1、3.2 传动系统的设计 在结构设计前，先要进行传动系统的设计。首先确定传动方案，包括需要几级传动，具体的传动结构和传动件的布置方式，并初步分配传动比。有两种方案可选，分别是两级传动（摆线针轮减速器 蜗轮蜗杆减速器）和三级传动（摆线针轮减速器 蜗轮蜗杆减速器 直齿齿轮（与回转支撑）。作为两种方案共有的部件，摆线针轮减速器的特点是结构紧凑，传动比大，体积小，蜗轮蜗杆减速器的特点是传动比大，更重要的是它有自锁功能，使变位机能停在任一位置。第一种方案是通过蜗轮蜗杆减速器的输出轴直接带动 L 臂或工件旋转，结构 简单，但不能承受较大的倾覆载荷。第二种方案是通过直齿齿轮与回转支撑的啮合传动来转动负载的，虽
2、然结构较方案一复杂，但回转支承可以承受很大的倾覆载荷，对回转的精度和平稳性有很大的提高。对于本课题，工件前车架结构复杂，重量比较大（近一吨），回转平衡性差，因此大、小回转机械传动机构的方案均选三级传动方案，另外，一级摆线传动与二级蜗杆传动之间采用刚性联轴器。然后一方面根据题目要求所给的额定扭矩和额定功率进行反算，推出电机的扭矩和功率，从而确定电机的型号，另一方面，估算倾覆载荷的大小和径向力轴向力的大小，根据计算公式确 定支承的型号。最后根据各传动件厂家提供的产品的技术参数来设计传动件。 3.2.1 电机功率的估算 已知大回转的额定扭矩 大T =5500Nm，额定转速 大n =0.75r/min
3、 根据公式 3.1，大回转的功率 大P 2 大n 大T （ 3.1） 2 6075.0 5500 432W 0.432kW 根据公式 3.2 可得出大回转的传动效率，各传动件的传动效率见表 3.1 大 电机 摆线 联轴器 蜗轮 直齿 （ 3.2） 0.8 0.95 0.7 0.94 0.9 0.45 电机功率 P 的大小为 电机P 大大P a （ 3.3） 45.0432.0 2 1.92kW a 安全系数，大回转取 2。 所以大回转的电机功率取 2.2kW。 已知小回转的额定扭矩 小T =3000Nm，额定转速 小n =0.83r/min 根据公式 3.4，小回转的功率 小P 2 小n 小T
4、 （ 3.4） 2 6083.0 3000 261W 0.261kW 根据公式 3.5 可得出小回转的传动效率。 小 电机 摆线 联轴器 蜗轮 直齿 （ 3.5） 0.73 0.95 0.7 0.94 0.9 0.41 电机功率 电机P 小小P a 41.0261.0 1.15 0.732kW （ 3.6） a 为安全系数，小回转取 1.15 所以小回转的电机功率取 0.75kW 表 3.1 传动件的传动效率 传动件 电机 0.55kW 0.71 0.75kW 0.73 1.1kW 0.75 1.5kW 0.78 2.2kW 0.80 联轴器 0.95 0.97 蜗轮蜗杆 1 0.7 0.75
5、 减速器（头数） 2 0.75 0.82 3 0.85 4 0.9 加工齿的开式齿轮传动 0.94 0.96 摆线针轮减速器 0.90 0.94 3.2.2 传动比的分配 大回转的总传动比为 总i 150075.0 0.0005，可以看到这个传动比是很大的。在通常的减速器传动中， 传动比见表 3.2。根据表上的减速比系列来合理的分配传动比。 表 3.2 常用减速器传动比 减速器 传动比系列 单级圆柱齿轮减速器 i 8 10 单级摆线针轮减速器 9、 11、 17、 23、 29、 35 单级蜗轮蜗杆减速器 16、 20、 25、 31.5、 40、 50、 63 在机床的传动系统设计中，减速比
6、最大为 4，保证相对转速损失的大小。但是这里情况有所不同，因为这里对转动的精度没有很高的要求，更多的是希望小齿轮的尺寸小点，所以这里减速比最大允许为 8 10，而且由于回转支承 的齿数都超过 120，即使减速比取 6，小齿轮的齿数也肯定超过 20，大于允许的最小齿数 17。 所以按直齿传动比为 6 来计算，摆线针轮和蜗轮蜗杆减速器的传动比为0.003，根据表的传动比系列，选定摆线针轮减速器的传动比为 11，蜗轮蜗杆减速器的传动比为 31.5，直齿传动的传动比根据实际的计算结果而定。 通过 4.3.5 节的回转支承的选型结果和小齿轮的计算结果，推算实际转速如下。 大回转的实际转速 大i 摆线i 蜗轮i 直齿i （ 3.7） 11 31.5 23135 2033.8 大n 大电机in （ 3.8） 8.20331500 0.74 r/min 小回转的实际转速 小i 摆线i 蜗轮i 直齿i （ 3.9） 11 31.526123 1639.2 小n 小电机in （ 3.10） 2.16391380 0.84 r/min 两者的转速与实际的误差在 0.01 r/min，在允许的误差范围内，故符合要求。
