0.5t手拉葫蘆設(shè)計(jì)【含CAD圖紙+word說明書】
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目錄
一、 設(shè)計(jì)任務(wù)………………………………………………………1
二、 任務(wù)分析………………………………………………………1
三、 結(jié)構(gòu)與原理……………………………………………………1
四、 起重吊鉤的選擇………………………………………………2
五、 起重鏈條、鏈輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算………………………………4
六、 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)………………………………………………6
(1) 傳動(dòng)比的分配…………………………………………………6
(2) 傳動(dòng)類型的選擇及簡(jiǎn)圖………………………………………7
(3) 配齒計(jì)算………………………………………………………8
(4) 齒輪主要參數(shù)的確定…………………………………………9
(5) 嚙合參數(shù)的確定………………………………………………10
(6) 齒輪幾何參數(shù)的確定…………………………………………12
(7) 裝配條件的驗(yàn)算………………………………………………15
(8) 傳動(dòng)效率的計(jì)算………………………………………………15
(9) 齒輪結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)…………………………………………17
(10) 齒輪的強(qiáng)度校核……………………………………………18
七、 制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)………………………………………………21
(1) 棘輪與棘爪的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核…………………………21
(2) 摩擦片的選擇與計(jì)算……………………………24
八、 驅(qū)動(dòng)軸的的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核…………………………………26
九、 行星齒輪軸的計(jì)算與校核……………………………………29
十、 行星架的設(shè)計(jì)…………………………………………………32
十一、 起重鏈輪的校核……………………………………………33
十二、 機(jī)架的設(shè)計(jì)…………………………………………………33
十三、 軸承的選用與校核…………………………………………36
十四、 鍵的選擇與校核……………………………………………36
十五、 參考文獻(xiàn)……………………………………………………37
43
手拉葫蘆設(shè)計(jì)說明書
規(guī)格:起重量0.5噸。
一、設(shè)計(jì)任務(wù):
起重量0.5噸的手拉葫蘆。
二、任務(wù)分析:
手拉葫蘆也稱倒鏈,在工程中廣泛用于對(duì)構(gòu)件的吊裝或機(jī)具的安裝,其具有短時(shí)間斷工作的特性。手拉葫蘆有蝸桿式和齒輪式,此次設(shè)計(jì)采用2K-H型行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu),具有較大的傳動(dòng)比,采用了棘輪機(jī)構(gòu)用于防止起重鏈輪逆轉(zhuǎn),導(dǎo)致不安全事故。
三、結(jié)構(gòu)組成:
1. 手拉鏈條 2.手拉鏈輪3.棘輪4.鏈輪軸5.摩擦片6.齒
圈7.行星齒輪8.齒輪9.驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)10.起重鏈輪11.起重鏈
其工作原理如下:
提升重物時(shí),拉動(dòng)手拉鏈,手鏈輪由螺紋旋向摩擦片,使摩擦片、棘輪壓為一體,如剛性連接一樣轉(zhuǎn)動(dòng)。此時(shí)棘爪在棘輪齒上滑過,制動(dòng)機(jī)構(gòu)起著聯(lián)軸器的作用。一旦停止操作,重物欲拽動(dòng)長(zhǎng)軸反轉(zhuǎn),但棘爪卡住棘輪,機(jī)構(gòu)呈制動(dòng)狀態(tài),使重物停止不動(dòng)。下降重物時(shí),反向拉動(dòng)手拉鏈,由于手鏈輪反向微量轉(zhuǎn)動(dòng),使摩擦片間的軸向壓力降低,制動(dòng)力矩下降,摩擦片打滑,此時(shí)棘爪仍卡住棘輪不動(dòng),重物徐徐下降。一旦停止拉動(dòng),重物欲動(dòng)長(zhǎng)軸繼續(xù)下降,制動(dòng)器座由螺紋旋向摩擦片,使摩擦片、棘輪、手鏈輪和制動(dòng)器座再次壓為一體,被棘爪卡住,機(jī)構(gòu)再次進(jìn)入制動(dòng)狀態(tài),使重物停止不動(dòng)。如此反復(fù),即能完成重的的升降作業(yè)。
停止拉動(dòng)手拉鏈條,則棘爪抵住棘輪,制止逆轉(zhuǎn),使重物準(zhǔn)確地停在某一位置。
需要卸載時(shí),按相反的方向拉動(dòng)手拉鏈條而驅(qū)動(dòng)手拉鏈輪反轉(zhuǎn),于是鏈輪和棘輪分開,重物便下降。
四、起重吊鉤的選擇:
根據(jù)吊鉤的機(jī)械性能的強(qiáng)度等級(jí)和機(jī)構(gòu)工作級(jí)
別下,選擇起重吊鉤,選擇鉤號(hào)010,起重量為0.5t。(GB/T1005.1——1988)
五、起重鏈的選擇:
起重鏈條一般用焊接環(huán)鏈,鏈條按強(qiáng)度高低分成不同等級(jí)。起重鏈條的平均額定載荷為:
QP= (N)
式中 Q——手拉葫蘆的額定起重量?。∟);
N——懸掛吊重的鏈條支數(shù);
Q=mg=500Kg×10=5000(N)
N=1
QP===5000(N)
選擇鏈條應(yīng)根據(jù)最大工作載荷及安全系數(shù)計(jì)算鏈條的破壞載荷Qd,以Qd來選擇鏈條。選擇鏈條應(yīng)使
Qd≥nQp (N);
Qd——破壞載荷,N;
Qp——鏈條最大的工作載荷,N;
n ——安全系數(shù),取安全系數(shù)n=4.5。
nQp =4.5×5000=22500N=22.5KN<31.6KN
名義直徑=5mm
直徑公差- +0.10
0.30
Q=5000(N)
N=1
QP =5000N
優(yōu)選節(jié)距P(內(nèi)長(zhǎng)) 15mm
優(yōu)選外寬W(3.25) 17 mm
最小破斷力 =31.6 KN
極限工作載荷=80 KN
起重鏈輪的設(shè)計(jì):
鏈輪上窩眼 Z 最少窩眼數(shù)不少于4 取Z=4;
中心夾角的半角
鏈輪節(jié)圓直徑
=39.6mm
鏈輪節(jié)距
齒頂圓直徑mm
窩眼槽底寬度
窩眼槽頂寬度
溝底圓直徑
鏈輪外徑
齒頂圓直徑mm
導(dǎo)向側(cè)緣直徑
窩眼槽底寬度
P=15mm
W=17 mm
=31.6
=80 KN
=45
Do=39.6mm
t
=42.6mm
B1=18.7mm
B2=20.4mm
Dg=19.2mm
Dw=19.2mm
Dc=42.6mm
D=55mm
B1=18.7mm
窩眼槽頂寬度
齒根寬
齒頂寬
齒根半徑
溝底半徑
窩眼槽半徑
圓心位置
窩眼槽底平面到中心距離
六、傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
(1)傳動(dòng)比的分配
預(yù)設(shè)手的拉力為300N,計(jì)算行星裝置的傳動(dòng)比i,
式中 ——起重鏈輪的節(jié)圓直徑 mm
Ds ——手拉鏈輪的節(jié)圓直徑 mm
——傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率(不包括機(jī)外游動(dòng)鏈輪組)取=0.84
——傳動(dòng)比
——繞上起重鏈輪處的最后一個(gè)鏈節(jié)上的拉
B2=18.7mm
b1 =4mm
b2 =4mm
r1=2.5mm
r2=3mm
r3=9.35mm
e=3.6mm
H=14.57mm
力,其值為
其中Q——額定起重量
Go——吊鉤組重量
Glt——起重鏈條自重
——鏈輪組中每個(gè)鏈輪的效率,=0.96
——起重鏈條的倍率,單根鏈條的倍率為1
預(yù)設(shè)起重鏈輪直徑與起重鏈輪直徑的比值為Dz/Ds=1/3,
人的手拉力為300N
==5000N
則行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比——傳動(dòng)比
=
(2)傳動(dòng)類型的選擇及簡(jiǎn)圖
已知手拉鏈輪的輸入轉(zhuǎn)速為30r/min,傳動(dòng)比6.613,并且手拉葫蘆具有短時(shí)間間斷工作的特點(diǎn),其結(jié)構(gòu)緊湊,手拉鏈輪運(yùn)行較平穩(wěn)。
選擇行星齒輪傳動(dòng)中的2K-H(A)型行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu),由于載荷較小,選取兩個(gè)行星輪。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下:
Plt=5000N
i=6.613
太陽輪2.行星輪3.內(nèi)齒圈
(3)進(jìn)行行星齒輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算
據(jù)2KH(A)型行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比按其配齒計(jì)算公式可求的中心輪1,行星齒輪2,內(nèi)齒圈3的齒數(shù)Z1,Z2,和Z3?,F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸較小,選擇中心輪1的齒數(shù)為Z1=10和行星齒輪數(shù)目np=2, 現(xiàn)將Z1,np 帶入公式求得行星輪和內(nèi)齒圈的齒數(shù)。
內(nèi)齒圈齒數(shù)
取=56
行星輪齒數(shù)
顯然,由上式所求得的適用于非變位的或高變位的行星齒輪傳動(dòng),如果采用角變位的傳動(dòng)時(shí),行星輪3的齒數(shù)應(yīng)按照如下公式計(jì)算,即
當(dāng)為偶數(shù),可取齒數(shù)修正量為
Z1=10
=56
=-1,此時(shí),通過角變位后,既不增大該行星傳動(dòng)的徑向尺寸,又可改善1-2嚙合齒輪副的傳動(dòng)特性。所以,求得行星齒輪2的齒數(shù)
驗(yàn)算其實(shí)際傳動(dòng)比
其傳動(dòng)比誤差為
故滿足傳動(dòng)比誤差的要求,即得該行星齒輪傳動(dòng)的實(shí)際傳動(dòng)比為=6.6。最后確定該行星傳動(dòng)的各輪的齒數(shù)為Z1=10,Z2=22和Z3=56。
(4)初步確定齒輪的主要參數(shù)
(1)選擇齒輪材料和熱處理方法,確定齒輪的的疲勞極限應(yīng)力。中心輪1和內(nèi)齒圈3,均采用40Cr調(diào)質(zhì),行星輪2采用45號(hào)鋼正火。由表6-2查得齒面硬度達(dá)到HBS1=260HBS,HBS2=210HBS,
中心輪和行星輪的加工精度為8級(jí),由圖查得40(),45號(hào)鋼正火()內(nèi)齒輪的加工精度也為8級(jí)。
Z2=22
HBS1=260HBS
HBS2=210HBS
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度估算齒輪尺寸,即按式(14-1)計(jì)算中心距
式中 u=2.2,Ja=480(表14-36)。
考慮到速度較慢,運(yùn)行比較平穩(wěn),取載荷系數(shù)K=1.2, 取齒寬系數(shù)=0.5(表14-3)。取,則=700Mpa 。
中心輪傳遞的扭矩(表14-31)
將以上數(shù)據(jù)帶入a的計(jì)算公式中
計(jì)算模數(shù)m
取模數(shù)m=3mm
(5)嚙合參數(shù)計(jì)算
在兩個(gè)嚙合齒輪副1-2 2-3 中,其標(biāo)準(zhǔn)中心距a為
K=1.2
=0.5
=700Mpa
T=14.97N.m
A=49.43mm
m=3mm
由此可見,二個(gè)齒輪副的中心距不相等,且a23>a12 因此,該行星齒輪傳動(dòng)不能滿足非變位的同心條件,為使該行星傳動(dòng)滿足給定的傳動(dòng)比i=6.613的要求,又能滿足嚙合條件傳動(dòng)的同心條件,即應(yīng)使各齒輪副的相等,則必須對(duì)該2K-H 型行星傳動(dòng)進(jìn)行角變位。
根據(jù)各標(biāo)準(zhǔn)中心距的關(guān)系a23>a12 現(xiàn)選取其嚙合中心距==51mm作為各齒輪幅的公用中心距值。
已知z1+z2=32 ,z3-z2=56-22=34 , m=3mm ,=51mm及壓力角
.按公式(行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)課本公式4-19) 公式(4-22)計(jì)算該2K-H型行星傳動(dòng)角度變位的嚙合參數(shù),對(duì)各齒輪幅的嚙合參數(shù)計(jì)算如下:
2K-H型行星傳動(dòng)嚙合參數(shù)計(jì)算
1-2齒輪副采用正變位,其嚙合參數(shù)如下:
中心距變動(dòng)系數(shù)
嚙合角
變位系數(shù)和
齒頂高變動(dòng)系數(shù)
=51mm
重合度
2-3齒輪副采用高變位,其嚙合參數(shù)如下
中心距變動(dòng)系數(shù)
嚙合角
變位系數(shù)和
齒頂高變動(dòng)系數(shù)
重合度
確定各齒輪的變位系數(shù):
(1)1-2齒輪副 在1-2齒輪副中,由于中心輪的齒數(shù)是Z1=1034=2Zmin和中心距a12=51=a’=51mm, 由此可知,該齒輪副變位的目的是為了改善嚙合性能和修復(fù)嚙合齒輪副,故其變位方式應(yīng)采用高度變位,即,則可得內(nèi)齒輪3的變位系數(shù)為
(6)齒輪幾何尺寸計(jì)算
對(duì)于該2K-H(A)型行星齒輪傳動(dòng)可按照以下公式進(jìn)行其集合尺寸的計(jì)算:
(1)1-2齒輪副
變位系數(shù) x1=0.4125 x2=0.7875
分度圓直徑
基圓直徑
x1=0.4125 x2=0.7875
節(jié)圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
(2)2-3齒輪副
變位系數(shù) x2=0.7875 x3=0.7875
分度圓直徑
基圓直徑
節(jié)圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
x2=0.7875 x3=0.7875
用插齒刀加工
關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪,其齒根圓的計(jì)算:
已知模數(shù)m=3mm,插齒刀齒數(shù)Z0 =25,齒頂高系數(shù),變位系數(shù)x0= 0,(中等磨損程度),試求被插制內(nèi)齒輪的齒根圓直徑。
齒根圓直徑按下式子計(jì)算,即
式中——插齒刀的齒頂圓直徑;
——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距;
現(xiàn)對(duì)內(nèi)嚙合齒輪副2-3計(jì)算如下:(x3=0.7875,z3=56)
查表4-6(行星傳動(dòng)設(shè)計(jì))得。
m=3mm
Z0?。剑玻?
x0= 0
加工中心距為
(7)裝配條件的驗(yàn)算
對(duì)于所設(shè)計(jì)的上述行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件。
(1)鄰接條件公式
將已知的,,np值代入上式則得
即滿足鄰接條件
(2)同心條件
按公式3-8 a驗(yàn)算2K-H(A)型行星傳動(dòng)同心條件
滿足同心條件
(3)安裝條件
(8)傳動(dòng)效率的計(jì)算
對(duì)于2K-H(A)型行星齒輪傳動(dòng)
鄰接條件滿足
滿足同心條件
滿足安裝條件
P=
其傳動(dòng)效率為
轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)損失系數(shù)
對(duì)于2 Z-X(A)型
,,
嚙合效率計(jì)算公式
查表17.1-6(機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè))
取輪齒嚙合摩擦系數(shù)
=2.3=0.033454
P=5.6
=0.0334
=2.3
=0.6347
即
=1-
考慮到軸承摩擦損失,取則
(9)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)2K-H(A)型行星傳動(dòng)的工作特點(diǎn),傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速高低等情況,對(duì)其進(jìn)行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),首先確定中心輪的結(jié)構(gòu)因?yàn)槠渲睆叫?,所以做成齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式;即將中心輪1與輸入軸連成一個(gè)整體。且按照該行星傳動(dòng)的輸入轉(zhuǎn)速n和功率p初步估算輸入軸的直徑da,同時(shí)進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。為了便于軸上零件便于裝拆,通常將軸做成階梯形狀??傊?,在滿足使用條件的前提下,軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸應(yīng)力求簡(jiǎn)單,以便于加工制造。
內(nèi)齒輪固定,與機(jī)架連在一體。
行星輪的齒寬應(yīng)較寬,以保證與太陽輪和內(nèi)齒圈的嚙合。在每個(gè)行星齒輪的內(nèi)孔內(nèi)裝喲滾動(dòng)軸承來支
=0.6347
=0.96
撐,而行星輪軸在安裝到轉(zhuǎn)臂x 的側(cè)板上之后,還采用矩形截面的彈性擋圈來進(jìn)行軸向固定。轉(zhuǎn)臂x 采用雙側(cè)板式的結(jié)構(gòu)型式。
轉(zhuǎn)臂上各個(gè)行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差fa可按下列公式計(jì)算。現(xiàn)已知嚙合中心距a’=51mm,則得
取
各行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差可按下式計(jì)算,即
?。剑?027mm=27um。
轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差ex約為孔距相對(duì)偏差的1/2,即
(10)齒輪的強(qiáng)度校核(行星傳動(dòng)設(shè)計(jì))
由于本機(jī)構(gòu)采用的2KH-A具有短時(shí)間間斷工作的特點(diǎn),且具有結(jié)構(gòu)緊湊,外廓尺寸較小和傳動(dòng)比大的特點(diǎn)。針對(duì)其工作特點(diǎn),只需按其齒根彎曲應(yīng)力的強(qiáng)度條件公式進(jìn)行校核計(jì)算,即
a’=51mm
=27um
首先按下列公式計(jì)算齒輪齒根應(yīng)力,即
其中,齒根應(yīng)力的基本值可按下列式子計(jì)算,即
許用齒根應(yīng)力可按下列公式計(jì)算,即
現(xiàn)將該2KH-A型行星傳動(dòng)按照兩個(gè)齒輪副1-2,2-3分別驗(yàn)算如下。
(1)1——2齒輪副
①名義切向力Ft。
中心輪1的切向力可按下列公式計(jì)算;已知Ta=14.97N.m, 和。則
②有關(guān)系數(shù)
a. 使用系數(shù)?。ú楸?-7行星傳動(dòng)設(shè)計(jì))
b. 動(dòng)載荷系數(shù)
先按公式(6-57行星傳動(dòng)設(shè)計(jì))計(jì)算太陽輪1相對(duì)于轉(zhuǎn)臂X的速度,即
Ft=470N
其中,
已知中心輪的精度是8級(jí),即精度系數(shù)C=8, 由下式計(jì)算動(dòng)載系數(shù)
式中
c.齒向載荷分布系數(shù)可按下列公式計(jì)算,即
由圖6-7( b)得(行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì))
由圖6-8得
d.齒間載荷分配系數(shù)。
齒間載荷分配系數(shù)又表6-9可查得
=0.0423m/s
B=0.52
A=76.88
=1
=1
e.行星輪間載荷分配系數(shù)。
行星輪間載荷分配系數(shù)可按公式7-12計(jì)算,
即
已知,則得
f.齒形系數(shù)。
齒形系數(shù)可由圖6-22查得
g.應(yīng)力修正系數(shù)。
應(yīng)力修正系數(shù)由圖6-24查得
h.重合度系數(shù)。
重合度系數(shù)可按公式6-75計(jì)算,即
i.螺旋角系數(shù).
螺旋角系數(shù)由圖6-25得
=1
因行星輪2不僅與中心輪嚙合,且同時(shí)與內(nèi)齒輪3相嚙合,故取齒寬b=12mm 。
③計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力。
=1.3
=1
b=12mm
按公式6-69計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力,即
④彎疲勞極限(機(jī)械設(shè)計(jì)課本88頁)查圖6-7試驗(yàn)齒輪的彎曲強(qiáng)度極限又雙向傳動(dòng)0.7。=378,
,故其彎曲強(qiáng)度滿足。
(2)2-3齒輪副
在內(nèi)嚙合齒輪副2-3中只需要校核內(nèi)齒輪3的齒根彎曲強(qiáng)度,即仍按公式計(jì)算其齒根彎曲應(yīng)力。已知,=378Mpa。
仿上,通過查表,可取值與外嚙合不同的系數(shù)為,代入公式得
已知=378Mpa,顯然,內(nèi)齒輪3也滿足其
=72Mpa
=64Mpa
=68Mpa
彎曲強(qiáng)度的要求。
上述計(jì)算結(jié)果表明,該2K-H(A)型行星減速器中各齒輪副滿足輪齒的彎曲強(qiáng)度條件。
八、制動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
(一)棘輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
在低速轉(zhuǎn)動(dòng)的手拉葫蘆中,棘輪逆止器作為手拉葫蘆防止逆轉(zhuǎn)的制逆裝置,用于防止在起重過程中起重鏈輪倒轉(zhuǎn),導(dǎo)致重物下降,發(fā)生不安全事故。棘輪的齒形已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化。周節(jié)p根據(jù)齒頂圓來考慮。棘輪逆止器
P——為棘輪軸圓周力
D——為棘輪直徑
(1)棘輪齒數(shù)的選擇;
用于作為棘輪停止器的棘輪機(jī)構(gòu)通常選取12~20個(gè)齒,本機(jī)構(gòu)選擇齒數(shù)Z=12。
(2)棘輪齒的強(qiáng)度計(jì)算
棘輪模數(shù)按齒受彎曲計(jì)算來確定
式中 棘輪模數(shù), 應(yīng)取6、8、10等
周節(jié),mm
齒輪的強(qiáng)度滿足要求
P=312N
D=96mm
棘輪軸所受的扭矩。 ;
齒寬系數(shù) 為寬度
棘輪齒數(shù) 取
棘輪齒輪材料的許用彎曲應(yīng)力
許用彎曲應(yīng)力、許用單位線壓力即齒寬系數(shù)
棘輪材料
HT150
45
齒寬系數(shù)
1.5-1.6
1.0~2.0
許用單位線壓力
15
40
許用彎曲應(yīng)力
30
120
棘輪模數(shù)按齒受擠壓進(jìn)行驗(yàn)算
許用單位線壓力 由上表可知45號(hào)鋼的許用單位線壓力為40Mpa。
經(jīng)棘輪齒的彎曲強(qiáng)度和擠壓強(qiáng)度計(jì)算得,該棘輪的模數(shù)m=8mm。
(3)棘爪的強(qiáng)度計(jì)算:
棘爪的回轉(zhuǎn)中心一般選在圓周力的作用線方向,棘爪長(zhǎng)度通常取
。
棘爪可制成直頭形的或鉤頭形的,對(duì)直頭形棘爪
m=3.82
m=7.89
m=8mm
2p=50.24mm
應(yīng)按受偏心壓縮來進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算,對(duì)鉤頭形棘爪則應(yīng)按受偏心拉伸來計(jì)算,基本計(jì)算公式如下:
式中——彎矩
——棘爪危險(xiǎn)斷面的截在模數(shù),;
——棘爪寬度,mm,一般比棘輪齒寬2~3mm 棘輪寬6mm,取棘爪寬度為8mm;
——棘爪危險(xiǎn)斷面面積;
——棘爪危險(xiǎn)斷面的厚度;mm ;
——棘爪材料的許用彎曲應(yīng)力;
計(jì)算如下:
棘輪圓周力: N
棘輪直徑:
偏心距離: (棘爪軸的直徑)
棘爪危險(xiǎn)斷面的厚度:
故棘爪強(qiáng)度滿足要求。
p=312N
D=96mm
E=7mm
=20Mpa
強(qiáng)度滿足
(4)棘輪軸的強(qiáng)度計(jì)算
棘爪軸為懸臂梁受彎曲作用。由下式兩公式之一計(jì)算可得,
由以上兩式子計(jì)算,經(jīng)比較,圓整取。
制動(dòng)力矩
式中 ——摩擦片的摩擦系數(shù);
——摩擦片的摩擦面數(shù);
——摩擦片的外徑;
——摩擦片的內(nèi)徑
——制動(dòng)時(shí)壓緊摩擦片軸向壓力,N;
N
其中 ——載荷傳到制動(dòng)器軸上的扭矩N.m;
——齒輪軸尾部螺紋中徑 ;
——螺紋螺旋角,常用為左右的四頭三角螺
紋;
——當(dāng)量摩擦角;
;其中
——起重鏈輪節(jié)圓直徑制動(dòng)安全系數(shù)按下式驗(yàn)算,設(shè)計(jì)選定制動(dòng)力矩時(shí)應(yīng)使
計(jì)算如下:
載荷傳到制動(dòng)器軸的扭矩
普通螺紋的牙型角;
;
當(dāng)量摩擦角;
取摩擦片的摩擦系數(shù);
設(shè)摩擦片的內(nèi)外徑分別為24mm,84mm;
制動(dòng)時(shí)壓緊摩擦片的軸向壓力
制動(dòng)力矩
=59
=469N
M=22.34
驗(yàn)算制動(dòng)安全系數(shù),設(shè)計(jì)選定制動(dòng)力矩。
故所設(shè)計(jì)的制動(dòng)系統(tǒng)符合安全制動(dòng)的要求。
九、驅(qū)動(dòng)軸的設(shè)計(jì)及校核:
(1) 計(jì)算作用于軸上的力矩M=14.97Nm;
(2) 初步估算軸的直徑
由于驅(qū)動(dòng)軸要做成齒輪軸,故其材料與太陽輪的材料一樣,采用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,由式子計(jì)算中的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽對(duì)軸的影響,查表8.6(機(jī)械設(shè)計(jì))?。粒剑保埃?
則
(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案
① ② ?、邸 、?
軸的結(jié)構(gòu)如上圖所示,齒輪軸通過行星架從右端裝入,起重鏈輪和制動(dòng)器座有軸的左端裝入,起重鏈輪由右端的齒輪進(jìn)行軸向定位,制動(dòng)器座由軸間軸向
M=14.97Nm
A=100
d=11.96mm
定位,用平鍵與軸進(jìn)行周向定位,軸的最左端車有螺紋,用于手拉鏈輪的軸向定位。軸的右端為太陽輪,軸依托起重鏈輪內(nèi)的兩個(gè)軸套支撐。
(4) 確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
① 段上車有螺紋,起到對(duì)手拉鏈輪進(jìn)行軸向定位,受的力矩較小,有②段的最小直徑遞推得直徑,M10螺母的寬度為8.4mm ,螺紋退刀槽的長(zhǎng)度為2mm,深度為1mm ,加個(gè)墊圈輔助螺母進(jìn)行手拉鏈輪的軸向定位,M10的螺紋選用的墊圈厚度為2mm,軸端伸出2mm,故①段的長(zhǎng)度為8.4+2+2+2=14.4mm。
② 手拉鏈輪的寬度為20mm ,兩個(gè)摩擦片的寬度為4mm ,棘輪的
寬度為8mm,制動(dòng)器座的寬度為4mm,故②段的長(zhǎng)度為20+
4+8+4=36mm。考慮到鍵槽的影響,,圓整取直徑為12mm。
③ 起重鏈輪寬24mm,機(jī)架寬度為7mm,行星架的寬度為5mm ,本軸段左邊伸出2mm,故③段的長(zhǎng)度為24+2*7+5+2=45。軸肩高度為2mm 。軸的直徑為16mm。
④ 第四段為齒輪,齒輪寬度為15mm 。
(5) 確定軸的受力位置、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
① 求軸套對(duì)驅(qū)動(dòng)軸的支撐力
F為人的拉力
由
② 求得
F=170N
按彎曲和扭轉(zhuǎn)合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度。
當(dāng)量彎矩, 取折合系數(shù),則軸套受F1
處當(dāng)量彎矩
當(dāng)量彎矩見上圖。
軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,查表8.2(機(jī)械設(shè)計(jì)課本115頁),抗拉強(qiáng)度極限,彎曲疲勞極限。
由第三強(qiáng)度理論公式,該軸滿足強(qiáng)度要求。
十、行星齒輪軸的設(shè)計(jì)及校核:
求行星輪的相對(duì)轉(zhuǎn)速
負(fù)號(hào)表示行星輪相對(duì)轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)向與轉(zhuǎn)臂轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)向相反。
行星傳動(dòng)的行星輪具有功率分流的特點(diǎn),輸入功
=
軸滿足強(qiáng)度
率為
;每個(gè)行星輪軸傳遞的功率為P/2=0.02315KW。
初步估算行星輪軸的直徑
,由滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈圓整取d=15mm。
行星輪軸的校核
1) 求行星架對(duì)行星輪軸的支撐力
中心輪作用于行星輪上的切向力
內(nèi)齒輪作用于行星輪的切向力
中心輪作用于行星輪上的徑向力
內(nèi)齒輪作用于行星輪的徑向力
① 水平方向
P=47W
P/2=23.5W
d=15mm
=469N
=483N
=469N
=176N
由
② 垂直方向
2) 求行星齒輪軸中點(diǎn)處的彎矩
水平面彎矩
垂直面彎矩
合成彎矩
每根行星齒輪軸上所傳遞的扭矩為
3)按彎曲和扭轉(zhuǎn)合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度。
當(dāng)量彎矩, 取折合系數(shù),則軸套受F1處當(dāng)量彎矩
T=
合成彎矩每根行星
彎矩
彎曲和扭轉(zhuǎn)合成為
該軸滿足強(qiáng)度要求。
極限
。
由第三強(qiáng)度理論公式。
軸的材料為Q235,抗拉強(qiáng)度極限,彎曲疲勞。
由第三強(qiáng)度理論公式。
該軸滿足強(qiáng)度要求。
十一、行星架的設(shè)計(jì):
軸強(qiáng)度滿足
行星架采用雙側(cè)板式結(jié)構(gòu),材料采用20號(hào)鋼。
行星架上所受的力矩為
行星架上所受的作用力為
預(yù)設(shè)行星架雙側(cè)板的厚度為5mm,按擠壓強(qiáng)度校核行星架的強(qiáng)度。
故行星架的側(cè)板壁厚為5mm,采用45號(hào)鋼,許用應(yīng)力60Mpa,強(qiáng)度足夠。
十二、行星輪軸上的軸承選用與校核:
由于軸的直徑為15mm,故選軸承的內(nèi)徑為15 mm。選軸承型號(hào)為61802型,其尺寸見總圖。
校核如下:計(jì)算當(dāng)量
1) 動(dòng)載荷
暫選軸承為61802,其額定動(dòng)載荷為C=2.1KN,額定靜載荷為Co=1.3KN.(GB/T276-94)
當(dāng)量動(dòng)載荷為
計(jì)算軸承壽命,由于手拉葫蘆軸承工作溫度不
高,取溫度系數(shù)為1.
T=
F=-939N
行星架強(qiáng)度足夠
61802型
C=2.1KN
Co=1.3KN
P=523N
故符合要求。
十三、起重鏈輪的和機(jī)架校核:
起重鏈輪的內(nèi)徑為16mm ,外徑為25mm。預(yù)設(shè)機(jī)架側(cè)板的厚度為7mm。起重鏈輪的受力分析。
鏈輪的受力分析及彎矩圖:
F
1
F
F
2
M
Mca
起重鏈輪對(duì)機(jī)架的作用力
扭矩
鏈輪材料采用稀土鎂球磨鑄鐵鑄造,經(jīng)等高溫淬
火,其機(jī)械性能可達(dá)到1380Mpa 。故其強(qiáng)
度滿足。
十四、鍵的選擇與校核
根據(jù)周徑選擇鍵的寬度,根據(jù)剪切與擠壓條件強(qiáng)度選擇鍵的長(zhǎng)度。
軸徑12mm,選擇的鍵寬為4mm,長(zhǎng)度為20mm. 。根據(jù)擠壓強(qiáng)度條件驗(yàn)算鍵的強(qiáng)度。
故鍵的強(qiáng)度足夠。
起重鏈輪強(qiáng)度足夠
d=12mm
b=4mm
l=20mm
=63Mpa
鍵強(qiáng)度足夠
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