机动转台装置的设计

A. 转向系统的设计要求

1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。
2）转向轮具有自动回正能力。
3）在行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。
4）转向传动机构和悬架导向装置产生的运动不协调，应使车轮产生的摆动最小。
5）转向灵敏，最小转弯直径小。
6）操纵轻便。
7）转向轮传给转向盘的反冲力要尽可能小。
8）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。
9）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。
10）转向盘转动方向与汽车行驶方向的改变相一致。
正确设计转向梯形机构，可以保证汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。
转向轮的自动回正能力决定于转向轮的定位参数和转向器逆效率的大小.合理确定转向轮的定位参数，正确选择转向器的形式，可以保证汽车具有良好的自动回正能力。
转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。
为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2~2.5倍。
转向操纵的轻便性通常用转向时驾驶员作用在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价。
轿车转向盘从中间位置转到第一端的圈数不得超过2.0圈，货车则要求不超过3.0圈。 随着汽车车速的提高，驾驶员和乘客的安全非常重要，目前国内外在许多汽车上已普遍增设能量吸收装置，如防碰撞安全转向柱、安全带、安全气囊等，并逐步推广。从人类工程学的角度考虑操纵的轻便性，已逐步采用可调整的转向管柱和动力转向系统。
低成本、低油耗、大批量专业化生产
随着国际经济形势的恶化，石油危机造成经济衰退，汽车生产愈来愈重视经济性，因此，要设计低成本、低油耗的汽车和低成本、合理化生产线，尽量实现大批量专业化生产。对零部件生产，特别是转向器的生产，更表现突出。 汽车的转向器装置，必定是以电脑化为唯一的发展途径。

B. 二维转台的二维转台的结构设计

常见二维转台整体布局分为T型和U型两种。转台结构形式总体设计确定T型结构形式。
T型为方位轴在下，俯仰轴在上的布局优点是结构紧凑，占用空间小，适合于多传感器共用，传感器更换方便，适合用于其它大型器件的零部件。
由方位座与俯仰座构成精密伺服转台。系统结构示意图如图2.1。方位底座和俯仰箱体是轴系的支撑体，其结构形式和选材将是非常关键。在满足结构刚度要求的前提下，选用合理的结构形式，尽量减轻座体的重量，并通过适当的热处理工艺，提高其机械性能。
为了确保精密转台的使用和维修方便，设计还需考虑以下措施：
（1）采取降额设计，增加安全系数，确保系统安全可靠地工作。
（2）驱动电机采用直接安装，减少安装误差，确保系统的可靠性和精度要求。
（3）转台设限位装置和机电联锁装置。
（4）采用密封措施，严防雨水、尘土进入腔体。
（5）对关键结构件采用多种工艺处理，提高其机械性能和抗腐蚀能力。
（1）导电环的选择：根据设计要求，应保证导电环路不少与40环，为安全及个方面考虑，备用环路保留12环。
导电环主要技术性能指标参考：
1）设计环路：52 环，合格环路：50 环
2）环路电流：信号环3A/42环，功率环5A/8环
3）环材料：H62表面镀覆贵金属
4）刷材料：AuNi9丝-Φ0.5，Ra < 0.2
5）绝缘电阻（环-环、环-壳）：> 500MΩ/500V.DC
6）抗电强度（环-环、环-壳）：500V/50Hz.AC.lmin
7）检测条件：温度10～35℃、湿度≯75 %
8）环接触电阻变化值：静态≯0.005Ω、动态≯0.010Ω
9）转速范围：0～300r/min
10）使用寿命：1×l07r
11）使用环境条件：温度-45～+50℃、湿度≯85 %

C. 机械设计课程设计---设计盘磨机传动装置！！！

我也在做这个题也 老兄
我只能提供样本给你哈 具体的还是得靠你自己啦
目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤 2

1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30

四 设计小结 31
五 参考资料 32

一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:
皮带有效拉力F（KN） 3.2
皮带运行速度V（m/s） 1.4
滚筒直径D（mm） 400

二. 设计要求
1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 齿轮的设计
6. 滚动轴承和传动轴的设计
7. 键联接设计
8. 箱体结构设计
9. 润滑密封设计
10. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率
为V带的传动效率, 为轴承的效率，
为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）
为联轴器的效率， 为滚筒的效率
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滚筒轴工作转速为n＝ = =66.88r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。

方案 电动机型号 额定功 率
P
kw 电动机转速

电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动 比 V带传 动 减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.29

4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝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） 各轴输入功率
＝ × ＝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
则各轴的输出功率：
＝ ×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） 各轴输入转矩
= × × N•m
电动机轴的输出转矩 =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
输出转矩： ＝ ×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
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.40 22.55 1440
1轴 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2轴 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3轴 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4轴 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力

⑤查课本由 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.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN•m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[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
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的

（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度

6. 计算载荷系数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
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN•m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y

（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 计算大小齿轮的

查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度

圆整后取

低速级大齿轮如上图：

齿轮各设计参数附表
1. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各轴输入转矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

D B

轴承代号
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. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

传动轴总体设计结构图:

(从动轴)

(中间轴)

(主动轴)
从动轴的载荷分析图:

6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：

因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚

9 8.5

轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

D. 大学机械课程设计 ：设计用于带式运输机的传动装置

设计用于带式运输机的传动装置
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E. 请帮忙下载一篇论文

国内封'旋挖钻机结构特点的探讨

张启君,张忠海,陈以田,郑华
(徐州工程机械股份科技有限公司,江苏徐州221004)

摘要:以国内外旋挖钻机现有的底盘机构,钻桅,自行起落架,主副卷扬,动力头,钻杆,发动机系统等
结构为背景,分析了国内外旋挖钻机常见的结构特点,为国内企业开发起到一定的借鉴作用.
关键词:旋挖钻机;结构;特点;底盘结构
中图分类号:U445.3文献标识码:B文章编号: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
旋挖钻机是一种多功能,高效率的灌注桩成孔设
备,被广泛应用于水利工程,高层建筑,城市交通建设,
铁路公路桥梁等桩基础工程的施工.旋挖钻机还可配
套长短螺旋钻具,普通钻斗,捞砂钻斗,筒式岩石钻头
等钻具以适应粘土层,砂砾层,卵石层和中风化泥岩等
不同的施工要求.
1概述
旋挖钻机的结构主要由底盘机构,钻桅,自行起落
架,主副卷扬,动力头,钻杆,钻头,转台,发动机系统,
驾驶室,覆盖件,配重,液压系统,电气系统等组成,其
工作原理也完全相同,都是由全液压动力头产生扭矩,
由安装在钻架上的油缸提供钻压力,并通过伸缩式钻
杆传递至钻头,钻下的钻渣充入钻头,由主卷扬提拔出
孔外.徐工研究院在调查研究的基础上已开发出
RD15, RD 18 , RD22旋挖钻机,RD系列产品的旋挖钻机
的整机主要由底盘,动力头,钻架,发动机系统,钻杆自
动存取装置,钻杆自动润滑装置,虎钳,锚固装置,钻
具,液压系统,电气系统及泥浆系统等部件组成.
2主要结构特点
2.1底盘的结构
旋挖钻机的底盘一般为液压驱动,轨距可调,'刚性
焊接式车架,履带自行式的结构.底盘主要包括车架及
行走装置,行走装置主要包括履带张紧装置,履带总
成,驱动轮,导向轮,承重轮,托链轮及行走减速机等组
成.目前国内外旋挖钻机的底盘结构大小不一样,履带
板宽度为800一1 200 mm.如意大利SOILMEC R622 HD
旋挖钻机的底盘采用的是摆动伸缩式底盘,尺寸相对
较小,驱动轮节距为216,单边10个支重轮2个托链轮,
底盘高度相对较低.底盘伸缩采用的是摆动式,在行走
过程中实现底盘的伸缩;行走减速机采用意大利BON-
FIGLIOLI公司产品.意大利的CMV公司的旋挖钻机采
用228.6节距的驱动轮,支重轮,托链轮及链轨,履带板
拟全部采用柏壳优士吉公司的进口件.单边11个支重
轮2个托链轮,底盘伸缩仍采用通过油缸伸缩来实现,
底架采用框架结构.CMV TH22的车架为箱形主体结
构,上部布置有回转支承支座,中心回转体支座,车架
的前,后部设置有履带伸缩箱形框架机构,车架主体两
边上部固定托链轮,下部固定支重轮,前部设置了导向
轮及其张紧装置,后部设置了驱动轮及其传动装置.
MAIT公司采用自行设计的多功能底盘,稳定性好,重
量轻,可配预留装置实现多功能,并具有上下车水平调
整系统可进行倾斜调节.意马公司采用卡特彼勒履带
底盘.意大利,德国制造的各类旋挖钻机的履带底盘均
可以伸缩.国内的三一SYR220型旋挖钻机选用卡特彼
勒3300底盘,C-9电喷发动机,内藏式液压可伸缩履带
结构,宽履带提供较低的接地比压,提高施工时整机的
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万方数据
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稳定性和适应性,且便于施工和运输.总之,国内外生
产的旋挖钻机大多数应用的是专用底盘,轨距可调,能
根据施工情况对底盘进行宽度调整,以增加钻机的整
体稳定性,驾驶室前窗配有防坠物保护;也有少数厂家
应用的是起重机底盘或挖掘机底盘.
2.2发动机系统
旋挖钻机的发动机系统一般包括发动机,散热器,
空滤器,消音器,燃油箱等.一般旋挖钻机设计时发动
机选用国外的增压中冷式水冷发动机,选用进口
CUMMINS发动机,为了适应不同用户的需求,也可选
装国内二汽东风的康明斯发动机.其水散热器,空滤器
等附件选用国产配套件,燃油箱自制.
2.3变幅机构及钻桅的结构
目前国内旋挖钻机的变幅机构一般采用两级变幅
油缸,平行四边形连杆机构,上端一级变幅油缸两端具
有万向节头便于调整,钻桅截面形式为梯形截面,钻桅
下端有液压垂直支腿,上端有两套滑轮机构,上下两端
均可折叠,钻桅左右可调整角度为士50,前倾可调整角
度为50,后倾可调整角度为150.三一SYR220型旋挖钻
机的桅杆采用大箱形截面,为动力头和钻杆提供导向
作用,具有良好的刚性和稳定性,抗冲击,耐振动,无需
拆卸的可折叠式结构能减少整机长度和高度,便于运
输.采用流行的平行四边形结构,通过其上油缸的作
用,可使桅杆远离机体或靠近机体.通过桅杆角度的调
整,可实现桅杆工作幅度或运输状态桅杆高度,桅杆相
对地面角度的调节,使其动作机动灵活,施工效率高.
意大利,德国制造的各类旋挖钻机可自行移动,自
立桅杆,整个工作机构可在履带底盘上做土3600回转.
因而现场转移,对孔位灵活方便,辅助时间少;钻架采
用"平行四边形连杆机构十三角形"的支撑结构,非常
适合城市狭窄场地的施工;钻架上装有垂直度检测仪,
可以检测和显示钻架的偏斜度,并可通过钻机的"微
动"系统调整钻架的垂直度;国外的SOILMEC公司的
旋挖钻机产品品种有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钻孔机的钻桅部分与
国内的钻机产品相比,主要有以下几点不同.
(1)动力头滑轨的形式SOILMEC R622 HD钻孔
机的滑轨采用板式滑轨,但目前许多新型的钻机采用
的是方形钢管式滑轨,这种新型的滑轨在强度上容易
保证.
(2)变幅机构与钻桅之间的十字轴结构SOILMEC
R622 HD钻孔机的十字轴采用的是转盘式结构;
钻机的十字轴结构采用的是柱式结构.
(3)加压油缸的固定型式SOILMEC R622 HD钻
孔机的加压油缸采用的是2个铰点固定的方式,铰点所
需的立板通过2--3个铰点固定在钻桅上;国内的钻机
是将铰点所需的立板通过螺栓间接地焊在钻桅上.
(4)加压油缸的防掉SOILMEC R622 HD钻孔机
的加压油缸在加压油缸的末端另有保护装置;国内的
钻机则是利用上铰点来防掉的.
(5)动力头的下限位块SOILMEC R622 HD钻孔
机的下限位块是在限位块与动力头之间加一橡胶块,
并在橡胶块的动力头端加一金属挡板;国内钻机的下
限位块是金属的,没有缓冲.
(6)背轮的结构SOILMEC R622 HD钻孔机背轮
上的2个滑轮是共面布置,主,副卷扬机的钢丝绳,在前
后方向上错开;国内的钻机背轮上的2个滑轮是同心布
置,主,副卷扬机的钢丝绳在左右方向上错开.
(7)背轮的位置及收放SOILMEC R622 HD钻孔
机背轮在运输状态下,位于发动机与副卷扬机之间,并
在用手动棘轮机构使之水平;国内的钻机背轮在运输
状态下,位于配重后面,呈竖直状态.
(8)由于SOILMEC R622 HD钻孔机采用的是摆动
伸缩式底盘,其钻桅没有在钻桅底部的支腿机构.
宝峨公司的产品系列为BG12H,BG15H,BG18H,
BG24H, BG24H, BG40H, BG24, BG25 , BG36, BG40,
BG48等,该公司最新组装生产的BG20旋挖钻孔机,其
二级变幅的结构形式较为特别,在转台上升起一横向
支柱,变幅油缸安装在上面.这一设计可以加大变幅油
缸安装距,增大钻桅的稳定性;但他也使转台的设计变
的复杂,且升高了运输时的整车高度.国外车型中也仅
有Bauer公司一家使用此结构.另一个特点是主,副卷
扬机都安装在钻桅上,节省了回转平台上的安装空间,
便于转台的布置.
2.4动力头的结构
动力头是螺旋钻孔机的关键工作部件,其性能好
坏直接影响钻孔机整机性能的发挥.动力头的功能:动
力头是钻孔机工作的动力源,他驱动钻杆,钻头回转,
并能提供钻孔所需的加压力,提升力,能满足高速甩土
和低速钻进2种工况.动力头驱动钻杆,钻头回转时应
能根据不同的土壤地质条件自动调整转速与扭矩,以
满足不断变化的工况.国内的动力头为液压驱动,齿轮
减速,可实现双向钻进和抛土作业,主要包括回转机
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2004.10
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构,动力驱动机构及支撑机构.回转机构主要有齿轮与
钻杆互锁的套管,两端支撑采用回转支承,密封等组
成.动力驱动机构采用双变量马达带动减速机及小马
达小减速机同时驱动钻进.抛土作业时,大减速机脱
离,小马达小减速机工作,实现高速抛土.另外,支撑机
构由滑槽,支座上盖与油缸连接件等组成,均为焊接结
构件,应充分考虑其内部润滑,应有润滑油高度显示,
加油口,放油口等,易于保养,维修.国内三一集团的动
力头采用双变量液压马达驱动小齿轮,由小齿轮啮合
大齿轮带动键套与钻杆配套,可根据不同地质条件自
动无级改变旋转速度和输出扭矩.高品质双速减速机
还可实现高速甩土功能.动力头有独立的润滑,冷却和
换速液压系统,确保动力头可靠高效地工作.OILMEC
R622 HD钻孔机的动力头部分与国内钻机的产品相
比,主要有以下几点不大相同:SOILMEC R622 HD钻
孔机的动力头由三液压马达驱动,其中有一对马达同
轴驱动一齿轮,在反向抛土时,只依靠小马达提供动
力.国内的钻机只是由两液压马达提供动力,在反向抛
土作业时,两马达均提供动力输出.SOILMEC R622
HD钻孔机的动力头反向旋转由一单独机构实现,依靠
此机构实现驱动齿轮与回转支承外齿轮的离合.国内
的钻机是通过对减速器的更改来实现这一功能的;国
内的钻机与SOILMEC R622 HD钻孔机与CMV钻孔机
的动力头部分就结构上来讲,大体上是相似的,但
SOILMEC R622 HD钻孔机与CMV钻孔机的动力头更
为相似.他们均为三液压马达驱动,减速器与液压马达
之间有一抛土换向机构.由于采用的三马达正常驱动
及一马达反向抛土驱动.CMV公司的钻机采用平行连
杆机构加三角形支撑型式,动力头可按土层自动调整
扭矩和转速.意马公司采用动力头装有油浴式润滑.迈
特公司系列旋挖钻机的动力头配有套管钻进增扭装
置,钻机的摩擦钻杆驱动键的宽度和厚度大,可锁式钻
杆为短键嵌入式可保证快速加锁和解锁.从国际知名
大公司的钻孔机产品我们可以看出带有离合机构的钻
孔机是比较普遍的机型.
采用恒功率泵与变量液压马达配合,使动力头可
根据地质条件自动改变其排量和压力,从而改变了输
出扭矩及转速,即使动力头具有土壤自适应特性;采用
带三挡或离合器的减速机,用远程液压操纵换档来实
现钻孔机的低速钻进和高速抛土;液压换档,操作简单
方便,提高了机器的作业效率.采用2个小齿轮同时驱
动I个大齿轮且3个齿轮处于同一水平面.有利于倍增
大齿轮所能传递的扭矩;齿轮中心连线为锐角三角形,
使动力头结构紧凑.大齿轮与空心轴被联接为一体;空
心轴内壁上均布有3条牙嵌板,其牙嵌钻进时与钻杆上
的外牙嵌嵌合,可有效地传递扭矩和加压力;空心轴反
转时,牙嵌即可分离.此结构不仅实现了轴的功能,也
加强了轴的强度和刚度.动力头上,下箱体均为焊接结
构,外形轮廓为一条包括几条圆弧及几条切线的封闭
曲线;此结构不仅具有足够的强度和刚度,而且具有良
好的工艺性.
2.5转台的结构
目前国内旋挖钻机的转台为整体焊接式结构,主
纵梁为"工字梁"形截面,主要包括回转支承,转台主
体,钻桅后支撑,配重组成,钻桅后支撑位于配重前与
转台主体用螺栓固定,便于拆卸,配重采用分体铸造大
圆弧结构,运输时可拆卸.国外旋挖钻机转台的结构不
太一样,如R622-HD旋挖钻机回转平台整体上采用了
高铰点,大截面结构,这也是由转台受力大,应力高的
特点决定的.转台主梁为变截面工字梁结构,采用的是
等强度设计,这种设计较矩形梁设计具有重量轻,省材
等优点.边梁设计与徐工集团RD 18大致相同,采用大
圆弧造型设计.转台上布置与国内的具有较大区别,在
布置上显得更为紧凑些,主要区别是回转减速机前置,
充分利用了前面的空间,主泵和液压油箱均放在转台
左边,燃油箱放在发动机前端,吸油阻力较小,发动机
水散和液压油散热放在转台右边,主阀等液压元件放
在转台右边油散热之前,这样管路布置不会太乱.后面
配重也采用大圆弧设计,与边梁和机棚造型相适应.
2.6钻杆的结构
决定设备地层适应能力的主要因素在于旋挖钻机
所使用的钻杆形式,钻头类型以及与之相适应的设备
本身的结构,其中采用什么样的凯式伸缩钻杆是最重
要的因素.这是因为钻杆要将动力头的全部扭矩一直
传递到孔底的钻头上,并且还要将加压液压缸的压力,
动力头自重和钻杆自重等钻压稳定地传递到几十米以
下的钻头上,因此当钻进较坚硬的地层时,钻杆可能要
同时承受大扭矩和大钻压,还要克服很大的弯矩,这样
使得钻杆的受力条件变得非常复杂,如果钻杆本身的
能力达不到要求,则很容易损坏.凯式钻杆可以分为摩
擦钻杆和锁紧钻杆2大类.摩擦钻杆是指钻杆上的键只
能传递扭矩而不能传递钻压的钻杆,而锁紧钻杆是指
钻杆之间通过加压平台可以锁成一个刚性体对地层加
压钻进的钻杆.摩擦钻杆在提钻时不需要解锁,操作简
封撰农慕解2004.1o 39
万方数据
单,但由于加压能力有限无法钻进较硬地层.锁紧钻杆
的地层适应能力强,但需要解决提钻时可能对钻杆造
成强烈冲击的问题.锁紧钻杆又可分为简单的加压式
钻杆和六键式嵌岩钻杆.简单加压式钻杆可以实现加
压,但加压平台较窄,压强较大,容易磨损造成加压失
效,因此不能真正适应坚硬地层的施工.而六键式嵌岩
钻杆的加压平台宽大,可以稳定地传递大钻压,又因为
是六键结构,钻杆本身抗失稳的能力很强,可以有效地
克服钻杆的细长杆效应.国内外的六键式嵌岩钻杆和
简单锁紧式钻杆都可以实现加压,但是这类钻杆也有
不足,就是在提钻时必须先反转解锁,然后再卸土.正
常的提钻顺序应该是钻杆由内向外依次上升,但是如
果反转解锁不完全,就会造成某相邻两节钻杆尚未解
锁就一起缩进外层钻杆,一般称为挂钻.而这两节钻杆
继续往上运动时,受到轻微的扰动就会自动解锁,这样
外面的钻杆就会悬空,对钻杆和动力头会形成强大的
冲击.通常单节钻杆的质量约为2t,假如钻杆从3m甚
至8m高度自由落体冲击下来,冲击能量将非常大,如
果没有保护装置,很容易造成动力头和钻杆的严重破
坏.因此使用六键式或其他锁紧式加压钻杆必须配置
动力头减振器.减振器包括弹簧装置和液压减振装置,
能有效缓冲并吸收钻杆对动力头的冲击以及钻杆之间
的冲击,保证锁紧式钻杆的安全使用.目前国内外旋挖
钻机的钻杆采用4节或5节伸缩内锁式钻杆,每节长度
大约为13 m,装配后总长不小于48 m,采用高强度合
金钢管,钻杆与动力头采用长牙嵌内锁式连接方式.顶
端与上滑动板用010系列无齿回转支承相连,下端带有
弹簧缓冲,第4节上端用可滑转万向节与主卷钢丝绳相
连,下端采用方形截面杆通过销轴与钻头相连,每只钻
头应与方形截面杆相配,具有互换性.
2.7钻头的结构
钻头是决定旋挖钻机能否较好适应复杂地层,提
高工效的重要部件,目前国内外旋挖钻机的钻头共分3
种常用的结构:短螺旋钻头(0600-02 500 mm),回转
斗钻头(0800-02 500 mm)和岩心钻钻头(0800-02
500 mm),如R622-HD旋挖钻机的钻头有:短螺旋钻头,
单层底旋挖钻头,双层底旋挖钻头共4个沙900,
O1 000,0800,01 500)0目前国内外旋扮钻机钻头的3
种常用的进土结构如下.
(1)短螺旋钻头旋挖钻头主要纵短螺旋钻头为
主,他主要靠螺旋叶片之间的间隙来容纳从孔底切削
下来的土,砂砾等,这种钻头结构简单,造价低.地层较
好时,使用他也可达到好的效果,如果地下砂砾石较多
或含水较多时,在提钻时很容易掉块,钻进效率低,甚
至于不能成孔.
(2)单层底旋挖钻头在地下水位较高,或含砂砾
较多的地层,目前多数旋挖钻机均采用钻头钻进,用静
压泥浆护壁,这种钻孔工艺已明显优于短螺旋钻头钻
孔.最早的旋挖钻头是单层底,在底下方有对称的2扇
仅可向头内方向打开的合页门.当钻头钻进时,孔底切
削下来的土,砂经合页门压入头内;在提钻时,在头内
土砂的重力作用下,两扇门向下关闭,以阻止砂土漏回
孔内.由于这种重力作用不是十分可靠,时常发生合页
门关闭不严,造成砂土漏回孔内,降低了钻进效率,还
会影响孔底清洁度.
(3)双层底旋挖钻头自20世纪90年代以来,国外
的一些钻机制造公司,在原单层底钻头的基础上,开发
出双层底的旋挖钻头.其特点是2层底可以相对回转一
个角度,以实现头底进土口的打开与关闭.即在顺时针
旋转切削时,底部的进土口为开放状态,当钻完一个回
次后,将钻头逆时针旋转一个角度,致使进土口强行关
闭,从而使切削物完整地保存在头内.实践表明,在复
杂地层中,双层底钻头的钻进效率及孔底清洁度明显
优于单层底钻头.
2.8卷扬的结构
国内外旋挖钻机的卷扬有主副卷扬2种,卷扬的结
构采用卷扬减速机,具有卷扬,下放,制动功能,卷筒自
行设计,主卷扬应具有自由下放功能,且实现快,慢双
速控制.主,副卷扬应配有压绳器.
2.9液压电器系统
意大利,德国制造的各类旋挖钻机的机,电,液一
体化高度集中,结构紧凑,操纵灵活方便,自动化程度
高.他采用伸缩式钻杆,节省了人力和加接钻杆的时
间,施工中只需一人即可操纵整台钻机,工人劳动强度
低.钻架上装有垂直度检测仪,可以检测和显示钻架的
偏斜度,并可通过钻机的"微动"系统调整钻架的垂直
度.驾驶室控制面板上装有孔深和钻架垂直度显示仪
以及反映发动机,液压系统工作状态的仪表,显示屏及
报警装置,有的还装有全电脑操作系统,使操作手能实
时掌握钻进深度,钻架垂直度,保证钻孔准确到达设计
深度和良好的垂直度.
2.10旋挖钻机的电液比例伺服控制系统
国内外旋挖钻机采用电液比例伺服控制系统,
PLC,CAN总线控制等,提高了定位钻孔精度,具有钻
40髯黔及 Cd 2004.10
万方数据
筑黯机镰与旅篡橇戮化
兹或奋亩亩亩亩亩亩泣亩石盆兹亩亩
孔深度的自动化检测,荧光屏显示功能等,当钻桅发生
倾斜时,钻机会自动报警,并进行自动调整.采用能显
示多种信息的多功能液晶显示器,能进行起钻桅控制,
自动垂直调平,回转倒土控制,发动机的监控,钻孔深
度测量及显示,车身工作状态动画显示及虚拟仪表显
示,故障检测与报警等信息的显示.
2.11安全保护
国内外钻机的设计充分考虑操作人员的安全,并
采取了一些措施,例如:驾驶室前窗配有FOPS(防坠物
保护);卷扬的高度限位;驾驶室内操作台安全控制;发
动机,液压等参数显示,报警等.
3国外旋挖钻机主要特点
意大利,德国等制造的各类旋挖钻机虽然能力大
小有别,结构上略有差异,但总体性能和质量都比较先
进,可靠,具有以下特点.
(1)机,电,液一体化高度集中,结构紧凑,操纵灵
活方便,自动化程度高,采用伸缩式钻杆,节省了人力
和加接钻杆的时间.
(2)可自行移动,自立桅杆,整个工作机构可在履
带底盘上做13600回转.因而现场转移,对孔位灵活方
便,辅助时间少.
(3)与施工能力相同的常规钻机相比,回转扭矩
大,并可根据地层情况自动调整.
(4)钻架采用"平行四边形连杆机构+三角形"的支
撑结构,非常适合城市狭窄场地的施工.
(5)履带底盘可以伸缩.
(6)钻架上装有垂直度检测仪,可以检测和显示钻
架的偏斜度,并可通过钻机的"微动"系统调整钻架的
垂直度.
(7)驾驶室控制面板上装有孔深和钻架垂直度显
示仪,以及反映发动机,液压系统工作状态的仪表,显
示屏及报警装置,有的还装有全电脑操作系统,使操作
手能实时掌握钻进深度,钻架垂直度,保证钻孔准确到
达设计深度和良好的垂直度;实时掌握各系统工作情
况,便于及时采取维修措施,保证钻机正常运转.
(8)可实现多工艺钻进,能适应不同地层,不同桩
基础处理方法施工的需要.一般类型的旋挖钻机除能
进行旋挖钻进外,通过更换工作装置,还可实现跟管钻
进和长螺旋钻进.
参考文献:
[1]韩金亭.大口径旋挖钻机在桩基施工中的技术优势【J].西部探矿工
程,2002,12(3).
[2]王平,赵永生,赵政.旋挖钻机选型及其在成孔施工中存在问题
的探讨〔J].探矿工程,2001, 45(4).
[3」侯再民.旋挖钻机卡钻原因及其对策〔J].探矿工程,2001,45(l).
[41 JTJ 034-2000.公路路面基层施工技术规范[S].
[51 GY 203-1996.M筋混凝土预制桩打桩工艺标准〔S].
[61 GY 208-1996.设备基础施工工艺标准【S工
[71 GY 204-1996.泥浆护壁回转钻孔灌注桩施工工艺标准【S].

收稿日期:2004-05-13
(上接第36页)
3)墩头必须墩圆,以免滑丝;
4)千斤顶的张拉杆必须拧进锚杯10扣丝以上;
5)钢丝束接长时,连接杆必须拧进锚杯至10扣丝
以上;
6)如未张拉的钢丝要进行接长时,应套上一个比
锚杯还大的钢套管,以便张拉时自由伸长;
7)张拉时要随着张拉力的增加紧固螺帽,以防锚
杯丝扣变形,不易锚固;
8)锚下混凝土要振捣密实,以免大吨位张拉时造
成混凝土崩裂.
4压浆与封锚
压浆是为了加强钢筋束与混凝土的整体作用,增
大钢束与混凝土之间的粘结力,把力传递给混凝土,防
止钢丝锈蚀.因此,压浆必须及时进行,以免长时间绷
紧的钢丝束产生疲劳荷载,造成预应力损失.压浆前应
选配好适宜的水灰比,水灰比太小,浆太稠给压浆造成
困难;太大,浆太稀易离析沉淀,一般情况水灰比以
0.45较适宜.
封锚是为了保护锚头不受空气的腐蚀,保证其预
应力的永久性,因此封锚一定要封得密实.
参考文献:
[1]许尚江.滨州黄河大桥引桥横隔梁维修加固方案[J].筑路机械与施
工机械化,2003 , 20(6).

收稿日期:2004-05-24
获麟磊豁粼2004Ao 41

万方数据的资料下的好乱，见谅

F. 链式输送机传动装置的设计

1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置 1.2 已知条件：
1. 输送链牵引力 F=4.5 kN ;
2. 输送链速度 v=1.6 m/s（允许输送带速度误差为 5%）； 3. 输送链轮齿数 z=15 ； 4. 输送链节距 p=80 mm；
5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘； 6. 使用期限：20年； 7. 生产批量：20台；
8. 生产条件：中等规模机械厂，可加工6-8级精度齿轮和7-8级精度蜗轮； 9. 动力来源：电力，三相交流，电压380伏；
10．检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。
验收方式：
1．减速器装配图；（使用AutoCAD绘制并打印为A1号图纸） 2．绘制主传动轴、齿轮图纸各1张； 3．设计说明书1份。

G. 机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计

给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2 、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率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计算各轴扭矩（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、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100 ，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比： u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取 φ
齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1 、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滚动轴承的选择
1 、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2 、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1 、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：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、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

H. 带式传输机传动装置的设计

设计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器，已知条件：运输带的工作拉力F=1350 N，运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作（12小时），连续单向运转，载荷平移，工作年限10年，每年300工作日，运输带速度允许误差为±5％，卷筒效率0.96

一.传动方案分析：
如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成，带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用，带传动依靠摩擦力工作，有利于减少传动的结构尺寸，而圆柱齿轮传动布置在低速级，有利于发挥其过载能力大的优势

二.选择电动机：
（1）电动机的类型和结构形式，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。
（2）电动机容量：
①卷筒轴的输出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②电动机输出功率Pd＝Pw/η
传动系统的总效率：η＝
式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表查得V带传动＝0.96，滚动轴承＝0.99，圆柱齿轮传动
＝0.97，弹性连轴器＝0.99，卷筒轴滑动轴承＝0.96
于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 电动机额定功率由表取得=3 kw
（3）电动机的转速：由已知条件计算卷筒的转速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4
于是转速可选范围为 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可见同步转速为 500 r/min和2000 r/min的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，这里选用同步转速为960 ×r/min的电动机
传动系统总传动比i= =≈2.04
根据V带传动的常用范围=2-4取=4
于是单级圆柱齿轮减速器传动比 ==≈2.04

I. 三维转台的伺服技术

伺服控制技术的发展是和控制理论及控制器件的发展紧密相连，功率驱动装置的发展历史就是伺服控制技术的历史。世界上第一个伺服系统是由美国麻省理工学院辐射实验室于1944年研制成功的火炮自动跟踪目标伺服系统。这种早期的伺服系统是采用交磁电机扩大机—直流电动机的驱动方式，由于交磁电机的频率响应差，电动机转动部分的转动惯量及电气时间常数都比较大，因此响应速度比较慢。
第二次世界大战期间，由于军事上的需要，武器系统和飞机的控制系统以及加工复杂零件的机床控制系统均提出了大功率、高精度、快响应的系统要求。首先液压伺服技术迅速得到发展，到了50年代末、60年代初，有关电液伺服计算的基本理论日趋完善，电液伺服系统被广泛应用于武器、军舰、航空、航天等军事部门及高精度机床控制。伴随机电伺服系统元气件性能的突破，尤其是1957年可控的大功率半导体器件—晶闸管问世，由它组成的静止式可控整流装置无论在运行性能还是可靠性都表现出明显的优势，二十世纪70年代以来，国际上电力电子技术突飞猛进，推出了新一代的开和关都能控制的“全控式”电力电子器件，如晶闸管、大功率晶体管、场效应管等。与此同时，稀土永磁材料的发展和电机技术的进步，相继研制出了力矩电机、印制绕组电机、无槽电机、大惯量宽调速电机等执行元件，并与脉宽调制式变压器相配合，进一步改善了伺服性能。控制技术的发展不断对伺服系统的性能提出更高的要求，近年来，随着数字技术和计算机技术的高速发展，新型传感器件的大量涌现，使得伺服驱动控制技术有了显著进步。特别是将计算机与伺服系统相结合，使计算机成为伺服系统中的一个环节，在伺服系统中利用计算机来完成系统的校正、改变伺服系统的增益、带宽、完成系统管理、监控等任务，使伺服系统向智能化，数字化的方向发展。伺服控制技术新的发展和变化的主要方面如下：
（1）从直流伺服驱动系统向交流伺服驱动系统的发展趋势
20世纪以来，在需要可逆、可调速与高性能的电气传动技术领域，相当长的时期内几乎都是采用直流电气传动系统。随着电力电子学、微电子技术、现代电机控制理论和计算机技术的发展，为交流电气传动产品的开发创造了有利条件，使得交流传动逐渐具备了宽调速范围、高稳速精度、快速动态响应等良好的技术性能，并实现了交流调速装置的产品系列化，由于其良好的技术性能，取代直流电动机调速传动己是必然的发展趋势。
（2）从模拟伺服系统向数字伺服系统的发展趋势
在我国，数字伺服系统的研究已由实验室研究阶段步入应用阶段，在许多行业已批量生产，数字伺服系统在大多数应用场合取代模拟伺服系统将是必然趋势，产生这一趋势的原因如下:自动控制理论和计算机技术是数字伺服系统技术的两个最主要依托。自动控制理论的高速发展，为数字伺服系统研制者提供了不少新的控制规律以及相应的分析和综合方法；计算机技术的飞速发展，为数字伺服系统研制者提供了实现这些控制规律的现实可能性。以计算机作为控制器、基于现代控制理论的伺服系统，其品质指标无论是稳态，还是动态都相应达到了前所未有的水平，比模拟式伺服系统高得多。
（3）从经典传统伺服控制向现代伺服控制的发展趋势
应用经典理论来分析伺服系统，首先必须建立数学模型，但是由于许多因素难以一一考虑，许多参数难以精确确定，这种数学模型常常不能很好地反映系统的实际情况，有时甚至会得出错误的结论。60年代前后发展起来的现代控制理论适应了计算机的发展，具有许多经典理论难以比拟的优点。现代控制理论在伺服系统中将得到广泛的应用，如模糊控制，自适应控制，专家控制、最优控制等先进的控制策略。
（4）高精度发展的趋势
随着伺服控制系统所用的器件的高速发展、先进的控制算法在伺服控制的应用和位置测量元件的测量精度的提高，使伺服控制系统向高速、高精度方向发展，以适应现代国民经济的发展要求。
1.3伺服控制技术的特征
伺服控制技术是自动化学科中与产业部门联系最紧密、服务最广泛的一个分支。它经历了发电动机系统、交磁电机扩大机控制、晶闸管控制、晶体管控制、集成电路控制、计算机控制的发展过程，至今进入了全新的鼎盛时期。现代伺服控制技术的主要特征为：
（1）全控型电力电子器件组成的脉冲宽度调制技术在伺服系统中广泛应用。
（2）各种伺服控制元件与线路向着集成化、功能化、模块化、智能化、便于计算机控制的方向发展。
（3）伺服系统的可靠性设计及自诊断技术伴随着系统功能、性能复杂化程度的升级而受到人们的普遍重视。
1.4伺服系统的组成
伺服系统是用来控制被控对象的某种状态（一般是转角和位移），使其能自动地、连续地、精确地复现输入信号的变化规律。它的组成有检测装置，用来检测系统的输出信号，有放大装置和执行部件，为使各部件之间有效地组配和使系统具有良好的工作品质，一般还有信号转换线路和补偿装置，相应的能源设备、保护装置、控制设备和其它辅助设备。
1.5研制高精度伺服转台系统的背景和意义
在军事上，雷达天线的自动瞄准跟踪控制，高射炮，战术导弹发射架的瞄准运动控制，坦克，军舰的炮塔运动控制等都是基于对二维数控转台的运动控制，所以对其进行研究有重要的现实意义。所以说转台性能的优劣直接关系到仿真试验的可靠性和置信度，是保证航空航天型号产品及武器系统精度和性能的基础，在航空航天工业和国防建设的发展中具有重要的意义。转台也是机电实验室中常用的实验设备，对提高实验室科技水平有着重要的意义。
在现代战争中，电子战所发挥的作用越来越重要，如两次海湾战争，美国为首的多国部队充分发挥了电子对抗设备的综合效能，使其获得了战争的巨大成功。海湾战争的大量生动的事实，使我看到了现代战争的含义和电子战重要性。我国周边地区局势不容乐观，特别是维护我国领土的完整性，对有分裂趋向的势力保持有足够的威慑力，在现代战争中，发展电子对抗系统是非常必要的。
过去，在电子战的领域中，人们只注意侦察、预警设备和各种干扰手段的发展，往往忽略了如何将它们有机地结合起来发挥更有效的作用。将这些设备有机地结合起来，必须要有高性能的控制平台，这就需要对雷达伺服控制系统的跟踪、定位精度有更高的要求，研制高性能的伺服控制系统对国防事业有着重要的作用。
国内相关单位对转台伺服研究主要集中在以下三个方面：
（1）对用于惯导测试和运动仿真的转台研究，用于此目的伺服转台的技术指标高，如中航303所研制的单轴，双轴，三轴惯导测试和运动仿真设备的伺服转台系统，它们典型的技术指标为角度精度是±2~±30，其中TDC-2型陀螺动态参数测试系统的转台精度在±2，STS-210P型单自由度目标视线运动仿真器，另外如航天一院102所研制的DSW-O1单轴速率位置转台的性能指标，位置分辨率为0.005，中船6354所的ST-160，ST-380型单轴位置转台。
（2）对数控机床的伺服转台的研制。
（3）对雷达伺服转台的研究，如航天二院203所研制的计算机控制的转台装置，2000年东南大学科技成果《EMC自动测试用转台和天线塔》，北京友信科技集团的URT-L-O1雷达仿真转台。在雷达转台伺服系统中，高精度的产品还比较少，为了加快雷达伺服转台的技术水平，适应国防技术的需要，很有必要研究高精度的雷达转台伺服系统。
2.1二维转台关键技术指标参考
承载能力： > 8.0 kg
台面平面度： ≤0.01mm
台面跳动量： ≤0.01mm
轴线垂直度： ≤5
水平转速： 0.1～50°/s
水平转动范围： 360°
俯仰转速： 0.01～50°/s
俯仰转动范围： -20～90°
角速率平稳度： ≤0.005°/s(360°平均)
最大转动角加速度： ≥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、俯仰角分辨率： ≤1
测量准确度： ≤10
2.2二维转台的结构设计
常见二维转台整体布局分为T型和U型两种。转台结构形式总体设计确定T型结构形式。
T型为方位轴在下，俯仰轴在上的布局优点是结构紧凑，占用空间小，适合于多传感器共用，传感器更换方便，适合用于其它大型器件的零部件。
由方位座与俯仰座构成精密伺服转台。系统结构示意图如图2.1。方位底座和俯仰箱体是轴系的支撑体，其结构形式和选材将是非常关键。在满足结构刚度要求的前提下，选用合理的结构形式，尽量减轻座体的重量，并通过适当的热处理工艺，提高其机械性能。
为了确保精密转台的使用和维修方便，设计还需考虑以下措施：
（1）采取降额设计，增加安全系数，确保系统安全可靠地工作。
（2）驱动电机采用直接安装，减少安装误差，确保系统的可靠性和精度要求。
（3）转台设限位装置和机电联锁装置。
（4）采用密封措施，严防雨水、尘土进入腔体。
（5）对关键结构件采用多种工艺处理，提高其机械性能和抗腐蚀能力。
（1）导电环的选择：根据设计要求，应保证导电环路不少与40环，为安全及个方面考虑，备用环路保留12环。
导电环主要技术性能指标参考：
1）设计环路：52 环，合格环路：50 环
2）环路电流：信号环3A/42环，功率环5A/8环
3）环材料：H62表面镀覆贵金属
4）刷材料：AuNi9丝-Φ0.5，Ra < 0.2
5）绝缘电阻（环-环、环-壳）：> 500MΩ/500V.DC
6）抗电强度（环-环、环-壳）：500V/50Hz.AC.lmin
7）检测条件：温度10～35℃、湿度≯75 %
8）环接触电阻变化值：静态≯0.005Ω、动态≯0.010Ω
9）转速范围：0～300r/min
10）使用寿命：1×l07r
11）使用环境条件：温度-45～+50℃、湿度≯85 %