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2.5
电动葫芦
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2.5t电动葫芦设计,2.5,电动葫芦,设计
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1目录目录前言.11 电动葫芦简介.21.1 电动葫芦的原理.21.2 发展前景.31.3 电动葫芦在使用时应该注意的事项.41.4 设计要求.52 电动葫芦的结构分析与设计.62.1 电动葫芦的结构分析.62.2 电动葫芦的设计方案.63 电动葫芦起升机构部件的设计.83.1 起升机构的工作分析.83.2 电动机的选择.93.3 滑轮组的选择.93.4 钢丝绳的选择和校核.103.4.1 钢丝绳的选择.103.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力.113.4.3 计算钢丝绳破断拉力.113.5 吊钩的设计.113.5.1 吊钩的选择.123.5.2 吊钩的尺寸设计.123.6 卷筒装置的设计.143.6.1 卷筒直径的确定.153.6.2 卷筒长度的确定.153.6.3 卷筒厚度的计算.164 行星传动减速器的设计.175 运行机构外壳的选择.36参考文献.422前言前言起重机械广泛应用于各种物料的起重、运输、装卸等作业中，可以减轻劳动强度，提高生产效率。如在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、水电站、仓库等生产部门中得到应用。随着我国经济改革的不断深入,一些老的工业基地逐渐复苏,大量冶炼、铸造和机加工行业出现增长势头,引发市场对起重机械需求量的不断增加。有关调查资料表明,65%的起重机械用户主要是为了提高生产率、减少劳动工资、降低职工劳动强度。因而用户对起重机械的安全性、先进性、适用性和自动化程度就提出了更高的要求,使起重机械的制造厂家面临更加严峻的挑战。起重机械制造行业的发展趋势为设计、制作的计算机化、自动化近年来,随着电子计算机的广泛应用,许多国外起重机制造商从应用计算机辅助设计系统,提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。起重机采用模块单元化设计,不仅是一种设计方法的改革,而且将影响起重机行业的技术、生产和管理水平,老产品的更新换代,新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进,只需针对几个需要修改的模块;设计新的起重机只需选用不同的模块重新进行组合,提高通用化程度,可使单件小批量的产品改换成相对大批量的模块生产。亦能以较少的模块形式,组合成不同功能和不同规格的起重机,满足了市场的需求,提高了竞争能力。作为起重设备中轻便灵活的电动葫芦作业范围是有点、线为主、自重轻、构造紧凑、体积小、维修方便、经久耐用等特点。目前起重设备较多，如单、双梁桥式起重机、门式起重机等，但结构体积庞大，一次性投资与运行成本较高，就是不能良好的满足生产现场的要求，急需技术经济性能价格良好的起重设备，电动葫芦在此方面具有优势，但目前3电动葫芦多以为单速、双速为主，多速电动葫芦极少，特别是电动葫芦。作为起重基地的新乡，研究开发电动葫芦，是很有前景的。1 1 电动葫芦简介电动葫芦简介1.11.1 电动葫芦的原理电动葫芦的原理电动葫芦,简称电葫芦。又名电动提升机。它保留了手拉葫芦轻巧方便的特点，由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。通常用自带制动器的鼠笼型锥形转子电动机（或另配电磁制动器的圆柱形转子电动机）驱动，起重量一般为 0.180 吨，起升高度为 330 米。多数电动葫芦由人用按纽在地面跟随操纵，也可在司机室内操纵或采用有线（无线）远距离控制。电动葫芦除可单独使用外，还可同手动、链动或电动小车装配在一起，悬挂在建筑物的顶棚或起重机的梁上使用。 手拉葫芦和手扳葫芦都叫做手动葫芦，是用人力来提升重物的。 电动葫芦是一种用途十分广泛的轻小型起重设备。其特点是体积小,重量轻,承载能力大,常被安装在电动单梁桥门起重机和悬挂式起重机上 ,用来升降和运移物品。 电动葫芦的各类较多电动葫芦主要有钢丝绳电动葫芦，环链电动葫芦，微型电动葫芦和防爆电动葫芦几种型号。 电动葫芦又改进了手拉葫芦人工操作、提升速度慢等不足，它集电动葫芦和手拉葫芦的优点于一身。采用盘式制动电机作用力，行星减速器减速，具有结构紧凑、体积小、重量轻、效率高、使用方便，制动可靠维护简单等特点。适用于低速小行程的、物料装卸、设备安装、矿山及工程建筑等方面，价廉物美，安全可靠，为您的工作带来便利。本设计是钢丝绳电动葫芦，因为钢丝绳电动葫芦有它特有的特点。下面就来和大家看一看钢丝绳电动葫芦的结构原理。4减速器：采用三级定轴斜齿轮转动机构，齿轮和齿轮轴用经过热处理的合金钢制成，箱体，箱盖由优质铸铁制成，装配严密，密封良好。减速器自成一个部件，装卸极为方便。控制箱：采用能在紧急情况下切断主电路，并带有上下行程保护断火限位器的装置。确保了电动葫芦的安全运行。电器元件寿命长，使用可靠。钢丝绳：采用 GB1102-74（6*37+1）X 型起重钢丝绳，它保证了经久耐用。锥行电动机：起升电机采用较大起动力矩锥形转子制动异步电动机，无须外加制动器。电机负载持续率为 25%，电机采用 B 级或 F 级绝缘，电机防护等级 IP44/IP54。 按钮开关：手操作轻巧灵便，分有绳操纵和无线遥控两种方式. 钢丝绳电动葫芦的结构原理就决定它的优点，在市场上也有很好的反映。从深层次了解钢丝绳电动葫芦，可以让你在它的维护保养中做得更好，也更能让钢丝绳电动葫芦在工作中发挥更大的作用。提高它的工作效率，也就提高了相对的收入。1.21.2 发展前景发展前景目前，国内外电动葫芦产品在构造特征、性能配置等方面仍存在一定差异，通过对国内外该类产品的比较，明示了其差异情况。1964 年联合设计的 CDMD 葫芦，在 1975 年设计改进之后，虽经各制造企业不同程度的改进，并未吸收世界进程中的任何技术发展。包括 1983 年引进德国 Stahl 公司的 AS 钢丝绳葫芦，距离当代发达国家的产品水平，仍有数十年差距。而随着科技的不断发展与进步新一代多速电动葫芦有着跟多的发展趋势：向大型化、高效化、无保养化合节能化发展。5向智能化、集成化合信息化发展。向成套化、系统化、综合化和规模化发展。向模块化、组合化、系列化和通用化发展。向小型化、轻型化、简易化和多样化发展。所以，新型电动葫芦的开发研究对于我国的起重行业还是很有实际意义的。而这个设计题目这样不但可以是我们和社会科技环境接轨。虽然我们的水平有限，但是可以借此更加全面的了解起重器材的性能和工作环境，为将来的起重行业的工作做一个铺垫。同时可以把以前学过的知识巩固一下，把以往不太注意的基础知识更加熟悉起来，为以后的工作打下坚实的基础。所以，在设计中，我们应该采用新理论、新方法、新技术和新手段来提高我们的的设计质量。电动葫芦种类一般分为几种：环链电动葫芦，钢丝绳电动葫芦，防爆电动葫芦，气动葫芦，微型电动葫芦，舞台专用电动葫芦，还有台湾进口的小金刚。按照能否运行来分，又分为固定式与运行式两种，按照起升速度来分，分为单速与双速两种。电动葫芦使用非常简单，有操作手柄，运行式电动葫芦手柄上一般有上下左右四个按扭，固定式有上下两个按扭，特殊的也有其他设置，根据您的需要从下面调节手柄即可操作电动葫芦。一般电动葫芦都配有说明书，按照说明书上来按装即可。1.31.3 电动葫芦在使用时应该注意的事项电动葫芦在使用时应该注意的事项（1）电动葫芦在使用前，应进行静负荷和动负荷试验。 （2）检查电动葫芦制动器的制动片上是否粘有油污，各触点均不能涂润滑油或用锉刀挫平。 （3）严禁超负荷使用。不允许倾斜起吊或作为拖拉工具使用。 6（4）操作人员操作时，应随时注意并及时消除钢丝绳在卷筒上脱槽或绕有两层的不正常情况。 （5）电动葫芦盘式制动器要用弹簧调整至是物件能容易处于悬空状态，其制动距离在最大负荷时不得超过 80mm。 （6）电动葫芦应有足够的润滑油，并保持干净。 （7）电动葫芦不工作时，禁止把重物悬于空中，以防零件产生永久变形1.41.4 设计要求设计要求本设计的电动葫芦机械系统的根据现有普通电动葫芦的应用情况提出要求是：(1) 电动葫芦的最大载重为 1 吨，最大起升高度为 6 米。(2) 电动葫芦的强度等级为 M，工作级别为 M5。(3) 通过电机的变速实现在一个电机带动下输出 4 种速度。72 2 电动葫芦的结构分析与设计电动葫芦的结构分析与设计2.12.1 电动葫芦的电动葫芦的结构分析结构分析电动葫芦主要由起升机构和运行机构组成。起升机构包括吊钩、钢丝绳、滑轮组、电机、卷筒和减速器组成；它的运行机构为小车。电动机的总体结构如图 2-1 所示 图 2-1 电动葫芦总体结构简图电葫芦中间是钢丝绳卷筒，用小车将其悬挂于工字钢锻造的天车大梁上，一端用法兰固定一台可制动的锥形转子电动机，用传动轴将动力传递到另一端的减速机。经过减速的动力传递给钢丝绳卷筒，带动吊钩起重。2.22.2 电动葫芦的设计方案电动葫芦的设计方案电动葫芦起升的结构主要为电动机、减速器和卷筒装置 3 个部件。排列方式主要有平行轴和同轴两种方式排列形式，如图 2-2 所示8 a b图 2-2 起升机构部件排列图1 电动机 2 减速器 3 卷筒装置经过分析这里优先选用 b 方案，其方案的电机、减速器、卷筒布置较为合理。减速器中的大齿轮和卷筒连在一起，起吊产生的转距经大齿轮可以直接传给卷筒，使得卷筒只受弯距而不受扭距。其优点是结构紧凑，传动稳定，安全系数高。减速器用斜齿轮传动，载荷方向不变和齿轮传动的脉动循环，对电动机产生一个除弹簧制动的轴向力以外的载荷制动轴向力。当斜齿轮倾斜角一定时，轴向的力大小与载荷成正比，起吊载荷越大，该轴向力也越大，产生的制动力矩也越大；反之亦然。它可以减小制动弹簧的轴受力，制动瞬间产生的冲击减小，电动机轴受扭转的冲击也将减小，尤其表现在起吊轻载荷时，从而提高了电动机轴的安全性。因此，选择 b 方案。a 方案中结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连，使得减速器转距增大。93 3 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦式起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分，因而也是起重机最主要、也是最基本的机构。起升机构的安全状态得好坏将直接地关系到起重作业的安全，是防止起重事故的关键。电动葫芦的机构主要包括:起升用锥形转子制动电动机、减速器、卷筒装置和吊钩装置等 4 个动力和传动部件。起升电机、减速器、和卷筒装置构筑成一个革命性紧凑又坚固的结构，使起重机能更有效的利用厂房空间，增加了起升高度。平稳安静的运行延长起升机构的寿命。起升电机处于大直径卷筒内使电动葫芦具有较小的外形尺寸且起升电机具有良好的冷却性能。所有起升电机都装有盘式直流电磁制动器，自动监控间隙。电器和制动器和谐工作保证吊钩任何时候都不打滑。制动器为长闭设计防止失电事故，制动摩擦片不含石棉。卷筒由高强度无缝钢管制成，两端轴承支撑，钢丝绳由压板固定。卷筒最少有 2 圈安全绳槽，标准钢丝绳为刚强度钢丝制成并镀锌，重级制导绳器由耐磨的球墨铸铁制成，防止乱绳。大直径滑轮由球磨铸铁制成，防止跳绳。3.13.1 起升机构的工作起升机构的工作分析分析电动机通过联轴器与减速器的中间轴连接，而中间轴又通过齿轮连接与减速器的高速轴相连，用减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等钩取物装置与并卷绕在卷筒上的钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动经联轴器和减速器传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，就将电动机输出的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。用常闭式制动器空竹起重机机构的运转。通电时松闸，使机构运转；在失10电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态，当于与自锁。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升，即起到了限位开关的作用。当吊载接近额定起重量时，起重量限制器及时检测出来，并给予显示，同时发出警示信号，一旦超过额定值及时切断电源，使起升机构停止运行，以此来保证生产安全。3.23.2 电动机的选择电动机的选择本次设计为 1 吨电动葫芦，电动机采用 YZR 系列起重用三相一步电动机用电动机。由公式得：P=FV/1000=GV/1000=100000.15/1000=1.5kW (3-1)滚筒传动的效率取：0.96联轴器的效率取: 0.99电机轴的效率取： 0.98 (3-2)与电机与与输出轴与筒与输出轴总 =0.96(0.990.99)(0.990.99)(0.990.99)0.98=0.8电动机功率：=/=1.5/0.8=1.875kW (3-3)dpwp总由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数=1.5 故1.5=2.8kWAkpdp电机转速取:n电=930r/min故选电动机的电动的额定功率为 3kw，转速为 930/min113.3 滑轮组的选择滑轮组的选择 滑轮组由动滑轮和定滑轮组成，其上缠绕钢丝绳，此方法可以减小起重所须的力还可以达到增速的目的。其中通过滑轮可以改变钢丝绳的运动方向。平衡滑轮还可以均衡张力。 电动葫芦选用的滑轮组倍率由1查得 m2。滑轮组效率0.99z3.43.4 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核本次设计选用的钢丝绳主要依据其工作环境及工作强度及使用特点及重要性选用。柔韧性好、钢丝绳强度高、耐冲击、安全可靠。虽然在正常情况下使用的钢丝绳不会发生突然破断，但是钢丝绳广泛应用在起重机上，可能会因为承受的载荷超过其极限载荷而破坏。而钢丝绳的破坏是有前兆的，总是从断丝开始，极少发生整条绳的突然断裂。钢丝绳的破坏会导致严重的后果，所以钢丝绳既是起重机械的重要零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节。 3.4.13.4.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择钢丝绳是起重机械中最常用的构件之一，根据其本身的结构特点及工作环境的需要选择。查得钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。（1）根据设计要求起重重量为 1 吨，按照构造易紧凑的原则，选用滑轮倍数为：a=2F=10000NK:安全系数；取 1.2（2）钢丝绳的直径 d12d=21mmC=0.898 为选择系数查得钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。3.4.23.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力计算钢丝绳所承受的最大静拉力钢丝绳所承受的最大静拉力（即钢丝绳分支的最大静拉力）为： (3-4)kQZmPSmax式中:-额定起升载荷，指所有起升质量的重力，包括允许起升的QP最大有效物品、取物装置（如下滑轮组吊钩、吊梁、抓斗、容器、起重电磁铁等） 、悬挂挠性件以及其 他在升降中的设备的质量的重力； Z-绕上卷筒的钢丝绳分支数，单联滑轮组 Z=1，双联滑轮组Z=2，根据要求 Z=1；m-滑轮组倍率；-滑轮组的机械效率。h其中10000N ，m2，0.99QPh所以29.7Nmaxs3.4.33.4.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力为： =n (3-5)psmaxs式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5；=150=136psmaxs所以钢丝绳满足要求。133.53.5 吊钩的设计吊钩的设计吊钩在起重装置中属于取物装置，用于提取物料。既是起重机械的重要零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节3.5.13.5.1 吊钩的选择吊钩的选择吊钩按形状分为单钩和双钩，按制造方法分为锻造吊钩叠片吊钩。单钩制造简单、使用方便，但受力情况不好。大多用在起重量为 80吨以下的场合；起重量大时常采用受力对称的双钩。叠片式吊钩由数片切割成形的钢板铆接而成，个别板材出现裂纹时整个吊钩不会破坏，安全性较好，单自重较大，大多用在大起重量或吊运钢水盛桶的起重机上。吊钩在作业过程中常受冲击，需采用韧性好的优质碳素钢制造。吊钩分类极广，一般包括：卸扣、吊环、圆环、梨形环、长吊环、组哈吊环，S 钩、鼻吊钩、美式吊钩、羊角吊钩、眼形滑钩、带保险卡吊环螺钉、链条卸扣，居于独特、新颖、质优安全的特点，适用于工厂、矿山、石油、化工及船舶码头等。确保安全，质量安全系数高，静载荷达到 3 倍，起重量从 5 吨到 150 吨。吊钩是起重机械常见的一种吊具，吊钩常借助滑轮组等部件悬挂在起重机构的钢丝绳上，还适用于工厂、矿山、石油、化工和船舶码头等吊运重物的场所。 锻造吊钩分为单钩和双钩。单钩一般用于小起重量，双钩多用于较大的起重量。锻造吊钩材料采用优质低碳镇静钢或低碳合金钢，如 20 优质低碳钢、16Mn、20MnSi、36MnSi。这次设计的是 5 吨的葫芦，属于小起重量，结合电葫芦的生产现状，选用锻造单钩。143.5.23.5.2 吊钩的尺寸设计吊钩的尺寸设计 吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系：单钩： tQD3530钩身各部分尺寸（见图 3）间的关系如下: hLDS75. 075. 021(2 2.5)/1.0 1.5Lhh D图 3-1 锻造单钩计算得: D=80 S=60 H=96 =184 =482L2L153-2 吊钩的三维效果图由于负载属于轻型因此吊钩的各部位直径选择按照起重设计手册的常规数据选取完全可以满足工作要求，但注意的是吊钩的前端尖嘴部分应有一定的扬角避免磨损后起吊容易脱钩。在参考常规设计的基础上进行设计的已满足设计要求，故在次不与校核。3.63.6 卷筒装置的设计卷筒装置的设计卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件，它承载了起升载荷，收放钢丝绳，实现勾取物装置的升降，是实现电动葫芦机械系统满足要求的装置。（1）电动葫芦卷筒的种类 电动葫芦按卷筒的筒体形状，可分为长轴卷筒和短筒卷筒；按制造方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒；按卷筒表面是否有绳槽，可分为光面卷筒和螺旋槽面卷筒；按钢丝绳在卷筒表面卷绕层数，可分为单层缠16绕卷筒和多层缠绕卷筒，多层缠绕卷筒用于起升高度特大，或要求机构紧凑的起重机上。(2）电动葫芦卷筒的结构 电动葫芦的卷筒是由筒体、连接盘、卷筒轴以及轴承支架等组成。单层缠绕的卷筒的筒体表面切有弧形螺旋槽，以增大钢丝绳与筒体的接触面积，避免相邻绳之间摩擦，并使钢丝绳在卷筒上缠绕位置固定。其缺点是筒体体积较大。多层缠绕卷筒的筒体表面直接采用光面，筒体两端有凸缘，以防止钢丝绳滑出。其缺点是钢丝绳排列紧密产生摩擦，各层互相叠加，对钢丝绳的寿命影响很大。电动葫芦的卷筒结构尺寸中，影响钢丝绳寿命的关键尺寸是按钢丝绳中心算起的计算直径，卷筒允许的最小卷绕直径必须满足所在机构工作级别所要求的规定值。3.6.13.6.1 卷筒直径的确定卷筒直径的确定卷筒的直径式卷筒集合尺寸中最关键的尺寸，其名义直径 D 是指光面卷筒的卷筒外包直径尺寸，有槽卷筒取槽底直径，大小按下式确定。 mm (3-6)28917) 118() 1(dhD式中 D-按钢丝绳中心计算的最小卷筒直径，mm h-与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，查表为 18 d-钢丝绳的直径，mm计算得 289mm，取 290mmminD173.6.23.6.2 卷筒长度的确定卷筒长度的确定由表查得卷筒几何尺寸的计算: (3-7)2102LLLL (3-8)PZDmHL)(11max0式中 L-卷筒长度；-卷筒上螺旋绳槽部分的长度；0L-无绳槽卷筒端部尺寸的长度，由结构需要决定；1L-卷筒两端多余部分的长度；2L23LPP-绳槽节距；-最大起升高度；maxHm-滑轮组倍率；-卷筒的计算直径。1D其中 720mm ，83mm，32mm，L835mm0L1L2L3.6.33.6.3 卷筒厚度的计算卷筒厚度的计算 对于铸钢卷筒，式中 -卷筒壁厚；d-钢丝绳直径。d 所以15mm18194 4 行星齿轮轮传动减速器的设计行星齿轮轮传动减速器的设计4.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图根据上述要求：短期间断，传动比大，结构紧凑和外轮廓尺寸较小。据书【7】和书【5】传动类型的工作特点可知，3Z 型适用于短期间断的工作方式，结构紧凑，传动比大。为了装配方便，结构更加紧凑，适用具有单齿圈行星齿轮的 3Z 型行星齿轮传动较合理，其传动简图如图 3-1 所示。图 3-1 3Z 型行星齿轮减速传动4.2 配齿计算根据 3Z 型行星传动的传动比 ip值和按其齿轮计算公式可求得内齿轮 b，e 和行星齿轮 c 的齿数 zb，ze和 zc。考虑到该行星齿轮传动的外轮廓尺寸较小，故选择中心轮的齿数 za=15 和行星齿轮数目 np =3。为了使内齿轮 b 与 e 的齿数差尽可能小，即应取 ze -zb= np。再将 za，np和ip值代入公式查书【1】，则的内齿轮 b 的齿数 Zb为 zb=21)z() 1(z4z2pappapaninn按以下公式可得内齿轮 e 的齿数 Ze为20 ze = zb + np =69+3=72因 ze-za=72-15=57 为奇数，应按如下公式求得行星轮 c 的齿数 Zc为 zc=（ze-za）-0.5=（72-15）-0.5=282121再按传动比验算公式验算其实际的传动比为baei ibae=134.4beeabzzzzz16972721569 +1其传动比误差书【1】为i =0.003ipbaepiii 1344 .134134pi故满足传动比误差的要求，即得该行星齿轮传动实际的传动比为=134.4.最后确定该行星传动各齿的齿数为 za=15，zb=69，ze=72 和baeizc=28.另外，也可根据传动比 i=134.4 查书【1】表直接可得上述各轮的齿数。3.3 初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 58-62HRC，取 =1400N/mm 和=340N/mm limHlimF，中心轮 a 和行星齿轮 c 的加工精度 6 级；内齿轮 b 和 e 均采用42CrMo，调质硬度 217-259HB，取=780N/mm 和=260N/mm ，内limHlimF齿轮 b 和 e 的加工精度 7 级。按弯曲强度的初计算公式计算齿轮的模数 m 为书【2】 m=Km3lim2111FdFaFpFAzYKKKT现已知 Z1=15，=340N/mm 。limF21小齿轮名义转矩 T1=9549 =9549=46.68NM；取算式系数11nnp1500322Km=12.1；查表取使用系数 KA=1.5；取综合系数 KF=1.8,；去接触强度计算的行星轮见在和分布不据黁系数 KHp=1.2，由书【1】公式可得 KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；可查得齿形系数 YFa1=2.67；查得齿宽系数d=0.6。则的齿轮模数为 m=2.57（mm）32340156 . 067. 23 . 18 . 15 . 168.461 .12取齿轮模数 m=3mm4.4 啮合参数计算在三个啮合齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 中，其标准中心距 a 为 （mm）5 .64281532121caaczzma （mm）5 .61286932121cbbczzma （mm）66287232121ceeczzma 由此可见，三个齿轮副的标准中心距不相等，且有。bcacecaaa因此，此行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星齿轮既能满足给定的传动比=134.4 的要求，又能满足啮合传动的同心条件，pi即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该 3Z(II)型行星传动进a行角度变位。 根据各标准中心距之间的关系，取选取其啮合中心距bcacecaaa为=66mm 作为各齿轮副的中心距值。aeca 已知+=43，-=41 和-=44，m=3mm，=66mm 及压力角azczbzczezcza20。，按公式计算该 3Z 型行星传动角度变位的啮合参数。对各齿轮副的啮合参数计算结果书【3】见表 1-1。表 1-1 3Z 型行星传动啮合参数计算项计算公式a-c 齿轮副b-c 齿轮副e-c 齿轮22目副中心距变动系数y=ymaa 5 . 0ay=1.5by0ey啮合角a=aarccosaaacos=aca8123bca352820aaec变位系数和x=xinvainvtan2aaz5377. 0acx8377. 1bcx210xxxec齿顶高变动系数y=yyx 03377. 0ay03377. 0by0ey重合度aazaaztantantantan212a21a1016.41a80.41b374.71e注：1.表内公式的“”号，外啮合取“+” ，内啮合取“-” 。 2.表内公式的为齿顶压力角，且有=arcos。aaaaaddb确定各齿轮的变位系数。x23（1）a-c 齿轮副 在 a-c 齿轮副中，由于中心轮 a 的齿数z =152=34 和中心距=64.5mm=0.1176minx按书【3】公式可得到行星齿轮 c 的变位系数cx = =0.5377-0.2732=0.2645cxaacxx（2）b-c 齿轮副 在 b-c 齿轮副中，=28=17，=412czminzbzcz=34 和=61.5mm,-=442=34 和czminzezczminzmm 。由此可知，该齿轮副的变位目的是为改善啮合性能和66 aaec修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即。0ceecxxx则可得内齿轮 e 的变位系数为0.2645。cexx3.5 几何尺寸计算对于该 3Z(II)型行星齿轮传动可按下面计算公式进行其几何尺寸的24计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表 1-2。表 1-2 3Z(II)型行星齿轮传动几何尺寸计算项目计算公式a-c 齿轮副b-c 齿轮副e-c 齿轮副变位系数x1x=2xx1x=0.21x732=0.22x645=0.26451x=2.10222x=0.26451x=0.26452x分度圆直径d=1d1mz=2d2mz=451d=2072d=841d=2072d=841d=2162d基圆直径bd=1bd1dacos=2bdad cos2=421bd.2862=782bd.9342=78.93421bd=194.51642bd=78.93421bd=202.97362bd节圆直径d=1d2a121zzz=2d2a122zzz=46.1d0465=85.2d9535=90.14631d=222.14632d=841d=2162d外啮合)(21a11ayxhmdd)(22a22ayxhmdd521ad.41392ad1.3608齿顶圆直径ad内啮合)(21a11axhmdd)(22a22ayxhmdd12xxx 1ad244.91587.91e2ad587.21125)(21a11axhmdd-e)(22a22axhmdd2ad插齿）(221fmCad22a212 .15,zmxhexx3426. 0e 1ad244.91587.91 e2ad587.211外啮合)(2111fxChmdda)(2222fxChmdda1392.391fd087.782fd齿根圆直径fd内啮合)(2111fxChmdda用插齿刀加工02022addaf78.0871fd224.71262fd78.0871fd225.02042fd注：1.表内公式中，为插齿刀的齿顶圆直径；为插齿刀与被0ad02a加工齿轮之间的中心距。2.表中的径向间径=，其中=7.6（1-） /。emha2ahx22z关于用插齿刀加工内齿轮，起齿根圆直径的计算。2fd已知模数=3mm，插齿刀齿数=25，齿顶高系数=1.25，变位m0z0ah系数=0（中等磨损程度） 。试求被插制内齿轮的齿根圆直径。0x2fd齿根圆直径按下式计算，即2fd =+22fd0ad02a式中 插齿刀的齿顶圆直径；0ad 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。02a =3 25=82.5（mm）0ad0002xhmmza025. 132 现对内啮合齿轮副 b-c 和 e-c 分别计算如下。26 （1）b-c 内啮合齿轮副（，=69）1022. 22xbz azzaxxabinvtan2inv00202 =0.04968320inv256920tan01022. 22查表得=02a7129 =02y7021. 117129cos20cos225691coscos2020aazzb加工中心距为02a =（mm）02a1063.717021. 12256932020yzzmb按一下公式计算内齿轮 b 齿根圆直径为 =82.5+2 71.1063=224.7126mm（填入表 2 中） 020a2f2add(2)e-c 内啮合齿轮副（，=72）2645. 02xez仿上，=02invaazzaxxinvtan20202 =0.01900120inv257220tan02645. 02查表得=02a7321=02y1coscos2020aazze2534. 017321cos20cos22572=（mm）02a2602.712534. 02257232020yzzme则得内齿轮 e 的齿根圆直径为mm（ 填入表 2 中）0204.2252602.7125 .822020a2fadd3.6 装配条件的计算对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件邻接条件 按书【5】如下公式验算其邻接条件，即pnadsin2acac27将已知的、和值代入上式，则得acdacapn91.3608mm,故该bd216edbded3Z(II)行星传动的传动功率可采用书【5】如下公式进行计算，即bae = baexbebaepi11198. 0已知和=69/15=4.64 .134baeiabzzp/其啮合损失系数 xmexmbxbe28和可按书【5】如下公式计算，即有xmbxme =2.3 xmbbcmzzf11 =2.3xmeecmzzf11取齿轮的啮合摩擦因数，且将、和代入上式，可得1 . 0mfczbzez =2.3xmb00488. 06912811 . 0 =2.3xme00502. 07212811 . 0即有 =0.00488+0.00502=0.0099xmexmbxbe所以，其传动效率为 =bae80. 00099. 016 . 414 .134198. 0可见，该行星齿轮传动的效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。3.8 结构设计输入端根据 3Z(II)行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮 a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以，轮 a 应该采用齿轮轴的结构型式；既将中心轮 a与输入轴连成一个整体。且按该行星的输入功率 P 和转速 n 的初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，Ad通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。 按书【1】公式=112=27mm 30minpcnd315002229按照 3-5增大，试取为 30mm,带有单键槽的输入轴直径确定为30mm,再过台阶为 36mm 满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴1d向定位和固定。可知为 45mm,宽度为 135mm。根据轴承的选择确定轴2d肩为 52mm， 为 38 mm。如附图。3d4d输出端根据=112=50mm30minpcndinpc1带有单键槽，与齿轮 e 同体相连作为输出轴。取为 57mm，选择1d16X10 的键槽。如附图所示内齿轮的设计（1）内齿轮 b 采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。其尺寸如上已算出，图形如附图。（2）内齿轮 e 采用齿轮轴设计，既将轮 e 与输出轴连成一个整体。且按该轮的输入功率 P 和转速 n 的初步估算输出轴的直径，同时进行ed轴的结构设计。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。转臂的设计一个结构合理的转臂 x 应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于 3Z(II)型中的转臂 x 不承受外力矩的作用，也不是行星传动的输入或输出构件（此时它不是基本构件） ，故采用双侧板整体式转臂（其侧板两端无凸缘） 。 双侧板整体式转臂，可采用连接板将两块侧板连接在一起。整体式转臂的毛皮是采用锻造或焊接的范式得到的，即在其毛坯上已将两侧板与连接板制成一个整体。 转臂 x 中所30需连接板得数目一般应等于行星齿轮数。壁厚为=pna3 . 02 . 0mm 取壁厚为 15，其中为实际啮合中心距。8 .192 .13663 . 02 . 0a沟槽宽度为 80mm。外圆直径2=168mm，取外圆直径 170mm。如附图Dcd所示。转臂 X1 上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差可按公式af计算，先已知高速级的啮合中心距 a=66mm，则得0.0323（mm） 10006681000833afa取=32.3afm各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算，即11000665 . 4310005 . 431a0366. 00243. 0取0.0300=301m转臂 X1 的偏心误差为孔距相对偏差的，即=15xe112xe21m先已知低速级的啮合中心距 a=66mm，则得=0.0323（mm） 10006681000833afa 取=32.3afm各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算，即11000665 . 4310005 . 431a0366. 00243. 0取0.0300=301m转臂 X1 的偏心误差为孔距相对偏差的，即xe11231mex1521箱体及前后机盖的设计按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器选用卧式不剖分机体，为整体铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁7。如附图所示壁厚40.566tddmmK K T机体表面的形状系数 取 1tK与内齿轮直径有关的系数取 2.6dKdK_作用在机体上的转矩dT标准件及附件的选用螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据 GB1161-89的长形油标的参数来设计。行星齿轮 c 采用带有内孔的结构，它的齿宽 b 应当加大；以便保证该行星齿轮 c 与中心轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 e相啮合。在每个行星轮的内孔中，可以安装两个滚动轴承来支撑着。而行星齿轮轴在安装到转臂 x 的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。由于该 3Z 型行星传动的转臂 x 不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具有个行星轮。因此，其转臂 x 采用了双3pn侧板整体式的结构型式。该转臂 x 可以采用两个向心球轴承支承在中心轮 a 的轴上。转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按如下公af32式计算。现已知啮合中心距mm，则得66 a （mm）032. 010006681000833afa取mfa32各行星轮轴孔的孔距先对偏差可按以下公式计算，即11)(036. 0024. 01000665 . 431000)5 . 43(mma取=0.030mm=30m1转臂 x 的偏心误差约为孔距相对偏差的 1/2,即xe1 =15mxe21在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条件，且进行了结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图（或装配图） 。3.9 齿轮强度验算由于 3Z(II)型行星齿轮齿轮传动具有短期间间断的工作特点，且具有结构紧凑、外轮廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按书【5】其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即 FpF首先按书【5】以下公式计算齿轮的齿根应力，即 FpFFVAFoFKKKKK其中，齿根应力的基本值可按书【5】以下公式计算，即Fo =FoYYYYbmFSaFat许用齿根应力可按书【5】以下公式计算，即Fp = FpXRrelTrelTFNTSTFYYYSYYlimlim现将该 3Z(II)行星传动按照三个齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 分别验算如下。a-c 齿轮副33 名义切向力。tF中心轮 a 的切向力=可按如下公式计算；已知Nm,tFtcaF.1140aT和mm。则得3pn047.46ad （N）202847.0463.114020002000aadnTTpt有关系数。a使用系数 。AK使用系数按书【5】中等冲击查表得=1.5AKAKb.动载荷系数。VK先按下式计算轮 a 相对于转臂 x 的速度，即 x19100-xaannd其中 （m/s）xn86.2676 . 4115001a pn所以 （m/s）x1910086.2671500047.46397. 2已知中心轮 a 和行星齿轮 c 的精度为 6 级，即精度系数 C=6；再按下公式计算动载荷系数，即VK =VKBAAx200式中 B=0.25=67.605C5.20565.2067.60 A=50+56925.20156501 B则得 = VK6.01320092925.20中心轮 a 和行星轮 c 的动载荷系数=1.06VKc.齿向载荷分布系数FK齿向载荷分布系数可按下式计算，即FK =1+FKFb1查表得书【1】 1F34 =ad.50da3.704566.50查表得，代入上式，则得.31b =1+（1.3-1） 1=1.3FKd.齿间载荷分配系数。FaK齿间载荷分配系数查书【1】表得FaK =1.1FaKe.行星轮间载荷分配系数。FpK行星轮间载荷分配系数按书【1】下式计算FpK即 =1+1.5FpK1HpK已取，则得 2 . 1HpK =1+1.5=1.3FpK12 . 1f.齿形系数。aFY齿形系数查书【1】得 。aFY 8.521aFY3.322aFYg.应力修正系数。aSY应力修正系数查书【1】得aSY 3.611aSY3.712aSYh.重合度系数 。Y重合度系数可按下式计算，即Y =0.25+Yac5.705.208.70.415.70i.螺旋角系数。Y螺旋角系数查得Y =1Y因行星轮 c 不仅与中心论 a 啮合，且同时与内齿轮 b 和 e 相啮合，故取齿宽 b=60mm。计算齿根弯曲应力。F35按下式计算齿根弯曲应力，即F =1Fp1a1aFFaFVASFtKKKKKYYYYbmF=（N/m109.31.11.316.01.5118.703.618.523602028m2） （N/mm2）1053 . 11 . 13 . 106. 15 . 1178. 03.713.3236020282F取弯曲应力=110N/mm2F计算许用齿根应力Fp按书【5】以下公式计算许用齿根应力，即Fp =FpXRrelTrelTNTSTFFYYYYYSlimlim已知齿根弯曲疲劳极限=340 N/mm2limF由查表得最小安全系数。6 . 1limFS式中各系数、和取值如下。STYNTYrelTYRrelTYXY应力系数，按所给定的区域图取时，取=2。 STYlimFlimFSTY寿命系数由下式计算，即NTY =NTY02. 06103 LN式中应力循环次数由表相应公式计算，且可按照每年工作 300 天，LN每天工作 16 小时，即 =6060=1.06LNtnnnpxa-386.2671500910则得 =0.89NTY02. 0961006. 1103齿根圆角敏感系数查得=1。relTYrelTY先对齿根表面状况系数按表中对应公式计算，即RrelTY =1.674-0.529RrelTY1 . 01ZR取齿根表面微观不平度=12.5m，代入上式得ZR36 =1.674-0.529=0.98RrelTY1 . 015 .12尺寸系数按表中相对应公式计算，即XY =1.05-0.01=1.05-0.01=1.02XYnm3代入下公式可得许用齿根应力为 =378（N/mm2）02. 198. 0189. 026 . 1340Fp因齿根应力=110 N/mm2小于许用齿根应力=378 N/mm2，即FFp。所以，a-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。FFpb-c 齿轮副 在内啮合齿轮副 b-c 中只需要校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度，即仍按公式计算其齿根弯曲应力及按公式计算许用齿根应力。已知2FFp，=260 N/mm2。692bzzFlina使用系数 。AK使用系数按中等冲击查表得=1.11AKAKb.动载荷系数。VK先按下式计算轮 a 相对于转臂 x 的速度，即 x19100-xaannd其中 （m/s）xn86.2676 . 4115001a pn所以 （m/s）x1910086.2671500047.46397
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