P360塔式起重機旋轉機構設計【含CAD圖紙、說明書】

P360塔式起重機旋轉機構設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,p360,塔式起重機,旋轉,機構,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 本科生畢業(yè)設計（論文） 題 目： P360塔式起重機回轉機構設計 學院（系）： 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師： 評 閱 人： 完成時間： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 33 P360塔式起重機回轉機構設計 摘 要 回轉機構作為塔式起重機的中樞神經(jīng)，對塔機水平任意方向完成360度自由旋轉起著十分重要的作用。它主要由回轉驅動系統(tǒng)、回轉支承系統(tǒng)以及上下支座組成。一旦其任何部件出現(xiàn)故障，則塔機都將無法正常工作。因此，對回轉機構進行合理的設計是塔式起重機機的關鍵環(huán)節(jié)。 在本次畢業(yè)設計中。第一，完成了關于塔機回轉機構的開題報告和外文文獻翻譯。第二，對回轉機構總體傳動方案進行設計、合理選擇的電動機及行星減速器型號。第三，通過學習Proe軟件繪制了回轉機構各零部件的三維模型圖，在此基礎上進行組裝并導出回轉機構CAD二維圖。第四，完成對回轉機構受力校核。第五，完成了說明書的編寫。第六，修好圖紙與說明書并完成畢業(yè)答辯。 經(jīng)過大量的校核與驗算。所設計的回轉機構在驅動及承受載荷上均滿足要求。其次，驅動系統(tǒng)及回轉內(nèi)齒圈與上支座固定，繞回轉中心相對于下支座同步轉動，宏觀上就完成了塔機的旋轉。且該回轉機構的驅動性能十分優(yōu)越。 關鍵詞：塔式起重機；回轉機構；三維模型圖；驅動系統(tǒng) V Slewing Mechanism Design of 360 Tower Crane ABSTRACT As the central nerve of the tower crane, the slewing mechanism plays an important role in completing 360-degree free rotation in any horizontal direction. It is mainly composed of slewing drive system, slewing support system and upper and lower supports. Once any of its components fail, the tower crane will not be able to work normally. Therefore, the reasonable design of the rotary mechanism is the key link of the tower crane. In this graduation project. First, I completed the opening report on the tower crane rotary mechanism and the translation of foreign literature. Second, the rotary mechanism for the overall transmission scheme design, reasonable selection of the motor and planetary reducer model. Thirdly, by learning Proe software, the 3D model diagram of each part of the rotary mechanism is drawn. On this basis, the CAD 2D diagram of the rotary mechanism is assembled and derived. Fourth, to complete the rotary mechanism stress check. Fifth, completed the preparation of the specification. Sixth, repair the drawings and specifications and complete the graduation thesis defense. After a lot of checking and checking. The rotary mechanism can meet the requirements of driving and bearing load. Secondly, the driving system and the rotary inner tooth ring are fixed with the upper support, and the rotary center is rotated synchronously relative to the lower support, thus completing the tower crane's rotation on the macro level. And the driving performance of the rotary mechanism is very superior. Keywords:?tower?crane；slewing?mechanism；3D?model?diagram；driving system 目 錄 主要符號表 V 垂直力 H 水平力 M 力矩 T 回轉阻力矩 N 塔式起重機的回轉速度 Tm 摩擦阻力矩 Te 回轉機構等效靜阻力 Tpe 等效坡度阻力矩 Twe 等效風阻力矩 Z 齒輪齒數(shù) m 模數(shù) i 傳動比 a 中心距 b 齒寬 d 分度圓直徑 η 傳動效率 目 錄 1 緒論 1 1.1 前言 1 1.2 選題的目的和意義 1 1.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.3.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1.3.2 國外研究現(xiàn)狀 3 1.3.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3 1.4 畢業(yè)設計（論文）的主要內(nèi)容 4 1.4.1 主要設計參數(shù) 4 1.5 所采用的方法、手段以及步驟等 4 1.5.1 所采用的方法和手段 4 1.5.2 所采用的步驟 4 2 回轉機構方案設計 5 2.1 回轉機構組成 5 2.2 回轉驅動裝置 5 2.2.1 驅動方案分類 5 2.2.2 回轉機機構驅動方案選擇 5 2.3 回轉支承裝置 6 2.3.1 柱式回轉支承 6 2.3.2 滾動軸承式回轉支承 7 2.3.3 回轉支承裝置的選擇 7 2.4 上下回轉支承座 9 2.5 總裝三維模型圖 11 2.6 工作原理 11 3 回轉支承裝置結構設計 13 3.1 滾動軸承式回轉支承的受力計算 13 3.2 回轉驅動裝置的計算 15 3.2.1 回轉阻力矩的計算 15 3.3 驅動電機功率的計算與選擇 19 4 行星減速器設計 21 4.1 行星減速器的選擇 21 5 制動器選取 23 6 回轉支承校核計算 24 6.1 回轉支承齒輪副強度校核 24 6.2 傳動比校核計算 26 6.3 連接回轉支承與上下支座的螺栓強度校核 26 方案評價 28 結論 30 參考文獻 32 致謝 33 1 緒論 1 緒論 1.1 前言 塔式起重機在我們現(xiàn)代工業(yè)基礎建設中作為起吊鋼筋，混凝土等大型機械設備，有著十分重要的作用。特別是伴隨中國房地產(chǎn)事業(yè)的突飛猛進。它更是與大型高層建筑息息相關。生活中，我們隨便去一個高層建筑工地，都能發(fā)現(xiàn)它的身影?，F(xiàn)在，由于建筑物的高度不斷升高，那么對塔式起重機的各方面要求也越來越高。這里面就包括對塔機的經(jīng)濟性，穩(wěn)定性，耐用性，安全性，最大起升載荷等等一系列的性能要求。因此，塔機的制造也隨之向更高的水平發(fā)展，以此來應對市場多元化的需求。下面是參考各種資料，對塔式起重機一些特點的總結： （1）按照工作的需求有固定式和移動式塔機； （2）和早期的塔機相比較，塔機起重物品的高度越來越大； （3）塔機的平衡臂加長，使它在旋轉轉過程中覆蓋的范圍更加廣泛。更加適合高層建筑各種起吊要求； （4）回轉速度適中，在起升，運行，停放重物的過程中運行更加平穩(wěn)； （5）塔機零部件之間的拆裝很簡潔。省時省力，這樣就十分方便汽車裝運。 隨著科學技術的不斷發(fā)展進步，建筑物高度不斷的增加，對塔機起開高度，回轉覆蓋范圍、工作效率和安全性要求日益增高。通過長期的使用經(jīng)驗表示，國產(chǎn)塔式起重機工作時，回轉運行系統(tǒng)最容易出現(xiàn)故障[1]。 1.2 選題的目的和意義 隨著建設施工速度的不斷提升，平頭式塔式起重機因為它自身獨有的效率高，速度快，回轉范圍廣泛等等特點逐漸占領了現(xiàn)在的基建行業(yè)大部分市場，并且隨著工程建筑大型化的發(fā)展，對塔機回轉半徑的范圍要求越來越大。特別是平頭式塔機起重臂的加長增大了吊裝范圍，給施工工作帶來了便利性。同時，由于其起重臂的加長，引起塔機起重臂質(zhì)量的增加，從而導致回轉運行時運動慣性的加大，在塔機回轉過程中容易對吊臂和塔身造成較大的沖擊和扭曲，長期反復沖擊不但會造成鋼體的疲勞，影響塔機的使用壽命，還會引起連接部件松動，積累安全隱患。因此，回轉機構的穩(wěn)定運行，對塔式起重機，尤其是平頭式塔機極為重要?；谏厦娴囊恍┰?，讓很多國內(nèi)和國外的塔式起重機制造傷商都十分深入的認識到塔機在回轉運行方面的重要意義。并且針對回轉機構的驅動和控制系統(tǒng)進行了一定程度的研究，不斷進行優(yōu)化設計，近年來在這些方面取得了很大的進展[2-3]。 其次，回轉支承系統(tǒng)它是連接塔身和塔帽的中間機構，是塔式起重機的神經(jīng)中樞。動力系統(tǒng)帶動塔機回轉支承以上部分相對于回轉下支承座和塔身作360°自由旋轉，以完成各種起重作業(yè)要求?；剞D支承系統(tǒng)在結構連接上起到了承上啟下的作用。，平衡臂、配重塊、起重臂、塔帽和回轉部分將塔機在不同的工況下引起的受力載荷全部通過回轉支承機構傳遞到了塔身上，與此同時，回轉支承系統(tǒng)中的上、下支承座所承受的載荷也是十分復雜的。所以，我們對回轉機構的上、下支承座進行合理細致的設計與計算，對于保證塔式起重機的常規(guī)的安全工作特別重要[4-7]。 1.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.3.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國在塔式起重機的設計研制方面起步較晚。建國初期，我國主要的方式是引進其他國家的現(xiàn)有塔機來滿足工業(yè)建設上的需求。隨著塔機使用的需求量越來越大，我國漸漸開始仿制引進的塔機，并且積極學習其中的技術，能夠自行設計出起重機，盡管它們存在著規(guī)模較小的問題，但是也代表我國在塔機行業(yè)的巨大進步。隨著國內(nèi)塔機設計水平和經(jīng)驗的逐漸累積，到70 年代，我們國家已經(jīng)能夠進行塔機的衍生設計了，制造出大量使用性能優(yōu)良的起重機并且銷往國外。不過由于設計的技術不足，技術人員使用的研究塔機的方式手段仍較為落后，引進的第一批塔機基本都是基于靜態(tài)設計的方式，因此國內(nèi)的技術人員在很長的一段時間里一直沿用這樣的方式。直到80年代才有研究人員把有限元技術運用到塔機的設計當中來。第一批研究人員主要以陳瑋璋為代表，他們在塔機的動態(tài)響應方面遇到巨大困難［8］，因此嘗試將有限元的方法運用起來分析研究。而吳天行在其發(fā)表的論文中，通過其在研究中遇到的困難以及采取的解決措施發(fā)現(xiàn)有限元法在塔機設計過程中應用必不可少［9］。到了21世紀二十年代，我國塔式起重機已經(jīng)有了將近60年的發(fā)展歷程，逐漸實現(xiàn)了從無到有、從低質(zhì)量到高質(zhì)量，形成了一套較為完整的體系和自主設計方案。 目前，由于我國在塔機設計上成熟的經(jīng)驗與高質(zhì)量制造技術，已經(jīng)成為了全球塔機制造大國和需求大國的佼佼者，得到了國內(nèi)外許多商家的青睞。并且，國產(chǎn)塔式起重機已經(jīng)批量走進國際市場［10］。這不僅對我國的基建行業(yè)提供了向外擴張的市場，同時也為我國在塔式起重機方面進一步的研究帶來了巨大的挑戰(zhàn)和機遇。然而，盡管我國在塔式起重機方面的研究已經(jīng)有了很大的突破，并且行業(yè)技術水平與發(fā)達國家之間的差距已經(jīng)大大縮小，但是在性能、質(zhì)量、總體結構等方面還存在一些問題， 特別是在制造質(zhì)量及可靠性方面差距較大。其次，塔式起重機制造廠家很多，但具備雄厚實力的并不多。目前，我國生產(chǎn)的塔式起重機主要存在以下三方面問題: （1）擁有先進制造技術、高科技人才以及資本雄厚的世界前500百強生產(chǎn)的塔機在綜合性能上面表現(xiàn)較好，其對質(zhì)量有一定的保障。相反，對于一些中小型且制造技術一般的企業(yè)。由于資金有限，為節(jié)省一定的生產(chǎn)成本，因而生產(chǎn)的塔式起重機存在很多問題，質(zhì)量沒有保證，售后服務也不夠健全。。 （2）各個企業(yè)所生產(chǎn)的塔式起重機在結構上有一定的局限性。不是特別的合理。其次對于高層建筑所需要的重型起重機，國內(nèi)能生產(chǎn)的廠家寥寥無幾。恰恰是中小型號的塔機生產(chǎn)過剩，其企業(yè)彼此之間的技術差距也很大。導致相同型號的塔機在零部件互換上有很大的尺寸偏差。 （3）塔機在生產(chǎn)過程中，很多企業(yè)都是各自為政。山頭較多，不能形成有效的協(xié)同作用。這樣就不能使我國的塔機形成一定的規(guī)模。反而在管理上，給政府增添了負擔。 1.3.2 國外研究現(xiàn)狀 國外很早就設計和使用起重機，它的發(fā)展時間較長。在起重機發(fā)展的初期，國外往往是通過理論力學、材料力學等理論依據(jù)來設計起重機，并且進行相應的分析，就是說起重機的設計需要在結構強度、靜態(tài)剛性等方面達到良好的標準［11］。在第二次世界大戰(zhàn)以后，起重機得到了充分的發(fā)展，在這一時期，各個國家急需要恢復生產(chǎn)、大量建設，這就對起重機有很大的大需求量和較高的工作要求。60年代，國外設計人員開始將有限元法分析法引入到工程機械當中來運用，他們發(fā)現(xiàn)通過這樣的方式會對設計產(chǎn)生巨大的幫助，并且由于電腦處理數(shù)據(jù)能力的不斷加強，越來越多的塔機制造強國開始將有限元法作為一種主要的技術手段來設計研究塔機的結構。具體的技術措施有很多，包括有限元、虛擬樣機等。在70年代，起重機的發(fā)展達到最鼎盛的時期。西德、法國、日本等國家均對起重機制訂了相應的規(guī)范。從靜剛性、撓度等方面對起重機進行了嚴格的限制［12］。到了21世紀，國外對塔機已經(jīng)基本上完成了從設計、優(yōu)化到維護的整個過程的研究分析［13］。 近些年來塔機的快速發(fā)展和研究的領域也更加的廣泛和深入，國外學者開始著重研究塔機的運行安全，其實際安全監(jiān)控系統(tǒng)便開始成為研究熱門。 根據(jù)查找相關的外國文獻，對現(xiàn)在幾個特別出名的塔式起重機制造廠家進行了一定的了解。例如德馬格公司，神戶制鋼公司，利勃海爾公司等等。相對來說，利勃海爾公司生產(chǎn)的塔式起重機在國際市場的銷量很大。其生產(chǎn)技術水平在全球排名前列，且不斷在研發(fā)新產(chǎn)品。像其出品的LR履帶式特大型起重機所能起升的最大起重載荷已經(jīng)達到了1200t，這在國內(nèi)是不敢想象的，畢竟我們現(xiàn)在的生產(chǎn)技術還沒有達到這種水平。同等而言，日本神戶制鋼公司開發(fā)的履帶起重機有由于產(chǎn)品系列化程度高、性價比高，十分受中國企業(yè)的追捧。也因此在全球范圍內(nèi)占有一定比例。近兩年神戶制鋼公司在中國市場上不斷發(fā)力，尤其是中噸位的履帶式起重機的銷售業(yè)績較好［14］。 1.3.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 綜合國內(nèi)、國外塔機的研究現(xiàn)狀分析，中國在塔式起重機方面的研究起步比國外晚，但是發(fā)展速度很快，僅用50多年的飛速發(fā)展就縮小了與發(fā)達國家之間的差距，并且在某些技術方面達到頂尖水平。目前，在各方面全球化的背景下，世界各國在制造技術上為了占據(jù)塔式起重機市場的制高點，都在競相開發(fā)具有功能完善，性價比合理的新產(chǎn)品[15-16]。由此，塔式起重機在國內(nèi)外總的發(fā)展趨勢如下： （1）向大型化和超重型方向發(fā)展，起吊重量與工作半徑同步增大 （2）向多功能發(fā)展。 （3）向更高精度的方向發(fā)展，操作性能，起吊方位準確性，回轉穩(wěn)定性都不斷提高。 （4）向多種組合的方向發(fā)展。 1.4 畢業(yè)設計（論文）的主要內(nèi)容 1.4.1 主要設計參數(shù) 1.起重機最大起重量12t（30m吊重，四繩），工作幅度44m，端部吊重7.6t固定式最大起升高度73.44m。 2.回轉機構速度0～0.7r/min，電動機功率2×9kW。 1.5 所采用的方法、手段以及步驟等 1.5.1 所采用的方法和手段 查閱相關資料，首先，對平頭式塔式起重機的總體傳動方案進行設計，接著選擇合理的電動機型號和行星減速器型號，再采用PROE繪圖軟件設計回轉支承等主要零件結構。其次，通過相關計算公式對回轉載荷進行力學分析與計算。然后采用傳統(tǒng)方法對回轉機構進行力學分析及強度校核。最后，再通過PROE軟件繪制回轉機構三維圖，由PROE軟件中的三維模型圖導出二維圖CAD圖，并對CAD圖進行修改。 1.5.2 所采用的步驟 （1）查閱手冊、文獻等相關資料了解起重機回轉機構相關知識； （2）初定回轉機構上下支承座結構、小齒輪與外齒圈的模數(shù)及齒數(shù)，根據(jù)尺寸設計，繪制三維模型圖圖； （3）對回轉機構進行力學分析、計算回轉力矩。并選擇電機和減速器型號。 （4）對回轉支承進行校核驗算，針對不足的地方提出改進措施或方案，對設計方案進行優(yōu)化； （5）繪制設計任務圖紙； （6）撰寫設計說明書； （7）對所有設計資料進行整理。 42 2 回轉機構方案設計 2 回轉機構方案設計 2.1 回轉機構組成 它由回轉驅動系統(tǒng)和回轉支承系統(tǒng)這兩部分組成。在功能上驅動系統(tǒng)主要是通過電動機提供動力，將逐步傳遞的回轉力矩最終作用在給回轉支承系統(tǒng)上。 2.2 回轉驅動裝置 2.2.1 驅動方案分類 回轉驅動裝置我們按照驅動的方式分類，在大體上可以分為電力驅動和液壓驅動。在大多數(shù)的情況下，塔式起重機常常使用電動機驅動的方式。它在設計上往往都是和回轉上支座固定在一塊的，電動機所連接減速器的另一端軸與回轉小齒輪通過鍵連接。這樣，小齒輪就能和固定在下支座的的回轉大齒圈相互嚙合,圍繞大齒圈轉動。下面是塔機常用的三種傳動的方式： （1）臥式電動機、蝸輪減速器組合傳動方案 在結構上，這種傳動方式，把極限力矩減速器安裝在了驅動軸和蝸輪上面。這樣做的好處就是可以在很大成都程度上避免回轉機構過載的現(xiàn)象。其次，蝸桿在傳動過程中，如果出現(xiàn)了自鎖的現(xiàn)象，或者選擇常開式制動器制動時，該聯(lián)軸器還能起到安全保護的作用。 傳動方案優(yōu)缺點：它的減速器傳動效率就很低，如果沒有大的傳動比，就很難應用在塔機上，特別是大型的起重機。也因此，這種方案在中小型起重機中比較常見。 （2）立式電動機與立式圓柱齒輪臧速器傳動 傳動方案的優(yōu)缺點;與上面的第一種傳動方案比較，它在傳動效率上較高。其次在平面的結構布置上也十分規(guī)范。對于維修人員來說，維護起來也很容易啦。 （3）立式電動機與行星減速器傳動按照這樣的傳動方案?？梢怨┪覀冞x擇的行星減速器在大體上有很多種型號。例如3Z,2Z—X型、漸開線少齒差型等等。 傳動方案優(yōu)缺點：在這種傳動方式上，所選取的行星減速器都有特別高的傳動比大.內(nèi)部結構在布置上相對來說也比較緊湊,節(jié)省空間。 2.2.2 回轉機機構驅動方案選擇 在比較和分析上面的三種傳動方案的優(yōu)點和缺點后，結合本次畢業(yè)設計P360塔式起重機基本參數(shù)要求，可行性分析和自己的能力。故而選擇立式電動機與行星齒輪減速器組合，認為不管從那個角度考慮，該方案都比較占優(yōu)勢，對于大學生在專業(yè)能力范圍內(nèi)的難度系數(shù)適中。下面是我根據(jù)選擇的傳動方案，繪制的驅動系統(tǒng)結構草圖，如圖2.2所示。 圖2.2 回轉驅動結構圖 2.3 回轉支承裝置 按照結構形式的不同，我們主要可以將其可分為柱式和轉盤式兩大類,其中轉盤式回轉支承又稱為滾動軸承式回轉支承?；剞D支承的主要功能是實現(xiàn)上下支座繞回轉中心相對回轉。在受力上，主要是承受塔機施加給它的三種載荷。分別是水平載荷、垂直載荷以及傾覆力矩載荷。 2.3.1 柱式回轉支承 （1）定柱式回轉支承裝置 在結構上，定柱下部的直徑一般情況下都比較大,而且在設計的時候，往往將下水平支座加工成滾輪。它有以下四個優(yōu)點： a.回轉部分的轉動慣量都很小。 b.自身的重量與驅動功率也不是特別大。 c.可降低塔機重心。 d.結構上十分簡單，工藝制造也十分方便。 （2）轉柱式回轉支承裝置 在結構上，一般采用有自動調(diào)位作用的推力軸承。并且上支座的滾輪和滾道之間的距離可以通過轉動心軸來進行自由調(diào)整。它有下面的四個優(yōu)點如下： a.起升的高度高 b.適合用于載荷較大的塔機 c.工作的幅度大 d.制造工藝十分簡潔 2.3.2 滾動軸承式回轉支承 起重機常用的滾動軸承式回轉支承裝置按滾動體形狀和排列方式可分為下面四種結構： （1）單排四點接觸球式回轉支承 它由兩個底座圈組成，其滾動體為圓球形，每個滾動體與滾道間呈四點接觸，能同時承受軸向，徑向力和傾覆力矩。適用于中小型塔式起重機。 （2）雙排球式回轉支承 它在結構組成上往往都有三個地圈，一共安裝了兩排鋼球，然而上排和下排的鋼球直徑卻是完全不同的。這樣設計的目的是為了在實際工作中適應受力的差異。而且滾道的接觸壓力角一般都在60度到90度之間，所以和其他相轉盤式回轉支承相比就顯得很大。 （3）單排交叉滾柱式回轉支承 與雙排式不同的是它由兩個底圈組成。滾動體的形狀是圓柱形的。在他們的排列上兩個都是呈交叉樣式的。因為接觸壓力角很小，一般都在45度左右，所以它承受載荷的能力就明顯比單排鋼球式高了。在安裝上，這種回轉支承要求的精度都很高。 （4）三排滾柱式回轉支承 在結構上是由三個底圈組成的，滾道中的兩排滾柱都是相互平行并且水平排列的。滾動體承受載荷的能力比上面三種都要強。 2.3.3 回轉支承裝置的選擇 根據(jù)上面幾種回轉支承裝置的介紹，我結合各類支承裝置的優(yōu)缺點，以及回轉支承剛度，硬度等需要所滿足的要求。其次，由于塔式起重機在回轉過程中會產(chǎn)生軸向、徑向力和回轉力矩。因此，綜合考慮上訴幾點因素，選擇單排四點接觸球式回轉支承。并且初步確定外齒圈齒輪模數(shù)和齒數(shù)。利用ProE繪圖軟件，按照標準的尺寸，下圖（a）、（b）、（c）分別是我畫的回轉支承系統(tǒng)內(nèi)齒圈、外齒圈以及他們的裝配圖。 圖2.3 （a）回轉內(nèi)齒圈 圖2.3 （b）回轉外齒圈 圖2..3 （c）回轉外齒圈 2.4 上下回轉支承座 結構上內(nèi)圓外方，設計上遵循科學性，合理性，安全性以及輕質(zhì)量原則。其上有許多螺栓孔，分別用來連接內(nèi)外齒圈，以達到穩(wěn)定性要求。其次，在下支承座和上支承座上分別設計有支承腿。同樣采用螺栓連接，用來連接塔身標準節(jié)與塔頂。從而完成整個塔式起重機回轉部分的上下連接。下圖2.4（a）、2.4（b）分別為根據(jù)ProE繪圖軟件設計的上下支承座。 圖2.4 （a）上支承座 圖2.4 (b)下支承座 2.5 總裝三維模型圖 如下圖2.5所示，藍色部分是整個回轉機構的驅動裝置，在模型繪制上，由上到下上依次是電動機，固定架及其內(nèi)部的聯(lián)軸器，減速器，小齒輪。 紅色的部分從上到下依次是上支座和下支座。在他們的矩形平面的四周都設計有同等型號支承腿，共計有八個這樣的支承腿。每一個支承腿上都設有三個直徑均為36mm的螺栓孔。其中上支承座上相鄰兩個支承腿中心線的距離是2m,下支承座上相鄰兩個支承腿的中心線之間的距離是2.5m。這樣就可以讓回轉機構按照尺寸與同組的兩個同學所設計的塔身結構、塔頂結構分別用螺栓完成連接。 黃色部分是回轉外齒圈，綠色部分則是回轉內(nèi)齒圈。 總共所需要M36×300的螺栓為40個。 圖2.5 總裝三維圖 2.6 工作原理 根據(jù)自己設計的回轉機構，對它的工作原理分析是：在回轉驅動系統(tǒng)上，立式電動機輸出軸通過聯(lián)軸器和行星減速器的輸入軸連接，實現(xiàn)減速效果，然后減速器的輸出軸通過平鍵與小齒輪連接。最后都通過螺栓連接固定在上支座上面。在回轉支承上，回轉外齒圈上設有許多的螺栓孔，因此通過螺栓連接與下支座完成緊密固定，同時，回轉外齒圈與內(nèi)圈之間裝有滾動體。這樣就能完成他們之間相互繞回轉中心轉動。所選用的軸承是單排四點接觸式滾動軸承，這種軸承在制造工藝十分方便。同樣，在內(nèi)圈上也設計有分布均勻、與外齒圈同樣多的螺栓孔。以此完成內(nèi)圈與上支座的螺栓連接。最后，小齒輪與外齒圈采用漸開線式圓柱直齒輪齒合，故而在齒輪設計上選擇相同的模數(shù)。 簡單來說，就是電動機通過減速器帶動小齒輪繞回轉支承的外齒圈轉動，同時給內(nèi)圈一個回轉力矩，這樣就能使上支承座及其所固定的驅動裝置相對于下支承座所固定的外齒圈轉動。宏觀上就實現(xiàn)了塔式起重機回轉支承以上所有部分相對于其一下所有部分旋轉。這便是本次設計的P360塔式起重機的基本工作原理。 另外，在設計上有兩點注意事項。首先，回轉支承內(nèi)圈要略高于外齒圈，這樣設計的好處是，防止上支座與外齒圈在繞回轉中心相對旋轉的過程中產(chǎn)生摩擦阻力，從而降低了使用性能和壽命。其次小齒輪的寬度要比外齒圈略小一些，即小齒輪與下支座相對的兩個面留有一定的空隙。這樣既是為了方便螺栓的安裝與拆卸，也是為了防止小齒輪在繞外齒圈轉動過程中與下支座面產(chǎn)生摩擦阻力。 3 回轉支承裝置結構設計 3 回轉支承裝置結構設計 3.1 滾動軸承式回轉支承的受力計算 塔式起重機回轉部件承受的載荷主要來自于平衡塊重、平衡臂架、回轉機構自重、起重臂架、最大額定載荷，風載荷，摩擦阻力和回轉慣性載荷[17]。為了方便計算回轉支承的載荷垂直力，水平力和力矩。將各處受力都等效到一點即質(zhì)量中心點。以質(zhì)心到回轉中心線的距離作為計算力矩的標準。具體臂力各部分的受力情況見下表3.1 表3.1 塔機部件參數(shù) 部件名稱 參數(shù) 起升載荷 120KN 起重臂的臂架重量 183.28KN 起重臂的臂架寬度 2m 起重臂的臂架長度 45.82m 平衡臂的臂架重量 81.6KN 平衡臂的臂架長度 20.4m 配重塊的重量 258.5KN 小車的重量 0.7KN 塔帽重量 14KN 起升繩重量 1KN 回轉機構重量 84.78KN 起升機構重量 17.6KN 變幅機構重量 3.9KN 塔身重量（單節(jié)） 26.41KN 最大幅度 45.82m 起重臂重心距離 20.91m 平衡臂重心距離 10.2m 配重塊的重心距離 2m 起升機構的重心距離 20.8m 根據(jù)表3.1塔機臂架件參數(shù)，繪制塔機結構簡圖及受力分析如下圖3.1（a）、（b） 圖3.1 塔機結構外形尺寸 圖3.1 （b）回轉支承的載荷分布 據(jù)相關計算公式，計算如下： 以此來計算載荷垂直力V，水平力H和力矩M （1）FQ----最大額定起重載荷 FQ=12000×10=120000N 其中 -----起升的動載荷系數(shù)：取=1 （2）F1-----作用在重物上的離心力 F1=12000×0.0.062832×30=1421.14N （3）Gb-----起重臂所受重力 Gb=18328×10=183280N （4） G1-----回轉機構所受重力 G1 =8478×1084780N （5）G3平衡重 G3=8160×10=81600N （6）FL1---G1質(zhì)量引起的回轉離心力 FL1=8470×0.06×0.95=31.792832N （7）FL3---G3質(zhì)量引起的回轉離心力 FL3=8160×0.062832×10.2=328.57N （8）FLb---起重臂架的回轉離心力 FLb=18328×0.062832×20.91=1512.88N （9）Fw2---作用在塔機回轉機構平面上的最大風力載荷，以20m/s風速為標準，則風壓q=240N/m2,假設最大迎風面積為20m2。C=1.2則 Fw2=q×A×C=240×20×1.2=6000N （10）FWQ作用在重物上的風力負載 FWQ=12000×3%=360N FWQ=12000×3%=360N 則 載荷垂直力V=1×12000+183280+84780+81600=469660N 載荷水平力H=1421.14+1521.88+360+6000-31.79-328.57=8942.66N 載荷力矩M=1×120000×30+183280×20.91+ (1421.14+360）×30+6000×4.78-84780×1.4-31.79×1.75-81600×10.2-328.57×3.5=6562281.37N。 3.2 回轉驅動裝置的計算 主要分為回轉阻力矩與電動機功率計算。 3.2.1 回轉阻力矩的計算 塔式起重機在回轉工程中，主要克服來自于自身零部件之間阻力引起的摩擦阻力矩Tm、風載荷引起的風力阻力矩Tw、由于慣性引起的回轉慣性阻力矩Tg和坡道阻力矩Tp，計算公式如下： （3.1） ----回轉阻力矩，N.m； ----摩擦阻力距，N.m； ----風力阻力矩，N.m； ----慣性阻力矩，僅出現(xiàn)在回轉啟動和制動時，N.m； ----坡度阻力矩，N.m； （1）摩擦阻力矩計算 滾動軸承式的回轉支承裝置在回轉起動時產(chǎn)生的摩擦阻力矩按下式計算： （3.2） 以上公式中----當量摩擦系數(shù)， D0-----回轉支承滾道中心圓的直徑取1.9m 工況 球式回轉支撐 交叉滾珠式回轉支撐 回轉啟動 正?；剞D 0.012 0.008 0.015 0.01 表2.1 當量摩擦系數(shù) ---垂直力和力矩在回轉支承滾動體上產(chǎn)生的法向壓力絕對值總和，N； 當e=(交叉滾珠式）和e=(滾球式）時 當e=(交叉滾珠式）和(滾球式）時 因為 Nvm=2.828VeD0ke (3.3) 式中----系數(shù)，滾球式=1.5，可根據(jù)從圖上查得。 -----水平力H在回轉支承的滾動體上產(chǎn)生的法向壓力絕對值總和，N; (3.4) =1.72×8942.66=15381.38N 式中KH---系數(shù)值，與滾動體的形狀和滾動體與滾道的接觸角等因素有關。當接觸角為45度時，對滾球式取KH=1.72。 則Tm=0.012×1.9/2×（1048577.75+15381.38）=12129.13N （2）風阻力矩TW 風阻力矩的計算公式： (a)以上公式中----作用在起吊物上的風載荷 假設?。篈=3m2 ,C=1.2 =1.2×3×240=864 N； (b)----作用在起重臂架上的風載荷， 迎風面積：A=33.85×2=67.7 m2 φ漏=0.25, η重=0.25, C=1.3 Kn=1, qⅡ=250N/m2 A實=φ(1＋η)A=0.25×1.25×68.73=21.47 m2 =1.3×240×21.47=6698.64 N (c)----作用在平衡重上的風載荷 A=4m2 =1.2×250×4=1200N (d) ----作用在平衡臂架上的風載荷，； A實=φ(1＋η)A=0.25×1.25×（20.4×1.5）=9.56 m2 =1.2×250×9.56=2868N ----起吊物品到回轉中心的距離，m； 取 R=30m ----起重臂架風力作用線到回轉中心的距離，m； 取=20.91m ----平衡重風力作用線到回轉中心的距離，m； 取 R3=20.4m ----平衡臂架力作用線到回轉中心的距離，m； 取 R4=10.2m ----起重臂與風向的夾角，（°）。 當=90時，起重臂架和風向垂直，則最大的風阻力矩按下式計算： =864×30+6698.64×20.91-1200×20.4-2868×10.2=112254.96 N； 假定起重機在回轉時風向不變，當從變化到90o的過程中，風阻力矩也隨著變化，其等效風阻力矩按下式計算： =0.7×112254.96=78578.47N.m； （3）回轉慣性阻力矩 回轉慣性阻力矩是由繞塔機回轉中心線回轉的物品慣性阻力矩,塔機回轉部分的慣性阻力矩,及傳動部分旋轉零件的慣性阻力矩 。 ---塔機在運行過程中受到的回轉慣性阻力矩，N.m； ----塔機起吊的重物繞回轉中心運轉所受到的回轉慣性阻力矩，N.m； ----塔機回轉機構由于自身重力所受到的慣性阻力矩，N.m； ----電機軸及減速器軸受到的慣性阻力矩，N.m； （a）計算塔機起吊的重物繞回轉中心運轉所受到的回轉慣性阻力矩 TgQ=(MQ+q)R2n9.55t MQ----塔機在最大載荷起重量之下所吊起的重物的質(zhì)量； MQ =12000Kg q----吊具自身質(zhì)量； q=300kg； R—重物的質(zhì)量中心到塔機回轉機構中心線的回轉半徑，m； 由P360塔機的結構設計中可得出R為30m n----塔機的回轉速度，r/min； 取n=0.6m/min ----回轉機構開始起動到正常運轉所需要的時間，s；一般情況下可計為t=3～6s。為了方便計算我們?nèi)=5s =(12000+300)×32×0.6/(9.55×5)=139099.48 N.m； （b）計算塔機回轉機構由于自身重力所受到的慣性阻力矩 =25850×12.22+8160×10.22+8470×0.952+18328×20.912=1.27×107 N.m ----塔機回轉機構及其以上所有旋轉的部分繞回轉機構中心軸線的轉動慣量kg.m2，總共為配重塊的轉動慣量，平衡臂的轉動慣量，回轉機構的轉動慣量和起重臂的轉動慣量四部分組成。 作用在電機軸上的機構傳動部分的慣性阻力矩, 因為作用在電機軸上的機構的轉動慣量很小，可以忽略不計，所以這部分不詳細考慮，但是在實際中這部分是要計算在內(nèi)的。 （4）坡度阻力矩Tp 塔式起重機由于軌道鋪設的不平或者土壤地基的沉陷，導致其回轉中心線與鉛垂線成一夾角，而產(chǎn)生坡度阻力矩。一般回轉中心線與鉛垂線的夾角很小，可以忽略不計，當夾角很大時，應考慮坡度阻力矩。在本次設計中不詳細考慮坡道阻力矩[18]。 （5）回轉阻力矩T 根據(jù)上述四個力矩的計算，則總的回轉阻力矩 T=12129.13+78578.47+298902.30+0=389609.9 N.m 3.3 驅動電機功率的計算與選擇 初選電動機時，等效功率安下面的公式計算 =389609.9×0.6/(9550×0.80) =30.59 kw 在上述公式中 T=Tm+Tpe+Twe+Tge=389609.9 N.M T----回轉機構等效靜阻力矩，N.m； Tm----摩擦阻力矩，N.m； Tpe----等效坡度阻力矩，N.m； Twe----等效風阻力矩，N.m； Pe----電機等效功率，kw； ----代表回轉機構的總效率，采用行星齒輪傳動機構時通常取0.8～0.85；根據(jù)設計要求取=0.81 n----塔式起重機的回轉速度，r/min； 取n=0.6 r/min； 總結：從上面所計算的電動機等效功率結果為30.59kw。查閱機械零件手冊，從中選擇電動機機座號為225S，凸緣號為FF400，轉速為750r/min,輸出功率為18.5kw的三相異步電動機兩個作為回轉驅動原。下圖3.1為根據(jù)所選電機尺寸繪制的三維模型圖。 圖3.1 三相異步電動機 Error! Reference source not found. 4 行星減速器設計 行星減速器通過與相匹配的電動機組合，目前被廣泛應用于塔式起重機中。其最大的功能就是起到減速作用。與普通減速器相比較，它最顯著的特點是把定軸傳動改變?yōu)榱藙虞S傳動。在本次設計中，減速器與電機通過聯(lián)軸器連接，減速器另外一端的軸與回轉小齒輪連接，小齒輪與回轉外齒圈齒合。這樣就實現(xiàn)了驅動，減速，和帶動上支承座相對于下支承座回轉的目的[20]。 4.1 行星減速器的選擇 在電動機的選擇與計算中，依據(jù)行星齒輪減速器的電機輸入的功率為P=18.5kw,輸入的轉速n=750r/min，以及題目所要求的塔機回轉速度為0.6 r/min，工作時間較短而且不連續(xù)工作，以及需滿足行星減速器齒輪傳動結構緊湊、整體外形尺寸較小和傳遞運動的效率較高。 這樣我們就可以計算出塔式起重機回轉機構總的傳動比i=750/0.6=1250。又因為在回轉驅動中的運動傳遞是單極齒輪傳動。那么我們查閱機械零件手冊和大學課本機械原理?？梢院侠淼膶⑿↓X輪與回轉大齒圈的傳動比定為5。因此，減速器的傳動比就可根據(jù)計算得出。i=1250/5=250?？梢栽试S的傳動比偏差為0.01齒輪傳動。由此我們可以按照這個傳動比選擇3Z（‖）行星齒輪減速器。 經(jīng)過分析，此方案滿足題目提供的設計要求：工作短期間斷、傳動比大、結構緊湊、外輪廓尺寸較小。根據(jù)相關設計手冊可知，3Z型由三個中心輪，轉臂以及行星齒輪組成[19-20]。適用于短期間斷的工作方式，結構緊湊，傳動比大。根據(jù)3Z型行星減速器的特點，此設計中選用3Z（‖）型行星傳動較合理。行星減速器的運動簡圖及三維模型圖如圖4.1（a）、（b）所示： 圖4.1 （a）3Z(II)型減速器傳動簡圖 圖4.2 （b）行星齒輪減速器模型圖 5 制動器選取 制動器在回轉機構中起到制動和定位的作用，使回轉機構克服轉動慣性停車保持現(xiàn)有位置。制動器的選取根據(jù)提供的制動力矩等參數(shù)進行選取。 (1)電磁制動器的相關結構尺寸： DZ = 0.2 m 松閘彈簧：l1 = 35 mm， Ps1 = 64 N l2 = 31 mm， Ps2 = 92 N 彈簧工作長度 31 mm， 彈簧拉力 Ps = 87 N 電磁鐵型號 MQ1-111 電磁吸力 Pm = 55 N 杠桿放大比 ig = 190/20 = 9.5 (2) 制動力矩的計算工況：保證在最不利工況和最大風力作用下塔機不自行轉動，此時慣性阻力和軸承阻力矩有利于制動[21]。 (3) 制動器力矩計算 MZ = Mη2η3/(i2.i3) 式中 M－制動時所需施加的制動力矩； M = Mh＋Mw－Mf－Mp = 5800＋80525－12854－13350－22922 = 37199 N·m η2－減速器傳動效率；η2=0.96 η3－開式齒輪傳動效率；η3=0.98 i2－行星減速器傳動比，i2 =130.88 i3實－開式齒輪實際傳動比，i3實=5 MZ = M.η2.η3/(i2。i3)=37199×0.96×0.98/(5×130.88) = 27.99N·m 6.3 連接回轉支承與上下支座的螺栓強度校核 6 回轉支承校核計算 6.1 回轉支承齒輪副強度校核 電動機通過行星減速器驅動回轉支承進行回轉，行星減速器與回轉支撐的齒輪副設計校核過程如下： （a）已知傳動功率，傳動比，回轉速度。 （b）選材熱處理，熱處理硬度值、許用應力值的計算。 （c）開式傳動根據(jù)彎曲疲勞強度設計，根據(jù)傳遞轉矩計算出模數(shù)，再根據(jù)公式計算其余尺寸。 （d）小輪直徑乘以齒寬系數(shù)并圓整，作為大輪齒寬，再加上5-10mm作為小輪齒寬。 （e）根據(jù)相關公式校核兩齒輪的相應的輪齒彎曲強度。 （1）齒輪相關尺寸參數(shù)如表6.1所示： 表6.1 大齒輪與小齒輪參數(shù) 參數(shù) 小齒輪 大齒輪 Z m d b 18 25 450 150 90 25 2250 200 材料選用42CrMoT，淬火處理，淬火硬度在HRC50～60。 （2）載荷計算 小齒輪傳遞的功率： P=P電η1=18.5×0.77=14.25kw T=9550×(P/n)=9550×14.25=27217.5N 圓周力：Ft1 =T/r = 2000×27217.5/450 =120966.67 N （3）校核齒輪彎曲疲勞強度 σF1=Ft1b1m ×kA×kV×kFa×kβ×YF×YS×Yβ (6.1) 式中 b1—小齒輪寬度 b1 = 150mm M—模數(shù) m = 25 kA—齒輪工況系數(shù) kA = 1.15 kV—齒輪動載系數(shù) kV = 1.2 kFa—彎曲強度端面載荷分配不均系數(shù) kFa =1/ YS =1.0 kβ—齒向載荷分配不均系數(shù) kβ =1.126 YF—齒輪齒形修正系數(shù) YF1—小齒輪齒形修正系數(shù) YF1 =2.03 YF2—回轉機構外齒圈齒形修正系數(shù) YF2 =2.07 YS—齒輪彎曲強度重合度系數(shù) YS =1.1 Yβ—螺旋角系數(shù) Yβ = 1 將上面的各個數(shù)據(jù)帶入公式，然后通過計算得： σF1=120966.67÷(150×25)×1.15×1.2×1.126×2.03×1.1×1=101.75N/mm2 （4）齒輪彎曲疲勞極限的強度校核 σFlim1=σFlim1×YN1×YS1×YX1 (6.2) YN1—壽命系數(shù) YN1 = 1.75 YS1—齒輪的應力集中系數(shù) YS1 =1.2 YX1—齒輪的尺寸系數(shù) YX1= 0.97 σFlim1=σFlim1×YN1×YS1×YX1 =520×1.75×1.2×0.97 =848.6N/mm2 （5）計算彎曲強度安全系數(shù) SF1 =σFlim1/σF1=848.6/101.75 = 8.34 > 1 合格。 （6）校核齒輪接觸疲勞強度 σH=Ftd.b×u±1u×kA×kv×kβ×kHa×ZH×ZE×ZS (6.3) 在公式中 ZH—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，大多數(shù)情況下，我們往往都取ZH = 2.22 ZE—齒輪的彈性系數(shù) ZE = 60.3 ZS—接觸強度重合系數(shù) ZS =1.0 kHa—端面載荷分配系數(shù) kHa = 1/ ZS2=1.0 代入公式，我們通過計算可以得到： σH=535.68 N/mm2 （7）計算接觸疲勞極限 σHlim=σHlim×ZN×ZL×ZV×ZR×ZW (6.4) 式中 ZN—接觸強度壽命系數(shù) ZN= 1.1 ZL—潤滑劑系數(shù) ZL = 1.0 ZV—速度系數(shù) ZV = 1.0 ZR—光潔度系數(shù) ZR = 0.98 ZW—工作硬化系數(shù) ZW = 1.14 σHlim=1120×1.11.0×1.0×0.98×1.14=1376 N/mm2 （8）計算接觸疲勞強度安全系數(shù) SH =σHlim/ σH=1376/535.69 = 2.57> 1 因此，校核滿足要求。 6.2 傳動比校核計算 回轉機構總傳動比：i總 = n1/n 式中 n1－電動機轉速，n1 = 750 r/min； n－工作回轉速度， n = 0.6r/min； η液－系統(tǒng)損耗系數(shù)，取系數(shù)η液=0.9； i總 = n1×0.9/n =750×0.9/0.6 = 1125 i液=1/η液 =1.11 行星減速器傳動比 ，i2 = 250 開式齒輪副傳動比 i3=（750/0.6）×（0.9×250）=4.504 Z1 = 18 Z2 = 90 i3實 = Z2/Z1 = 90/18 = 5 回轉機構實際回轉轉速 n = n1 /（i2×i3）=750/(250×4.504×1111)= 0.6006 回轉速度設計誤差： （0.6-0.60061）/0.6×100%=1.02% 因此，校核計算滿足要求 6.3 連接回轉支承與上下支座的螺栓強度校核 在連接回轉支承與上下支座時選用的螺栓為M36X300的標準件。由螺栓連接的受力分析可知，螺栓所受的載荷包括軸向載荷、徑向載荷、彎矩和轉矩等。但是對其每一個具體的螺栓而言，其受的載荷形式是軸向受力或徑向力。在軸向力的作用下，螺栓可能發(fā)生塑形變形或斷裂；而在徑向力的作用下，當采用鉸制孔用螺栓時，螺栓桿和孔壁的鐵盒面可能發(fā)生壓潰或螺栓桿本剪斷等[22]。 對于受剪螺栓，其主要破環(huán)形式是螺栓桿和孔壁的貼合面上出現(xiàn)壓潰或螺栓桿被剪斷，其設計準則是保證螺栓連接的擠壓強度和剪切強度，其中連接的擠壓強度對連接的可靠性起決定性作用。 螺栓的材料品種很多，常用的材料有低碳鋼（Q215,10鋼）和中碳鋼（Q235,35剛，45鋼）等材料。此次選用的螺栓M36X200材料為45號鋼，選用的螺栓承受工作剪力的螺栓連接。 每一個螺栓在連接上所受到的水平力公式： 其中Z表示為螺栓的數(shù)目；在整個上下支座與螺栓連接中共用了40個。 同時我們在設計上保證螺栓在預緊后，在其兩個接合面所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷。 即： 以上公式中--防滑系數(shù) =1.1~1.3。取 =1.2 i—接合面數(shù) i=2 f—接合面的摩擦系數(shù) 查表取f=0.06 FΣ=H=8942.66N F0=1.2×8942.660.06×40×2=2235.665N 那么每一個螺栓需要的預緊力應該滿足下列公式中的條件： 以上公式中 f--接合面的摩擦系數(shù) r--螺栓的軸線到回轉機構中心線的距離 Z--螺栓的數(shù)目 KS--防滑系數(shù) T—總的回轉力矩 經(jīng)計算:F0≥KsTfi=1zri=1.2×3896.090.06×40×2=205.058N 按螺栓危險截面的拉伸強度是 計算的=55.