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少齿差电动滚筒传动设计


本 科 毕 业 设 计(论 文)

题 学 院 年 级



少齿差传动电动滚筒的设计 机械工程学院 2008 专 业 机械工程及自动化(机械设计

与制造) 班 级 0708083 学 号 叶 徐学忠 存 职 称 2012-5-7 070808303 冬 教 授

学生姓名 指

导教师

论文提交日期

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少齿差传动电动滚筒的设计 摘要
对少齿差行星齿轮电动滚筒国内外的发展现状、优缺点、结构形式和其传动 原理进行了一定的阐述。 在设计过程当中,对内啮合传动产生的各种干涉进行了 详细验算; 从如何提高转臂轴承的寿命为出发点, 来计算选择减速器齿轮的模数, 进行少齿差内齿轮副的设计计算,最终合理设计电动滚筒的整体结构。

关键词: 电动滚筒 少齿差行星传动

proe 三维造型

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Design of few gear tooth difference electric drum Abstract
Having expounded the planetary gear electric drum of a few-tooth difference about 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 detailed about the interference which generated by internal mesh transmission. From how to improve the life of bearing arms to the staring 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 electric drum.

Key word: Small tooth number difference planet transmission; electric drum; proe three-dimensional model

II

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目录
第 1 章 绪论 ..................................................... 1
1.1 电动滚筒的简介 ............................................... 1 1.2 电动滚筒分类 .................................................. 1 1.3 电动滚筒的发展 ............................................... 3

第 2 章 少齿差传动原理介绍 ..................................... 3
2.1 齿轮正确啮合传动的条件 ....................................... 4 2.2 齿轮变位的适用范围 ............................................ 5 2.3 内齿轮传动副的干涉 ........................................... 6 2.4 变位系数的选择 ............................................... 8

第 3 章 滚筒体设计 .............................................. 9
3.1 滚筒体材料选择 ................................................ 9 3.2 滚筒体尺寸选择 ............................................... 10 3.3 滚筒体校核计算 ............................................... 10

第 4 章 传动副基本参数设计与计算 .............................. 11
4.1 传动比分析计算 ............................................... 11 4.2 齿轮模数选择 ................................................. 12 4.2.1 根据齿根弯曲强度设计 ..................................... 12 4.2.2 校核齿面接触疲劳强度 ..................................... 14

第 5 章 行星传动啮合计算 ........................................ 15
5.1 齿轮几何尺寸计算 ............................................. 15 5.1.1 齿轮的参数 ............................................... 15 5.1.2 行星轮的基本参数 ......................................... 16 5.1.3 内齿轮基本参数 ........................................... 17 5.2 计算重合度: ................................................ 18 5.3 验算齿轮传动的不重迭干涉系数 ................................. 18 5.4 验算齿顶厚 .................................................. 19

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5.4.1 外齿轮齿顶厚 ............................................. 19 5.4.2 内齿轮齿顶厚 ............................................. 19 5.5 计算外齿轮跨测齿数 .................................... 20 5.6 外齿轮公法线长度 ............................................ 20 5.10 内齿轮 M 值的计算 ........................................... 20 5.7 齿轮精度选择 ................................................. 21

第 6 章 销轴式 W 机构设计 ...................................... 22
6.1 销轴式 W 机构结构选择 ........................................ 22 6.2 销轴强度校核 ................................................. 23

第 7 章 偏心轴设计 ............................................. 24
7.1 计算轴的最小直径 ............................................. 25 7.2 校核轴的强度 ................................................. 25

第 8 章 轴承的选择 ............................................. 27
8.1 轴承选用原则 ................................................. 27 8.2 轴承的校核 .................................................. 28

第 9 章 平键的强度校核 ......................................... 30 第 10 章 三维造型图 ............................................ 32

结束语 ........................................................... 34 参考文献 ......................................................... 35 致谢 .............................................................. 36

IV

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第1章

绪论

1.1 电动滚筒的简介
电动滚筒是一种将电动机。减速机构置于驱动滚筒内的新型驱动装置,它主要用在固 定式和移动式输送机上,代替传统的电机,减速机在驱动滚筒之外的开式驱动装置。此外, 还广泛的用在辊输送机上作辊子,用以输送成件物品。进入 80 年代,电动滚筒的应用场 所更在日新月异的扩展。 电动滚筒于传统的开式驱动装置相比,具有结构紧凑,效率高, ,能耗少,噪音小, 寿命长,平稳性好,工作可靠,密封性好,占地少,安装和维护方便等优点,适合在各种 环境下工作,包括粉尘大,潮湿泥泞的恶劣环境下工作,特殊的隔爆电动滚筒,可以易燃 易爆环境下工作。所以目前国内外已经将电动滚筒广泛应用于国民经济各个领域。

1.2 电动滚筒分类
我国于 1961 年 5 月研制出第一台电动滚筒,比我国的带式输送机的开发和研究完了 十年,比世界第一台电动滚筒的诞生迟 30 年,但是从 70 年代中期开始,特别是进入 80 年代,一些行业引进了世界一流的 JOKI 和 W.A.T 公司的电动滚筒,使其在国内得到了迅 速发展。进入 90 世纪,通过引进技术的消化,吸收和行业内的独立研制,我国的电动滚 筒,无论在品质上还是在性能上,都已经赶上或超过世界先进水平。 我国的电动滚筒行业目前能生产的电动滚筒品种齐全,应有尽有。目前能生产的品种 按电机冷却方式不同分: 风冷式电动滚筒 这种电动滚筒的特点是电动机不用油液冷却,靠传导、辐

射和风的对流,又可分为强制风冷和自然风冷两种。 油冷式电动滚筒 这种电动滚筒也称为间接油冷式电动滚筒。电动滚筒内有

一定的冷却油液, 由于滚筒体不停地旋转, 筒体内的油液不停地浇到电动机和齿轮上, 带走电动机和齿轮工作时产生的热量,把热量传递到滚筒体壁上,加速电机散热,并 对齿轮产生润滑作用。油冷式电动滚筒的关键是电动机内部不允许进入油液。 油浸式电动滚筒 浸油式电动滚筒也叫直接油冷式电动滚筒,这类型的电动滚

筒允许油液进入电动机内部,直接与电动机转子和定子绕组接触,将它们工作时产生 的热量靠滚筒体不断地旋转而传递到滚筒体内壁。这种结构的散热效果较好,但对润 滑油和电动机的质量相对要求也较高。
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按减速装置分: 定轴齿轮传动的电动滚筒 国 内外 电 动 滚 筒最 常 用 的减 速 器 装 置就 是 定 轴齿

轮传动,而齿轮传动中 95%以上是定轴渐开线圆柱齿轮传动结构。这种传动桔构简 单、性能可靠、制造容易、安装维修方便,同时又具有效率高、噪音低的优点。常用 两级减速,少数为三级减速。 行量齿轮传动的电动滚筒 这种传动形式与定轴齿轮传动比较,具有体积小、

重量轻、承载能力大、工作平稳等优点,但维修不方便,在国外的电动滚筒中常见这 种结构型式。 摆线针轮传动的电动滚筒 这种结构型式可谓“中国特色” ,除日本外,其它

国家很少使用这种传动结构, 用摆线针轮这种传动结构的电动滚筒可实现很小的线速 度和很大功率。 目前能生产的电动滚筒,按用途分: 1. 通用滚筒:适应于普通工作环境,包括潮湿泥泞的工作环境。 2. 隔 爆 式 电 动 滚 筒 : 适 应 于 易 燃 , 易 爆 工 作 环 境 , 可 分 为 电 机 隔爆式和滚筒隔爆型两种不同的形式。 3. 逆止式电动滚筒:滚筒只能按设计的一个方向旋转。 4. 电磁轮制动式电动滚筒。 5. 链式滚筒:有单链轮和双链轮之分。 6. 双速,三速和无机变速的电动滚筒:双速及三速采用变级电机,无级变速采 用特殊的电机或减速装置。 7. 其他特殊用途的电动滚筒:有过热保护滚筒,不锈耐蚀滚筒,锥形滚筒。滚 筒体表面包胶或涂层的滚筒,以及变压变频滚筒等。 随着现代工业的发展,电动滚筒作为 主动辊子已经广泛的应用于各种生产线当 中,电动滚筒的优点也不断的凸显出来。由于电动滚筒具有结构紧凑,传动效率高, 噪声低,使用寿命长。运动平稳,工作可靠,密封性好,占地空间小,安装维修方便 等优点,并适合在各种恶劣环境下工作。 电动滚筒的设计制造技术也在不断的提高,制造的材料也不断的发生改变,高新 技术的引进,电动滚筒的应用范围必将越来越广泛。电动滚筒在国民经济中的作用将 更大。

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1.3 电动滚筒的发展
国内发展情况:我国最早使用电动滚筒是在 20 世纪 40 年代。当时北京石景山发 电厂煤仓进口的配煤移动式带式输送机,就随机引进了电动滚筒。到了 20 世纪 50 年代,电动滚筒陆续从外国引入。使用效果良好,其优越性能逐渐被认识。 从 20 世纪 50 年代,我国自主开式研制开发电动滚筒,1959 年当时的天津市皮 带机厂开始收集电动滚筒的有关资料,1961 年试制出我国的第一台电动滚筒,1964 年 5 月,完成了 YD64 型电动滚筒的系列设计,总的规格数位 153 种,能够满足当时 我国带式输送机的基本要求。 随着我国输送机行业的发展,对电动滚筒的要求越来越高。到了 20 世纪后期, 国外的电动滚筒制造技术的引进,促使了我国电动滚筒的蓬勃发展, 1989 年,着手 制定了统一的标准 JB/T7330-94 电动滚筒标准。 国外发展状况: 世纪 30 今年代末, 20 德国首先研制成功了自然风冷式电动滚筒。 从那时起,使用的电机为定子旋转的集流环式一步电动机。不久以后,油冷式电动滚 筒陆续研制成功并投入使用,随着电机技术的发展,不断提高着电动滚筒技术。 世界上除了我国之外已有的较知名的生产电动滚筒的企业有数十家。 在这些公司 当中,有的公司年生产量可达四万台。在西欧。北美多为浸油式齿轮传动电动滚筒, 而自然风冷和油冷式电动滚筒较少。 自然风冷式电动滚筒一般使用在食品工业及其生 产线上。 所有各大洲主要生产电动滚筒的厂家, 年生产电动滚筒数量在 40 到 50 万台。

第2章

少齿差传动原理介绍

内齿轮与行星轮的齿数差很少(通常为1~4齿)的行星齿轮传动称为少齿差行星齿轮 传动,简称少齿差传动。它的特点是传动比大、传动比范围大、体积小、重量轻、零件数 目少、效率较高和加工装拆方便等,因此在起重运输、矿山冶金、建筑工程、造船、仪器 制造等各工业部门中均有广泛的应用。 本课题是少齿数差传动电动滚筒设计,采用的是具有销孔输出机构的渐开线少齿差行 星轮系,其输出轴固定不转,内齿轮输出,而与内齿轮连在一起的卷筒随之转动,可以牵 引带动。图2-1为其传动原理示意图。它主要由下列构件组成:内齿轮(太阳轮) 、行星轮、 转臂(输入轴) 、带有6个圆柱销的销盘。输入轴实际是一根偏心轴,由它构成转臂。而为 了传动平稳和提高传动的承载能力,则采用了两个完全相同的行星齿轮,按180°对称安
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装在偏心轴上。

图2-1 具有销孔输出机构的渐开线少齿差行星轮系的传动原理示意图

具有销孔输出机构的少齿差传动,减少了工作磨损与严重冲击。设计时很容易证明偏 心距 OO1 与销孔中心和销套中心的连线 MN 是平行且相等的,故形成一个平行四边形, 不论行星轮转动任何位置,O1N 总平行于 OM。若转臂的偏心距为 a,行星轮上的销孔的 直径为 dm,销套直径为 dn,当它们之间存在如下关系时:

d m ? d n ? 2a
则保证销套和销孔在传动中始终保持接触,内齿轮的输出将随着行星轮作同步同向转动。

2.1 齿轮正确啮合传动的条件
在设计少齿差减速机构时通过改变内、外齿轮的齿数可以得到不同的传动比,如果内 齿轮齿数Z2不变,其外齿轮齿数Z1越大,则其齿数差Zp越小,传动比也就越大。但对于齿 顶高系数ha*=1,原始齿形角α =20°的标准内齿轮传动副,在Zp小到一定程度时,由于内 外齿轮的齿廓发生重叠,则齿轮就无法按原设计的中心距进行装配 。 为了在Zp较小时内外齿轮副仍能正常啮合传动,现有两条途径可循:一是降低齿顶高 度,采用短齿齿形以消除齿廓重叠;二是通过选择适当的变位系数,增大内齿轮齿间宽度, 减少外齿轮齿顶厚度,从齿间间隙上消除齿廓重叠。实施中可同时采用上述两种方法,以 期达到最佳啮合传动的效果。但值得注意的是,当内外齿轮副采用短齿齿形且内外齿轮进 行变位后,其齿厚、齿高、公法线长度、中心距、啮合角及啮合性能等都同时发生改变, 因此内外齿轮变位系数的选择十分关键。
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在渐开线少齿差内啮合传动中,由于内齿轮和外齿轮的齿数差少,在切削和装配时常 常会产生各种干涉,以致造成报废。因此,为了保证内啮合传动的正常运转,设计时应满 足以下限制条件: (1)内齿轮的齿顶圆不应小于基圆。 (2)外齿轮的齿顶不得变尖,要有足够的厚度。 (3)内齿轮的齿顶不得变尖,要有足够的厚度。 (4)不发生过渡曲线干涉。 (5)不发生渐开线干涉。 (6)不发生齿廓重迭干涉。 (7)重合度系数大于1。 由此可见,少齿差内啮合的设计非常烦琐,尤其是齿廓重迭干涉验算最为麻烦。为此 研究人员用电脑计算出满足以上诸多条件的齿轮参数列于表,供技术人员设计时查用。 在实际应用中,按表中参数进行设计,加工出的减速器运转时往往还会出现轻微的齿廓 重迭干涉现象,产生冲击振动,影响减速器的传动性能。这是因为理论上齿廓重迭干涉验 算是以Gs>0时认为不产生干涉。表中的齿轮参数已考虑了加工误差的影响,放了0.05的余 量。但此余量是否足够,还不可知,对于加工精度高的齿轮,一般问题不大,但对于加工 精度低的,往往还是会产生干涉现象。如果出现此类问题,一般只要把齿顶再缩短一些便 可。但这样做毕竟麻烦,最好设计时把余量留充分。

2.2 齿轮变位的适用范围
在行星齿轮传动中,除了采用标准齿轮传动外,还可以采用变位齿轮传动。根据两个 相互啮合的变位系数之和,变位齿轮可以分为两种类型:(1).高度变位齿轮传动,其变位 系数和为 0,不改变两齿轮的中心距。采用高度变位齿轮的主要目的在于:可以避免根切、 减小机构的尺寸和质量;还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其承载能力。(2).角度变 位齿轮传动,其变位系数之和不等于 0,可改变两齿轮的中心距。采用高度变位齿轮可以 改善其传动性能,但有一定的限度。因此,在行星齿轮传动中,较为广泛的是采用角度变 位齿轮。而在角度变位齿轮传动中应用较多的是正传动,采用正传动的目的在于:凑配中 心距, 避免轮齿根切, 减小齿轮的机构与齿面磨损和提高使用寿命以及提高其承载能力等。 本课题由于采用的是少齿差行星齿轮传动结构,在设计其内啮合齿轮传动时,必须要 防止轮齿的干涉。又由于内齿轮与行星齿轮的直径相差很小,在离节点180度处的会发生 两齿顶相抵触,齿面相重叠。因此,必须采用正变位齿轮,以消除这些干涉。
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? 齿轮变位后应保证齿顶高系数 ha ? 0.4 ,且齿顶部分仍为渐开线齿廓。一般少齿差减

速器的技术参数选择均能满足要求,故可省略检验。

2.3 内齿轮传动副的干涉
根据传动比及强度计算等条件决定了少齿差传动副的主要技术参数后,能否保证其顺 利安装和正常运转关键是考虑其它不发生干涉的条件是否也能满足要求。 1) 渐开线干涉 在 Z 2 一定的条件下 Z 1 大于一定值,渐开线干涉就不会发生。由于少

齿差齿轮传动中内外齿轮的齿数较接近,且 Z 1 一直大于发生渐开线干涉的极限值,所以此 条件无须验算。 2) 过渡干涉 因为插切内齿轮插齿刀的齿顶高比正常的齿高出一个齿顶间隙的高

? 度,而且少齿差内外齿轮副采用短齿制齿形(一般 ha ? 0.6 ~ 0.8 ,这里取ha=0.7),所以无论

对于内齿和外齿发生过渡干涉的可能性都很小,实际设计中也可以免于验算。 3) 齿顶相碰 装配内齿轮副时为防止发生(图1-2)所示的情况,即节点对方的齿顶

相碰,为保证正常运转,须使内齿轮副节点对方的齿顶径向间隙 G ? A ? Re2 ? Re1 ? 0 ,应予 检验。

图2-2 节点对方的齿顶相碰

4) 齿顶干涉

在齿数差很少的内啮合传动中,将会发生齿廓重迭干涉(又称齿顶干

涉) 。为了使少齿差内啮合传动能够实现,就必须设法避免齿廓重迭干涉,则必须增大它们 的正变位系数。少齿差传动的啮合角也将随着齿数差的减小而增大。
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齿廓不重迭干涉的内啮合传动,在不同的齿数差的情况下,避免发生齿廓干涉所需要 的渐开线内齿轮副啮合角大致范围如下表 1-1 所示。 齿数差 1 2 3 4 啮合角 54?-56? 35?-45? 28?-30? 25?-27?

表 2-1 齿数差与啮合角的范围

齿轮的齿廓I从节点啮合位置转过 ?1 角,顶圆 Re1 和 Re2 相交于 K (图1-3 ) ,对应于 ?1 角,内齿轮转过的角度为 ?2 ? ?1 ?

z1 , ?1 ? ?1 ? inv e1 ? inv 。 ? ? z2

图2-3 齿顶干涉

如果满足下式条件则不会发生齿顶干涉

?2 ? inv? ? inv? e2 ? ? 2
由此,齿廓不产生重叠干涉的条件是

Gs ? z1 (inv e1 ? ?1 ) ? z2 (inv e2 ? ? 2 ) ? (z2 ? z1 )inv ? 0 ? ? ?
在少齿差齿轮传动中 Gs 必须验算。 5) 径向干涉 在少齿差齿轮传动设计中,只有在无法采用轴向装入时才需要进行径
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向干涉验算,且不产生齿顶干涉的齿轮传动副也不会产生径向干涉。在少齿差减速器传动 中采用的装配方法是轴向装入法,而且其齿顶干涉条件已在前述中明确必须验算满足,因 此该项可以免除验算。 6) 重 合 度 系 数 重 合度 系 数 为 实 际 啮 合 线长 度 与 基 圆 周 节 之 比( 图 1-4 ) ,即

? ? (l1 ? l 2 ) / ?m cos? 0
经整理后,得:

??

1 [ z1 (tan? e1 ? tan? ) ? z 2 (tan? e 2 ? tan? )] 2?

图 2-4 重合度系数

渐开线齿形能够使瞬时传动比保持稳定,同时还需要有一对以上的齿轮相啮合,才能 保持齿轮的连续传动。 当一对啮合齿刚要脱开时, 另一对就应该立即进入或已经进入啮合, 这样才能保证平稳无冲击的连续运动。外啮合齿轮传动时设计要求重合度系数大于1,则 对于内啮合传动重合度系数也应大于1。实际啮合线是啮合点的轨迹,由于内啮合的两齿 轮轮齿同向分布,与正在啮合齿相邻的另一对齿即使未进入啮合也极为靠近,在少齿差传 动中更是如此。实际上一般少齿差内齿轮传动副的重合度系数小于1时仍能正常运转,但 考虑到滚筒的工作环境较恶劣且往往超载、起停频繁,所以少齿差传动卷筒仍应按重合度 系数大于1验算为妥。如果需要增大内齿轮副的重合度,就要减小它们正变位系数。

2.4 变位系数的选择
由以上结论可知根据少齿差行星减速器的使用特点,少齿差齿轮传动副应着重考虑齿 顶相碰、齿顶干涉(齿廓重叠干涉)和重合度系数大于1等条件。
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少齿差内齿轮副与一般内齿轮副不同之处,在于它具有较大的变位系数,因而它的啮 合角也很大。在齿数差为 2 的情况下,啮合角约为 40 度左右。若传递相同的力矩,作用 于轴承的径向力约比标准齿轮传动大 2.4 倍。所以在选择变位系数时,总是尽量减小啮合 角。综合采用降低齿顶高度和正变位系数来避免齿顶干涉。但是,为了使少齿差传动能够 按照设计的中心距安装,并保证内齿轮副的正确啮合和连续运转,就需要选择较佳的正变 位系数,可以利用少齿差内齿轮副的界限图帮助解决。 在没有界限图的时侯,只好用试凑法来确定变位系数。根据齿数选定一个啮合角,并 试取 x1 ,由于无齿侧间隙啮合方程求出相应的 x 2 ,然后对主要限制条件进行验算,直到满 足要求为止。如果算出的重合度小于 1,则减小重新验算;如果算出的 Gs ? 0 ,则增大 x1 重 新验算。如果两个条件都不能满足,则说明所选啮合角太小,需选较大的啮合角再重新试 凑,直到两个条件都满足要求为止。传动齿轮变位系数的选择会直接影响其啮合传动性能 的优劣,在少齿差传动机构设计中可根据相关资料择取数据、反复运算,进行多方案比较 直至满意为止。本课题因为内齿轮和外齿轮的齿数相差甚少,所以需要对他们的渐开线齿 形进行变位,为了保证它们之间的啮合不发生齿廓重迭现象,并有一对以上的轮齿啮合, 内、外齿轮都要选取适当的变位系数。 少齿差内啮合的设计非常烦琐,尤其是齿廓重迭干涉验算最为麻烦。为此利用电脑 MATLAB程序,帮助求出齿轮的变位系数。 由MATLAB程序算出的数据中可选取: 变位系数 传动啮合角为: x1= 0.77,x2= 1.14

? ' ? 42.4? 。

第3章

滚筒体设计

3.1 滚筒体材料选择
电动滚筒的滚筒体有两个作用,一是用来支撑并拖动输送带运动,或直接支撑并输送 成件物料。二是作为壳体保护内部电机和传动装置。这两个作用都要求滚筒体坚固。滚筒 体形状绝大多数为圆柱体。因此,制造电动滚筒的材料一般为普通碳钢。直径较大的电动 滚筒,其滚筒体通常采用 Q235A 钢板卷制,焊接,然后进行机加工。而直径较小的滚筒体 通常采用无缝钢管直接加工。这是因为小直径的滚筒体不容易卷制的很圆,而且小直径的
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滚筒体的壁厚较薄,也不容焊接。该课题的滚筒直径为 630mm,根据以上的条件,滚筒体 材料为 Q235A 钢板焊接,再机加工而成。

3.2 滚筒体尺寸选择
根据设计务书要求,带宽为 800mm,根据表 3-1 选择滚筒体长度为 900mm

输送带宽度

300

400

500

650

800 0

100

电动滚筒长度

380

480

580

730

900 0

110

表 3-1QD80 型带式输送机带宽与滚筒长度对应表

根据表 3-2 选取滚筒体壁厚为 16mm 电动滚筒直径 滚筒体的壁厚 110 3.5 135 4 160 4.5 250 5 315 6 400 8 500 12 630 16

表 3-2 滚筒体壁厚推荐值

此时选定滚筒体各个尺寸 D=630mm,壁厚 t=16mm,滚筒体长度为 900mm,可得滚 筒体平均直径为 307mm。

3.3 滚筒体校核计算
圆周驱动力 紧边拉力 松边拉力 平均张力

p Fu ? 1 0 0 0 ? v

18500 N

F1 ? 2Fu ? 3 7 0 0N 0 F2 ? Fu ? 18500 N F ? 1.575 Fu ? 29137 N
M 3 ? Fu ? M max ? D 0.63 ? 18500 ? ? 5 8 2 .7 N ? m 5 2 2

扭矩

弯矩

F l ? ? 3278 N ? m 2 4 M ? 10 .07 N / mm 2 2 Rt
10

? ? 5.093
正应力

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? ? 2 .5 4 7
切应力 而

M3 ? 9.8 N / mm 2 2 Rt

? n ? ? 2 ? 3? 2 ? 20.3 ? [? ]
1 5 1 3(1 ? ? 2 ) E ?t ? 1263 N / mm2 R

计算临界载荷,由长度理论得

?c ? ?
其中 E 为弹性模量

?

?c ? ?
其中:

1 0.904 ? k s ? E 5 (l / t ) 2

(3-1)

k s ? 0.85 ? z 0.75
z ? (l / t ) 2 ? ( R / t ) 1 ? ? 2
其中 ? 取 0.3 式(3-1)代入数据可得

(3-2) (3-3)

? c ? 4 3 15 N / mm2 .

由以上计算可得电动滚筒可能产生的应力比临界应力小的多,滚筒体安全。

第 4 章 传动副基本参数设计与计算
4.1 传动比分析计算
滚筒直径 630mm,电机功率:18.5 kw 滚筒线速度:1.0 m/s 选电机转度为 1000r/min 带宽 800mm。

v?
其中: n-----电动机转速

?dn
60
(4-1)

d-----滚筒直径,代入数据可得滚筒体转速为 30.3r/min 电机转速在 1000r/min,数据代入(4-1)可得,需要传动比 i=33。 传动比计算公式为

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i?
其中:

z2 z 2 ? z1

(4-2)

z1 为太阳轮齿数, z 2 为内齿轮齿数。
考虑到电动滚筒的尺寸,以及使用 matlab 计算,在保证变位系数不是过大,啮合角适 中的情况,初步选取外齿轮齿数为 64,内齿轮为 66,可达到传动比的要求。为买足平衡 型条件,太阳轮采用双轮对称结构,以提高运动平稳性。

4.2 齿轮模数选择
因采用了内啮合和较大的正变位齿轮副,从而提高了齿面接触强度和齿根弯曲强度, 且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。 所以, 少齿差传动的模数通常是按弯曲强度决定的。 也可按照结构要求和功率大小初选,然后校核弯曲强度,因为模数最后的确定往往是受结 构尺寸的限制的。 硬齿面齿轮传动具有较强的齿面抗点蚀能力,故先按齿根弯曲强度设计,再校核齿面 接触疲劳强度。本设计中外齿轮使用 40Cr,内齿轮使用 45 钢进行加工。 4.2.1 根据齿根弯曲强度设计

m?3
其中: K-----为载荷系数

2 KT1 YFaYSa ( ) 2 ? d z1 ?? F ?

(4-3)

YFa --为齿形系数、 YSa ---为应力校正系数
T1-----为电机输出转矩, P------为电动机功率 18.5Kw,n 为电机转速 1000r/min 则
T1 ? 9.55 ?10 6 P 1 =176675N.mm n1

?? F ? -------为齿轮弯曲疲劳极限
12

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?d -----为齿宽系数,对于少齿差行星传动其值取 0.1-0.2
Z1 为齿轮齿数
a.计算载荷系数 K= K A Kv KF? K F?
K A ---使用系数,查[1]表 10-2 取 K A =1

(4-4)

Kv ---动载系数,查[1]图 10-8 取 Kv =1.12 KF? ---齿间分布系数,查[1]表 10-3 取 KF? =1

K F? ---齿向分布系数,取 K F? =1.24
故载荷系数 K= K A Kv KF? K F? =1 ? 1.12 ? 1 ? 1.24=1.39 b.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳应力安全系数 S=1.4

?? F ?1 =

K FN1? F lim 1 S

(4-5)

k FN 1 为弯曲疲劳寿命系数,可查[1]图 10-18 得其值为 0.85

? F lim1 为弯曲疲劳强度极限,查[1]图 10-20d 得 ? F lim1 =630MPa
代入式(4-5)可得 ?? F ?1 =382.5MPa 查[1]表 10-5 可得

YFa1 ? 2.26 YSa1 ? 1.74
代入式(4-2)得

m?3

2KT1 YFaYSa ( ) =2.02mm 2 ? d z1 ?? F ?

进行模数圆整,取 m=3mm。 初步选定模数之后,运用 mat lab 计算中心距,以及各齿轮的变位系数,在模数为 3mm 条件下,运算结果如下:

13

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进行圆整,选取第七组数据,外齿轮变位系数取 1,中心距取 4mm,圆整结果如下:

依据上述结果进行三维造型,得到的结果是齿轮齿顶变尖,不满足设计要求,只有重 新选定模数,考虑到滚筒的尺寸,以及多次验算可得,在模数大于 5mm 是可满足齿顶不变 尖,因此选取模数为 5.5mm。 4.2.2 校核齿面接触疲劳强度

? H ? Z E Z H Z?
K 为载荷系数,且 K= K A Kv K H? KH?

KFt u ? 1 ? bd1 u

(4-6)

K A 使用系数查,[1]表 10-2 得, K A =1

Kv 动载系数,查[1]图 10-8, Kv =1.12 K H? 齿间分布系数,查[1]表 10-3 得, K H? =1

14

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KH? 齿向分布系数,查 [1] 表 10-4,得 KH? =1.178
则 K= K A Kv K H? KH? =1 ? 1.12 ? 1 ? 1.178=1.319
Z E 材料弹性系数,查[1]表 10-6 得 Z E =189.8Mpa

Z H 节点区域系数, Z H =2.5

Z? 重合度系数, Z? =0.775
寿命系数 Z N

Z N1 =0.87

Z N 2 =0.89

工作硬化系数 ZW =1 尺寸系数 Z X =1,安全系数 S =1.05 则许用接触应力 [? H1] =

? H lim ? Z N1 ? ZW ? Z X
S
2T1 =1004N d1

=

650? 0.89?1?1 =551Mpa 1.05

外齿轮圆周方向上的力 Ft =

外齿轮齿厚 b1 = ?d1 ? d1 =352 ? 0.15=52.8mm 取 B 为 50mm 各数据代入式(4-6)得

? H1 ? Z E Z H Z?

KFt u ? 1 =208.54MPa<551MPa ? b1d1 u

即 ? H1 < ? H1 ,所以满足齿面接触疲劳强度。

? ?

第 5 章 行星传动啮合计算
5.1 齿轮几何尺寸计算
5.1.1 齿轮的参数 1. 模数 m=5.5 2.分度圆压力角

? ? 20?

tg ? ? 0.3 6 3 9 7 0

inv ? 0.014904 cos ? ? 0.939693 ?
15

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3.齿顶高系数 4.外齿轮齿数 5.内齿轮齿数 6.标准中心距

h? ? 0.7
*

顶隙系数 c* ? 0.3

z1 ? 64

z2 ? 66

a?

m ( z 2 ? z1 ) ? 5.5mm 2

7.根据实际情况取实际中心距为
a ' ? 7 mm

8.求啮合角 ? '

a' ? a
代入数据可得啮合角 计算可得

cos? ? 7 mm cos? '
? ' ? 42.4?

tg? ' ? 0.913
inv ? ' ? 0.504785 cos ? ' ? 0.504758

9.外齿轮变位系数 10.内齿轮变位系数

可取外齿轮变位系数

x1 ? 0.7

x2 ?
数据代入以(5-1)可得 5.1.2 行星轮的基本参数

z 2 ? z1 (inv ' ? inv? ) ? x1 ? 2tg? 0

(5-1)

x2 ? 1.14

齿数 Z1=64,变位系数为 0.7,压力角为 20? 分度圆尺寸:

d1 ? m? Z1 ? 5.5? 64 ? 352mm
齿根圆尺寸:
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d f 1 ? d1 ? 2m ? ha ? c ? x1 ? ? 352 ? 2 ? 5.5 ? 0.7 ? 0.3 ? 0.7 ? ? 348.7mm

齿顶圆尺寸:
da1 ? d1 ? 2m ? ha ? x1? ? 352 ? 2 ? 5.5(0.7 ? 0.7) 367.4mm ?

基圆尺寸:

db1 ? m ? z1 ? cos? ? 330 .8mm
齿顶圆压力角:

d1 ? cos? ? d a ? cos? a1
即 可得 5.1.3 内齿轮基本参数 齿轮齿数 Z2=66,变位系数 x2 = 1.14,压力角为 20? 分度圆直径:

352 ? cos 20 ? ? 367 .4 ? cos? a1

? a1 ? 26.14 ?

d2 ? m? Z2 ? 5.5? 66 ? 363mm
齿顶圆直径:
d a 2 ? d2 ? 2m ? ha ? X2 ? ? 363 ? 2 ? 5.5 ? ? 0.7 ? 1.14 ? ? 367.84mm

齿根圆直径:
d f 2 ? d2 ? 2m ? ha ? c ? x 2 ? ? 363 ? 2 ? 5.5 ? 0.7 ? 0.3 ? 1.14 ? ? 386.54mm

基圆直径:

db2 ? m ? z2 ? cos? ? 341 .1mm
齿顶高:
* ha1 ? (ha ? x1 )m ? (0.7 ? 0.7) ? 5.5 ? 7.7mm

齿顶圆压力角:

d 2 ? cos? ? 367 .4 ? cos? a 2


363 ? cos 20 ? ? 367 .84 ? cos? a 2
17

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得到内齿轮齿顶圆压力角

? a 2 ? 20.8?

5.2 计算重合度:
重合度计算公式为:

??
其中

1 [ z1 (tan ? a1 ? tan ? ' ) ? z 2 (tan ? a 2 ? tan ? ' )] 2?

(5-2)

? ' :为啮合角

? a1 :为外齿轮齿顶圆压力角

? a 2 :为内齿轮齿顶圆压力角
各数据代入(5-2)可得 满足重合度要求。

? ? 1.3 ? 1

5.3 验算齿轮传动的不重迭干涉系数
齿轮传动的不重迭干涉系数计算公式:

Gi ? z1 (inv? a1 ? ?1 ) ? z 2 (inv? a 2 ? ? 2 ) ? ( z2 ? z1 )inv? '
其中

(5-3)

?1 , ? 2 为辅助角,单位 rad,可按下式求取
cos?1 ? r 2a1 ? ra22 ? a '2 2a ' ra1 r 2a 2 ? ra21 ? a '2 2a ' ra 2
(5-5) (5-4)

cos? 2 ?

通过求取反三角函数,可以求得辅助角的大小。

? a1 ----外齿轮的齿顶圆压力角

? a 2 ----为内齿轮的齿顶圆压力角。
a ' ---为实际中心距,其值为 5.5mm

ra1

---外齿轮的齿顶圆半径
18

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r

a2

---为内-齿轮的齿顶圆半径。

数据代入式(5-3)可得

Gi ? 0.19

所以齿轮传动的不重迭干涉系数满足条件。 从上面计算可得,重合度系数大于一,这可以保证传动副的连续传动,而不重迭干涉 系数大于零,则可以保证内外齿轮不发生能干涉。

5.4 验算齿顶厚
5.4.1 外齿轮齿顶厚
ra1 ? 2r a1 (inv? a1 ? inv? ) r1

Sa1 ? s

(5-6)

其中:

r a1 ------为齿顶圆半径

? a1 -----齿顶圆压力角

? ------分度圆压力角,
r1 -------为分度圆直径

s --------为分度圆齿厚

s?

?m
2

数据代入式(5-6)可计算出齿顶圆齿厚 s ? 1.652mm 5.4.2 内齿轮齿顶厚
ra 2 ? 2r a 2 (inv? a 2 ? inv? ) r2

Sa 2 ? s

(5-7)

式中各符号同上,代数据入(5-7)可得:

Sa 2 ? 8.01mm
由以上计算结果可以得出,模数为 5.5mm 的这一对齿轮均能满足齿顶不变尖的条件, 齿轮设计满足各项要求。

19

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5.5 计算外齿轮跨测齿数
由 可得
cos ? x1 ? rb1 165.39 ? ? 0.918 * ra1 ? ha ? m 183.92 ? 0.7 ? 5.5

? x1 ? 23.3°
k1 ?

? x1 ? z1
180°

? 0.5 ?

23.3° ? 64 ? 0.5=8.79 180°

所以

k1 ? 9

5.6 外齿轮公法线长度
w1 ?π ? m ? cos ? ? (k1 ? 0.5 ?
°

2 x1 ? tan ? z1 ? inv? ? ) π π

2 ? 0.7 ? tan 20° 64 ? inv 20° ? 3.14159 ? 5.5 ? cos 20 ? (9 ? 0.5 ? ? ) 3.14159 3.14159

? 145.41mm

5.10 内齿轮 M 值的计算
M 为跨棒距,外齿轮通常测量公法线长度,但是,对于内齿轮,通常采用圆棒测量法。 此测量法精度高,测量较为方便。其测量示意图如下 5-1

图 5-1

内齿轮 M 的测量

a. 圆柱直径:由 cos ? x 2 ?

rb 2 170.55 ? ? 0.908 * ra 2 ? ha ? m 183.92 ? 0.7 ? 5.5
20

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可得

? x 2 ? 24.77 °
a p ? tan ? x 2 ? inv? ? 2 x ? tan ? π ? 2 2 z2 z2
π 2 ?1.14 ? tan 20° ? 2 ? 66 66

? tan 24.77° ? inv 20° ?

? 0.4087rad = 23.43°
i n v pa? i2 3 . 4 3 n v °? 0.0244

d p ? 2rb 2 ? (inv? ?

2 x ? tan ? π ? 2 ? inva p ) 2 z2 z2
π 2 ?1.14 ? tan 20° ? ? inv 23.43°) 2 ? 66 66

? 2 ?170.55 ? (inv 20° ?

? 9.18mm

d p ? 9.5mm

b.圆柱距: 所以

因为内齿轮齿数 z2 ? 66 是偶数

M?

2rb 2 2 ?170.55 ? dp ? ? 9.5 ? 362.23mm cos a p cos 23.44°

5.7 齿轮精度选择
适当的加工精度是确保产品质量性能的前提。少齿差传动结构紧凑、形位公差要求较 高,除轴径公差、一般耦合件可按常规要求选择外还应注意下列几点。 (1)内外齿轮的加工精度不宜低于 GB10095-88 中的 7~8 级精度,其齿厚偏差可依据 侧隙要求在 FL 或 GM 中灵活选择,在本机构当中,精度选为 7-6-6HK。 (2) 主传动轴的偏心距公差受销孔公差及补偿尺寸Δ 值的限制, 可按±0.025mm 考虑。 加工精度的选择与设备使用条件及生产制造上的可能性关系密切,在满足使用要求的前提 下适当降低加工精度是明智之举,这方面实践性很强,可根据实际情况而定。 (3)内齿轮的齿胚车削加工和齿形插齿加工必须统一装夹基准,特别应注意齿形加工 时的对中。由于新的插齿刀为正变位齿形,一般先行加工的内齿轮装配使用时较为顺利, 而随着插齿刃磨,刀齿将逐渐由正变位——不变位——负变位。另外由于插齿刀的变位系
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数 Z c 将随着刀的使用刃磨而变小,刀盘直径、齿形都随之变化,所以绝不能以全齿高作为 进刀依据。 (4)行星轮销孔的公称尺寸除按销轴套外径加两倍偏心距外还应增加适当的补偿量, 即 D 孔=d 套+2A+Δ ,一般Δ 为 0.10~0.15mm。Δ 值的引入是为了补救销轴、销孔、销套 的加工和装配误差,Δ 过小则需提高相关件的加工精度,否则装配困难、运转卡塞;过大 可能导致销轴负载不均,易造成轴断或套裂。 (5)少齿差电动滚筒为双行星轮传动,两行星轮的销孔和轮齿的位置必须保持一定关 系,否则将不能进行装配。行星轮应先加工销孔,然后用 2 根或 3 根定位销定位,再成对 进行滚切齿形的加工,有条件时尚可进行剃齿或磨齿的精细加工,加工完毕在适当部位打 上标记、拔除销轴、成对捆扎、备装。

第6章

销轴式 W 机构设计

6.1 销轴式 W 机构结构选择
在销轴式 W 机构当中,其销轴的抗弯强度是该机构的薄弱环节,由于销轴直径受到行 星轮结构尺寸的限制,尤其是较小的行星轮,因转臂轴承外径 D 与行星轮齿根圆直径间的 厚度较小,而使销轴直径受到了较大的限制;且使其成为一个薄弱环节。因此,需要进行 强度验算。 在销轴式 W 机构当中,有三种结构形式,分别为悬臂式销轴机构,简支梁销轴机构, 浮动盘式销轴机构,他们的结构形式,分别如下图所示。

图 6-1

悬臂式销轴机构

22

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图 6-2

浮动盘式销轴机构

图 6-3

简支梁式销轴机构

在本设计当中采用了,简支梁式的销轴机构。

6.2 销轴强度校核
由于销轴的接触强度较其弯曲强度大,经实际使用表明,销轴的主要破坏形式为过载 折断,即销轴的抗弯强度为其薄弱环节。所以只对其进行弯曲强度验算。不计算接触强度。 其弯曲强度条件为:

?F ?
其中:

K A M max K A M max ? ? ? Fp 3 W 0.1d w

(6-1)

M max 销轴承受的最大弯矩

M m a x? Qm a x ?
B 行星轮的宽度,其值为 50mm
? 为销轴套两支座之间的距离

L ? ( 0 .5 B ? ? ) ? ( 0 .5 B ? ? ) L

(6-2)

K A 工作情况系数一般去 1.2—1.5
23

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W 销轴的抗弯剖面系数 且
3 w ? 0.1d w

(6-3)

d w 销轴的直径,大小取 25mm
? Fp 为许用弯曲应力,销轴材料选择 GCr15,其 ? Fp 值为 150-200MPa

Qm a x?
其中:

4?1T v n p Rw Z w

(6-4)

?1 为载荷修正系数,其值为 1.2-1.3,此处为 1.25
n p 为行星齿轮数目,数目为 2

Tv 为行星轮传递扭矩,且 Tv ? T1 ,其值为 118N. m Zw 为销轴个数,取值为 6 Rw 为销轴布置圆周半径,大小为 130mm
代入数据可得

Qmax ? 363 N M max ? 6687 N ? mm

? F ? 139 Mpa
? F ? ? Fp 强度校核满足,能够保证机构正常运转。

第7章

偏心轴设计

轴是电动滚筒的主要零件之一。一切作回转运动的零件,都必须安装在轴上才能进行 运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。 轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求,合理地 确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理,会影响到轴的工作能力和轴上零件的工 作可靠性,还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。 轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下, 轴的工作能力主要取决于轴的强度。 这时只需对轴进行强度计算, 以防止断裂或塑性变形。
24

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在该设计当中偏心轴选用 45 钢制造,进行调制处理。

7.1 计算轴的最小直径
最小直径计算公式为:

d ? A0 3
其中

p n

(7-1)

A0 ? 3

9550000 0.2[? T ]

(7-2)

对于 45 钢这种材料,查【1】表 15-3 可得其值。 ?? T ? 值的范围为 25-45MPa A 0 范围为 126—103。在此设计当中, ?? T ? 取值 30MPa, A 0 取值 120,把数据代入式(7-1)可得

d ? 31.7mm
考虑到电动滚筒的整体结构较大,取轴的最小直径部位大小为 80mm。偏心轴的结构 设计,根据装配图的中体设计要求可得偏心轴的基本结构,结构如下图所示:

图 7-1

偏心轴的结构示意图

其中轴的各轴段具体尺寸见零件图—偏心轴。

7.2 校核轴的强度
轴校核时,通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩截面的强度,下面就按弯矩合成应 力校核轴的强度。 轴的弯曲合成强度条件为:
2 2 M 2 ? ??T1 ? ? ?T1 ? ?M ? ? ca ? ? ? ? 4 ? ? ?? ?1 ? ? ? w ?w? ? 2w ? 2

(7-3)

其中 :

T1 -----轴所受的扭矩,N.mm
M ----轴所受的弯矩,N.mm

W ----轴的抗弯截面系数, mm 3
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? ca ---轴的计算应力,Mpa

?? ?1 ? -----对称循环应力时,轴的许用弯曲应力,其值查[1]表 15-1.
7.2.1 计算作用在轴上的力 输入轴转矩 T1 ? 9550000

p ? 176675 N .mm n

轴上的扭矩: T ? 176675N ? mm 圆周力 径向力

Ft ?

2T 176695 ? ? 501N d1 352

Fr ? Ft ? tan ? ? 501? tan 20° ? 182.34 N

7.2.2 绘制轴空间受力图如图 7-2(a)所示 7.2.3 作水平面 H 及垂直面 V 的受力图并计算支反力如图 7-2(b)(d)所示 、 垂直面 水平面

FNA ? FND ? FHD

FT ? 40 ? 111N 180 F ?180 ? FHA ? R ? 40.4 N 40

7.2.4 计算 H 面及 V 面内的弯矩,并作弯矩图如图 7-2(c)(e)所示 、 水平面

M HA ? M HD ? 0

H 面内 B,C 截面处的弯矩 MHC ? MHB ? ?FND ? L3 ? ?7770N ? mm 垂直面

MVB ? MVD ? 0 MVB ? MVD ? FDV ? L3 ? 2828N ? mm

则合成弯矩为
2 2 M C ? M B ? M HC ? MVC ? 8268N ? mm

7.2.6 计算 ?T

?T ? 0.6?176675 ? 106005N ? mm

26

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图 7-2

输入轴的载荷分析图

由上图可以判断,截面 C 为危险截面,现在校核其强度,把数据代入(7-3)可得

?

ca

? 12.4Mpa

查[1]表 15-1 得

?? ?1 ? ? 60Mpa
? ca ? ?? ?1 ?

所以轴的强度完全符合要求,校核安全。

第8章

轴承的选择

8.1 轴承选用原则
转臂轴承是少齿差行星齿轮减部位中的一个薄弱环节,其原因是:作用在行星轮上的 力完全由它承受,而转臂轴承又装在输入轴上,转速很高,因此转臂轴承处于高速重载下 工作,减速器所能传递的功率往往受到转臂轴承上工作能力的限制。因少齿差行星齿轮电 动滚筒的结构紧凑,转臂轴承的尺寸受到一定的限制。 选择的滚动轴承的类型与多种因素有关,通常根据下列几个主要因素:
27

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(1)允许空间。 (2)载荷大小和方向。例如既有径向又有轴向的联合载荷一般选用角接触球轴承或 圆锥滚子轴承,如径向载荷大,轴向载荷小,可选深沟球轴承和内外圈都有挡边的圆柱滚 子轴承,如同时还存在轴或壳体变形大一级安装对中性差的情况,可选用调心滚子轴承; 如轴向载荷大,径向载荷小,可选用推力角接触球轴承、推力圆锥滚子轴承,如同时要求 调心性能,可选推力调心滚子轴承。 (3)轴承工作转速。 (4)旋转精度。一般机械均可用 0 级公差轴承。 (5)轴承的刚性。一般滚子轴承的刚性大于球轴承,可提高轴承的刚性,可通过“预 紧” ,但必须适当。 (6)轴向游动。轴承配置一般是一端固定,一端游动,以适应轴的热胀冷缩,保证 轴承游动方式,一是可选用内圈或外圈无挡边的轴承,另一种是在内圈或轴或者外圈与轴 承孔之间采用间隙配合。 (7)安装与拆卸。装卸频繁时,可选用分离型轴承,或可选用内圈为圆锥孔的、带 紧定奥或退卸套的调心滚子轴承、调心球轴承。

8.2 轴承的校核
偏心轴上的调心滚子轴承代号为 23022C/w33 查滚动轴承样本可知调心滚子轴承代号为 23022C/w33 的基本额定动载荷 C ? 272kN , 基本额定动载荷 C0 ? 452kN 。 a.求输入轴上的功率 P 、转速 n1 和转矩 T1 1

P ? P ? 18.5kw , n1 ? n ? 1000r / min 1
T1 ? 9550000 ? P 18.5 1 ? 9550000 ? N ? mm ? 176675 N ? mm n1 1000

b.求作用在齿轮上的力: 行星齿轮分度圆直径为:

d1 ? mz1 ? 5.5? 64 ? 352mm

F te ? 2T1 2 ?176675 ? ? 1003.8 N d1 352
28

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Fre ? Fte ?

tan ? cos ?

(8-1) (8-2)

Fae ? Fte ? tan ?
其中 ? 为行星齿轮齿顶压力角与齿顶半角 ?1 之差

? ? ?a1 ? ?1
?1 ?
2 ? x1 ? tan ? π ? ? (inv? a1 ? inv? ) 2 ? z1 z1
3.14159 2 ? 0.7 ? tan 20° ? ? (inv 26.14° ? inv 20°) 2 ? 64 64

(8-3)

?

? 0.01286rad ? 0.74°



? ? 25.4?

数据代入(8-1)(8-2)可得 ,
Fre ? Fte ? tan ? ? 404.1N cos ?

Fae ? Fte ? tan ? ? 476.3N
c.求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr 2 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系

Fr1v ?

Fae ?

d1 352 ? Fre ? 58 476.3 ? ? 404.1? 58 2 2 ? ? 370 N 64 ? 64 128

Fr 2v ? Fre ? Fr1v ? 404 ? 370 ? 34N
Fr1H ? 64 ? Fte ? 501.5N 64 ? 64

Fr 2H ? Fte ? Fr1H ? 501.5N
Fr1 ? Fr1v 2 ? Fr1H 2 ? 580.7 N Fr 2 ? Fr 2v 2 ? Fr 2 H 2 ? 502 N

d.求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa 2 对于 23022C/w33 型轴承,查表可知,轴承派生轴向力 Fd ? eFr ,其中 e 为判断系数,
29

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其值由

Fa 的大小来确定,但现轴承轴向力 Fa 未知,故先初取 e ? 0.24 ,因此可估算 C0

Fd1 ? 0.24 ? Fr1 ? 0.24? 580 ? 139.2N Fd 2 ? 0.4 ? Fr 2 ? 0.24 ? 502 ? 120.48N
按[1]式(13—11)得

Fa1 ? Fae ? Fd 2 ? 473.6 ?120.48 ? 494N Fa2 ? Fd 2 ? 120.5N
Fa1 494 ? ? 0.00109 C0 452000

Fa 2 120 ? ? 0.00027 C0 452000
查《机械设计》表 13-5,相对轴向力载荷
106 C ? ?( ) 60n P

Fa1 F 、 a 2 很小,轴承可以满足要求。 C0 C0

轴承的寿命:

Lh ?

(8-4)

因为是滚子轴承式中 ? ?
Lh ?

10 3

106 C ? 106 452000 10 ?( ) ? ?( ) 3 ? 32866.78h 60n P 60 ? 1000 450.4 1

满足电动滚筒的设计使用寿命基本要求。

第9章

平键的强度校核

电动滚筒使用电机,与偏心轴连接,采用电机输出轴插入偏心轴的连接方式,电机输 出轴与偏心轴采用平键传递扭矩。因此需对其进行强度校核。 平键基本尺寸,14×9 长度为 56mm

T1 ?

9550 p n

(9-1)

P 为电动机功率 18.5Kw,n 为电机转速 1000/miin 数据代入(9-1)可得转矩 T1 为 176.675N.m
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普通平键的校核条件为:

2T ?10 3 ?p ? ? ?p kld
其中: T------为传递扭矩 N.mm

? ?

(9-2)

K------键与轮毂间键槽的接触高度,k=0.5h,此处,h 为键的高度,单位 mm

l ------为键的工作长度,mm,圆头平键 l=L-b,这里 L 为键的公称长度,mm,b-----为键的宽度,mm d-----轴的直径,mm

?? p ? --------为键许用挤压应力,Mpa ? ?
数据代入(9-2)可得:

2T ?10 3 ?p ? ? 18.7 Mpa ? ? p ? 100 Mpa kld
许用挤压应 连接工作方 键或毂,轴 力,压力 式 静连接
表 9-1

? ?

载荷性质 静载荷 120—150 70—80 轻微冲击 100—120 50—60 冲击 60—90 30—45

的材料 钢 铸铁

?? p ? ? ?

键连接的许用挤压应力,压力单位,Mpa

由以上计算可以得出平键的强度满足要求。

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第 10 章

三维造型图

图 10-1

齿轮

图 10-2

端盖

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图 10-3

偏心轴

图 10-4

后轴

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结束语
我的毕业设计课题是少齿差行星传动电动滚筒,指导老师是徐学忠老师。经过这几个 多月的学习,我对少齿差行星传动电动滚筒已经有了比较深入的了解,这种传动的特点是 传动比大,体积较小,重量轻,运转平稳,齿形容易加工,装拆方便。国内外的少齿差行 星齿轮传动正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振 动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展的总趋势。刚拿到毕业设计课题的时候, 我对少齿差行星传动电动滚筒的了解几乎为零,我把以前学过的《机械原理》轮系这一章 重新看了一遍,还在图书馆借了一些关于行星轮传动的资料,经过头两个星期的学习,我 对少齿差行星传动电动滚筒的工作原理有了初步了解,并完成了开题报告。数据计算是本 次毕业设计的一大难点。在设计过程中,我根据给定的设计要求,综合各因素进行同考虑, 力求所设计的滚筒安装调试方便、性能可靠、价格合理。我通过搜索大量相关资料,对产 品进行分析研究,对设计不断进行改进。 通过这次毕业设计,让我掌握到许多课本上没有的知识,让我学会了如何从资料中寻 找自己需要的材料。毕业设计的过程是艰苦的,但结果是甘甜的。

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参考文献
[1] 濮良贵,纪名刚. 机械设计[M]. 北京:高等教育出版社,2008. [2] 刘鸿文. 材料力学[M]. 北京:高等教育出版社,2007. [3] 饶振纲. 行星齿轮传动设[M]计. 北京:化学工业出版社,2003. [4] 骆素君,朱诗顺. 机械课程设计简明手册[M]. 北京:化学工业出版社,2006. [5] 成大先. 机械设计手册-单行本[M]. 北京:化学工业出版社,2004. [6] 成大先. 机械设计手册-机械制图、极限与配合[M]. 北京:化学工业出版社,2004. [7] 江耕华,胡来瑢,陈启松. 机械传动设计手册[M]. 煤炭工业出版社,1990. [8] 刘学厚,黎巨泉. 行星传动设计[M]. 北京工业学院出版社,1988. [9] 朱文坚. 黄平. 机械设计课程设计[M]. 华南理工大学出版社,2006. [10] 刘建勋. 电动滚筒设计与选用手册.北京:化学工业出版社,2000. [11] 张国瑞, 张 展编. 行星传动技术.上海:上海交通大学出版社,1989. [12] 运输机械设计选用手册编辑委会编.运输机械设计选用手册(上,下).北京:化学工业出版 社,1999..

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致谢
能完成这次毕业设计,首先我要感谢导师徐老师,徐老师平日里工作繁多,但在我做 整个毕业设计的每个阶段,从选题结束撰写开题报告到查阅资料、设计方案的初步拟定和 修改,中期检查,后期详细设计,图纸的绘制等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的 设计较为复杂烦琐,但是徐老师仍然耐心地纠正我的设计步骤和图纸中的错误,有时甚至 利用自己的休息时间来询问我的设计进度,并为我指点迷津。其次要感谢和我在一起做毕 业设计的同学对我无私的帮助。 此外, 我能顺利完成我的毕业设计, 也是和我们机械系的许多老师的帮助是分不开的, 虽然他们没有直接参与我的毕业设计指导工作,但是在我设计过程中也给予了我很大的帮 助 衷心感谢对我的毕业设计进行评审的各位专家教授,感谢对我的毕业设计指导和提出 宝贵意见!

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