渐开线一齿差行星减速器卷筒(1T新型卷扬机设计)[三维SW][含CAD图纸和文档可编辑]
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毕业设计(论文)题目1t新型卷扬机设计一、 课题的目的和意义:建筑卷扬机是一种提升设备,由于它的结构简单、搬运灵活、维修简单、价格低廉等优点,所以被广泛应用于物料提升、水平或垂直拽引重物、打桩、集材、冷拉钢筋、设备安装等工作中. 卷扬机又叫绞车。由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。垂直提升、水平或倾斜曳引重物的简单起重机械。分手动和电动两种。现在以电动卷扬机为主。电动卷扬机由电动机、联轴节、制动器、齿轮箱和卷筒组成,共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量大,工作繁忙的情况下,要求调速性能好,特别要空钩能快速下降。对安装就位或敏感的物料,要能以微动速度下降。卷扬机包括建筑卷扬机,船用卷扬机 主要产品有:JM电控慢速大吨位卷扬机、JM电控慢速卷扬机、JK电控高速卷扬机、 JKL手控快速溜放卷扬机、2JKL手控双快溜放卷扬机、电控手控两用卷扬机、JT调速卷扬机等,仅能在地上使用,可以通过修改用于船上。它以电动机为动力,经弹性联轴节,三级封闭式齿轮减速箱,牙嵌式联轴节驱动卷筒,采用电磁制动。该产品通用性高、结构紧凑、体积小、重量轻、起重大、使用转移方便,被广泛应用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖,还可作现代化电控自动作业线的配套设备施工卷扬机效率是运送建筑材料的必要设备, 往往因卷扬机平层精度低而影响施工效率。以此,提高施工卷扬机吊车定位精度 显得尤为重要。设计出合乎工人需要的轻型简便卷扬机是我的设计任务,尽量减少产品的加工成本,提高其市场竞争力。二、课题研究的主要内容(论文提纲):1、根据卷扬机的设计要求,通过查阅手册选择结构方案和基本参数2、根据结构方案和基本参数,给出总体结构初步设计方案。3、根据基本参数,完成传动零件的设计计算,并对零件进行强度校核。4、根据相关软件完成主要零件图和装配图。5、编写一份完整的设计说明书。三、文献检索及参考文献目录(列明文献检索的数据库名称及检索策略,参考文献至少15篇以上): 检索的数据库名称:中国知网、学海网检索策略:分析检索提问题,确定检索的数据库、检索的用词,并明确检索词之间的逻辑关系和查找筛选。参考文献:1 濮良贵,纪名刚.机械设计M.高等教育出版社,2006.5.2 齐治国,张义举,赵灿.建筑卷扬机设计M.北京机械工业出版社,1996.3 林贵瑜,史勇关.关于建筑卷扬机发展的几个技术问题.建筑机械设备与管理J,2006.(12):90-101.4 陈安军.建筑卷扬机综合性能的评价J.工程机械,2004,1(4):53-57.5 孙靖明.建筑卷扬机优化设计方案J.建筑机械,2004,9(2):26-28.6 丁锐. 超高建筑高压电缆吊装、敷设技术J. 安装,2008.10:61-627 陈伟.利用电梯井安装高层建筑垂直运输装置J. 中国科技信息,2008.3.8 卢绍华. 龙门架物料提升机的安装与使用管理J. 山西建筑,2008(11):112-1289 张国强,王青.JK1建筑卷扬机结构改进设计方法J.建筑机械,2002(6):66-68.10 大连理工大学工程画教研室主编M.高等教育出版社,2003.8.11 郑州工学院机械原理及机械零件教研室.建筑卷扬机传动设计J.科学出版社,1979. 12 朱龙根. 机械系统设计M.机械工业出版社。2001.5业出版社,2005.1 .13齐志国等主编.建筑卷扬机设计.机械工业出版社, 1996.129.14 胡来,何金国等,行星传动设计与计算。北京:煤炭工业出版社,198315朱龙根,简明机械零件设计手册。北京:机械工业出版社,199716周明衡,离合器、制动器选用手册。北京:化学工业出版社,2003四、课题研究的基础、现状与趋势(基于对参考文献资料的分析、综合与归纳,不少于1000字):我国建筑卷扬机发展状况我国在很久以前的古代,就知道采用轱辘等来提升重物,以减轻体力劳动的强度和提高劳动生产率。但由于旧中国工业落后,劳动力便宜,所以在建筑业中的物料提升大都是靠工人肩挑背扛,而卷扬机只有在一些大型建筑企业中才被使用,应用很少,而且所使用的卷扬机也均为国外生产,国内基本上没有生产卷扬机的厂家。我国卷扬机的生产是在20世纪50年代初,为满足恢复经济的需要和第一个五年计划建筑的需要,卷扬机的生产被提到了日程上。原沈阳国泰机器厂(阜新矿山机械厂前身)等成批仿制了两种卷扬机,一种为日本的JIS8001型动力卷扬机,它是一种原动机为电动机,传动型式是开式圆柱齿轮传动,双椎体摩擦离合器,操作为手板脚踩的快速卷扬机;另一种是按苏联图纸制造的1011型和1012型普通蜗杆传动、电控慢速卷扬机。由于当时生产力不高,卷扬机的需求量亦不多,故这段时间国内卷扬机的生产主要是仿制。随着生产的发展,到了60年代,卷扬机的生产和使用越来越多。为了协调生产,主要由阜新矿山机械厂、天津卷扬机厂等组成了卷扬机行业组织。先后试制了0.5T、1T、3T电动卷扬机,但由于对当时各厂家的生产能力估计不足,无法推广。从70年代起,我国建筑卷扬机的生产进入了技术提高、品种增多的新阶段。当时第一机械工业部发布了JB926-74建筑卷扬机型式与基本参数和JB1803-76建筑卷扬机技术条件两个部标准,并把卷扬机行业规划给常德建筑机械研究所领导。随着标准的颁布,使得各厂家相继生产了20T和32T卷扬机,满足了经济发展的需要。到了80年代,中国实行改革开发,使国民经济得到了大发展,基本建设任务增加,使得对卷扬机的需求大量增加,国家颁布了GB1955-80建筑卷扬机、JJ3-83建筑卷扬机设计规范。随着生产需要的变革,卷扬机的种类越来越多,逐渐开发了如高速卷扬机、变速卷扬机、自动限位卷扬机等新产品,以及谐波传动、摆线针轮传动、圆弧齿齿轮传动、圆弧齿圆柱蜗杆传动等具有新型传动型式的卷扬机。为使卷扬机的生产满足日益增加的需求和解决中小厂家设计力量薄弱的情况,1988年卷扬机行业组织了卷扬机系列设计组,对单筒快速建筑卷扬机起重质量从0.5T到2.5T的机型进行了系列设计。这次设计分为两种,一种为基本型(电控卷扬机),一种为溜放型(手控卷扬机)。到了90年代中旬由沈阳国泰矿山机械厂试制了10马力(7.5KW)的单筒卷扬机,这事我国生产的第一台建筑卷扬机,到目前我国的卷扬机生产厂家不下200家,从业人员达10万,年产卷扬机8万多台。发展到目前为止,卷扬机的产品已经从0.5-32T十个吨级的卷扬机。其中0.5-3T的卷扬机多用于建筑施工工地,5T以上的卷扬机用于水电堤坝,港口货场,林区拖曳及船舶打捞等工作。我国卷扬机按国家系列标准生产。生产量较多的是较小吨位的卷扬机,建筑卷扬机一般对吨位要求为0.5-5吨的范围内,起重一顿的建筑卷扬机产量最多,约占整个建筑卷扬机产量的三分之一。国外建筑卷扬机概况国外建筑卷扬机的品种繁多,应用较为广泛。在西方技术先进的国家中,虽然工业水平先进,机械化程度不断提高,起重设备也在不断更新,但仍不能完全淘汰卷扬机这样的行之有效的简单机械设备。下面介绍几个国家卷扬机的发展历程。(一)美国美国生产建筑卷扬机的厂家有近百家,主要有贝波国际有限公司、哲恩有限公司等。贝波成立于1919年,主要产品有:气动链式卷扬机,防爆拖式启动卷扬机,驳船卷扬机,电动链式卷扬机,电动葫芦,电动卷扬机,手动卷扬机,液压卷扬机,水平卷扬机,手动链式卷扬机,棘轮牵引器,空中调运车等产品。哲恩有限公司是美国较大的生产起重设备的公司,主要产品有各种手动卷扬机,电动卷扬机,提升机械及起重机。手动卷扬机的主要品种有:直齿传动卷扬机、蜗杆传动卷扬机;电工卷扬机品种有:蜗杆传动系直齿齿轮传动系列、涡轮蜗杆传动组合系列、直接驱动系列、链式传动系列等等。(二)法国法国生产卷扬机的厂家很多,其中包腾公司就是生产卷扬机的主要厂家之一。包腾公司主要生产KUSW系列卷扬机、LMD系列卷扬机、PC系列卷扬机和RCS系列卷扬机。KUSW型卷扬机轻巧紧凑,效率高,安全可靠,可遥控操作。这种卷扬机能够比较理想的与各种建筑机械配套。LMD型卷扬机可两档变速,采用液压控制。液压系统可同时控制两个机械制动器。LMD型卷扬机综合了电气技术和液压技术的优点,性能比较好。PC型卷扬机是三速电动卷扬机,远距离遥控操作,空载高速下降,提高了生产效率。电控齿轮换挡(采用了延时继电器),起吊位置精确,运动缓和,传动件在油池里工作,停车缓慢,避免磨损电磁刹车。RCS型卷扬机可五档变速,三个低速挡和两个高速挡。由两个独立的装有电磁刹车系统的提升电动机驱动卷扬机。电动机带动直齿减速器,用锥齿轮带动卷筒。(三)日本日本明治30年开始制造和使用卷扬机。据日本荷役机械研究所合计,1970-1975年间卷扬机的产量增加了62.5%。据日本通产省机械合计月报载,仅1977年单纯土建卷扬机的产量就达12万台,年产值100亿日元。日本卷扬机行业由机械技术部门、荷役机械技术委员会领导。主要生产厂家有北川铁工所、远藤钢机、南星、越野总业、益浦、松岗产业等80多家。主要产品有:动力卷扬机,电动卷扬机,大型电动卷扬机。1.动力卷扬机 分BF、MF、DF三种型式。功率为3.744KW,钢丝绳拉力从588044100N,有18个规格。BF型是V型带传动,MF型是单筒开始齿轮传动,DF型是双筒开式齿轮传动。其结构特点是全部为标准型,采用改进了的螺旋顶丝式离合器操纵,因而操作简便,以调整。鼓型离合器采用单椎体式,摩擦材料采用带型树脂。2.电动卷扬机 该厂生产的电动卷扬机为KW型,功率为3.711KW,拉力6000142100N,四种规格。其结构特点是:全封闭内齿轮传动;电动机在一端,减速器、制动器和操作部分在另一端,中间是卷筒,一字型布置;按钮操作,可远距离遥控;最大特点是卷筒可缠绕89层,容绳量大,适于高层建筑使用。3.大型电动卷扬机 主要用于提升大型重物或设备,可两档机械变速,设有电磁铁制动器、手制动器和棘轮停止器,以确保安全。其他国家,如俄罗斯、英国、挪威、瑞典、加拿大、德国等也都生产着不同用途的各种型号的卷扬机。国内外卷扬机的发展趋势(1)大型化 由于基础工业的发展,大型设备和建筑构件要求整体安装,促进了大型卷扬机的发展。(2)采用先进电子技术 为了实现卷扬机的自动控制和遥控,国外广泛采用了先进的电子技术。对大型卷扬机安装了电器连锁装置,以保证绝对安全可靠。(3)发展手提式卷扬机 为提高机械化水平,减轻工人劳动强度,国外大力发展小型手提式卷扬机,如以汽车蓄电池为动力的直流电动小型卷扬机,工作电压为12V,质量为7.7-15.4KG,拉力为3336-13344N。(4)无动力的卷扬机 欧美借助汽车动力的卷扬机,结构简单,有一个卷筒和一个变速箱即可。80年代以后,各种竞争机制的引入,科技是第一生产力的概念逐渐被人们所认识,所接受。是我国建筑卷扬机设计制造技术发展最快的时期。国家也制定了有关建筑卷扬机的配套标准、规范。新产品种数近十个,其中最具有代表性的产品有福建省建筑机械厂的行星传动卷扬机、昆明建筑机械厂的少齿差传动卷扬机、长沙建筑机械研究所与福州市建筑机械厂联合开发的仿日本SEIBU公司采用立式齿轮传动的电控卷扬机广州市一建公司机械厂的高速卷扬机适应高层建筑的多功能需要,而江苏海门第三机械厂引进专利技术开发的系列多排顶杆蠕动传动的卷扬机分为三大系列:即电控、手控和微机程控三大类,其练台性能优于代表国际先进承平的SEIBU一字型卷扬机,使我国的建筑卷扬机技术跨人世界先进行列。1991年10月通过的省科委组织的专家鉴定意见:该产品整机组合合理、结构紧凑、重量轻、过载能力强、工作安全可靠,与同类产品相比,居国内先进水平,其中传动方式部分的设计构思独特、新颖,受力均匀、合理,属国内外首创。五、本课题解决思路或实验方法1、充分网上资源,收集和本设计有关的资料,并做好分类和统计,以方便做设计时使用。2、提出自己的见解和问题,自己解决不了的问题,多请教指导老师,听从老师的建议和安排。4、使用CAD、SolidWorks等绘图软件画出相关零件图和装配图。5、根据装配图完成主要零件工程图的设计。根据以上思路,综合实际情况,逐步完成本课题的设计任务。六、工作计划或时间安排起止日期毕业设计(论文)工作进度(主要内容、完成要求)12.112.10进入学校毕业设计系统自主选择相关课题。12.112.28查阅相关资料、咨询老师完成开题报告。3.13.12查阅资料、请教老师完成外文翻译。3.134.8主要传动部件的设计计算,初步完成装配图以及零件图4.94.30完成装配图、零件图的设计,整理论文资料,编写说明说。5.15.15提交相应论文资料,做好充分准备,等待答辩。指导教师意见指导教师(签字):年 月 日系意见系主任(签字): 年 月 日学院意见 教学院长(签字、公章): 年 月 日注:开题报告作为毕业设计(论文)答辩委员会对学生答辩资格审查的依据材料之一,此报告应在导师指导下,由学生填写,经指导教师签署意见及所在学院审核后生效。8毕业设计(论文)题目 1T新型卷扬机设计 学生姓名 学 号 指导教师 系 主 任 二级学院院长 33摘 要 对1T新型卷扬机设计国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。在设计过程当中,对内啮合传动产生的各种干涉进行了详细验算;从如何提高转臂轴承的寿命为出发点,来计算选择减速器齿轮的模数,进行一齿差内齿轮副的设计计算,最终合理设计减速器的整体结构。 关键词:1T新型卷扬机;行星齿轮减速器;内齿轮副 Abstract On one tooth difference planetary gear reducer for the domestic and foreign development status, advantages and disadvantages, the structure and transmission principle of a paper. In the design process, a variety of internal meshing interference checking in detail; how to improve the turning arm bearing life as the starting point, to calculate the modulus gear selection, design calculation of one tooth difference internal gear, the rational design of overall structure of the reducer.Key words:one tooth difference planetary gear; planetary gear reducer; internal gear pair目 录摘 要IIAbstractIII第1章 绪论11.1 概述11.2 1T新型卷扬机的结构型式11.2.1 N型1T新型卷扬机11.2.2 NN型1T新型卷扬机2第2章 1T新型卷扬机设计总体参数的设计42.1 课题参数拟定42.2 确定电动机的型号4第3章 1T新型卷扬机的内齿和外齿轮参数的确定63.1一齿差传动原理63.2 齿轮齿差的确定63.3 选定齿轮的精度等级和材料7第4章 轴的设计114.1 轴的材料选择114.2 轴的机构设计114.2.1 输入偏心轴的结构设计124.2.2 输出轴的机构设计134.3 强度计算134.3.1 输入轴上受力分析134.3.2 输入轴支反力分析144.3.3 轴的强度校核15第5章 浮动盘式输出机构设计及强度计算175.1 机构形式175.2几何尺寸的确定175.3 销轴与浮动盘平面的接触应力175.4 啮合效率175.4.1 一对内啮合齿轮的效率175.4.2 行星结构的啮合效率185.5 输出机构的效率185.5.1 用浮动盘输出机构185.5.2 行星机构185.3 转臂轴承效率185.4 总效率19第6章 部分零件的校核206.1 一齿差行星齿轮传动受力分析206.1.1 齿轮受力206.1.2 输出机构受力216.1.3 转臂轴承受力216.2 销轴的强度校核计算226.3 输入轴的强度校核226.4 键的校核计算246.4.1 联轴器处键的校核256.4.2 偏心套处键的校核256.4.3 支座处键的校核256.5 轴承的校核计算25总结31致 谢32参考文献33第1章 绪论1.1 概述随着现代工业的高速发展,机械化和自动化水平的不断提高,各工业部门需要大量的减速器,并要求减速器体积小,重量轻,传动比范围大,效率高,承载能力大,运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多,但普通的圆柱齿轮减速器的体积大,结构笨重;普通的蜗轮减速器在大的传动比时,效率较低;摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求,但成本较高,需要专用设备制造;而渐开线1T新型卷扬机不但基本上能满足以上提出的要求,并可用通用刀具在插齿机上加工,因而成本较低。能适应特种条件下的工作,在国防,冶金,矿山,化工,纺织,食品,轻工,仪表制造,起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。1.2 1T新型卷扬机的结构型式1T新型卷扬机设计常用的结构型式有N型和NN型两种。 1.2.1 N型1T新型卷扬机N型1T新型卷扬机按其输出机构的型式不同可分为十字滑块式、浮动式和孔销式三种。现以孔销式为例来简述其组成和原理。 图1-1图1-2图1-1是典型的孔销式N型减速器。它主要由偏心轴1,行星齿轮2,内齿轮3,销套4,销轴5,转臂轴承6,输出轴7和壳体等组成。 图1-2为其传动原理简图,传动原理简述如下:当电动机带动偏心轴1转动时,由于内齿轮3与机壳固定不动,迫使行星齿轮2绕内齿轮3作行星运动(既公转又自转)。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少,所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构V将行星轮的自转运动按传动比而传递给输出轴7,从而达到减速的目的。 图1-2的V结构为减速器的输出结构,其特点是从结构上保证行星齿轮上的销孔直径比销轴套的外径大两倍偏心距。在运动过程中,销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触,从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴,以实现与输入轴方向相反的减速运动。1.2.2 NN型1T新型卷扬机NN型1T新型卷扬机按其输出构件的不同,又可分为外齿轮输出和内轮输出二种型式。以下以内齿轮输出为例来简述其组成和原理。 图1-3 图1-4 如图1-3所示,它主要由以下四个部分组成;1.转臂 输入轴1上做一个偏心轴颈,以构成转臂。为了达到平衡,在偏心轴颈的两侧装有平衡块2。2.行星轮 行星齿轮4和7相联结在一起,安装在偏心轴颈上;为了减少摩擦,在行星齿轮与偏心轴颈间装有两个转臂轴承3。3.固定的内齿轮 内齿轮5与机座6联接在一起,固定不动。4.内齿轮输出 内齿轮8与输出轴制成一整体,把运动输出。传动原理简图如图1-4所示,原理简述如下:当电动机带动偏心轴1转动时,由于内齿轮5与机壳6固定不动,迫使行星齿轮4绕内齿轮5做行星运动(既公转又自转)。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少,所以行星齿轮绕偏心轴1中心所作的运动为反向低速运动。行星轮7与输出轴上的内齿轮8作行星运动,把运动传出去,达到减速的目的。第2章 1T新型卷扬机设计总体参数的设计2.1 课题参数拟定设计渐开线1T新型卷扬机卷筒,减速器由电机直接驱动,输出机构为销轴式,内齿轮连同卷筒输出。要求尺寸小。已知设计参数:1、额定起重量:1t, 2、卷扬速度:20m/min, 3、电动机功率:7.5Kw, 4、电动机转速:1450转/分, 5、传动比:62。2.2 确定电动机的型号选上述不同转速的电动机进行比较,查机械基础P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比,列于下表:方案电机型号额定功率kW电机转速r/min电机质量kg参考价格(元)同步转速满载转速1Y132M-47.515001440387602Y160M -67.510009706310223Y160L-87.575072079800表二为降低电动机重量和价格,由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机,型号为Y132M-4。查机械基础P500附录51,得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm),见以下两表:电动机的技术数据电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)Y132M-47.5150014402.22.2第3章 1T新型卷扬机的内齿和外齿轮参数的确定3.1一齿差传动原理图3-1所示是采用销轴式输出机构的1T新型卷扬机简图,它主要由偏心轴、行星轮(两个)、内齿轮、销套(未画出)、销轴、转臂轴承(未画出)等组成。属于K-H-V型行星传动的一种类型。图3-1图3-1是典型的减速器。它主要由偏心轴,行星齿轮,内齿轮,销套,销轴,转臂轴承,输出轴和壳体等组成。图1-2为其传动原理简图,传动原理简述如下:当电动机带动偏心轴1转动时,由于内齿轮与机壳固定不动,迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动(既公转又自转)。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少,所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构V将行星轮的自转运动按传动比而传递给输出轴,从而达到减速的目的。3.2 齿轮齿差的确定一齿差传动一般齿差数为14,由于传动比i62,可取齿差数1。当内齿轮2固定,转臂H主动,构件V从动时,可由上式得传动比公式为:上式中的“”号表示从动件V与主动件H转向相反。当构件V固定,转臂H主动,内齿轮从动(即相当于卷筒转动的情况),可得出传动比公式为:上式中的“+”号,表示从动件2与主动件H的转向相同。已知齿数差1,i62,可得:16262 , 62-161。3.3 选定齿轮的精度等级和材料一般选用7级精度。内齿轮采用40Cr,其热处理要求:调质后表面淬火,调质硬度为250-280HB,齿面接触疲劳极限应力,齿轮齿根弯曲疲极限应力;外齿轮(行星轮)用20CrMnTi,渗碳淬火,低温回火,表面硬度,心部HR为302-388,齿面接触疲劳极限应力,齿轮齿根弯曲疲极限应力。(2)按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动,齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定,其设计公式为: 确定载荷系数K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮,圆周速度也不大,精度也不高,而且齿轮相对轴承是对称布置,根据电动机和载荷的性质查机械设计学基础P147表58,得K的范围为1.41.6, 取K1.5。接触疲劳许用应力 )接触疲劳极限应力由机械设计学基础P150图530中的MQ取值线,根据两齿轮的齿面硬度,查得45钢的调质处理后的极限应力为=600MPa , =560MPa )接触疲劳寿命系数ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按300天,每天工作28小时,故 th=(3001028)=48000h N1=60466.798148000=1.344109 查机械设计学基础P151图531,且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=1.02 ZN2=1.15) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin查机械设计学基础P151表510,得SHmin1 )计算接触疲劳许用应力。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 )齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置,且为软齿面传动,查机械基础P326表1412,得到齿宽系数的范围为0.81.1。取。 )计算小齿轮直径d1 由于,故应将代入齿面接触疲劳设计公式,得 圆周速度v查机械设计学基础P145表57,v1和N2=,查机械设计学基础P156图534得, YN1=1,YN2=1 )弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin 本传动要求一般的可靠性,查机械设计学基础P151表510,取SFmin1.2。)弯曲疲劳许用应力 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 )齿根弯曲疲劳强度校核 因此,齿轮齿根的抗弯强度是安全的。第4章 轴的设计4.1 轴的材料选择 轴的毛坯多用轧制的圆钢或锻钢。锻钢内部组织均匀,强度较好,因此,重要的大尺寸的轴,常用锻造毛坯。轴的常用材料机械性能见机械设计表11.1。本减速器的偏心轴材料选45钢调质,齿轮输出轴跟输出内齿轮的材料相同为40Cr调质。4.2 轴的机构设计 轴的结构和形状取决于下面几个因素:1.轴的毛坯种类;2.轴上作用力的大小及其分布情况;3.轴上零件的位置、配合性质及其联接固定的方法;4.轴承的类型、尺寸和位置;5.轴的加工方法、装配方法以及其他特殊要求。可见影响轴的结构与尺寸的因素很多,设计轴时必须针对不同的情况进行具体的分析。但是,不论何种具体条件,轴的结构都应满足:轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置;轴上的零件应便于装拆和调整;轴应具有良好的制造工艺性等。总结一条原则是:便于装拆,定位准确,固定可靠,便于制造,受力合理。 对轴的结构进行设计主要是确定轴的结构形状和尺寸。一般在进行结构设计时的已知条件有:机器的装配简图,轴的转速,传递的功率,轴上零件的主要参数和尺寸等。 以下为该传动的偏心轴的机构确定过程:4.2.1 输入偏心轴的结构设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度 1. 1到2段利用连轴器接电机,根据GB/T5O14-2003选择连轴器,其长度为50mm。 2.2到3段,由选择的深沟球轴承6007,其内径d=35mm,轴承宽度B=36mm,同时考虑到一个箱盖的厚度问题,故这段取也取为43mm,同时在这段末尾开一个退刀槽方面定位和加工。3. 3到4这段主要式考虑到齿轮与箱体壁之间的间隙,同时开一退刀槽方便固定用,根据选用的深沟球轴承6308,其内径d=40mm,轴承宽度B=23mm,所以取这段为33mm,同时为方便定位和加工开一退到槽。4.4到5这段主要用于支撑滚子用,取为20mm。5到6这段设计和3到4一样,取其长度为33mm。5. 6到7之间考虑到安装设计一个台阶,每个宽为3mm,第7到8段根据选用的深沟球轴承NJ204E,其内径d=20mm,轴承宽度B=14mm,故取该段为12mm。同时为方便定位和加工开一退刀槽。以上所开的退刀槽的宽度都取为2mm。6. 参考机械设计,取该轴的倒角为,所有倒圆为r1。输入偏心轴上零件的轴向定位:连轴器与该轴的轴向定位采用平键连接,由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编写的机械设计第八版中表6-1查得该平键为149404.2.2 输出轴的机构设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度:输入偏心轴上零件的轴向定位:参考机械设计,取该轴的倒角为,所有倒圆为r1。 连轴器与轴的轴向定位采用平键连接,由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编的机械设计第八版表6-1查得该平键为14960。4.3 强度计算轴的材料为45钢,经调质处理,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.1-1查得材料力学性能s数据为:4.3.1 输入轴上受力分析轴传递的转矩为 齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向上4.3.2 输入轴支反力分析1 在水平平面的支反力,由,得为负值说明方向与假设方向相反。由,得2 在垂直平面内的支反力,由图可得3 做弯矩和转矩图1)齿轮的作用力在水平平面的弯矩图齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图由于齿轮作用力在D截面做出的最大合成弯矩2) 做转矩图4.3.3 轴的强度校核1)确定危险截面 根据轴的结构尺寸及弯矩图,转矩图,截面B处弯矩较大,且有轴承配合引起的引力集中;截面D处弯矩最大,且有齿轮配合引起的应力集中,故属于危险截面。现对D截面进行强度校核。2)安全系数校核计算 由于该减速器机轴转动,弯矩引起对称循环的应力,弯矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力幅为:式中 W抗断面系数,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-15查得由于式对称循环弯曲应力,故平均应力根据机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(19.3-2)式中45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.1-1查得=270MPa; 正应力有效应力集中系数,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-6,并根据配合查得 =2.62; 表面质量系数,轴经车削加工,按机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19-3-8查得=0.92; 尺寸系数,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-11查得=0.81.切应力幅为:式中 W抗断面系数,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-15查得由于式对称循环弯曲应力,故平均应力式中 45钢扭转疲劳极限,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.1-1查得=155MPa; 切应力有效应力集中系数,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-6,并根据配合查得 =1.89; ,同正应力情况; 平均应力折算系数,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-13查得=0.21.轴D截面的安全系数由式(19.3-1)确定由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-5可知,S=1.31.4,故SS,该轴D截面是安全的。同理可验证输出轴也符合强度要求。第5章 浮动盘式输出机构设计及强度计算5.1 机构形式 浮动盘滚动轴式和浮动盘滚套式,机械工业出版社出版的第2版齿轮试论手册上册图7.7-26即为浮动盘滚动轴式,图7.7-27即为浮动盘滚套式,前者用于小功率减速器,结构简单,外形尺寸小;后者用于中小功率,这种结构形式可降低盘体重量图7.7-28用于较大功率减速器,是一种装配式结构,变于加工,降低盘体重量。次处设计的少齿差行星齿轮减速器属于小功率,故选浮动盘滚动轴式。5.2几何尺寸的确定 因前面所设计的式双偏心传动,故两行星轮中间的浮动盘尺寸为: mm式中 销轴中心分布圆直径(mm); 滚子外径(mm); 偏心距(即齿轮副的中心距)(mm)。5.3 销轴与浮动盘平面的接触应力 5.4 啮合效率5.4.1 一对内啮合齿轮的效率 由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.279)得 所以 又由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.280)得 所以 按内齿轮插齿,外齿轮磨齿时齿廓摩擦系数,取,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.278)得 5.4.2 行星结构的啮合效率因为,由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.276)得5.5 输出机构的效率5.5.1 用浮动盘输出机构由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.284)得 取摩擦系数=0.002,中心距=2.137mm。销轴中心半径=147、2mm=73.5mm。则 5.5.2 行星机构由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.281)得 5.3 转臂轴承效率 由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.286)得 滚动轴承摩擦系数=0.002,为轴承内径,33112轴承=60,模数m=3,=1,则 5.4 总效率由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式(17.275)得 第6章 部分零件的校核一齿差行星齿轮传动主要受力构件有内齿轮、行星轮、输出机构和转臂轴承等。行星轮承受内齿轮、输出机构和转臂轴承的作用力(不计摩擦力),其反作用力是行星轮对对上述构件的作用力。参看图9,当行星轮逆时针以转速回转时,它作用给内齿轮的总发向力为F,而作用给输出机构的合力为:图9 行星轮受力分析图 图10 行星轮受力简图6.1 一齿差行星齿轮传动受力分析6.1.1 齿轮受力 输出机构固定,内齿轮输出:齿轮分度圆受力表6 轮齿受力计算公式 项目代号计算公式齿轮N型传动,输出结构固定,内齿轮输出圆周力分度圆上节圆上径向力法相力 F 输出转矩(1.4134N) ,分别是行星轮和内齿轮的齿数(70,72) 行星轮分度圆直径(280) 实际啮合角(39.9) 初选啮合角(40)将上述数值代入表格中的式中得出: =5889.17N,=5897.78N,=4931.31N,F=7687.76N。6.1.2 输出机构受力行星轮多销轴的作用力随着销轴的位置不同而变化,当/2时,Q为最大即为。行星轮对销轴的最大作用力为: 销孔分布圆半径(103.2) 销轴数目(10)代入数据得出:3195.67N6.1.3 转臂轴承受力 一齿差内啮合的转臂轴承装入行星轮与转臂之间。在行星轮上还要考虑输出机构的安排,所以转臂轴承的尺寸受到一定的限制。实践证明,转臂轴承的寿命往往是影响这种传动承载能力的关键。上图10为行星轮受力简图。图示,只有左边的销轴与行星轮轴肩有作用力。根据分析,左边各销轴对于行星轮作用力之和的最大值为:=N图10中F可分解为和(行星轮基圆半径131.56)Ntan=4134.8N由力多边形可知,转臂轴承作用于行星轮的力为: 代入数值得出:15577.46N6.2 销轴的强度校核计算 由于行星轮与内齿轮齿廓曲率半径很接近,齿轮接触面积较大,接触应力小,因此常不计算齿面接触应力。而且在设计齿轮计算齿轮模数时就是应用弯曲应力计算的,固齿轮的齿面弯曲应力是满足的,在此不必在对齿轮进行校核。现对销轴进行校核。 悬臂式销轴的弯曲应力校核公式:式中:制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。1.351.5,精度低时取大值,反之取小值,在次取1.35 行星轮对销轴的作用力(上节算得3195.67N)销轴直径(28)许用弯曲应力(销轴的材料为20CrMnMo,根据销轴材料查取150200)L的值从下图11中取得,约为50,则:因此销轴的强度是足够的,其尺寸符合要求。6.3 输入轴的强度校核轴在载荷作用下,将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时,应根据轴的具体受载及应力情况采用相应的计算方法,并恰当的选取许用应力。在此,输入轴受到弯矩和扭矩,按弯扭合成强度条件进行计算,其核算公式为:式中: 轴的计算应力,MPa; 轴所受的弯矩,N; 轴所受的扭矩,N; 轴的抗弯截面系数,; 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。1)做出轴的计算简图(即力学模型)在计算轴所受载荷时,常将轴上的分布载荷简化为集中力,其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图12。2)做出弯矩图轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的,而偏心套所受的力又是行星轮传递的。行星轮所受的力在4.1.1已算出,圆周力为(节圆上)为=5897.78N,径向力为=4931.31N,即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力和垂直反力列出以下四个个方程:+=5897.78N50100+=4931.31N50100联立以上四个方程可得出:3931.85N,=1965.93N,=3287.54,=1643.77N。弯矩,。总弯矩为3)做出扭矩图传递扭矩T=。扭矩图如图4)校核轴的强度在轴上,偏心套联接处为危险截面(即截面B)如图所示。对轴的抗弯截面系数的计算公式查课本机械设计中表15-4得出。由附图可知d=45,b14,t=5.5,代入数据得出7611.3。在此处的扭转应力为静应力,故取,轴的计算应力:前已选定轴的材料为45钢,调质处理,查课本机械设计中表15-1得出。因此,故安全。图12 输入轴受力分析简图6.4 键的校核计算所用到的三个键都是平键。设计中所涉及的键均为静联结,但有冲击,故用以下公式校核:式中:T为传递转矩(N),k键与轮毂的接触高度(),h为键高();,b为键宽();d为轴径()。查得 ,则校核过程如下:6.4.1 联轴器处键的校核 此处键(C型)传递的转矩为联轴器的转矩,即T=,bhL=10853,l=L-b=43 ,d=35,故有: 故安全6.4.2 偏心套处键的校核 此处键(A型)传递的转矩为输入转矩,即T,bhL=14970,l=L-b=56 ,d=45,故有: 故安全6.4.3 支座处键的校核 此处键(A型)传递的转矩为输出转矩,即TF/21200000N,bhL=161060,l=L-b=44 ,d=53,且采用双键联接,故有: 故安全6.5 轴承的校核计算 根据传动的结构要求选用的轴承如下表7所示:滚动轴承的寿命校核计算公式:式中n 轴承转速,r/min; 轴承寿命指数,对球轴承3,对滚子轴承10/3; 寿命因数,按表7-2-8选取;速度因数,按表7-2-9选取;力矩载荷因数,力矩载荷较小时,较大时,;冲击载荷因数,按表7-2-10选取;温度系数,由于卷扬机长期在室外工作,工作温度小于120,故取。(查表7-2-11)(据机械设计手册第四版第二卷) 。表7 轴承代号及基本参数型号数目基本参数dDB基本额定动载荷/kNGB/T276-199462112551002143.2GB/T276-19946208240801829.5GB/T276-19946220110018034122GB286-813516280140331041)轴承6211(球轴承),与卷筒转速相同,n26.53r/min;查得4.58,=1.073,=1.5,=1.2,则:2)轴承6208(球轴承),与端盖联接的轴承的转速n为输入轴与卷筒的相对速度,故;且查得4.58,=0.324,=1.5,=1.2,则:而与销轴盘联接的轴承的转速与输入轴的转速相同,n960,则:3)轴承6220(球轴承),n26.53r/min;查得4.58,=1.073,=1.5,=1.2,4)轴承3516(滚子轴承),转速n为输入轴与行星轮的相对速度,故;且查得3.93,=0.363,=1.5,=1.2,则: 以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。(6)润滑与密封 齿轮的润滑采用浸油润滑,浸油深度为一个齿高,但不小于10mm。 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为1m/s 2m/s,所以选用轴承内充填油脂来润滑。 润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油,轴承选用钙基润滑脂。 密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖,在非轴伸端采用闷盖,在轴伸端采用透盖,两者均采用垫片加以密封;此外,对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。十、箱体尺寸及附件的设计采用HT250铸造而成,其主要结构和尺寸如下:中心距a=154.5mm,取整160mm 总长度L:总宽度B: 总高度H: 箱座壁厚:,未满足要求,直接取8 mm箱盖壁厚:,未满足要求,直接取8mm 箱座凸缘厚度b: =1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度b1: =1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2:=2.5*8=20 mm箱座肋厚m:=0.85*8=6.8 mm箱盖肋厚m1:=0.85*8=6.8mm扳手空间: C118mm,C216mm轴承座端面外径D2:高速轴上的轴承: 低速轴上的轴承: 轴承旁螺栓间距s:高速轴上的轴承: 低速轴上的轴承: 轴承旁凸台半径R1: 箱体外壁至轴承座端面距离: 地脚螺钉直径: 地脚螺钉数量n:因为a=160mm250mm,所以n=4 轴承旁螺栓直径: 凸缘联接螺栓直径: ,取10mm凸缘联接螺栓间距L:, 取L100mm轴承盖螺钉直径与数量n:高速轴上的轴承:d3=6, n4 低速轴上的轴承: d3=8,n4检查孔盖螺钉直径:,取d46mm检查孔盖螺钉数量n:因为a=160mm3050 ,取 40mm 箱体内壁至箱底距离: 20mm减速器中心高H: ,取H185mm。箱盖外壁圆弧直径R: 箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1: 箱体内壁轴向距离L2: 两侧轴承座孔外端面间距离L3: 2、附件的设计(1)检查孔和盖板查机械基础P440表204,取检查孔及其盖板的尺寸为:A115,160,210,260,360,460,取A115mmA195mm,A275mm,B170mm,B90mmd4为M6,数目n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615(2)通气器选用结构简单的通气螺塞,由机械基础P441表205,取检查孔及其盖板的尺寸为(单位:mm): dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547(3)油面指示器 由机械基础P482附录31,取油标的尺寸为:视孔 A形密封圈规格(4)放油螺塞螺塞的材料使用Q235,用带有细牙螺纹的螺塞拧紧,并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由机械基础P442表206,取放油螺塞的尺寸如下(单位:mm):dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226(5)定位销 定位销直径 ,两个,分别装在箱体的长对角线上。12+1224,取L25mm。(6)起盖螺钉起盖螺钉10mm,两个,长度L箱盖凸缘厚度b1=12mm,取L15mm ,端部制成小圆柱端,不带螺纹,用35钢制造,热处理。(7)起吊装置箱盖上方安装两个吊环螺钉,查机械基础P468附录13,取吊环螺钉尺寸如下(单位:mm):d(D)d1(max)D1(公称)d2(max)h1(max)hd4M89.12021.171836r1r(min)l(公称)a(max)b(max)D2(公称min)h2(公称min)41162.510132.5箱座凸缘的下方铸出吊钩,查机械基础P444表207得,B=C1+C2=18+16=34mmH=0.8B=34*0.8=27.2mmh=0.5H=13.6mmr2 =0.25B=6.8mmb=2 =2*8=16mm 总结1.1T新型卷扬机与普通相比具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动比范围大、效率高、 运转平稳、噪音小、承载能力大结构简单、加工方便、成本低、安装和使用较为方便、运转可靠、使用寿命长等优点。因此,对于研究和开发设计此类减速器有一定的价值。2.在设计一齿差减速器过程当中,因内齿轮和外齿轮的齿数差很少,内外齿轮应制成变位齿轮。在选择变位系数时候要充分考虑啮合传动当中的各种干涉问题。我们可以通过试凑法来选取变位系数,但此方法比较繁琐。也可以通过查表法来选择,这种方法简单,在具体的计算验证过程中发现通过查表所得数据,虽满足各种限制条件,却并非最优。所以如何设计出高效的一齿差减速器,还有待进一步研究。3.转臂轴承是1T新型卷扬机设计中的一个薄弱环节,增大齿轮的模数,可以使行星轮的直径增大,可选择较大尺寸的轴承;另外增加两轴承之间的安装距离,使转臂轴承上的载荷减小,因此能使转臂轴承的寿命提高。 致 谢我要感谢我的指导教师XX老师。老师虽身负教学、科研重任,仍抽出时间,不时召集我和同门以督责课业,从初稿到定稿,不厌其烦,一审再审,大到篇章布局的偏颇,小到语句格式的瑕疵,都一一予以指出。是他传授给我方方面面的知识,拓宽了我的知识面,培养了我的功底,对论文的完成不无裨益。我还要感谢学院所有教过我的老师,是你们让我成熟成长;感谢学院的各位工作人员,他细致的工作使我和同学们的学习和生活井然有序。谨向我的父母和家人表示诚挚的谢意。他们是我生命中永远的依靠和支持,他们无微不至的关怀,是我前进的动力;他们的殷殷希望,激发我不断前行。没有他们就没有我,我的点滴成就都来自他们。让我依依不舍的还有各位学友、同门和室友。在我需要帮助的时候他们伸出温暖的双手,鼎立襄助。能和他们相遇、相交、相知是人生的一大幸事。 参考文献1 冯桂安等.机械制造装备设计M. 北京:机械工业出版社,2 齿轮手册编委会.齿轮手册(上册)第2版.北京:机械工业出版社,2002.5.3 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会. 渐开线齿轮行星传动的设计与制造.北京:机械工业出版社,2002.5.4 陈坐模,葛文杰等. 机械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12.5 濮良贵,纪名刚. 机械设计第八版.北京:高等教育出版社,2008.4.6 卜炎. 螺纹连接连接设计与计算.北京:高等教育出版社,1993.7 张春林,曲继芳.机械创新设计M.北京:高等教育出版社,2008.4.8 成大先.机械设计手册,第五卷M. 北京:化学工业出版社,9 王昆等.机械设计课程设计M. 北京:高等教育出版社,10 王杰等.机械制造工程学M.北京:北京邮电大学出版社,11 良贵,纪名刚.机械设计M. 北京:机械工业出版社,12 阮忠唐主编. 连轴器,离合器的设计与选用指南M. 13 机械设计手册联合编写组.机械设计手册(上) 14 中国农业机械化科学研究院.实用机械设计手册M.
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