塔式起重机总体结构说明书

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321塔式起重机整体结构设计目 录摘 要2Abstract.3第1章绪论41.1 塔式起重机发展状况41.2 塔式起重机设计目的和意义51.3 塔式起重机设计内容5第2章 QT100塔式起重机起升机构设计72.1 起升机构传动装置确定72.2 起升机构设计计算82.3 卷筒尺寸及转速计算142.4 起升机构制动器选择计算17第3章 QT100塔式起重机回转机构设计213.1 回转支承受力计算213.2回转驱动装置设计计算223.3 液力耦合器选用263.4 制动器选用263.5 行星减速器设计273.6 几何尺寸计算283.7 装配原件验算353.8 传动原件验算363.9 结构设计363.10 齿轮强度验算383.11传动比校核验算393.12 开式齿轮副强度校核403.13 制动器校核42第4章 QT100塔式起重机变幅机构设计45结论57参考文献59致谢60 摘 要 被人们喻为“巨人之臂”、“画在天空中的弧、“力与美的象征”的起重机，广泛应用于国民经济各部门进行物质生产和装卸搬运的重要设备。塔式起重机是一种能在一定范围内垂直起升和水平移动物品的机械，是现代化工业与民用建筑中的主要施工机械。本次设计是关于QT100塔式起重机的整体结构的设计部分，主要包括QT100塔式起重机的起升机构、回转机构和变幅机构。首先对QT100塔式起重机的传动方案分析，设计塔式起重机的机构传动选择起升机构并绘制起升机构的装配图。其次，通过对塔式起重机的回转机构的风载计算，惯性载荷计算，最后转化成回转载荷，拟定回转机构的传动方案，最后，绘制回转机构装配图。最后，对QT100塔式起重机是的移动牵引起重小车实现变幅，对变幅机构进行设计并绘制装配图。总之，为了确保产品的质量和水平，设计工作按照科学的程序进行，分清主次，合理取舍。关键词： QT100塔式起重机 起升机构 回转机构 变幅机构AbstractBy people known as the”Giant of the arm”,”draw the art in the sky”,”a symble of strength and beauty” ,of the crane is widely used in material production sectors of the national economy and the importance of loading and unloading equipment.Tower crane is a species in certain range of vertical lifting and horizontal movement items of machinery,a modern industrial and civil buliding in the major construction machinery.This design is the design part of the overall structure of QT100 tower crane, including the QT100 tower crane hoisting mechanism, slewing mechanism and luffing mechanism. The first transmission scheme for QT100 tower crane analysis, drive selection design of tower crane hoisting mechanism and drawing assembly diagram of lift mechanism. Secondly, through the slewing mechanism of tower crane wind load, inertial load calculation, and finally into the rotary load, draws up the transmission plan, slewing mechanism. Finally, draw the slewing mechanism assembly drawing. Finally, the QT100 tower crane is a mobile traction lifting trolley realize amplitude, carries on the design to the luffing mechanism and assembly drawing.In a word, in order to ensure product quality and level, the design work carried out in accordance with scientific procedures, distinguish primary and secondary, rational choice.Keywords: Tower crane; Hoisting mechanism; Transmission Design.第1章绪 论1.1塔式起重机的发展状况塔式起重机发明于二十世纪之初的欧洲。1900年有了第一个塔式起重机专利，1905年出现了塔身固定的臂架式起重机，第一次、二次世界大战后塔式起重机得到了快速发展今年更是呈现形式多样、需求旺盛的局面。我国起重机制造业奠基于20世纪50年代。综观50年发展史，我国塔式起重机行业从无到有，从小到大，逐步形成了较为完整的体系和比较完整的系列型谱，塔式起重机成为建筑施工中的关键设备，塔式起重机行业也成为我国发展最快的机械行业之一。我们只用了50年时间走完了国外发达国家上百年塔式起重机发展的路程。70年代以来，起重机的类型、规格。性能和技术水平获得很大的发展。起重机是减轻笨重体力劳动、提高作业效率、实现安全生产的起重运输设备。在国民经济部门的物质生产的物资流通中，起重机作为关键的工艺设备或重要的辅助设备，应用十分广泛，如今中国塔式起重机已经批量走进国际市场，目前我国已成为世界塔式起重机生产大国，也是世界塔式起重机主要需求市场之一。我国今后相当长的一段时间，电力需求是紧张的，受资源、环保、安全、可靠等因素的制约，水电、核电、风电、太阳能发电在我国的电源结构中的比例不可能大幅提高，我国煤炭资源丰富，火力发电在电源结构中将长期处于主导地位。随着人们环保意识的增强、火力发电技术的进步，燃煤电厂将向更大容量、更高参数的机组发展，在1000MW超临界机组成为主流机组的今天，可以预测1300MW等更高参数的机组将是今后燃煤电厂的发展方向，3000t，m级、额定起重量为150t左右的大型塔式起重机将在今后火电建设中得到应用。随着火力发电厂锅炉顶标越来越高，将由目前电厂建设主力起重机履带起重机和塔式起重机并存的局面改为主力起重机只能为塔式起重机，塔式起重机将居于不可替代的地位。1.2塔式起重机设计的目的意义 塔式起重机设计的目的是对塔式起重机的起升机构进行设计计算，学习设计起升机构传动的方法，熟悉所选零件的工艺性、机械装配和安全技术等方面的知识，培养分析问题和解决问题的能力。所以，其主要内容是在于起重机的技术设计，即绘制计划图和编制计划说明书。在塔式起重机设计时，应多注意结构构造的设计工作，即根据其计算得出的主要尺寸和选好的标准件，确定出起重机的整体结构和各部件的结构。 近年来，我国塔式起重机行业通过公关，在认真研究国外技术，结合国情实际情况下，研究出不少好的产品，如CAD模块化塔机组合设计，起重、布料两用塔机等。塔式起重机设计开发过程中，也解决了大功率起升机构的无极变速、PLC控制问题以及长期困扰人们的起升机构乱绳打扭问题等。以上问题都是塔式起重机设计开发所实现的，因此，塔式起重机的设计对我国起重事业有着很重大的意义。1.3塔式起重机的设计内容本次设计QT100塔式起重机的该机性能参数及技术指标国内领先，额定起重力矩100t.m，最大工作幅度60m 时最大起重量为1.2t。工作方式多，适用范围广。该机有地下浇注基础固定式，外墙附着式等工作方式，适用于各种不同的施工对象。独立式的起升高度为45m，附着式是在独立式的基础上，增加塔身标准节和附着装置即可实现，起升高度可达200m。本次QT100塔式起重机的设计的内容为：对QTZ100塔式起重机的整体结构进行分析；对QTZ100塔式起重机主要结构包括起升机构、回转机构和变幅机构的主体设计并绘制装配图和零件图。通过对塔式起重机功能理解，熟悉其工作原理及基本机械构造；基于其使用要求和使用环境，设计出可行的整体布局方案，从中选择出合理且经济性较好的方案；根据设计方案，明确主要设计参数，对其进行设计计算；对主要部件进行强度分析；绘制二维总装配图，部分零件图。具体需要完成的设计内容如下：（1）塔式起重机整体方案设计；（2）起升机构设计；（3）回转机构设计；（4）变幅机构的设计；第2章 QT10塔式起重机起升机构设计2.1 QT100塔式起重机起升机构传动装置确定图 2-1 起升传动图实现重物升、降运动的机构称为起升机构。QT100塔式起重机的起升机构通常由电动机、制动器、减速器、卷筒、钢丝绳、滑轮组及吊钩等零部件组成。如图2-2图 2-2 原理图所示。电动机1通过联轴器2和减速器3相连，减速器3的输出轴上装有卷筒4，它通过钢丝绳6和安装在塔身或塔顶的导向滑轮5组与吊钩7相连。电动机工作时，卷筒将缠绕在其上的钢丝绳进或放出，通过滑轮组式悬挂于吊钩上的物品起升或下降。当电动机停止工作时，制动器通过弹簧力将制动轮刹住。图2-3 小车水平运动传动图传动方法：首先，由电动机带动带动联轴器转动，制动器夹紧在联轴器上，然后，当机构通电时，与电动机相联系的电磁铁也通电而产生磁力，并压迫推杆右移，左右制动臂张开，制动器松闸。当电机断电时，制动器便立即上闸，制动器用来保持小车的运动停止。最后，减速器与电动机轴用键连接，蜗轮轴联接卷筒，卷筒通过轴承带动缠绕在其上的钢丝绳旋转，钢丝绳将滑轮组、小车连接起+-从而使卷筒的正反转来控制小车水平方向的左右移动。2.2 QT100塔式起重机起升机构设计计算2.2.1塔式起重机起升机构功率计算（1）电动机计算功率1（kw） （2-1）式中最大起升载荷，N；机构总效率， （为滑轮组总效率，为导向滑轮效率，为卷筒机械效率，采用滚动轴承时=，为传动机构的机械效率，它与传动型式有关）；v起升速度，m/min。=0.817=（kW）（2）电动机的选择 根据机构工作级别、作业特点以及电动机的工作特性，同时为了满足电动机起动和不过热要求，所选电动机的额定功率应该满足下式：（kW） （2-2）式中电动机额定功率，kW；起升静功率，kW；稳态负载平均系数，与接电持续率JC有关，见表2-1。表 2-1 稳态负载平均系数电动机型式机构的接电持续率JC值15%0.70.75绕线型电动机25%0.7-0.7540%0.75-0.8060%0.80-1.0鼠笼型电动机1.0查表 ；=（kW）因此，查起重机设计手册，选择YZ系列电动机，机座号为160M2-6，功率为7.5kW，转速930r/min，定子电流16.5A，功率因素0.853，效率80.6，最大转满载转矩1000r/min。电机，基本尺寸D=，E=。2.2.2确定电动机转速卷筒转速的确定 （2-3）=（r/min）2.2.3减速器的选择图2-4 蜗杆减速器图减速器的类型：蜗杆减速器；2蜗杆在蜗轮下放啮合处的冷却和润滑都较好，蜗杆轴承润滑也方便。2.2.4分配传动比电动机满载转速为r/min；总传动比 =故 2.2.5传动装置的运动和动力参数计算（1）0轴的计算0轴：0轴即电动机轴=（kW）（r/min）=（Nm）图2-5 传动比计算图（2）I轴的计算I轴：I轴即传动卷筒轴=（KW）=（r/min）表 2-2 电动机参数=（N .m）总结，见上表轴序号功率/ kW转速/ r/min转矩/ Nm传动型号传动比效率0蜗杆传动I2.2.6联轴器的选择（1）联轴器传动扭矩的计算 （2-4）=（Nm）查起重机设计手册，=（Nm）=（Nm）（2）联轴器的选择联轴器选择见表2-3表 2-3 联轴器型号联轴器的型号最大许用转矩，故联轴器合用。2.3 卷筒尺寸及转速计算卷筒是卷绕和容纳钢丝绳的部件。通过对钢丝绳的收放，可把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并将原动机的回转运动变为直线运动。卷筒的形式：卷筒的形状一般为圆柱形，特殊要求的卷筒也有制成圆锥形或曲线形的。在起重机机械中主要是采用圆柱形的钢丝绳。按钢丝绳在卷筒上卷绕层数可分为单层卷绕卷筒和多层卷绕卷筒。多层缠绕卷筒的容量大。主要用于起升高度很大，卷筒长度又受到限制的起升机构。采用尺寸较小的多层卷绕卷筒对于减小机构尺寸十分有利。多层卷绕的卷筒多采用不带螺旋槽的光面卷筒，卷筒的两端必须带有侧板，以防止钢丝绳侧向滑移。侧板的高度应比最外钢丝绳高出1-2.5d。但多层卷绕卷筒的钢丝绳所受的及压力大，相互间摩擦力大，钢丝绳寿命降低，也容易产生乱绳现象。此外，当卷绕层数较多时，在绳索张力不变的情况下，卷筒的载荷力矩将随卷筒上钢丝绳层数的多少而变化，从而使机构载荷力矩不稳定。卷筒的材料与制造铸造卷筒一般采用不低于HT200的灰铸铁铸造，重要的卷筒QT450-10的球墨铸铁铸造。采用铸钢时不低于ZG230-450，铸钢卷筒并不能使壁厚减少很多，且工艺复杂，成本高，因而较少采用。焊接卷筒主要用于大直径的卷筒，多用Q235钢板弯成卷筒也可采用无缝钢管制造。自重可以大大减轻，也适用于单件生产。2.3.1卷筒主要尺寸的确定图 2-6 卷筒（1）卷筒的尺寸卷筒的名义直径：D=（e1）d=（161）11=165（mm）卷筒的计算直径：16511=176（mm）绳槽半径：R=（0.530.56）d=5.86-6.16（mm）=6（mm）绳槽深度，标准槽：h=（0.250.4）d=2.754.4（mm）=3（mm）绳槽节距，标准槽：t=d（24） =1315（mm）=14（mm）（2）卷筒的计算6多层缠绕卷筒缠绕部分的长度：n=3 （2-5）=（mm）卷筒壁厚计算：焊接卷筒：d（mm）卷筒壁上的压应力为： （2-6）=（mm）卷筒的转速n:（r/min）式中a滑轮组的倍率；v起升速度，m/min卷筒卷绕直径，m, Dd（D为卷筒槽底的直径，d为钢丝绳直径）=（r/min）2.4 起升机构制动器的选择计算QT100塔式起重机的起升机构中一般采用常闭式制动器，以保证工作安全可靠。而回转机构和行走机构中则多采用常开式制动器和综合式制动器，已达到工作平稳。块式制动器的工作原理：7短行程交流电磁铁块式制动器。直径圆周表示与机构传动轴相联制动器轮，制动器瓦块与制动臂相铰接，主弹簧用来产生制动力矩。主弹簧右端顶在框架上，框架与左制动臂固结在一起。推杆与右制动器联系在一起，上闸制动时，主弹簧的压力左推推杆，右推框架，从而带动左右制动臂及其瓦块压向制动轮，实现制动。图 2-7 制动器当机构工作时，电动机通电，与电动机相联系的电磁铁也通电而产生磁力，磁铁吸引力衔铁绕饺点做逆时针转动，并压迫推杆向右移动，是主弹簧进一步压缩，这时在副弹簧及电磁铁自重偏心作用下，左右制动臂张开，制动器松闸。如果一旦发生事故，电机断电，制动器便立即上闸，这是一种常闭式的制动器。这种制动器由于松闸装置（电磁铁）直接装在制动臂上，式制动器结构紧凑、制动块。但由于电磁铁尺寸限制，其制动力矩小，并且在工作时冲击及影响较大。制动器的材料：45锻钢。制动器型号：YW200-220制动器的静力矩，可由下式确定：（N.m） （2-7）式中最大起升载荷，N；钢丝绳绕卷筒直径，多层缠绕时D（2m）d, m为卷绕最多的层数；卷筒至制动器轴间传动比；起升吊钩至制动器轴间传动效率。=53.79（Nm）起升机构制动器的制动力矩必须大于由起升载荷产生的力矩。 （2-8）式中制动安全系数，由表2-4查的。=80.69（Nm）表 2-4制动安全系数工作类型（轻级）1.5（中级）1.75（重级）2.0确定弹簧的作用力：制动器每个瓦块摩擦面上的正压力为：（N） （2-9）式中制动轮直径，mm;制动器的制动力矩，Nm;摩擦系数；杠杆效率，取0.90.95=2423.1（N）则弹簧作用力为： （2-10）=296585.07（w）=2966.59（kw）制动瓦块的比压验算： （2-11）式中许用比压；A制动瓦块和制动轮的接触面积。按下式计算： （2-12）式中B制动瓦块的宽度（mm）,常取；制动瓦块在制动轮上包角，一般取。B=0.4=74（mm）（）=0.29（MPa）第3章 QT10塔式起重机回转机构设计3.1回转支撑的受力计算作用在回转支撑上的载荷主要包括起重臂架、平衡臂架、平衡重、塔顶部分的自重、最大额定起升载荷、风载荷、惯性载荷以及回转齿轮啮合力的作用。这些力均可向回转中心简化成回转支撑的计算载荷垂直力V，水平力H和力矩M三部分。作用在滚动轴承上回转支承上的载荷如图3.1所示：图3.1 作用在滚动轴承式回转支承上的载荷用下式计算：V=180009.8+57649.8+116009.8+15509.8=263757.2 NH=473.26+605.58+3.5-77.87-731.97=272.5 M=17840015+56487.227+3.51.5+605.581.8-151900.5-77.873-1368016-731.970.3=875321.49 N； FQ-最大额定载荷，N； FQ=80009.8=78400 N-起升动载荷系数：取=1；F1-作用在重物上的离心力，N；F1=80000.0628215=473.26N；FWQ-作用在重物上的风力，N；FWQ=2508=2000N；Gb-起重臂的重力，N；Gb=57649.8=56487.2N；G1-除去起重臂架和配重之外其他回转部分的重力，N；G1=15509.8=15190N；G3-平衡重，N；G3=116009.8=113680N；FL1-G1质量引起回转离心力，N；FL1=15500.062820.8=77.87 N；FL3-G3质量引起回转离心力，N；FL3=116000.0628216=731.97 N；FLb-起重臂架的回转离心力，N；FLb=54840.0628228=605.58 N；Fw2-作用在塔机回转部分上的风载，N；Fw2=44300.062820.8=3.5 N；根据塔式起重机的总体尺寸及计算载荷，即垂直力V，水平力H和力矩M，按有关标准选择滚动轴承型号3.2 回转驱动装置的计算回转机构的驱动计算包括回转阻力矩的计算及驱动电动机的计算3.2.1 回转驱动力的计算塔式起重机回转时主要克服的阻力是回转支撑装置中的摩擦阻力据、风力阻力矩和回转惯性阻力矩，按下式计算：T=Tm+Tw+Tg+TpT-回转阻力矩，N.m；Tm-回转支撑装置中的摩擦阻力据，N.m；Tw-风力阻力矩，N.m；Tg-惯性阻力矩，仅出现在回转启动和制动时，N.m；Tp-坡度阻力矩，N.m；(1) 摩擦阻力据 Tm 滚动轴承式回转支撑装置在回转启动时产生的摩擦阻力据按下式计算： （3-1） Tm=0.012(1.6/2)(1872640.9+468.7)=17981.85 N式中-当量摩擦系数，如表3.1所示：表3.1当量摩擦系数工况球式回转支撑交叉滚珠式回转支撑回转启动正常回转0.0120.0080.0150.01 D0-回转支撑滚道中心圆直径，1.6m； -垂直力和力矩在回转支撑的滚动体上产生的发向压力绝对值总和，N；当e=(交叉滚珠式）和e=(滚球式）时 (3-2) e=(交叉滚珠式）和(滚球式）时 (3-3)因为M/V0.3D0，所以， 式中-系数，滚球式=1.5， -水平力H在回转支撑的滚动体上产生的法向压力绝对值总和，N; =1.72272.5=468.7 N式中-系数值，与滚动体的形状和滚动体与滚道的接触角等因素有关。当接触角为450时，对滚球式取=1.72(2) 风阻力矩TW风阻力矩的计算公式： (3-4)式中FWQ-作用在起吊物上的风载荷，N A=2 ,C=1.2 FWQ=1.22502=600 N； -作用在起重臂架上的风力，N；A臂=55.261.2=66.3 m2漏=0.25, 重=0.25, C=1.3Kn=1, q=250N/m2A实=(1)A=0.251.2566.3=20.72 m2 FWb=1.325020.72=6734 N FW3-作用在平衡重上的风载荷，N；A=5.0m2FW3=1.22505.0=1500N -作用在平衡臂架上的风载荷，N；A=0.3515.32=5.362 m2FW4=1.22505.362=1608.6 N-起吊物品到回转中心的距离，m；取 R=15m -起重臂架风力作用线到回转中心的距离，m；取 Rb=27m -平衡重风力作用线到回转中心的距离，m；取 R3=16m -平衡臂架力作用线到回转中心的距离，m；取 R4=9m -起重臂与风向的夹角，（）。当=90时，起重臂架与风向垂直，最大的风阻力矩按下式计算： =60015+673427-150016-1608.69=143940.6 N；当从零变化到90的过程中，风阻力矩也随着变化，其等效风阻力矩按下式计算： =0.7143940.6=100758.42 N；(3) 回转惯性阻力矩回转惯性阻力矩是由起升载荷、塔机回转部分和传动装置的旋转零件三部分质量产生的惯性力矩引起的。Tg-回转惯性阻力矩，kgm2；TgQ-起吊物品绕塔式起重机回转的惯性阻力矩，kgm2；TgG-塔式起重机回转部分的惯性阻力矩，kgm2；TGm-作用在电机轴上的机构传动部分的惯性阻力矩，kgm2；起吊物品绕塔式起重机回转的惯性阻力矩 (3-5) =(78400+3665.2)1520.6/(9.555)=232016.80 kgm2；式中 Q-额定起升载荷，N； Q=80009.8=78400 N； q-吊具自重，N；q=3749.8=3665.2 N； R-起吊物品的质心至回转中心线的水平距离，m； 取 R=15m n-塔式起重机的回转速度，r/min； 取 n=0.6m/min -回转机构的启动时间，s，通常可取t=36s. 塔式起重机回转部分的惯性阻力矩 （3-6) JGi-塔式起重机零部件和构件绕回转中心的转动惯量，kgm2；作用在电机轴上的机构传动部分的惯性阻力矩,因为作用在电机轴上的机构的转动惯量很小，可以忽略不计，所以这部分不计。但是在实际中这部分是要计算在内的。(4) 坡度阻力矩塔式起重机由于轨道铺蛇不平或者土壤地基的沉陷，导致其回转中心线与铅垂线成一夹角，从而产生坡度阻力矩。一般回转中心线与铅垂线的夹角很小，可以忽略不计，当夹角很大时，应考虑坡度阻力矩。3.2.2 驱动电机功率的计算1初选电动机时，等效功率安下面的公式计算 (3-7) =118740.870.6/(95500.85) =8.78 kw =17981.85+0+100758.42=118740.27 N式中 Pe-电机等效功率，kw； -回转机构总效率，采用行星齿轮传动时0.80.85；取=0.85 n-塔式起重机的回转速度，r/min； 取n=0.6 r/min； Te-回转机构等效静阻力矩，N.m； Tm-摩擦阻力矩，N.m； Tpe-等效坡度阻力矩，N.m； Twe-等效风阻力矩，N.m；3.3 液力耦合器的选用：3.3.1 选用条件和原则在已知工作电机的额定功率选配液力耦合器，为了节约能源通常使液力耦合器与工作电机的额定功率接近相等或是要稍大一些 15。(1)要使传动系统有高效率，应使液力耦合器的工作状况与原动机额定工作状况相等或是相近，以求的较高的效率。(2)限矩形的液力耦合器的启动过载系数和最大过载系数都应小于电机力矩过载系数，否则起不到过载保护作用。3.3.2 选用方法查表法：按工作电机额定转速和功率液力耦合器产品样本或是产品目录上查找相应功率的液力耦合器规格，液力耦合器样本（或是产品目录）均按液力耦合器额定转差率范围的1.5%3%给出了额定功率范围15。按上述方法查找到了相应的液力耦合器的规格我yo320型限矩型的液力耦合器。3.4 制动器(1) 制动器的结构尺寸DZ = 0.15 m松闸弹簧：l1 = 30 mm， Ps1 = 54 N l2 = 26 mm， Ps2 = 87 N工作长度 26 mm， 弹簧力 Ps = 80 N电磁铁 MQ1-111 吸力 Pm = 30 N杠杆放大比 ig = 183/20 = 9.15(2) 计算工况：保证塔机在最不利工况和最大风力作用下不自行转动，此时惯性阻力和轴承阻力矩有利于制动。(3) 制动器力矩计算MZ = M23/(i2i3) 式中 M要求制动时所需加的制动力矩;M = MhMwMfMp= 580080525128541335022922 = 37199 Nm2减速机传动效率；2=0.963开式齿轮传动效率；3=0.98i2减速机传动比，i2 = 162 i3实开式齿轮实际传动比，i3实=13.1MZ = M23/(i2i3)=371990.960.98/(13.1162) = 16.49 Nm3.5 行星齿轮减速器设计行星减速器的输入功率P=4.8kw,输入转速n=908r/min,传动比ip=162，短期间断的工作方式，且要求该行星减速器齿轮传动结构紧凑、外轮廓尺寸较小和传动效率较高。3.5.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图根据上述设计要求：短期间断、传动比大、结构紧凑、外轮廓尺寸较小。查有关的资料可知，3Z型适用于短期间断的工作方式，结构紧凑，传动比大。为了装配方便，结构更加紧凑，选用具有但齿圈行星轮的3Z（）型行星传动较合理。其传动简图如图3.2所示： 图3.3 3Z(II)型减速器传动简图3.5.2 配齿计算根据3Z（）型行星传动的传动比值和按其配齿计算公式 (3-8) (3-9) (3-10)可求的内齿轮b、e和行星轮c的齿数、。现考虑到该星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数=30和行星轮数目=3 。为了使内齿轮b与e的齿数尽可能小，即应取。在将、和值代入上述公式，则的内齿轮b的齿数为 = =105按公式（3.2）可得内齿轮e的齿数为： =105+3=108因为-=106-29=77为奇数，应按公式（3.3）求得行星轮c的齿数=38再按公式 (3-11)=162即得该行星齿轮的传动实际的传动比=160.8。最后确定该行星传动各轮的齿数为=30、=105、=108、=38。3.5.3 初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据17图6-14和图6-29取=1350N/mm2和=320N/mm2中心轮a和行星轮c的加工精度6级；内齿轮b和e均采用42CrMo，调质硬度217259HB，据17图6-13和6-28 取=720N/mm2和=240N/mm2，内齿轮b和e的加工精度7级。按弯曲强度的计算公式计算齿轮的模数m为： (3-12)现已知，=320N/mm2。小齿轮的名义转矩N.m；取直齿轮传动系数；按17表6-7取使用系数;按17表6-5取综合系数；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数；由公式： (3-13)得由17图6-22查的齿形系数：由17表6-6查的齿宽系数。则得齿轮模数m为：取齿轮模数m=2mm。3.5.4 啮合参数计算在三个啮合齿轮副a-c、b-c和e-c中，其标准中心距a为：(mm)(mm)(mm)由此可见，三个齿轮的标准中心距均不相等，且有。因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定的条件的要求，又能满足啮合传动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该3Z（）型行星传动进行角度变位。根据各标准中心距之间的关系，现选取其啮合中心距=70mm作为各齿轮副的公用中心距值。已知，m=2mm,=70mm及压力角=20，计算数据填入表3.1得：表3.1 3Z（）型行星传动啮合参数计算项目计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副e-c齿轮副中心距变动系数y啮合角变为系数和齿顶高变动系数重合度12461.0960.0961.525551.7210.2210=20003.5.2 确定各齿轮的变位系数(1) a-c齿轮副 在a-c齿轮副中，由于中心轮中，由于中心轮a的齿数，和。据此可知，该齿轮副的变位目的是为了凑合中心距和改善啮合性能。其变位方式应采用角度变位的正传动，即按公式： (3-14) =0.5692按公式 (3-15)可求得中心轮a的变位系数为： =1.096-0.5692=0.5268(2) b-c齿轮副 b-c齿轮副中，和该齿轮副内齿。据此可知，该齿轮副的变位目的是为了凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即。现已知其变位系数1.721和，则可得内齿轮b的变位系数。（3） e-c齿轮副 e-c齿轮副中，和。由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式采用高度变位，即。则可得内齿轮e的变位系数为。3.6 几何尺寸计算对于该3Z（）型行星传动可按下表的公式进行进行其尺寸的计算。各齿轮副齿顶的几何尺寸的计算结果如表3.2所示：表3.2 3Z（）型行星传动齿顶几何尺寸计算项目计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副e-c齿轮副变位系数分度圆直径d基圆直径db节圆直径d齿顶外啮合齿顶内啮合12d1=mz1d2=mz2db1=d1cosdb2=d1cosd1=2d2=2da1=d1+2m(ha+1-y)da2=d2+2m(ha+2-y)da1=d1+2m(ha+1)da2=d2+2m(ha-2)1=0.56922=0.5268d1=60d2=60db1=56.3816db2=71.4166d1=61.7647d2=78.2353da1=65.8928da2=81.72321=0.52682=2.2478d1=76d2=210db1=71.4166db2=197.3355d1=79.403d2=219.403da1=82.1072da2=214.10721=0.52682=0.5268d1=76d2=216db1=71.4166db2=203.9736d1=76d2=216da1=82.1072da2=214.1072各齿轮副齿根的几何尺寸的计算结果如表3.3所示：关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算。已知模数m=2mm,插齿刀齿数，齿顶高系数=1.25，变位系数（中等磨损程度）。试求被插齿制内齿轮的齿根圆直径齿根圆直径的计算公式： (3.15)式中 -插齿刀的齿顶圆直径； -插齿刀与被加工内齿轮的中心距。 =225+22（1.25+0） =55(mm)现对内啮合齿轮副b-c和e-c分别计算如下：b-c内啮合齿轮副()。 =0.03536由17表46查的 加工中心距为： 按下面的公式计算内齿轮b齿根圆直径为 填入表 3.3（1） e-c内啮合齿轮副（)。仿上 =0.0195242由17表46查的 则得内齿轮e齿根圆直径为 填入表3.23.7 装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的条件，即：（1） 邻接条件 按公式 (3-16) 将已知的，值代入上式，则得即满足邻接条件（2） 同心条件 按公式= (3.17) 验算3Z（）型行星传动的同心条件 各齿轮副的啮合角 24。6， 25。55和=20；且知 =30、=105、=108和=38。 代入上式 即得 =74.4924则满足同心条件（3） 安装条件 按公式(3.11)得 (3.18) 验算其安装尺寸 即 所以，满足安装条件。3.8 传动效率的计算由表2中的几何尺寸计算结果可知，内齿轮b的节圆直径大于内齿轮e的节圆直径，即，故该3Z（）行星传动的传动效率可采用下面的公式进行计算 (3.19)已知和其啮合损失系数 (3.14)和可按下面的公式进行计算 (3.15) (3.16)取轮齿的啮合摩擦系数，且将=105、=108和=38代入上式，可得：即有 =0.003862+0.003923=0.007785 所以，其传动效率 可见，该行星齿轮传动的传动效率较高，可以满