0.5t手拉葫蘆設(shè)計(jì)【含CAD圖紙+word說明書】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 目錄一、 設(shè)計(jì)任務(wù)1二、 任務(wù)分析1三、 結(jié)構(gòu)與原理1四、 起重吊鉤的選擇2五、 起重鏈條、鏈輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算4六、 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)6（1） 傳動(dòng)比的分配6（2） 傳動(dòng)類型的選擇及簡圖7（3） 配齒計(jì)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(yàn)算15（8） 傳動(dòng)效率的計(jì)算15（9） 齒輪結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)17（10） 齒輪的強(qiáng)度校核18七、 制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)21（1） 棘輪與棘爪的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核21（2） 摩擦片的選擇與計(jì)算24 八、 驅(qū)動(dòng)軸的的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核26九、 行星齒輪軸的計(jì)算與校核29十、 行星架的設(shè)計(jì)32十一、 起重鏈輪的校核33十二、 機(jī)架的設(shè)計(jì)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(xiàn)3743手拉葫蘆設(shè)計(jì)說明書規(guī)格：起重量0.5噸。一、設(shè)計(jì)任務(wù)：起重量0.5噸的手拉葫蘆。二、任務(wù)分析：手拉葫蘆也稱倒鏈，在工程中廣泛用于對構(gòu)件的吊裝或機(jī)具的安裝，其具有短時(shí)間斷工作的特性。手拉葫蘆有蝸桿式和齒輪式，此次設(shè)計(jì)采用-型行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，具有較大的傳動(dòng)比，采用了棘輪機(jī)構(gòu)用于防止起重鏈輪逆轉(zhuǎn)，導(dǎo)致不安全事故。三、結(jié)構(gòu)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(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)10.起重鏈輪11.起重鏈其工作原理如下：提升重物時(shí)，拉動(dòng)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(zhuǎn)動(dòng)。此時(shí)棘爪在棘輪齒上滑過，制動(dòng)機(jī)構(gòu)起著聯(lián)軸器的作用。一旦停止操作，重物欲拽動(dòng)長軸反轉(zhuǎn)，但棘爪卡住棘輪，機(jī)構(gòu)呈制動(dòng)狀態(tài)，使重物停止不動(dòng)。下降重物時(shí)，反向拉動(dòng)手拉鏈，由于手鏈輪反向微量轉(zhuǎn)動(dòng)，使摩擦片間的軸向壓力降低，制動(dòng)力矩下降，摩擦片打滑，此時(shí)棘爪仍卡住棘輪不動(dòng)，重物徐徐下降。一旦停止拉動(dòng)，重物欲動(dòng)長軸繼續(xù)下降，制動(dòng)器座由螺紋旋向摩擦片，使摩擦片、棘輪、手鏈輪和制動(dòng)器座再次壓為一體，被棘爪卡住，機(jī)構(gòu)再次進(jìn)入制動(dòng)狀態(tài)，使重物停止不動(dòng)。如此反復(fù)，即能完成重的的升降作業(yè)。停止拉動(dòng)手拉鏈條，則棘爪抵住棘輪，制止逆轉(zhuǎn)，使重物準(zhǔn)確地停在某一位置。需要卸載時(shí)，按相反的方向拉動(dòng)手拉鏈條而驅(qū)動(dòng)手拉鏈輪反轉(zhuǎn)，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(jī)械性能的強(qiáng)度等級(jí)和機(jī)構(gòu)工作級(jí)別下，選擇起重吊鉤，選擇鉤號(hào)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(qiáng)度高低分成不同等級(jí)。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(yīng)根據(jù)最大工作載荷及安全系數(shù)計(jì)算鏈條的破壞載荷Qd，以Qd來選擇鏈條。選擇鏈條應(yīng)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(nèi)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(shè)計(jì)：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(dǎo)向側(cè)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(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)（1）傳動(dòng)比的分配預(yù)設(shè)手的拉力為300N，計(jì)算行星裝置的傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)的總效率（不包括機(jī)外游動(dòng)鏈輪組）取=0.84傳動(dòng)比繞上起重鏈輪處的最后一個(gè)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(gè)鏈輪的效率，.起重鏈條的倍率，單根鏈條的倍率為預(yù)設(shè)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(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比傳動(dòng)比（2）傳動(dòng)類型的選擇及簡圖已知手拉鏈輪的輸入轉(zhuǎn)速為r/min,傳動(dòng)比6.613，并且手拉葫蘆具有短時(shí)間間斷工作的特點(diǎn)，其結(jié)構(gòu)緊湊，手拉鏈輪運(yùn)行較平穩(wěn)。選擇行星齒輪傳動(dòng)中的-（）型行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，由于載荷較小，選取兩個(gè)行星輪。其結(jié)構(gòu)簡圖如下：Plt=5000Ni=6.613太陽輪.行星輪.內(nèi)齒圈（3）進(jìn)行行星齒輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算據(jù)（）型行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比按其配齒計(jì)算公式可求的中心輪1，行星齒輪2，內(nèi)齒圈3的齒數(shù)Z1,Z2,和Z3。現(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)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(nèi)齒圈的齒數(shù)。內(nèi)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(dòng)，如果采用角變位的傳動(dòng)時(shí)，行星輪的齒數(shù)應(yīng)按照如下公式計(jì)算，即當(dāng)為偶數(shù)，可取齒數(shù)修正量為Z1=10-，此時(shí)，通過角變位后，既不增大該行星傳動(dòng)的徑向尺寸，又可改善-嚙合齒輪副的傳動(dòng)特性。所以，求得行星齒輪的齒數(shù)驗(yàn)算其實(shí)際傳動(dòng)比其傳動(dòng)比誤差為故滿足傳動(dòng)比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動(dòng)的實(shí)際傳動(dòng)比為.。最后確定該行星傳動(dòng)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(yīng)力。中心輪和內(nèi)齒圈3，均采用r調(diào)質(zhì)，行星輪采用號(hào)鋼正火。由表6-2查得齒面硬度達(dá)到HBS1=260HBS，2，中心輪和行星輪的加工精度為8級(jí)，由圖查得()，45號(hào)鋼正火（）內(nèi)齒輪的加工精度也為8級(jí)。 Z2=22HBS1=260HBS2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度估算齒輪尺寸，即按式（14-1）計(jì)算中心距式中 u=2.2,Ja=480(表14-36)?？紤]到速度較慢，運(yùn)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(jì)算公式中計(jì)算模數(shù)m取模數(shù)m=3mm（5）嚙合參數(shù)計(jì)算在兩個(gè)嚙合齒輪副1-2 2-3 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a為K=1.2.paT=14.97N.mA=49.43mmm=3mm由此可見，二個(gè)齒輪副的中心距不相等，且a23a12 因此，該行星齒輪傳動(dòng)不能滿足非變位的同心條件，為使該行星傳動(dòng)滿足給定的傳動(dòng)比i=6.613的要求，又能滿足嚙合條件傳動(dòng)的同心條件，即應(yīng)使各齒輪副的相等，則必須對該2K-H 型行星傳動(dòng)進(jìn)行角變位。根據(jù)各標(biāo)準(zhǔn)中心距的關(guān)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(dòng)設(shè)計(jì)課本公式4-19) 公式（4-22）計(jì)算該2K-H型行星傳動(dòng)角度變位的嚙合參數(shù)，對各齒輪幅的嚙合參數(shù)計(jì)算如下：2K-H型行星傳動(dòng)嚙合參數(shù)計(jì)算1-2齒輪副采用正變位，其嚙合參數(shù)如下：中心距變動(dòng)系數(shù)嚙合角變位系數(shù)和齒頂高變動(dòng)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(dòng)系數(shù)嚙合角變位系數(shù)和齒頂高變動(dòng)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(fù)嚙合齒輪副，故其變位方式應(yīng)采用高度變位，即，則可得內(nèi)齒輪的變位系數(shù)為（6）齒輪幾何尺寸計(jì)算對于該-（）型行星齒輪傳動(dòng)可按照以下公式進(jìn)行其集合尺寸的計(jì)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(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓的計(jì)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(nèi)齒輪的齒根圓直徑。齒根圓直徑按下式子計(jì)算，即式中插齒刀的齒頂圓直徑；插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距；現(xiàn)對內(nèi)嚙合齒輪副-計(jì)算如下：（，）查表（行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)）得。 m=3mmx0= 0加工中心距為（7）裝配條件的驗(yàn)算對于所設(shè)計(jì)的上述行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)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(yàn)算2K-H(A)型行星傳動(dòng)同心條件 滿足同心條件（3）安裝條件（8）傳動(dòng)效率的計(jì)算對于2K-H(A)型行星齒輪傳動(dòng)鄰接條件滿足滿足同心條件滿足安裝條件P=其傳動(dòng)效率為轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)損失系數(shù)對于2 Z-X(A)型，嚙合效率計(jì)算公式 查表17.1-6（機(jī)械設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)2K-H（）型行星傳動(dòng)的工作特點(diǎn)，傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速高低等情況，對其進(jìn)行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，首先確定中心輪的結(jié)構(gòu)因?yàn)槠渲睆叫?，所以做成齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式；即將中心輪與輸入軸連成一個(gè)整體。且按照該行星傳動(dòng)的輸入轉(zhuǎn)速n和功率p初步估算輸入軸的直徑da,同時(shí)進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。為了便于軸上零件便于裝拆，通常將軸做成階梯形狀?？傊?，在滿足使用條件的前提下，軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸應(yīng)力求簡單，以便于加工制造。內(nèi)齒輪固定，與機(jī)架連在一體。行星輪的齒寬應(yīng)較寬，以保證與太陽輪和內(nèi)齒圈的嚙合。在每個(gè)行星齒輪的內(nèi)孔內(nèi)裝喲滾動(dòng)軸承來支=0.6347=0.96撐，而行星輪軸在安裝到轉(zhuǎn)臂x 的側(cè)板上之后，還采用矩形截面的彈性擋圈來進(jìn)行軸向固定。轉(zhuǎn)臂x 采用雙側(cè)板式的結(jié)構(gòu)型式。轉(zhuǎn)臂上各個(gè)行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差fa可按下列公式計(jì)算?，F(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(jì)算，即取.mm=27um。轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差ex約為孔距相對偏差的，即（10）齒輪的強(qiáng)度校核（行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)）由于本機(jī)構(gòu)采用的具有短時(shí)間間斷工作的特點(diǎn)，且具有結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小和傳動(dòng)比大的特點(diǎn)。針對其工作特點(diǎn)，只需按其齒根彎曲應(yīng)力的強(qiáng)度條件公式進(jìn)行校核計(jì)算，即a=51mm=27um首先按下列公式計(jì)算齒輪齒根應(yīng)力，即其中，齒根應(yīng)力的基本值可按下列式子計(jì)算，即許用齒根應(yīng)力可按下列公式計(jì)算，即現(xiàn)將該型行星傳動(dòng)按照兩個(gè)齒輪副，分別驗(yàn)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(jì)算；已知a.m, 和。則有關(guān)系數(shù)a. 使用系數(shù)（查表6-7行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)）b. 動(dòng)載荷系數(shù)先按公式（6-57行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)）計(jì)算太陽輪1相對于轉(zhuǎn)臂X的速度，即Ft=470N其中，已知中心輪的精度是8級(jí)，即精度系數(shù)C=8， 由下式計(jì)算動(dòng)載系數(shù)式中c.齒向載荷分布系數(shù)可按下列公式計(jì)算，即由圖6-7（ b）得（行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)）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(jì)算，即已知，則得f.齒形系數(shù)。齒形系數(shù)可由圖-查得g.應(yīng)力修正系數(shù)。應(yīng)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(jì)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(shí)與內(nèi)齒輪3相嚙合，故取齒寬b=12mm 。計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力。=1.3=1b=12mm按公式-計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力，即彎疲勞極限（機(jī)械設(shè)計(jì)課本88頁）查圖6-7試驗(yàn)齒輪的彎曲強(qiáng)度極限又雙向傳動(dòng)0.7。=378，故其彎曲強(qiáng)度滿足。（2）2-3齒輪副在內(nèi)嚙合齒輪副2-3中只需要校核內(nèi)齒輪3的齒根彎曲強(qiáng)度，即仍按公式計(jì)算其齒根彎曲應(yīng)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(nèi)齒輪也滿足其=72Mpa=64Mpa=68Mpa彎曲強(qiáng)度的要求。上述計(jì)算結(jié)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(qiáng)度條件。八、制動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)（一）棘輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)在低速轉(zhuǎn)動(dòng)的手拉葫蘆中，棘輪逆止器作為手拉葫蘆防止逆轉(zhuǎn)的制逆裝置，用于防止在起重過程中起重鏈輪倒轉(zhuǎn)，導(dǎo)致重物下降，發(fā)生不安全事故。棘輪的齒形已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)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(jī)構(gòu)通常選取個(gè)齒，本機(jī)構(gòu)選擇齒數(shù)。（）棘輪齒的強(qiáng)度計(jì)算棘輪模數(shù)按齒受彎曲計(jì)算來確定 式中 棘輪模數(shù)， 應(yīng)取6、8、10等周節(jié)，mm齒輪的強(qiáng)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(yīng)力許用彎曲應(yīng)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(yīng)力30120棘輪模數(shù)按齒受擠壓進(jìn)行驗(yàn)算許用單位線壓力 由上表可知45號(hào)鋼的許用單位線壓力為40Mpa。經(jīng)棘輪齒的彎曲強(qiáng)度和擠壓強(qiáng)度計(jì)算得，該棘輪的模數(shù)mmm。（）棘爪的強(qiáng)度計(jì)算：棘爪的回轉(zhuǎn)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(yīng)按受偏心壓縮來進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，對鉤頭形棘爪則應(yīng)按受偏心拉伸來計(jì)算，基本計(jì)算公式如下：式中彎矩 棘爪危險(xiǎn)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(xiǎn)斷面面積；棘爪危險(xiǎn)斷面的厚度；mm ；棘爪材料的許用彎曲應(yīng)力；計(jì)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(xiǎn)斷面的厚度：故棘爪強(qiáng)度滿足要求。p=312ND=96mmE=7mm=20Mpa強(qiáng)度滿足(4)棘輪軸的強(qiáng)度計(jì)算棘爪軸為懸臂梁受彎曲作用。由下式兩公式之一計(jì)算可得， 由以上兩式子計(jì)算，經(jīng)比較，圓整取。制動(dòng)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(nèi)徑制動(dòng)時(shí)壓緊摩擦片軸向壓力，；其中 載荷傳到制動(dòng)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(dāng)量摩擦角；其中起重鏈輪節(jié)圓直徑制動(dòng)安全系數(shù)按下式驗(yàn)算，設(shè)計(jì)選定制動(dòng)力矩時(shí)應(yīng)使計(jì)算如下：載荷傳到制動(dòng)器軸的扭矩普通螺紋的牙型角；當(dāng)量摩擦角；取摩擦片的摩擦系數(shù)；設(shè)摩擦片的內(nèi)外徑分別為24mm,84mm；制動(dòng)時(shí)壓緊摩擦片的軸向壓力制動(dòng)力矩=59=469NM=22.34驗(yàn)算制動(dòng)安全系數(shù)，設(shè)計(jì)選定制動(dòng)力矩。故所設(shè)計(jì)的制動(dòng)系統(tǒng)符合安全制動(dòng)的要求。九、驅(qū)動(dòng)軸的設(shè)計(jì)及校核：（） 計(jì)算作用于軸上的力矩.m；（） 初步估算軸的直徑由于驅(qū)動(dòng)軸要做成齒輪軸，故其材料與太陽輪的材料一樣，采用r,調(diào)質(zhì)處理，由式子計(jì)算中的最小直徑并加大以考慮鍵槽對軸的影響，查表.（機(jī)械設(shè)計(jì)）取則（） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案軸的結(jié)構(gòu)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(dòng)器座有軸的左端裝入，起重鏈輪由右端的齒輪進(jìn)行軸向定位，制動(dòng)器座由軸間軸向.md=11.96mm定位，用平鍵與軸進(jìn)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(nèi)的兩個(gè)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(jìn)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(gè)墊圈輔助螺母進(jìn)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(gè)摩擦片的寬度為mm ，棘輪的寬度為mm，制動(dòng)器座的寬度為mm，故段的長度為+mm。考慮到鍵槽的影響，圓整取直徑為mm。 起重鏈輪寬mm，機(jī)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(qū)動(dòng)軸的支撐力F為人的拉力由 求得F=170N按彎曲和扭轉(zhuǎn)合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度。當(dāng)量彎矩, 取折合系數(shù)，則軸套受處當(dāng)量彎矩當(dāng)量彎矩見上圖。軸的材料為r，調(diào)質(zhì)處理，查表.（機(jī)械設(shè)計(jì)課本頁），抗拉強(qiáng)度極限，彎曲疲勞極限。由第三強(qiáng)度理論公式，該軸滿足強(qiáng)度要求。十、行星齒輪軸的設(shè)計(jì)及校核：求行星輪的相對轉(zhuǎn)速負(fù)號(hào)表示行星輪相對轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)向與轉(zhuǎn)臂轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)向相反。行星傳動(dòng)的行星輪具有功率分流的特點(diǎn)，輸入功=軸滿足強(qiáng)度率為；每個(gè)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(dòng)軸承的內(nèi)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(nèi)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(nèi)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(diǎn)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(zhuǎn)合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度。當(dāng)量彎矩, 取折合系數(shù)，則軸套受處當(dāng)量彎矩T=合成彎矩每根行星彎矩彎曲和扭轉(zhuǎn)合成為該軸滿足強(qiáng)度要求。極限。由第三強(qiáng)度理論公式。軸的材料為Q235，抗拉強(qiáng)度極限，彎曲疲勞。由第三強(qiáng)度理論公式。該軸滿足強(qiáng)度要求。十一、行星架的設(shè)計(jì)：軸強(qiáng)度滿足行星架采用雙側(cè)板式結(jié)構(gòu)，材料采用號(hào)鋼。行星架上所受的力矩為行星架上所受的作用力為 預(yù)設(shè)行星架雙側(cè)板的厚度為mm,按擠壓強(qiáng)度校核行星架的強(qiáng)度。故行星架的側(cè)板壁厚為5mm，采用45號(hào)鋼，許用應(yīng)力60Mpa,強(qiáng)度足夠。十二、行星輪軸上的軸承選用與校核：由于軸的直徑為15mm，故選軸承的內(nèi)徑為15 mm。選軸承型號(hào)為61802型，其尺寸見總圖。校核如下：計(jì)算當(dāng)量1) 動(dòng)載荷暫選軸承為61802，其額定動(dòng)載荷為C=2.1KN,額定靜載荷為Co=1.3KN.(GB/T276-94)當(dāng)量動(dòng)載荷為計(jì)算軸承壽命,由于手拉葫蘆軸承工作溫度不高，取溫度系數(shù)為1. T= F=-939N行星架強(qiáng)度足夠61802型C=2.1KNCo=1.3KNP=523N故符合要求。十三、起重鏈輪的和機(jī)架校核：起重鏈輪的內(nèi)徑為mm ，外徑為mm。預(yù)設(shè)機(jī)架側(cè)板的厚度為7mm。起重鏈輪的受力分析。鏈輪的受力分析及彎矩圖：F1FF2MMca起重鏈輪對機(jī)架的作用力扭矩 鏈輪材料采用稀土鎂球磨鑄鐵鑄造，經(jīng)等高溫淬火，其機(jī)械性能可達(dá)到pa 。故其強(qiáng)度滿足。十四、鍵的選擇與校核根據(jù)周徑選擇鍵的寬度，根據(jù)剪切與擠壓條件強(qiáng)度選擇鍵的長度。軸徑12mm,選擇的鍵寬為4mm,長度為mm. 。根據(jù)擠壓強(qiáng)度條件驗(yàn)算鍵的強(qiáng)度。故鍵的強(qiáng)度足夠。起重鏈輪強(qiáng)度足夠d=12mmb=4mml=20mm=63Mpa鍵強(qiáng)度足夠參考文獻(xiàn)2. 王洪欣，機(jī)械原理。南京：東南大學(xué)出版社，20053. 程志紅，唐大放，機(jī)械設(shè)計(jì)課程上機(jī)與設(shè)計(jì)。南京：東南大學(xué)出版社，20064. 程志紅，機(jī)械設(shè)計(jì)。南京：東南大學(xué)出版社，20065. 陳秀寧，機(jī)械基礎(chǔ)。杭州： 浙江大學(xué)出版社，0016. 饒振剛，行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20007. 吳宗澤，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，000