0443-側裝式少齒差傳動卷揚機設計【含4張CAD圖】

0443-側裝式少齒差傳動卷揚機設計【含4張CAD圖】,含4張CAD圖,側裝式少齒差,傳動,卷揚機,設計,cad 開題報告 一、題目來源及類型 題目名稱：測裝式少差齒傳動卷揚機設計 題目來源：生產(chǎn)實際 題目類別：畢業(yè)設計 二、研究目的和意義 卷卷揚機又稱絞車，是由動力驅動的卷筒通過撓性件(鋼絲繩、鏈條)起升、運移重物的起重裝置。它結構簡單，使用方便，廣泛應用于建筑、安裝、運輸?shù)炔块T的拽引和起重作業(yè)。揚機按驅動方式可分為人力驅動和動力驅動兩大類。人力驅動型有：絞盤、手搖卷揚機等。用在缺乏電源或使用電源不便的地方。動力驅動型主要是電力驅動。 卷揚機按拽引速度可分快速和慢速兩種?？焖倬頁P機一般拽引速度為30-50m/min，多用于建筑工地。慢速卷揚機拽引速度為7-15m/min，主要用于設備安裝作業(yè) 。 利用少差齒傳動機構的優(yōu)越性可以改進和提高機械設備的傳動機構技術性能，將漸開線少齒差行星齒輪傳動應用于建筑起重卷揚機的動力傳輸系統(tǒng)，是使傳統(tǒng)卷揚機減小體積，優(yōu)化結構，降低成本，提高性能的有效途徑，具有廣泛的前景。 少差齒傳動的特點是速比大，體積小，結構簡單。它又少齒差輪副和一個具有等角速度轉換功能的傳動機構組成。工程中目前試用的傳動機構有銷軸式，浮動盤式，十字滑塊式，零齒差式，曲柄式等幾種等幾種。以應用最廣泛的銷軸式為例，其有點是結構簡單。缺點是：（1）行星齒輪軸承的徑向載荷較大，（2）軸孔的位置精度要求較高，軸銷安裝也有一定困難。 此重卷揚機起重大、操作靈活、安全可靠、經(jīng)久耐用。廣泛適用于建筑、橋梁、港口、發(fā)電廠、冶金、礦山等企業(yè)工地中。 近年來卷揚機的試用為國家公路、鐵路、橋梁、碼頭、電建、水利、礦山、船舶等工程建設提供了很好的決定性的幫助。它在工業(yè)社會的巨大作用獲得了們的認可誠信的服務得到了用戶單位的一致贊許。 三、閱讀的主要參考文獻及資料名稱 [1] 張清國主編，建筑工程機械，重慶大學出版社，1998年第二版 [2] 機械設計手冊編委會編著，機械設計手冊第3版，機械工業(yè)出版社，2004年8月 [3] 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造編委會著，漸開線齒輪行星傳動的設計與制造，機械工業(yè)出版社 [4] 朱景梓，漸開線齒輪變位系數(shù)的選擇，第二版[M] 北京：人民教育出版社，1982 [6] 劉海江.少齒差傳動的發(fā)展概況及方向.現(xiàn)代機械,1996,(01) [7] 楊江 ,張展.漸開線少齒差行星傳動的設計與制造.機械設計與研究,1987,(05) [8] 祝凌云 李斌 編著 王箐燕 改編 Pro/ENDINEER野火版 入門指南 人民郵電出版社 [9] 陸耀祖.少齒差漸開線內(nèi)齒輪副的幾何計算.組合機床與自動化加工技術,1985,(04) [10]舒小龍 李平漸開線少齒差傳動的最小嚙合角機械設計與研究-2000年4期 [11]白雁軍 祝凌云 編著 PRO/ENGINEER 野火2.0版 繪圖指南 人民郵電出版社 [12]周有強，胡茂炫，張文照.少齒差傳動的發(fā)展概況.齒輪，1983 (1) [13]王瑞.漸開線少齒差行星減速機的改進一X-Y型減速器.機械設計，1992 (1) [14]李玉忠.改進型少齒差行星結構的探討與成效.機械，1988 (6) [16]吳春英.N型內(nèi)齒行星輪行星齒輪傳動。機械設計，1995.2 [17]李英民.少齒差建筑卷揚機的設計與加工.建筑機械化,2003,(03) [18]高正立.試論輕型卷揚機的改進設計[J].機械設計與制造工程,1995,(1). [19]張麗珍 吳燕翔.卷揚機系統(tǒng)的國產(chǎn)化設計機電工程-2003年2期 [20]戴紅娟,周紅良,曾勵,.少齒差行星齒輪傳動技術現(xiàn)狀及發(fā)展[J].機械工程師,2005,(12). [21]林群,張文照.高效率漸開線少齒差行星齒輪傳動的優(yōu)化設計.華東理工大學學報,1985,(04) [22]馮曉寧，李宗浩.漸開線少齒差傳動設計參數(shù)的選擇.機械傳動,1995,(01) [23]曹清香.少齒差行星齒輪系傳動比的計算.企業(yè)技術開發(fā),2001,(06) [24]楊錫和,石輝.少齒差內(nèi)嚙合齒輪的強度計算[J].雷達與對抗,2003,(2). [25]少齒差減速器編寫組編.漸開線少齒差行星減速器.機械工業(yè)出版社，1981 [26]舒小龍 李平漸開線少齒差傳動的最小嚙合角機械設計與研究-2000年4期 [27]齊治國 建筑卷揚機設計?機械工業(yè)出版社-2000年1期 [28]Max Scefka,Michel Cooper. UK Patent Appication.GB22181A, Gearing Drivie [29]Soucek Josek.Patent Awtent Aoolication Abstract.CS238349,Reductor 四、國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢與研究的主攻方向 （一）國內(nèi)卷揚機概況 從70年代起，我國建筑卷揚機的生產(chǎn)進入了技術提高、品種增多的新階段。在各廠自行設計和生產(chǎn)的基礎上，1973年，由卷揚機行業(yè)組織了有關廠家和院校聯(lián)合進行了卷揚機基型設計，并充分考慮到了當時中小廠家的生產(chǎn)能力。快速卷揚機的基型采用半開半閉式齒輪傳動，離合器采用單錐面石棉橡膠摩擦帶結構，操縱?用手扳剎車帶制動（圖1－1）。慢速卷揚機的基型為閉式傳動（圓柱齒輪傳動或蝸桿傳動減速器）、電磁鐵制動結構。這兩種基型一直到現(xiàn)今還在生產(chǎn)。為適應生產(chǎn)發(fā)展的需要，當時第一機械工業(yè)部發(fā)布了JB926—74《建筑卷揚機型式與基本參數(shù)》和JB1803—76《建筑卷揚機技術條件》兩個部標準，并把卷揚機行業(yè)劃歸常德建筑機械研究所（長沙建筑機械研究院前身）領導。隨著部標準的頒布，使建筑卷揚機有了大發(fā)展的基礎。在此期間，由于石化工業(yè)的發(fā)展，大型設備很多，都需要吊裝，如一些大型反應塔，塔的高度達七八十米，質(zhì)量達五六百噸，就需要有大型吊裝用的卷揚機，因而各廠家相繼生產(chǎn)了20t和32t卷揚機（圖1－2），滿足了經(jīng)濟發(fā)展的需要。 ??? 從70年代末期開始，中國實行了改革開放政策，使國民經(jīng)濟得到了大發(fā)展，基本建設務增加了很多，促使建筑機械的使用大量增加，生產(chǎn)卷揚機的廠家亦隨之大量增加。為使設計和生產(chǎn)規(guī)范化，國家頒布了GB1955—80《建筑卷揚機》、JJ3—83《建筑卷揚機設計規(guī)范》。隨著改革開放逐步深入，生產(chǎn)形勢的不斷發(fā)展，新產(chǎn)品的開發(fā)提到日程上來了，不少生產(chǎn)廠家成立了廠屬研究所，開發(fā)了如高速卷揚機、變速卷揚機、自動限位卷揚機等新產(chǎn)品，以及諧波傳動、擺線針輪傳動、圓弧齒齒輪傳動、圓弧齒圓柱蝸桿傳動等具有新型傳動型式的卷揚機。為使卷揚機的生產(chǎn)滿足日益增加的需求和解決中小廠家設計力量薄弱的情況，1988年卷揚機行業(yè)組織了九廠一所一校成立了卷揚機系列設計組，對單簡快速建筑卷揚機起重質(zhì)量從0.5t到2.5t的機型進行了系列設計。這次設計分兩種機型，一種為基本型（電控卷揚機），一種為溜放型（手控卷揚機）。設計既考慮到技術發(fā)展的趨勢，又考慮到廠家的生產(chǎn)能力。因此基本型為一字型布置，采用二級或三級圓柱斜齒輪傳動，電制動錐形轉子電動機；溜放型采用封閉式二級行星齒輪傳動，普通Y系列電動機，用手操作兩條制動帶控制工作和制動。這兩種機型結構緊湊，加工簡單，操作方便，體積小，重量輕，一般中小企業(yè)均可生產(chǎn)，滿足了生產(chǎn)的需要又實現(xiàn)了技術的進步。為使卷揚機發(fā)展規(guī)范化，又相繼頒布了一系列有關建筑卷揚機的標準，有GB1955——86《建筑卷揚機》、GB6947－86《建筑卷揚機試驗規(guī)范和方法》、GB7902.2—87《建筑卷揚機術語》、GB13327—91《建筑卷揚機安全規(guī)程》、JG/T5031—93《建筑卷揚機設計規(guī)范》等。 ?（二）國外卷揚機概況 在國外，卷揚機的品種繁多，應用也很廣泛。在西方技術先進的國家中，雖然工業(yè)水平先進，機械化程度不斷提高，起重設備也在不斷更新，但仍不能完全淘汰卷揚機這樣的行之有效的簡單機械設備。下面介紹一下幾個主要國家生產(chǎn)卷揚機的狀況。 ???（1）美國 美國生產(chǎn)卷揚機的廠家有近百家，主要有貝波（BEEBE）國際有限公司、哲恩（THERN）有限公司等。貝波國際有限公司成立于1919年，有七十多年的設計和生產(chǎn)實踐經(jīng)驗。主要產(chǎn)品有：氣動鏈式卷揚機（0.25～40t），防爆拖式氣動卷揚機（0.5～30t），駁船卷揚機（手動、氣動、電動、液壓，25～75t），電動鏈式卷揚機（0.25～20t），電動葫蘆（0.25～15t），電動卷揚機（～12.5t），手動卷揚機（～75t），液壓卷揚機（1～10t），水平卷揚機（～9t），手動鏈式卷揚機（0.5～100t），棘輪牽引器（～1.75t），空中吊運車（0.5～20t）。哲恩有限公司是美國較大的生產(chǎn)起重設備的公司，主要產(chǎn)品有各種手動卷揚機、電動卷揚機、提升機械及起重機。手動卷揚機的主要品種有：直齒傳動卷揚機、蝸桿傳動卷揚機；電動卷揚機的主要品種有：蝸桿傳動系列、直齒齒輪傳動系列、齒輪蝸桿傳動組合系列、直接驅動系列、鏈傳動系列。其中直接驅動式電動卷揚機的傳動是全封閉行星齒輪傳動，傳動系統(tǒng)全部裝在卷筒里面，機架和卷筒用高強度鋼焊接而成。美國除上述兩家公司外，比較重要的生產(chǎn)廠家還有布勞斯公司、賽林公司、斯塔斯派克公司、阿姆降公司、英格索·藝德公司等。 ???（2）日本 日本從明治30年開始制造和使用卷揚機。據(jù)日本荷役機械研究所核計，1970～1975年間卷揚機的產(chǎn)量增加62.5％。據(jù)日本通產(chǎn)省機械核計月報載，僅1977年單純土建卷揚機的產(chǎn)量就達12萬臺，產(chǎn)值約100億日元。日本卷揚機行業(yè)由機械技術部會、荷役機械技術委員會領導。主要生產(chǎn)廠家有北川鐵工所、遠滕鋼機、南星、越野總業(yè)、藝浦、松崗產(chǎn)業(yè)等80多個廠家。北川鐵工所是一家大型生產(chǎn)廠。其生產(chǎn)的卷揚機品種系列比較齊全，主要有：動力卷揚機 分BF、MF、DF三種型式。功率為3.7～44kW，鋼絲繩拉力從5880～44100N，有18個規(guī)格。BF型是V型帶傳動，MF型是單筒開式齒輪傳動，DF型是雙筒開式齒輪傳動。其結構特點是全部為標準型，采用改進了的螺旋頂絲式離合器操縱，因而操作簡便，易調(diào)整。鼓形離合器采用單錐體式，摩擦材料采用帶型樹脂。 五、主要研究內(nèi)容、需重點研究的關鍵問題及解決思路 結構設計 設計卷揚機首先要確定卷筒直徑，因為它直接影響卷揚機的結構及轉速。如果卷筒直徑大，會使卷揚的漲、抱閘系統(tǒng)的直徑增大，其產(chǎn)生的力矩大大增加；還使卷揚機的轉速下降，達不到設計要求。 傳動設計 卷筒直徑確定后，可以進行卷揚機的轉速計算。 （一） 減速器設計計算（漸開線少齒差行星齒輪減速裝置設計，齒輪傳動設計） （二）鋼絲繩的選擇 （二）卷筒設計計算 （三）轉臂軸承的選擇與偏心套的設計 （四）軸的設計計算與校核 （五）聯(lián)軸器與制動器的選擇 六、完成畢業(yè)設計（論文）所必須具備的工作條件（如工具書、計算機輔助設計、某類市場調(diào)研、實驗設備和實驗環(huán)境條件等）及解決的辦法 本次畢業(yè)設計主要是應用AutoCAD或Pro/Engineer制作卷揚機的總裝圖，零件圖，卷揚筒，行星齒輪，輸出軸，所以工具就是計算機，另外還需一些參考書和一些相關的手冊，具體在上面第三條已列出。 七、工作的主要階段、進度與時間安排 第一階段：掌握三環(huán)減速器的結構及工作原理 第二階段：熟練掌握Pro/Engineer的使用 第三階段：應用AutoCAD或Pro/Engineer繪制卷揚機的總裝圖，零件圖，卷揚筒，行星齒輪，輸出軸 第四階段：整理定稿準備答辯 第6周: 翻譯,查閱資料 第7周: 撰寫開題報告 第8-14周:進行畢業(yè)設計 第15周: 修改畢業(yè)設計 第16周: 審查,評閱 第17周: 答辯 八、指導老師審查意見 6 II- 前言 前言 卷揚機又稱絞車，是由動力驅動的卷筒通過撓性件(鋼絲繩、鏈條)起升、運移重物的起重裝置。它結構簡單，使用方便，廣泛應用于建筑、安裝、運輸?shù)炔块T的拽引和起重作業(yè)。揚機按驅動方式可分為人力驅動和動力驅動兩大類。人力驅動型有：絞盤、手搖卷揚機等。用在缺乏電源或使用電源不便的地方。動力驅動型主要是電力驅動。 卷揚機按拽引速度可分快速和慢速兩種。快速卷揚機一般拽引速度為30-50m/min，多用于建筑工地。慢速卷揚機拽引速度為7-15m/min，主要用于設備安裝作業(yè) 。 此次設計的是側裝式少齒差傳動卷揚機，它是以少齒差行星齒輪傳動為傳輸系統(tǒng)。少齒差行星傳動是漸開線少齒差行星傳動的簡稱,它采用的是漸開線齒形。擺線針輪減速器和諧波減速器也屬于少齒差行星傳動原理,但擺線針輪減速器用的是擺線齒形,諧波減速器用的是三角形齒形(也有用漸開線齒形代) 。另外像ZX 型混凝土振動器用的是摩擦輪,但其增速原理也是少齒差行星傳動。由于它們都有專門名稱,所以一般所講的少齒差行星傳動是專指漸開線少齒差行星傳動而言的。隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展,機械化和自動化水平的不斷提高,各工業(yè)部門需要大量減速器,并要求減速器的體積小、重量輕、傳動比大、效率高、承載能力大、運轉可靠以及壽命長等。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傳動比時,效率較低;擺線針輪減速器雖能滿足以上提出的要求,但其成本高,需要專用設備制造。而利用少齒差行星傳動可降低成本。 少齒差行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點:(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,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(nèi)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1/3～2/3。(5)效率高。當傳動比為10～200 時,效率為80%～94%。效率隨著傳動比的增加而降低。（6)運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大。由于是內(nèi)嚙合傳動,兩嚙合輪齒一為凹齒、一為凸齒, 兩者的曲率中心在同一方向, 曲率半徑又接近相等,因此接觸面積大，使輪齒的接觸強度大為提高；又因采用短齒制，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3～9 對輪齒同時接觸受力，所以運轉平穩(wěn)、噪音小，并且在相同的模數(shù)情況下，其傳遞力矩比普通圓柱齒輪減速器大?；谝陨咸攸c，小到機器人的關節(jié)、大到冶金礦山機械, 以及從要求不高的農(nóng)用、食品機械, 到要求較高的印刷和國防工業(yè)都有應用實例。 缺點是：(1)漸開線少齒差傳動也有一些缺點，主要是它的設計計算比較復雜．由于嚙合齒輪的齒數(shù)差較少，采用標準齒輪傳動會出現(xiàn)許多干涉現(xiàn)象．為了避免各種干涉，需要采用變位齒輪．選擇適當?shù)淖兾幌禂?shù)就成為少齒差傳動的關鍵問題．隨著計算機技術的問題，這一問題以逐步得到解決。（2）行星齒輪軸承的徑向載荷較大。（3）軸孔的位置精度要求較高，軸銷安裝也有一定困難。一般只有生產(chǎn)少齒差減速器的專業(yè)工廠能加工好，非專業(yè)的一般機械廠往往很難加工合格，在一定程度上限制了少齒差傳動的推廣。 利用少差齒傳動機構的優(yōu)越性可以改進和提高機械設備的傳動機構技術性能，將漸開線少齒差行星齒輪傳動應用于建筑起重卷揚機的動力傳輸系統(tǒng)，是使傳統(tǒng)卷揚機減小體積，優(yōu)化結構，降低成本，提高性能的有效途徑，具有廣泛的前景。 VIII 側裝式少齒差傳動卷揚機設計 [摘要]漸開線少齒差傳動卷揚機是諸多傳動形式卷揚機中的一種。利用少齒差傳動機構的優(yōu)越性可改進和提高建筑機械等設備的傳動結構技術性能，將漸開線少齒差行星齒輪傳動應用于建筑卷揚機的動力傳輸系統(tǒng)，可以減小機構尺寸，提高傳動質(zhì)量，同時它的傳動比大、承載能力大、壽命長，也降低了制造成本。但是在漸開線少齒差內(nèi)嚙合傳動中,由于內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差少,在切削和裝配時常常會產(chǎn)生各種干涉,以致造成報廢。因此,為了保證內(nèi)嚙合傳動的正常運轉,設計時要滿足幾個條件，主要的兩個限制條件是，即要保證不發(fā)生齒廓重迭干涉和嚙合率不小于1。少齒差內(nèi)嚙合的設計非常煩瑣,尤其是齒廓重迭干涉驗算最為麻煩，這也是解決設計問題的核心所在。在設計過程中多次變換變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)以滿足條件。 本文主要對少齒差行星齒輪傳動的設計計算進行了說明。其中包括工作原理、參數(shù)選擇、幾何計算等。并根據(jù)結構尺寸設計零件、選擇標準件，然后再進行強度或者壽命校核計算。 [關鍵詞] 卷揚機；漸開線少齒差傳動；齒廓重迭干涉；少齒差內(nèi)嚙合 Design of the side installment hoist of small tooth number difference planetary transmission [Abstract] Involute gear transmission with small tooth number difference hoist is one kind of transmissions forms hoist. It can improve and enhance the transmission structure technical performance of the construction machinery using the of small tooth number difference planetary transmission. If the involute gear transmission with small tooth number difference transmission will apply for construction hoist transfer system, it can increased besides a reduction ingear size, and no interference will occur, and improves the transmission quality simultaneously its velocity ratio is big and the load capacity is big too, the life is long, and it also can reduce the production cost. But in the mesh inside of forma small tooth number difference transmission, because of the difference of annular gear and the external gear is few. It ofter causes interference in the cutting and the assembly, so that it may be waster. Therefore, in order to in guarantee meshes the transmission noramal work, the design must satisfy several conditions. The two main limiting condition is that it must guarantee does not have the tooth outline overlap interference and meshing rate smaller than 1.The design of the mesh inside of forma small tooth number difference is troublesome, extremely the checking computations of the tooth outline overlap difference. It is also the core of the solution in the design. It need to transform the dislodgement coefficient and the gear addendum coefficient many times to satisfy the condition in the design process. This paper describes the method which is used for designing the drive of the few difference in number of teeth. Including principle of work, parameter choice, geometry computation and so on. Choose the standard letter on the basis of the structure size design components, then carry on the computation of the intensity or the life examination. [Key words] hoist machine;involute gear transmission with small tooth number difference;tooth outline overlap interference ;small tooth number difference internal mesh. 目 錄 開題報告 II 中文摘要 VI 外文摘要 VII 前言 VIII 1 緒論 1 1.1 卷揚機國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢與研究的主攻方向 1 1.2 少齒差行星齒輪傳動計算現(xiàn)狀及發(fā)展 4 1.3 設計思路及方案論證 5 2 主要設計參數(shù)的確定 6 2.1 卷揚機工作級別的確定 7 2.2 鋼絲繩直徑的選取 7 2.3 卷筒計算直徑的確定 8 2.4 電機的選擇與傳動比的計算 8 3 漸開線少齒差減速裝置的設計 9 3.1 少齒差傳動原理 9 3.2 齒輪齒數(shù)的確定 10 3.3 齒輪模數(shù)的確定 10 3.4 齒輪基本參數(shù)的確定 13 3.5 傳動內(nèi)部結構的選定與設計 16 3.6 軸的設計 18 4 部分零件的校核 23 4.1 少齒差行星傳動受力分析 24 4.2 銷軸的強度校核 26 4.3 輸出軸的強度校核 27 4.4 鍵的校核 29 4.5 軸承的校核 30 5 卷筒主要尺寸的確定 32 5.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定 32 5.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定 32 6 結束語 34 參考文獻 35 致謝 36 附錄 37 緒論 側裝少齒差傳動卷揚機設計 1 緒論 1.1 卷揚機國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢與研究的主攻方向 1.1.1 國內(nèi)卷揚機概況 從70年代起，我國建筑卷揚機的生產(chǎn)進入了技術提高、品種增多的新階段。在各廠自行設計和生產(chǎn)的基礎上，1973年，由卷揚機行業(yè)組織了有關廠家和院校聯(lián)合進行了卷揚機基型設計，并充分考慮到了當時中小廠家的生產(chǎn)能力?？焖倬頁P機的基型采用半開半閉式齒輪傳動，離合器采用單錐面石棉橡膠摩擦帶結構，操縱用手扳剎車帶制動。慢速卷揚機的基型為閉式傳動（圓柱齒輪傳動或蝸桿傳動減速器）、電磁鐵制動結構。這兩種基型一直到現(xiàn)今還在生產(chǎn)。為適應生產(chǎn)發(fā)展的需要，當時第一機械工業(yè)部發(fā)布了JB926—74《建筑卷揚機型式與基本參數(shù)》和JB1803—76《建筑卷揚機技術條件》兩個部標準，并把卷揚機行業(yè)劃歸常德建筑機械研究所（長沙建筑機械研究院前身）領導。隨著部標準的頒布，使建筑卷揚機有了大發(fā)展的基礎。在此期間，由于石化工業(yè)的發(fā)展，大型設備很多，都需要吊裝，如一些大型反應塔，塔的高度達七八十米，質(zhì)量達五六百噸，就需要有大型吊裝用的卷揚機，因而各廠家相繼生產(chǎn)了20t和32t卷揚機（圖1和圖2），滿足了經(jīng)濟發(fā)展的需要。 圖1 快速卷揚機 圖2 20t卷揚機 從70年代末期開始，中國實行了改革開放政策，使國民經(jīng)濟得到了大發(fā)展，基本建設務增加了很多，促使建筑機械的使用大量增加，生產(chǎn)卷揚機的廠家亦隨之大量增加。為使設計和生產(chǎn)規(guī)范化，國家頒布了GB1955—80《建筑卷揚機》、JJ3—83《建筑卷揚機設計規(guī)范》。隨著改革開放逐步深入，生產(chǎn)形勢的不斷發(fā)展，新產(chǎn)品的開發(fā)提到日程上來了，不少生產(chǎn)廠家成立了廠屬研究所，開發(fā)了如高速卷揚機、變速卷揚機、自動限位卷揚機等新產(chǎn)品，以及諧波傳動、擺線針輪傳動、圓弧齒齒輪傳動、圓弧齒圓柱蝸桿傳動等具有新型傳動型式的卷揚機。為使卷揚機的生產(chǎn)滿足日益增加的需求和解決中小廠家設計力量薄弱的情況，1988年卷揚機行業(yè)組織了九廠一所一校成立了卷揚機系列設計組，對單簡快速建筑卷揚機起重質(zhì)量從0.5t到2.5t的機型進行了系列設計。這次設計分兩種機型，一種為基本型（電控卷揚機），一種為溜放型（手控卷揚機）。設計既考慮到技術發(fā)展的趨勢，又考慮到廠家的生產(chǎn)能力。因此基本型為一字型布置，采用二級或三級圓柱斜齒輪傳動，電制動錐形轉子電動機；溜放型采用封閉式二級行星齒輪傳動，普通Y系列電動機，用手操作兩條制動帶控制工作和制動。這兩種機型結構緊湊，加工簡單，操作方便，體積小，重量輕，一般中小企業(yè)均可生產(chǎn)，滿足了生產(chǎn)的需要又實現(xiàn)了技術的進步。為使卷揚機發(fā)展規(guī)范化，又相繼頒布了一系列有關建筑卷揚機的標準，有GB1955——86《建筑卷揚機》、GB6947－86《建筑卷揚機試驗規(guī)范和方法》、GB7902.2—87《建筑卷揚機術語》、GB13327—91《建筑卷揚機安全規(guī)程》、JG/T5031—93《建筑卷揚機設計規(guī)范》等。 1.1.2 國外卷揚機概況 在國外，卷揚機的品種繁多，應用也很廣泛。在西方技術先進的國家中，雖然工業(yè)水平先進，機械化程度不斷提高，起重設備也在不斷更新，但仍不能完全淘汰卷揚機這樣的行之有效的簡單機械設備。下面介紹一下幾個主要國家生產(chǎn)卷揚機的狀況。 ???（1）美國 ??? 美國生產(chǎn)卷揚機的廠家有近百家，主要有貝波（BEEBE）國際有限公司、哲恩（THERN）有限公司等。貝波國際有限公司成立于1919年，有七十多年的設計和生產(chǎn)實踐經(jīng)驗。主要產(chǎn)品有：氣動鏈式卷揚機（0.25～40t），防爆拖式氣動卷揚機（0.5～30t），駁船卷揚機（手動、氣動、電動、液壓，25～75t），電動鏈式卷揚機（0.25～20t），電動葫蘆（0.25～15t），電動卷揚機（～12.5t），手動卷揚機（～75t），液壓卷揚機（1～10t），水平卷揚機（～9t），手動鏈式卷揚機（0.5～100t），棘輪牽引器（～1.75t），空中吊運車（0.5～20t）。哲恩有限公司是美國較大的生產(chǎn)起重設備的公司，主要產(chǎn)品有各種手動卷揚機、電動卷揚機、提升機械及起重機。手動卷揚機的主要品種有：直齒傳動卷揚機、蝸桿傳動卷揚機；電動卷揚機的主要品種有：蝸桿傳動系列、直齒齒輪傳動系列、齒輪蝸桿傳動組合系列、直接驅動系列、鏈傳動系列。其中直接驅動式電動卷揚機的傳動是全封閉行星齒輪傳動，傳動系統(tǒng)全部裝在卷筒里面，機架和卷筒用高強度鋼焊接而成。美國除上述兩家公司外，比較重要的生產(chǎn)廠家還有布勞斯公司、賽林公司、斯塔斯派克公司、阿姆降公司、英格索·藝德公司等。 （2）日本 日本從明治30年開始制造和使用卷揚機。據(jù)日本荷役機械研究所核計，1970～1975年間卷揚機的產(chǎn)量增加62.5％。據(jù)日本通產(chǎn)省機械核計月報載，僅1977年單純土建卷揚機的產(chǎn)量就達12萬臺，產(chǎn)值約100億日元。日本卷揚機行業(yè)由機械技術部會、荷役機械技術委員會領導。主要生產(chǎn)廠家有北川鐵工所、遠滕鋼機、南星、越野總業(yè)、藝浦、松崗產(chǎn)業(yè)等80多個廠家。北川鐵工所是一家大型生產(chǎn)廠。其生產(chǎn)的卷揚機品種系列比較齊全，主要有： 1.動力卷揚機 分BF、MF、DF三種型式。功率為3.7～44kW，鋼絲繩拉力從5880～44100N，有18個規(guī)格。BF型是V型帶傳動，MF型是單筒開式齒輪傳動，DF型是雙筒開式齒輪傳動。其結構特點是全部為標準型，采用改進了的螺旋頂絲式離合器操縱，因而操作簡便，易調(diào)整。鼓形離合器采用單錐體式，摩擦材料采用帶型樹脂。 2.電動卷揚機　該廠生產(chǎn)的電動卷揚機為KW型，功率3.7～11Kw,拉力6000～142100N。四種規(guī)格。其結構特點是：全封閉內(nèi)齒輪傳動：電動機在一端，減速器、制動器和操作部分在另一端，中間是卷筒，一字型布置；按鈕操作，可遠距離遙控；最大特點是卷筒可纏繞8～9層，容量大，適于高層建筑使用。 3.大型電動卷揚機　主要用于提升大型重物或設備，可兩檔機械變速，設有電磁鐵制動器、手制動器和棘輪停止器，以確保安全。 1.1.3 國外卷揚機的發(fā)展趨勢　 1.大型化　由于基礎工業(yè)的發(fā)展，大型設備和建筑構件要求整體安裝，促使了大型卷揚機的發(fā)展。 2.采用先進電子技術　為了實現(xiàn)卷揚機的自動控制和遙控，國外廣泛采用了先進的電子技術，對大型卷揚機安裝了電器連鎖裝置，以保證絕對安全可靠。 3.發(fā)展手提式卷揚機　為了提高機械化水平，減輕工人勞動強度，國外大力發(fā)展小型手提式卷揚機，如以汽車蓄電池為動力的直流電動小型卷揚機。 4.大力發(fā)展不帶動力源裝置的卷揚機　歐美國家非常重視發(fā)展借助汽車和拖拉機動力的卷揚機。此種卷揚機機構簡單，有一個卷筒和一個變速箱，動力源就是來自汽車或者拖拉機等。 1.2 少齒差行星齒輪傳動技術現(xiàn)狀及發(fā)展 少齒差行星齒輪傳動是行星齒輪傳動中的一種, 由一個外齒輪與一個內(nèi)齒輪組成一對內(nèi)嚙合齒輪副, 它采用的是漸開線齒形, 內(nèi)外齒輪的齒數(shù)相差很小, 故簡稱為少齒差傳動。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、速度范圍和一切工作條件,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。 1.2.1 國內(nèi)為研究現(xiàn)狀 當內(nèi)嚙合的兩漸開線齒輪齒數(shù)差很小時, 極易產(chǎn)生各種干涉, 因此在設計過程中選擇齒輪幾何參數(shù)的計算十分復雜。早在1949 年, 蘇聯(lián)學者就從理論上解決了實現(xiàn)一齒差傳動的幾何計算問題。但直到1960 年代以后,漸開線少齒差傳動才得到迅速的發(fā)展。目前有柱銷式零齒差十字滑塊、浮動盤等多種形式。 隨著少齒差行星齒輪傳動研究的深入, 已成功地開發(fā)出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(nèi)齒行星齒輪傳動。該類傳動是以連桿內(nèi)齒輪( 齒板) 為行星輪, 采用雙曲柄輸入, 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) 、三齒環(huán)及四環(huán)等結構形式的減速器。 國內(nèi)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部件的實體建模、仿真、干涉檢查等, 縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期, 并應用到產(chǎn)品的設計中, 取得了許多有價值的成果。如對N型內(nèi)齒行星齒輪傳動的基本結構型式—— 環(huán)式減速器的傳動機理進行了分析研究, 建立了環(huán)式減速器系統(tǒng)受力分析模型, 得出目前環(huán)式減速器存在慣性力或慣性力矩不平衡的結論。又如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元分析模型, 提出了一種對研究平行動軸少齒差傳動內(nèi)齒輪副嚙合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(nèi)嚙合齒輪傳動的承載能力的計算、齒輪幾何參數(shù)的確定及零部件的強度分析計算提供了理論依據(jù)。采用遺傳算法模擬生物自然進化過程來搜索少齒差傳動參數(shù)的最優(yōu)解。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。 1.2.2 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, 齒輪被公認為工業(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(zhì)量及增大減速機傳動比等, 國內(nèi)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、低振動、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、機床、起重運輸、電工機械、儀表、化工、農(nóng)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。 1.3 設計思路及方案論證 設計卷揚機首先要確定卷筒直徑，因為它直接影響卷揚機的結構及轉速。如果卷筒直徑大，會使卷揚的漲、抱閘系統(tǒng)的直徑增大，其產(chǎn)生的力矩大大增加；還使卷揚機的轉速下降，達不到設計要求。卷筒直徑確定后，可以進行卷揚機的轉速計算。 接下來就是減速裝置設計計算（漸開線少齒差行星齒輪減速裝置設計，齒輪傳動設計）。而減速器的設計關鍵在于掌握漸開線少齒差行星傳動的原理：少齒差行星傳動原理如圖3所示，當帶曲柄的輸入軸旋轉時，空套在曲柄上的行星輪Z1反向旋轉（Z2-Z1）/Z1轉，然后通過輸出軸輸出，去速比是I＝－Z1/(Z2-Z1),負號代表旋轉反向相反。 圖3 少齒差傳動原理簡圖 在漸開線少齒差傳動內(nèi)嚙合中，由于內(nèi)嚙合和外嚙合的齒數(shù)差少，在切削和裝配時常會產(chǎn)生干涉，以致造成廢品。因此，為了保證內(nèi)嚙合傳動的正常運轉，設計時應滿足一下限制條件：（1）內(nèi)嚙合的齒頂圓不小于基圓：（2）外嚙合的齒丁頂不得變尖，要有足夠的厚度；（3）內(nèi)嚙合的齒丁頂不得變尖，要有足夠的厚度；（4）不發(fā)生過渡曲線干涉，漸開線干涉和齒廓重迭干涉；（5）插齒刀切入進給時，不發(fā)生跟切現(xiàn)象；（6）嚙合率不小于1。 此外，由于少齒差行星傳動的齒普遍采用正角度變位，其齒面接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常是按彎曲強度計算得出，或按結構要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。 2 主要設計參數(shù)的確定 2.1 卷揚機工作級別的確定 由于卷揚機設計要求為：每日兩班間歇工作，工作壽命為10年；因此根據(jù)相關文獻查得其利用等級為級；又根據(jù)相關公式確定起載荷譜系數(shù)為0.25，因此 第 47 頁 （共 51 頁） 主要設計參數(shù)的確定 根據(jù)相關設計手冊確定起工作級別為級 2.2 鋼絲繩直徑的選取 根據(jù)已知條件（額定拉力10KN和提升速度20米/分）對鋼絲繩進行選取。 目前在工業(yè)化國家，對鋼絲繩直徑的選擇普遍采用選擇系數(shù)法。國際標準ISO308（鋼絲繩的選擇）也推薦采用此方法。 鋼絲繩的直徑不應小于下式計算的最小直徑 式中 s——鋼絲繩最大工作拉力 c—— 鋼絲繩選擇系數(shù)，它與機構的工作級別、鋼絲繩是否旋轉以及吊運物品的性質(zhì)等因素有關。目前，建筑卷揚機還沒有此系數(shù)的氣體規(guī)定?？蓞⒖肌督ㄖ頁P機設計》一書中的表3－96進行選取。部分數(shù)據(jù)在下表已給出。 據(jù)查表取得c＝0.0953，由已知s=10kN故算得： 0.0953×＝9.53 可取鋼絲繩直徑為d=11， 表1 鋼絲繩選擇系數(shù) 卷揚機工作級別 t值（mm/ 吊運一般物資 不旋轉鋼絲繩 可自由旋轉鋼絲繩 鋼絲繩的平均抗拉強度極限（MPa） 1570 1770 1960 2150 2450 1570 1770 A1 0.0710 0.0670 0.060 0.0750 A2 0.0750 0.0710 0.0670 0.0670 0.0800 A3 0.0850 0.0800 0.0750 0.0900 0.0850 A4~A6 0.0970 0.095 0.0953 0.1063 0.1060 A7~A8 0.1187 0.1187 0.1187 0.1333 0.1333 2.3 卷筒計算直徑的確定 由繞在卷筒上的鋼絲繩圈中心算起的卷筒直徑,稱為卷筒的計算直徑。為保證鋼絲繩有足夠的使用壽命，卷筒的計算直徑不易太小。 （mm） 值根據(jù)機構的工作級別由《建筑機械設計》中表3－11選取， 據(jù)查表取得＝19，則有： ＝209mm 可取=240mm。 2.4 電動機功率的選擇、總傳動比計算與校驗 2.4.1 選擇電動機 正確選擇電動機額定功率的原則是：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經(jīng)濟、最合理地決定電動機的功率。 建筑卷揚機屬于非連續(xù)工作機械，而啟動、制動頻繁。因此選擇電動機應與其工作特點相適應。建筑卷揚機主要采用三向交流異步電動機。 該卷揚機輸出功率=Fv=10××20/60=3.33×w F——額定拉力（F=10kN）； V——提升速度（V=20米/分）； ——卷揚機整機傳動效率。 可設定效率＝0.85，則輸入功率＝/＝3.33×w÷0.85＝3.922kw。 根據(jù)該卷揚機的工作特點可選Y系列異步電動機。 據(jù)化學工業(yè)出版社《機械設計手冊》第四版可選電動機：Y132M2－6 其技術參數(shù)如表2： 表2 技術參數(shù) 型號 功率/kw 轉速 r/min 重量（kg） Y132M1-6 4 960 75 2.4.2 確定傳動比 按額定轉速初定總傳動比 總傳動比按下式計算 式中 ——電動機額定轉速（r/min） —— 卷筒轉速（r/min） 可按下式計算 漸開線少齒差減速裝置的設計 式中 ——鋼絲繩額定速度（m/min）； ——卷筒基準層鋼絲繩中心直徑（mm），即卷筒計算直徑。 由已知得：＝20m/min 上面初定＝240mm 故＝26.53r/min 由此可計算總傳動比960÷26.5336 3 漸開線少齒差減速裝置設計 3.1 少齒差傳動原理 圖3－1所示是采用銷軸式輸出機構的少齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個）、內(nèi)齒輪、銷套（未畫出）、銷軸、轉臂軸承（未畫出）等組成。屬于K-H-V型行星傳動的一種類型。 圖4 少齒差行星傳動簡圖 1－銷孔 2－銷軸 3－銷軸盤 －行星輪 －中心輪（內(nèi)齒圈） -偏心距 上圖中當內(nèi)齒輪固定，偏心軸作為主動件轉動時，迫使行星輪繞內(nèi)齒圈作行星運動，并通過傳動比等于一的銷軸輸出。當－＝1時，偏心軸每轉一周，行星輪沿相反方向轉過一個齒。當偏心軸轉過時，行星輪轉一轉，輸出軸同樣轉一轉。這是一種傳動方式，另外一種傳動方式是構件V固定，轉臂H主動，內(nèi)齒輪b從動，此種情況就是要設計的卷揚機的工作情形了。 3.2 齒輪齒差的確定 少齒差傳動一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動比i＝36，不是很大，故可取齒差數(shù)＝2。 對于圖4所示的K－H－V少齒差行星傳動，若轉臂H固定，則： 當內(nèi)齒輪2固定，轉臂H主動，構件V從動時，可由上式得傳動比公式為： 上式中的“－”號表示從動件V與主動件H轉向相反。 當構件V固定，轉臂H主動，內(nèi)齒輪從動（即相當于卷筒轉動的情況），可得出傳動比公式為： 上式中的“+”號，表示從動件2與主動件H的轉向相同。 已知齒數(shù)差＝＝2，i＝36，可得： ＝2×36＝72 ， ＝72-2＝70。 3.3 選定齒輪的精度等級和材料 一般選用7級精度。 內(nèi)齒輪采用40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為250-280HB，齒面接觸疲勞極限應力，齒輪齒根彎曲疲極限應力；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR為302-388，齒面接觸疲勞極限應力，齒輪齒根彎曲疲極限應力。 3.4 齒輪模數(shù)的確定 由于少齒差行星傳動的齒輪普通采用正角度變位，其齒而接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常按彎曲強度決定；或按結構要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。 在這里就按彎曲強度來確定模數(shù)，因為少齒差傳動一般選用短齒，內(nèi)外齒輪嚙合的很好，齒面接觸較好，只要行星輪的彎曲強度足夠，內(nèi)齒輪就不會有問題的，所以在確定模數(shù)的時候就只用按行星輪的彎曲條件來計算模數(shù)。 按行星輪齒根彎曲強度設計，彎曲強度設計公式： （1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強度極限。 （2）由《機械設計》書中的圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4 （4）計算載荷系數(shù)K ① 試選載荷系數(shù) ② 計算外齒輪傳遞的扭矩 ③ 取齒寬系數(shù) ④ 查材料的彈性影響系數(shù)；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強度為;外齒輪的接觸疲勞強度為。 ⑤ 計算應力循環(huán)次數(shù) ； ⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑦ 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)是s=1.25 ⑧ 試計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入數(shù)據(jù)得 ⑨ 計算圓周速度 ，帶入數(shù)據(jù)得v=3.307m/s ⑩ 計算齒寬 模數(shù)mm 初取齒高 所以 b/h=4.94 由v=3.307m/s，7級精度，由圖14-1-14查得動載荷系數(shù)1.09； 再由表10-3查得齒間載荷分布系數(shù) ； 再由表14-1-81得 使用系數(shù)。 由表查得7級精度、行星輪相對支承對稱布置時， 再由，=1.13查《機械設計》書中圖10-13得=1.125 所以載荷系數(shù)=1×1.09×1.1×1.125＝1.35 （5）查取齒形系數(shù) 由《機械設計》書中圖10－5查得 ＝2.24 （6）查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》書中圖10－5查得 ＝1.75 （7）設計計算 帶入數(shù)值得出： ＝3.60 可取模數(shù)為m＝4㎜。 3.5 齒輪基本參數(shù)的確定 3.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算 少齒差傳動齒輪尺寸設計中，在齒數(shù)模數(shù)已知的條件下，應先選擇合適的嚙合角，通過變換變?yōu)橄禂?shù)來滿足設計要求。 齒輪齒數(shù) ，； 齒輪模數(shù) m=5㎜； 取齒頂高系數(shù) ； 取頂隙系數(shù) ； 齒形壓力角 ； 齒輪分度圓直徑 ，； 未變位時的中心距 ； 初選嚙合角 ＝40； 計算中心距 ； 實際中心距 =INT(*10+0.5)/10； 實際嚙合角 ； 分度圓分離系數(shù) ； 初取小齒輪變位系數(shù) ； 大小齒輪變位系數(shù)之差 齒輪頂高 ，； 分度圓直徑 ； 齒頂圓直徑 ， ； 齒根圓直徑 ， ； 基圓直徑 ； 齒頂圓壓力角 ，； 重合度系數(shù) 齒廓干涉系數(shù)驗算 （GS應大于0） 其中 ； 將上述公式代入下表3中計算得： 表3 齒輪幾何尺寸的計算 傳動比 1.028571 齒數(shù)差 模數(shù) 4 內(nèi)齒輪齒數(shù) 優(yōu)選值: 72 小齒輪齒數(shù) 70 圓整值: 72 標準中心距 4 初選嚙合角 角度值: 40 刀具齒形角 角度值: 20 弧度值: 0.6981317 弧度值: 0.349066 計算中心距 4.9067264 實際中心距 4.9 實際嚙合角 角度值: 39.90617 分度圓分離系數(shù) 0.225 弧度值: 0.696494 變位系數(shù)差 X2-X1: 0.343199 小輪變位系數(shù) X1: 0 大輪變位系數(shù) X2: 0.3431995 齒頂高系數(shù) 0.6 頂隙系數(shù) 0.3 小輪齒頂高 2.4 大輪齒頂高 1.5 小輪分度圓直徑 280 大輪分度圓直徑 288 小輪齒頂圓直徑 284.8 大輪齒頂圓直徑 285 小輪基圓直徑 263.1139 大輪基圓半徑 270.63147 小輪齒頂圓壓力角 大輪齒頂圓壓力角 角度值: 22.50366 角度值: 18.271029 弧度值: 0.392763 弧度值: 0.3188896 小輪齒根圓直徑 272.8 大輪齒根圓直徑 297.8445 重合度驗算 應大于1: 1.098403 齒廓重迭干涉驗算 D1角度值: 89.81606 D2角度值: 87.845516 D1弧度值: 1.567586 D2弧度值: 1.5331935 GS應大于0: 0.316221 以上結果表明系數(shù)滿足了重合度大于1.05和齒廓重疊干涉大于0的條件要求。 3.5.2 齒輪公法線長度的確定 公法線長度的確定對于加工齒輪極為重要，它是對齒輪輪齒加工是否達到所要求的尺寸的一個重要量度。而且用公法線測量法有它的優(yōu)點：測量時不與齒頂圓為基準，因此不受齒頂圓誤差的影響，測量精度較高并可放寬對齒頂圓的精度要求。在此只計算行星輪的公法線長度。行星輪的變位系數(shù)x＝0，z=70,齒形角為20°，故由《機械設計手冊》第二版中冊表8-99查得跨測齒數(shù)＝8，＝23.1214。則公法線長度＝92.49㎜。 3.6 傳動內(nèi)部結構的選定與設計 3.6.1 轉臂軸承的選定 在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結構尺寸來選定轉臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點在本設計中可選用雙列向心球面滾子軸承。此種軸承能承受很大的徑向載荷，同時也可以承受少量的軸向載荷。也能自動調(diào)心適用于剛度較差的軸承座及多支點軸中。 在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑＝280㎜，故齒寬。而轉臂軸承的寬度應與行星輪的齒寬接近，且其外經(jīng)尺寸大約應是行星輪齒根圓的一半（即大約為140㎜），根據(jù)以上兩個限制條件可選定轉臂軸承（雙列向心球面滾子軸承）。其參數(shù)如下圖5所示： 圖5 雙列向心球面滾子軸承 表4 選用軸承的基本尺寸及性能 軸承 型號 尺寸（㎜） 額定動載荷（kN） 額定靜載荷（kN） 極限轉速 d D B r 脂潤滑 油潤滑 3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000 由以上數(shù)據(jù)可知：行星輪的齒寬b＝33，而實際齒寬系數(shù)： 實際齒寬系數(shù)與先前假設的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。 3.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 由于行星輪分度圓直徑為280㎜，根據(jù)《機械設計手冊》里《