汽車自救裝置的設計【9張CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要……………………………………………………...…………………..…………I Abstract………………………………………………………………………..……....II 第1章 緒論………………………………………………………………..……… ..1 1.1 汽車自救裝置的概況……………………………………………………...….1 1.2 汽車自救裝置的發(fā)展………………………………….……………. ….……2 1.3 汽車自救裝置的技術現狀……………………………………………..…......3 1.4 設計的主要內容……………….……………………………………..…….....4 第2章 汽車自救裝置的方案選擇………………………………...……………5 2.1動力源的方案…………………………………………………………..….…..5 2.2傳動機構的方案………………………….……………………. .………...…..5 2.3 本章小結……………………………………………………………………....7 第3章 電動機的選擇……………………………………………………………...8 3.1 牽引力的確定………………………………………………………..…..…....8 3.2鋼絲繩的選擇與計算…………………………………………………..…..….8 3.3 電動機的選擇……………………………………………………………..…..9 3.4 本章小結…………………………………………………….………………...10 第4章 減速器的設計……………………………………………………………...11 4.1傳動形式的選擇……………………………………………………………….11 4.2 行星輪傳動條件………………………………………………………….…...11 4.3 計算及材料選擇……………………………………………………….…..….13 4.3.1 傳動比選擇分配計算………………………………….………………13 4.3.2 選擇齒數齒型 ……………………………………………….……..20 4.3.3 齒輪計算………………………………………….……………..……..20 4.3.4 材料選擇…………………………………………………………....….24 4.4 校核齒輪…………………………………………………………….………...24 4.4.1 彎曲強度校核………………………………………………………...28 4.4.2 齒面疲勞強度校核…………………………………………………...29 4.5 聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………………..30 4.6 行星架結構設計…………………………………………………………..…31 4.7 行星軸強度計算校核………………………………………………………..32 4.8 軸承的選擇…………………………………………………………………..32 4.9 潤滑方式……………………………………………………………………..34 4.1.0本章小結……………………………………………………………………34 第5章 離合器的選擇及卷筒的設計……………………………………...…..35 5.1離合器的種類………………………………………………………….……..35 5.2離合器的選擇………………………………………………………….….…..36 5.3 卷筒的設計…………………………………………………………………...38 5.4本章小結……………………………………………………………………….40 第6章 聯(lián)接元件的校核…………………………………………………...……..41 6.1 底架上螺栓的強度校核…………………………………………..………….41 6.2 鍵的強度校核………………………………………………..……………….42 6.3 卷筒螺栓的校核…………………………………………..………………….43 6.4 本章小結……………………………………………..……………………….44 結論………………………………………………………… …………… ……………45 參考文獻………………………………………………………………………………46 致謝…………………………………………………………………………………….47 附錄A……………………………………………………………………………….....48 附錄B………………………………………………………………………………......50 第1章 緒 論 1.1 汽車自救裝置的概況 汽車自救裝置包括汽車電動絞盤機，主要用于越野汽車、農用汽車、ATV運動車、游艇、以及其它特別車輛。是車輛、船只的自我保護及牽引裝置，可在雪地、沼澤、沙漠、海灘、泥濘山路等惡劣環(huán)境中進行車輛自救，并可能在其它條件下，進行清障、拖拉物品、安裝設施等作業(yè)，是軍警、石油、水文、環(huán)保、林業(yè)、交通、公安、邊防、消防及其它野外運動不可缺少的安全裝置。 目前常見的汽車自救裝置按絞盤原動力的不同，主要有四種： 電動絞盤機，是最常見的絞盤機。依靠車輛自身的電力系統(tǒng)驅動絞盤，優(yōu)點：可以在車輛死火的情況下基本正常使用(這是它最大優(yōu)點是其他絞盤機無法比擬的），尤其對于水多的地區(qū)有很大優(yōu)勢，安裝簡單可以實現多位置安裝及迅速移位。缺點：不能維持長時間的使用（車輛自身電力系統(tǒng)局限性、自身易發(fā)熱等原因），大部分電動絞盤機能提供的驅動力較小，只能向一個方向施加力量（安裝于車前只能向前拉，安裝于后部只能向后拉）。 PTO絞盤機，使用分動箱輸出動力為動力源（POWER TAKE OFF），優(yōu)點：能持續(xù)提供較大的拉力，單次使用時間長（不存在發(fā)熱問題），可以提供多方向拉力（前、后、甚至左右），是軍用車輛或嚴肅的高性能越野最佳選擇。缺點：必須使用發(fā)動機動力，即在發(fā)動機因進水等原因無法工作時無法使用；分動箱失去絞盤機方向驅動力時也無法使用。 油壓絞盤機，使用車輛的動力/助力轉向系統(tǒng)為其動力源，使用助力轉向泵提供源動力。優(yōu)點：安裝方便，由于其外部固定部分基本實現了通用化，甚至在野外即可實現互換，驅動力界于電動和PTO絞盤之間，發(fā)生高溫機會極其少見。缺點：和PTO絞盤機一樣，必須使用發(fā)動機驅動力，即必須保持發(fā)動機轉動，且一旦動力轉向系統(tǒng)出現故障則無法使用（在部分越野情況下，動力轉向系統(tǒng)容易受到外界破壞）。 車輪絞盤機，這是一種比較新的絞盤機系統(tǒng)，即由車輪軸提供驅動力。原理是使用大部分越野車輪的6顆固定螺絲中的4顆以固定絞盤。優(yōu)點：安裝/拆卸極其簡便（和換輪胎是一個步驟），重量極輕（比任何一種其他絞盤機都輕，不會被前懸?guī)碇旅念~外重量），價格便宜，可提供前后雙方向拉力。缺點：目前我所知的缺點可以肯定的是由于其力量點是輪軸，所以位置太低，造成部分條件下無法使用，而且也必須使用發(fā)動機動力。 1.2汽車自救裝置的發(fā)展 在西方，陸軍每10輛四驅卡車就最少有一輛帶有汽車自救裝置，這還不包括工程部的回收車（回收車是一輛底盤由6×6、8×8重型卡車或者50噸以上的坦克改成的，它是帶有2—4個汽車電動絞盤的大型工程車，專門營救在野外陷入深坑的卡車或坦克）。汽車自救裝置的重要性由此可見一斑。汽車自救裝置的歷史可追溯到第一次世界大戰(zhàn)期時期，由于當時的道路條件極差，除了城市沒有正規(guī)的道路，戰(zhàn)場上充滿了泥濘和壕溝，汽車由于有差速的關系，很容易被陷在泥坑中或卡在壕溝上，影響了部隊的行進速度。為了解決這個問題，技術人員想了許多方法，最后從碼頭使用的拖拽船舶絞盤機上得到了啟發(fā)，將其改在汽車上，并且以鏈條驅動它，這個設計取得了成功。第二次世界大戰(zhàn)結束后，科技取得了飛速發(fā)展，大量軍用技術轉移到民用產品中。隨著越野車成為普通家家庭的代步工具和競技越野車運動的發(fā)展，汽車絞盤機作為越野車的重要組成部分成為了一種民用產品，并得到了很好的發(fā)展。19世紀60年代，電動絞盤機開始發(fā)展，它的好處是重量輕，造價便宜，可自行拆卸改裝在不同型號的汽車車上，而且就算汽車發(fā)動機不能工作，絞盤機同樣可以運作。電動絞盤機的出現促進了絞盤機的普及。 絞盤機的種類很多，有電動絞盤機、利用汽車發(fā)動機機械動力帶動的絞盤機以及用液壓泵操作的絞盤機等，越野者使用最多的要數電動絞盤機了。電動絞盤機是從汽車本身獲得動力來驅動馬達帶動絞索的。這種絞盤機很方便，因為可以站在任何地方通過遙控器上的旋鈕進行操縱。它最大的優(yōu)點就是只要電池還有電就可以使用。 但是，絞盤機內馬達的功率一般只有幾馬力，這么小功率的馬達何以能拖動一輛沉重的汽車亦或是其它重物呢?秘密就在減速器的使用上。即便馬達只能發(fā)出較小之力，但減速器卻能將其轉變?yōu)閺姶笾Α? 市場上大部分絞盤機都是使用行星齒輪做減速器。行星齒輪的優(yōu)點是體積較小而產生的減速比相對較大，而且齒輪的接觸點較多，使用壽命較長。絞盤機通常都安裝在較狹小的空間內，因此越小越輕就越好。行星齒輪既能達到這一要求，同時又能產生較大的減速比，因此再理想不過了。絞盤機通常都安裝在較狹小的空間內，因此越小越輕就越好。行星齒輪既能達到這一要求，同時又能產生較大的減速比。絞盤機的拖拉力量與絞盤拉出的長度有直接關系，在絞盤機剛拉時力量最大，其后絞盤每轉一圈，拉力便減小一些。絞索拉的越長拉力越弱。 簡單地說，絞盤機內部的工作機制是：從汽車來的電力首先帶動馬達，而后馬達帶動鼓輪轉動，鼓輪又帶動主動軸，主動軸再帶動行星齒輪，進而產生強大的扭力。隨后，扭力被傳回到鼓輪，鼓輪便帶動絞盤機。馬達和減速器之間有一個離合器，能通過一個把手來開關。制動單元在鼓輪內，當絞索繃緊時，鼓輪就自動鎖住。在實際運用中，有些輔助物品是安全順利使用絞盤機時必不可少的，如手套能安全保護手部。此外，如果要把絞盤機固定在一棵樹上，還需要一條帶子、一個U行吊耳以及一個緊線滑輪。帶子是用來固定支點的。其理想長度為1.5—2.0m;U形吊耳能夠將鉤子與帶子及絞盤連接起來，所以最好多準備幾種尺寸的吊耳；用雙線或三線，改變拖拉方向時，則需要一個緊線滑輪。操縱絞盤機簡而言之可分3個步驟：安裝、固定支點和拖拉。 隨著中國經濟的迅速發(fā)展和人民生活水平的顯著提高，中國的汽車需求在不斷擴大。有相關部門統(tǒng)計：2005年中國的汽車需求量為640萬臺，預計到今年將接近1500萬臺，相當于目前全球汽車需求總量的四分之一。絞盤機的使用量也會隨之上升。此外，以前普通國民對絞盤的認識十分的稀少，在他們的生活中，根本不會在意有沒有這樣一個小家伙。然而近年來，國民自駕出游的人數也與日俱增，絞盤機成了這些人不可缺少的工具。因此對于這一課題的研究具有良好的研究前景和積極的意義。 1.3 汽車自救裝置的技術現狀 通過對汽車自救裝置發(fā)展歷史的研究，可以清楚的知道其對汽車在野外工作有著重要的意義。隨著汽車工業(yè)經濟的發(fā)展，國內的汽車自救產品很多，例如汽車急救電源、汽車自用滅火機、汽車絞盤機等，其中汽車絞盤機是車輛在野外陷入困境時，所采用的最有效的一種自救工具。在現代工業(yè)中，電動絞盤的使用十分廣泛，它在交通運輸 、基建工地、林區(qū)等多種部門中發(fā)揮著巨大的作用。經過近一個世紀的發(fā)展，汽車絞盤機技術有了巨大的進步。從最初的由船用絞盤機改裝而成，發(fā)展到現在的汽車專用電動絞盤機。電動絞盤機，各型四驅車幾乎都可以配上。工作在世界上路況最差地區(qū)的各型越野車，幾乎都裝有電動絞盤機。而各項越野挑戰(zhàn)賽和拉力賽，更是聲明沒有絞盤機就不能參加比賽?？梢?，電動絞盤對越野車的重要性?？紤]到我國幅員遼闊，地質地貌復雜，山地、丘陵、沼澤、沙漠幾乎占了國土面積的一半，在野外生產作業(yè)過程中，車輛會經常陷入困境，絞盤機的使用十分重要。因此，本課題所設計的絞盤機是針對上述地理條件下，中型越野車所使用的一種自救工具。同時，由于絞盤機構在起重機中也發(fā)揮著不可忽視的作用。 以越野車上最常用的電動絞盤機為例,它主要有電動機、鋼纜、絞盤鼓輪、導纜器、傳動機構、制動系統(tǒng)、離合器、控制匣和控制器組成。電動機由車輛的蓄電池帶動，它將動力傳遞給機械傳動裝置，再帶動絞盤鼓輪轉動纏繞纜線;鋼纜最初的設計承載能力決定了它的直徑大小和長度，鋼纜纏繞在絞盤鼓輪上并穿過導纜器，其末端打成環(huán)狀以連接錨鉤；絞盤機鼓輪是一個纏繞鋼纜的圓柱形裝置，它由電動機驅動，絞盤機圓筒可在遙控器的控制下改變轉動方向；當使用絞盤有一定角度時，導纜器將引導鋼纜繞上絞盤機鼓輪，它將減少鋼纜回收時可能對絞盤機支架或保險杠產生的危險，往往固定安裝在絞盤架或保險杠外；傳動機構由行星齒輪構成，它將電動機產生的能量轉換為強大的牽引力，傳動系統(tǒng)的設計使得絞盤機變得輕便，緊湊；制動系統(tǒng)的作用是當電動機停止工作且鋼纜有負重時自動鎖緊鼓輪，防止鋼纜松脫滑落，并將汽車拽在原地；離合器可以用手操作，改變鼓輪與傳動系統(tǒng)的脫離或鎖止狀態(tài)，從而改變鼓輪空轉或與傳動系統(tǒng)鎖死的狀態(tài)；控制匣將汽車蓄電池的電力通過電磁線圈轉化為動能，使操作者能夠改變絞盤鼓輪的旋轉方向，有的絞盤機把控制匣固化于絞盤機結構內，有的則可獨立一體，按需要安裝在適當位置，電動絞盤機在高負荷下運轉，因此控制匣使用了高負荷控制系統(tǒng)以應付強大的電流；控制器插在絞盤機控制匣上，自由控制絞盤機鼓輪的旋轉方向。它可以使操作者在操作絞盤機時遠離鋼纜，避免危險。 1.4 設計的主要內容 汽車自救裝置的設計是一個復雜的設計過程，其中包括對電動機的選擇，聯(lián)軸器的選擇，行星齒輪減速器的設計和離合器的選擇，鋼絲繩的設計和計算校核。其設計成功與否直接影響汽車在危難時刻是否成功脫險。設計的基本內容：本設計將參考現有電動絞盤機的基本形狀，并根據設計要求查找相關資料進行的設計，在選擇汽車自救裝置中的電動機后，根據汽車自重選擇減速器，使之符合使用要求。最后進行汽車自救裝置性能分析計算。在對各種結構件進行了分析計算后，運用CAD繪制汽車自救裝置的整體圖及主要部件的零件圖。 第2章 汽車自救裝置的方案選擇 2.1動力源的方案 本次設計的汽車自救裝置的動力源為直流電動機，來使汽車自救裝置工作。汽車自救裝置主要由：直流電動機、聯(lián)軸器、減速器、卷筒、離合器等組成。 在以前，汽車自救裝置的動力源來源于二沖程發(fā)動機，但是隨著科學的發(fā)展，技術的進步，由二沖程發(fā)動機所提供動力的汽車自救裝置的缺點逐漸暴露出來。二沖程發(fā)動機使用的燃料是汽油，在特殊條件下工作時（如高原、高溫等環(huán)境），二沖程發(fā)動機工作的穩(wěn)定性差，燃料燃燒不充分，使輸出功率降低，而且不完全燃燒產生的廢氣，嚴重污染環(huán)境。但是，這些缺點在使用電動機時，就不存在了。電動機具有重量輕、體積小、攜帶方便等特點。而且，在包括高原、山區(qū)、沙漠等各種環(huán)境下都能保持穩(wěn)定良好的工作性能。因此，由蓄電池供電的汽車自救絞盤機，已經成為汽車自救裝置發(fā)展的主要趨勢。在本設計中所選的電動機型號為ZXQ-13.5/30. 2.2 傳動機構的方案 由于直流電動機的輸出功率較小，無法拖動沉重的汽車，要解決這個問題，必須使用減速器。要使電動機輸出的扭力傳遞到減速器主動軸，就必需有一個裝置將電動機輸出軸與減速器主動軸相聯(lián)，這個裝置我們采用了聯(lián)軸器。聯(lián)軸器可分為剛性聯(lián)軸器、撓性聯(lián)軸器、安全聯(lián)軸器、非機械式聯(lián)軸器等。由于我們設計需要的聯(lián)軸器，只需將兩根軸軸向連結，并且對工作溫度的要求較低兩軸之間無偏角，因此選擇剛性聯(lián)軸器。剛性聯(lián)軸器的類型有:凸緣聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器、立式聯(lián)軸器等，及各種聯(lián)軸套。對設計所選用的聯(lián)軸器是凸緣聯(lián)軸器。這種聯(lián)軸器的優(yōu)點在于造價低，結構簡單，拆裝和維護方便。減速器是汽車自救絞盤機中的重要組成部分，其功能是降速增扭，將直流電動機工作產生的較小的扭力，轉化成能夠拖動汽車的強大扭力。減速器工作時，將電動機輸出軸的高轉速，轉化成減速器輸出軸的較低轉速，并帶動滾筒轉動，滾筒轉動時帶動與車相連的鋼絲繩，使其收回纏繞在滾筒上，從而使車輛脫離困境。汽車自救絞盤機的減速器是我們自己設計的，它是汽車自救裝置的重要組成部分。設計中首先要選擇減速器的類型，減速器按結構分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、蝸桿減速器、行星齒輪減速器等。由于汽車自救絞盤機所需的減速器，要具有傳動比大、體積小、質量輕等特點，否則無法滿足本設計的要求，因此選擇了行星齒輪減速器。行星齒輪減速器有三種類型：漸開線圓柱齒輪行星齒輪減速器，擺線針輪減速器，諧波傳動減速器。其中，漸開線圓柱齒輪行星齒輪減速器，應用范圍廣，維護方便，因此，在本設計中采用了漸開線圓柱齒輪行星齒輪減速器。根據本設計的要求，在設計減速器時，首先要考慮使其結構緊湊、體積小、傳動比大。以NGWN型減速器為參照。通過計算，得出減速器的傳動比為191.齒輪的材料均選用合金滲碳鋼淬火，因為其制作齒輪的接觸疲勞極限較大。通過校核，本材料滿足技術要求。 在機械工程中，離合器的用途十分廣泛，一般分為操縱離合器和自控離合器兩種。操縱離合器包括機械離合器、電磁離合器、液壓離合器和氣壓離合器；而自控離合器包括超越離合器、離心離合器和安全離合器。其中，機械離合器的應用比較廣泛。它的類型有多種：片式離合器（干式單片、濕式單片、干式多片、濕式多片）、牙嵌離合器、齒式離合器、圓錐離合器、摩擦塊離合器、銷式離合器、鼓式離合器、鍵式離合器、扭簧離合器、漲圓離合器等，本設計所選用的離合器為牙嵌式離合器。 牙嵌式離合器是由兩個端面上有牙的半離合器組成。半離合器上的牙形分為：三角形、矩形、梯形、鋸齒形、尖頂梯形等。三角形離合器用于傳遞較小轉矩，結合后不能自鎖；矩形牙結合后無軸向分力，但是不便于結合和分離，磨損后也無法補償；尖頂梯形牙結合比梯形牙結合容易，可以在較大轉速差下結合；鋸齒形牙只用于傳遞單向轉矩，與它們相比梯形牙能克服矩形牙的缺點，對稱的牙形能傳遞雙向轉矩，強度較高，具有自鎖功能，牙數較少，結合和脫開要比矩形牙容易，而且嚙合后的牙間間隙較小，用于傳遞較大轉矩的場合。我所設計的汽車自救絞盤機需要使用的離合器傳遞的轉矩較大，結構簡單，而且有較高的強度要求，梯形牙離合器可以滿足設計要求，為此，選用梯形牙離合器。牙嵌式離合器是標準件，并且將離合器置于卷筒內部，而與之相符的牙嵌式離合器的在機械手冊中的參數不能滿足設計需要，為此，我們專門設計了一款與卷筒相配套的牙嵌式離合器。根據軸頸，初定梯形齒離合器的尺寸；根據軸頸、傳遞的轉矩計算牙的外徑，平均直徑、牙寬、牙高、牙數等數據。最后，對所設計的離合器進行強度校核。由于所設計的離合器傳遞的轉矩較大，所以對離合器的強度要求較高。因此，選用離合器的材料為20SiMnVB，這種材料的屈服強度為980Mpa，符合強度要求。 絞盤機的工作原理是：絞盤機的發(fā)動機的輸出軸上套一個中空齒輪作為太陽輪，通過少齒差行星輪、花鍵拉桿把動力傳遞給卷筒，由卷筒帶動鋼絲繩進行牽引工作。其傳動系統(tǒng)如圖所示。傳動關系：電動機--行星輪—拉桿—卷筒。 圖2.1絞盤機傳動原理圖 1.電動機 2.太陽輪 3.內齒圈 4.外齒圈 5.拉桿花鍵 6.卷筒 7.離合器 8.行星齒輪減速器 2.3本章小結 汽車自救裝置是一種小功率機械。它具有自己的作業(yè)特點，在工作環(huán)境惡劣，使汽車脫離險況，要充分發(fā)揮汽車自救裝置的作用，在使用汽車自救裝置作業(yè)時，必須采用新的汽車自救裝置集材生產工藝。 第3章 電動機的選擇 3.1 牽引力的確定 設計要求:3噸以下中型越野車，絞盤機的拉力設計原則一般是以車輛自重的1.5倍為宜。如3噸以下，以3噸為例，車輛自重3000KG，那么絞盤機的拉力應不低于： F 30009.81.5=44100N (3.1) F F=44100N (3.2) 3.2鋼絲繩的選擇與計算 鋼絲繩的選擇方法：由于絞盤機的使用范圍為質量在滿載3噸以下的越野車，則鋼絲繩的使用范圍也為滿載質量在3噸以內的越野車。 F=G=Mg=30009.8=29400N (3.3) F Fn 式中： n——安全系數，取4 F——最大拉應力，N F——鋼絲繩最小破斷拉力，N 所以，F294004=117600N 參照?起重機設計手冊?： 鋼絲繩選擇為：1（19）-10-2000-I-光-右交GB1102-74 將鋼絲繩的長度L定為30M. 鋼絲繩最小直徑：d=c 式中： d——鋼絲繩最小直徑，mm s——鋼絲繩最大工作靜拉力，N c——選擇系數，它的取值與機構工作級別和鋼絲抗拉強度有關，取0.085 所以，d=0.085=15mm. 根據傳動要求，鋼絲繩直徑取11mm. 3.3 電動機的選擇 = (3.4) 式中： ——工作機總效率 ——離合器效率，取0.99 ——齒輪效率，取0.97 ——軸傳遞效率，取0.99 所以，=0.990.970.99=0.87 工作機需要的功率P： P=FV/1000n (3.5) 式中: F——鋼絲繩最大拉應力 V——鋼絲繩速度，V=0.036m/s 所以，P=294000.036/10000.94=1.12kw P=P/ 式中： P——電動機需要的功率 P——工作機需要的功率 所以，P=1.12/0.87=1.28kw n=601000V/D =6010000.036/3.14119 =5.78r/min 式中： n——電動機提供轉速 此電動機為蓄電池供電的直流電動機。根據?電機修理實用技術數據手冊?查。電動機選為ZQX-13.5/30 P=1.35kw,V=24V，n=1300r/min 外徑：120mm,長度：90mm,槽數：25 T=9.5510P/ T=9.55101.35/6.15=210N.m T=9.55101.35/1300=9.92N.m i=/ =1300/6.15=211 式中： T——工作機需要的功率 i——總傳動比 3.4 本章小結 汽車自救裝置主要由發(fā)動機、行星齒輪減速器、離合器、滾筒、鋼絲繩等部分組成。由行星輪傳動組成。離合器采用拉桿上的花鍵嚙合的拉桿式。這樣通過行星輪達到了減少軸向間距的效果，使結構簡單緊湊，抗沖擊強。 第4章 減速器的設計 4.1傳動形式的選擇 根據設計輸入參數： 1.工作扭矩：378Nm。 2.最大扭矩：540Nm。 3.轉速范圍：0.2-2.5rpm。 4.減速機速比：191:1 按傳動比為，根據《漸開線齒輪行星傳動的設計與制造》P38表4.1先選用行星輪個數np=3。 表4.1漸開線齒輪行星傳動的設計與制造 行星輪數 3 4 5 NGW型(ibaH) Z1min >13 12.7 5.77 4.1 >18 12.8 6.07 4.32 采用一級NGW行星齒輪傳動機構。 4.2 行星輪傳動條件 行星齒輪傳動效率是此種傳動裝置的重要性能之一，行星傳動各齒數不能隨意選取，必須根據行星傳動的特點，滿足一定條件，才能進行正常傳動。這些條件是： 1. 傳動比條件 (1) NGW型的傳動比條件 ibaH=1-iHab=1+zb/za (4.1) zb=(ibaH-1)za (2) NW型的傳動比條件 ibaH=1+zgzb/zazf=(zazf+zgzb)/zazf (4.2) (3) WW型、NN型的傳動比條件 ibaH=1-zgzb/zazf=(zazf-zgzb)/zazf (4.3) 2. 鄰接條件 在行星傳動中，為了提高承載能力，減少機構尺寸，并考慮到動力學的平衡問題，常在太陽輪與內齒輪之間均勻、對稱地布置幾個行星齒輪。為使相鄰兩個行星齒輪不相互碰撞，要求其齒頂圓之間有一定的間隙，鄰接條件。設相鄰兩個行星輪中心之間的距離為L。最大行星輪齒頂圓直徑為dag，則鄰接條件為：L>dag。 即 2aagsinπ/np>dag 式中：np—行星輪數目； aag—a-g嚙合副中心距；dag—行星輪g齒頂圓直徑。 相鄰兩行星輪間充許的最小間隙值可?。? （L-dag）min=0.5m (4.4) 式中：m—齒輪模數（mm）。 可得出按鄰接條件所充許的行星輪數目： np<π/arcsin(rag/aag) (4.5) 3. 同心條件 行星傳動裝置的特點為輸入與輸出軸是同軸線的，即各中心輪的軸線與行星架軸線是重合的。為保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心輪和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，稱之為同心條件。 NGW型的同心條件 設a-g嚙合副中心距aag，g-b嚙合副實際中心距agb，依同心條件，各對相互嚙合齒輪的中心距應相等，即 aag=agb (4.6) 對非變位、高度變位、等嚙合角的角度變位，中心距a=a0=m（z2±z1），式中“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合。因行星傳動中通常各齒輪模數都是相同的，故依上式得： za+zg=zb-zg (4.7) 但選擇齒輪齒數時往往難以同時滿足傳動比和同心條件，這就需要進行角變位。對于NGW傳動，可得： za+zg/cosαag=zb-zg/cosαgb (4.8) 式中：αag、αgb—分別為a-g、b-g嚙合副的嚙合角。 4.裝配條件 一般行星傳動中，行星輪數目大于1。要使幾個行星輪能均與裝入，并保證與中心輪正確嚙合而沒有錯位現象，所應具備的齒數關系即為裝配條件。 當行星輪個數np>1時，第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合以后，兩個中心輪的相對位置就被決定了。若再要轉入其他行星輪，就必須滿足一定的條件。相鄰兩行星輪所夾的中心角為2π/np。設第一個行星輪g1在位置1轉入并與兩中心輪嚙合。然后將行星架H順時針轉過2π/np角度。即讓g1轉到位置Ⅲ。在這期間，中心輪a轉過的角度由傳動比確定。也就是說中心輪a轉過的角度必須為其周節(jié)所對的中心角的整倍數M，即 zb/np=整數 (4.9) 綜上所述：一個行星輪傳動機構的設計要滿足傳動比條件，鄰接條件，同心條件，裝配條件這4個條件。 4.3 計算及材料選擇 在考慮到輪齒強度方面的要就而有不增大傳動的尺寸和重量時，若承載能力取決于齒面接觸強度，則各輪齒數取較多齒數的組合方案是合理的；若承載能力取決于齒根彎曲強度，則各輪齒數取較少齒數的組合方案是適宜的。 行星傳動中，小齒輪的最大齒數Z1max應保證齒輪有足夠的彎曲強度。小齒輪的硬度等于或大于齒輪的硬度。硬度200HBS，300HBS，45HRC是整體熱處理的硬度，60HRC是輪齒表面硬度。 行星傳動中小齒輪最小齒數Z1min，對于硬度小于350HBS的軟齒面，推薦Z1min≥17；硬度大于350HBS的硬齒面，推薦Z1min≥12。 故根據絞盤機的工作扭矩和最大扭矩先選取材料： 太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi，滲碳淬火回火處理，表面硬度57+4HRC， 齒面接觸疲勞極限： σHlim=1450N/mm2 ， 齒根彎曲疲勞極限：太陽輪σFlim=485N/mm2 ， 行星輪σFlim=349N/mm2 ， 內齒圈材料為38GrMoAiA，氮化。接觸應力極限為1282Mpa，彎曲應力極限370Mpa。 4.3.1 傳動比選擇分配計算 一般齒輪傳動,各齒輪的的軸線是固定不動的,稱為定軸線傳動.如果在齒輪傳動中有一根齒輪軸線是可動的,則稱為行星齒輪傳動,也就是動軸線傳動。行星齒輪傳動可以采用幾個行星齒輪，均勻承受載荷，提高承載能力。行星傳動具有很多優(yōu)點，突出表現在：體積小、重量輕、速比范圍大，傳動功率可從數瓦至數千瓦。此外，還可以利用運動的復合，如差動行星齒輪來實現多種速比。因此在起重、礦山、冶金、輕化、建筑機械等部門得到廣泛應用。但是行星傳動的制造精度比一般齒輪傳動要高。近來行星傳動在結構上采用浮動機構，使行星受力均勻，因此可降低加工精度。 由于本設計中的減速器傳動比較大， 取120， 為3 則： 滿足同心條件； 見《起重機設計手冊》； 將各輪齒數定為,,,,。 　　　　　　 　　　　　　 式中： Ｚ —齒數。 —行星齒輪架固定時傳動比機構中各齒輪副嚙合損失系數之比。 —齒面摩擦系數。 齒輪A與齒輪B嚙合： 　　 　　　 　　　　　 式中： —嚙合齒輪的齒數比。 齒輪的材料選為合金滲碳鋼淬火 式中： —疲勞強度， —許用接觸應力。m暫取2。 式中： —載荷系數,K=Ka×Ku……,取1。 —齒寬系數，取0.5，見《機械設計基礎》表11-5 取70mm 計算齒輪尺寸 齒輪A： 　　　　 　　　　 　　　　　 式中： —齒輪的分度圓直徑。 —齒輪的齒頂高。 —齒輪的齒根高。 —齒輪的齒頂高系數。 —齒輪的齒頂隙系數。 —齒厚。 —齒輪的齒根圓直徑。　 —齒輪的基圓直徑。 —齒寬。 齒輪B: 齒輪D與齒輪E嚙合: m暫取2 取70mm 齒輪D: cos20? = 90.21mm S=e=3.14mm 齒輪E: cos20=219.88mm S=e=3.14mm 齒輪的校核: 見《機械設計基礎》11－8。 式中： —彎曲應力。 —安全系數，取1.1。 —齒形系數，見《機械設計基礎》圖11.9[6]。 齒輪A： 齒輪C: 齒輪D: －彎曲應力， －齒形系數， －安全系數 齒輪的彎曲強度符合要求。 軸的設計： 見《機械設計基礎》14－2。 根據表14－2，材料取40Cr，C取98。 式中： C —常數。 d —軸頸。 根據設計要求，取32，取32。 的材料選為75號鋼，淬火＋中溫回火，見《機械課程設計手冊》表2－8 式中： －許用切應力。 －安全系數。 取30。 4.3.2 選擇齒數齒型 在考慮到輪齒強度方面的要就而有不增大傳動的尺寸和重量時，若承載能力取決于齒面接觸強度，則各輪齒數取較多齒數的組合方案是合理的；若承載能力取決于齒根彎曲強度，則各輪齒數取較少齒數的組合方案是適宜的。 行星傳動中，小齒輪的最大齒數Z1max應保證齒輪有足夠的彎曲強度。小齒輪的硬度等于或大于齒輪的硬度。硬度200HBS，300HBS，45HRC是整體熱處理的硬度，60HRC是輪齒表面硬度。 行星傳動中小齒輪最小齒數Z1min，對于硬度小于350HBS的軟齒面，推薦Z1min≥17；硬度大于350HBS的硬齒面，推薦Z1min≥12。 故根據絞盤機的工作扭矩和最大扭矩先選取材料： 太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi，滲碳淬火回火處理，表面硬度57+4HRC， 齒面接觸疲勞極限： σHlim=1450N/mm2 ， 齒根彎曲疲勞極限：太陽輪σFlim=485N/mm2 ， 行星輪σFlim=349N/mm2 ， 內齒圈材料為38GrMoAiA，氮化。接觸應力極限為1282Mpa，彎曲應力極限370Mpa。 齒形為漸開線直齒，外嚙合最終加工為磨齒，6級精度；內嚙合最終加工為插齒，7級精度。 為提高齒輪承載能力，采用變位齒輪傳動。 4.3.3 齒輪計算 4.2齒輪幾何參數 ac傳動變位系數之和 1.197 齒輪變位系數 xa 0.565 內齒圈變位系數 xb 0.632 幾何參數計算工藝 滾齒 行星輪分度圓直徑 d 33 端面壓力角 at 200 行星輪頂高 ha 2.152 太陽輪齒根高 hf 1.027 內齒輪根高 hf 2.823 行星輪齒高 h 3.079 太陽輪齒頂圓直徑 da 19.104 內齒輪頂圓直徑 da 82.96 行星輪齒根圓直徑 df 31.146 ac傳動端面重合度 1.11 ac傳動縱向重合度 0 ac傳動總重合度 1.11 太陽輪當量齒數 Zva 10 內齒圈當量齒數 Zvb 51 太陽輪公法線長度 w 7.432 行星輪公法線長度 w 16.609 內齒輪圈公法線長度 35.036 行星輪弦齒厚 3.042 太陽輪弦齒厚 2.954 內齒圈弦齒厚 1.666 查齒刀變位系數 x0 0 內齒圈量柱測量距 m 0 cb傳動變位系數之和 0 行星輪變位系數 xc 0.632 變位系數優(yōu)化方式 自動優(yōu)化 太陽輪分度圓直徑 d 15 內齒圈分度圓直徑 d 84 太陽輪齒頂高 ha 2.052 內齒輪齒頂高 ha 0.52 行星輪齒根高 hf 0.927 太陽輪齒高 h 3.079 內齒輪齒高 h 3.348 行星輪齒頂圓直徑 da 37.305 太陽輪齒頂圓直徑 df 12.945 內齒圈輪齒頂圓直徑 df 89.645 cb傳動端面重合度 1.547 cb傳動縱向重合度 0 cb傳動總重合度 1.547 行星輪當量齒數 Zvc 22 太陽輪跨測齒數 k 2 行星輪跨測齒數 k 4 內齒圈跨測齒數 k 8 太陽輪弦齒厚 2.199 行星輪弦齒厚 2.223 內齒圈弦齒厚 0.517 表4.3齒輪精度計算 精度等級 7-7-7 太陽輪公法線長度下偏差 -0.14 行星輪公法線長度下偏差 -0.14 內齒圈公法線長度下偏差 0.14 太陽輪齒厚下偏差 -0.168 行星輪齒厚下偏差 -0.168 內齒圈齒厚下偏差 -0.168 行星輪齒距累積公差 0.036 太陽輪齒圈徑向跳動公差 0.036 內齒圈齒圈徑向跳動公差 0.036 行星輪徑向綜合公差 0.05 太陽輪齒形公差 0.011 內齒圈齒形公差 0.011 行星輪齒距極限偏差 0.014 太陽輪基節(jié)極限偏差 0.013 內齒圈基節(jié)極限偏差 0.013 行星輪-齒徑向綜合公差 0.02 太陽輪公法線長度變動公差 0.028 內齒圈公法線長度變動公差 0.011 行星輪齒向公差 0.017 中心距極限偏差 0.017 太陽輪公法線長度上偏差 -0.084 行星輪公法線長度上偏差 -0.084 內齒圈公法線長度上偏差 0.084 太陽輪齒厚上偏差 -0.112 行星輪齒厚上偏差 -0.112 內齒圈齒厚上偏差 0.084 太陽輪齒厚上偏差 -0.112 行星輪齒厚上偏差 -0.112 內齒圈齒厚上偏差 -0.112 太陽輪齒距累積公差 0.028 內齒圈齒距累積公差 0.045 行星輪齒圈徑向跳動公差 0.036 太陽輪徑向綜合公差 0.05 內齒圈徑向綜合公差 0.05 行星輪齒形公差 0.011 太陽輪齒距極限偏差 0.014 內齒圈齒距極限偏差 0.014 行星輪基節(jié)極限偏差 0.013 太陽輪-齒徑向綜合公差 0.02 內齒圈-齒徑向綜合公差 0.02 4.3.4 材料選擇 在考慮到輪齒強度方面的要就而有不增大傳動的尺寸和重量時，若承載能力取決于齒面接觸強度，則各輪齒數取較多齒數的組合方案是合理的；若承載能力取決于齒根彎曲強度，則各輪齒數取較少齒數的組合方案是適宜的。 行星傳動中，小齒輪的最大齒數Z1max應保證齒輪有足夠的彎曲強度。小齒輪的硬度等于或大于齒輪的硬度。硬度200HBS，300HBS，45HRC是整體熱處理的硬度，60HRC是輪齒表面硬度。 行星傳動中小齒輪最小齒數Z1min，對于硬度小于350HBS的軟齒面，推薦Z1min≥17；硬度大于350HBS的硬齒面，推薦Z1min≥12。 故根據絞盤機的工作扭矩和最大扭矩先選取材料： 太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi，滲碳淬火回火處理，表面硬度57+4HRC， 齒面接觸疲勞極限： σHlim=1450N/mm2 ， 齒根彎曲疲勞極限：太陽輪σFlim=485N/mm2 ， 行星輪σFlim=349N/mm2 ， 內齒圈材料為38GrMoAiA，氮化。接觸應力極限為1282Mpa，彎曲應力極限370Mpa。 4.4 校核齒輪 表4.4齒輪幾何參數 ac傳動變位系數之和 1.197 齒輪變位系數 xa 0.565 內齒圈變位系數 xb 0.632 幾何參數計算工藝 滾齒 行星輪分度圓直徑 d 33 端面壓力角 at 200 行星輪頂高 ha 2.152 太陽輪齒根高 hf 1.027 內齒輪根高 hf 2.823 行星輪齒高 h 3.079 太陽輪齒頂圓直徑 da 19.104 內齒輪頂圓直徑 da 82.96 行星輪齒根圓直徑 df 31.146 ac傳動端面重合度 1.11 ac傳動縱向重合度 0 ac傳動總重合度 1.11 太陽輪當量齒數 Zva 10 內齒圈當量齒數 Zvb 51 太陽輪公法線長度 w 7.432 行星輪公法線長度 w 16.609 內齒輪圈公法線長度 35.036 行星輪弦齒厚 3.042 太陽輪弦齒厚 2.954 內齒圈弦齒厚 1.666 查齒刀變位系數 x0 0 內齒圈量柱測量距 m 0 cb傳動變位系數之和 0 行星輪變位系數 xc 0.632 變位系數優(yōu)化方式 自動優(yōu)化 太陽輪分度圓直徑 d 15 內齒圈分度圓直徑 d 84 太陽輪齒頂高 ha 2.052 內齒輪齒頂高 ha 0.52 行星輪齒根高 hf 0.927 太陽輪齒高 h 3.079 內齒輪齒高 h 3.348 行星輪齒頂圓直徑 da 37.305 太陽輪齒頂圓直徑 df 12.945 內齒圈輪齒頂圓直徑 df 89.645 cb傳動端面重合度 1.547 cb傳動縱向重合度 0 cb傳動總重合度 1.547 行星輪當量齒數 Zvc 22 太陽輪跨測齒數 k 2 行星輪跨測齒數 k 4 內齒圈跨測齒數 k 8 太陽輪弦齒厚 2.199 行星輪弦齒厚 2.223 內齒圈弦齒厚 0.517 表4.5齒輪精度計算 精度等級 7-7-7 太陽輪公法線長度下偏差 -0.14 行星輪公法線長度下偏差 -0.14 內齒圈公法線長度下偏差 0.14 太陽輪齒厚下偏差 -0.168 行星輪齒厚下偏差 -0.168 內齒圈齒厚下偏差 -0.168 行星輪齒距累積公差 0.036 太陽輪齒圈徑向跳動公差 0.036 內齒圈齒圈徑向跳動公差 0.036 行星輪徑向綜合公差 0.05 太陽輪齒形公差 0.011 內齒圈齒形公差 0.011 行星輪齒距極限偏差 0.014 太陽輪基節(jié)極限偏差 0.013 內齒圈基節(jié)極限偏差 0.013 行星輪-齒徑向綜合公差 0.02 太陽輪公法線長變動公差 0.028 內齒圈公法線長變動公差 0.011 行星輪齒向公差 0.017 中心距極限偏差 0.017 太陽輪公法線長度上偏差 -0.084 行星輪公法線長度上偏差 -0.084 內齒圈公法線長度上偏差 0.084 太陽輪齒厚上偏差 -0.112 行星輪齒厚上偏差 -0.112 內齒圈齒厚上偏差 0.084 太陽輪齒厚上偏差 -0.112 行星輪齒厚上偏差 -0.112 內齒圈齒厚上偏差 -0.112 太陽輪齒距累積公差 0.028 內齒圈齒距累積公差 0.045 行星輪齒圈徑向跳動公差 0.036 太陽輪徑向綜合公差 0.05 內齒圈徑向綜合公差 0.05 行星輪齒形公差 0.011 太陽輪齒距極限偏差 0.014 內齒圈齒距極限偏差 0.014 行星輪基節(jié)極限偏差 0.013 太陽輪-齒徑向綜合公差 0.02 內齒圈-齒徑向綜合公差 0.02 行星輪公法線長變動公差 0.028 4.4.1 彎曲強度校核 1） 查得： 2） 查得： 3） 查得： 查得： 4） 查得： 5） 查得： 6） 查得： 7）彎曲應力 8） 查得： 9） 查得： 10） 查得： 11） 12） 由表8-121查得： 13） 因此，齒輪的彎曲疲勞強度通過。 4.4.2 齒面疲勞強度校核 表4.6齒面疲勞強度校核 T=540N.m KA=1 高速外嚙合 接觸疲勞極限應力(MPa) σHlim = 1450.00 1450.00 許用接觸疲勞應力(MPa) σHP = 1450.80 1450.80 計算接觸應力(MPa) σH = 971.38 971.38 彎曲疲勞極限應力(MPa) σFlim = 400.00 280.00 許用彎曲疲勞應力(MPa) σFP = 800.00 560.00 計算齒根彎曲應力(MPa) σF = 245.20 229.75 彎曲強度安全系數 SF = 3.26 2.44 高速內嚙合 接觸疲勞極限應力(MPa) σHlim = 1450.00 750.00 許用接觸疲勞應力(MPa) σHP = 1381.72 794.56 計算接觸應力(MPa) σH = 414.44 414.44 彎曲疲勞極限應力(MPa) σFlim = 280.00 255.00 許用彎曲疲勞應力(MPa) σFP = 560.00 510.00 計算齒根彎曲應力(MPa) σF = 213.26 209.17 4.5 齒輪聯(lián)軸器的設計 齒式聯(lián)軸器是由齒數相同