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手拉葫芦设计说明书目录一、 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手拉葫芦设计说明书规格：起重量0.5吨。一、设计任务：起重量0.5吨的手拉葫芦。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-型行星传动机构，具有较大的传动比，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 2.手拉链轮3.棘轮4.链轮轴5.摩擦片6.齿圈7.行星齿轮8.齿轮9.驱动机构10.起重链轮11.起重链其工作原理如下：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别下，选择起重吊钩，选择钩号010，起重量为0.5t。（GB/T1005.11988）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: QP= (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=mg=500Kg10=5000(N)N=1QP=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Qd，以Qd来选择链条。选择链条应使QdnQp (N)；Qd破坏载荷，N；Qp链条最大的工作载荷，N；n 安全系数，取安全系数n=4.5。nQp =4.55000=22500N=22.5KN31.6KN名义直径=5mm 直径公差- 0.10 0.30Q=5000(N)N=1QP =5000N优选节距P（内长） 15mm优选外宽W（3.25） 17 mm最小破断力 =31.6 KN极限工作载荷=80 KN起重链轮的设计：链轮上窝眼 Z 最少窝眼数不少于4 取Z=4;中心夹角的半角 链轮节圆直径 =39.6mm链轮节距 齿顶圆直径mm窝眼槽底宽度 窝眼槽顶宽度 沟底圆直径 链轮外径 齿顶圆直径mm导向侧缘直径窝眼槽底宽度P=15mmW=17 mm=31.6 =80 KN=45Do=39.6mmt=42.6mmB1=18.7mmB2=20.4mmDg=19.2mmDw=19.2mmDc=42.6mmD=55mmB1=18.7mm窝眼槽顶宽度齿根宽齿顶宽齿根半径沟底半径窝眼槽半径圆心位置 窝眼槽底平面到中心距离六、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，式中 起重链轮的节圆直径 mmDs 手拉链轮的节圆直径 mm传动系统的总效率（不包括机外游动链轮组）取=0.84传动比绕上起重链轮处的最后一个链节上的拉B2=18.7mmb1 =4mmb2 =4mmr1=2.5mmr2=3mmr3=9.35mme=3.6mmH=14.57mm力，其值为其中Q额定起重量Go吊钩组重量lt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/Ds=1/3，人的手拉力为300N=5000N则行星传动机构的传动比传动比（2）传动类型的选择及简图已知手拉链轮的输入转速为r/min,传动比6.613，并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：Plt=5000Ni=6.613太阳轮.行星轮.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按其配齿计算公式可求的中心轮1，行星齿轮2，内齿圈3的齿数Z1,Z2,和Z3。现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Z1=10和行星齿轮数目np=2, 现将，np带入公式求得行星轮和内齿圈的齿数。内齿圈齿数取行星轮齿数显然，由上式所求得的适用于非变位的或高变位的行星齿轮传动，如果采用角变位的传动时，行星轮的齿数应按照如下公式计算，即当为偶数，可取齿数修正量为Z1=10-，此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可改善-啮合齿轮副的传动特性。所以，求得行星齿轮的齿数验算其实际传动比其传动比误差为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.。最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6-2查得齿面硬度达到HBS1=260HBS，2，中心轮和行星轮的加工精度为8级，由图查得()，45号钢正火（）内齿轮的加工精度也为8级。 Z2=22HBS1=260HBS2按齿面接触疲劳强度估算齿轮尺寸，即按式（14-1）计算中心距式中 u=2.2,Ja=480(表14-36)。考虑到速度较慢，运行比较平稳，取载荷系数K=1.2, 取齿宽系数.（表14-3）。取，则pa 。中心轮传递的扭矩（表-）将以上数据带入a的计算公式中计算模数m取模数m=3mm（5）啮合参数计算在两个啮合齿轮副1-2 2-3 中，其标准中心距a为K=1.2.paT=14.97N.mA=49.43mmm=3mm由此可见，二个齿轮副的中心距不相等，且a23a12 因此，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=6.613的要求，又能满足啮合条件传动的同心条件，即应使各齿轮副的相等，则必须对该2K-H 型行星传动进行角变位。根据各标准中心距的关系a23a12 现选取其啮合中心距=51mm作为各齿轮幅的公用中心距值。已知z1+z2=32 ,z3-z2=56-22=34 , m=3mm ,=51mm及压力角.按公式(行星齿轮传动设计课本公式4-19) 公式（4-22）计算该2K-H型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：2K-H型行星传动啮合参数计算1-2齿轮副采用正变位，其啮合参数如下：中心距变动系数啮合角变位系数和齿顶高变动系数=51mm重合度2-3齿轮副采用高变位，其啮合参数如下中心距变动系数啮合角变位系数和齿顶高变动系数重合度确定各齿轮的变位系数：（1）1-2齿轮副 在1-2齿轮副中，由于中心轮的齿数是Z1=10Zmin=17,Z1+Z2=10+22=3234=2Zmin和中心距a12=4834=2Zmin和中心距a12=51=a=51mm, 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，则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：（）-齿轮副变位系数 x1=0.4125 x2=0.7875分度圆直径 基圆直径x1=0.4125 x2=0.7875节圆直径齿顶圆直径齿根圆直径（2）2-3齿轮副变位系数 x2=0.7875 x3=0.7875分度圆直径 基圆直径节圆直径齿顶圆直径齿根圆直径x2=0.7875 x3=0.7875用插齿刀加工 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆的计算：已知模数m=3mm,插齿刀齿数，齿顶高系数，变位系数x0= 0,(中等磨损程度)，试求被插制内齿轮的齿根圆直径。齿根圆直径按下式子计算，即式中插齿刀的齿顶圆直径；插齿刀与被加工内齿轮的中心距；现对内啮合齿轮副-计算如下：（，）查表（行星传动设计）得。 m=3mmx0= 0加工中心距为（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。（）邻接条件公式将已知的，np值代入上式则得即满足邻接条件（2）同心条件按公式3-8 a验算2K-H(A)型行星传动同心条件 满足同心条件（3）安装条件（8）传动效率的计算对于2K-H(A)型行星齿轮传动邻接条件满足满足同心条件满足安装条件P=其传动效率为转化机构损失系数对于2 Z-X(A)型，啮合效率计算公式 查表17.1-6（机械设计师手册）取轮齿啮合摩擦系数=2.3=0.033454P=5.6=0.0334 =2.3 =0.6347即 =1-考虑到轴承摩擦损失，取则（9）齿轮结构设计根据2K-H（）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da,同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=0.6347=0.96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fa可按下列公式计算。现已知啮合中心距a=51mm,则得取各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按下式计算，即取.mm=27um。转臂x的偏心误差ex约为孔距相对偏差的，即（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=27um首先按下列公式计算齿轮齿根应力，即其中，齿根应力的基本值可按下列式子计算，即许用齿根应力可按下列公式计算，即现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。中心轮的切向力可按下列公式计算；已知a.m, 和。则有关系数a. 使用系数（查表6-7行星传动设计）b. 动载荷系数先按公式（6-57行星传动设计）计算太阳轮1相对于转臂X的速度，即Ft=470N其中，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式中c.齿向载荷分布系数可按下列公式计算，即由图6-7（ b）得（行星齿轮传动设计）由图-得d.齿间载荷分配系数。齿间载荷分配系数又表6-9可查得=0.0423m/sB=0.52A=76.88=1=1e.行星轮间载荷分配系数。行星轮间载荷分配系数可按公式-计算，即已知，则得f.齿形系数。齿形系数可由图-查得g.应力修正系数。应力修正系数由图6-24查得 h.重合度系数。重合度系数可按公式6-75计算，即i.螺旋角系数.螺旋角系数由图6-25得=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=12mm 。计算齿根弯曲应力。=1.3=1b=12mm按公式-计算齿根弯曲应力，即弯疲劳极限（机械设计课本88页）查图6-7试验齿轮的弯曲强度极限又双向传动0.7。=378，故其弯曲强度满足。（2）2-3齿轮副在内啮合齿轮副2-3中只需要校核内齿轮3的齿根弯曲强度，即仍按公式计算其齿根弯曲应力。已知,=378Mpa。仿上，通过查表，可取值与外啮合不同的系数为，代入公式得已知Mpa,显然，内齿轮也满足其=72Mpa=64Mpa=68Mpa弯曲强度的要求。上述计算结果表明，该2K-H（）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 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 棘轮模数， 应取6、8、10等周节，mm齿轮的强度满足要求P=312ND=96mm棘轮轴所受的扭矩。 ； 齿宽系数 为宽度 棘轮齿数 取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HT15045齿宽系数1.5-1.61.02.0许用单位线压力1540许用弯曲应力30120棘轮模数按齿受挤压进行验算许用单位线压力 由上表可知45号钢的许用单位线压力为40Mpa。经棘轮齿的弯曲强度和挤压强度计算得，该棘轮的模数mmm。（）棘爪的强度计算：棘爪的回转中心一般选在圆周力的作用线方向，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m=3.82m=7.89m=8mm2p=50.24mm应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 棘爪危险断面的截在模数，； 棘爪宽度，mm,一般比棘轮齿宽23mm 棘轮宽mm，取棘爪宽度为mm； 棘爪危险断面面积；棘爪危险断面的厚度；mm ；棘爪材料的许用弯曲应力；计算如下：棘轮圆周力： 棘轮直径：偏心距离： (棘爪轴的直径) 棘爪危险断面的厚度：故棘爪强度满足要求。p=312ND=96mmE=7mm=20Mpa强度满足(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， 由以上两式子计算，经比较，圆整取。制动力矩式中 摩擦片的摩擦系数；摩擦片的摩擦面数；摩擦片的外径；摩擦片的内径制动时压紧摩擦片轴向压力，；其中 载荷传到制动器轴上的扭矩.m；齿轮轴尾部螺纹中径 ；螺纹螺旋角，常用为左右的四头三角螺纹；当量摩擦角；其中起重链轮节圆直径制动安全系数按下式验算，设计选定制动力矩时应使计算如下：载荷传到制动器轴的扭矩普通螺纹的牙型角；当量摩擦角；取摩擦片的摩擦系数；设摩擦片的内外径分别为24mm,84mm；制动时压紧摩擦片的轴向压力制动力矩=59=469NM=22.34验算制动安全系数，设计选定制动力矩。故所设计的制动系统符合安全制动的要求。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，由式子计算中的最小直径并加大以考虑键槽对轴的影响，查表.（机械设计）取则（） 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.md=11.96mm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，螺母的宽度为.mm ，螺纹退刀槽的长度为2mm，深度为1mm ，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mm，轴端伸出2mm，故段的长度为.+.mm。 手拉链轮的宽度为20mm ，两个摩擦片的宽度为mm ，棘轮的宽度为mm，制动器座的宽度为mm，故段的长度为+mm。考虑到键槽的影响，圆整取直径为mm。 起重链轮宽mm，机架宽度为mm，行星架的宽度为mm ，本轴段左边伸出2mm，故段的长度为24+2*7+5+2=45。轴肩高度为mm 。轴的直径为mm。 第四段为齿轮，齿轮宽度为mm 。（） 确定轴的受力位置、绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴套对驱动轴的支撑力F为人的拉力由 求得F=170N按弯曲和扭转合成强度校核轴的强度。当量弯矩, 取折合系数，则轴套受处当量弯矩当量弯矩见上图。轴的材料为r，调质处理，查表.（机械设计课本页），抗拉强度极限，弯曲疲劳极限。由第三强度理论公式，该轴满足强度要求。十、行星齿轮轴的设计及校核：求行星轮的相对转速负号表示行星轮相对转速的转向与转臂转速的转向相反。行星传动的行星轮具有功率分流的特点，输入功=轴满足强度率为；每个行星轮轴传递的功率为/2=0.02315KW。初步估算行星轮轴的直径，由滚动轴承的内圈圆整取d=15mm。行星轮轴的校核1) 求行星架对行星轮轴的支撑力中心轮作用于行星轮上的切向力内齿轮作用于行星轮的切向力中心轮作用于行星轮上的径向力内齿轮作用于行星轮的径向力 水平方向 /=23.5Wd=15mm=469N=483N=469N=176N由 垂直方向2) 求行星齿轮轴中点处的弯矩水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩每根行星齿轮轴上所传递的扭矩为3）按弯曲和扭转合成强度校核轴的强度。当量弯矩, 取折合系数，则轴套受处当量弯矩T=合成弯矩每根行星弯矩弯曲和扭转合成为该轴满足强度要求。极限。由第三强