2298 便攜式絞盤機的設計

2298 便攜式絞盤機的設計,便攜式,絞盤,設計 塔里木大學畢業(yè)論文（設計）開題報告課題名稱 便攜式絞盤機的設計 學生姓名 潘光宗 學 號 8031208117 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農業(yè)機械化及其自動化班 級 農機 12-1 指導教師 張宏 起止時間 2011.12.01-2012.05.29機械電氣化工程學院教務辦制填 表 說 明一、學生撰寫開題報告應包含的內容：1、本課題來源及研究的目的和意義；2、本課題所涉及的問題在國內（外）研究現(xiàn)狀及分析；3、對課題所涉及的任務要求及實現(xiàn)預期目標的可行性分析；4、本課題需要重點研究的、關鍵的問題及解決的思路；5、完成本課題所必須的工作條件及解決的辦法；6、完成本課題的工作方案及進度計劃；7、主要參考文獻（不少于 7 篇）。二、本報告必須由承擔畢業(yè)論文（設計）課題任務的學生在接到“畢業(yè)論文（設計）任務書”的兩周內獨立撰寫完成，并交指導教師審閱。三、開題報告要求手寫體，字數(shù)在 3000 字以上，由學生在本報告冊內填寫，頁面不 夠可自行添加 A4 紙張。四、每個畢業(yè)論文（設計）課題須提交開題報告一式三份，一份學生本人留存，一份指導教師存閱，一份學生所在學院存檔，備檢備查。開題報告正文1、本課題來源及研究的目的和意義；為了轎車等小型車自救而設計的一種懸掛在固定物和車兩端的絞盤設備?？梢詫④嚴鲈恢茫窘Y構采用的鏈條鏈輪式少齒差行星輪減速器。要求該減速器重量輕 ,結構緊湊。使用該減速器能大大地降低絞盤機的重量 。2、本課題所涉及的問題在國內（外）研究現(xiàn)狀及分析發(fā)展趨勢 在中國林業(yè)采集一直采用拖拉機集材，但它卻存在許多弊端：（1）坡度大于 25 度、山腳、水濕地等拖拉機無法作業(yè)，使許多成過熟林無法開采；（2）由于成本問題許多伐區(qū)剩余物不能運出，被遺棄在采伐跡地上，既影響森林更新，又易引起病蟲害及火災：更是對森林資源的極大浪費；（3）州林地破壞嚴重，不利森林更新。絞盤機就是一種利用卷筒卷繞鋼絲繩以提升或牽引載荷的一種采運機械。在國外有 90 多年的發(fā)展歷史，主要用于林區(qū)集、運材架空索道及其他集采設備的動力機?，F(xiàn)在也有用于家庭搬運物品的微型絞盤機。在外國家庭的生活及國內的林業(yè)采集中扮演者越來越重要的位置。絞盤機是一種靈活，輕便，成本低，可攜帶式的集材機械。符合我國林業(yè)作業(yè)的情況。在我國林業(yè)在高山陡坡集材和撫育伐作業(yè)中，大部分采用索道，人力和拖拉機集材方式。這些作業(yè)方式強度大，生產效率低。所以，一種便攜式絞盤機用來完成集材作業(yè)勢在必行。便攜式絞盤機便攜式絞盤機的設計能夠為人們在以后等的生活中解決一些棘手的問題，它不會像大型絞盤機那樣笨重，它不僅僅是為小轎車自救，在野外、在平常的生活中有很多種情況能用到便攜式絞盤機，因為我們不能夠因為一些小事而去動用大型的絞盤機。在今后人們生產活動中便攜式絞盤機的運用將會節(jié)省大量的資源，為人們帶來更多的利益。怎樣才能使絞盤機到達便攜式這一要求，關鍵在于做出一種體積小，重量輕，傳動比大的減速機構。3、對課題所涉及的任務要求及實現(xiàn)預期目標的可行性分析為了轎車等小型車自救而設計的一種懸掛在固定物和車兩端的絞盤設備?？梢詫④嚴鲈恢茫窘Y構采用的鏈條鏈輪式少齒差行星輪減速器。要求該減速器重量輕 ,結構緊湊。使用該減速器能大大地降低絞盤機的重量 。4、本課題需要重點研究的、關鍵的問題及解決的思路小轎車是很輕巧的，不能夠裝在一個很重的絞盤機，需要重點研究的是如何便攜，這里的便攜并不是可以隨意用手拿走，而是能夠讓絞盤機能夠很輕松的安裝在小轎車上。在成本與價值合理的情況下可以考慮用更堅實、輕便的材料來制作絞盤機。這個課題可以實現(xiàn)，便攜式絞盤機質量輕、結構緊湊，能夠節(jié)省更多的空間資源和能源。5、完成本課題所必須的工作條件及解決的辦法首先要會制圖，會裝配，會試驗，然后 進行實地考察（阿拉爾萬達公司），對真實絞盤機有切實的體會，最后對已完成的試驗進行改進。6、完成本課題的工作方案及進度計劃第 1 周第 2 周 通過查找文獻資料，絞盤機國內外機械使用現(xiàn)狀。第 3 周第 4 周 通過試驗對現(xiàn)有少齒差行星輪減速器的參考分析，握一手資料包括數(shù)據(jù)、圖片等。第 5 周第 9 周 設計便攜式絞盤機的機構及結構，并對絞盤機結構進行仿真。第 10 周第 12 周 整理設計資料，撰寫說明書。第 13 周第 14 周 檢查設計并修改資料準備答辯。 7、主要參考文獻1以手扶拖拉機為主機的 JS3-2 絞盤機研制,羅才英,林業(yè)科學,2010（03）2移動型擺臂式集材絞盤機的安全技術改造, 婁茂達.林業(yè)勞動安全,2006(01)3 貨運駁船航行和絞盤機液壓操作系統(tǒng),凌勇堅.流體傳動與控制 2005/034 人工林集材絞盤機分析與評價,胡永生.森林工程.2004/055 195 輕型絞盤機的應用,李志輝.林業(yè)機械與木工設備.2004/036 便攜式絞盤機減速器的研制,王炳輝.森林工程.2001/057 以手扶拖拉機為原型機的集材絞盤機系列研究,羅才英.林業(yè)機械與木工設備 2001學生簽名 潘光宗 2011 年 11 月 16 日指導教師審閱意見指導教師簽名 年 月 日- 1 -12 屆畢業(yè)設計便攜式絞盤機設計說明書學生姓名 潘光宗 學 號 8031208117 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農業(yè)機械化及其自動化班 級 1 2 - 1 指導教師 張 宏 日 期 2012.5.29 塔里木大學教務處制- 2 -目錄摘 要 .- 2 -1 緒論 .- 3 -1.1 概述 .- 3 -1.2 國內外研究狀況 .- 4 -1.3 發(fā)展趨勢 .- 5 -1.4 本課題的意義與設計任務 .- 5 -2 減速器結構型式的確定 .- 5 -2.1 減速器結構型式的確定 .- 5 -3 減速器的內齒和外齒輪參數(shù)的確定 .- 7 -3.1 齒輪齒數(shù)確定 .- 7 -3.2 主要零件的材質和齒輪精度 .- 7 -3.3 齒輪系數(shù)確定 .- 7 -4 強度計算 .- 9 -4.1 銷軸受力 .- 9 -4.2 銷軸的彎曲應力 .- 9 -5 軸的設計 .- 9 -5.1 軸的材料選擇 .- 10 -5.2 軸的機構設計 .- 10 -5.2.1 輸入偏心軸的結構設計 .- 11 -5.2.2 輸出軸的機構設計 .- 11 -5.3 強度計算 .- 12 -5.3.1 輸入軸上受力分析 .- 12 -5.3.2 輸入軸支反力分析 .- 13 -5.3.3 軸的強度校核 .- 14 -6 浮動盤式輸出機構設計及強度計算 .- 15 -6.1 機構形式 .- 15 -6.2 幾何尺寸的確定 .- 15 -6.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力 .- 15 -7 箱體與附件的設計 .- 15 -7.1 減速器箱體的基本知識簡介 .- 15 -7.2 減速器箱體材料和尺寸的確定 .- 17 -7.3 減速器附件的設計 .- 18 -7.3.1 配重的設計 .- 18 -7.3.2 減速器附件設計 .- 18 -8 工作條件 .- 19 -總結 .- 20 -致 謝 .- 21 -參考文獻 .- 22 - 3 -摘 要便攜式絞盤機是一種利用卷筒卷繞鋼絲繩以起升或牽引載荷的一種采用機械。在國外有 90 多年的發(fā)展歷史，本文主要對便攜式絞盤機的技術關鍵之處少齒差行星齒輪減速器進行設計。通過觀察國內外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點、結構型式和其傳動原理來進行一定的闡述。在設計過程當中，對內嚙合傳動產生的各種干涉進行了詳細驗算；從如何提高轉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)，進行少齒差內齒輪副的設計計算，最終合理設計減速器的整體結構。關鍵詞：少齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內齒輪副AbstractHaving expounded the planetary gear reducer of a few-tooth differenceabout its development of the status quo at home and abroad, the advantages and disadvantages, structural type and principle of its transmission. Among the process of designing, having checked detailedly about the interference which generated by internal mesh transmission. 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 g- 4 -1 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，便攜式絞盤機的重要性逐漸體現(xiàn)出來。交通的通暢和發(fā)達也隨之帶來許多安全隱患，而每每發(fā)事往往不能及時將受困車輛救出，而救援設備又體積龐大，調運極其不靈活。為解決以上問題，我設計了便攜式絞盤機，能在很大程度上解決困難，為人身安全起到一定的保障作用。便攜式絞盤機的設計關鍵在減速器的設計。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；而漸開線少齒差行星減速器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。漸開線少齒差行星減速器具有以下優(yōu)點：1.結構緊湊、體積小、重量輕 由于采用內嚙合行星傳動，所以結構緊湊；當傳動比相等時，與同功率的普通圓柱齒輪減速器相比，體積和重量均可減少三分之一至三分之二；2.傳動比范圍大 N 型一級減速器的傳動比為 10100 以上；二級串聯(lián)的減速器，傳動比可達一萬以上；三級串聯(lián)的減速器，傳動比可達百萬以上。NN 型一級減速器的傳動比為 1001000 以上；3.效率高 N 型一級減速器的傳動比為 10100 時，效率為 8094；NN 型當傳動比為 10200 時，效率為 7093.效率隨著傳動比的增加而降低。4.運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大 由于式內嚙合傳動，兩嚙合齒輪一位凹齒，一為凸齒，兩齒的曲率中心在同一方向。曲率半徑接近相等，因此接觸面積大，使輪齒的接觸強度大為提高，又采用短齒制，輪齒的彎曲強度也提高了。此外，少齒差傳動時，不是一對輪齒嚙合，而是 39 對輪齒同時接觸受力，所以運轉平穩(wěn)，噪音小，并且在相同模數(shù)的情況下，其傳遞力矩臂普通圓周齒輪減速器大。5.結構簡單、加工方便、成本低；6.輸入軸和輸出軸在同一軸線上，安裝和使用較為方便；7.運轉可靠、使用壽命長。但是，這種減速器還存在以下缺點：1.計算較復雜 當內齒輪與行星輪的齒數(shù)差小于 5 時，容易產生各種干涉，為了避免這些干涉，需采用變位齒輪，所以計算較復雜。2.轉臂軸承受力較大，壽命較短 由于齒輪變位后嚙合角較大，所以轉臂軸承上徑向- 5 -載荷較大；并且軸承轉速還稍高于輸入軸轉速，所以轉臂軸承是減速器的薄弱環(huán)節(jié)，因而使高速軸傳遞的功率受到限制。3.有的結構需加平衡塊 型及某些 型減速器，需要仔細地進行動平衡，否則會N引起較大的振動。1.2 國內外研究狀況上個世紀 60 年代，國外就開始探討圓弧少齒差傳動，到 70 年代中期，日本已開始進行圓弧少齒差行星減速器的系列化生產。這種傳動的特點在于：行星輪的論過曲線用凹圓弧代替了擺線。輪齒與針齒在嚙合點的曲率方向相同，形成兩凸圓弧的內嚙合，從而提高了輪齒的接觸強度和嚙合效率，其針齒不帶吃套，并采用半埋齒機構，既提高了彎曲強度又簡化了針齒結構。此外，圓弧形輪齒的加工無需專用機床，精度也易保證，而且修配方便。1956 年我國著名的機械學家朱景梓教授根據(jù)雙曲柄機構的原理提出了一種新型少齒差傳動。該機構的特點式出入軸旋轉時=時，行星輪不是坐擺線運動高速公轉與低速自轉的合成，而是通過雙曲柄機構導引作圓周平動。這種獨特的“雙曲柄輸入少齒差傳動機構”的到了國內外同行的高度評價。1958 年開始研制擺線針輪減速器。60 年代投入工廠化生產，目前已形成系列，制定了相應的標準，并廣泛用于各類機械中。1960 年制成第一臺二齒差漸開線行星齒輪減速器，其傳動比 37.5，功率為 16kw，用于橋式起重機的提升機構中。1963 年朱景梓教授在太原學院學報上發(fā)表了少齒差漸開線 K-H-V 型行星齒輪減速器及其設計一文，詳細闡述了漸開線少齒差傳動的原理和設計方法。這些創(chuàng)造性的工作，為少齒差行星齒輪傳動在我國的推廣應用起了重要的指導作用。隨著少齒差行星齒輪傳動研究的深入，已成功地開發(fā)處不少新的漸開線少齒差行星齒輪傳動形式。目前，我國研究出一種連桿行星齒輪傳動平行軸式少齒差內齒行星齒輪傳動。該類傳動是以連桿內齒輪（齒板）為行星輪。采用雙曲柄輸入，并且無輸出機構，主要有一齒環(huán)（一片連桿行星齒板） 、二齒環(huán)（兩片連桿行星齒板） 、三齒板及四環(huán)等機構形式的減速器。國內外學者在齒形分析、結構優(yōu)化、接觸分析、結構強度、動態(tài)性能、傳動效率、運動精度方面進行了大量的研究。利用計算機技術進行減速器各主要不見的是他建模、仿真、干涉檢查等，縮短了產品的研發(fā)這慪氣，并應用到了產品的設計中，取得了許多有價值的成果。N 型內齒行星齒輪傳動的基本機構式環(huán)式減速器的傳動機理進行了分析研究，建立了環(huán)視減速器系統(tǒng)受力分析模型，得處目前環(huán)式減速器存慣性力矩不平衡的結論。對平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題動平衡進行了研究，以有限單元彈性接觸分析理論為基礎，建立了平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題時的有限單元分析模型，提出了一種對研究平行動軸少齒差內齒輪副內核過程中實際接觸齒對數(shù)、齒間載荷的分配及齒面載荷分布的分析計算方法。為平行動軸少齒差內嚙合齒輪傳動的承載能力的計算、齒輪幾何參數(shù)的確- 6 -定及幾何零部件的強度分析計算提供了理論依據(jù)。通過優(yōu)化后的少齒差傳動裝置具有較小的體積和較好的傳動性能。我國在這種新型的傳動機構的技術水平與國際上一些工業(yè)科技水平發(fā)達的國家相比，還有很大的差距，主要由于我國從事該項技術研究設計及應用的單位和個人比較少，同時相關的書籍和資料也相當?shù)那啡薄獾臏p速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特殊在材料和締造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，利用壽命長。但其傳動格式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。日本研制的 FA 型高精度減速器和美國 Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。但是我相信，在不久的將來我們做這種新型的減速器性能和構造等能趕上外國先進水平的。目前，少齒差減速器在設計和制造過程中，還存在一些問題，如輸出機構精度要求較高，對大功率減速器無實踐經驗，一些計算方法和圖表還很不完善等等。有待今后將對以上問題進一步進行實驗研究，以求改進和提高。1.3 發(fā)展趨勢齒輪傳動技術是機械工程技術的重要組成部分，在一定程度上標志著機械工程技術的水平。因此，齒輪被工人為工業(yè)和工業(yè)化的象征。為了提高機械的承載能力和傳動效率，減少外形尺寸質量及增大減速器傳動比等，國內外的少齒差行星齒輪傳動正沿著高承載能力、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率、小型化、低震動、低噪音、低成本、標準化和多樣化的方向發(fā)展的總趨勢。少齒差行星齒輪傳動具有體積小、重量輕、結構緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點。廣泛應用于礦山、冶金、飛機、輪船、汽車、起重機、電工機械、儀表、化工業(yè)等許多領域少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。1.4 本課題的意義與設計任務通過攻克減速器的設計難題，來解決便攜式絞盤機的研究難題。為轎車等小型車自救而設計一種懸掛在固定物和車兩端的絞盤設備?？梢詫④嚴鲈恢?，本結構采用的鏈條鏈輪式少齒差行星輪減速器。要求該減速器重量輕 ,結構緊湊，使用該減速器要大大地降低絞盤機的重量 。所以對于我們在設計這類減速器時如何進行參數(shù)的選擇，避免大量繁雜的計算，如何選擇好轉臂軸承使其使用壽命增加具有一定的設計意義。 2 減速器結構型式的確定在少齒差內嚙合傳動中，由于內齒輪和外齒輪的齒數(shù)差少，在切削和裝配時會產生種種干涉，以致造成產品的報廢。因此，在設計減速器內齒輪副參數(shù)的時候，需要對一些參數(shù)進行合理的限制，以保證內嚙合傳動的強度和正確的嚙合。同時要對一些主要零件進行強度校核計算。2.1 減速器結構型式的確定- 7 -選用臥式電機直接驅動，因傳動比 ，傳動 i 59 100 時，少齒差行星齒輪減59bHci速器有幾種類型設計方案可供選擇。第一種是采用 K-H-V 型少齒差行星齒輪減速器；第二種是采用 2K-H 型正號機構少齒差行星齒輪減速器；第三種是 3K 型少齒差行星齒輪減速器。以下分別闡述其特點：K-H-V 型這種傳動機構輪齒強度高，傳動效率可高達 90%以上，且這種減速器體積銷、重量輕、運轉可靠、壽命長，但注意吃面干涉，工作中轉臂軸承受力較大。2K-H(正號機構)這種傳動機構傳動比范圍大，但外型尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般部用于動力傳動。當行星架從動時，傳動比的絕對值從某一數(shù)值起會發(fā)生自鎖。3K 型這種傳動機構機構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但工藝性差?；谝陨暇C合考慮，采用第一種方案作為本次課題的設計方案。K-H-V 型少齒差行星齒輪減速器按輸出機構型內齒圈固定，低速軸輸出分有：銷軸式輸出、十字滑塊式輸出、浮動盤式輸出、零齒差輸出。其特點如下：銷軸式輸出，應用廣泛，效率較高，但銷孔加工精度要求較高。十字滑塊式輸出，機構簡單，加工方便，但承載能力與效率均較為銷軸式低常用于小功率場合。浮動盤式輸出，機構形式新穎，加工方便，使用效果好。零齒差式輸出，其特點式通過一對零齒差齒輪副將行星輪的低速反向轉動傳遞給輸出軸。零齒差系值齒輪副的內齒輪齒數(shù)相同，象齒輪聯(lián)軸器那樣，但內齒輪的齒間間隙較大，其結構型式叫簡單，制造困難，較設用于中心距較小的一齒差傳動。綜上考慮，采用浮動盤式輸出機構的 K-H-V 型少齒差行星齒輪減速器方案作為本次課題的設計方案。- 8 -圖 2-1 傳動原理簡圖圖 2-1 為典型一級 K-H-V 型少齒差齒輪減速器的傳動原理簡圖，傳動原理如下：當電動機帶動偏心軸 H 轉動時，由于內齒輪 b 與機殼固定不動，迫使行星齒輪繞內齒輪做行星運動；又由于行星輪與內齒輪的齒數(shù)差很少，當齒數(shù)差為 1 時，輸入軸每轉一周，行星輪沿相反方向轉動一個齒，達到減速目的，并通過傳動比等于 1 的帶有一個 W 型輸出機構的輸出軸 V 輸出。3 減速器的內齒和外齒輪參數(shù)的確定3.1 齒輪齒數(shù)確定因為 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表 17.1-2 1,DZ常用行星齒輪傳動的傳動比和嚙合效率計算公式查得： 。因為 ，故和bcHczi59bHci很容易得到齒輪的齒數(shù)為： 。59,60cbZ3.2 主要零件的材質和齒輪精度行星輪：40 淬火后磨齒， HRC，精度 7JB GB/T10095-2001.rG472:內齒輪：45 剛調質，235 250HBS，精度 7JB GB/T10095-2001.柱銷： 淬火，58 64HRC。15rC浮動盤： 淬火，55 60HRC。輸入偏心軸：45 鋼調質，260 300HBS。:輸出軸：45 鋼調質，250 280HBS。3.3 齒輪系數(shù)確定按機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 17.2-35 初選嚙合角為齒頂高系數(shù) 齒形角 取外齒輪變?yōu)橄禂?shù) 的初值 ，計49,0.6,ah20 cx(0)c算幾何尺寸參數(shù)，按結構要求取模數(shù) m=3。- 9 -所以：外齒輪分度圓直徑為：()35917cdmzm外齒輪分度圓直徑為：608b外齒輪節(jié)圓直徑為：()cos17cs216.3259bcd m內齒輪節(jié)圓直徑為： 80.47b 外齒輪齒頂圓直徑為： ()()(235920.6)180.6accacdmzhx內齒輪變?yōu)橄禂?shù)為：(0) ()/(tan65940.1bc cxinvix內齒輪齒頂圓直徑為： (0)()(23620.461)78.36ababdmzhxm外齒輪齒頂圓嚙合角為： rcos)/(arcos(1.59/8.2.95abcd 內齒輪齒頂圓嚙合角為：()/6.47/.36)1.4abbab齒輪嚙合中心距為： )/23(6059)/21.5bcmzmos1.cos8m:綜上所述，外齒輪的相應參數(shù)為：表 3-1 外齒輪相應參數(shù)1 齒數(shù) z592 模數(shù) m33 齒形角 204 齒頂高系數(shù) ah0.605 變位系數(shù) 1x-0.59456 精度等級（GB 1009588） 8-GK序號 名稱 符號 尺寸關系- 10 -7 齒距累積誤差 pF0.0908 齒圈徑向跳動公差 r0.0459 公法線長度變動公差 W0.04010 齒距極限偏差 ptf0.02011 基節(jié)極限偏差 b0.01812 齒向誤差 F0.01813 跨測齒數(shù) k714 配嚙齒輪齒數(shù) z6015 中心距離 a2.14850.0010內齒輪的相應參數(shù)為：表 3-2 內齒輪相應參數(shù)1 齒數(shù) z602 模數(shù) m33 齒形角 204 齒頂高系數(shù) ah0.605 變位系數(shù) 1x-0.21806 精度等級（GB 1009588） 8GK7 齒距累積誤差 pF0.0908 齒圈徑向跳動公差 r0.0459 公法線長度變動公差 W0.04010 齒距極限偏差 ptf0.02011 基節(jié)極限偏差 b0.01812 齒向誤差 F0.01813 跨測齒數(shù) k714 配嚙齒輪齒數(shù) z5915 中心距離 a2.14850.0010序號 名稱 符號 尺寸關系- 11 -4 強度計算4.1 銷軸受力參看機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的圖 17.2332/801/4752.18cwLTDN4.2 銷軸的彎曲應力銷軸材料為 ，硬度為 5864HRC5rGC33/(.)2./(0)1502FcswdMPMP FP5 軸的設計軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。軸的工作能力計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。5.1 軸的材料選擇軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素： 1.軸的強度、剛度及耐磨性要求； 2.軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求； 3.軸的材料來源和經濟性等。 軸的常用材料是碳鋼和合金鋼。 碳鋼比合金鋼價格低廉，對應力集中的敏感性低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝性好，故應用最廣，一般用途的軸，多用含碳量為 0.250.5%的中碳鋼。尤其是 45號鋼，對于不重要或受力較小的軸也可用 Q235A 等普通碳素鋼。 合金鋼具有比碳鋼更好的機械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強度和耐磨性有特殊要求的軸。如 20Cr、20CrMnTi 等低碳合金鋼，經滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl 等合金鋼，有良好的高溫機械性能，常用于在高溫、高速和重載條件下工作的軸。 值得注意的是：由于常溫下合金鋼與碳素鋼的彈性模量相差不多，因此當其他條件相同時，如想通過選用合金鋼來提高軸的剛度是難以實現(xiàn)的。低碳鋼和低碳合金鋼經滲碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韌性要求較高或轉速較高的軸。 - 12 -球墨鑄鐵和高強度鑄鐵因其具有良好的工藝性，不需要鍛壓設備，吸振性好，對應力集中的敏感性低，近年來被廣泛應用于制造結構形狀復雜的曲軸等。只是鑄件質量難于控制。 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內部組織均勻，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 鋼調質，齒輪輸出軸跟輸出內齒輪的材料相同為 40Cr 調質。5.2 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?？梢娪绊戄S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：5.2.1 輸入偏心軸的結構設計 1 2 3 4 5 6 7圖 5-1 偏心軸根據(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 6006，其內徑 d=30mm，軸承寬度 B=36mm,同時考- 13 -慮到一個箱蓋的厚度問題，故這段取也取為 50mm,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）5 到 6 之間考慮到安裝設計一個臺階，每個寬為 3mm，第 6 到 7 段根據(jù)選用的深溝球軸承 NJ204E，其內徑 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。參考機械設計 ，取該軸的倒角為 ，所有倒圓為 r1。452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149405.2.2 輸出軸的機構設計1 2 3 4 5 6 7 8圖 5-2 偏心軸根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度:1） 1 到 3 段用于連接輸入軸取其長度為 30mm。1 到 2 為 10mm,2 到 3 為 20mm。2）3 到 4 段，頂軸承。3）4 到 5 段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承 33112，其內徑 d=50mm，軸承寬度為 B=30mm,故取其長度為 36mm。4）5 到 6 這段繞鋼絲繩，取其長度為 150mm。5）6 到 7 段頂軸承。6）7 到 8 段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承 33111，其內徑 d=45mm，軸承寬度為 B=30mm,故取其長度為 26mm。參考機械設計 ，取該軸的倒角為 ，所有倒圓為 r1。452- 14 -5.3 強度計算查得材料力學性能 s 數(shù)據(jù)為：650baMP3s127a5.3.1 輸入軸上受力分析軸傳遞的轉矩為280.TNm齒輪的圓周力903.5.17tcFNd齒輪的徑向力 2sin8sin4.7230.47o0.corcT N:齒輪的軸向上 2 961.s.17s2xcFNd圖 5-3 軸力圖5.3.2 輸入軸支反力分析1、在水平平面的支反力，由 ,得0AM2cBzArBxdRlFl- 15 -0.177230.4579625.36.crABxBzdFlR N為負值說明方向與假設方向相反。由 ,得0M7230.4(75.36)1495.83AzrBzFRN2、在垂直平面內的支反力，由圖可得 1.61.AyBtRN3、做彎矩和轉矩圖1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 14935.807851.34DzABMl Nm 0769.22zxdF齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 3615.DyABRl由于齒輪作用力在 D 截面做出的最大合成彎矩2228.406.785.93zyMNm2) 做轉矩圖280.TNm5.3.3 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： 6875.931052.DaMPaW式中 W抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的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 0m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） 612711.46.5.098amSK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)出版社出版的機械1- 16 -設計手冊第三卷中的表 19.1-1 查得 =270MPa;1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K三卷中的表 19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62；K表面質量系數(shù)，軸經車削加工，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： 18012.023.75maaaPTMPW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 3.75由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 0m61 6154.70.892.21.00amSK 式中 45 鋼扭轉疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第1三卷中的表 19.1-1 查得 =155MPa;1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；K， 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221.46701.39.S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=1.31.4，故 SS，該軸 D 截面是安全的。同理可驗證輸出軸也符合強度要求。6 浮動盤式輸出機構設計及強度計算6.1 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- 17 -齒輪減速器屬于小功率，故選浮動盤滾動軸式。6.2 幾何尺寸的確定因前面所設計的是雙偏心傳動，故兩行星輪中間的浮動盤尺寸為：14(36)1472.85+(sLDam:36)m=15mm2 .4(2)90d式中 銷軸中心分布圓直徑(mm)；s滾子外徑（mm） ；偏心距（即齒輪副的中心距） （mm） 。a6.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力1542.189096.1012cH HPFMPMPbr 7 箱體與附件的設計7.1 減速器箱體的基本知識簡介減 速 器 箱 體 是 用 以 支 持 和 固 定 軸 系 零 件 并 保 證 傳 動 件 的 嚙 合 精 度 和 良 好 的 潤 滑 及 軸系 可 靠 地 密 封 的 重 要 零 件 ， 其 重 量 約 占 減 速 器 總 重 量 的 30%50%。 因 此 設 計 箱 體 結 構時 必 須 綜 合 考 慮 傳 動 質 量 、 加 工 工 藝 及 成 本 等 。減 速 器 箱 體 可 以 是 鑄 造 的 ， 也 可 以 使 焊 接 的 。鑄 造 機 體 一 般 采 用 鑄 鐵 （ HT150 或 HT200） 制 成 。 鑄 鐵 具 有 較 好 的 吸 振 性 、 容 易 切削 且 承 壓 性 能 好 。 在 重 型 減 速 器 中 ， 為 了 提 高 箱 體 的 強 度 和 剛 度 ， 也 可 用 鑄 鋼（ ZG15 或 ZG25） 鑄 造 的 。 鑄 造 箱 體 的 缺 點 是 重 量 較 大 ， 但 仍 廣 泛 應 用 。焊 接 箱 體 用 鋼 板 （ A3） 焊 接 而 成 。減 速 器 箱 體 可 以 采 用 剖 分 式 結 構 或 整 體 式 結 構 。 剖 分 式 箱 體 結 構 被 廣 泛 采 用 ， 其 剖分 面 多 與 傳 動 件 軸 線 重 合 。 一 般 減 速 器 只 有 一 個 水 平 剖 分 面 ， 但 某 些 水 平 軸 在 垂 直 面 內排 列 的 減 速 器 ， 為 了 便 于 制 造 和 安 裝 ， 也 可 以 采 用 兩 個 剖 分 面 。減 速 器 結 構 設 計 應 考 慮 以 下 幾 個 方 面 。(1).箱 體 要 具 有 足 夠 的 剛 度箱 體 在 加 工 和 使 用 過 程 中 ， 因 受 復 雜 的 變 載 荷 引 起 相 應 的 變 形 ， 若 箱 體 的 剛 度 不 夠 ，會 引 起 軸 承 孔 中 心 線 的 過 度 偏 斜 ， 從 而 影 響 傳 動 件 的 運 動 精 度 ， 甚 至 由 于 載 荷 集 中 而 導致 運 動 副 的 加 速 損 壞 。 因 此 設 計 時 候 要 注 意 以 下 幾 點 ：1) 確 定 箱 體 的 尺 寸 與 形 狀 箱 體 的 尺 寸 直 接 影 響 它 的 剛 度 。 首 先 要 確 定 合理 的 箱 體 壁 厚 。 它 與 受 載 荷 大 小 有 關 ， 可 以 用 一 下 經 驗 公 式 檢 查 ：656.04DdtTK式 中 ， 為 箱 體 表 面 形 狀 系 數(shù) ， 當 無 散 熱 筋 時 值 取 1， 有 散 熱 筋 時 取 值 為tK；9.08- 18 -與 內 齒 圈 直 徑 有 關 的 系 數(shù) ， 當 內 圈 分 度 圓 直 徑 時 ， 取dK mdb650， 當 時 ， 取 ；2.81mb650d.2K作 用 于 機 體 上 的 轉 矩 ， 。DTN:在相同壁厚情況下，增加箱體底面積及箱體的輪廓尺寸，可以增加抗彎扭的慣性矩，有利于提高箱體的剛性。箱體軸承孔附近和箱體底座與地結合處受著較大的集中載荷，故此處應有更大的壁厚，以保證局部剛度。為了保證接合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋和箱座連接部分都應具有較厚的連接凸緣，箱座底面凸緣厚度更要適當厚些（其與地面接觸處寬度應超過箱座內壁，以利于支承受力） 。所有受載的接合面（箱體剖分面和軸承座孔表面）都要限制其微觀不平度以保證實際接觸面積，從而達到一定的接觸剛度。對于連接螺栓的數(shù)量、間距、大小等都要有一定要求，見機械設計課程設計手冊表 11-1。2) 合理設計肋板 在箱體的受載集中處設置肋板可以明顯提高局部剛度。例如，軸承座孔與箱底結合處設計加強肋，就可以減少側壁的彎曲變形。加強肋的布置應盡量使它受壓應力，以起支承作用。對于伸向箱體內部的軸承座孔，可以設置內肋。內肋較外肋可更好的提高局部剛度。(2).箱體應具有良好的結構工藝性箱體的制造工藝性對箱體的質量和成本，以及對加工、裝配、使用和維修都有直接影響。1) 鑄造工藝性 設計鑄造箱體時，要考慮到制模、造型、澆注和清理等工藝的方便。外形應力求簡單（如各軸承孔的凸臺高度應一致） ，盡量減少沿拔模方向的凸起部分，并應具有一定的拔模斜度。箱體壁厚應力求均勻，過渡平緩，金屬不要局部積聚。凡外形轉折都應有鑄造圓角，以減小鑄件的熱應力和避免縮孔?？紤]到液態(tài)金屬的流動性，一般鑄件有最小壁厚的限制。2) 機械加工工藝性 箱體結構形狀應有利于減少加工面積。設計時應考慮減少工件與刀具的調整次數(shù)，以提高加工精度和生產率。例如，同一軸心線兩軸承座孔徑應盡量相同，以便一次鏜出。又如，被加工面（如軸承座端面）應力求在同一平面上。箱體上的加工面與非加工面應嚴格分開，并且不應在同一平面內。因此，箱體與軸承端蓋接合面、檢查孔蓋、通氣器、油標和油塞接合處與螺栓頭部或螺母接觸處都應做出凸臺。3) 箱體形狀應力求均勻、美觀 箱體設計應考慮藝術造型問題。例如采用“方形小圓角過渡” 的造型比“曲線大圓角過渡”顯得挺拔有力、莊重大方。- 19 -外形的簡潔和整齊會增加統(tǒng)一的美感，例如盡量減少外凸形體，箱體剖分面的凸緣、軸承座凸臺伸到箱體內壁，并設置內肋代替外肋（或去掉剖分面） ，這種構型不僅提高了剛性，而且有的還克服了造型形象支離破碎，使形象更加整齊、協(xié)調和美觀。7.2 減速器箱體材料和尺寸的確定因鑄鐵容易切削，抗振性能好，并具有一定的吸振性，所以在本次設計當中采用灰鑄鐵 HT200 制造。按機械設計手冊:單行本.第 1114 篇,機械傳動表 15-5-30 和 15-5-31計算公式計算減速器箱體的尺寸列表如下：表 7-1 箱體尺寸名稱 符號 減速器型式及尺寸關系/mm機體壁厚 10前箱蓋壁厚 1 8.01加強筋厚度 2 102加強筋斜度 機體內壁直徑 D196機體機蓋緊固螺釘直徑 1d10)185.0(1d軸承端蓋螺釘直徑 2 82地腳螺釘直徑 144.3DT機體底座凸緣厚度 h20dh)51(地腳螺栓孔的位置 1C2482.1C地腳螺栓孔的位置 2 20)(視孔蓋螺釘直徑 3d67.3 減速器附件的設計7.3.1 配重的設計因偏心軸質量的分布不能再近似地認為是位于同一回轉面內，這就要添加配重以使軸達到運轉平穩(wěn)而不振動。配重塊材料選 HT200。因配重塊對稱放置于偏心軸偏心部分的兩側，離偏心軸質心的距離為 ，設配重塊質量為 ，矢徑為 r，偏心軸質ml5.47211m量為 。由機械原理公式 10-3 得2m- 20 -21amlr又 V2kg79.0解得 r31設矢徑 ，得 mr5km4.17.3.2 減速器附件設計(1)聯(lián)軸器的選擇考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器。聯(lián)軸器 1 為彈性柱銷聯(lián)軸器：型號如下LX2 聯(lián)軸器 (GB/T 5014-2003)425JA公稱轉矩 1000 TmN/額定轉速 6300 ninr質量 5 kg外徑 120D聯(lián)軸器 2 為彈性柱銷聯(lián)軸器：型號如下LX3 聯(lián)軸器 (GB/T 5014-2003)840JA公稱轉矩 1250 TmN/許用轉速 4700 ninr質量 8 kg外徑 160D(2)通氣器減速器工作時，箱體內溫度升高，空氣膨脹，壓力增大，為使箱內的空氣能自由排出，保持內外壓力相等，不至于使?jié)櫥脱胤窒涿婊蚨松w處密封件等其它縫隙溢出，通常在上箱體頂部設置通氣罩?？紤]到減速器工作環(huán)境,其尺寸要與減速器大小相合適，這里選用提手式通氣器。(3)油面指示器為檢查減速器內油池油面的高度，保持油池內有適量的潤滑油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。油面指示器可以是帶透明玻璃的油孔或油標尺， 由減速器機體機構用長形油標。(4)放油孔螺塞減速器工作一定時間后需要更換潤滑油和清洗，為排放污油和清洗劑，在下箱體底部油池最低的位置開設排油孔，平時用螺塞將排油孔堵住。- 21 -(5)吊環(huán)螺釘可按起重重量選擇,箱蓋安裝吊環(huán)螺釘處設置凸臺,以使吊環(huán)螺釘有足夠的深度。(6)軸承端蓋為固定軸承在軸上的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承端蓋密封。(7)油杯為了給傳動機體內部注入潤滑油，箱體上壁應設計一注油油杯。(8)密封與潤滑根據(jù)浸油齒輪的圓周速度 N=11.47 m/s 2m/s,則軸承應采用潤滑油潤滑。1) 減數(shù)器的潤滑方式：浸油潤滑方式2) 選擇潤滑油：工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）中的一種。3) 密封類型的選擇：密封件：氈圈 1 25 JB9877.1-1988氈圈 2 40 JB9877.1-1988密封膠：DJM7302 Q/JZZX.03-20058 工作條件該減速器的工作環(huán)境溫度為-40+ ，最高油溫不超過 。其次，連接電動機40C 85C的供電電源的額定電壓為 380V，額定頻率 50Hz.當海拔部超過 1000m 時,允許工作環(huán)境溫度不超過 。再次，該減速器適合正、反兩個方向運轉。絞盤機其余附件見圖紙。40C總結少齒差行星減速器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。在設計少齒差減速器過程當中，因內齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內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少齒差減速器，還有待進一步研究。轉臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個薄弱環(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，使轉臂軸承上的載荷減小，因此能使轉臂