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畢業(yè)設計(論文)
畢業(yè)設計（論文）題目（二號黑體，居中）
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誠 信 承 諾
我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《XXXXXXXX》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。
承諾人（簽名）：
年 月 日
摘 要
塔式起重機是工程機械的一個重要因素。塔式起重機在現(xiàn)代社會中有著越來越重要的作用，在廣泛使用的核電站建設，水電建設，港口貨物從發(fā)揮著重要的作用。隨著社會的進步，人類的生存空間越來越小，隨著技術的發(fā)展，需要建造更高的房子，塔機在高層建筑起著越來越重要的作用，塔式起重機的重要組成部分—回轉機構，對塔式起重機的性能起著至關重要的作用。
通過計算慣性負荷計算，最終變成一個負載，回轉建議的機制傳輸方案，最后設計塔機回轉機構，確定了一個相對合理的傳動方案。
設計和合理的驅動程序計算，使回轉機構，以滿足長期使用的塔式起重機。使用在設計中的液力偶合器和根據(jù)行星齒輪減速器，一個合理的擺動機構的最終設計的要求而設計的。
關鍵詞：塔式起重機；回轉機構；行星齒輪減速器
I
Abstract
Tower crane plays in modern society increasingly important role in the widespread use of nuclear power plant construction, hydropower construction, port cargo loaded from playing an important role. Along with social progress, technological development of human living space getting smaller and smaller, the higher people's houses are constructed, the tower crane is playing an increasingly important role in the high-rise building construction, as an important part of the tower crane - - rotary, the performance of the tower crane plays a vital role.
Through the wind tower crane slewing mechanism set out to calculate the inertia load calculation, finally turning into a load, slewing mechanism proposed transmission scheme, and finally, after a relatively reasonable transmission scheme.
Designed and calculated by a reasonable drive program, making slewing mechanism to meet the long-term use of the tower crane. Use in the design to the fluid coupling and designed according to the requirements of planetary gear reducer, the final design of a reasonable swing mechanism.
Key Words: tower crane;slewing mechanism;hydrauliv coupler
目錄
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 1
第1章 緒論 1
1.1 引言 1
1.2 塔式起重機國內外研究現(xiàn)狀 1
1.3 本課題研究意義 2
1.4 本課題研究內容 3
1.5 方案設計與比較 3
第2章 回轉支撐裝置的受力分析 7
2.1滾動軸承式回轉支撐的受力計算 7
2.2回轉驅動裝置的計算 8
2.2.1回轉驅動力的計算 8
2.2.2驅動電機功率的計算 12
2.3 液力耦合器的選用 12
2.3.1 選用條件和原則 12
2.3.2選用方法 13
2.4制動器 13
第3章 行星齒輪減速器設計 15
3.1已知條件 15
3.2設計計算 15
3.2.1 選取行星傳動類型和傳動簡圖 15
3.2.2 配齒計算 15
3.3初步計算齒輪參數(shù) 16
3.3.1 嚙合參數(shù)計算 17
3.3.2 確定各齒輪變位系數(shù) 18
3.4幾何尺寸計算 19
3.5裝配條件驗算 21
3.6傳動效率計算 22
3.7結構設計 23
3.8齒輪強度驗算 24
第4章 校核計算 29
4.1傳動比校核計算 29
4.2開式齒輪副強度校核 29
4.3制動器校核 32
第5章 總結 34
參考文獻 35
致 謝 37
35
第1章 緒論
第1章 緒論
1.1 引言
塔式起重機是工程機械的一個重要因素。塔式起重機在現(xiàn)代社會中有著越來越重要的作用，在廣泛使用的核電站建設，水電建設，港口貨物從發(fā)揮著重要的作用。隨著社會的進步，人類的生存空間越來越小，隨著技術的發(fā)展，需要建造更高的房子，塔機在高層建筑起著越來越重要的作用，塔式起重機的重要組成部分—回轉機構，對塔式起重機的性能起著至關重要的作用。
1.2 塔式起重機國內外研究現(xiàn)狀
塔式起重機（以下簡稱塔機）是一個重要的關鍵施工設備，是企業(yè)的重要設備標志性建筑設備水平之一。塔機具有生產(chǎn)效率高，范圍廣，轉彎半徑，從高樓，操作方便。除工業(yè)與民用建筑，但在電廠建設，水利建設，船舶制造等部門也常被應用[12]。
塔機在中國的發(fā)展：
塔機的起源可以追溯到遠古時代。據(jù)傳說，隨著商朝灌溉的需要，提取井水—桔槔工具出現(xiàn)了。這種原始的汲水工具使用杠桿作用提取設備組件的。后來，為了打到更深底部的水，大約1000年前我們的祖先發(fā)明了絞盤，絞盤也就是現(xiàn)代的原型，它是由機架，軋輥，曲軸和繩索組成部分。15世紀后，不僅用于農(nóng)業(yè)和副業(yè)升降裝置，并在建筑行業(yè)和大型水利工程用，出現(xiàn)了旋轉的木罐變幅起重機。
塔式起重機在20世紀50年代初開始，主要是在模仿。1954年由前德意志民主共和國引進生產(chǎn)的第一臺樣機建模自制塔。20世紀60年代，北京理工大學建筑，工程機械修理廠在北京和北京建立一個可折疊吊桿回轉塔式起重機車隊共同研發(fā)的機械二旗型導軌上，通過在1961年建造試驗通過國家技術鑒定，并在1963年的改進。20世紀70年代，水平臂擺動小車，液壓頂升自升式三（鐵路，固定，附件式）塔機QT4-10，1973試生產(chǎn)六，把建設中國自主開發(fā)的第一階段。1984年，由三個原始設備制造商和引進專業(yè)學會聯(lián)合法國波坦公司H3/36B，F(xiàn)0/23B加速在中國的塔式起重機技術進步， 360B大，中，小三種型號的塔機制造技術，通過消化，吸收，國產(chǎn)化，以及我們自己開發(fā)的QTZ80、QTZ120兩種機型，技術性能達到國外同類產(chǎn)品八十年代的水平[6]。
90年代后，國內市場對塔機產(chǎn)品的要求越來越高，很多大城建，水利，電力，橋梁等工程正在增加。塔式起重機產(chǎn)品的研發(fā)和生產(chǎn)的國內技術性能均顯著改善，吊裝帶三速電機驅動，電磁渦流剎車，動力換檔變速箱，變幅回轉液力偶合器與雙速電機驅動，或者使用頻率調制速度，機制各種速度，平穩(wěn)，生產(chǎn)效率高20世紀90年代后，國內外市場對塔機產(chǎn)品的要求越來越高，很多大城建，水利，電力，橋梁等工程正在增加。塔式起重機產(chǎn)品的研發(fā)和生產(chǎn)的國內技術性能均顯著改善，吊裝帶三速電機驅動，電磁渦流剎車，動力換檔變速箱，變幅回轉液力偶合器與雙速電機驅動，或者使用頻率調制速度，機制各種速度，平穩(wěn)，生產(chǎn)效率高綜觀50多年的發(fā)展，中國的塔機行業(yè)從無到有，從小到大，逐步形成了比較完整的體系，增長最快的新興產(chǎn)業(yè)之一的歷史，特別是因為改革開放以來，塔機行業(yè)在設計，制造，營銷和管理等方面，具有更強大的機制的形成[18]。
塔機在國外的發(fā)展：
塔式起重機（簡稱塔）是主要的工業(yè)與民用建筑現(xiàn)代機械之一。它起源于歐洲。據(jù)史料記載，第一項專利涉及到建筑用塔式起重機頒布于1900年。現(xiàn)代鐵塔般的出現(xiàn)在1912年至1914年的第一個原型。 1914年德國宣布塔式起重機行業(yè)標準DIN8670的建設，為產(chǎn)品的懸架載荷（t）和幅度（M） （T×M）-起重力矩表示，塔式起重機起重能力[ 15 ] 。建于1923年，第一個比較完整的現(xiàn)代塔樓的成功。 20世紀30年代，德國已開始在建筑工地，在此期間大量生產(chǎn)塔式起重機，還能出口。
第二次世界大戰(zhàn)后重建，促進快速發(fā)展，塔式起重機建設了近30年。 50年代末和60年代初，建筑的高度不斷增加，所以我們不得不從那時起高層塔吊不同的升降系統(tǒng)和不同的方式。 1948年至1949年可能是一些10噸整體運輸折疊×下面的燈和自裝式塔式起重機米起重能力的出現(xiàn)。塔式起重機1951-1953結構設計有一個新的和改進的，在光增加回轉塔式起重機的重量。 1955年至1957年年下回轉塔式起重機折疊結構設計，不斷創(chuàng)新，如：下車的動臂，伸縮臂塔和分布式應用程序，這里自升式塔也很發(fā)達。隨后，根據(jù)施工的需要，如塔式起重機，并與三個或四個與自升（鐵路，固定，附件，登山）塔式起重機逐步發(fā)展[11]。
1.3 本課題研究意義
在高層建筑，塔式起重機的利用率要比其他類型的起重機更高。
塔式起重機大樓附近，因為能量，振幅利用率高達80％。在工程機械，大型回轉慣性載荷只有和比例這是一個偉大的機器周期時間。例如：液壓挖掘機回轉操作的循環(huán)時間的50-70％。隨著現(xiàn)代建筑，加快建設提出了更高的保證金要求的步伐。
1.4 本課題研究內容
起重機最大起重量5噸，最大幅度額定起重量1噸，最大工作幅度15米，回轉速度0.5轉/分鐘，塔機自重13噸，工作環(huán)境溫度0℃-45℃，兩班制工作。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 方案設計與比較
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）旋轉，開始慣性小制動力。這種結構要求越來越塔式起重機的工作范圍（即，繁榮需要更多長），甚至更為重要。
（2）在重型，輕負載（或負載）時，以不同的速度旋轉，可以實現(xiàn)這樣的速度控制功能，以提高施工效率。
（3）使用可靠，壽命長。如果故障頻繁，對施工進度太嚴重的影響。
（4）工作停止定位，非工作狀態(tài)下可自由旋轉。
（5）旋轉致動器本身的重量小，以減少結構布置和塔的結構和計算負荷舉升機構，減輕了重量軸承中的壓力的大小。該塔式起重機鐵路運營尤為突出。
（6）傳動效率高，節(jié)約能源。。
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。
這種結構的系統(tǒng)被廣泛用于簡單160KN?M，200KN?米的塔式起重機，生產(chǎn)工藝簡單，原始設備制造商可以自制的，價格便宜。但在性能要求方面，不能使用這六個要求幾乎是不可能的，所以非簡單類型250KN?米的塔機以上。
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。
這個結構體系是一個20世紀80年代的設計800KN ?米的塔式起重機在應用階段，從復雜的結構在低傳輸效率一長串的組合看出，沒有速度，使用可靠性差，自重大，同時也為字段中使用頻繁的故障。
再次擺線針輪減速機齒輪級功能：擺線針輪行星齒輪傳動是一種新型的齒輪傳動裝置，已申請國家發(fā)明專利，打破了傳動齒輪的傳統(tǒng)特色，改變齒剛體轉動輪聯(lián)軸器連接，因此所有的齒輪齒成一組身體的獨立運動為固定偏心軸旋轉，即偏心針齒。偏心銷擺線針輪行星輪齒是這樣一個良好的發(fā)展?jié)摿蛶鲃友b置的前景。偏心銷擺線針輪行星齒輪傳動與齒輪傳動比，結構緊湊，壽命長，臂軸承等優(yōu)點，是一種新的輸電發(fā)展前景。旋起很大的影響，特別是反向制動，影響更大。
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)。
塔式起重機系統(tǒng)在許多應用中的這種結構，利用反映問題：①從制動不流暢，慣性碰撞大；②無定位，使用了“打防車”的定位，受到的沖擊加劇和擺動；③不加快;輸出端子；④擺線針輪減速機是不是為塔式起重機起重臂的原始設計，現(xiàn)在用的繁榮形式，漏油的輸出出現(xiàn)了嚴重的，輸出軸變形，開式齒輪壞了，連下軸承和住房減速機嚴重損壞的故障；⑤可選雙排球或單排交叉滾柱式回轉支承能力低，自重大，短命的，昂貴的結構。
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。
星齒行星齒輪減速機產(chǎn)品特點：這是一種新的傳輸，具有重量輕，體積小，重量輕，傳動比點，該驅動器采用的是標準氣缸，牙齒最簡單的，基本實現(xiàn)負載由純滾動的所有部分，而多點觸控的主力軍是不均勻的，而且有較高的接觸強度。目前在服務中使用最多的塔吊星齒行星減速器。
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。
（1）行星齒輪減速器是在淬火精密磨削淬硬齒輪，輸出齒輪與回轉齒輪進行表面硬化，所以發(fā)射功率，傳動效率高，噪音低，工作可靠，壽命長。
（2）采用GB297-87的圓錐滾子軸承，雙密封骨架，大直徑的輸出軸與所述輸出齒輪花鍵克服了其他先前描述的減速器設計的行星齒輪單元的由起重機吊臂結構的輸出中經(jīng)常出現(xiàn)的一個輸出各種缺陷，并根據(jù)主機需要與輸出齒輪輕易改變各種參數(shù)，以滿足塔式起重機不同的監(jiān)管要求。
（3）A型行星齒輪（長頸）和B型（短頸），與軸承可滿足不同的結構。傳動比i，可能需要根據(jù)匹配。
（4）重量輕。作為上世紀80年代設計的800KN?米的塔式起重機的水平，使用上述的第二類結構型旋轉齒輪，交叉滾柱式回轉支承重量864公斤，電機—減速雙重代理重量2×600=1200公斤，整個旋轉驅動裝置的重量約2064千克。另一個例子是現(xiàn)在使用1600KN?m的塔式起重機的水平，使用第三級傳輸型原設計，雙排球式回轉支承重量約3100千克，傳動機構的大約兩倍的重量2×550=1100千克，重量整個裝置是關于4200公斤。新設備的引進，重量僅為1743公斤或1805千克。回轉傳動裝置在可見光套料和金錢儲蓄是非?？捎^的。
（5）雙速電機和液力偶合器匹配的速度和吸震功能，流暢的揮桿。
（6）用JJ3611-91 “單排球式回轉支承”標準的單排球式回轉支承，該產(chǎn)品榮獲建設部科技進步一等獎，國家科技進步二等獎，建筑部優(yōu)部和國家由馬鞍山回轉支承廠最好的證明。行星齒輪安徽省安徽省科技進步獎優(yōu)秀新產(chǎn)品，由馬鞍山傳動機械廠。圖中⑦、⑧使用JG/T 5057-1995“建筑機械和高強度緊固件的設備?！边@些植物被列入建設部，“七五”和“八五”改造定點企業(yè)，設備先進，質量保證體系，技術創(chuàng)新必須提供對工程機械質量支持的能力。
最后，選擇第四個傳輸方案。因為該方案具有設備要求的第四傳輸塔式起重機回轉機構，具有光滑的搖擺，開始制動慣性力，使用可靠，壽命長；定位停止工作，非工作狀態(tài)下可自由旋轉；最重要的是旋轉式變速器本身是體積小，重量輕，易于在塔的結構和布局的軸承結構，降低了塔的重量，降低了塔的重量。
第2章 回轉支撐裝置的受力分析
第2章 回轉支撐裝置的受力分析
2.1滾動軸承式回轉支撐的受力計算
作用于旋臂起重機的負載均衡，包括吊桿，配重，重量，頂部的最大額定起重載荷，風荷載的作用下，慣性載荷和旋轉齒輪嚙合力。這些力可以簡化成一個回轉支承旋轉中心的計算負載垂直力V，水平方向的力H和力矩M三個部分
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：
，N；
：取；
，N；
；
，N；
；
，N；
；
，N；
；
，N；
；
，N；
；
，N；
；
，N；
；
，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
旋轉驅動機構的計算包括計算旋轉阻力矩的計算和驅動電機。
2.2.1回轉驅動力的計算
當回轉塔式起重機主要克服了旋轉支撐裝置的摩擦，風阻扭矩和阻力的轉動慣量，計算如下：
，N.m；
，N.m；
，N.m；
，N.m；
，N.m；
(1) 摩擦阻力據(jù)
滾動軸承摩擦旋轉支承裝置，它的計算公式為在啟轉動過程中產(chǎn)生的：
(2.1)
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
正常回轉
0.012
0.008
0.015
0.01
；
，N；
當和時
(2.2)
和
(2.3)
因為>，所以，
式中，滾球式，
N；
式中。當接觸角為45°時，對滾球式取
(2) 風阻力矩
風阻力矩的計算公式：
(2.4)
式中，N
，
；
—作用在起重臂架上的風力，N；
，，C=1.3
，
—作用在平衡重上的風載荷，N；
，N；
m；
取
；
取
；
取
；
取
當時，起重機吊臂和風向垂直，最大的阻力矩的計算方法如下：
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：
(3) 回轉慣性阻力矩
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。
；
；
；
；
起吊物品繞塔式起重機回轉的慣性阻力矩
(2.5)
式中—額定起升載荷，N；
；
—吊具自重，N；
；
—起吊物品的質心至回轉中心線的水平距離，m；
取
—塔式起重機的回轉速度，；
取
—回轉機構的啟動時間，s，通?？扇?
塔式起重機回轉部分的慣性阻力矩
(2.6)
—塔式起重機零部件和構件繞回轉中心的轉動慣量，；
作用在電機軸上的機構傳動部分的慣性阻力矩，因為機構在電機軸慣性的作用很小，可以忽略不計，所以這部分不計算。但在實踐中，這一部分是要被排除在外。
(4) 坡度阻力矩
由于塔式起重機軌道奠定了地基土沉降或不均勻，導致其旋轉中心線與鉛垂線的夾角，導致斜率阻力的時刻。鉛垂線和一般的旋轉角度的中心線是很小的，可以忽略不計，當角度較大時，應該考慮的斜率阻力矩。
2.2.2驅動電機功率的計算
初選電動機時，等效功率按下面的公式計算：
(2.7)
式中 ，；
；取
，；
取；
，N.m；
，N.m；
，N.m；
，N.m；
2.3 液力耦合器的選用
2.3.1 選用條件和原則
在一個正常工作的電機額定功率可選液力耦合器，以節(jié)約能源，液力偶合器通常使電機的額定功率幾乎等于或稍大的工作。
（1）為了使驅動系統(tǒng)具有高效率，使工作條件和液力偶合器原動機額定相等或相似的工作條件，以更高的效率。
（2）限制矩形液力耦合系數(shù)，并開始過載過載系數(shù)應小于電機的最大轉矩過載倍數(shù)，否則就起不到??作用超載。
2.3.2選用方法
查表法：按工作電機額定轉速和功率液力偶合器產(chǎn)品樣本或產(chǎn)品目錄查找的液力偶合器規(guī)格，液力偶合器的樣品（或目錄）根據(jù)額定液力耦合1.5％~3％的范圍內給予滑額定功率范圍內適當?shù)碾娫碵15]。
按上述方法查找到了相應的液力耦合器的規(guī)格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
松閘彈簧：，
，
工作長度 ， 彈簧力
電磁鐵 吸力
杠桿放大比
(2) 計算條件：確保沒有自我旋轉塔在最惡劣的條件和最大風力動作，此時軸承的慣性阻力和制動阻力矩。
(3) 制動器力矩計算
式中 M－要求制動時所需加的制動力矩；
；
；
，
，
第3章 行星齒輪減速器設計
第3章 行星齒輪減速器設計
3.1已知條件
行星減速器的輸入功率，輸入轉速，傳動比，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 選取行星傳動類型和傳動簡圖
根據(jù)設計要求：短時中斷，傳動比大，結構緊湊，尺寸更小的外輪廓。檢查我們可以看到相關信息，3Z適合短期間歇工作，結構緊湊，傳動比。為了便于裝配，更緊湊，選用具有但齒圈行星輪的3Z（II）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
3.2.2 配齒計算
根據(jù)3Z（II）型行星傳動的傳動比值和按其配齒計算公式
(3.1)
(3.2)
(3.3)
可求的內齒輪b、e和行星輪c的齒數(shù)、、。
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)和行星輪數(shù)目。為了使內齒輪b與e的齒數(shù)盡可能小，即應取。在將、和值代入上述公式，則的內齒輪b的齒數(shù)為
按公式（3.2）可得內齒輪e的齒數(shù)為：
因為為奇數(shù)，應按公式（3.3）求得行星輪c的齒數(shù)
再按公式
(3.4)
=
即得該行星齒輪的傳動實際的傳動比。最后確定該行星傳動各輪的齒數(shù)為、、、。
3.3初步計算齒輪參數(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取和中心輪a和行星輪c的加工精度6級；內齒輪b和e均采用42CrMo，調質硬度217~259HB，據(jù)[17]圖6-13和6-28 取和，內齒輪b和e的加工精度7級。
按彎曲強度的計算公式計算齒輪的模數(shù)m為：
(3.5)
現(xiàn)已知，。
小齒輪的名義轉矩；取直齒輪傳動系數(shù)；按[17]表6-7取使用系數(shù)；按[17]表6-5取綜合系數(shù)；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：
(3.6)
得
由[17]圖6-22查的齒形系數(shù)：由[17]表6-6查的齒寬系數(shù)。則得齒輪模數(shù)m為：
取齒輪模數(shù)。
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：
因此，該標準齒輪的三個中心是不相等的，并且有。因此，行星齒輪不符合非同心位移的條件。為了使行星變速器，滿足給定條件的要求，又能滿足嚙合的同心條件，應使齒輪的嚙合中心距是相等的，則必須在3Z（II）的進行角度變位。
根據(jù)各標準中心距之間的關系，現(xiàn)選取其嚙合中心距作為各齒輪副的公用中心距值。
已知，，，，及壓力角，計算數(shù)據(jù)填入表3.1得：
表3.1 3Z（II）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
變?yōu)橄禂?shù)和
齒頂高變動系數(shù)
重合度
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
3.3.2 確定各齒輪變位系數(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)，和。據(jù)此可知，該齒輪副的變位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
按公式：
(3.7)
按公式
(3.8)
可求得中心輪a的變位系數(shù)為：
b-c齒輪副
b-c齒輪副中，，和該齒輪副內齒。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其變位方式也應采用角度變位的正傳動，即。
現(xiàn)已知其變位系數(shù)和，則可得內齒輪b的變位系數(shù)。
（3） e-c齒輪副
e-c齒輪副中，，，和。由此可知，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。
3.4幾何尺寸計算
對于該3Z（II）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（II）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
節(jié)圓直徑
齒頂外嚙合
齒頂內嚙合
各齒輪副齒根的幾何尺寸的計算結果如表3.3所示：
表3.3 3Z（II）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
節(jié)圓直徑
齒根外嚙合
齒根內嚙合
關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算。
已知模數(shù)，插齒刀齒數(shù)，齒頂高系數(shù)=1.25，變位系數(shù)（中等磨損程度）。試求被插齒制內齒輪的齒根圓直徑
齒根圓直徑的計算公式：
(3.9)
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。
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()。
由[17]表4—6查的
加工中心距為：
按下面的公式
計算內齒輪b齒根圓直徑為
填入表 3.3
（1） e-c內嚙合齒輪副（)。
仿上
由[17]表4—6查的
則得內齒輪e齒根圓直徑為
填入表3.3
3.5裝配條件驗算
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)
將已知的，值代入上式，則得
即滿足鄰接條件。
（2） 同心條件 按公式
== (3.11)
驗算3Z（II）型行星傳動的同心條件
各齒輪副的嚙合角 ， 和；且知、、和。 代入上式 即得
==
則滿足同心條件
（3） 安裝條件 按公式(3.11)得
(3.12)
驗算其安裝尺寸 即
所以，滿足安裝條件。
3.6傳動效率計算
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3Z（II）行星傳動的傳動效率可采用下面的公式進行計算
(3.13)
已知和
其嚙合損失系數(shù)
(3.14)
和可按下面的公式進行計算
(3.15)
(3.16)
取輪齒的嚙合摩擦系數(shù)，且將、和代入上式，可得：
即有
所以，其傳動效率
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。
3.7結構設計
根據(jù)3Z（II）型行星傳動的工作特性，傳輸功率電平的大小和速度等，其具體的設計。
首先確定分針輪（太陽輪）的結構，因為它的直徑d小，車輪宜采用齒輪軸的結構類型;與連接至車輪整體的中央輸入軸到來。并根據(jù)該行星傳動速度的輸入功率P和n的輸入軸的直徑大，同時軸的設計，以滿足的情況下的規(guī)定的初步計算中，軸的形狀和尺寸應簡單，容易制造。
乙使用齒輪十字聯(lián)軸節(jié)包含浮動機構，即利用一個固定的環(huán)形齒輪和內齒輪箱外殼b相連，所以它可以是固定的，內齒齒輪用c其與輸出軸的整體結構和平面相連與集線器連接網(wǎng)。
用c行星齒輪結構的內孔，其中應增加齒寬度為b ，以確保在行星輪和輪艙的中心c的接合，也應確保其接合與內齒輪b和角空氣中的每個行星輪，可以安裝兩個滾動軸承挺身而出。行星輪軸安裝在轉臂x的側面后，還使用了一個矩形的橫截面簧環(huán)被軸向固定。
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構型式（見[17]圖9—17）該轉臂x可以采用兩個向心球軸承支撐在中心輪a的軸上。
轉臂x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
(3.17)
現(xiàn)在已知中心距，則可得：
取
各行星輪軸孔的孔距相對偏差可按下式計算
(3.18)
現(xiàn)在已知中心距，則可得：
取
轉臂×的偏心誤差約為孔心矩相對偏差的1/2，即。
3.8齒輪強度驗算
由于3Z（II）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)
首先按下面的公式進行計算，公式如下：
(3.20)
其中，齒根應力的基本值可按下式計算
(3.21)
許用齒根應力可按下式計算
(3.22)
現(xiàn)將該3Z（II）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
中心輪a的切向力可按下面的公式進行計算：
(3.23)
已知，和則可得
[2]有關系數(shù)
a. 使用系數(shù)
使用系數(shù)按中等沖擊查[17]表6—7得
b.動載荷系數(shù)
先按下面的公式計算a相對轉臂x的速度
(3.24)
其中
所以
已知中心輪a和行星輪c的精度為6級，即精度系數(shù)；按下面的公式計算動載荷系數(shù),即
(3.25)
式中
則得
c.齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)可按下面的公式計算：
(3.26)
由[17]圖6-7(b)得
由[17]圖6-8得 代入上式可得
d.齒間載荷分布系數(shù)
齒間載荷分布系數(shù)由[17]表6—9可查得 =1.1
e.行星輪間載荷分布系數(shù)
行星輪間載荷分布系數(shù)可按下面的公式計算：
(3.27)
已知
則得
f.齒形系數(shù)
齒形系數(shù)由圖6—24查得[17]
，
h.重合度系數(shù)
重合度系數(shù)可按下面的公式計算：
(3.28)
已知
i.螺旋角系數(shù)
螺旋角系數(shù)圖6—25查得[17]
因行星輪c不僅與中心輪a嚙合，且同時與內齒輪b和e相嚙合，故取齒寬b=60mm。
[3]計算齒根彎曲應力
可按下面的公式計算齒根彎曲應力
(3.29)
取彎曲應力
[4]計算許用齒根應力
按下面的公式計算許用齒根應力
(3.30)
已知齒根彎曲疲勞極限
由表6-11查得最小安全系數(shù)
式中各系數(shù)、、、、和取值如下。
應力系數(shù)和按所給定的區(qū)域圖取，，
齒根圓角敏感系數(shù)按[17]圖6-33查得。
相對齒根表面狀況系數(shù)按[17]表6-18中相對公式計算，即
取齒根表面微觀不平度，代入上式得：
尺寸系數(shù)按表6-17中相對的公式計算，即
帶入公式(3.30)可得許用應力為：
因為齒根應力小于須用齒根應力，所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。
（2） b-c齒輪副
在內嚙合齒輪副b-c中只需要校核內齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按公式（3.28）計算其齒根彎曲應力及按公式（3.30）計算許用齒根應力。已知,
仿上，通過查表或是采用相應的公式計算，可得到取值與外嚙合不同的系數(shù)為，，，，，，，，，和。
帶入上式則得：
取
可見，故可知b-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。
（3） e-c齒輪副
仿上，在e-c齒輪副中只需要校核內齒輪e的齒根彎曲強度，即仍按公式(3.28)和(3.30)計算，與內齒輪b不同的系數(shù)為：
由，
，代入公式可得
因
取
可見，故可知e-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。
第4章 校核計算
第4章 校核計算
4.1傳動比校核計算
總傳動比：
式中 －電動機轉速，；
－回轉速度， ；
－系統(tǒng)損耗系數(shù)， ；
減速機傳動比 ，
開式齒輪傳動比
（4.1）
實際速比
實際回轉速度
設計誤差：
校核計算滿足要求
4.2開式齒輪副強度校核
設計過程：
(1) 已知功率，傳動比，轉速。
(2) 選材，確定硬度值，再算出許用應力值。
(3) 閉式傳動根據(jù)接觸強度設計。根據(jù)設計公式確定小輪直徑，齒數(shù)，再算模數(shù)。
(4) 小輪直徑乘以齒寬系數(shù)并圓整，作為大輪齒寬，再加上5-10mm作為小輪齒寬。
(5) 算中心距。
(6) 校核兩輪的輪齒彎曲強度。
1）基本參數(shù)如表4.1所示：
表4.1 大齒輪與小齒輪參數(shù)對比
參數(shù)
小齒輪
大齒輪
13
12
156
100
131
12
1572
90
2）計算載荷
(4.2)
η－傳動總效率，通常取0.8～0.85。
小齒輪上的額定力矩：
(4.3)
由
－齒輪傳動效率。
圓周力：
3）彎曲疲勞強度校核
(4.4)
式中 —小齒輪寬度
m—模數(shù)
—工況系數(shù)
—動載系數(shù)
—彎曲強度端面載荷分配系數(shù)
—齒向載荷分配系數(shù)
—齒形系數(shù)
—小齒輪齒形系數(shù)
—大齒輪齒形系數(shù)
—彎曲強度重合度系數(shù)
—螺旋角系數(shù)
將參數(shù)代入彎曲疲勞強度計算公式(4-4)得：
4）彎曲疲勞極限校核
(4.5)
式中 —彎曲強度壽命系數(shù) 5
—應力集中系數(shù)
—尺寸系數(shù)
(4.6)
5）彎曲強度安全系數(shù)
> 1 合格
6）接觸疲勞強度校核
(4.7)
式中 —節(jié)點區(qū)域系數(shù)
—彈性系數(shù)
—接觸強度重合系數(shù)
—端面載荷分配系數(shù)
將參數(shù)代入接觸疲勞強度計算公式得，
7）接觸疲勞極限
(4.8)
式中 —接觸強度壽命系數(shù)
—潤滑劑系數(shù)
—速度系數(shù)
—光潔度系數(shù)
—工作硬化系數(shù)
8）接觸疲勞強度安全系數(shù)
> 1
校核滿足要求。
4.3制動器校核
(1) 制動器的結構尺寸
松閘彈簧：，
，
工作長度 26 mm 彈簧力
電磁鐵 吸力
杠桿放大比
(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
(4.9)
式中 M－要求制動時所需加的制動力矩;
－減速機傳動效率；
－開式齒輪傳動效率；
－減速機傳動比，
－開式齒輪實際傳動比，
(4) 制動器實際制動力矩
制動力：
制動力矩：
(4.10)
式中 —摩擦系數(shù)
—制動帶包角
> 校核計算滿足要求。
參考文獻
第5章 總結
本次的設計主要是為了解決如下問題：
（1）通過查閱資料，有幾個傳輸方案最初是通過比較各種方案的選擇和選定，以確定更好的傳輸方案。
（2）確定所述驅動傳遞構件的類型。由回轉裝置應力分析和計算，計算的旋轉驅動力，以確定類型和回轉驅動裝置的電機功率，并且選擇的傳輸方案和滾動軸承的類型，所選擇的傳動齒輪和流體耦合的類型的結構選類型和型號。
（3）設計和校核行星齒輪減速機。通過一系列的設計計算，確定減速比，行星齒輪減速機的齒輪設計參數(shù)和校驗和檢查，而且還計算出的傳輸效率，并驗證該裝配條件來驗證該齒輪的強度。
（4）確定傳輸規(guī)劃和設計通過檢查計算的正確性。
（5）由于時間緊，限制了其推廣，不能夠的旋轉機構的詳細設計各個部分，并檢查計算，這樣的結果是不完美的能力。
第二個讓我知道了塔式起重機回轉機構的工作狀態(tài)和特點：
回轉塔式起重機的運動，是擴大作業(yè)機械的范圍。當起重臂起重機周圍有塔式起重機的旋轉中心的360 °旋轉的物品，可以使貨物運到一個轉彎半徑的范圍內，這種旋轉運動是通過旋轉機構實現(xiàn)的。塔式起重機是工程機械的一個重要因素。
塔式起重機在現(xiàn)代社會中越來越重要的作用，在廣泛使用的核電站建設，水電建設，港口貨物從發(fā)揮著重要的作用加載的。隨著社會的進步，人類的生存空間越來越小技術的發(fā)展，更高的人的房子被建造，塔機是打在高層建筑越來越重要的作用，為塔式起重機的重要組成部分 - 旋轉，塔式起重機的性能起著至關重要的作用。
塔式起重機大樓附近，因為能量，振幅利用率高達80％ 。在工程機械，大型回轉慣性載荷只有比例，這是一個偉大的機器周期時間。
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