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CL01-203@汽车自救装置的设计

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CL01-203汽车自救装置的设计,机械毕业设计车辆工程
编号:482752    类型:共享资源    大小:1.69MB    格式:ZIP    上传时间:2015-11-04 上传人:QQ28****1120 IP属地:辽宁
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-203@汽车自救装置的设计,机械毕业设计车辆工程
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本科学生毕业 设计 汽车自救装置的设计 院系 名 称 : 汽车与交通工程学院 专业 班 级 : 车辆工程 B07-2 班 学 生姓名 : 李 鑫 指 导教师 : 臧 杰 职 称 : 教 授 黑 龙 江 工 程 学 院 二 一一 年六月 nts The Graduation Design for Bachelors Degree Auto Self-rescue Device Design Candidate:Li Xin Specialty: Vehicle Engineering Class: B07-2 Supervisor: Prof. Zang Jie Heilongjiang Institute of Technology 20011-06 Harbin nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 汽车自救装置包括汽车自救绞盘机, 主要用于越野汽车、农用汽车、 ATV运动车、游艇、以及其它特殊车辆。是车辆、船只 的自我保护及牵引装置,可在雪地、沼泽、沙漠、海滩、泥泞山路等恶劣环境中进行车辆自救,并可能在其它条件下,进行清障、拖拉物品、安装设施等作业,是军警、石油、水文、环保、林业、交通、公安、边防、消防及其它野外运动不可缺少的安全装置。 本次设计主要 包括对汽车自救装置驱动电动机的选择;联轴器的选择;行星齿轮减速器的设计,计算和校核;卷筒的设计,计算和校核;离合器的选择,钢丝绳的设计,计算和校核 。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计 ,对现有传统的 汽车自救装置的 结构进行改进 和 完善 。 关键词: 电动 机 ; 联轴器;行星齿轮 减速器; 卷筒 ; 离合器;钢丝绳; 校核 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT Auto save device including cars, mainly for the rescue winch machine off-road vehicles, agricultural cars, ATV sports cars, boats, and other special vehicles. The ego to protect vehicles, ships and draught device, can be in snow, swamps, deserts, beach, muddy road and other heavy environment in rescue vehicles, and is likely to other conditions, to repair, drag items, installation facilities homework, oil, hydrology, police, environmental protection, forestry, transportation, public security, border, fire control and other outdoor sports indispensable safety device. This design includes to save the drive motor car device choice; Coupling choice; Planetary gear reducer design, calculation and check; The design of the drum, calculate and check; The choice of the clutch, the wire rope design, calculation and check. By comparing different scheme and select the best scheme design methods, the existing traditional car save the device structure was improved and perfected. Key Words: Motor; Coupling; Planetary Gear Reducer; Drum; The Clutch; Wire Rope; Checking nts 目 录 摘要 . . I Abstract . .II 第 1 章 绪论 . .1 1.1 汽车自救装置 的概况 . .1 1.2 汽车自救装置 的发展 . . . 2 1.3 汽车自救装置 的技术现状 . .3 1.4 设计的主要内容 . . .4 第 2 章 汽车自救装置 的方案选择 . 5 2.1 动力源的方案 . . .5 2.2 传动机构的方案 . . . . .5 2.3 本章小结 .7 第 3 章 电动机的选择 .8 3.1 牵引力的确定 . . .8 3.2 钢丝绳的选择与计算 . . .8 3.3 电动机的选择 . .9 3.4 本章小结 . .10 第 4 章 减速器 的设计 .11 4.1 传动形式的选择 .11 4.2 行星轮传动条件 . .11 4.3 计算及材料选择 . . .13 4.3.1 传动比选择分配计算 . 13 4.3.2 选择齿数齿型 . .20 4.3.3 齿轮计算 . . .20 4.3.4 材料选择 . .24 4.4 校核齿轮 . .24 nts 4.4.1 弯曲强度校核 .28 4.4.2 齿面疲劳强度校核 .29 4.5 联轴器的选择 .30 4.6 行星架结构设计 . 31 4.7 行星轴强度计算校核 .32 4.8 轴承的选择 .32 4.9 润滑方式 .34 4.1.0 本章小结 34 第 5 章 离合器的 选择及卷筒的设计 . .35 5.1 离合器的种类 . .35 5.2 离合器的选择 . . .36 5.3 卷筒的设计 .38 5.4 本章小结 .40 第 6 章 联接元件的校核 . .41 6.1 底架上螺栓的强度校核 . .41 6.2 键的强度校核 . .42 6.3 卷筒螺栓的校核 . .43 6.4 本章小结 . .44 结论 45 参考文献 46 致谢 .47 附录 A .48 附录 B .50nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 汽车自救装置 的概况 汽车自救装置 包括 汽车电动绞盘机, 主要用于越野汽车、农用汽车、 ATV运动车、游艇、以及其它特别车辆。是车辆、船只的自我保护及牵引装置,可在雪地、沼泽、沙漠、海滩、泥泞山路等恶劣环 境中进行车辆自救,并可能在其它条件下,进行清障、拖拉物品、安装设施等作业,是军警、石油、水文、环保、林业、交通、公安、边防、消防及其它野外运动不可缺少的安全装置。 目前常见的汽车自救装置 按绞盘原动力的不同,主要有四种: 电动绞盘 机 ,是最常见的绞盘 机 。依靠车辆自身的电力系统驱动绞盘,优点:可以在车辆死火的情况下基本正常使用 (这是它最大优点是其他绞盘 机 无法比拟的),尤其对于水多的地区有很大优势,安装简单可以实现多位置安装及迅速移位。缺点:不能维持长时间的使用(车辆自身电力系统局限性、自身易发热等原因),大部分电 动绞盘 机 能提供的驱动力较小,只能向一个方向施加力量(安装于车前只能向前拉,安装于后部只能向后拉)。 PTO绞盘 机 ,使用分动箱输出动力为动力源( POWER TAKE OFF),优点:能持续提供较大的拉力,单次使用时间长(不存在发热问题),可以提供多方向拉力(前、后、甚至左右),是军用车辆或严肃的高性能越野最佳选择。缺点:必须使用发动机动力,即在发动机因进水等原因无法工作时无法使用;分动箱失去绞盘 机 方向驱动力时也无法使用。 油压绞盘 机 ,使用车辆的动力 /助力转向系统为其动力源,使用助力转向泵提供源动力。优点:安装 方便,由于其外部固定部分基本实现了通用化,甚至在野外即可实现互换,驱动力界于电动和 PTO绞盘之间,发生高温机会极其少见。缺点:和 PTO绞盘机 一样,必须使用发动机驱动力,即必须保持发动机转动,且一旦动力转向系统出现故障则无法使用(在部分越野情况下,动力转向系统容易受到外界破坏)。 车轮绞盘 机 ,这是一种比较新的绞盘 机 系统,即由车轮轴提供驱动力。原理是使用大部分越野车轮的 6颗固定螺丝中的 4颗以固定绞盘。优点:安装 /拆卸极其简便(和换轮胎是一个步骤),重量极轻(比任何一种其他绞盘 机 都轻,不会被前悬带来致命的额外重量 ),价格便宜,可提供前后双方向拉力。缺点:目前我所知的缺点可以肯nts 2 定的是由于其力量点是轮轴,所以位置太低,造成部分条件下无法使用,而且也必须使用发动机动力。 1.2 汽车自救装置 的发展 在西方,陆军每 10辆四驱卡车就最少有一辆带有汽车自救装置 ,这还不包括工程部的回收车(回收车是一辆底盘由 6 6、 8 8重型卡车或者 50吨以上的坦克改成的,它是带有 2 4 个 汽车电动 绞盘的大型工程车,专门营救在野外陷入深坑的卡车或坦克)。 汽车自救装置的重要性由此可见一斑。汽车自救装置 的历史可追溯到第一次世界大战期时期,由于当时的道路 条件极差,除了城市没有正规的道路,战场上充满了泥泞和壕沟,汽车由于有差速的关系,很容易被陷在泥坑中或卡在壕沟上,影响了部队的行进速度。为了解决这个问题,技术人员想了许多方法,最后从码头使用的拖拽船舶绞盘 机 上得到了启发,将其改在汽车上,并且以链条驱动它,这个设计取得了成功。第二次世界大战结束后,科技取得了飞速发展,大量军用技术转移到民用产品中。随着越野车成为普通家家庭的代步工具和竞技越野车运动的发展,汽车绞盘机作为越野车的重要组成部分成为了一种民用产品,并得到了很好的发展。 19 世纪 60 年代,电动绞盘 机 开始发展 ,它的好处是重量轻,造价便宜,可自行拆卸改装在不同型号的汽车车上,而且就算汽车发动机不能工作,绞盘机同样可以运作。电动绞盘机的出现促进了绞盘机的普及。 绞盘 机 的种类很多,有电动绞盘 机 、利用汽车发动机机械动力带动的绞盘 机 以及用液压泵操作的绞盘 机 等,越野者使用最多的要数电动绞盘 机 了。电动绞盘 机 是从汽车本身获得动力来驱动马达带动绞索的。这种绞盘 机 很方便,因为可以站在任何地方通过遥控器上的旋钮进行操纵。它最大的优点就是只要电池还有电就可以使用。 但是,绞盘 机 内马达的功率一般只有几马力,这么小功率的马达何以能拖动一辆沉重的汽车亦或是其它重物呢 ?秘密就在减速器的使用上。即便马达只能发出较小之力,但减速器却能将其转变为强大之力。 市场上大部分绞盘 机 都是使用行星齿轮做减速器。行星齿轮的优点是体积较小而产生的减速比相对较大,而且齿轮的接触点较多,使用寿命较长。绞盘 机 通常都安装在较狭小的空间内,因此越小越轻就越好。行星齿轮既能达到这一要求,同时又能产生较大的减速比,因此再理想不过了。 绞盘 机 通常都安装在较狭小的空间内,因此越小越轻就越好。行星齿轮既能达到这一要求,同时又能产生较大的减速比。绞盘 机 的拖拉力量与绞盘拉出的长度有直接关系 ,在绞盘 机 刚拉时力量最大,其后绞盘每转一圈,拉力便减小一些。绞索拉的越长拉力越弱。 nts 3 简单地说,绞盘 机 内部的工作机制是:从汽车来的电力首先带动马达,而后马达带动鼓轮转动,鼓轮又带动主动轴,主动轴再带动行星齿轮,进而产生强大的扭力。随后,扭力被传回到鼓轮,鼓轮便带动绞盘 机 。马达和减速器之间有一个离合器,能通过一个把手来开关。制动单元在鼓轮内,当绞索绷紧时,鼓轮就自动锁住。 在实际运用中,有些辅助物品是安全顺利使用绞盘 机 时必不可少的,如手套能安全保护手部。此外,如果要把绞盘 机 固定在一棵树上,还需要一条带子 、 一个 U 行 吊耳以及一个紧线滑轮。带子是用来固定支点的。其理想长度为 1.52.0m;U 形吊耳能够将钩子与带子及绞盘连接起来,所以最好多准备几种尺寸的吊耳;用双线或三线,改变拖拉方向时,则需要一个紧线滑轮。操纵绞盘 机 简而言之可分 3 个步骤:安装 、 固定支点和拖拉。 随着中国经济的迅速发展和人民生活水平的显著提高,中国的汽车需求在不断扩大。 有相关部门统计: 2005年中国的汽车需求量为 640万台,预计到今年将 接近 1500万台,相当于目前全球汽车需求总量的四分之一。绞盘机的使用量也会随之上升。此外,以前普通国民对绞盘的认识十分的 稀少,在他们的生活中,根本不会在意有没有这样一个小家伙。然而近年来,国民自驾出游的人数也与日俱增,绞盘 机 成了这些人不可缺少的工具。因此对于这一课题的研究具有良好的研究前景和积极的意义。 1.3 汽车自救装置 的技术现状 通过对汽车 自救装置 发展历史的研究,可以清楚的知道其对汽车在野外工作有着重要的意义。随着汽车工业经济的发展,国内的汽车自救产品很多,例如汽车急救电源、汽车自用灭火机、汽车绞盘机等,其中汽车绞盘机是车辆在野外陷入困境时,所采用的最有效的一种自救工具。在现代工业中, 电动绞盘 的使用十分广泛,它在交通运输 、基建工地、林区等多种部门中发挥着巨大的作用。经过近一个世纪的发展,汽车绞盘机技术有了巨大的进步。从最初的由船用绞盘机改装而成,发展到现在的汽车专用电动绞盘机。电动绞盘 机 ,各型四驱车几乎都可以配上。工作在世界上路况最差地区的各型越野车,几乎都装有电动绞盘 机 。而各项越野挑战赛和拉力赛,更是声明没有绞盘 机 就不能参加比赛。可见, 电动绞盘 对越野车的重要性。考虑到我国幅员辽阔,地质地貌复杂,山地、丘陵、沼泽、沙漠几乎占了国土面积的一半,在野外生产作业过程中,车辆会经常陷入困境,绞盘机的使用十分重要。因此,本课题 所设计的绞盘机是针对上述地理条件下,中型越野车所使用的一种自救工具。同时,由于绞盘机构在起重机中也发挥着不可忽视的作用。 以越野车 上最常用的电动绞盘 机 为例 ,它主要有电动机 、 钢缆 、 绞盘鼓轮 、 导缆器 、nts 4 传动机构 、 制动系统 、 离合器 、 控制匣和控制器组成。电动机由车辆的蓄电池带动,它将动力传递给机械传动装置,再带动绞盘鼓轮转动缠绕缆线 ;钢缆最初的设计承载能力决定了它的直径大小和长度,钢缆缠绕在绞盘鼓轮上并穿过导缆器,其末端打成环状以连接锚钩;绞盘 机 鼓轮是一个缠绕钢缆的圆柱形装置,它由电动机驱动,绞盘 机圆筒可在遥控器的控 制下改变转动方向;当使用绞盘有一定角度时,导缆器将引导钢缆绕上绞盘 机 鼓轮,它将减少钢缆回收时可能对绞盘 机 支架或 保险杠产生的危险,往往固定安装在绞盘架或保险杠外;传动机构由 行星齿轮构成,它将电动机产生的能量转换为强大的牵引力,传动系统的设计使得绞盘 机 变得轻便,紧凑;制动系统的作用是当电动机停止工作且钢缆有负重时自动锁紧鼓轮,防止钢缆松脱滑落,并将汽车拽在原地;离合器可以用手操作,改变鼓轮与传动系统的脱离或锁止状态,从而改变鼓轮空转或与传动系统锁死的状态;控制匣将汽车蓄电池的电力通过电磁线圈转化为动能,使操作者 能够改变绞盘鼓轮的旋转方向,有的绞盘 机 把控制匣固化于绞盘 机 结构内,有的则可独立一体,按需要安装在适当位置,电动绞盘 机 在高负荷下运转,因此控制匣使用了高负荷控制系统以应付强大的电流;控制器插在绞盘 机 控制匣上,自由控制绞盘 机 鼓轮的旋转方向。它可以使操作者在操作绞盘 机 时远离钢缆,避免危险。 1.4 设计的主要内容 汽车 自救装置 的设计是一个复杂的设计过程,其中包括对电 动 机的选择, 联轴器的选择,行星齿轮减速器的设计和离合器的选择,钢丝绳的 设计 和计算校核 。其设计成功与否直接影响汽车在危难时刻是否成功脱险。 设计的基本内 容: 本设计将参考现有 电动绞盘机 的基本形状,并根据设计要求查找相关资料进行的设计,在选择汽车自救装置 中的电动机 后, 根据汽车自重选择减速器 ,使之符合使用要求。最后进行 汽车自救装置 性能分析计算。在对各种结构件进行了分析计算后, 运用 CAD 绘制 汽车自救装置 的整体图及主要部件的零件图。 nts 5 第 2 章 汽车 自救装置 的方案选择 2.1 动力源的方案 本次 设计的汽车自救 装置 的动力源为 直流 电动机,来使汽车自救装置 工作。汽车自救 装置 主要由:直流电动机、联轴器、减速器、卷 筒、离合器等组成。 在以前,汽车自救装置 的动力 源来源于二冲程发动机, 但是随着科学的发展,技术的进步,由二冲程发动机所提供动力的汽车自救装置 的缺点逐渐暴露出来。二冲程发动机使用的燃料是汽油,在特殊条件下工作时(如高原、高温等环境),二冲程发动机工作的稳定性差,燃料燃烧不充分,使输出功率降低,而且不完全燃烧产生的废气,严重污染环境。但是,这些缺点在使用电动机时,就不存在了。电动机具有重量轻、体积小、携带方便等特点。而且,在包括高原、山区、沙漠等各种环境下都能保持稳定良好的工作性能。因此,由蓄电池供电的汽车自救绞盘机,已经 成为汽车自救装置发展的主要趋势。在本 设计中所选的电动机型号为 ZXQ-13.5/30. 2.2 传动机构的方案 由于直流电动机的输出功率较小,无法拖动沉重的汽车,要解决这个问题,必须使用减速器。要使电动机输出的扭力传递到减速器主动轴,就必需有一个装置将电动机输出轴与减速器主动轴相联,这个装置我们采用了联轴器。联轴器可分为刚性联轴器、挠性联轴器、安全联轴器、非机械式联轴器等。由于我们设计需要的联轴器,只需将两根轴轴向连结,并且对工作温度的要求较低两轴之间无偏角,因此选择刚性联轴器。刚性联轴器的类型有 :凸缘联轴器、夹壳联轴器、立式联轴器等,及各种 联轴套。对设计所选用的联轴器是凸缘联轴器。这种联轴器的优点在于造价低,结构简单,拆装和维护方便。减速器是汽车自救绞盘机中的重要组成部分,其功能是降速增扭,将直流电动机工作产生的较小的扭力,转化成能够拖动汽车的强大扭力。减速器工作时,将电动机输出轴的高转速,转化成减速器输出轴的较低转速,并带动滚筒转动,滚筒转动时带动与车相连的钢丝绳,使其收回缠绕在滚筒上,从而使 车辆脱离困境。汽车自救绞盘机的减速器是我们自己设计的,它是汽车自救装置 的重要组成部分。设计中首先要选择减速器的类型,减速器按结构分为圆柱齿轮减速器、圆 锥齿轮减速器、蜗杆减速器、行星齿轮减速器等。由于汽车自救绞盘机所需的减速器,要具有传动比大、体积小、质量轻等特点,否则无法满足本设计的要求,因此选择了行星齿轮nts 6 减速器。行星齿轮减速器有三种类型:渐开线圆柱齿轮行星齿轮减速器,摆线针轮减速器,谐波传动减速器。其中,渐开线圆柱齿轮行星齿轮减速器,应用范围广,维护方便,因此,在本设计中采用了渐开线圆柱齿轮行星齿轮减速器。根据本设计的要求,在设计减速器时,首先要考虑使其结构紧凑、体积小、传动比大。以 NGWN 型减速器为参照。通过计算,得出减速器的传动比为 191.齿轮的材 料均选用合金渗碳钢淬火,因为其制作齿轮的接触疲劳极限较大。通过校核,本材料满足技术要求。 在机械工程中,离合器的用途十分广泛,一般分为操纵离合器和自控离合器两种。操纵离合器包括机械离合器、电磁离合器、液压离合器和气压离合器;而自控离合器包括超越离合器、离心离合器和安全离合器。其中,机械离合器的应用比较广泛。它的类型有多种:片式离合器(干式单片、湿式单片、干式多片、湿式多片)、牙嵌离合器、齿式离合器、圆锥离合器、摩擦块离合器、销式离合器、鼓式离合器、键式离合器、扭簧离合器、涨圆离合器等,本设计所选用的离合器为 牙嵌式离合器。 牙嵌式离合器是由两个端面上有牙的半离合器组成。半离合器上的牙形分为:三角形、矩形、梯形、锯齿形、尖顶梯形等。三角形离合器用于传递较小转矩,结合后不能自锁;矩形牙结合后无轴向分力,但是不便于结合和分离,磨损后也无法补偿;尖顶梯形牙结合比梯形牙结合容易,可以在较大转速差下结合;锯齿形牙只用于传递单向转矩,与它们相比梯形牙能克服矩形牙的缺点,对称的牙形能传递双向转矩,强度较高,具有自锁功能,牙数较少,结合和脱开要比矩形牙容易,而且啮合后的牙间间隙较小,用于传递较大转矩的场合。我所设计的汽车自救绞盘 机需要使用的离合器传递的转矩较大,结构简单,而且有较高的强度要求,梯形牙离合器可以满足设计要求,为此,选用梯形牙离合器。牙嵌式离合器是标准件,并且将离合器置于卷筒内部,而与之相符的牙嵌式离合器的在机械手册中的参数不能满足设计需要,为此,我们专门设计了一款与卷筒相配套的牙嵌式离合器。根据轴颈,初定梯形齿离合器的尺寸;根据轴颈、传递的转矩计算牙的外径,平均直径、牙宽、牙高、牙数等数据。最后,对所设计的离合器进行强度校核。由于所设计的离合器传递的转矩较大,所以对离合器的强度要求较高。因此,选用离合器的材料为 20SiMnVB,这种材料的屈服强度为980Mpa,符合强度要求。 绞盘机的工作原理是:绞盘机的发动机 的输出轴上套一个中空齿轮作为太阳轮,通过少齿差行星轮、花键拉杆把 动力传递给卷筒, 由卷筒带动钢丝绳进行牵引工作。其传动系统如图所示。传动关系:电动机 -行星轮 拉杆 卷筒。 nts 7 图 2.1绞盘机传动原理图 1.电动机 2.太阳轮 3.内齿圈 4.外齿圈 5.拉杆花键 6.卷筒 7.离合器 8.行星齿轮减速器 2.3 本章小结 汽车自救装置 是一种小功率机械。它具有 自己的作业特点,在工作环 境恶劣,使汽车脱离险况,要充分发挥汽车自救装置的作用,在使用汽车自救装置作业时,必须采用新的汽车自救装置 集材生产工艺。 71 2 3 4 5 68nts 8 第 3 章 电动机的选择 3.1 牵引力的确定 设计要求 :3吨以下中型越野车,绞盘机的拉力设计原则一般是以车辆自重的 1.5倍为宜。如 3吨以下,以 3吨为例,车辆自重 3000KG,那么绞盘机的拉力应不低于: F绞 3000 9.8 1.5=44100N (3.1) F牵 F绞=44100N (3.2) 3.2 钢丝绳的选择与计算 钢丝绳的选择方法:由于绞盘机的使用范围为质量在满载 3吨以下的越野车,则钢丝绳的使用范围也为满载质量在 3吨以内的越野车。 F绳=G车=M车 g=3000 9.8=29400N (3.3) F0 F绳 n 式中: n 安全系数,取 4 F绳 最大拉应力, N F0 钢丝绳最小破断拉力, N 所以, F0 29400 4=117600N 参照 起重机设计手册 : 钢丝绳选择为: 1 ( 19) -10-2000-I-光 -右交 GB1102-74 将钢丝绳的长度 L 定为 30M. 钢丝绳最小直径: d=c s 式中: d 钢丝绳最小直径, mm s 钢丝绳最大工作静拉力, N c 选择系数,它的取值与机构工作级别和钢丝抗拉强度有关,取 0.085 所以, d=0.085 29400 =15mm. 根据传动要求,钢丝绳直径取 11mm. nts 9 3.3 电动机的选择 w=离2 齿3 轴2(3.4) 式中: w 工作机总效率 离 离合器效率,取 0.99 齿 齿轮效率,取 0.97 轴 轴传递效率,取 0.99 所以,w=0.992 0.973 0.992 =0.87 工作机需要的功率 PW: PW=F V/1000 n (3.5) 式中 : F 钢丝绳最大拉应力 V 钢丝绳速度, V=0.036m/s 所以, PW=29400 0.036/1000 0.94=1.12kw Pd=Pw/W式中: Pd 电动机需要的功率 Pw 工作机需要的功率 所以, Pd=1.12/0.87=1.28kw n转=60 1000 V绳/ D平=60 1000 0.036/3.14 119 =5.78r/min 式中: n转 电动机提供转速 此电动 机为蓄电池供电的直流电动机。根据 电机修理实用技术数据手册 查。电动机选为 ZQX-13.5/30 P额=1.35kw,V额=24V, n额=1300r/min nts 10 外径: 120mm,长度: 90mm,槽数: 25 TW=9.55 106 PW/ wTW=9.55 106 1.35/6.15=2 103 N.m T电=9.55 106 1.35/1300=9.92N.m i总=电/w=1300/6.15=211 式中: TW 工作机需要的功率 i总 总传动比 3.4 本章小结 汽车自救装置 主要由发动机、 行星齿轮减速器、离合器、滚筒、钢丝绳 等部分组成。由 行星轮传动组成。 离合器采用拉杆上的花键啮合的拉杆式。这样通过行星轮达到了减少轴向间距的效果,使结构简单紧凑,抗冲击强。 nts 11 第 4 章 减速器 的设计 4.1 传动 形式的选择 根据设计输入参数: 1.工作 扭矩 : 378Nm。 2.最大 扭矩 : 540Nm。 3.转速范围: 0.2-2.5rpm。 4.减速机速比: 191:1 按传动比为,根据漸开线齿轮行星传动的设计与制造 P38表 4.1 先选用行星轮个数 np=3。 表 4.1渐开线齿轮行星传动的设计与制造 行星轮数 3 4 5 NGW型 (ibaH) Z1min 13 12.7 5.77 4.1 18 12.8 6.07 4.32 采用一级 NGW行星齿轮传动机构。 4.2 行星轮传动条件 行星齿轮传动效率是此种传动装置的重要性能之一,行星传动各齿数不能随意选取,必须根据行星传动的特点,满足一定条件,才能进行正常传动。这些条件是: 1. 传动比条件 (1) NGW 型的传动比条件 ibaH=1-iHab=1+zb/za (4.1) zb=(ibaH-1)za (2) NW 型的传动比条件 ibaH=1+zgzb/zazf=(zazf+zgzb)/zazf (4.2) (3) WW 型、 NN 型的传动比条件 ibaH=1-zgzb/zazf=(zazf-zgzb)/zazf (4.3) nts 12 2. 邻接条件 在行星传动中,为了提高承载能力,减少机构尺寸,并考虑到动力学的平衡问题,常在太阳轮与内齿轮之间均匀、对称地布置几个行星齿轮。为使相邻两个行星齿轮不相互碰撞,要求其齿顶圆之间有一 定的间隙,邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为 L。最大行星轮齿顶圆直径为 dag,则邻接条件为: Ldag。 即 2aagsin /npdag 式中: np 行星轮数目; aag a-g啮合副中心距; dag 行星轮 g 齿顶圆直径。 相邻两行星轮间充许的最小间隙值可取: ( L-dag) min=0.5m (4.4) 式中: m 齿轮模数( mm)。 可得出按邻接条件所充许的行星轮数目: np1 时,第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后,两个中心nts 13 轮的相对位置就被决定了。若再要转入其他行星轮,就必须满足一 定的条件。相邻两行星轮所夹的中心角为 2 /np。设第一个行星轮 g1在位置 1转入并与两中心轮啮合。然后将行星架 H 顺时针转过 2 /np角度。即让 g1 转到位置。在这期间,中心轮 a转过的角度由传动比确定。也就是说中心轮 a转过的角度必须为其周节所对的中心角的整倍数 M,即 zb/np=整数 (4.9) 综上所述:一个行星轮传动机构的设计要满足传动比条件,邻接条件,同心条件,装配条件这 4个条件。 4.3 计算及材料选择 在考 虑到轮齿强度方面的要就而有不增大传动的尺寸和重量时,若承载能力取决于齿面接触强度,则各轮齿数取较多齿数的组合方案是合理的;若承载能力取决于齿根弯曲强度,则各轮齿数取较少齿数的组合方案是适宜的。 行星传动中,小齿轮的最大齿数 Z1max 应保证齿轮有足够的弯曲强度。小齿轮的硬度等于或大于齿轮的硬度。硬度 200HBS, 300HBS, 45HRC是整体热处理的硬度, 60HRC是轮齿表面硬度。 行星传动中小齿轮最小齿数 Z1min,对于硬度小于 350HBS的软齿面,推荐 Z1min 17;硬度大于 350HBS 的硬齿面,推荐 Z1min 12。 故根据绞盘机的 工作 扭矩 和 最大 扭矩 先选取材料: 太阳轮和行星轮的材料为 20CrMnTi,渗碳淬火 回火 处理,表面硬度 57+4HRC, 齿面接触疲劳极限: Hlim=1450N/mm2 , 齿根弯曲疲劳极限:太阳轮 Flim=485N/mm2 , 行星轮 Flim=349N/mm2 , 内齿圈材料为 38GrMoAiA,氮化。接触应力极限为 1282Mpa,弯曲应力极限370Mpa。 4.3.1 传动比选择分配计算 一般齿轮传动 ,各齿轮的的轴线是固定不动的 ,称为定轴线传 动 .如果在齿轮传动中有一根齿轮轴线是可动的 ,则称为行星齿轮传动 ,也就是动轴线传动。行星齿轮传动可以采用几个行星齿轮,均匀承受载荷,提高承载能力。行星传动具有很多优点,突出表现在:体积小、重量轻、速比范围大,传动功率可从数瓦至数千瓦。此外,还可以利用运动的复合,如差动行星齿轮来实现多种速比。因此在起重、矿山、冶金、轻nts 14 化、建筑机械等部门得到广泛应用。但是行星传动的制造精度比一般齿轮传动要高。近来行星传动在结构上采用浮动机构,使行星受力均匀,因此可降低加工精度。 由于本设计中的减速器传动比较大, BZ 取 120, e 为 3 则: 1 2 0 3 1 1 7EBZ Z e 满足同心条件; 2A C BZ Z Z 见 起重机设计手册 ; 将各轮齿数定为 18AZ , 120BZ , 51CZ, 48DZ , 117EZ 。 DBBCAECBABAE ZZZZZ ZZZZi 221481201175118 1175112018 BAEiHBBAHAB nn nni 1812001300 HHABHAB n nZZim in57.16 9 rn H 48181175157.16957.1691 3 0 0eDAECHEHAHAE nZZ ZZnn nni min89.5 rn E xABxABBAEiiEAB1198.0 BAxAB ZZf 113.201.0120 1180 11.03.2 fxAB 式中: 齿数。 xAB 行星齿轮架固定时传动比机构中各齿轮副啮合损失系数之比。 nts 15 f 齿面摩擦系数。 齿轮 A 与齿轮 B 啮合 : ACAC ZZ83.21851 AC 式中: AC啮合齿轮的齿数比。 齿轮的材料选为合金渗碳钢淬火 M p aH 1 4 4 0l i m HHH S lim M p aH 1 1 0 73.11 4 4 0 式中: lim 疲劳强度 , H 许用接触应力 。 m 暂取 2。 AAHACTKa 233351 式中: K 载荷系数 ,K=Ka Ku ,取 1。 a齿宽系数,取 0.5,见机械设 计基础表 11-5 mma AC 04.3383.25.0 1092.91107335183.2 323 a 取 70mm 计算齿轮尺寸 齿轮 A: Zmd mmd 36182 mhh aa * nts 16 mmh a 221 mchh f * mmh f 5.2225.01 mChZdaaf * 22 mmd f 31225.02218 20cosdd b mmd b 82.3320c o s36 ab a 35705.0 b 2mes mmes 14.3 式中: d 齿轮的分度圆直径。 ah齿轮的齿顶高。 fh齿轮的齿根高。 *h 齿轮的齿顶高系数 。 *c 齿轮的齿顶隙系数。 s 齿厚。 fd齿轮的齿根圆直径。 bd齿轮的基 圆直径。 b 齿宽。 齿轮 B: mmZmd B 102512 nts 17 mmmhh aa 2* mmmchh f 5.2225.01* mmmChZd aBf 24 5225.02212 022 * mmmd b 82.3320c o s24020c o s mmab a 35705.0 齿轮 D 与齿轮 E 啮合 : 44.248117 DEDE ZZDEHEHDHDE ZZnn nni 481 1 757.1 6 989.5 57.1 6 9 Dn9.2 9 9Dn mNT D 326 107.519.229 97.032.11055.9 m 暂取 2 mmZZma DEDE 6924811722 mma DE 06.54)44.2(5.0 107.511 1 0 7335144.2 323 a 取 70mm 齿轮 D: mmZmd D 96482 mmmhh aa 2* mmmchh f 5.2225.01* mmmChZd Df 91225.0224822 * ddb cos20 = 90.21mm nts 18 mmab a 35705.0 S=e=3.14mm 齿轮 E: mmZmd E 23 411 72 mmmhh aa 2* mmmchh f 5.2225.01* mmmChZd aEf 239225.02211722 * ddb cos20=219.88mm 35705.0 ab a S=e=3.14mm 齿轮 的校核 : 1212 Zmb YKT FF 见机械设计基础 11 8。 HFF S lim M p aF 45.3 4 51.13 8 0 式中: F 弯曲应力。 HS 安全系数, 取 1.1。 FY 齿形系数,见机械设计基础图 11.96。 齿轮 A: M p aF 70.2318235 01.31092.912 2 3 F 齿轮 C: nts 19 M p aF 03.3451235 35.2107.5112 2 3 F 齿轮 D: paF 16.3648235 35.2107.5112 2 3 F F 弯曲应力, FY 齿形系数, HS 安全系数 齿轮的弯曲强度符合要求 。 轴的设计: nPCd 31 见机械设计基础 14 2。 根据表 14 2,材料 取 40Cr, C 取 98。 mmd 7.91 30 028.19831 mmd 42.1957.169 32.19832 式中: C 常数。 d 轴颈。 根据设计要求, 1d 取 32mm , 2d 取 32mm 。 3d的材料选为 75 号钢,淬火中温回火,见机械课程设计手册表 2 8 M p aS s 67.9665.11450 0 5 0 5 9 6 6 6 7 4 8 3 3 3. . . . M p a mmd 08.2833.4832.089.5 1055.932.1 633 式中: 许用切应力。 S 安全系数。 nts 20 3d取 30mm 。 4.3.2 选择齿数齿型 在考虑到轮齿强度方面的要就而有不增大传动的尺寸和重量时,若承载能力取决于齿面接触强度,则各轮齿数取较多齿数的组合方案是合理的;若承载能力取 决于齿根弯曲强度,则各轮齿数取较少齿数的组合方案是适宜的。 行星传动中,小齿轮的最大齿数 Z1max 应保证齿轮有足够的弯曲强度。小齿轮的硬度等于或大于齿轮的硬度。硬度 200HBS, 300HBS, 45HRC是整体热处理的硬度, 60HRC是轮齿表面硬度。 行星传动中小齿轮最小齿数 Z1min,对于硬度小于 350HBS的软齿面,推荐 Z1min 17;硬度大于 350HBS 的硬齿面,推荐 Z1min 12。 故根据绞盘机的 工作 扭矩 和 最大 扭矩 先选取材料: 太阳轮和行星轮的材料为 20CrMnTi,渗碳淬火 回火 处理,表面硬度 57+4HRC, 齿面接触疲劳极限: Hlim=1450N/mm2 , 齿根弯曲疲劳极限:太阳轮 Flim=485N/mm2 , 行星轮 Flim=349N/mm2 , 内齿圈材料为 38GrMoAiA,氮化。接触应力极限为 1282Mpa,弯曲应力极限370Mpa。 齿形为渐开线直齿,外啮合最终加工为磨齿, 6级精度;内啮合最终加工为插齿,7级精度。 为提高齿轮承载能力,采用变位齿轮传动。 4.3.3 齿轮计算 4.2齿轮几何参数 ac传动变位系数之和 1.197 齿轮变位系数 xa 0.565 内齿圈变位系数 xb 0.632 几何参数计算工艺 滚齿 行星轮分度圆直径 d 33 端面压力角 at 200 行星轮顶高 ha 2.152 nts 21 太阳轮齿根高 hf 1.027 内齿轮根高 hf 2.823 行星轮齿高 h 3.079 太阳轮齿顶圆直径 da 19.104 内齿轮顶圆直径 da 82.96 行星轮齿根圆直径 df 31.146 ac传动端面重合度 1.11 ac传动纵向重合度 0 ac传动总重合度 1.11 太阳轮当量齿数 Zva 10 内齿圈当量齿数 Zvb 51 太阳轮公法线长度 w 7.432 行星轮公法线长度 w 16.609 内齿轮圈公法线长度 35.036 行星轮弦齿厚 3.042 太阳轮弦齿厚 2.954 内齿圈弦齿厚 1.666 查齿刀变位系数 x0 0 内齿圈量柱测量距 m 0 cb传动变位系数之和 0 行星轮变位系数 xc 0.632 变位系数优化方式 自动优化 太阳轮分度圆直径 d 15 内齿圈分度圆直径 d 84 太阳轮齿顶高 ha 2.052 内齿轮齿顶高 ha 0.52 行星轮齿根高 hf 0.927 太阳轮齿高 h 3.079 nts 22 内齿轮齿高 h 3.348 行星轮齿顶圆直径 da 37.305 太阳轮齿顶圆直径 df 12.945 内齿圈轮齿顶圆直径 df 89.645 cb传动端面重合度 1.547 cb传动纵向重合度 0 cb传动总重合度 1.547 行星轮当量齿数 Zvc 22 太阳轮跨测齿数 k 2 行星轮跨测齿数 k 4 内齿圈跨测齿数 k 8 太阳轮弦齿厚 2.199 行星轮弦齿厚 2.223 内齿圈弦齿厚 0.517 表 4.3齿轮精度计算 精度等级 7-7-7 太阳轮公法线长度下偏差 -0.14 行星轮公法线长度下偏差 -0.14 内齿圈公法线长度下偏差 0.14 太阳轮齿厚下偏差 -0.168 行星轮齿厚下偏差 -0.168 内齿圈齿厚下偏差 -0.168 行星轮齿距累积公差 0.036 太阳轮齿圈径向跳动公差 0.036 内齿圈齿圈径向跳动公差 0.036 行星轮径向综合公差 0.05 太阳轮齿形公差 0.011 nts 23 内齿圈齿形公差 0.011 行星轮齿距极限偏差 0.014 太阳轮基节极限偏差 0.013 内齿圈基节极限偏差 0.013 行星轮 -齿径向综合公差 0.02 太阳轮公法线长度变动公差 0.028 内齿圈公法线长度变动公差 0.011 行星轮齿向公差 0.017 中心距极限偏差 0.017 太阳轮公法线长度上偏差 -0.084 行星轮公法线长度上偏差 -0.084 内齿圈公法线长度上偏差 0.084 太阳轮齿厚上偏差 -0.112 行星轮齿厚上偏差 -0.112 内齿圈齿厚上偏差 0.084 太阳轮 齿厚上偏差 -0.112 行星轮齿厚上偏差 -0.112 内齿圈齿厚上偏差 -0.112 太阳轮齿距累积公差 0.028 内齿圈齿距累积公差 0.045 行星轮齿圈径向跳动公差 0.036 太阳轮径向综合公差 0.05 内齿圈径向综合公差 0.05 行星轮齿形公差 0.011 太阳轮齿距极限偏差 0.014 内齿圈齿距极限偏差
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