毕业设计卷扬机
慢 动 卷 扬 机 的 设 计
作者:王教领 指导老师:陈迎春 (安徽农业大学工学院 07机制 合肥230036)
摘要:本次设计的题目是卷扬机的设计。卷扬机由于结构简单、重量不大、移 方便,而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其 卷扬机的主要特点为:结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高,安装及撤除操作方便、启动平稳、故障率低、常见故障易处理、维护方便。我国许多卷扬机的设计是引进前苏联的技术,并在其基础上作了一些改进,本设计方案的主要特点: 该型采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动,Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1,通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4,把运动传到齿轮Z5上,齿轮Z5是行星轮系的中央轮(或称太阳轮),再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上,大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸,用于控制卷扬机滚筒运转。为了达到良好的均载效果,在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动方式。另外,变位齿轮的使用也可以获得准确的传动比,提高啮合传动质量和承载能力。本次设计主要对两级内啮合传动和一级行星轮传动、滚筒结构、制动器等进行了详细的设计。
关键词: 卷扬机;行星齿轮;行星传动;内啮合传动
1引言
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
2.1传动方案的分析
2.2钢丝绳的选择
2.2.1 根据GB/T8918-1996知,钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力确定, 按下式确定:
d=
式中d=钢丝绳最小直径mm C-选择系数mm/N1/2, 取C=0.1 S-钢丝绳最大静拉力N 则由公式上式知: d=22.36
所以选择钢丝绳直径d=22.5mm
型号为:6×19-22.5-170
2.2.2 钢丝绳的校核:
按拉伸静载荷进行计算S≤Sp/k=ψΣAζb 破断拉力和ΣAζb=32800N 则 0.85×32800/5=55760>50000 所以钢丝绳满足要求。 2.3 卷筒
2.3.1 确定卷筒的宽度 初选每层缠绕圈数Z=21 B=z×d/k1=21×22.5/0.95=497.36 式中:k1-钢丝绳排列不均匀系数 2.3.2 卷筒厚度:
对铸铁卷筒:厚度δ=0.02D+6-10=0.02×400+7=15mm
3 电动机的选取 3.1 系统的总效率 η=η1η2η3η4=0.843
式中:η1-一级行星轮传动效率,η1=0.97 η2-两级内齿轮传动效率,η2=0.97 η3-滚动轴承的传动效率,η3=0.99 η4 -卷筒钢丝绳缠绕效率,η4= 0.98 3.2 绳速的确定
V=
6.3400+22.5pn[D+d(2m-1)]3.14创
=0.14 =
10001000
3.3电机的选择
最大功率:P’=F×V=50000×0.14=7KW 电机轴上的功率:P=P’/η=7/0.843=8.3
根据以上计算,选取电机的参数如下: 型号:Y160L-6 额定功率:11KW 满载转速:730r/min
4 总传动比的计算及传动比的分配 4.1总传动比的计算: 由上面的选型及计算可知:
电机的转速 n电机=730 r/min卷筒转速 n输出=6.3 r/min 可得总传动比为:
i总=n电机/n输出 =730/ 6.3=115.8 4.2 传动比的分配
按三级传动,i i1i2i3,因此应进行传动比分配,分配的原则为: 1)使各级传动的承载能力大致相等,即齿面接触强度大致相等; 2)使减速机构获得最小的外形尺寸和重量; 3)使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。
由参考文献[4]表(13-5-5)及结合卷筒直径取i3=6.375 则i1=3.6, i2=5, i3=6.375
5 两级内齿圈的传动设计 5.1 Z1与Z2的传动设计
内齿圈的材料为20CrmnT,小齿轮采用20Cr,表面淬火加低温回火,硬度为HBS 1050~1100试验齿轮齿面接触疲劳极限 齿轮的加工为插齿,精度为7级。 5.1.1 确定主要参数及齿轮接触强度校核
由于属于低速传动,采用齿形角an=200,直齿轮传动,精度为6级,为提高承载能力,两级均采用直齿轮传动。
1 初步计算:T1=9.55×106×p/n=9.55×106×8.3/730=108582N.mm
[ζF1]=1090×0.7=763 [ζF2]=1080×0.7=756
小齿轮初取齿数为20,则由参考文献1公式12.21Fα=2.76图12.22取Ysα=1.53
模数m由强度计算或结构设计确定
m=A
则取m=2.5
d1=mz1=2.5×20=50 d2=50×3.6=180 z2=i z1=3.6×20=72 初步取齿宽为b=ψd1=0.4×50=20 2 校核计算
圆周速度:V=πd1n1/60×1000=π×50×730/60×1000=1.91m/s 精度等级:由表12.6取6级精度 使用系数KA:由 表12.9 KA=1.25 动载系数KV:由图12.9 KV=1.05
齿间载荷分配系数KHα: 由表12.10先求
Ft=
2T12´108582
==4343 d150
KAF1.25´4343t==271.4>100N/m b20
轾骣11ea=犏1.88-3.2?犏2072桫臌
=1.68
由表12.10得KHα=KFα=1.2 齿向载荷分布系数,由表12.11
轾骣bKFb=A+B犏1+6.7犏d1桫犏臌
2
+c10-3b
其中A=1.05 B=0.16 所以KFβ=1.14
动载系数K K=KAKVKHαKFβ=1.25×1.05×1.2×1.14=1.8 弹性系数 由表12.12 ZE=189.8mpa1/2
节点区域系数 ZH :由图12.16 ZH=2.5 接触最小安全系数SHmin 由表12.14 SHmin=1.05
总作用时间NL1=60γnt=60×730×8×5×300=5.25×108
NL2=
NL1
=1.75 108 3.6
H1
许用接触应力:[ζH] [ζ1500
]=ζ
Hlim1
ZN1/SHmin=1500×1.05/1.05=
[ζ=
1578
sH=ZeZEZH2
]=ζ
Hlim2
ZN2/SHmin=1480×1.12/1.05
=1134.72<[sH1] 5.1.2 齿轮弯曲强度校核 重合度Yε=0.25+0.75/ε
α
=0.25+0.75/1.68=0.696
齿间载荷分配系数KFα: 由表12..10 KFα =1/0.696=1.437
齿间载荷分配系数KFβ:b/h=20/(2.5×2.25)=3.56 由图12.14KFβ=1.1 载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1.437×1.1=2 齿形系数由表12.21 YFα1 = 2.8 YFα2=2.25
应力修正系数YSα: 由图12.22 YSα1 =1.53 YSα2=1.76 弯曲疲劳极限ζ
Flin:
ζFlin1 = 1070 ζFlin2=1050
弯曲最小安全系数SFmin: 由表12.14 SFmin =1.25
应力循环次数:NL1 = 5.25×108 NL2=NL1/3.6=1.75×108 弯曲寿命系数: YN 由图12.24 YN1= 0.92 YN2 =0.94 尺寸系数 由图12.25 YX=1.0 许用弯曲应力[ζF]:[ζ [ζ验算:ζ
F1]= YX YN1ζFlin1/SFmin=1070×0.92×1/1.25=787.52 F2]= YX YN2ζFlin2/ SFmin=1050×0.94×1/1.25=789.6
F1=2KT1 YFα1 YSα1Yε
F1]
/bd1m=2×2×108582×2.8×1.53×0.696/(20×50
×2.5)=513.5mpa﹤[ζ ζ
F2=ζF1 YSα2YFα2/YFα1 YSα1=474.66mpa﹤[ζF2]
传动无严重过载,故不作静强度校核。
5.2 Z3与Z4的传动设计
5.2.1齿轮参数确定及接触疲劳强度校核
1 初步计算:T1=9.55×106×p/n=9.55×106×7.88/202.78=372033N.mm [ζ
F1]=1090×0.7=763
[ζF2]=1080×0.7=756
小齿轮初取齿数为20,则由参考文献1公式12.21Fα=2.76图12.22取Ysα=1.53
模数m由强度计算或结构设计确定
m=A则取m=3.25
D3=mz3=3.25×20=65 d4=65×5=325 z4=i×z1=5×20=100 初步取齿宽为b=ψd3=0.4×64=26 2 校核计算
圆周速度:V=πd3n3/60×1000=π×65×202.78/60×1000=0.689m/s 精度等级:由表12.6取6级精度 使用系数KA:由 表12.9KA=1.25 动载系数KV:由图12.9 KV=1.03
齿间载荷分配系数KHα: 由表12.10 先求 Ft=2T3/d3=2×108582/65=11447
KAFt/b=1.25×11447/26=550.3>100N/m ε
α
=[1.88-3.2×(1/20-1/100)]=1.77
由表12.10 得 KHα=KFα=1..2 齿向载荷分布系数,由表12.11 KFβ=A+B[1+6.7(b/d1)2]+c10-3b 其中A=1.05 B=0.16 所以KFβ=1.14
动载系数K K=KAKVKHαKFβ=1.25×1.03×1.0×1.14=1.47 弹性系数 由表12.12 ZE=189.8mpa1/2
节点区域系数 ZH :由图12.16 ZH=2.5
接触最小安全系数SHmin 由表12.14 SHmin=1.05
总作用时间:NL3=60γnt=60×202.78×8×5×300=1.45×108 NL4=NL3/5=2.9×107
ZNL3= 1.26 ZNL4=1.42
许用接触应力: [ζH] [ζ
H3
]=ζ
Hlim3
ZN3/SHmin=1500×1.26/1.05=1785.7
[ζ
H2
]=ζ
Hlim4
ZN4/SHmin=1480×1.42/1.05=2001.5
H3
ζH=ZεZEZH[2KT1×(u+1)/(bd1×u)] 1/2=1410.55<[ζ5.2.2 齿轮弯曲强度校核 重合度Yε=0.25+0.75/ε
α
]
=0.25+0.75/1.77=0.67
齿间载荷分配系数KFα: 由表12..10 KFα =1/0.67=1.49
齿间载荷分配系数KFβ:b/h=26/(2.5×2.25)=5.625 由图12.14KFβ=1.12 载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1.0×1.12=1.44 齿形系数由表12.21 YFα3= 2.8 YFα4=2.25
应力修正系数YSα: 由图12.22 YSα3 =1.53 YSα4=1.76 弯曲疲劳极限ζ
Flin:
ζFlin3 = 1070 ζFlin4=1050
弯曲最小安全系数SFmin: 由表12.14 SFmin =1.25
应力循环次数:NL3 = 1.45×108 NL4=NL3/3.6=2.9×107 弯曲寿命系数: YN 由图12.24 YN3= 0.9 YN4=1.02 尺寸系数 由图12.25 YX=1.0 许用弯曲应力[ζF]:[ζ [ζMpa 验算:ζ
F1=2KT3 YFα3 YSα3Yε
F3]
F1]= YX YN1ζFlin1/SFmin=1070×0.9×1/1.25=770.52Mpa F2]=
YX YN2ζFlin2/ SFmin=1050×1.02×1/1.25=856.8
/bd3m=2×1.44×372033×2.8×1.53×0.67/(26×
65×3.25)=559.9Mpa﹤[ζ ζ
F2=ζF3YSα4YFα4/YFα3 YSα3=517.5mpa﹤[ζF4]
传动无严重过载,故不作静强度校核。 注:以上两对内齿圈设计公式均参考文献[1]
6 行星齿轮的传动设计
6.1.计算
B
由参考文献[4](表13-5-5)选择行星轮数目,取CS=3,由于iAX=6.3750距
可能达到的传动比极限较远,所以可以不检验邻接条件。
确定各轮齿数,按行星轮传动中配齿公式进行计算:
B
iAXZA
=c (6-1)
Cs
6.375⨯ZA
=35 3
所以 ZA=17
ZB=cCS-ZA=35⨯3-17=88
'ZC=
11
(ZB-ZA)=(88-17)=35 22
B
式中iAX—行星轮减速比;
ZA—行星轮中心轮齿数;
c—NGW行星齿轮齿数组合中行星轮齿数;
ZB—行星轮内齿轮齿数;
'
—行星轮轮齿数。 ZC
表2-1 行星轮数目与传动比的关系
6.2.按接触强度计算AI-CI传动的中心距和模数 输入转矩
TI=9550
PI7.43=9550=1766.7N⋅m nI40.16
式中TI—电动机输入转矩(N⋅m);
PI—电动机功率(kW);
nI—电动机转速(r/min)。
设载荷不均匀系数Kc=1.1,由参考文献[4]中(P13-402)在一对中心轮和行星轮(A-C)传动中,中心轮传递的转矩
TAI=
TI1830.5KCI=⨯1.1=647.8N⋅m CSI3
式中TAI—中心轮转矩(N⋅m);
KCI—载荷不均匀系数。 齿数比
u=
ZCI35
==2.06 ZAI17
中心轮和行星轮的材料用20CrMo渗碳淬火,齿面硬度60~62HRC(中心轮)和56~58HRC(行星轮)σHlim=1500N/mm2
σHP=0.9σHlim=0.9⨯1500=1350N/mm2
取齿宽系数φa=0.2,载荷系数K=2 根据齿面强度计算公式计算中心距:
aI=Aa(
u+1 =483⨯2.06+1106.625mm (6-2)(
)式中Aa—钢对钢配对的齿轮副常系数;
m=
2a106.625⨯2
==3.98mm
zA+zC17+35
所以取m=4mm。
则AI-CI传动的未变位时的中心距
aACI=
m4
(ZAI+ZCI)=(17+35)=104mm 22
'
按预取啮合角aAC=22︒30',可得AI-CI传动中心距变动系数
γAC
⎛cosα⎫1⎛cos20︒⎫1
=(ZAI+ZCI) -1=17+35-1()⎪ ⎪=0.445 '︒'
2cosα2cos2230⎝⎭AC⎝⎭
AC
则中心距 aI'=aACI+γ
⨯m=104+0.4⨯45=4 78mm105.
取实际中心距(圆整值)aI'=106mm。
'
6.3.计算AI-CI传动的实际中心距变动系数γAC和啮合角αAC
γAC
aI'-aACI106-104
===0.5
m4
'
cosαAC=
aACI104
cosα=cos20︒=0.921963 'aI106
'︒'''
所以 αAC 7=2247
6.4.计算AI-CI传动的变位系数
x∑AC
'
invαAC-invα0.022381-0.014904
=(ZAI+ZCI)=(17+35)=0.534
2tanα0.7279
用参考文献[4]中(图13-1-4)校核,z∑AC,x∑AC,在许用区内,可用。 分配变位系数xA=0.314
xC=x∑AC-xA=0.534-0.314=0.22
'
6.5.计算行星轮和内齿圈(CI-BI)传动的中心距变动系数γCB和啮合角αCB
CI-BI传动的未变位时的中心距:aCB=则
m4
(ZBI-ZCI)=(88-35)=106mm 22
γCB=
α'-αCB
m
=
106-106
=0 4
所以
'α=20︒
CB6.6.计算CI-BI传动的变位系数
因为 α'
CB=20︒
所以 x∑CB=0
xB=x∑CB+xC=0.22
6.7.几何尺寸计算
根据几何尺寸计算公式,计算各个齿轮分度圆直径:
dAI=mzAI=4⨯17=68mm
dBI=mzBI=4⨯88=352mm dCI=mzCI=4⨯35=140mm
式中 dAIdBIdCI—分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径;
zAIzBIzCI—分别是中心轮、内齿轮和行星轮的齿数。 计算各个齿轮齿顶高: 计算齿顶高变位系数
∆γAC=(xIA+x
IC
)-γ
A=C
(0.31+40.)-
22=0.5 0.∆γCB=(xCI-xBI)-γCB=(0.22-0.22)-0=0
计算A-C*
II传动时中心轮和行星轮齿顶高,取齿顶高系数ha=1 h*
aAI=(ha+xA-γ∆)
AC
m(=10+.314-0.)034⨯
=4 h*
aCI=(ha+xC-γ
∆)
AC
m(=1
0+.22-0.)034⨯4=
计算CI-BI传动时内齿轮和行星轮齿顶高
h*
aCI=(ha+xC-∆γCB)m=(1+0.22-0)⨯4=4.88mm
054 .34 . 1 2 mm 7 4 m m
*
-xB-∆γCB)m=(1-0.22-0)⨯4=3.12mm haBI=(ha
由于在行星传动中,行星轮主要与中心轮啮合,而与内齿轮的啮合精度不要求太高,所以选haCI=4.74mm [4]。
表6-2 齿轮传动几何尺寸计算 /mm
计算各个齿轮的齿根高 齿根系数取标准值c*=0.25
*
hfAI=(ha+c*-xA)m=(1+0.25-0.314)⨯4=3.74mm *hfBI=(ha+c*+xB)m=(1+0.25+0.22)⨯4=5.88mm *hfCI=(ha+c*-xC)m=(1+0.25-0.22)⨯4=4.12mm
各个齿轮的齿顶圆直径
daAI=dAI+2haAI=68+2⨯5.12=78.24mm daBI=dBI-2haBI=352-2⨯3.12=345.76mm daCI=dCI+2haCI=140+2⨯4.74=149.49mm
各个齿轮的齿根圆直径
dfAI=dAI-2hfAI=68-2⨯3.74=60.51mm
dfBI=dBI+2hfBI=352+2⨯5.88=363.76mm dfCI=dCI+2hfCI=140+2⨯4.12=148.24mm
计算齿轮的齿宽宽度
取齿宽系数φd=0.8,所以bA=φddA=0.8⨯68=54.4mm 圆整后取BAI=55mm;BCI=50mm。
6.8.验算AI-CI传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度 (1)AI-CI传动的齿面接触强度校核
计算中心轮接触应力σH(参考文献[4]中P13-132 表13-1-123)
⎡Fu±1⎤
⨯⨯KAKVKHKB⎥Ha⨯ZZZ σH=⎢ (6-3) H∑ E
dbu⎣AI⎦
12T
FI=⨯
3d
P8.43
T=9550=9550⨯=2005N⋅m
n1475
1/2
dAI=68mm
12⨯2005FI=⨯=19.66KN
368
dAI=68mm bAI=55mm u=2.06
传动精度系数C=-0.5048ln(zAI)-1.144ln(m)+2.852ln(fpt)+3.32
其中zAI=17 m=4 fpt=36 (由文献[4]中P13-64 表13-1-49 其中fpt 为齿
距极限偏差)
C=-0.5048ln(17)-1.144ln(4)+2.852ln(36)+3.32=9.4841
动载系数 kv =
B
1
(6-4) AA+200V
1.B0式中 A=50+56(-
B=0.25(C-5)0.667
1
πdAn1(1-)3.14⨯68⨯40.16(1-1)
iI
=0.1206ms V==
1000⨯601000⨯60
B=0.25(9.4841-5.0)0.677=0.68
A=50+56(1-0.68)=67.92
动载系数
Kv=
==0.9024
使用系数选择 KA=1.75 KHα=1.2 KHβ=1.45 ZH=1.8 ZE=189. 8
Z∑ =0.9 KV=1.28 ZH=1.8 ZE=189.8 Z∑=0.9
则
σH=
1.8⨯189.8⨯0.9=1239.9N/mm2计
算中心轮许用接触应力σHP
σHP=
σHG
SHmin
σHG=σHlimZNTZLZVZRZWZX
得 σHP=
σHLiZZVZZm⨯nZZLR
SHmin
W
X (6-5)
2
分别选取 σHLim m Zn=1.1 ZVZRZL=1 =1500N/m
SHmin=1.25 ZW=1 ZX=1.0
所以 σHP=
150⨯01⨯.1⨯⨯1112
=1320N/m m
1.25
σH=1239.9
安全系数 SHlim=所以强度符合要求。 计算行星轮接触应力σH
⎡Fu±1⎤σH=⎢⨯⨯KAKVKHBKHa⎥
u⎣dCIb⎦
1/2
1320
=2.9(72.97>1.25) 443.9
⨯ZHZEZ∑
12⨯2005FI=⨯=19.66KN
368
计算得 dCI=140, b=50,u=2.06
取KA=1.75 KV=1.28 KHβ=1.2 KHa=1.0 ZH=1.8 ZE=189.8 Z∑=1
⎡Fu±1⎤
⨯⨯KAKVKHKB⎥Ha⨯ZZZ故 σH=⎢H∑ E
dbu⎣CI⎦
1/2
⎡196602.06+1⎤=⎢⨯⨯1.75⨯1.28⨯1.2⎥⨯1.8⨯189.8⨯0.9
2.06⎣140⨯50⎦
=870.225N2/ mm
1/2
计算行星轮许用接触应力σHP=
σHLimZn⨯ZLZVZRZWZX
SHmin
2
分别选取 σHlim=1500N/m m ZN=1.1 SHmin=1.25 ZX=1.0
ZVZLZR=1 ZW=1.0 σHP=
150⨯01⨯.11.02
=1320N/m m
1.25
σH=870.225
SHmin=
1320
=1.52
870.225
所以强度符合要求。
6.8AI-CI传动的齿根弯曲强度校核
计算中心轮齿根应力(参考文献[4]中P13-112 表13-1-111)
σF=σF0KAKVKFβKFα σF0=
F
YFYSYβ bmn
KYαFFaYSaYe
(6-6)
得 σF=
FKAKVKβF
bm
F=19660N b=55mm m=4
取 KV=1.2 8 KFβ=KHβ=1.45 KFa=KHa=1.2 YFa=2.75 YSa=1.7
Ye=0.25+
0.750.75
=0.25+=1.35 ∑0.68
σF=
2540
⨯1.75⨯1.28⨯1.45⨯1.2⨯2.75⨯1.7⨯1.35=284Nmm2 55⨯4
计算中心轮齿根许用应力
σFP=
σFG
SFmin
σFG=σFlimYSTYNTYδrelTYRrelTYX
得 σFP=
δFliYYδTYrδeltYmsYtN
SFmin
relT
X (6-7)
据文献[4]得σFlim=500(P13-126 图13-1-53)
SFmin=1.25(P13-111 图13-1-31) YSt=2(P13-132 表13-1-123) YNT=1.0(P13-128 表13-1-118下注)
Yδrelt= YSt⨯0.2+0.6=1(P13-130 表13-1-221) YRrelT=1(P13-130) YX=0.98(P13-129)
σFP=500⨯2⨯1⨯1⨯1⨯=mm2
SFmin=
800
=2.82>1.25 284
所以符合要求。
计算行星轮齿根应力 因 σF=
FKAKVKβF
bm
KYαFFaYSaYe
F=2540N b=50 m=4
取 KA=1.25 KV=1.05 KFβ= 1.25 KFα=KHα=1.05 YSα=1.4
YFa=2.35 Ye=1.05
σF=
196602
⨯1.25⨯1.05⨯1.25⨯1.05⨯2.35⨯1.4⨯1.05=585mm 50⨯4
计算行星轮齿根许用应力 因 σFP=
δFliYYδTYrδeltYmsYtN
SFmin
SFmin=
relT
X
=800m m
2
800
=1.36>1.25 585
所以符合要求。
6.9.验算 CI-BI传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
由于NGW 型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外 CI-BI传动为内啮合,啮合,故传动的校核可以省略。
七 主轴的设计计算 7.1 轴Ⅱ的设计校核 7.1.1轴的材料的选定
选用40Cr钢,表面硬化处理,可查得材料力学性能为: [ζ
-1b]= 800Mpa -1b] = 75 Mpa
[ζ [ζ
+1b]= 270 Mpa 0b]= 130 Mpa
[ζ
7.1.2 轴直径的初步估算
初步估算轴径,材料为40Cr钢,查表取A=105,则轴的输出端直径
d³
式中:p=7.9kw n=202.78r/min 考虑有键槽,轴径应增大4%~5% 所以,取dmin =40 mm 7.1.3轴的结构设计
轴的结构设计见图(7.1)所示
水平面
Ft2=
11506⨯(50+84)-4343⨯(35+84)
=12202
84
Ft1=3647
水平面受力及弯矩图如(7.2)和(7.3) 垂直面内计算支反力:Fr2=
4187⨯(50+84)-1581⨯(35+84)
=4439N
84
Fr1=1329N
垂直面受力及弯矩图如(7.4)和(7.5)及合成弯矩如图(7.6)转矩如图(7.7) 当量弯矩如图(7.8) 则最大弯矩处:
d2所以强度符合。 7.2 轴Ⅲ的设计校核 7.2.1轴的材料的选定
选用40Cr钢,表面硬化处理,可查得材料力学性能为: [ζ
-1b]= 1000Mpa -1b] =90 Mpa
==42<50
[ζ+1b]= 330 Mpa
[ζ [ζ0b]=150Mpa
7.2.2 轴直径的初步估算
初步估算轴径,材料为40Cr钢,查表取A=105,则轴的输出端直径
d³
式中:p=7.6kw n=40r/min 考虑有键槽,轴径应增大4%~5% 所以,取dmin =40 mm 7.2.3轴的结构设计
轴的结构设计见图(7.1)所示
计算垂直支反力:Ft1=
11506⨯(79+41)+53606⨯40
=
49200N
41
Ft2=15912N(7.11) 弯矩如
水平面内受力分析:Fr1=
4187⨯(79+41+40)+20042⨯40
=18168N
41+40
Fr2=6061N 弯矩如(7.13)
合成弯矩如(7.14)转矩如(7.15)当量弯矩如(7.16)
d3=
=50
八 轴承的设计 8.1调心滚子轴承
行星轴直径d =75mm为了无多余约束的均载机构的需要,其上调心滚子轴
承选用代号为22315c的轴承。其主要参数为: d =75 mm D =160 mm B =55 mm Cr =342kN
L10h
106cε=()h (10-1) 60np
式中:L10h—以小时数(h)表示轴承的基本额定寿命(可靠度为90%) n—轴承工作转速,r/min C—基本额定动载荷,N P—当量动载荷,N
ε—寿命指数,对滚子轴承ε =
10 3
由于该轴承轴向受力可忽略不计,只受径向载荷,所以 P =Fr =2Ft =39.32N n=730/3.6×5= 40.56r/min
Cr =73.2 kN
由公式(10-1)可得
L10h=106/60n(c/p)εh=106/60n×(162000/39320) 10/3 =276604
L10h > Lh' =120000h
8.2深汮球轴承
减速器中所用的深汮球轴承按从左到右、从上到下的顺序分别为轴承Ⅰ、Ⅱ、
Ⅲ、Ⅳ。根据结构和承受的载荷需要。它们的型号选择及其校核计算如下: 1、Ⅰ轴承两对,型号为6006,其主要参数为: d =30 mm D =55 mm B =13 mm Cr =13.2 kN
由于该轴承轴向受力可忽略不计,
P =Fr =Fttan200 =4343N×0.36=1581N n=n电机/i=730/3.6=202.78
L10h=106/60n(c/p)εh=106/60n×(13200/1581) 3 =48020
L10h > Lh' =12000 h
2、Ⅱ轴承两对,型号为6012,主要参数块为: d =60mm D =95 mm B =18mm Cr =31.5kN Fr=4187+1581=5768 n=n电机/i=730/18=40.12 由公式(10-1)可
L10h=106/60n(c/p)εh=106/60n×(31500/5768) 3 =67661
L10h > Lh' =120000h
3、Ⅲ轴承两对,型号为6014,其主要参数为: d =70 mm D =125 mm B =24 mm Cr =60.8 kN
由于两对轴承双并列用,所以轴向力不计,所以每对轴承的当量动载荷
P =Fr =Fttan200 =51.88×0.36=18.68N n=n电机/i=730/18=40.12
L10h=106/60n(c/p)εh=106/60n×(60800/18680) 3 =14155
L10h > Lh' =12000 h
4、Ⅳ轴承两对,型号为6210,其主要参数为: d =50 mm D =90 mm B =20mm Cr =35 kN 轴承的当量动载荷为: P=6061N
n=n电机/i=730/18=40.12 由公式(10-1)可
L10h=106/60n(c/p)εh=106/60n×(35000/6061) 3 =79048
L10h > Lh' =120000h
九 制动器的设计计算
制动器的工作是以关掉电动机电源为前提的。因此,制动的实质就是由外力所产生的摩擦阻力矩来克服机器的惯性力矩。在这里就是由外力产生的摩擦阻力矩来克服机械传动以及负载的惯性力矩。 9.1制动器的作用与要求 9.1.1制动器的作用:
1)在卷扬机停止工作时,能可靠的刹住卷扬机,并继续保持这种制动状态,即正常停车制动。
2)在发生紧急情况时,能迅速而合乎要求的刹住卷扬机,即安全制动。 9.1.2制动器的要求:
1)安全、可靠;
2)动作迅速、有效;
3)结构简单、重量轻、尺寸小; 4)安装、使用及维护方便。 9.2制动器的类型比较与选择 9.2.1制动器的类型有:
1)带式制动器; 2)抱闸式制动器; 3)盘式制动器。 9.2.2制动器的选择
带式制动器在非工作状态时,为了消除制动带与制动轮之间的摩擦,必须置有制动带的张紧结构。在此不可取;至于盘式制动器,最宜工作于制动轮的端部,且结构复杂。我们这里的制动轮位于电动机与减速器之间,不宜采用盘式制动器。因此我们采用抱闸式制动器。另外,卷扬机工作在井下,要具备防爆功能。若用电力制动,必须配置防爆电器,这样会使结构复杂化。同时提高了成本,因此我们不用电力制动。同时,卷扬机为纯机械式的,也不宜用液压制动,也省去一整套液压系统,有利于结构的简单化,降低成本。综合上所述,我们决定采用外抱带式制动器。
外抱带式制动器,结构简单、紧凑,包角大,一般接近360°。与带式制动器相比,其制动轴不受弯矩力,占用空间小,制动所需外力小,非常适合于手动操作的小型设备制动中。
9.2.3外抱闸式制动器结构
外抱带式制动器常用于中、小载荷的起重、运输机械中,手把是用来操纵制动带进行制动或松开制动带。止动板的作用是当制动带在抱紧动轮时,制止整个制动器随制动一起转动;还起着当制动器松开后,制动带与制动轮之间最小退距的调整作用。调节螺栓的作用是调节制动带与制动轮的抱紧程度及因制动带磨损而造成制动力矩下降。两个调节螺母的作用是与调节螺栓一起相配合来调节制动力矩,并在当制动力矩调整合适后,把调节螺栓与框架紧固成一体。制动器与钢带之间常用铝制带在磨损后很方便地从钢带上拆卸下来。销座及丁字板与钢带之间是用钢制铆钉铆接在一起,其目的是为了增加坚固性。
10 主要零件的技术要求
10.1对齿轮的要求
10.1.1齿轮精度
1)精度等级
行星齿轮传动中,一般多采用圆柱齿轮,若有合理的均载机构,齿轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度vX来确定。通常与普通定轴齿轮传动的齿轮精度相当或稍高。一般情况下,齿轮精度应不低于8-7-7级。对于中、低行星齿轮传动其太阳轮和行星轮精度不低于5级,内齿轮精度不低于6级。齿轮精度的检验项目及极限偏差应符合GB/T10095-1988《渐开线圆柱齿轮精度》的规定。
2)齿轮副的侧隙
齿轮啮合侧隙一般应比定轴齿轮传动稍大,并以此计算出齿厚或公法线平均长度的极限偏差,再圆整到GB/T10095-1988所规定的偏差代号所对应的数值。
3)齿轮联轴器的齿轮精度
一般取8级,其侧隙应稍大于一般定轴齿轮传动。 10.1.2对行星轮制造方面的几点要求
由于行星轮的偏心误差对浮动量的影响最大,因此对其齿圈径向跳动公差应严格要求。在成批生产中,应选取偏心误差相近的行星轮为一组,装配时使同组各行星轮的偏心方向对各自中心线(行星架中心与该行星轮轴孔中心的边线)呈相同角度,这们可使行星轮的偏心误差的影响了降到最小。在单件生产中应严格控制齿厚,如采用具有砂轮自动修整和补偿机构的磨齿机进行磨齿,可保证砂轮与被磨的相对位置不变,即可控制各行星轮齿厚保持一致。对调质齿轮,并以滚齿作为最终加工时,应将几个行星轮安装在一个心轴上一次完成精滚轮中的一个齿槽互相对准,使齿槽的对称线在同一轴平面内,并按装配条件的要求,在图纸上注明装配标记。
10.1.3齿轮材料和热处理要求
行星齿轮传动中太阳轮同时与几个行星轮啮合,载荷循环次数最多,因此在一般情况下,应选用承载能力较高的合金钢,并采用表面淬火、渗氮等热处理方法,
增加其表面硬度。在NGWT和NGWN传动中,行星轮C同时与太阳轮和内齿轮啮合,齿轮受双向弯曲载荷,所以常选用太阳轮相同的材料和热处理。内齿轮强度一般裕量较大,可采用稍差一些的材料。齿面硬度也可低些,通常只调质处理,也可表面淬火和渗氮。
毕业设计总结
经过三个月紧张的毕业设计,我终于完了卷扬机的设计,这次设计着重对卷扬机中减速器中行星轮传动部分做了详细的分析、计算。
在这次毕业设计过程中我查阅了大量的有关资料,这是对我的查阅资料的能力作了一次全面的检验。在设计过程中我充分利用了书本上的知识,大胆对以往的设计进行改进、创新。经过指导老师的多次指导,和对设计内容的多次修改,最终确定了设计方案。在指导老师的帮助下,检查出了图纸和计算中的一些错误,并作出了相应的修改,在这个过程中,有过很多失败的经历,在失败中我吸取了经验教训,进一步培养了我对机械行业的兴趣,也锻炼了我不怕吃苦、不轻言放弃的精神。
在毕业设计中我自始自终才能全身心地投入,由于这学期基本没有其它学习任务,所以我始终把设计放在第一位。虽然设计过程中碰到了比较多的困难,但我都在指导老师的指导和鼓励下一一克服了,正是在指导老师的帮助下我才能够顺利完成这次设计。
然而在这次毕业设计过程中也暴露了不少问题。如在知识方面,机械绘图过程中发现制图基本功不够太扎实,容易产生一些细节上的错误,考虑问题不够全面;在个有素质能力方面,发现自己有时候容易产生急躁情绪,缺乏足够的耐心。 毕业设计中所得到的心得体会,经验教训我会在将来的工作实际中吸取教训,克服困难,努力提高自己。
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