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新型卷筒的設計 摘 要 本次畢業(yè)設計的目標是設計一款結構新穎的卷筒，減速器安裝在卷筒內側，使結構非常緊湊。減速器采用一齒差行星傳動，內齒圈與卷筒固定在一起，行星齒輪有兩個，采用對稱布置，以減少因慣性力引起的振動。輸出機構采用柱銷式，用鍵與支座固定，不能轉動。主動軸轉動時，使行星輪與內齒輪嚙合，由于輸出機構不動，行星齒輪只能公轉，不能自傳，迫使內齒圈轉動帶動卷筒轉動。 由于內齒輪和外齒輪的齒數(shù)差少，因此在漸開線少齒差內嚙合傳動中,常常會產生各種干涉。為了保證內嚙合傳動的正常運轉,設計時要滿足主要的兩個限制條件是，即要保證嚙合率不小于1同時不發(fā)生齒廓重迭干涉。設計的主要過程包括根據(jù)使用條件和載荷狀況，選擇合理的結構形式；根據(jù)結構和強度的要求，選用合適的材料，選定標準模數(shù)m，算出主要的結構參數(shù)。在結構設計的同時，對主要的受力零件進行強度計算。 本次設計的難點在于齒廓重疊干涉的驗算，在設計的過程中通過多次變換變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)以達到要求。 關鍵詞：卷筒 減速器 少齒差 齒廓重疊干涉 變位系數(shù) Abstract My goal is to design a kind of the drum with a novel structure,and the transmission will be installed in it. The transmission use the structure of one tooth number difference planetary ,Within the ring gear and the reel is fixed together.There are two planetary gear , the use of symmetrical arrangement,to reduce the vibration due to the inertia force.Output institutions take the type of pin and fixed with key and bearing, it can not turn. Axis rotation , planetary gear with the gear mesh, fixed output mechanism , the planetary gear can only revolution can not autobiographical , forcing the internal gear rotation to drive the reel rotation . Because the annular gear and external gear's number of tooth difference is very small.Therefore, involute internal gear drive with small tooth difference, often produces a variety of interference.In order to ensure the normal operation of the gear transmission, it is designed to satisfy two main conditions.The two main limiting condition is that it must guarantee does not have the tooth outline overlap interference and meshing rate smaller than 1.The main design process includs the structure under the conditions of use and load conditions and a reasonable choice.According to the structure and strength requirements , the appropriate choice of materials , selection criteria modulus m , calculate the major structural parameters.While do the structural design , strength calculation of the main parts . The design of the difficulty lies in overlapping tooth profile interference checking.In the design process ,we change several variable-bit coefficients and the addendum modification coefficient to meet the requirements. Key Words: transmission; small tooth number difference; outline overlap interference; variable-bit coefficient 目錄 摘 要 1 Abstract 2 第一章 緒論 5 1.1卷筒 5 1.2漸開線行星齒輪傳動 5 1.2.1行星齒輪傳動 5 1.2.2漸開線少齒差行星傳動 5 1.2.2 發(fā)展趨勢 6 1.3設計任務及要求 6 第二章 方案選定 7 2.1 少齒差傳動原理 7 2.2 少齒差傳動的結構類型 8 2.2.1按輸出機構型式分 8 2.2.2按減速器的級數(shù)分 8 2.2.3按安裝型式分 9 2.3 2K-H型傳動裝置 9 2.4設計思路及方案論證 9 第三章 主要設計參數(shù)的確定 11 3.1 卷筒工作級別的確定 11 3.2 鋼絲繩直徑的選取 11 3.3 卷筒計算直徑的確定 12 3.4 電動機功率的選擇、總傳動比計算與校驗 12 3.4.1 選擇電動機 12 3.4.2 確定傳動比 12 第四章 漸開線少齒差減速器設計 14 4.1 少齒差傳動原理 14 4.2 齒輪齒差的確定 14 4.3 選定齒輪的精度等級和材料 15 4.4 齒輪模數(shù)的確定 15 4.5 齒輪基本參數(shù)的確定 18 4.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算 18 4.5.2 齒輪公法線長度的確定 19 4.6 傳動內部結構的選定與設計 19 4.6.1 轉臂軸承的選定 19 4.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 20 4.6.3 銷軸套、銷軸的確定 21 4.6.4 偏心套基本尺寸的確定 22 4.7 軸的設計 22 4.7.1 輸入軸的設計 23 4.7.1 輸出軸（固定軸）的設計 25 第五章 零件的校核 28 5.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 28 5.1.1 齒輪受力 28 5.1.2 輸出機構受力 29 5.1.3 轉臂軸承受力 29 5.2 銷軸的強度校核計算 30 5.3 輸入軸的強度校核 31 5.4 鍵的校核計算 33 5.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 34 5.4.2 偏心套處鍵的校核 34 5.4.3 支座處鍵的校核 34 5.5 軸承的校核計算 34 第六章 卷筒主要尺寸的確定 37 6.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定 37 6.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定 37 參考文獻 39 致謝 40 第一章 緒論 1.1卷筒 卷筒又叫絞車，是由人力或機械動力驅動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。它是一種垂直提升、水平或傾斜拽引的簡單起重裝置。在國外，卷筒的品種繁多，應用也很廣泛。在西方技術先進的國家中，即使是在工業(yè)水平先進，機械化程度不斷提高，起重設備也在不斷更新的前提下，仍不能完全淘汰卷筒這樣的行之有效的簡單機械設備。而與此同時，國內卷筒也在向大型化、采用先進電子技術、發(fā)展手提式卷筒和大力發(fā)展不帶動力源裝置的卷筒的方向發(fā)展。 1.2漸開線行星齒輪傳動 1.2.1行星齒輪傳動 在我國約在60年代以后，對行星傳動才進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比具有結構緊湊、體積小和重量輕，傳動比很大，傳動效率較高和運動平穩(wěn)、抗沖擊和抗振動的能力較強等一系列的優(yōu)點。從而使行星齒輪傳動在冶金、礦山、起重運輸、化工和汽車等諸多工業(yè)部門中得到廣泛的應用。 1.2.2漸開線少齒差行星傳動 “少齒差”傳動，就是指由一對齒數(shù)差很少（通常1、2、3或4）的漸開線內嚙合齒輪副組成的K-H-V（N）型行星齒輪傳動。一對內嚙合齒輪能獲得很大的傳動比，當兩齒數(shù)的齒數(shù)差愈少,傳動比愈大，但同時發(fā)生干涉的可能性也就愈大。少差齒傳動的特點是速比大，體積小，結構簡單。它由少齒差輪副和一個具有等角速度轉換功能的傳動機構組成。工程中目前使用的傳動機構主要有銷軸式、浮動盤式、十字滑塊式、零齒差式、曲柄式等幾種。應用最廣泛的銷軸式其優(yōu)點就是結構簡單。缺點包括行星齒輪軸承的徑向載荷較大、軸孔的位置精度要求較高及軸銷安裝也有一定困難。漸開線少齒數(shù)差行星齒輪傳動可做成減速器型式或卷筒型式。因此廣泛應用于輕工、石油化工、食品、紡織、冶金、建筑、起重運輸?shù)仍O備上，最近幾年在軍事裝備，例如通信、導彈與火箭發(fā)射裝置中也得到了廣泛的應用。 利用少差齒傳動機構的優(yōu)越性可以改進和提高機械設備的傳動機構技術性能，將漸開線少齒差行星齒輪傳動應用于卷筒的動力傳輸系統(tǒng)，是一種可以使傳統(tǒng)卷筒減小體積、優(yōu)化結構、降低成本及提高性能的有效途徑，是目前傳統(tǒng)卷筒更新?lián)Q代的理想產品，因此具有非常廣泛的前景。 少齒差行星齒輪傳動是行星齒輪傳動中的一種, 由一個外齒輪與一個內齒輪組成一對內嚙合齒輪副, 它采用的是漸開線齒形, 內外齒輪的齒數(shù)相差很小, 故簡稱為少齒差傳動。一般所講的少齒差行星齒輪傳動是專指漸開線少齒差行星齒輪傳動而言的。漸開線少齒差行星齒輪傳動以其適用于一切功率、速度范圍和一切工作條件,受到了世界各國的廣泛關注, 成為世界各國在機械傳動方面的重點研究方向之一。 1.2.2 發(fā)展趨勢 齒輪傳動技術是機械工程技術的重要組成部分, 在一定程度上標志著機械工程技術的水平, 因此, 齒輪被公認為工業(yè)和工業(yè)化的象征。為了提高機械的承載能力和傳動效率, 減少外形尺寸質量及增大減速機傳動比等, 國內外的少齒差行星齒輪傳動正沿著高承載能力、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率、小型化、低振動、低噪音、低成本、標準化和多樣化的方向發(fā)展的總趨勢。少齒差行星齒輪傳動具有體積小、重量輕、結構緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點, 廣泛應用于礦山、冶金、飛機、輪船、汽車、機床、起重運輸、電工機械、儀表、化工、農業(yè)等許多領域, 少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。 1.3設計任務及要求 （1）設計題目：新型卷筒的設計 （2）原始數(shù)據(jù)： 卷筒直徑（mm） 卷筒工作速度(m/s) 鋼絲繩拉力(N) 450 1.8 4000 工作條件：單班制，雙向運轉，室內工作，使用時間10年。 （3）內容要求： 1、設計計算部分： 1）電機的選擇計算； 2）行星減速器的設計計算； 3）軸、滑動軸承及滾動軸承等的設計計算； 4）其他零部件的設計計算。 2、繪圖部分： 1）AO總裝配圖一張； 2）A3零件圖若干張(內容自定)。 第二章 方案選定 2.1 少齒差傳動原理 漸開線少齒差行星齒輪傳動，簡稱少齒差傳動，如圖所示。行星齒輪1位外齒輪，中心齒輪為內齒輪2，他們之間的齒數(shù)差通常為1-4個。 這種少齒差行星齒輪傳動用于減速時，是以系桿H為主動件。由于行星輪相對中心輪有偏心，故在傳動時，行星輪1不僅要作公轉而且要做自傳。因此，就需要一個能夠傳遞兩平行軸之間旋轉運動的聯(lián)軸器，即稱偏心輸出機構V，以便把行星輪的自傳輸送出來。由于這種行星輪系，是由一個中心齒輪K，一個系桿H和一個偏心輸出機構V所構成的，故簡稱K-H-V型行星機構。 假如內齒輪K與機殼固定不動，當電動機帶動系桿H轉動時，系桿將迫使裝于偏心軸上的行星齒輪繞內齒輪中心作公轉運動。同時，行星齒輪繞偏心軸中心作反向低速自傳運動。利用偏心輸出機構將行星輪的自傳運動傳遞給輸出軸，就可以達到減速的目的。 在設計少齒差行星齒輪減速器時，如果內齒輪齒數(shù) 不變，行星齒輪齒數(shù)越大，兩者之間的齒數(shù)差越小，則傳動比越大。但是，當內齒輪副的齒數(shù)差小到一定程度時，將會發(fā)生不在嚙合位置的齒廓相互重迭現(xiàn)象。 為了使內齒輪副在少齒差時仍然能夠正確嚙合順利運轉，可以從兩條途徑消除齒廓重迭干涉：一是降低齒頂高的選用短齒，從齒高方向消除齒廓重迭，一是選擇適當?shù)恼兾幌禂?shù)，減少外齒輪的 齒頂厚度，增大內齒輪的齒槽寬度，從齒厚方向消除齒廓重迭。 在加工變位齒輪時齒輪滾刀的位置要在徑向移動一些距離，用模數(shù)的倍數(shù)xm來表示，x稱為變位系數(shù)。變位系數(shù)取代數(shù)值，當齒條刀具相對于加工標準齒輪的位置遠離齒輪坯中心時，稱為正變位，反之，稱為負變位。 變位齒輪與標準齒輪相比，它的齒厚，齒高和公法線長度等都有變化。變位內齒輪副與標準內齒輪副相比，它的中心距和嚙合角也都有變化。 2.2 少齒差傳動的結構類型 漸開線少齒差行星齒輪傳動型式較多，主要有K-H-V型傳動裝置，雙內嚙合2K-H 型正號機構傳動裝置，以及三內嚙合和錐齒型傳動裝置。 K-H-V型傳動裝置 2.2.1按輸出機構型式分 （1） 內齒圈固定，低速軸輸出 1） 有三銷軸式輸出，應用廣泛，效率較高，但銷孔加工精度要求較高。它種型式：懸臂銷軸式輸出，銷軸固定端與輸出軸緊配合，懸臂端相應地插入行星輪的端面銷孔內，結構簡單，但，銷軸受力不均。 2） 十字滑塊式輸出，結構型式簡單，加工方便，但承載能力與效率均較銷軸式輸出低，常用于小功率場合。 3） 浮動盤式輸出，結構型式新穎，加工較方便，使用效果較好。 4） 零齒差式輸出，其特點是通過一對零齒差齒輪副將行星輪的低速反向轉動傳遞給輸出軸，零齒差系指齒輪副的內外齒輪齒數(shù)相同，像齒輪聯(lián)軸器那樣，但內、外齒輪的齒間間隙較大，其結構型式較簡單，制造不困難，較適用于中心距較小的一齒差傳動。 （2） 輸出軸固定，內齒圈輸出 1） 內齒圈與機殼一起輸出，W機構的銷軸固定不動，行星輪只作平動，不作轉動，迫使內齒圈與卷筒一起輸出，這是常見的卷筒的結構型式。 2） 雙曲柄式，雙曲柄機構不是W輸出機構，它不僅替代了行星架H，并使W機構省掉，可獲得較大的傳動比，運轉平穩(wěn)性有所提高，但軸向尺寸加大。 （3） 波紋管機構 2.2.2按減速器的級數(shù)分 （1） 單級減速器 （2） 雙級減速器 2.2.3按安裝型式分 （1） 臥室安裝 （2） 立式安裝 2.3 2K-H型傳動裝置 2K-H型傳動裝置由兩對內嚙合齒輪副組成，共同完成減速與輸出任務。無需其他型式輸出機構，由齒輪軸或內齒輪直接輸出。其基本構件為兩個中心輪K和行星架H組成，故稱2K-H形少齒差行星傳動。若以嚙合方式命名，由兩對內嚙合齒輪副組成的傳動裝置，亦稱為雙內嚙合NN型少齒差行星傳動。 （1） 外齒輪輸出 （2）內齒輪輸出，根據(jù)齒數(shù)選取的不同，可設計成輸出軸與輸入軸轉向相同或相反，并可得到大的傳動比。 此外，還可設計成三內嚙合行星傳動裝置，其傳動比范圍更大。 2.4設計思路及方案論證 設計卷筒首先要確定卷筒直徑，因為它直接影響卷筒的結構及轉速。如果卷筒直徑大，會使卷揚的漲、抱閘系統(tǒng)的直徑增大，其產生的力矩大大增加；還使卷筒的轉速下降，達不到設計要求。卷筒直徑確定后，可以進行卷筒的轉速計算。 接下來就是減速裝置設計計算（漸開線少齒差行星齒輪減速裝置設計，齒輪傳動設計）。而減速器的設計關鍵在于掌握漸開線少齒差行星傳動的原理：少齒差行星傳動原理如圖3所示，當帶曲柄的輸入軸旋轉時，空套在曲柄上的行星輪Z1反向旋轉（Z2-Z1）/Z1轉，然后通過輸出軸輸出，去速比是I＝－Z1/(Z2-Z1),負號代表旋轉反向相反。 3 少齒差傳動原理簡圖 在漸開線少齒差傳動內嚙合中，由于內嚙合和外嚙合的齒數(shù)差少，在切削和裝配時常會產生干涉，以致造成廢品。因此，為了保證內嚙合傳動的正常運轉，設計時應滿足一下限制條件： （1）內嚙合的齒頂圓不小于基圓； （2）外嚙合的齒丁頂不得變尖，要有足夠的厚度； （3）內嚙合的齒丁頂不得變尖，要有足夠的厚度； （4）不發(fā)生過渡曲線干涉，漸開線干涉和齒廓重迭干涉； （5）插齒刀切入進給時，不發(fā)生跟切現(xiàn)象； （6）嚙合率不小于1。 此外，由于少齒差行星傳動的齒普遍采用正角度變位，其齒面接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常是按彎曲強度計算得出，或按結構要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。 第三章 主要設計參數(shù)的確定 3.1 卷筒工作級別的確定 由于卷筒設計要求為：每日兩班間歇工作，工作壽命為10年；因此根據(jù)相關文獻查得其利用等級為級；又根據(jù)相關公式確定起載荷譜系數(shù)為0.25，因此 第 41 頁 （共 41 頁） 主要設計參數(shù)的確定 根據(jù)相關設計手冊確定起工作級別為級 3.2 鋼絲繩直徑的選取 根據(jù)已知條件（額定拉力4KN和提升速度1.8m/s）對鋼絲繩進行選取。 目前在工業(yè)化國家，對鋼絲繩直徑的選擇普遍采用選擇系數(shù)法。國際標準ISO308（鋼絲繩的選擇）也推薦采用此方法。 鋼絲繩的直徑不應小于下式計算的最小直徑 式中 s——鋼絲繩最大工作拉力 c—— 鋼絲繩選擇系數(shù)，它與機構的工作級別、鋼絲繩是否旋轉以及吊運物品的性質等因素有關。目前，建筑卷筒還沒有此系數(shù)的氣體規(guī)定?？蓞⒖肌督ㄖ硗苍O計》一書中的表3－96進行選取。部分數(shù)據(jù)在下表已給出。 據(jù)查表取得c＝0.1060，由已知s=4kN故算得： 0.1060×＝7.68 可取鋼絲繩直徑為d=8mm， 表1 鋼絲繩選擇系數(shù) 卷筒工作級別 t值（mm/ 吊運一般物資 不旋轉鋼絲繩 可自由旋轉鋼絲繩 鋼絲繩的平均抗拉強度極限（MPa） 1570 1770 1960 2150 2450 1570 1770 A1 0.0710 0.0670 0.060 0.0750 A2 0.0750 0.0710 0.0670 0.0670 0.0800 A3 0.0850 0.0800 0.0750 0.0900 0.0850 A4~A6 0.0970 0.095 0.0953 0.1063 0.1060 A7~A8 0.1187 0.1187 0.1187 0.1333 0.1333 3.3 卷筒計算直徑的確定 根據(jù)設計要求卷筒直徑取450mm 可取=450mm。 3.4 電動機功率的選擇、總傳動比計算與校驗 3.4.1 選擇電動機 正確選擇電動機額定功率的原則是：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經(jīng)濟、最合理地決定電動機的功率。 建筑卷筒屬于非連續(xù)工作機械，而啟動、制動頻繁。因此選擇電動機應與其工作特點相適應。建筑卷筒主要采用三向交流異步電動機。 該卷筒輸出功率=Fv=4××1.8=7.2KW F——額定拉力（F=4kN）； V——提升速度（V=1.8m/s）； ——卷筒整機傳動效率。 可設定效率＝0.85，則輸入功率＝/＝7.2/0.85＝8.47kw。 根據(jù)該卷筒的工作特點可選Y系列異步電動機。 據(jù)化學工業(yè)出版社《機械設計手冊》第四版可選電動機：Y160M－4 其技術參數(shù)如表2： 表2 技術參數(shù) 型號 功率/kw 轉速 r/min 重量（kg） Y1160M-4 11 1460 123 3.4.2 確定傳動比 按額定轉速初定總傳動比 總傳動比按下式計算 式中 ——電動機額定轉速（r/min） —— 卷筒轉速（r/min） 可按下式計算 漸開線少齒差減速裝置的設計 式中 ——鋼絲繩額定速度（m/min）； ——卷筒基準層鋼絲繩中心直徑（mm），即卷筒計算直徑。 由已知得：＝1.8m/s , ＝450mm 故＝76.4 r/min 由此可計算總傳動比1460÷76.419.1 第四章 漸開線少齒差減速器設計 4.1 少齒差傳動原理 圖3－1所示是采用銷軸式輸出機構的少齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個）、內齒輪、銷套（未畫出）、銷軸、轉臂軸承（未畫出）等組成。屬于K-H-V型行星傳動的一種類型。 圖4 少齒差行星傳動簡圖 1－銷孔 2－銷軸 3－銷軸盤 －行星輪 －中心輪（內齒圈） -偏心距 上圖中當內齒輪固定，偏心軸作為主動件轉動時，迫使行星輪繞內齒圈作行星運動，并通過傳動比等于一的銷軸輸出。當－＝1時，偏心軸每轉一周，行星輪沿相反方向轉過一個齒。當偏心軸轉過時，行星輪轉一轉，輸出軸同樣轉一轉。這是一種傳動方式，另外一種傳動方式是構件V固定，轉臂H主動，內齒輪b從動，此種情況就是要設計的卷筒的工作情形了。 4.2 齒輪齒差的確定 少齒差傳動一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動比i＝19.1，不是很大，故可取齒差數(shù)＝3。 對于圖4所示的K－H－V少齒差行星傳動，若轉臂H固定，則： 當內齒輪2固定，轉臂H主動，構件V從動時，可由上式得傳動比公式為： 上式中的“－”號表示從動件V與主動件H轉向相反。 當構件V固定，轉臂H主動，內齒輪從動（即相當于卷筒轉動的情況），可得出傳動比公式為： 上式中的“+”號，表示從動件2與主動件H的轉向相同。 已知齒數(shù)差＝＝3，i＝19.1，可得： ＝3×19.1＝57.3,取57 ， ＝57-3＝54。 4.3 選定齒輪的精度等級和材料 一般選用7級精度。 內齒輪采用40Cr，其熱處理要求：調質后表面淬火，調質硬度為250-280HB，齒面接觸疲勞極限應力，齒輪齒根彎曲疲極限應力；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR為302-388，齒面接觸疲勞極限應力，齒輪齒根彎曲疲極限應力。 4.4 齒輪模數(shù)的確定 由于少齒差行星傳動的齒輪普通采用正角度變位，其齒而接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常按彎曲強度決定；或按結構要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。 在這里就按彎曲強度來確定模數(shù)，因為少齒差傳動一般選用短齒，內外齒輪嚙合的很好，齒面接觸較好，只要行星輪的彎曲強度足夠，內齒輪就不會有問題的，所以在確定模數(shù)的時候就只用按行星輪的彎曲條件來計算模數(shù)。 按行星輪齒根彎曲強度設計，彎曲強度設計公式： （1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強度極限。 （2）由《機械設計》書中的圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4 （4）計算載荷系數(shù)K ① 試選載荷系數(shù) ② 計算外齒輪傳遞的扭矩 ③ 取齒寬系數(shù) ④ 查材料的彈性影響系數(shù)；內齒輪的接觸疲勞強度為;外齒輪的接觸疲勞強度為。 ⑤ 計算應力循環(huán)次數(shù) ； ⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑦ 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)是s=1.25 ⑧ 試計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入數(shù)據(jù)得 ⑨ 計算圓周速度 ，帶入數(shù)據(jù)得v=6.49m/s ⑩ 計算齒寬 模數(shù)mm 初取齒高 所以 b/h=2.88 由v=6.49m/s，7級精度，由圖14-1-14查得動載荷系數(shù)1.09； 再由表10-3查得齒間載荷分布系數(shù) ； 再由表14-1-81得 使用系數(shù)。 由表查得7級精度、行星輪相對支承對稱布置時， 再由，=1.13查《機械設計》書中圖10-13得=1.125 所以載荷系數(shù)=1×1.09×1.1×1.125＝1.35 （5）查取齒形系數(shù) 由《機械設計》書中圖10－5查得 ＝2.24 （6）查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》書中圖10－5查得 ＝1.75 （7）設計計算 帶入數(shù)值得出： ＝3.63 為同時滿足齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度可取模數(shù)為m＝5㎜。 4.5 齒輪基本參數(shù)的確定 4.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算 少齒差傳動齒輪尺寸設計中，在齒數(shù)模數(shù)已知的條件下，應先選擇合適的嚙合角，通過變換變?yōu)橄禂?shù)來滿足設計要求。 齒輪齒數(shù) ，； 齒輪模數(shù) m=5㎜； 取齒頂高系數(shù) ； 取頂隙系數(shù) ； 齒形壓力角 ； 齒輪分度圓直徑 =270mm，=285mm； 未變位時的中心距 ； 初選嚙合角 ＝40°； 計算中心距 =9.20011mm； 實際中心距 =INT(*10+0.5)/10=9.2mm； 實際嚙合角 =39.9992°=40°； 分度圓分離系數(shù) =0.34； 初取小齒輪變位系數(shù) ； 大小齒輪變位系數(shù)之差 = 0.51954 齒輪頂高 =4，=2.3； 分度圓直徑 ； 齒頂圓直徑 ， ； 齒根圓直徑 ， ； 基圓直徑 ； 齒頂圓壓力角 ，； 重合度系數(shù) 齒廓干涉系數(shù)驗算 （GS應大于0） 其中 ； 以上結果表明系數(shù)滿足了重合度大于1.05和齒廓重疊干涉大于0的條件要求。 4.5.2 齒輪公法線長度的確定 公法線長度的確定對于加工齒輪極為重要，它是對齒輪輪齒加工是否達到所要求的尺寸的一個重要量度。而且用公法線測量法有它的優(yōu)點：測量時不與齒頂圓為基準，因此不受齒頂圓誤差的影響，測量精度較高并可放寬對齒頂圓的精度要求。在此只計算行星輪的公法線長度。行星輪的變位系數(shù)x＝0，z=54,齒形角為20°，故由《機械設計手冊》第二版中冊表8-99查得跨測齒數(shù)＝8，＝23.1214。則公法線長度＝92.49㎜。 4.6 傳動內部結構的選定與設計 4.6.1 轉臂軸承的選定 在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結構尺寸來選定轉臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點在本設計中可選用雙列向心球面滾子軸承。此種軸承能承受很大的徑向載荷，同時也可以承受少量的軸向載荷。也能自動調心適用于剛度較差的軸承座及多支點軸中。 在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑＝270㎜，故齒寬。而轉臂軸承的寬度應與行星輪的齒寬接近，且其外經(jīng)尺寸大約應是行星輪齒根圓的一半（即大約為135㎜），根據(jù)以上兩個限制條件可選定轉臂軸承（雙列向心球面滾子軸承）。其參數(shù)如下圖5所示： 圖5 雙列向心球面滾子軸承 表4 選用軸承的基本尺寸及性能 軸承 型號 尺寸（㎜） 額定動載荷（kN） 額定靜載荷（kN） 極限轉速 d D B r 脂潤滑 油潤滑 3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000 由以上數(shù)據(jù)可知：行星輪的齒寬b＝33，而實際齒寬系數(shù)： 實際齒寬系數(shù)與先前假設的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。 4.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 由于行星輪分度圓直徑為270㎜，根據(jù)《機械設計手冊》里《輪系》一章中表36.2－42銷孔數(shù)目參考值查得應選銷孔數(shù)目為10（=10）。 銷孔的尺寸公差不應低于7級精度。 銷孔的公稱尺寸理論上是銷套外徑加上兩個中心距。但考慮別銷孔、銷軸以及銷套的加工和裝配誤羌。對銷孔的公稱直徑再加適量的補償尺寸。太小時，將要求提高零件的加工精度。并給裝配造成一定困難，太大時，則承受載荷的銷軸數(shù)日將減小．影響承載能力。一般?。?.15～0.25㎜，行星輪尺寸小時，取較小值、反之取較大值。 在這里可?。?.2㎜。而銷孔的尺寸就要通過畫圖來初定了。下圖6是已經(jīng)多次畫圖比較得出的： 圖6 行星輪簡易工作圖 銷孔直徑＝45㎜，銷孔公差配合選用F7，其上下偏差為（+50，+25）。 銷孔分布圓直徑=200㎜。 4.6.3 銷軸套、銷軸的確定 銷軸式W機構是由固連在銷軸盤上的若干個銷軸與行星齒輪端面上的對應的等分孔所組成。在機構上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距，但考慮到一些加工裝配誤差還應加上一個補償尺寸，上面也已經(jīng)提到。在這里可取值＝0.2㎜。 故銷套外經(jīng)＝45－2×9.2－0.2＝26.4㎜。 銷套長度可根據(jù)畫圖確定，初定為72㎜。 偏心距(即實際中心距)＝9.2。 可初定銷軸套內徑為20㎜，即銷軸直徑=20mm。 根據(jù)少齒差傳動零件的裝配配合要求可對銷軸、銷軸套的配合公差進行選擇。銷軸套外徑選用h6，其尺寸的上下偏差為（0，-0.016），銷軸套內徑與銷軸配合選用F8/h6，銷軸套內徑尺寸的上下偏差為（+0.053，+0.02），銷軸直徑的上下偏差為（0，-0.016）。以上偏差值是通過查《機械零件設計手冊》一書中的表1.1-5和1.1-6所得。在結構設計中采用懸臂梁式銷軸。 4.6.4 偏心套基本尺寸的確定 偏心套的尺寸要根據(jù)結構要求來確定。其視圖如圖3-4所示 圖3-4 偏心套工作簡圖 偏心套的偏心距即為內外齒輪的偏心距e=9.2㎜。其內徑初定為45㎜?？蓳?jù)此推測出輸入軸的結構尺寸。 4.7 軸的設計 軸設計的特點是：在軸系零、部件的具體結構末確定之前，軸上力的作用點和支點間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中，必須把軸的強度計算和軸系零、部件結構設計交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。 軸的材料種類很多，設計時主要根據(jù)對鈾的強度、剛度、耐磨性等要求．U及為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式．同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經(jīng)濟 合理。 軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質破累結構鋼。最常用的是45鋼。在此所用的到的軸都選用45鋼。其性能如下： 表5 45鋼的性能 材料牌號 熱處理 毛坯直徑(mm) 硬度(HB) 拉伸強度極限 拉伸屈服極限() 彎曲疲勞極限() 剪切疲勞極限() 許用彎曲應力 45 正火 25 241 610 360 260 150 55 正火 100 170~217 600 300 275 140 回火 >100~300 162~217 580 290 270 135 調質 200 217~255 650 360 300 155 60 4.7.1 輸入軸的設計 軸的合理外型應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整。軸應具有良好的制造工藝性.影響軸結構的主要因素有：軸的受力性質,大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。 1）求出輸入軸上的轉矩 其中：---輸入功率，取8.47kW； ---輸入轉速，取1460 r/min； 2）初步確定軸得最小直徑 由于軸的材料選用的為45鋼，調質處理，抗拉強度,屈服 ，彎曲疲勞極限，扭轉疲勞極限。通過 《機械設計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=126。則有：。 輸入軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器轉矩的計算： （N.m） 式中——驅動功率，KW； ——工作轉速，r/min； ——動力機系數(shù)，由于為電動機，故取1； ——工作系數(shù)，故取1.75； ——啟動系數(shù)，取1； ——溫度系數(shù)，取1.1； ——公稱轉矩，N.m 所以，。 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，又考慮到要與電動機的軸相聯(lián)查機械設計手冊第二卷，選用GL5型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度。由于要考慮到軸端有鍵槽和在結構上的要求，在此先將最小直徑取為35㎜。其余各段直徑均按5㎜放大。 F E D C B A 圖8 輸入軸工作簡圖 3）軸的結構設計及周向定位 擬定軸上零件的裝配方案： （1）A-B段接聯(lián)軸器，軸伸長度通過查《簡明機械設計手冊》中表2-13可確定A-B段即軸深長為58㎜，軸深公差選用k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。其間選用A型平鍵（GB/T1096-1979)，尺寸為b×h×L=10×8×53。查《簡明機械設計手冊》中表7-2得出：采用一般鍵聯(lián)接，則鍵槽寬b的上下偏差為（0，-0.036）。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，A-B段直徑極限偏差為（+0.018、+0.002）； （2）B-C段還要穿過支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長度為57㎜，該段直徑為40㎜。軸只受扭轉應力，受軸向力很小，所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承，初步確定軸承型號 （GB/T276-1994）6208型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）； （3）C-D段的精度不必要求太高，因為在此段不須安裝其他零件，該段直徑為45㎜； （4）D-E段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結，所選用鍵的尺寸為b×h×L=14×9×70。采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬b的上下偏差為（0，-0.043）。偏心套的長度為75㎜，故可設計該段的長度為77㎜。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承，在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是3516，此段直徑設定為45㎜。該段的配合公差選用k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）； （5）E-F段就與軸承聯(lián)接，其長度初定為22㎜，直徑為40㎜，故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承（GB/T276-1994）6208型。該段的配合公差選用k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位，擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱《機械零件設計手冊》中表1.1-6得出。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考課本《機械設計》表15-2，取軸端倒角為1.6×45°，軸右端軸肩處圓角半徑為1.6㎜其余各處倒角和圓角參看附圖。 4.7.1 輸出軸（固定軸）的設計 在本設計中的輸出軸是固定不動的，它與銷軸盤固聯(lián)在一起，這使得銷軸固定不動，從而使得行星輪作平動帶動內齒輪轉動，最終帶動卷筒一起跟隨內齒輪轉動。其工作圖如圖9所示。 選用材料：20cr，調質處理，抗拉強度,屈服點，彎曲疲勞極限，扭轉疲勞極限。通過《機械設計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=102有： ——輸出功率（=8.47×w） ——卷筒轉速（＝76.4r/min） 由于要考慮到軸端有鍵槽和在結構上的要求，在此先將最小直徑取為47㎜。聯(lián)接支座的部分直徑初定為50㎜。其他部分尺寸如下圖3-6所示。 在軸的最左端，使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉動。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接，所選用鍵（平鍵GB/1095-1979）的尺寸為b×h×L=16×10×60。在此采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬b上下偏差為（0，-0.043）。軸伸長度經(jīng)查《簡明機械設計手冊》中表2-13可確定A-B段即軸深長為82㎜，即為A-B段的長度，軸深公差選用h7，其上下偏差分別為（0、-0.025）；B-C段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等，經(jīng)畫圖可初定這一段的長度為72㎜。為了與相應的軸承配合固初定此段的直徑為50㎜。選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6210型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用h7,其上下偏差分別為（0、-0.025）；C-D段要通過卷筒但不安裝任何零件，故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當縮小，初定為47㎜，長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定，初定為270㎜；D-E段通過安裝軸承與卷筒聯(lián)接，此段的長度為38㎜，直徑為50㎜，選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211 部分零件的校核 型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用k6，其上下偏 圖9 輸出軸工作簡圖 差分別為（+0.021、+0.002）。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤的直徑初定為270㎜。盤的寬度為30㎜，銷孔直徑與銷軸相同，為20㎜，銷軸與輸出軸（銷孔）的配合選用h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為（-0.022、-0.074）。銷孔分布圓直徑為200㎜，在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。 第五章 零件的校核 少齒差行星齒輪傳動主要受力構件有內齒輪、行星輪、輸出機構和轉臂軸承等。行星輪承受內齒輪、輸出機構和轉臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構件的作用力。參看圖9，當行星輪逆時針以轉速回轉時，它作用給內齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機構的合力為： 圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡圖 5.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 5.1.1 齒輪受力 輸出機構固定，內齒輪輸出： 齒輪分度圓受力 表6 輪齒受力計算公式 項目 代號 計算公式 齒輪 N型傳動，輸出結構固定，內齒輪輸出 圓周力 分度 圓上 節(jié)圓 上 徑向力 法相力 F ——輸出轉矩（＝106.65N·m） ，——分別是行星輪和內齒輪的齒數(shù)（＝54，＝57） ——行星輪分度圓直徑（＝270㎜） ——實際嚙合角（＝40°） ——初選嚙合角（＝40°） 將上述數(shù)值代入表格中的式中得出： =449N，=449N，=376.76N，F(xiàn)=7687.76N。 5.1.2 輸出機構受力 行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當＝/2時，Q為最大即為。行星輪對銷軸的最大作用力為： ——銷孔分布圓半徑（＝103.2㎜） ——銷軸數(shù)目（＝10） 代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N 5.1.3 轉臂軸承受力 少齒差內嚙合的轉臂軸承裝入行星輪與轉臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構的安排，所以轉臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明，轉臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關鍵。 上圖10為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為： =N 圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑＝131.56㎜） ＝N ＝tan=4134.8N 由力多邊形可知，轉臂軸承作用于行星輪的力為： 代入數(shù)值得出：＝15577.46N 5.2 銷軸的強度校核計算 由于行星輪與內齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應力小，因此常不計算齒面接觸應力。而且在設計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應用彎曲應力計算的，固齒輪的齒面彎曲應力是滿足的，在此不必在對齒輪進行校核?，F(xiàn)對銷軸進行校核。 懸臂式銷軸的彎曲應力校核公式： 式中：——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時取大值，反之取小值，在次?。?.35 ——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N） ——銷軸直徑（＝20㎜） ——許用彎曲應力（銷軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查?。?50～200） L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則： 《 圖11 銷軸工作簡圖 因此銷軸的強度是足夠的，其尺寸符合要求。 5.3 輸入軸的強度校核 軸在載荷作用下，將產生彎曲或扭轉變形。在進行州的強度校核時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x取許用應力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進行計算，其核算公式為： 式中： ——軸的計算應力，MPa； ——軸所受的彎矩，N·㎜； ——軸所受的扭矩，N·㎜； ——軸的抗彎截面系數(shù)，； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。 1)做出軸的計算簡圖（即力學模型） 在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。各支承處所受的反力和應力集中點的反力、轉矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應力集中點之間的距離算得結果在圖中也已表明。如圖12。 2）做出彎矩圖 軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個個方程： +=5897.78N ×50＝×100 +=4931.31N ×50＝×100 聯(lián)立以上四個方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。 彎矩，。 總彎矩為 3）做出扭矩圖 傳遞扭矩T=。 扭矩圖如圖 4）校核軸的強度 在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本《機械設計》中表15-4得出＝。由附圖可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出＝7611.3。 在此處的扭轉應力為靜應力，故取，軸的計算應力： 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查課本《機械設計》中表15-1得出。因此<，故安全。 圖12 輸入軸受力分析簡圖 5.4 鍵的校核計算 所用到的三個鍵都是平鍵。設計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結，但有沖擊，故用以下公式校核： 式中：T為傳遞轉矩（N·㎜），k——鍵與輪轂的接觸高度（），h——為鍵高（㎜）；，b——為鍵寬（㎜）；d——為軸徑（㎜）。 查得 ，則校核過程如下： 5.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 此處鍵（C型）傳遞的轉矩為聯(lián)軸器的轉矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有： 故安全 5.4.2 偏心套處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉矩為輸入轉矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有： 故安全 5.4.3 支座處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉矩為輸出轉矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有： 故安全 5.5 軸承的校核計算 根據(jù)傳動的結構要求選用的軸承如下表7所示： 滾動軸承的壽命校核計算公式： 式中n ——軸承轉速，r/min； ——軸承壽命指數(shù)，對球軸承＝3，對滾子軸承＝10/3； ——壽命因數(shù)，按表7-2-8選?。? ——速度因數(shù)，按表7-2-9選取； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，，較大時，； ——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選取； ——溫度系數(shù)，由于卷筒長期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機械設計手冊》第四版第二卷） 。 表7 軸承代號及基本參數(shù) 型號 數(shù)目 基本參數(shù) d D B 基本額定動載荷/kN GB/T276-1994 6210 2 50 90 20 35 GB/T276-1994 6208 2 40 80 18 29.5 GB/T276-1994 6220 1 100 180 34 122 GB286-81 3516 2 80 140 33 104 1）軸承6210（球軸承），與卷筒轉速相同，n＝76.4r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則： 2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉速n為輸入軸與卷筒的相對速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則： 而與銷軸盤聯(lián)接的軸承的轉速與輸入軸的轉速相同，n＝960，則： 3）軸承6220（球軸承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2， 4）軸承3516（滾子軸承），轉速n為輸入軸與行星輪的相對速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則： 以上對軸承的校核說明了所選的所有軸承都滿足要求。 第六章 卷筒主要尺寸的確定 卷筒結構形式較多，按照制造方式不同可分為鑄造卷簡和焊接卷筒。鑄造卷筒應用廣泛。建筑卷筒卷筒大多為鑄鐵卷筒，成本低，工藝性好。大噸位建筑卷揚帆一段采用鑄鋼卷簡鑄鋼卷簡雖然承載能力較大，但成本較高，若工藝允許，可改用鋼板焊接結構。 按照卷卷筒纏繞層數(shù)的不同可分為單層纏繞卷筒和多層纏繞卷筒。建筑卷筒主要使用多層纏繞卷筒。按照卷筒內部是否帶有筋板，可分為帶筋板卷筒和不帶筋板卷筒。在此，選用鑄造卷筒。從常用鑄造卷筒的材料選取HT200作為卷筒的材料。 6.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定 卷筒的計算直徑（即卷筒節(jié)徑）在之前已初步確定為=450mm，卷筒長度定為450mm。卷筒直徑D=－d＝450－25＝400㎜。 卷筒邊緣直徑即卷筒端側板直徑。對于多層纏繞，為防止鋼絲繩脫落。端側板直徑應大于鋼絲繩最外層繩因直徑，由畫圖初定為＝460mm。 卷筒的容繩寬度B取為B＝450mm，滿足B<3的要求。 6.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定 卷揚筒強度的計算方程式為： 則卷揚筒厚度為： （㎜） 式中 ------鋼絲繩的額定拉力（N）；（=10KN） 卷筒主要尺寸的確定 ------卷揚筒壁的環(huán)向壓縮應力（MPa）； ------多層纏繞系數(shù)，由于建筑卷筒提升高度較高，因此根據(jù)參考文獻《建筑卷筒設計》中表3-110，選取=1.6； t-------鋼絲繩軸向卷繞節(jié)距（mm），t=