0.5t手拉葫芦设计.pdf
《0.5t手拉葫芦设计.pdf》由会员分享,可在线阅读,更多相关《0.5t手拉葫芦设计.pdf(45页珍藏版)》请在得力文库 - 分享文档赚钱的网站上搜索。
1、 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29 2 十、行星架的设计32 十一、起重链轮的校核33 十二、
2、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37 3 4 5 6 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 7 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
3、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
4、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 8 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=NQ (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=1 QP=NQ=15000=5000(N)选择链条应根据最大工作载荷及安全系数计算链条的
5、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 9 nd=5mm 直径公差nd-d 0.10 0.30 Q=5000(N)N=1 QP=5000N 优选节距 P(内长)15mm 优选外宽W(3.25nd)17 mm 最小破断力 minmF=31.6 KN 极限工 作 载 荷pF=80 KN 起重链 轮 的 设计:链轮上窝眼 Z 10 最少窝眼数不少于 4 取 Z=4;中心夹角的半角 000454
6、180180Z 链轮节圆直径 2202cos2sindtD 220245cos3.6245sin19D=39.6mm 链轮节距 mmDt2845sin6.39sin00 齿顶圆直径6.4256.06.396.00dDDcmm 窝眼槽底宽度 mmBB7.18171.11.11 窝眼槽顶宽度 mmBB4.20172.12.12 沟底圆直径 mmBDDg2.19172.16.3925.12.10 链轮外径 mmdDDW6.3456.393.110 齿顶圆直径6.4256.06.396.00dDDCmm 导向侧缘直径mmBDDW55172.16.342.1 窝眼槽底宽度mmBB7.18171.11.1
7、1 P=15mm W=17 mm minmF=31.6 pF=80 KN =45 Do=39.6mm tmm28 cD=42.6mm B1=18.7mm B2=20.4mm Dg=19.2mm Dw=19.2mm Dc=42.6mm D=55mm B1=18.7mm 窝眼槽 顶 宽 度mBB4.20172.12.12 11 齿根宽mmdtb452.2152.21 齿顶宽mmdtb5.255.2155.22 齿根半径mmdr5.255.05.01 沟底半径mmdr356.06.02 窝眼槽半径mmBr35.97.185.05.013 3r圆心位置 mmBdte6.3)171015(45.0)2(
8、45.0 窝眼槽底平面到中心距离 mmddtH57.1455.05.22tan55.22cot155.05.02tan2cot5.0 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,NDiDPFSzZlts300 式中 ZD起重链轮的节圆直径 mm Ds 手拉链轮的节圆直径 mm z传动系统的总效率(不包括机外游动链轮组)取z=0.84 i传动比 ltP绕上起重链轮处的最后一个链节上的拉 B2=18.7mm b1=4mm b2=4mm r1=2.5mm r2=3mm r3=9.35mm e=3.6mm H=14.57mm 力,其 12 值为 totolt
9、ltGGQP110 其中 Q额定起重量 Go吊钩组重量 lt起重链条自重 to链轮组中每个链轮的效率,to.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 totoltltGGQP110=5000N 则行星传动机构的传动比i传动比 i613.684.0330050003XSltFP (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
10、=5000N i=6.613 13 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pi按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,np pi带入公式求得行星轮和内齿圈的齿数。内齿圈齿数13.5610613.5113ZiZp 取3Z 行星轮齿数2321056132pnZZZ 显然,由上式所求得的3Z适用于非变位的或高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3Z应按照如下公式计算,即 2132
11、2ZZZZ 当46105613ZZ为偶数,可取齿数修正量为 Z1=10 3Z 14 2Z-,此时,通过角变位后,既不增大该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 2212105622132ZZZZ 验算其实际传动比6.610561113213ZZi 其传动比误差为%400196.0613.66.6613.6213ppiiii 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213i.。最后确定该行星传动的各轮的齿数为,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
12、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(MpaMpaFH378,700limlim),45号 钢 正 火(MpaMpaFH294,550limlim)内齿轮的加工精度也为 8 级。Z2=22 HBS1=260HBS 2 MpaMpaFH378700limlim MpaMpaFH294550limlim 15 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 3211)1(HPauKTuJa 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d
13、.(表 14-3)。取1HmiS,则HPpa。中心轮传递的扭矩(表-)mNiDPTZlt97.146.626.3950002 将以上数据带入 a 的计算公式中 mmuKTuJaHPa43.497002.25.097.142.1)12.2(480)1(323211 计算模数 m mmzzam08.32210243.49221 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 mmzzma48)2210(321)(212112 mmzzma51)2256(321)(212323 K=1.2 d.1HmiS HPpa T=14.97N.m A=49.43
14、mm m=3mm mma4812mma5123 16 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a相等,则必须对该 2K-H 型行星传动进行角变位。根据各标准中心距的关系 a23a12 现选取其啮合中心距a=23a=51mm 作为各齿轮幅的公用中心距值。已知z1+z2=32,z3-z2=56-22=34,m=3mm,a=51mm 及压力角 20.按公式(行星齿轮传动设计课本公式 4-19)公式(4-22)计算该 2K-H 型行星传动角度
15、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134851121maay 啮合角 0/12124927)cosarccos(aa 变位系数和199.1)204927(20tan232)int(tan2000invinvinvZx 齿顶高变动系数2.01199.1yxy a=51mm 20 11y 0/12124927 199.1x 2.0y 17 重合度)tan(tan)tan(tan212211aazz 2-3 齿轮副采用高变位,其啮合参数如下 中心距变动系数035151121maay 啮合角0/232
16、0 变位系数和320 xxx 齿顶高变动系数0y 重合度)tan(tan)tan(tan212211aazz 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=10Zmin=17,Z1+Z2=10+22=3234=2Zmin 和中心距 a12=4834=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复啮合齿轮副,故其变位方式应采用高度变位,即03223xxx,则可得内齿轮的变位系数为7875.023 xx(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
17、变位系数 x1=0.4125 x2=0.7875 分度圆直径 mmmzd3010311 mmmzd6622322 基圆直径mmddb1970.28cos11 mmddb0197.62cos22 x 7875.01x 7875.02x 7875.03x x1=0.4125 x2=0.7875 mmd301mmd302mmdb301mmdb302 19 节圆直径mmzzzad875.3122101051222111 mmzzzad125.7022101051222122 齿顶圆直径mmyxhmddaa275.372.04125.016302111 mmyxhmddaa525.752.07875.0
18、16662222 齿根圆直径mmxchmddaf975.244125.025.016302111 mmxchmddaf225.634125.025.016662222(2)2-3 齿轮副 变位系数 x2=0.7875 x3=0.7875 分度圆直径 mmmzd16856333 mmmzd6622322 基圆直径mmddb8683.157cos33 mmddb0197.62cos22 节圆直径mmd1683 mmd662 齿顶圆直径mmexhmddaa525.752222 mmxhmddaa725.1667875.0161682233 齿根圆直径 mmd875.311mmd125.701 mmd
19、a275.371mmda525.752 mmdf975.241 mmdf975.242 x2=0.7875 x3=0.7875 mmd1683mmd662mmdb1583mmdb622mmd1683 mmd662 mmda525.752mmda7.1663 20 mmxchmddaf225.634125.025.016662222 用插齿刀加工mmadadf59.17920023 关于用插齿刀加工内齿轮,其齿根圆3fd的计算:已知模数 m=3mm,插齿刀齿数,齿顶高系数25.10ah,变位系数 x0=0,(中等磨损程度),试求被插制内齿轮的齿根圆直径3fd。齿根圆直径3fd按下式子计算,即 0
20、2320adadf 式中0da插齿刀的齿顶圆直径;02a插齿刀与被加工内齿轮的中心距;mmxhmmzdaa5.82025.13225320000 现对内啮合齿轮副-计算如下:(,)033396.0202556tan)07875.0(2tan)(20030303invinvzzxxinv 查表(行星传动设计)得0035025inv。68241.0)1coscos(220302ozzy mmdf225.632mmdf59.1793 m=3mm 25.10ah x0=0 mmdao59.179 0035025inv mmyo6824.02 21 加工中心距为54723.48)68241.022556
21、(3)2(020302yzzma mmadadf59.17954723.4825.8220023(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 npadacsin213 将已知的acd,13a,np 值代入上式则得 1022180sin512689.54 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 mmaa512312 满足同心条件(3)安装条件 所以满足安装条件整数)(332561031npzz(8)传动效率的计算 对于 2K-H(A)型行星齿轮传动 54723.4802a mmdf59.1793 邻接条件
22、满足 满足同心条件 满足安装条件 22 613.6xaxi P=6.5105613zz 6.513zzixab其传动效率为 xbaxpp11 _x转化机构损失系数 xnxmxx1 啮合损失系数_xm 轴承损失系数_xn 对于 2 Z-X(A)型xmbxmaxm abbaxzzi1,baabxzzi1,abxabzzi 啮合效率计算公式 xbaxbxabaxi11 xabxaxbabxi11 xxbaxab1 查表 17.1-6(机械设计师手册)的啮合损失与行星轮中心轮caxma_ 的啮合损失与cbxmb acmxmazzf113.2取轮齿啮合摩擦系数1.0mf=2.3)101221(1.0=0
23、.033454 613.6xaxi P=5.6 1.0mf xma=0.0334 23)11(3.2bcmxmbzzf =2.3)561221(1.0 =0.6347 即039801.0 xxmaxmmb xmbaxpp11 =1-9662.0039801.06.516.5 考虑到轴承摩擦损失,取98.0n则 9469.098.09662.0)(2baxAxz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
24、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 xmb=0.6347 xmbaxpp11=0.96 9469.0bax 24 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
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 0.5 葫芦 设计
限制150内