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中國(guó)礦業(yè)大學(xué)2010屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第66頁(yè)
1 概 述
1.1調(diào)度絞車的簡(jiǎn)介
調(diào)度絞車是通過兩級(jí)行星輪系及所采用的浮動(dòng)機(jī)構(gòu)完成絞車的減速和傳動(dòng)。通過控制電機(jī)的正反轉(zhuǎn)及操縱兩個(gè)剎車閘的不同剎緊狀態(tài)實(shí)現(xiàn)絞車卷筒的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)和停轉(zhuǎn),從而實(shí)現(xiàn)對(duì)重物的牽引、下放和停止三種工作狀態(tài)。深度指示器通過指示器的齒輪與卷筒上內(nèi)齒輪的嚙合帶動(dòng)與指示器相聯(lián)的絲杠的旋轉(zhuǎn),達(dá)到顯示深度的目的。絞車內(nèi)部各轉(zhuǎn)動(dòng)部分均采用滾動(dòng)軸承,運(yùn)轉(zhuǎn)靈活。絞車是用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條以提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備(見起重機(jī)械),又稱卷?yè)P(yáng)機(jī)。絞車可以單獨(dú)使用,也可作為起重、筑路和礦井提升等機(jī)械中的組成部件,因操作簡(jiǎn)單、繞繩量大、移置方便而廣泛應(yīng)用。
調(diào)度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機(jī)電設(shè)備。絞車在工作過程中普遍存在的一個(gè)問題就是鋼絲繩在絞車滾筒上纏繞不均,出現(xiàn)咬繩、壓繩等現(xiàn)象。尤其是使用了一段時(shí)間后的舊鋼絲繩,嚴(yán)重時(shí)鋼絲繩只集中纏繞在滾筒的一側(cè)進(jìn)而跳出滾筒導(dǎo)致重大事故,對(duì)于牽引距離較長(zhǎng)的絞車這個(gè)問題尤其突出。調(diào)度絞車的工作往往是間歇性的,當(dāng)完成一次牽引任務(wù)繩段載荷去掉后,繩頭呈自由狀態(tài),鋼絲繩會(huì)因自身彈力作用使纏繞在滾筒上的鋼絲繩松圈而出現(xiàn)亂繩現(xiàn)象,同樣會(huì)影響絞車的正常工作。針對(duì)小絞車提升運(yùn)輸中出現(xiàn)的上述問題,研制開發(fā)適用于平巷以及巷道起伏。
調(diào)度絞車護(hù)繩裝置,屬于礦山用調(diào)度絞車裝置技術(shù)領(lǐng)域。以往絞車僅在滾筒后部設(shè)置護(hù)繩板,操作人員違章處理容易發(fā)生鋼絲繩纏傷操作人員事故。該實(shí)用新型的技術(shù)方案為:支架上設(shè)置有軸套、上滑套管和下滑套管;上護(hù)繩架的垂直架在上滑套管內(nèi),其水平架上套有上滑轉(zhuǎn)輪;下護(hù)繩架的垂直架在下滑套管內(nèi),其水平架上套有下滑轉(zhuǎn)輪;彈簧一端固定在下護(hù)繩架上,其另一端固定在支架上;支架下端固定在鐵板固定座上;上護(hù)罩兩端分別連接軸套和護(hù)繩板。它的優(yōu)點(diǎn)是:該裝置有效的解決了絞車滾筒的部分封閉和纏繩質(zhì)量差引起的安全問題,在一定程度上減少了絞車鋼絲繩跑偏、亂繩等故障的發(fā)生。
絞車有手動(dòng)和電動(dòng)兩類。手動(dòng)絞車的手柄回轉(zhuǎn)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)上裝有停止器(棘輪和棘爪),可使重物保持在需要的位置。裝配或提升重物用的手動(dòng)絞車還應(yīng)設(shè)置安全手柄和制動(dòng)器。手動(dòng)絞車一般用在起重量小、設(shè)施條件較差或無電源的地方。
電動(dòng)絞車廣泛用于工作繁重和所需牽引力較大的場(chǎng)所。單卷筒電動(dòng)絞車的電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器帶動(dòng)卷筒,電動(dòng)機(jī)與減速器輸入軸之間裝有制動(dòng)器。為適應(yīng)提升、牽引和回轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要,還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。
例如,安裝在直升機(jī)上的救援設(shè)備,主要功用是將人或物吊起、放下,自有動(dòng)力,可控制,直升機(jī)在保持高度懸停時(shí),通過絞車手的控制可收放鋼索將人或物吊起放下。絞車的電器設(shè)備具有防爆性能,可用于煤塵及瓦斯的礦井中。
絞車的運(yùn)輸方式可選用火車或汽車托運(yùn)??刹捎冒b箱或敞車托運(yùn)。若敞車托運(yùn)應(yīng)有防雨和固定設(shè)施,以防受潮濕和碰撞磕傷絞車。
????絞車貯存應(yīng)存放在干燥的無腐蝕性氣體的庫(kù)房?jī)?nèi),露天存放應(yīng)有防潮、防雨、防銹設(shè)施。以防絞車部件及面漆受損。
1.2用途及適用范圍
礦用調(diào)度絞車性能特點(diǎn):具有隔爆性能、設(shè)計(jì)合理、操作方便用途和特點(diǎn)。
JD系列調(diào)度絞車,主要用于煤礦井下和其他礦山在傾角度小于30度的巷道中拖運(yùn)礦車及其它輔助搬運(yùn)工作,也可用于回采工作面和掘進(jìn)工作面裝載站上調(diào)度編組礦車。本絞車嚴(yán)禁用于提升和載人。
JD型絞車均用行星齒輪傳動(dòng),絞車具有結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、效率高、安裝移動(dòng)方便、起動(dòng)平穩(wěn)、操作靈活、制動(dòng)可靠、噪音低等特點(diǎn)。絞車的電氣設(shè)備具有防爆性能,可用于有煤塵及瓦斯的礦井。
?JD型調(diào)度絞車的電氣設(shè)備有兩種,一種為防爆,另一種為非防爆的,前一種可用于有煤塵及瓦斯的礦井中。
絞車的電機(jī)具有防爆性能,其他配套電器設(shè)備由用戶自備,但必須選用
上個(gè)月在有效期內(nèi)的《礦用產(chǎn)品安全標(biāo)志證書》的產(chǎn)品,以適用在有瓦斯(甲烷)及煤塵爆炸危險(xiǎn)的礦井中使用。
使用環(huán)境和工作條件
1)環(huán)境溫度為;環(huán)境相對(duì)濕度不超過;海拔高度以下。
2)周圍空氣中的甲烷、煤塵、硫化氫和二氧化碳等不得超過《煤礦安全規(guī)程》中所規(guī)定的安全含量。
1.3本文所做的基本工作
1)設(shè)計(jì)完成總體裝配圖設(shè)計(jì);
2)設(shè)計(jì)完成主減速器裝配圖設(shè)計(jì);
3)完成主要傳動(dòng)組件、零件的工作圖設(shè)計(jì);
4)編寫主要零件的加工工藝;
5)編寫完成整體設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。
2 調(diào)度絞車的總體設(shè)計(jì)
2.1設(shè)計(jì)參數(shù)
最大牽引力:;容繩量:
平均速度:
2.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理
絞車由下列主要部分組成。電動(dòng)機(jī)、卷筒、行星齒輪傳動(dòng)裝置、剎車裝置和機(jī)座。
絞車在結(jié)構(gòu)上采用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng),分別布置在主軸的兩端,主軸貫穿滾筒,左端支承在左支架上,右端支承在右支架上,電動(dòng)機(jī)采用法蘭盤固定在左支架上。
絞車的傳動(dòng)系統(tǒng)見附圖:
圖2.1 JD─1型調(diào)度絞車傳動(dòng)系統(tǒng)圖
1─左側(cè)行星輪架 2─主軸 3─右側(cè)行星輪架
JD-1型調(diào)度絞車采用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng),分別安裝在滾筒的兩側(cè),、、為左側(cè)行星齒輪,、、為右側(cè)行星齒輪。電動(dòng)機(jī)軸上裝有電機(jī)齒輪(太陽(yáng)輪),它帶動(dòng)左側(cè)行星齒架1上的行星齒輪旋轉(zhuǎn),由于電動(dòng)機(jī)齒輪是固定旋轉(zhuǎn)的,所以,行星齒輪除作自轉(zhuǎn)外,還要圍繞電動(dòng)機(jī)齒輪公轉(zhuǎn),因此,帶動(dòng)左側(cè)行星輪架1旋轉(zhuǎn),從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸2旋轉(zhuǎn),裝在主軸上的齒輪(太陽(yáng)輪)也旋轉(zhuǎn),于是帶動(dòng)右側(cè)行星輪架3上的行星齒輪轉(zhuǎn)動(dòng),此時(shí)有如下三種情況:
1)如果將左側(cè)制動(dòng)閘剎住,右側(cè)工作閘松開,此時(shí)滾筒被剎住,行星
輪架3與滾筒相連接,也不旋轉(zhuǎn),行星齒輪不作公轉(zhuǎn)只作自轉(zhuǎn),同時(shí)帶動(dòng)內(nèi)齒輪空轉(zhuǎn)(此為停止?fàn)顟B(tài));
2)如果將左側(cè)制動(dòng)閘松開,右側(cè)工作閘剎住,內(nèi)齒輪停止不轉(zhuǎn),行
星齒輪除作自轉(zhuǎn)外,還要作公轉(zhuǎn),帶動(dòng)行星輪架3轉(zhuǎn)動(dòng),滾筒與行星輪架相連接,也旋轉(zhuǎn)起來,即可進(jìn)行牽引(此為工作狀態(tài));
3)如果兩側(cè)閘都松開,行星輪架3呈浮動(dòng)狀態(tài),牽引繩可以帶動(dòng)滾筒
反向松繩(此為下放狀態(tài))。
2.3 選擇電動(dòng)機(jī)
2.3.1電動(dòng)機(jī)輸出功率的計(jì)算
已知:
拉力:
最大繩速:
則: (2.1)
根據(jù)傳動(dòng)方案圖2.1可得:
總傳動(dòng)效率
式中: 軸承的效率為;
行星輪傳動(dòng)效率為
2.3.2確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)
按公式(2.1)可計(jì)算出電動(dòng)機(jī)的輸出功率:
電動(dòng)機(jī)所需的額定功率與電動(dòng)機(jī)輸出功率之間有以下的關(guān)系:
(2.2)
其中:─用以考慮電動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)等外部因素引起的附加動(dòng)載荷而引入的系數(shù),取
由式(2.2)可計(jì)算出額定功率:
圓整取。
同時(shí),絞車井下使用,條件比較惡劣,要求電動(dòng)機(jī)必須具有防爆功能,且考慮到電機(jī)的過載能力,查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》,得到電動(dòng)機(jī)的型號(hào):。
額定功率;
實(shí)際轉(zhuǎn)速;
;
;
;
重量 134Kg
其外形尺寸:;
電機(jī)中心高度:;
電動(dòng)機(jī)軸直徑長(zhǎng)度:。
3 滾筒及其部件的設(shè)計(jì)
3 .1鋼絲繩直徑的確定及滾筒直徑的確定
3.1.1 鋼絲繩的選擇
1、根據(jù)GB1102-74,初選鋼絲繩直徑mm(機(jī)械手冊(cè)2-化工版)
型號(hào):6+FC-12-1670
鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度為:1670MPa
最小鋼絲繩破斷拉力總和
2.校核安全系數(shù)
安全系數(shù) []=5
>[]=5
3.3.2 滾筒參數(shù)的確定
1、根據(jù)JB/T 9028-1999 規(guī)定
卷筒直徑與鋼絲繩的繩徑比應(yīng)16~20
12(16~20)=(192~240)mm
取=220mm
式中: :滾筒的最小外徑 mm
:鋼絲繩直徑 mm
2、確定滾筒寬度
初選每層纏繞Z=21圈
則:B=
式中 :鋼絲繩排列不均勻系數(shù)
取B=270mm
3、 初定鋼絲繩纏繞層數(shù)n=16
4、 驗(yàn)算滾筒容繩量L
式中: :鋼絲繩每層厚度降低系數(shù)
所以取 n=15 Z=23
5、確定滾筒各直徑
1)滾筒最小纏繞直徑
==220+12=232
2)滾筒最大纏繞直徑
=
3)滾筒平均纏繞直徑
4)滾筒結(jié)構(gòu)外徑
取為620mm
3.1.3 卷筒鋼絲繩運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
1、 卷筒轉(zhuǎn)速
2、卷筒最外層鋼絲繩牽引速度
4 行星齒輪傳動(dòng)概論
齒輪傳動(dòng)在各種機(jī)器和機(jī)械設(shè)備中已獲得了較廣泛的應(yīng)用。例如,起重機(jī)械、工程機(jī)械、冶金機(jī)械、建筑機(jī)械、石油機(jī)械、紡織機(jī)械、機(jī)床、汽車、飛機(jī)、火炮、船舶和儀器、儀表中均采用了齒輪傳動(dòng)。在上述各種機(jī)器設(shè)備和機(jī)械傳動(dòng)裝置中,為了減速、增速和變速等特殊用途,經(jīng)常采用一系列互相嚙合的齒輪組成的傳動(dòng)系統(tǒng),在《機(jī)械原理》中,便將上述的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)稱之為輪系。
4.1行星齒輪傳動(dòng)的定義
輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿蝸輪組成的輪系,稱之為空間輪系;而由圓柱齒輪組成的輪系,稱為平面輪系。下面我們主要討論的是平面輪系的設(shè)計(jì)問題。
根據(jù)齒輪系運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)其筆順齒輪的幾何軸線相對(duì)位置是否變動(dòng),齒輪傳動(dòng)分為兩大類型。
1)普通齒輪傳動(dòng)(定軸輪系)
當(dāng)齒輪系運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何軸線位置都是固定不變的,則稱為普通齒輪傳動(dòng)(或稱為定軸輪系)。在普通齒輪傳動(dòng)中,如果各齒輪副的軸線均互相平行,則稱為平行軸齒輪傳動(dòng);如果齒輪系中含有一個(gè)相交軸齒輪副或一個(gè)相錯(cuò)軸齒輪副,則稱為不平行軸齒輪傳動(dòng)(空間齒輪傳動(dòng))。
2)行星齒輪傳動(dòng)(行星輪系)
當(dāng)齒輪系運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個(gè)齒輪的幾何軸線位置不固定,而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉(zhuǎn),即在該齒輪系中,至少具有一個(gè)作行星運(yùn)動(dòng)的齒輪。
行星齒輪傳動(dòng)按其自由度的數(shù)目可分為以下幾種。
(1)簡(jiǎn)單行星齒輪傳動(dòng) 具有一個(gè)自由度(W=1)的行星齒輪傳動(dòng)。對(duì)于簡(jiǎn)單行星齒輪傳動(dòng),只需要知道其中一個(gè)構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)后,其余各構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)便可確定。
(2)差動(dòng)行星齒輪傳動(dòng) 具有兩個(gè)自由度(W=2)的行星齒輪傳動(dòng),即它是具有三個(gè)可動(dòng)外接構(gòu)件(a、b和x)的行星輪系。對(duì)于差動(dòng)行星齒輪傳動(dòng),必須給定兩個(gè)構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)后,其余構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)才能確定。
在行星齒輪傳動(dòng)中作行星運(yùn)動(dòng)的齒輪,稱為行星齒輪(簡(jiǎn)稱為行星輪)。換而言之,在齒輪系中,凡具有自轉(zhuǎn)和公轉(zhuǎn)的齒輪,則稱為行星輪。僅有一個(gè)齒圈的行星,稱為單齒圈行星輪;帶有兩個(gè)齒圈的行星輪稱為雙齒圈行星輪。
在行星齒輪傳動(dòng)中,支承行星輪并使它得到公轉(zhuǎn)的構(gòu)件,稱為轉(zhuǎn)臂(又稱為行星架),用符號(hào)x表示。轉(zhuǎn)臂x繞之旋轉(zhuǎn)的幾何軸線,稱為主軸線。在行星齒輪傳動(dòng)中,與行星齒輪相嚙合的,且其軸線又與主軸線重合的齒輪,稱為中心輪;外齒中心輪用符號(hào)a或b表示,內(nèi)齒中心輪用符號(hào)b或e表示。最小的外齒中心輪a又可稱為太陽(yáng)輪。而將固定不動(dòng)的(與機(jī)架連接的)中心輪,稱為支持輪。
在行星齒輪傳動(dòng)中,凡是其旋轉(zhuǎn)軸線與主軸線相重合,并承受外力矩的構(gòu)件,稱為其本構(gòu)件。換言之,所謂基本構(gòu)件就是在空間具有固定旋轉(zhuǎn)軸線的受力構(gòu)件;其中也可能是固定構(gòu)件。而差動(dòng)行星齒輪傳動(dòng)就是具有三個(gè)運(yùn)動(dòng)基本構(gòu)件的行星齒輪傳動(dòng)。在其三個(gè)基本構(gòu)件中,若將內(nèi)齒輪固定不動(dòng),則可得到應(yīng)用廣泛的,輸入件為中心輪或轉(zhuǎn)臂,輸出件為轉(zhuǎn)臂或中心輪的行星齒輪傳動(dòng)。仿上,當(dāng)中心輪a固定不動(dòng)時(shí),則可得到輸入件為內(nèi)齒輪b或轉(zhuǎn)臂x,輸出件為轉(zhuǎn)臂x或內(nèi)齒輪b的行星齒輪傳動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂x固定不動(dòng)時(shí),則可得到所有齒輪細(xì)線均固定不動(dòng)的普通齒輪傳動(dòng),即定軸齒輪傳動(dòng)。由于該定軸齒輪傳動(dòng)騍原來行星齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu),故又稱之為準(zhǔn)行星齒輪傳動(dòng)。
4.2行星齒輪傳動(dòng)符號(hào)
在行星齒輪傳動(dòng)中較常用的符號(hào)如下。
——轉(zhuǎn)速,以每分鐘的轉(zhuǎn)數(shù)來衡量的角速度,。
——角速度,以每秒弧度來衡量的角速度,。
——齒輪a的轉(zhuǎn)速,。
——內(nèi)齒輪b的轉(zhuǎn)速,。
——轉(zhuǎn)臂x的轉(zhuǎn)速,。
——行星輪c的轉(zhuǎn)速,。
——內(nèi)齒輪b與中心輪a的齒數(shù)比。
——內(nèi)齒輪b固定,即,中心輪a輸入,轉(zhuǎn)臂x輸出時(shí)的行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比。
4.3行星齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)
行星齒輪傳動(dòng)與普通齒輪傳動(dòng)相比較,它具有許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。它的最顯著的特點(diǎn)是:在傳遞動(dòng)力時(shí)它可以進(jìn)行功率分流;同時(shí),其輸入軸與輸出軸具有同軸性,即輸出軸與輸入軸均設(shè)置在同一主軸上。所以,行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動(dòng),而作為各種機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器、增速器和和變速裝置.尤其是對(duì)于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動(dòng)效率高的航空發(fā)動(dòng)機(jī)、起重運(yùn)輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動(dòng)裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動(dòng)裝置,行星齒輪傳動(dòng)已得到了越來越廣泛的應(yīng)用。
行星齒輪傳動(dòng)的主要特點(diǎn)如下。
1)體積小,質(zhì)量小,結(jié)構(gòu)緊湊,承載能力大 由于行星齒輪傳動(dòng)具有功率分流和各中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個(gè)行星輪來共同分擔(dān)載荷,從而使得每個(gè)齒輪所承受的負(fù)荷較小,并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外,在結(jié)構(gòu)上充分利用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈本身的可容體積,從而有利于縮小其外廓尺寸,使其體積小,質(zhì)量小,結(jié)構(gòu)非常緊湊,且承載能力大。一般,行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動(dòng)的(即在承受相同的載荷條件下)。
2)傳動(dòng)效率高 由于行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性,即它具有數(shù)個(gè)勻稱分布的行星輪,使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力能互相平衡,從而有利于達(dá)到提高傳動(dòng)效率的作用。在傳動(dòng)類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下,其效率值可達(dá)。
3)傳動(dòng)比較大,可以實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解 只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動(dòng)的類型及配齒方案,便可以用少數(shù)幾個(gè)齒輪而獲得很大的傳動(dòng)比。在僅作為傳遞運(yùn)動(dòng)的行星齒輪傳動(dòng)中,其傳動(dòng)比可達(dá)到幾千。應(yīng)該指出,行星齒輪傳動(dòng)在其傳動(dòng)比很大時(shí),仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點(diǎn)。而且,它還可以實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解以及實(shí)現(xiàn)各種變速的復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)。
4)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng) 由于采用了數(shù)個(gè)結(jié)構(gòu)相同的行星輪,均勻地分布中心輪的周圍,從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互了解。同時(shí),也使參與嚙合的齒數(shù)增多,故行星齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn),抵抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng),工作較可靠。
總之,行星齒輪傳動(dòng)具有質(zhì)量小、體積小、傳動(dòng)比大及效率高(類型選項(xiàng)用得當(dāng))等優(yōu)點(diǎn)。因此,行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已廣泛地應(yīng)用于工程機(jī)械、礦山機(jī)械、冶金機(jī)械、起重運(yùn)輸機(jī)械、輕工機(jī)械、石油化工機(jī)械、機(jī)床、機(jī)器人、汽車、坦克、火炮、飛機(jī)、輪船、儀器、和儀表各方面。行星傳動(dòng)不僅適用于高轉(zhuǎn)速、大功率,而且在低速大轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)裝置上也已獲得了應(yīng)用。它幾乎可適用于一切功率和轉(zhuǎn)速范圍,故目前行星傳動(dòng)技術(shù)已成為世界各國(guó)機(jī)械傳動(dòng)發(fā)展的重點(diǎn)之一。
隨著行星傳動(dòng)技術(shù)的迅速發(fā)展,目前,高速漸開線行星齒輪傳動(dòng)裝置所傳遞的功率已達(dá)到,輸出轉(zhuǎn)矩已達(dá)到。據(jù)有關(guān)資料介紹,人們認(rèn)為目前行星齒輪傳動(dòng)技術(shù)的發(fā)展方向如下。
(1)標(biāo)準(zhǔn)化、多品種 目前世界上已有50多個(gè)漸開線行星齒輪傳動(dòng)系列設(shè)計(jì);而且還演化出多種型化的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。
(2)硬齒面、高精度 行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學(xué)熱處理。齒輪制造精度一般均在6級(jí)以上。顯然,采用硬齒面、高精度有利于進(jìn)一步提高承載能力,使齒輪尺寸變得更小。
(3)高轉(zhuǎn)速、大功率 行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)在高速傳動(dòng)中,如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應(yīng)用,其傳動(dòng)功率也越來越大。
(4)大規(guī)格、大轉(zhuǎn)矩 在中低速、重載傳動(dòng)中,傳遞大轉(zhuǎn)矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動(dòng)已有了較大的發(fā)展。行星齒輪傳動(dòng)的缺點(diǎn)是:材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝較困難人們對(duì)行星傳動(dòng)技術(shù)進(jìn)一步深入地了解和掌握以及對(duì)國(guó)外行星傳動(dòng)技術(shù)的引進(jìn)和消化吸收,從而使其傳動(dòng)結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善,同時(shí)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此,對(duì)于它的制造安裝問題,目前已不再視為一件什么困難的事情。實(shí)踐表明,在具有中等技術(shù)水平的工廠里弄也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動(dòng)減速器。
應(yīng)該指出,對(duì)于行星齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)者,不僅應(yīng)該了解其優(yōu)點(diǎn),而且應(yīng)該在自己的設(shè)計(jì)工作中,充分地發(fā)揮其優(yōu)點(diǎn),且把其缺點(diǎn)降低到最低的限度。從而設(shè)計(jì)出性能優(yōu)良的行星齒輪傳動(dòng)裝置。
5 減速器設(shè)計(jì)
5.1總傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配
5.1.1總傳動(dòng)比
(5.1)
式中,為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
為滾筒轉(zhuǎn)速
總傳動(dòng)比
在傳遞動(dòng)力時(shí),行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn),但是行星數(shù)目的增加會(huì)使其載荷均衡困難,而且由于鄰接條件限制又會(huì)減小傳動(dòng)比的范圍.因而在設(shè)計(jì)行星齒輪傳動(dòng)時(shí),通常采用 3個(gè)或4個(gè),特別是3個(gè)行星輪。取行星輪的數(shù)目為3。
因?yàn)樾行禽啍?shù)目,傳動(dòng)范圍只有,故選用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。
5.1.2傳動(dòng)比分配
多級(jí)行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比分配原則是各級(jí)傳動(dòng)之間等強(qiáng)度,并希望獲得最小的外廓尺寸。由于結(jié)構(gòu)的需要,選取初級(jí)傳動(dòng)比為
5.2高速級(jí)計(jì)算
5.2.1配齒計(jì)算
確定齒數(shù)應(yīng)滿足的條件:
行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇,除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)的選擇,還須滿足其傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。
各輪齒數(shù)根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17.2-4,NGW型行星齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)組合即可查出:
5.2.2 按接觸強(qiáng)度初算a-g傳動(dòng)的中心距和模數(shù)
1、選擇齒輪材料
太陽(yáng)輪和行星輪材料使用40Cr調(diào)質(zhì) 齒面硬度HBS為240-285
齒輪精度等級(jí) 8-7-7
2、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距
按直齒輪從表13-1-75選?。?83,取載荷系數(shù)K=2.0.
查圖13-1-24選取
初取許用接觸應(yīng)力
由于行星齒輪為懸臂布置,初取
齒寬系數(shù)
按表13-1-77 圓整取
中心輪輸入轉(zhuǎn)矩
取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)=1.3
在一對(duì)a-g傳動(dòng)中,小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
齒數(shù)比
按表中公式計(jì)算
模數(shù)
取
則 a-c傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距
由于此行星齒輪不要求變位。所以a-g傳動(dòng)和g-b傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為
=0
=0
5.2.3幾何尺寸計(jì)算
1)分度圓直徑
2)齒頂圓直徑
3)齒根圓直徑
4)齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù)
取為40
實(shí)際齒寬系數(shù)
5.2.4、驗(yàn)算a-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13-1-80 校核公式為
1)一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力
2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
查表13-1-104得 =1
3)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查圖13-1-16得 =2.5
4)彈性系數(shù)
查表13-1-105得 =189.8
5)重合度系數(shù)
6)螺旋角系數(shù)
=1
7)使用系數(shù)
查表13-1-81 得 =1
8) 動(dòng)載系數(shù)
=1.15
9)齒向載荷分布系數(shù)、
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=40/76<1
所以: 可取==1
10)齒間載荷分配系數(shù)、
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 得==1.1
將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力:
11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
12)接觸強(qiáng)度壽命系數(shù),應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定:
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于
所以
而
得 行星輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
太陽(yáng)輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
內(nèi)齒輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
13)潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)
查表13-1-108 取
14)工作硬化系數(shù)
取 =1.0
15)尺寸系數(shù)
查表13-1-109 得 =1.0
16)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13-1-110 取 =1.1
將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力
則 =7000.950.92/1.1=566.18
=7001.060.92/1.1=620.58
結(jié)論:由于
所以a-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核
2、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13-1-111校核公式為
1)齒向載荷分布系數(shù)
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=25/66<1
所以: 可取==1
2)齒間載荷分配系數(shù)
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 、 得==1.1
3)使用系數(shù)
=1
4) 動(dòng)載系數(shù)
=1.15
5)齒形系數(shù)
查圖13-1-38 得 =2.85 =2.53
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13-1-43 得
7)螺旋角系數(shù)
=1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力:
2
10)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲,故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為
11)壽命系數(shù)
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
太陽(yáng)輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
內(nèi)齒輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
11)尺寸系數(shù)
查圖13-1-56 得 =1.0
12)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32-1-39 得 =1.0
13)相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13-1-58 得 =1.0
14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13-1-110 取 (一般可靠度)
16)將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論:由于
所以a-g傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核
5.2.5、根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料
1.g-b傳動(dòng)比u
2、重合度系數(shù)
3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)
(允許有一定點(diǎn)蝕)
4、齒輪的接觸疲勞極限為
5、根據(jù),選用45鋼正火, =550
5.2.6、g-b傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
1)齒向載荷分布系數(shù)
=1
2)齒間載荷分配系數(shù)
=1.1
3)使用系數(shù)
=1
4)動(dòng)載系數(shù)
=1.15
5)齒形系數(shù)
查圖13-1-38 得 =2.23 =2.53
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13-1-43 得
7)螺旋角系數(shù)
=1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力:
10)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-23取 齒輪
行星輪受對(duì)稱雙向彎曲,
11)壽命系數(shù)
太陽(yáng)輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
內(nèi)齒輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
12)尺寸系數(shù)
查圖13-1-56 得 =1.0
13)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32-1-39 得 =1.0
14)相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13-1-58 得 =1.0
15)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13-1-110 取 (一般可靠度)
17)將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論:由于
所以g-b傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核
5.3低速級(jí)計(jì)算
5.3.1配齒計(jì)算
確定齒數(shù)應(yīng)滿足的條件:
行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇,除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)的選擇,還須滿足其傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。
各輪齒數(shù)根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17.2-4,NGW型行星齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)組合即可查出:
5.3.2 按接觸強(qiáng)度初算b-g傳動(dòng)的中心距和模數(shù)
1、選擇齒輪材料
太陽(yáng)輪和行星輪材料使用40Cr調(diào)質(zhì) 齒面硬度HBS為240-285
齒輪精度等級(jí) 8-7-7
2、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距
按直齒輪從表13-1-75選?。?83,取載荷系數(shù)K=2.0.
查圖13-1-24選取
初取許用接觸應(yīng)力
由于行星齒輪為對(duì)稱布置,初取
齒寬系數(shù)
齒寬系數(shù)取
中心輪輸入轉(zhuǎn)矩
取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)=1.3
在一對(duì)b-g傳動(dòng)中,小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
齒數(shù)比
按表中公式計(jì)算
模數(shù)
取=4mm
則 b-g傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距
由于此行星齒輪不要求變位。所以a-g傳動(dòng)和g-b傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為
=0
=0
5.3.3幾何尺寸計(jì)算
1)分度圓直徑
2)齒頂圓直徑
3)齒根圓直徑
4)齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù)
取為80
實(shí)際齒寬系數(shù)
5.3.4、驗(yàn)算b-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13-1-80 校核公式為
1)一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力
2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
查表13-1-104得 =1
3)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查圖13-1-16得 =2.5
4)彈性系數(shù)
查表13-1-105得 =189.8
5)重合度系數(shù)
6)螺旋角系數(shù)
=1
7)使用系數(shù)
查表13-1-81 得 =1
8) 動(dòng)載系數(shù)
動(dòng)載系數(shù)是按齒輪相對(duì)于行星架X的圓周速度
查圖13-1-14求出
可得:=1.12
9)齒向載荷分布系數(shù)、
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=80/244<1
所以: 可取==1
10)齒間載荷分配系數(shù)、
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 得==1.1
將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力:
11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
12)接觸強(qiáng)度壽命系數(shù),應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定:
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
太陽(yáng)輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
內(nèi)齒輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
13)潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)
查表13-1-108 取
14)工作硬化系數(shù)
取 =1.0
15)尺寸系數(shù)
查表13-1-109 得 =1.0
16)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13-1-110 取 =1.1
將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力
則 =7001.1930.92/1.1=698.45
=7001.1870.92/1.1=694.93
結(jié)論:由于
所以b-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核
3、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13-1-111校核公式為
1)齒向載荷分布系數(shù)
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=80/244<1
所以: 可取==1
2)齒間載荷分配系數(shù)
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 、 得==1.1
3)使用系數(shù)
=1
4) 動(dòng)載系數(shù)
=1.15
5)齒形系數(shù)
查圖13-1-38 得 =2.80 =2.28
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13-1-43 得
7)螺旋角系數(shù)
=1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力:
9)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲,故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為
10)壽命系數(shù)
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
太陽(yáng)輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
內(nèi)齒輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
11)尺寸系數(shù)
查圖13-1-56 得 =1.0
12)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32-1-39 得 =1.0
13)相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13-1-58 得 =1.0
14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13-1-110 取 (一般可靠度)
16)將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論:由于
所以b-g傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核
5.3.5、根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料
1.g-b傳動(dòng)比u
2、重合度系數(shù)
3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)
(允許有一定點(diǎn)蝕)
4、齒輪的接觸疲勞極限為
5、根據(jù),選用45正火處理, =550
5.3.6、g-b傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
1)齒向載荷分布系數(shù)
=1
2)齒間載荷分配系數(shù)
=1.1
3)使用系數(shù)
=1
4)動(dòng)載系數(shù)
=1.15
5)齒形系數(shù)
查圖13-1-38 得 =2.14 =2.28
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13-1-43 得
7)螺旋角系數(shù)
=1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力:
10)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-23取 齒輪
行星輪受對(duì)稱雙向彎曲,
11)壽命系數(shù)
行星輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
內(nèi)齒輪 (允許有一定點(diǎn)蝕)
12)尺寸系數(shù)
查圖13-1-56 得 =1.0
13)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32-1-39 得 =1.0
14)相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13-1-58 得 =1.0
15)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13-1-110 取 (一般可靠度)
17)將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論:由于
所以g-b傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通
5.4 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
從減速裝置的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸、Ⅴ軸
I軸
II軸
III軸
6傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
6.1計(jì)算作用在齒輪上的力
軸的轉(zhuǎn)矩
輸出軸上太陽(yáng)輪分度圓直徑
圓周力
徑向力
軸向力
各力方向如圖6.2和圖6.3所示。
6.2初步估算軸的直徑
選取45號(hào)鋼作為軸的材料,調(diào)質(zhì)處理
由式計(jì)算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響
根據(jù)軸的材料查得
則
取
6.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
6.3.1確定軸的結(jié)構(gòu)方案
左軸承從軸的左端裝入,靠軸肩定位。齒輪和右軸承從軸的右端裝入,軸承左側(cè)靠軸肩定位,太陽(yáng)輪兩邊靠左右軸承定位。最右側(cè)兩軸承靠套和彈性擋圈以定位,最右端軸承靠圓螺母以定位。軸的結(jié)構(gòu)如圖5.1所示。
圖6.1 軸的結(jié)構(gòu)圖
6.3.2確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
段:軸和轉(zhuǎn)臂是通過鍵聯(lián)接起來的。結(jié)構(gòu)要求取,。
段:由結(jié)構(gòu)要求,過渡段,則該軸段直徑,長(zhǎng)度。
段:軸肩,用于固定軸承
段 便于加工齒輪取該軸段直徑長(zhǎng)度 。
段: 為軸齒輪,m=4,z=20,B=80
段:便于加工齒輪取,長(zhǎng)度。
段:軸肩,用于固定軸承 ,取軸段直徑。
段:用2個(gè)滾動(dòng)軸承支承軸,為使軸承運(yùn)行平穩(wěn),選用圓螺母固定軸端,圓螺母能夠承受大軸向力,但軸上螺紋處有較大的應(yīng)力集中,會(huì)降低軸的疲勞強(qiáng)度。查GB/T6170-2000,暫選螺母M65. 則該軸段直徑為,長(zhǎng)度,并加工出螺紋退刀槽。
6.3.3確定軸承及齒輪作用力位置
各力方向如圖6.2和6.3和軸的結(jié)構(gòu)圖所示,先確定軸承支點(diǎn)位置,查6212軸承,其支點(diǎn)尺寸,因此軸的支承點(diǎn)到另一個(gè)軸的支承點(diǎn)距離,,,
6.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
圖6.2 滾筒的受力簡(jiǎn)圖
1、求水平面受力:
2、求垂直面受力:
圖6.3 軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
6.5軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
1、計(jì)算軸承的支反力
1)在水平面內(nèi):
在垂直面內(nèi):
2)分析知軸承安裝處C點(diǎn)處承受彎矩最大,求中點(diǎn)處彎矩
水平面
垂直面
,
合成彎矩
扭矩
彎矩圖、扭矩圖如圖6.3所示。
6.6按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度
當(dāng)量彎矩,取折合系數(shù),則C軸承處當(dāng)量彎矩最危險(xiǎn)
軸的材料為40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得,由表8.9查得材料施用應(yīng)力
軸的應(yīng)力為
該軸滿足強(qiáng)度要求。
7 滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算
7.1基本概念及術(shù)語(yǔ)
1)壽命 指一套滾動(dòng)軸承,其中一個(gè)套圈(或墊圈)或滾動(dòng)體的材料出現(xiàn)第一個(gè)疲勞擴(kuò)展跡象之前,一個(gè)套圈(或墊圈)相對(duì)另一個(gè)套圈(或墊圈)的轉(zhuǎn)數(shù)。
2)可靠度(即軸承壽命的可靠度) 指一組在同一條件下運(yùn)轉(zhuǎn)的、近于相同的滾動(dòng)軸承所期望達(dá)到或超過規(guī)定壽命的百分率。單個(gè)滾動(dòng)軸承的可靠度為該軸承達(dá)到或超過規(guī)定壽命的概率。
3)靜載荷 當(dāng)軸承套圈或墊圈的相對(duì)旋轉(zhuǎn)速度為零時(shí)(向心或推力軸承)或當(dāng)滾道元件在滾動(dòng)方向無動(dòng)力時(shí)(直線軸承),作用在軸承上的載荷。
4)動(dòng)載荷 當(dāng)軸承套圈或墊圈的相對(duì)旋轉(zhuǎn)時(shí)(向心或推力軸承)或當(dāng)滾道元件在滾動(dòng)方向運(yùn)動(dòng)時(shí)(直線軸承),作用在軸承上的載荷。
5)額定壽命 以徑向基本額定動(dòng)載荷或軸向基本額定動(dòng)載荷為基礎(chǔ)的壽命的預(yù)測(cè)值。
6)基本額定壽命 與90%可靠性關(guān)聯(lián)的額定壽命。
7)徑向基本額定動(dòng)載荷 指一套滾動(dòng)軸承假想能承受的恒定徑向載荷,在這一載荷作用下的基本額定壽命為一百萬(wàn)轉(zhuǎn)。對(duì)于單列角接觸軸承,該載荷是指引起軸承套圈相互間產(chǎn)生純徑向位移的載荷的徑向分量。
8)軸向基本額定動(dòng)載荷 指假想作用于滾動(dòng)軸承的恒定的中心軸向載荷,在該載荷作用于滾動(dòng)軸承的基本額定壽命為一百萬(wàn)轉(zhuǎn)。
9)徑向(或軸向)當(dāng)量動(dòng)載荷 指一恒定的徑向載荷(或中心軸向載荷),在該載荷作用下,滾動(dòng)軸承具有與實(shí)際載荷作用下相同的壽命。
10)徑向(或軸向)基本額定靜載荷 指與滾動(dòng)體及滾道的總永久變形量相對(duì)應(yīng)的徑向靜載荷(或中心軸向靜載荷)。如果在零載荷下,滾子與滾道(滾子軸承)為或假定為正常母線(全線接觸)時(shí),在最大接觸應(yīng)力下,滾動(dòng)體與滾道接觸處產(chǎn)生的總永久變形量為滾動(dòng)體直徑的,對(duì)于單列角接觸軸承,徑向額定載荷為引起軸承套圈彼此相對(duì)純徑向位移的載荷的徑向分量。
11)徑向(或軸向)當(dāng)量靜載荷 該徑向靜載荷(或中心軸向靜載荷)會(huì)使受最大應(yīng)力的滾動(dòng)體和滾道接觸處產(chǎn)生的總永久變形量與實(shí)際載荷條件下的總永久變形量相同。
7.2軸承類型選擇
選擇滾動(dòng)軸承的類型與多種因素有關(guān),通常根據(jù)下列幾個(gè)主要因素。
1)允許空間。
2)載荷大小和方向。例如既有徑向又有軸向的聯(lián)合載荷一般選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承,如徑向載荷大,軸向載荷小,可選深溝球軸承和內(nèi)外圈都有擋邊的圓柱滾子軸承,如同時(shí)還存在軸或殼體變形大以及安裝對(duì)中性差的情況,可選用調(diào)心球軸承、調(diào)心滾子軸承;如軸向載荷大,徑向載荷小,可選用推力角接角球軸承、推力圓錐滾子軸承,若同時(shí)要求調(diào)心性能,可選推力調(diào)心滾子軸承。
3)軸承工作轉(zhuǎn)速。
4)旋轉(zhuǎn)精度。一般機(jī)械均可用G級(jí)公差軸承。
5)軸承的剛性。一般滾子軸承的剛性大于球軸承,提高軸承的剛性,可通過“預(yù)緊”,但必須適當(dāng)。
6)軸向游動(dòng)。軸承配置通常是一端固定,一端游動(dòng),以適應(yīng)軸的熱脹泠縮,保證軸承游動(dòng)方式,一是可選用內(nèi)圈或外圈無擋過的軸承,另一種是在內(nèi)圈與軸或者外圈與軸承孔之間采用間隙配合。
7)摩擦力矩。需要低摩擦力矩的機(jī)械(如儀器),應(yīng)盡量采用球軸承,還應(yīng)避免采用接觸式密封軸承。
8)安裝與拆卸。裝卸頻繁時(shí),可選用分離型軸承,或選用內(nèi)圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調(diào)心滾子軸承、調(diào)心球軸承。
7.3按額定動(dòng)載荷選擇軸承
選擇軸承一般應(yīng)根據(jù)機(jī)械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速,預(yù)先確定一個(gè)適當(dāng)?shù)氖褂脡勖ㄓ霉ぷ餍r(shí)表示),再進(jìn)行額定動(dòng)載荷和額定靜載荷的計(jì)算。各類機(jī)械所需軸承使用壽命的推薦值見表7.1:
表7.1軸承使用壽命的推薦值
使 用 條 件
使用壽命/h
不經(jīng)常使用的儀器和設(shè)備
3003000
短期或間斷使用的機(jī)械,中斷使用不致引起嚴(yán)重后果,如手動(dòng)機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、裝配吊車、自動(dòng)送料裝置
30008000
間斷使用的機(jī)械,中斷使用將引起嚴(yán)重后果,如發(fā)電站輔助設(shè)備、流水作業(yè)的傳動(dòng)裝置、帶式輸送機(jī)、車間吊車
800012000
每天8h工作的機(jī)械、但經(jīng)常不是滿載荷使用,如電機(jī)、一般齒輪裝置、壓碎機(jī)、起重機(jī)和一般機(jī)械
1000025000
每天8h工作,滿載荷使用,如機(jī)床、木材加工機(jī)械、工程機(jī)械、印刷機(jī)械、分離機(jī)、離心機(jī)
2000030000
24h連續(xù)工作的機(jī)械,如壓縮機(jī)、泵、電機(jī)、軋機(jī)齒輪裝置、紡織機(jī)械
4000050000
24h連續(xù)工作的機(jī)械、中斷使用將引起嚴(yán)重后果,如纖維機(jī)械、造維機(jī)械、造紙機(jī)械、電站主要設(shè)備、給排水設(shè)備、礦用通風(fēng)機(jī)
100000
由于調(diào)度絞車屬于短期或間斷使用的機(jī)械,中斷使用不致引起嚴(yán)重后果。所以使用壽命為30008000。
8 鍵的選擇與強(qiáng)度驗(yàn)算
一般平鍵的選用步驟如下:
(1)根據(jù)軸徑d鍵的標(biāo)準(zhǔn),得到鍵的截面尺寸;
(2)根據(jù)輪轂寬度B,查鍵的標(biāo)準(zhǔn),在鍵長(zhǎng)度系列中選擇適當(dāng)?shù)逆I長(zhǎng)L;
(3)驗(yàn)算其強(qiáng)度。若發(fā)現(xiàn)強(qiáng)度不足時(shí),可利用適當(dāng)增大鍵的工作長(zhǎng)度或改用雙鍵等方法,直到滿足條件為止。
平鍵聯(lián)接可能的失效形式有:
靜聯(lián)接時(shí),鍵、軸槽和輪轂槽中較弱零件的工作面可能被壓潰;
動(dòng)聯(lián)接時(shí),工作面出現(xiàn)過度磨損;
鍵被剪斷。
實(shí)際上,平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損,一般不會(huì)發(fā)生鍵被剪斷的現(xiàn)象(除非有嚴(yán)重過載)。因此,平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算一般只需進(jìn)行擠壓強(qiáng)度或耐磨性計(jì)算。
8.1電機(jī)軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算
8.1.1鍵的選擇
根據(jù)電動(dòng)機(jī)的規(guī)格,電機(jī)軸的輸入直徑為。查普通平鍵(摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003),鍵的規(guī)格為鍵C GB/T1096-2003,即:
,,。
8.1.2鍵的驗(yàn)算
假設(shè)載荷為均勻分布,由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算式為:
擠壓強(qiáng)度條件 (8.1)
式中,——轉(zhuǎn)矩,;
——軸徑,;
——鍵的高度,;
——鍵的工作長(zhǎng)度,;對(duì)A型鍵;對(duì)B型鍵;對(duì)C型鍵,其中L為鍵的長(zhǎng)度,B為鍵的寬度;
——許用擠壓應(yīng)力,,查得。
由公式(8.1)可計(jì)算出擠壓應(yīng)力:
即:
故,符合要求
8.2主軸(滾筒軸)與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算
8.2.1鍵的選擇
主軸的輸入直徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003,鍵的規(guī)格為鍵C GB/T1096-2003,即:,,。
8.2.2鍵的驗(yàn)算
假設(shè)載荷為均勻分布,由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算式為:
擠壓強(qiáng)度條件
式中,——轉(zhuǎn)矩,;
——軸徑,;
——鍵的高度,;
——鍵的工作長(zhǎng)度,;對(duì)A型鍵;對(duì)B型鍵;對(duì)C型鍵,其中L為鍵的長(zhǎng)度,B為鍵的寬度;
——許用擠壓應(yīng)力,,查得。
由公式(8.1)可計(jì)算出擠壓應(yīng)力:
即:
故,符合要求
8.3行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算
8.3.1鍵的選擇
行星架的外徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003,鍵的規(guī)格為鍵B GB/T1096-2003,即:,,。采用雙鍵,呈180度布置。
8.3.2鍵的驗(yàn)算
假設(shè)載荷為均勻分布,由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算式為:
擠壓強(qiáng)度條件
式中,——轉(zhuǎn)矩,;
——軸徑,;
——鍵的高度,;
——鍵的工作長(zhǎng)度,;對(duì)A型鍵;對(duì)B型鍵;對(duì)C型鍵,其中L為鍵的長(zhǎng)度,B為鍵的寬度;
——許用擠壓應(yīng)力,,查得。
由公式(8.1)可計(jì)算出擠壓應(yīng)力:
即:
故,符合要求。
9 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
制動(dòng)器的工作是以關(guān)掉電動(dòng)機(jī)電源為前提的。因此,制動(dòng)的實(shí)質(zhì)就是由外力所產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機(jī)器的慣性力矩。在這里就是由外力產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機(jī)械傳動(dòng)以及負(fù)載的慣性力矩。
9.1制動(dòng)器的作用與要求
9.1.1制動(dòng)器的作用:
1)在絞車停止工作時(shí),能可靠的剎住絞車,并繼續(xù)保持這種制動(dòng)狀態(tài),即正常停車制動(dòng)。
2)在發(fā)生緊急情況時(shí),能迅速而合乎要求的剎住絞車,即安全制動(dòng)。
9.1.2制動(dòng)器的要求:
1)安全、可靠;
2)動(dòng)作迅速、有效;
3)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、尺寸??;
4)安裝、使用及維護(hù)方便。
9.2制動(dòng)器的類型比較與選擇
9.2.1制動(dòng)器的類型有:
1)帶式制動(dòng)器;
2)抱閘式制動(dòng)器;
3)盤式制動(dòng)器。
9.2.2制動(dòng)器的選擇
帶式制動(dòng)器在非工作狀態(tài)時(shí),為了消除制動(dòng)帶與制動(dòng)輪之間的摩擦,必須置有制動(dòng)帶的張緊結(jié)構(gòu)。在此不可?。恢劣诒P式制動(dòng)器,最宜工作于制動(dòng)輪的端部,且結(jié)構(gòu)復(fù)雜。我們這里的制動(dòng)輪位于電動(dòng)機(jī)與減速器之間,不宜采用盤式制動(dòng)器。因此我們采用抱閘式制動(dòng)器。另外,絞車工作在井下,要具備防爆功能。若用電力制動(dòng),必須配置防爆電器,這樣會(huì)使結(jié)構(gòu)復(fù)雜化。同時(shí)提高了成本,因此我們不用電力制動(dòng)。同時(shí),絞車為純機(jī)械式的,也不宜用液壓制動(dòng),也省去一整套液壓系統(tǒng),有利于結(jié)構(gòu)的簡(jiǎn)單化,降低成本。綜合上所述,我們決定采用外抱帶式制動(dòng)器。
外抱帶式制動(dòng)器,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊,包角大,一般接近360°。與帶式制動(dòng)器相比,其制動(dòng)軸不受彎矩力,占用空間小,制動(dòng)所需外力小,非常適合于手動(dòng)操作的小型設(shè)備制動(dòng)中。
9.3外抱帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)
外抱帶式制動(dòng)器常用于中、小載荷的起重、運(yùn)輸機(jī)械中,其結(jié)構(gòu)見圖9.1。在圖8.1中,手把(件1)是用來操縱制動(dòng)帶進(jìn)行制動(dòng)或松開制動(dòng)帶。止動(dòng)板的作用是當(dāng)制動(dòng)帶在抱緊動(dòng)輪時(shí),制止整個(gè)制動(dòng)器隨制動(dòng)一起轉(zhuǎn)動(dòng);還起著當(dāng)制動(dòng)器松開后,制動(dòng)帶與制動(dòng)輪之間最小退距的調(diào)整作用。調(diào)節(jié)螺栓(件3)的作用是調(diào)節(jié)制動(dòng)帶與制動(dòng)輪的抱緊程度及因制動(dòng)帶磨損而造成制動(dòng)力矩下降。兩個(gè)調(diào)節(jié)螺母(件8)的作用是與調(diào)節(jié)螺栓一起相配合來調(diào)節(jié)制動(dòng)力矩,并在當(dāng)制動(dòng)力矩調(diào)整合適后,把調(diào)節(jié)螺栓與框架(件9)緊固成一體。制動(dòng)器(件11)與鋼帶(件12)之間常用鋁制帶在磨損后很方便地從鋼帶上拆卸下來。銷座(件4)及丁字板(件7)與鋼帶(件12)之間是用鋼制鉚釘鉚接在一起,其目的是為了增加堅(jiān)固性。
圖9.1 外抱帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)圖
9.4外抱帶式制動(dòng)器的幾何參數(shù)計(jì)算
1)根據(jù)制動(dòng)帶磨損量確定起始角值(見圖9.2)
圖9.2
(1)有關(guān)極限磨損量的概念
當(dāng)制動(dòng)帶磨損到值后,制動(dòng)帶兩端相互接觸(即圖9.2中的),此時(shí),因制動(dòng)帶抱緊力無法再調(diào)緊,而使制動(dòng)帶制動(dòng)失效,也即此制動(dòng)帶壽命終止,此時(shí)的值就稱為制動(dòng)帶的極限磨損量,它是外抱帶式制動(dòng)器設(shè)計(jì)中的一個(gè)很重要的概念。
(2)確定值
設(shè)為制動(dòng)帶磨損值后的內(nèi)徑,則有,將代入前式后整理可得
(9.1)
我們?nèi)〈?9.1)式可得:
(3)確定起始角
由圖9.2可知
2)初步確定角度值(見圖9.3)
圖9.3
由于值的大小影響著制動(dòng)機(jī)構(gòu)的銷座孔之間距離大小,朋而也影響著機(jī)構(gòu)受力狀態(tài)的好壞及制動(dòng)帶與制動(dòng)輪貼合的緊密程度,并且,值大小還決定著調(diào)節(jié)螺栓的長(zhǎng)度。故應(yīng)先初步確定一個(gè)值,以便于計(jì)算程序的進(jìn)行,待調(diào)節(jié)螺栓的長(zhǎng)度確定后,再利用 公式最后確定值。這樣,不但使結(jié)構(gòu)緊湊,而且也使構(gòu)件受力處于較佳狀態(tài)。
初步確定的值一般推薦在之間,取。
3)初步確定值(見圖9.4)
圖9.4
值在決定調(diào)節(jié)螺栓長(zhǎng)度時(shí),其作用與角相同,為了便于計(jì)算程序的進(jìn)行,也需先初步確定其數(shù)值,等調(diào)節(jié)螺栓的長(zhǎng)度確定后,再最后確定其所需值。
值由下式確定:
(9.2)
(9.3)
(9.4)
(9.5)
(9.6)
式中,——銷座孔中心高,
——銷座底板厚度,
——鋼帶厚度,取
——制動(dòng)帶厚度,
——框架板厚度,(見圖9.8)
——螺栓的螺紋大徑,取
將代入(9.5)式可求得:
,取
將代入式(9.6)可求得:
,取
將代入式(9.4)可求得:
,取
將代入式(9.3)可求得:
,取
將、、及代入式(9.2)可求得:
4)制動(dòng)狀態(tài)下的孔距計(jì)算(見圖9.5)
圖9.5
由式,推得
5)確定松開制動(dòng)帶后的制動(dòng)帶內(nèi)徑
假設(shè)松開制動(dòng)帶后,制動(dòng)帶的內(nèi)徑與制動(dòng)輪外徑仍是同心圓,即
(9.7)
式中,——平均退距,查得
將代入(9.7)可求得:
6)確定最小退距(見圖9.6)
圖9.6
由于銷座與制動(dòng)鋼帶之間一般是用鉚釘鉚接,鋼性大,當(dāng)松開制動(dòng)帶后,銷座處的退距最小,甚至還處在接觸狀態(tài),為了使處于松開狀態(tài)的制動(dòng)帶不與制動(dòng)輪相接觸,應(yīng)使處于松開狀態(tài)的制動(dòng)帶內(nèi)徑中心高于制動(dòng)輪中心一個(gè)值,即使是在制動(dòng)帶達(dá)到磨損報(bào)廢極限時(shí)值也應(yīng)該大于零。制動(dòng)器的最小退距查得。
7)確定值(見圖9.6)
由圖9.6可知:,則
8)求松開狀態(tài)下的制動(dòng)帶銷座孔距角
(1)確定值(見圖9.5)
(2)求角(見圖9.6)
9)求松開狀態(tài)下的銷座孔距
由圖9.6可知:
10)求調(diào)節(jié)螺栓長(zhǎng)度及螺紋工作長(zhǎng)度
圖9.7
(1)求
由圖9.7可知:
(2)求角
由圖9.2和9.7可知:
(3)求
當(dāng)時(shí),即制動(dòng)帶磨損到了極限磨損量值(制動(dòng)帶已達(dá)到報(bào)廢時(shí)期)。
在圖9.7中,則
(4)求螺栓的長(zhǎng)度(見圖9.8)
圖9.8
設(shè),則取
(5)求螺紋工作長(zhǎng)度(見圖9.8)
11)校核
在求出螺栓的長(zhǎng)度及螺紋工作長(zhǎng)度后,必須進(jìn)行校核,使之滿足下列等式:
(9.8)
式中,——螺母厚度,
——框架板厚度,
——螺栓螺距,
由于,所以滿足條件。
12)求鉸鏈節(jié)點(diǎn)距離(見圖9.9)
圖9.9
由圖9.9a)可知:,由圖9.9b)可知:,故:
13)確定制動(dòng)手把長(zhǎng)度
取
14)求框架內(nèi)腔長(zhǎng)度(見圖9.8)