汽车起重机回转机构设计说明书管理资料

近两年，我国的起重机发展迅速，在各个领域的应用也日趋广泛，但与世界先进水平还有一定的差距，主要原因是国内配套零部件落后，材质差，再有就是制造工艺水平低。本文对QY25汽车起重机的设计做了研究，就汽车起重机整车做了大概的分析和论述，就汽车起重机回转机构进行了设计，对回转机构的主要部件一行星减速器的内部结构做了详细的分析和计算，对于中、小型汽车起重机的发展具有一定的积极意义。关键词：汽车起重机；回转机构；行星减速器；行星齿轮传动。AutohoistrotationorganizationdesignABSTRACTIntherecenttwoyears,ourcountryhoistcranedevelopmentrapid,ineachdomainapplicationalsodaybydaywidespread,butalsohasthecertaindisparitywiththeworldadvancedlevel,themainreasonisthedomesticnecessarysparepartbackward,materialqualitybad,againhasismakesthetechnologicalleveltobelow.ThisarticlehasdonetheresearchtotheQY25autohoistdesign,theautohoistentirevehiclehasmadethegeneralanalysisandtheelaboration,theautohoistrotationorganizationhascarriedonthedesign,torotatedtheorganizationthemajorcomponentplanetreductiongearinternalstructuretomaketheanalysisandthecomputation,regardingthecenter,thesmallautohoistdevelopmenthadthecertainpositivesense.Keyword:Autohoist;Rotationorganization;Planetreductiongear；TransmissionofPlanetgear目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"引言1\o"CurrentDocument"1概论2\o"CurrentDocument"2汽车起重机总体概述5\o"CurrentDocument"QY25型汽车起重机的外形5\o"CurrentDocument"3汽车起重机回转机构设计8\o"CurrentDocument"轴承选型29经济性评价30\o"CurrentDocument"4结论31\o"CurrentDocument"致谢32\o"CurrentDocument"参考文献33引言轮式起重机是工程机械产品中的重要组成部分，它由于机动性能好而被广泛应用于矿山、建筑、施工、港口、油田等领域。轮式起重机主要有3种类型：汽车起重机、轮胎起重机、全路面起重机。国内市场上，由于近年国家扩大内需政策的拉动，各起重机生产商加大了投资力度。用户中个体和私营业主不断壮大。而在国外市场上，尤其是北美和欧洲市场更是购买力巨大。汽车起重机作为常见的工程机械，其具有操纵灵活、机动性能好的特点，能承担各种条件下的起重吊装作业因而发展迅速。实际工作中汽车起重机存在很大的不安全因素，而且工作噪音大，操纵者的工作环境恶劣。所以对其研究和改进具有很强的现实意义。本人与另外两名同学分别设计汽车起重机的不同的工作机构，在整体上对汽车起重机进行了剖析，从局部对其进行了改进，对改善操纵者的工作环境和操作安全性具有一定的积极意义。1.概论国内轮式起重机发展概况我国在1957年生产第一台5T机械式汽车起重机到现在已有将近60年历史，它的生产大致经历拉以下几个阶段：1957〜1966年以生产5T机械式汽车起重机为主；1967~1976以生产12T以下小型液压汽车起重机为主；1977~1996年16〜50T中大吨位液压汽车起重机产品发展较快。自从1979年开始，我国采用进口汽车底盘和关键液压件自行设计生产出拉6T、12T液压汽车起重机之后，国内一些起重机生产厂家采用技术贸易结合方式，分别引进日本多田野、加藤、美国格鲁夫和德国利勃海尔、克鲁伯的起重机产品技术，以合作生产的方式制造出25T、35T、45T、50T、80T、125T汽车起重机和25T越野轮胎起重机以及35T、50T、70T全路面起重机。经过多年对引进技术的消化、吸收、移植，使国内轮式起重机某些新产品的性能水平达到了国际80年代初的水平，产品产量也在逐年提高。由于受客观条件的限制，当年的技术引进主要着重体现在技术的引进上，而不是引进圈套的先进加工设备，没有与之相关的配套件的同时引进。因此国内长时间不能提供高质量、高性能的基础配套件，到90年代我国轮式起重机的技术水平与世界先进水平相比差距又拉大了。当前，国内轮式起重机厂家自行设计的产品技术水平明显低于世界先进水平，随着国家经济建设的蓬勃发展，国家重点工程项目建设的纷纷上马，一些大型关键工程基本都采用国际公开招标方式采购机械设备，因此国外新型轮式起重机大量进入中国市场，使国内用户对国外起重机的性能、可靠性、效率等方面都有了很深入的了解，也认识到国产起重机无论在质量、外观方面，更主要的是在技术性能方面与国外轮式起重机有较大的差距，为了确保工程的质量和工作的效率，国内用户购买进口起重机的数量增大。这种形势下，国产轮式起重机面临巨大的冲击和压力。国内起重机产品差距主要表现在以下几个方面：部分产品保修期内返修率高。鼓掌多发生在液压系统、传动件上。液压系统渗漏问题普遍存在，主要原因是制造、装配工艺不良和密封件的质量问题。整机工作寿命按主要零部件寿命计算，国产起重机约为2000-3000h，而国外同类产品一般可达到12500h。2产品品种单一轮式起重机是工程机械行业中的一个重要类别，其技术含量、机电液一体化程度、使用材料的要求和制造难度不亚于其他类型的工程机械。轮式起重机按技术含量划分，全路面起重机产品最高，自然价格也相应高一些；越野轮胎起重机产品次之，汽车起重机产品相对较低。国内轮式起重机的生产主要仍以8〜50T汽车起重机为主，虽然某些企业对全路面起重机和越野轮胎起重机以及大吨位汽车起重机开发有一定研究，但尚未形成大的市场规模。、智能化低目前，国外已将自动化技术与机械传动技术相结合，将先进的微电子技术、电子控制技术、液压技术、数据总线通信技术等应用到机械驱动和控制系统，实现了自动化和半自动化控制，大大提高了起重机的安全性和可靠性，并且降低了油耗与排放值，国内产品在这方面差距较大，安全保护方面的设备可靠性较差。国内除部分产品的某些结构采用HG60或HQ70钢材外，广泛采用的材料主要是Q235、Q345、Q395等，而国外已广泛采用低合金高强钢和其他轻型材料，并且正酝酿向超高强钢发展，所以国内轮式起重机一般显的笨重，结构和性能方面也受到较大影响。由于现代工程项目向大型化发展，所需构件和配套设备的重量也在不断增加，对超大型起重设备的需求也越来越大。在轮式起重机向大型化发展过程中，德国始终处于遥遥领先的地位。德国生产的大型轮式起重机已能达到额定起重量1000T。轮式起重机的微型化是为了适应现在建设工作需要而出现的一种新的发展趋势。日本的神户制钢公司于十多年前开发的RK70(7T)型是世界第一台装有下俯式臂架的“迷你”越野轮胎式起重机。目前，下俯式臂架已成为“迷你”起重机的重要标志。混合型起重机是为了特定用途而开发出来的，有专门为了维修固定的工程机械而专门研制的起重机，也有专门为了适应城市狭窄地段工作的“城市型起重机”90年代中期利勃海尔公司推出LTM1092(90T)和LTM1160/2(160T)装有6节60cm主臂，采用了装有单缸自动伸缩系统的椭圆形截面的主臂。这种椭圆形截面的主臂对静、动态应力的适应性很强，有利于吊臂定心，并且抗扭曲变形能力得以增强。对伸缩臂的研究和改进对于减轻重量和提高起重性能具有良好的效果。数据总线管理系统可用于对整个系统的数字流程和见空特性进行编程，可降低发动机的油耗及排放值，大大简化布线，提高整机可靠性与维修方便性。，扩大工作范围这种起重机在稍做调整后就可以进行工作性质上的转换，扩大了工作范围，适用于小型起重机。汽车起重机做为轮式起重机中的重要组成部分，其应用范围广以及普及率高而让多数人所熟知。作为本毕业设计的主要研究对象，主要的任务：1、汽车起重机整机做出大致分析和阐述；2、汽车起重机液压系统的分析；3、汽车起重机回转机构方案设计；4、主要部件的尺寸和强度计算；5、汽车起重机回转机构结构设计附图1、汽车起重机整车示意图一张；2、汽车起重机整车液压原理图一张；3、回转机构行星减速器装配图一张；4、回转机构行星减速器主要零件图一张。2汽车起重机总体概述汽车起重机是把起重机械部分安装在汽车通用底盘上具有汽车行驶性能的轮式起重机，它具有机动性强，移动方便，运行速度快，操纵灵活的特点能承担各种条件的起升吊装作业，主要用于货物装卸、转移、设备安装及高空作业等方面。汽车起重机按起重臂形式，可分为桁架臂和伸缩臂两种，由于桁架臂受力好，迎风面积小，自重轻，是大吨位汽车起重机唯一的结构形式，除此之外较多的采用伸缩臂。汽车起重机按传动装置不同，可分为机械传动、电力传动和液压传动三种。机械传动已基本被淘汰，电力传动由于技术和成本的原因产量较少，当前大多数汽车起重机采用液压传动。汽车起重机按起重量可分为小型、中型、大型和特大型四种。起重量在12T以下者为小型；起重量16〜50T为中型；起重量65〜125T为大型起重量125T以上为特大型。这次研究的汽车起重机就是QY25型伸缩臂式全回转液压起重机:Q代表汽车起重机;Y代表传动装置为液压式；25指最大额定起重量。QY25型汽车起重机的外形QY25型汽车起重机采用中国第一汽车集团公司生产的CA5301JQZ专用底盘，配备型号为CA6DF2-26（欧II）发动机。主臂四节，采用大圆角、六边形结构，伸缩机构为单缸同步伸缩；选用电液比例操纵，动作平稳可靠；主起升机构有重力下放功能；可进行360°全方位作业；上下车操纵室均装有空调完美体现人性化。整机外形尺寸：长12880mm、宽2500mm、高3270mm；支腿放出后跨距：横向6000mm、纵向5100mm；，。附图1一汽车起重机整机示意图1回转机构回转机构由液压马达、行星减速器及回转滚动支撑等组成。回转减速器为双级行星减速机构，当回转机构工作时，输出齿轮沿齿圈滚动，此时行星减速器连同回转平台一起绕回转中心做圆周运动。带隔离套的回转滚动支撑固定在底盘车架上，外圈为部分式结构，内圈为整体式结构，在内圆周上加工出直齿齿形。2起升机构起升机构由液压马达、减速器、离合器、制动器及主、副卷筒等组成。主、副卷筒前后并列安置，由液压马达及齿轮减速器驱动。在卷筒轴上装有离合器，当离合器通入高压油后，离合器张开使制动毂涨住，并通过制动毂带动卷筒旋转以牵引钢丝绳以达到提升重物的目的。制动毂外圆上装有常闭带式制动器。正常情况下，制动器可在制动油缸弹簧力的作用下将卷筒刹住。吊钩动力升降时，各制动油缸的左腔同时进入压力油，压缩弹簧，使制动器松开。吊钩做重力下降时，控制回路的压力油经重力下降操纵阀进入制动油缸右腔，将弹簧压缩，制动器送开，同时离合器油缸和回油路联通，离合器脱开。此时，制动力矩完全靠踏下制动踏板获得。因此，在扳动重力下降操纵阀时，必须先踏下相应的制动踏板，否则会使吊重失控而落下造成事故。3起重臂伸缩机构主起重臂是由钢板焊制的箱形结构，共有四节，动力同步伸缩，。二节臂采用单级双作用液压缸实现伸缩，液压缸倒置安装，活塞杆端头用销轴固定在基本臂根部，液压缸中部铰点将缸体联接在二节臂后端。因此，当压力油通入活塞杆端头后，二节臂就随液缸替一同伸出。三、四节臂采用钢丝绳系统伸缩，第三节臂伸臂钢丝绳一端固定在基本臂前端一侧，穿过立装在二节臂前端同一侧的滑轮及平装在三节臂后端的滑轮，再穿过立装在二节臂前端另一侧的滑轮，最后固定在基本臂前端另一侧。第三节臂缩臂钢丝绳一端固定在基本臂前端，然后穿过固定在基本臂前端及二节臂尾部的导向滑轮再固定在三节臂尾部。第四节的伸缩与第三节的原理相同。伸缩臂钢丝绳端部均装有调节螺栓，以调节钢丝绳的长度，使之松紧适当。各节起重臂相对滑动部位都装有滑块，以减少磨损。滑轮均安装在滚动轴承上，以减少伸缩臂时的阻力。4变幅机构起重臂的变幅是由一个前倾安装的液压缸驱动。液压缸铰接在回转台上，活塞杆铰接在基本臂上，以活塞杆的伸缩改变起重臂仰角，实现变幅动作。液压缸上装有平衡阀，以保持平稳速度以及防止液压软管破裂时起重臂跌落发生事故。5支腿机构支腿为“H”形。支腿箱由型钢焊成，两个一组，焊接在车架主梁下表面上。装有升降液压缸的四个支腿横梁分别装在支腿箱的四个空腹中，可在水平液压缸的作用下伸缩。升降液压缸上端装有双向液压锁，可将活塞杆锁定在任意位置上，以确保支腿的可靠性。汽车起重机的液压系统由上、下车两部分组成，其间由中心回转接头联接，整个液压系统由一台三联齿轮泵供油，第一泵（左泵）供油给起升液压马达；第二泵（中泵）供油给伸缩臂液压缸、变幅液压缸或和第一泵合流后供油给起升液压马达；第三泵（右泵）供油给支腿液压缸或回转液压马达及起升离合器液压缸、起升制动器液压缸。附录2-QY25型汽车起重机液压原理图三联齿轮泵装在车架主梁内侧，通过传动轴和变速箱取力装置输出轴接盘联接。当接合取力装置后，三联齿轮泵转动，由第三泵排出的压力油直接进入支腿操纵阀。当该操纵阀组中的二位三通阀手柄处于“支腿操纵”位置，而后两片操纵阀处于中位时，第三泵排出的压力油将依次通过上述各阀后回到油箱。扳动支腿操纵阀的中间阀片，则压力油进入支腿水平液压缸，使四个支腿同步伸出或缩进。同样压力油可由支腿操纵阀经旋阀进入四个支腿的垂直液压缸，实现支腿垂直升降动作。旋阀由四个独立的二位开关阀组成。当需要调整某一升降液压缸的伸出长度时，只需将相应开关阀置于连通位置，期于三个开关阀关闭，再扳动支腿操纵阀中的相应阀片即可。各支腿液压缸上均装有双向液压锁，可将支腿锁止在任意位置上，以确保使用安全。支腿放置完毕后，将支腿操纵阀中的二位三通阀扳到起重机操作位置。此时，第三泵排出的压力油经中心回转接头传到上车的导控顺序阀及起升机构离合器、制动器控制系统。再传到控制油路的组合阀。重力下降操纵阀有三个位置，一端为起升机构动力下降，此时离合器接合，制动器在压力油的作用下打开；另一端为重力下降，此时离合器脱开，制动器在控制回路的压力油作用下打开，利用脚踏板控制制动器，实现重力下降；操纵阀的中间位置是离合器松开，制动器刹住。因为三联齿轮泵的三个泵的供油特点，回转机构可和起升、变幅、伸缩臂等机构的任一个进行动作组合。第一、二泵的合流则通过四联操纵阀组中的起升操纵阀来实现。起升受柄位于中间位置时，则第一、二泵的来油均经回油管回到油箱；当手柄推或拉到底时，两个液压泵的油则完全合在一起供起升液压马达；当手柄位于过渡区域时，则第一、二泵部分合流。因此，利用起升手柄可获得一定的调速性能。伸缩臂、变幅及起升回路中均装有平衡阀，保证下降运动平稳和操作时的安全。伸缩臂机构回路中装有调压阀，能保持合理的伸缩油压及速度。3汽车起重机回转机构设计回转机构包括液压马达，行星减速器和回转滚动支撑。工作时马达带动行星减速器，经过行星减速器的动力传动，通过行星减速器末端小齿轮输出。回转机构的布置有两种形式。第一种将回转机构布置在回转平台上，并随回转平台一起绕回转支撑装置的大齿圈回转，行星减速器的输出齿轮既做自转运动又做公转运动，大齿圈固定在汽车底盘上，这种布置形式维护比较方便，但回转平台显的拥挤。第二种将回转机构布置在回转车架上，行星减速器输出齿轮带动大齿轮回转，而齿圈的滚盘与回转平台连在一起，这种布置形式对于回转机构的维修不便，但回转平台显的比较简捷利落，此次设计选用第一种布置方式。作为回转机构的支承部分，滚盘是由几部分拼装固定在汽车底盘上，在其内圈加工出齿轮，而在滚盘与上车体加工出滚动槽，有若干位置相对固定的滚珠在槽内滚动使上车体的回转更加灵活便捷，上车体的下端带有隔离圈，将外界与滚动回转部分包裹在内，既能保护异物干扰正常运转又使从外部看起来更加的美观。此次设计的重点就是与上车体相互固定靠输出齿轮与滚盘相互作用带动上车体回转的行星减速器：行星减速器的主要工作机构是行星齿轮传动系统。行星齿轮传动按自由度的数目可以分为以下几种：⑴简单行星齿轮传动具有一个自由度的行星齿轮传动，对于简单行星齿轮传动，只要知道其中一个构件的运动后，其他构件的运动便可以确定。⑵差动行星齿轮传动具有两个自由度的行星齿轮传动，即它具有三个可动外接构件的行星轮系。差动行星齿轮传动，必须给定两个构件的运动后，其余构件的运动才能确定。在行星齿轮传动中做行星运动的齿轮称为行星轮，用符号c表示；而支承行星轮并使它得到公转的构件，称为b转臂，用符号x表；。与行星轮相啮合的，轴线又与主轴一二^线重合的齿轮，称为中心轮，外齿中心轮又可称为太阳轮，J1「弋用符号a表示；外齿中心轮可与机架相连的中心轮，即作o'—q―jj'O为支持轮的内齿轮用符号b表示。行星齿轮传动简图Planetarytransmissiondiagram行星齿轮传动的主要特点：⑴体积小、质量小、结构紧凑、承载能力大。行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线的传动以及应用内啮合齿轮副，可使其结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使每个齿轮所承受的负荷较小。在结构上充分利用内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸。⑵传动效率高。由于行星齿轮传动结构的对称性，即她具有数个均匀分布的齿轮，使得作用于忠心轮和转臂轴承中的反作用力能互相平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。⑶传动比较大。适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比，即使在传动比很大的情况下，行星齿轮传动仍然可以保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。⑷运动平稳、抗冲击和振动能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力互相平衡。同时，也使参与啮合的齿轮增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作比较可靠。行星减速器额定输出转矩2500N-m；输入最高工作速度2500r/min；设定：输出齿轮参数：模数m=8、齿数Z=14、压力角a=20°；齿圈齿轮参数：模数m=8、齿数Z=200、压力角a=20°。根据所给条件初选回转液压马达型号ZBD40，主要参数理论排量40ml/r；输入额定功率30KW；工作压力许用额定值16MPa、实际使用值12MPa；工作转速最高许用值2500r/min、实际使用值2000r/min。，行星减速器输出齿轮的齿数z=15，而与之啮合的齿圈齿数z=200，所以输出齿轮的转速v=-200/14=输入最高工作速度为2500r/min，实际工作速度2000r/min所以行星减速器的总传动比侦2000/=按照原机械工业部关于行星齿轮减速器标准JB1977-1976，将行星齿轮传动按其啮合方式的不同进行分类，该分类方法通常采用如下的基本代号；N-----内啮合齿轮副；W----外啮合齿轮副；G-----同时与两个中心轮相啮合的公共齿轮。根据行星齿轮传动所具有的啮合方式，可以把行星齿轮传动的传动类型分为：NGW----具有内啮合和外啮合，同时还具有一个公共齿轮的行星齿轮传动，特点是效率高、体积小、质量小、结构简单、制造方便。适用于任何工况下的大小功率传动，且广泛应用于动力及辅助传动中；NW-----具有一个内啮合和一个外啮合的行星齿轮传动，特点与NGW相类同，但它制造和安装都较为复杂；WW-----具有两个外啮合的行星齿轮传动，特点是具有差动机构的特点，可以进行运动的合成与分解，传动比但效率低，制造和安装不方便；NN——具有两个内啮合的行星齿轮传动，特点是传动比较大，效率较低，适用于短期间断工作的传动；

NGWN----具有两个内啮合和一个外啮合，同时还具有一个公共齿轮的行星齿轮传动，特点是结构紧凑，传动比范围较大，制造安装较复杂。适用于短期间断工作中的中、小功率的动力传动；二级行星齿轮传动结构简图N----仅具有一个内啮合的行星齿轮传动。特点是结构紧凑，外廓尺寸小，齿形易加工，但行星轮轴承的径向力较大。二级行星齿轮传动结构简图汽车起重机回转机构行星减速器要求体积小、传动效率高、结构紧凑、承载能力大、制造方便等特点，再根据传动比的大小选定采用二级NGW行星减速机构。结构简图如右图：Twolevelsofplanetarytransmissiondiagramofmechanism根据行星齿轮传动的特点和结构，设定一、二级减速机构的行星轮个数均为三。配齿计算就是根据给定的传动比i来确定行星齿轮传动中各轮的齿数，而且配齿需要满足以下四个条件：1、传动比公式传动比与齿数间的关系：ib=Zb/Za+1a2、同心条件齿轮1、2与齿轮2、3的中心距相等，因各齿轮的模数相等，故有Za+Zc=Zb-Zc将①代入②得到：Zc=（i-2）Za/23、装配条件太阳轮a与内齿轮b之间安装k个行星轮，装配条件为（Za+Zb）/k=N其中k表示均匀分布在太阳轮a和内齿轮b之间的行星轮个数N表示正整数。4、邻接条件相邻的行星轮之间的齿顶不能相碰，即两行星轮之间的中心距要大于两个行星轮齿顶圆半径之和。对于标准正常齿齿高系数h*=1，其几何关系为Zc<[Za•sin（兀/k）-2h*]/[1-sin（兀/k）根据这四个配齿所需要满足的条件，也为了满足结构的需要尽量地缩小行星齿轮传动的外廓尺寸和质量，并且行星轮的个数k=3、标准正常齿齿顶高系数h*=1并且i=i1・i2=,查询配齿表：初选：Za1=13、Zc1=38、Zb1=89，ib=axZa2=16、Zc2=41、Zb2=98，ib=ax行星齿轮传动中，各齿轮轮齿较常见的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损和轮齿折断。在行星齿轮传动中，各齿轮的轮齿工作时，其齿面接触应力是按脉动循环变化的。若齿面接触应力超出材料的接触持久极限，则轮齿在载荷的多次重复作用下，齿面表层产生细小的疲劳裂纹，裂纹的蔓延扩展，使表层金属微粒剥落而形成疲劳点蚀轮齿出现疲劳点蚀后，严重影响传动的稳定性，且致使产生振动和噪声，影响传动的正常工作，甚至引起行星传动的破坏。提高齿面硬度、减少齿面粗糙度，提高润滑油黏度和接触精度，以及进行合理的变位均能提高齿面抗点蚀能力。在行星齿轮传动中，轮齿在载荷的多次重复作用下，齿根弯曲应力超过材料的弯曲持久极限时，齿根部分将产生疲劳裂纹，裂纹逐渐扩展，最终导致轮齿产生疲劳折断。另外，还有过载折断，轮齿因短时过载或冲击过载而引起突然折断。在行星齿轮传动中，外啮合的中心轮通常是行星传动的薄弱环节。由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大，工作条件较差，因此中心轮a首先产生齿面点蚀，磨损和轮齿折断的可能性较大。而作为中间齿轮的行星轮c在行星齿轮传动中总是承受双向弯曲载荷。因此，行星轮c易出现轮齿疲劳折断。必须指出：在行星传动中的轮齿折断具有很大的破坏性，如果行星轮c中的某个轮齿折断，其碎块掉落在内齿轮b的轮齿上，当行星轮c与内齿轮b相啮合时使得b-c啮合传动卡死，从而产生过载现象而烧毁电机，或使整个行星减速器全部损坏。齿轮材料的选择：齿轮材料的选择原则：既要满足其性能要求，保证齿轮传动的工作可靠、安全；同时又要使其生产成本底较低，避免造成不必要的浪费。根据汽车起重机的工作环境，考虑到回转机构行星减速器齿轮传动的工作情况，加工工艺和材料来源及经济性等条件，并且要满足行星齿轮传动装置结构紧凑、质量小及承载能力高的特性来选择齿轮材料和热处理方法。中心轮和太阳轮材料选用20CrMnTi，热处理方法渗碳淬火，其表面硬度高、耐磨和心部韧性高，齿面硬度56〜62HRC。符合中心轮制造材料的性能要求，而齿轮b选用40Cr，热处理采用调质表面淬火方法，齿面硬度46〜55HRC。按齿面接触强度初算高速级和低速级小齿轮分度圆直径d1d=K3『1KAKH£*Hpx厘1d3©b2_U匕——算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动Kd=768；T------啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩1七——使用系数（表6-7）注：所引用的表和公式均出自参考文献[2]%-----综合系数（表6-5）"------计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数（7-2）©d小齿轮齿宽系数（表6-6）。Hlim-----试验齿轮的接触疲劳极限（表6-14）U齿数比，即U=z2/Z]土“+”用于外啮合，“一”用于内啮合杳表杳得K、K、K、K、©、b根据齿数求出u，dAH£HpdHlim再根据T=9549P（P为液压马达的额定输入功率，n为液压马达输入速度）1n11最后算出«=38mm根据此计算结果得出的模数m=，取m=3低速级T=9549P（行星齿轮传动的效率高，假设P=P）求得d=61mm2n1222根据m=—=，取低速级模数m=4。z按齿根弯曲强度初算齿轮模数mTKKKY

m=K'A_碎_FpFa1'1FlimK-----算式系数，K；七^——综合系数；（表6-5）Kp----行星轮间载荷分布不均匀系数；（表7-12）Yf1----小齿轮齿形系数；（表6-22）z1-----齿轮副中小齿轮齿数；bfiim--试验齿轮弯曲疲劳极限。查表查出、Km、KF^、KFp、七1、^Flim最后计算出m=K、1A—碎—Fp也1=2.66<3

1m3©z2b所以选取m=3作为高速级齿轮的模数。\TKKKYm=K寸2©~~F^—fpFa1=3.67<4d1Flim所以选取m=4作为低速级齿轮的模数。根据此模数初算出各齿轮的几何尺寸：分度圆直径—:d=mz齿顶高h:外啮合h=mh*内啮合h=mh*=m；h=(h*-Ah*)m=(1-7.55/z)m

a1aa2aa2齿根高hf:h=(h*+c*)m=1.25m全齿高h:h=h+h齿顶圆直径d:d1=d1+2hd2=d2土2h齿根圆直径df:df1=d1-2hfd=d:p2h基圆直径db:d1=d1C0Sad=dcosa中心距。：a=—（d土d）=—m（z土z）1221根据上述公式初算出a、b、c,a,b、c各齿轮的几何尺寸。111222用标准齿条型刀具切削标准齿轮时，不产生根切的条件是z>z=2h*/sin2a当a=20°,"；=，1^=17,实际中需要制造zV、in而又不发生根切的齿轮大多采用变位方法。在行星齿轮传动中，除采用标准齿轮传动外，还可以采用变位齿轮传动。根据两个相互啮合齿轮的变位系数之和，变位齿轮传动可分为两种类型：⑴高度变位齿轮传动，其变位系数和为X=X±X=0，即X=干X。£2121⑵角度变位齿轮传动，其变位系数和为X=x±X。0。当X=x±X>0时，称为正£21£21传动；当X£=X2±X1V0时，称为负传动。行星齿轮传动中采用高度变位的主要目的：可以避免根切、减小机构的尺寸和质量；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其承载能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位（X1>0）,当其齿数比u=Y一定时，可以使小2齿轮的齿数z1<zmin，而不产生根切现象，从而可以减小齿轮的外型尺寸和质量。同样，由于小齿轮采用正变位，其齿根厚度增大，齿根的最大滑动率减小，因此，可改善耐磨损情况和提高其承载能力。在采用高度变位的齿轮传动时，通常外啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位（七＞0）,大齿轮采用负变位（七＜0）。内齿轮的变位系数和与其啮合的外齿轮相同，即％=气。特别指出的是：在行星齿轮传动中，采用高度变位可以改善其传动性能，但确有一定的限度。行星齿轮传动中采用角度变位的主要目的：凑合中心距，避免轮齿根切，减小齿轮机构的尺寸；减少齿面磨损和提高使用寿命以及提高其承载能力等。由于采用正变位，可使齿轮副中的小齿轮的齿数七＜，而仍不产生根切，从而可使齿轮传动的尺寸减少。由于啮合齿轮副中的两齿轮均可以采用正变位，即七＞0和％＞0，从而增大了其啮合角a'和轮齿的齿根厚度以及使轮齿的齿根高减小。这样不仅可以改善其耐磨损情况，还能提高其强度，因此，也就提高了其承载能力。避免产生根切的最小变位系数：x=h*（z-z）/z。z=17，z=13。，。，。minaminminmin因为采用高度变位传动，变位后的中心距a'=a，变位系数和七=X2±气=0，所以其中心距变动系数y=0，齿顶高变动系数Ay=0，其啮合角a'=a=20°。根据所设计的行星机构的的传动类型，中心轮a采用正变位，而行星轮c和内齿轮b均采用负变位。即x=-x=-xacb对于一级行星齿轮传动各齿轮的几何尺寸：分度圆直径d：d=mz=3x13=39mmd=mz=3x89=267mmd=mz=3x38=114mm齿顶高h:h(a)=(h*+x)m=3.9mmh(c)=(h*+x)m=2.1mmh(b)=(h*-Ah*-x)m=[1-7.55(1-xb)-x]m=3.5mma1aabzbb1齿根高hf:h(a)=(h*+C*-x)m=2.85mmh(c)=(h*+C*一x)m=4.65mmh(b)=(h*+C*+x)m=2.85mm齿高h:h=h+气h=气h=bh=ci齿顶圆直径da:yd土2气内齿轮用“一”号，根据上列数据求得:d(a)=；d(b1)=260mm；d(c)=a1齿根圆直径df:d广d"f内齿轮用“+”号，根据上列数据求得:d(a)=；fidf(bi)d(c)=f1基圆直径db:db=dcosa，因d和a都未变，所以基圆直径也不变。d(a)=；b1db(bi)=；d(c)=b1中心距a:a=2(d2±d)，内啮合用“一”号，根据所得数据求得:a(bc)=。二级行星齿轮传动各齿轮的几何尺寸分度圆直径

d=mz=4x16=64mmd=mz=4x98=392mmbbd=mz=4x41=164mmcc齿顶高h:ah(a)=(h*+x)m=4.4mmh(c)=(h*+x)m=3.6mmh(b)=(h*一Ah*一齿顶高h:ah(b)=(h*一Ah*一x)m=[15一”f物=4-7mmz

b2齿根高hf：h(a)=(h*+C*一x)m=4.6mmf2aah(c)=(h*+C*一x)m=5.4mmh(b)=(h*+C*+x)m=4.6mm齿高h:h=h+气haihbih=ci齿顶圆直径d:d=d土2h内齿轮用“一”号，根据上列数据求得:d(a)=；d(a)=；a2da(b2)=；d(c)=a2齿根圆直径df:d=d^-2h根据上列数据求得:d(a)=；f2df(b2)d(c)=f2基圆直径db:db=dcosa，因d和a都未变，所以基圆直径也不变。d(a)二；b2db(b2)=；d(c)=b21中心距a:a=2(d2±d)，内啮合用“一”号，根据所得数据求得：a(ac)=114mm；a(bc)=114mm。a(ac)=a(bc)、a(ac)=a(bc)说明在行星齿轮传动中齿轮经过高度变位以后仍然满11112222足同心条件。行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率门值的大小也是不相同的。同一类型的行星齿轮传动，其效率门值也可能随传动比i的变化而变化。行星齿轮传动效率变化范围很大，门，低的可接近于零；甚至门＜0，即可自锁。行星齿轮传动中，其主要的功率损失为三种：⑴啮合齿轮副中的摩擦损失(简称啮合损失)，其相应的效率为nm。它是由于齿轮的齿廓滑动而引起的摩擦损失。⑵轴承中摩擦损失，其相应的效率为门。由于各齿轮大都是安装在转轴上的，而这些n转轴通常是借助于轴承支承的。⑶液力损失，其相应效率为气。它是由于润滑油的搅动和飞溅而引起的功率损失。行星齿轮传动的总效率门可表示为门=门门门因行星传动中大多采用滚动轴承，故该摩擦损失很小，若忽略轴承的摩擦损失，行星齿轮传动的啮合效率为'二=淫=1一PPAPAPAPA-----输入件所传递的输入效率；PB-----输出件所传递的输出功率；P------摩擦损失的效率。T在行星齿轮传动中，各构件之间的运动关系和作用力是一定的，故其各啮合出来内副的摩擦损失功率P应该是定值。T在其转化机构中，其啮合效率为门X二=P「牛=1-PTOC\o"1-5"\h\zPxPxPxAAA由于其转化机构各啮合齿轮副上的作用力与行星齿轮传动中的作用力是相同的。而且，在行星齿轮传动变为转化机构后，各构件之间的相对运动速度是不变的。所以，行星齿轮传动的摩擦损失功率P应该与转化机构中的摩擦损失功率Px相等，即\o"CurrentDocument"TTP=Px=（1一门X）Px=P叩XTTPx转化机构中输入构件的输入功率；Anx-----转化机构的传动效率；Vx-----转化机构中的功率损失系数。计算行星齿轮传动效率的方法很多，啮合功率法是应用最普遍的方法。所谓啮合功率法就是利用啮合功率的概念来确定行星齿轮传动效率的一种方法。该方法是根据在行星齿轮传动于其转化机构中的摩擦功率损失相等的假设，即P=Px。通过转化机构的摩擦功率TT损失的关系式Px=f（nx,Px），再将行星齿轮传动的传动效率n与其转化机构的传动效率nxT联系起来，最后可求得行星齿轮传动效率n的计算公式。符号V表示齿轮传动的啮合功率与传动功率（由绝对转速n得到的，而该转速n是相对于固定构件的）之比值，且成V为齿轮传动的啮合功率系数。ixabix—1ab门x

ab=P=Ta("n)=1—iixabix—1ab门x

abPaT：la^在所设计的行星减速器中i*<0,所以va>0,啮合效率P：P：aPa由此可得到其转化机构的传动效率为中心轮输入，P>0，P<0，根据上面的公式，行星齿轮传动效率为门b=1—V（1一门X）

axaab因为iXb=—p得出其传动效率为转化机构中，仅考虑齿轮副的捏合摩擦损失时，V：=Vx。一对圆柱齿轮传动的啮合损失系数vm可按以下公式计算：兀八,1/、Vm=万矶（三-z）12当重合度取&=，则得Vm=23f(I土：)12fm为啮合摩擦因数，〜，外啮合用“+”号，内啮合用“一”。所以根据上列计算公式可得设计的行星齿轮传动的功率:一级行星齿轮传动的效率：门b1=1——P1—Vx=a1x1+p11二级行星齿轮传动的效率：中2=1-~^Vx=a2x1+P22整个行星减速器的总传动效率：^=^bWb2=a1xa?x行星齿轮传动在实际的传动中，由于不可避免的制造和安装误差，以及构件的变形等因素的影响，致使行星轮键的载荷分布是不均匀的。这就导致某些行星齿轮减速器产生异常的工作情况或出现事故的原因所在。因此，解决行星轮间载荷分配的不均匀性问题，这对于充分发挥其优越性就非常重要。行星轮间载荷分布均匀是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力的大小，在没有任何均载措施的情况下，行星轮间的载荷分布并非是完全均衡的。原因大致由齿轮本身的各种制造误差，轴承、转臂和齿轮箱体的制造和安装误差所组成。行星齿轮传动零件的制造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮的运动误将形成中心轮与行星轮啮合时的总间隙或过盈的存在。为了使行星轮即载荷分布均匀，靠提高齿轮的加工精度使得制造和装配变的困难。但通过对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的措施和其他可进行自动调位的方法，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星吃力内传动的制造精度和容易装配，且使行星齿轮传动输入的功率能通过所有的行星轮进行传递。选用行星齿轮传动中的均载机构时，根据机构的功用和工作情况，有如下几点要求：⑴均载机构在结构上能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形，切使载荷分布不均匀系数K^（mm2）值最小。⑵均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。⑶均载过程中，均载构件应该能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。⑷均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不能影响到行星齿轮传动的传动性能。⑸均载机构本身的摩擦损失要尽量小，效率要高。⑹均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不能增加行星齿轮传动的震动和噪声。根据所设计的行星减速机构的工作情况和功能，采用基本构件浮动的均载机构。就是允许某个基本构件产生径向移动，以实现自动调位的目的，从而，使各行星轮间的载荷均衡。最常用的方法就是将构件与可移式联轴器相连接。在此设计中采用中心轮a浮动的方法：一级行星齿轮传动采用行星架浮动，输入轴端悬浮、输出轴端与齿轮联轴器相连；而二级行星齿轮传动的中心轮a通过齿轮联轴器和输入轴相连接。因为行星轮各轴心在圆周上是均匀布置的，由于齿轮联轴器对中心轮a在径向上的自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形。故各行星轮间载荷分布均匀。即载荷分布不均匀系数、等于最小值1。参考传动类型大致相同的机构图例，研究和构思基本构件的雏形，设计内容包括中心轮、行星轮和转臂的结构及其支承机构以及均载机构的设置：⑴中心轮a的结构及支承方式：行星齿轮传动中，根据行星传动类型、传动比的大小、传递扭矩的大小和支承方式以及所采用的均载机构。再考虑这些因素的前提下所设计的中心轮的尺寸较小，所以采用齿轮轴的结构，即在轴上加工出齿轮的整体构件，支承方式：一级采用一端支承的方式，在输入轴端采用向心球轴承支承安装在箱体上。二级中心轮采用两端支承的方式，输入轴端由齿轮联轴器支承，而另一端则通过顶块支承在行星架内。⑵内齿轮b的结构：内齿轮b都是固定的，采用与箱体联为一体的结构，即在箱体上加工出齿轮b；⑶行星轮c的结构：行星轮具有内孔，以便在该内孔中安装轴承，为了减少行星齿轮传动的轴向尺寸，将两个圆柱滚子轴承直接装入行星轮的轮缘内，用挡圈固定与行星轮的位置；⑷转臂的结构及支承方式：转臂是行星齿轮传动中的一个比较重要的构件。转臂应当是外廓尺寸小、质量小、足够的强度和刚度、动平衡性好，能保证行星轮间的载荷分布均匀，良好的加工和装配工艺。根据这些要求此行星齿轮传动机构采用双侧板整体式转臂，结构如图所示：A-A双侧板整体式转普A-ADoublesidebarintegraltyperotationarm转臂的支承与中心轮的支承存在着密切的关系，其一侧安装在箱体上，另一侧可采用两个向心轴承支承安装在中心轮与箱体之间；在行星齿轮传动中，受力分析图是从运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需要画出切向力F，如图所示：由于在输入件中心轮a上受到匕个行星轮的c同时施加的作用力七和输入转矩［的作用。当行星轮数目np>2时，各个行星轮上的载荷均匀，因此，只分析和计算其中的一套。（a）（a）Transmissiondiagram（b）ComponentstressanalysisffTT=—&1n输入件中心轮a在每个行星轮上所承受的输入转矩为P

=9549—

nn式中Ta中心轮a所传递的转矩;行星轮数目。根据受力分析可得到行星轮c作用与中心轮a的切向力为F=F=2000〈2000Tca■ft中心轮a作用于行星轮c的切向力为F=—FF=—Facca20001"a内齿轮b作用于行星轮c的切向力为FCFC=Fc20001转臂X作用于行星轮c的切向力为F=—F=—2Fxcac4000Tand'在转臂X上所受的作用力为F=F=—Fcxxc40001在转臂X上所受的转矩为=n=nPFJx=4000Trx在内齿轮b上所受的切向力为F=—Fcbbc2000T

ft-

nd'F=—Fcbbc内齿轮b上所受的转矩为T=nF£=TA

bpcb2000ad'a式中d'---中心轮a的节圆直径，当为标准中心距时，d=d；d「--内齿轮b的节圆直径;r转臂x的回转半径。行星齿轮传动的承载能力一般是由其齿面接触强度和齿根弯曲强度条件来决定的。软齿面（HB<350）钢制齿轮的承载能力主要取决于齿面接触强度。而硬齿面（HB>350）钢制齿轮的承载能力主要取决齿根弯曲强度，故应按齿面接触强度条件进行验算。对于长期工作的行星齿轮传动，应对各个啮合齿轮副分别验算其齿面接触强度和齿根弯曲强度，而对于短期间断工作的行星齿轮传动仅需进行其齿根弯曲强度的验算。根据所设计的行星齿轮传动机构的选择的材料和工作特点，对各个啮合齿轮副的齿面弯曲强度和齿根弯曲强度进行验算。校核齿面接触应力的强度条件：大、小齿轮的计算接触应力中的的较大^反值均应不大于相应的许用接触应力n，即Hp°h<°Hp而其中许用接触应力°h=°H4imZh。H式中°---试验齿轮的接触疲劳极限；HlimSH---计算齿面接触强度的安全系数；ZN---计算接触强度的寿命系数；L—工作硬化系数；行星齿轮传动的啮合齿轮副中齿面接触应力°H777?KTu±1°Heh罚bd；xu式中K---载荷系数；d小齿轮分度圆直径；b---工作齿宽；u---齿数比；ZH---节点影响系数；七---弹性系数；Zg---重合度系数；校核齿根弯曲疲劳应力的强度条件：大、小齿轮的弯曲疲劳强度的较大者应不大于许用弯曲疲劳应力b。即Fp^F<GFp其中许用弯曲疲劳应力。知=^^•、•％F式中^Flim--齿轮的弯曲疲劳极限应力；----弯曲疲劳强度的寿命系数；-----弯曲疲劳强度的尺寸系数；xSF-----弯曲强度的安全系数。行星齿轮传动的啮合齿轮副中齿根弯曲疲劳应力bFb=2^・YY.Y

fbdmFasa&式中y---齿形系数；ay---应力修正系数；a%---重合度系数；根据以上各公式来验证各齿轮的可靠性:一级齿轮传动机构中a-c齿轮副：齿轮的接触疲劳极限应力b=1400N/mm2Hlim许用接触应力bHp=1213N/mm2a-c齿轮副的齿面接触应力bh=916N/mm2因为bH<bHp<bHlim所以a-C齿轮副的齿面接触应力验证通过。齿轮的弯曲疲劳极限应力b=650N/mm2Flim许用弯曲疲劳应力CFp=488N/mm2a-c齿轮副的弯曲疲劳应力b尸=331N/mm2。因为bf<bf<bf].所以a-c齿轮副的弯曲疲劳应力也验证通过。一级齿轮传动中的b-c齿轮副：齿轮的接触疲劳极限应力b=1300N/mm2Hlim许用接触应力bHp=1125N/mm2b-c齿轮副的齿面接触应力bh=837N/mm2因为"气。<°H]im所以b-c齿轮副的齿面接触应力验证通过齿轮的弯曲疲劳极限应力b=650N/mm2Flim许用弯曲疲劳应力bFp=488N/mm2b-c齿轮副的弯曲疲劳应力b广331n/mm2。（公式中T/』的比值没变）因为bF<bFp<bFlim所以同a-c齿轮副一样b-c齿轮副的弯曲疲劳应力也验证通过。二级行星齿轮传动机构a-c齿轮副：在一级行星齿轮传动机构转臂x上所受的转矩为T=nFr=—4000TLrXpcxxd'xa而二级行星齿轮传动机构的输入件中心轮的输入转矩T=Ta?x输入件中心轮a在每个行星轮上所承受的输入转矩为TT=-^2

2n

p根据验证公式来验证二级行星齿轮传动机构的齿轮可靠性:齿轮的接触疲劳极限应力b=1400N/mm2Hlim许用接触应力bHp=1213N/mm2a-c齿轮副的齿面接触应力bh=1040N/mm2°广。Hp〈ehiim所以二级行星齿轮传动机构中a-c齿轮副的齿面接触应力验证通过。齿轮的弯曲疲劳极限应力°=650N/mm2Flim许用弯曲疲劳应力°fp=488N/mm2a-c齿轮副的弯曲疲劳应力°尸=418N/mm2。°f<°Fp<°fiim所以二级行星齿轮传动机构中a-c齿轮副的弯曲疲劳应力也验证通过。二级齿轮传动中的b-c齿轮副：