侧装式少齿差传动卷扬机设计【含CAD图纸、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共43页)
编号：14967073
类型：共享资源
大小：2.33MB
格式：ZIP
上传时间：2019-02-22
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
12
积分
- 关 键 词：
-
含CAD图纸、说明书
少齿差传动卷扬机设计
侧装式少齿差传动卷扬机设计
少齿差卷扬机
少齿差卷扬机
侧装式少齿差传动卷扬机
装式少差齿传动卷扬机设计
少齿差传动
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
绪论前言卷扬机又称绞车，是由动力驱动的卷筒通过挠性件(钢丝绳、链条)起升、运移重物的起重装置。它结构简单，使用方便，广泛应用于建筑、安装、运输等部门的拽引和起重作业。扬机按驱动方式可分为人力驱动和动力驱动两大类。人力驱动型有：绞盘、手摇卷扬机等。用在缺乏电源或使用电源不便的地方。动力驱动型主要是电力驱动。 卷扬机按拽引速度可分快速和慢速两种。快速卷扬机一般拽引速度为30-50m/min，多用于建筑工地。慢速卷扬机拽引速度为7-15m/min，主要用于设备安装作业 。此次设计的是侧装式少齿差传动卷扬机，它是以少齿差行星齿轮传动为传输系统。少齿差行星传动是渐开线少齿差行星传动的简称,它采用的是渐开线齿形。摆线针轮减速器和谐波减速器也属于少齿差行星传动原理,但摆线针轮减速器用的是摆线齿形,谐波减速器用的是三角形齿形(也有用渐开线齿形代) 。另外像ZX 型混凝土振动器用的是摩擦轮,但其增速原理也是少齿差行星传动。由于它们都有专门名称,所以一般所讲的少齿差行星传动是专指渐开线少齿差行星传动而言的。随着现代工业的发展,机械化和自动化水平的不断提高,各工业部门需要大量减速器,并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力大、运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多,但普通的圆柱齿轮减速器的体积大、结构笨重;普通的蜗轮减速器在大传动比时,效率较低;摆线针轮减速器虽能满足以上提出的要求,但其成本高,需要专用设备制造。而利用少齿差行星传动可降低成本。少齿差行星齿轮传动具有以下优点:(1)加工方便、制造成本较低。渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备,材料也可采用普通齿轮材料。(2)传动比范围大,单级传动比为101000 以上。(3)结构形式多,应用范围广。由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上,也可以不在同一轴线上,所以能适应各种机械的需要。(4)结构紧凑、体积小、重量轻。由于采用内啮合行星传动,所以结构紧凑;当传动比相等时,与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比,体积和重量均可减少1/32/3。(5)效率高。当传动比为10200 时,效率为80%94%。效率随着传动比的增加而降低。（6)运转平稳、噪音小、承载能力大。由于是内啮合传动,两啮合轮齿一为凹齿、一为凸齿, 两者的曲率中心在同一方向, 曲率半径又接近相等,因此接触面积大，使轮齿的接触强度大为提高；又因采用短齿制，轮齿的弯曲强度也提高了。此外，少齿差传动时,不是一对轮齿啮合，而是39 对轮齿同时接触受力，所以运转平稳、噪音小，并且在相同的模数情况下，其传递力矩比普通圆柱齿轮减速器大。基于以上特点，小到机器人的关节、大到冶金矿山机械, 以及从要求不高的农用、食品机械, 到要求较高的印刷和国防工业都有应用实例。缺点是：(1)渐开线少齿差传动也有一些缺点，主要是它的设计计算比较复杂由于啮合齿轮的齿数差较少，采用标准齿轮传动会出现许多干涉现象为了避免各种干涉，需要采用变位齿轮选择适当的变位系数就成为少齿差传动的关键问题随着计算机技术的问题，这一问题以逐步得到解决。（2）行星齿轮轴承的径向载荷较大。（3）轴孔的位置精度要求较高，轴销安装也有一定困难。一般只有生产少齿差减速器的专业工厂能加工好，非专业的一般机械厂往往很难加工合格，在一定程度上限制了少齿差传动的推广。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建筑起重卷扬机的动力传输系统，是使传统卷扬机减小体积，优化结构，降低成本，提高性能的有效途径，具有广泛的前景。目 录中文摘要VI外文摘要VII前言VIII1 绪论11.1 卷扬机国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向11.2 少齿差行星齿轮传动计算现状及发展41.3 设计思路及方案论证52 主要设计参数的确定62.1 卷扬机工作级别的确定72.2 钢丝绳直径的选取72.3 卷筒计算直径的确定82.4 电机的选择与传动比的计算83 渐开线少齿差减速装置的设计93.1 少齿差传动原理93.2 齿轮齿数的确定103.3 齿轮模数的确定103.4 齿轮基本参数的确定133.5 传动内部结构的选定与设计163.6 轴的设计184 部分零件的校核234.1 少齿差行星传动受力分析244.2 销轴的强度校核264.3 输出轴的强度校核274.4 键的校核294.5 轴承的校核305 卷筒主要尺寸的确定325.1 卷筒节径、边缘直径和容绳宽度的确定325.2 卷筒厚度与绳槽尺寸的确定326 结束语34参考文献35致谢36附录37侧装少齿差传动卷扬机设计1 绪论1.1 卷扬机国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向1.1.1 国内卷扬机概况从70年代起，我国建筑卷扬机的生产进入了技术提高、品种增多的新阶段。在各厂自行设计和生产的基础上，1973年，由卷扬机行业组织了有关厂家和院校联合进行了卷扬机基型设计，并充分考虑到了当时中小厂家的生产能力。快速卷扬机的基型采用半开半闭式齿轮传动，离合器采用单锥面石棉橡胶摩擦带结构，操纵用手扳刹车带制动。慢速卷扬机的基型为闭式传动（圆柱齿轮传动或蜗杆传动减速器）、电磁铁制动结构。这两种基型一直到现今还在生产。为适应生产发展的需要，当时第一机械工业部发布了JB92674建筑卷扬机型式与基本参数和JB180376建筑卷扬机技术条件两个部标准，并把卷扬机行业划归常德建筑机械研究所（长沙建筑机械研究院前身）领导。随着部标准的颁布，使建筑卷扬机有了大发展的基础。在此期间，由于石化工业的发展，大型设备很多，都需要吊装，如一些大型反应塔，塔的高度达七八十米，质量达五六百吨，就需要有大型吊装用的卷扬机，因而各厂家相继生产了20t和32t卷扬机（图1和图2），满足了经济发展的需要。图1 快速卷扬机 图2 20t卷扬机从70年代末期开始，中国实行了改革开放政策，使国民经济得到了大发展，基本建设务增加了很多，促使建筑机械的使用大量增加，生产卷扬机的厂家亦随之大量增加。为使设计和生产规范化，国家颁布了GB195580建筑卷扬机、JJ383建筑卷扬机设计规范。随着改革开放逐步深入，生产形势的不断发展，新产品的开发提到日程上来了，不少生产厂家成立了厂属研究所，开发了如高速卷扬机、变速卷扬机、自动限位卷扬机等新产品，以及谐波传动、摆线针轮传动、圆弧齿齿轮传动、圆弧齿圆柱蜗杆传动等具有新型传动型式的卷扬机。为使卷扬机的生产满足日益增加的需求和解决中小厂家设计力量薄弱的情况，1988年卷扬机行业组织了九厂一所一校成立了卷扬机系列设计组，对单简快速建筑卷扬机起重质量从0.5t到2.5t的机型进行了系列设计。这次设计分两种机型，一种为基本型（电控卷扬机），一种为溜放型（手控卷扬机）。设计既考虑到技术发展的趋势，又考虑到厂家的生产能力。因此基本型为一字型布置，采用二级或三级圆柱斜齿轮传动，电制动锥形转子电动机；溜放型采用封闭式二级行星齿轮传动，普通Y系列电动机，用手操作两条制动带控制工作和制动。这两种机型结构紧凑，加工简单，操作方便，体积小，重量轻，一般中小企业均可生产，满足了生产的需要又实现了技术的进步。为使卷扬机发展规范化，又相继颁布了一系列有关建筑卷扬机的标准，有GB195586建筑卷扬机、GB694786建筑卷扬机试验规范和方法、GB7902.287建筑卷扬机术语、GB1332791建筑卷扬机安全规程、JG/T503193建筑卷扬机设计规范等。1.1.2 国外卷扬机概况在国外，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，虽然工业水平先进，机械化程度不断提高，起重设备也在不断更新，但仍不能完全淘汰卷扬机这样的行之有效的简单机械设备。下面介绍一下几个主要国家生产卷扬机的状况。（1）美国 美国生产卷扬机的厂家有近百家，主要有贝波（BEEBE）国际有限公司、哲恩（THERN）有限公司等。贝波国际有限公司成立于1919年，有七十多年的设计和生产实践经验。主要产品有：气动链式卷扬机（0.2540t），防爆拖式气动卷扬机（0.530t），驳船卷扬机（手动、气动、电动、液压，2575t），电动链式卷扬机（0.2520t），电动葫芦（0.2515t），电动卷扬机（12.5t），手动卷扬机（75t），液压卷扬机（110t），水平卷扬机（9t），手动链式卷扬机（0.5100t），棘轮牵引器（1.75t），空中吊运车（0.520t）。哲恩有限公司是美国较大的生产起重设备的公司，主要产品有各种手动卷扬机、电动卷扬机、提升机械及起重机。手动卷扬机的主要品种有：直齿传动卷扬机、蜗杆传动卷扬机；电动卷扬机的主要品种有：蜗杆传动系列、直齿齿轮传动系列、齿轮蜗杆传动组合系列、直接驱动系列、链传动系列。其中直接驱动式电动卷扬机的传动是全封闭行星齿轮传动，传动系统全部装在卷筒里面，机架和卷筒用高强度钢焊接而成。美国除上述两家公司外，比较重要的生产厂家还有布劳斯公司、赛林公司、斯塔斯派克公司、阿姆降公司、英格索艺德公司等。（2）日本日本从明治30年开始制造和使用卷扬机。据日本荷役机械研究所核计，19701975年间卷扬机的产量增加62.5。据日本通产省机械核计月报载，仅1977年单纯土建卷扬机的产量就达12万台，产值约100亿日元。日本卷扬机行业由机械技术部会、荷役机械技术委员会领导。主要生产厂家有北川铁工所、远滕钢机、南星、越野总业、艺浦、松岗产业等80多个厂家。北川铁工所是一家大型生产厂。其生产的卷扬机品种系列比较齐全，主要有：1.动力卷扬机 分BF、MF、DF三种型式。功率为3.744kW，钢丝绳拉力从588044100N，有18个规格。BF型是V型带传动，MF型是单筒开式齿轮传动，DF型是双筒开式齿轮传动。其结构特点是全部为标准型，采用改进了的螺旋顶丝式离合器操纵，因而操作简便，易调整。鼓形离合器采用单锥体式，摩擦材料采用带型树脂。2.电动卷扬机该厂生产的电动卷扬机为KW型，功率3.711Kw,拉力6000142100N。四种规格。其结构特点是：全封闭内齿轮传动：电动机在一端，减速器、制动器和操作部分在另一端，中间是卷筒，一字型布置；按钮操作，可远距离遥控；最大特点是卷筒可缠绕89层，容量大，适于高层建筑使用。3.大型电动卷扬机主要用于提升大型重物或设备，可两档机械变速，设有电磁铁制动器、手制动器和棘轮停止器，以确保安全。1.1.3 国外卷扬机的发展趋势1.大型化由于基础工业的发展，大型设备和建筑构件要求整体安装，促使了大型卷扬机的发展。2.采用先进电子技术为了实现卷扬机的自动控制和遥控，国外广泛采用了先进的电子技术，对大型卷扬机安装了电器连锁装置，以保证绝对安全可靠。3.发展手提式卷扬机为了提高机械化水平，减轻工人劳动强度，国外大力发展小型手提式卷扬机，如以汽车蓄电池为动力的直流电动小型卷扬机。 4.大力发展不带动力源装置的卷扬机欧美国家非常重视发展借助汽车和拖拉机动力的卷扬机。此种卷扬机机构简单，有一个卷筒和一个变速箱，动力源就是来自汽车或者拖拉机等。1.2 少齿差行星齿轮传动技术现状及发展少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种, 由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副, 它采用的是渐开线齿形, 内外齿轮的齿数相差很小, 故简称为少齿差传动。一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率、速度范围和一切工作条件,受到了世界各国的广泛关注, 成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。1.2.1 国内为研究现状当内啮合的两渐开线齿轮齿数差很小时, 极易产生各种干涉, 因此在设计过程中选择齿轮几何参数的计算十分复杂。早在1949 年, 苏联学者就从理论上解决了实现一齿差传动的几何计算问题。但直到1960 年代以后,渐开线少齿差传动才得到迅速的发展。目前有柱销式零齿差十字滑块、浮动盘等多种形式。随着少齿差行星齿轮传动研究的深入, 已成功地开发出不少新的渐开线少齿差行星齿轮传动形式。目前, 我国研究出一种连杆行星齿轮传动 平行轴式少齿差内齿行星齿轮传动。该类传动是以连杆内齿轮( 齿板) 为行星轮, 采用双曲柄输入, 且无输出机构。主要有一齿环( 一片连杆行星齿板) 、二齿环( 两片连杆行星齿板) 、三齿环及四环等结构形式的减速器。国内外学者在齿形分析、结构优化、接触分析、结构强度、动态性能、传动效率、运动精度方面进行了大量的研究, 利用计算机技术进行减速器各主要部件的实体建模、仿真、干涉检查等, 缩短了产品的开发周期, 并应用到产品的设计中, 取得了许多有价值的成果。如对N型内齿行星齿轮传动的基本结构型式 环式减速器的传动机理进行了分析研究, 建立了环式减速器系统受力分析模型, 得出目前环式减速器存在惯性力或惯性力矩不平衡的结论。又如对平行动轴少齿差传动多齿接触问题动平衡进行了研究, 以有限元弹性接触分析理论为基础，建立了平行动轴少齿差传动多齿接触问题时的有限元分析模型, 提出了一种对研究平行动轴少齿差传动内齿轮副啮合过程中实际接触齿对数、齿间载荷的分配及齿面载荷分布的分析计算方法。为平行动轴少齿差内啮合齿轮传动的承载能力的计算、齿轮几何参数的确定及零部件的强度分析计算提供了理论依据。采用遗传算法模拟生物自然进化过程来搜索少齿差传动参数的最优解。通过优化后的少齿差传动装置具有较小的体积和较好的传动性能。1.2.2 发展趋势齿轮传动技术是机械工程技术的重要组成部分, 在一定程度上标志着机械工程技术的水平, 因此, 齿轮被公认为工业和工业化的象征。为了提高机械的承载能力和传动效率, 减少外形尺寸质量及增大减速机传动比等, 国内外的少齿差行星齿轮传动正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展的总趋势。少齿差行星齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点, 广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、机床、起重运输、电工机械、仪表、化工、农业等许多领域, 少齿差行星齿轮传动有着广泛的发展前景。1.3 设计思路及方案论证设计卷扬机首先要确定卷筒直径，因为它直接影响卷扬机的结构及转速。如果卷筒直径大，会使卷扬的涨、抱闸系统的直径增大，其产生的力矩大大增加；还使卷扬机的转速下降，达不到设计要求。卷筒直径确定后，可以进行卷扬机的转速计算。接下来就是减速装置设计计算（渐开线少齿差行星齿轮减速装置设计，齿轮传动设计）。而减速器的设计关键在于掌握渐开线少齿差行星传动的原理：少齿差行星传动原理如图3所示，当带曲柄的输入轴旋转时，空套在曲柄上的行星轮Z1反向旋转（Z2-Z1）/Z1转，然后通过输出轴输出，去速比是IZ1/(Z2-Z1),负号代表旋转反向相反。 图3 少齿差传动原理简图在渐开线少齿差传动内啮合中，由于内啮合和外啮合的齿数差少，在切削和装配时常会产生干涉，以致造成废品。因此，为了保证内啮合传动的正常运转，设计时应满足一下限制条件：（1）内啮合的齿顶圆不小于基圆：（2）外啮合的齿丁顶不得变尖，要有足够的厚度；（3）内啮合的齿丁顶不得变尖，要有足够的厚度；（4）不发生过渡曲线干涉，渐开线干涉和齿廓重迭干涉；（5）插齿刀切入进给时，不发生跟切现象；（6）啮合率不小于1。此外，由于少齿差行星传动的齿普遍采用正角度变位，其齿面接触强度和齿根弯曲强度都较高，而且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动齿轮的模数通常是按弯曲强度计算得出，或按结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度。2 主要设计参数的确定2.1 卷扬机工作级别的确定由于卷扬机设计要求为：每日两班间歇工作，工作寿命为10年；因此根据相关文献查得其利用等级为级；又根据相关公式确定起载荷谱系数为0.25，因此第 43 页 （共 43 页）主要设计参数的确定根据相关设计手册确定起工作级别为级2.2 钢丝绳直径的选取根据已知条件（额定拉力10KN和提升速度20米/分）对钢丝绳进行选取。目前在工业化国家，对钢丝绳直径的选择普遍采用选择系数法。国际标准ISO308（钢丝绳的选择）也推荐采用此方法。 钢丝绳的直径不应小于下式计算的最小直径 式中 s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、钢丝绳是否旋转以及吊运物品的性质等因素有关。目前，建筑卷扬机还没有此系数的气体规定。可参考建筑卷扬机设计一书中的表396进行选取。部分数据在下表已给出。据查表取得c0.0953，由已知s=10kN故算得：0.09539.53可取钢丝绳直径为d=11，表1 钢丝绳选择系数卷扬机工作级别 t值（mm/ 吊运一般物资不旋转钢丝绳可自由旋转钢丝绳 钢丝绳的平均抗拉强度极限（MPa）1570177019602150245015701770A10.07100.06700.0600.0750A20.07500.07100.06700.06700.0800A30.08500.08000.07500.09000.0850A4A60.09700.0950.09530.10630.1060A7A80.11870.11870.11870.13330.13332.3 卷筒计算直径的确定由绕在卷筒上的钢丝绳圈中心算起的卷筒直径,称为卷筒的计算直径。为保证钢丝绳有足够的使用寿命，卷筒的计算直径不易太小。（mm）值根据机构的工作级别由建筑机械设计中表311选取，据查表取得19，则有：209mm可取=240mm。2.4 电动机功率的选择、总传动比计算与校验2.4.1 选择电动机正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理地决定电动机的功率。 建筑卷扬机属于非连续工作机械，而启动、制动频繁。因此选择电动机应与其工作特点相适应。建筑卷扬机主要采用三向交流异步电动机。 该卷扬机输出功率=Fv=1020/60=3.33w F额定拉力（F=10kN）； V提升速度（V=20米/分）； 卷扬机整机传动效率。可设定效率0.85，则输入功率/3.33w0.853.922kw。 根据该卷扬机的工作特点可选Y系列异步电动机。 据化学工业出版社机械设计手册第四版可选电动机：Y132M26其技术参数如表2：表2 技术参数型号功率/kw转速 r/min重量（kg）Y132M1-64960752.4.2 确定传动比 按额定转速初定总传动比 总传动比按下式计算式中 电动机额定转速（r/min） 卷筒转速（r/min） 可按下式计算渐开线少齿差减速装置的设计式中 钢丝绳额定速度（m/min）； 卷筒基准层钢丝绳中心直径（mm），即卷筒计算直径。由已知得：20m/min 上面初定240mm故26.53r/min由此可计算总传动比96026.53363 渐开线少齿差减速装置设计3.1 少齿差传动原理图31所示是采用销轴式输出机构的少齿差行星传动简图，它主要由偏心轴、行星轮（两个）、内齿轮、销套（未画出）、销轴、转臂轴承（未画出）等组成。属于K-H-V型行星传动的一种类型。图4 少齿差行星传动简图1销孔 2销轴 3销轴盘行星轮 中心轮（内齿圈） -偏心距上图中当内齿轮固定，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。当偏心轴转过时，行星轮转一转，输出轴同样转一转。这是一种传动方式，另外一种传动方式是构件V固定，转臂H主动，内齿轮b从动，此种情况就是要设计的卷扬机的工作情形了。3.2 齿轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为14，由于传动比i36，不是很大，故可取齿差数2。 对于图4所示的KHV少齿差行星传动，若转臂H固定，则：当内齿轮2固定，转臂H主动，构件V从动时，可由上式得传动比公式为：上式中的“”号表示从动件V与主动件H转向相反。当构件V固定，转臂H主动，内齿轮从动（即相当于卷筒转动的情况），可得出传动比公式为：上式中的“+”号，表示从动件2与主动件H的转向相同。已知齿数差2，i36，可得：23672 ， 72-270。3.3 选定齿轮的精度等级和材料一般选用7级精度。内齿轮采用40Cr，其热处理要求：调质后表面淬火，调质硬度为250-280HB，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力；外齿轮（行星轮）用20CrMnTi,渗碳淬火，低温回火，表面硬度，心部HR为302-388，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力。3.4 齿轮模数的确定由于少齿差行星传动的齿轮普通采用正角度变位，其齿而接触强度和齿根弯曲强度都较高，而且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动齿轮的模数通常按弯曲强度决定；或按结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度。在这里就按弯曲强度来确定模数，因为少齿差传动一般选用短齿，内外齿轮啮合的很好，齿面接触较好，只要行星轮的弯曲强度足够，内齿轮就不会有问题的，所以在确定模数的时候就只用按行星轮的弯曲条件来计算模数。 按行星轮齿根弯曲强度设计，弯曲强度设计公式：（1）根据行星轮的表面硬度查得其弯曲疲劳强度极限。（2）由机械设计书中的图1018查得弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4（4）计算载荷系数K 试选载荷系数 计算外齿轮传递的扭矩 取齿宽系数 查材料的弹性影响系数；内齿轮的接触疲劳强度为;外齿轮的接触疲劳强度为。 计算应力循环次数； 查图得接触疲劳寿命系数； 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是s=1.25 试计算小齿轮分度圆直径 ，带入数据得 计算圆周速度 ，带入数据得v=3.307m/s 计算齿宽 模数mm 初取齿高 所以 b/h=4.94由v=3.307m/s，7级精度，由图14-1-14查得动载荷系数1.09；再由表10-3查得齿间载荷分布系数 ；再由表14-1-81得 使用系数。由表查得7级精度、行星轮相对支承对称布置时，再由，=1.13查机械设计书中图10-13得=1.125所以载荷系数=11.091.11.1251.35（5）查取齿形系数由机械设计书中图105查得 2.24（6）查取应力校正系数由机械设计书中图105查得 1.75（7）设计计算带入数值得出： 3.60可取模数为m4。3.5 齿轮基本参数的确定3.5.1 尺寸基本参数的选定即几何尺寸的计算少齿差传动齿轮尺寸设计中，在齿数模数已知的条件下，应先选择合适的啮合角，通过变换变为系数来满足设计要求。齿轮齿数 ，；齿轮模数 m=5；取齿顶高系数 ；取顶隙系数 ；齿形压力角 ；齿轮分度圆直径 ，；未变位时的中心距 ；初选啮合角 40；计算中心距 ；实际中心距 =INT(*10+0.5)/10；实际啮合角 ；分度圆分离系数 ；初取小齿轮变位系数 ；大小齿轮变位系数之差 齿轮顶高 ，；分度圆直径 ；齿顶圆直径 ， ；齿根圆直径 ， ；基圆直径 ；齿顶圆压力角 ，； 重合度系数 齿廓干涉系数验算 （GS应大于0） 其中 ； 将上述公式代入下表3中计算得：表3 齿轮几何尺寸的计算传动比1.028571齿数差模数4内齿轮齿数优选值:72小齿轮齿数70圆整值:72标准中心距4初选啮合角角度值:40刀具齿形角角度值:20弧度值:0.6981317弧度值:0.349066计算中心距4.9067264实际中心距4.9实际啮合角角度值:39.90617分度圆分离系数0.225弧度值:0.696494变位系数差X2-X1:0.343199小轮变位系数X1:0大轮变位系数X2:0.3431995齿顶高系数0.6顶隙系数0.3小轮齿顶高2.4大轮齿顶高1.5小轮分度圆直径280大轮分度圆直径288小轮齿顶圆直径284.8大轮齿顶圆直径285小轮基圆直径263.1139大轮基圆半径270.63147小轮齿顶圆压力角大轮齿顶圆压力角角度值:22.50366角度值:18.271029弧度值:0.392763弧度值:0.3188896小轮齿根圆直径272.8大轮齿根圆直径297.8445重合度验算应大于1:1.098403齿廓重迭干涉验算D1角度值:89.81606D2角度值:87.845516D1弧度值:1.567586D2弧度值:1.5331935GS应大于0:0.316221以上结果表明系数满足了重合度大于1.05和齿廓重叠干涉大于0的条件要求。3.5.2 齿轮公法线长度的确定 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。而且用公法线测量法有它的优点：测量时不与齿顶圆为基准，因此不受齿顶圆误差的影响，测量精度较高并可放宽对齿顶圆的精度要求。在此只计算行星轮的公法线长度。行星轮的变位系数x0，z=70,齿形角为20，故由机械设计手册第二版中册表8-99查得跨测齿数8，23.1214。则公法线长度92.49。3.6 传动内部结构的选定与设计3.6.1 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双列向心球面滚子轴承。此种轴承能承受很大的径向载荷，同时也可以承受少量的轴向载荷。也能自动调心适用于刚度较差的轴承座及多支点轴中。 在上节的表格中得出行星轮的分度圆直径280，故齿宽。而转臂轴承的宽度应与行星轮的齿宽接近，且其外经尺寸大约应是行星轮齿根圆的一半（即大约为140），根据以上两个限制条件可选定转臂轴承（双列向心球面滚子轴承）。其参数如下图5所示：图5 双列向心球面滚子轴承表4 选用轴承的基本尺寸及性能轴承型号尺寸（）额定动载荷（kN）额定静载荷（kN）极限转速dDBr脂润滑油润滑35168014033310410322003000由以上数据可知：行星轮的齿宽b33，而实际齿宽系数：实际齿宽系数与先前假设的齿宽系数相差不大，故可不必再校核。3.6.2 销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为280，根据机械设计手册里轮系一章中表36.242销孔数目参考值查得应选销孔数目为10（=10）。 销孔的尺寸公差不应低于7级精度。销孔的公称尺寸理论上是销套外径加上两个中心距。但考虑别销孔、销轴以及销套的加工和装配误羌。对销孔的公称直径再加适量的补偿尺寸。太小时，将要求提高零件的加工精度。并给装配造成一定困难，太大时，则承受载荷的销轴数日将减小影响承载能力。一般取0.150.25，行星轮尺寸小时，取较小值、反之取较大值。 在这里可取0.2。而销孔的尺寸就要通过画图来初定了。下图6是已经多次画图比较得出的：图6 行星轮简易工作图销孔直径44，销孔公差配合选用F7，其上下偏差为（+50，+25）。销孔分布圆直径=206.4。3.6.3 销轴套、销轴的确定 销轴式W机构是由固连在销轴盘上的若干个销轴与行星齿轮端面上的对应的等分孔所组成。在机构上行星轮上的销轴孔要比销轴套外经大两倍的偏心距，但考虑到一些加工装配误差还应加上一个补偿尺寸，上面也已经提到。在这里可取值0.2。故销套外经4424.90.234。销套长度可根据画图确定，初定为72。偏心距(即实际中心距)4.9。 可初定销轴套内径为28，即销轴直径=28。根据少齿差传动零件的装配配合要求可对销轴、销轴套的配合公差进行选择。销轴套外径选用h6，其尺寸的上下偏差为（0，-0.016），销轴套内径与销轴配合选用F8/h6，销轴套内径尺寸的上下偏差为（+0.053，+0.02），销轴直径的上下偏差为（0，-0.016）。以上偏差值是通过查机械零件设计手册一书中的表1.1-5和1.1-6所得。在结构设计中采用悬臂梁式销轴。3.6.4 偏心套基本尺寸的确定 偏心套的尺寸要根据结构要求来确定。其视图如图3-4所示图3-4 图7 偏心套工作简图 偏心套的偏心距即为内外齿轮的偏心距e=4.9。其内径初定为45。可据此推测出输入轴的结构尺寸。3.7 轴的设计 轴设计的特点是：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无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。轴的材料种类很多，设计时主要根据对铀的强度、刚度、耐磨性等要求U及为实现这些要求而采用的热处理方式同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是35、45、50优质破累结构钢。最常用的是45钢。在此所用的到的轴都选用45钢。其性能如下：表5 45钢的性能材料牌号热处理毛坯直径(mm)硬度(HB)拉伸强度极限拉伸屈服极限()弯曲疲劳极限()剪切疲劳极限()许用弯曲应力45正火2524161036026015055正火100170217600300275140回火100300162217580290270135调质200217255650360300155603.7.1 输入轴的设计轴的合理外型应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整。轴应具有良好的制造工艺性.影响轴结构的主要因素有：轴的受力性质,大小，方向及分布情况；轴上零件的布置和固定形式；所采用轴承类型和尺寸；轴的加工工艺等。1）求出输入轴上的转矩其中：-输入功率，取4kW；-输入转速，取960 r/min；2）初步确定轴得最小直径由于轴的材料选用的为45钢，调质处理，抗拉强度,屈服，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第四版第二卷表6-1-19选取=126。则有：。输入轴的最小直径安装在联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器转矩的计算：（N.m）式中驱动功率，KW；工作转速，r/min；动力机系数，由于为电动机，故取1；工作系数，故取1.75；启动系数，取1；温度系数，取1.1；公称转矩，N.m所以，。按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，又考虑到要与电动机的轴相联查机械设计手册第二卷，选用GL5型滚子链联轴器，其公称转矩为250N.m。半联轴器的孔径，半联轴器与轴配合的毂孔的长度。由于要考虑到轴端有键槽和在结构上的要求，在此先将最小直径取为35。其余各段直径均按5放大。F E D C B A图8 输入轴工作简图3）轴的结构设计及周向定位拟定轴上零件的装配方案：（1）A-B段接联轴器，轴伸长度通过查简明机械设计手册中表2-13可确定A-B段即轴深长为58，轴深公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）。其间选用A型平键（GB/T1096-1979)，尺寸为bhL=10853。查简明机械设计手册中表7-2得出：采用一般键联接，则键槽宽b的上下偏差为（0，-0.036）。半联轴器与轴的配合为H7/k6，A-B段直径极限偏差为（+0.018、+0.002）；（2）B-C段还要穿过支座、端盖、大小轴承，还要考虑其中的间隙，可初定其长度为57，该段直径为40。轴只受扭转应力，受轴向力很小，所以在轴与支架的连接处选用深沟球轴承，初步确定轴承型号 （GB/T276-1994）6208型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）；（3）C-D段的精度不必要求太高，因为在此段不须安装其他零件，该段直径为45；（4）D-E段要安装偏心套其间有键的联结，所选用键的尺寸为bhL=14970。采用一般键联接，键槽宽b的上下偏差为（0，-0.043）。偏心套的长度为75，故可设计该段的长度为77。在该段偏心套上还联接有轴承，在此可选用双列向心滚子轴承轴承型号是3516，此段直径设定为45。该段的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）；（5）E-F段就与轴承联接，其长度初定为22，直径为40，故与之相联的轴承可选深沟球轴承（GB/T276-1994）6208型。该段的配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）。在此其间轴承的定位没有轴肩的都是采用挡圈定位，挡圈尺寸要根据具体装配情况而定。以上的公差配合通过查阅机械零件设计手册中表1.1-6得出。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本机械设计表15-2，取轴端倒角为1.645，轴右端轴肩处圆角半径为1.6其余各处倒角和圆角参看附图。3.7.1 输出轴（固定轴）的设计在本设计中的输出轴是固定不动的，它与销轴盘固联在一起，这使得销轴固定不动，从而使得行星轮作平动带动内齿轮转动，最终带动卷筒一起跟随内齿轮转动。其工作图如图9所示。选用材料：20cr，调质处理，抗拉强度,屈服点，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第四版第二卷表6-1-19选取=102有：输出功率（=3.33w）卷筒转速（26.53r/min）由于要考虑到轴端有键槽和在结构上的要求，在此先将最小直径取为53。联接支座的部分直径初定为55。其他部分尺寸如下图3-6所示。在轴的最左端，使用平键使其和支架固联在一起从而使其不能转动。为了安全在次选用双键联接，所选用键（平键GB/1095-1979）的尺寸为bhL=161060。在此采用一般键联接，键槽宽b上下偏差为（0，-0.043）。轴伸长度经查简明机械设计手册中表2-13可确定A-B段即轴深长为82，即为A-B段的长度，轴深公差选用h7，其上下偏差分别为（0、-0.025）；B-C段上要装上轴承、卷筒盖和小端盖等，经画图可初定这一段的长度为72。为了与相应的轴承配合固初定此段的直径为55。选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）6211型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用h7,其上下偏差分别为（0、-0.025）；C-D段要通过卷筒但不安装任何零件，故为了减少材料的用量可将此段的直径适当缩小，初定为52，长度要根据卷筒的长度及装配尺寸确定，初定为262；D-E段通过安装轴承与卷筒联接，此段的长度为38，直径为55，选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）6211部分零件的校核型。在该轴上的轴承的轴向固定都用挡圈固定。该段的配合公差选用k6，其上下偏图9 输入轴工作简图差分别为（+0.021、+0.002）。轴右端与销轴相联的销轴盘的直径初定为270。盘的宽度为30，销孔直径与销轴相同，为28，销轴与输出轴（销孔）的配合选用h6/P7。销孔尺寸上下偏差为（-0.022、-0.074）。销孔分布圆直径为206.4，在该圆上有十个销孔均匀分布。其他尺寸间附图。4 部分零件的校核少齿差行星齿轮传动主要受力构件有内齿轮、行星轮、输出机构和转臂轴承等。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对上述构件的作用力。参看图9，当行星轮逆时针以转速回转时，它作用给内齿轮的总发向力为F，而作用给输出机构的合力为：图9 行星轮受力分析图 图10 行星轮受力简图4.1 少齿差行星齿轮传动受力分析4.1.1 齿轮受力 输出机构固定，内齿轮输出：齿轮分度圆受力表6 轮齿受力计算公式 项目代号计算公式齿轮N型传动，输出结构固定，内齿轮输出圆周力分度圆上节圆上径向力法相力 F 输出转矩（1.4134N） ，分别是行星轮和内齿轮的齿数（70，72） 行星轮分度圆直径（280） 实际啮合角（39.9） 初选啮合角（40）将上述数值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F=7687.76N。4.1.2 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： 销孔分布圆半径（103.2） 销轴数目（10）代入数据得出：3195.67N4.1.3 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。上图10为行星轮受力简图。图示，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：=N图10中F可分解为和（行星轮基圆半径131.56）Ntan=4134.8N由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力为： 代入数值得出：15577.46N4.2 销轴的强度校核计算 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，在此不必在对齿轮进行校核。现对销轴进行校核。 悬臂式销轴的弯曲应力校核公式：式中：制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。1.351.5，精度低时取大值，反之取小值，在次取1.35 行星轮对销轴的作用力（上节算得3195.67N）销轴直径（28）许用弯曲应力（销轴的材料为20CrMnMo，根据销轴材料查取150200）L的值从下图11中取得，约为50，则：图11 销轴工作简图因此销轴的强度是足够的，其尺寸符合要求。4.3 输入轴的强度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时，应根据轴的具体受载及应力情况采用相应的计算方法，并恰当的选取许用应力。在此，输入轴受到弯矩和扭矩，按弯扭合成强度条件进行计算，其核算公式为：式中： 轴的计算应力，MPa； 轴所受的弯矩，N； 轴所受的扭矩，N； 轴的抗弯截面系数，； 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。1)做出轴的计算简图（即力学模型）在计算轴所受载荷时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图12。2）做出弯矩图轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的，而偏心套所受的力又是行星轮传递的。行星轮所受的力在4.1.1已算出，圆周力为（节圆上）为=5897.78N，径向力为=4931.31N，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力和垂直反力列出以下四个个方程：+=5897.78N50100+=4931.31N50100联立以上四个方程可得出：3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。弯矩，。总弯矩为3）做出扭矩图传递扭矩T=。扭矩图如图4）校核轴的强度在轴上，偏心套联接处为危险截面（即截面B）如图所示。对轴的抗弯截面系数的计算公式查课本机械设计中表15-4得出。由附图可知d=45，b14，t=5.5，代入数据得出7611.3。在此处的扭转应力为静应力，故取，轴的计算应力：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查课本机械设计中表15-1得出。因此，故安全。图12 输入轴受力分析简图4.4 键的校核计算所用到的三个键都是平键。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：式中：T为传递转矩（N），k键与轮毂的接触高度（），h为键高（）；，b为键宽（）；d为轴径（）。查得 ，则校核过程如下：4.4.1 联轴器处键的校核 此处键（C型）传递的转矩为联轴器的转矩，即T=，bhL=10853，l=L-b=43 ，d=35,故有： 故安全4.4.2 偏心套处键的校核 此处键（A型）传递的转矩为输入转矩，即T，bhL=14970，l=L-b=56 ，d=45,故有： 故安全4.4.3 支座处键的校核 此处键（A型）传递的转矩为输出转矩，即TF/21200000N，bhL=161060，l=L-b=44 ，d=53，且采用双键联接，故有： 故安全4.5 轴承的校核计算 根据传动的结构要求选用的轴承如下表7所示：滚动轴承的寿命校核计算公式：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； 寿命因数，按表7-2-8选取；速度因数，按表7-2-9选取；力矩载荷因数，力矩载荷较小时，较大时，；冲击载荷因数，按表7-2-10选取；温度系数，由于卷扬机长期在室外工作，工作温度小于120，故取。（查表7-2-11）（据机械设计手册第四版第二卷） 。表7 轴承代号及基本参数型号数目基本参数dDB基本额定动载荷/kNGB/T276-199462112551002143.2GB/T276-19946208240801829.5GB/T276-19946220110018034122GB286-813516280140331041）轴承6211（球轴承），与卷筒转速相同，n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，则：2）轴承6208（球轴承），与端盖联接的轴承的转速n为输入轴与卷筒的相对速度，故；且查得4.58，=0.324，=1.5，=1.2，则：而与销轴盘联接的轴承的转速与输入轴的转速相同，n960，则：3）轴承6220（球轴承），n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，4）轴承3516（滚子轴承），转速n为输入轴与行星轮的相对速度，故；且查得3.93，=0.363，=1.5，=1.2，则： 以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。5 卷筒主要尺寸的确定卷筒结构形式较多，按照制造方式不同可分为铸造卷简和焊接卷筒。铸造卷筒应用广泛。建筑卷扬机卷筒大多为铸铁卷筒，成本低，工艺性好。大吨位建筑卷扬帆一段采用铸钢卷简铸钢卷简虽然承载能力较大，但成本较高，若工艺允许，可改用钢板焊接结构。 按照卷卷筒缠绕层数的不同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。5.1 卷筒节径、边缘直径和容绳宽度的确定卷筒的计算直径（即卷筒节径）在之前已初步确定为=240mm，卷筒长度定为460mm。卷筒直径D=d24011229。卷筒边缘直径即卷筒端侧板直径。对于多层缠绕，为防止钢丝绳脱落。端侧板直径应大于钢丝绳最外层绳因直径，由画图初定为360mm。卷筒的容绳宽度B取为B370mm，满足B3的要求。5.2 卷筒厚度与绳槽尺寸的确定卷扬筒强度的计算方程式为：则卷扬筒厚度为： （） 式中 -钢丝绳的
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号