一齿差行星齿轮减速器实体建模与装配【三维UG】【7张cad图纸+说明书完整资料】

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From how to improve the life of bearing arms to the starting point, choosing and calculating the modulus of the gear reducer for designing the internal gear pair of a few-tooth difference and the final overall structure of the reducer. Key words：Small tooth number difference planet transmission; Planetary gear reducer; Annular gear 目 录 摘 要 II Abstract III 第1章 绪论 1 1.1 概述 1 1.2 一齿差行星减速器的结构型式 1 1.2.1 N型一齿差行星减速器 1 1.2.2 NN型一齿差行星减速器 3 第2章 一齿差行星齿轮减速器总体参数的设计 5 2.1 课题参数拟定 5 2.2 确定电动机的型号 5 2.3 传动比分配 5 2.4 动力运动参数计算 6 第3章 一齿差行星减速器的内齿和外齿轮参数的确定 7 3.1一齿差传动原理 7 3.2 齿轮齿差的确定 7 3.3 选定齿轮的精度等级和材料 8 第4章 轴的设计 12 4.1 轴的材料选择 12 4.2 轴的机构设计 12 4.2.1 输入偏心轴的结构设计 13 4.2.2 输出轴的机构设计 13 4.3 强度计算 14 4.3.1 输入轴上受力分析 14 4.3.2 输入轴支反力分析 15 4.3.3 轴的强度校核 16 第5章 浮动盘式输出机构设计及强度计算 18 5.1 机构形式 18 5.2几何尺寸的确定 18 5.3 销轴与浮动盘平面的接触应力 18 5.4 啮合效率 18 5.4.1 一对内啮合齿轮的效率 18 5.4.2 行星结构的啮合效率 19 5.5 输出机构的效率 19 5.5.1 用浮动盘输出机构 19 5.5.2 行星机构 19 5.3 转臂轴承效率 19 5.4 总效率 20 第6章 部分零件的校核 21 6.1 一齿差行星齿轮传动受力分析 21 6.1.1 齿轮受力 21 6.1.2 输出机构受力 22 6.1.3 转臂轴承受力 22 6.2 销轴的强度校核计算 23 6.3 输入轴的强度校核 23 6.4 键的校核计算 25 6.4.1 联轴器处键的校核 26 6.4.2 偏心套处键的校核 26 6.4.3 支座处键的校核 26 6.5 轴承的校核计算 26 总结 32 致 谢 33 参考文献 34 第1章 绪论 1.1 概述 随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但成本较高，需要专用设备制造；而渐开线一齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。 1.2 一齿差行星减速器的结构型式 一齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有N型和NN型两种。 1.2.1 N型一齿差行星减速器 N型一齿差行星减速器按其输出机构的型式不同可分为十字滑块式、浮动 式和孔销式三种。现以孔销式为例来简述其组成和原理。 图1-1 图1-2 图1-1是典型的孔销式N型减速器。它主要由偏心轴1，行星齿轮2，内齿 轮3，销套4，销轴5，转臂轴承6，输出轴7和壳体等组成。 图1-2为其传动原理简图，传动原理简述如下：当电动机带动偏心轴1转动时，由于内齿轮3与机壳固定不动，迫使行星齿轮2绕内齿轮3作行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构V将行星轮的自转运动按传动比而传递给输出轴7，从而达到减速的目的。 图1-2的V结构为减速器的输出结构，其特点是从结构上保证行星齿轮上的销孔直径比销轴套的外径大两倍偏心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与输入轴方向相反的减速运动。 1.2.2 NN型一齿差行星减速器 NN型一齿差行星减速器按其输出构件的不同，又可分为外齿轮输出和内轮输出二种型式。以下以内齿轮输出为例来简述其组成和原理。 图1-3 图1-4 如图1-3所示，它主要由以下四个部分组成； 1.转臂 输入轴1上做一个偏心轴颈，以构成转臂。为了达到平衡，在偏心轴颈的两侧装有平衡块2。 2.行星轮 行星齿轮4和7相联结在一起，安装在偏心轴颈上；为了减少摩擦，在行星齿轮与偏心轴颈间装有两个转臂轴承3。 3.固定的内齿轮 内齿轮5与机座6联接在一起，固定不动。 4.内齿轮输出 内齿轮8与输出轴制成一整体，把运动输出。 传动原理简图如图1-4所示，原理简述如下：当电动机带动偏心轴1转动时，由于内齿轮5与机壳6固定不动，迫使行星齿轮4绕内齿轮5做行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴1中心所作的运动为反向低速运动。行星轮7与输出轴上的内齿轮8作行星运动，把运动传出去，达到减速的目的。 第2章 一齿差行星齿轮减速器总体参数的设计 2.1 课题参数拟定 拟定本课题为设计专用的一齿差行星齿轮减速器设计，主要设计参数：输入功率5.5KW,输出的转速为16r/min,工作环境温度0℃-45℃，两班制工作，设计年限为10年，每年按照300天来计算。要求运用计算机绘制其主要工作零部件平面视图和减速器总装配图。 2.2 确定电动机的型号 选上述不同转速的电动机进行比较，查《机械基础》P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表： 方案 电机型号 额定功率kW 电机转速r/min 电机质量kg 参考 价格（元） 传动比 同步 转速 满载转速 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 38 760 90 2 Y132M2 -6 5.5 1000 960 63 1022 60 3 Y160M2-8 5.5 750 720 79 800 45 表二 为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y132S-4。 查《机械基础》P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表： 电动机的技术数据 电动机型号 额定功率 （kw） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.2 2.3 传动比分配 工作机的转速 取 2.4 动力运动参数计算 （1） 转速n (2)功率P (3)转矩T 把上述计算结果列于下表： 参数 轴名 输入功率 （kW） 转速(r/min) 输入转矩 （N.m） 传动比 传动效率 轴0（电动机轴） 5.5 1440 36.475 90 0.9801 轴1（高速轴） 5.39 16 571.986 34 第3章 一齿差行星减速器的内齿和外齿轮参数的确定 3.1一齿差传动原理 图3-1所示是采用销轴式输出机构的一齿差行星传动简图，它主要由偏心轴、行星轮（两个）、内齿轮、销套（未画出）、销轴、转臂轴承（未画出）等组成。属于K-H-V型行星传动的一种类型。 图3-1 图3-1是典型的减速器。它主要由偏心轴，行星齿轮，内齿轮，销套，销轴，转臂轴承，输出轴和壳体等组成。图1-2为其传动原理简图，传动原理简述如下：当电动机带动偏心轴1转动时，由于内齿轮与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构V将行星轮的自转运动按传动比而传递给输出轴，从而达到减速的目的。 3.2 齿轮齿差的确定 一齿差传动一般齿差数为1～4，由于传动比i＝90，可取齿差数＝1。 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“－”号表示从动件V与主动件H转向相反。 当构件V固定，转臂H主动，内齿轮从动（即相当于卷筒转动的情况），可得出传动比公式为： 上式中的“+”号，表示从动件2与主动件H的转向相同。 已知齿数差＝＝1，i＝90，可得： ＝1×90＝90 ， ＝90-1＝89。 3.3 选定齿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，齿轮齿根弯曲疲极限应力；外齿轮（行星轮）用20CrMnTi,渗碳淬火，低温回火，表面硬度，心部HR为302-388，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力。 （2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮 由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为： ① 确定载荷系数K 因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查《机械设计学基础》P147表5－8，得K的范围为1.4~1.6， 取K＝1.5。 接触疲劳许用应力 ⅰ）接触疲劳极限应力 由《机械设计学基础》P150图5－30中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得45钢的调质处理后的极限应力为 =600MPa , =560MPa ⅱ）接触疲劳寿命系数ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按300天，每天工作2×8小时，故 th=(300×10×2×8)=48000h N1=60×466.798×1×48000=1.344×109 查《机械设计学基础》P151图5－31，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=1.02 ZN2=1.15 ⅲ) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin 查《机械设计学基础》P151表5－10，得SHmin＝1 ⅳ）计算接触疲劳许用应力。 将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 ⅶ）齿宽系数 由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查《机械基础》P326表14－12，得到齿宽系数的范围为0.8～1.1。取。 ⅵ）计算小齿轮直径d1 由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得 ④ 圆周速度v 查《机械设计学基础》P145表5－7，v1<2m/s，该齿轮传动选用9级精度。 （1） 主要参数选择和几何尺寸计算 ① 模数m 标准模数应大于或等于上式计算出的模数，查《机械基础》P311表14－1，选取标准模数m=3mm。 ② 分度圆直径d ③ 其他几何尺寸的计算（，） 齿顶高 由于正常齿轮， 所以 齿根高 由于正常齿 所以 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 名 称 计 算 公 式 结 果 /mm 模数 m 3 压力角 n 分度圆直径 d1 270 d2 267 齿顶圆直径` 齿根圆直径 （2） 齿根校核 齿根弯曲疲劳强度的校核公式为 ① 齿形系数YF 根据Z1、Z2,查《机械设计学基础》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 ② 弯曲疲劳许用应力计算公式 ⅰ)弯曲疲劳极限应力 根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由《机械设计学基础》P154图5－33的MQ取值线查得 ， ⅱ）弯曲疲劳寿命系数YN 根据N1=6.722>和N2=>，查《机械设计学基础》P156图5－34得， YN1=1，YN2=1 ⅲ)弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin 本传动要求一般的可靠性，查《机械设计学基础》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 ⅳ）弯曲疲劳许用应力 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 ⅴ）齿根弯曲疲劳强度校核 因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。 第4章 轴的设计 4.1 轴的材料选择 轴的毛坯多用轧制的圆钢或锻钢。锻钢内部组织均匀，强度较好，因此，重要的大尺寸的轴，常用锻造毛坯。轴的常用材料机械性能见《机械设计》表11.1。 本减速器的偏心轴材料选45钢调质，齿轮输出轴跟输出内齿轮的材料相同为40Cr调质。 4.2 轴的机构设计 轴的结构和形状取决于下面几个因素： 1.轴的毛坯种类； 2.轴上作用力的大小及其分布情况； 3.轴上零件的位置、配合性质及其联接固定的方法； 4.轴承的类型、尺寸和位置； 5.轴的加工方法、装配方法以及其他特殊要求。 可见影响轴的结构与尺寸的因素很多，设计轴时必须针对不同的情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；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等。总结一条原则是：便于装拆，定位准确，固定可靠，便于制造，受力合理。 对轴的结构进行设计主要是确定轴的结构形状和尺寸。一般在进行结构设计时的已知条件有：机器的装配简图，轴的转速，传递的功率，轴上零件的主要参数和尺寸等。 以下为该传动的偏心轴的机构确定过程： 4.2.1 输入偏心轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定各段直径和长度 1. 1到2段利用连轴器接电机，根据GB/T5O14-2003选择连轴器，其长度为50mm。 2.2到3段，由选择的深沟球轴承6007，其内径d=35mm，轴承宽度B=36mm,同时考虑到一个箱盖的厚度问题，故这段取也取为43mm,同时在这段末尾开一个退刀槽方面定位和加工。 3. 3到4这段主要式考虑到齿轮与箱体壁之间的间隙，同时开一退刀槽方便固定用，根据选用的深沟球轴承6308，其内径d=40mm,轴承宽度B=23mm，所以取这段为33mm，同时为方便定位和加工开一退到槽。 4.4到5这段主要用于支撑滚子用，取为20mm。5到6这段设计和3到4一样，取其长度为33mm。 5. 6到7之间考虑到安装设计一个台阶，每个宽为3mm，第7到8段根据选用的深沟球轴承NJ204E，其内径d=20mm,轴承宽度B=14mm，故取该段为12mm。同时为方便定位和加工开一退刀槽。以上所开的退刀槽的宽度都取为2mm。 6. 参考《机械设计》，取该轴的倒角为，所有倒圆为r1。 输入偏心轴上零件的轴向定位:连轴器与该轴的轴向定位采用平键连接，由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编写的《机械设计》第八版中表6-1查得该平键为14×9×40 4.2.2 输出轴的机构设计 根据轴向定位的要求确定各段直径和长度: 输入偏心轴上零件的轴向定位:参考《机械设计》，取该轴的倒角为，所有倒圆为r1。 连轴器与轴的轴向定位采用平键连接，由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编的《机械设计》第八版表6-1查得该平键为14×9×60。 4.3 强度计算 轴的材料为45钢，经调质处理，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.1-1查得材料力学性能s数据为： 4.3.1 输入轴上受力分析 轴传递的转矩为 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向上 4.3.2 输入轴支反力分析 1 在水平平面的支反力，由,得 为负值说明方向与假设方向相反。 由,得 2 在垂直平面内的支反力，由图可得 3 做弯矩和转矩图 1）齿轮的作用力在水平平面的弯矩图 齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图 由于齿轮作用力在D截面做出的最大合成弯矩 2) 做转矩图 4.3.3 轴的强度校核 1）确定危险截面 根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图，截面B处弯矩较大，且有轴承配合引起的引力集中；截面D处弯矩最大，且有齿轮配合引起的应力集中，故属于危险截面。现对D截面进行强度校核。 2）安全系数校核计算 由于该减速器机轴转动，弯矩引起对称循环的应力，弯矩引起的为脉动循环的切应力。 弯曲应力幅为： 式中 W——抗断面系数，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-15查得 由于式对称循环弯曲应力，故平均应力 根据机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（19.3-2） 式中——45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.1-1查得=270MPa; ——正应力有效应力集中系数，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-6，并根据配合查得 =2.62； ——表面质量系数，轴经车削加工，按机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19-3-8查得=0.92； ——尺寸系数，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-11查得=0.81. 切应力幅为： 式中 W——抗断面系数，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-15查得 由于式对称循环弯曲应力，故平均应力 式中 ——45钢扭转疲劳极限，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa; ——切应力有效应力集中系数，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-6，并根据配合查得 =1.89； ，——同正应力情况； ——平均应力折算系数，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-13查得=0.21. 轴D截面的安全系数由式（19.3-1）确定 由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的表19.3-5可知，[S]=1.3～1.4，故S＞[S]，该轴D截面是安全的。 同理可验证输出轴也符合强度要求。 第5章 浮动盘式输出机构设计及强度计算 5.1 机构形式 浮动盘滚动轴式和浮动盘滚套式，机械工业出版社出版的第2版《齿轮试论手册上册》图7.7-26即为浮动盘滚动轴式，图7.7-27即为浮动盘滚套式，前者用于小功率减速器，结构简单，外形尺寸小；后者用于中小功率，这种结构形式可降低盘体重量图7.7-28用于较大功率减速器，是一种装配式结构，变于加工，降低盘体重量。次处设计的少齿差行星齿轮减速器属于小功率，故选浮动盘滚动轴式。 5.2几何尺寸的确定 因前面所设计的式双偏心传动，故两行星轮中间的浮动盘尺寸为： mm 式中 ——销轴中心分布圆直径(mm)； ——滚子外径（mm）； ——偏心距（即齿轮副的中心距）（mm）。 5.3 销轴与浮动盘平面的接触应力 5.4 啮合效率 5.4.1 一对内啮合齿轮的效率 由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——79）得 所以 又由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——80）得 所以 按内齿轮插齿，外齿轮磨齿时齿廓摩擦系数，取，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——78）得 5.4.2 行星结构的啮合效率 因为，由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——76）得 5.5 输出机构的效率 5.5.1 用浮动盘输出机构 由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——84）得 取摩擦系数=0.002，中心距=2.137mm。销轴中心半径=147、2mm=73.5mm。 则 5.5.2 行星机构 由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——81）得 5.3 转臂轴承效率 由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——86）得 滚动轴承摩擦系数=0.002，为轴承内径，33112轴承=60，模数m=3，=1， 则 5.4 总效率 由机械工业出版社出版的新版《机械设计手册第三卷》中的式（17.2——75）得 第6章 部分零件的校核 一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、输出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为： 图9 行星轮受力分析图 图10 行星轮受力简图 6.1 一齿差行星齿轮传动受力分析 6.1.1 齿轮受力 输出机构固定，内齿轮输出： 齿轮分度圆受力 表6 轮齿受力计算公式 项目 代号 计算公式 齿轮 N型传动，输出结构固定，内齿轮输出 圆周力 分度 圆上 节圆 上 径向力 法相力 F ——输出转矩（＝1.4134×N·㎜） ，——分别是行星轮和内齿轮的齿数（＝70，＝72） ——行星轮分度圆直径（＝280㎜） ——实际啮合角（＝39.9°） ——初选啮合角（＝40°） 将上述数值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F=7687.76N。 6.1.2 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＝/2时，Q为最大即为。行星轮对销轴的最大作用力为： ——销孔分布圆半径（＝103.2㎜） ——销轴数目（＝10） 代入数据得出：＝3195.67N 6.1.3 转臂轴承受力 一齿差内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，所以转臂轴承的尺寸受到一定的限制。实践证明，转臂轴承的寿命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： =N 图10中F可分解为和（行星轮基圆半径＝131.56㎜） ＝N ＝tan=4134.8N 由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力为： 代入数值得出：＝15577.46N 6.2 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，齿轮接触面积较大，接触应力小，因此常不计算齿面接触应力。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，固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： 式中：——制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。＝1.35～1.5，精度低时取大值，反之取小值，在次取＝1.35 ——行星轮对销轴的作用力（上节算得＝3195.67N） ——销轴直径（＝28㎜） ——许用弯曲应力（销轴的材料为20CrMnMo，根据销轴材料查取＝150～200） L的值从下图11中取得，约为50㎜，则： 《 因此销轴的强度是足够的，其尺寸符合要求。 6.3 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： 式中： ——轴的计算应力，MPa； ——轴所受的弯矩，N·㎜； ——轴所受的扭矩，N·㎜； ——轴的抗弯截面系数，； ——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）做出弯矩图 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，圆周力为（节圆上）为=5897.78N，径向力为=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列出以下四个个方程： +=5897.78N ×50＝×100 +=4931.31N ×50＝×100 联立以上四个方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。 弯矩，。 总弯矩为 3）做出扭矩图 传递扭矩T=。 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）如图所示。对轴的抗弯截面系数的计算公式查课本《机械设计》中表15-4得出＝。由附图可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入数据得出＝7611.3。 在此处的扭转应力为静应力，故取，轴的计算应力： 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查课本《机械设计》中表15-1得出。因此<，故安全。 图12 输入轴受力分析简图 6.4 键的校核计算 所用到的三个键都是平键。设计中所涉及的键均为静联结，但有冲击，故用以下公式校核： 式中：T为传递转矩（N·㎜），k——键与轮毂的接触高度（），h——为键高（㎜）；，b——为键宽（㎜）；d——为轴径（㎜）。 查得 ，则校核过程如下： 6.4.1 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=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有： 故安全 6.4.2 偏心套处键的校核 此处键（A型）传递的转矩为输入转矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有： 故安全 6.4.3 支座处键的校核 此处键（A型）传递的转矩为输出转矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用双键联接，故有： 故安全 6.5 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，对滚子轴承＝10/3； ——寿命因数，按表7-2-8选取； ——速度因数，按表7-2-9选取； ——力矩载荷因数，力矩载荷较小时，，较大时，； ——冲击载荷因数，按表7-2-10选取； ——温度系数，由于卷扬机长期在室外工作，工作温度小于120°，故取。（查表7-2-11）（据《机械设计手册》第四版第二卷） 。 表7 轴承代号及基本参数 型号 数目 基本参数 d D B 基本额定动载荷/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）轴承6211（球轴承），与卷筒转速相同，n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=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；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，则： 而与销轴盘联接的轴承的转速与输入轴的转速相同，n＝960，则： 3）轴承6220（球轴承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2， 4）轴承3516（滚子轴承），转速n为输入轴与行星轮的相对速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，则： 以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。 （6）润滑与密封 ① 齿轮的润滑 采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 ② 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为1m/s <2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。 ③ 润滑油的选择 齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 ④ 密封方法的选取 箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。 十、箱体尺寸及附件的设计 采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 总长度L： 总宽度B： 总高度H： 箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm 箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm 箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm 箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm 箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm 箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm 扳手空间： C1＝18mm，C2＝16mm 轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁凸台半径R1： 箱体外壁至轴承座端面距离： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数量n：因为a=160mm<250mm，所以n=4 轴承旁螺栓直径： 凸缘联接螺栓直径： ,取＝10mm 凸缘联接螺栓间距L：， 取L＝100mm 轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n＝4 低速轴上的轴承： d3=8，n＝4 检查孔盖螺钉直径：,取d4＝6mm 检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm<250mm,所以n=4 启盖螺钉直径d5（数量）：（2个） 定位销直径d6（数量）： （2个） 齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm 小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm 轴承端面至箱体内壁距离：当轴承脂润滑时，＝10～15 ，取 ＝10 大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离：>30～50 ，取 ＝40mm 箱体内壁至箱底距离： ＝20mm 减速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱盖外壁圆弧直径R： 箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1： 箱体内壁轴向距离L2： 两侧轴承座孔外端面间距离L3： 2、附件的设计 （1）检查孔和盖板 查《机械基础》P440表20－4，取检查孔及其盖板的尺寸为： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4为M6，数目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）通气器 选用结构简单的通气螺塞，由《机械基础》P441表20－5，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：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《机械基础》P482附录31，取油标的尺寸为： 视孔 A形密封圈规格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由《机械基础》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）： d D0 L l a D S d1 M24 2 34 31 16 4 25.4 22 26 （5）定位销 定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起盖螺钉 起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。 （7）起吊装置 箱盖上方安装两个吊环螺钉，查《机械基础》P468附录13， 取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）： d（D） d1(max) D1（公称） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公称) a(max) b（max） D2（公称min） h2(公称min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸缘的下方铸出吊钩，查《机械基础》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 总结 [1].一齿差行星减速器与普通相比具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动比范围大、效率高、 运转平稳、噪音小、承载能力大结构简单、加工方便、成本低、安装和使用较为方便、运转可靠、使用寿命长等优点。因此，对于研究和开发设计此类减速器有一定的价值。 [2].在设计一齿差减速器过程当中，因内齿轮和外齿轮的齿数差很少，内外齿轮应制成变位齿轮。在选择变位系数时候要充分考虑啮合传动当中的各种干涉问题。我们可以通过试凑法来选取变位系数，但此方法比较繁琐。也可以通过查表法来选择，这种方法简单，在具体的计算验证过程中发现通过查表所得数据，虽满足各种限制条件，却并非最优。所以如何设计出高效的一齿差减速器，还有待进一步研究。 [3].转臂轴承是一齿差行星齿轮减速器中的一个薄弱环节，增大齿轮的模数，可以使行星轮的直径增大，可选择较大尺寸的轴承；另外增加两轴承之间的安装距离，使转臂轴承上的载荷减小，因此能使转臂轴承的寿命提高。 致 谢 我要感谢我的指导教师XX老师。老师虽身负教学、科研重任，仍抽出时间，不时召集我和同门以督责课业，从初稿到定稿，不厌其烦，一审再审，大到篇章布局的偏颇，小到语句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他传授给我方方面面的知识，拓宽了我的知识面，培养了我的功底，对论文的完成不无裨益。我还要感谢学院所有教过我的老师，是你们让我成熟成长；感谢学院的各位工作人员，他细致的工作使我和同学们的学习和生活井然有序。 谨向我的父母和家人表示诚挚的谢意。他们是我生命中永远的依靠和支持，他们无微不至的关怀，是我前进的动力；他们的殷殷希望，激发我不断前行。没有他们就没有我，我的点滴成就都来自他们。 让我依依不舍的还有各位学友、同门和室友。在我需要帮助的时候他们伸出温暖的双手，鼎立襄助。能和他们相遇、相交、相知是人生的一大幸事。 参考文献 [1] 冯桂安等.机械制造装备设计[M]. 北京:机械工业出版社， [2] 齿轮手册编委会.齿轮手册(上册)第2版.北京:机械工业出版社,2002.5. [3] 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会. 渐开线齿轮行星传动的设计与制造.北京:机械工业出版社,2002.5. [4] 陈坐模，葛文杰等. 机械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12. [5] 濮良贵，纪名刚. 机械设计第八版.北京:高等教育出版社,2008.4. [6] 卜炎. 螺纹连接连接设计与计算.北京:高等教育出版社,1993. [7] 张春林，曲继芳.机械创新设计[M].北京:高等教育出版社,2008.4. [8] 成大先.机械设计手册,第五卷[M]. 北京:化学工业出版社， [9] 王昆等.机械设计课程设计[M]. 北京:高等教育出版社, [10] 王杰等.机械制造工程学[M].北京:北京邮电大学出版社， [11] 良贵，纪名刚.机械设计[M]. 北京:机械工业出版社， [12] 阮忠唐主编. 连轴器，离合器的设计与选用指南[M]. [13] 《机械设计手册》联合编写组.机械设计手册（上） [14] 中国农业机械化科学研究院.实用机械设计手册[M].