機動轉台裝置的設計

A. 轉向系統的設計要求

1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。
2）轉向輪具有自動回正能力。
3）在行駛狀態下，轉向輪不得產生自振，轉向盤沒有擺動。
4）轉向傳動機構和懸架導向裝置產生的運動不協調，應使車輪產生的擺動最小。
5）轉向靈敏，最小轉彎直徑小。
6）操縱輕便。
7）轉向輪傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。
8）轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調整機構。
9）轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。
10）轉向盤轉動方向與汽車行駛方向的改變相一致。
正確設計轉向梯形機構，可以保證汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。
轉向輪的自動回正能力決定於轉向輪的定位參數和轉向器逆效率的大小.合理確定轉向輪的定位參數，正確選擇轉向器的形式，可以保證汽車具有良好的自動回正能力。
轉向系中設置有轉向減振器時，能夠防止轉向輪產生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。
為了使汽車具有良好的機動性能，必須使轉向輪有盡可能大的轉角，其最小轉彎半徑能達到汽車軸距的2~2.5倍。
轉向操縱的輕便性通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數多少兩項指標來評價。
轎車轉向盤從中間位置轉到第一端的圈數不得超過2.0圈，貨車則要求不超過3.0圈。 隨著汽車車速的提高，駕駛員和乘客的安全非常重要，目前國內外在許多汽車上已普遍增設能量吸收裝置，如防碰撞安全轉向柱、安全帶、安全氣囊等，並逐步推廣。從人類工程學的角度考慮操縱的輕便性，已逐步採用可調整的轉向管柱和動力轉向系統。
低成本、低油耗、大批量專業化生產
隨著國際經濟形勢的惡化，石油危機造成經濟衰退，汽車生產愈來愈重視經濟性，因此，要設計低成本、低油耗的汽車和低成本、合理化生產線，盡量實現大批量專業化生產。對零部件生產，特別是轉向器的生產，更表現突出。 汽車的轉向器裝置，必定是以電腦化為唯一的發展途徑。

B. 二維轉台的二維轉台的結構設計

常見二維轉台整體布局分為T型和U型兩種。轉台結構形式總體設計確定T型結構形式。
T型為方位軸在下，俯仰軸在上的布局優點是結構緊湊，佔用空間小，適合於多感測器共用，感測器更換方便，適合用於其它大型器件的零部件。
由方位座與俯仰座構成精密伺服轉台。系統結構示意圖如圖2.1。方位底座和俯仰箱體是軸系的支撐體，其結構形式和選材將是非常關鍵。在滿足結構剛度要求的前提下，選用合理的結構形式，盡量減輕座體的重量，並通過適當的熱處理工藝，提高其機械性能。
為了確保精密轉台的使用和維修方便，設計還需考慮以下措施：
（1）採取降額設計，增加安全系數，確保系統安全可靠地工作。
（2）驅動電機採用直接安裝，減少安裝誤差，確保系統的可靠性和精度要求。
（3）轉台設限位裝置和機電聯鎖裝置。
（4）採用密封措施，嚴防雨水、塵土進入腔體。
（5）對關鍵結構件採用多種工藝處理，提高其機械性能和抗腐蝕能力。
（1）導電環的選擇：根據設計要求，應保證導電環路不少與40環，為安全及個方面考慮，備用環路保留12環。
導電環主要技術性能指標參考：
1）設計環路：52 環，合格環路：50 環
2）環路電流：信號環3A/42環，功率環5A/8環
3）環材料：H62表面鍍覆貴金屬
4）刷材料：AuNi9絲-Φ0.5，Ra < 0.2
5）絕緣電阻（環-環、環-殼）：> 500MΩ/500V.DC
6）抗電強度（環-環、環-殼）：500V/50Hz.AC.lmin
7）檢測條件：溫度10～35℃、濕度≯75 %
8）環接觸電阻變化值：靜態≯0.005Ω、動態≯0.010Ω
9）轉速范圍：0～300r/min
10）使用壽命：1×l07r
11）使用環境條件：溫度-45～+50℃、濕度≯85 %

C. 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！

我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄

一 課程設計書 2

二 設計要求 2

三 設計步驟 2

1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30

四 設計小結 31
五 參考資料 32

一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400

二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速

電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29

4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的

（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y

（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的

查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較

大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：

齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚

10
箱蓋壁厚

9
箱蓋凸緣厚度

12
箱座凸緣厚度

15
箱座底凸緣厚度

25
地腳螺釘直徑

M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑

M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚

9 8.5

軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

D. 大學機械課程設計 ：設計用於帶式運輸機的傳動裝置

設計用於帶式運輸機的傳動裝置
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國內封'旋挖鑽機結構特點的探討

張啟君,張忠海,陳以田,鄭華
(徐州工程機械股份科技有限公司,江蘇徐州221004)

摘要:以國內外旋挖鑽機現有的底盤機構,鑽桅,自行起落架,主副卷揚,動力頭,鑽桿,發動機系統等
結構為背景,分析了國內外旋挖鑽機常見的結構特點,為國內企業開發起到一定的借鑒作用.
關鍵詞:旋挖鑽機;結構;特點;底盤結構
中圖分類號:U445.3文獻標識碼:B文章編號:1000-033X(2004)10-0037-05

Discussion of drilling rig structure

ZHANG Qi-jun, ZHANG Zhong-hai, CHEN Yi-tian, ZHENG Hua

(Xugong Science&Technology Co. Ltd, Xuzhou 221004, China)
Abstract: This paper analyzed the structure characteristics of present drilling rig,such as chasis, drill string,
lifting frame, windlass, power head, drill rod, engine,etc.
Key words: drilling rig; characterstics; chasis; structure
旋挖鑽機是一種多功能,高效率的灌注樁成孔設
備,被廣泛應用於水利工程,高層建築,城市交通建設,
鐵路公路橋梁等樁基礎工程的施工.旋挖鑽機還可配
套長短螺旋鑽具,普通鑽斗,撈砂鑽斗,筒式岩石鑽頭
等鑽具以適應粘土層,砂礫層,卵石層和中風化泥岩等
不同的施工要求.
1概述
旋挖鑽機的結構主要由底盤機構,鑽桅,自行起落
架,主副卷揚,動力頭,鑽桿,鑽頭,轉台,發動機系統,
駕駛室,覆蓋件,配重,液壓系統,電氣系統等組成,其
工作原理也完全相同,都是由全液壓動力頭產生扭矩,
由安裝在鑽架上的油缸提供鑽壓力,並通過伸縮式鑽
桿傳遞至鑽頭,鑽下的鑽渣充入鑽頭,由主卷揚提拔出
孔外.徐工研究院在調查研究的基礎上已開發出
RD15, RD 18 , RD22旋挖鑽機,RD系列產品的旋挖鑽機
的整機主要由底盤,動力頭,鑽架,發動機系統,鑽桿自
動存取裝置,鑽桿自動潤滑裝置,虎鉗,錨固裝置,鑽
具,液壓系統,電氣系統及泥漿系統等部件組成.
2主要結構特點
2.1底盤的結構
旋挖鑽機的底盤一般為液壓驅動,軌距可調,'剛性
焊接式車架,履帶自行式的結構.底盤主要包括車架及
行走裝置,行走裝置主要包括履帶張緊裝置,履帶總
成,驅動輪,導向輪,承重輪,托鏈輪及行走減速機等組
成.目前國內外旋挖鑽機的底盤結構大小不一樣,履帶
板寬度為800一1 200 mm.如義大利SOILMEC R622 HD
旋挖鑽機的底盤採用的是擺動伸縮式底盤,尺寸相對
較小,驅動輪節距為216,單邊10個支重輪2個托鏈輪,
底盤高度相對較低.底盤伸縮採用的是擺動式,在行走
過程中實現底盤的伸縮;行走減速機採用義大利BON-
FIGLIOLI公司產品.義大利的CMV公司的旋挖鑽機采
用228.6節距的驅動輪,支重輪,托鏈輪及鏈軌,履帶板
擬全部採用柏殼優士吉公司的進口件.單邊11個支重
輪2個托鏈輪,底盤伸縮仍採用通過油缸伸縮來實現,
底架採用框架結構.CMV TH22的車架為箱形主體結
構,上部布置有回轉支承支座,中心回轉體支座,車架
的前,後部設置有履帶伸縮箱形框架機構,車架主體兩
邊上部固定托鏈輪,下部固定支重輪,前部設置了導向
輪及其張緊裝置,後部設置了驅動輪及其傳動裝置.
MAIT公司採用自行設計的多功能底盤,穩定性好,重
量輕,可配預留裝置實現多功能,並具有上下車水平調
整系統可進行傾斜調節.意馬公司採用卡特彼勒履帶
底盤.義大利,德國製造的各類旋挖鑽機的履帶底盤均
可以伸縮.國內的三一SYR220型旋挖鑽機選用卡特彼
勒3300底盤,C-9電噴發動機,內藏式液壓可伸縮履帶
結構,寬履帶提供較低的接地比壓,提高施工時整機的
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萬方數據
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穩定性和適應性,且便於施工和運輸.總之,國內外生
產的旋挖鑽機大多數應用的是專用底盤,軌距可調,能
根據施工情況對底盤進行寬度調整,以增加鑽機的整
體穩定性,駕駛室前窗配有防墜物保護;也有少數廠家
應用的是起重機底盤或挖掘機底盤.
2.2發動機系統
旋挖鑽機的發動機系統一般包括發動機,散熱器,
空濾器,消音器,燃油箱等.一般旋挖鑽機設計時發動
機選用國外的增壓中冷式水冷發動機,選用進口
CUMMINS發動機,為了適應不同用戶的需求,也可選
裝國內二汽東風的康明斯發動機.其水散熱器,空濾器
等附件選用國產配套件,燃油箱自製.
2.3變幅機構及鑽桅的結構
目前國內旋挖鑽機的變幅機構一般採用兩級變幅
油缸,平行四邊形連桿機構,上端一級變幅油缸兩端具
有萬向節頭便於調整,鑽桅截面形式為梯形截面,鑽桅
下端有液壓垂直支腿,上端有兩套滑輪機構,上下兩端
均可折疊,鑽桅左右可調整角度為士50,前傾可調整角
度為50,後傾可調整角度為150.三一SYR220型旋挖鑽
機的桅桿採用大箱形截面,為動力頭和鑽桿提供導向
作用,具有良好的剛性和穩定性,抗沖擊,耐振動,無需
拆卸的可折疊式結構能減少整機長度和高度,便於運
輸.採用流行的平行四邊形結構,通過其上油缸的作
用,可使桅桿遠離機體或靠近機體.通過桅桿角度的調
整,可實現桅桿工作幅度或運輸狀態桅桿高度,桅桿相
對地面角度的調節,使其動作機動靈活,施工效率高.
義大利,德國製造的各類旋挖鑽機可自行移動,自
立桅桿,整個工作機構可在履帶底盤上做土3600回轉.
因而現場轉移,對孔位靈活方便,輔助時間少;鑽架采
用"平行四邊形連桿機構十三角形"的支撐結構,非常
適合城市狹窄場地的施工;鑽架上裝有垂直度檢測儀,
可以檢測和顯示鑽架的偏斜度,並可通過鑽機的"微
動"系統調整鑽架的垂直度;國外的SOILMEC公司的
旋挖鑽機產品品種有R-210,11-312,11-416,11-5161-11),
R-620,R-622,R-625,11-725,11-825,11-930,11-940,R-
1240等,其中SOILMEC R622 HD鑽孔機的鑽桅部分與
國內的鑽機產品相比,主要有以下幾點不同.
(1)動力頭滑軌的形式SOILMEC R622 HD鑽孔
機的滑軌採用板式滑軌,但目前許多新型的鑽機採用
的是方形鋼管式滑軌,這種新型的滑軌在強度上容易
保證.
(2)變幅機構與鑽桅之間的十字軸結構SOILMEC
R622 HD鑽孔機的十字軸採用的是轉盤式結構;
鑽機的十字軸結構採用的是柱式結構.
(3)加壓油缸的固定型式SOILMEC R622 HD鑽
孔機的加壓油缸採用的是2個鉸點固定的方式,鉸點所
需的立板通過2--3個鉸點固定在鑽桅上;國內的鑽機
是將鉸點所需的立板通過螺栓間接地焊在鑽桅上.
(4)加壓油缸的防掉SOILMEC R622 HD鑽孔機
的加壓油缸在加壓油缸的末端另有保護裝置;國內的
鑽機則是利用上鉸點來防掉的.
(5)動力頭的下限位塊SOILMEC R622 HD鑽孔
機的下限位塊是在限位塊與動力頭之間加一橡膠塊,
並在橡膠塊的動力頭端加一金屬擋板;國內鑽機的下
限位塊是金屬的,沒有緩沖.
(6)背輪的結構SOILMEC R622 HD鑽孔機背輪
上的2個滑輪是共面布置,主,副卷揚機的鋼絲繩,在前
後方向上錯開;國內的鑽機背輪上的2個滑輪是同心布
置,主,副卷揚機的鋼絲繩在左右方向上錯開.
(7)背輪的位置及收放SOILMEC R622 HD鑽孔
機背輪在運輸狀態下,位於發動機與副卷揚機之間,並
在用手動棘輪機構使之水平;國內的鑽機背輪在運輸
狀態下,位於配重後面,呈豎直狀態.
(8)由於SOILMEC R622 HD鑽孔機採用的是擺動
伸縮式底盤,其鑽桅沒有在鑽桅底部的支腿機構.
寶峨公司的產品系列為BG12H,BG15H,BG18H,
BG24H, BG24H, BG40H, BG24, BG25 , BG36, BG40,
BG48等,該公司最新組裝生產的BG20旋挖鑽孔機,其
二級變幅的結構形式較為特別,在轉台上升起一橫向
支柱,變幅油缸安裝在上面.這一設計可以加大變幅油
缸安裝距,增大鑽桅的穩定性;但他也使轉台的設計變
的復雜,且升高了運輸時的整車高度.國外車型中也僅
有Bauer公司一家使用此結構.另一個特點是主,副卷
揚機都安裝在鑽桅上,節省了回轉平台上的安裝空間,
便於轉台的布置.
2.4動力頭的結構
動力頭是螺旋鑽孔機的關鍵工作部件,其性能好
壞直接影響鑽孔機整機性能的發揮.動力頭的功能:動
力頭是鑽孔機工作的動力源,他驅動鑽桿,鑽頭回轉,
並能提供鑽孔所需的加壓力,提升力,能滿足高速甩土
和低速鑽進2種工況.動力頭驅動鑽桿,鑽頭回轉時應
能根據不同的土壤地質條件自動調整轉速與扭矩,以
滿足不斷變化的工況.國內的動力頭為液壓驅動,齒輪
減速,可實現雙向鑽進和拋土作業,主要包括回轉機
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38

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2004.10
萬方數據
築豁瓢鐮澎5.
有葬聲芭畝三畝畝面面畝畝或互畝面菌面面面面或畝
構,動力驅動機構及支撐機構.回轉機構主要有齒輪與
鑽桿互鎖的套管,兩端支撐採用回轉支承,密封等組
成.動力驅動機構採用雙變數馬達帶動減速機及小馬
達小減速機同時驅動鑽進.拋土作業時,大減速機脫
離,小馬達小減速機工作,實現高速拋土.另外,支撐機
構由滑槽,支座上蓋與油缸連接件等組成,均為焊接結
構件,應充分考慮其內部潤滑,應有潤滑油高度顯示,
加油口,放油口等,易於保養,維修.國內三一集團的動
力頭採用雙變數液壓馬達驅動小齒輪,由小齒輪嚙合
大齒輪帶動鍵套與鑽桿配套,可根據不同地質條件自
動無級改變旋轉速度和輸出扭矩.高品質雙速減速機
還可實現高速甩土功能.動力頭有獨立的潤滑,冷卻和
換速液壓系統,確保動力頭可靠高效地工作.OILMEC
R622 HD鑽孔機的動力頭部分與國內鑽機的產品相
比,主要有以下幾點不大相同:SOILMEC R622 HD鑽
孔機的動力頭由三液壓馬達驅動,其中有一對馬達同
軸驅動一齒輪,在反向拋土時,只依靠小馬達提供動
力.國內的鑽機只是由兩液壓馬達提供動力,在反向拋
土作業時,兩馬達均提供動力輸出.SOILMEC R622
HD鑽孔機的動力頭反向旋轉由一單獨機構實現,依靠
此機構實現驅動齒輪與回轉支承外齒輪的離合.國內
的鑽機是通過對減速器的更改來實現這一功能的;國
內的鑽機與SOILMEC R622 HD鑽孔機與CMV鑽孔機
的動力頭部分就結構上來講,大體上是相似的,但
SOILMEC R622 HD鑽孔機與CMV鑽孔機的動力頭更
為相似.他們均為三液壓馬達驅動,減速器與液壓馬達
之間有一拋土換向機構.由於採用的三馬達正常驅動
及一馬達反向拋土驅動.CMV公司的鑽機採用平行連
桿機構加三角形支撐型式,動力頭可按土層自動調整
扭矩和轉速.意馬公司採用動力頭裝有油浴式潤滑.邁
特公司系列旋挖鑽機的動力頭配有套管鑽進增扭裝
置,鑽機的摩擦鑽桿驅動鍵的寬度和厚度大,可鎖式鑽
桿為短鍵嵌入式可保證快速加鎖和解鎖.從國際知名
大公司的鑽孔機產品我們可以看出帶有離合機構的鑽
孔機是比較普遍的機型.
採用恆功率泵與變數液壓馬達配合,使動力頭可
根據地質條件自動改變其排量和壓力,從而改變了輸
出扭矩及轉速,即使動力頭具有土壤自適應特性;採用
帶三擋或離合器的減速機,用遠程液壓操縱換檔來實
現鑽孔機的低速鑽進和高速拋土;液壓換檔,操作簡單
方便,提高了機器的作業效率.採用2個小齒輪同時驅
動I個大齒輪且3個齒輪處於同一水平面.有利於倍增
大齒輪所能傳遞的扭矩;齒輪中心連線為銳角三角形,
使動力頭結構緊湊.大齒輪與空心軸被聯接為一體;空
心軸內壁上均布有3條牙嵌板,其牙嵌鑽進時與鑽桿上
的外牙嵌嵌合,可有效地傳遞扭矩和加壓力;空心軸反
轉時,牙嵌即可分離.此結構不僅實現了軸的功能,也
加強了軸的強度和剛度.動力頭上,下箱體均為焊接結
構,外形輪廓為一條包括幾條圓弧及幾條切線的封閉
曲線;此結構不僅具有足夠的強度和剛度,而且具有良
好的工藝性.
2.5轉台的結構
目前國內旋挖鑽機的轉台為整體焊接式結構,主
縱梁為"工字梁"形截面,主要包括回轉支承,轉台主
體,鑽桅後支撐,配重組成,鑽桅後支撐位於配重前與
轉台主體用螺栓固定,便於拆卸,配重採用分體鑄造大
圓弧結構,運輸時可拆卸.國外旋挖鑽機轉台的結構不
太一樣,如R622-HD旋挖鑽機回轉平台整體上採用了
高鉸點,大截面結構,這也是由轉台受力大,應力高的
特點決定的.轉台主梁為變截面工字梁結構,採用的是
等強度設計,這種設計較矩形梁設計具有重量輕,省材
等優點.邊梁設計與徐工集團RD 18大致相同,採用大
圓弧造型設計.轉台上布置與國內的具有較大區別,在
布置上顯得更為緊湊些,主要區別是回轉減速機前置,
充分利用了前面的空間,主泵和液壓油箱均放在轉台
左邊,燃油箱放在發動機前端,吸油阻力較小,發動機
水散和液壓油散熱放在轉台右邊,主閥等液壓元件放
在轉台右邊油散熱之前,這樣管路布置不會太亂.後面
配重也採用大圓弧設計,與邊梁和機棚造型相適應.
2.6鑽桿的結構
決定設備地層適應能力的主要因素在於旋挖鑽機
所使用的鑽桿形式,鑽頭類型以及與之相適應的設備
本身的結構,其中採用什麼樣的凱式伸縮鑽桿是最重
要的因素.這是因為鑽桿要將動力頭的全部扭矩一直
傳遞到孔底的鑽頭上,並且還要將加壓液壓缸的壓力,
動力頭自重和鑽桿自重等鑽壓穩定地傳遞到幾十米以
下的鑽頭上,因此當鑽進較堅硬的地層時,鑽桿可能要
同時承受大扭矩和大鑽壓,還要克服很大的彎矩,這樣
使得鑽桿的受力條件變得非常復雜,如果鑽桿本身的
能力達不到要求,則很容易損壞.凱式鑽桿可以分為摩
擦鑽桿和鎖緊鑽桿2大類.摩擦鑽桿是指鑽桿上的鍵只
能傳遞扭矩而不能傳遞鑽壓的鑽桿,而鎖緊鑽桿是指
鑽桿之間通過加壓平台可以鎖成一個剛性體對地層加
壓鑽進的鑽桿.摩擦鑽桿在提鑽時不需要解鎖,操作簡
封撰農慕解2004.1o 39
萬方數據
單,但由於加壓能力有限無法鑽進較硬地層.鎖緊鑽桿
的地層適應能力強,但需要解決提鑽時可能對鑽桿造
成強烈沖擊的問題.鎖緊鑽桿又可分為簡單的加壓式
鑽桿和六鍵式嵌岩鑽桿.簡單加壓式鑽桿可以實現加
壓,但加壓平台較窄,壓強較大,容易磨損造成加壓失
效,因此不能真正適應堅硬地層的施工.而六鍵式嵌岩
鑽桿的加壓平台寬大,可以穩定地傳遞大鑽壓,又因為
是六鍵結構,鑽桿本身抗失穩的能力很強,可以有效地
克服鑽桿的細長桿效應.國內外的六鍵式嵌岩鑽桿和
簡單鎖緊式鑽桿都可以實現加壓,但是這類鑽桿也有
不足,就是在提鑽時必須先反轉解鎖,然後再卸土.正
常的提鑽順序應該是鑽桿由內向外依次上升,但是如
果反轉解鎖不完全,就會造成某相鄰兩節鑽桿尚未解
鎖就一起縮進外層鑽桿,一般稱為掛鑽.而這兩節鑽桿
繼續往上運動時,受到輕微的擾動就會自動解鎖,這樣
外面的鑽桿就會懸空,對鑽桿和動力頭會形成強大的
沖擊.通常單節鑽桿的質量約為2t,假如鑽桿從3m甚
至8m高度自由落體沖擊下來,沖擊能量將非常大,如
果沒有保護裝置,很容易造成動力頭和鑽桿的嚴重破
壞.因此使用六鍵式或其他鎖緊式加壓鑽桿必須配置
動力頭減振器.減振器包括彈簧裝置和液壓減振裝置,
能有效緩沖並吸收鑽桿對動力頭的沖擊以及鑽桿之間
的沖擊,保證鎖緊式鑽桿的安全使用.目前國內外旋挖
鑽機的鑽桿採用4節或5節伸縮內鎖式鑽桿,每節長度
大約為13 m,裝配後總長不小於48 m,採用高強度合
金鋼管,鑽桿與動力頭採用長牙嵌內鎖式連接方式.頂
端與上滑動板用010系列無齒回轉支承相連,下端帶有
彈簧緩沖,第4節上端用可滑轉萬向節與主卷鋼絲繩相
連,下端採用方形截面桿通過銷軸與鑽頭相連,每隻鑽
頭應與方形截面桿相配,具有互換性.
2.7鑽頭的結構
鑽頭是決定旋挖鑽機能否較好適應復雜地層,提
高工效的重要部件,目前國內外旋挖鑽機的鑽頭共分3
種常用的結構:短螺旋鑽頭(0600-02 500 mm),回轉
斗鑽頭(0800-02 500 mm)和岩心鑽鑽頭(0800-02
500 mm),如R622-HD旋挖鑽機的鑽頭有:短螺旋鑽頭,
單層底旋挖鑽頭,雙層底旋挖鑽頭共4個沙900,
O1 000,0800,01 500)0目前國內外旋扮鑽機鑽頭的3
種常用的進土結構如下.
(1)短螺旋鑽頭旋挖鑽頭主要縱短螺旋鑽頭為
主,他主要靠螺旋葉片之間的間隙來容納從孔底切削
下來的土,砂礫等,這種鑽頭結構簡單,造價低.地層較
好時,使用他也可達到好的效果,如果地下砂礫石較多
或含水較多時,在提鑽時很容易掉塊,鑽進效率低,甚
至於不能成孔.
(2)單層底旋挖鑽頭在地下水位較高,或含砂礫
較多的地層,目前多數旋挖鑽機均採用鑽頭鑽進,用靜
壓泥漿護壁,這種鑽孔工藝已明顯優於短螺旋鑽頭鑽
孔.最早的旋挖鑽頭是單層底,在底下方有對稱的2扇
僅可向頭內方向打開的合頁門.當鑽頭鑽進時,孔底切
削下來的土,砂經合頁門壓入頭內;在提鑽時,在頭內
土砂的重力作用下,兩扇門向下關閉,以阻止砂土漏回
孔內.由於這種重力作用不是十分可靠,時常發生合頁
門關閉不嚴,造成砂土漏回孔內,降低了鑽進效率,還
會影響孔底清潔度.
(3)雙層底旋挖鑽頭自20世紀90年代以來,國外
的一些鑽機製造公司,在原單層底鑽頭的基礎上,開發
出雙層底的旋挖鑽頭.其特點是2層底可以相對回轉一
個角度,以實現頭底進土口的打開與關閉.即在順時針
旋轉切削時,底部的進土口為開放狀態,當鑽完一個回
次後,將鑽頭逆時針旋轉一個角度,致使進土口強行關
閉,從而使切削物完整地保存在頭內.實踐表明,在復
雜地層中,雙層底鑽頭的鑽進效率及孔底清潔度明顯
優於單層底鑽頭.
2.8卷揚的結構
國內外旋挖鑽機的卷揚有主副卷揚2種,卷揚的結
構採用卷揚減速機,具有卷揚,下放,制動功能,捲筒自
行設計,主卷揚應具有自由下放功能,且實現快,慢雙
速控制.主,副卷揚應配有壓繩器.
2.9液壓電器系統
義大利,德國製造的各類旋挖鑽機的機,電,液一
體化高度集中,結構緊湊,操縱靈活方便,自動化程度
高.他採用伸縮式鑽桿,節省了人力和加接鑽桿的時
間,施工中只需一人即可操縱整台鑽機,工人勞動強度
低.鑽架上裝有垂直度檢測儀,可以檢測和顯示鑽架的
偏斜度,並可通過鑽機的"微動"系統調整鑽架的垂直
度.駕駛室控制面板上裝有孔深和鑽架垂直度顯示儀
以及反映發動機,液壓系統工作狀態的儀表,顯示屏及
報警裝置,有的還裝有全電腦操作系統,使操作手能實
時掌握鑽進深度,鑽架垂直度,保證鑽孔准確到達設計
深度和良好的垂直度.
2.10旋挖鑽機的電液比例伺服控制系統
國內外旋挖鑽機採用電液比例伺服控制系統,
PLC,CAN匯流排控制等,提高了定位鑽孔精度,具有鑽
40髯黔及 Cd 2004.10
萬方數據
築黯機鐮與旅篡橇戮化
茲或奮畝畝畝畝畝畝泣畝石盆茲畝畝
孔深度的自動化檢測,熒光屏顯示功能等,當鑽桅發生
傾斜時,鑽機會自動報警,並進行自動調整.採用能顯
示多種信息的多功能液晶顯示器,能進行起鑽桅控制,
自動垂直調平,回轉倒土控制,發動機的監控,鑽孔深
度測量及顯示,車身工作狀態動畫顯示及虛擬儀表顯
示,故障檢測與報警等信息的顯示.
2.11安全保護
國內外鑽機的設計充分考慮操作人員的安全,並
採取了一些措施,例如:駕駛室前窗配有FOPS(防墜物
保護);卷揚的高度限位;駕駛室內操作台安全控制;發
動機,液壓等參數顯示,報警等.
3國外旋挖鑽機主要特點
義大利,德國等製造的各類旋挖鑽機雖然能力大
小有別,結構上略有差異,但總體性能和質量都比較先
進,可靠,具有以下特點.
(1)機,電,液一體化高度集中,結構緊湊,操縱靈
活方便,自動化程度高,採用伸縮式鑽桿,節省了人力
和加接鑽桿的時間.
(2)可自行移動,自立桅桿,整個工作機構可在履
帶底盤上做13600回轉.因而現場轉移,對孔位靈活方
便,輔助時間少.
(3)與施工能力相同的常規鑽機相比,回轉扭矩
大,並可根據地層情況自動調整.
(4)鑽架採用"平行四邊形連桿機構+三角形"的支
撐結構,非常適合城市狹窄場地的施工.
(5)履帶底盤可以伸縮.
(6)鑽架上裝有垂直度檢測儀,可以檢測和顯示鑽
架的偏斜度,並可通過鑽機的"微動"系統調整鑽架的
垂直度.
(7)駕駛室控制面板上裝有孔深和鑽架垂直度顯
示儀,以及反映發動機,液壓系統工作狀態的儀表,顯
示屏及報警裝置,有的還裝有全電腦操作系統,使操作
手能實時掌握鑽進深度,鑽架垂直度,保證鑽孔准確到
達設計深度和良好的垂直度;實時掌握各系統工作情
況,便於及時採取維修措施,保證鑽機正常運轉.
(8)可實現多工藝鑽進,能適應不同地層,不同樁
基礎處理方法施工的需要.一般類型的旋挖鑽機除能
進行旋挖鑽進外,通過更換工作裝置,還可實現跟管鑽
進和長螺旋鑽進.
參考文獻:
[1]韓金亭.大口徑旋挖鑽機在樁基施工中的技術優勢【J].西部探礦工
程,2002,12(3).
[2]王平,趙永生,趙政.旋挖鑽機選型及其在成孔施工中存在問題
的探討〔J].探礦工程,2001, 45(4).
[3」侯再民.旋挖鑽機卡鑽原因及其對策〔J].探礦工程,2001,45(l).
[41 JTJ 034-2000.公路路面基層施工技術規范[S].
[51 GY 203-1996.M筋混凝土預制樁打樁工藝標准〔S].
[61 GY 208-1996.設備基礎施工工藝標准【S工
[71 GY 204-1996.泥漿護壁回轉鑽孔灌注樁施工工藝標准【S].

收稿日期:2004-05-13
(上接第36頁)
3)墩頭必須墩圓,以免滑絲;
4)千斤頂的張拉桿必須擰進錨杯10扣絲以上;
5)鋼絲束接長時,連接桿必須擰進錨杯至10扣絲
以上;
6)如未張拉的鋼絲要進行接長時,應套上一個比
錨杯還大的鋼套管,以便張拉時自由伸長;
7)張拉時要隨著張拉力的增加緊固螺帽,以防錨
杯絲扣變形,不易錨固;
8)錨下混凝土要振搗密實,以免大噸位張拉時造
成混凝土崩裂.
4壓漿與封錨
壓漿是為了加強鋼筋束與混凝土的整體作用,增
大鋼束與混凝土之間的粘結力,把力傳遞給混凝土,防
止鋼絲銹蝕.因此,壓漿必須及時進行,以免長時間綳
緊的鋼絲束產生疲勞荷載,造成預應力損失.壓漿前應
選配好適宜的水灰比,水灰比太小,漿太稠給壓漿造成
困難;太大,漿太稀易離析沉澱,一般情況水灰比以
0.45較適宜.
封錨是為了保護錨頭不受空氣的腐蝕,保證其預
應力的永久性,因此封錨一定要封得密實.
參考文獻:
[1]許尚江.濱州黃河大橋引橋橫隔梁維修加固方案[J].築路機械與施
工機械化,2003 , 20(6).

收稿日期:2004-05-24
獲麟磊豁粼2004Ao 41

萬方數據的資料下的好亂，見諒

F. 鏈式輸送機傳動裝置的設計

1.1 設計題目： 設計鏈式輸送機傳動裝置 1.2 已知條件：
1. 輸送鏈牽引力 F=4.5 kN ;
2. 輸送鏈速度 v=1.6 m/s（允許輸送帶速度誤差為 5%）； 3. 輸送鏈輪齒數 z=15 ； 4. 輸送鏈節距 p=80 mm；
5. 工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷平穩，室內工作，無粉塵； 6. 使用期限：20年； 7. 生產批量：20台；
8. 生產條件：中等規模機械廠，可加工6-8級精度齒輪和7-8級精度蝸輪； 9. 動力來源：電力，三相交流，電壓380伏；
10．檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。
驗收方式：
1．減速器裝配圖；（使用AutoCAD繪制並列印為A1號圖紙） 2．繪制主傳動軸、齒輪圖紙各1張； 3．設計說明書1份。

G. 機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置的設計

給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

H. 帶式傳輸機傳動裝置的設計

設計—用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱減速器，已知條件：運輸帶的工作拉力F=1350 N，運輸帶的速度V=1.6 m/s捲筒直徑D=260 mm,兩班制工作（12小時），連續單向運轉，載荷平移，工作年限10年，每年300工作日，運輸帶速度允許誤差為±5％，捲筒效率0.96

一.傳動方案分析：
如圖所示減速傳動由帶傳動和單級圓柱齒輪傳動組成，帶傳動置於高速級具有緩沖吸振能力和過載保護作用，帶傳動依靠摩擦力工作，有利於減少傳動的結構尺寸，而圓柱齒輪傳動布置在低速級，有利於發揮其過載能力大的優勢

二.選擇電動機：
（1）電動機的類型和結構形式，按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相非同步交流電動機。
（2）電動機容量：
①捲筒軸的輸出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②電動機輸出功率Pd＝Pw/η
傳動系統的總效率：η＝
式中……為從電動機至捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。
由表查得V帶傳動＝0.96，滾動軸承＝0.99，圓柱齒輪傳動
＝0.97，彈性連軸器＝0.99，捲筒軸滑動軸承＝0.96
於是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 電動機額定功率由表取得=3 kw
（3）電動機的轉速：由已知條件計算捲筒的轉速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V帶傳動常用傳動比范圍=2-4，單級圓柱齒輪的傳動比范圍=2-4
於是轉速可選范圍為 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可見同步轉速為 500 r/min和2000 r/min的電動機均合適，為使傳動裝置的傳動比較小，結構尺寸緊湊，這里選用同步轉速為960 ×r/min的電動機
傳動系統總傳動比i= =≈2.04
根據V帶傳動的常用范圍=2-4取=4
於是單級圓柱齒輪減速器傳動比 ==≈2.04

I. 三維轉台的伺服技術

伺服控制技術的發展是和控制理論及控制器件的發展緊密相連，功率驅動裝置的發展歷史就是伺服控制技術的歷史。世界上第一個伺服系統是由美國麻省理工學院輻射實驗室於1944年研製成功的火炮自動跟蹤目標伺服系統。這種早期的伺服系統是採用交磁電機擴大機—直流電動機的驅動方式，由於交磁電機的頻率響應差，電動機轉動部分的轉動慣量及電氣時間常數都比較大，因此響應速度比較慢。
第二次世界大戰期間，由於軍事上的需要，武器系統和飛機的控制系統以及加工復雜零件的機床控制系統均提出了大功率、高精度、快響應的系統要求。首先液壓伺服技術迅速得到發展，到了50年代末、60年代初，有關電液伺服計算的基本理論日趨完善，電液伺服系統被廣泛應用於武器、軍艦、航空、航天等軍事部門及高精度機床控制。伴隨機電伺服系統元氣件性能的突破，尤其是1957年可控的大功率半導體器件—晶閘管問世，由它組成的靜止式可控整流裝置無論在運行性能還是可靠性都表現出明顯的優勢，二十世紀70年代以來，國際上電力電子技術突飛猛進，推出了新一代的開和關都能控制的「全控式」電力電子器件，如晶閘管、大功率晶體管、場效應管等。與此同時，稀土永磁材料的發展和電機技術的進步，相繼研製出了力矩電機、印製繞組電機、無槽電機、大慣量寬調速電機等執行元件，並與脈寬調制式變壓器相配合，進一步改善了伺服性能。控制技術的發展不斷對伺服系統的性能提出更高的要求，近年來，隨著數字技術和計算機技術的高速發展，新型感測器件的大量涌現，使得伺服驅動控制技術有了顯著進步。特別是將計算機與伺服系統相結合，使計算機成為伺服系統中的一個環節，在伺服系統中利用計算機來完成系統的校正、改變伺服系統的增益、帶寬、完成系統管理、監控等任務，使伺服系統向智能化，數字化的方向發展。伺服控制技術新的發展和變化的主要方面如下：
（1）從直流伺服驅動系統向交流伺服驅動系統的發展趨勢
20世紀以來，在需要可逆、可調速與高性能的電氣傳動技術領域，相當長的時期內幾乎都是採用直流電氣傳動系統。隨著電力電子學、微電子技術、現代電機控制理論和計算機技術的發展，為交流電氣傳動產品的開發創造了有利條件，使得交流傳動逐漸具備了寬調速范圍、高穩速精度、快速動態響應等良好的技術性能，並實現了交流調速裝置的產品系列化，由於其良好的技術性能，取代直流電動機調速傳動己是必然的發展趨勢。
（2）從模擬伺服系統向數字伺服系統的發展趨勢
在我國，數字伺服系統的研究已由實驗室研究階段步入應用階段，在許多行業已批量生產，數字伺服系統在大多數應用場合取代模擬伺服系統將是必然趨勢，產生這一趨勢的原因如下:自動控制理論和計算機技術是數字伺服系統技術的兩個最主要依託。自動控制理論的高速發展，為數字伺服系統研製者提供了不少新的控制規律以及相應的分析和綜合方法；計算機技術的飛速發展，為數字伺服系統研製者提供了實現這些控制規律的現實可能性。以計算機作為控制器、基於現代控制理論的伺服系統，其品質指標無論是穩態，還是動態都相應達到了前所未有的水平，比模擬式伺服系統高得多。
（3）從經典傳統伺服控制向現代伺服控制的發展趨勢
應用經典理論來分析伺服系統，首先必須建立數學模型，但是由於許多因素難以一一考慮，許多參數難以精確確定，這種數學模型常常不能很好地反映系統的實際情況，有時甚至會得出錯誤的結論。60年代前後發展起來的現代控制理論適應了計算機的發展，具有許多經典理論難以比擬的優點。現代控制理論在伺服系統中將得到廣泛的應用，如模糊控制，自適應控制，專家控制、最優控制等先進的控制策略。
（4）高精度發展的趨勢
隨著伺服控制系統所用的器件的高速發展、先進的控制演算法在伺服控制的應用和位置測量元件的測量精度的提高，使伺服控制系統向高速、高精度方向發展，以適應現代國民經濟的發展要求。
1.3伺服控制技術的特徵
伺服控制技術是自動化學科中與產業部門聯系最緊密、服務最廣泛的一個分支。它經歷了發電動機系統、交磁電機擴大機控制、晶閘管控制、晶體管控制、集成電路控制、計算機控制的發展過程，至今進入了全新的鼎盛時期。現代伺服控制技術的主要特徵為：
（1）全控型電力電子器件組成的脈沖寬度調制技術在伺服系統中廣泛應用。
（2）各種伺服控制元件與線路向著集成化、功能化、模塊化、智能化、便於計算機控制的方向發展。
（3）伺服系統的可靠性設計及自診斷技術伴隨著系統功能、性能復雜化程度的升級而受到人們的普遍重視。
1.4伺服系統的組成
伺服系統是用來控制被控對象的某種狀態（一般是轉角和位移），使其能自動地、連續地、精確地復現輸入信號的變化規律。它的組成有檢測裝置，用來檢測系統的輸出信號，有放大裝置和執行部件，為使各部件之間有效地組配和使系統具有良好的工作品質，一般還有信號轉換線路和補償裝置，相應的能源設備、保護裝置、控制設備和其它輔助設備。
1.5研製高精度伺服轉台系統的背景和意義
在軍事上，雷達天線的自動瞄準跟蹤控制，高射炮，戰術導彈發射架的瞄準運動控制，坦克，軍艦的炮塔運動控制等都是基於對二維數控轉台的運動控制，所以對其進行研究有重要的現實意義。所以說轉台性能的優劣直接關繫到模擬試驗的可靠性和置信度，是保證航空航天型號產品及武器系統精度和性能的基礎，在航空航天工業和國防建設的發展中具有重要的意義。轉台也是機電實驗室中常用的實驗設備，對提高實驗室科技水平有著重要的意義。
在現代戰爭中，電子戰所發揮的作用越來越重要，如兩次海灣戰爭，美國為首的多國部隊充分發揮了電子對抗設備的綜合效能，使其獲得了戰爭的巨大成功。海灣戰爭的大量生動的事實，使我看到了現代戰爭的含義和電子戰重要性。我國周邊地區局勢不容樂觀，特別是維護我國領土的完整性，對有分裂趨向的勢力保持有足夠的威懾力，在現代戰爭中，發展電子對抗系統是非常必要的。
過去，在電子戰的領域中，人們只注意偵察、預警設備和各種干擾手段的發展，往往忽略了如何將它們有機地結合起來發揮更有效的作用。將這些設備有機地結合起來，必須要有高性能的控制平台，這就需要對雷達伺服控制系統的跟蹤、定位精度有更高的要求，研製高性能的伺服控制系統對國防事業有著重要的作用。
國內相關單位對轉台伺服研究主要集中在以下三個方面：
（1）對用於慣導測試和運動模擬的轉台研究，用於此目的伺服轉台的技術指標高，如中航303所研製的單軸，雙軸，三軸慣導測試和運動模擬設備的伺服轉台系統，它們典型的技術指標為角度精度是±2~±30，其中TDC-2型陀螺動態參數測試系統的轉台精度在±2，STS-210P型單自由度目標視線運動模擬器，另外如航天一院102所研製的DSW-O1單軸速率位置轉台的性能指標，位置解析度為0.005，中船6354所的ST-160，ST-380型單軸位置轉台。
（2）對數控機床的伺服轉台的研製。
（3）對雷達伺服轉台的研究，如航天二院203所研製的計算機控制的轉台裝置，2000年東南大學科技成果《EMC自動測試用轉台和天線塔》，北京友信科技集團的URT-L-O1雷達模擬轉台。在雷達轉台伺服系統中，高精度的產品還比較少，為了加快雷達伺服轉台的技術水平，適應國防技術的需要，很有必要研究高精度的雷達轉台伺服系統。
2.1二維轉台關鍵技術指標參考
承載能力： > 8.0 kg
檯面平面度： ≤0.01mm
檯面跳動量： ≤0.01mm
軸線垂直度： ≤5
水平轉速： 0.1～50°/s
水平轉動范圍： 360°
俯仰轉速： 0.01～50°/s
俯仰轉動范圍： -20～90°
角速率平穩度： ≤0.005°/s(360°平均)
最大轉動角加速度： ≥25°/s2
水平、俯仰角速度精度：≤0.05mil/s(保精度角速度0.01～30°/s)
水平、俯仰角解析度： ≤1
測量准確度： ≤10
2.2二維轉台的結構設計
常見二維轉台整體布局分為T型和U型兩種。轉台結構形式總體設計確定T型結構形式。
T型為方位軸在下，俯仰軸在上的布局優點是結構緊湊，佔用空間小，適合於多感測器共用，感測器更換方便，適合用於其它大型器件的零部件。
由方位座與俯仰座構成精密伺服轉台。系統結構示意圖如圖2.1。方位底座和俯仰箱體是軸系的支撐體，其結構形式和選材將是非常關鍵。在滿足結構剛度要求的前提下，選用合理的結構形式，盡量減輕座體的重量，並通過適當的熱處理工藝，提高其機械性能。
為了確保精密轉台的使用和維修方便，設計還需考慮以下措施：
（1）採取降額設計，增加安全系數，確保系統安全可靠地工作。
（2）驅動電機採用直接安裝，減少安裝誤差，確保系統的可靠性和精度要求。
（3）轉台設限位裝置和機電聯鎖裝置。
（4）採用密封措施，嚴防雨水、塵土進入腔體。
（5）對關鍵結構件採用多種工藝處理，提高其機械性能和抗腐蝕能力。
（1）導電環的選擇：根據設計要求，應保證導電環路不少與40環，為安全及個方面考慮，備用環路保留12環。
導電環主要技術性能指標參考：
1）設計環路：52 環，合格環路：50 環
2）環路電流：信號環3A/42環，功率環5A/8環
3）環材料：H62表面鍍覆貴金屬
4）刷材料：AuNi9絲-Φ0.5，Ra < 0.2
5）絕緣電阻（環-環、環-殼）：> 500MΩ/500V.DC
6）抗電強度（環-環、環-殼）：500V/50Hz.AC.lmin
7）檢測條件：溫度10～35℃、濕度≯75 %
8）環接觸電阻變化值：靜態≯0.005Ω、動態≯0.010Ω
9）轉速范圍：0～300r/min
10）使用壽命：1×l07r
11）使用環境條件：溫度-45～+50℃、濕度≯85 %