毕业设计论文绞盘机的减速机构设计全套图纸.docx
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毕业设计论文绞盘机的减速机构设计全套图纸
毕业设计说明书
(2009届)
(绞盘机的减速机构设计)
1
3
绞盘机的减速机构设计
摘要
绞盘机具有轻型化。
适应性强。
通用性好、高效率、低能耗等特点,是目前国内实用的一种木材生产机械。
在使用情况调查的基础上对绞盘机性能进行分析,对问题提出改进意见。
关键词绞盘机减速机构性能分析改进设计
4
THEKINEMATICDESIGNWINCHOF
MECHANISM
ABSTRACT
Withitsportability,higherefficiencyandlowerconsurn,winchisakindofidenalandpracticalloggingoperationconditions.theauthorpresentssomesuggestionstosolvetheproblemsinthewinchused
KeyworderWinch;Reductor;Functionanalyzing;Improvingdesign
5
前言
渐开线行星齿轮与普通定轴齿轮相比具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪音小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点,通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴,这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。
目前行星轮系随着科学技术迅速发展,行星传动已被广泛应用于矿山、水泥、汽车、起重、机床、化工、电力、纺织、仪器仪表、食品等机械上。
在世界上的工业发达国家,如:
俄国、日本、美国、德国等,对行星齿轮传动的研究、生产和应用十分重视,形成了一套完整的体系。
我国起步较晚,与国外对比有不小的差距。
目前,国内各类通用减速器的标准系列已达数百个,基本可满足各行业对通用减速器的需求。
在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产品的基础上,由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥—
—圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投方市场。
新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化,而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则,产品造型更加美观,更宜于组织批量生产,更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。
此外,南京高精齿轮股份有限公司也推动了PR系列的模块式齿轮减速器系列产品。
但总体而言,国内同外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢,与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。
而且与市场的需求也很不适应,西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。
在通用减速器的制造方面,国内目前生产厂家数目众多,如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥——圆柱齿轮或者齿轮——蜗杆减速器系列产品,国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星减速器有限公司、温州市旭鑫传动机械制造有限公司山西平遥减速机厂等。
对象蜗杆减速器,目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆减速器、锥面包络圆柱蜗杆减速器、平面二次包络环面蜗杆减速器等多种类型,主要生产厂家有温州市旭鑫传动机械制造有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂等,对各种通用行星齿轮减速器、包括标准的NGW系列行星齿轮减速器,也包括各类回转行星减速器及封闭式行星齿轮检录其等,主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、
6
内蒙兴华机械厂等。
在各类专用传动装置的开发机制造方面,国内近几年取得的明显的进展,如重庆齿轮箱有限责任公司生产的MDH28型磨机边缘驱动传动装置,其最大功率已达7000KW,传动转矩达5000KN.m,总重46吨,生产的1700热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为30,重量达180吨。
由杭州前进齿轮箱有限公司生产的gwc70/76型1.2万吨及装箱船用齿轮箱,传动功率已达6250KW。
由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW,由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载行星齿轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用,其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列行星齿轮箱的输入功率已达1250KW,用于铝造轧机的行星齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品,广泛应用于国内风电行业。
在大型齿圈的制造方面,国内目前最大直径为9.936米,净重达80吨的齿圈已由中信重机制造完
成,并用于武钢集团年产500万吨氧化球生产线,至此用于大型烧结机、磨机、回转窑的大型驱动装置以及用于转炉及烧结设备的大型柔性传动装置国内均可圈套供货,而无需再行进口。
1.绞盘机的主要参数设定
7
1.1结构的设定
根据设计要就此绞盘机的输出拉力为900KG。
行星轮的外圆最大为95mm。
其主要由发动机、减速器、自锁器、离合器、滚筒、钢丝绳和机架等部分组成。
减速器由少齿差行星轮传动组成。
自锁器由拉杆和少齿差行星轮的活动内齿圈组成,起到滚筒发转自锁的作用,离合器采用拉杆上的花键与少齿差行星轮的活动内齿圈脱离、啮合的拉杆式。
这样通过少齿差行星轮减速器达到了减少轴向间距的效果,使结构简单紧凑,抗冲击强。
绞盘机的工作原理是:
绞盘机的发动机的输出轴上套一个中空齿轮作为太阳轮,通过少齿差行星轮减速器、花键拉杆吧动力传递给滚筒,由滚筒带动钢丝绳进行牵引工作。
其传动系统如图1-1所示。
传动关系:
发动机--少齿差行星轮减速器—拉杆—滚筒。
8
图1-1绞盘机传动原理图
1.发动机2.太阳轮3.内齿圈4.外齿圈5.拉杆花键6.滚筒7.拉杆8.行星轮组
2.绞盘机的主要参数计算
8
2.1牵引力的确定
微型绞盘机主要用于林区采集索道的横向小集中,人工林的抚育伐和代替人力、畜力集采作业。
微型绞盘机还可以用于索道的安装架设。
故微型绞盘机的牵引力计算于作业林木有很大的关系。
Tmax=q(W+i)rN(2-1)
3
3
式中:
q-绞盘机每趟拖集量,m;W-原条移动阻力系数,其值为0.6—0.8;i-集材坡度千分数,上坡取正值,下坡取负值;r-新伐木材的比重,kg/m,其
3
值为1200kg/m。
3
绞盘机每趟拖拉量为0.06m;逆坡150集材,w取0.7。
故绞盘机的最大牵引力T=893kg。
2.2钢丝绳的设定
钢丝绳运动速度:
Umix=N/Tmaxm/s(2-2)式中:
N—发动机的功率;
此绞盘机采用的发动机为自造,功率为3kg。
故Umix=0.33m/s。
钢丝绳的直径:
n×Tmax≤Tb
式中:
Tb—钢丝绳的破断拉力;n—绞盘机集材工况下的安全系数,其值一般取2;故符合条件的钢丝绳直径为4到5mm。
取5mm。
滚筒直径:
D=(c-1)dkmm(2-3)式中:
c—由钢丝绳用途和工作制度决定,轻型的绞盘机为(18—20);dk—钢丝绳直径,其值为5mm;故滚筒直径为:
94mm。
滚筒转速:
n=50×F/πD=50转/分(2-4)总转动比:
i总=n1/n
式中:
n1—发动机的最大转身,其值为1000转/分,故总传动比为20。
根据以上过程得出的绞盘机主要参数是:
绞盘机的最大输出拉力T=893kg,钢丝绳的最大运动速度U=0.33m/s。
钢丝绳直径d=5mm,滚筒直径D=94mm,滚筒转速为50转/分,总转动比为20。
3.少齿差行星轮的设计计算
9
3.1少齿差行星轮传动条件
3.1.1行星传动的条件行星齿轮传动效率是此种传动装置的重要性能之一,行星传动各齿数不能
随意选取,必须根据行星传动的特点,满足一定条件,才能进行正常传动。
这些条件是:
1.传动比条件
(1)NGW型的传动比条件
iaH=1-iab=1+zb/za(3-1)
b
zb=(iaH-1)za
(2)NW型的传动比条件
b
iaH=1+zgzb/zazf=(zazf+zgzb)/zazf(3-2)
(3)WW型、NN型的传动比条件
ib
aH=1-zgzb/zazf=(zazf-zgzb)/zazf(3-3)
2.邻接条件在行星传动中,为了提高承载能力,减少机构尺寸,并考虑到动力学的平
衡问题,常在太阳轮与内齿轮之间均匀、对称地布置几个行星齿轮。
为使相邻两个行星齿轮不相互碰撞,要求其齿顶圆之间有一定的间隙,邻接条件。
设相邻两个行星轮中心之间的距离为L。
最大行星轮齿顶圆直径为dag,则邻接条件为:
L>dag。
即2aagsinπ/np>dag(3-4)式中:
np—行星轮数目;aag—a-g啮合副中心距;dag—行星轮g齿顶圆直径。
相邻两行星轮间充许的最小间隙值可取:
(L-dag)min=0.5m(3-5)式中:
m—齿轮模数(mm)。
可得出按邻接条件所充许的行星轮数目:
np<π/arcsin(rag/aag)(3-6)
3.同心条件行星传动装置的特点为输入与输出轴是同轴线的,即各中心轮的轴线与行
星架轴线是重合的。
为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合,由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等,称之为同心条件。
10
NGW型的同心条件
设a-g啮合副中心距aag,g-b啮合副实际中心距agb,依同心条件,各对相互啮合齿轮的中心距应相等,即
aag=agb(3-7)
对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位,中心距a=a0=m(z2±z1),式中“+”号用于外啮合,“-”号用于啮合。
因行星传动中通常各齿轮模数都是相同的,故依(3-7)和上式得:
za+zg=zb-zg(3-8)
但选择齿轮齿数时往往难以同时满足传动比和同心条件,这就需要进行角变位。
对于NGW传动,可得:
za+zg/cosαag=zb-zg/cosαgb(3-9)式中:
αag、αgb—分别为a-g、b-g啮合副的啮合角。
4.装配条件
一般行星传动中,行星轮数目大于1。
要使几个行星轮能均与装入,并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象,所应具备的齿数关系即为装配条件。
见图,当行星轮个数np>1时,第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后,两个中心轮的相对位置就被决定了。
若再要转入其他行星轮,就必须满足一定的条件。
相邻两行星轮所夹的中心角为2π/np。
设第一个行星轮g1在位置1转入并与两中心轮啮合。
然后将行星架H顺时针转过2π/np角度。
即让g1转到位置Ⅲ。
在这期间,中心轮a转过的角度由传动比确定。
也就是说中心轮a转过的角度必须为其周节所对的中心角的整倍数M,即
zb/np=整数(3-10)
综上所述:
一个行星轮传动机构的设计要满足传动比条件,邻接条件,同心条件,装配条件这4个条件。
3.1.2传动形式选择根据设计输入参数:
1.工作扭矩:
378Nm。
2.最大扭矩:
540Nm。
3.转速范围:
0.2-2.5rpm。
4.减速机速比:
50:
1
11
按传动比为,根据《漸开线齿轮行星传动的设计与制造》P38表4-1先选
用行星轮个数np=3。
行星轮数
3
4
5
>13
12.7
5.77
4.1
NGW型(ib)
Z
>18
12.8
6.07
4.32
aH1min
采用一级NGW少齿差行星齿轮传动机构。
3.2材料、性能选者、热处理及齿形要求
3.2.1材料的设定在考虑到轮齿强度方面的要就而有不增大传动的尺寸和重量时,若承载能
力取决于齿面接触强度,则各轮齿数取较多齿数的组合方案是合理的;若承载能力取决于齿根弯曲强度,则各轮齿数取较少齿数的组合方案是适宜的。
行星传动中,小齿轮的最大齿数Z1max应保证齿轮有足够的弯曲强度。
小齿轮的硬度等于或大于齿轮的硬度。
硬度200HBS,300HBS,45HRC是整体热处理的硬度,60HRC是轮齿表面硬度。
行星传动中小齿轮最小齿数Z1min,对于硬度小于350HBS的软齿面,推荐Z1min≥17;硬度大于350HBS的硬齿面,推荐Z1min≥12。
故根据绞盘机的工作扭矩和最大扭矩先选取材料:
太阳轮和行星轮的材料为20CrMnTi,渗碳淬火回火处理,表面硬度57+4HRC,
齿面接触疲劳极限:
σHlim=1450N/mm2,齿根弯曲疲劳极限:
太阳轮σFlim=485N/mm2,
行星轮σFlim=349N/mm2,
内齿圈材料为38GrMoAiA,氮化。
接触应力极限为1282Mpa,弯曲应力极限370Mpa。
3.2.2齿型的设定
齿形为渐开线直齿,外啮合最终加工为磨齿,6级精度;内啮合最终加工为插齿,7级精度。
为提高齿轮承载能力,采用变位齿轮传动。
3.2.3传动比的分配
按行星齿轮传动机构传动条件齿面接触等强度的原则进行传动比的分
12
配。
取系数λ=1.2(活动内齿圈分度圆直径d2与内齿轮分度圆直径d2之比,一
般λ=1~1.3),齿宽系数φaI=0.4,φaII=0.7,σHlimI=σHlimII,其余见下表
代号
名称
说明
取值
KA
使用系数
按中等冲击
1.5
KHPI
行星轮间载荷分配系数
按《齿轮手册》表7.3-7
1.1
KHPII
1.05
KH∑I
综合系数
按《齿轮手册》表7.3-4
1.8
KH∑II
由《齿轮手册》可知,q值为
PII
q
n
daII
()
HPIHI
KK
2
HlimII
2
HlimI
3x0.7x1.1x1.8x1350
3x0.4x1.05x1.8x1350
1.834
PIdaI
HPII
HII
q31.834X1.233.17
由此查《齿轮手册》图7.2-9,得PI=5.75,则
i11P1
15.75
6.75
按传动比,同心,装配和邻接条件的关系选用各齿数太阳轮齿数Za
ZnPC3X2210
a取C=22(整数)
iI6.75
内齿圈齿数Zb
ZbZa
(iI
1)10X(6.751)57
行星轮齿数Zc
'
ZC0.5X(Z
0.5X(57
10)
22.5
取Zc=23
Mabp
1023
3
11整数,满足装配条件
13
高速级太阳轮传递扭矩为:
T=540/50=10.8Nm
一对啮合副传动转矩:
TTKP
1
nP
540X1.15
3
207N.m
则dK314.2mm
说明:
KA,KHP,KH∑同前,KP不均载系数,U=Zc/Za
则模数m
d
14.2/10
a
1.42
取m=1.5
1
am(z
2
1
X1.5X(10
2
23)
24.75
取a=25mm同理求出其他参数列于下表
实际总传动比
50(速比误差0.22%)
级别
第一级
中心距
25mm
3.2.4齿轮几何计算
齿轮几何参数
ac传动变位系数之和
1.197
齿轮变位系数
xa
0.565
内齿圈变位系数几何参数计算工艺行星轮分度圆直径
xb
d
0.632
滚齿33
端面压力角
at
200
行星轮顶高
ha
2.152
太阳轮齿根高
hf
1.027
内齿轮根高
hf
2.823
14
行星轮齿高
h
3.079
太阳轮齿顶圆直径
da
19.104
内齿轮顶圆直径
da
82.96
行星轮齿根圆直径
df
31.146
ac传动端面重合度
1.11
ac传动纵向重合度
0
ac传动总重合度
1.11
太阳轮当量齿数
Zva
10
内齿圈当量齿数
Zvb
51
太阳轮公法线长度
w
7.432
行星轮公法线长度
w
16.609
内齿轮圈公法线长度
35.036
行星轮弦齿厚
3.042
太阳轮弦齿厚
2.954
内齿圈弦齿厚
1.666
查齿刀变位系数
x0
0
内齿圈量柱测量距
m
0
cb传动变位系数之和
0
行星轮变位系数变位系数优化方式太阳轮分度圆直径
xc
d
0.632
自动优化15
内齿圈分度圆直径
d
84
太阳轮齿顶高
ha
2.052
内齿轮齿顶高
ha
0.52
行星轮齿根高
hf
0.927
太阳轮齿高
h
3.079
内齿轮齿高
h
3.348
行星轮齿顶圆直径
da
37.305
太阳轮齿顶圆直径
df
12.945
内齿圈轮齿顶圆直径
df
89.645
15
cb传动端面重合度
1.547
cb传动纵向重合度
0
cb传动总重合度
1.547
行星轮当量齿数
Zvc
22
太阳轮跨测齿数
k
2
行星轮跨测齿数
k
4
内齿圈跨测齿数
k
8
太阳轮弦齿厚
2.199
行星轮弦齿厚
2.223
内齿圈弦齿厚
0.517
齿轮精度计算
精度等级
7-7-7
太阳轮公法线长度下偏差-0.14
行星轮公法线长度下偏差-0.14
内齿圈公法线长度下偏差0.14
太阳轮齿厚下偏差
-0.168
行星轮齿厚下偏差
-0.168
内齿圈齿厚下偏差
-0.168
行星轮齿距累积公差0.036
太阳轮齿圈径向跳动公差0.036
内齿圈齿圈径向跳动公差0.036
行星轮径向综合公差0.05
太阳轮齿形公差0.011
内齿圈齿形公差0.011
16
行星轮齿距极限偏差
0.014
太阳轮基节极限偏差
0.013
内齿圈基节极限偏差
0.013
行星轮-齿径向综合公差
0.02
太阳轮公法线长度变动公差
0.028
内齿圈公法线长度变动公差
0.011
行星轮齿向公差
0.017
中心距极限偏差
0.017
太阳轮公法线长度上偏差
-0.084
行星轮公法线长度上偏差
-0.084
内齿圈公法线长度上偏差
0.084
太阳轮齿厚上偏差
-0.112
行星轮齿厚上偏差
-0.112
内齿圈齿厚上偏差
0.084
太阳轮齿厚上偏差
-0.112
行星轮齿厚上偏差
-0.112
内齿圈齿厚上偏差
-0.112
太阳轮齿距累积公差
0.028
内齿圈齿距累积公差
0.045
行星轮齿圈径向跳动公差
0.036
太阳轮径向综合公差
0.05
内齿圈径向综合公差
0.05
行星轮齿形公差
0.011
太阳轮齿距极限偏差
0.014
17
内齿圈齿距极限偏差
0.014
行星轮基节极限偏差
0.013
太阳轮-齿径向综合公差
0.02
内齿圈-齿径向综合公差
0.02
行星轮公法线长度变动公差
0.028
太阳轮齿向公差
0.011
内齿圈齿向公差
0.011
4.齿面疲劳强度校核
T=540N.m
KA=1
高速级外啮合
接触疲劳极限应力(MPa)
σHlim=1450.00
1450.00
许用接触疲劳应力(MPa)
σHP=1450.80
1450.80
计算接触应力(MPa)
σH=971.38
971.38
接触强度安全系数
1.1.SH=1.49
1.49
弯曲疲劳极限应力(MPa)
σFlim=400.00
280.00
许用弯曲疲劳应力(MPa)
σFP=800.00
560.00
计算齿根弯曲应力(MPa)
σF=245.20
229.75
弯曲强度安全系数
SF=3.26
2.44
高速级内啮合
接触疲劳极限应力(MPa)
σHlim=1450.00
750.00
许用接触疲劳应力(MPa)
σHP=1381.72
794.56
计算接触应力(MPa)
σH=414.44
414.44
接触强度安全系数
1.2.SH=3.33
1.92
弯曲疲劳极限应力(MPa)
σFlim=280.00
255.00
许用弯曲疲劳应力(MPa)
σFP=560.00
510.00
18
计算齿根弯曲应力(M
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