側(cè)裝式少齒差傳動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)的設(shè)計(jì)【含4張CAD圖紙】
側(cè)裝式少齒差傳動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)的設(shè)計(jì)【含4張CAD圖紙】,含4張CAD圖紙,側(cè)裝式少齒差,傳動(dòng),卷?yè)P(yáng)機(jī),設(shè)計(jì),CAD,圖紙
緒論
前言
卷?yè)P(yáng)機(jī)又稱絞車(chē),是由動(dòng)力驅(qū)動(dòng)的卷筒通過(guò)撓性件(鋼絲繩、鏈條)起升、運(yùn)移重物的起重裝置。它結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,使用方便,廣泛應(yīng)用于建筑、安裝、運(yùn)輸?shù)炔块T(mén)的拽引和起重作業(yè)。揚(yáng)機(jī)按驅(qū)動(dòng)方式可分為人力驅(qū)動(dòng)和動(dòng)力驅(qū)動(dòng)兩大類。人力驅(qū)動(dòng)型有:絞盤(pán)、手搖卷?yè)P(yáng)機(jī)等。用在缺乏電源或使用電源不便的地方。動(dòng)力驅(qū)動(dòng)型主要是電力驅(qū)動(dòng)。 卷?yè)P(yáng)機(jī)按拽引速度可分快速和慢速兩種??焖倬?yè)P(yáng)機(jī)一般拽引速度為30-50m/min,多用于建筑工地。慢速卷?yè)P(yáng)機(jī)拽引速度為7-15m/min,主要用于設(shè)備安裝作業(yè) 。
此次設(shè)計(jì)的是側(cè)裝式少齒差傳動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī),它是以少齒差行星齒輪傳動(dòng)為傳輸系統(tǒng)。少齒差行星傳動(dòng)是漸開(kāi)線少齒差行星傳動(dòng)的簡(jiǎn)稱,它采用的是漸開(kāi)線齒形。擺線針輪減速器和諧波減速器也屬于少齒差行星傳動(dòng)原理,但擺線針輪減速器用的是擺線齒形,諧波減速器用的是三角形齒形(也有用漸開(kāi)線齒形代) 。另外像ZX 型混凝土振動(dòng)器用的是摩擦輪,但其增速原理也是少齒差行星傳動(dòng)。由于它們都有專門(mén)名稱,所以一般所講的少齒差行星傳動(dòng)是專指漸開(kāi)線少齒差行星傳動(dòng)而言的。隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展,機(jī)械化和自動(dòng)化水平的不斷提高,各工業(yè)部門(mén)需要大量減速器,并要求減速器的體積小、重量輕、傳動(dòng)比大、效率高、承載能力大、運(yùn)轉(zhuǎn)可靠以及壽命長(zhǎng)等。減速器的種類雖然很多,但普通的圓柱齒輪減速器的體積大、結(jié)構(gòu)笨重;普通的蝸輪減速器在大傳動(dòng)比時(shí),效率較低;擺線針輪減速器雖能滿足以上提出的要求,但其成本高,需要專用設(shè)備制造。而利用少齒差行星傳動(dòng)可降低成本。
少齒差行星齒輪傳動(dòng)具有以下優(yōu)點(diǎn):(1)加工方便、制造成本較低。漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)的特點(diǎn)是用普通的漸開(kāi)線齒輪刀具和齒輪機(jī)床就可以加工齒輪,不需要特殊的刀具與專用設(shè)備,材料也可采用普通齒輪材料。(2)傳動(dòng)比范圍大,單級(jí)傳動(dòng)比為10~1000 以上。(3)結(jié)構(gòu)形式多,應(yīng)用范圍廣。由于其輸入軸與輸出軸可在同一軸線上,也可以不在同一軸線上,所以能適應(yīng)各種機(jī)械的需要。(4)結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕。由于采用內(nèi)嚙合行星傳動(dòng),所以結(jié)構(gòu)緊湊;當(dāng)傳動(dòng)比相等時(shí),與同功率的普通圓柱齒輪減速器相比,體積和重量均可減少1/3~2/3。(5)效率高。當(dāng)傳動(dòng)比為10~200 時(shí),效率為80%~94%。效率隨著傳動(dòng)比的增加而降低。(6)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大。由于是內(nèi)嚙合傳動(dòng),兩嚙合輪齒一為凹齒、一為凸齒, 兩者的曲率中心在同一方向, 曲率半徑又接近相等,因此接觸面積大,使輪齒的接觸強(qiáng)度大為提高;又因采用短齒制,輪齒的彎曲強(qiáng)度也提高了。此外,少齒差傳動(dòng)時(shí),不是一對(duì)輪齒嚙合,而是3~9 對(duì)輪齒同時(shí)接觸受力,所以運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小,并且在相同的模數(shù)情況下,其傳遞力矩比普通圓柱齒輪減速器大?;谝陨咸攸c(diǎn),小到機(jī)器人的關(guān)節(jié)、大到冶金礦山機(jī)械, 以及從要求不高的農(nóng)用、食品機(jī)械, 到要求較高的印刷和國(guó)防工業(yè)都有應(yīng)用實(shí)例。
缺點(diǎn)是:(1)漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)也有一些缺點(diǎn),主要是它的設(shè)計(jì)計(jì)算比較復(fù)雜.由于嚙合齒輪的齒數(shù)差較少,采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)會(huì)出現(xiàn)許多干涉現(xiàn)象.為了避免各種干涉,需要采用變位齒輪.選擇適當(dāng)?shù)淖兾幌禂?shù)就成為少齒差傳動(dòng)的關(guān)鍵問(wèn)題.隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的問(wèn)題,這一問(wèn)題以逐步得到解決。(2)行星齒輪軸承的徑向載荷較大。(3)軸孔的位置精度要求較高,軸銷安裝也有一定困難。一般只有生產(chǎn)少齒差減速器的專業(yè)工廠能加工好,非專業(yè)的一般機(jī)械廠往往很難加工合格,在一定程度上限制了少齒差傳動(dòng)的推廣。
利用少差齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的優(yōu)越性可以改進(jìn)和提高機(jī)械設(shè)備的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)技術(shù)性能,將漸開(kāi)線少齒差行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)用于建筑起重卷?yè)P(yáng)機(jī)的動(dòng)力傳輸系統(tǒng),是使傳統(tǒng)卷?yè)P(yáng)機(jī)減小體積,優(yōu)化結(jié)構(gòu),降低成本,提高性能的有效途徑,具有廣泛的前景。
目 錄
中文摘要 VI
外文摘要 VII
前言 VIII
1 緒論 1
1.1 卷?yè)P(yáng)機(jī)國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)與研究的主攻方向 1
1.2 少齒差行星齒輪傳動(dòng)計(jì)算現(xiàn)狀及發(fā)展 4
1.3 設(shè)計(jì)思路及方案論證 5
2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)的確定 6
2.1 卷?yè)P(yáng)機(jī)工作級(jí)別的確定 7
2.2 鋼絲繩直徑的選取 7
2.3 卷筒計(jì)算直徑的確定 8
2.4 電機(jī)的選擇與傳動(dòng)比的計(jì)算 8
3 漸開(kāi)線少齒差減速裝置的設(shè)計(jì) 9
3.1 少齒差傳動(dòng)原理 9
3.2 齒輪齒數(shù)的確定 10
3.3 齒輪模數(shù)的確定 10
3.4 齒輪基本參數(shù)的確定 13
3.5 傳動(dòng)內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計(jì) 16
3.6 軸的設(shè)計(jì) 18
4 部分零件的校核 23
4.1 少齒差行星傳動(dòng)受力分析 24
4.2 銷軸的強(qiáng)度校核 26
4.3 輸出軸的強(qiáng)度校核 27
4.4 鍵的校核 29
4.5 軸承的校核 30
5 卷筒主要尺寸的確定 32
5.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定 32
5.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定 32
6 結(jié)束語(yǔ) 34
參考文獻(xiàn) 35
致謝 36
附錄 37
側(cè)裝少齒差傳動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)
1 緒論
1.1 卷?yè)P(yáng)機(jī)國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)與研究的主攻方向
1.1.1 國(guó)內(nèi)卷?yè)P(yáng)機(jī)概況
從70年代起,我國(guó)建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)的生產(chǎn)進(jìn)入了技術(shù)提高、品種增多的新階段。在各廠自行設(shè)計(jì)和生產(chǎn)的基礎(chǔ)上,1973年,由卷?yè)P(yáng)機(jī)行業(yè)組織了有關(guān)廠家和院校聯(lián)合進(jìn)行了卷?yè)P(yáng)機(jī)基型設(shè)計(jì),并充分考慮到了當(dāng)時(shí)中小廠家的生產(chǎn)能力。快速卷?yè)P(yáng)機(jī)的基型采用半開(kāi)半閉式齒輪傳動(dòng),離合器采用單錐面石棉橡膠摩擦帶結(jié)構(gòu),操縱用手扳剎車(chē)帶制動(dòng)。慢速卷?yè)P(yáng)機(jī)的基型為閉式傳動(dòng)(圓柱齒輪傳動(dòng)或蝸桿傳動(dòng)減速器)、電磁鐵制動(dòng)結(jié)構(gòu)。這兩種基型一直到現(xiàn)今還在生產(chǎn)。為適應(yīng)生產(chǎn)發(fā)展的需要,當(dāng)時(shí)第一機(jī)械工業(yè)部發(fā)布了JB926—74《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)型式與基本參數(shù)》和JB1803—76《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)技術(shù)條件》兩個(gè)部標(biāo)準(zhǔn),并把卷?yè)P(yáng)機(jī)行業(yè)劃歸常德建筑機(jī)械研究所(長(zhǎng)沙建筑機(jī)械研究院前身)領(lǐng)導(dǎo)。隨著部標(biāo)準(zhǔn)的頒布,使建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)有了大發(fā)展的基礎(chǔ)。在此期間,由于石化工業(yè)的發(fā)展,大型設(shè)備很多,都需要吊裝,如一些大型反應(yīng)塔,塔的高度達(dá)七八十米,質(zhì)量達(dá)五六百噸,就需要有大型吊裝用的卷?yè)P(yáng)機(jī),因而各廠家相繼生產(chǎn)了20t和32t卷?yè)P(yáng)機(jī)(圖1和圖2),滿足了經(jīng)濟(jì)發(fā)展的需要。
圖1 快速卷?yè)P(yáng)機(jī) 圖2 20t卷?yè)P(yáng)機(jī)
從70年代末期開(kāi)始,中國(guó)實(shí)行了改革開(kāi)放政策,使國(guó)民經(jīng)濟(jì)得到了大發(fā)展,基本建設(shè)務(wù)增加了很多,促使建筑機(jī)械的使用大量增加,生產(chǎn)卷?yè)P(yáng)機(jī)的廠家亦隨之大量增加。為使設(shè)計(jì)和生產(chǎn)規(guī)范化,國(guó)家頒布了GB1955—80《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)》、JJ3—83《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》。隨著改革開(kāi)放逐步深入,生產(chǎn)形勢(shì)的不斷發(fā)展,新產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)提到日程上來(lái)了,不少生產(chǎn)廠家成立了廠屬研究所,開(kāi)發(fā)了如高速卷?yè)P(yáng)機(jī)、變速卷?yè)P(yáng)機(jī)、自動(dòng)限位卷?yè)P(yáng)機(jī)等新產(chǎn)品,以及諧波傳動(dòng)、擺線針輪傳動(dòng)、圓弧齒齒輪傳動(dòng)、圓弧齒圓柱蝸桿傳動(dòng)等具有新型傳動(dòng)型式的卷?yè)P(yáng)機(jī)。為使卷?yè)P(yáng)機(jī)的生產(chǎn)滿足日益增加的需求和解決中小廠家設(shè)計(jì)力量薄弱的情況,1988年卷?yè)P(yáng)機(jī)行業(yè)組織了九廠一所一校成立了卷?yè)P(yáng)機(jī)系列設(shè)計(jì)組,對(duì)單簡(jiǎn)快速建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)起重質(zhì)量從0.5t到2.5t的機(jī)型進(jìn)行了系列設(shè)計(jì)。這次設(shè)計(jì)分兩種機(jī)型,一種為基本型(電控卷?yè)P(yáng)機(jī)),一種為溜放型(手控卷?yè)P(yáng)機(jī))。設(shè)計(jì)既考慮到技術(shù)發(fā)展的趨勢(shì),又考慮到廠家的生產(chǎn)能力。因此基本型為一字型布置,采用二級(jí)或三級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng),電制動(dòng)錐形轉(zhuǎn)子電動(dòng)機(jī);溜放型采用封閉式二級(jí)行星齒輪傳動(dòng),普通Y系列電動(dòng)機(jī),用手操作兩條制動(dòng)帶控制工作和制動(dòng)。這兩種機(jī)型結(jié)構(gòu)緊湊,加工簡(jiǎn)單,操作方便,體積小,重量輕,一般中小企業(yè)均可生產(chǎn),滿足了生產(chǎn)的需要又實(shí)現(xiàn)了技術(shù)的進(jìn)步。為使卷?yè)P(yáng)機(jī)發(fā)展規(guī)范化,又相繼頒布了一系列有關(guān)建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)的標(biāo)準(zhǔn),有GB1955——86《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)》、GB6947-86《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)試驗(yàn)規(guī)范和方法》、GB7902.2—87《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)術(shù)語(yǔ)》、GB13327—91《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)安全規(guī)程》、JG/T5031—93《建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》等。
1.1.2 國(guó)外卷?yè)P(yáng)機(jī)概況
在國(guó)外,卷?yè)P(yáng)機(jī)的品種繁多,應(yīng)用也很廣泛。在西方技術(shù)先進(jìn)的國(guó)家中,雖然工業(yè)水平先進(jìn),機(jī)械化程度不斷提高,起重設(shè)備也在不斷更新,但仍不能完全淘汰卷?yè)P(yáng)機(jī)這樣的行之有效的簡(jiǎn)單機(jī)械設(shè)備。下面介紹一下幾個(gè)主要國(guó)家生產(chǎn)卷?yè)P(yáng)機(jī)的狀況。
???(1)美國(guó)
??? 美國(guó)生產(chǎn)卷?yè)P(yáng)機(jī)的廠家有近百家,主要有貝波(BEEBE)國(guó)際有限公司、哲恩(THERN)有限公司等。貝波國(guó)際有限公司成立于1919年,有七十多年的設(shè)計(jì)和生產(chǎn)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)。主要產(chǎn)品有:氣動(dòng)鏈?zhǔn)骄頁(yè)P(yáng)機(jī)(0.25~40t),防爆拖式氣動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)(0.5~30t),駁船卷?yè)P(yáng)機(jī)(手動(dòng)、氣動(dòng)、電動(dòng)、液壓,25~75t),電動(dòng)鏈?zhǔn)骄頁(yè)P(yáng)機(jī)(0.25~20t),電動(dòng)葫蘆(0.25~15t),電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)(~12.5t),手動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)(~75t),液壓卷?yè)P(yáng)機(jī)(1~10t),水平卷?yè)P(yáng)機(jī)(~9t),手動(dòng)鏈?zhǔn)骄頁(yè)P(yáng)機(jī)(0.5~100t),棘輪牽引器(~1.75t),空中吊運(yùn)車(chē)(0.5~20t)。哲恩有限公司是美國(guó)較大的生產(chǎn)起重設(shè)備的公司,主要產(chǎn)品有各種手動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)、電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)、提升機(jī)械及起重機(jī)。手動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)的主要品種有:直齒傳動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)、蝸桿傳動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī);電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)的主要品種有:蝸桿傳動(dòng)系列、直齒齒輪傳動(dòng)系列、齒輪蝸桿傳動(dòng)組合系列、直接驅(qū)動(dòng)系列、鏈傳動(dòng)系列。其中直接驅(qū)動(dòng)式電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)的傳動(dòng)是全封閉行星齒輪傳動(dòng),傳動(dòng)系統(tǒng)全部裝在卷筒里面,機(jī)架和卷筒用高強(qiáng)度鋼焊接而成。美國(guó)除上述兩家公司外,比較重要的生產(chǎn)廠家還有布勞斯公司、賽林公司、斯塔斯派克公司、阿姆降公司、英格索·藝德公司等。
(2)日本
日本從明治30年開(kāi)始制造和使用卷?yè)P(yáng)機(jī)。據(jù)日本荷役機(jī)械研究所核計(jì),1970~1975年間卷?yè)P(yáng)機(jī)的產(chǎn)量增加62.5%。據(jù)日本通產(chǎn)省機(jī)械核計(jì)月報(bào)載,僅1977年單純土建卷?yè)P(yáng)機(jī)的產(chǎn)量就達(dá)12萬(wàn)臺(tái),產(chǎn)值約100億日元。日本卷?yè)P(yáng)機(jī)行業(yè)由機(jī)械技術(shù)部會(huì)、荷役機(jī)械技術(shù)委員會(huì)領(lǐng)導(dǎo)。主要生產(chǎn)廠家有北川鐵工所、遠(yuǎn)滕鋼機(jī)、南星、越野總業(yè)、藝浦、松崗產(chǎn)業(yè)等80多個(gè)廠家。北川鐵工所是一家大型生產(chǎn)廠。其生產(chǎn)的卷?yè)P(yáng)機(jī)品種系列比較齊全,主要有:
1.動(dòng)力卷?yè)P(yáng)機(jī) 分BF、MF、DF三種型式。功率為3.7~44kW,鋼絲繩拉力從5880~44100N,有18個(gè)規(guī)格。BF型是V型帶傳動(dòng),MF型是單筒開(kāi)式齒輪傳動(dòng),DF型是雙筒開(kāi)式齒輪傳動(dòng)。其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是全部為標(biāo)準(zhǔn)型,采用改進(jìn)了的螺旋頂絲式離合器操縱,因而操作簡(jiǎn)便,易調(diào)整。鼓形離合器采用單錐體式,摩擦材料采用帶型樹(shù)脂。
2.電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī) 該廠生產(chǎn)的電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)為KW型,功率3.7~11Kw,拉力6000~142100N。四種規(guī)格。其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是:全封閉內(nèi)齒輪傳動(dòng):電動(dòng)機(jī)在一端,減速器、制動(dòng)器和操作部分在另一端,中間是卷筒,一字型布置;按鈕操作,可遠(yuǎn)距離遙控;最大特點(diǎn)是卷筒可纏繞8~9層,容量大,適于高層建筑使用。
3.大型電動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī) 主要用于提升大型重物或設(shè)備,可兩檔機(jī)械變速,設(shè)有電磁鐵制動(dòng)器、手制動(dòng)器和棘輪停止器,以確保安全。
1.1.3 國(guó)外卷?yè)P(yáng)機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)
1.大型化 由于基礎(chǔ)工業(yè)的發(fā)展,大型設(shè)備和建筑構(gòu)件要求整體安裝,促使了大型卷?yè)P(yáng)機(jī)的發(fā)展。
2.采用先進(jìn)電子技術(shù) 為了實(shí)現(xiàn)卷?yè)P(yáng)機(jī)的自動(dòng)控制和遙控,國(guó)外廣泛采用了先進(jìn)的電子技術(shù),對(duì)大型卷?yè)P(yáng)機(jī)安裝了電器連鎖裝置,以保證絕對(duì)安全可靠。
3.發(fā)展手提式卷?yè)P(yáng)機(jī) 為了提高機(jī)械化水平,減輕工人勞動(dòng)強(qiáng)度,國(guó)外大力發(fā)展小型手提式卷?yè)P(yáng)機(jī),如以汽車(chē)蓄電池為動(dòng)力的直流電動(dòng)小型卷?yè)P(yáng)機(jī)。
4.大力發(fā)展不帶動(dòng)力源裝置的卷?yè)P(yáng)機(jī) 歐美國(guó)家非常重視發(fā)展借助汽車(chē)和拖拉機(jī)動(dòng)力的卷?yè)P(yáng)機(jī)。此種卷?yè)P(yáng)機(jī)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單,有一個(gè)卷筒和一個(gè)變速箱,動(dòng)力源就是來(lái)自汽車(chē)或者拖拉機(jī)等。
1.2 少齒差行星齒輪傳動(dòng)技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展
少齒差行星齒輪傳動(dòng)是行星齒輪傳動(dòng)中的一種, 由一個(gè)外齒輪與一個(gè)內(nèi)齒輪組成一對(duì)內(nèi)嚙合齒輪副, 它采用的是漸開(kāi)線齒形, 內(nèi)外齒輪的齒數(shù)相差很小, 故簡(jiǎn)稱為少齒差傳動(dòng)。一般所講的少齒差行星齒輪傳動(dòng)是專指漸開(kāi)線少齒差行星齒輪傳動(dòng)而言的。漸開(kāi)線少齒差行星齒輪傳動(dòng)以其適用于一切功率、速度范圍和一切工作條件,受到了世界各國(guó)的廣泛關(guān)注, 成為世界各國(guó)在機(jī)械傳動(dòng)方面的重點(diǎn)研究方向之一。
1.2.1 國(guó)內(nèi)為研究現(xiàn)狀
當(dāng)內(nèi)嚙合的兩漸開(kāi)線齒輪齒數(shù)差很小時(shí), 極易產(chǎn)生各種干涉, 因此在設(shè)計(jì)過(guò)程中選擇齒輪幾何參數(shù)的計(jì)算十分復(fù)雜。早在1949 年, 蘇聯(lián)學(xué)者就從理論上解決了實(shí)現(xiàn)一齒差傳動(dòng)的幾何計(jì)算問(wèn)題。但直到1960 年代以后,漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)才得到迅速的發(fā)展。目前有柱銷式零齒差十字滑塊、浮動(dòng)盤(pán)等多種形式。
隨著少齒差行星齒輪傳動(dòng)研究的深入, 已成功地開(kāi)發(fā)出不少新的漸開(kāi)線少齒差行星齒輪傳動(dòng)形式。目前, 我國(guó)研究出一種連桿行星齒輪傳動(dòng)—— 平行軸式少齒差內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)。該類傳動(dòng)是以連桿內(nèi)齒輪( 齒板) 為行星輪, 采用雙曲柄輸入, 且無(wú)輸出機(jī)構(gòu)。主要有一齒環(huán)( 一片連桿行星齒板) 、二齒環(huán)( 兩片連桿行星齒板) 、三齒環(huán)及四環(huán)等結(jié)構(gòu)形式的減速器。
國(guó)內(nèi)外學(xué)者在齒形分析、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、接觸分析、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、動(dòng)態(tài)性能、傳動(dòng)效率、運(yùn)動(dòng)精度方面進(jìn)行了大量的研究, 利用計(jì)算機(jī)技術(shù)進(jìn)行減速器各主要部件的實(shí)體建模、仿真、干涉檢查等, 縮短了產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期, 并應(yīng)用到產(chǎn)品的設(shè)計(jì)中, 取得了許多有價(jià)值的成果。如對(duì)N型內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)的基本結(jié)構(gòu)型式—— 環(huán)式減速器的傳動(dòng)機(jī)理進(jìn)行了分析研究, 建立了環(huán)式減速器系統(tǒng)受力分析模型, 得出目前環(huán)式減速器存在慣性力或慣性力矩不平衡的結(jié)論。又如對(duì)平行動(dòng)軸少齒差傳動(dòng)多齒接觸問(wèn)題動(dòng)平衡進(jìn)行了研究, 以有限元彈性接觸分析理論為基礎(chǔ),建立了平行動(dòng)軸少齒差傳動(dòng)多齒接觸問(wèn)題時(shí)的有限元分析模型, 提出了一種對(duì)研究平行動(dòng)軸少齒差傳動(dòng)內(nèi)齒輪副嚙合過(guò)程中實(shí)際接觸齒對(duì)數(shù)、齒間載荷的分配及齒面載荷分布的分析計(jì)算方法。為平行動(dòng)軸少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動(dòng)的承載能力的計(jì)算、齒輪幾何參數(shù)的確定及零部件的強(qiáng)度分析計(jì)算提供了理論依據(jù)。采用遺傳算法模擬生物自然進(jìn)化過(guò)程來(lái)搜索少齒差傳動(dòng)參數(shù)的最優(yōu)解。通過(guò)優(yōu)化后的少齒差傳動(dòng)裝置具有較小的體積和較好的傳動(dòng)性能。
1.2.2 發(fā)展趨勢(shì)
齒輪傳動(dòng)技術(shù)是機(jī)械工程技術(shù)的重要組成部分, 在一定程度上標(biāo)志著機(jī)械工程技術(shù)的水平, 因此, 齒輪被公認(rèn)為工業(yè)和工業(yè)化的象征。為了提高機(jī)械的承載能力和傳動(dòng)效率, 減少外形尺寸質(zhì)量及增大減速機(jī)傳動(dòng)比等, 國(guó)內(nèi)外的少齒差行星齒輪傳動(dòng)正沿著高承載能力、高精度、高速度、高可靠性、高傳動(dòng)效率、小型化、低振動(dòng)、低噪音、低成本、標(biāo)準(zhǔn)化和多樣化的方向發(fā)展的總趨勢(shì)。少齒差行星齒輪傳動(dòng)具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)比大、效率高等優(yōu)點(diǎn), 廣泛應(yīng)用于礦山、冶金、飛機(jī)、輪船、汽車(chē)、機(jī)床、起重運(yùn)輸、電工機(jī)械、儀表、化工、農(nóng)業(yè)等許多領(lǐng)域, 少齒差行星齒輪傳動(dòng)有著廣泛的發(fā)展前景。
1.3 設(shè)計(jì)思路及方案論證
設(shè)計(jì)卷?yè)P(yáng)機(jī)首先要確定卷筒直徑,因?yàn)樗苯佑绊懢頁(yè)P(yáng)機(jī)的結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)速。如果卷筒直徑大,會(huì)使卷?yè)P(yáng)的漲、抱閘系統(tǒng)的直徑增大,其產(chǎn)生的力矩大大增加;還使卷?yè)P(yáng)機(jī)的轉(zhuǎn)速下降,達(dá)不到設(shè)計(jì)要求。卷筒直徑確定后,可以進(jìn)行卷?yè)P(yáng)機(jī)的轉(zhuǎn)速計(jì)算。
接下來(lái)就是減速裝置設(shè)計(jì)計(jì)算(漸開(kāi)線少齒差行星齒輪減速裝置設(shè)計(jì),齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì))。而減速器的設(shè)計(jì)關(guān)鍵在于掌握漸開(kāi)線少齒差行星傳動(dòng)的原理:少齒差行星傳動(dòng)原理如圖3所示,當(dāng)帶曲柄的輸入軸旋轉(zhuǎn)時(shí),空套在曲柄上的行星輪Z1反向旋轉(zhuǎn)(Z2-Z1)/Z1轉(zhuǎn),然后通過(guò)輸出軸輸出,去速比是I=-Z1/(Z2-Z1),負(fù)號(hào)代表旋轉(zhuǎn)反向相反。
圖3 少齒差傳動(dòng)原理簡(jiǎn)圖
在漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)內(nèi)嚙合中,由于內(nèi)嚙合和外嚙合的齒數(shù)差少,在切削和裝配時(shí)常會(huì)產(chǎn)生干涉,以致造成廢品。因此,為了保證內(nèi)嚙合傳動(dòng)的正常運(yùn)轉(zhuǎn),設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足一下限制條件:(1)內(nèi)嚙合的齒頂圓不小于基圓:(2)外嚙合的齒丁頂不得變尖,要有足夠的厚度;(3)內(nèi)嚙合的齒丁頂不得變尖,要有足夠的厚度;(4)不發(fā)生過(guò)渡曲線干涉,漸開(kāi)線干涉和齒廓重迭干涉;(5)插齒刀切入進(jìn)給時(shí),不發(fā)生跟切現(xiàn)象;(6)嚙合率不小于1。
此外,由于少齒差行星傳動(dòng)的齒普遍采用正角度變位,其齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度都較高,而且齒面接觸強(qiáng)度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度。所以,少齒差傳動(dòng)齒輪的模數(shù)通常是按彎曲強(qiáng)度計(jì)算得出,或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選,然后校核彎曲強(qiáng)度。
2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)的確定
2.1 卷?yè)P(yáng)機(jī)工作級(jí)別的確定
由于卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)要求為:每日兩班間歇工作,工作壽命為10年;因此根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)查得其利用等級(jí)為級(jí);又根據(jù)相關(guān)公式確定起載荷譜系數(shù)為0.25,因此
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主要設(shè)計(jì)參數(shù)的確定
根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)確定起工作級(jí)別為級(jí)
2.2 鋼絲繩直徑的選取
根據(jù)已知條件(額定拉力10KN和提升速度20米/分)對(duì)鋼絲繩進(jìn)行選取。
目前在工業(yè)化國(guó)家,對(duì)鋼絲繩直徑的選擇普遍采用選擇系數(shù)法。國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO308(鋼絲繩的選擇)也推薦采用此方法。
鋼絲繩的直徑不應(yīng)小于下式計(jì)算的最小直徑
式中 s——鋼絲繩最大工作拉力
c—— 鋼絲繩選擇系數(shù),它與機(jī)構(gòu)的工作級(jí)別、鋼絲繩是否旋轉(zhuǎn)以及吊運(yùn)物品的性質(zhì)等因素有關(guān)。目前,建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)還沒(méi)有此系數(shù)的氣體規(guī)定??蓞⒖肌督ㄖ?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)》一書(shū)中的表3-96進(jìn)行選取。部分?jǐn)?shù)據(jù)在下表已給出。
據(jù)查表取得c=0.0953,由已知s=10kN故算得:
0.0953×=9.53
可取鋼絲繩直徑為d=11,
表1 鋼絲繩選擇系數(shù)
卷?yè)P(yáng)機(jī)工作級(jí)別
t值(mm/
吊運(yùn)一般物資
不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩
可自由旋轉(zhuǎn)鋼絲繩
鋼絲繩的平均抗拉強(qiáng)度極限(MPa)
1570
1770
1960
2150
2450
1570
1770
A1
0.0710
0.0670
0.060
0.0750
A2
0.0750
0.0710
0.0670
0.0670
0.0800
A3
0.0850
0.0800
0.0750
0.0900
0.0850
A4~A6
0.0970
0.095
0.0953
0.1063
0.1060
A7~A8
0.1187
0.1187
0.1187
0.1333
0.1333
2.3 卷筒計(jì)算直徑的確定
由繞在卷筒上的鋼絲繩圈中心算起的卷筒直徑,稱為卷筒的計(jì)算直徑。為保證鋼絲繩有足夠的使用壽命,卷筒的計(jì)算直徑不易太小。
(mm)
值根據(jù)機(jī)構(gòu)的工作級(jí)別由《建筑機(jī)械設(shè)計(jì)》中表3-11選取,
據(jù)查表取得=19,則有:
=209mm
可取=240mm。
2.4 電動(dòng)機(jī)功率的選擇、總傳動(dòng)比計(jì)算與校驗(yàn)
2.4.1 選擇電動(dòng)機(jī)
正確選擇電動(dòng)機(jī)額定功率的原則是:在電動(dòng)機(jī)能夠滿足機(jī)械負(fù)載要求的前提下,最經(jīng)濟(jì)、最合理地決定電動(dòng)機(jī)的功率。
建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)屬于非連續(xù)工作機(jī)械,而啟動(dòng)、制動(dòng)頻繁。因此選擇電動(dòng)機(jī)應(yīng)與其工作特點(diǎn)相適應(yīng)。建筑卷?yè)P(yáng)機(jī)主要采用三向交流異步電動(dòng)機(jī)。
該卷?yè)P(yáng)機(jī)輸出功率=Fv=10××20/60=3.33×w
F——額定拉力(F=10kN);
V——提升速度(V=20米/分);
——卷?yè)P(yáng)機(jī)整機(jī)傳動(dòng)效率。
可設(shè)定效率=0.85,則輸入功率=/=3.33×w÷0.85=3.922kw。
根據(jù)該卷?yè)P(yáng)機(jī)的工作特點(diǎn)可選Y系列異步電動(dòng)機(jī)。
據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版可選電動(dòng)機(jī):Y132M2-6
其技術(shù)參數(shù)如表2:
表2 技術(shù)參數(shù)
型號(hào)
功率/kw
轉(zhuǎn)速 r/min
重量(kg)
Y132M1-6
4
960
75
2.4.2 確定傳動(dòng)比
按額定轉(zhuǎn)速初定總傳動(dòng)比 總傳動(dòng)比按下式計(jì)算
式中 ——電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速(r/min)
—— 卷筒轉(zhuǎn)速(r/min)
可按下式計(jì)算
漸開(kāi)線少齒差減速裝置的設(shè)計(jì)
式中 ——鋼絲繩額定速度(m/min);
——卷筒基準(zhǔn)層鋼絲繩中心直徑(mm),即卷筒計(jì)算直徑。
由已知得:=20m/min 上面初定=240mm
故=26.53r/min
由此可計(jì)算總傳動(dòng)比960÷26.5336
3 漸開(kāi)線少齒差減速裝置設(shè)計(jì)
3.1 少齒差傳動(dòng)原理
圖3-1所示是采用銷軸式輸出機(jī)構(gòu)的少齒差行星傳動(dòng)簡(jiǎn)圖,它主要由偏心軸、行星輪(兩個(gè))、內(nèi)齒輪、銷套(未畫(huà)出)、銷軸、轉(zhuǎn)臂軸承(未畫(huà)出)等組成。屬于K-H-V型行星傳動(dòng)的一種類型。
圖4 少齒差行星傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
1-銷孔 2-銷軸 3-銷軸盤(pán)
-行星輪 -中心輪(內(nèi)齒圈) -偏心距
上圖中當(dāng)內(nèi)齒輪固定,偏心軸作為主動(dòng)件轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),迫使行星輪繞內(nèi)齒圈作行星運(yùn)動(dòng),并通過(guò)傳動(dòng)比等于一的銷軸輸出。當(dāng)-=1時(shí),偏心軸每轉(zhuǎn)一周,行星輪沿相反方向轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)齒。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)過(guò)時(shí),行星輪轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn),輸出軸同樣轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)。這是一種傳動(dòng)方式,另外一種傳動(dòng)方式是構(gòu)件V固定,轉(zhuǎn)臂H主動(dòng),內(nèi)齒輪b從動(dòng),此種情況就是要設(shè)計(jì)的卷?yè)P(yáng)機(jī)的工作情形了。
3.2 齒輪齒差的確定
少齒差傳動(dòng)一般齒差數(shù)為1~4,由于傳動(dòng)比i=36,不是很大,故可取齒差數(shù)=2。
對(duì)于圖4所示的K-H-V少齒差行星傳動(dòng),若轉(zhuǎn)臂H固定,則:
當(dāng)內(nèi)齒輪2固定,轉(zhuǎn)臂H主動(dòng),構(gòu)件V從動(dòng)時(shí),可由上式得傳動(dòng)比公式為:
上式中的“-”號(hào)表示從動(dòng)件V與主動(dòng)件H轉(zhuǎn)向相反。
當(dāng)構(gòu)件V固定,轉(zhuǎn)臂H主動(dòng),內(nèi)齒輪從動(dòng)(即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)的情況),可得出傳動(dòng)比公式為:
上式中的“+”號(hào),表示從動(dòng)件2與主動(dòng)件H的轉(zhuǎn)向相同。
已知齒數(shù)差==2,i=36,可得:
=2×36=72 , =72-2=70。
3.3 選定齒輪的精度等級(jí)和材料
一般選用7級(jí)精度。
內(nèi)齒輪采用40Cr,其熱處理要求:調(diào)質(zhì)后表面淬火,調(diào)質(zhì)硬度為250-280HB,齒面接觸疲勞極限應(yīng)力,齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力;外齒輪(行星輪)用20CrMnTi,滲碳淬火,低溫回火,表面硬度,心部HR為302-388,齒面接觸疲勞極限應(yīng)力,齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力。
3.4 齒輪模數(shù)的確定
由于少齒差行星傳動(dòng)的齒輪普通采用正角度變位,其齒而接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度都較高,而且齒面接觸強(qiáng)度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度。所以,少齒差傳動(dòng)齒輪的模數(shù)通常按彎曲強(qiáng)度決定;或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選,然后校核彎曲強(qiáng)度。
在這里就按彎曲強(qiáng)度來(lái)確定模數(shù),因?yàn)樯冽X差傳動(dòng)一般選用短齒,內(nèi)外齒輪嚙合的很好,齒面接觸較好,只要行星輪的彎曲強(qiáng)度足夠,內(nèi)齒輪就不會(huì)有問(wèn)題的,所以在確定模數(shù)的時(shí)候就只用按行星輪的彎曲條件來(lái)計(jì)算模數(shù)。
按行星輪齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式:
(1)根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強(qiáng)度極限。
(2)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中的圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。
(3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
(4)計(jì)算載荷系數(shù)K
① 試選載荷系數(shù)
② 計(jì)算外齒輪傳遞的扭矩
③ 取齒寬系數(shù)
④ 查材料的彈性影響系數(shù);內(nèi)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為;外齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為。
⑤ 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
;
⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù);
⑦ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)是s=1.25
⑧ 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑
,帶入數(shù)據(jù)得
⑨ 計(jì)算圓周速度
,帶入數(shù)據(jù)得v=3.307m/s
⑩ 計(jì)算齒寬
模數(shù)mm
初取齒高
所以 b/h=4.94
由v=3.307m/s,7級(jí)精度,由圖14-1-14查得動(dòng)載荷系數(shù)1.09;
再由表10-3查得齒間載荷分布系數(shù) ;
再由表14-1-81得 使用系數(shù)。
由表查得7級(jí)精度、行星輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí),
再由,=1.13查《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中圖10-13得=1.125
所以載荷系數(shù)=1×1.09×1.1×1.125=1.35
(5)查取齒形系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中圖10-5查得 =2.24
(6)查取應(yīng)力校正系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中圖10-5查得 =1.75
(7)設(shè)計(jì)計(jì)算
帶入數(shù)值得出: =3.60
可取模數(shù)為m=4㎜。
3.5 齒輪基本參數(shù)的確定
3.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計(jì)算
少齒差傳動(dòng)齒輪尺寸設(shè)計(jì)中,在齒數(shù)模數(shù)已知的條件下,應(yīng)先選擇合適的嚙合角,通過(guò)變換變?yōu)橄禂?shù)來(lái)滿足設(shè)計(jì)要求。
齒輪齒數(shù) ,;
齒輪模數(shù) m=5㎜;
取齒頂高系數(shù) ;
取頂隙系數(shù) ;
齒形壓力角 ;
齒輪分度圓直徑 ,;
未變位時(shí)的中心距 ;
初選嚙合角 =40;
計(jì)算中心距 ;
實(shí)際中心距 =INT(*10+0.5)/10;
實(shí)際嚙合角 ;
分度圓分離系數(shù) ;
初取小齒輪變位系數(shù) ;
大小齒輪變位系數(shù)之差
齒輪頂高 ,;
分度圓直徑 ;
齒頂圓直徑 , ;
齒根圓直徑 ,
;
基圓直徑 ;
齒頂圓壓力角 ,;
重合度系數(shù)
齒廓干涉系數(shù)驗(yàn)算 (GS應(yīng)大于0)
其中 ;
將上述公式代入下表3中計(jì)算得:
表3 齒輪幾何尺寸的計(jì)算
傳動(dòng)比
1.028571
齒數(shù)差
模數(shù)
4
內(nèi)齒輪齒數(shù)
優(yōu)選值:
72
小齒輪齒數(shù)
70
圓整值:
72
標(biāo)準(zhǔn)中心距
4
初選嚙合角
角度值:
40
刀具齒形角
角度值:
20
弧度值:
0.6981317
弧度值:
0.349066
計(jì)算中心距
4.9067264
實(shí)際中心距
4.9
實(shí)際嚙合角
角度值:
39.90617
分度圓分離系數(shù)
0.225
弧度值:
0.696494
變位系數(shù)差
X2-X1:
0.343199
小輪變位系數(shù)
X1:
0
大輪變位系數(shù)
X2:
0.3431995
齒頂高系數(shù)
0.6
頂隙系數(shù)
0.3
小輪齒頂高
2.4
大輪齒頂高
1.5
小輪分度圓直徑
280
大輪分度圓直徑
288
小輪齒頂圓直徑
284.8
大輪齒頂圓直徑
285
小輪基圓直徑
263.1139
大輪基圓半徑
270.63147
小輪齒頂圓壓力角
大輪齒頂圓壓力角
角度值:
22.50366
角度值:
18.271029
弧度值:
0.392763
弧度值:
0.3188896
小輪齒根圓直徑
272.8
大輪齒根圓直徑
297.8445
重合度驗(yàn)算
應(yīng)大于1:
1.098403
齒廓重迭干涉驗(yàn)算
D1角度值:
89.81606
D2角度值:
87.845516
D1弧度值:
1.567586
D2弧度值:
1.5331935
GS應(yīng)大于0:
0.316221
以上結(jié)果表明系數(shù)滿足了重合度大于1.05和齒廓重疊干涉大于0的條件要求。
3.5.2 齒輪公法線長(zhǎng)度的確定
公法線長(zhǎng)度的確定對(duì)于加工齒輪極為重要,它是對(duì)齒輪輪齒加工是否達(dá)到所要求的尺寸的一個(gè)重要量度。而且用公法線測(cè)量法有它的優(yōu)點(diǎn):測(cè)量時(shí)不與齒頂圓為基準(zhǔn),因此不受齒頂圓誤差的影響,測(cè)量精度較高并可放寬對(duì)齒頂圓的精度要求。在此只計(jì)算行星輪的公法線長(zhǎng)度。行星輪的變位系數(shù)x=0,z=70,齒形角為20°,故由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二版中冊(cè)表8-99查得跨測(cè)齒數(shù)=8,=23.1214。則公法線長(zhǎng)度=92.49㎜。
3.6 傳動(dòng)內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計(jì)
3.6.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定
在行星輪確定的情況下,根據(jù)安裝條件結(jié)構(gòu)尺寸來(lái)選定轉(zhuǎn)臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點(diǎn)在本設(shè)計(jì)中可選用雙列向心球面滾子軸承。此種軸承能承受很大的徑向載荷,同時(shí)也可以承受少量的軸向載荷。也能自動(dòng)調(diào)心適用于剛度較差的軸承座及多支點(diǎn)軸中。
在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑=280㎜,故齒寬。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近,且其外經(jīng)尺寸大約應(yīng)是行星輪齒根圓的一半(即大約為140㎜),根據(jù)以上兩個(gè)限制條件可選定轉(zhuǎn)臂軸承(雙列向心球面滾子軸承)。其參數(shù)如下圖5所示:
圖5 雙列向心球面滾子軸承
表4 選用軸承的基本尺寸及性能
軸承
型號(hào)
尺寸(㎜)
額定動(dòng)載荷(kN)
額定靜載荷(kN)
極限轉(zhuǎn)速
d
D
B
r
脂潤(rùn)滑
油潤(rùn)滑
3516
80
140
33
3
104
103
2200
3000
由以上數(shù)據(jù)可知:行星輪的齒寬b=33,而實(shí)際齒寬系數(shù):
實(shí)際齒寬系數(shù)與先前假設(shè)的齒寬系數(shù)相差不大,故可不必再校核。
3.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定
由于行星輪分度圓直徑為280㎜,根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》里《輪系》一章中表36.2-42銷孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷孔數(shù)目為10(=10)。
銷孔的尺寸公差不應(yīng)低于7級(jí)精度。
銷孔的公稱尺寸理論上是銷套外徑加上兩個(gè)中心距。但考慮別銷孔、銷軸以及銷套的加工和裝配誤羌。對(duì)銷孔的公稱直徑再加適量的補(bǔ)償尺寸。太小時(shí),將要求提高零件的加工精度。并給裝配造成一定困難,太大時(shí),則承受載荷的銷軸數(shù)日將減?。绊懗休d能力。一般取=0.15~0.25㎜,行星輪尺寸小時(shí),取較小值、反之取較大值。 在這里可取=0.2㎜。而銷孔的尺寸就要通過(guò)畫(huà)圖來(lái)初定了。下圖6是已經(jīng)多次畫(huà)圖比較得出的:
圖6 行星輪簡(jiǎn)易工作圖
銷孔直徑=44㎜,銷孔公差配合選用F7,其上下偏差為(+50,+25)。
銷孔分布圓直徑=206.4㎜。
3.6.3 銷軸套、銷軸的確定
銷軸式W機(jī)構(gòu)是由固連在銷軸盤(pán)上的若干個(gè)銷軸與行星齒輪端面上的對(duì)應(yīng)的等分孔所組成。在機(jī)構(gòu)上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距,但考慮到一些加工裝配誤差還應(yīng)加上一個(gè)補(bǔ)償尺寸,上面也已經(jīng)提到。在這里可取值=0.2㎜。
故銷套外經(jīng)=44-2×4.9-0.2=34㎜。
銷套長(zhǎng)度可根據(jù)畫(huà)圖確定,初定為72㎜。
偏心距(即實(shí)際中心距)=4.9。
可初定銷軸套內(nèi)徑為28㎜,即銷軸直徑=28。
根據(jù)少齒差傳動(dòng)零件的裝配配合要求可對(duì)銷軸、銷軸套的配合公差進(jìn)行選擇。銷軸套外徑選用h6,其尺寸的上下偏差為(0,-0.016),銷軸套內(nèi)徑與銷軸配合選用F8/h6,銷軸套內(nèi)徑尺寸的上下偏差為(+0.053,+0.02),銷軸直徑的上下偏差為(0,-0.016)。以上偏差值是通過(guò)查《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》一書(shū)中的表1.1-5和1.1-6所得。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中采用懸臂梁式銷軸。
3.6.4 偏心套基本尺寸的確定
偏心套的尺寸要根據(jù)結(jié)構(gòu)要求來(lái)確定。其視圖如圖3-4所示
圖3-4
圖7 偏心套工作簡(jiǎn)圖
偏心套的偏心距即為內(nèi)外齒輪的偏心距e=4.9㎜。其內(nèi)徑初定為45㎜。可據(jù)此推測(cè)出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。
3.7 軸的設(shè)計(jì)
軸設(shè)計(jì)的特點(diǎn)是:在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)末確定之前,軸上力的作用點(diǎn)和支點(diǎn)間的跨距無(wú)法精確確定,故彎矩大小和分布情況不能求出,因此在軸的設(shè)計(jì)中,必須把軸的強(qiáng)度計(jì)算和軸系零、部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)交錯(cuò)進(jìn)行,邊畫(huà)圖、邊計(jì)算、邊修改。
軸的材料種類很多,設(shè)計(jì)時(shí)主要根據(jù)對(duì)鈾的強(qiáng)度、剛度、耐磨性等要求.U及為實(shí)現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式.同時(shí)考慮制造工藝問(wèn)題加以選用,力求經(jīng)濟(jì)
合理。
軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質(zhì)破累結(jié)構(gòu)鋼。最常用的是45鋼。在此所用的到的軸都選用45鋼。其性能如下:
表5 45鋼的性能
材料牌號(hào)
熱處理
毛坯直徑(mm)
硬度(HB)
拉伸強(qiáng)度極限
拉伸屈服極限()
彎曲疲勞極限()
剪切疲勞極限()
許用彎曲應(yīng)力
45
正火
25
241
610
360
260
150
55
正火
100
170~217
600
300
275
140
回火
>100~300
162~217
580
290
270
135
調(diào)質(zhì)
200
217~255
650
360
300
155
60
3.7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)
軸的合理外型應(yīng)滿足:軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置;軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造工藝性.影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素有:軸的受力性質(zhì),大小,方向及分布情況;軸上零件的布置和固定形式;所采用軸承類型和尺寸;軸的加工工藝等。
1)求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩
其中:---輸入功率,取4kW;
---輸入轉(zhuǎn)速,取960 r/min;
2)初步確定軸得最小直徑
由于軸的材料選用的為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度,屈服
,彎曲疲勞極限,扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過(guò)
《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷表6-1-19選取=126。則有:。
輸入軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑,為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計(jì)算:
(N.m)
式中——驅(qū)動(dòng)功率,KW;
——工作轉(zhuǎn)速,r/min;
——?jiǎng)恿C(jī)系數(shù),由于為電動(dòng)機(jī),故取1;
——工作系數(shù),故取1.75;
——啟動(dòng)系數(shù),取1;
——溫度系數(shù),取1.1;
——公稱轉(zhuǎn)矩,N.m
所以,。
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件,又考慮到要與電動(dòng)機(jī)的軸相聯(lián)查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二卷,選用GL5型滾子鏈聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度。由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求,在此先將最小直徑取為35㎜。其余各段直徑均按5㎜放大。
F E D C B A
圖8 輸入軸工作簡(jiǎn)圖
3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及周向定位
擬定軸上零件的裝配方案:
(1)A-B段接聯(lián)軸器,軸伸長(zhǎng)度通過(guò)查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表2-13可確定A-B段即軸深長(zhǎng)為58㎜,軸深公差選用k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002)。其間選用A型平鍵(GB/T1096-1979),尺寸為b×h×L=10×8×53。查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表7-2得出:采用一般鍵聯(lián)接,則鍵槽寬b的上下偏差為(0,-0.036)。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,A-B段直徑極限偏差為(+0.018、+0.002);
(2)B-C段還要穿過(guò)支座、端蓋、大小軸承,還要考慮其中的間隙,可初定其長(zhǎng)度為57㎜,該段直徑為40㎜。軸只受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力,受軸向力很小,所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承,初步確定軸承型號(hào) (GB/T276-1994)6208型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002);
(3)C-D段的精度不必要求太高,因?yàn)樵诖硕尾豁毎惭b其他零件,該段直徑為45㎜;
(4)D-E段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結(jié),所選用鍵的尺寸為b×h×L=14×9×70。采用一般鍵聯(lián)接,鍵槽寬b的上下偏差為(0,-0.043)。偏心套的長(zhǎng)度為75㎜,故可設(shè)計(jì)該段的長(zhǎng)度為77㎜。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承,在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號(hào)是3516,此段直徑設(shè)定為45㎜。該段的配合公差選用k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002);
(5)E-F段就與軸承聯(lián)接,其長(zhǎng)度初定為22㎜,直徑為40㎜,故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承(GB/T276-1994)6208型。該段的配合公差選用k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002)。在此其間軸承的定位沒(méi)有軸肩的都是采用擋圈定位,擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過(guò)查閱《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表1.1-6得出。
4)確定軸上圓角和倒角尺寸
參考課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2,取軸端倒角為1.6×45°,軸右端軸肩處圓角半徑為1.6㎜其余各處倒角和圓角參看附圖。
3.7.1 輸出軸(固定軸)的設(shè)計(jì)
在本設(shè)計(jì)中的輸出軸是固定不動(dòng)的,它與銷軸盤(pán)固聯(lián)在一起,這使得銷軸固定不動(dòng),從而使得行星輪作平動(dòng)帶動(dòng)內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng),最終帶動(dòng)卷筒一起跟隨內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)。其工作圖如圖9所示。
選用材料:20cr,調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度,屈服點(diǎn),彎曲疲勞極限,扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過(guò)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷表6-1-19選取=102有:
——輸出功率(=3.33×w)
——卷筒轉(zhuǎn)速(=26.53r/min)
由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求,在此先將最小直徑取為53㎜。聯(lián)接支座的部分直徑初定為55㎜。其他部分尺寸如下圖3-6所示。
在軸的最左端,使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉(zhuǎn)動(dòng)。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接,所選用鍵(平鍵GB/1095-1979)的尺寸為b×h×L=16×10×60。在此采用一般鍵聯(lián)接,鍵槽寬b上下偏差為(0,-0.043)。軸伸長(zhǎng)度經(jīng)查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表2-13可確定A-B段即軸深長(zhǎng)為82㎜,即為A-B段的長(zhǎng)度,軸深公差選用h7,其上下偏差分別為(0、-0.025);B-C段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等,經(jīng)畫(huà)圖可初定這一段的長(zhǎng)度為72㎜。為了與相應(yīng)的軸承配合固初定此段的直徑為55㎜。選用的軸承為深溝球軸承(GB/T276-1994)6211型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用h7,其上下偏差分別為(0、-0.025);C-D段要通過(guò)卷筒但不安裝任何零件,故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當(dāng)縮小,初定為52㎜,長(zhǎng)度要根據(jù)卷筒的長(zhǎng)度及裝配尺寸確定,初定為262㎜;D-E段通過(guò)安裝軸承與卷筒聯(lián)接,此段的長(zhǎng)度為38㎜,直徑為55㎜,選用的軸承為深溝球軸承(GB/T276-1994)6211
部分零件的校核
型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用k6,其上下偏
圖9 輸入軸工作簡(jiǎn)圖
差分別為(+0.021、+0.002)。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤(pán)的直徑初定為270㎜。盤(pán)的寬度為30㎜,銷孔直徑與銷軸相同,為28㎜,銷軸與輸出軸(銷孔)的配合選用h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為(-0.022、-0.074)。銷孔分布圓直徑為206.4㎜,在該圓上有十個(gè)銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。
4 部分零件的校核
少齒差行星齒輪傳動(dòng)主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計(jì)摩擦力),其反作用力是行星輪對(duì)對(duì)上述構(gòu)件的作用力。參看圖9,當(dāng)行星輪逆時(shí)針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時(shí),它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F,而作用給輸出機(jī)構(gòu)的合力為:
圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡(jiǎn)圖
4.1 少齒差行星齒輪傳動(dòng)受力分析
4.1.1 齒輪受力
輸出機(jī)構(gòu)固定,內(nèi)齒輪輸出:
齒輪分度圓受力
表6 輪齒受力計(jì)算公式
項(xiàng)目
代號(hào)
計(jì)算公式
齒輪
N型傳動(dòng),輸出結(jié)構(gòu)固定,內(nèi)齒輪輸出
圓周力
分度
圓上
節(jié)圓
上
徑向力
法相力
F
——輸出轉(zhuǎn)矩(=1.4134×N·㎜)
,——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)(=70,=72)
——行星輪分度圓直徑(=280㎜)
——實(shí)際嚙合角(=39.9°)
——初選嚙合角(=40°)
將上述數(shù)值代入表格中的式中得出:
=5889.17N,=5897.78N,=4931.31N,F(xiàn)=7687.76N。
4.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力
行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化,當(dāng)=/2時(shí),Q為最大即為。行星輪對(duì)銷軸的最大作用力為:
——銷孔分布圓半徑(=103.2㎜)
——銷軸數(shù)目(=10)
代入數(shù)據(jù)得出:=3195.67N
4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力
少齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機(jī)構(gòu)的安排,所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實(shí)踐證明,轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動(dòng)承載能力的關(guān)鍵。
上圖10為行星輪受力簡(jiǎn)圖。圖示,只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析,左邊各銷軸對(duì)于行星輪作用力之和的最大值為:
=N
圖10中F可分解為和(行星輪基圓半徑=131.56㎜)
=N
=tan=4134.8N
由力多邊形可知,轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為:
代入數(shù)值得出:=15577.46N
4.2 銷軸的強(qiáng)度校核計(jì)算
由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近,齒輪接觸面積較大,接觸應(yīng)力小,因此常不計(jì)算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計(jì)齒輪計(jì)算齒輪模數(shù)時(shí)就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計(jì)算的,固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的,在此不必在對(duì)齒輪進(jìn)行校核。現(xiàn)對(duì)銷軸進(jìn)行校核。
懸臂式銷軸的彎曲應(yīng)力校核公式:
式中:——制造和安裝誤差對(duì)銷軸載荷影響系數(shù) 。=1.35~1.5,精度低時(shí)取大值,反之取小值,在次?。?.35
——行星輪對(duì)銷軸的作用力(上節(jié)算得=3195.67N)
——銷軸直徑(=28㎜)
——許用彎曲應(yīng)力(銷軸的材料為20CrMnMo,根據(jù)銷軸材料查?。?50~200)
L的值從下圖11中取得,約為50㎜,則:
《
圖11 銷軸工作簡(jiǎn)圖
因此銷軸的強(qiáng)度是足夠的,其尺寸符合要求。
4.3 輸入軸的強(qiáng)度校核
軸在載荷作用下,將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進(jìn)行州的強(qiáng)度校核時(shí),應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計(jì)算方法,并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此,輸入軸受到彎矩和扭矩,按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算,其核算公式為:
式中: ——軸的計(jì)算應(yīng)力,MPa;
——軸所受的彎矩,N·㎜;
——軸所受的扭矩,N·㎜;
——軸的抗彎截面系數(shù),;
——對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力。
1)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(即力學(xué)模型)
在計(jì)算軸所受載荷時(shí),常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力,其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點(diǎn)的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來(lái)了。個(gè)支承處與應(yīng)力集中點(diǎn)之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖12。
2)做出彎矩圖
軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來(lái)的,而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出,圓周力為(節(jié)圓上)為=5897.78N,徑向力為=4931.31N,即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個(gè)個(gè)方程:
+=5897.78N
×50=×100
+=4931.31N
×50=×100
聯(lián)立以上四個(gè)方程可得出:=3931.85N,=1965.93N,=3287.54,=1643.77N。
彎矩,。
總彎矩為
3)做出扭矩圖
傳遞扭矩T=。
扭矩圖如圖
4)校核軸的強(qiáng)度
在軸上,偏心套聯(lián)接處為危險(xiǎn)截面(即截面B)如圖所示。對(duì)軸的抗彎截面系數(shù)的計(jì)算公式查課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-4得出=。由附圖可知d=45㎜,b=14㎜,t=5.5㎜,代入數(shù)據(jù)得出=7611.3。
在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力,故取,軸的計(jì)算應(yīng)力:
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-1得出。因此<,故安全。
圖12 輸入軸受力分析簡(jiǎn)圖
4.4 鍵的校核計(jì)算
所用到的三個(gè)鍵都是平鍵。設(shè)計(jì)中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié),但有沖擊,故用以下公式校核:
式中:T為傳遞轉(zhuǎn)矩(N·㎜),k——鍵與輪轂的接觸高度(),h——為鍵高(㎜);,b——為鍵寬(㎜);d——為軸徑(㎜)。
查得 ,則校核過(guò)程如下:
4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核
此處鍵(C型)傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩,即T=,b×h×L=10×8×53,l=L-b=43㎜ ,d=35㎜,故有:
故安全
4.4.2 偏心套處鍵的校核
此處鍵(A型)傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩,即T=,b×h×L=14×9×70,l=L-b=56㎜ ,d=45㎜,故有:
故安全
4.4.3 支座處鍵的校核
此處鍵(A型)傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩,即T=F·/2=1200000N·㎜,b×h×L=16×10×60,l=L-b=44㎜ ,d=53㎜,且采用雙鍵聯(lián)接,故有:
故安全
4.5 軸承的校核計(jì)算
根據(jù)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表7所示:
滾動(dòng)軸承的壽命校核計(jì)算公式:
式中n ——軸承轉(zhuǎn)速,r/min;
——軸承壽命指數(shù),對(duì)球軸承=3,對(duì)滾子軸承=10/3;
——壽命因數(shù),按表7-2-8選??;
——速度因數(shù),按表7-2-9選取;
——力矩載荷因數(shù),力矩載荷較小時(shí),,較大時(shí),;
——沖擊載荷因數(shù),按表7-2-10選?。?
——溫度系數(shù),由于卷?yè)P(yáng)機(jī)長(zhǎng)期在室外工作,工作溫度小于120°,故取。(查表7-2-11)(據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷)
。
表7 軸承代號(hào)及基本參數(shù)
型號(hào)
數(shù)目
基本參數(shù)
d
D
B
基本額定動(dòng)載荷/kN
GB/T276-1994
6211
2
55
100
21
43.2
GB/T276-1994
6208
2
40
80
18
29.5
GB/T276-1994
6220
1
100
180
34
122
GB286-81
3516
2
80
140
33
104
1)軸承6211(球軸承),與卷筒轉(zhuǎn)速相同,n=26.53r/min;查得=4.58,=1.073,=1.5,=1.2,則:
2)軸承6208(球軸承),與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對(duì)速度,故;且查得=4.58,=0.324,=1.5,=1.2,則:
而與銷軸盤(pán)聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同,n=960,則:
3)軸承6220(球軸承),n=26.53r/min;查得=4.58,=1.073,=1.5,=1.2,
4)軸承3516(滾子軸承),轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對(duì)速度,故;且查得=3.93,=0.363,=1.5,=1.2,則:
以上對(duì)軸承的校核說(shuō)明了所選的所有軸承都滿足要求。
5 卷筒主要尺寸的確定
卷筒結(jié)構(gòu)形式較多,按照制造方式不同可分為鑄造卷簡(jiǎn)和焊接卷筒
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