0.5t手拉葫芦设计【全套CAD图纸和论文】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共46页)
编号：6108457
类型：共享资源
大小：471.98KB
格式：ZIP
上传时间：2017-11-19
上传人：超****计
IP属地：浙江
30
积分
- 关 键 词：
-
葫芦
设计
全套
cad
图纸
以及
论文
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
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292十、 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373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4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5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) 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)N150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 nd直径公差 - n0.100.306Q=5000(N)N=1QP =5000N优选节距 P（内长） 15mm优选外宽W（3.25 nd） 17 mm最小破断力 =31.6 minFKN极限工作载荷=80 KNpF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;7中心夹角的半角 004518Z链轮节圆直径 220cossindtD=39.6mm220 45cos3.645sin19D链轮节距 mt 28sin.9in00 齿顶圆直径 mm6.4563.dc窝眼槽底宽度 B711窝眼槽顶宽度 m.20.2.沟底圆直径 BDg .197.6395.120 链轮外径 mdDW6.345.0 齿顶圆直径 mm20639C导向侧缘直径 BW17.42.1窝眼槽底宽度 m81P=15mmW=17 mm=31.6 minF=80 KNp=45Do=39.6mmt m28=42.6mmcDB1=18.7mmB2=20.4mmDg=19.2mmDw=19.2mmDc=42.6mmD=55mmB1=18.7mm窝眼槽顶宽度 mB4.2017.2.1齿根8宽 mdtb452.1.21 齿顶宽 t 5.2.齿根半径 r0.1沟底半径 md36.2窝眼槽半径 Br5.97185.13圆心位置 3rdte 6.3)0(4.)2(45.0窝眼槽底平面到中心距离 mddtH57.14.052tan5.2co15.0 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， NDiPFSzZlts30式中 起重链轮的节圆直径 mmZDs 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z轮组）取 =0.84z传动比i绕上起重链轮处的最后一个链节上的拉ltPB2=18.7mmb1 =4mmb2 =4mmr1=2.5mmr2=3mmr3=9.35mme=3.6mmH=14.57mm力，9其值为 toltlt GQP10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， .toto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=5000Ntoltlt GQP10则行星传动机构的传动比 传动比ii 613.84.035XSltF（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=6.61310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pi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，n p 带入公式求得i行星轮和内齿圈的齿数。内齿圈齿数 13.560.13 Zip取 3Z行星轮齿数 2356132pn显然，由上式所求得的 适用于非变位的或高3Z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32132ZZ当 为偶数，可取齿数修正量为460513Z1=103Z11-，此时，通过角变位后，既不增大该2Z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 210562213 ZZ验算其实际传动比 6.51313i其传动比误差为 %40196.63.1213 pi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213i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（MpapaFH37,70limlim）内齿轮的加工精度也M294,5lili为 8 级。Z2=22HBS1=260HBS2 MpaFH3780limpaFH29450lim12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 321)(HPauKTJ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 ，d 1HmiS则 pa 。HP中心轮传递的扭矩（表-） mNiDTZlt 97.146.239502将以上数据带入 a 的计算公式中uKTJaHP 43.9702.5)1.(480)1( 332 计算模数 m mza08.3214.921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 mzm48)210(3)(212mzma51)26(31)(21233 K=1.2.d1HmiSPpaT=14.97N.mA=49.43mmm=3mm13ma4812a5123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a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。a23已知 z1+z2=32 ,z3-z2=56-22=34 , m=3mm , =51mm 及压力角a.按公式(行星齿轮传动设计课本公式 4-19) 0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 13485121may啮合角 0/12 97)cosar(变位系数和 19.)20497(20tan3int0 vivZx齿顶高变动系数 2.019.yx=51mma201y140/1212497.x.0y重合度 )tan(t)tan(t21 221 zz2-3 齿轮副采用高变位，其啮合参数如下中心距变动系数 0351121my啮合角 0/23变位系数和 32x齿顶高变动系数 0y重合度 )tan(t)tan(t21 221 zz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=1034=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16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0323xx785.（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 mzd3011mzd6232基圆直径 b97.8cos1b0.21x785.0x785.02x785.03xx1=0.4125 x2=0.7875md3012b1md302节圆直径 mzad875.3120512211 zad125.7051221 17齿顶圆直径 myxhdaa275.3 2.0415.63011 aa. .78.22齿根圆直径 mxchdaf975.24 4125.063011 af.63 .22（2）2-3 齿轮副变位系数 x2=0.7875 x3=0.7875分度圆直径 mzd168533mzd622基圆直径 b.7cos3b019.s2节圆直径 md6832齿顶圆直径 mexhaa 52.7222 mxhda75.168.01683齿根圆直径d8.31 md125.701mda275.312mdf975.241f.2x2=0.7875 x3=0.7875 md16832b53md621832mda5.7163mxchdaf25.63 4125.062 用插齿刀加工18madf 59.17203关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆 的计算：3fd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)，25.10ah试求被插制内齿轮的齿根圆直径 。3fd齿根圆直径 按下式子计算，即3fd023adf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；02amxhmzda 5.820.132500 现对内啮合齿轮副-计算如下：（ ， ）0396. 20256tan)078.(tan)(203 ivivzxinv 查表（行星传动设计）得 。0352inv68241.0)cos(22030 zymdf25.632mdf59.173m=3mm 25.10ahx0= 0 mdao59.170352inmyo684.2加工中心距为1954723.8)6841.0(2302yzmamadf59.174723.80（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 npadcsi213将已知的 ， ，np 值代入上式则得acd13102280sin5689.4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ma51231满足同心条件（3）安装条件所 以 满 足 安 装 条 件 整 数 )(3256101npz（8）传动效率的计算对于 2K-H(A)型行星齿轮传动54723.802amdf59.173邻接条件满足满足同心条件满足安装条件20613.xaiP=.501z其传动效率为6.13ixabxbaxp转化机构损失系数_xnxmxx 1啮 合 损 失 系 数_m轴 承 损 失 系 数xn对于 2 Z-X(A)型 xmbaxm， ，abbaxzi1bxzi1axzi啮合效率计算公式 xbabxai1xabaxbi查表 17.1-6（机械设计师手册）ba1的 啮 合 损 失与 行 星 轮中 心 轮 cxm_的 啮 合 损 失与 cb取轮齿啮合摩擦系数acmxazf13.2 1.0mf=2.3 =0.033454)0(.613.xaiP=5.61.0mf=0.0334xa21)1(3.2bcmxbzf=2.3 56.0=0.6347即 39801.xmaxbxbaxp1=1- 962.0381.65.考虑到轴承摩擦损失，取 则8.n946.08.962.0)(baxAz型 行 星 传 动 的 效 率 为（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=0.6347xmbxmbaxp1=0.96 946.0bax22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 mafa 0296.158033 取 mfa各行星轮轴孔的孔距相对偏差 可按下式计算，1即 033105.431 a取 .mm=27um。1转臂 x 的偏心误差 ex 约为孔距相对偏差 的1，即 mex5.132（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Fpa=51mmmfa30=27um1mex5.323首先按下列公式计算齿轮齿根应力，即 FPVAFOK其中，齿根应力的基本值 可按下列式子计算，O即 YbmFSato许用齿根应力 可按下列公式计算，即FpXRrelTtlFNTSFp Yminl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；atctF1已知a . .m, 和2pn。则)(875.31 节 圆 直 径mdNanTFtp47085.31290 有关系数a. 使用系数 （查表 6-7 行星传动设1.AK计）b. 动载荷系数 .v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24Ft=470N 1.AK.v190xaxndv其中， min/54.6130rpax sndvxax /023.90).(87.190 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 BxVvAK20式中 52.0)8(25.0)(5. 67.67. C11B 06.15.0423.8.7620. xVvAKc.齿向载荷分布系数 可按下列公式计算，FK即FbFK)1(由图6-7（ b）得（行星齿轮传动设计） 45.0F85.031. ad由图-得 2.1b09.145.).(FKd.齿间载荷分配系数 。FK齿间载荷分配系数 又FK25表 6-9 可查得xnmin/54.r=0.0423m/svB=0.52A=76.8845.0F45.0F=1K=1FKe.行星轮间载荷分配系数。FpK行星轮间载荷分配系数可按公FpK式- 计算，即 )1(5.1HPFpK已知，2.1HpK则得 3.1).(5Fpf.齿形系数 。FaY齿形26系数 可由图-查得FaY6.2105.2Fag.应力修正系数 。SY应力修正系数由图 6-24 查得 65.1SaY86.12SaYh.重合度系数 。Y重合度系数 可按公式 6-75 计算，即78.04.152.075.2.0acYi.螺旋角系数 .Y螺旋角系数 由图 6-25 得=1Y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 。F2.1HpK=1.3F6.21FaY05.1Sa862Y78.0Y=1Yb=12mm按公式-计算齿根弯曲应力，即F27MpaKYbmFFPaVASat179.2 3.109.6178.065.34011 paKYbmFFPaVASat154.6 3.109.6178.06.230 弯疲劳极限 （机械设计课本 88 页）查图limF6-7 试验齿轮的弯曲强度极限又双向传动0.7。 =378 ，limF2NMpapa94,378li1li ，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 。F已知 , =378Mpa。563ZlimF仿上，通过查表，可取值与外啮合不同的系数为 76.0,9.1,05.2,1,.,26.1,. 333 YYKKSaFaPFFV， 代入公式得.AMpaYbmFPaVASaFtF13.68 1.26.1076.905.24733 已知 Mpa,显然，内齿轮也满足limF其=72Mpa1F=64Mpa1FMpaF294,378lim1=68Mpa3F28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 NDMnp875.312490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 375.1wpmzMn式中pm棘轮模数，应取6、8、10等 p周节，mm齿轮的强度满足要求P=312ND=96mm29棘轮轴所受的扭矩。 ；MnmN齿宽系数 为宽度 mbb1m棘轮齿数 取z12z棘轮齿轮材料的许用弯曲应力wpMpa许用弯曲应力、许用单位线压力即齿宽系数棘轮材料 HT150 45齿宽系数 m1.5-1.6 1.02.0许用单位线压力 15 40许用弯曲应力 30 12082.31024975.13m棘轮模数按齿受挤压进行验算 897.4012pmPzMnP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30的回转中心一般选在圆周力 的作用线方向，棘爪p长度通常取。mp24.501.2棘爪可制成直头形的或钩头形的，对直头形棘爪 1m2zm=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： WPwFM式中PeMW弯矩31mN棘爪危险断面的截在模数，621bW；3棘爪宽度，mm, 一般比棘轮齿宽 23mm 1b棘轮宽mm，取棘爪宽度为 mm；棘爪危险断面面积；1F2m棘爪危险断面的厚度；mm ；棘爪材料的许用弯曲应力 ；wpMpa计算如下：棘轮圆周力： 875.312490Dnp棘轮直径： mz681偏心距离： ( 棘爪de321d轴的直径) 棘爪危险断面的厚度： m10MpaNbPeFWw1205.20875.3687.3212故棘爪强度满足要求。p=312ND=96mmE=7mmm10=20Mpaw强度满足(4)棘轮轴的强度计算32棘爪轴为悬臂梁受弯曲作用。由下式两公式之一计算可得，mbpdw29.6)5821(07.32.21mbzMdwpn7.6)5821(01243321由以上两式子计算，经比较，圆整取 。md81制动力矩 mNDPuzMpz )(2112式中 摩擦片的摩擦系数；摩擦片的摩擦面数；pz摩擦片的外径 ；1Dm摩擦片的内径2制动时压紧摩擦片轴向压力，；zp4)()(2210DutgdMnz 其中 载荷传到制动器轴上的扭矩.m；n齿轮轴尾部螺纹中径 ；0d螺纹螺旋角，常用 为 左右的四头三角螺10md81纹；33当量摩擦角；其中iDpMztn2/1起重链轮节圆直径制动安全系数 按下Z zK式验算，设计选定制动力矩 时应使zM3.1znzzMK计算如下：载荷传到制动器轴的扭矩 mNNiDpztn 97.146.2/.39502/1普通螺纹的牙型角 ；0；.1ff螺 纹 摩 擦 系 数 ， 取当量摩擦角 ；0 59)3cos.1()5.0cos( artgartg取摩擦片的摩擦系数 ；4.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 NtgmNDtdMnpz 469)82(4.0)591(247.)()(03210 制动力矩 mDPzMpz 34.284692.01)(22mNMn97.1406=594.=469NzpM=22.34 N34验算制动安全系数，设计选定制动力矩 。3.1zK32nzzMK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3nPAd对轴的影响，查表.（机械设计）取则 mTnPAd 96.1501303.1min （） 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 49.1zK.md=11.96mm35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 ，md10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， mnPAd 96.1507.41303.1min ，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36mm ，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37FMFF1M1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 NDiPSZlt 17026.39502由 得OM 求得3185.2FF=170N按弯曲和扭转合成强度校核轴的38强度。当量弯矩 , 取折合系数 ，22TMca6.0则轴套受 处当量弯矩mNca 78.9.14608.322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 ，Mpab735弯曲疲劳极限 。Mpa351由第三强度理论公式，该轴满足强度要求。paWcac 87.2316.0791十、行星齿轮轴的设计及校核：求行星轮的相对转速 xxcnzn23mi/54.016133 rzniaaxx in/7.54.223 rxxc 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 6.0=caN78.9Mpa351轴满足强度 xnmr/54.39率为 KWTnP047.953.140；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mnPAd6.1257.0313min 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 NdnTFapac 469875.3120 内齿轮作用于行星轮的切向力中心轮作用于行NTpdnTFXbpbc8.431628.95.0120星轮上的径向力 NFacr 7.102tan469tn内齿轮作用于行星轮的径向力NFbcr 17620tan8.43tanrba 5176.0NFbca92483 水平方向 /=23.5Wd=15mm=469NacF=483NacF40=469NraF=176Nrb由NRFMax bcaax4769520110,得b 垂直方向NRFay rbaay5.20110,得NRby5.22) 求行星齿轮轴中点处的弯矩水平面弯矩 mNRMaxH 76.447601垂直面弯矩 yV 2525合成弯矩 mNVH 7222水 平 平面垂 直 平面每根行星齿轮轴上所传递的扭矩为 mNnPT1.957.0239503）按弯曲和扭转合成强度校核轴的强度。当量弯矩, 22TMca取折合系41数 ，则轴套受 处当量弯矩6.0NRax47b6ay5.2NRbmNMH76.4NH025.1.T= mN1.960mNMca 4.12.9607.42合成弯矩 VH 76.5.222每根行星 mNDFT
- 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