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新型卷筒的設(shè)計
摘 要
本次畢業(yè)設(shè)計的目標(biāo)是設(shè)計一款結(jié)構(gòu)新穎的卷筒，減速器安裝在卷筒內(nèi)側(cè)，使結(jié)構(gòu)非常緊湊。減速器采用一齒差行星傳動，內(nèi)齒圈與卷筒固定在一起，行星齒輪有兩個，采用對稱布置，以減少因慣性力引起的振動。輸出機(jī)構(gòu)采用柱銷式，用鍵與支座固定，不能轉(zhuǎn)動。主動軸轉(zhuǎn)動時，使行星輪與內(nèi)齒輪嚙合，由于輸出機(jī)構(gòu)不動，行星齒輪只能公轉(zhuǎn)，不能自傳，迫使內(nèi)齒圈轉(zhuǎn)動帶動卷筒轉(zhuǎn)動。
由于內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差少，因此在漸開線少齒差內(nèi)嚙合傳動中,常常會產(chǎn)生各種干涉。為了保證內(nèi)嚙合傳動的正常運(yùn)轉(zhuǎn),設(shè)計時要滿足主要的兩個限制條件是，即要保證嚙合率不小于1同時不發(fā)生齒廓重迭干涉。設(shè)計的主要過程包括根據(jù)使用條件和載荷狀況，選擇合理的結(jié)構(gòu)形式；根據(jù)結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度的要求，選用合適的材料，選定標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m，算出主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)。在結(jié)構(gòu)設(shè)計的同時，對主要的受力零件進(jìn)行強(qiáng)度計算。
本次設(shè)計的難點(diǎn)在于齒廓重疊干涉的驗(yàn)算，在設(shè)計的過程中通過多次變換變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)以達(dá)到要求。
關(guān)鍵詞：卷筒 減速器 少齒差 齒廓重疊干涉 變位系數(shù)
Abstract
My goal is to design a kind of the drum with a novel structure,and the transmission will be installed in it. The transmission use the structure of one tooth number difference planetary ,Within the ring gear and the reel is fixed together.There are two planetary gear , the use of symmetrical arrangement,to reduce the vibration due to the inertia force.Output institutions take the type of pin and fixed with key and bearing, it can not turn. Axis rotation , planetary gear with the gear mesh, fixed output mechanism , the planetary gear can only revolution can not autobiographical , forcing the internal gear rotation to drive the reel rotation .
Because the annular gear and external gear's number of tooth difference is very small.Therefore, involute internal gear drive with small tooth difference, often produces a variety of interference.In order to ensure the normal operation of the gear transmission, it is designed to satisfy two main 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 main design process includs the structure under the conditions of use and load conditions and a reasonable choice.According to the structure and strength requirements , the appropriate choice of materials , selection criteria modulus m , calculate the major structural parameters.While do the structural design , strength calculation of the main parts .
The design of the difficulty lies in overlapping tooth profile interference checking.In the design process ,we change several variable-bit coefficients and the addendum modification coefficient to meet the requirements.
Key Words: transmission; small tooth number difference; outline overlap interference; variable-bit coefficient
目錄
摘 要 1
Abstract 2
第一章 緒論 5
1.1卷筒 5
1.2漸開線行星齒輪傳動 5
1.2.1行星齒輪傳動 5
1.2.2漸開線少齒差行星傳動 5
1.2.2 發(fā)展趨勢 6
1.3設(shè)計任務(wù)及要求 6
第二章 方案選定 7
2.1 少齒差傳動原理 7
2.2 少齒差傳動的結(jié)構(gòu)類型 8
2.2.1按輸出機(jī)構(gòu)型式分 8
2.2.2按減速器的級數(shù)分 8
2.2.3按安裝型式分 9
2.3 2K-H型傳動裝置 9
2.4設(shè)計思路及方案論證 9
第三章 主要設(shè)計參數(shù)的確定 11
3.1 卷筒工作級別的確定 11
3.2 鋼絲繩直徑的選取 11
3.3 卷筒計算直徑的確定 12
3.4 電動機(jī)功率的選擇、總傳動比計算與校驗(yàn) 12
3.4.1 選擇電動機(jī) 12
3.4.2 確定傳動比 12
第四章 漸開線少齒差減速器設(shè)計 14
4.1 少齒差傳動原理 14
4.2 齒輪齒差的確定 14
4.3 選定齒輪的精度等級和材料 15
4.4 齒輪模數(shù)的確定 15
4.5 齒輪基本參數(shù)的確定 18
4.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算 18
4.5.2 齒輪公法線長度的確定 19
4.6 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計 19
4.6.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定 19
4.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 20
4.6.3 銷軸套、銷軸的確定 21
4.6.4 偏心套基本尺寸的確定 22
4.7 軸的設(shè)計 22
4.7.1 輸入軸的設(shè)計 23
4.7.1 輸出軸（固定軸）的設(shè)計 25
第五章 零件的校核 28
5.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 28
5.1.1 齒輪受力 28
5.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力 29
5.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 29
5.2 銷軸的強(qiáng)度校核計算 30
5.3 輸入軸的強(qiáng)度校核 31
5.4 鍵的校核計算 33
5.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 34
5.4.2 偏心套處鍵的校核 34
5.4.3 支座處鍵的校核 34
5.5 軸承的校核計算 34
第六章 卷筒主要尺寸的確定 37
6.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定 37
6.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定 37
參考文獻(xiàn) 39
致謝 40
第一章 緒論
1.1卷筒
卷筒又叫絞車，是由人力或機(jī)械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。它是一種垂直提升、水平或傾斜拽引的簡單起重裝置。在國外，卷筒的品種繁多，應(yīng)用也很廣泛。在西方技術(shù)先進(jìn)的國家中，即使是在工業(yè)水平先進(jìn)，機(jī)械化程度不斷提高，起重設(shè)備也在不斷更新的前提下，仍不能完全淘汰卷筒這樣的行之有效的簡單機(jī)械設(shè)備。而與此同時，國內(nèi)卷筒也在向大型化、采用先進(jìn)電子技術(shù)、發(fā)展手提式卷筒和大力發(fā)展不帶動力源裝置的卷筒的方向發(fā)展。
1.2漸開線行星齒輪傳動
1.2.1行星齒輪傳動
在我國約在60年代以后，對行星傳動才進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小和重量輕，傳動比很大，傳動效率較高和運(yùn)動平穩(wěn)、抗沖擊和抗振動的能力較強(qiáng)等一系列的優(yōu)點(diǎn)。從而使行星齒輪傳動在冶金、礦山、起重運(yùn)輸、化工和汽車等諸多工業(yè)部門中得到廣泛的應(yīng)用。
1.2.2漸開線少齒差行星傳動
“少齒差”傳動，就是指由一對齒數(shù)差很少（通常1、2、3或4）的漸開線內(nèi)嚙合齒輪副組成的K-H-V（N）型行星齒輪傳動。一對內(nèi)嚙合齒輪能獲得很大的傳動比，當(dāng)兩齒數(shù)的齒數(shù)差愈少,傳動比愈大，但同時發(fā)生干涉的可能性也就愈大。少差齒傳動的特點(diǎn)是速比大，體積小，結(jié)構(gòu)簡單。它由少齒差輪副和一個具有等角速度轉(zhuǎn)換功能的傳動機(jī)構(gòu)組成。工程中目前使用的傳動機(jī)構(gòu)主要有銷軸式、浮動盤式、十字滑塊式、零齒差式、曲柄式等幾種。應(yīng)用最廣泛的銷軸式其優(yōu)點(diǎn)就是結(jié)構(gòu)簡單。缺點(diǎn)包括行星齒輪軸承的徑向載荷較大、軸孔的位置精度要求較高及軸銷安裝也有一定困難。漸開線少齒數(shù)差行星齒輪傳動可做成減速器型式或卷筒型式。因此廣泛應(yīng)用于輕工、石油化工、食品、紡織、冶金、建筑、起重運(yùn)輸?shù)仍O(shè)備上，最近幾年在軍事裝備，例如通信、導(dǎo)彈與火箭發(fā)射裝置中也得到了廣泛的應(yīng)用。
利用少差齒傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)越性可以改進(jìn)和提高機(jī)械設(shè)備的傳動機(jī)構(gòu)技術(shù)性能，將漸開線少齒差行星齒輪傳動應(yīng)用于卷筒的動力傳輸系統(tǒng)，是一種可以使傳統(tǒng)卷筒減小體積、優(yōu)化結(jié)構(gòu)、降低成本及提高性能的有效途徑，是目前傳統(tǒng)卷筒更新?lián)Q代的理想產(chǎn)品，因此具有非常廣泛的前景。
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(guān)注, 成為世界各國在機(jī)械傳動方面的重點(diǎn)研究方向之一。
1.2.2 發(fā)展趨勢
齒輪傳動技術(shù)是機(jī)械工程技術(shù)的重要組成部分, 在一定程度上標(biāo)志著機(jī)械工程技術(shù)的水平, 因此, 齒輪被公認(rèn)為工業(yè)和工業(yè)化的象征。為了提高機(jī)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(jī)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(biāo)準(zhǔn)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(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點(diǎn), 廣泛應(yīng)用于礦山、冶金、飛機(jī)、輪船、汽車、機(jī)床、起重運(yùn)輸、電工機(jī)械、儀表、化工、農(nóng)業(yè)等許多領(lǐng)域, 少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。
1.3設(shè)計任務(wù)及要求
（1）設(shè)計題目：新型卷筒的設(shè)計
（2）原始數(shù)據(jù)：
卷筒直徑（mm）
卷筒工作速度(m/s)
鋼絲繩拉力(N)
450
1.8
4000
工作條件：單班制，雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，室內(nèi)工作，使用時間10年。
（3）內(nèi)容要求：
1、設(shè)計計算部分：
1）電機(jī)的選擇計算；
2）行星減速器的設(shè)計計算；
3）軸、滑動軸承及滾動軸承等的設(shè)計計算；
4）其他零部件的設(shè)計計算。
2、繪圖部分：
1）AO總裝配圖一張；
2）A3零件圖若干張(內(nèi)容自定)。
第二章 方案選定
2.1 少齒差傳動原理
漸開線少齒差行星齒輪傳動，簡稱少齒差傳動，如圖所示。行星齒輪1位外齒輪，中心齒輪為內(nèi)齒輪2，他們之間的齒數(shù)差通常為1-4個。
這種少齒差行星齒輪傳動用于減速時，是以系桿H為主動件。由于行星輪相對中心輪有偏心，故在傳動時，行星輪1不僅要作公轉(zhuǎn)而且要做自傳。因此，就需要一個能夠傳遞兩平行軸之間旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的聯(lián)軸器，即稱偏心輸出機(jī)構(gòu)V，以便把行星輪的自傳輸送出來。由于這種行星輪系，是由一個中心齒輪K，一個系桿H和一個偏心輸出機(jī)構(gòu)V所構(gòu)成的，故簡稱K-H-V型行星機(jī)構(gòu)。
假如內(nèi)齒輪K與機(jī)殼固定不動，當(dāng)電動機(jī)帶動系桿H轉(zhuǎn)動時，系桿將迫使裝于偏心軸上的行星齒輪繞內(nèi)齒輪中心作公轉(zhuǎn)運(yùn)動。同時，行星齒輪繞偏心軸中心作反向低速自傳運(yùn)動。利用偏心輸出機(jī)構(gòu)將行星輪的自傳運(yùn)動傳遞給輸出軸，就可以達(dá)到減速的目的。
在設(shè)計少齒差行星齒輪減速器時，如果內(nèi)齒輪齒數(shù) 不變，行星齒輪齒數(shù)越大，兩者之間的齒數(shù)差越小，則傳動比越大。但是，當(dāng)內(nèi)齒輪副的齒數(shù)差小到一定程度時，將會發(fā)生不在嚙合位置的齒廓相互重迭現(xiàn)象。
為了使內(nèi)齒輪副在少齒差時仍然能夠正確嚙合順利運(yùn)轉(zhuǎn)，可以從兩條途徑消除齒廓重迭干涉：一是降低齒頂高的選用短齒，從齒高方向消除齒廓重迭，一是選擇適當(dāng)?shù)恼兾幌禂?shù)，減少外齒輪的 齒頂厚度，增大內(nèi)齒輪的齒槽寬度，從齒厚方向消除齒廓重迭。
在加工變位齒輪時齒輪滾刀的位置要在徑向移動一些距離，用模數(shù)的倍數(shù)xm來表示，x稱為變位系數(shù)。變位系數(shù)取代數(shù)值，當(dāng)齒條刀具相對于加工標(biāo)準(zhǔn)齒輪的位置遠(yuǎn)離齒輪坯中心時，稱為正變位，反之，稱為負(fù)變位。
變位齒輪與標(biāo)準(zhǔn)齒輪相比，它的齒厚，齒高和公法線長度等都有變化。變位內(nèi)齒輪副與標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)齒輪副相比，它的中心距和嚙合角也都有變化。
2.2 少齒差傳動的結(jié)構(gòu)類型
漸開線少齒差行星齒輪傳動型式較多，主要有K-H-V型傳動裝置，雙內(nèi)嚙合2K-H 型正號機(jī)構(gòu)傳動裝置，以及三內(nèi)嚙合和錐齒型傳動裝置。
K-H-V型傳動裝置
2.2.1按輸出機(jī)構(gòu)型式分
（1） 內(nèi)齒圈固定，低速軸輸出
1） 有三銷軸式輸出，應(yīng)用廣泛，效率較高，但銷孔加工精度要求較高。它種型式：懸臂銷軸式輸出，銷軸固定端與輸出軸緊配合，懸臂端相應(yīng)地插入行星輪的端面銷孔內(nèi)，結(jié)構(gòu)簡單，但，銷軸受力不均。
2） 十字滑塊式輸出，結(jié)構(gòu)型式簡單，加工方便，但承載能力與效率均較銷軸式輸出低，常用于小功率場合。
3） 浮動盤式輸出，結(jié)構(gòu)型式新穎，加工較方便，使用效果較好。
4） 零齒差式輸出，其特點(diǎn)是通過一對零齒差齒輪副將行星輪的低速反向轉(zhuǎn)動傳遞給輸出軸，零齒差系指齒輪副的內(nèi)外齒輪齒數(shù)相同，像齒輪聯(lián)軸器那樣，但內(nèi)、外齒輪的齒間間隙較大，其結(jié)構(gòu)型式較簡單，制造不困難，較適用于中心距較小的一齒差傳動。
（2） 輸出軸固定，內(nèi)齒圈輸出
1） 內(nèi)齒圈與機(jī)殼一起輸出，W機(jī)構(gòu)的銷軸固定不動，行星輪只作平動，不作轉(zhuǎn)動，迫使內(nèi)齒圈與卷筒一起輸出，這是常見的卷筒的結(jié)構(gòu)型式。
2） 雙曲柄式，雙曲柄機(jī)構(gòu)不是W輸出機(jī)構(gòu)，它不僅替代了行星架H，并使W機(jī)構(gòu)省掉，可獲得較大的傳動比，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性有所提高，但軸向尺寸加大。
（3） 波紋管機(jī)構(gòu)
2.2.2按減速器的級數(shù)分
（1） 單級減速器
（2） 雙級減速器
2.2.3按安裝型式分
（1） 臥室安裝
（2） 立式安裝
2.3 2K-H型傳動裝置
2K-H型傳動裝置由兩對內(nèi)嚙合齒輪副組成，共同完成減速與輸出任務(wù)。無需其他型式輸出機(jī)構(gòu)，由齒輪軸或內(nèi)齒輪直接輸出。其基本構(gòu)件為兩個中心輪K和行星架H組成，故稱2K-H形少齒差行星傳動。若以嚙合方式命名，由兩對內(nèi)嚙合齒輪副組成的傳動裝置，亦稱為雙內(nèi)嚙合NN型少齒差行星傳動。
（1） 外齒輪輸出
（2）內(nèi)齒輪輸出，根據(jù)齒數(shù)選取的不同，可設(shè)計成輸出軸與輸入軸轉(zhuǎn)向相同或相反，并可得到大的傳動比。
此外，還可設(shè)計成三內(nèi)嚙合行星傳動裝置，其傳動比范圍更大。
2.4設(shè)計思路及方案論證
設(shè)計卷筒首先要確定卷筒直徑，因?yàn)樗苯佑绊懢硗驳慕Y(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)速。如果卷筒直徑大，會使卷揚(yáng)的漲、抱閘系統(tǒng)的直徑增大，其產(chǎn)生的力矩大大增加；還使卷筒的轉(zhuǎn)速下降，達(dá)不到設(shè)計要求。卷筒直徑確定后，可以進(jìn)行卷筒的轉(zhuǎn)速計算。
接下來就是減速裝置設(shè)計計算（漸開線少齒差行星齒輪減速裝置設(shè)計，齒輪傳動設(shè)計）。而減速器的設(shè)計關(guān)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(dāng)帶曲柄的輸入軸旋轉(zhuǎn)時，空套在曲柄上的行星輪Z1反向旋轉(zhuǎn)（Z2-Z1）/Z1轉(zhuǎn)，然后通過輸出軸輸出，去速比是I＝－Z1/(Z2-Z1),負(fù)號代表旋轉(zhuǎn)反向相反。
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(yùn)轉(zhuǎn)，設(shè)計時應(yīng)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(jìn)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(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度都較高，而且齒面接觸強(qiáng)度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常是按彎曲強(qiáng)度計算得出，或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強(qiáng)度。
第三章 主要設(shè)計參數(shù)的確定
3.1 卷筒工作級別的確定
由于卷筒設(shè)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(guān)文獻(xiàn)查得其利用等級為級；又根據(jù)相關(guān)公式確定起載荷譜系數(shù)為0.25，因此
第 41 頁 （共 41 頁）
主要設(shè)計參數(shù)的確定
根據(jù)相關(guān)設(shè)計手冊確定起工作級別為級
3.2 鋼絲繩直徑的選取
根據(jù)已知條件（額定拉力4KN和提升速度1.8m/s）對鋼絲繩進(jìn)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(biāo)準(zhǔn)ISO308（鋼絲繩的選擇）也推薦采用此方法。
鋼絲繩的直徑不應(yīng)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(jī)構(gòu)的工作級別、鋼絲繩是否旋轉(zhuǎn)以及吊運(yùn)物品的性質(zhì)等因素有關(guān)。目前，建筑卷筒還沒有此系數(shù)的氣體規(guī)定?？蓞⒖肌督ㄖ硗苍O(shè)計》一書中的表3－96進(jìn)行選取。部分?jǐn)?shù)據(jù)在下表已給出。
據(jù)查表取得c＝0.1060，由已知s=4kN故算得：
0.1060×＝7.68
可取鋼絲繩直徑為d=8mm，
表1 鋼絲繩選擇系數(shù)
卷筒工作級別
t值（mm/
吊運(yùn)一般物資
不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩
可自由旋轉(zhuǎn)鋼絲繩
鋼絲繩的平均抗拉強(qiáng)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
3.3 卷筒計算直徑的確定
根據(jù)設(shè)計要求卷筒直徑取450mm
可取=450mm。
3.4 電動機(jī)功率的選擇、總傳動比計算與校驗(yàn)
3.4.1 選擇電動機(jī)
正確選擇電動機(jī)額定功率的原則是：在電動機(jī)能夠滿足機(jī)械負(fù)載要求的前提下，最經(jīng)濟(jì)、最合理地決定電動機(jī)的功率。
建筑卷筒屬于非連續(xù)工作機(jī)械，而啟動、制動頻繁。因此選擇電動機(jī)應(yīng)與其工作特點(diǎn)相適應(yīng)。建筑卷筒主要采用三向交流異步電動機(jī)。
該卷筒輸出功率=Fv=4××1.8=7.2KW
F——額定拉力（F=4kN）；
V——提升速度（V=1.8m/s）；
——卷筒整機(jī)傳動效率。
可設(shè)定效率＝0.85，則輸入功率＝/＝7.2/0.85＝8.47kw。
根據(jù)該卷筒的工作特點(diǎn)可選Y系列異步電動機(jī)。
據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版可選電動機(jī)：Y160M－4
其技術(shù)參數(shù)如表2：
表2 技術(shù)參數(shù)
型號
功率/kw
轉(zhuǎn)速 r/min
重量（kg）
Y1160M-4
11
1460
123
3.4.2 確定傳動比
按額定轉(zhuǎn)速初定總傳動比 總傳動比按下式計算
式中 ——電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速（r/min）
—— 卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）
可按下式計算
漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計
式中 ——鋼絲繩額定速度（m/min）；
——卷筒基準(zhǔn)層鋼絲繩中心直徑（mm），即卷筒計算直徑。
由已知得：＝1.8m/s , ＝450mm
故＝76.4 r/min
由此可計算總傳動比1460÷76.419.1
第四章 漸開線少齒差減速器設(shè)計
4.1 少齒差傳動原理
圖3－1所示是采用銷軸式輸出機(jī)構(gòu)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(zhuǎn)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(dāng)內(nèi)齒輪固定，偏心軸作為主動件轉(zhuǎn)動時，迫使行星輪繞內(nèi)齒圈作行星運(yùn)動，并通過傳動比等于一的銷軸輸出。當(dāng)－＝1時，偏心軸每轉(zhuǎn)一周，行星輪沿相反方向轉(zhuǎn)過一個齒。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)過時，行星輪轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，輸出軸同樣轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)。這是一種傳動方式，另外一種傳動方式是構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)齒輪b從動，此種情況就是要設(shè)計的卷筒的工作情形了。
4.2 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＝19.1，不是很大，故可取齒差數(shù)＝3。
對于圖4所示的K－H－V少齒差行星傳動，若轉(zhuǎn)臂H固定，則：
當(dāng)內(nèi)齒輪2固定，轉(zhuǎn)臂H主動，構(gòu)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(zhuǎn)向相反。
當(dāng)構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)齒輪從動（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向相同。
已知齒數(shù)差＝＝3，i＝19.1，可得：
＝3×19.1＝57.3,取57 ， ＝57-3＝54。
4.3 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(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)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(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力。
4.4 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(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度都較高，而且齒面接觸強(qiáng)度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常按彎曲強(qiáng)度決定；或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強(qiáng)度。
在這里就按彎曲強(qiáng)度來確定模數(shù)，因?yàn)樯冽X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(qiáng)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(qiáng)度設(shè)計，彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式：
（1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強(qiáng)度極限。
（2）由《機(jī)械設(shè)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(yīng)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(qiáng)度為;外齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為。
⑤ 計算應(yīng)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(yīng)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=6.49m/s
⑩ 計算齒寬
模數(shù)mm
初取齒高
所以 b/h=2.88
由v=6.49m/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(jī)械設(shè)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(jī)械設(shè)計》書中圖10－5查得 ＝2.24
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計》書中圖10－5查得 ＝1.75
（7）設(shè)計計算
帶入數(shù)值得出： ＝3.63
為同時滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度可取模數(shù)為m＝5㎜。
4.5 齒輪基本參數(shù)的確定
4.5.1 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(shè)計中，在齒數(shù)模數(shù)已知的條件下，應(yīng)先選擇合適的嚙合角，通過變換變?yōu)橄禂?shù)來滿足設(shè)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 =270mm，=285mm；
未變位時的中心距 ；
初選嚙合角 ＝40°；
計算中心距 =9.20011mm；
實(shí)際中心距 =INT(*10+0.5)/10=9.2mm；
實(shí)際嚙合角 =39.9992°=40°；
分度圓分離系數(shù) =0.34；
初取小齒輪變位系數(shù) ；
大小齒輪變位系數(shù)之差 = 0.51954
齒輪頂高 =4，=2.3；
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(yàn)算 （GS應(yīng)大于0）
其中 ；
以上結(jié)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。
4.5.2 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(dá)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(diǎn)：測量時不與齒頂圓為基準(zhǔn)，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=54,齒形角為20°，故由《機(jī)械設(shè)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㎜。
4.6 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計
4.6.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定
在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結(jié)構(gòu)尺寸來選定轉(zhuǎn)臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點(diǎn)在本設(shè)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(diǎn)軸中。
在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑＝270㎜，故齒寬。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近，且其外經(jīng)尺寸大約應(yīng)是行星輪齒根圓的一半（即大約為135㎜），根據(jù)以上兩個限制條件可選定轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shí)際齒寬系數(shù)：
實(shí)際齒寬系數(shù)與先前假設(shè)的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。
4.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定
由于行星輪分度圓直徑為270㎜，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》里《輪系》一章中表36.2－42銷孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷孔數(shù)目為10（=10）。
銷孔的尺寸公差不應(yīng)低于7級精度。
銷孔的公稱尺寸理論上是銷套外徑加上兩個中心距。但考慮別銷孔、銷軸以及銷套的加工和裝配誤羌。對銷孔的公稱直徑再加適量的補(bǔ)償尺寸。太小時，將要求提高零件的加工精度。并給裝配造成一定困難，太大時，則承受載荷的銷軸數(shù)日將減?。绊懗休d能力。一般?。?.15～0.25㎜，行星輪尺寸小時，取較小值、反之取較大值。 在這里可?。?.2㎜。而銷孔的尺寸就要通過畫圖來初定了。下圖6是已經(jīng)多次畫圖比較得出的：
圖6 行星輪簡易工作圖
銷孔直徑＝45㎜，銷孔公差配合選用F7，其上下偏差為（+50，+25）。
銷孔分布圓直徑=200㎜。
4.6.3 銷軸套、銷軸的確定
銷軸式W機(jī)構(gòu)是由固連在銷軸盤上的若干個銷軸與行星齒輪端面上的對應(yīng)的等分孔所組成。在機(jī)構(gòu)上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距，但考慮到一些加工裝配誤差還應(yīng)加上一個補(bǔ)償尺寸，上面也已經(jīng)提到。在這里可取值＝0.2㎜。
故銷套外經(jīng)＝45－2×9.2－0.2＝26.4㎜。
銷套長度可根據(jù)畫圖確定，初定為72㎜。
偏心距(即實(shí)際中心距)＝9.2。
可初定銷軸套內(nèi)徑為20㎜，即銷軸直徑=20mm。
根據(jù)少齒差傳動零件的裝配配合要求可對銷軸、銷軸套的配合公差進(jìn)行選擇。銷軸套外徑選用h6，其尺寸的上下偏差為（0，-0.016），銷軸套內(nèi)徑與銷軸配合選用F8/h6，銷軸套內(nèi)徑尺寸的上下偏差為（+0.053，+0.02），銷軸直徑的上下偏差為（0，-0.016）。以上偏差值是通過查《機(jī)械零件設(shè)計手冊》一書中的表1.1-5和1.1-6所得。在結(jié)構(gòu)設(shè)計中采用懸臂梁式銷軸。
4.6.4 偏心套基本尺寸的確定
偏心套的尺寸要根據(jù)結(jié)構(gòu)要求來確定。其視圖如圖3-4所示
圖3-4 偏心套工作簡圖
偏心套的偏心距即為內(nèi)外齒輪的偏心距e=9.2㎜。其內(nèi)徑初定為45㎜。可據(jù)此推測出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。
4.7 軸的設(shè)計
軸設(shè)計的特點(diǎn)是：在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)末確定之前，軸上力的作用點(diǎn)和支點(diǎn)間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設(shè)計中，必須把軸的強(qiáng)度計算和軸系零、部件結(jié)構(gòu)設(shè)計交錯進(jìn)行，邊畫圖、邊計算、邊修改。
軸的材料種類很多，設(shè)計時主要根據(jù)對鈾的強(qiáng)度、剛度、耐磨性等要求．U及為實(shí)現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式．同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經(jīng)濟(jì)
合理。
軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質(zhì)破累結(jié)構(gòu)鋼。最常用的是45鋼。在此所用的到的軸都選用45鋼。其性能如下：
表5 45鋼的性能
材料牌號
熱處理
毛坯直徑(mm)
硬度(HB)
拉伸強(qiáng)度極限
拉伸屈服極限()
彎曲疲勞極限()
剪切疲勞極限()
許用彎曲應(yīng)力
45
正火
25
241
610
360
260
150
55
正火
100
170~217
600
300
275
140
回火
>100~300
162~217
580
290
270
135
調(diào)質(zhì)
200
217~255
650
360
300
155
60
4.7.1 輸入軸的設(shè)計
軸的合理外型應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造工藝性.影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素有：軸的受力性質(zhì),大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。
1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩
其中：---輸入功率，取8.47kW；
---輸入轉(zhuǎn)速，取1460 r/min；
2）初步確定軸得最小直徑
由于軸的材料選用的為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度,屈服
，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過
《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=126。則有：。
輸入軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計算：
（N.m）
式中——驅(qū)動功率，KW；
——工作轉(zhuǎn)速，r/min；
——動力機(jī)系數(shù)，由于為電動機(jī)，故取1；
——工作系數(shù)，故取1.75；
——啟動系數(shù)，取1；
——溫度系數(shù)，取1.1；
——公稱轉(zhuǎn)矩，N.m
所以，。
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又考慮到要與電動機(jī)的軸相聯(lián)查機(jī)械設(shè)計手冊第二卷，選用GL5型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度。由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為35㎜。其余各段直徑均按5㎜放大。
F E D C B A
圖8 輸入軸工作簡圖
3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及周向定位
擬定軸上零件的裝配方案：
（1）A-B段接聯(lián)軸器，軸伸長度通過查《簡明機(jī)械設(shè)計手冊》中表2-13可確定A-B段即軸深長為58㎜，軸深公差選用k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。其間選用A型平鍵（GB/T1096-1979)，尺寸為b×h×L=10×8×53。查《簡明機(jī)械設(shè)計手冊》中表7-2得出：采用一般鍵聯(lián)接，則鍵槽寬b的上下偏差為（0，-0.036）。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，A-B段直徑極限偏差為（+0.018、+0.002）；
（2）B-C段還要穿過支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長度為57㎜，該段直徑為40㎜。軸只受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，受軸向力很小，所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承，初步確定軸承型號 （GB/T276-1994）6208型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）；
（3）C-D段的精度不必要求太高，因?yàn)樵诖硕尾豁毎惭b其他零件，該段直徑為45㎜；
（4）D-E段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結(jié)，所選用鍵的尺寸為b×h×L=14×9×70。采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬b的上下偏差為（0，-0.043）。偏心套的長度為75㎜，故可設(shè)計該段的長度為77㎜。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承，在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是3516，此段直徑設(shè)定為45㎜。該段的配合公差選用k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）；
（5）E-F段就與軸承聯(lián)接，其長度初定為22㎜，直徑為40㎜，故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承（GB/T276-1994）6208型。該段的配合公差選用k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位，擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱《機(jī)械零件設(shè)計手冊》中表1.1-6得出。
4）確定軸上圓角和倒角尺寸
參考課本《機(jī)械設(shè)計》表15-2，取軸端倒角為1.6×45°，軸右端軸肩處圓角半徑為1.6㎜其余各處倒角和圓角參看附圖。
4.7.1 輸出軸（固定軸）的設(shè)計
在本設(shè)計中的輸出軸是固定不動的，它與銷軸盤固聯(lián)在一起，這使得銷軸固定不動，從而使得行星輪作平動帶動內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動，最終帶動卷筒一起跟隨內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動。其工作圖如圖9所示。
選用材料：20cr，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度,屈服點(diǎn)，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=102有：
——輸出功率（=8.47×w）
——卷筒轉(zhuǎn)速（＝76.4r/min）
由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為47㎜。聯(lián)接支座的部分直徑初定為50㎜。其他部分尺寸如下圖3-6所示。
在軸的最左端，使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉(zhuǎn)動。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接，所選用鍵（平鍵GB/1095-1979）的尺寸為b×h×L=16×10×60。在此采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬b上下偏差為（0，-0.043）。軸伸長度經(jīng)查《簡明機(jī)械設(shè)計手冊》中表2-13可確定A-B段即軸深長為82㎜，即為A-B段的長度，軸深公差選用h7，其上下偏差分別為（0、-0.025）；B-C段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等，經(jīng)畫圖可初定這一段的長度為72㎜。為了與相應(yīng)的軸承配合固初定此段的直徑為50㎜。選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6210型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用h7,其上下偏差分別為（0、-0.025）；C-D段要通過卷筒但不安裝任何零件，故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當(dāng)縮小，初定為47㎜，長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定，初定為270㎜；D-E段通過安裝軸承與卷筒聯(lián)接，此段的長度為38㎜，直徑為50㎜，選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211
部分零件的校核
型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用k6，其上下偏
圖9 輸出軸工作簡圖
差分別為（+0.021、+0.002）。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤的直徑初定為270㎜。盤的寬度為30㎜，銷孔直徑與銷軸相同，為20㎜，銷軸與輸出軸（銷孔）的配合選用h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為（-0.022、-0.074）。銷孔分布圓直徑為200㎜，在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。
第五章 零件的校核
少齒差行星齒輪傳動主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構(gòu)件的作用力。參看圖9，當(dāng)行星輪逆時針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機(jī)構(gòu)的合力為：
圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡圖
5.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析
5.1.1 齒輪受力
輸出機(jī)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：
齒輪分度圓受力
表6 輪齒受力計算公式
項(xiàng)目
代號
計算公式
齒輪
N型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出
圓周力
分度
圓上
節(jié)圓
上
徑向力
法相力
F
——輸出轉(zhuǎn)矩（＝106.65N·m）
，——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（＝54，＝57）
——行星輪分度圓直徑（＝270㎜）
——實(shí)際嚙合角（＝40°）
——初選嚙合角（＝40°）
將上述數(shù)值代入表格中的式中得出：
=449N，=449N，=376.76N，F(xiàn)=7687.76N。
5.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力
行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當(dāng)＝/2時，Q為最大即為。行星輪對銷軸的最大作用力為：
——銷孔分布圓半徑（＝103.2㎜）
——銷軸數(shù)目（＝10）
代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N
5.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力
少齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機(jī)構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實(shí)踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關(guān)鍵。
上圖10為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為：
=N
圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑＝131.56㎜）
＝N
＝tan=4134.8N
由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為：
代入數(shù)值得出：＝15577.46N
5.2 銷軸的強(qiáng)度校核計算
由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的，在此不必在對齒輪進(jìn)行校核。現(xiàn)對銷軸進(jìn)行校核。
懸臂式銷軸的彎曲應(yīng)力校核公式：
式中：——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時取大值，反之取小值，在次取＝1.35
——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N）
——銷軸直徑（＝20㎜）
——許用彎曲應(yīng)力（銷軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查?。?50～200）
L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則：
《
圖11 銷軸工作簡圖
因此銷軸的強(qiáng)度是足夠的，其尺寸符合要求。
5.3 輸入軸的強(qiáng)度校核
軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進(jìn)行州的強(qiáng)度校核時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計算，其核算公式為：
式中： ——軸的計算應(yīng)力，MPa；
——軸所受的彎矩，N·㎜；
——軸所受的扭矩，N·㎜；
——軸的抗彎截面系數(shù)，；
——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力。
1)做出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）
在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點(diǎn)的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應(yīng)力集中點(diǎn)之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖12。
2）做出彎矩圖
軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個個方程：
+=5897.78N
×50＝×100
+=4931.31N
×50＝×100
聯(lián)立以上四個方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。
彎矩，。
總彎矩為
3）做出扭矩圖
傳遞扭矩T=。
扭矩圖如圖
4）校核軸的強(qiáng)度
在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本《機(jī)械設(shè)計》中表15-4得出＝。由附圖可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出＝7611.3。
在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力，故取，軸的計算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本《機(jī)械設(shè)計》中表15-1得出。因此<，故安全。
圖12 輸入軸受力分析簡圖
5.4 鍵的校核計算
所用到的三個鍵都是平鍵。設(shè)計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核：
式中：T為傳遞轉(zhuǎn)矩（N·㎜），k——鍵與輪轂的接觸高度（），h——為鍵高（㎜）；，b——為鍵寬（㎜）；d——為軸徑（㎜）。
查得 ，則校核過程如下：
5.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核
此處鍵（C型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有：
故安全
5.4.2 偏心套處鍵的校核
此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有：
故安全
5.4.3 支座處鍵的校核
此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有：
故安全
5.5 軸承的校核計算
根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表7所示：
滾動軸承的壽命校核計算公式：
式中n ——軸承轉(zhuǎn)速，r/min；
——軸承壽命指數(shù)，對球軸承＝3，對滾子軸承＝10/3；
——壽命因數(shù)，按表7-2-8選??；
——速度因數(shù)，按表7-2-9選?。?
——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，，較大時，；
——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選??；
——溫度系數(shù)，由于卷筒長期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版第二卷）
。
表7 軸承代號及基本參數(shù)
型號
數(shù)目
基本參數(shù)
d
D
B
基本額定動載荷/kN
GB/T276-1994
6210
2
50
90
20
35
GB/T276-1994
6208
2
40
80
18
29.5
GB/T276-1994
6220
1
100
180
34
122
GB286-81
3516
2
80
140
33
104
1）軸承6210（球軸承），與卷筒轉(zhuǎn)速相同，n＝76.4r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則：
2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則：
而與銷軸盤聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同，n＝960，則：
3）軸承6220（球軸承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，
4）軸承3516（滾子軸承），轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則：
以上對軸承的校核說明了所選的所有軸承都滿足要求。
第六章 卷筒主要尺寸的確定
卷筒結(jié)構(gòu)形式較多，按照制造方式不同可分為鑄造卷簡和焊接卷筒。鑄造卷筒應(yīng)用廣泛。建筑卷筒卷筒大多為鑄鐵卷筒，成本低，工藝性好。大噸位建筑卷揚(yáng)帆一段采用鑄鋼卷簡鑄鋼卷簡雖然承載能力較大，但成本較高，若工藝允許，可改用鋼板焊接結(jié)構(gòu)。 按照卷卷筒纏繞層數(shù)的不同可分為單層纏繞卷筒和多層纏繞卷筒。建筑卷筒主要使用多層纏繞卷筒。按照卷筒內(nèi)部是否帶有筋板，可分為帶筋板卷筒和不帶筋板卷筒。在此，選用鑄造卷筒。從常用鑄造卷筒的材料選取HT200作為卷筒的材料。
6.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定
卷筒的計算直徑（即卷筒節(jié)徑）在之前已初步確定為=450mm，卷筒長度定為450mm。卷筒直徑D=－d＝450－25＝400㎜。
卷筒邊緣直徑即卷筒端側(cè)板直徑。對于多層纏繞，為防止鋼絲繩脫落。端側(cè)板直徑應(yīng)大于鋼絲繩最外層繩因直徑，由畫圖初定為＝460mm。
卷筒的容繩寬度B取為B＝450mm，滿足B<3的要求。
6.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定
卷揚(yáng)筒強(qiáng)度的計算方程式為：
則卷揚(yáng)筒厚度為： （㎜）
式中 ------鋼絲繩的額定拉力（N）；（=10KN）
卷筒主要尺寸的確定
------卷揚(yáng)筒壁的環(huán)向壓縮應(yīng)力（MPa）；
------多層纏繞系數(shù)，由于建筑卷筒提升高度較高，因此根據(jù)參考文獻(xiàn)《建筑卷筒設(shè)計》中表3-110，選取=1.6；
t-------鋼絲繩軸向卷繞節(jié)距（mm），t=