聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - I - 目 錄 目 錄 .I 摘 要 .I Abstract . II 1 緒 論 . 1 1.1 電梯的發(fā)展狀況 . 1 1.2 電梯的結構組成 . 3 1.3 電梯的驅動裝置和制動系統(tǒng) . 3 1.3.1 驅動裝置 . 3 1.3.2 制動系統(tǒng) . 3 1.3.3 少齒差齒輪傳動的基本原理、特點和應用 . 3 2電梯驅動系統(tǒng)的設計 . 5 2.1 電梯用電動機的選擇設計 . 5 2.1.1 電梯常用電機類型 . 5 2.1.2 電動機的選擇計算 . 5 2.2 制動器的設計 . 6 2.2.1 制動器的工作原理和基本要求 . 6 2.2.2 常見電磁制動器的類型 : . 7 2.2.3 電磁制動器的尺寸設計 . 7 3少齒差傳動減速器的設計 . 9 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - II - 3.1 少齒差傳動傳動機構的結構分析 . 9 3.2 少齒差傳動的幾何尺寸計算和運動參數(shù)設計 . 9 3.2.1 類型選擇及齒輪齒數(shù)確定 . 9 3.2.2 基本參數(shù)的選擇 . 10 3.2.3 齒頂厚 . 12 3.2.4 兩個主要限制條件的驗算 . 15 3.2.5 漸開線少齒差行星傳動的強度計算 . 16 3.3 軸的設計計算 . 21 3.3.1 輸入軸 . 21 3.3.2 輸出軸 . 27 3.4 軸承的選擇設計 . 29 3.4.1 軸承 1、 4 的設計計算 . 29 3.5 減速器的箱體設計 . 34 結論 . 36 參考文獻 . 37 致 謝 . 38聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - I - 摘 要 電 梯產品作為機電一體化的特種設備，是機械裝置、電力驅動和計算機控制的集中體現(xiàn)。節(jié)能技術、控制技術、安全技術以及新技術材料在電梯上的應用帶動整個行業(yè)的技術進步。少齒差行星齒輪傳動是專指漸開線少齒差行星齒輪傳動而言的。漸開線少齒差行星齒輪傳動以其適用于一切功率 、速度范圍和一切 T作條件，受到了世界各國的廣泛關注。成為世界各國在機械傳動方面的重點研究方向之一。 關鍵詞： 少齒差；齒輪傳動； 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - II - Abstract Elevator products as electromechanical integration of special equipment,is a mechanical device, electric drive and computer control of the concentrated.Energy saving technology, control technology, security technology and new materials technology application in elevators along the entire line.Planetary gear drive with small teeth difference is to point to the involute planetary gear drive with small teeth difference character.Involute planetary gear drive with small teeth difference with its applicable to all power, speed range and all T conditions, got the wide attention of the world. Become the world in the mechanical transmission is one of the key research direction. Key words: Elevator； few teeth difference； gear transmission；聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 1 電梯少齒差傳動減速器的設計 1 緒 論 1.1 電梯的發(fā)展狀況 電梯的雛形是公元前 1115 年至 1079 年間我國勞 動人民發(fā)明轆轤。 1852 年，世界上第一臺在德國柏林電梯誕生了，采用電動機拖動。以后，美國出現(xiàn)以蒸汽機為動力的客梯。美國人奧的斯研究出電梯的安全裝置，開創(chuàng)了升降機工業(yè)或者說電梯工業(yè)新紀元。 1857 年，世界第一臺載人電梯問世，為不斷升高的高樓提供了重要的垂直運輸工具。 1889 年奧的斯公司在紐約試制成功第一臺電力驅動蝸輪減速的電梯，這一設計思想為現(xiàn)代化的電梯奠定了基礎，它的基本結構至今仍被廣泛使用。 100 多年來，中國電梯行業(yè)的發(fā)展經歷了以下幾個階段 ： 對進口電梯的銷售、安裝、維保階段 (1900 1949 年 )，這一階段我國電梯擁有量僅約 1100 多臺； 獨立自主，艱苦研制、生產階段（ 1950 1979 年），這一階段我國共生產、安裝電梯約 1 萬臺； 建立三資企業(yè)，行業(yè)快速發(fā)展階段（自 1980 年至今），這一階段我國共生產、安裝電梯約 40 萬臺。目前，我國已成為世界最大的新裝電梯市場和最大的電梯生產國。 電梯產品作為機電一體化的特種設備，是機械裝置、電力驅動和計算機控制的聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 2 集中體現(xiàn)。節(jié)能技術、控制技術、安全技術以及新技術材料在電梯上的應用帶動整個行業(yè)的技術進步。國際上電梯技術水平較高的國家主要是德國、美國、日本、瑞 士等，這些國家的電 梯品牌在設計、制造及技術性能等方面均居于世界領先地位，電梯的原創(chuàng)技術基本為這些廠家開發(fā)。目前我國電梯在技術水平上與世界先進水平相差不多，差距主要集中在高端市場高速電梯產品、節(jié)能環(huán)保型電梯技術、既有建筑傳統(tǒng)電梯節(jié)能改造技術、電梯智能化信息化控制技術等方面，技術差距一般在 5 10 年。 中國電梯行業(yè)外商云集，國際上最大的電梯公司幾乎全部進入中國，最先進的電梯產品爭先在中國生產。美國奧的斯、瑞士迅達、芬蘭通力、德國蒂森，日本三菱、日立、東芝、富士達等世界最負盛名的電梯公司先后在北京、天津、上海、廣 州、沈陽、杭州、廊坊等地投資建廠。他們大多用合資的方式建設了最好的工廠，裝備了最好的設備，引進了最好的技術，合資企業(yè)在國內的市場份額已超過 80%。 2008 年中國電梯產量達 25 萬臺， 2009 年我國電梯產量比 2008 年增長 5%，出口減少 30%左右，國內市場增長 13%。 在電梯采購量急速上升的同時，巨大的電梯能耗已使電梯節(jié)能作為電梯行業(yè)發(fā)展的一項重要指標。實際上，近年各大電梯廠商紛紛加大了節(jié)能電梯的研發(fā)力度，節(jié)能電梯正成為國內越來越多的大型工程的首選，也成為了電梯行業(yè)的發(fā)展趨勢。 隨著舊樓加裝電梯、樓宇電梯改造 以及房地產市場快速發(fā)展，對電梯的需求越來越大。估計未來 50 年中國新增住房面積將達到 200 億平方米。國家規(guī)定 20米以上高樓就應安裝電梯，因此未來電梯最大的市場就是住宅市場。此外，機場、聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 3 商場、地鐵等大型公共設施建設對自動扶梯、觀光電梯等電梯的需求量也十分可觀。 在今后幾年無論是行業(yè)發(fā)展將有很大飛躍，行業(yè)思維也將有很大改進，產品質量更穩(wěn)定發(fā)展。 1.2 電梯的結構組成 電梯一般由以下幾部份組成： 1、曳引系統(tǒng) 2、導向系統(tǒng) 3、門系統(tǒng) 4、轎箱系統(tǒng) 5、重量平衡系統(tǒng) 6、電氣控制系統(tǒng) 7、安全保護系統(tǒng) 1.3 電梯的驅動裝置和制動 系統(tǒng) 1.3.1 驅動裝置 根據(jù)電梯使用的不同要求，電梯的驅動可采用曳引驅動，液壓驅動，卷筒驅動，及齒輪齒條，螺桿驅動等方式。 1.3.2 制動系統(tǒng) 電梯中大多采用 電磁制動器 ， 安裝在曳引機上 ， 一般與電動機同軸 。 通電時松開 ， 斷電時抱閘 。 1.3.3 少齒差齒輪傳動的基本原理、特點和應用 少齒差行星齒輪傳動原理 圖 1.1 所示漸開線少齒差行星傳動機構示意圖中， 1 為固定中心內齒輪， 2 為行星輪，運動由系桿 H 輸入，通過等角速比機構由軸 V 輸出。由于中心輪與行星輪的齒廓均為漸開線，且齒數(shù)差很少（一般為 14）故稱為少 齒差行星傳動，又稱 K H V 行星輪系。 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 4 圖 1-2 漸開線少齒差行星傳動機構示意圖 一般所講的少齒差行星齒輪傳動是專指漸開線少齒差行星齒輪傳動而言的。漸開線少齒差行星齒輪傳動以其適用于一切功率 、速度范圍和一切 T 作條件，受到了世界各國的廣泛關注。成為世界各國在機械傳動方面的重點研究方向之一。 少齒差行星齒輪傳動的特點和應用 (1)加工方便、制造成本較低漸開線少齒差傳動的特點是用普通的漸開線齒輪刀具和齒輪機床就可以加工齒輪，不需要特殊的刀具與專用設備，材料也可采用普通齒輪材料 。 (2)傳動比范圍大，單級傳動比為 10 1000 以上 。 (3)結構形式多樣，應用范圍廣，由于其輸入軸與輸出軸可在同一軸線上，也 可以不在同一軸線上，所以能適應各種機械的需要 。 (4) 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 。 (5)運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大 。 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 5 2 電梯驅動系統(tǒng)的設計 2.1 電梯用電動機的選擇設計 2.1.1 電梯常用電機類型 電梯用電動機應具有斷續(xù)周期性工作 ,頻繁啟動 ,正反方向運轉 ,較大的啟動轉矩 ,較硬的機械特性 ,較小的啟動電流等特性 .分為交流電動機和直流電動機兩種 .交流電動機分為異步電動機 ,同步電動機 ,永磁同步電動機 。 2.1.2 電動機的選擇計算 電梯電動機的容量在初選和核算時，可用經驗公式按靜功率，計算公式為： 102 )1( QVKP (2.1) 式中： P 電動機功率（ kW）； K 電梯平衡系數(shù)； Q 電梯額定載重量（ kg）； V 電梯額定速度（ m/s）； 載重效率系數(shù)。 對于電梯平衡系數(shù) K，此處設計應用為客梯，取 K=0.4； 電梯額定載重量為 1500kg；額定速度為 0.25m/s； 載重效率系數(shù)，對交流電梯取 0.5；直流電梯取 0.7；此處為交流電梯，取 0.5。 代入數(shù)據(jù)，可得所需電機凈功率為： kWP 1.445.0102 25.01 5 00).401( 對于少齒差齒輪傳動，效率一般為 0.8-0.94，此處取 0.9； 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 6 聯(lián)軸器效率一般取 0.99。 在輸出軸和電機之間，機械傳動總效率 =0.9 0.99=0.891； 則電機額定功率 kWPP 95.48 91.0 41.48 91.0 據(jù)此，選擇電動機型號為： Y132M2-6 型三相異步電動機。 額定功率為 5.5kW，額定電流為 12.6A，額定轉速為 960r/min。 2.2 制動器的設計 2.2.1 制動器的工作原理和基本要求 1 工作原理 當電梯處于靜止狀態(tài)時，曳引電動機、 電磁 制動器的線圈中均無電流通過，這時因電磁鐵芯間沒有吸引力、制動瓦塊在制動彈簧壓力作用下，將制動輪抱緊，保證電機不旋轉；當曳引電動機通電旋轉的瞬間，制動電磁鐵中的線圈同時通上電流，電磁鐵芯迅速磁化吸合，帶動制動臂使其制動彈簧受作用力，制動瓦塊張開，與制動輪完全脫離，電梯得以運行；當電梯轎廂到達所需停站時，曳引電動機失電、制動電磁鐵中的線圈也同時失電，電磁鐵芯中的磁力迅速消失，鐵芯在制動彈簧的作用下通過制動臂復位，使制動瓦塊再次將制動輪抱住，電梯停止工作。 制動器是電梯曳引機中最重要的安 全裝置 ， 它能使運行的電梯轎廂和對重在斷后后立即停止運行 ,并在任何停車位置定位不動 。 在正常斷電或異常情況下均可實現(xiàn)停車。 2 制動器功能基本要求： 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 7 當電梯動力電源失電或控制 電路 電源失電時，制動器能立即進行制動。 當轎廂載有 125%額定載荷并以額定速度運行時，制動器應能使曳引機停止運轉。 電梯正常運行時，制動器應在持續(xù)通電情況下保持松開狀態(tài)；斷開制動器的釋放電路后，電梯應無附加延遲地被有效制動。 切 斷制動器的電流，至少應用兩個獨立的電氣裝置來實現(xiàn)。電梯停止時，如果其中一個 接觸器 的主觸點未打開，最遲到下一次運行方向改變時，應防止電梯再運行。 裝有手動盤車手輪的電梯曳引機，應能用手松開制動器并需要一持續(xù)力去保持其松開狀態(tài)。 2.2.2 常見電磁制動器的類型 : 1 電磁粉末制動器 2 電磁渦流制動器 3 電磁摩擦式制動器 結構組成：制動電磁鐵、制動臂、制動瓦塊、制動彈簧。 。 2.2.3 電磁制動器的尺寸 設計 根據(jù)電動機的參數(shù)性能，選擇短程直流電磁鐵塊式制動器，如圖 2-1 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 8 圖 2-1 短行程直流電磁鐵塊式制動器 1-直角杠桿； 2-調整螺釘； 3-彈簧； 4-手柄； 5-動鐵心 制動器型號： TJ2A-300 型電磁制動器（ JB/ZQ4715-1998）。寬度 430mm，高度 623mm；制動輪直徑為 300mm，額定制動轉矩為 2400N m 。 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 9 3 少齒差傳動減速器的設計 3.1 少齒差傳動傳動機構的結構分析 設計少齒差行星傳動與設計簡單的行星齒輪傳動一樣，首先應該合理的選擇其結構型式。此次設計中，少齒差減速器是應用 在升降式電梯中的，啟動很頻繁，載荷較小，無劇烈沖擊，工作條件較好。 初步選定臥式 K-H-V 型少齒差行星傳動結構。 圖 3-1 K-H-V 型少齒差行星傳動機構 3.2 少齒差傳動的幾何尺寸計算和運動參數(shù)設計 3.2.1 類型選擇及齒輪齒數(shù)確定 1 按圖 3.1 所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動； 2 齒數(shù)計算 曳引輪的轉速 602 vn d(3.1) 代入數(shù)據(jù)： 6 0 0 . 2 5 1 0 0 09 . 9 5 / m i n2 4 8 0nr聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 10 電機轉速： 9 6 0 / m innr 3.齒輪減速器的減速比為： 9 6 0 / 9 . 9 5 9 6 . 4 8i 圖 3.1 中的減速比計算公式為：1 1 2 2 11 1 /HHi i z z 故 1 1 2 1/ ( )Hi z z z 齒數(shù)差pz一般為 1 4； 若211zz，則1Hi為1z，與理論減速比差別較大，不合適。 若212zz，則212zz；內齒輪齒數(shù)2z取偶數(shù)，則1z也應取偶數(shù)。 取1 194z ，則2 196z ，此時，1 97Hi ，符合要求。 3.2.2 基本參數(shù)的選擇 行星輪材料選用 38SiMnMo，調質，表面淬火， HRC45-55（硬齒面）； 內齒輪材料選用 40Cr ，調質，滲碳淬火， HRC48-55（硬齒面） 精度選用 7 級 齒數(shù)：1 194z ，2 196z 模數(shù)： m=2 壓力角 ：壓力角已經標準化，較常用的壓力角為 20 15 oo、 或 25o 等；我國規(guī)定標準壓力角 20 o 。 所以，這里采用的壓力角為： 20 o 齒頂高系數(shù) *ah ： 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 11 在少齒差行星傳動中，目前采用的齒頂高系數(shù)為 * 0.60.8ah 。經研究可知，在齒數(shù)差一定的情況下，適當減少 *ah值，可使嚙合角 減小。這不僅有利于消除齒廓重疊干涉，而且也有利于提高傳動效率和輪齒的彎曲強度；但會致使齒輪嚙合副的 重合度降低。 齒頂高系數(shù)選擇： * 0.8ah 頂隙系數(shù) *c ： 根據(jù)我國基準齒形規(guī)定，漸開線齒輪的頂隙系數(shù) * 0.25c ，故一般齒輪刀具的齒頂高系數(shù)為 * * *0 1 0 . 2 5 1 . 2 5aah h c 。在少齒差行星傳動中，若取齒頂高系數(shù)為 * 0.8ah ，則得其頂隙系數(shù)為 * 0.45c ，可見徑向間隙增 大很多。實際上，對于漸開線齒輪的短齒廓，一般取其頂隙系數(shù)為 * 0.3c 。當采用插齒法或剃齒法加工齒輪時，頂隙系數(shù)允許增加到 * 0.35c 。 頂隙系數(shù)選擇： * 0.3c 插齒刀齒數(shù)0z： 在加工內齒輪時，大都選用標準插齒刀具。為了避免被加工內齒輪產生頂切現(xiàn)象，就應合理地選取插齒刀齒數(shù)0z。 當被加工內齒輪的齒數(shù)2z一定時，若插齒刀齒數(shù)0z越少，則產生范成頂切的可能性越大。 內齒輪齒數(shù)為 2 196z ，選取插齒刀齒數(shù)為 0 38z 。（見行星齒輪傳動機構P393） 嚙合角 和變位系數(shù) x 的確定： 采用試湊法。 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 12 取變位系 數(shù) 1 1x，2 1.3x 。 計算無齒側間隙嚙合方程式 21212 t a n xxi n v i n v zz （ 3.2） 代入數(shù)據(jù)，則有 0 . 30 . 0 1 4 9 0 4 2 t a n 2 0 0 . 1 2 4 0 9 52i n v o 查漸開線函數(shù)表，可得 46 26 o ，即： 46.43 o 中心距分離系數(shù)：21 c o s( ) ( 1 ) / 2c o sy z z 代入數(shù)據(jù)，可得： c o s 2 0( 1 9 6 1 9 4 ) ( 1 ) / 2 0 . 3 6 3 3 7 4c o s 4 6 . 4 3y oo中心距： 中心距公式為： a a ym （ 3.3） 代入數(shù)據(jù)，可得： 2 1 9 6 1 9 4 2 0 . 3 6 3 3 7 4 2 2 .7 2 6 7 4 9a m m （ ） （ ） 3.2.3 齒頂厚 齒頂厚公式： 外齒輪： 1 1 1 1 11c o s 2 t a n ( ) c o s 2a t aams x x z i n v i n v （ 3.4） 內齒輪：2 2 2 2 22c o s 2 t a n ( ) c o s 2a t aams x x z i n v i n v （ 3.5） 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 13 式中： 12ttxx、 切向變位系數(shù)；這對齒輪無切向變位，所以：120ttxx。 12aa、 齒頂圓壓力角；計算公式為：111a r c c o s baadd ， 22 2a r c c o s ba add 對于外齒輪來說， 齒根圓直徑： *1 1 12 ( )fad d m h c x （ 3.6） 齒頂圓直徑： *12 22afd d a c m （ 3.7） 基圓直徑：11cosbdd（ 3.8） 對于內齒輪來說， 齒根圓直徑：2 0 2 0 22fad d a（ 3.9） 式中，02a為加工2z時的中心距；02ad為插齒刀02z的齒頂圓直徑。 齒頂圓直徑： *21 22afd d a c m （ 3.10） 基圓直徑：22cosbdd（ 3.11） 代入 數(shù)據(jù)得：1 2 1 9 4 2 2 ( 0 . 8 0 . 3 1 ) 3 8 7 . 6fd 02 82.68ad 加工內齒輪時的嚙合角 0 為： 0002 t a n xxi n v i n v zz （ 3.12） 0 0 . 4 2 1 . 30 . 0 1 4 9 0 4 2 t a n 2 0 0 . 0 1 8 9 5 83 8 1 9 6i n v o聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 14 查漸開線函數(shù)表，可得0 21 36 o，即：0 21.6 o0020() c o s 2 1 9 6 3 8 c o s 2 0 1 5 9 . 6 92 c o s 2 c o s 2 1 . 6m z za oo（ ） 則可得 2 8 2 . 6 8 2 1 5 9 . 6 9 4 0 2 . 0 6fd 1 4 0 2 . 0 6 2 2 . 7 2 7 2 0 . 3 2 3 9 5 . 4 0 6 3 9 5 . 4 1ad 2 3 8 7 . 6 2 2 . 7 2 7 2 0 . 3 2 3 9 4 . 2 5 4 3 9 4 . 2 5ad 1 2 1 9 4 c o s 2 0 3 6 4 . 6 0bd o2 2 1 9 6 c o s 2 0 3 6 8 . 3 6bd o1 3 6 4 . 6 0a r c c o s 2 2 . 7 73 9 5 . 4 1a o2 3 6 8 . 3 6a r c c o s 2 0 . 8 83 9 4 . 2 5a o則外齒輪齒頂厚： 12 c o s 2 0 0 2 1 t a n 2 0 1 9 4 ( 2 2 . 7 7 2 0 ) c o s 2 2 . 7 7 21 . 7 5as i n v i n v oo o oo所以10.25asm ，符合要求。 12 c o s 2 0 0 2 1 t a n 2 0 1 9 6 ( 2 0 . 8 8 2 0 ) c o s 2 0 . 8 8 22 . 0 9as i n v i n v oo o oo所以，20.25asm ，符合要求。 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 15 3.2.4 兩個主要限制條件的驗算 在進行了少齒差行星傳動基本參數(shù)的選擇和幾何尺寸的計算之后，接著應進行其兩個主要限制條件的驗算，兩個主要限制條件是：連續(xù)嚙合傳動條件和內嚙合齒輪副的安裝條件。 連續(xù)嚙合傳動條件 為了保證內嚙合齒輪副連續(xù)傳動，一般必須使少齒差行星傳動的重合度1。驗 算內嚙合齒輪傳動連續(xù)嚙合條件的公式： 1 1 2 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n ) 12 aazz （ 3.13） 代入數(shù)據(jù)，可得： 1 1 9 4 ( t a n 2 2 . 7 7 t a n 4 6 . 4 3 ) 1 9 6 ( t a n 2 0 . 8 8 t a n 4 6 . 4 3 ) 21 . 3 9 5 o o o o所以，1，符合要求。 內嚙合齒輪副的安裝條件 對于齒數(shù)差較大的（例如齒數(shù)差大于 10 的）漸開線內嚙合齒輪副，可以較方便地將外齒輪 1 從軸向裝入到內齒輪 2 中，且可以與其進行正常的嚙合傳動。但是當齒數(shù)差較少時，將會使其輪齒產生碰撞現(xiàn)象：即兩輪的齒廓將會重迭起來，而無法將外齒輪 1 從軸向裝入到內齒輪 2 中去。 驗算其齒廓不重迭干 涉條件的公式： 1 1 1 2 2 2( ) ( ) 0s a aG z i n v i n v z i n v i n v （ 3.14） 式中， 12、 輔助角， rad?？砂聪率角蟮茫?聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 16 2 2 22111a r c c o s 2aaar r aar（ 3.15） 2 2 22122a r c c o s 2aaar r aar（ 3.16） 根據(jù)之前求出的齒頂圓直徑可得：1 197.70ar ，2 197.13ar 。 代入數(shù)據(jù)得： 2 2 211 9 7 . 1 3 1 9 7 . 7 0 2 . 7 2 7a r c c o s 1 0 2 . 4 52 2 . 7 2 7 1 9 7 . 7 0 o 2 2 221 9 7 . 1 3 1 9 7 . 7 0 2 . 7 2 7a r c c o s 1 0 1 . 6 82 2 . 7 2 7 1 9 7 .1 3 o 換算成弧度，即：1 1 .7 8 8 0 9 rad （ ）；2 1 .7 7 4 6 5 ( )ra d 代入數(shù)據(jù)，可得： 1 9 4 ( 2 2 . 7 7 4 6 . 4 3 1 . 7 8 8 0 9 ) 1 9 6 ( 2 0 . 8 84 6 . 4 3 1 . 7 7 4 6 5 )0 . 2 9 9 8 2sG i n v i n v i n vi n v o o oo 所以符合要求。 3.2.5 漸開線少齒差行星傳動的強度計算 少齒差行星傳動中作用力的分析 內齒輪作用在行星輪上的分度圓切向力 212000tTF d （ 3.17） 則，節(jié)圓切向力為：212 0 0 0 c o sc o stTF d 徑向力為： 212 0 0 0 s i nc o srTF d 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 17 各柱銷作用于行星輪上合力的近似最大值 24000wTF R （ 3.18） 行星輪對柱銷的最大作用力：2m a x 4000wwTQ zR 轉臂軸承受力： 22()R t rF F F F 注：以上的式子中， 2T 輸出轉矩，在雙偏心（即行星輪個數(shù)為 2）時，以20.6T代替2T， Nm ； 1d 行星輪分度圓直徑， mm ；wR 銷孔中心圓半徑， mm ； wz 柱銷數(shù)目。 2225 . 5 0 . 99 5 5 0 9 5 5 0 4 7 7 59 . 9 0PT N mn ； 由之前的數(shù)據(jù)可得，行星輪齒根圓半徑為 387.6mm，則取銷孔中心圓半徑wR為 150mm，柱銷數(shù)目wz取 8。 則代入受力分析的公式可得： 2 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 1 4 7 6 8 . 0388tFN2 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 c o s 4 6 . 4 3 1 0 8 3 2 . 03 8 8 c o s 2 0t oo2 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 s i n 4 6 . 4 3 1 1 3 8 6 . 63 8 8 c o s 2 0rFN oo4 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 2 4 3 1 8 . 9150 m a x 4 0 0 0 0 . 6 4 7 7 5 95508 1 5 0QN聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 18 221 0 8 3 2 . 0 ( 1 1 3 8 6 . 6 2 4 3 1 8 . 9 ) 3 7 3 1 2 . 4RFN 少齒差行星傳動的齒根彎曲強度計算 在漸開線少齒差行星傳動中，由于嚙合齒輪副為內接觸，其兩齒廓的曲率中心在同一方向，而且兩曲率半徑12、相差甚小 ；因此，相互的接觸面積大，接觸應力較小。所以，對于少齒差行星傳動，其主要的失效形式一般為輪齒折斷；而不會產生齒面點蝕破壞。故在此僅需要進行齒根彎曲強度計算，且不需要驗算其齒面接觸強度。 對于漸開線少齒差行星傳動，其行星輪和內齒輪可采用如下的齒根彎曲強度驗算公式： 111t p FF F PF K K Ybm； 22 1 21FF F F PFYY 式中， 12FF、 分別為行星輪和內齒輪的齒根彎曲應力， 2/N mm ； b 齒寬， mm ； 12FFYY、 分別為行星輪和內齒輪的齒形系數(shù)； K 載荷系數(shù)； PK 行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，可取 1.21.3PK ； 12FP FP、 分別為行星輪和內齒輪的許用齒根彎曲應力， 2/N mm 。 齒寬 b,在少齒差行星傳動中，通常取齒寬系數(shù)為 0.1 到 0.2，在此處，齒寬初取為 45mm。（考慮到后面選擇軸承） 載荷系數(shù) K，可按下式確定： 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 19 AVK K K K （ 3.19） 試用場合系數(shù)AK是考慮由于嚙合外部因素引起的過載影響的系數(shù)，其AK值取決于原動機和工作機的特 性、質量比、聯(lián)軸器以及運行情況。在這里，取1.0AK 。 動載系數(shù)VK是考慮大、小齒輪嚙合振動產生的內部附加動載荷影響的系數(shù)。系數(shù)VK值與齒輪副的傳動誤差，大、小齒輪的質量，嚙合剛度，特別是在嚙合循環(huán)中的剛度變化，切向力的大小，以及承載齒面上的接觸情況等因素有關。在這里，取 1.2VK 。 載荷分布系數(shù) K是考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻的影響系數(shù)。系數(shù) K值與齒輪的制造精度、安裝布置情況，齒輪剛度，輪齒接觸變形，以及附加載荷等因素有關。在這里，取 1K 。 則有： 1 1 .2 1 1 .2K 行星輪間載荷不均勻系數(shù)PK主要是考慮到：由于轉臂和齒輪及其箱體等的制造和安裝誤差、構件的受載變形及傳動機構的結構等因素，而 致使各行星輪間載荷分布不均勻。在行星齒輪傳動中，其行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)PK的數(shù)值范圍為 1 PPKn。（ P n 為行星輪個數(shù)）在這里，行星輪個數(shù)為 2，所以，取 1.5PK 。 齒形系數(shù) 12FFYY、 ，通過查表可得： 1 1.76FY 2 1.83FY 代入數(shù)據(jù)，可得： 1 1 4 7 6 8 . 0 1 . 2 1 . 5 1 . 7 6 5 1 9 . 84 5 2F M P a ；2 1 . 8 3 5 1 9 . 8 5 4 0 . 51 . 7 6F M P a 關于許用齒根應力 FP 的計算： 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 20 設計的行星齒輪為單向受載，則其許用齒根應力為：OFF P F N xFYYS 式中OF 輪齒的彎曲疲勞極限， 2/N mm ；通過查表可得 ，OF值為 800到 900，這里取 28 2 0 /OF N m m ；對于承受載荷的可正、反方向運行的齒輪，其OF值應乘以系數(shù) (1.1 1.2)FK，取 1.2FK ； 28 2 0 1 . 2 9 8 4 /OF N m m ； FS 彎曲安全系數(shù)；通過查表得到 1.7FS ； xY 尺寸系數(shù)，按模數(shù)查表，可得： 1xY； FNY 彎曲壽命系數(shù)； 設計采用的是硬齒面，則： 69 4 1 0FNeFY N 電梯載荷比較穩(wěn)定，其應力循環(huán)次數(shù)FN為： 60 HF p nN n r t式中 Hn 在行星傳動中，齒輪相對于轉臂 H 轉速， /minr ； 9 6 0 ( 9 . 9 ) 9 6 9 . 9 / m i nHnr ； pr 齒輪每轉一周，同一側齒面的嚙合次數(shù)，則 1pr ； t 在載荷作用下的工作總時數(shù)， h； 代入數(shù)據(jù)，可得： 96 0 9 6 9 . 9 1 1 2 3 0 0 1 0 2 . 1 1 0FN 所以， FN 遠遠大于 64 10 ，則取 64 10FN ，即得 1FNY 。 984 1 1 5 7 8 . 8 M P a1 . 7FP 所以，符合齒根彎曲強度要求。 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 21 3.3 軸的設計計算 軸的扭轉強度條件為： 395500000 . 2TTTPT nWd （ 3.20） 式中：T 扭轉切應力， MPa ； T 軸所受的扭矩， N mm ； TW 軸的抗扭截面系數(shù)， 3mm ； n 軸的轉速， /minr ； P 軸傳遞的功率， kW ； d 計算截面處軸的直徑， mm ； T 許用扭轉切應力， MPa 。 由上式可得軸的直徑：3333 09 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 00 . 2 0 . 2 TTP P PdAn n n 式中，30 95500000 .2 TA ，查表（機械設計 P370）。 當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的削弱。對于直徑100d mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 3%；有兩個鍵槽時，應增大 7%。對于直徑 100d mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%到 7%；有兩個鍵槽時，應增大 10%到 15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。 3.3.1 輸入軸 1、初步確定軸的最小直徑 材料采用 40Cr，調質。由之前計算的齒輪徑向 力可知，輸入軸所受的彎矩較大，所以取 0 110A ，功率 P 取電機功率，轉速為 960 /minr 。 則初步確定軸的最小直徑為：3m i n 5 . 51 1 0 1 9 . 6 8960d m m 由于要采用聯(lián)軸器傳遞動力，所以軸端需要開鍵槽，軸徑增大 5%，即： 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 22 m i n m i n (1 5 % ) 2 0 . 6 6d d m m 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑12d（圖 3-2）。為了使所選的的軸直 徑12d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩0ca AT K T，查表（機械設計表 14-1 P351），考慮到轉矩變化很小，故取 1.3AK ，則：0 5 . 51 . 3 9 5 5 0 7 1 . 1 3960c a AT K T N m 按照計算轉矩caT應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 5014 85GB ，選用HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 315Nm 。半聯(lián)軸器的孔徑1 22d mm，故取12 22d mm ，半聯(lián)軸器長度 52L mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度38L mm 。 2、軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案，經過分析，采用圖 3-2 所示的裝配方案。 圖 3-2 輸入軸結構與裝配 根據(jù)軸向定位的要 求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1-2 軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3軸段的直徑 23 30d mm ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 38L mm ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 23 不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度應比1L略短一些，現(xiàn)取 mml 3521 ； 5-6 軸段直徑取 25mm； 4-5 軸段直徑取 30mm，取 3-4 軸段直徑為 35mm。 2）初步選擇滾動軸承。輸入軸上安裝有四個軸承，從左至右依次為軸承 1、軸承 2、軸承 3、軸承 4。因軸承只受徑向力（軸向力沒有，或者很小），故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)安裝及定位條件，由軸承目錄中初步選取深溝球軸承 6206型與 6205型， 6206型軸承的尺寸為： mmmmmmBDd 166230 ，故 mml 1654 ； 6205 型軸承的尺寸為： mmmmmmBDd 155225 。 取安裝偏心軸套處的軸端直徑為 25mm；左行星輪軸承的左端與左軸承采用套筒定位；右行星輪軸承的右端與右軸承也采用套筒定位。為了使套筒端面可靠地壓緊軸承，軸套與軸承配合處的長度應略短于軸承寬度 B。 軸承端蓋的總寬度為（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加潤滑脂的要求，去端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端面間的距離 mml 30 ，故取 mml 3032 ；取 mml 1043 。 取軸承 1 和軸承 2 之間的間距為 14mm；軸承 2 和軸承 3 的間距為 5mm；軸承 3 和軸承 4 的間距為 10mm；故 mml 13365 。 軸承 4 采用圓螺母實現(xiàn)軸向定位。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上零件的周向定位 聊城大學東 昌學院本科畢業(yè)論文 - - 24 半 聯(lián)軸器、偏心軸套與軸的周向定位均采用平鍵連接。與半聯(lián)軸器連接的平鍵規(guī)格為： mmmmmmLhb 2866 ；與偏心軸套連接的平鍵規(guī)格為：mmmmmmLhb 8078 。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設計表 15-2（ 365 頁），取軸端倒角為 o451 ，各軸肩出的圓角半徑取 2mm。 3、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖 3-2）做出軸的計算簡圖（圖 3-3）。作為簡支梁的軸的支承跨距 mmLLL .51 3 44050.544432 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 3-3）。 圖 3-3 輸入軸的載荷分析圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 B 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 B