0.5t手拉葫芦设计【毕业论文+CAD图纸全套】

购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 1 目录 一、 设计任务 1 二、 任务分析 1 三、 结构与原理 1 四、 起重吊钩的选择 2 五、 起重链条、链轮的设计及计算 4 六、 传动系统的设计 6 （ 1） 传动比的分配 6 （ 2） 传动类型的选择及简图 7 （ 3） 配齿计算 8 （ 4） 齿轮主要参数的确定 9 （ 5） 啮合参数的确定 10 （ 6） 齿轮几何参数的确定 12 （ 7） 装配条件的验算 15 （ 8） 传动效率的计算 15 （ 9） 齿轮结构的结构设计 17 （ 10） 齿轮的强度校核 18 七、 制动系统的设计 21 （ 1） 棘轮与棘爪的设计计算与强度校核 21 （ 2） 摩擦片的选择与计算 24 八、 驱动轴的的设计计算与校核 26 九、 行星齿轮轴的计算与校核 29 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 2 十、 行星架的设计 32 十一、 起重链轮的校核 33 十二、 机架的设计 33 十三、 轴承的选用与校核 36 十四、 键的选择与校核 36 十五、 参考文献 37 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 3 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 4 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 5 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 6 手拉葫芦设计说明书 规格：起重量 一、设计任务： 起重量 的手拉葫芦。 二、任务分析： 手拉葫芦也称倒链，在工程中广泛用于对构件的吊装或机具的安装，其具有短时间断工作的特性。手拉葫芦有蜗杆式和齿轮式，此次设计采用 有较大的传动比，采用了棘轮机构用于防止起重链轮逆转，导致不安全事故。 三、结构组成： 1 手拉链条 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 7 圈 其工作原理如下： 提升重物时，拉动手拉链 ，手链轮由螺纹旋向摩擦片，使摩擦片、棘轮压为一体，如刚性连接一样转动。此时棘爪在棘轮齿上滑过，制动机构起着联轴器的作用。一旦停止操作，重物欲拽动长轴反转，但棘爪卡住棘轮，机构呈制动状态，使重物停止不动。下降重物时，反向拉动手拉链，由于手链轮反向微量转动，使摩擦片间的轴向压力降低，制动力矩下降，摩擦片打滑，此时棘爪仍卡住棘轮不动，重物徐徐下降。一旦停止拉动，重物欲动长轴继续下降，制动器座由螺纹旋向摩擦片，使摩擦片、棘轮、手链轮和制动器座再次压为一体，被棘爪卡住，机构再次进入制动状态，使重物停止不动。如此反复， 即能完成重的的升降作业。 停止拉动手拉链条，则棘爪抵住棘轮，制止逆转，使重物准确地停在某一位置。 需要卸载时，按相反的方向拉动手拉链条而驱动手拉链 轮反转，于是链轮和棘轮分开，重物便下降。 四、起重吊钩的选择： 根据吊钩的机械性能的强度等级和机构工作级 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 8 别下，选择起重吊钩，选择钩号 010，起重量为 1988） 五、起重链的选择： 起重链条一般用焊接环链，链条按强度高低分成不同等级。起重链条的平均额定载荷为 : Q(N) 式中 Q 手拉葫芦的额定起重量 （ N）； N 悬挂吊重的链条支数； Q=0010=5000(N) N=1 Q=15000=5000(N) 选择链条应根据最大工作载荷及安全系数计算链条的破坏载荷 选择链条。选择链条应使 (N)； 破坏载荷， N； 链条最大的工作载荷， N； n 安全系数，取安全系数n= 5000=22500N=义直径购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 9 直径公差 =5000(N) N=1 5000N 优选节距 P（内长） 15选外宽 W（ 17 小破断力 N 极限工作载荷0 重链轮的设计： 链轮上窝眼 Z 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 10 最少窝眼数不少于 4 取 Z=4; 中心夹角的半角 000 454180180 Z链轮节圆直径 2202co 220245co D =轮节距 845s 0 齿顶圆直径 眼槽底宽度 窝眼槽顶宽度 沟底圆直径 g 链轮外径 齿顶圆直径 向侧缘直径 窝眼槽底宽度 P=15=17 mm 0 =45 t 1=2=g=w=c=551=眼槽顶宽度购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 11 齿根宽 齿顶宽 齿根半径 沟底半径 窝眼槽半径 3 位 置 71015( 窝眼槽底平面到中心距离 a a 六、 传动系统的设计 （ 1） 传动比的分配 预设手的拉力为 300N，计算行星装置的传动比i， 0 0 式中 起重链轮的节圆直径 s 手拉链轮的节圆直径 mm z 传动系统的总效率（不包括机外游动链轮组）取 z =i 传动比 绕上起重链轮处的最后一个链节上的拉 4mm 4mm mm e=，其购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 12 值为 110其中 Q 额定起重量 吊钩组重量 起重链条 自重 链轮组中每个链轮的效率， 起重链条的倍率，单根链条的倍率为 预设起重链轮直径与起重链轮直径的比值为z/， 人的手拉力为 300N 110 =5000N 则行星传动机构的传动比 i 传动比 i 6 1 05 0 0 03 XS 2） 传动类型的选择及简图 已知手拉链轮的输入转速为 r/且手拉葫芦具有短时间间断工作的特点，其结构紧凑，手拉链轮运行较平稳。 选择行星齿轮传动中的 ）型行星齿轮传动结构，由于载荷较小，选取两个行星轮。其结构简图如 下： 000N i=买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 13 太阳轮 内齿圈 （ 3） 进行行星齿轮传动的配齿计算 据（）型行星齿轮传动的传动比，行星齿轮 2，内齿圈3 的齿数 2,和 考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸较小，选择中心轮 1 的齿数为 0 和行星齿轮数目 , 现将， np 内齿圈齿数 行星轮齿数 2321056132 显然，由上式所求得的3果采用角变位的传动时，行星轮的齿数3 2132 2 当 46105613 取齿数修正量为 0 3Z 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 14 2Z 时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可改善 以，求得行星齿轮的齿数 2212 10562 2132 验算其实际传动比 动 比 误 差 为%213 故满足传动比误差的要求， 即得该行星齿轮传动的实际传动比为 213i 后确定该行星传动的各轮的齿数为，和。 （ 4） 初步确定齿轮的主要参数 （ 1）选择齿轮材料和热处理方法，确定齿轮的的疲劳极限应力。中心轮和内齿圈 3，均采用 r 调质，行星轮采用号钢正火。由表 6得齿面硬度达到 60 2， 中心轮和行星轮的加工精度为 8 级，由图查得 ( M H 3 7 8,7 0 0 li m ) ， 45 号 钢 正 火（ M H 2 9 4,5 5 0 li m ）内齿轮的加工精度也为 8 级。 2 60 2 7870094550购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 15 按齿面接触疲劳强度估算齿轮尺寸，即按式（ 14算中心距 3 211)1(式中 u=a=480(表 14 考虑到速度较慢，运行比较平稳，取载荷系数K=取齿宽系数 d 14取 1 中心轮传递的扭矩（表 将以上数据带入 a 的计算公式中 80)1( 3 23 211 计算模数 m 取模数 m=3 5） 啮合参数计算 在两个啮合齿轮副 12，其标准中心距 8)2210(321)(21 2112 1)2256(321)(21 2323 K= d 1 =m=3mm 812 123 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 16 由此可见，二个齿轮副的中心距不相等，且此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件，为使该行星传动满足给定的传动比 i=要求，又能满足啮合条件传动的同心条件，即应使各齿轮副的 a 相等，则必须对该 2行星传动进行角变位。 根据各标准中心距的关系 选取其啮合中心距 a =23a=51为各齿轮幅的公 用中心距值。 已知 z1+2 ,64 , m=3 a =51压力角 20 行星齿轮传动设计课本公式 4 公式（ 4算该 2行星传动角度变位的啮合参数，对各齿轮幅的啮合参数计算如下： 2行星传动啮合参数计算 1轮副采用正变位，其啮合参数如下： 中心距变动系数 13 4851121 m 啮合角 0/12 124927)c o sa r c c o s ( 04927(20t a in t(t a 0in 齿顶高变动系数 a =5120 11 y 0/12 124927y 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 17 重合 度 )t a n( t a n)t a n( t a 2211 aa 轮副采用高变位，其啮合参数如下 中心距变动系数 03 5151121 m 啮合角 0/23 20 变位系数和320 齿顶高变动系数 0y 重合度 )t a n( t a n)t a n( t a 2211 aa （ 1） 1轮副 在 1轮副中，由于中心轮的齿数是034=2中心距1=a=51由此可知，该齿轮副变位的目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副，故其变位方式应采用高度变位，即 03223 可得内齿轮的变位系数为 6） 齿轮 几何尺寸计算 对于该 ）型行星齿轮传动可按照以下公式进行其集合尺寸的计算： （） 变位系数 度圆直径 010311 622322 基圆直径 9 7 o b 0 1 9 o 1x x x x 01 02 b 301 b 302 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 19 节圆直径 7 1 2 051222122 齿顶圆直径 2 11 7 22 齿根圆直径 11 22 （ 2） 2轮副 变位系数 度圆直径 6856333 622322 基圆直径 6 8 7c o b 0 1 9 o 节圆直径 683 62 齿顶圆直径 2 22 7 33 齿根圆直径 a 2 7 a 5 2 f f 683 62 b 1583 b 622 683 62 a a 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 20 22 用插齿刀加工 023 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆3 已知模数 m=3齿刀齿数 ，齿顶高系数 位系数 0,(中等磨损程度 )，试求被插制内齿轮的齿根圆直径3 齿根圆直径3 023 20 f 式中 0齿刀的齿顶圆直径； 02a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距； a 00 现对内啮合齿轮副 ， ） 0 3 3 3 9 t 7 8 7 t 2 0030303 i n vi n n v 查表（行星传动设计）得 003 5025 6 8 2 4 co s(2 20302 f f m=3 0 003 5025o 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 21 )2( 020302 95 4 7 2 023 （ 7） 装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下装配条件。 （）邻接条件公式 13将已知的13a， 代入上式则得 1022180s 即满足邻接条件 （ 2）同心条件 按公式 3-8 a 验算 2)型行星传动同心条件 12312 满足同心条件 （ 3）安装条件 所以满足安装条件整数 )(332 561031 np （ 8） 传动效率的计算 对于 2)型行星齿轮传动 2 f 邻接条件满足 满足同心条件 满足安装条件 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 22 613.6P= 传动效率为 11 _x 转化机构损失系数 x nx 1 啮合损失系数_ 轴承损失系数_ 对于 2 )型 1 ， 1 ， 啮合效率计算公式 i 11i 11 1 查表 械设计师手册） 的啮合损失与行星轮中心轮 _ 的啮合损失与 轮齿啮合摩擦系数 1.0=101221( =13.6P=.0=买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 23 )11(=561221(= 11=1- 考虑到轴承摩擦损失，取 98.0n则 9 46 6 2行星传动的效率为 （ 9） 齿轮结构设计 根据 2）型行星传动的工作特点，传递功率的大 小和转速高低等情况，对其进行具体的结构设计，首先确定中心轮的结构因为其直径小，所以做成齿轮轴的结构形式；即将中心轮与输入轴连成一个整体。且按照该行星传动的输入转速 n 和功率 p 初步估算输入轴的直径 时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件便于装拆，通常将轴做成阶梯形状。总之，在满足使用条件的前提下，轴的结构形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。 内齿轮固定，与机架连在一体。 行星轮的齿宽应较宽，以保证与太阳轮和内齿圈的啮合。在每个行星齿轮的内孔内装哟滚动轴承来支 = 11=46 9.0买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 24 撑，而行星轮轴在安装到转臂 x 的侧板上之后，还采用矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。转臂 x 采用双侧板式的结构型式。 转臂上各个行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差 按下列公式计算。现已知啮合中心距a=51得 a 0 2 9 6 0 05181 0 0 08 33 取 30各行星轮轴孔的孔距相对偏差 1 可按下式计算，即 0 3 2 2 1 0 1 0 0 1 a 取 1 7 转臂 x 的偏心误差 为孔距相对偏差 1 的，即 me x （ 10） 齿轮的强度校核（行星传动设计） 由于本机构采用的具有短时间间断工作的特点，且具有结构紧凑，外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件 公式进行校核计算，即 a=51mm 30 1 =27um 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 25 首先按下列公式计算齿轮齿根应力，即 其中，齿根应力的基本值按下列式子计算，即 许用齿根 应力按下列公式计算，即 XR re m i nl 将该型行星传动按照两个齿轮副，分别验算如下。 （） 齿轮副 名义切向力 t。 中心轮的切向力F 1可按下列公式计算；已知 a . 2节圆直径a 。则200 0 1 有关系数 a. 使用系数 K （查表 6星传动设计） b. 动载荷系数 1.16星传动设计）计算太阳轮 1 相对于转臂 X 的速度，即 70N K 1.1子版图纸， Q 11970985 或 401339828 26 19100 其中， m 4 01 0 4 2 1 0 0 )5 4 7 1 0 0 已知中心轮的精 度是 8 级，即精度系数 C=8， 由下式计算动载系数 2 00式中 8( 650)1(5650 2 )1(1 由图 6 b）得（行星齿轮传动设计） ad 由图 .1b K。 齿间载荷分配系数查得 45.4 r s B= 1 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 27 行星轮间载荷分配系数计算， 即 )1(得 齿形系数查得 应 力 修 正 系 数 由 图 6得 。 重合度系数算，即 . 螺旋角系数 Y=1 因行星轮 2 不仅与中心轮啮合，且同时与内齿轮3 相啮合，故取齿宽 b=12 计算齿根弯曲应力 F 。 Y Y=1 b=12买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 28 按公式 ，即 M p M p 弯疲劳极限 （机械设计课本 88 页）查图6验齿轮的弯曲强度极限又双向传动 0.7。=378 2 M F 294,378 2l i i m ，故其弯曲强度满足。 （ 2） 2轮副 在内啮合齿轮副 2只需要校核内齿轮 3 的齿根弯曲强度，即仍按公式计算其齿根弯曲 应力3F。已知 563 Z, =378 仿上，通过查表，,33 K 代入公式得 M p 已知 然，内齿轮也满足其 1F =72F =6494 ,37823F=68买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 29 弯曲强度的要求。 上述计算结果表明，该 2）型行星减速器中各齿轮副满足轮齿的弯曲强度条件。 八、制动机构设计 （一）棘轮机构设计 在低速转动的手拉葫芦中，棘轮逆止器作为手拉葫芦防止逆转的制逆装置，用于防止在起重过程中起重链轮倒转，导致重物下降，发生不安全事故。棘轮的齿形已经标准化。周节 p 根据齿顶圆 来考虑。棘轮逆止器 1812 1 49 7 022 为棘轮轴圆周力 为棘轮直径 （）棘轮齿数的选择； 用于作为棘轮停止器的棘轮机构通常选取个齿，本机构选择齿数。 （）棘轮齿的强度计算 棘轮模数按齿受弯曲计算来确定 式中轮模数， 应取 6、 8、 10等 p 周节， 轮的强度满足要求 P=312N D=96买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 30 轮轴所受的扭矩。 ； 齿宽系数 1m z 棘轮齿数 取 12z 棘轮齿轮材料的许用弯曲应力 许用弯曲应力、许用单位线压力即齿宽系数 棘轮材料 5 齿宽系数m用单位线压力 15 40 许用弯曲应力 30 120 0112 1 4 9 7 m 棘轮模数按齿受挤压进行验算 497022 用单位线压力 由上表可知 45 号钢的许用单位线压力为 40 经棘轮齿的弯曲强度和挤压强度计算得，该棘轮的模数 m （）棘爪的强度计算： 棘爪的回转中心一般选在圆周力 p 的作用线方向，棘爪长度通常取 。 棘爪可制成直头形的或钩头形的，对直头形棘爪 1m 12z m=m=买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 31 m=8p=按受偏心压缩来进行强度计算，对钩头形棘爪则应按受偏心拉伸来计算，基本计算公式如下： 式中 弯矩 621 棘爪危险断面的截在模数， 3 1b 棘爪宽度， 般比棘轮齿宽 23轮宽 棘爪宽度为 1 棘爪危险断面面积； 2 棘爪危险断面的厚度； 棘爪材料的许用弯曲应力 计算如下： 棘轮 圆周力： 8 1812 1 49 7 022 棘轮直径： 6812 偏心距离： 3821321 1 ( 1d 棘爪轴的直径 ) 棘爪危险断面的厚度： M p aM p 02 1 1610878 7 162121故棘爪强度满足要求。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 32 p=312N D=96=7mm w=20度满足 (4)棘轮轴的强度计算 棘爪轴为悬臂梁受弯曲作用。由下式两公式之一计算可得， 821(1(11821(1(11由以上两式子计算，经比较，圆整取 1 。 制动力矩 )(21 12式中 u 摩擦片的摩擦系数； 摩擦片的摩擦面数； 1D 摩擦片的外径 2D 摩擦片的内径 制动时压紧摩擦片轴向压力，； 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 33 4)()(2210 其中 载荷传到制动器轴上的扭矩 0d 齿轮轴尾部螺纹中径 ； 螺纹螺旋角，常用 为 10 左右的四头三角螺 1 纹； 当量摩擦角； ； 其中 起重链轮节圆直径制动安全系数 计选定制动力矩 应使3.1子版图纸， Q 11970985 或 401339828 34 计算如下： 载荷传到制动器轴的扭矩 0 02/1 普通螺纹的牙型角 060 ； 纹摩擦系数，取 ； 当量 摩擦角00 59)30c o s o s( a r c r c ； 取摩擦片的摩擦系数 ； 设摩擦片的内外径分别为 244 制动时压紧摩擦片的轴向压力 424(910()(2003210制动力矩 21 12n =59 469N M= 验算制动安全系数，设计选定制动购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 35 力矩 3.1 九、驱动轴的设计及校核： （） 计算作用于轴上的力矩 m； （） 初步估算轴的直径 由于驱动轴要做成齿轮轴，故其材料与太阳轮的材料一样，采用 r, 调质处理，由式子3 计算中的最小直径并加大以考虑键槽对轴的影响，查表 械设计）取 则 5 01 0 3m i n （） 轴的结构设计方案 轴的结构如上图所示，齿轮轴通过行星架从右端装入，起重链轮和制动器座有轴的左端装入，起重链轮由右端的齿轮进行轴向定位，制动器座由轴间轴向 49.1 m d=买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 36 定位，用平键与轴进行周向定位，轴的最左端车有螺纹，用于手拉链轮的轴向定位。轴的右端为太阳轮，轴依托起重链轮内的两个轴套支撑。 （） 确定各轴段直径和长度 段上车有螺纹，起到对手拉链轮进行轴向定位，受的力矩较小，有段的最小直径递推得直径 01 ，螺母的宽度为 . 螺纹退刀槽的长度为 2度为 1加个垫圈辅助螺母进行手拉链轮的轴向定位，的螺纹选用的垫圈厚度为 端伸出 2段的长度为 + + . 手拉链轮的宽度为 20两个摩擦片的宽度为 棘轮的 宽度为 动器座的宽度为 段的长度为 + + + 虑到键槽的影响， 5 3m i n ，圆整取直径为 起重链轮宽 架宽度为 星架的宽度为 本轴段左边伸出 2段的长度为 24+2*7+5+2=45。轴肩高度为轴的直径为 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 37 第四段为齿轮，齿轮宽度为 （） 确定轴的受力位置、绘制轴的弯矩图和扭矩图 扭矩弯矩弯扭合成 求轴套对驱动轴的支撑力 F 为 人 的 拉 力 由 得0 求得