卷扬机行星齿轮减速器的设计.docx
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卷扬机行星齿轮减速器的设计
卷扬机行星齿轮减速器设计
规格
型号
外层钢丝绳静张力
(KN)
容绳量
(m)
钢丝绳
传
动
比
电动机
参考重量(kN)
外形尺寸
(mm)
外层速度
(m/s)
绳径(mm)
型号
功率
(kW)
转速
(r/min)
JD-25
25
400
1.46
20
42.24
YBJ-40
40
1480
28.15
1794×2620×1615
绞车,用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备,又称卷扬机,可单独使用,也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件,因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。
本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托,采用新的设计方法――三维实体设计来完成产品的设计。
三维实体设计(实体造型)是近年来发展起来的一种先进的设计方法,与传统设计方法相比较有许多优越性。
长期以来,传统的设计方法由于受到技术手段的限制,不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品,而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计:
三维构思-------平面图形---------三维产品,不仅使原本直观的立体抽象化了,而且耗费了大量的精力和时间。
因为在这样一个抽象思维和想象的环境中,既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律,又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。
而三
维实体设计(实体造型)弥补了传统设计法的这种缺陷,在二维和三维空间中架起一座桥梁,让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体,更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力,为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。
本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体造型,来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。
其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量,从而加速了机械设计的过程。
另外,还可以对产品进行优化,使其结构更加合理,性能更加良好。
第一章 方案评述
绞车有手动、内燃机和电动机驱动几类。
①手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器(棘轮和棘爪),可使重物保持在需要的位置。
装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。
手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。
②内燃机驱动的绞车,在卷筒与内燃机之间装有离合器。
当离合器和卷筒轴上的制动器松开后,卷筒上的绳索处于无载状态 ,此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出,以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。
内燃机须在无载情况下启动,离合器能将卷筒与内燃机脱开,待启动正常后再使离合器接合而驱动卷筒。
内燃机驱动的绞车常用于户外需要经常移动的作业,或缺乏电源的场所。
③电动调度绞车广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所。
根据工作环境的不同,可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。
单卷筒电动绞车的电动机经减速器带动卷筒,电动机与减速器输入之间装有制动器。
为适应提升、牵引 、回转等作业的需要,还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。
根据传动形式的不同,绞车可分为苏式多级内齿行星齿轮传动调度绞车、摆线针轮传动调度绞车、蜗轮-蜗杆传动回柱绞车和少差齿回柱和调度绞车等。
对于单滚筒行星齿轮传动调度绞车,其具有成本低,效率较高,重量轻,结构简单,易于维修和保养等优点。
本次设计的绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿车,或用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。
根据实际工作要求,采用行星齿轮传动,传动简图如下:
第二章计算参数的确定
第一节 电动机的选择
一、类型的选择
该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷及掘进头等场合调度矿车,矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体,相对湿度在97%以内,周围介质温度不超过35℃,须选用YB系列防爆电机。
当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作,要求环境湿度在80%以下,周围介质温度不超过40℃,且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体,可选用非防爆电机。
二、容量选择
电机计算功率:
,其中起重量F=10KN,绳速v=26m/min=0.43m/s(按满载时算)。
由电动机到滚筒的传动总效率为:
其中、、分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率,由[4]P3选=0.91(脂润滑,均按球轴承计算),=0.93(8级精度的一般齿轮传动,脂润滑),=0.96
,则,
选额定功率=15kW(――连续工作制)。
三、确定电动机转速
由[3]表1推荐的传动比合理范围,且由简图知其经过两对圆柱齿轮减速传动,再经行星轮传动(在满载时,制动器A放松,B制动),故总传动比的合理范围是:
=(2~6)×(2~6)×(3~9)=27~324
滚筒轴的工作转速为(粗取滚筒直径为250mm):
n=r/min
则电动机转速的可选范围是:
=(27~324)×32.8=885~10627r/min
由容量和电机转速,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等,根据[7]选定电动机为YB系列,方案比较见表-1:
表-1
型号 额定功率(kW) 额定转速(r/min) 效率(%) 重量(kg)
YB160M2-2 15 2930 88.2 149
YB160L-4 15 1460 88.5 166
YB180L-6 15 970 89.5 215
经比较,选电动机型号为YB160L-4,其主要外形和安装尺寸见表-2:
表-2
参数 A AB B C E H N P HD AD AC L
尺寸 254 330 254 108 110 350 275 325 530 240 325 695
第二节传动比的确定和分配
计算和说明 计算结果
一、计算总传动比
电动机满载转速=1460r/min,
总传动比:
二、分配传动装置的传动比
其中、、分别为两对齿轮、行星轮的传动比。
初步取==2.24,则行星轮的传动比为:
=
=1460r/min
=8.869
第三节 传动装置的运动和动力参数计算
一 、轴转速计算
Ⅰ轴:
==1460r/min
Ⅱ轴:
r/min
Ⅲ轴:
r/min
滚筒:
n=r/min
二、功率计算
(一)各轴输入功率
I轴:
=
Ⅱ轴:
Ⅲ轴:
滚筒:
P=
(二)各轴输出功率
Ⅰ轴:
=
Ⅱ轴:
Ⅲ轴:
滚筒:
=
三、转矩计算
(一)各轴输入转矩
电机输出转矩:
N•m
Ⅰ轴:
=N•m
Ⅱ轴:
N•m
Ⅲ轴:
N•m
滚筒:
T= N•m
(二)各轴输出转矩
Ⅰ轴:
= N•m
Ⅱ轴:
N•m
Ⅲ轴:
N•m
滚筒:
= N•m
=1460r/min
r/min
r/min
n=32.80r/min
=13.65kW
P=8.274kW
=
=
N•m
=N•m
N•m
N•m
T=2646.72N•m
= N•m
N•m
N•m
= N•m
运动和动力参数计算结果见表-3。
表-3
轴号 功率(kW) 转矩(N•m) 转速(r/min) 传动比i 效率η
输入 输出 输入 输出
电动机 15 98.12 1460 1 η1=0.91
Ⅰ轴 13.65 12.42 89.29 81.25 1460
2.24 η1=0.91
η2=0.93
Ⅱ轴 11.55 10.51 186.01 169.27 651.79
2.24
η1=0.91
η2=0.93
Ⅲ轴 9.78 8.90 352.62 320.88 290.98
8.871
η1=0.91
η3=0.96
滚筒 8.27 7.94 2646.72 2540.85 32.80
第三章传动零件的设计
第一节行星齿轮传动的设计
一、配齿及其校核
(一)配齿
1.行星轮传动比为:
⒉知该行星轮负载工作时,为NGW型行星齿轮传动,有[2]P198表10-4,修正配齿为:
=18,=60,=138
(二)校核
1.校核装配条件:
有[2]表10-3,选行星轮数目K=3,则:
(为整数),满足条件。
2.校核同心条件:
(138-18)=60=,满足。
3.校核邻接条件:
(取标准值)
>,满足条件。
4.校核滚筒转速:
实际传动比
滚筒实际转速r/min
滚筒转速的相对差值0.6%<5%,满足要求。
二、外啮合齿轮传动的设计
(一) 设计计算
1. 选材料
中心轮a材料采用20CrMnTi,由[1]P211,表面淬火(承受中等冲击载荷),齿面硬度48-54HRC,行星齿轮c采用20Cr,表面淬火,硬度45-50HRC,传动采用8级精度。
计算和说明 计算结果
2.按接触强度设计
初算中心轮a的分度圆直径
式中:
k-载荷系数,初取k=1.25
T1-小齿轮转矩,
k=1.25N•mm
T1= N•mm(没有均载机构,取载荷不均匀系数kc=1.6)
Фd-齿宽系数,取Фd=0.55(硬齿面,非对称布置)
ZH-节点区域系数,由〔1〕P222图12.16,取ZH=2.5
u-齿数比,u=,ZE-弹性系数,ZE=189.8
[]-许用接触应力,[]=,由[5]P339有:
=12HRC+550=12×(48~54)+550=1126~1198N/
中心轮a应力循环次数:
=1.046×
行星轮c的应力循环次数:
,由
=77.451r/min
60×77.451×15×300×5=1.046×
寿命系数=1(〔1〕P38,N>),安全系数S=1.25(较高可靠度),则:
[]=
=42.74~41.00mm
齿轮模数:
mmm,取m=4mm
中心轮a分度圆直径:
行星轮c分度圆直径:
TaN•mm
kc=1.6
T1= N•mm
Фd=0.55
ZH=2.5
u=3.33
ZE=189.8
1.046×
1.046×
[]=
m=4mm
行星轮c齿宽:
,取
中心轮a齿宽:
(二)校核计算
1.按接触疲劳强度校核
,式中,由[1]P215表12.9,使用情况系数,
由[1]P216图12.9,动载荷系数
/b=1.25×1323/40=41.32N/mm<100N/mm
齿间载荷分配系数,([1]P217表12.10)
齿向载荷分布系数([1]P218表12.11,非对称布置,Фd=0.55,b=40mm,8级精度)
b/h=40/(4×2.25)=4.44, ([1]P219图12.14)
=1.25×1.06×1.0×1.34=1.78
=1.25×1.06×1.0×1.17=1.55
<[],安全.
2.按弯曲疲劳强度校核
[],式中k==1.55
由[1]P229-230图12.21、12.22查的:
=2.9,=2.28,=1.52,=1.74
=2.9
=2.28
=1.52
=1.74
[]=,由1.046×,1.046×得
寿命系数=1,=0.89 ([1]P38式3.2)
由[5]P339有 =2.346HRC+605.628
=2.346×(48~54)+605.628
=718.3~732.3N/
同上=711.2~723N/
安全系数S=1.60(较高可靠度,[1]P225表12.14)
[]=
[]=
<[],安全。
1.046×,1.046×
=1
=0.89
=718.3~732.3N/
=711.2~723N/
[]=448.9~457.5N/m┫
[]=395.4~402.2N/m┫
三、内啮合齿轮传动的设计
(一)确定材料及其相关参数
选内齿轮齿宽mm,选用ZG35,调质处理,硬度HB200~250。
(二)校核计算
1.按接触疲劳强度校核
接触,k=,由[1]P215表12.9,使用情况系数=1.25
由[1]P216图12.9,动载荷系数=1.5(圆周速度v=1.93m/s)
u= , /b=1.25×1323/38=43.5N/mm<100N/mm
齿间载荷分配系数=1.0,=1.0([1]P217表12.10)
齿向载荷分布系数=1.34([1]P218表12.11)
b/h=38/(4×2.25)=4.2, =1.15([1]P219图12.14)
=1.25×1.5×1.0×1.34=2.51
=1.25×1.5×1.0×1.15=2.16
[]=,由[5]P339有:
=0.974HBS+140.5=0.974×(200~250)+140.5
=335.3~384N/
寿命系数=1(〔1〕P38,N>),安全系数S=1.25(较高可靠度),则:
[]=
<[],安全
2.按弯曲疲劳强度校核
[],式中k==2.16
由[1]P229-230图12.21、12.22查的:
=2.23,=2.14,=1.71,=1.77
[]=,由[5]P339有 =0.5HBS+175
=0.5×(200~250)+175
=275~300N/
寿命系数=1,安全系数S=1.60(较高可靠度,[1]P225表12.14)
[]=
<[],安全
=1.25
u=
=1.0
=1.0
=1.34
=1.15
=2.51
=2.16
=335.3~384N/
=1
S=1.25
k==2.16
=2.23
=2.14
=1.71
=1.77
[]=172~187.5
N/m┫
四、效率计算
行星齿轮传动的啮合效率
式中-转动机构的啮合损失系数,设转动机构的啮合效率为=0.95,则:
=1-=1-0.95=0.05,||=
=95.6%,合乎要求。
=0.95
=0.05
=95.6%
行星齿轮传动参数表
名称 单位 中心轮a 行星轮c 大内齿轮b
中心距a mm 156
模数m mm 4
齿数z 18 60 138
分度圆直径d mm 72 240 552
齿顶圆直径da mm 80 248 544
齿根圆直径df mm 62 230 562
齿宽b mm 42 40 38
第二节连轴齿轮3和小内齿轮4的传动设计
一、设计计算
(一)相关参数的确定
⒈由表-3知:
输入功率=10.51kW,主动轮转速=651.79r/min,主动轮3传递的转矩 =169.27N•m=1.693×N•mm
⒉选齿轮材料及热处理方法
齿轮3用20CrMnTi,由[1]P211,渗碳淬火加低温回火,齿面硬度HRC56-62,齿轮4采用20Cr,HRC56-62。
(参照[5]附表)
⒊选齿宽系数Фd和齿轮精度
查[1]P222表12.13,选Фd=0.5(硬齿面,非对称布置,直齿轮)
查[1]P207表12.6,选8级精度(估计节点圆周速度<6m/s)。
⒋选齿轮齿数
=17(闭式硬齿面传动),38.08,取=38
u=/=38/17=2.235
(二)按齿根弯曲疲劳强度设计
式中系数=1.50(查[1]232表12.17,=1.34-1.17)
齿形系数=2.93,=2.37([1]229图12.21)
应力修正系数=1.51,=1.66([1]230图12.22)
=920.7
弯曲许用应力(轮齿单向受力)
>
按齿轮3设计
┨
查[1]P206表12.3, 选m=3mm(传递动力的齿轮)
则分度圆直径51mm
114mm
中心距82.5mm
计算齿宽25.5,取b=30mm,
圆周速度
二、校核计算
(一)校核齿根弯曲疲劳强度
使用系数([1]P215表12.9)
动载系数 =1.11
齿向载荷分布系数([1]P218表12.11)
(由[5]P336)
齿间载荷分配系数,([1]P217表12.10)
6639N
重合度=1.78
重合度系数
弯曲最小安全系数([1]P225,一般可靠度)
应力循环次数
弯曲寿命系数
尺寸系数
齿根弯曲疲劳强度安全
(二)校核齿面接触疲劳强度
重合度系数([1]P221式12.10)
弹性系数([1]P221表12.12)
节点区域系数([1]P222图12.16)
接触最小安全系数([1]P225,一般可靠度)
接触寿命系数(允许一定点蚀)
接触疲劳极限([5]P339)
许用接触应力,齿面接触疲劳强度安全。
Фd=0.5
=17
=38
u=2.235
=1.50
=2.93
=2.37
=1.51
=1.66
m=3mm
51mm
114mm
82.5mm
b=30mm
6639N
齿轮3和齿轮4的传动参数表
名称 单位 小齿轮3 小内齿轮4
中心距a mm 31.5
模数m mm 3
齿数z 17 38
分度圆直径d mm 51 114
齿顶圆直径da mm 57 108
齿根圆直径df mm 43.5 121.5
齿宽b mm 35 30
第三节 主要传动轴的设计
一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计
(一)受力分析
轴传递转矩:
N•m=3.35× N•mm
齿轮分度圆直径:
d=72mm
齿轮上的圆周力:
齿轮上的径向力:
(有三个行星轮,径向力分布如图)
取载荷不均匀系数,
(二)轴的结构设计
1.按扭转强度估算轴的直径
轴受转矩作用,应满足dㄒc
轴的材料同齿轮,为20CrMnTi,σb=1100N/m┫;
σS=850N/m┫([14]P113表6-2)
查[1]P314表16.2,选许用扭转切应力[]=40~52N/m┫,系数c=106~98
dㄒ(106~98)×=34.2~31.6mm
轴上有单个键槽,d应增加3%,取d=34mm
取轴长l=100mm。
2.轴的弯矩计算
把两滚动轴承简化为铰支,各尺寸如图
轴只在垂直面受力,在水平面内不受力,作轴在垂直面的受力图及弯矩图。
轴承A、B的支反力为
对A点取矩,M=0,
(应力校正系数,扭转切应力按脉动循环变化,见P[1]315表16.3)
从左端
从右端 B点弯矩
C点弯矩
(三)按弯矩校核轴的强度:
1.应根据来选择危险截面,由计算图可以看出,B截面危险。
故对B截面进行校核:
B截面的抗弯截面系数W=0.1
满足强度要求。
2.疲劳强度安全系数校核
应根据和应力集中情况选择危险截面,可知B截面为危险截面,校核B截面。
抗弯截面系数
抗扭截面系数
弯矩扭矩
弯曲应力,(按对称循环变化)
扭转应力(按脉动循环变化)
查[1]P329附录表1,插值得有效应力集中系数,
查[1]P331附录表5,有表面状态系数
查[1]P331附录表6,得尺寸系数,
取寿命系数
查[1]P41表3.2
等效系数
安全系数
查[1]P316,选[S]=1.50,S>[S],安全。
=3.35× N•mm
d=72mm
=9806N
=3569N
=0.533
=0.233
=1071N
σb=1100N/m┫
σS=850N/m┫
[]=40~52N/m┫
c=106~98
d=34mm
l=100mm
=2039N
=-968N
=5.03N•mm
=2.12N•mm
N•mm
N•mm
N•mm
N•mm
W=3.93
[S]=1.50
二、行星齿轮轴的设计
采用双臂分开式行星架,行星轮轴固定于臂中,属固定心轴,验算弯曲强度,结构取等直径轴,d=30mm,L=75mm。
最大弯矩;危险剖面抗弯截面系数,材料选45钢,,按脉动循环处理,,安全。
第四节 主要轴承的选择
一、行星齿轮轴之轴承的选择
1.作用于轴承上的径向载荷R=2646N
作用于轴承上的当量动载荷,式中
冲击载荷系数=1.5(中等冲击),X和Y为径向系数与轴向系数,由0知X=1,Y=0
2.取轴承预期寿命:
按五年计算
3.行星轮轴承的相对转速:
4.选深沟球轴承,计算额定动载荷
=11087N
选6306轴承,Cr=16630N,满足要求。
=1.5
X=1
Y=0
C=11087N
Cr=16630N
二、中心齿轮轴之轴承的选择
1.该轴承受有连轴齿轮3和小内齿轮4传动产生的径向力,以及中心轮与行星轮传动产生的径向力,即
2.作用在轴承上的当量动载荷(其中=1.5,X=1,Y=0,理由同上)
3.预期寿命:
4.轴承转速:
5.计算额定动载荷,选深沟球轴承
=N
选6312轴承,Cr=N,满足要求。
P=11925N
C=N
Cr=N
第五节 主要键联接的选择
一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择
采用普通圆头平键,取,L=60mm
为非标准件,采用双键。
1.校核强度
属于静联接,按挤压强度校核,由[1]P125(7.1)式可知校核公式为
式中:
键联接所传递的转矩
键的工作长度
键的高度,配合直径
由[1]P126表7.1得许用挤压应力(静联接,铸铁,冲击载荷)
,强度满足要求。
2.决定键与槽的配合,键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差
查[4]P51,按一般联接对待,键与轴28N9/h9,键与毂28Js9/h9。
键槽表面粗糙度:
工作表面,一般联接,取3.2
键槽的对称度公差:
一般联接,按7级精度决定对称度公差。
3.键槽的工作图
L=60mm
二、中心轮a与内齿轮4的键联接
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