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QY8
轮胎
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回转
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QY8轮胎式起重机回转部分设计,QY8,轮胎,起重机,回转,部分,设计
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摘 要起重机在工程建设领域有着重要的作用，利用它可以减轻劳动强度，节省人力，降低建设成本，提高劳动生产率，加快建设速度等。本设计组主要设计QY8轮胎式起重机回转部分设计。轮胎式起重机主要包括起升机构，回转机构，吊臂，变副机构和液压系统等。这次设计是在初步进行总体参数设计及计算的前提下，主要进行起重机回转机构的设计及计算和回转支承装置的设计及计算。回转机构是工程起重机中重要组成部分，它由回转机构的原动机。回转机构使整个回转平台在回转支承装置上作全回转，从而将起重物送到一定范围内的任意位置。关键词：轮胎起重机 回转机构 回转支承AbstractThe project crane has the important effect in engineering construction field, make use of it can be able to reduce labor intensity, economize manpower, reduce construction cost, improve productivity, accelerate construction speed etc. Our team is mainly design the QY8 tyre style crane. The design includes up of organization, the organization turning round, lazy arm mainly, is changed into subsidiary organization and hydraulic pressure system etc. Under the premise current is designed being that the parameter carrying out population in the first step designs that and secretly schemes against, connection, revolving stage structure and the branch turning round carrying out autohoist gyration organization design and secretly scheming against, as well as the center turns round mainly are indebted to devices for designing that and secretly scheming against. The organization turning round is that the project crane is hit by an important component, it designs middle from organization prime mover, capital turning round adopt the hydraulic pressure motor; The organization mechanical drive device turning round, the pinion tripartite in general, playing speed reduction role and turning round is composed of. The organization turning round makes entire gyration platform do entire the certain range inner turning round, delivering lifting thing to therebys on the supporting device turning round arbitrarily location. Keywords: tyre crane the slewing mechanism slewing bearing目录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 起重机简介11.2流动式起重机21.3工程起重机的发展趋势3第2章 轮胎式起重机的总体设计42.1起重机的组成42.2轮胎式起重机的总体方案的确定42.3起重机驱动装置的选择52.3.1内燃机机械驱动52.3.2电力机械驱动62.3.3复合驱动62.4轮胎式起重机动力装置的选择72.5轮胎式起重机底盘的选型82.6轮胎式起重机的主要参数102.7轮胎式起重机的稳定性122.7.1轮胎式起重机的行驶稳定性122.7.2 轮胎式起重机起重14第3章 汽车起重机回转部分设计计算183.1 回转支承装置的选型183.1.1载荷的确定183.1.2回转支承装置强度计算及校核203.2 回转支承装置连接螺栓的计算及选型223.3 回转机构传动装置的设计233.3.1 回转机构回转阻力矩的确定233.3.2回转马达的选择263.3.3回转机构传动零件的计算273.4回转机构减速器部分的设计及计算273.4.1方案设计273.4.2高速级设计计算293.4.3低速级设计计算413.4.4轴及轴承的设计计算473.5行星架设计计算533.5.1高速级行星架533.5.2低速级行星架543.6制动器的选择及计算553.6.1制动器的选择553.6.2制动力矩的计算56第4章 结 论57参考文献58致 谢5961第1章 绪论1.1 起重机简介起重机属于起重机械的一种，是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。根据水平运动形式的不同分为桥架类型起重机和臂架式起重机两大类别，此外还有桥架与臂架类型综合的起重机，例如，在装卸桥上装有可旋转臂架的起重机，在冶金桥式起重机上装有可旋转小车等。 桥架类型起重机以桥型结构作为主要承载构件，取物装置悬挂在可以延主梁运行的起重小车上的起重机，多用于车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸。根据结构形式不同分为桥式起重机和门式起重机等。1）桥式起重机 由桥架、起重小车和电气部分等主要部件构成，使用广泛的有单主梁或双主桥梁式起重机，它的主梁和两个端梁组成桥架，整个起重机直接运行在建筑物高架结构的轨道上。2）门式起重机 又被称为带腿的桥式起重机，其主梁通过支撑在地面轨道上的两个刚性支腿，形成一个可横跨铁路轨道或货场的门架，外伸到之腿外侧的主梁悬臂部分可扩大作业面积。有时门式起重机制造成单支腿的半门式起重机。臂架类型起重机其结构都有一个悬伸、可旋转的臂架作为主要受力构件，除了起升机构外，通常还有旋转机构和变幅机构，通过起升机构、变幅机构、旋转机构和运行机构等四大机构的的组合运动，可以实现在圆形或长圆形空间的装卸作业，可装设在车辆或其他运输其结构都有一个悬伸、可旋转的臂架作为主要受力构件，除了起升机构工具上，构成了常见的各种运行臂架式起重机。例如，门座式起重机、塔式起重机、铁路起重机、流动式起重机。1)门座式起重机 它是回转臂架安装在门形座架上的起重机，沿地面轨道运行的门座架下可通过铁路车辆或其他车辆，多用于港口装卸作业，或造船厂进行船体与设备装配2) 塔式起重机 塔式起重机的结构特点是有一直立的塔身，起重臂结构在垂直塔身的上部，故塔式起重机起升高度和工作幅度都很大。塔式起重机在房屋建筑，电站建设以及料厂、混凝土预制构件厂等场所得到广泛的应用17。塔式起重机由于塔身是直立的，起重臂与塔身组成“”型，其有用幅度比轮胎式或履带式起重机大得多，故可使起重机靠近所施工的建筑物。一般情况下，塔式起重机的有用幅度接近全幅度的80%。同样情况下，若选用履带式或轮胎式起重机，其有用幅度则不超过50%，并随着建筑物的增高而急剧减少。特别是在高层建筑中，塔式起重机与履带式起重机或轮胎式起重机相比，其优越性更为明显。所以广泛应用于塔式起重机来建筑多层和高层建筑。塔式起重机的动力装置是用外接电源的电动机，而一般施工现场都有动力电源，可很方便的接通电源，不需要造价昂贵的内燃机动力装置。但是塔式起重机普遍是在专用的宽 轨道上行走的，故需专门平整场地，铺设轨道，增加铺轨费用。近年来为适应高层建筑或超高层建筑施工的需要，一种能自行升高的自升塔式起重机的研制和应用日益增多。这种自升塔式起重机无需铺设轨道，它可安装在施工的建筑物内部（一般是安装在电梯井或楼梯间结构上）或附着于建筑物上。在其底架上安装行走台车后，也可作为在轨道上行走的自升塔式起重机。七十年代生产的塔式起重机一般多是这种三用或四用自升塔式起重机（将固定式、轨道式、爬升式和附着式）13。1.2流动式起重机汽车起重机将起重机安装在通用或专用汽车底盘上低盘性能等同于同样整车总重的载重汽车，符合公路车辆的技术要求，因而可在各类公路上通行无阻。此种起重机一般备有上、下车两个操纵室，作业时必需伸出支腿保持稳定。起重量的范围很大，可从8吨1000吨，底盘的车轴数，可从210根。是产量最大，使用最广泛的起重机类型。越野轮胎起重机 越野轮胎起重机是70年代发展起来的一种起重机，其吊重功能与轮胎起重机相似，也可进行不用支腿吊重及吊重行驶。所不同的是底盘的结构形式及由独特的底盘结构所带来的行驶性能的提高。这种起重机的发动机均装在底盘上，底盘有两根车轴及四个大直径的越野花纹轮胎。四个车轮均为驱动轮及转向轮，当在泥泞不平的工地上转移工位时，四个车轮都传递动力，即四轮驱动，以提高通过泥泞地面及不平路面的能力。当在平坦路面以较快速度行驶时，只用前轴或后轴的两个车轮驱动，以减少能耗。在起重机的随机文件中，用44表示四轮驱动，42表示4个车轴中有两个车轮是驱动轮。该车型适合狭小的场地作业。可实现连续无极变速，在路面阻力突变的情况下发动机也不会熄火，因而极大的方便了司机的操作。可以所越野轮胎起重机是一种性能扩展了的、强力而灵活的轮胎起重机12。履带式起重机把起重机作业部分装设在履带底盘上，行走依靠履带装置的起重机称为履带式起重机。它具有全回转转台，起升高度大，牵引系数高，爬坡度大，行驶速度低，行驶过程中可能对路面造成损坏，一般不宜在公路上行驶。履带式起重机与轮胎式起重机相比，因履带与地面接触面积大，故对地面平均比压小，可在松软、泥泞地面上作业17。全地面起重机是一种兼有汽车起重机和越野起重机特点的高性能产品。它既能像汽车起重机一样快速转移、长距离行驶，又可满足在狭小和崎岖不平或泥泞场地上作业的要求，即行驶速度快，多桥驱动，全轮转向，三种转向方式，离地间隙大，爬坡能力高，可不用支腿吊重等功能，是一种极有发展前途的产品。但价格较高，对使用和维护水平要求较高。为完成某种特定任务而研制的专用起重机。例如：为机械化部队实施战术技术保障用的、装在越野汽车或装甲车上的起重轮救车；为处理交通事故用的公路清障车等，均属此类8。轮胎起重机可分为通用轮胎起重机和越野轮胎起重机。1）轮胎起重机 又称通用轮胎起重机，广泛用于仓库、码头、货场等作业场所。它是利用轮胎式底盘行走的动臂旋转起重机。由上车和下车两部分组成。上车为起重作业部分，设有动臂、起升机构、变幅机构、平衡重和转台等；下车为支承和行走部分。上、下车之间用回转支承连接。吊重时一般需放下支腿，增大支承面，并将机身调平，以保证起重机的稳定。轮胎式起重机总体布置不受汽车底盘的限制，采用行驶操纵和起重作业操作合一的驾驶室，可在室中控制上下车的动作，具有轮距较宽、稳定性好、轴距小、车身短小、转弯半径小等优点，可适用于狭窄的作业场所17。1.3工程起重机的发展趋势近年来随着建设工程规模不断扩大，起重安装工程量越来越大，尤其是现代化大型石油、化工、冶炼、电站以及高层建筑的安装作业逐年增多。因此，对工程起重机，特别是大功率的工程起重机的需要量日益增加。随着现代科学技术的发展，各种这些因素都有力地促进了工程起重机的发展。根据国内外现有工程起重机产品和技术的分析，近年来工程起重机的发展趋势主要体现在以下几个方面。1)广泛采用液压技术;2)通用型起重机以中小型为主，专用起重机向大型大功率发展3)重视“三化”，逐步过渡采用国际标准4)发展一机多用产品5 采用新技术、新材料、新结构、新工本着机动灵活、操作方便、实用可靠的原则，以提高工作效率，适应野外、抢险、仓库、车站、码头等地狭窄工作场合，本文选择小型汽车起重机作为设计对象第2章 轮胎式起重机的总体设计2.1起重机的组成轮胎式起重机由以下几部分组成： 取物装置 轮胎式起重机取物装置主要是吊钩。 吊臂用来支承起升钢丝绳、滑轮组的钢结构。 上车回转部分，它是在起重作业时，可以回转的部分，它包括装在回转平台上除了吊臂、配重、吊钩等外的全部机构和装置。 下车行走部分，它是起重机的底盘，是上车回转部分的基础。 回转支承部分，是安装在下车底盘上用来支承上车回转部分的。 支腿，胎式起重机为了提高它的起重能力，在车架上装有支腿。 配重，起重机平台尾部常挂有一定重量的铁块，以保证起重机的稳定。2.2轮胎式起重机的总体方案的确定起重机的整体造型主要是根据其用途和作业场合。本次设计的起重机可用于野外起重、抢险、仓库、车站、码头及狭窄工作场合作业，需要良好的机动性能，有轮胎式和履带式两种设计方案可供选择根据现有方案的优缺点，小组人员的研究分析，本着机动灵活、操作方便、实用可靠的原则，以提高工作作业效率，我们选用小型汽车起重机做为设计对象。本方案有以下几个特点：采用EQ-1092F通用底盘，具有马力大，动力性好，速度高，牵引力大，爬坡度大的特点。 起重机作业部分采用能够液压传动，因此结构紧凑，既提高了作业效率，又扩大了作业范围。 采用二级伸缩臂，可按需要在规定范围内任意伸缩，动作平稳，微动性好，轻便灵活。 用前后H型支腿，四个支腿可以分别调平，并在现有8吨汽车起重机的基础上，适当加大支腿的跨距，提高了整机稳定性。 采用动力装置，将汽车发动机的动力传于动力油泵，提高了汽车动力的利用率，同时也不再为起重机另配动力原件。 行星齿轮减速器直接装在起升卷筒内，从而获得非常紧凑的结构，使起升机构能直接布置吊臂尾部。2.3起重机驱动装置的选择起重机的性能和结构特点在很大程度上取决于驱动装置（动力装置和传动装置的总称）。而驱动装置本身的重量和成本，对起重机的技术经济指标也起着显著的影响，因此设计起重机时，合理选择驱动装置和确定驱动形式是很重要的。工程起重机对驱动装置的要求，主要应从起重机本身的工作特点来考虑，主要的有以下几点： 适应外载荷多变的要求； 适应迅速改变运动方向的要求； 适应工作速度频繁变换的要求； 适应冲击振动的要求。此外，对于需要经常转移作业场地的工程起重机，要求有独立的动力能源装置。为了避免噪声的危害，要求低噪声的驱动装置。 应于指出，要满足上述工作特点所指出的各项要求，仅仅依靠动力装置本身还不能完全达到。而必须有合理的传动装置与之相配合，以达到起重机所要求的传动特点。2.3.1内燃机机械驱动 概述在轮胎式起重机和履带式起重机中，内燃机-机械驱动得到广泛的应用，它通过机械传动装置将内燃机发出的动力传递到那个工作机构上去（简称内燃机驱动）。这种驱动装置有一个独立的能源，具有较大的机动性，可满足工程起重机流动性的要求。由于不受外能源的牵制，所以起重机一到达作业场地后就可随时投入到工作。此外，内燃机结构紧凑。一般来说，外形尺寸和重量较小。但内燃机-机械驱动与电力-机械驱动比较，前者存在不少缺点：承受载荷能力差，在超负荷运转时容易熄火，因此不得不选用大一些功率的内燃机，以较大的功率储备来适应超载的需要；内燃机不能带载启动，因此在内燃机-机械传动系统中，必须设置离合器结构，在启动时脱开离合器；内燃机不能运转，为了保证机构的正向和逆向转动，在机械传动的起重机必须设置逆转机构；内燃机在严寒地区运转，要采取措施，改善启动性能。此外，内燃机噪声、振动及污染的问题也有待进一步解决。在工程起重机中使用的内燃机目前常用的有两种类型，即柴油机和汽油机。柴油机比汽油机更具有使用经济性和工作可靠的优点，所以柴油机得到广泛的应用。从降低重量和减少外形尺寸考虑工程起重机用的柴油机应该是运输型的，最好选用工程起重机械用的中转速的 柴油机以适应工程起重机特点，保证工作可靠性和简化中间传动装置的构造。 内燃机驱动功率的确定起重机的内燃机驱动功率可按下述两种方法确定：根据现有的同类型和吨位级相近的起重机参数来确定所需的功率，然后再核算起重机的各项技术参数是否满足设计要求；根据起重机设计参数，计算最大阻力距，然后确定所需的内燃机功率。2.3.2电力机械驱动概述外接电源使电动机传动，再经机械传动装置将动力传递到个工作结构的一种驱动方式简称电力驱动。外接电源的电力机械驱动的方式，在踏式起重机中得到广泛的应用。在少数轮胎起重机中也有采用这种驱动方式。电力机械驱动比内燃机械驱动有以下优点； 电动机能承受短时间的较大过载，而且可以带载随时驱动； 电动机容易逆转，而且可在较大范围内实现无级调速； 各机构可由独立的电动机分别驱动，使机械传动装置和操纵机构大为简化； 操纵方便灵活，维修也比较方便； 外接电源的驱动，没有内燃机那样废气污染而且噪声低。但这种驱动方式必须依靠外接电源，而且对电动机特性提出了特殊要求，一般最好选择过载能力强，调速范围大的直流电动机。但因往往缺乏直流外接电源，并且直流电动机价格昂贵，所以不便采用普遍采用。只有在内燃机发电机电动机这种内燃机电力驱动系统中直流电动机才获得采用。 电力机械驱动容量的确定正确选用电动机的容量是很重要的。如果电动机容量不足，会使电动机过热，以致很快损坏，同时也会影响起重机的生产率。因为这时起动力矩不足，起动过缓，不能达到所需要的速度。如果电动机容量过大，不仅仅是浪费，而且使机构庞大，自重增加，起动过猛，传动机构载荷增大。因此，确定电动机容量的原则是： 在规定的工作条件下，电动机的温升不超过容许值，即不过热： 保证所需要的起动能力。2.3.3复合驱动工程起重机通常采用的复合驱动主要有：内燃机电力驱动；内燃机液压驱动。 内燃机电力驱动内燃机电力驱动与外接电源的电力驱动的主要区别是动力源不同。前者是独立的动力源内燃机；后者是外接电网电源。内燃机电力驱动通常是由柴油机驱动发电机发电，把内燃机的机械能转化为电能传送到工作机构的电动机上，在变为机械能带动工作机构转动。直流电和交流电都有采用。但更多的是采用直流发电机和直流电动机。因此，直流电动机可以在较大范围内无级调速，过载能力强。这种驱动形式是以直流电动机的良好工作特点克服内燃机工作缺点，是一种十分适合工程特点的驱动形式。但这种驱动形式电器设备多，它与外接电源的电力驱动比较，由于多了一台内燃机和一台发电机，因而重量大，价格昂贵，使起重机造价显著增大。内燃机液压驱动在现代工程起重机中内燃机液压驱动得到越来越广泛的应用，其主要原因，一是由于机械能转化为液压能后，实现液压传动与许多优越性；二是由于液压 技术本身发展很快，使起重机液压传动技术日趋完善。这种驱动形式不仅广泛应用于汽车起重机和轮胎起重机，近年来也应用于履带起重机代替以往的内燃机机械驱动形式。由于履带式起重机的动力装置装设在上车回转平台上，因此在以往的内燃机机械驱动系统中，履带行走机构所需的动力，需要从上车通过逆转机构等复杂的动力传送机构传到下车。而应用液压传动，只要通过高压油管和中心回转接头，就可把上车的动力容易而又方便地传到下车。内燃机液压驱动的主要特点是： 减少了齿轮、轴等机械传动件，而代之以重量轻、体积小的液压元件和油管，使起重机的重量大为减轻，结构紧凑，外形尺寸小； 可以在很大范围实现无级调速，而且容易变换运动方向； 传动平稳，因为作为传动介质的液压油具有弹性，通过液压阀平稳而渐进地操作可获得平稳的柔和的工作特性； 易于防止过载； 操作简单、省力；这种驱动形式的主要缺点是： 传动效率低，因为能量经过了两次转移； 液压元件加工精度要求高，因而加工成本大； 对密封要求也高，如果制造安装工艺不完善，常有运转失灵及漏油现象产生。随着液压技术的发展和工艺水平的提高，这些缺点已逐步得到解决。综上所述，结合小型起重机的特点，这次设计选用内燃机液压驱动。2.4轮胎式起重机动力装置的选择轮胎式起重机动力装置的布置有以下几种方案：一一台电机布置在下车；二一台发电机布置在上车；三两台发电机上、下车各布置一台。第一种方案，目前采用得比较广泛，这是因为： 上车起重机构采用液压传动，动力传递比较方便，液压泵设在下车，高压油经回转接头送到上车驱动各个液压马达或液压缸。 下车行走机构采用一般通用汽车的机械传动或液力机械传动，下车行走机构采用一般通用汽车的机械传动或液力机械传动，故发动机设在下车较方便，因此传动系易布置，操作易实现。 目前，轮胎式起重机的行驶速度高，专用底盘的行走机构的传动装置也必须设计得与汽车传动系同样复杂，故发动机设在下车也是必须的。在设计汽车起重机时，有时往往不是选择发动机，而是选择整个通用的汽车底盘，要根据起重机最大额定起重机重量去选择相应载重量的汽车底盘。第二种方案在机械传动和电力传动的慢速行驶的轮胎起重机中普遍采用的。这种方案，发动机主要是上车起重机构。下车行走机构的动力由上车经回转中心下传而来，由于行走速度低于20，故对传动系统的要求比较简单。第三种方案在大型的汽车起重机中采用得比较广泛。因为此时行走用的下车发动机功率很大，发动机也较昂贵，起重用的功率为其1/3以下，故起重时使用行驶发动机在功率利用上很不合理。分析以上三种方案，结合本次设计，轮胎式起重机的动力装置选用汽车通用底盘。上车其中和下车行走机构共用汽车发动机，上车起重机构在汽车传动箱中得到动力，即可以节省一台发动机，又减轻重量。2.5轮胎式起重机底盘的选型轮胎式起重机底盘的类型很多，可按不同角度来进行分类。从总的性能上看，可分为：通用汽车底盘、专用汽车底盘和专用的轮胎底盘三种。所谓通用的汽车底盘，是指除车架更换外（若有必要时），余皆采用原汽车底盘。小型的起重机可在原汽车地盘上附加副车架以支撑上车结构，因为原汽车车架的强度和刚度都满足不了起重机在起重时的要求。虽然采用附加副车架的工艺比较简单，但整个起重机的重心较高，重量较大。专用的汽车底盘是按起重机的要求设计的，轴距较大，车架刚性好。专用汽车底盘的驾驶室布置有三种，一是与通用汽车一样的正置平头式驾驶室，二是测量的偏头式驾驶室，三是前悬下沉式驾驶室。侧置偏头式驾驶室底盘的汽车起重机可使起重吊臂在行驶状态时放在驾驶室旁侧，使整车重心大大下降，但驾驶室视野不良，坐人不多。前悬下沉式驾驶室视野良好，吊臂位置也不高，故起重机重心低，因此在大型起重机中常采用前悬下沉式的驾驶室。专用轮胎底盘是专门为轮胎起重机设计的，为提高轮胎起重机的机动性，将底盘设计成短轴距，全轮驱动，甚至全轮转向的越野型轮胎底盘。由于轮胎起重机只有一个驾驶室，并且往往设在上车，所以下车底盘行走机构的操作通常求助于液压传动，轮胎起重机需吊重行驶，要求起动平稳，调速自如。因此，越野型轮胎底盘常采用液力变距器和动力换挡变速箱等转动装置，以及液压转向装置。在选用汽车底盘时，考虑到轮胎式起重机始终满载行驶，要比汽车载荷条件恶劣，但起重机的行驶里程比汽车的要少一半左右，故完全可以选用同等级的汽车底盘的总成。起重机的轴距L的大小直接影响到起重机的行驶性能、重量和总体布置。他受到总长度LZ的控制，在汽车起重机中吊臂探出车头LF一般都在两米左右，在轮胎式起重机中还要大些，为3-4米左右，回转平台尾部一般也略伸出车架外面LT，故一般起重机底盘长度LC限在7-9米以下。底盘长度LC是有前悬长度、后悬长度和轴距形成。在复轴式的双前后桥底盘中，轴距L是指复轴式前桥和后桥中心之间的距离。也可用第一轴距L,第二轴距L”等于轮胎直径再加上一定间距。底盘长度的轴距的关系为 （2.1）前悬的悬臂取决于发动机位置、驾驶室形式及所需的轴荷分布，后悬臂主要取决于后支腿离上车回转中心距离，一般为30-40%轴距左右。轮胎式起重机的轴距直接影响起重机转弯半径。最小转弯半径与轴距的关系如下： （2.2）式中外前轮的最大转角；C主销中心至外前轮中心的距离。为使转弯半径小，从机动性出发，轴距要取得小些为好。汽车起重机的中心高度在1.2左右，轮胎式起重机的常在1.5左右。一般中小型汽车起重机和后桥往往是复轴式的多桥，则前桥和后桥之间的轴距就比较大，常在5米以下。轮胎起重机轴距一般在33.6左右。本次设计的轮胎式起重机的底盘是EQ1092F型底盘，主要性能参数：驱动形式：42 轴距：3.95最大车速：75 最小转弯半径：不大于8爬坡度：不小于28% 发动机：6135Q型缸径冲程：135140 最大功率：1181800最大扭矩：6861200-1300底盘重量：34002.6轮胎式起重机的主要参数起重机械的基本参数是用来说明起重机的规格和性能的一些数据，也是提供设计计算和选择使用起重机械的主要依据。1)起重量轮胎式起重机起重量一般不包括吊钩的重量。可以把包括吊钩重量在内的起重量成为总起重量。轮胎式起重机起重量是随吊臂伸缩、俯仰而变化，因此起重量是由吊臂强度和整机稳定所决定。起重机的额定起重量总比临界起重量小。所谓临界起重量，是指当起重机吊起重物后处在稳定和倾翻的临界状态时的重量。根据使用需要，利于生产制造，故选择为8吨。2)工作幅度和有效幅度工作幅度指起重机回转中心轴线至吊钩中心的距离。它与吊臂长度和仰角有关，可以从，工作角度在之间。当轮胎起重机的幅度变小时。起重机可以增大，但当幅度小于支腿跨距的一半时，吊重无法进行。所以在系列标准上规定有效幅度上的极限值。有效幅度满足下列公式 （2.3） 查表11-5 =1.45米但有效幅度不宜规定过大，因为有效幅度大，意味着最大起重量时的工作幅度也大，吊臂受的力也大。这样一来吊臂自重就要增大，使大幅度时的起重量急剧下降，恶化了起重性能。工作幅度=( ) 查表11-5 =3.2m3)起重力矩作为轮胎式起重机基本参数的起重力矩是指最大额定起重量和相应的工作幅度的乘积，起重机工作时，不但要求有起重量，还要求有一定的幅度。只比较起重量，不比较其相应的幅度是无法评定两台起重机的起重能力的大小。起重力矩作为比较起重机起重能力的指标比较起重量更合适，更确切。本次设计的起重机确定：=8吨 =3米 则M=QgR=8000004)起升高度升高度与吊臂长度和仰角有关： （2.4）它在装卸工作中并不重要，但在建筑安装工程上则是一重要参数。起重机在使用中不但要满足起重量要求，还要满足工作幅度和起升高度的要求。本次设计的起升高度为H=13m5)自重轮胎式起重机的自重是指工作状态时的机械总重。它并不一定等于行驶时的重量。在设计各部分重量时，可以参照同样类型起重机实物重量，制造后的起重机重量不得大于系列标准规定重量。超出时应设法改进，把自重降到最低值。根据以上要求，本机总重为9550公斤，根据表11-8查得8吨轮胎式起重机自重15吨，所以合适。6)工作速度根据目前轮胎式起重机的统计资料，中小型起重机的吊钩速度一般在8-20m/min左右。在大型起重机中，起升速度不是主要的，为降低功率，减少冲击，起升速度取得较低，在5-8m/min左右。起升速度也有以绕入卷筒的单根钢丝绳速度表示的。虽然，单绳速度和吊钩速度是差一滑轮组的倍率。实际上轮胎式起重机吊钩速度不是恒定的，钢丝绳在卷筒上绕的层次不同，单绳速度也在变化。作为铭牌的参数的起升速度，是指卷筒在驱动机最大工作速度下的第一层钢丝绳的单绳速度，或与此相对应的吊钩速度。变幅速度是指吊臂在头部沿水平方向移动的速度。变幅速度对生产效率影响不大，而对起重机的平稳性和安全性影响较大，故不能取大，幅度时间（从最大臂到最小臂）一般在30-60左右。本机起臂时间为25，落臂时间16。在伸缩式吊臂的起重机上，吊臂伸缩速度也是需要注明的，一般外伸速度为收缩速度的1/2倍，该机伸缩速度选为伸缩（全程）34，缩臂（全程）18.5液压支腿收放速度一般用时间来表示，一般在10-50s之间，本机速度为：水平支腿伸出时间13.7；水平支腿缩回时间11.8；垂直支腿放下时间22；垂直支腿收起时间21.5；轮胎式汽车起重机行驶速度是主要参数之一，本机的行驶速度最高可达75。7)通过性参数通过性参数指轮胎式起重机正常行驶时能够通过各种道路的能力，不同车辆有不同的要求：轮胎式起重机的通过性几何参数基本上接近一般公路车辆。汽车起重机的要求和所采用的汽车底盘一致，经过改装后，最大出入不超过15%，接近角、离去角和最小离地间隙要大些。纵向通过半径要小些，由于轮胎式起重机车架下载有支腿，故离地面间隙可能变小。汽车起重机最大爬坡在左右。轮胎式起重机转弯半径在712米左右。8)几何尺寸参数轮胎式起重机的各部尺寸按需要和可能来确定，力求紧凑。轮胎式起重机在公路行驶状态的外形尺寸应考虑到道路、洞桥和铁路运输条件，按国家规定：总长限制在12米以内，总宽在2.6米以内，总高不超过4米。在特殊情况下，大吨位的起重机宽度可超过3米。2.7轮胎式起重机的稳定性 轮胎式起重机有两种稳定性：一是转移时的行驶稳定性；二是工作状态下的起重机稳定性。2.7.1轮胎式起重机的行驶稳定性 纵向行使稳定性起重机在行驶过程中，由于某种原因（如上坡）其前轮（转向轮）对地面的法向作用力为零时，则起重机 前轮的偏转，不能确定起重机的行驶方向。此时，可以认为车辆已失去稳定，无法控制其行驶方向。当后轮对地面的法向作用力所引起的牵引力为零时，车辆失去行驶能力，也破坏了行驶稳定性。图2-1为起重机上坡行驶图。此时，可能失稳。地面的反作用力，由于上坡，行驶速度低，不能加速运动，故可忽略一切惯性力和风阻力。其作用力在以后轮与地面接触点为中心的力矩平衡式表达如下： （2.5）式中G机械总重量； L2重心离后轴距离当=0，则因此可能失去操纵稳定的根据坡度为： （2.6）另外，当车辆下滑力接近于驱动轮上的附着力时，车辆就不能上坡，驱动轮开始打滑。即 （当后轮为驱动轮时）（当全轮驱动时）从图2-1上得，则后轮为驱动轮时的打滑极限坡度角为： （2.7）当全轮驱动时： （2.8）式中为附着系数，可用0.70.8代入。为了行驶安全起见，设计车辆时将使，即宁可上不去坡，而不要失去转向控制。综合以上公式，得到后轮驱动与全轮驱动车辆行驶的稳定条件: （2.9）本机为，所以纵向行驶稳定（hg一般在1.2米左右），这里取1.2米。 横向行驶稳定性起重机在弯道上或直边上行驶时受侧向力，诸如离心力、横向风力等。起重机在侧向力作用下有时克服了车轮附着力，从而产生侧滑移，或将车辆横向倾翻。 在车辆重心下作用有二力，起重机重力G和离心力，若,则车向左倾翻的极限条件为： （2.10）则就是说横向坡度角不得小于。再分析车辆引起侧移的情况，此时侧向力大于或等于横向附着力，即 （2.11）则其极限条件为： （2.12）则为行驶安全起见，应使侧滑发生在翻转前，故应使即 （2.13）所以横向行驶稳定。（汽车起重机轮距在2米左右，取2米）这就是横向行驶稳定性的基本条件，式中B是轮距，一般硬路面的取0.70.8。一般起重机重心离左右轮的距离相同，故在总体布置时已考虑到尽可能对称布置。2.7.2 轮胎式起重机起重 轮胎式起重机的失稳轮胎式起重机在起重作业时，由于起吊过重的重物，操纵失误引起的过大惯性、支承面的沉陷或过大风力等原因，起重机往往突然丧失稳定甚至倾翻肇事。因为轮胎式起重机的稳定安全由机械自重来维持，故有一定限度。往往在起重机的结构件和其零件强度还足够能承受外来载荷时，起重机由于自重不够而失去稳定。但有时起重机稳定性过大，在没有起重量指示器的情况下，吊臂也可以由于超载过大而损坏。因此，起重机在设计要选取适当的稳定性。起重机在失稳时的倾翻线，由起重机的支腿尺寸或轮胎尺寸确定。图21 起重机上坡行驶图最危险的倾翻线是在该工况下整个重量的重心离该倾翻线垂直距离最短的那一边。显然，最危险的失稳工况是吊臂位在垂直于侧方倾翻线的位置上。所以，在考虑起重机稳定时，以吊臂位在正侧方的工况为基准，在这个工况下起重机必须保证最低的稳定性。 起重机的稳定安全系数起重机在吊临界起重量时，起重机处于稳定的临界状态，即在倾翻线内、外侧的静力矩互相平衡，即。而表示起重机稳定性的稳定安全系数是位在倾翻线内侧的稳定力矩和为在外侧的稳定力矩之比： （2.14）当K=1时，即为临界状态。显然，K必须大于1.若认为起重机引起的一切力矩都是稳定力矩，即： （2.15）而倾翻力矩仅是起重物和吊具所引起的，即： （2.16）则稳定系数K可由下式求得 （2.17）式中：起重机的稳定力矩; 吊臂自重，=434.5 R起重机的重心距回转中心的距离，r=1.5米； 为上车其它部分重量和其重心到回转中心距离，取2072.4, =0.8米； 起重机底盘不回转部分重量，=3400； 配重及其垂心到回转中心距离，=835.6,=2.1米； 2a支腿横向距离，2a=4.1米则 所以起重机稳定。令K=1，则此时起重量为临界起重量 （2.18）由于上公式中没有考虑到起重机在运动时引起的惯性力以及风力和倾斜的影响，故求得的稳定系数称为静稳定系数。在计算起重机动态稳定系数时，把起重机的倾斜、回转离心力、起升惯性力和风力考虑进去，动态起重稳定系数为： 式中自重的重心高度；起重机的倾斜角度，在用支腿时肉眼找平，一般控制在左右，不用支腿时为；（H+b）吊臂头部离地高度； 重物离地高度；和重物吊升速度和起动时间； 重物加速度；和作用在起重机上和重物上的风力合力；风力作用点的高度； 回转速度。在实际计算中，中小型轮胎式起重机可以只计算静稳定系数，所以本次设计中，不必计算动稳定系数。在考虑到倾斜的影响和非工作时风力作用，自身的稳定系数也可以由下式求得： （2.19）式中:自重合力G回转中心距离，=1.5； 合力的重心高度，=1.2；a倾斜角度（取）； 作用在机本身上的风力（以九级风计算）；风力作用点高度，2米； ；标准风压值，表3-1为10； 风载体型系数，表3-2为1.2；吊重有效迎风面积，查表3-3为6； A起重机各部分有效迎风面积，A=；起重机金属结构的充满系数，即结构的净面积与结构轮廓面积之比：=1.0；将各数代入=2.981.15，所以起重机自身稳定。第3章 汽车起重机回转部分设计计算工程起重机需要将起重物送到一定范围内任一空间位置，故回转运动是必不可少的。回转机构将整个回转平台在回转支承装置上作全回转。回转运动可在左、右方向上任意进行。本章主要进行这方面的设计计算。3.1 回转支承装置的选型3.1.1载荷的确定回转支承装置（滚动轴承式）承受回转平台上的全部载荷如图3-1。作用在回转支承装置上的垂直力有吊臂自重，配重，上车其他部分重量以及考虑到超载的起重物和吊具重量。同时作用在回转部分上的还有沿着吊臂方向的水平力，吹在重物上的是，吹在起重机上的是。水平方向的作用力还有回转是的离心力和垂直于吊臂平面内制动切向惯性力。重物的离心力为，切向惯性力为，起重机回转部分自重的离心力为，切向惯性力为。由于回转部分的重心靠近回转中心，故和常可忽略。作用在回转支承装置上的水平力还有回转齿轮的啮合力，它的大小由小齿轮所传递的扭矩所决定，它的方向由小齿轮离吊臂轴线水平投影的位置而定。现将上述载荷综合成垂直力，弯矩和水平力三部分。显然，沿吊臂变副平面内的弯矩大，而在与吊臂变副平面垂直的平面内的水平力和弯矩小。参考样机：蚌埠起重机厂QY8型号汽车起重机，其整车重量=9.55，由表1-3-初选下列参数值（本设计的额定其重量8，属于小型汽车起重机）：吊臂自重：=35%13%=9.5535%13%=0.4345配重：= 35%25%=9.5535%25%=0.8356上车除吊臂和配重外所有重量：=35%75%=9.5535%75%=2.0724吊臂重心到回转中心的距离=1.5上车除吊臂和配重外所有重量的重心到回转中心距离=0.8配重重心到回转中心距离=2.1图3-1 回转支承装置载荷作用图由式8-有综合垂直力：=K（Q+q）+ (3.1) =1.1（8+82%）+2.0724+0.4345+0.8356=12.3185由式8-有弯矩： M=1.2（Q+q）R+- (3.2)=1.2（8+82%）3+0.43451.5-2.07240.8-0.83562.1=26.61507水平力：H=0.1=0.112.3185=1.23185 (3.3)由图11-初选单排四点接触滚珠式型号回转支承装置，如图3-2所示：滚动体之间设隔离套，隔离套用粉末冶金或尼龙组成，厚度为2-3，取隔离套厚度b=2，则回转支承滚动体总数目：= (3.4)=61.35取=60 图3-2 回转支承其几何参数如表3-1：表3-1 回转支承装置几何参数滚道中心直径外形尺寸安装尺寸内齿轮参数四点滚珠式DdHhnmxzl8209407059512.58937462420664.0546726+.3511270402063.1.2回转支承装置强度计算及校核回转支承装置的强度计算是校核滚动体上受到的最大正压力时的变形量。滚动体和滚道的塑性变形量之和不得超过0.010.02%的滚动体直径。选滚动体为轴承钢，滚道50Mn或5CrMnMo时（表面淬火硬度为HRC5060，同时其淬硬层厚度为2.5mm）其点接触的许用应力为 =3300042000考虑到接触角=，则滚动体上受到最大的正压力，由式8-13有：+ + (3.5)= =4.215由表8-查得综合曲率:= (3.6)=0.554式中 -滚道横向凹槽曲面的直径，在四点接触滚球式中=1.08由式8-有，辅助角： (3.7)=0.8674查表8-有，角接触计算系数：=1.36由式8-有，点接触应力： (3.8)=32047.454/c=3300042000/c又由式8-22有，额定静容量：(4.5或5)m (3.9) =12.3185+(4.5或5)26.61507/0.82 =161.08或177.31=206故选HSN820型单排四点接触滚球式旋转支承强度合适。3.2 回转支承装置连接螺栓的计算及选型回转支承装置的内、外滚圈各有一圈螺栓各自与回转部分或车架支承部分相连。回转部分上的全部载荷通过螺栓传至支承装置滚圈，经滚动体传到另一滚圈上，再经螺栓传至车架。因此，连接螺栓的可靠性是回转支承装置正常工作的保证。连接螺栓在脉动载荷下，不应松动要保持回转支承与回转平台或车架的整体性，连接螺栓要有预紧力。由式8-32有螺栓中的最大拉力为：P= (3.10)=5.43由式8-34有螺栓的计算拉力为：p+0.25p=1.75p=1.755.43=9.5025 (3.11)选螺栓材料为40Cr ,调质处理后：=9000取安全系数为=1.5，则 ： =6000由式8-35螺栓中最细直径：=1.42 (3.12)故初选螺栓M20（GB-88）。所选螺栓的横截面面积：= =226.98 (3.13)由式8-36有： 则， (3.14)式中： 3887.1 合金钢的疲劳强度安全系数为4.05.5，取=4.2，=3400 对称循环应力：=299.008 (3.15)=308.39 (3.16)0.3=0.30.82=0.246回转支承装置全部滚动体上的总正压力： (3.20)=114.98式中，由表8-1查得=1.72,=1.23由式8-37有摩擦阻力矩：= (3.21)= =0.4714(2)回转平台倾斜所引起的回转阻力矩由于起重机支腿无自动调平装置，因而可能使回转平台倾斜，回转部分的自重和重物在倾斜方向的分力形成了回转阻力矩，大小随转角的位置而变。 (3.22)式中 R-起重物的重心离回转中心的距离； r-吊臂的重心离回转中心的距离；-回转部分自重的重心离回转中心的距离。一般与之值相差不大，为简化计算，则： = (3.23)当角为时，回转阻力矩达最大值：=（0.01750.0262）取=0.0262=0.02628.163=0.64134(3)风压力引起的阻力矩阻力矩： (3.24)式中 -风压力，在可取60%的标准风压（9kg/）；-起重物的迎风面积；-吊臂的迎风面积；-回转部分的迎风面积；起重物的形心离回转中心的距离；吊臂的形心离回转中心的距离；-回转部分的形心离回转中心的距离；-风载体型系数（通常取1.2）。显然，风阻力矩与转角位置有关，其最大值是当角为时，阻力矩可忽略的影响，其中由表3-3查得=6则： (3.25)=9（63+1.20.47.6）=0.28676(4)惯性引起的回转阻力矩惯性引起的回转阻力矩有三部分组成：起重物的惯性，吊臂和其他回转部分的惯性以及旋转零件的惯性所引起的阻力矩。由式8-43有： (3.26)式中 N-回转速度； -马达轴上一切零件的飞轮矩。式中末项比重不大，仅占1%2%，故可忽略。则： (3.27)=0.6137 则，回转阻力矩： =0.4714+0.64134+0.28076+0.6137=2.0132 3.3.2回转马达的选择回转机构的一个主要参数是最大额定起重量工况下的可能的最大回转速度n。这在总体设计时已确定。若回转阻力矩为，则可求得回转马达轴上的回转功率由式8-44有： (3.28)=7.288式中 -马达的超载系数，选液压马达时=1； -机械传动效率取=0.85。 由表1-7-7，选斜盘式轴向柱塞马达ZM40型号，其输出转矩，转速可调，效率高，给定流量下转速几乎不受负载影响，额定转速为1500，马达轴的额定理论转矩为130.9，额定功率为13.7 。马达轴的最大载荷阻力矩为： (3.29)=44.53130.9故所选马达合理。3.3.3回转机构传动零件的计算回转支承装置的大齿圈和回转小齿圈的参数在回转支承装置的系列标准中已有规定。本设计所选HSN820型单排四点滚球式回转支承装置，其内齿参数为：=6, =112,x=+0.35.这一级传动比约在912之间。初取=9，则：=有 =12.44取=14设回转小齿轮的转速为n，回转速度为3，则有：=243.4回转机构减速器部分的设计及计算3.4.1方案设计1.减速器的总传动比i i=62.5总传动比比较大，又由行星轮系结构紧凑、体积小、效率高，故减速器的设计采用行星轮系。采用双级NGW型行星齿轮减速器，其结构简图3-1，拟用两级太阳轮输入，行星架输出的形式串联，两级行星轮数都选=3。2.齿形及精度：高速级与低速级均采用直齿传动，7级精度等级。高速级采用变位齿轮传动，低速级采用标准直齿轮传动。3.齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮系采用硬齿面，内齿轮用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸。两级都用相同的材料搭配，如表3-2。疲劳极限和按图6-15，6-16和图6-31，6-32选取区域图的下部值。行星轮的是乘以0.7以后的数值。图3-3减速器结构简图4.传动比分配按照高速级(),低速级()齿面接触强度相等的原则分配传动比。按表6-3取=1.2。式(8-3)中取=3,由表6-3定=0.7, =,其余系数确定表3-3： 表3-2 减速器齿轮材料及其性能齿轮材料热处理（）（）加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC58-6214003507级行星轮245内齿轮40Cr调质HB262-2936502207级表3-3 减速器高速级齿轮计算系数值代号名称说明取值使用系数查表6-7,中等冲击,=1.25行星轮间载荷分配系数查表7-1,行星架浮动,7级1.25查表7-1,太阳轮浮动,7级1.10综合系数查表6-5,=3,高精度,硬齿面1.81.8由式8-3有:= (3.30)=1.251.8/1.11.8=1.1364则, =1.1364=1.64 取整=2 以此值和传动比查图8-2估算=8.52,可知 ：高速级传动比：=1+8.52=9.52 (3.31)低速级传动比： (3.32)3.4.2高速级设计计算1.配齿数 按变位传动要求选配齿数,从弯曲强度的高可靠性出发,并保证必要的稳定性,取=14。按齿面硬度HRC=60，u= =(9.5-2)/2=3.75 查图4-7a得，故1217，可用。由传动比条件知：Y=9.5214=133.28 (3.33)为满足装配条件取Y=132，按式4-13 b M=44 (3.34)计算内齿轮和行星轮齿数： =Y-=132-14=118根据同心条件：=52（名义齿数）实际传动比 =1+=1+=9.43 又 100%=0.95%2.初步计算齿轮的主要参数按齿面接触强度计算太阳轮的分度圆直径 太阳轮传递的扭矩T= (3.35)=29.07则由式6-6有太阳轮直径： = (3.36)=768=32.48式中系数,同前，u=52/14=3.7143 算式系数，直齿轮传动 768 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩按弯曲强度初算模数由式6-7进行计算，式中，同前，其余系数表3-4： 因为：350/所以按行星轮计算模数 = (3.37)=1.97代号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.375综合系数查表6-41.6齿型系数图6-22，暂按x=0查取3.182.4表3-4 公式中各系数参数值若取=2，则太阳轮直径 = Z=214=28与接触强度的初算结果=32.48接近，故初定按=28， =2进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。齿轮的变位计算1)确定行星轮齿数(a)由前面配齿数结果知：(b)初选a-c负的变位系数和根据 =14+52=66和左右查图16-2-7,初选 =1查图16-2-4，0.086 (c)确定行星轮齿数 =-(-) (3.38)=52-(1-0.086)=51.086 取 =51 2)a-c啮合副的计算(a)确定中心距 a-c和c-b啮合副的标准中心距： =0.5(14+51)2. =65 =0.5(118-51)2=67 因为小于计算值的圆整值，取=66.75mm(b)中心距分离系数,由式4-19, = =0.875(c) 啮合角 由式4-20, =arccos=23.7863=2347(d)变位系数和 由式4-21, 0.97(e)齿顶高变动系数由式4-22(f)变为系数的分配 根据齿数比 u=51/14=3.643 当 0.97时，由图4-4得，0.52 故3)c-b啮合副的计算(a)中心距分离系数=-0.125(b) 啮合角 =arccos=19.4018=1924(c)变位系数 0.1202d)齿顶高变位系数 几何尺寸计算太阳轮节圆直径 太阳轮齿顶高=(1+0.52-0.095)2=2.85 (3.39)太阳轮齿顶圆直径 (3.40)行星轮分度圆直径=Z=512=102行星轮节圆直径（外啮合）行星轮节圆直径（外啮合）行星轮齿顶高 =(1+0.45-0.095) 2=2.71行星轮齿顶圆直径 1022（1+0.52-0.0952=107.44内齿轮分度圆直径 =Z=1182=236内齿轮节圆直径内齿轮齿顶高 =(1+0.3298-0.0048)2=2.65内齿轮齿顶圆直径 =236-22.65=230.7mm将分度圆直径,节圆直径和齿顶圆直径的计算列于表3-5：重合度计算由线图5-9计算重合度表3-5 减速器中齿轮各参数值齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径说明太阳轮()=28=28.75=33.7行星轮外啮合=102=103.6=107.44按外啮合的削顶内啮合=101.91内齿轮=236=235.41=230.7外啮合: =1.172 (3.41) = =1.0368 (3.42)按啮合角=2347查得=0.058, =0.015故 =Z+Z =140.058+510.015=1.577内啮合 =1。0615按啮合角=1924查得=0.024, =-0.011故 =0.02451+0.05118=2.527啮合效率计算由表3-5中公式（1）知： (3.43) 式中 -回转机构的效率查图3-3a，b得各啮合副的效率=0.985, =0.995转化机构效率为:= =0.9850.995=0.98 转化机构的传动比 则 =0.9867齿轮疲劳强度校核A.外啮合1)齿面接触强度由式6-19，6-20计算接触应力,由式6-21计算其许用应力。接触应力基本值:= (3.44)=2.26189.80.91=892.987/接触应力：= (3.45)=892.987=1192.221/许用接触应力：= (3.46)=1119.21/故 ,接触强度通过。2)齿根弯曲疲劳强度轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当轮齿在齿顶处啮合时，处于双对啮合区，此时弯矩的力矩虽然最大，但力并不是最大，因此弯矩并不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点时。齿根弯曲疲劳强度应力及其许用应力,用式6-34，6-35和式6-36计算。并分别对太阳轮和行星轮进行校核。外啮合的齿根弯曲强度的有关系数及参数如表3-7：太阳轮：弯曲应力基本值：= (3.47)=2.271.810.71=149.3065/弯曲应力： = (3.48)=149.30651.2511.081.375=277.1502/许用弯曲应力：= (3.49)=438.9/故，31试验齿轮应力修正系数按所给的区域图取时2太阳轮齿根圆角敏感系数查图6-350.96行星轮齿根圆角敏感系数查图6-350.98齿根表面形状系数=2.4, 查图6-361.045最小安全系数按高可靠度,查表6-81.6表3-8 公式中各系数参数值代号名称说明取值u齿数比=118/51=2.3142.314节点区域系数=-7.11，=0 查图6-92.55重合度系数=2.52,=0,查图6-100.70粗糙度系数按8,=2.4,由式6-67计算=2.75,查图6-211.18工作硬化系数查图6-201.1寿命系数按工作10年，每年300天，每天8小时计算应力循环次数=6.82按图6-181润滑油系数查图6-190.96速度系数查图6-20，螺旋角系数，直齿轮0.93接触应力基本值： = (3.50)=2.55189.80.71=273.64/接触应力：= (3.51) =273.64=355.44/许用接触应力： = (3.52) =483.1164/故,接触强度通过。2)齿根弯曲疲劳强度只计算内齿轮，计算公式仍为6式6-34，6-35和式6-36，其中取值与外啮合不同的系数如表3-9：表3-9 公式中各系数参数值代号名称说明取值齿形系数=0.3298，=118，查图6-252.09应力修正系数查图6-272.0重合度系数由式6-400.75/2.522=0.54740.5474齿根圆角敏感系数查图6-351.02齿根表面形状系数=2.4，查图6-381.045弯曲应力基本值：= (3.53)=2.02.090.54741=118.78 /弯曲应力： = (3.54)=118.781.251.021.0811.375=224.89/许用弯曲应力： = (3.55)=1.021.0451=293.1225/故，弯曲强度通过。3.4.3低速级设计计算1.配齿数 低速级采用非变位齿轮传动,为得到合理的径向尺寸,取=24,由传动比条件知：Y=6.5824=159.92，为满足装配条件取Y=156，按式3-32b有： M=52 计算内齿轮和行星轮齿数： =Y-=156-24=132 =54实际传动比 =1+=1+=6.5 又100%=1.22%2%故传动比条件合理。2.初步计算齿轮的主要参数按齿面接触强度计算太阳轮的分度圆直径由式6-6进行计算。式中系数,同前，u=54/24=2.25太阳轮传递的扭矩：T=9549=272.3111 (3.56)算式系数取768，则太阳轮分度圆直径：= (3.57) =768=68.4999 按弯曲强度初算模数由6式6-7进行计算，式中，同前，其余系数如表3-10：表3-10 各系数参数值代号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.375综合系数由表6-41.6齿型系数由图6-25，暂按x=0查取2.622.3因为350N/所以按行星轮计算模数 = =12.1=2.5 (3.58)初按=3，则太阳轮直径=Z=2.524=60进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。3.齿轮疲劳强度校核A.外啮合1)齿面接触强度由式6-19,6-20计算接触应力,由式6-21计算其许用应力。三式中的参数系数取值接触应力基本值：= (3.59)=2.5189.80.861=854.67接触应力：= (3.60)=854.67=1037.32 许用接触应力：= (3.61)=1122.86 故 31试验齿轮应力修正系数按所给的区域图取时2太阳轮齿根圆角敏感系数查图6-350.96行星轮齿根圆角敏感系数查图6-351.05齿根表面形状系数=2.4, 查图6-361.045最小安全系数按高可靠度,查表6-81.6许用弯曲应力： = (3.64)=438.9故，弯曲强度通过。行星轮： (3.65)=2.311.6210.695=187.32 (3.66)=187.321.251.021.0811.075=277.37 (3.67)=1.051.0451=323.87故 弯曲强度通过。B内啮合1)齿面接触疲劳强度,仍有式6-19,6-20和式6-21计算,其中与外啮合取值不同的参数如表3-13：接触应力基本值： = (3.68)=2.5189.80.831=292.29 接触应力：= (3.69) =292.29=338.192 表3-13 公式中各系数参数值代号名称说明取值u齿数比=132/54=2.442.44重合度系数 = =1.8254 查图6-110.83粗糙度系数按8,=2.4,由6式6-32计算=2.55,查图6-211.03工作硬化系数查图6-221.11寿命系数按工作10年，每年300天，每天8小时计算应力循环次数=0.104按图6-181.18润滑油系数V=0.875m/s查6表8-10，查图6-191.05速度系数查图6-201许用接触应力： = (3.70) =736.6 Mpa故,接触强度通过。2)齿根弯曲疲劳强度只计算内齿轮公式为式6-34，6-35和式6-36，取值与外啮合不同的系数如表3-14：表3-14 公式中各系数参数值代号名称说明取值齿形系数=0，=132，查图6-252.18应力修正系数由图6-271.88重合度系数由式6-40，0.75/2.522=0.6610.661齿根圆角敏感系数查图6-351.09齿根表面形状系数=2.4，查图6-381.045弯曲应力基本值：= (3.71)=1.882.180.6611=195.05 弯曲应力： = (3.72)=195.051.251.021.1211.05=292.46 许用弯曲应力： = (3.73)=1.091.0451=313.24故24000故选用NF2054型轴承合适,行星轮轴直径为=25校核行星轮缘厚度是否大于许用值：=2.5=d=d (3.75)=2512（1+0.25-0.45）2=98.8=2.5=2.52=5=38.316故满足条件2)减速器低速级行星轮轴及轴承的设计计算行星轮轴直径在相对运动中，低速级每个行星轮轴承受到的稳定载荷：=2F=20.756310=1.512610行星轴相对于行星架对称布置，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙为，则跨距长度：=45+2.52=50。轴较短，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷q=，则危险截面内弯矩（在跨度中间）：=行星轮轴采用45号钢调质=440，取安全系数s=2,则许用弯曲应力=/2=220 。故行星轮轴直径： =16.36 行星轮轴承选择在行星轮内安装两个轴承，每个轴承的径向载荷=0.7563在相对运动中，轴承外圈以转速： ()=59.51r/min选单排向心短圆柱滚子轴承(GB283-64)NF208型号。其参数：d=40,D=80, B=18,C=37.5kN,=38kN取载荷系数=1.2，则当量动载荷：P=1.20.7563=0.90756N轴承的计算寿命：=3.1703h24000h故选用(GB283-64) NF208型轴承合适,行星轮轴直径为=d =40校核行星轮缘厚度是否大于许用值:=2.5= =542.52（1+0.25）2.5=128.75=2.5=2.52.5=6.25=24.375故，满足条件3)减速器输入轴及轴承的设计计算轴的设计计算在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，则输入轴运转时只承受扭矩。其扭矩大小为=9549=9549=87.214由于输入轴的齿轮由前面选材知，输入轴的材料为20CrMnTi查其许用剪应力为=450Mp,由机械设计表15-4，其抗扭截面系数W=0.2由式4-4有=即 所以 = =9.8由于高速级太阳轮的齿根圆直径为 (3.76) =28-22.5(1+0.25-0.52) =25.32则，取输入轴最细处的直径为25mm。 输入轴端轴承设计计算 由前分析知，输入运转时只承受扭矩，故分析知输入轴端的轴承不受径向载荷，只承受轴向的自重，故该轴承的选择只受结构尺寸限制，选单列向心球轴承(GB283-64)1000913型号。4)减速器输出轴的设计计算 本设计中采用的减速器的输出轴与行星架一体。有前面计算知：低速级行星架的转速为=24r/min，可知输出的转速为=24r/min。则，输出轴承受的扭矩： =5341.87由于回转小齿轮的分度圆直径=614=84。则，输出轴承受的径向力： (3.77) = =127.187则： = =84.79 =127.27+=212.68分析知B处为危险截面，其弯矩为： (3.78) = =1.526 输出轴的材料为ZG40Mn，调质处理，由表2-16查得=686，取安全系数s=1.8则，许用应力： =381.12 由表15-4有抗弯截面系数：=0.1d 由式15-5 其中 =0.6则， 即 =3.565故=1.53=15.3取该输出轴最细处的直径为45。5)减速器低速级行星架两端轴承的计算及选型 靠近高速级轴承 由前面计算知靠近高速级轴承所受径向力=，其所受轴向力仅为自重可忽略不计，故选单列向心轴承。由结构尺寸初选(GB276-1994)6020型号轴承。其参数如下：内径=100，外径D=150，宽B=24，额定动负荷C=64.5取载荷系数=1.2则当量动载荷 P=1.2=1.02 轴承的计算寿命： = =305415=24000故所选轴承合理。 输出端轴承 由前面计算知输出端轴承所承受的径向力=318.17,其所受轴向力仅为自重可忽略不计, 故选单列向心轴承。初选轴承(GB276-1994)6218型号。其参数如下：内径d=90mm，外径D=160mm，宽B=34mm，额定动负荷C=95.8kN取载荷系数=1.2则当量动载荷 P=1.2 =381.8 (3.79) 轴承的计算寿命： = =27193=24000故所选轴承合理。则
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