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畢業(yè)設計（論文） 題目 1T新型卷揚機設計 學生姓名 學 號 指導教師 系 主 任 二級學院院長 33 摘 要 對1T新型卷揚機設計國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點、結構型式和其傳動原理進行了一定的闡述。在設計過程當中，對內(nèi)嚙合傳動產(chǎn)生的各種干涉進行了詳細驗算；從如何提高轉(zhuǎn)臂軸承的壽命為出發(fā)點，來計算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進行一齒差內(nèi)齒輪副的設計計算，最終合理設計減速器的整體結構。 關鍵詞：1T新型卷揚機；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副 Abstract On one tooth difference planetary gear reducer for the domestic and foreign development status, advantages and disadvantages, the structure and transmission principle of a paper. In the design process, a variety of internal meshing interference checking in detail; how to improve the turning arm bearing life as the starting point, to calculate the modulus gear selection, design calculation of one tooth difference internal gear, the rational design of overall structure of the reducer. Key words：one tooth difference planetary gear; planetary gear reducer; internal gear pair 目 錄 摘 要 II Abstract III 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 1T新型卷揚機的結構型式 1 1.2.1 N型1T新型卷揚機 1 1.2.2 NN型1T新型卷揚機 2 第2章 1T新型卷揚機設計總體參數(shù)的設計 4 2.1 課題參數(shù)擬定 4 2.2 確定電動機的型號 4 第3章 1T新型卷揚機的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 6 3.1一齒差傳動原理 6 3.2 齒輪齒差的確定 6 3.3 選定齒輪的精度等級和材料 7 第4章 軸的設計 11 4.1 軸的材料選擇 11 4.2 軸的機構設計 11 4.2.1 輸入偏心軸的結構設計 12 4.2.2 輸出軸的機構設計 13 4.3 強度計算 13 4.3.1 輸入軸上受力分析 13 4.3.2 輸入軸支反力分析 14 4.3.3 軸的強度校核 15 第5章 浮動盤式輸出機構設計及強度計算 17 5.1 機構形式 17 5.2幾何尺寸的確定 17 5.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力 17 5.4 嚙合效率 17 5.4.1 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率 17 5.4.2 行星結構的嚙合效率 18 5.5 輸出機構的效率 18 5.5.1 用浮動盤輸出機構 18 5.5.2 行星機構 18 5.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率 18 5.4 總效率 19 第6章 部分零件的校核 20 6.1 一齒差行星齒輪傳動受力分析 20 6.1.1 齒輪受力 20 6.1.2 輸出機構受力 21 6.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 21 6.2 銷軸的強度校核計算 22 6.3 輸入軸的強度校核 22 6.4 鍵的校核計算 24 6.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 25 6.4.2 偏心套處鍵的校核 25 6.4.3 支座處鍵的校核 25 6.5 軸承的校核計算 25 總結 31 致 謝 32 參考文獻 33 第1章 緒論 1.1 概述 隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機械化和自動化水平的不斷提高，各工業(yè)部門需要大量的減速器，并要求減速器體積小，重量輕，傳動比范圍大，效率高，承載能力大，運轉(zhuǎn)可靠以及壽命長等。減速器的種類雖然很多，但普通的圓柱齒輪減速器的體積大，結構笨重；普通的蝸輪減速器在大的傳動比時，效率較低；擺線針輪行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但成本較高，需要專用設備制造；而漸開線1T新型卷揚機不但基本上能滿足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齒機上加工，因而成本較低。能適應特種條件下的工作，在國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運輸以及建筑工程等工業(yè)部門中取得廣泛的應用。 1.2 1T新型卷揚機的結構型式 1T新型卷揚機設計常用的結構型式有N型和NN型兩種。 1.2.1 N型1T新型卷揚機 N型1T新型卷揚機按其輸出機構的型式不同可分為十字滑塊式、浮動 式和孔銷式三種?，F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。 圖1-1 圖1-2 圖1-1是典型的孔銷式N型減速器。它主要由偏心軸1，行星齒輪2，內(nèi)齒 輪3，銷套4，銷軸5，轉(zhuǎn)臂軸承6，輸出軸7和殼體等組成。 圖1-2為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪3與機殼固定不動，迫使行星齒輪2繞內(nèi)齒輪3作行星運動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構V將行星輪的自轉(zhuǎn)運動按傳動比而傳遞給輸出軸7，從而達到減速的目的。 圖1-2的V結構為減速器的輸出結構，其特點是從結構上保證行星齒輪上的銷孔直徑比銷軸套的外徑大兩倍偏心距。在運動過程中，銷軸套始終與行星齒輪上的銷孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉(zhuǎn)運動通過軸套傳給輸出軸，以實現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運動。 1.2.2 NN型1T新型卷揚機 NN型1T新型卷揚機按其輸出構件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以內(nèi)齒輪輸出為例來簡述其組成和原理。 圖1-3 圖1-4 如圖1-3所示，它主要由以下四個部分組成； 1.轉(zhuǎn)臂 輸入軸1上做一個偏心軸頸，以構成轉(zhuǎn)臂。為了達到平衡，在偏心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊2。 2.行星輪 行星齒輪4和7相聯(lián)結在一起，安裝在偏心軸頸上；為了減少摩擦，在行星齒輪與偏心軸頸間裝有兩個轉(zhuǎn)臂軸承3。 3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪5與機座6聯(lián)接在一起，固定不動。 4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪8與輸出軸制成一整體，把運動輸出。 傳動原理簡圖如圖1-4所示，原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪5與機殼6固定不動，迫使行星齒輪4繞內(nèi)齒輪5做行星運動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸1中心所作的運動為反向低速運動。行星輪7與輸出軸上的內(nèi)齒輪8作行星運動，把運動傳出去，達到減速的目的。 第2章 1T新型卷揚機設計總體參數(shù)的設計 2.1 課題參數(shù)擬定 設計漸開線1T新型卷揚機卷筒，減速器由電機直接驅(qū)動，輸出機構為銷軸式，內(nèi)齒輪連同卷筒輸出。要求尺寸小。已知設計參數(shù)：1、額定起重量：1t， 2、卷揚速度：20m/min， 3、電動機功率：7.5Kw， 4、電動機轉(zhuǎn)速：1450轉(zhuǎn)/分， 5、傳動比：62。 2.2 確定電動機的型號 選上述不同轉(zhuǎn)速的電動機進行比較，查《機械基礎》P499附錄50及相關資料得電動機數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表： 方案 電機型號 額定功率kW 電機轉(zhuǎn)速r/min 電機質(zhì)量kg 參考 價格（元） 同步 轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 38 760 2 Y160M -6 7.5 1000 970 63 1022 3 Y160L-8 7.5 750 720 79 800 表二 為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的Y系列電動機，型號為Y132M-4。 查《機械基礎》P500附錄51，得到電動機的主要參數(shù)以及安裝的有關尺寸(mm)，見以下兩表： 電動機的技術數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率 （kw） 同步轉(zhuǎn)速 （r/min） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.2 第3章 1T新型卷揚機的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 3.1一齒差傳動原理 圖3-1所示是采用銷軸式輸出機構的1T新型卷揚機簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個）、內(nèi)齒輪、銷套（未畫出）、銷軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫出）等組成。屬于K-H-V型行星傳動的一種類型。 圖3-1 圖3-1是典型的減速器。它主要由偏心軸，行星齒輪，內(nèi)齒輪，銷套，銷軸，轉(zhuǎn)臂軸承，輸出軸和殼體等組成。圖1-2為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪與機殼固定不動，迫使行星齒輪繞內(nèi)齒輪作行星運動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構V將行星輪的自轉(zhuǎn)運動按傳動比而傳遞給輸出軸，從而達到減速的目的。 3.2 齒輪齒差的確定 一齒差傳動一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動比i＝62，可取齒差數(shù)＝1。 當內(nèi)齒輪2固定，轉(zhuǎn)臂H主動，構件V從動時，可由上式得傳動比公式為： 上式中的“－”號表示從動件V與主動件H轉(zhuǎn)向相反。 當構件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)齒輪從動（即相當于卷筒轉(zhuǎn)動的情況），可得出傳動比公式為： 上式中的“+”號，表示從動件2與主動件H的轉(zhuǎn)向相同。 已知齒數(shù)差＝＝1，i＝62，可得： ＝1×62＝62 ， ＝62-1＝61。 3.3 選定齒輪的精度等級和材料 一般選用7級精度。 內(nèi)齒輪采用40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為250-280HB，齒面接觸疲勞極限應力，齒輪齒根彎曲疲極限應力；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR為302-388，齒面接觸疲勞極限應力，齒輪齒根彎曲疲極限應力。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： ① 確定載荷系數(shù)K 因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據(jù)電動機和載荷的性質(zhì)查《機械設計學基礎》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。 接觸疲勞許用應力 ?。┙佑|疲勞極限應力 由《機械設計學基礎》P150圖5－30中的MQ取值線，根據(jù)兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調(diào)質(zhì)處理后的極限應力為 =600MPa , =560MPa ⅱ）接觸疲勞壽命系數(shù)ZN 應力循環(huán)次數(shù)公式為 N=60 n jth 工作壽命每年按300天，每天工作2×8小時，故 th=(300×10×2×8)=48000h N1=60×466.798×1×48000=1.344×109 查《機械設計學基礎》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1=1.02 ZN2=1.15 ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)SHmin 查《機械設計學基礎》P151表5－10，得SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應力。 將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得 ⅶ）齒寬系數(shù) 由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃樱椤稒C械基礎》P326表14－12，得到齒寬系數(shù)的范圍為0.8～1.1。取。 ⅵ）計算小齒輪直徑d1 由于，故應將代入齒面接觸疲勞設計公式，得 ④ 圓周速度v 查《機械設計學基礎》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動選用9級精度。 （1） 主要參數(shù)選擇和幾何尺寸計算 ① 模數(shù)m 標準模數(shù)應大于或等于上式計算出的模數(shù)，查《機械基礎》P311表14－1，選取標準模數(shù)m=3mm。 ② 分度圓直徑d ③ 其他幾何尺寸的計算（，） 齒頂高 由于正常齒輪， 所以 齒根高 由于正常齒 所以 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm 模數(shù) m 3 壓力角 n 分度圓直徑 d1 186 d2 186 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 （2） 齒根校核 齒根彎曲疲勞強度的校核公式為 ① 齒形系數(shù)YF 根據(jù)Z1、Z2,查《機械設計學基礎》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 ② 彎曲疲勞許用應力計算公式 ⅰ)彎曲疲勞極限應力 根據(jù)大小齒輪的材料、熱處理方式和硬度，由《機械設計學基礎》P154圖5－33的MQ取值線查得 ， ⅱ）彎曲疲勞壽命系數(shù)YN 根據(jù)N1=6.722>和N2=>，查《機械設計學基礎》P156圖5－34得， YN1=1，YN2=1 ⅲ)彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)SFmin 本傳動要求一般的可靠性，查《機械設計學基礎》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 ⅳ）彎曲疲勞許用應力 將以上各參數(shù)代入彎曲疲勞許用應力公式得 ⅴ）齒根彎曲疲勞強度校核 因此，齒輪齒根的抗彎強度是安全的。 第4章 軸的設計 4.1 軸的材料選擇 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機械性能見《機械設計》表11.1。 本減速器的偏心軸材料選45鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。 4.2 軸的機構設計 軸的結構和形狀取決于下面幾個因素： 1.軸的毛坯種類； 2.軸上作用力的大小及其分布情況； 3.軸上零件的位置、配合性質(zhì)及其聯(lián)接固定的方法； 4.軸承的類型、尺寸和位置； 5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求。 可見影響軸的結構與尺寸的因素很多，設計軸時必須針對不同的情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調(diào)整；軸應具有良好的制造工藝性等?？偨Y一條原則是：便于裝拆，定位準確，固定可靠，便于制造，受力合理。 對軸的結構進行設計主要是確定軸的結構形狀和尺寸。一般在進行結構設計時的已知條件有：機器的裝配簡圖，軸的轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。 以下為該傳動的偏心軸的機構確定過程： 4.2.1 輸入偏心軸的結構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度 1. 1到2段利用連軸器接電機，根據(jù)GB/T5O14-2003選擇連軸器，其長度為50mm。 2.2到3段，由選擇的深溝球軸承6007，其內(nèi)徑d=35mm，軸承寬度B=36mm,同時考慮到一個箱蓋的厚度問題，故這段取也取為43mm,同時在這段末尾開一個退刀槽方面定位和加工。 3. 3到4這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙，同時開一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承6308，其內(nèi)徑d=40mm,軸承寬度B=23mm，所以取這段為33mm，同時為方便定位和加工開一退到槽。 4.4到5這段主要用于支撐滾子用，取為20mm。5到6這段設計和3到4一樣，取其長度為33mm。 5. 6到7之間考慮到安裝設計一個臺階，每個寬為3mm，第7到8段根據(jù)選用的深溝球軸承NJ204E，其內(nèi)徑d=20mm,軸承寬度B=14mm，故取該段為12mm。同時為方便定位和加工開一退刀槽。以上所開的退刀槽的寬度都取為2mm。 6. 參考《機械設計》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編寫的《機械設計》第八版中表6-1查得該平鍵為14×9×40 4.2.2 輸出軸的機構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度: 輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考《機械設計》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編的《機械設計》第八版表6-1查得該平鍵為14×9×60。 4.3 強度計算 軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得材料力學性能s數(shù)據(jù)為： 4.3.1 輸入軸上受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向上 4.3.2 輸入軸支反力分析 1 在水平平面的支反力，由,得 為負值說明方向與假設方向相反。 由,得 2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得 3 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 由于齒輪作用力在D截面做出的最大合成彎矩 2) 做轉(zhuǎn)矩圖 4.3.3 軸的強度校核 1）確定危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的引力集中；截面D處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應力集中，故屬于危險截面。現(xiàn)對D截面進行強度校核。 2）安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的應力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。 彎曲應力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（19.3-2） 式中——45鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=270MPa; ——正應力有效應力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62； ——表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19-3-8查得=0.92； ——尺寸系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-11查得=0.81. 切應力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 式中 ——45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa; ——切應力有效應力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89； ，——同正應力情況； ——平均應力折算系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-13查得=0.21. 軸D截面的安全系數(shù)由式（19.3-1）確定 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-5可知，[S]=1.3～1.4，故S＞[S]，該軸D截面是安全的。 同理可驗證輸出軸也符合強度要求。 第5章 浮動盤式輸出機構設計及強度計算 5.1 機構形式 浮動盤滾動軸式和浮動盤滾套式，機械工業(yè)出版社出版的第2版《齒輪試論手冊上冊》圖7.7-26即為浮動盤滾動軸式，圖7.7-27即為浮動盤滾套式，前者用于小功率減速器，結構簡單，外形尺寸??；后者用于中小功率，這種結構形式可降低盤體重量圖7.7-28用于較大功率減速器，是一種裝配式結構，變于加工，降低盤體重量。次處設計的少齒差行星齒輪減速器屬于小功率，故選浮動盤滾動軸式。 5.2幾何尺寸的確定 因前面所設計的式雙偏心傳動，故兩行星輪中間的浮動盤尺寸為： mm 式中 ——銷軸中心分布圓直徑(mm)； ——滾子外徑（mm）； ——偏心距（即齒輪副的中心距）（mm）。 5.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力 5.4 嚙合效率 5.4.1 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——79）得 所以 又由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——80）得 所以 按內(nèi)齒輪插齒，外齒輪磨齒時齒廓摩擦系數(shù)，取，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——78）得 5.4.2 行星結構的嚙合效率 因為，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——76）得 5.5 輸出機構的效率 5.5.1 用浮動盤輸出機構 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——84）得 取摩擦系數(shù)=0.002，中心距=2.137mm。銷軸中心半徑=147、2mm=73.5mm。 則 5.5.2 行星機構 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——81）得 5.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——86）得 滾動軸承摩擦系數(shù)=0.002，為軸承內(nèi)徑，33112軸承=60，模數(shù)m=3，=1， 則 5.4 總效率 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——75）得 第6章 部分零件的校核 一齒差行星齒輪傳動主要受力構件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機構和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機構和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構件的作用力。參看圖9，當行星輪逆時針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機構的合力為： 圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡圖 6.1 一齒差行星齒輪傳動受力分析 6.1.1 齒輪受力 輸出機構固定，內(nèi)齒輪輸出： 齒輪分度圓受力 表6 輪齒受力計算公式 項目 代號 計算公式 齒輪 N型傳動，輸出結構固定，內(nèi)齒輪輸出 圓周力 分度 圓上 節(jié)圓 上 徑向力 法相力 F ——輸出轉(zhuǎn)矩（＝1.4134×N·㎜） ，——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（＝70，＝72） ——行星輪分度圓直徑（＝280㎜） ——實際嚙合角（＝39.9°） ——初選嚙合角（＝40°） 將上述數(shù)值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。 6.1.2 輸出機構受力 行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當＝/2時，Q為最大即為。行星輪對銷軸的最大作用力為： ——銷孔分布圓半徑（＝103.2㎜） ——銷軸數(shù)目（＝10） 代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N 6.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 一齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關鍵。 上圖10為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為： =N 圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑＝131.56㎜） ＝N ＝tan=4134.8N 由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為： 代入數(shù)值得出：＝15577.46N 6.2 銷軸的強度校核計算 由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應力小，因此常不計算齒面接觸應力。而且在設計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應用彎曲應力計算的，固齒輪的齒面彎曲應力是滿足的，在此不必在對齒輪進行校核?，F(xiàn)對銷軸進行校核。 懸臂式銷軸的彎曲應力校核公式： 式中：——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時取大值，反之取小值，在次?。?.35 ——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N） ——銷軸直徑（＝28㎜） ——許用彎曲應力（銷軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查取＝150～200） L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則： 《 因此銷軸的強度是足夠的，其尺寸符合要求。 6.3 輸入軸的強度校核 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進行州的強度校核時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x取許用應力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進行計算，其核算公式為： 式中： ——軸的計算應力，MPa； ——軸所受的彎矩，N·㎜； ——軸所受的扭矩，N·㎜； ——軸的抗彎截面系數(shù)，； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。 1)做出軸的計算簡圖（即力學模型） 在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。各支承處所受的反力和應力集中點的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應力集中點之間的距離算得結果在圖中也已表明。如圖12。 2）做出彎矩圖 軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個個方程： +=5897.78N ×50＝×100 +=4931.31N ×50＝×100 聯(lián)立以上四個方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。 彎矩，。 總彎矩為 3）做出扭矩圖 傳遞扭矩T=。 扭矩圖如圖 4）校核軸的強度 在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本《機械設計》中表15-4得出＝。由附圖可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出＝7611.3。 在此處的扭轉(zhuǎn)應力為靜應力，故取，軸的計算應力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本《機械設計》中表15-1得出。因此<，故安全。 圖12 輸入軸受力分析簡圖 6.4 鍵的校核計算 所用到的三個鍵都是平鍵。設計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結，但有沖擊，故用以下公式校核： 式中：T為傳遞轉(zhuǎn)矩（N·㎜），k——鍵與輪轂的接觸高度（），h——為鍵高（㎜）；，b——為鍵寬（㎜）；d——為軸徑（㎜）。 查得 ，則校核過程如下： 6.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 此處鍵（C型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有： 故安全 6.4.2 偏心套處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有： 故安全 6.4.3 支座處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有： 故安全 6.5 軸承的校核計算 根據(jù)傳動的結構要求選用的軸承如下表7所示： 滾動軸承的壽命校核計算公式： 式中n ——軸承轉(zhuǎn)速，r/min； ——軸承壽命指數(shù)，對球軸承＝3，對滾子軸承＝10/3； ——壽命因數(shù)，按表7-2-8選取； ——速度因數(shù)，按表7-2-9選?。? ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，，較大時，； ——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選??； ——溫度系數(shù)，由于卷揚機長期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機械設計手冊》第四版第二卷） 。 表7 軸承代號及基本參數(shù) 型號 數(shù)目 基本參數(shù) d D B 基本額定動載荷/kN GB/T276-1994 6211 2 55 100 21 43.2 GB/T276-1994 6208 2 40 80 18 29.5 GB/T276-1994 6220 1 100 180 34 122 GB286-81 3516 2 80 140 33 104 1）軸承6211（球軸承），與卷筒轉(zhuǎn)速相同，n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則： 2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則： 而與銷軸盤聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同，n＝960，則： 3）軸承6220（球軸承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2， 4）軸承3516（滾子軸承），轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則： 以上對軸承的校核說明了所選的所有軸承都滿足要求。 （6）潤滑與密封 ① 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。 ② 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。 ③ 潤滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。 ④ 密封方法的選取 箱內(nèi)密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。 十、箱體尺寸及附件的設計 采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 總長度L： 總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm 箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm 箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm 箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm 箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm 扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm 軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm 凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm 軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4 低速軸上的軸承： d3=8，n＝4 檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm 檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm,所以n=4 啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個） 定位銷直徑d6（數(shù)量）： （2個） 齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm 小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁距離：當軸承脂潤滑時，＝10～15 ，取 ＝10 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm 箱體內(nèi)壁至箱底距離： ＝20mm 減速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內(nèi)壁軸向距離L2： 兩側(cè)軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設計 （1）檢查孔和蓋板 查《機械基礎》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4為M6，數(shù)目n＝4 R＝10 h＝3 A B A1 B1 A2 B2 h R n d L 115 90 95 70 75 50 3 10 4 M6 15 （2）通氣器 選用結構簡單的通氣螺塞，由《機械基礎》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： d D D1 S L l a D1 M22 1.5 32 25.4 22 29 15 4 7 （3）油面指示器 由《機械基礎》P482附錄31，取油標的尺寸為： 視孔 A形密封圈規(guī)格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）： d D0 L l a D S d1 M24 2 34 31 16 4 25.4 22 26 （5）定位銷 定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起蓋螺釘 起蓋螺釘10mm，兩個，長度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。 （7）起吊裝置 箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查《機械基礎》P468附錄13， 取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）： d（D） d1(max) D1（公稱） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公稱) a(max) b（max） D2（公稱min） h2(公稱min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機械基礎》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm 總結 [1].1T新型卷揚機與普通相比具有結構緊湊、體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高、 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結構簡單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運轉(zhuǎn)可靠、使用壽命長等優(yōu)點。因此，對于研究和開發(fā)設計此類減速器有一定的價值。 [2].在設計一齒差減速器過程當中，因內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內(nèi)外齒輪應制成變位齒輪。在選擇變位系數(shù)時候要充分考慮嚙合傳動當中的各種干涉問題。我們可以通過試湊法來選取變位系數(shù)，但此方法比較繁瑣。也可以通過查表法來選擇，這種方法簡單，在具體的計算驗證過程中發(fā)現(xiàn)通過查表所得數(shù)據(jù)，雖滿足各種限制條件，卻并非最優(yōu)。所以如何設計出高效的一齒差減速器，還有待進一步研究。 [3].轉(zhuǎn)臂軸承是1T新型卷揚機設計中的一個薄弱環(huán)節(jié)，增大齒輪的模數(shù)，可以使行星輪的直徑增大，可選擇較大尺寸的軸承；另外增加兩軸承之間的安裝距離，使轉(zhuǎn)臂軸承上的載荷減小，因此能使轉(zhuǎn)臂軸承的壽命提高。 致 謝 我要感謝我的指導教師XX老師。老師雖身負教學、科研重任，仍抽出時間，不時召集我和同門以督責課業(yè)，從初稿到定稿，不厭其煩，一審再審，大到篇章布局的偏頗，小到語句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他傳授給我方方面面的知識，拓寬了我的知識面，培養(yǎng)了我的功底，對論文的完成不無裨益。我還要感謝學院所有教過我的老師，是你們讓我成熟成長；感謝學院的各位工作人員，他細致的工作使我和同學們的學習和生活井然有序。 謹向我的父母和家人表示誠摯的謝意。他們是我生命中永遠的依靠和支持，他們無微不至的關懷，是我前進的動力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。沒有他們就沒有我，我的點滴成就都來自他們。 讓我依依不舍的還有各位學友、同門和室友。在我需要幫助的時候他們伸出溫暖的雙手，鼎立襄助。能和他們相遇、相交、相知是人生的一大幸事。 參考文獻 [1] 馮桂安等.機械制造裝備設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社， [2] 齒輪手冊編委會.齒輪手冊(上冊)第2版.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5. 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