机械毕业设计（论文）活动烟罩的升降装置设计【全套图纸】.doc

《机械毕业设计（论文）活动烟罩的升降装置设计【全套图纸】.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械毕业设计（论文）活动烟罩的升降装置设计【全套图纸】.doc（67页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、内蒙古科技大学 本科生毕业设计说明书（毕业论文） 题 目：活动烟罩的升降装置 学生姓名： 学 号：200440402126专 业：机械设计制造及其自动化 班 级：机械04-3班 指导老师： 活动烟罩的升降装置摘要本文通过设计活动烟罩的升降装置实现烟罩的升降，在转炉装料、顶吹、倒渣、出钢时将烟罩提升，在转炉正常工作时将烟罩降下以实现烟气的回收。论文设计了一种机械卷扬提升装置，该装置由一台电机驱动减速机，通过传动轴、卷筒、钢丝绳、链条等来实现活动烟罩的升降。关键字：活动烟罩；升降；卷筒 The lifting device of Movable ChimneyAbstractThe papers

2、through design the lifting device of movable chimney to achieve the lifting of movable.When the converter is loading and top-blowing and inverting slag and outing steel ,it can enhance chimney.When converter is normal working,it can lower the chimney in order to achieve the recovery of flue gas. The

3、 parper design a mechanical winch lifting device,the device from a motor drive reducer,throngh the transmission shaft and reel and wire ropes and chains and so on to achieve the lifting of movable chimney.Keyword: Movable Chimney;lifting;reel目 录摘要1Abstract2第一章 绪论81.1 活动烟罩概况81.2活动烟罩升降方案81.2.1活动烟罩的液压系

4、统方案81.2.2活动烟罩的机械卷扬方案91.3课题研究意义10第二章 电动机的选择112.1电动机选择112.1.1 电动机类型的选择112.1.2 电动机功率选择112.1.3电动机转速选择112.1.4 电动机工作制的选择112.1.5 确定电动机型号122.2 计算总传动比及分配各级传动比122.2.1 总传动比122.2.2 分配各级传动比122.3 运动参数及动力参数计算122.3.1 计算各轴转速122.3.2 计算各轴的功率122.3.3 计算各轴扭矩13第三章 三环减速器的结构设计133.1两级三环减速器的传动原理143.2 三环减速器的设计计算步骤153.3 圆弧齿型带的设

5、计计算153.3.1 圆弧齿型带的类型153.3.2 圆弧齿型带的计算163.3.3 带轮的选择163.4 配齿计算163.5 初步计算齿轮的主要参数163.5.1 齿轮材料的选择、类型、精度等级、及齿数163.5.2 齿轮传动主要参数的计算173.6 三环减速器齿轮副啮合参数的计算183.6.1 三环减速器内啮合齿轮副的干涉183.6.2 变位系数选择时应该满足的主要限制条件193.6.3 三环减速器变位系数的确定203.7 三环减速器的结构设计253.7.1 输出轴的结构设计及校核253.7.2 输入轴的结构设计及校核313.7.3 支承轴的结构设计及校核353.7.4 偏心套的结构设计及

6、校核353.7.5 内齿环板的结构设计373.8 三环减速器行星齿轮传动的强度验算38第四章 机械卷扬部分设计414.1钢丝绳的选择414.1.1机构的工作类型的选择414.1.2 钢丝绳规格和力学性能的选择414.1.3 钢丝绳最小直径的选择414.2 钢丝绳夹的选择424.3 环套的选择434.4 卷筒的选择444.4.1 卷筒名义直径的选择444.4.2 卷筒槽型的选择444.4.3 卷筒上有螺旋槽部分L的计算444.4.4 卷筒长度的计算454.4.5 卷筒材料的选择454.4.6 卷筒强度的计算464.5平衡装置的选择474.6钢丝绳在卷筒上的固定484.6.1 钢丝绳固定拉力的计算

7、：484.6.2 压板的选择484.6.3 螺栓扣紧力的计算494.6.4 螺栓合成应力494.6.5 钢丝绳允许偏角494.7 链条的选择504.8链轮的选择504.9卸扣的选择514.10 螺旋扣的选择524.11 制动器的选择534.11.1 制动器类型的选择534.11.2 制动器转距的计算534.11.3 块式制动器的选择校核544.12 联轴器的选择554.12.1高速级联轴器的选择554.12.2 低速级联轴器的选择564.12.3 齿轮联轴器的强度计算564.13 主令控制器的选择574.14 限位器的选择584.15 底架的选择58第五章 卷筒轴的设计595.1初步确定轴的最

8、小直径 595.2 轴的结构设计595.2.1 轴的零件定位，固定和装配595.2.2 确定轴的各段直径和长度595.2.3 轴上零件的周向固定615.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸615.3 按弯扭合成强度条件计算615.3.1 做出轴的计算简图625.3.2 受力分析和弯距图625.3.3 做出扭距图635.3.4 校核轴的强度63结 论64参考文献65致 谢67第一章 绪论1.1 活动烟罩概况转炉烟罩是为了把转炉烟气圆满地输送到后续工序,有利于环境保护及资源利用的一种排烟设备。活动烟罩,如图1.1位于上面固定烟罩下端的滑动式升降罩称为活动烟罩。它在炼钢原料装入、转炉倒渣和出钢时,由卷扬、

9、滑轮开启,吹炼时关闭。 图1.1 转炉烟罩1.2活动烟罩升降方案1.2.1活动烟罩的液压系统方案转炉活动烟罩的垂直升降通过4个水平液压缸的同步运动及导向轮和链条来实现。工作介质:水乙二醇;液压泵:恒压变量泵;执行机构:利用液压分流马达控制4个油缸同步;实现目标:链条通过4个吊点将油缸与烟罩连接,实现烟罩的上升及下降。图1.2所示为活动烟罩的液压原理图。液压油由P管路通过电磁换向阀、液控单向阀、双向节流阀及液压同步马达进入液压缸有杆腔,提升活动烟罩向上运动。反之,则使活动烟罩向下运动。减压阀能减少P管路来油,以避免液压缸因活动烟罩重力作用运动过快造成冲击过大。图1.2 活动烟罩的液压系统1.2.

10、2活动烟罩的机械卷扬方案该装置由一台电机驱动减速机，通过传动轴、卷筒、钢丝绳、链条等来实现活动烟罩的升降。优点：(1)采用链条与烟罩相连，工作时不受高温影响；(2)传动装置在固定烟罩的一侧，远离高温区，传动装置工作环境良好；(3)可移动段移出时和机械卷扬提升装置无干涉，对修炉工期没有影响。原理图如下： 图1.3活动烟罩机械卷扬装置1.活动烟罩2.链条和钢丝绳3.卷筒4.减速机 5.制动器6.电机 1.3课题研究意义 烟罩的升降装置有很多是用液压系统来实现的，但是实践证明这种装置存在很多问题，活动烟罩上方环境恶劣，温度高，故液压缸密封圈易老化变质，发生漏油现象，造成活动烟罩随液压缸活塞杆下滑，四

11、个液压缸不同步等。这样在没有控制烟罩下降的情况下，液压缸上方的传感器自动失电。由于活动烟罩的升降和转炉倾动存在电气联锁，进而造成转炉无法倾动，使转炉无法正常生产。为了克服这些缺陷我们设计一种机械卷扬升降装置。 第二章 电动机的选择2.1电动机选择2.1.1 电动机类型的选择由于要求电动机频繁启动、制动，所以宜选用有较大振动和冲击、转动惯量小、过载能力大的YZ系列起重用交流三相异步电动机。2.1.2 电动机功率选择 P= (2-1) 式中 Q起升重量（t）； V起升速度(m/min)； 起重机构的总效率，对于闭式齿轮传动的起重机构取0.82，则可计算得：P=6.46kw查文献表7-3可确定电动机

12、功率选7.5kw2.1.3电动机转速选择计算卷筒工作转速：n筒=601000V/D=6010000.045/3.14700=1.23r/min由所选功率查表7-3选择该型号电机的常用转速为：940r/min2.1.4 电动机工作制的选择由于所选电动机工作时是按一系列相同的工作周期运行，每一周期包括一段恒定的负载运行时间和一段能停转时间。所以属于断续周期工作制S3工作制。负载持续率选择标准的40%。2.1.5 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为YZ160M2-6。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速940r/min，负载持续率s3-40%.2

13、.2 计算总传动比及分配各级传动比2.2.1 总传动比i总=n电动/n筒=940/1.23=7652.2.2 分配各级传动比传动机构要求有大的传动比，因此选择三环减速机，该减速机传动比大、承载能力强、过载性能好、运转平稳、结构紧凑、体积小、重量小、拆装与维修方便。由二级三环减速的一般传动比分配方法，将传动比分为：i=15;i=512.3 运动参数及动力参数计算2.3.1 计算各轴转速输入轴：n=n/ i=940/15=62.7(r/min)支撑轴：n= n=62.7 (r/min)输出轴：n= n/ i=62.7/51=1.23(r/min)卷筒轴：n= n=1.23(r/min)2.3.2

14、计算各轴的功率输入轴：P=P工作联轴器/2=7.50.99/2=3.71KW支撑轴：P= P=3.71KW输出轴：P= P=3.710.96=3.564KW卷筒轴：P= P联轴器=3.528 KW2.3.3 计算各轴扭矩输入轴：T=565.5Nm支撑轴：T=565.5Nm输出轴：T=27.67Nm卷筒轴：T=27.4 Nm第三章 三环减速器的结构设计3.1两级三环减速器的传动原理图3-1两级三环减速器传动原理图1-输出轴；2，15-曲柄轴；3，4，6-传动环板；5-环板轴承；7-箱体；8，14-大带轮；9，13-圆弧齿型带；10-外齿轮；12-小同步带轮；16浮动圆筒其工作原理为：小同步带轮1

15、2随原动机11作高速旋转，通过啮合，小带轮通过平顶圆弧齿型带9和13带动两个大带轮8和14旋转，实现一级减速和功率分流，两个大带轮分别带动三环减速器的双曲柄的同步输入，三环减速器的双曲柄的同步输入，三片传动环板3、4和6上的内齿圈与输出轴1上的外齿轮10相啮合，形成大传动比，实现二级减速及动力传递。三内齿环板中的两侧环板与中间环板相差180，且两侧各环板厚度为中间环板的1/2，这样可保证运转时它们的惯性力理论上完全平衡。为克服双曲柄机构的死点，一级传动采用同步带传动，增加了一级带传动不仅可实现两个曲柄机构的同步输入，同时，由于同步齿形带是弹性元件，还可实现两曲柄轴载荷均载。三环减速器轮齿啮合的

16、均载是采用在两曲柄轴偏心套外表面和转臂轴承内表面之间插入一个浮动圆筒16，在曲柄轴旋转时，偏心套和圆筒之间、圆筒和转臂轴承内表面之间均形成了动压油膜，厚油膜的弹性变形使得内齿环板浮动，补偿减速器的制造和安装误差以及传动时产生的零部件变形。由于三环减速器的内齿圈和外齿轮相啮合时的齿数相差比较小，一般为14。为了避免内、外齿轮之间的齿廓重迭干涉、保证足够的重合度，需要采用变位齿轮传动，所以三环减速器的内、外齿轮变位系数的确定，是设计的重要内容之一。设计内容主要是确定齿轮副的啮合参数，进行变位系数计算，以及对主要零部件的结构进行设计和强度校核计算。 3.2 三环减速器的设计计算步骤 由于没有专门的三

17、环减速器方面的设计资料，在三环减速器的结构设计时，通常参考少齿差行星齿轮减速器的结构设计步骤进行。本课题的已知条件为：传动比i=15;i=51输出的负载扭矩为Tmax =27.67kNm,转速：940r/min。三环减速器结构设计的计算步骤：（1） 圆弧齿型带的设计计算；（2） 配齿计算；（3） 初步计算齿轮的主要参数；（4） 齿轮副啮合参数的计算；（5） 三环减速器的结构设计；（6） 三环减速器行星齿轮传动的强度验算。3.3 圆弧齿型带的设计计算3.3.1 圆弧齿型带的类型接头种类选择胶合接头，适合要求：接头平滑，可靠，连接强度高，用于不经常改接的高速大功率传动。3.3.2 圆弧齿型带的计算

18、带速：v= 取带速为20m/s带厚：按表取1.25mm传动胶带宽度:100mm胶布层数为53.3.3 带轮的选择设计带轮应使其重量轻，质量分布均匀，当v5m/s时要静平衡，要消除制造生产的内应力，轮槽工作表面应光滑，以减少的带轮的磨损。带轮材料用灰铸铁。由公式5-1，5-2有：小带轮直径：=（0.0520.0635）=50mm大带轮直径：d=id(1-)=735mm3.4 配齿计算 查，8-1根据公式： （3-1） 已知i=51;即 选3.5 初步计算齿轮的主要参数3.5.1 齿轮材料的选择、类型、精度等级、及齿数齿轮材料及热处理是影响齿轮承载能力和使用寿命的关键因素，也是影响齿轮生产质量和加

19、工成本的主要因素。齿轮材料的选择应综合地考虑到齿轮传动的工作情况、加工工艺和材料来源及经济性等条件。（1）按本课题的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；（2）本设计的内齿环板、外齿轮的材料皆采用45号钢调质处理55。外齿板的加工精度6级，内齿圈的加工精度7级；（3）外齿轮齿数z1=153，内齿轮齿数z2=156。齿数差为zp=156-153=3。3.5.2 齿轮传动主要参数的计算三环减速器强度计算时最常用的办法是按照齿面接触强度初算小齿轮的分度圆直径d1或按照齿根弯曲强度初算齿轮模数m。根据给出的已知条件，本设计按照齿根弯曲强度初算齿轮的模数：查，公式8-2有： (3-2)式中 ：Km算式系数，对

20、于直齿轮传动：Km=12.19KFS综合系数，1.62.2，取KFS =2.0KA 使用系数，KA=1.5 KFP计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，KHP=1.210，由公式KFP=1+1.5（KHP-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；YFa1小齿轮齿形系数，YFa1=2.67；z1 齿轮副中小齿轮的齿数，即输出轴外齿轮的齿数z1=153；sFlim试验齿轮弯曲疲劳极限；fd小齿轮齿宽系数，fd=0.6 ； T1啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，Nm；取齿轮模数为：m=4mm。3.6 三环减速器齿轮副啮合参数的计算三环减速器齿轮副的啮合参数包括齿轮副啮合的变位系数和啮合角。要想设计出

21、既经济又合理的三环减速器，必须选择恰当的变位系数和啮合角。由于三环减速器采用的是少齿差内啮合传动，容易产生各种干涉，因此在设计时要注意一些限制条件。3.6.1 三环减速器内啮合齿轮副的干涉 三环减速器在设计时避免产生干涉应该注意的一些限制条件：（1）不发生过渡曲线干涉；（2）不发生渐开线干涉； （3）保证足够的顶隙；（4）不发生节点对面的齿顶干涉；（5）必须保证不产生齿顶干涉和齿廓重迭干涉，应满足Gs0；（6）避免内、外齿轮沿径向移动发生的径向干涉等；（7）保证重合度大于1；（8）为了保证渐开线齿廓，内齿轮的齿顶圆必须大于基圆；（9）为了避免轮齿的磨损，内、外齿轮的齿顶不得变尖，并且要有足够的

22、厚度，齿顶厚度必须大于(0.25-0.4)m。 3.6.2 变位系数选择时应该满足的主要限制条件在选择三环减速器的变位系数时，首先应该满足内啮合的啮合方程式：查，公式8-3有： (3-3)查P230，虽然设计三环减速器的限制条件很多，但是在设计和实际使用中通常只需满足以下两个主要限制条件：（1）按啮合中心距a装配时，保证齿轮副不产生齿廓重叠干涉：即应满足齿廓重叠干涉系数GS 0 。即： （2）保证不发生齿顶干涉，必须满足内啮合齿轮副的重合度ea1以上公式中各符号的含义： da1 外齿轮齿顶圆直径；da2 内齿轮齿顶圆直径；aa1 外齿轮齿顶圆压力角；aa2 内齿轮齿顶圆压力角；a 齿轮副实际啮

23、合中心距；a 压力角a=20；z1 外齿轮齿数 z1=153；z2 内齿环板上的内齿轮齿数 z2=156；x1 外齿轮变位系数；x2 内齿轮变位系数；Gs 齿廓重迭干涉系数；ea 内啮合齿轮副的重合度；ha*齿顶高系数；d1外齿轮的分度圆直径；d2内齿轮的分度圆直径。由公式（3-3）可知：在z1、z2和a一定时，变位系数x1和x2的变化直接影响到啮合角a的大小。啮合角a是变位系数的函数，变位系数x1、x2的选择问题，实质上是决定三环减速器能否消除干涉现象的问题。对于一对啮合齿轮，可把变位系数x1、x2视为自变量，而把自己确定的参数作为常量，即限制条件是变位系数的函数。因此，满足两个主要限制条件

24、的问题便可归结为求合适的变位系数的问题。3.6.3 三环减速器变位系数的确定把变位系数x1、x2取为独立变量，把啮合角a取为中间变量，求解方程组就可以得出变位系数x1、x2的值。由于限制条件中有许多超越方程，直接求解变位系数是非常困难或是不能求解的。因此，下面用逐步逼近的迭代方法来求得同时满足两个限制条件的变位系数。计算步骤如下：（1）要求达到a =a=1.0500，Gs =Gs=0.05。a和Gs分别为设计要求达到的三环减速器内啮合的重合度和齿廓重叠干涉系数。（2）确定a、x1及x2初选a=28.5、ha*=0.6、a=20。少齿差所选择的齿顶高系数ha*没有统一的规定，可在0.50.8的范

25、围内由设计者选定55。但是应该考虑到采用短齿和变位相结合的方式才是避免干涉出现的最好办法。研究表明54，齿顶高系数选择合适，啮合角就随着降低，对提高啮合效率和行星轮轴承寿命有利。取x1的初始值，计算几何尺寸及参数。模数为m=4mm。 (3-4) （3-5） （3-6） （3-7） 计算四个偏导数： （3-8） （3-9） (3-10) (3-11)计算及相应的 (3-12) (3-13) (3-14) (3-15) （3-16） 带入 将x1(1) 、x2(1) 和a代入重合度ea（3-4）和Gs齿廓重叠干涉系数(3-7）中得到 ： (3-17) (3-18)显然需要根据得出的数值按上述步骤重

26、新进行设计计算，每一次迭代都能得出相应的结果，经四次迭代可以满足要求，最后得到的计算结果如下所示：x1=0.79 ；x2=1.18；a=28.1 ；ea=1.05 ；GS=0.05表 3-1 齿轮啮合参数表序 号名 称符 号外 齿 轮内 齿 轮1模数m42原始齿形角a203齿顶高系数ha*0.64啮合角a28.15齿轮的齿数z1531566变位系数x0.791.187实际啮合中心距a6.48分度圆直径d6126243.7 三环减速器的结构设计3.7.1 输出轴的结构设计及校核进行轴的强度设计及校核时，应根据轴的具体受载及应力情况，采用相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。(1) 初步确定输出

27、轴的最小直径初步确定轴的最小直径可按照公式 (3-19)或 (3-20)来确定。式中：T轴传递的扭矩(Nmm)； d计算剖面处轴的直径（mm）P轴传递的功率（kW）n轴的转速（r/min）t轴的许用扭转应力（MPa)A0按照t定的系数根据本设计给出的已知条件带入公式（3-19）计算比较合适，得到轴的最小直径：考虑到轴上有一个键槽，直径可加大4%7%，考虑到安全性，取dmin=200mm 。(2) 输出轴的结构布置方案输出轴采用实心轴的形式，因为轴的直径不大，通常采用齿轮轴的结构，按照上式初步确定所计算截面处轴的直径，同时进行轴的其他部分的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，将齿轮轴制成阶梯轴，三

28、块内齿板与输出轴外齿轮啮合处选择同样的直径，便于加工制造。为使内、外齿轮的啮合正常这行，外齿轮的宽度应该大于两端最外侧内齿环板310mm。轴上定位采用轴肩和定距环相结合的方式。轴的两端采用滚动轴承固定于减速器箱体。动力输出端设计一个键槽通过键与工作机相连接具体结构及尺寸见零件图。图3-2是输出轴的三维实体造型图。 图3-2 输出轴的三维实体造型图(3) 输出轴的强度校核 根据齿轮模数和齿数，分度圆直径为612mm，输出轴的受力分析如图所示: 图3-3 输出轴的受力分析得： (3-21)Pi 每个啮合齿轮所受的啮合力，SPi也就是输出轴上的外齿轮所受环板作用力的总和（N）。根据啮合力的变化规律，

29、在工况角时，每块内齿环板所受的啮合力最大，也就是啮合齿轮所受的啮合力最大，为最危险工况，所以选择进行轴的强度校核。 将轴上的力先平移到输出轴的轴线上，后沿水平和竖直两个方向分解得： (3-22)另外一块环板施加的力与第一块环板施加的力相差，则对应的有： (3-23)由于三块内齿环板的受力情况相同，因此只拿其中一块环板校核即可。当时，作用在与第一、二内齿环板相啮合的外齿轮上的啮合力分别为：上式中正（负）号表示该力与坐标轴正向相同（相反）。根据上述数值画出输出轴在竖直平面内的受力图如图3-4所示。竖直平面的约束反力： 图3-4 输出轴在竖直平面内的受力图由平面力系的平衡方程： 得到轴承处的约束反力

30、为 图3-5 输出轴在竖直平面的弯矩图图3-5是输出轴在竖直平面内的弯矩图。竖直平面内拐点的弯矩值： 图3-6是输出轴在水平平面内的受力图 图3-6 输出轴在水平平面内的受力图由平面力系的平衡方程： 得到轴承处的约束反力为 图3-7 输出轴在水平平面内的弯矩图图3-7 是输出轴在水平平面内的弯矩图。水平面内的拐点的弯矩值为：由弯矩图得1、2、3截面的合成弯矩为：经比较得知，输出轴上的最大弯矩:扭矩最大值为T=27.67kNm。由此可知，最危险截面在2或3处，其轴的强度校核应采用 ； (3-24)或 (3-25)公式进行验算。式中：s轴计算截面上的工作应力（MPa）；d轴的直径（mm），输出轴采

31、用实心轴的形式；M轴计算截面上的合成弯矩（Nmm）；T轴计算截面上的扭矩（Nmm）；a根据扭转应力变化性质而定的校正系数：a=0.65s-1许用疲劳应力（MPa），45钢调质s-1=180207 MPa因此根据输出轴的受力状态，由最大弯矩Mmax及该截面上的扭矩，带入公式(3-25）可得出输出轴在2截面处的最小轴径为： 输出轴在3截面处的最小轴径为：输出轴零件图上所取的输出轴的所有轴径都大于这两个数值，输出轴的轴径满足强度要求。3.7.2 输入轴的结构设计及校核(1) 初步确定输入轴的最小直径选取轴材料为45钢， A0=115，根据公式因为轴上有三个键槽，适当加大最小轴径1015%。可以取50

32、mm以上即可。(2) 输入轴的结构布置方案考虑到输入轴是动力输入端，有一个与联轴器相连接的键槽，另外与三片内齿环板相连接的地方有三个沿着圆周方向分别间隔180分布的键槽，因此，取输入轴最小直径为60mm。为了便于轴上零件的装拆，将齿轮轴制成阶梯轴，轴上定位采用轴肩和定距环相结合的方式。轴的两端采用滚动轴承固定于减速器箱体。(3) 输入轴的强度校核 输入轴的受力图如图所示: 图3-8高速输入轴的受力分析在危险工况下行星轴承作用于输入轴上的力分别为：正负号表示受力的正负向。 输入轴的约束反力求解及各个关键截面的弯矩值根据上述数值将输入轴在竖直平面的受力情况画出，如图3-9所示，由平面力系平衡方程得

33、： 图3-9 输入轴在竖直平面内的受力图 图3-10 输入轴在竖直平面内的弯矩图解得其约束反力： 图3-10是输入轴在竖直平面的弯矩图，竖直平面内拐点的弯矩值：输入轴在水平平面的受力如图3-11所示 图3-11 输入轴在水平平面内的受力分析 图3-12 输入轴在水平平面的弯矩图由平面力系平衡方程得：解得其约束反力：，图3-12是输入轴在水平平面内的弯矩图，水平平面内拐点的弯矩值： 确定危险截面的位置由弯矩图计算1、2、3截面处的合成弯矩为： 经比较得知，内齿环板上的最大弯矩为：根据输入轴的受力状态，从电动机进入输入轴开始的第一、二、三块内齿环板我们将其命名为1、2、3号内齿环板，对应截面处的扭

34、矩分别为T、2T/3、T/3，可见第一块内齿环板截面处的弯矩和扭矩同时达到了最大值，而输入轴上与三块内齿环板相接触处的截面形状和尺寸都完全相同，所以输入轴与第1块环板处的截面为最危险截面。 输入轴的强度校核根据公式（3-25）校核输入轴危险截面处的最小轴径：在内齿环板1截面处的最小轴径为零件图上输入轴的最小直径大于上面得到的这个数值，说明所取的输入轴的轴径满足强度要求。3.7.3 支承轴的结构设计及校核支承轴的材料为45钢，采用调质的热处理方式。支承轴的结构设计和布置方式与输入轴相同。具体结构及尺寸见零件工作图。由于支承轴受载荷的情况与输入轴相同，而支承轴的行星轴承总载荷却比输入轴行星轴承总载

35、荷小，因此，支撑轴的强度校核可省略。3.7.4 偏心套的结构设计及校核(1) 偏心套的材料及热处理方式偏心套是平行双曲柄机构的曲柄，它是实现平行双曲柄机构的关键，依靠偏心套的内孔中心与外圆中心偏心实现三块内齿环板180的相位差，其偏心距就是双曲柄机构的半径。工作时，偏心套外圆中心以内孔中心为圆心，以偏心距为半径做圆周运动。偏心套的材料选用40Cr调质处理30，229-269HBs。(2) 偏心套的偏心距计算偏心套的偏心距采用下式计算 ： (3-26)(3) 偏心套的结构布置方式在三环传动中，每一块内齿环板的高速轴孔上要安装两个尺寸型号完全相同的行星轴承，轴承的外径可比普通的少齿差传动的轴承外径

36、小。同时，三环减速器的曲柄轴的直径与普通的少齿差传动相仿，因此，三环减速器与高速轴上的偏心套配合的行星轴承只能用轻窄系列的轴承。输出轴的偏心套通过平键与高速轴相连接传递动力，带动内齿环板运动高速轴相接触触的（也就是偏心套的内孔直径）为45mm，偏心套外径为110mm，输入轴处的偏心套厚度与环板厚度相同分别为40mm、80mm。支撑轴与薄内齿环板相关联处的偏心套内经与外径分别为85mm、110mm，其厚度为36mm；支撑轴与厚内齿环板相关联处的偏心套内经与外径分别为50mm、110mm，其厚度为56mm。考虑到偏心套的强度问题，键槽应该布置在内孔中心和外圆中心线的延长线上，并且布置在键槽与偏心套

37、外边缘相距较远一侧。(4) 偏心套的破坏形式及强度校核偏心套的破坏主要发生在键连接处的剪切和挤压变形破坏。利用公式（3-27）进行剪切强度校核： (3-27)公式中：t工作面上的剪应力(MPa）；F键剪切面上的剪力(N）；T轴所传递的扭矩（(Nmm）；A剪切面面积(mm）；t许用剪应力(MPa）t=40 MPa。经过计算键剪切工作面上的剪应力为tmax=14.13 MPat，剪切强度足够工作要求。利用公式(3-28)进行挤压强度20计算： (3-28)经过计算键工作面上的挤压应力为=32.81 MPa=100 MPa20，为许用挤压应力，挤压强度满足要求。根据上面的计算可知，剪切和挤压的强度很

38、富裕。如果进行优化设计时，可以考虑将偏心套的内、外径尺寸都缩小，这样可以减小输入轴和支承轴的轴径因而减小整机的尺寸，减轻重量。3.7.5 内齿环板的结构设计(1) 内齿环板材料及热处理方式内齿环板是三环减速器的重要部件。内齿环板的材料选用45号钢调质处理，229-269HBs。(2) 内齿环板的结构布置方式厚齿板的厚度为80mm，薄齿板的厚度为40mm。输入轴孔位于输出轴孔的正上方，两孔中心矩离为550mm，支撑轴孔分别位于输出轴孔的两侧，中心距离为1100mm,即采用偏置式布置方式。根据环板的厚度，查找与之相配合的向心滚动轴承，轴承的内径与偏心套配合，因而确定内齿环板上输入轴孔和支承轴孔的孔径与轴承的外径相同。(3) 内齿环板的强度校核内齿环板上的内齿与输出轴上的外齿相啮合，需要进行强度计算。计算要求和计算结果见 3.5.6 三环减速器行星齿轮传动的强度验算。3.8 三环减速器行星齿轮传动的强度验算 齿轮的主要失效形式是齿面的点蚀、磨损和轮齿的折断。通常在齿轮传动设计过程中，一般要进行齿面接触疲劳强度的校核和齿根弯曲强度校核的计算。三环减速器行星齿轮传动为内啮合传动，又采用正角度变位，同时有多齿对啮合，其齿面接触强度与齿根弯曲强度均提高，且齿面接触强度安全裕度远高于齿根弯曲强度裕度。通过到江