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目錄
一、 設(shè)計任務(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)計及計算………………………………4
六、 傳動系統(tǒng)的設(shè)計………………………………………………6
（1） 傳動比的分配…………………………………………………6
（2） 傳動類型的選擇及簡圖………………………………………7
（3） 配齒計算………………………………………………………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） 裝配條件的驗算………………………………………………15
（8） 傳動效率的計算………………………………………………15
（9） 齒輪結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………………17
（10） 齒輪的強度校核……………………………………………18
七、 制動系統(tǒng)的設(shè)計………………………………………………21
（1） 棘輪與棘爪的設(shè)計計算與強度校核…………………………21
（2） 摩擦片的選擇與計算……………………………24
八、 驅(qū)動軸的的設(shè)計計算與校核…………………………………26
九、 行星齒輪軸的計算與校核……………………………………29
十、 行星架的設(shè)計…………………………………………………32
十一、 起重鏈輪的校核……………………………………………33
十二、 機架的設(shè)計…………………………………………………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……………………………………………………37
43
手拉葫蘆設(shè)計說明書
規(guī)格：起重量0.5噸。
一、設(shè)計任務(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)件的吊裝或機具的安裝，其具有短時間斷工作的特性。手拉葫蘆有蝸桿式和齒輪式，此次設(shè)計采用２Ｋ-Ｈ型行星傳動機構(gòu)，具有較大的傳動比，采用了棘輪機構(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)動機構(gòu)10.起重鏈輪11.起重鏈
其工作原理如下：
提升重物時，拉動手拉鏈，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。此時棘爪在棘輪齒上滑過，制動機構(gòu)起著聯(lián)軸器的作用。一旦停止操作，重物欲拽動長軸反轉(zhuǎn)，但棘爪卡住棘輪，機構(gòu)呈制動狀態(tài)，使重物停止不動。下降重物時，反向拉動手拉鏈，由于手鏈輪反向微量轉(zhuǎn)動，使摩擦片間的軸向壓力降低，制動力矩下降，摩擦片打滑，此時棘爪仍卡住棘輪不動，重物徐徐下降。一旦停止拉動，重物欲動長軸繼續(xù)下降，制動器座由螺紋旋向摩擦片，使摩擦片、棘輪、手鏈輪和制動器座再次壓為一體，被棘爪卡住，機構(gòu)再次進入制動狀態(tài)，使重物停止不動。如此反復(fù)，即能完成重的的升降作業(yè)。
停止拉動手拉鏈條，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，按相反的方向拉動手拉鏈條而驅(qū)動手拉鏈輪反轉(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)吊鉤的機械性能的強度等級和機構(gòu)工作級
別下，選擇起重吊鉤，選擇鉤號010，起重量為0.5t。（GB/T1005.1——1988）
五、起重鏈的選擇：
起重鏈條一般用焊接環(huán)鏈，鏈條按強度高低分成不同等級。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=500Kg×10=5000(N)
N=1
QP===5000(N)
選擇鏈條應(yīng)根據(jù)最大工作載荷及安全系數(shù)計算鏈條的破壞載荷Qd，以Qd來選擇鏈條。選擇鏈條應(yīng)使
Qd≥nQp (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 =4.5×5000=22500N=22.5KN＜31.6KN
名義直徑=5mm
直徑公差- ＋0.10
0.30
Q=5000(N)
N=1
QP =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：
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=15mm
W=17 mm
=31.6
=80 KN
=45
Do=39.6mm
t
=42.6mm
B1=18.7mm
B2=20.4mm
Dg=19.2mm
Dw=19.2mm
Dc=42.6mm
D=55mm
B1=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、傳動系統(tǒng)的設(shè)計
（1）傳動比的分配
預(yù)設(shè)手的拉力為300N，計算行星裝置的傳動比i，
式中 ——起重鏈輪的節(jié)圓直徑 mm
Ds ——手拉鏈輪的節(jié)圓直徑 mm
——傳動系統(tǒng)的總效率（不包括機外游動鏈輪組）取=0.84
——傳動比
——繞上起重鏈輪處的最后一個鏈節(jié)上的拉
B2=18.7mm
b1 =4mm
b2 =4mm
r1=2.5mm
r2=3mm
r3=9.35mm
e=3.6mm
H=14.57mm
力，其值為
其中Q——額定起重量
Go ——吊鉤組重量
Ｇlt——起重鏈條自重
——鏈輪組中每個鏈輪的效率，＝０.９６
——起重鏈條的倍率，單根鏈條的倍率為１
預(yù)設(shè)起重鏈輪直徑與起重鏈輪直徑的比值為Ｄz/Ds=1/3，
人的手拉力為300N
==5000N
則行星傳動機構(gòu)的傳動比——傳動比
＝
（2）傳動類型的選擇及簡圖
已知手拉鏈輪的輸入轉(zhuǎn)速為３０r/min,傳動比6.613，并且手拉葫蘆具有短時間間斷工作的特點，其結(jié)構(gòu)緊湊，手拉鏈輪運行較平穩(wěn)。
選擇行星齒輪傳動中的２Ｋ-Ｈ（Ａ）型行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)，由于載荷較小，選取兩個行星輪。其結(jié)構(gòu)簡圖如下：
Plt=5000N
i=6.613
太陽輪２.行星輪３.內(nèi)齒圈
（3）進行行星齒輪傳動的配齒計算
據(jù)２ＫＨ（Ａ）型行星齒輪傳動的傳動比按其配齒計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Ｚ１，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)
?。剑担?
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，如果采用角變位的傳動時，行星輪３的齒數(shù)應(yīng)按照如下公式計算，即
當(dāng)為偶數(shù)，可取齒數(shù)修正量為
Z1=10
＝５６
＝-１，此時，通過角變位后，既不增大該行星傳動的徑向尺寸，又可改善１-２嚙合齒輪副的傳動特性。所以，求得行星齒輪２的齒數(shù)
驗算其實際傳動比
其傳動比誤差為
故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動的實際傳動比為＝６.６。最后確定該行星傳動的各輪的齒數(shù)為Ｚ１＝１０，Ｚ２＝２２和Ｚ３＝５６。
（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１和內(nèi)齒圈3，均采用４０Ｃr調(diào)質(zhì)，行星輪２采用４５號鋼正火。由表6-2查得齒面硬度達到HBS1=260HBS，ＨＢＳ2＝２１０ＨＢＳ，
中心輪和行星輪的加工精度為8級，由圖查得４０()，45號鋼正火（）內(nèi)齒輪的加工精度也為8級。
Z2=22
HBS1=260HBS
ＨＢＳ2＝２１０ＨＢＳ
按齒面接觸疲勞強度估算齒輪尺寸，即按式（14-1）計算中心距
式中 u=2.2,Ja=480(表14-36)。
考慮到速度較慢，運行比較平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.2, 取齒寬系數(shù)＝０.５（表14-3）。取，則＝７００Ｍpa 。
中心輪傳遞的扭矩（表１４-３１）
將以上數(shù)據(jù)帶入a的計算公式中
計算模數(shù)m
取模數(shù)m=3mm
（5）嚙合參數(shù)計算
在兩個嚙合齒輪副1-2 2-3 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a為
K=1.2
＝０.５
＝７００Ｍpa
T=14.97N.m
A=49.43mm
m=3mm
由此可見，二個齒輪副的中心距不相等，且a23>a12 因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件，為使該行星傳動滿足給定的傳動比i=6.613的要求，又能滿足嚙合條件傳動的同心條件，即應(yīng)使各齒輪副的相等，則必須對該2K-H 型行星傳動進行角變位。
根據(jù)各標(biāo)準(zhǔn)中心距的關(guān)系a23>a12 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(行星齒輪傳動設(shè)計課本公式4-19) 公式（4-22）計算該2K-H型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)，對各齒輪幅的嚙合參數(shù)計算如下：
2K-H型行星傳動嚙合參數(shù)計算
1-2齒輪副采用正變位，其嚙合參數(shù)如下：
中心距變動系數(shù)
嚙合角
變位系數(shù)和
齒頂高變動系數(shù)
=51mm
重合度
2-3齒輪副采用高變位，其嚙合參數(shù)如下
中心距變動系數(shù)
嚙合角
變位系數(shù)和
齒頂高變動系數(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=10
34=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３的變位系數(shù)為
（6）齒輪幾何尺寸計算
對于該２Ｋ-Ｈ（Ａ）型行星齒輪傳動可按照以下公式進行其集合尺寸的計算：
（１）１-２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，其齒根圓的計算：
已知模數(shù)m=3mm,插齒刀齒數(shù)Ｚ０?。剑玻?，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２-３計算如下：（ｘ３＝０．７８７５，ｚ３＝５６）
查表４－６（行星傳動設(shè)計）得。
m=3mm
Ｚ０ ＝２５
x0= 0
加工中心距為
（7）裝配條件的驗算
對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下裝配條件。
（１）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驗算2K-H(A)型行星傳動同心條件
滿足同心條件
（3）安裝條件
（8）傳動效率的計算
對于2K-H(A)型行星齒輪傳動
鄰接條件滿足
滿足同心條件
滿足安裝條件
P=
其傳動效率為
轉(zhuǎn)化機構(gòu)損失系數(shù)
對于2 Z-X(A)型
，，
嚙合效率計算公式
查表17.1-6（機械設(shè)計師手冊）
取輪齒嚙合摩擦系數(shù)
=2.3=0.033454
P=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
根據(jù)2K-H（Ａ）型行星傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速高低等情況，對其進行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計，首先確定中心輪的結(jié)構(gòu)因為其直徑小，所以做成齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式；即將中心輪１與輸入軸連成一個整體。且按照該行星傳動的輸入轉(zhuǎn)速n和功率p初步估算輸入軸的直徑da,同時進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。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。在每個行星齒輪的內(nèi)孔內(nèi)裝喲滾動軸承來支
=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算，即
取＝０.０２７mm=27um。
轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差ex約為孔距相對偏差的１／２，即
（10）齒輪的強度校核（行星傳動設(shè)計）
由于本機構(gòu)采用的２ＫＨ－Ａ具有短時間間斷工作的特點，且具有結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按其齒根彎曲應(yīng)力的強度條件公式進行校核計算，即
a’=51mm
=27um
首先按下列公式計算齒輪齒根應(yīng)力，即
其中，齒根應(yīng)力的基本值可按下列式子計算，即
許用齒根應(yīng)力可按下列公式計算，即
現(xiàn)將該２ＫＨ－Ａ型行星傳動按照兩個齒輪副１－２，２－３分別驗算如下。
（１）１——２齒輪副
①名義切向力Ｆt。
中心輪１的切向力可按下列公式計算；已知Ｔa＝１４.９７Ｎ.m, 和。則
②有關(guān)系數(shù)
a. 使用系數(shù)?。ú楸?-7行星傳動設(shè)計）
b. 動載荷系數(shù)
先按公式（6-57行星傳動設(shè)計）計算太陽輪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，即精度系數(shù)C=8， 由下式計算動載系數(shù)
式中
c.齒向載荷分布系數(shù)可按下列公式計算，即
由圖6-7（ b）得（行星齒輪傳動設(shè)計）
由圖６-８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/s
B=0.52
A=76.88
=1
=1
e.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７-１２計算，
即
已知，則得
f.齒形系數(shù)。
齒形系數(shù)可由圖６-２２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，且同時與內(nèi)齒輪3相嚙合，故取齒寬b=12mm 。
③計算齒根彎曲應(yīng)力。
=1.3
=1
b=12mm
按公式６-６９計算齒根彎曲應(yīng)力，即
④彎疲勞極限（機械設(shè)計課本88頁）查圖6-7試驗齒輪的彎曲強度極限又雙向傳動0.7。=378，
，故其彎曲強度滿足。
（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的齒根彎曲強度，即仍按公式計算其齒根彎曲應(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＝３７８Mpa,顯然，內(nèi)齒輪３也滿足其
=72Mpa
=64Mpa
=68Mpa
彎曲強度的要求。
上述計算結(jié)果表明，該2K-H（Ａ）型行星減速器中各齒輪副滿足輪齒的彎曲強度條件。
八、制動機構(gòu)設(shè)計
（一）棘輪機構(gòu)設(shè)計
在低速轉(zhuǎn)動的手拉葫蘆中，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
Ｐ——為棘輪軸圓周力
Ｄ——為棘輪直徑
（１）棘輪齒數(shù)的選擇；
用于作為棘輪停止器的棘輪機構(gòu)通常選?。保病玻皞€齒，本機構(gòu)選擇齒數(shù)Ｚ＝１２。
（２）棘輪齒的強度計算
棘輪模數(shù)按齒受彎曲計算來確定
式中 棘輪模數(shù)， 應(yīng)取6、8、10等
周節(jié)，mm
齒輪的強度滿足要求
P=312N
D=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
HT150
45
齒寬系數(shù)
1.5-1.6
1.0~2.0
許用單位線壓力
15
40
許用彎曲應(yīng)力
30
120
棘輪模數(shù)按齒受擠壓進行驗算
許用單位線壓力 由上表可知45號鋼的許用單位線壓力為40Mpa。
經(jīng)棘輪齒的彎曲強度和擠壓強度計算得，該棘輪的模數(shù)m＝８mm。
（３）棘爪的強度計算：
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=3.82
m=7.89
m=8mm
2p=50.24mm
應(yīng)按受偏心壓縮來進行強度計算，對鉤頭形棘爪則應(yīng)按受偏心拉伸來計算，基本計算公式如下：
式中——彎矩
——棘爪危險斷面的截在模數(shù)，；
——棘爪寬度，mm,一般比棘輪齒寬2~3mm 棘輪寬６mm，取棘爪寬度為８mm；
——棘爪危險斷面面積；
——棘爪危險斷面的厚度；mm ；
——棘爪材料的許用彎曲應(yīng)力；
計算如下：
棘輪圓周力： Ｎ
棘輪直徑：
偏心距離： (棘爪軸的直徑)
棘爪危險斷面的厚度：
故棘爪強度滿足要求。
p=312N
D=96mm
E=7mm
=20Mpa
強度滿足
(4)棘輪軸的強度計算
棘爪軸為懸臂梁受彎曲作用。由下式兩公式之一計算可得，
由以上兩式子計算，經(jīng)比較，圓整取。
制動力矩
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
——制動時壓緊摩擦片軸向壓力，Ｎ；
Ｎ
其中 ——載荷傳到制動器軸上的扭矩Ｎ.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)圓直徑制動安全系數(shù)按下式驗算，設(shè)計選定制動力矩時應(yīng)使
計算如下：
載荷傳到制動器軸的扭矩
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；
制動時壓緊摩擦片的軸向壓力
制動力矩
=59
=469N
M=22.34
驗算制動安全系數(shù)，設(shè)計選定制動力矩。
故所設(shè)計的制動系統(tǒng)符合安全制動的要求。
九、驅(qū)動軸的設(shè)計及校核：
（１） 計算作用于軸上的力矩Ｍ＝１４.９７Ｎm；
（２） 初步估算軸的直徑
由于驅(qū)動軸要做成齒輪軸，故其材料與太陽輪的材料一樣，采用４０Ｃr,調(diào)質(zhì)處理，由式子計算中的最小直徑并加大３％以考慮鍵槽對軸的影響，查表８.６（機械設(shè)計）?。粒剑保埃?
則
（３） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計方案
① ?、凇 、邸 、?
軸的結(jié)構(gòu)如上圖所示，齒輪軸通過行星架從右端裝入，起重鏈輪和制動器座有軸的左端裝入，起重鏈輪由右端的齒輪進行軸向定位，制動器座由軸間軸向
Ｍ＝１４.９７Ｎm
Ａ＝１００
d=11.96mm
定位，用平鍵與軸進行周向定位，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)的兩個軸套支撐。
（４） 確定各軸段直徑和長度
① 段上車有螺紋，起到對手拉鏈輪進行軸向定位，受的力矩較小，有②段的最小直徑遞推得直徑，Ｍ１０螺母的寬度為８.４mm ，螺紋退刀槽的長度為2mm，深度為1mm ，加個墊圈輔助螺母進行手拉鏈輪的軸向定位，Ｍ１０的螺紋選用的墊圈厚度為２mm，軸端伸出2mm，故①段的長度為８.４+２+２+２＝１４.４mm。
② 手拉鏈輪的寬度為20mm ，兩個摩擦片的寬度為４mm ，棘輪的
寬度為８mm，制動器座的寬度為４mm，故②段的長度為２０+
４+８+４＝３６mm?？紤]到鍵槽的影響，，圓整取直徑為１２mm。
③ 起重鏈輪寬２４mm，機架寬度為７mm，行星架的寬度為５mm ，本軸段左邊伸出2mm，故③段的長度為24+2*7+5+2=45。軸肩高度為２mm 。軸的直徑為１６mm。
④ 第四段為齒輪，齒輪寬度為１５mm 。
（５） 確定軸的受力位置、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
① 求軸套對驅(qū)動軸的支撐力
F為人的拉力
由
② 求得
F=170N
按彎曲和扭轉(zhuǎn)合成強度校核軸的強度。
當(dāng)量彎矩, 取折合系數(shù)，則軸套受Ｆ１
處當(dāng)量彎矩
當(dāng)量彎矩見上圖。
軸的材料為４０Ｃr，調(diào)質(zhì)處理，查表８.２（機械設(shè)計課本１１５頁），抗拉強度極限，彎曲疲勞極限。
由第三強度理論公式，該軸滿足強度要求。
十、行星齒輪軸的設(shè)計及校核：
求行星輪的相對轉(zhuǎn)速
負號表示行星輪相對轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)向與轉(zhuǎn)臂轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)向相反。
行星傳動的行星輪具有功率分流的特點，輸入功
=
軸滿足強度
率為
；每個行星輪軸傳遞的功率為Ｐ/2=0.02315KW。
初步估算行星輪軸的直徑
，由滾動軸承的內(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
① 水平方向
Ｐ＝４７Ｗ
Ｐ/２=23.5W
d=15mm
=469N
=483N
=469N
=176N
由
② 垂直方向
2) 求行星齒輪軸中點處的彎矩
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)合成強度校核軸的強度。
當(dāng)量彎矩, 取折合系數(shù)，則軸套受Ｆ１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
該軸滿足強度要求。
極限
。
由第三強度理論公式。
軸的材料為Q235，抗拉強度極限，彎曲疲勞。
由第三強度理論公式。
該軸滿足強度要求。
十一、行星架的設(shè)計：
軸強度滿足
行星架采用雙側(cè)板式結(jié)構(gòu)，材料采用２０號鋼。
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５mm,按擠壓強度校核行星架的強度。
故行星架的側(cè)板壁厚為5mm，采用45號鋼，許用應(yīng)力60Mpa,強度足夠。
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。選軸承型號為61802型，其尺寸見總圖。
校核如下：計算當(dāng)量
1) 動載荷
暫選軸承為61802，其額定動載荷為C=2.1KN,額定靜載荷為Co=1.3KN.(GB/T276-94)
當(dāng)量動載荷為
計算軸承壽命,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
行星架強度足夠
61802型
C=2.1KN
Co=1.3KN
P=523N
故符合要求。
十三、起重鏈輪的和機架校核：
起重鏈輪的內(nèi)徑為１６mm ，外徑為２５mm。預(yù)設(shè)機架側(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：
F
1
F
F
2
M
Mca
起重鏈輪對機架的作用力
扭矩
鏈輪材料采用稀土鎂球磨鑄鐵鑄造，經(jīng)等高溫淬
火，其機械性能可達到１３８０Ｍpa 。故其強
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)剪切與擠壓條件強度選擇鍵的長度。
軸徑12mm,選擇的鍵寬為4mm,長度為２０mm. 。根據(jù)擠壓強度條件驗算鍵的強度。
故鍵的強度足夠。
起重鏈輪強度足夠
d=12mm
b=4mm
l=20mm
=63Mpa
鍵強度足夠
參考文獻
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