭力杆抗扭缓冲装置如图 2.1所示。图 2.1 水平扭力杆抗扭缓冲装置示意图全悬挂式传动机构的特点是：结构紧凑、质量轻、占地面积小、运转安全可靠、工作性能好。由于整套传动装置都悬挂在耳袖上，耳轴偏移不会影响齿轮的正常啮合。柔性抗扭缓冲装置的采用，使传动平稳，有效地降低机构的动载荷和冲击力。但是全悬挂机构进一步增加了耳轴轴承的负担。4.液压传动机构 液压传动的突出特点为：适于低速、重载的场合，不怕过载和阻塞。而且可以无级调速，结构简单、质量轻、体积小。因此鱼雷罐车倾动机构使用液压传动是大有前途的。液压传动的主要缺点是加工精度要求高，加工不精确时容易引起漏油3。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 8 页根据具体情况综合考虑，选择全悬挂式倾动机构。2.3 传动系统方案比较第一种方案：采用多点啮合柔性传动装置。在末级传动中由四个各自带有传动机构的小齿轮驱动同一末级大齿轮，整个悬挂减速器通过柔性抗扭缓冲装置而支承在基础上。传动装置如图 2.2 所示。1悬挂减速器；2一次减速装置；3紧急制动装置；4扭力杆装置图 2.2 多点啮合柔性传动机构多点啮合由于采用两套以上传动装置，当其中一或两套损坏时仍可维持操作，即事故状态下处理能力强、安全性好。第二种方案：罐体在倾翻过程中转速可调，要求选用两种转速不同的电机，以满足不同的工况对应不同转速。罐体在倒铁水过程中转速很低，所需电机转速也低，以满)1200(足铁水车低速重载。抬罐过程中转速增大，所需电机转速也大。当一个电)0120(机工作时另一个电机不工作，三环减速器有一个输入轴和一个支承轴。该方案的优点是：罐体在倾翻过程中变速，缩短了工作时间，提高了效率。第三种方案：辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 9 页罐体在倾翻过程中转速不变，即罐体在倒铁水和抬罐过程中转速一样。选择的两电机型号一样，电机在工作过程中同时运转，两输入轴同时工作，这时没有支承轴。传动装置如图 2.3 所示。该方案的优点是：（1）在一个电机出故障的情况下另一电机正常运转，只是输出功率增加，不影响鱼雷罐车的正常工作。（2）电机型号一样，三环减速器两输入端传动比一样，和输入轴相联的两个一次减速装置设计的也一样，使设计过程简单化，所需零部件的种类也少，有利于备件和更换。（3）罐体在倾翻过程中速度不变，使控制系统简单化。通过方案比较，选择第三种方案。图 2.3 鱼雷罐车的传动装置示意图辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 10 页第 3 章 三环减速器简介及运动学分析3.1 三环减速器的结构组成及工作原理 三环减速器是由平行四边形机构与齿轮机构组合而成。其中，有动力输入的高速轴称为输入轴，无动力输入的高速轴称为支承轴，输入轴和支承轴上均安装相同的偏心套，作为平行四边形机构的曲柄。平行四边形机构的连杆上带有内齿轮，称为齿环板，低速轴上安装外齿轮，通过内、外齿轮的啮合，由输出轴输出动力。 根据输入轴、支承轴和输出轴之间不同的位置关系，三环传动有两种基本的形式：对称型和偏置型。当输入轴和支承轴相对于输出轴对称布置时，称为对称型三环传动。它的基本结构及传动简图如图 3.1 和 3.2 所示。当输出轴位于输入轴和支承轴的外侧时，称为偏置型三环传动。它的基本结构及传动简图如图 3.3 和 3.4 所示。两种形式相比较而言，偏置型三环传动的受力状态比对称型恶劣，振动、噪声也明显较大，现已较少采用。本论文主要研究对称式三环减速器，对对称式三环减速器的结构进行设计4。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 11 页1.内齿环板 2.输入轴 3.支承轴 4.输出轴5.输出轴外齿轮 6.输入轴偏心套 7.支承轴偏心套图 3.1 对称式三环减速器基本结构 图 3.2 对称式三环减速器传动简图1.内齿环板 2.输入轴 3.支承轴 4.输出轴5.输出轴外齿轮 6.输入轴偏心套 7.支承轴偏心套图 3.3 偏置式三环减速器基本结构 图 3.4 偏置式三环减速器传动简图3.2 三环减速器的特点 与普通齿轮减速器和行星减速器相比，三环减速器具有如下优点： （1）加工方便、制造成本低，维修性能好。三环减速器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。和圆柱齿轮减速器一样用中分箱体，维修方便、易损件少、磨损小、可靠性高。 （2）传动比大。单级传动 99，两组传动 0；SG（6）避免内、外齿轮沿径向移动发生的径向干涉等；辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 31 页（7）保证重合度大于 1；（8）为了保证渐开线齿廓，内齿轮的齿顶圆必须大于基圆； （9）为了避免轮齿的磨损，内、外齿轮的齿顶不得变尖，并且要有足够的厚度，齿顶厚度必须大于（0.250.4）cm。2、变位系数选择时应该满足的主要限制条件：（1）由文献8式 7.7-7 可知保证不发生齿顶干涉，必须满足内啮合齿轮副的重合度，即1 1)tan(tan)tan(tan212211aazz（6.3） （2）由文献8式 7.7-8 可知按啮合中心距装配时，保证齿轮副不产生齿廓重叠a干涉，即应满足齿廓重叠干涉系数，即：0SG 0)()()(12222111invzzinvzinvzGaaS（6.4）由文献8式 7.7-9 可知 adaddaaa122122144arccos（6.5） 由文献8式 7.7-10 可知 adaddaaa222122244arccos（6.6） )(21*11xhmddaa（6.7） )(22*22xhmddaa以上各公式中符号的含义：外齿轮齿顶圆直径；1ad内齿轮齿顶圆直径；2ad辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 32 页外齿轮齿顶圆压力角；1a内齿轮齿顶圆压力角；2a齿轮副实际啮合中心距；a压力角，；20啮合角；外齿轮齿数，=90；1z1z内齿环板上的内齿轮齿数，=92；2z1z外齿轮变位系数；1x内齿轮变位系数；2x齿顶高系数，=0.65；*ah*ah外齿轮的分度圆直径；1d内齿轮的分度圆直径；2d 对于一对啮合齿轮，可把变位系数、视为自变量，而把自己确定的参数作为1x2x常量，即限制条件是变位系数的函数。因此，满足两个主要限制条件的问题便可归结为求合适的变位系数的问题。在确定变位系数时，逐步逼近的迭代方法是比较常用的方法。该方法是在首先确定啮合角的前提下，初选变位系数，然后计算重合度，并且不断向逼近，最1x1后用不发生齿廓重叠干涉的条件来判断变位系数是否合理，最终求出两齿轮的0SG变位系数、。1x2x由于变位系数的实际计算比较繁琐而且容易出错，本文在迭代计算中选用了功能强大的数学软件 MathCAD，进行辅助计算。6.4.2 MathCAD 软件介绍MathCAD 是由 MathSoft 公司推出的一种交互式数值计算系统。当输入一个数辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 33 页学公式、方程组、矩阵等，计算机将直接给出计算结果，而无须去考虑中间计算过程。因而 MathCAD 在很多科技领域中承担着复杂的数学计算 ,图形显示和文档处理，是工程技术人员不可多得的有力工具。直观自然公式表达MathCAD 采用接近在黑板上写公式的方式让用户表述所要求解的问题，通过底层计算引擎计算返回结果并显示在屏幕上。计算过程近似透明，使用户专注于对问题的思考而不是繁琐的求解步骤。它的工作界面如图 6.1。图 6.1 MathCAD 工作界面6.4.3 应用 MathCAD 进行啮合参数计算的具体演算过程1、主要参数由于 MathCAD 中下标为字母的符号无法表示，故进行相应的替换，符号替代如表6.1。初选=，变位系数初始值，的预期值25 .3811x 1 . 1辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 34 页表表 6.16.1 符号替代符号替代符号替代符号替代符号替代*ahha1adda11dd112adda22dd221a1aaa12a2aSGGs2、演算过程m10z190z292ha0.65120180conangle r ( )r180120180conangle r ( )r180238.5180a1m z2z1cos 1 2 cos 2 a112.0072a1122acosm z2z1cos 1 2 a120.6712conangle 2 38.4568x10.0639辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 35 页inv n( )tan n( )nx2z2z1inv 2 inv 1 2 tan 1 x1x20.3609d1z1md1900.0000d2z2md2920.0000da1m z12 ha2 x1da1914.2780da2m z22 ha2 x2da2914.2182a1acosd1 cos 1 da1a10.3897a2acosd2 cos 1 da2a1acosd1 cos 1 da1a2acosd2 cos 1 da2a20.33131acosda22da124 a124 da1a111.5864inv a10.02102acosda22da124 a124 da2a121.5602inv a20.0127inv 2 0.123012z1tan a1tan 2 z2tan a2tan 2 1.1001Gsz11inv a1z22inv a2z2z1inv 2 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 36 页Gs0.21313、演算结果进行四次迭代，最终迭代结果如表 6.2。表表 6.26.2 迭代结果迭代结果迭代次数1xGs111.32330.130020.03581.10430.211330.05191.10190.212340.06391.10010.2131 Gs=0.213100639. 01x3609. 02x11001. 14、确定几何参数 mm278.914)0639. 0265. 0290(10)22(1*11xhzmdaa mm218.914)3609. 0265. 0292(10)22(2*22xhzmdaa329.22278.91420cos900arccos)cos(arccos111aadd979.18218.91420cos920arccos)cos(arccos222aadd mm278.883)0639. 025. 065. 0(102900)(21*11xchmddaf mm218.945)3609. 025. 065. 0(102920)(22*22xchmddaf6.5 三环减速器行星齿轮传动的强度验算 在行星齿轮传动中，齿轮的主要失效形式是齿面的点蚀、磨损和轮齿的折断。所以在设计中一般要进行齿面接触疲劳强度的校核计算和齿根弯曲强度校核计算。但是对于三环减速器，由于是少齿差传动，少齿差传动轮齿工作面上的接触强度不是其在承载能力上的薄弱环节，尤其是轮齿工作表面上的疲劳点蚀破坏未发生过，使齿面接辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 37 页触强度安全裕度远高于齿根弯曲强度裕度。所以，内、外齿轮的接触强度一般不进行验算，只进行齿根弯曲强度校核8。6.5.1 齿根弯曲强度的条件由文献8式 7.3-11 可知齿根弯曲强度校核的条件为计算齿根应力不大于许用齿F根应力，即FP FPF（6.8）6.5.2 计算齿根应力由文献8式 7.3-10 可知 FPFFvAFFKKKKK0（6.9）由文献8表 2.5-43 可知 YYYYbmFSaFantF0（6.10）由文献8表 2.5-43 可知 FPFFvASaFantFKKKKKYYYYbmF（6.11）6.5.3 许用齿根应力许用齿根应力可按照下式计算由文献8表 2.5-43 可知 XRrelTrelTFNTSTFFPYYYSYYminlim（6.12）式中：齿轮分度圆上的圆周力，tF = 327175.926； dTFt329 . 035 .4416872N辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 38 页（6.13） 使用系数，由文献8表 2.5-7 可知= 1.25；AKAK 动载系数，由文献8表 2.5-11 可知= 1.04；vKvK 法向模数，= 10 mm；nmnm 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，由文献8表 2.5-44 可知= FKFK1.0； 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，由文献8图 2.5-22 可知= FKFK1.10； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由文献8式 7.3-17 可FPK知= 1.15；FPK 载荷作用于齿顶时的齿形修正系数，由文献8表 2.5-47 可知外齿轮FaY= 2.20，内齿圈= 2.35；1FaY2FaY 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，由文献8图 2.5-33 可知= SaY1SaY1.67，= 1.89；2SaY 齿根应力的基本值 ，；0F2mm/N 计算弯曲强度的重合度系数，由文献8第 2 篇第 5 章 4.6 节可知= YY0.96； 计算弯曲强度的螺旋角系数，由文献8图 2.5-39 可知= 0.98；YY 工作齿宽，若大小齿轮宽度不同时，宽轮的计算工作齿宽不应大于窄轮b齿宽加上一个模数，外齿轮=137 mm，内齿圈=127 mm；1b2b 许用齿根应力，；FP2mm/N 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，由文献8图 2.5-42 可知limF= 570；limF2mm/N辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 39 页 试验齿轮的应力修正系数，用所给的值计算时，取= 1.98；STYlimFSTY 计算弯曲强度的寿命系数，由文献8表 2.5-50 可知= 2.5；NTYNTY 相对齿根圆角敏感系数，由文献8表 2.5-52 可知= 2.05；relTYrelTY 相对齿根圆角表面状况系数，由文献8表 2.5-53 可知= 1.12；RrelTYRrelTY 计算弯曲强度的尺寸系数，由文献8表 2.5-54 可知= 1.0；XYXY弯曲强度的最小安全系数，由文献8表 2.5-42 可知= 1.6。minFSminFS外齿轮计算齿根应力：FPFFvASaFantFKKKKKYYYYmbF1111=15. 10 . 110. 104. 125. 198. 096. 067. 120. 210137926.327175= 1357.472mm/N内齿圈计算齿根应力：FPFFvASaFantFKKKKKYYYYmbF2222=15. 10 . 110. 104. 125. 198. 096. 089. 135. 210127926.327175= 1770.272mm/N许用齿根应力：XRrelTrelTFNTSTFFPYYYSYYminlim=0 . 112. 105. 26 . 15 . 298. 1570= 4048.852mm/N计算数据如表 6.3。表表 6.36.3 外齿轮和内齿圈的轮齿弯曲强度外齿轮和内齿圈的轮齿弯曲强度外齿轮计算应力内齿圈计算应力外齿轮许用应力内齿圈许用应力辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 40 页1F)MPa(2F)MPa(1FP)MPa(2FP)MPa(1357.471770.274048.854048.85由此可知，内外齿轮轮齿的弯曲强度足够。第 7 章 三环减速器动力分析基本方程为了便于分析，在建立机构动力分析模型时特做如下假定:（1）机构为匀速转动，即只考虑法向惯性力；（2）忽略偏心套、轴、外齿轮等质量较小的构件的重力及惯性力；（3）多齿承载各齿对的接触力方向与啮合线平行，且认为其合力作用在中心啮合齿对上；（4）运动副间隙、制造误差忽略不计。7.1 内齿环板动力分析基本方程由于三块内齿环板的结构完全相同，相邻两块内齿环板之间相差相位差，在120一个周期范围内，各内齿环板的受力情况完全相同，因此只需分析其中一块内齿环板即可。内齿环板的受力分析如图 7.1 所示9。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 41 页图 7.1 内齿环板的受力分析由图 7.1 可得内齿环板的平衡方程： 0)90cos(cos21PFFFWxx（7.1） 0)90sin(sin21PFGFFWyy（7.2）对内齿圈圆心 O 取矩： 0coscos)cos()sin()cos()sin(23222242111141 RPlFrlFrlFrlFrlFWyxyx（7.3）， xyFF111tanxyFF222tan（7.4）式中：、输入轴 A 行星轴承在、方向的载荷；xF1yF1xy、输入轴 B 行星轴承在、方向的载荷；xF2yF2xy每片环板平均啮合力；P辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 42 页齿环板的惯性力；WF、A、B 处合力均值；1F2F齿环板的重力；G齿环板转动的工况角；啮合角；、行星轴承载荷的方向角；12内齿环板的分度圆半径；2R、偏心套的外圆半径；1r2r、高速轴孔与内齿圈的水平距离；1l2l内齿环板的行心与内齿圈中心的距离；3l高速轴孔与内齿圈的垂直距离；4l内齿圈的基圆直径。2)(bdA、B 处的作用反力每片环板平均啮合力：=348.173kN 20cos)2(31mzTP 20cos45. 036875.441（7.5）每片环板的重力为 G=6741.628N=6.742kN81. 922.687两偏心套中心距为=1300mm650221 ll内齿圈的基圆直径为：=864.517mm2)(bdcos2mz20cos9210由文献8表 7.7-15 可知齿环板的惯性力：= WF21230cos2cos)(81. 9nzzmG辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 43 页（7.6）=2301 . 046.38cos220cos)9092(1081. 9628.6741=0.903N可见非常小，在计算过程中忽略不计。由文献8表 7.7-15 可知WFA 处： cos)(cos)sin(22121PFlldKKPFWbX（7.7） PGPFlldPFWbysin)()cos(22121（7.8） 21211yxFFF（7.9）B 处： 21212cos22lldKKPFFbxx（7.10） 21212lldPFFbyy（7.11） 22222yxFFF（7.12）式中、为工位转角函数。KK因为是双轴输入，由文献8表 7.7-16 可知工位转角函数和都为 0KK由公式（7.5）（7.12）有=)sin(21PFX)46.38sin(2173.348)46.38sin(087.174辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 44 页PGlldPFby2121)()cos(2=173.348742. 61300517.864)46.38cos(2173.348=684. 0)46.38cos(087.174=xxFF12)46.38sin(087.174= 21212lldPFFbyyPGlldPb212)()cos(2=646. 0)46.38cos(087.174A、B 处合力均值（不计和 G）为：WF=209.066kN221221)(12lldPFFb21300517.86412173.3487.2 输出轴的力矩平衡方程输出轴的受力分析如图 7.2 所示。 （A） （B）图 7.2 输出轴受力分析根据图 7.2（A）可以写出输出轴的力矩平衡方程: TRPjj31cos（7.13）辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 45 页式中每个啮合齿轮所受的啮合力； jP 分度圆半径；R齿轮啮合角； 输出轴上的负载扭矩。T7.3 输入轴的力矩平衡方程输入轴的受力图如图 7.3 所示（A） （B）图 7.3 输入轴及偏心套的受力分析根据图 7.3（A）可以写出输入轴的力矩平衡方程: 0)coscos()sinsin(2131)()()()()()(MreFreFijjijjiyjijjix（7.14）式中： 偏心套的偏心距；e两输入轴上的输入扭矩；M偏心套外圆半径。r辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 46 页第 8 章 三环减速器的结构设计8.1 输出轴的结构设计及校核8.1.1 初步确定输出轴的最小直径由文献6式 1.5-1 可初步确定输出轴的最小直径： 30nPAd （8.1）式中：计算剖面处轴的直径，mm；d 与轴的材料有关的许用扭剪应力系数，通常取=110160；0A0A轴传递的功率，kW；P轴的转速，r/min.n前面已得出的已知条件为=4.670kW，=0.1r/min,取=115，由公式（8.1）得Pn0A轴的最小直径为：=414.13 mm330min1 . 0670. 4115nPAd考虑到安全性，取=440 mm。mind8.1.2 输出轴的结构布置方案输出轴采用实心轴的形式，因为轴的直径大，不能采用齿轮轴的结构，按照上式初步确定所计算截面处轴的直径，同时进行轴的其他部分的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，三块内齿板与输出轴外齿轮啮合处选择同样的直径，便于加工制造。轴上定位采用轴肩和定距环相结合的方式。轴的两端采用调心滚子轴承固定于减速器箱体。输出端与鱼雷罐的耳轴相连接。三维图如图 8.1 所示。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 47 页图 8.1 输出轴的三维图输出轴与外齿轮的联接采用胀套。其原理是通过高强度拉力螺栓的作用，在内环与轴之间、外环与轮毂之间产生巨大抱紧力，以实现机件与轴的无键联结。当承受负荷时，靠胀套与机件、轴的结合压力及相伴产生的摩擦力传递转矩、轴向力或二者的复合载荷。胀套联接主要有以下优点：对中精度高；安装、调整、拆卸方便；强度高，联结稳定可靠；在超载时可以保护设备不受损坏，尤其适用于传递重型负荷。8.1.3 输出轴的强度校核根据齿轮模数和齿数，分度圆直径为 900mm，输出轴的受力分析如图 7.2 所示，得: TRPicos（8.2）式中：每个啮合齿轮所受的啮合力，是输出轴上的外齿轮所受环板作用力iPiP的总和。前面已得出的已知条件为 T=441.6875 ，=0.45 m。mkN46.382dR kN808.41746.38cos45. 036875.441cos3RTPi将齿轮上的力先平移到输出轴的轴线上，后沿水平和竖直两个方向分解得：辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 48 页 )90cos(11PPx（8.3）)90sin(11PPy其余两个环板施加的力与第一块环板施加的力相差，则对应的有：120 )12090cos(22PPx )12090sin(22PPy（8.4）)12090cos(33PPx)12090sin(33PPy根据啮合力的变化规律，在工况角时，每块内齿环板所受的啮合力最大，275也就是啮合齿轮所受的啮合力最大，为最危险工况，所以选择进行轴的强度校275核。当时，由公式（8.3）和（8.4）得作用在与第一、二、三内齿环板相啮合275的外齿轮上的啮合力分别为：= kN)90cos(11PPx)46.3827590cos(808.41757.348= kN)90sin(11PPy36.230)46.3827590sin(808.417=)12090cos(22PPx)12046.3827590cos(808.417=373.78 kN=)12090sin(22PPy)12046.3827590sin(808.417= kN69.186=)12090cos(33PPx)12046.3827590cos(808.417= kN22.25=)12090sin(33PPy)12046.3827590sin(808.417=417.05 kN辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 49 页上式中正(负)号表示该力与坐标轴正向相同(相反)。根据上述数值画出输出轴在竖直平面内的受力如图 8.2 所示。图 8.2 输出轴在竖直平面内的受力图图中 mm， mm， mm， mm。5 .1571l1312l1313l5 .1564l对 A 取矩：0)()()(.4321321321211llllRlllPllPlPByyyy得4321321321211)()(lllllllPllPlPRyyyBy=5 .1561311315 .157)1311315 .157(05.417)1315 .157(69.1865 .15736.230=147.24 kN=147.24 kNyByyyAyPRPPR32105.41724.14769.18636.230竖直平面内拐点的弯矩值： 19.231575. 024.14711lRMAyymkN=12.30131. 036.230)131. 01575. 0(24.147)(21212lPllRMyAyymkN323213213)()(lPllPlllRMyyAyy=131. 069.186)131. 0131. 0(36.230)131. 0131. 01575. 0(24.147=04.23mkN输出轴在竖直平面内的弯矩图如图 8.3 所示。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 50 页图 8.3 输出轴在竖直平面内的弯矩图输出轴在水平平面内的受力图如图 8.4 所示。图 8.4 输出轴在水平平面内的受力图对 A 取矩：0)()()(4321321321211llllRlllPllPlPBxxxx得4321321321211)()(lllllllPllPlPRXXXBX=5 .1561311315 .157)1311315 .157(22.25)1315 .157(78.3735 .15757.348=73.53 kN=73.54 kNxBxxxAxPRPPR23178.37353.7322.2557.348水平平面内拐点的弯矩值：辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 51 页=11.58 11lRMAxx1575. 054.73mkN=21212)(lPllRMxAxx131. 057.348)131. 01575. 0(54.73=45.24mkN323213213)()(lPllPlllRMxxAxx=131. 078.373)131. 0131. 0(57.348)131. 0131. 01575. 0(54.73=51.11mkN输出轴在水平平面内的弯矩图如图 8.5 所示。图 8.5 输出轴在水平平面内的弯矩图由弯矩图得 1、2、3 截面的合成弯矩为： 92.2519.2358.112221211yxMMMmkN（8.5） 37.2730.12)45.24(2222222yxMMMmkN 76.25)04.23()51.11(2223233yxMMMmkN作出输出轴各截面的合成弯矩图和扭矩图，如图 8.6 所示。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 52 页图 8.6 输出轴的合成弯矩和扭矩图经比较得知，输出轴上的最大弯矩为 37.272max MMmkN由此可知，最危险截面在 1 或 2 处，由文献2式 3-23 可知轴的强度校核应该采用 1322)(10dTM（8.6）或 3122)(10TMd（8.7）公式进行验算。式中：轴计算截面上的工作应力，MPa；轴的直径，mm，输出轴采用实心轴的形式；d轴计算截面上的合成弯矩，；MmmN轴计算截面上的扭矩，；TmmN根据扭转应力变化性质而定的校正系数；许用疲劳应力，MPa；1轴计算截面上的扭矩最大值为=441687.5 。考虑到鱼雷罐车需要频繁正反TmN转，故输出轴的校正系数取 1，输出轴采用的材料为 ZG275-485H 可焊接铸钢，查表辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 53 页得=175 MPa。1由公式（8.7）得输出轴在 1 截面处的最小轴径为：=293.50 mm326261175)106875.4411 ()1092.25(10d输出轴在 2 截面处的最小轴径为：=256.62 mm326262175)106875.441321 ()1037.27(10d输出轴零件图上所取的所有轴径都大于这两个数值，则输出轴的轴径满足强度要求。8.2 输入轴的结构设计及校核8.2.1 初步确定输入轴的最小直径取轴材料为 38CrMoAlA，由公式（8.1）得115A=93.99 mm3minnPAd35 . 4457. 2115 因为轴上有三个键槽，适当加大最小轴径 1015%,取 108 mm 以上即可。8.2.2 输入轴的结构布置方案考虑到输入轴是动力输入端，有一个与联轴器相连接的键槽，另外与三片内齿环板相连接的地方有三个沿着圆周方向分别间隔分布的键槽，因此，取输入轴最小120直径为 125 mm。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，轴上定位采用轴肩和定距环相结合的方式。轴的两端采用滚动轴承固定于减速器箱体。输入轴的三维图如图 8.7所示。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 54 页图 8.7 输入轴三维图8.2.3 输入轴的强度校核输入轴的受力如图 7.3 所示。在危险工况下行星轴承作用于输入轴上的力分别为： kN kN24.14511xxFP09.2311yyFP kN kN51.1022xxFP85.29222yyFP kN kN74.15533xxFP29.4133yyFP正负号表示受力的正负向。根据上述数值画出输入轴在竖直平面内的受力如图 8.8 所示。图 8.8 输入轴在竖直平面内的受力图图中 mm， mm， mm， mm。5 .1331l1302l1303l5 .1344l对 A 取矩：0)()()(.4321321321211llllRlllPllPlPByyyy得4321321321211)()(lllllllPllPlPRyyyBy辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 55 页=5 .1341301305 .133)1301305 .133(29.41)1305 .133(85.2925 .13309.23=182.76 kN=kNByyyyAyRPPPR32147.17476.18229.4185.29209.23竖直平面内拐点的弯矩值：29.231335. 047.17411lRMAyymkN13. 009.23)13. 01335. 0(47.174)(21212lPllRMyAyy=97.42mkN323213213)()(lPllPlllRMyyAyy=13. 085.292)13. 013. 0(09.23)13. 013. 01335. 0(47.174=58.24mkN输入轴在竖直平面内的弯矩图如图 8.9 所示。图 8.9 输入轴在竖直平面内的弯矩图输入轴在水平平面内的受力图如图 8.10 所示。图 8.10 输入轴在水平平面内的受力图对 A 取矩：0)()()(4321321321211llllRlllPllPlPBxxxx辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 56 页得4321321321211)()(lllllllPllPlPRXXXBX=5 .1341301305 .133)1301305 .133(74.155)1305 .133(51.105 .13324.145=kN10.74=xBxxxAxPRPPR32174.15510.7451.1024.145=74.10 kN水平平面内拐点的弯矩值：= 11lRMAxx1335. 010.7489. 9mkN=21212)(lPllRMxAxx13. 024.145)13. 01335. 0(10.74= 65. 0mkN323213213)()(lPllPlllRMxxAxx=13. 051.10)13. 013. 0(24.145)13. 013. 01335. 0(10.74=9.97 mkN输入轴在水平平面内的弯矩图如图 8.11 所示。图 8.11 输入轴在水平平面内的弯矩图由公式（8.5）得 1、2、3 截面的合成弯矩为： 31.25)29.23()89. 9(2221211yxMMMmkN 98.42)97.42()65. 0(2222222yxMMMmkN辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 57 页 53.26)58.24(97. 92223233yxMMMmkN作出输入轴各截面的合成弯矩图和扭矩图，如图 8.12 所示。图 8.12 输入轴的合成弯矩和扭矩图经比较得知，输出轴上的最大弯矩为 98.422max MMmkN由此可知，最危险截面在 1 或 2 处。轴计算截面上的扭矩最大值为=5214.3 。考虑到输入轴需要频繁正反转，TmN故输入轴的校正系数取 1，输出轴采用的材料为 38CrMoAlA，查表得=198275 1MPa，取=245 MPa。1由公式（8.7）得输入轴在 1 截面处的最小轴径为：=101.79 mm326261245)102143. 51 ()1031.25(10d输入轴在 2 截面处的最小轴径为：=120.73 mm326262245)102143. 5321 ()1098.42(10d输入轴零件图上所取的所有轴径都大于这两个数值，则输入轴的轴径满足强度要求。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 58 页8.3 偏心套的结构设计及校核8.3.1 偏心套的材料及热处理方式 偏心套是平行双曲柄机构的曲柄，它是实现平行双曲柄机构的关键，依靠偏心套的内孔中心与外圆中心偏心实现三块内齿环板的相位差，其偏心距就是双曲柄机120构的半径。工作时，偏心套外圆中心以内孔中心为圆心，以偏心距为半径做圆周运动。 偏心套的材料选用 45#钢调质处理，217255 HBS。8.3.2 偏心套的偏心距计算 由文献2式 3-25 可知偏心套的偏心距采用下式计算： =12.000 mm 4568.38cos20cos2)9092(10coscos2)(12zzme（8.8）8.3.3 偏心套的结构布置方式在三环传动中，每一块内齿环板的高速轴孔上要安装两个尺寸型号完全相同的行星轴承，轴承的外径可比普通的少齿差传动的轴承外径小。同时，三环减速器的曲柄轴的直径与普通的少齿差传动相仿，选取的轴承型号为圆柱滚子轴承 NCF2944V。偏心套通过平键与高速轴相连接传递动力，带动内齿环板运动。与高速轴相接触处的直径(也就是偏心套的内孔直径)为 145 mm，偏心套外径为 220 mm。偏心套的厚度比环板的厚度小，为 119 mm。考虑到偏心套的强度问题以及机构装配问题，开三个键槽，其中一个布置在内孔中心和外圆中心线的延长线上，并且布置在键槽与偏心套外边缘相距较远一侧，其余两个呈相位差分布，三维图如图 8.13 所示。120装配时用三个普通平键将输入轴和三个偏心套连接，平键标记：键 GB/T 1096-79。40022辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 59 页图 8.13 偏心套三维图8.3.4 偏心套的破坏形式及强度校核偏心套的破坏发生在键连接处的剪切和挤压变形。由于鱼雷罐车的三环减速器在工作过程中不可能有严重过载，并且键很长，剪切面面积很大，一般不会出现键的剪断，那么其主要失效形式是工作面被压溃，只需按照工作面上挤压应力进行强度校核10。由文献10式 6-1 可知强度校核公式为： PPkldT3102（8.9）式中： 传递的转矩，N.m；T键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，mm；khk5 . 0h键的工作长度，mm；l轴的直径，mm；d键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa。 P从一次减速装置进入输入轴的转矩=5214.3 。TmN=22 mm，=14 mm，=400 mm，=145 mm，则=7 mm。bhLdk由于传递转矩时键上载荷沿其长度分布不均，故键的长度不宜过大，键的工作长度 =261 mm。l1458 . 1辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 60 页键、轴、轮毂的材料都是钢，并且输入轴正反转，转速低，存在轻微冲击，查表得许用挤压应力=100 MPa。由公式（8.9）得 P MPa=100 Mpa37.391452617103 .5214210233kldTP P挤压强度满足要求。 根据上面的计算可知，挤压强度很富裕。如果进行优化设计，可以考虑将偏心套的内、外径尺寸都缩小，这样可以减小输入轴轴径，因而减小整机的尺寸，减轻重量。8.4 内齿环板的结构设计8.4.1 内齿环板的结构设计 内齿环板是三环减速器的重要部件。内齿环板的材料选用 ZG270-500。内齿环板的厚度为 127 mm，两输入轴孔位于输出轴孔两侧，两孔中心距离为1300 mm，输出轴孔与两输入轴孔中心连线距离为 450 mm，即采用对称式布置方式。根据环板的厚度为 127 mm，查找与之相配合的滚动轴承，轴承的内径与偏心套配合，因而确定内齿环板上输入轴孔的孔径与轴承的外径相同。内齿环板三维图如图 8.14 所示。辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 61 页图 8.14 内齿环板的三维图8.4.2 内齿环板的强度校核内齿环板上的内齿与输出轴上的外齿相啮合，需要进行强度计算。计算要求和计算结果见三环减速器行星齿轮传动的强度验算。8.5 箱体、箱盖结构设计箱体、箱盖为焊接加工件，它们的几何尺寸见零件图。箱体、箱盖的三维图如图8.158.18 所示。图 8.15 箱体输入端辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 62 页图 8.16 箱体输出端图 8.17 箱盖输入端图 8.18 箱盖输出端辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 63 页第 9 章 轴承载荷的计算9.1 耳轴轴承载荷的计算9.1.1 耳轴轴承工作特点耳轴轴承工作特点是：负荷大、转速低(每分钟转速为 0.1 r/min 左右)、工作条件恶劣(高温、多尘、冲击)，启、制动频繁，轴承零件处于局部工作的状况。在高温、重载下工作会产生耳轴轴向的伸长和挠曲变形。因此，耳轴轴承必须有适应此变形的自动调心和游动性能，有足够的刚度和抗疲劳极限。驱动侧耳轴与鱼雷罐直接相连，耳轴轴承的轴向是固定的，而非驱动侧轴承设计为轴向可游动的。9.1.2 耳轴轴承静载荷计算由于轴承转速低，所以不按疲劳强度选择轴承，应根据静载荷选择轴承。由文献11式 6-2-6 可知轴承静载荷计算公式为 000PCS （9.1） 由文献10式 13-16 可知 arFYFP00（9.2） 对于游动端 raFF（9.3）对于固定端 raFQF（9.4） 式中额定静负荷值，N；0C辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 64 页安全系数，以正常操作最大力矩计算轴承时，由文献11表 6-2-15 可取0S=1.62.2；0S当量静负荷，N；0P静负荷轴向系数；0Y 最大径向负荷，N；rF最大轴向负荷，N；aF 由倾动机械及其他因素引起的耳袖轴向力；Q轴承轴向移动摩擦因数，对于滚动轴承，。03. 0轴承设计时，应考虑下列受载情况：（1）鱼雷罐倾动时，倾动力矩在耳轴上引起的载荷；（2）鱼雷罐倾动时，启、制动所产生的惯性力，正常和不正常操作下的静载荷；（3）由于温度变化引起耳轴轴向胀缩所产生的附加力，清罐时结渣所引起的载荷等。无论是传动侧还是游动侧轴承，选用调心滚子轴承，这些轴承2361030/710能承受重载，有自动调心性能，在静负荷作用下，轴承允许的最大偏斜度为，可5 . 1以满足耳轴轴承的要求。在理想工作状况下忽略不计，则游动端和固定端最大径向Q载荷和轴向负荷分别相同。 kN 2jykrGGGF26603.3629282.1500656.2597（9.5）由公式（9.3）得 kN930.77656.259703. 0raFF由文献11表 6-2-77 可知得 kN，153900C7 . 20Y则 kN 067.2808930.777 . 2656.259700arFYFP（9.6）辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 65 页 满足要求。 00048. 5067.280815390SPC9.2 输出轴箱体轴承静载荷的计算当轴承要在很低速度下转动或作执行很慢的摆动，或在某一时期长时间的静止并承受内在负荷时，应该进行轴承额定静载荷的计算。输出轴轴承的转速=0.1 r/min，n转速很低，则应该进行轴承额定静载荷的计算。输出轴箱体轴承的旋转条件为摆动运动,载荷条件为冲击及不均匀载荷，故轴承静强度安全系数的范围为 11.5，现取=1.2。0S0S靠近耳轴端的轴承：采用调心滚子轴承（GB/T288-94） ，内径=670 mm，外径=900 mm。由文献11表dD6-2-77 可知轴承的基本额定静载荷为=11500 kN,计算系数。01C9 . 201Y kN58.16424.14754.7322221AyAxrRRF kN937. 458.16403. 011raFF kN897.178937. 49 . 258.164101101arFYFP 额定静载荷条件满足。2 . 128.64897.1781150000101SPC远离耳轴端的轴承：采用调心滚子轴承 6088（GB/T288-94） ，内径=440 mm，外径=650 mm。由文dD献11表 6-2-77 可知轴承的基本额定静载荷为=5740 kN, 计算系数02C8 . 202Y kN58.16424.14753.7322222ByBxrRRF kN937. 458.16403. 022raFF kN401.178937. 48 . 258.164202202arFYFP 额定静载荷条件满足。2 . 117.32401.178574000202SPC辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 66 页9.3 输入轴箱体轴承寿命的计算由文献10式 13-5 可知轴承基本额定寿命计算公式为： PCnLh60106（9.7）式中基本额定寿命，h；hL轴承的转速，=4.5r/min；nn基本额定动载荷，kN；C当量动载荷，kN；P指数，对于滚子轴承，；310因为输入轴箱体轴承采用调心滚子轴承，只承受纯径向载荷，由文献10式 13-9a可知当量动载荷为 rPFfP （9.8）式中载荷系数，因箱体轴承受中等冲击，由文献10表 13-6 可知,一般取Pf=1.21.8 现取=1.5；PfPf纯径向载荷，kN。rF靠近输入端的轴承：采用调心滚子轴承 22230TN1/W33（GB/T288-94） ，内径=150 mm，外径=270 dDmm。由文献11表 6-2-77 可知轴承的基本额定动载荷为=835 kN。由公式（9.7） 、1rC（9.8）得： kN；55.18947.17410.7422221AyAxrRRF= kNrPFfP11325.28455.1895 . 1= h11616010PCnLrh53106103 . 1325.2848355 . 46010远离输入端的轴承：辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 67 页 采用调心滚子轴承 22228TN1/W33（GB/T288-94） ，内径=140 mm，外径=250 dDmm。由文献11表 6-2-77 可知轴承的基本额定动载荷为=725 kN。2rC kN；21.19776.18210.7422222ByBxrRRF= kNrPFfP2282.29521.1975 . 1= h22626010PCnLrh431061035. 782.2957255 . 46010由此可得到，输入轴箱体轴承寿命很长，基本不需要更换。第 10 章 三环减速器内部传动效率10.1 三环减速器内部传动效率的组成欲求得三环减速器的传动效率，首先应分析和了解它的传动损失。在三环传动中，其主要的功率损失为如下三种情况：（1）啮合齿轮副中的摩擦损失(简称啮合损失)，相应的效率为。它是由轮齿的齿1廓滑动而引起的摩擦损失；（2）轴承中摩擦损失，其相应的效率为；2（3）液力损失，其相应的效率为。它是由于润滑油的搅动和飞溅而引起的功率3损失。 所以三环减速器的总效率，含齿轮副的啮合、轴承和搅油等影响的功率损失，由文献4式 3-39 可得： 321（10.1）10.2 计算方法计算行星齿轮传动效率的方法很多，在设计计算中，较常用的行星齿轮传动效率辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 68 页的计算方法有：啮合功率法、力偏移法、传动比法。啮合功率法是应用较普遍的方法。本文采用的是啮合功率法来计算三环减速器的传动效率。1、机构的啮合效率1 由文献4式 3-40 可得 ggi111（10.2）由文献4式 3-41 可得内啮合损失系数 2111zzEg（10.3）式中：齿面摩擦系数，当良好润滑并经充分磨合时，=0.050.07，取=0.06； E系数，按表 10.1 计算。表表 10.110.11414 系数系数 E E 和重合度和重合度、12节点位置啮合线内0a啮合线外0a、范围1201、1201E 值121222112重合度分量2/ )tan(tan111az2/ )tan(tan222az2、转臂轴承效率2由文献4式 3-42 可得双轴输入时三环传动转臂轴承效率为： 221211Ldddibb（10.4）式中短圆柱滚子轴承摩擦系数，由文献11表 6-2-17 可得=0.00110.0015，取=0.0012；滚动轴承内径。d辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 69 页3、搅油等损失影响效率3搅油等损失与润滑方式、油位、油质、载荷及转速等有关，影响效率值变化的幅度较大，对满载运转可取=0.9914。310.3 计算过程基本参数为： 901z922z329.221a979.182a4568.38 = 845.723 =864.517 =1300 45i220d1bd2bdL由公式（10.1）（10.4）和表 10.1 得：=12/ )tan(tan222az2)979.18tan45
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号