一齿差减速卷扬机设计

一齿差减卷扬机设计摘要本次毕业设计的目标是设计一款结构新颖的卷扬机，减速器安装在卷筒内部，使结构非常紧凑。减速器采用一齿差行星传动，内齿圈与卷筒固定在一起，行星齿轮有两个，采用对称布置，以减少因惯性力引起的振动。输出机构采用柱销式，用键与支座固定，不能转动。主动轴转动时，使行星轮与内齿轮啮合，由于输出机构不动，行星齿轮只能公转，不能自传，迫使内齿圈转动带动卷筒转动。由于内齿轮和外齿轮的齿数差少，因此在渐开线少齿差内啮合传动中,常常会产生各种干涉。为了保证内啮合传动的正常运转,设计时要满足主要的两个限制条件是，即要保证啮合率不小于1同时不发生齿廓重迭干涉。设计的主要过程包括根据使用条件和载荷状况，选择合理的结构形式；根据结构和强度的要求，选用合适的材料，选定标准模数M，算出主要的结构参数。在结构设计的同时，对主要的受力零件进行强度计算。本次设计的难点在于齿廓重叠干涉的验算，在设计的过程中通过多次变换变位系数和齿顶高系数以达到要求。关键词减速器少齿差齿廓重叠干涉变位系数DESIGNOFONETOOTHNUMBERDIFFERENCEDECELERATIONHOISTABSTRACTMYGOALISTODESIGNAKINDOFTHEDRUMWITHANOVELSTRUCTURE,ANDTHETRANSMISSIONWILLBEINSTALLEDINITTHETRANSMISSIONUSETHESTRUCTUREOFONETOOTHNUMBERDIFFERENCEPLANETARY,WITHINTHERINGGEARANDTHEREELISFIXEDTOGETHERTHEREARETWOPLANETARYGEAR,THEUSEOFSYMMETRICALARRANGEMENT,TOREDUCETHEVIBRATIONDUETOTHEINERTIAFORCEOUTPUTINSTITUTIONSTAKETHETYPEOFPINANDFIXEDWITHKEYANDBEARING,ITCANNOTTURNAXISROTATION,PLANETARYGEARWITHTHEGEARMESH,FIXEDOUTPUTMECHANISM,THEPLANETARYGEARCANONLYREVOLUTIONCANNOTAUTOBIOGRAPHICAL,FORCINGTHEINTERNALGEARROTATIONTODRIVETHEREELROTATIONBECAUSETHEANNULARGEARANDEXTERNALGEARSNUMBEROFTOOTHDIFFERENCEISVERYSMALLTHEREFORE,INVOLUTEINTERNALGEARDRIVEWITHSMALLTOOTHDIFFERENCE,OFTENPRODUCESAVARIETYOFINTERFERENCEINORDERTOENSURETHENORMALOPERATIONOFTHEGEARTRANSMISSION,ITISDESIGNEDTOSATISFYTWOMAINCONDITIONSTHETWOMAINLIMITINGCONDITIONISTHATITMUSTGUARANTEEDOESNOTHAVETHETOOTHOUTLINEOVERLAPINTERFERENCEANDMESHINGRATESMALLERTHAN1THEMAINDESIGNPROCESSINCLUDSTHESTRUCTUREUNDERTHECONDITIONSOFUSEANDLOADCONDITIONSANDAREASONABLECHOICEACCORDINGTOTHESTRUCTUREANDSTRENGTHREQUIREMENTS,THEAPPROPRIATECHOICEOFMATERIALS,SELECTIONCRITERIAMODULUSM,CALCULATETHEMAJORSTRUCTURALPARAMETERSWHILEDOTHESTRUCTURALDESIGN,STRENGTHCALCULATIONOFTHEMAINPARTSTHEDESIGNOFTHEDIFFICULTYLIESINOVERLAPPINGTOOTHPROFILEINTERFERENCECHECKINGINTHEDESIGNPROCESS,WECHANGESEVERALVARIABLEBITCOEFFICIENTSANDTHEADDENDUMMODIFICATIONCOEFFICIENTTOMEETTHEREQUIREMENTSKEYWORDSTRANSMISSIONSMALLTOOTHNUMBERDIFFERENCEOUTLINEOVERLAPINTERFERENCEVARIABLEBITCOEFFICIENT目录1绪论111卷扬机112渐开线行星齿轮传动1121行星齿轮传动1122渐开线少齿差行星传动113设计任务及简述2131设计要求2132卷扬机的技术性能2133任务内容22卷扬机设计及参数的确定321卷扬机工作级别的确定322钢丝绳的选取323滚筒几何尺寸的设计324钢丝绳在卷筒上固定425钢丝绳在卷筒上固定的计算43减速装置的设计631少齿差传动原理632齿轮的精度等级和材料选定733齿轮齿数，模数的确定834齿轮几何尺寸的确定935齿轮公法线长度的确定1436齿轮的结构设计14361外齿轮的结构设计14362外齿轮上销轴孔的设计15363内齿轮的结构设计1537传动内部结构的选定与设计16371偏心轴结构的设计16372转臂轴承的选定17373其余轴承的选定1838其余零件结构的设计184主要零件的校核2141传动效率计算2242少齿差行星齿轮受力分析及校核23421齿轮受力的分析23422行星齿轮轮齿弯曲强度校核2443输出机构受力2544转臂轴承受力2545销轴的强度校核计算2646键的校核计算27461联轴器处键的校核27462固定轴处键的校核2747轴承寿命的校核2848输入轴（偏心轴）的强度校核2949卷扬速度校验31410卷扬机强度校核325基于PROE的一齿差减速卷扬机零件设计3351主要零件建模33511轴的建模33512齿轮的建模3452虚拟装配35参考文献36致谢371绪论11卷扬机卷扬机又叫绞车，是由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。它是一种垂直提升、水平或倾斜拽引的简单起重装置。在国外，卷扬机的品种繁多，应用也很广泛。在西方技术先进的国家中，即使是在工业水平先进，机械化程度不断提高，起重设备也在不断更新的前提下，仍不能完全淘汰卷扬机这样的行之有效的简单机械设备。而与此同时，国内卷扬机也在向大型化、采用先进电子技术、发展手提式卷扬机和大力发展不带动力源装置的卷扬机的方向发展。12渐开线行星齿轮传动121行星齿轮传动在我国约在60年代以后，对行星传动才进行了较深入、系统的研究和试制工作。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比具有结构紧凑、体积小和重量轻，传动比很大，传动效率较高和运动平稳、抗冲击和抗振动的能力较强等一系列的优点。从而使行星齿轮传动在冶金、矿山、起重运输、化工和汽车等诸多工业部门中得到广泛的应用。122渐开线少齿差行星传动“少齿差”传动，就是指由一对齿数差很少（通常1、2、3或4）的渐开线内啮合齿轮副组成的KHV（N）型行星齿轮传动。一对内啮合齿轮能获得很大的传动比，当两齿数的齿数差愈少,传动比愈大，但同时发生干涉的可能性也就愈大。少差齿传动的特点是速比大，体积小，结构简单。它由少齿差轮副和一个具有等角速度转换功能的传动机构组成。工程中目前使用的传动机构主要有销轴式、浮动盘式、十字滑块式、零齿差式、曲柄式等几种。应用最广泛的销轴式其优点就是结构简单。缺点包括行星齿轮轴承的径向载荷较大、轴孔的位置精度要求较高及轴销安装也有一定困难。渐开线少齿数差行星齿轮传动可做成减速器型式或卷扬机型式。因此广泛应用于轻工、石油化工、食品、纺织、冶金、建筑、起重运输等设备上，最近几年在军事装备，例如通信、导弹与火箭发射装置中也得到了广泛的应用。利用少差齿传动机构的优越性可以改进和提高机械设备的传动机构技术性能，将渐开线少齿差行星齿轮传动应用于卷扬机的动力传输系统，是一种可以使传统卷扬机减小体积、优化结构、降低成本及提高性能的有效途径，是目前传统卷扬机更新换代的理想产品，因此具有非常广泛的前景。13设计任务及简述131设计要求设计一冶炼生产中上料用卷扬机，料车工程行程15米，轻级工作类型。采用渐开线圆柱齿轮一齿差减速器卷筒，减速器由电机直接驱动，输出机构为销轴式，内齿轮连同卷筒一起输出。要求少齿差行星减速器和卷筒连接结构紧凑，传动可靠。132卷扬机的技术性能（1）起重量5KN；（2）卷扬速度916M/MIN；（3）电动机功率3KW；（4）电动机转速1430转/分；（5）传动比62。133任务内容（1）传动系统的总体设计，传动零件的设计计算，进行齿轮的基本参数计算包括选择齿数、变位系数等；（2）减速器装配图，主要零件的零件图；（3）设计说明书1份（字数不少于8000字）；（4）翻译专业英语文献（中文字数5000字）。2卷扬机设计及参数的确定21卷扬机工作级别的确定卷扬机工作要求每日两班间歇工作，工作寿命为10年；因此根据机械设计手册表811查得其利用等级为级；又根据表812确定载荷情况等8T级为。因此再根据表813确定其工作级别为级。2L8M22钢丝绳的选取查阅机械设计手册，确定钢丝绳类型为第1组类，钢丝绳。76根据给定条件（额定拉力5KN和提升速度916M/MIN进行直径选择。一般针对于运动绳，推荐使用C系数法。FDMIN式中F钢丝绳最大工作拉力C钢丝绳选择系数，它与机构的工作级别和钢丝绳的公称抗拉强度有关。根据表818选取C014代入数据得M895041FCDMIN所以按照标准系列取钢丝绳直径为。D标记。1967367610TGBZWRNAT23滚筒几何尺寸的设计在卷筒组中，卷筒是重要的零件，它是用以收放钢丝绳，驱动工作装置运动，使机械进行作业。卷筒按其外形可分为圆柱形卷筒和圆锥形卷筒。冶炼生产中上料用卷扬机采用圆柱形卷筒。卷筒按钢丝绳卷绕层数可分为单层缠绕卷筒和多层缠绕卷筒。建筑卷扬机主要使用多层缠绕卷筒。按照卷筒内部是否带有筋板，可分为带筋板卷筒和不带筋板卷筒。在此，选用铸造卷筒。从常用铸造卷筒的材料选取HT200作为卷筒的材料。绳槽槽距MP51卷筒直径D280251中250INHHD取，查机械设计手册钢丝绳直径M10滑轮倍率2A卷筒直径MDD29080固定钢丝绳的安全圈数1Z无绳槽卷筒端部尺寸L固定钢丝绳所需长度MPL534133522中间光滑部分长度M1有螺旋槽部分长度L70卷筒总长度24530210标记卷筒。19066548TJBA左卷筒壁厚MMD5624钢丝绳在卷筒上固定固定方式采用压板固定，查阅机械设计手册，选择压板，标记为压板。1986573TGB25钢丝绳在卷筒上固定的计算钢丝绳固定处拉力NSES67051340MAXMAX钢丝绳最大拉力AX钢丝绳与光卷筒间的摩擦系数，通常取16安全圈（通常为圈）在卷筒上的包角，此处214螺栓扣紧力（压板超槽为半圆形）NSN2076132螺栓合成应力MPAMPAZDSLP1402357462678083141323钢螺栓数量。ZZ钢丝绳拉力对螺栓根部作用力L。751428D螺纹内径。选择的螺栓，则。10MD64781卷筒壁厚。M8螺栓许用拉应力。P126制动器的选择计算制动器的制动力矩应满足ZTJZK其中制动安全系数，51Z作用在电动机轴上的静力矩JMNAIDQTJ3780629520查手册选择双瓦块式制动器，型号为。10JWZ3减速装置的设计31少齿差传动原理内齿轮与行星轮的齿数差很少（通常为14齿）的行星齿轮减速器称为少齿差行星齿轮减速器，简称少齿差减速器。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均有广泛的应用。如图31所示是采用销轴式输出机构的少齿差行星传动简图，它主要由行星轮、内齿轮、偏心轴、销套、销轴、转臂轴承（未画出）等组成。图31内齿轮K固定的KHV传动图32输出机构V固定的KHV传动图31中当内齿轮固定，偏心轴作为主动件转动时，迫使行星轮绕内齿圈作行星运动，并通过传动比等于一的销轴输出。当齿数差为1时，偏心轴每转一周，行星轮沿相反方向转过一个齿。当偏心轴转过圈时，行星轮转一圈，Z输出轴也转一圈。设计的卷扬机的工作情形如图32所示。图32中当输出轴固定不转，而内齿轮与卷筒连在一起，是可以转动的。根据相对运动原理，当电动机带动偏心轴转动时，偏心轴虽然使行星轮的中心做回转运动，但由于销轴装在固定轴上不动，因而行星轮不绕自己的任何中心转动，这样内齿轮便成为从动件。与内齿轮连在一起的卷筒随之转动，可以牵引或起吊重物。转臂（输入轴）与销轴（输出轴）之间的传动比为HBHZNNI2上式中和分别为内齿轮和行星齿轮的齿数，对一齿差减速器，因为BZ，故，其传送比很大，因而可用来取代一般的蜗杆减速器或1HBBI2多级圆柱齿轮减速器。为使传动平稳起见，可以使用两个行星齿轮，按对180称布置。图33少齿差传动装配图图34传动爆炸图32齿轮的精度等级和材料选定齿轮选用7级精度（7JLGB/T100952001）；外齿轮选用40CR（调质），F1500MPA，调质硬度为241286HBS；内齿轮选用45钢（调质），F2380MPA。33齿轮齿数，模数的确定1、根据任务要求及传动比公式可以确定外齿轮齿数为62，内齿轮齿数为61。齿数（滚齿）61Z（插齿）2插齿刀齿数，模数，变位系数，齿顶圆402520M420X直径。461082AD2、电动机选择型号为Y2100L24，转速1430R/MIN，额定功率3KW。3、模数的选择。3221FSADYZKTMK载荷系数。237125VAT外齿轮输入转矩。MNNP4313102409095齿宽系数由于采用双行星轮，故取。D5D外齿轮齿数1Z。61FAY齿形系数外），（内）。28FAY0532FAYS应力校正系数（外），（内）。731S6S根据机器工作10年，一年工作300天，一天工作16小时，则共计转动圈数为，RN911084130630。7922/84查手册的寿命系数KFN1083，KFN2088。计算，09583011FSAY。62752FSA故取，016272FSAY带入以上数据得。3691302761524M由于一般传动齿轮的模数M不应小于2，故取。5M34齿轮几何尺寸的确定变位系数在齿轮几何计算中占据极其重要的位置。而变位系数的选取有多种方法，在没有界限图的时候，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，由无齿侧间隙啮合方程求出相应的，然后对主要限1X2X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1X新验算；如果算出的，则增大重新验算。如果两个条件都不能满足，0SG1X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。本设计中，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。由于变位系数的选择过程非常繁琐，利用计算机辅助设计软件，如MATLAB进行选择。MATLAB可以进行矩阵运算、绘制函数和数据、实现算法、创建用户界面、连接其他编程语言的程序等，利用这些功能先编写好程序代码，保存文件。使用是打开MATLAB软件，找到标题栏的FILE打开FILENEWGUI，运行后出现如下的界面点击选择OPENEXISTINGGUI，通过浏览（BROSER）找到所要运行的文件YICHICHAXINGXINGCHILUNCHUANDONGJISUANCHENGXUFIG,选择OPEN，单击GUI界面上的运行按钮，输入各参数，单击界面上的计算按钮，即可随即得出符合条件的一系列数据，从计算数据栏中，选择一组数据，增入右上栏中。中心距A取1位或2位小数，变位系数可取接近的值，选择优化。利用MATLAB得到的变为系数如表31所示。表31MATLAB所得变位系数组序1X2XGSEPSLA10914766166427573686011158611629421783121226912002815781230554345103468220504309709391930046052750783241134092387441191442098425981290850311045372336035127837200886570393048338910155721589761026441966560271307874321111592368687102647189115920050591401111347229401812306720880859093107634391030962286829095653816638956627200283219114672135341011506319301657872104886691065162208711111440420348559582707709291064862320031211243718193156400602141681078242122611308661371657225806080180641118227222036141117891982555920106814621076122294051511778119649557996605365541054012216381612411870165513080151939103358205458171105581974085925770679713108101229786180948949172107577496023233611480322012219105329171378557507000726167110823208711200943716183087595298056482411472231639具体计算过程如下1、齿数比。6121ZU2、分度圆压力角。03、齿顶高系数。8AH4、顶隙系数。25C5、选取MATLAB所得变位系数表31中第10组数据15X9201X传动中心距A传动啮合角76外齿轮齿顶压力角59421A内齿轮齿顶压力角。36、标准中心距。MZMA2516252107、中心距分离系数。380508、插内齿轮时的啮合角TAN20202ZINVIX20TAN4691437查表得。209、插内齿轮时的中心距。MZMA064927COS24065COS02020210、插内齿轮时齿顶圆压力角98A。8410COS0202AD11、插齿刀与被切内齿轮之间的中心分离系数。6259727COS461COS2020ZC12、齿顶降低系数。903573812XC13、分度圆直径MMZD561。12214、节圆直径。MUDA82746122115、齿根圆直径。ADMCHFX5891604294608215225211016、齿顶圆直径。，MHDXCAA6517290436257801529821117、重合度TANTTANT121ZZ72965TAN346795946276，051重合度大于1，故满足要求。18、校验过度曲线干涉内齿轮38427TAN4062958TAN40TAN2TAN2002ZZ965176111，所以内齿轮不产生齿根干涉。4738外齿轮，1832579TAN612354TAN62TATAN122ZZ，30SI8TSI4T1XH，所以外齿轮不产生齿根干涉。3628519、校验齿顶不相碰0613579285712AARG所以齿顶不相碰。20、校验重叠干涉04186612570248051624311ZINVIZINVZAA其中5840397COS22122AR。32857264222A满足要求。基于PRO/E对行星轮和内齿轮进行三维造型，如图所示图35齿轮三维PROE图35齿轮公法线长度的确定在一齿轮啮合时,理论上把分度圆直径相交处称节圆。在该处单齿的齿厚度称弦齿厚。是检测齿轮精度方法之一。但是在加工过程中由于各种误差累积,单齿检测精度不能保证,而同时采用在节圆处检测多齿间距,称公法线长度。公法线长度的确定对于加工齿轮极为重要，它是对齿轮轮齿加工是否达到所要求的尺寸的一个重要量度。在此只计算行星轮的公法线长度。行星轮的变位系数，,齿形角为，由机械设计手册15X6Z20第二版中册表832查得跨测齿数7，19286KW321616AB3236齿轮的结构设计361外齿轮的结构设计由于齿宽系数，分度圆直径，所以外150DMMZD51261齿轮齿宽为。考虑经济因素，为节省材料，B87521可将齿轮结构设计成凸台状，如图36所示。图36外齿轮此时，由于齿轮与偏心轴采用轴承联接，且使用两个轴承，故凸台出齿轮宽度因为。MNB4018210其中为轴承宽度，为挡圈槽宽度，362外齿轮上销轴孔的设计采用10个销轴，直径为，销套外径设计为，所以14DM销轴18DM销套销轴孔的直径为。设计销孔中心到齿轮中2824A销孔销套心的距离为。M259363内齿轮的结构设计内齿轮与卷筒使用螺钉固定联接，两端面用螺钉分别与左支撑座、右支撑座固定联接。此时，为了联接方便及密封可靠，设计内齿轮结构如图37所示。图37内齿轮内齿轮有轮齿部分宽度，所以可取MBB7542821。考虑密封可靠，则内齿轮总宽度确定为。MB652B总37传动内部结构的选定与设计371偏心轴结构的设计轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。由于在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距都无法进行精确确定，故弯矩大小和分布情况不得而知，因此在轴的设计中，采用的主要方法就是边计算、边画、边修改。由于轴工作时产生的应力多为应变力，所以轴的失效多为疲劳损坏，因此轴的轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，同时考虑制造工艺问题和热处理方式等因素加以选用，力求经济合理。轴的主要材料是碳钢和合金钢。其中碳钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，可以通热处理提高其耐磨性和抗疲劳强度。常用的有35、40、45、50钢，其中以45钢使用最广。在此所用的到的轴选用45钢。表3145钢的性能材料牌号热处理毛坯直径MM硬度HB拉伸强度极限B拉伸屈服极限S弯曲疲劳极限1剪切疲劳极限1许用弯曲应力1正火25241610360260150正火100170217600300275140回火1003001622175802902701355545调质200217255650360300155601、确定偏心轴选用实心轴，按扭转强度计算MNPATD0814310327偏心轴结构如图38所示图38偏心轴考虑安全系数，最小直径MDS241983MIN所以为设计方便取，同时考虑与其配合的轴承的内径尺寸，D24I依次选取其余各处直径分别为，。0302D501基于PRO/E对输入轴进行三维造型，如图39所示图39偏心轴三维PROE图2、计算各处轴肩高度MDADH8207962042521133323、选定轴承精度等级及公差根据设计要求，偏心轴承受的载荷不大，转速不高，运转平稳，故可取轴精度为6级。按照设计方案，轴与轴承采用过盈配合，轴承是标准件，故可取轴为K级公差。涉及到的具体尺寸分别为。4061822KD3061823D372转臂轴承的选定在行星轮确定的情况下，根据安装条件结构尺寸来选定转臂轴承。根据各种轴承的用途和特点在本设计中可选用调心滚子轴承。调心滚子轴承具有两列滚子，主要承受径向载荷，同时也能承受任一方向的轴向载荷。有高的径向载荷能力，特别适用于重载或振动载荷下工作，但不能承受纯轴向载荷。该类轴承外圈滚道是球面形，故其调心性能良好，能补偿同轴度误差。1、联接偏心轴与外齿轮的轴承的选择由于此处轴承在传动过程中主要承受径向力，几乎不受轴向力，而且轴承的转速不是太高，运转平稳，故可选用圆柱滚子轴承，型号为NJ208E。由于轴承NJ208E同时要与外齿轮过盈配合，为与外齿轮相适应，此处选则安装两个均为NJ208E的轴承。此时两轴承间需要使用挡圈。2、联接偏心轴与左支撑座及固定轴的轴承的选择由于这两处轴承主要承受径向载荷，但同时也会承受少量的轴向载荷，而且不需要调心性能，故可选用深沟球轴承，型号为63063、联接偏心轴与左机座的轴承的选择由于这两处轴承主要承受径向载荷，但同时也会承受少量的轴向载荷，而且不需要调心性能，故可选用深沟球轴承，型号为6206373其余轴承的选定4、连接端盖与左机座的轴承的选择此处轴承主要起联接作用，可承受一定径向力与轴向力，故可选用深沟球轴承，型号为6216。5、联接固定轴与右支撑座的轴承的选择由于这两处轴承主要承受径向载荷，但同时也会承受一定的轴向载荷，故可选用深沟球轴承，型号为6210。38其余零件结构的设计1、支撑环由外齿轮上销轴孔的分布可得支撑环上孔的分布，的支撑环如图310所示图310支撑环32AA323210A2、套环根据支撑环确定套环尺寸如图311所示图311套环3、左支撑座根据支撑环、套环、偏心轴内齿轮尺寸和结构确定左支撑座结构及尺寸如图312所示图312左支撑座4、固定轴根据偏心轴、内齿轮的结构、尺寸以及固定轴的作用和要求确定固定轴的结构及尺寸如图313所示图313固定轴4主要零件的校核少齿差行星齿轮传动受力构件有内齿轮、行星轮、输出机构和转臂轴承等。此处就分析销轴输出机构的受力情况。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上述构件的作用力。参看下图，当行星轮逆时针以转速回转时，它作用给内齿轮的总法向力为，输出机构的CNF合力为123Q图41少齿差行星齿轮传动受力分析图图42用销轴输出的行星轮受力状态图41传动效率计算由于传动类型是KHV型，按表中的公式（2）表41确定传动效率计算啮合效率，即1VZHBH再求内啮合齿轮副的损失系数，即21205HZAFK式中是端面重合度。A065A为系数K9取，故01ZF21200651065962834H所以，其啮合效率为11095166834VZHBH再考虑轴承的效率约为，和销轴式机构的效率约为，097NW09W总传动效率为5096ZM42少齿差行星齿轮受力分析及校核421齿轮受力的分析由于内齿轮联接滚筒输出，则输出转矩MNNIPT6313102440695095为输入功率3KW1P为输入转速1430R/MINN由于采用双行星轮，所以一个外齿轮传递的转矩为MNT52106已知一个行星轮（外齿轮）输出转矩MNT52106，分别是外齿轮和内齿轮的齿数（61，62）CZBCZB外齿轮分度圆直径（1525）DCD实际啮合角（577296）初选啮合角（55）表42少齿差行星齿轮传动轮齿受力计算公式计算公式项目代号N型传动，输出结构固定，内齿轮输出分度圆上1F21CBZTFD圆周力节圆上T2OSCCTBZ径向力RF21INOSCRCBTFD法向力F2CCBZ将上述数值代入表格中的式中得出47802N，44702N，70773N，F7370N。1FTRF422行星齿轮轮齿弯曲强度校核输入转矩MNNPT43131024095095载荷集中系数JK动载系数21V轮齿宽度MB30模数5齿形系数281FAY基圆半径MRB657120COS5COS0传动比6I圆周力NFT347行星齿轮的弯曲应力MPAYBKFAMVJTB37128530471查表得材料许用弯曲应力为。P6所以齿轮弯曲强度满足要求。43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MAXQ52MAX4621024739CWBZTNRZ销孔分布圆半径WRM销轴数目（考虑销轴直径，所以选择比参考数目略大。）Z10表43销轴数目参考值齿轮直径D/MM400销轴数目6810121244转臂轴承受力少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。输出机构转臂轴承的受力情况，此处仅考虑单齿接触的情况。图42为用销轴输出的行星轮受力状态图，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52IMAXWW4T46210Q83180RZSIN59SINN图中F可分解为和（行星轮基圆半径1433）XYFBCR138631472OS026COS6T052BXRTAN138TAN798YN由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力为RF22MAXRXIYFQ代入数值得出10404N45销轴的强度校核计算图43销轴工作示意图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，在此不必再对齿轮进行校核。现对销轴进行校核销轴的弯曲应力校核公式FPFLLBLL501D0KMQ3GWAX式中制造和安装误差对销轴载荷影响系数。115135，精度低时MKMK取大值，反之取小值，在此取115。M行星轮对销轴的作用力上节算得2473N。MAXQMAXQ销轴直径。GWD14GWD许用弯曲应力销轴的材料为，根据销轴材料查取FP20CRMNO。20FPMAL的值从图中取得，则10LML10MAXF3GW3KQ51D524705310086103172FPBLLMA因此销轴的强度是足够的，其尺寸符合要求。46键的校核计算本设计中使用的键均为平键。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2PPTDKL式中T传动转矩（N），K键与轮毂的接触高度（），H50H为键高（）；B键宽（）；D轴径（）。LL查得，本处对联轴器处和固定轴处的键进行校核，校核过程如180PMPA下461联轴器处键的校核联轴器处的为A型平键（GB/T10962003，尺寸为，3278LHB，,故有MNT4102MBLL24D24。MPADKLTP18036710所以此处键强度满足要求，安全。462固定轴处键的校核此处键为A型平键（GB/T1096200），传递的转矩为外齿轮输出转矩，即，,故有MNT6102456914LHBMBLL42D50,6P15T152400861738MPA0DKL所以此处键强度也满足要求，安全。47轴承寿命的校核考虑轴承受力情况及使用目的，此处仅校核联接偏心轴与外齿轮的轴承，联接偏心轴与左支撑座及固定轴的轴承。滚动轴承的寿命校核计算公式PCNLH601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；C基本额定动载荷。根据传动的结构要求选用的部分轴承如下表所示表44轴承代号及基本参数圆柱滚子轴承主要承受径向力，几乎不承受轴向力，所以当量动载荷，则圆柱滚子轴承的寿命为KNFPR5年6295711430601306HCNL基本参数型号数目DDB基本额定动载荷/KNRCGB/T2761994NJ208E4408018515GB/T27619946306230721927GB/T276199462061306216195深沟球轴承所受轴向力来自偶尔的轴向冲击，载荷很小，故在此可以忽略不计。则圆柱滚子轴承的寿命为KNFPR52年2146835271406016HCNL考虑轴承可以替换，所以轴承寿命满足要求。48输入轴（偏心轴）的强度校核利用PRO对输入轴进行实体造型，如图44所示图44输入轴实体图（1）计算作用在轴上的力转矩MNT410220圆周力FT7径向力。NTR167TAN34AN（2）绘制轴空间受力图如图45（A）所示。（3）作水平面H及垂直面V的受力图并计算支承反力如图45