畢業(yè)設計( 論文)開題報告題目：TC6012 塔式起重機回轉機構的設計院（系） 機電信息系 專 業(yè)班 級姓 名學 號導 師1. 畢業(yè)設計（論文）綜述（題目背景、研究意義及國內外相關研究情況）現(xiàn)有 QTZ80 超重機最大工作幅度為 55m，現(xiàn)有建筑施工對幅度提出更高的要求。現(xiàn)在要求將超重機的工作幅度變?yōu)?60m，要求塔體結構變化盡量小，以便通用，便于加工?；剞D機構對塔機的性能有舉足輕重的作用，且傳動比很大，合理設計有利于其長周期工作。塔式起重機的回轉運動，在于擴大機械的工作范圍。在吊車有物品的起重臂架繞塔機的回轉中心作 360°的回轉時，就能使物品調運到回轉圓所及的范圍以內，這種回轉運動是通過回轉機構來實現(xiàn)的。2. 本課題研究的主要內容和擬采用的研究方案、研究方法或措施起重機起升幅度 60m,額定起升力矩 92.6kNm,臂端起重量 1.2t,最大起重量8t 平衡臂長 15.3m,平衡重 11.6t。塔頂高 7.5m, 要求根據(jù)結構計算風載荷,慣性載荷,最后轉化為回轉載荷,設計回轉機構。 擬訂回轉機構的傳動方案,經(jīng)過比較得到合理的傳動方案,設計傳動裝配圖及傳動零件?；剞D機構由回轉支承和回轉驅動裝置兩部分組成?；剞D支承又可分為柱式回轉支承裝置和滾動軸承式回轉支承裝置·柱式回轉支承裝置又可分為轉柱式和定柱式兩類轉柱式回轉支承裝置（圖 1a）塔式起重機的起重臂架和平衡臂架均通過橫梁裝在轉柱上，轉柱安裝在塔身頂部的中央，當轉柱被驅動裝置帶動回轉時，起重臂架和平衡臂架隨之回轉。特點：轉柱式回轉支承裝置結構簡單，制造方便，適用于起升高度和工作幅度以及起重量較大的塔式起重機。圖1a 轉柱式回轉支承裝置定柱式回轉支承裝置（圖 1b）塔身頂部為定柱，塔帽罩在塔尖上，頂部設有徑向止推軸承，塔帽下部設有由回轉大齒圈形成的滾道，供裝在塔頂井架上的支承滾輪沿滾道回轉。當塔帽作 360°回轉時，裝在其上的起重臂架及平衡臂架將隨之一起回轉。特點：定柱式回轉支承裝置結構簡單，制造方便。起重機回轉部分的轉動慣量小，自重和驅動功率較小，能使起重機的重心降低。圖 1b 定柱式回轉支承裝置1—頸向止推軸承 2—支承滾輪·滾動軸承式回轉支承裝置又可分為單排四點接觸球式回轉支承，雙排球式回轉支承，單排交叉滾柱式回轉支承，三排滾柱式回轉支承。單排四點接觸球式回轉支承（圖 2a）它由兩個座圈組成，其滾動體為圓球形，每個滾動體與滾道間呈四點接觸，能同時承受軸向、徑向力和傾覆力矩。特點：適用于中小型塔式起重機。圖 2a 單排四點接觸球式回轉支承雙排球式回轉支承（圖2b）它有三個座圈，采用開式裝配，上下兩排鋼球采用不同直徑以適應受力狀況的差異。由于滾道接觸壓力角較大（60°～90°）因此能承受很大軸向載荷和傾覆力矩。 特點：適用于中型塔式起重機。圖 2b 雙排球式回轉支承單排交叉滾柱式回轉支承（圖 2c）它由兩個座圈組成，其滾動體為圓柱形，相鄰兩滾動體的軸線呈交叉排列，接觸壓力角為45°。由于滾動體與滾道間是線接觸，故承載能力高于單排鋼球式。這種回轉支承。特點：裝置制造精度高，裝配間隙小，安裝精度要求較高，適用于中小型塔式起重機。圖2c 單排交叉滾柱式回轉支承三排滾柱式回轉支承（圖2d）它由三個座圈組成，上下及徑向滾道各自分開。上下兩排滾柱水平平行排列，承受軸向載荷和傾覆力矩，徑向滾道垂直排列的滾柱承受徑向載荷，是常用四種形式的回轉支承中承載能力最大的一種，適用于回轉支承直徑較大的大噸位起重機。特點：滾動軸承式回轉支承裝置結構緊湊，可同時承受垂直力、水平力和傾覆力矩，是目前應用最廣的回轉支承裝置。為保證軸承裝置正常工作，對固定軸承座圈的機架要求有足夠的剛度。圖2d 三排滾柱式回轉支承·回轉驅動裝置常用臥式電動機與蝸輪減速器傳動和立式電動機與行星齒輪減速器傳動方案一：臥式電動機與蝸輪減速器傳動（圖 3a）回轉機構由電動機，1.經(jīng)聯(lián)軸器2.由蝸桿、蝸輪3.和極限力矩聯(lián)軸器組成的減速器減速后，又經(jīng)中間齒輪8、9傳動，最后通過回轉小齒輪10 帶動整個旋轉架以上的部分繞大齒圈11回轉。極限力矩聯(lián)軸器由彈簧5，摩擦錐體6，蝸輪3和螺母4組成，用以防止回轉機構超負荷運行，同時使起動和停止平穩(wěn)。特點：這種傳動方案的優(yōu)點是結構緊湊，傳動比大，但效率低。常用于要求結構緊湊的中小型塔式起重機。圖3a 臥式電動機與蝸輪減速器傳動1—電動機; 2—聯(lián)軸器； 3—蝸輪； 4—螺母； 5—彈簧； 6—摩擦椎體； 7—蝸桿； 8、10—小齒輪； 11—大齒輪方案二：立式電動機與行星齒輪減速器傳動（圖3b）電動機1通過液力耦合器2帶動行星齒輪減速器3，再通過小齒輪4與固定在塔身上的大齒圈5相嚙合，小齒輪在繞自身軸線回轉的同時并圍繞大齒圈回轉，從而帶動了塔機回轉部分的回轉。特點：這種傳動方案采用的行星齒輪減速器有擺線針輪傳動、漸開線少齒差和諧波傳動等。行星傳動具有傳動比大，結構緊湊等優(yōu)點，是塔式起重機回轉機構較理想的傳動方案。塔式起重機的電動回轉機構推薦采用可操縱的常開式制動器，以避免制動作用過猛，遇有強風時，亦能自動回轉到順風位置，減小傾覆危險（采用常開式制動器時，應有制動器制動后的鎖住裝置）。圖3b 立式電動機與行星齒輪減速器傳動圖1— 電動機； 2—液力偶合器； 3—行星齒輪減速器； 4—小齒輪；5—大齒輪； 6—上下座圈選方案：定柱式回轉支承裝置結構簡單，制造方便。起重機回轉部分的轉動慣量小，自重和驅動功率較小，能使起重機的重心降低；三排滾柱式回轉支承結構緊湊，可同時承受垂直力、水平力和傾覆力矩，是目前應用最廣的回轉支承裝置。為保證軸承裝置正常工作，對固定軸承座圈的機架要求有足夠的剛度；立式電動機與行星齒輪減速器傳動這種傳動方案采用的行星齒輪減速器有擺線針輪傳動、漸開線少齒差和諧波傳動等。行星傳動具有傳動比大，結構緊湊等優(yōu)點，是塔式起重機回轉機構較理想的傳動方案。塔式起重機的電動回轉機構推薦采用可操縱的常開式制動器，以避免制動作用過猛，遇有強風時，亦能自動回轉到順風位置，減小傾覆危險（采用常開式制動器時，應有制動器制動后的鎖住裝置）。再加上設計參數(shù)的要求，故應選擇方案二。3. 本課題研究的重點及難點，前期已開展工作3.1 本課題重點及難點：塔式起重機的回轉運動，在于擴大機械的工作范圍。在吊車有物品的起重臂架繞塔機的回轉中心作360°的回轉時，就能使物品調運到回轉圓所及的范圍以內，這種回轉運動是通過回轉機構來實現(xiàn)的。3.2 前期開展工作：⑴前期收集有關車床數(shù)控化改造的資料及詳細數(shù)據(jù)，完成基礎知識的積累；⑵撰寫開題報告，完成開題答辯；4. 完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫）(1)1-3 周 查閱資料；(2)4-6 周 進行方案設計并比較，確定設計方案；(3)7-9 周 進行載荷計算并進行傳動設計；(4)10-15 周 繪制裝配圖與零件圖；(5)16-17 周 編寫設計說明書；(6)18 周 打印并交主審教師審閱。參考文獻[1] 范俊祥主編,塔式起重機( 第一版)，中國建材工業(yè)出版社，2004；[2] 張志文主編，起重機設計手冊，中國鐵道出版社，2001 ；[3] 起重機設計規(guī)范（GB 3811—83） ，中國標準出版社， 1984；[4] 胡宗武，顧迪敏編著，起重機設計計算，北京科學技術出版社，1989；[5] 王金諾，于蘭峰編，起重運輸機械金屬結構，中國鐵道出版社，2002；[6] 張國瑞等編，塔式起重機，機械工業(yè)出版社，1991；[7] 劉培恒編著，塔式起重機使用手冊，機械工業(yè)出版社，2002；[8] 裘為章編著，實用起重機電氣技術手冊，機械工業(yè)出版社，2002；[9] 山東建筑工程學院編.起重機運輸機械，中國建筑工業(yè)出版社；[10] 王仁祥編著，常用低壓電氣原理及其控制技術，機械工業(yè)出版社，2001；[11] 電氣工程師手冊第二版編輯委員會編，電氣工程師手冊，機械工業(yè)出版社，2002；[12] 徐克晉編，金屬結構，機械工業(yè)出版社，1991;[13] 陳國章編，起重機計算實例，中國鐵道出版社，1985 ；[14]；工廠常用電氣設備手冊編寫組，工廠常用電氣設備手冊，中國電力出版社，1997；[15] Rhorer, R.L., Design for a Moore No. 1 1/2 lathe, LA-UR-81-1403,1981；[16] Berger, B.S. ,Minis, I. ,Characterization of metal cutting dynamics. Final report, DOE/ER/14336—4,1997;[17] Domm, T.D. , Underwood, R.S.,Model-Based Engineering and Manufacturing CAD/CAM Benchmark, Y/EN-5839,1999。 本科畢業(yè)設計(論文)題目：TC6012 塔式起重機回轉機構設計系 （部）： 機電信息系 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 年 06 月iTC6012 起重機回轉機構設計摘 要塔式起重機在現(xiàn)代建筑中起著越來越重要的作用。作為塔式起重機的重要部分——回轉機構，對塔機的性能起著至關重要的作用。所以對回轉機構性能的合理化設計，有利于其長周期工作?，F(xiàn)把塔機的最大工作幅度從 55m 增加到 60m,使得塔機的結構變化小，便于通用，便于加工，便于運輸。塔式起重機在現(xiàn)代社會中起著越來越重要的作用，普遍使用在核電站建設，水電站建設，港口碼頭貨物的起裝，發(fā)揮著重要的作用。隨著社會的進步，科技發(fā)展人類的居住空間越來越小，人們的房子越建越高，塔機在高層建筑建筑施工中發(fā)揮著越來越重要的作用，作為塔式起重機的重要部分——回轉機構，對塔機的性能起著至關重要的作用。把塔機的最大工作幅度從 55m，增加到 60m,使得塔機的結構變化小，便于通用，便于加工，便于運輸。尤其是回轉機構對塔機的性能的合理化設計，有利于其長周期工作。通過對塔機回轉機構的風載計算，慣性載荷計算，最后轉化成回轉載荷，擬定回轉機構的傳動方案，最后，經(jīng)過比較得到合理的傳動方案。通過設計和計算得到了合理的傳動方案，使得回轉機構滿足塔機的長期使用，并且使塔機的上半部分相對塔身坐 360°的自由旋轉，以便完成各種起重作業(yè)要求。在設計中使用到了液力耦合器，并根據(jù)要求設計了行星齒輪減速器，最后設計了合理的回轉機構。關鍵詞：塔式起重機；回轉機構；行星齒輪減速器 iiTC6012 Rotary Tower Crane DesignAbstractTower crane is playing an increasingly important role in modern architecture. As a vital component of the tower crane—slewing mechanism, which is quite essential to the rationalization of the tower crane. The design of slewing mechanism is good to its long-period of work. The increase of the maximum working range of the tower crane from 55m to 60m, enables its structure to change less, which is easy to ventilate, process and transport.Tower crane in modern society are playing an increasingly important role in widespread use in nuclear power plant construction, construction of hydropower stations, port cargo loaded from playing an important role. Along with social progress, scientific and technological development of human living space smaller and smaller, the more people build houses higher, tower crane in high-rise building construction in the building playing an increasingly important role as an important part of the tower crane - - slewing mechanism, the performance of the tower plays a vital role. Particularly slewing tower crane performance on the rationalization of design, beneficial to its long cycle of work.By calculating the wind load and inertial load of the tower crane's slewing mechanism and last rotary load which are turned into, transmission schemes are worked out, and then the reasonable transmission plan are obtained after comparison at the end.Reasonable transmission schemes that are gotten from calculation makes slewing mechanism meet the tower crane's demand to be applied for long and makes the upper-half part of the tower crane rotate 360° freely relative to its body in order to finish various demands of the lifting operation. In the meantime, use hydraulic coupler and design the planetary gear reducer reasonable rotation schemes are designed.Key Words: tower crane;slewing mechanism;hydrauliv coupleriii目 錄主要符號表1 緒 論 11.1 前言 11.2 塔式起重機在國內外相關研究情況 11.3 課題的研究意義 21.4 課題的研究內容 31.5 方案設計和比較 32 回轉支撐裝置的受力計算 62.1 滾動軸承式回轉支撐的受力計算 62.2 回轉驅動裝置的計算 72.2.1 回轉驅動力的計算 72.2.2 驅動電機功率的計算 102.3 液力耦合器的選用： 112.3.1 選用條件和原則 112.3.2 選用方法 112.4 制動器 113 行星減速器設計 133.1 已知條件 133.2 設計計算 133.2.1 選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 133.2.2 配齒計算 143.3 初步計算齒輪的主要參數(shù) 143.3.1 嚙合參數(shù)計算 153.3.2 確定各齒輪的變位系數(shù)× 163.4 幾何尺寸計算 173.5 裝配條件的驗算 193.6 傳動效率的計算 203.7 結構設計 213.8 齒輪強度驗算 224 校核計算 274.1 傳動比校核計算 274.2 開式齒輪副強度校核 27iv4.3 制動器校核 304.4 塔式起重機主要機構校核計算結論 315 結 論 32參考文獻 33致謝 35畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 36畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 37v主 要 符 號 表V 垂直力 H 水平力M 力矩 T 回轉阻力矩n 塔式起重機的回轉速度 Tm 摩擦阻力矩Te 回轉機構等效靜阻力矩 Tpe 等效坡度阻力矩 Twe 等效風阻力矩z 齒輪齒數(shù)m 模數(shù) i 傳動比a 中心距 b 齒寬 d 分度圓直徑η 傳動效率1 緒論 11 緒 論1.1 前言塔式起重機是建筑機械的重要設備。塔式起重機在現(xiàn)代社會中起著越來越重要的作用，普遍使用在核電站建設，水電站建設，港口碼頭貨物的起裝，發(fā)揮著重要的作用。隨著社會的進步，科技發(fā)展人類的居住空間越來越小，人們的房子越建越高，塔機在高層建筑建筑施工中發(fā)揮著越來越重要的作用，作為塔式起重機的重要部分——回轉機構，對塔機的性能起著至關重要的作用。把塔機的最大工作幅度從55m，增加到 60m,使得塔機的結構變化小，便于通用，便于加工，便于運輸。尤其是回轉機構對塔機的性能的合理化設計，有利于其長周期工作。1.2 塔式起重機在國內外相關研究情況塔式起重機（以下簡稱塔機）是建筑施工必不可少的關鍵設備，是施工企業(yè)裝備水平的標志性重要裝備之一。塔機具有工作效率高、適用范圍廣、回轉半徑大、起升高度高、操作方便等特點。除用于工業(yè)與民用建筑外，在電站施工、水利建設、造船等部門也常有應用 [12]。塔機在中國的發(fā)展：塔機產(chǎn)生的淵源可追溯到古老的年代。相傳在商代為了農(nóng)田灌溉的需要，出現(xiàn)了提取井水的工具—桔槔。這種原始的汲水工具利用了杠桿原理，由杠桿、對重與取物裝置所組成。后來為了在更深的井底汲水，我們的祖先約在 1000 多年前發(fā)明了轆轤，即現(xiàn)代絞車的雛形，它是由支架、卷筒、曲柄和繩索組成。15 世紀以后，起重裝置不僅運用于農(nóng)副業(yè)，而且運用于建筑業(yè)和大型水利工程中，出現(xiàn)了木制的能變幅旋轉的起重機。我國塔機 20 世紀 50 年代初開始起步，主要以仿制為主。1954 年由前民主德國引進的樣機為藍本生產(chǎn)了第一臺國產(chǎn)塔機。60 年代，北京市建研所、北京市建筑機械修造廠和北京市一建機械隊聯(lián)合研制的紅旗Ⅱ型軌道式下回轉折疊式動臂塔機，經(jīng)過建筑施工考驗于 1961 年通過國家級技術鑒定，并于 1963 年將其改進。70 年代，我國獨立自主開發(fā)首臺上回轉小車變幅水平臂、液壓頂升的自升式三用（軌道式、固定式、附著式）塔機 QT4-10，1973 年試制了 6 臺，并投入施工。1984 年，為加快我國塔機的技術進步，由三個主機廠和一個專業(yè)研究所聯(lián)合引進法國 Potain 公司H3/36B、F0/23B 、360B 大、中、小三個機種的塔機制造技術，通過消化、吸收、國產(chǎn)化，我國自行研制了 QTZ80 和 QTZ120 二種機型，其技術性能達到國外八十年代同類產(chǎn)品的水平 [6]。290 年代后，國內外市場對塔機產(chǎn)品的要求越來越高，眾多城市大型建筑、水利、電力及橋梁等工程不斷增加。國內開發(fā)生產(chǎn)的塔機產(chǎn)品技術性能均顯著提高，起升機構采用三速電機驅動、渦流制動、電動換擋減速箱，變幅回轉采用雙速電機液力聯(lián)軸節(jié)驅動，或采用變頻調速，有多種速度，工作平穩(wěn)、生產(chǎn)效率高 90 年代后，國內、外市場對塔機產(chǎn)品的要求越來越高，眾多城市大型建筑、水利、電力及橋梁等工程不斷增加。國內開發(fā)生產(chǎn)的塔機產(chǎn)品技術性能均顯著提高，起升機構采用三速電機驅動、渦流制動、電動換擋減速箱，變幅回轉采用雙速電機液力聯(lián)軸節(jié)驅動，或采用變頻調速，有多種速度，工作平穩(wěn)、生產(chǎn)效率高綜觀 50 年發(fā)展史，我國塔機行業(yè)從無到有，從小到大，逐步形成了較為完整的體系，我國增幅最快的新興行業(yè)之一，特別是改革開放以來，塔機行業(yè)在設計、制造、管理和市場開拓等方面已形成一套較為健全的機制 [18]。塔機在外國的發(fā)展： 塔式起重機（簡稱塔機）是現(xiàn)代工業(yè)和民用建筑的主要施工機械之一。它最早起源于歐洲。據(jù)有關資料記載，有關建筑用塔機的第一項專利頒布于 1900 年。近代塔機的首批原型機樣出現(xiàn)于 1912 至 1914 年。1914 年公布了建筑用塔機的德國工業(yè)標準 DIN8670，規(guī)定以吊載（噸）和幅度（米）的乘積（噸×米)—起重力矩表示塔機的起重能力 [15]。1923 年制成功第一臺比較完整的近代塔機。30 年代，德國已經(jīng)開始批量生產(chǎn)塔機并在建筑工地上使用，與此同時，還向國外出口。 二次世界大戰(zhàn)后的重建工作推動了建筑用塔機近 30 年來的突飛猛進的發(fā)展。50年代末和 60 年代初，建筑物的高度不斷增加，因而出現(xiàn)了采用不同頂升系統(tǒng)和按不同方式進行自升接高的塔機。1948 到 1949 年涌現(xiàn)出一些起重能力在 10 噸×米以下的可以整體折疊運輸和自行架設的輕型塔機。1951 至 1953 年塔機的構造設計有新的改進，輕型下回轉塔機起重量增加。1955 到 1957 年下回轉折疊式塔機的構造設計繼續(xù)有所創(chuàng)新，如：下車變幅臂架、伸縮式塔身和分布式臂架的應用等，此間自升式塔機也研制成功。隨后，又根據(jù)施工的需要，這類塔機又逐漸發(fā)展為三用或四用自升（軌道式、固定式、附著式、內爬式）塔機 [11]。1.3 課題的研究意義在高層建筑施工中，塔機的幅度利用率比其它類起重機高。塔機由于能靠近建筑物，其幅度利用率可高達 80%。在工程機械中，回轉機構不僅慣性負載大而且它占整機循環(huán)時間的比例很大。例如：液壓挖掘機回轉動作占整個循環(huán)時間的 50-70%.隨著現(xiàn)代建筑步伐的加快，對建筑施工對幅度提出了更高的要求。現(xiàn)有 QTZ80 起重機最大工作幅度為 55m，現(xiàn)在要求將起重機的工作幅度增加到60m,要求塔機的結構變化盡量小，以便于通用，便于加工，便于運輸。尤其是回轉機構對塔機的性能有舉足輕重的作用，而且轉動比很大，合理設計有利于其長周期3工作 [7]。1.4 課題的研究內容起重機起升幅度 60m,額定起升力矩 92.6kNm，臂端起重量 1.2t,最大起重量 8t,前臂長 15.3m,平衡重 11.6t,塔頂高 7.5m.要求根據(jù)結構計算風載荷，慣性載荷，最后轉化為回轉載荷，設計回轉機構，擬定回轉機構的傳動方案，經(jīng)過比較得到合理的傳動方案，得到合理的傳動方案，繪制裝配圖及傳動零件。1.5 方案設計和比較塔機對回轉傳動裝置的要求, 按其重要程度順序歸納為下列幾條:(1) 回轉平穩(wěn),起動制動慣性力小。這對建筑施工要求塔機作業(yè)范圍越來越大(即起重臂需越來越長),更顯得重要。(2) 在重載、輕載(或空載)回轉時可實現(xiàn)不同的速度,即有調速功能, 以提高施工工效。(3) 使用可靠,壽命長。如果故障頻繁,對施工工期影響太嚴重。(4) 工作時可停止定位, 非工作狀態(tài)可自由轉動。(5) 回轉傳動裝置本身尺寸小重量輕,以便于上支座結構布置及減輕塔身結構和頂升機構的計算負荷,減少壓重。這對軌道式作業(yè)的塔機尤為突出。(6) 傳動效率高,以節(jié)約電能。傳動方案：第一種型式——單速電機+蝸輪傳動減速器+輸出小齒輪+銷柱式大齒圈+立柱式支承。這種結構系統(tǒng)大量用于簡易型 160kN ·m、200kN ·m 塔機, 生產(chǎn)工藝簡單, 主機廠能夠自制, 價格便宜。但就性能要求而言, 上述六條要求幾乎都無法實現(xiàn), 所以在非簡易型的 250kN·m 以上的塔機中不能采用。第二種型式——單速電機+皮帶傳動+液力偶合器+電磁吸鐵制動器+漸開線齒輪一級傳動+擺線針輪減速器+輸出小齒輪+單排交叉滾柱式回轉支承。這種結構系統(tǒng)是 80 年代設計的 800kN ·m 級塔機中應用的, 從這一長串的組合就看出結構復雜、傳動效率低、不能調速、使用可靠性差、自重大,現(xiàn)場使用也故障頻發(fā)。再有針齒擺線平動齒輪減速器的特點：針齒擺線行星齒輪傳動是一種新型的齒輪傳動裝置,現(xiàn)已申請國家發(fā)明專利該傳動突破了齒輪傳動的傳統(tǒng)特征,改變了輪齒與輪體的剛性聯(lián)接為轉動聯(lián)接,使齒輪的全部輪齒成為一組作偏心定軸轉動的獨立運動體,即偏心針齒。偏心針齒擺線行星齒輪傳動正是這樣一種具有開發(fā)潛力和良好應用前景的傳動裝置。偏心針齒擺線行星齒輪傳動具有傳動比大，結構緊湊,轉臂軸承4壽命長等優(yōu)點,是一種具有發(fā)展前景的新型傳動。 [5]回轉起動沖擊大 尤其是反轉制動，沖擊更大。第三種型式——單速電機+擺線針輪減速器+輸出小齒輪+單排交叉滾柱式回轉支承(或雙排球式回轉支承)。這種結構系統(tǒng)在很多塔機中應用, 使用中反映出的問題有: ①起制動不平穩(wěn), 慣性沖擊大；②沒有定位功能, 使用中采用“打反車”來定位, 加劇了沖擊和擺動; ③不能調速；④擺線針輪減速器的輸出端原來不是為塔機懸臂結構設計的, 現(xiàn)在用于懸臂形式, 就出現(xiàn)輸出端漏油嚴重、輸出軸變形大、開式齒輪嚙合不良, 甚至出現(xiàn)減速器下端軸承和殼體損壞的嚴重故障; ⑤選用的雙排球式或單排交叉滾柱式回轉支承都是承載能力低、自重大、壽命短、價格貴的結構。第四種型式——雙速電機+液力偶合器+電磁—彈簧制動器+行星傳動減速器+ 輸出小齒輪+單排球式回轉支承。星齒行星齒輪減速器特點：它是一種新型傳動裝置，具有重量輕、體積小、重量輕、傳動比大點，而且這種傳動采用標準的圓柱，齒形最簡單，基本實現(xiàn)了受載零件全部做純滾,并且各主要受力處多為凹凸接觸，且有較高的接觸強度。 [3]而且現(xiàn)在服役的塔機大部分用的都是星齒行星齒輪減速器。星齒行星減速器如圖 1.1 所示：圖1.1 星齒行星齒輪減速器1.電機 2.液力耦合器 3.制動器 4.行星減速器 5.輸出小齒輪 6.回轉支承 7.螺栓 8.螺栓這是我們成系列配置設計的結構, 簡圖如圖 1.1 所示：它具有回轉平穩(wěn)、高低兩速、停止定位、徑向尺寸小、傳動效率高、自重輕等特點, 是目前市場上的主流產(chǎn)品，并且有的廠家已經(jīng)提供成套的產(chǎn)品。5(1) 行星減速器內的齒輪是淬火后磨削的高精度硬齒面齒輪, 輸出小齒輪及回轉大齒輪都經(jīng)表面淬火, 所以傳動功率大、傳動效率高、噪聲小、使用可靠、壽命長。(2) 行星減速器輸出端按塔機懸臂結構專門設計, 采用 GB297—87 滾錐軸承、雙層骨架式油封、大直徑輸出軸, 與輸出小齒輪花鍵聯(lián)接, 克服了前面所述的其它減速器輸出端經(jīng)常出現(xiàn)的多種缺陷,并可根據(jù)主機需要,簡便地配換各種參數(shù)的輸出小齒輪, 以滿足不同規(guī)的塔機要求。(3) 行星減速器有 A 型 (長頸)及 B 型(短頸)兩種,可滿足不同的上支座結構。傳動比 i 可根據(jù)需要另行匹配。(4) 自重輕。如 80 年代設計的 800kN ·m 級塔機, 采用前述第二類結構型式的回轉傳動裝置, 交叉滾柱式回轉支承自重 864kg, 電機—減速器等雙機構自重2×600= 1200kg,整套回轉傳動裝置自重約 2064kg。又如現(xiàn)在使用的 1600kN ·m 級塔機,原設計采用第三類傳動型式, 雙排球式回轉支承自重約 3100kg,雙傳動機構自重約 2×550=1100kg,整套裝置自重約為 4200kg。采用新的裝置, 自重僅有 1743kg 或1805kg。可見成套回轉傳動裝置在節(jié)省的材料和資金都十分可觀。(5) 雙速電機與液力偶合器匹配, 具有調速和吸收沖擊的功能, 回轉平穩(wěn)。(6) 單排球式回轉支承采用 JJ 3611—91《單排球式回轉支承 》標準, 產(chǎn)品曾獲建設部科技進步二等獎、國家科技進步三等獎、建設部部優(yōu)和國優(yōu)證書, 由馬鞍山回轉支承廠生產(chǎn)。行星傳動裝置獲安徽省科技進步三等獎及安徽省優(yōu)秀新產(chǎn)品獎, 由馬鞍山傳動機械廠生產(chǎn)。圖中件⑦、⑧采用 JG/T 5057—1995《建筑機械與設備 高強度緊固件》 。上述二廠都是建設部納入部“七五”及“八五”技術改造的定點企業(yè), 技改后設備先進, 質量保證體系完善, 具有為建設機械提供優(yōu)質配套的能力。最后選擇第四種傳動方案。因為第四種傳動方案具有塔機對回轉機構裝置的要求，具有回轉平穩(wěn)，起動制動慣性力小；使用可靠,壽命長；工作時可停止定位, 非工作狀態(tài)可自由轉動；最重要的是回轉傳動裝置本身尺寸小，重量輕,便于上支座結構布置及減輕塔身結構和塔身的自重,減少了塔身的重量。2 回轉支撐裝置的受力計算 62 回轉支撐裝置的受力計算2.1 滾動軸承式回轉支撐的受力計算作用在回轉支撐上的載荷主要包括起重臂架、平衡臂架、平衡重、塔頂部分的自重、最大額定起升載荷、風載荷、慣性載荷以及回轉齒輪嚙合力的作用。這些力均可向回轉中心簡化成回轉支撐的計算載荷垂直力 V，水平力 H 和力矩 M 三部分。作用在滾動軸承上回轉支承上的載荷如圖 2.1 所示：圖 2.1 作用在滾動軸承式回轉支承上的載荷用下式計算： 31bQGFV???2L1HLWF?3312bMlLvbhFGhR?V=1×8000×9.8+5764×9.8+11600×9.8+1550×9.8=263757.2 NH=473.26+605.58+3.5-77.87-731.97=272.5 M=1×78400×15+56487.2×27+3.5×1.5+605.58×1.8-15190×0.5-77.87×3-13680×16-731.97×0.3=875321.49 N；FQ---最大額定載荷， N；FQ=8000×9.8=78400 N----起升動載荷系數(shù)：取 =1；??F1----作用在重物上的離心力，N；F1=8000×0.06282×15=473.26N；FWQ----作用在重物上的風力，N；西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 7FWQ=250×8=2000N；Gb----起重臂的重力，N；Gb=5764×9.8=56487.2N；G1----除去起重臂架和配重之外其他回轉部分的重力， N；G1=1550×9.8=15190N；G3----平衡重，N；G3=11600×9.8=113680N；FL1---G1 質量引起回轉離心力，N；FL1=1550×0.06282×0.8=77.87 N；FL3----G3 質量引起回轉離心力， N；FL3=11600×0.06282×16=731.97 N；FLb---起重臂架的回轉離心力，N；FLb=5484×0.06282×28=605.58 N；Fw2---作用在塔機回轉部分上的風載，N；Fw2=4430×0.06282×0.8=3.5 N；根據(jù)塔式起重機的總體尺寸及計算載荷，即垂直力 V，水平力 H 和力矩M，按有關標準選擇滾動軸承型號2.2 回轉驅動裝置的計算回轉機構的驅動計算包括回轉阻力矩的計算及驅動電動機的計算2.2.1 回轉驅動力的計算塔式起重機回轉時主要克服的阻力是回轉支撐裝置中的摩擦阻力據(jù)、風力阻力矩和回轉慣性阻力矩，按下式計算：T=Tm+Tw+Tg+TpT----回轉阻力矩，N .m；Tm----回轉支撐裝置中的摩擦阻力據(jù)，N .m；Tw----風力阻力矩，N .m；Tg----慣性阻力矩，僅出現(xiàn)在回轉啟動和制動時， N.m；Tp----坡度阻力矩，N .m；(1) 摩擦阻力據(jù) Tm 滾動軸承式回轉支撐裝置在回轉啟動時產(chǎn)生的摩擦阻力據(jù)按下式計算：(2.1) ?????NHVMD2T0m?西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 8Tm=0.012×(1.6/2)×(1872640.9+468.7)=17981.85 N式中 ----當量摩擦系數(shù)，如表 2.1 所示：?表 2.1 當量摩擦系數(shù)工況 球式回轉支撐 交叉滾珠式回轉支撐回轉啟動正?；剞D0.0120.0080.0150.01D0-----回轉支撐滾道中心圓直徑，1.6m；---垂直力 和力矩 在回轉支撐的滾動體上產(chǎn)生的發(fā)向壓力絕對?VMNM值總和，N；當 e= (交叉滾珠式）和 e= (滾球式）時026.?03.DV?(2.2)041.DVM?e= (交叉滾珠式）和 (滾球式）時0.?0.?(2.3)eVMkN028.?因為 M/V0.3D0，所以， N 1872640.9.8753249/1.2.2.80eNVM ???kD式中 ----系數(shù)，滾球式 =1.5，eke-----水平力 H 在回轉支撐的滾動體上產(chǎn)生的法向壓力絕對值總和，VMNN;kH??VMN=1.72×272.5=468.7 NHk?VMN式中 ----系數(shù)值，與滾動體的形狀和滾動體與滾道的接觸角等因素有關。當接觸角為 450 時，對滾球式取 =1.72Hk(2) 風阻力矩 TW風阻力矩的計算公式：(2.4)?sin)( 43RFRFwbwQW???西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 9式中 FWQ----作用在起吊物上的風載荷，NA=2㎡ ,C=1.2FWQ=1.2×250×2=600 N；----作用在起重臂架上的風力， N；wbFA臂=55.26×1.2=66.3 m 2φ漏=0.25, η重=0.25, C=1.3Kn=1, qⅡ=250N/m 2A實=φ(1＋η)A=0.25×1.25×66.3=20.72 m 2 FWb=1.3×250×20.72=6734 NFW3----作用在平衡重上的風載荷，N；A=5.0m2FW3=1.2×250×5.0=1500N----作用在平衡臂架上的風載荷， N；4wFA=0.35×15.32=5.362 m2FW4=1.2×250×5.362=1608.6 N----起吊物品到回轉中心的距離，m；R取 R=15m----起重臂架風力作用線到回轉中心的距離，m；b取 Rb=27m----平衡重風力作用線到回轉中心的距離，m；3R取 R3=16m----平衡臂架力作用線到回轉中心的距離，m；4取 R4=9m----起重臂與風向的夾角， （°） 。?當 =90°時，起重臂架與風向垂直，最大的風阻力矩按下式計算：43max RFRFTwbwWQ???=600×15+6734×27-1500×16-1608.6×9=143940.6 N；當 從零變化到 90o 的過程中，風阻力矩也隨著變化，其等效風阻力矩按?下式計算： max7.0WweT?=0.7×143940.6=100758.42 N；(3) 回轉慣性阻力矩 g回轉慣性阻力矩是由起升載荷、塔機回轉部分和傳動裝置的旋轉零件三部分質量產(chǎn)生的慣性力矩引起的。西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 10gmGgQTT??Tg---回轉慣性阻力矩，kg·m 2；TgQ----起吊物品繞塔式起重機回轉的慣性阻力矩，kg·m 2；TgG----塔式起重機回轉部分的慣性阻力矩，kg·m 2；TGm----作用在電機軸上的機構傳動部分的慣性阻力矩， kg·m2；起吊物品繞塔式起重機回轉的慣性阻力矩 gQT(2.5) tnRqQTg5.9)(??=(78400+3665.2)×152×0.6/(9.55×5)=232016.80 kg·m2；式中 Q-額定起升載荷，N；Q=8000×9.8=78400 N；q----吊具自重，N；q=374×9.8=3665.2 N；R-起吊物品的質心至回轉中心線的水平距離，m；取 R=15m n----塔式起重機的回轉速度，r/min；取 n=0.6m/min----回轉機構的啟動時間，s，通?？扇?t=3～6s.t塔式起重機回轉部分的慣性阻力矩 gGT(2.6) tnJTiGig5.91??JGi----塔式起重機零部件和構件繞回轉中心的轉動慣量， kg·m2；作用在電機軸上的機構傳動部分的慣性阻力矩 ,因為作用在電機軸上的gm機構的轉動慣量很小，可以忽略不計，所以這部分不計。但是在實際中這部分是要計算在內的。(4) 坡度阻力矩塔式起重機由于軌道鋪蛇不平或者土壤地基的沉陷，導致其回轉中心線與鉛垂線成一夾角，從而產(chǎn)生坡度阻力矩。一般回轉中心線與鉛垂線的夾角很小，可以忽略不計，當夾角很大時，應考慮坡度阻力矩。2.2.2 驅動電機功率的計算[1]初選電動機時，等效功率安下面的公式計算(2.7) ?950nTPe?西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 11=118740.87×0.6/(9550×0.85)=8.78 kwwepmeT??=17981.85+0+100758.42=118740.27 N式中 Pe----電機等效功率，kw；----回轉機構總效率，采用行星齒輪傳動時 0.8～0.85；取?=0.85n----塔式起重機的回轉速度，r/min；取 n=0.6 r/min；Te----回轉機構等效靜阻力矩，N .m；Tm----摩擦阻力矩，N .m；Tpe----等效坡度阻力矩，N .m；Twe----等效風阻力矩， N.m；2.3 液力耦合器的選用：2.3.1 選用條件和原則在已知工作電機的額定功率選配液力耦合器，為了節(jié)約能源通常使液力耦合器與工作電機的額定功率接近相等或是要稍大一些 [15]。(1)要使傳動系統(tǒng)有高效率，應使液力耦合器的工作狀況與原動機額定工作狀況相等或是相近，以求的較高的效率。(2)限矩形的液力耦合器的啟動過載系數(shù)和最大過載系數(shù)都應小于電機力矩過載系數(shù)，否則起不到過載保護作用。2.3.2 選用方法查表法：按工作電機額定轉速和功率液力耦合器產(chǎn)品樣本或是產(chǎn)品目錄上查找相應功率的液力耦合器規(guī)格，液力耦合器樣本（或是產(chǎn)品目錄）均按液力耦合器額定轉差率范圍的 1.5%～3%給出了額定功率范圍 [15]。按上述方法查找到了相應的液力耦合器的規(guī)格我 yo×320 型限矩型的液力耦合器。2.4 制動器(1) 制動器的結構尺寸DZ = 0.15 m松閘彈簧：l 1 = 30 mm， Ps1 = 54 N西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 12l2 = 26 mm， Ps2 = 87 N工作長度 26 mm， 彈簧力 Ps = 80 N電磁鐵 MQ1-111 吸力 Pm = 30 N杠桿放大比 ig = 183/20 = 9.15(2) 計算工況：保證塔機在最不利工況和最大風力作用下不自行轉動，此時慣性阻力和軸承阻力矩有利于制動。(3) 制動器力矩計算MZ = Mη2η3/(i2i3) 式中 M－要求制動時所需加的制動力矩;M = Mh＋M w－M f－M p’= 5800＋80525 －12854－13350－22922 = 37199 N·mη2－減速機傳動效率；η 2=0.96η3－開式齒輪傳動效率；η 3=0.98i2－減速機傳動比，i 2 = 162 i3 實－開式齒輪實際傳動比，i 3 實=13.1MZ = Mη2η3/(i2i3)=37199×0.96×0.98/(13.1×162) = 16.49 N·m3 行星減速器設計 133 行星減速器設計3.1 已知條件行星減速器的輸入功率 P=4.8kw,輸入轉速 n=908r/min,傳動比 ip=162，短期間斷的工作方式，且要求該行星減速器齒輪傳動結構緊湊、外輪廓尺寸較小和傳動效率較高。3.2 設計計算3.2.1 選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖根據(jù)上述設計要求：短期間斷、傳動比大、結構緊湊、外輪廓尺寸較小。查有關的資料可知，3Z 型適用于短期間斷的工作方式，結構緊湊，傳動比大。為了裝配方便，結構更加緊湊，選用具有但齒圈行星輪的 3Z（‖）型行星傳動較合理。其傳動簡圖如圖 3.1 所示：圖 3.1 3Z(II)型減速器傳動簡圖西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 143.2.2 配齒計算根據(jù) 3Z（‖）型行星傳動的傳動比 值和按其配齒計算公式pi(3.1) )]()1(4)([212 apab nzinz????(3.2)pez(3.3))(?aecz可求的內齒輪 b、e 和行星輪 c 的齒數(shù) 、 、 。bzec現(xiàn)考慮到該星齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a 的齒數(shù) =30 和az行星輪數(shù)目 =3 。為了使內齒輪 b 與 e 的齒數(shù)盡可能小，即應取 。pn 3??pben在將 、 和 值代入上述公式，則的內齒輪 b 的齒數(shù) 為azi bz)]()1(4)([212 pappab nzi????=30623032?=105按公式（3.2）可得內齒輪 e 的齒數(shù) 為：ez=105+3=108pbenz??因為 - =106-29=77 為奇數(shù)，應按公式（ 3.3）求得行星輪 c 的齒數(shù)a cz= =381)(2?eczz 1)308(2?再按公式(3.4))(1beaebabaep zzi ????= =162)(1beaebabaep zzi ????)1058)(31??即得該行星齒輪的傳動實際的傳動比 =160.8。最后確定該行星傳動各輪baei的齒數(shù)為 =30、 =105、 =108、 =38。abezc西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 153.3 初步計算齒輪的主要參數(shù)齒輪材料和熱處理的選擇：中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度 58~62HRC，據(jù) [17]圖 6-14 和圖 6-29 取 =1350N/mm2 和limH?=320N/mm2 中心輪 a 和行星輪 c 的加工精度 6 級；內齒輪 b 和 e 均采用limF?42CrMo，調質硬度 217~259HB，據(jù) [17]圖 6-13 和 6-28 取 =720N/mm2 和li=240N/mm2，內齒輪 b 和 e 的加工精度 7 級。liH按彎曲強度的計算公式計算齒輪的模數(shù) m 為：(3.5)3lim112FdapAmzYKT?????現(xiàn)已知 ， =320N/mm2。01liH小齒輪的名義轉矩 N.m；取直齒輪傳動97128.395411 ???nPp系數(shù) ；按 [17]表 6-7 取使用系數(shù) ;按 [17]表 6-5 取綜合系數(shù).12?mKAK；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ；由公式：0?F .HpK(3.6))1(???HpFp得 3.1)2.(5????K由 [17]圖 6-22 查的齒形系數(shù) ：由 [17]表 6-6 查的齒寬系數(shù) 。67FaY 6.0?d?則得齒輪模數(shù) m 為： )m(08.13206.51972.13 ????取齒輪模數(shù) m=2mm。3.3.1 嚙合參數(shù)計算在三個嚙合齒輪副 a-c、b-c 和 e-c 中，其標準中心距 a 為：(mm)68)30(21)z(m21acac ?????(mm)75bb ??(mm))1(2)z(aceec由此可見，三個齒輪的標準中心距均不相等，且有 。因此，該bcaec?行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定的西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 16條件 的要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中162?pi心距 相等，則必須對該 3Z（‖）型行星傳動進行角度變位。'a根據(jù)各標準中心距之間的關系 ，現(xiàn)選取其嚙合中心距bcaec?= =70mm 作為各齒輪副的公用中心距值。'e已知 ， ， ，m=2mm, =70mm 及壓力角68??caz67?cbz0?cez'a=20°，計算數(shù)據(jù)填入表 3.1 得：?表 3.1 3Z（‖）型行星傳動嚙合參數(shù)計算項目 計算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副 e-c 齒輪副中心距變動系數(shù)y嚙合角 'a變?yōu)橄禂?shù)和 ?x齒頂高變動系數(shù) y?重合度 ?may??' )cosr('' ?)(tan2'ivaz???yx??)]tan(t[21'1?????z1?ay24°6’ac'1.096??cx0.096?ay1.5?by25°55bca'’1.721??bcx0.221by0ey=20°eca'?0?ecx)(210?ey注：1.表中公式中的” “外嚙合取”+”內嚙合取“-”2.表內公式中的 為齒頂壓力角，且有a)arcos(abd?3.3.2 確定各齒輪的變位系數(shù)×(1) a-c 齒輪副 在 a-c 齒輪副中，由于中心輪中，由于中心輪 a 的齒數(shù) ，1730min??za和 。據(jù)此可知，該齒輪副的變位34268min???zzcb maac7068'??目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應采用角度變位的正傳動，即 0?cacx西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 17按公式：(3.7)])([5.012xyxzxa ??????08.96.0.3896.1?=0.5692按公式(3.8)acx???2可求得中心輪 a 的變位系數(shù) 為：ax=1.096-0.5692=0.5268c2(2)b-c 齒輪副b-c 齒輪副中 ， ，和該齒輪副內齒1738min??zc 34267min???zzcb。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和amabc706'??改善嚙合性能。故其變位方式也應采用角度變位的正傳動，即 。0???cbcx現(xiàn)已知其變位系數(shù) 1.721 和 ，則可得內齒輪 b 的變位系數(shù)?bcx5268.0?cx。247.568.0721.???cbx（3）e-c 齒輪副e-c 齒輪副中， ， ，和 。由minze?34min??zzce maec70'?此可知，該齒輪副的變位目的是為了改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位方式采用高度變位，即 。則可得內齒輪 e 的變位系數(shù)為0??cecx。5268.0?cex3.4 幾何尺寸計算對于該 3Z（‖）型行星傳動可按下表的公式進行進行其尺寸的計算。各齒輪副齒頂?shù)膸缀纬叽绲挠嬎憬Y果如表 3.2 所示：表 3.2 3Z（‖）型行星傳動齒頂幾何尺寸計算項目 計算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副 e-c 齒輪副西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 18變位系數(shù)×分度圓直徑 d基圓直徑 db節(jié)圓直徑 d'齒頂外嚙合齒頂內嚙合×1×2d1=mz1d2=mz2db1=d1cos?db2=d1cosd'1=2 21z?d'2=2da1=d1+2m(h×a+×1-y)?da2=d2+2m(h×a+×2-y)da1=d1+2m(h×a+×1)da2=d2+2m(h×a-×2)×1=0.5692×2=0.5268d1=60d2=60db1=56.3816db2=71.4166d'1=61.7647d'2=78.2353da1=65.8928da2=81.7232×1=0.5268×2=2.2478d1=76d2=210db1=71.4166db2=197.3355d'1=79.403d'2=219.403da1=82.1072da2=214.1072×1=0.5268×2=0.5268d1=76d2=216db1=71.4166db2=203.9736d'1=76d'2=216da1=82.1072da2=214.1072各齒輪副齒根的幾何尺寸的計算結果如表 3.3 所示：表 3.2 3Z（‖）型行星傳動齒頂幾何尺寸計算項目 計算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副 e-c 齒輪副變位系數(shù)×分度圓直徑 d基圓直徑 db節(jié)圓直徑 d'齒根外嚙合齒根內嚙合×1×2d1=mz1d2=mz2db1=d1cos?db2=d1cosd'1=2 21z?d'2=2df1=d1-2m(h×a+C×-×1)df2=d2-2m(h×a+C×-×2)df1=d1-2m(h×a+C×-×1)df2=da0+2a'02×1=0.5692×2=0.5268d1=60d2=60db1=56.3816db2=71.4166d'1=61.7647d'2=78.2353df1=57.2768df2=73.1072×1=0.5268×2=2.2478d1=76d2=210db1=71.4166db2=197.3355d'1=79.403d'2=219.403df1=73.1072df2=222.7548×1=0.5268×2=0.5268d1=76d2=216db1=71.4166db2=203.9736d'1=76d'2=216df1=73.1072df2=222.7548關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑 的計算。2fd西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 19已知模數(shù) m=2mm,插齒刀齒數(shù) ，齒頂高系數(shù) =1.25，變位系數(shù)250?z?0ah（中等磨損程度） 。試求被插齒制內齒輪的齒根圓直徑0?x 2fd齒根圓直徑 的計算公式：2fd(3.9)'02af?式中 ----插齒刀的齒頂圓直徑；----插齒刀與被加工內齒輪的中心距。'02)(00xhmzdaa??=2×25+2×2×（1.25+0）=55(mm)現(xiàn)對內嚙合齒輪副 b-c 和 e-c 分別計算如下：b-c 內嚙合齒輪副( )。105,2478.?bzx02'0tan)ivzinvb????=0.0353600251t.(i由 [17]表 4—6 查的''026)cos('0202???zyb9387.1651'?加工中心距 為：'02a)(02'02yzmb???)(874.39.15m?按下面的公式 '022adf??計算內齒輪 b 齒根圓直徑為填入表 3.37548.8.352f ??（1）e-c 內嚙合齒輪副（ )。108,26?bzx仿上002'02tan)(ivzxinv????02518t6.i=0.0195242西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 20由 [17]表 4——6 查的'0'251??)cos('002??zyb26.5218')(0'02yzmab?)(0.84.m???則得內齒輪 e 齒根圓直徑為填入表 3.35.230.8425d2f??3.5 裝配條件的驗算對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的條件，即：（1）鄰接條件 按公式(3.10) pacnd?si2'?將已知的 ， 值代入上式，則得c和' 2436.160si73.81???即滿足鄰接條件（2）同心條件 按公式= = (3.11) 'cosaz??'bc?'osecz?驗算 3Z（‖）型行星傳動的同心條件 各齒輪副的嚙合角 24。6‘， 25。55’和 =20°；且知 ?ac' ?bca' ?eca'?=30、 =105、 =108 和 =38。 代入上式 即得azbezz= = =74.4924'0624cos38?'05s1?02os38則滿足同心條件（3）安裝條件 按公式(3.11)得(3.12) )(常 數(shù)（ 常 數(shù) ）cnzpeba??驗算其安裝尺寸 即西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 21)(7310854常 數(shù)（ 常 數(shù) ）??所以，滿足安裝條件。3.6 傳動效率的計算由表 2 中的幾何尺寸計算結果可知，內齒輪 b 的節(jié)圓直徑大于內齒輪 e 的節(jié)圓直徑 ，即 ，故該mdb403.19'? mde216'??'bd'e3Z（‖ ）行星傳動的傳動效率 可采用下面的公式進行計算bac?(3.13)118.??pibacxebac??已知 和62?baei 5.30?az其嚙合損失系數(shù)(3.14)xmbexb?和 可按下面的公式進行計算me?(3.15))1(3.2ecmxezf??(3.16))(.bcxbf取輪齒的嚙合摩擦系數(shù) ，且將 =105、 =108 和 =38 代入上式，1.0?mfbzecz可得： 3862.)5381(.02xmb????09e ?即有 =0.003862+0.003923=0.007785xmbexb?所以，其傳動效率 728.015.36078.1????bac?可見，該行星齒輪傳動的傳動效率較高，可以滿足短期間斷工作方式的使用要求。西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 223.7 結構設計根據(jù) 3Z（‖）型行星傳動的工作特點、傳動功率的大小和轉速的高低等情況，對其進行具體的結構設計。首先應確定中心輪（太陽輪）a 的結構，因為它的直徑 d 較小，所以，輪a 應該采用齒輪軸的結構型式；即將中心輪 a 與輸入軸連成一個整體。且按該行星傳動的輸入功率 p 和轉速 n 初步計算輸入軸的直徑 da,同時進行軸的設計，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，便于加工制造。內齒輪 b 采用了十字滑塊聯(lián)軸器的均載機構進行浮動，即采用齒輪固定環(huán)將內齒輪 b 與箱體蓋連接起來，從而可以將其固定，內齒輪 c 采用將其與輸出軸連成一體的結構，且采用平面輻板與其輪轂相連接。行星輪 c 采用帶有內孔的結構，它的齒寬 b 應該加大；以便保證該行星輪c 與中心輪 a 的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪 b 和 c 相嚙合。在每個行星輪的內空中，可安裝兩個滾動軸承來著。而行星輪軸在安裝到轉臂×的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。由于該 3Z 型行星傳動的轉臂×不承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構件；而且還具有 個行星輪。因此，其轉臂×采用了雙側板整體式結3?pn構型式（見 [17]圖 9—17）該轉臂×可以采用兩個向心球軸承支撐在中心輪 a 的軸上。轉臂×上各個行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差 可按下式計算af(3.17)1083'af??現(xiàn)在已知中心距 ，則可得：m70'?1083'af 34.3取 fa??各行星輪軸孔的孔距相對偏差 可按下式計算1?(3.18)10)5.4~3('1a??現(xiàn)在已知中心距 ，則可得：m7'?10)5.43('1a? )(03765.~21.0)5.43( m取 ??西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 23轉臂×的偏心誤差 約為孔心矩相對偏差 的 1/2，即xe1?mex??152??3.8 齒輪強度驗算由于 3Z（‖）型行星齒輪傳動具有短期間斷工作特點，且具有結構緊湊、外輪廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需要按其齒根彎曲應力的強度條件進行校核。公式計算如下：(3.19)Fp??首先按下面的公式進行計算，公式如下：(3.20)FpVAK??0?其中，齒根應力的基本值 可按下式計算0?(3.21)??YbmSaFt0許用齒根應力 可按下式計算p(3.22)XlTrelFNTSpRminl??現(xiàn)將該 3Z（‖）傳動按照三個齒輪 a-c、b-c 和 e-c 分別進行驗算（1）a-c 齒輪副[1]名義切向力 t中心輪 a 的切向力 可按下面的公式進行計算：tcatF?(3.23)'20ptdnTF?已知 =140.1N×m， 和 則可得a3pnmda764.1' )N(9.52674.10dn'apt ??[2]有關系數(shù)a.使用系數(shù) AK使用系數(shù) 按中等沖擊查 [17]表 6—7 得 5.1?AKb.動載荷系數(shù) V先按下面的公式計算 a 相對轉臂 ×的速度(3.24)190)(' xaxndv??其中 px?)/(78.2015.3sm?西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 24所以 2.3190)(' xaxndv??2837.190).8(764. ???已知中心輪 a 和行星輪 c 的精度為 6 級，即精度系數(shù) C=6；按下面的公式計算動載荷系數(shù) ,即VK(3.25)BXVA?????????20式中 25.0)6(25.0)(5. 67.67. ???C911??則得.3.2095.0?????????VKc.齒向載荷分布系數(shù) ?F齒向載荷分布系數(shù) 可按下面的公式計算：(3.26)bF???)1(??由 [17]圖 6—7(b)得 ?F583.07.5.0'?abd?由 [17]圖 6—8 得 代入上式可得1b?.).