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手拉葫蘆設計說明書目錄一、 設計任務1二、 任務分析1三、 結構與原理1四、 起重吊鉤的選擇2五、 起重鏈條、鏈輪的設計及計算4六、 傳動系統(tǒng)的設計6（1） 傳動比的分配6（2） 傳動類型的選擇及簡圖7（3） 配齒計算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） 裝配條件的驗算15（8） 傳動效率的計算15（9） 齒輪結構的結構設計17（10） 齒輪的強度校核18七、 制動系統(tǒng)的設計21（1） 棘輪與棘爪的設計計算與強度校核21（2） 摩擦片的選擇與計算24 八、 驅動軸的的設計計算與校核26九、 行星齒輪軸的計算與校核29十、 行星架的設計32十一、 起重鏈輪的校核33十二、 機架的設計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37手拉葫蘆設計說明書規(guī)格：起重量0.5噸。一、設計任務：起重量0.5噸的手拉葫蘆。二、任務分析：手拉葫蘆也稱倒鏈，在工程中廣泛用于對構件的吊裝或機具的安裝，其具有短時間斷工作的特性。手拉葫蘆有蝸桿式和齒輪式，此次設計采用-型行星傳動機構，具有較大的傳動比，采用了棘輪機構用于防止起重鏈輪逆轉，導致不安全事故。三、結構組成：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.驅動機構10.起重鏈輪11.起重鏈其工作原理如下：提升重物時，拉動手拉鏈，手鏈輪由螺紋旋向摩擦片，使摩擦片、棘輪壓為一體，如剛性連接一樣轉動。此時棘爪在棘輪齒上滑過，制動機構起著聯(lián)軸器的作用。一旦停止操作，重物欲拽動長軸反轉，但棘爪卡住棘輪，機構呈制動狀態(tài)，使重物停止不動。下降重物時，反向拉動手拉鏈，由于手鏈輪反向微量轉動，使摩擦片間的軸向壓力降低，制動力矩下降，摩擦片打滑，此時棘爪仍卡住棘輪不動，重物徐徐下降。一旦停止拉動，重物欲動長軸繼續(xù)下降，制動器座由螺紋旋向摩擦片，使摩擦片、棘輪、手鏈輪和制動器座再次壓為一體，被棘爪卡住，機構再次進入制動狀態(tài)，使重物停止不動。如此反復，即能完成重的的升降作業(yè)。停止拉動手拉鏈條，則棘爪抵住棘輪，制止逆轉，使重物準確地停在某一位置。需要卸載時，按相反的方向拉動手拉鏈條而驅動手拉鏈輪反轉，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)吊鉤的機械性能的強度等級和機構工作級別下，選擇起重吊鉤，選擇鉤號010，起重量為0.5t。（GB/T1005.11988）五、起重鏈的選擇：起重鏈條一般用焊接環(huán)鏈，鏈條按強度高低分成不同等級。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）；N懸掛吊重的鏈條支數(shù)；Q=mg=500Kg10=5000(N)N=1QP=5000(N)選擇鏈條應根據(jù)最大工作載荷及安全系數(shù)計算鏈條的破壞載荷Qd，以Qd來選擇鏈條。選擇鏈條應使QdnQp (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 =4.55000=22500N=22.5KN31.6KN名義直徑=5mm 直徑公差- 0.10 0.30Q=5000(N)N=1QP =5000N優(yōu)選節(jié)距P（內長） 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起重鏈輪的設計：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導向側緣直徑窩眼槽底寬度P=15mmW=17 mm=31.6 =80 KN=45Do=39.6mmt=42.6mmB1=18.7mmB2=20.4mmDg=19.2mmDw=19.2mmDc=42.6mmD=55mmB1=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、傳動系統(tǒng)的設計（1）傳動比的分配預設手的拉力為300N，計算行星裝置的傳動比i，式中 起重鏈輪的節(jié)圓直徑 mmDs 手拉鏈輪的節(jié)圓直徑 mm傳動系統(tǒng)的總效率（不包括機外游動鏈輪組）取=0.84傳動比繞上起重鏈輪處的最后一個鏈節(jié)上的拉B2=18.7mmb1 =4mmb2 =4mmr1=2.5mmr2=3mmr3=9.35mme=3.6mmH=14.57mm力，其值為其中Q額定起重量Go吊鉤組重量lt起重鏈條自重鏈輪組中每個鏈輪的效率，.起重鏈條的倍率，單根鏈條的倍率為預設起重鏈輪直徑與起重鏈輪直徑的比值為z/Ds=1/3，人的手拉力為300N=5000N則行星傳動機構的傳動比傳動比（2）傳動類型的選擇及簡圖已知手拉鏈輪的輸入轉速為r/min,傳動比6.613，并且手拉葫蘆具有短時間間斷工作的特點，其結構緊湊，手拉鏈輪運行較平穩(wěn)。選擇行星齒輪傳動中的-（）型行星齒輪傳動結構，由于載荷較小，選取兩個行星輪。其結構簡圖如下：Plt=5000Ni=6.613太陽輪.行星輪.內齒圈（3）進行行星齒輪傳動的配齒計算據(jù)（）型行星齒輪傳動的傳動比按其配齒計算公式可求的中心輪1，行星齒輪2，內齒圈3的齒數(shù)Z1,Z2,和Z3?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸較小，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，np帶入公式求得行星輪和內齒圈的齒數(shù)。內齒圈齒數(shù)取行星輪齒數(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，如果采用角變位的傳動時，行星輪的齒數(shù)應按照如下公式計算，即當為偶數(shù)，可取齒數(shù)修正量為Z1=10-，此時，通過角變位后，既不增大該行星傳動的徑向尺寸，又可改善-嚙合齒輪副的傳動特性。所以，求得行星齒輪的齒數(shù)驗算其實際傳動比其傳動比誤差為故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動的實際傳動比為.。最后確定該行星傳動的各輪的齒數(shù)為，和。（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力。中心輪和內齒圈3，均采用r調質，行星輪采用號鋼正火。由表6-2查得齒面硬度達到HBS1=260HBS，2，中心輪和行星輪的加工精度為8級，由圖查得()，45號鋼正火（）內齒輪的加工精度也為8級。 Z2=22HBS1=260HBS2按齒面接觸疲勞強度估算齒輪尺寸，即按式（14-1）計算中心距式中 u=2.2,Ja=480(表14-36)?？紤]到速度較慢，運行比較平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.2, 取齒寬系數(shù).（表14-3）。取，則pa 。中心輪傳遞的扭矩（表-）將以上數(shù)據(jù)帶入a的計算公式中計算模數(shù)m取模數(shù)m=3mm（5）嚙合參數(shù)計算在兩個嚙合齒輪副1-2 2-3 中，其標準中心距a為K=1.2.paT=14.97N.mA=49.43mmm=3mm由此可見，二個齒輪副的中心距不相等，且a23a12 因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件，為使該行星傳動滿足給定的傳動比i=6.613的要求，又能滿足嚙合條件傳動的同心條件，即應使各齒輪副的相等，則必須對該2K-H 型行星傳動進行角變位。根據(jù)各標準中心距的關系a23a12 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(行星齒輪傳動設計課本公式4-19) 公式（4-22）計算該2K-H型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)，對各齒輪幅的嚙合參數(shù)計算如下：2K-H型行星傳動嚙合參數(shù)計算1-2齒輪副采用正變位，其嚙合參數(shù)如下：中心距變動系數(shù)嚙合角變位系數(shù)和齒頂高變動系數(shù)=51mm重合度2-3齒輪副采用高變位，其嚙合參數(shù)如下中心距變動系數(shù)嚙合角變位系數(shù)和齒頂高變動系數(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=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，該齒輪副變位的目的是為了改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副，故其變位方式應采用高度變位，即，則可得內齒輪的變位系數(shù)為（6）齒輪幾何尺寸計算對于該-（）型行星齒輪傳動可按照以下公式進行其集合尺寸的計算：（）-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 關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓的計算：已知模數(shù)m=3mm,插齒刀齒數(shù)，齒頂高系數(shù)，變位系數(shù)x0= 0,(中等磨損程度)，試求被插制內齒輪的齒根圓直徑。齒根圓直徑按下式子計算，即式中插齒刀的齒頂圓直徑；插齒刀與被加工內齒輪的中心距；現(xiàn)對內嚙合齒輪副-計算如下：（，）查表（行星傳動設計）得。 m=3mmx0= 0加工中心距為（7）裝配條件的驗算對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件。（）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驗算2K-H(A)型行星傳動同心條件 滿足同心條件（3）安裝條件（8）傳動效率的計算對于2K-H(A)型行星齒輪傳動鄰接條件滿足滿足同心條件滿足安裝條件P=其傳動效率為轉化機構損失系數(shù)對于2 Z-X(A)型，嚙合效率計算公式 查表17.1-6（機械設計師手冊）取輪齒嚙合摩擦系數(shù)=2.3=0.033454P=5.6=0.0334 =2.3 =0.6347即 =1-考慮到軸承摩擦損失，取則（9）齒輪結構設計根據(jù)2K-H（）型行星傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速高低等情況，對其進行具體的結構設計，首先確定中心輪的結構因為其直徑小，所以做成齒輪軸的結構形式；即將中心輪與輸入軸連成一個整體。且按照該行星傳動的輸入轉速n和功率p初步估算輸入軸的直徑da,同時進行軸的結構設計。為了便于軸上零件便于裝拆，通常將軸做成階梯形狀?？傊跐M足使用條件的前提下，軸的結構形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。內齒輪固定，與機架連在一體。行星輪的齒寬應較寬，以保證與太陽輪和內齒圈的嚙合。在每個行星齒輪的內孔內裝喲滾動軸承來支=0.6347=0.96撐，而行星輪軸在安裝到轉臂x 的側板上之后，還采用矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。轉臂x 采用雙側板式的結構型式。轉臂上各個行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差fa可按下列公式計算。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偏差可按下式計算，即取.mm=27um。轉臂x的偏心誤差ex約為孔距相對偏差的，即（10）齒輪的強度校核（行星傳動設計）由于本機構采用的具有短時間間斷工作的特點，且具有結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按其齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即a=51mm=27um首先按下列公式計算齒輪齒根應力，即其中，齒根應力的基本值可按下列式子計算，即許用齒根應力可按下列公式計算，即現(xiàn)將該型行星傳動按照兩個齒輪副，分別驗算如下。（）齒輪副名義切向力t。中心輪的切向力可按下列公式計算；已知a.m, 和。則有關系數(shù)a. 使用系數(shù)（查表6-7行星傳動設計）b. 動載荷系數(shù)先按公式（6-57行星傳動設計）計算太陽輪1相對于轉臂X的速度，即Ft=470N其中，已知中心輪的精度是8級，即精度系數(shù)C=8， 由下式計算動載系數(shù)式中c.齒向載荷分布系數(shù)可按下列公式計算，即由圖6-7（ b）得（行星齒輪傳動設計）由圖-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/sB=0.52A=76.88=1=1e.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-計算，即已知，則得f.齒形系數(shù)。齒形系數(shù)可由圖-查得g.應力修正系數(shù)。應力修正系數(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，且同時與內齒輪3相嚙合，故取齒寬b=12mm 。計算齒根彎曲應力。=1.3=1b=12mm按公式-計算齒根彎曲應力，即彎疲勞極限（機械設計課本88頁）查圖6-7試驗齒輪的彎曲強度極限又雙向傳動0.7。=378，故其彎曲強度滿足。（2）2-3齒輪副在內嚙合齒輪副2-3中只需要校核內齒輪3的齒根彎曲強度，即仍按公式計算其齒根彎曲應力。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Mpa,顯然，內齒輪也滿足其=72Mpa=64Mpa=68Mpa彎曲強度的要求。上述計算結果表明，該2K-H（）型行星減速器中各齒輪副滿足輪齒的彎曲強度條件。八、制動機構設計（一）棘輪機構設計在低速轉動的手拉葫蘆中，棘輪逆止器作為手拉葫蘆防止逆轉的制逆裝置，用于防止在起重過程中起重鏈輪倒轉，導致重物下降，發(fā)生不安全事故。棘輪的齒形已經(jīng)標準化。周節(jié)p根據(jù)齒頂圓來考慮。棘輪逆止器 為棘輪軸圓周力 為棘輪直徑（）棘輪齒數(shù)的選擇；用于作為棘輪停止器的棘輪機構通常選取個齒，本機構選擇齒數(shù)。（）棘輪齒的強度計算棘輪模數(shù)按齒受彎曲計算來確定 式中 棘輪模數(shù)， 應取6、8、10等周節(jié)，mm齒輪的強度滿足要求P=312ND=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力許用彎曲應力、許用單位線壓力即齒寬系數(shù)棘輪材料HT15045齒寬系數(shù)1.5-1.61.02.0許用單位線壓力1540許用彎曲應力30120棘輪模數(shù)按齒受擠壓進行驗算許用單位線壓力 由上表可知45號鋼的許用單位線壓力為40Mpa。經(jīng)棘輪齒的彎曲強度和擠壓強度計算得，該棘輪的模數(shù)mmm。（）棘爪的強度計算：棘爪的回轉中心一般選在圓周力的作用線方向，棘爪長度通常取。棘爪可制成直頭形的或鉤頭形的，對直頭形棘爪m=3.82m=7.89m=8mm2p=50.24mm應按受偏心壓縮來進行強度計算，對鉤頭形棘爪則應按受偏心拉伸來計算，基本計算公式如下：式中彎矩 棘爪危險斷面的截在模數(shù)，； 棘爪寬度，mm,一般比棘輪齒寬23mm 棘輪寬mm，取棘爪寬度為mm； 棘爪危險斷面面積；棘爪危險斷面的厚度；mm ；棘爪材料的許用彎曲應力；計算如下：棘輪圓周力： 棘輪直徑：偏心距離： (棘爪軸的直徑) 棘爪危險斷面的厚度：故棘爪強度滿足要求。p=312ND=96mmE=7mm=20Mpa強度滿足(4)棘輪軸的強度計算棘爪軸為懸臂梁受彎曲作用。由下式兩公式之一計算可得， 由以上兩式子計算，經(jīng)比較，圓整取。制動力矩式中 摩擦片的摩擦系數(shù)；摩擦片的摩擦面數(shù)；摩擦片的外徑；摩擦片的內徑制動時壓緊摩擦片軸向壓力，；其中 載荷傳到制動器軸上的扭矩.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；當量摩擦角；其中起重鏈輪節(jié)圓直徑制動安全系數(shù)按下式驗算，設計選定制動力矩時應使計算如下：載荷傳到制動器軸的扭矩普通螺紋的牙型角；當量摩擦角；取摩擦片的摩擦系數(shù)；設摩擦片的內外徑分別為24mm,84mm；制動時壓緊摩擦片的軸向壓力制動力矩=59=469NM=22.34驗算制動安全系數(shù)，設計選定制動力矩。故所設計的制動系統(tǒng)符合安全制動的要求。九、驅動軸的設計及校核：（） 計算作用于軸上的力矩.m；（） 初步估算軸的直徑由于驅動軸要做成齒輪軸，故其材料與太陽輪的材料一樣，采用r,調質處理，由式子計算中的最小直徑并加大以考慮鍵槽對軸的影響，查表.（機械設計）取則（） 軸的結構設計方案軸的結構如上圖所示，齒輪軸通過行星架從右端裝入，起重鏈輪和制動器座有軸的左端裝入，起重鏈輪由右端的齒輪進行軸向定位，制動器座由軸間軸向.md=11.96mm定位，用平鍵與軸進行周向定位，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，軸依托起重鏈輪內的兩個軸套支撐。（） 確定各軸段直徑和長度 段上車有螺紋，起到對手拉鏈輪進行軸向定位，受的力矩較小，有段的最小直徑遞推得直徑，螺母的寬度為.mm ，螺紋退刀槽的長度為2mm，深度為1mm ，加個墊圈輔助螺母進行手拉鏈輪的軸向定位，的螺紋選用的墊圈厚度為mm，軸端伸出2mm，故段的長度為.+.mm。 手拉鏈輪的寬度為20mm ，兩個摩擦片的寬度為mm ，棘輪的寬度為mm，制動器座的寬度為mm，故段的長度為+mm?？紤]到鍵槽的影響，圓整取直徑為mm。 起重鏈輪寬mm，機架寬度為mm，行星架的寬度為mm ，本軸段左邊伸出2mm，故段的長度為24+2*7+5+2=45。軸肩高度為mm 。軸的直徑為mm。 第四段為齒輪，齒輪寬度為mm 。（） 確定軸的受力位置、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 求軸套對驅動軸的支撐力F為人的拉力由 求得F=170N按彎曲和扭轉合成強度校核軸的強度。當量彎矩, 取折合系數(shù)，則軸套受處當量彎矩當量彎矩見上圖。軸的材料為r，調質處理，查表.（機械設計課本頁），抗拉強度極限，彎曲疲勞極限。由第三強度理論公式，該軸滿足強度要求。十、行星齒輪軸的設計及校核：求行星輪的相對轉速負號表示行星輪相對轉速的轉向與轉臂轉速的轉向相反。行星傳動的行星輪具有功率分流的特點，輸入功=軸滿足強度率為；每個行星輪軸傳遞的功率為/2=0.02315KW。初步估算行星輪軸的直徑，由滾動軸承的內圈圓整取d=15mm。行星輪軸的校核1) 求行星架對行星輪軸的支撐力中心輪作用于行星輪上的切向力內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齒輪作用于行星輪的徑向力 水平方向 /=23.5Wd=15mm=469N=483N=469N=176N由 垂直方向2) 求行星齒輪軸中點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）按彎曲和扭轉合成強度校核軸的強度。當量彎矩, 取折合系數(shù)，則軸套受處當量彎矩T=合成彎矩每根行星彎矩彎曲和扭轉合成為該軸滿足強度要求。極限。由第三強