齿差减速卷扬机设计.doc

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1、机械设计与制造毕业论文-一齿差减速卷扬机设计 摘 要本次毕业设计的目标是设计一款结构新颖的卷扬机减速器安装在卷筒内部使结构非常紧凑减速器采用一齿差行星传动内齿圈与卷筒固定在一起行星齿轮有两个采用对称布置以减少因惯性力引起的振动输出机构采用柱销式用键与支座固定不能转动主动轴转动时使行星轮与内齿轮啮合由于输出机构不动行星齿轮只能公转不能自传迫使内齿圈转动带动卷筒转动由于内齿轮和外齿轮的齿数差少因此在渐开线少齿差内啮合传动中常常会产生各种干涉为了保证内啮合传动的正常运转设计时要满足主要的两个限制条件是即要保证啮合率不小于1同时不发生齿廓重迭干涉设计的主要过程包括根据使用条件和载荷状况选择合理的结构形

2、式根据结构和强度的要求选用合适的材料选定标准模数m算出主要的结构参数在结构设计的同时对主要的受力零件进行强度计算本次设计的难点在于齿廓重叠干涉的验算在设计的过程中通过多次变换变位系数和齿顶高系数以达到要求关键词减速器 少齿差 齿廓重叠干涉 变位系数 Design of one tooth number difference Deceleration hoistAbstractMy goal is to design a kind of the drum with a novel structureand the transmission will be installed in it The

3、transmission use the structure of one tooth number difference planetary Within the ring gear and the reel is fixed togetherThere are two planetary gear the use of symmetrical arrangementto reduce the vibration due to the inertia forceOutput institutions take the type of pin and fixed with key and be

4、aring it can not turn Axis rotation planetary gear with the gear mesh fixed output mechanism the planetary gear can only revolution can not autobiographical forcing the internal gear rotation to drive the reel rotation Because the annular gear and external gears number of tooth difference is very sm

5、allTherefore involute internal gear drive with small tooth difference often produces a variety of interferenceIn order to ensure the normal operation of the gear transmission it is designed to satisfy two main conditionsThe two main limiting condition is that it must guarantee does not have the toot

6、h outline overlap interference and meshing rate smaller than 1The main design process includs the structure under the conditions of use and load conditions and a reasonable choiceAccording to the structure and strength requirements the appropriate choice of materials selection criteria modulus m cal

7、culate the major structural parametersWhile do the structural design strength calculation of the main parts The design of the difficulty lies in overlapping tooth profile interference checkingIn the design process we change several variable-bit coefficients and the addendum modification coefficient

8、to meet the requirementsKey Words transmission small tooth number difference outline overlap interference variable-bit coefficient 目 录1 绪论111卷扬机112渐开线行星齿轮传动1com轮传动1com少齿差行星传动113设计任务及简述2com求2com的技术性能2com容22 卷扬机设计及参数的确定321卷扬机工作级别的确定322钢丝绳的选取323滚筒几何尺寸的设计324钢丝绳在卷筒上固定425钢丝绳在卷筒上固定的计算43 减速装置的设计631少齿差传动原理63

9、2齿轮的精度等级和材料选定733齿轮齿数模数的确定834齿轮几何尺寸的确定935齿轮公法线长度的确定1436齿轮的结构设计14com的结构设计14com上销轴孔的设计15com的结构设计1537传动内部结构的选定与设计16com结构的设计16com承的选定17com承的选定1838其余零件结构的设计184 主要零件的校核2141传动效率计算2242少齿差行星齿轮受力分析及校核23com力的分析23com轮轮齿弯曲强度校核2443输出机构受力2544转臂轴承受力2545销轴的强度校核计算2646键的校核计算27com处键的校核27com处键的校核2747轴承寿命的校核2848输入轴偏心轴的强度校

10、核2949卷扬速度校验31410卷扬机强度校核325 基于PROE的一齿差减速卷扬机零件设计3351主要零件建模33com模33com建模3452虚拟装配35参考文献36致谢371绪论11卷扬机 卷扬机又叫绞车是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它是一种垂直提升水平或倾斜拽引的简单起重装置在国外卷扬机的品种繁多应用也很广泛在西方技术先进的国家中即使是在工业水平先进机械化程度不断提高起重设备也在不断更新的前提下仍不能完全淘汰卷扬机这样的行之有效的简单机械设备而与此同时国内卷扬机也在向大型化采用先进电子技术发展手提式卷扬机和大力发展不带动力源装置的卷扬机的方向发展12渐开线行星齿

11、轮传动com轮传动在我国约在60年代以后对行星传动才进行了较深入系统的研究和试制工作行星齿轮传动与普通齿轮传动相比具有结构紧凑体积小和重量轻传动比很大传动效率较高和运动平稳抗冲击和抗振动的能力较强等一系列的优点从而使行星齿轮传动在冶金矿山起重运输化工和汽车等诸多工业部门中得到广泛的应用com少齿差行星传动 少齿差传动就是指由一对齿数差很少通常123或4的渐开线内啮合齿轮副组成的K-H-VN型行星齿轮传动一对内啮合齿轮能获得很大的传动比当两齿数的齿数差愈少传动比愈大但同时发生干涉的可能性也就愈大少差齿传动的特点是速比大体积小结构简单它由少齿差轮副和一个具有等角速度转换功能的传动机构组成工程中目前

12、使用的传动机构主要有销轴式浮动盘式十字滑块式零齿差式曲柄式等几种应用最广泛的销轴式其优点就是结构简单缺点包括行星齿轮轴承的径向载荷较大轴孔的位置精度要求较高及轴销安装也有一定困难渐开线少齿数差行星齿轮传动可做成减速器型式或卷扬机型式因此广泛应用于轻工石油化工食品纺织冶金建筑起重运输等设备上最近几年在军事装备例如通信导弹与火箭发射装置中也得到了广泛的应用利用少差齿传动机构的优越性可以改进和提高机械设备的传动机构技术性能将渐开线少齿差行星齿轮传动应用于卷扬机的动力传输系统是一种可以使传统卷扬机减小体积优化结构降低成本及提高性能的有效途径是目前传统卷扬机更新换代的理想产品因此具有非常广泛的前景13设

13、计任务及简述com求设计一冶炼生产中上料用卷扬机料车工程行程15米轻级工作类型采用渐开线圆柱齿轮一齿差减速器卷筒减速器由电机直接驱动输出机构为销轴式内齿轮连同卷筒一起输出要求少齿差行星减速器和卷筒连接结构紧凑传动可靠com的技术性能1起重量5kN 2卷扬速度9-16mmin3电动机功率3KW4电动机转速1430转分 5传动比62com容1传动系统的总体设计传动零件的设计计算进行齿轮的基本参数计算包括选择齿数变位系数等2减速器装配图主要零件的零件图3设计说明书1份字数不少于8000字4翻译专业英语文献中文字数5000字2卷扬机设计及参数的确定21卷扬机工作级别的确定卷扬机工作要求每日两班间歇工作

14、工作寿命为10年因此根据机械设计手册表81-1查得其利用等级为级又根据表81-2确定载荷情况等级为因此再根据表81-3确定其工作级别为级22钢丝绳的选取查阅机械设计手册确定钢丝绳类型为第1组类钢丝绳根据给定条件额定拉力5KN和提升速度9-16mmin 进行直径选择一般针对于运动绳推荐使用C系数法式中 F钢丝绳最大工作拉力 C钢丝绳选择系数它与机构的工作级别和钢丝绳的公称抗拉强度有关根据表81-8 选取C 014代入数据得所以按照标准系列取钢丝绳直径为标记23滚筒几何尺寸的设计在卷筒组中卷筒是重要的零件它是用以收放钢丝绳驱动工作装置运动使机械进行作业 卷筒按其外形可分为圆柱形卷筒和圆锥形卷筒冶炼

15、生产中上料用卷扬机采用圆柱形卷筒卷筒按钢丝绳卷绕层数可分为单层缠绕卷筒和多层缠绕卷筒建筑卷扬机主要使用多层缠绕卷筒按照卷筒内部是否带有筋板可分为带筋板卷筒和不带筋板卷筒在此选用铸造卷筒从常用铸造卷筒的材料选取HT200作为卷筒的材料绳槽槽距卷筒直径 钢丝绳直径滑轮倍率卷筒直径固定钢丝绳的安全圈数无绳槽卷筒端部尺寸固定钢丝绳所需长度中间光滑部分长度有螺旋槽部分长度卷筒总长度标记卷筒 卷筒壁厚24钢丝绳在卷筒上固定固定方式采用压板固定查阅机械设计手册选择压板标记为压板 25钢丝绳在卷筒上固定的计算钢丝绳固定处拉力 钢丝绳最大拉力 钢丝绳与光卷筒间的摩擦系数通常取 安全圈通常为圈在卷筒上的包角此处螺

16、栓扣紧力压板超槽为半圆形螺栓合成应力 螺栓数量 钢丝绳拉力对螺栓根部作用力 螺纹内径选择的螺栓则 卷筒壁厚 螺栓许用拉应力26制动器的选择计算制动器的制动力矩应满足其中制动安全系数 作用在电动机轴上的静力矩查手册选择双瓦块式制动器型号为3减速装置的设计31少齿差传动原理内齿轮与行星轮的齿数差很少通常为1-4齿的行星齿轮减速器称为少齿差行星齿轮减速器简称少齿差减速器它的特点是传动比大传动比范围大体积小重量轻零件数目少效率较高和加工装拆方便等因此在起重运输矿山冶金建筑工程造船仪器制造等各工业部门均有广泛的应用如图3-1所示是采用销轴式输出机构的少齿差行星传动简图它主要由行星轮内齿轮偏心轴销套销轴转

17、臂轴承未画出等组成 图3-1 内齿轮K固定的K-H-V传动 图3-2 输出机构V固定的K-H-V传动图3-1中当内齿轮固定偏心轴作为主动件转动时迫使行星轮绕内齿圈作行星运动并通过传动比等于一的销轴输出当齿数差为1时偏心轴每转一周行星轮沿相反方向转过一个齿当偏心轴转过圈时行星轮转一圈输出轴也转一圈设计的卷扬机的工作情形如图3-2所示图3-2中当输出轴固定不转而内齿轮与卷筒连在一起是可以转动的根据相对运动原理当电动机带动偏心轴转动时偏心轴虽然使行星轮的中心做回转运动但由于销轴装在固定轴上不动因而行星轮不绕自己的任何中心转动这样内齿轮便成为从动件与内齿轮连在一起的卷筒随之转动可以牵引或起吊重物转臂输

18、入轴与销轴输出轴之间的传动比为上式中和分别为内齿轮和行星齿轮的齿数对一齿差减速器因为故其传送比很大因而可用来取代一般的蜗杆减速器或多级圆柱齿轮减速器为使传动平稳起见可以使用两个行星齿轮按对称布置 图3-3 少齿差传动装配图 图3-4 传动爆炸图32齿轮的精度等级和材料选定齿轮选用7级精度7-JL GBT10095-2001外齿轮选用40Cr调质F1 500MPa调质硬度为241-286HBS内齿轮选用45钢调质F2 380MPa33齿轮齿数模数的确定1根据任务要求及传动比公式可以确定外齿轮齿数为62内齿轮齿数为61齿数滚齿 插齿 插齿刀齿数模数变位系数齿顶圆直径2电动机选择型号为Y2-100L

19、2-4转速1430rmin额定功率3kw3模数的选择 K载荷系数 T外齿轮输入转矩 齿宽系数 由于采用双行星轮故取外齿轮齿数 齿形系数 外内应力校正系数 外内根据机器工作10年一年工作300天一天工作16小时则共计转动圈数为查手册的寿命系数KFN1 083KFN2 088计算 故取带入以上数据得由于一般传动齿轮的模数m不应小于2故取34齿轮几何尺寸的确定变位系数在齿轮几何计算中占据极其重要的位置而变位系数的选取有多种方法在没有界限图的时候只好用试凑法来确定变位系数根据齿数选定一个啮合角并试取由无齿侧间隙啮合方程求出相应的然后对主要限制条件进行验算直到满足要求为止如果算出的重合度小于1则减小重新

20、验算如果算出的则增大重新验算如果两个条件都不能满足则说明所选啮合角太小需选较大的啮合角再重新试凑直到两个条件都满足要求为止传动齿轮变位系数的选择会直接影响其啮合传动性能的优劣在少齿差传动机构设计中可根据相关资料择取数据反复运算进行多方案比较直至满意为止本设计中因为内齿轮和外齿轮的齿数相差甚少所以需要对他们的渐开线齿形进行变位为了保证它们之间的啮合不发生齿廓重迭现象并有一对以上的轮齿啮合内外齿轮都要选取适当的变位系数由于变位系数的选择过程非常繁琐利用计算机辅助设计软件如MATLAB进行选择MATLAB可以进行矩阵运算绘制函数和数据实现算法创建用户界面连接其他编程语言的程序等利用这些功能先编写好程

21、序代码保存文件使用是打开MATLAB软件找到标题栏的File 打开File New GUI 运行后出现如下的界面点击选择open existing GUI通过浏览Broser1 0914766 166427 573686 0111586 116294 2178312 122691 200281 578123 0554345 103468 2205043 0970939 193004 605275 078324 113409 238744 119144 209842 598129 085031 104537 2336035 127837 200886 570393 0483389 101557

22、2158976 102644 19665 602713 0787432 111159 2368687 102647 18911 592005 0591401 111347 2294018 123067 208808 590931 0763439 103096 2286829 0956538 166389 566272 00283219 11467 21353410 115063 193016 578721 0488669 106516 22087111 114404 203485 595827 0770929 106486 23200312 112437 181931 564006 02141

23、68 107824 21226113 0866137 165722 580608 0180641 118227 22203614 111789 198255 59201 0681462 107612 22940515 117781 196495 579966 0536554 105401 22163816 1241 187016 551308 0151939 103358 20545817 110558 197408 592577 0679713 108101 22978618 0948949 172107 577496 0232336 114803 22012219 105329 17137

24、8 557507 000726167 110823 208711 20 0943716 183087 595298 0564824 11472 231639具体计算过程如下齿数比分度圆压力角齿顶高系数顶隙系数选取MATLAB所得变位系数表3-1中第10组数据 传动中心距 传动啮合角 外齿轮齿顶压力角 内齿轮齿顶压力角标准中心距 中心距分离系数 插内齿轮时的啮合角查表得插内齿轮时的中心距 插内齿轮时齿顶圆压力角 插齿刀与被切内齿轮之间的中心分离系数 齿顶降低系数 分度圆直径 节圆直径齿根圆直径齿顶圆直径重合度 重合度大于1故满足要求校验过度曲线干涉内齿轮所以内齿轮不产生齿根干涉外齿轮所以外齿轮不

25、产生齿根干涉校验齿顶不相碰所以齿顶不相碰校验重叠干涉其中 满足要求基于ProE对行星轮和内齿轮进行三维造型如图所示 图3-5 齿轮三维PROE图35齿轮公法线长度的确定在一齿轮啮合时理论上把分度圆直径相交处称节圆在该处单齿的齿厚度称弦齿厚是检测齿轮精度方法之一但是在加工过程中由于各种误差累积单齿检测精度不能保证而同时采用在节圆处检测多齿间距称公法线 长度 公法线长度的确定对于加工齿轮极为重要它是对齿轮轮齿加工是否达到所要求的尺寸的一个重要量度在此只计算行星轮的公法线长度行星轮的变位系数齿形角为由机械设计手册第二版中册表8-32查得跨测齿数71928636齿轮的结构设计com的结构设计由于齿宽系

26、数分度圆直径所以外齿轮齿宽为考虑经济因素为节省材料可将齿轮结构设计成凸台状如图3-6所示 图3-6 外齿轮此时由于齿轮与偏心轴采用轴承联接且使用两个轴承故凸台出齿轮宽度因为 其中为轴承宽度 为挡圈槽宽度com上销轴孔的设计采用10个销轴直径为销套外径设计为所以销轴孔的直径为设计销孔中心到齿轮中心的距离为com的结构设计内齿轮与卷筒使用螺钉固定联接两端面用螺钉分别与左支撑座右支撑座固定联接此时为了联接方便及密封可靠设计内齿轮结构如图3-7所示 图3-7 内齿轮内齿轮有轮齿部分宽度所以可取考虑密封可靠则内齿轮总宽度确定为37传动内部结构的选定与设计com结构的设计轴的主要功用是支撑回转零件及传递运

27、动和动力由于在轴系零部件的具体结构末确定之前轴上力的作用点和支点间的跨距都无法进行精确确定故弯矩大小和分布情况不得而知因此在轴的设计中采用的主要方法就是边计算边画边修改由于轴工作时产生的应力多为应变力所以轴的失效多为疲劳损坏因此轴的轴的材料种类很多设计时主要根据对轴的强度刚度耐磨性等要求同时考虑制造工艺问题和热处理方式等因素加以选用力求经济合理轴的主要材料是碳钢和合金钢其中碳钢价格低廉对应力集中的敏感性较低可以通热处理提高其耐磨性和抗疲劳强度常用的有35404550钢其中以45钢使用最广在此所用的到的轴选用45钢表3-1 45钢的性能材料牌号热处理毛坯直径 mm 硬度 HB 拉伸强度极限拉伸屈

28、服极限 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限 许用弯曲应力45正火2524161036026015055正火100170-217600300275140回火 100-300162-217580290270135调质200217-255650360300155601确定偏心轴选用实心轴按扭转强度计算偏心轴结构如图3-8所示 图3-8 偏心轴考虑安全系数最小直径所以为设计方便取同时考虑与其配合的轴承的内径尺寸依次选取其余各处直径分别为基于ProE对输入轴进行三维造型如图3-9所示 图3-9 偏心轴三维PROE图2计算各处轴肩高度3选定轴承精度等级及公差根据设计要求偏心轴承受的载荷不大转速不高运转平稳故可取轴

29、精度为6级按照设计方案轴与轴承采用过盈配合轴承是标准件故可取轴为k级公差涉及到的具体尺寸分别为 com承的选定在行星轮确定的情况下根据安装条件结构尺寸来选定转臂轴承根据各种轴承的用途和特点在本设计中可选用调心滚子轴承调心滚子轴承具有两列滚子主要承受径向载荷同时也能承受任一方向的轴向载荷有高的径向载荷能力特别适用于重载或振动载荷下工作但不能承受纯轴向载荷该类轴承外圈滚道是球面形故其调心性能良好能补偿同轴度误差联接偏心轴与外齿轮的轴承的选择由于此处轴承在传动过程中主要承受径向力几乎不受轴向力而且轴承的转速不是太高运转平稳故可选用圆柱滚子轴承型号为NJ208E由于轴承NJ208E同时要与外齿轮过盈配

30、合为与外齿轮相适应此处选则安装两个均为NJ208E的轴承此时两轴承间需要使用挡圈联接偏心轴与左支撑座及固定轴的轴承的选择由于这两处轴承主要承受径向载荷但同时也会承受少量的轴向载荷而且不需要调心性能故可选用深沟球轴承 型号为63063联接偏心轴与左机座的轴承的选择由于这两处轴承主要承受径向载荷但同时也会承受少量的轴向载荷而且不需要调心性能故可选用深沟球轴承型号为6206com承的选定4连接端盖与左机座的轴承的选择此处轴承主要起联接作用可承受一定径向力与轴向力故可选用深沟球轴承型号为62165联接固定轴与右支撑座的轴承的选择由于这两处轴承主要承受径向载荷但同时也会承受一定的轴向载荷故可选用深沟球轴

31、承型号为621038其余零件结构的设计支撑环由外齿轮上销轴孔的分布可得支撑环上孔的分布的支撑环如图3-10所示 图3-10 支撑环套环根据支撑环确定套环尺寸如图3-11所示 图3-11 套环左支撑座根据支撑环套环偏心轴内齿轮尺寸和结构确定左支撑座结构及尺寸如图3-12所示 图3-12 左支撑座4固定轴根据偏心轴内齿轮的结构尺寸以及固定轴的作用和要求确定固定轴的结构及尺寸如图3-13所示 图3-13 固定轴4主要零件的校核 少齿差行星齿轮传动受力构件有内齿轮行星轮输出机构和转臂轴承等此处就分析销轴输出机构的受力情况行星轮承受内齿轮输出机构和转臂轴承的作用力 不计摩擦力 其反作用力是行星轮对上述构

32、件的作用力参看下图当行星轮逆时针以转速回转时它作用给内齿轮的总法向力为输出机构的合力为图4-1 少齿差行星齿轮传动受力分析图图4-2 用销轴输出的行星轮受力状态图41传动效率计算由于传动类型是KHV型按表中的公式2表4-1 确定传动效率计算啮合效率即再求内啮合齿轮副的损失系数即式中是端面重合度为系数取故所以其啮合效率为再考虑轴承的效率约为和销轴式机构的效率约为总传动效率为 42少齿差行星齿轮受力分析及校核com力的分析由于内齿轮联接滚筒输出则输出转矩 为输入功率3kw为输入转速1430rmin由于采用双行星轮所以一个外齿轮传递的转矩为已知一个行星轮外齿轮输出转矩 分别是外齿轮和内齿轮的齿数61

33、62 外齿轮分度圆直径1525 实际啮合角577296 初选啮合角55表4-2 少齿差行星齿轮传动轮齿受力计算公式项 目代号计算公式N型传动输出结构固定内齿轮输出圆周力分度圆上节圆上径向力法向力F 将上述数值代入表格中的式中得出 47802N 44702N 70773NF 7370Ncom轮轮齿弯曲强度校核输入转矩 载荷集中系数 动载系数 轮齿宽度 模数 齿形系数 基圆半径 传动比 圆周力 行星齿轮的弯曲应力 查表得材料许用弯曲应力为所以齿轮弯曲强度满足要求43输出机构受力行星轮多销轴的作用力随着销轴的位置不同而变化当2时Q为最大即为行星轮对销轴的最大作用力为 销孔分布圆半径 销轴数目 考虑销

34、轴直径所以选择比参考数目略大表4-3 销轴数目参考值 齿轮直径Dmm 100100-200200-300300-400 400销轴数目681012 12由力多边形可知转臂轴承作用于行星轮的力为代入数值得出10404N45销轴的强度校核计算图4-3 销轴工作示意图 由于行星轮与内齿轮齿廓曲率半径很接近齿轮接触面积较大接触应力小因此常不计算齿面接触应力而且在设计齿轮计算齿轮模数时就是应用弯曲应力计算的固齿轮的齿面弯曲应力是满足的在此不必再对齿轮进行校核现对销轴进行校核 销轴的弯曲应力校核公式式中制造和安装误差对销轴载荷影响系数 115135精度低时取大值反之取小值在此取115 行星轮对销轴的作用力

35、 上节算得2473N销轴直径 许用弯曲应力 销轴的材料为根据销轴材料查取L的值从图中取得则因此销轴的强度是足够的其尺寸符合要求46键的校核计算本设计中使用的键均为平键设计中所涉及的键均为静联结但有冲击故用以下公式校核式中T传动转矩N k键与轮毂的接触高度 h为键高 b键宽 d轴径查得 本处对联轴器处和固定轴处的键进行校核校核过程如下com处键的校核联轴器处的为A型平键GBT1096-2003 尺寸为故有 所以此处键强度满足要求安全com处键的校核此处键为A型平键GBT1096-200传递的转矩为外齿轮输出转矩即故有 所以此处键强度也满足要求安全47轴承寿命的校核考虑轴承受力情况及使用目的此处仅

36、校核联接偏心轴与外齿轮的轴承联接偏心轴与左支撑座及固定轴的轴承滚动轴承的寿命校核计算公式式中n轴承转速rmin 轴承寿命指数对球轴承3对滚子轴承103 C基本额定动载荷根据传动的结构要求选用的部分轴承如下表所示表4-4 轴承代号及基本参数型号数目基本参数dDB基本额定动载荷kNGBT276-1994NJ208E4408018515GBT276-19946306230721927GBT276-199462061306216195圆柱滚子轴承主要承受径向力几乎不承受轴向力所以当量动载荷则圆柱滚子轴承的寿命为深沟球轴承所受轴向力来自偶尔的轴向冲击载荷很小故在此可以忽略不计则圆柱滚子轴承的寿命为考虑轴

37、承可以替换所以轴承寿命满足要求48输入轴偏心轴的强度校核利用PRO对输入轴进行实体造型如图4-4所示图4-4 输入轴实体图1计算作用在轴上的力转矩 圆周力 径向力 2绘制轴空间受力图如图4-5a所示3作水平面H及垂直面V的受力图并计算支承反力如图4-5bc所示水平面 垂直面 4计算H面及V面内的弯矩并作弯矩图如图4-5de所示水平面H面内C截面处的弯矩 垂直面 5计算合成弯矩并作图如图4-5f所示 6计算并作图如图4-5g所示 由于采用双行星轮所以取7计算当量弯矩 8分析危险截面校核强度 所以轴C处的强度足够 所以轴A处的强度足够图4-5 输入轴的载荷分析图轴的强度足够无需修改轴的尺寸49卷扬

38、速度校验已知传动比 电动机转速 卷扬速度 所以由 得到又因为卷筒转速 所以因为滑轮组倍率为所以得到卷扬速度 卷扬速度要求为所以所设计的卷扬机可以达到预期的卷扬速度符合要求410卷扬机强度校核式中 -钢丝绳的额定拉力N 10KN -卷扬筒壁的环向压缩应力MPa -应力减小系数一般取 -多层缠绕系数选取 t-钢丝绳轴向卷绕节距mmt 115mm -卷筒壁厚mm -卷筒材料的许用应力MPa其值如下表表4-5 部分卷筒材料的许用应力材许 料用应力HT200ZG310570A1A4A5A6A7A8A1A4A5A6A7A8144132120112197173153133由上表查得 112所以因此此壁厚 1

39、8mm是符合强度要求的5基于PROE的一齿差减速卷扬机零件设计51主要零件建模com模轴的建模主要依靠草图的绘制画出半边的轮廓然后围绕中心轴旋转而成通过增加基准面绘制出挡圈槽的外形拉伸切除材料后即可如图5-1所示图5-1 偏心轴图5-2 固定轴com建模齿轮的建模比较复杂参照参考文献2第7章内容依次定义参数创建齿坯绘制草绘他创建关系创建渐开线创建基准平面镜像渐开线绘制齿槽拉伸切阵列齿槽除等步骤完成图5-3 外齿轮图5-4 内齿轮52虚拟装配本设计虚拟装配主要是指装配爆炸图反映传动情况同时可以验证传动是否发生干涉主要装配过程如下在PROE中新建组件子类型选择设计模版选择mmns_asm_design点击装配按钮依次装配零件选择对齐或配对方式与距离最终完成装配爆炸图如5-5图所示图5-5 装配爆炸图注为保证效果此处仅画出8个销轴及销轴孔参考文献1 银金光王洪 机械设计课程设计M 北京中国林业出版社200632 博创设计坊 PROEWild40机械设计实例教程 清华大学出版社200863 濮良贵纪名刚高等教育出版社V35