塔式起重机转盘机构的设计说明书

济南大学毕业设计- 1 -目录目录 .11 前言 .21.1 概论 .21.2 国内外塔式起重机发展状况 .21.2.1 国内塔式起重机发展状况 .21.2.2 国外塔式起重机发展状况 .41.3 塔式起重机转盘机构存在的主要故障 .42 技术参数的确定 .52.1 主要性能参数 .52.2 参数确定 .53 回转支承装置的选择 .63.1 回转支承的类型 .63.2 回转支承装置的设计与计算 .64 回转驱动装置 .114.1 电机的选择 .114.2 联轴器的选择 .124.3 液力偶合器的设计与计算 .144.3.1 液力偶合器的传动原理概述 .144.3.2 液力偶合器的功能与特点 .144.3.3 影响液力偶合器特性的主要因素 .154.3.4 液力偶合器的设计与计算 .164.4 电磁制动器的设计 .234.5 行星齿轮减速器设计 .254.6 自润滑油罐设计 .325 结 论 .34参 考 文 献 .35济南大学毕业设计- 2 -1 前言1.1 概论塔式起重机是工业、建筑业与设备安装工程的重要的工程机械之一。近年来，随着我国国民经济的快速发展和基建规模的不断扩大，特别是高层建筑工程的日益增多，塔式起重机的应用愈来愈广泛。目前我国塔式起重机生产厂家有几百家，使用塔式起重机的技术人员也日益增多。然而，我国塔式起重机研制与生产水平总体上在国际市场上仍处于落后地位。1.2 国内外塔式起重机发展状况1.2.1 国内塔式起重机发展状况我国塔式起重机发展起步比较缓慢，至今已有近 50 年的历史了。经历了从无到有从小到大的发展历程，逐步形成了比较完整的体系 1。上世纪 50 年代我国的塔式起重机主要以仿制为主，产品有 6tm、15tm、25tm 三种机型，仅有 2 家生产厂，年产量仅十余台 1。进入 60 年代我国开始进行自主研发 25tm、40tm、60tm、160tm 四种机型，生产企业也扩展到 10 余家，最高年产量大 300 多台 1。70 年代，随着高层建筑的较快发展，我国自主研发了 160tm 附着式的，45tm 内爬式、80tm/120tm 自升式及 16tm/25tm/45tm 折臂式等塔式起重机 10 余种产品，生产企业数量和产品年产量也有了较大突破，并建立塔式起重机行业组 1。80、90 年代，随着改革开放和八五、九五计划的实施，我国积极走国际化战略，现代化进程不断加快，通过企业联合、跨国企业等方式，引进和吸收先进技术，使产品得类型日益多样化和系列化。在此期间我国先后制定了塔式起重机设计规范、分类、技术条件、安全规程和试验方法等一系列的产品标准体系，这对提高产品的质量、设计、制造和使用都起到了积极的作用 1。表 1 和图 1 是历年来我国塔式起重机的年生产量。从图表中我们可以看出我国塔式起重机的发展历程和国家大体的政策 1。济南大学毕业设计- 3 -然而，经过几十年的发展，我国的塔式起重机与国外塔式起重机生产发达国家相比发展情况并不乐观。主要体现在以下几个方面 2：（1）产品结构不合理，品种型号大同小异我国有上万台塔机产品，但型号不超过 30 种。大型、特大型塔式起重机短缺，中、小型品种过剩。（2）企业的创新能力不足改革开放以后我国塔式起重机虽然有了一些发展，部分型号已达到世界先进水平，但是总体水平还是落后。（3）产品性能方面比较差智能化、数字化控制技术差距较大，跟不上市场需求，可靠性差，事故率高。为此，我国根据国情，制定一系列相关政策，鼓励研究创新、促进塔机企业强强联合，致力于我国塔机行业向高性能、大吨位发展。济南大学毕业设计- 4 -1.2.2 国外塔式起重机发展状况塔机起源于欧洲，据记载 1900 年欧洲颁布了第一项有关建筑用塔机的专利。1905 年出现了塔身固定的装有臂架的起重机，第一台原始塔机出现于 19121913 年，1923 年研制成第一台近代塔机的原型，1941 年，有关塔机的第一标准德国工业标准 DIN8670 公布 3-6。目前，在国际塔式起重机市场上，比较活跃的几家著名公司有：法国的Potain、BPR，德国的 Liebherr、Peiner、Wolff ，意大利的 Simma、Alfa、Comedil，丹麦的 KRLL ，芬兰的 Betrox，西班牙的 Comensa，澳大利亚的 Favco。为了增强企业自身实力和增加竞争力，一些公司进行了联合和兼并，如：Potain 兼并了Simma，BPR 与 Potain 联合等等 3-6。目前，国际一些塔式起重机厂家着力于起升机构的液压系统控制使其连续变速。设立电脑监控系统，用以监测塔式起重机各部分的运行情况。根据客户需要，还可以配备全套的电脑辅助保养系统 3-6。总之，近年来国外塔式起重机公司推出了一系列新产品，这些产品的工作性能稳定、生产率高。1.3 塔式起重机转盘机构存在的主要故障 转盘机构是塔式起重机的核心机构之一，在实际操作运行中出现的主要故障有以下几个方面 7-10：（1）液力耦合器的机械性能：由于其转动不灵活、有卡滞现象，或油量不足，不能出额定转矩。（2）大小齿啮合不良：由于启动冲击等等因素致使过紧、过松、启动无力、跳齿、异响等等现象。（3）回转支承缺少润滑：回转支承是精密密闭的结构组件，如果不注意保养、勤加油，滚动体与滚道在失油和少油的情况下磨损相当严重，摩擦阻力也会在回转启动时需要更大的驱动力，也会出现低速无力或起不来的现象。（4）上支座底板与轴承外圈连接螺栓的间距 ：回转支承在使用一段时间后其滚道磨损大，上支座向下陷落，吊臂在偏心力矩的作用下，会使 数值减小，甚至会产生负值产生干涉现象。轻度时低速起不来，严重时塔机无法旋转。（5）减速器错位：回转机构在带载启动的开始阶段，电机的启动电流、扭矩都较大。济南大学毕业设计- 5 -2 技术参数的确定2.1 主要性能参数塔式起重机性能参数是塔式起重机工作性能的指标。转盘机构设计牵涉到的性能参数主要有以下几个 11：（1）起重力矩：是工作幅度与起重量的乘积，单位为“t.m” 。能比较全面和确切地反映塔式起重机的起重能力。（2）工作幅度：吊钩中心到回转中心轴的距离。它决定塔式起重机的工作范围（3）工作速度：塔式起重机的工作速度主要有起升、变幅、回转速度。这里涉及回转速度，单位“r/min” 。（4）自重：是指塔式起重机处于非工作状态时的本身全部重量。2.2 参数确定本设计选择 QTZ100 塔式起重机具体的技术参数如下：起重力矩：100t.m工作幅度：50m回转速度：0.8r/min起重臂重量：7.31t配重及配重臂重量：10.4t塔帽重量：4.1t配重臂长：15.7m济南大学毕业设计- 6 -3 回转支承装置的选择3.1 回转支承的类型塔式起重机的转盘机构包括回转支承装置和回转驱动装置两部分构成。回转支承装置为塔式起重机的回转部分提供稳固的的支承，并将回转部分的载荷传递给塔身。塔式起重机的回转支承装置一般分为柱式回转支承装置和转盘式回转支承装置11。一、柱式回转支承装置1.定柱式回转支承装置定柱式回转支承装置结构简单、制造方便、起重机回转部分转动惯量小，自重和驱动功率小，能使起重机的重心降低。2.转柱式回转支承装置转柱式回转支承装置结构简单、制造方便，适用于起升高度和工作幅度较大而起重机的高度尺寸没有严格限制的起重机。 （如塔式、门座起重机）二、转盘式回转支承装置1.滚子夹套式回转支承装置它有许多圆锥或圆柱形滚子装在上下两个环形轨道之间。固结在转台底面的轨道通常在受力大的前后方制成两段圆弧形。2.滚动轴承式回转支承装置起重机回转部分固定在大轴承的回转座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架或门座的顶面相固结。常用的滚动轴承式回转支承装置又分为四种形式：单排四点接触球式回转支承、双排球式回转支承、单排交叉滚柱式回转支承、三排滚柱式回转支承。它们具有较高的承载力 11。3.2 回转支承装置的设计与计算单排四点接触球式回转支承具有承载能力大，适应频繁起制动且具有冲击的环境下工作。以下是计算选型过程 12-17：回转支承装置的载荷计算要考虑到工况的选择。一般，塔式起重机分为四种工作情况：载荷工况 A 为起重机的静载试验工况，按此计算回转支承的静容量；载荷工况 B 为起重机在最小幅度起吊最大起重量 Q 的作业载荷，承受工作状态下的最大风载荷和钢丝绳偏斜角；载荷工况 C 为起重机在最大幅度起吊相应的额定起重载荷济南大学毕业设计- 7 -Q；载荷工况 D 为起重机在非工作状态时承受风压 q 产生风力载荷 Ff,风向按不利于回转支承装置受载的方向选取。本次回转支承装置的出计算按工况 A 的情况进行初计算，其回转支承及其以上受力分布图如图 2：图 2 静载荷分布图不计风力时，考虑到 125%的实验载荷为最大工作载荷，回转支承装置的轴向力为Fa=1.25Q+G1+G2+G3 （3.1） 式中：起重臂端最大起重量 Q=1.6t 起重臂质量 G1=7.31t 塔帽质量 G2=4.1t配重及其配重臂质量 G3=10.4tg 取 10N/Kg所以： Fa=（1.25 1.6+7.31+4.1+10.4）10 4=23.81104（N）回转支承装置所受的扭矩为：M=1.25Q.R+G1.a-G3.c （3.2）式中：回转幅度 R=50m起重臂质心 a=25m配重及其配重臂质心 c=15.7m所以： M=（1.251.650+7.3125-10.415.7 ）10 4=119.47104（N.m）济南大学毕业设计- 8 -工况系数选择回转支撑结构类型为 01 系列,根据回转支承工况系数表 2 选择：fa=1.25 fd=1.55根据回转支承载荷换算系数表 3 选择：f=1.225（接触压力角 =45）回转支承当量载荷为（径向载荷非常小，可忽略不计）：静态： Fa= fa Fa （3.3）=1.2523.81104=29.76104（N）M= faM （3.4）=1.25119.47104=120.72104（N.m）螺栓计算载荷： Fa=23.81104（N）M =119.47104（N.m）根据上述据算结果，参照承载能力曲线可确定选用 QW1250.40A （011.35.1250）回转支承，其各部分参数见图 3 和表 4。表 2 回转支承工况系数表 3 回转支承载荷换算系数济南大学毕业设计- 9 -图 3 单排四点接触球式回转支承表 4 单排四点接触球式回转支承系列基本参数（部分）对回转支承装置大齿圈进行强度校核：有表 4 知，齿圈的模数 m=12，齿数 Z2=120，b=80所以： d=mZ2=12118=1461（mm）初步设定小齿轮的齿数为 Z1=19，所以传速比 i= Z2/ Z1=120/19=6.316，初选载荷系数 K=1.3。弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2, ZH=2.5 H= ZE ZH （3.5）1KFtubd式中 Ft 可在电机选择是算出圆周力 Ft=2 =67654（N）46.2济南大学毕业设计- 10 -所以： H= 189.82.51.36754.31906=417.7 H=540MPa因此，所选择的回转支承型号满足强度使用要求。济南大学毕业设计- 11 -4 回转驱动装置回转驱动装置主要用来使起重机的转动部分绕固定轴回转。由于塔机的回转机构启动、制动频繁，所以需保证工作效率、安全性、可靠性。回转驱动装置有许多选配方案：双速电机+液力耦合器+制动器+摆线针轮减速器+回转支承齿轮副；三相异步电机+液力耦合器+盘式制动器+行星减速器+回转支承齿轮副；带涡流制动器调速电机+皮带传动副+盘式制动器+行星减速器+输出小齿轮+回转支承；回转马达+减速器+小齿轮+回转支承装置- 18-244.1 电机的选择电机计算与选择过程如下 11：根据机构运行的稳定等效阻力距、回转速度和机构效率计算初选电机的等效功率。P=（Tm+Tpe+Te+Tl）n/9550 （4.1）式中:n-塔式起重机的回转速度（r/min） -各机构的效率Tm -摩擦阻力距Tpe -等效坡道阻力距Te -等效风阻力距Tl -钢丝绳摆动 t角的阻力距已知： n=0.8r/min=12345 （4.2）1-联轴器的传动效率为 0.992-液力偶合器的传动效率为 0.973-制动器的传动效率为 0.974-行星齿轮减速器的传动效率为 0.855-齿轮的传动效率为 0.97所以： =0.990.970.970.850.97=0.77摩擦阻力距 Tm 可根据公式：济南大学毕业设计- 12 -Tm= DN （4.3）21求得。式中 -回转阻力系数， =0.01（滚球式） ，=0.012 （滚柱式）D-滚道平均直径（m）N-全部滚球或滚珠受到的总压力（ N）所以 Tm= 0.011.3923.84110421=1.65103坡道阻力距 Tpe是由起重机回转平面与水平面成 Li 角，在回转式产生的。Tpe=GiLisinsin （4.4）式中 G i -为起重机各回转部件质量的重力（N）Li-各部件重心至回转轴线的距离（m）-坡道角度-起重机回转角度当 =90或 270时坡道阻力最大：Tpemax=GiLisin （4.5）式中 取 1。所以 T pemax=GiLisin=（1.650+7.3125+10.415.7）104sin1=7.4104（N.m）臂架回转时，T pe 随回转角 不断变化， 由 0 变为 90 或 180 的等效坡道阻力矩为：Tpe0.7 Tpemax=5.2104（N.m）在计算等效功率，由于初步考虑在理想状态下工作，所以等效风阻力距和钢丝绳摆动 t角的阻力距可先忽略不计，因此：P=（Tm+Tpe）n/9550=（1.65103+5.2104）0.8/95500.775.8（Kw）根据电机选用规则，由于塔式起重机转盘机构的运行过程是断续周期、频繁启动和制动、有时有过载和冲击作用。所以选择 YZR 系列电机，有根据等效功率P=5.8（ kW） ，选择 YZR160M1-6 电机。YZR160M1-6 电机的额定功率为 5.8 kW，额定转速 n=927（r/min） 。4.2 联轴器的选择联轴器的设计过程如下 25：济南大学毕业设计- 13 -因为电动机 YZR160M1-6 输出的转矩要传递到液力偶合器上，所以在电机液力偶合器之间装配一个联轴器将电机的运动和转矩传递给液力偶合器。联轴器的品种、形式、规格很多，目前常见的联轴器有：凸缘联轴器、十字滑块联轴器、齿式联轴器、滚子链联轴器、弹性柱销联轴器、轮胎联轴器、弹簧联轴器-联轴器选用因素：（1）由于塔式起重机回转机构正常运行属于断续周期式、频繁的启动和制动、冲击现象经常出现，所以选用挠性联轴器，挠性联轴器具有良好的缓冲冲击的作用；（2）电机输出轴的转矩：T=9.55106 （4.6）nP式中：P=5.8（kW）为电机额定输出功率n=927（r/min）为电机额定输出转速所以： T=59.75103（N.mm ）计算转矩：Tca=KAT （4.7）因塔式起重机转盘机构的转矩变化和冲击载荷大，所以选择工况系数 KA=2.3。所以计算得：Tca=2.359.75103（N.mm）=137.43（N.m）（3）电机的输出轴直径 =48mm综上所述，选用 LX3 型号联轴器，该联轴器的许用转矩 1250 N.m，许用转速为4700r/min，所以校核满足使用要求。弹性柱销联轴器结构如图 4，三维效果图如图5。图 4 弹性柱销联轴器济南大学毕业设计- 14 -图 5 联轴器效果图4.3 液力偶合器的设计与计算4.3.1 液力偶合器的传动原理概述液力偶合器有如离心式水泵与涡轮机的组合。主要有输入轴、输出轴、泵轮、涡轮、外壳、辅助腔及安全保护装置等组成（见图 6） 。输入轴一端与动力机相连，另图 6 液力偶合器结构示意图1.输入轴 2.输出轴 3.转动外壳 4.叶片 B.泵轮 T.涡轮一端与泵轮相连；输出轴一端与涡轮相连，另一端与工作机相连。所配置的易熔塞、易爆塞等安全保护装置，能保证偶合器在超载时不发生事故。当动力机通过输入轴带动偶合器泵轮旋转时，充填在偶合器工作腔内的工作液体受离心力和工作轮叶片的双重作用，从半径较小的泵轮入口被加速加压抛向半径较大的泵轮出口，同时泵轮将动力机输入的机械能转化成了液体动能。当具有液体动能的工作液体由泵轮出口冲向对面的涡轮时，液流便冲击涡轮叶片使之与泵轮同方向转动，即液体动能又转化成了机械能，驱动涡轮旋转并带动工作机做功。释放完液体动能的工作液体流向涡轮出口并再次进入泵轮入口，开始下一次循环流动。就这样，工作液体在泵轮与涡轮间周而复始不停地作螺旋环流运动，于是输出轴与济南大学毕业设计- 15 -输人轴在没有任何机械连接的情况下，仅靠液体动能便柔性地连接在一起了 26。4.3.2 液力偶合器的功能与特点液力偶合器其实是以液体为工作介质的一种非刚性联轴器，又称液力联轴器。它具有以下功能 26：（1）柔性传动自动适应功能（2）减缓冲击和隔离扭振功能（3）过载保护功能（4）使动力机轻载启动功能（5）联轴器的作用液力偶合器的特点如下 26：一、优点：（1）功能广泛、性能优异：保护电动机和工作机在启动和超载时不受损害，离冲击、扭振。（2）环境适应性强：可以在寒冷、炎热，潮湿、粉尘、需要防爆等环境下工作。（3）环境友好型产品：对环境不产生任何污染，不需环境治理费用。（4）效率比较高：限矩型液力偶合器额定效率大于 0.96，调速型液力偶合器与风机、水泵等离心式机械匹配运行效率达 0.85-0.97。（5）可靠性高、使用寿命长：除轴承、油封以外，无任何直接机械接触，可靠性高、使用寿命长、可反复大修。二、缺点（1）始终存在转差率，有转差功率损失。（2）无变矩功能：液力偶合器只能将输入力矩无改变地传递给输出端，而不具备随外载荷变化而变矩的能力。（3）输入转速低时，偶合器规格变大，性能价格比降低：由于液力偶合器传递力矩的能力与其转速的平方成正比，故输入转速降低之后，偶合器传递力矩的能力下降，性能价格比阵低。（4）输出转速始终低于输入转速。4.3.3 影响液力偶合器特性的主要因素影响液力偶合器特性的因素很多，以下是几个常见因素 26：（1）循环圆形状（腔型）： 液力偶合器的主要性能是由工作腔决定的。（2）循环圆有效直径：由于液力偶合器传递动力的能力与其循环圆有效直径的5 次方成正比，所以循环圆有效直径 D 对特性影响特别大， D 越大传递功率越大。（3）循环圆内外直径比 D0/D：在其他条件均不变的情况下，减小循环圆内径济南大学毕业设计- 16 -D0 等于增加了液流的过流面积和循环流量，因而传通力矩有可能增加。但 D0/D 的减小将使偶合器内毂尺寸减小，致使叶片数减少，液力损失增加，所以近代偶合器设计不追求 D0/D 过小，常取 D0/D=0.5 左右。（4）工作叶轮轴向间隙与循环圆有效直径之比 /D：为避免液力偶合器两工作叶轮在工作中因轴向力而相碰。通常在泵轮与涡轮的轴向间留有一定轴向间隙，(0 .005-0.01)D， 值过大 .则可能增大容积损失;但据试验，在一定范围内 /D值的大小对特性影响不大。（5）工作叶轮叶片数：实际上叶片数过多不仅使叶轮有效腔容降低，过流面积减少，使液力损失增加，从而使流体的循环流量和传递力矩降低。叶片数过少，则液流在出口处偏离增大，循环流量转换不充分，冲击损失和容积损失增大，传递力矩降低.通常涡轮叶片数比泵轮叶片数差 13 片，最佳叶片数通过试验确定。（6）叶片厚度： 从理论上讲叶片越薄越好4.3.4 液力偶合器的设计与计算液力偶合器输入轴的具体参数如下：额定输入转速：n=927r/min额定输入功率：P a =Pi=5.80.99=5.742（kW）（式中 P 为电机功率， i 为联轴器的传递效率）额定输入转矩：T= = =59.15（N.m）nP9509274.5选择液力偶合器额定转速比（效率）：i=0.97其设计计算如下 26：（1）液力偶合器工作腔尺寸的计算：计算有效直径 DD= （4.8）539aBPgn式中：D-有效直径， m；Pa -额定传递功率，kW； B-额定工况泵轮力矩系数， min2/m；-工作液体密度，kg/m 3；g- 重力加速度，m/s 2；n- 泵轮转速，r/min；济南大学毕业设计- 17 -因为 i=0.97，根据液力偶合器原始曲线图 7，所以初选 B=1.2210-6 min2/m。初选工作液体的密度 =870 kg/m 3.。根据以上数据计算：D= =0.366=366（mm）56395.7421.089所以将其元整为 400mm，即 D=400mm。图 7 液力偶合器原始曲线（2）确定叶片数目叶片数目的计算可以根据表 5 推荐叶片数选，也可以按以下公式进行计算所得：Z=7.6D0.3 （4.9）根据 D=400mm，算得： Z=44，查表所得 Z=46，所以选择：ZA=46表 5 液力偶合器铸铝泵轮推荐叶片数根据叶片排列关系，涡轮与泵轮均布排列原则，一般涡轮叶片数比泵轮少 1-3片，所以确定涡轮的叶片数：ZB=43（3）液力偶合器的结构设计工作腔选型，选择静压泄液式工作腔，如图 8济南大学毕业设计- 18 -图 8 工作腔其中：d0=0.32D （4.10）d1=0.60D （4.11）=0.15D （4.12）=0.01D （4.13 ）计算得：d0=0.32400=128（mm）d1=0.60400=240（mm）=0.15 400=60(mm)=0.01400=4（mm）（4）液力偶合器轮璧的基本厚度根据实践经验:金属型铸造件的壁厚可以比砂型铸造薄，而限矩型液力偶合器的叶轮壁厚应比调速型液力偶合器的叶轮壁厚薄，涡轮的叶片相当于筋板，且结构与受力状况好，所以壁厚最薄;外壳内无筋板，且受力条件差，壁厚应当最厚，泵轮的壁厚介于两者之间。不同规格、不同制造方法的叶轮基本壁厚见表 6表 6 液力偶合器叶轮基本壁厚推荐值济南大学毕业设计- 19 -所以，初选泵轮的基本壁厚为 9mm，涡轮的基本壁厚为 8mm，外壳的基本壁厚为 11mm，叶片内缘处厚度为 3mm。考虑到叶片循环圆处为最大应力集中处，应比叶片内缘处侯 23mm，所以选择 6mm。液力偶合器中输出轴最小轴径的计算，根据公式：dA0 （4.14）3nPa由于 45 钢轴的 A0 介于 103126 之间，所以选择 A0=120。所以：d120 =22（mm ）39274.5泵轮安装 6006 滚动轴承。由于液力偶合器传递的扭矩不大，加之液力偶合器连接螺栓要求数目相对比较多，所以根据经验值选取 20 个 M10。其中连接螺栓为 M1040。泵轮的设计效果图如下图 9： 图 9 泵轮效果图法兰盘设计：根据法兰设计标准、液力偶合器压力计算、弹性柱销联轴器内径尺寸设计法兰盘。液力偶合器压力计算公式如下：Pp= （D 2-d02） （ 4.15）8济南大学毕业设计- 20 -式中：-为工作液体的密度，kg/m 3；-泵轮的角速度，rad/s；D-工作腔有效直径，m；d0-叶片的内缘直径，m；所以:Pp= （0.4 2-0.1282）2870(9)6=0.1470.25（Mpa ）根据弹性柱销联轴器输入轴内径为 48mm，结合公称压力为 0.25 Mpa 法兰盘标准（表 7） ，选择内径为 50mm 的法兰盘，设定连接轴筒径厚度为 10mm。其系列尺寸值如下：DN=50D=140K=110C=16选 M12 螺栓，通孔直径设为 13mm。法兰盘的三维实体图如图 10。图 10 法兰盘效果图济南大学毕业设计- 21 -表 7 法兰参数涡轮设计：由表 6 选择涡轮的基本壁厚为 8mm，叶片数为 43 片。根据泵轮安装的轴承为6006，选涡轮的轴孔为 40 厚度为 30mm，法兰盘孔直径为 100，螺栓孔为 M10，螺栓孔基圆为 70。涡轮三维效果图如图 11：图 10 涡轮效果外壳体设计：外壳的厚度为 11mm，与法兰盘相连的外壳体虚开 4 个 M12 的螺纹孔，该处壳济南大学毕业设计- 22 -体厚度为 30mm。与输出轴相连的壳体需要与端盖、6008 轴承、密封圈配合，该处厚度设为 40mm。两壳体与泵轮需要进行螺栓连接，所以壳体边缘通孔和泵轮的螺栓通孔一样大，为 11mm。因 6008 轴承的外径为 68mm,选择壳体（配合 6008）的螺纹孔为 M8。两壳体的三维效果图如图 11 和图 12。图 11 壳体图 12 壳体轴的设计：根据公式（4.14）知，轴的最小直径为 22mm。又根据液力偶合器泵轮轴孔的直径为球轴承 6006 的内径，即 30mm，所以选择轴的最小轴径为 30mm。轴各部分的长度如下：L 1=13mm，连接轴承 6006；L2=11mm （泵轮轴承外大孔径 7mm，涡轮与泵轮间隙 =4mm） ；L3=10mm，为法兰，与涡轮大孔配合；L4=220mm(外壳体内距离b=120mm,轴承座孔 40mm，端盖厚 10mm，外部链接 60mm)。轴颈直径依次为30mm（与 6006 配合） 、40mm（轴肩，定位轴承 6006） 、100mm（法兰盘，与涡轮连接） 、40mm（与轴承 6008 配合） 。其三维效果图如图 13。图 13 轴的三维效果图端盖的设计：端盖的尺寸结构与轴承外径的大小有关。根据凸缘式轴承端盖设计标准，因轴承济南大学毕业设计- 23 -6008 的外径为 68mm，所以螺钉为 M8，个数为 4 个。因此：d0=d3+1 （4.16）D0=D+2.5d3 （4.17 ）D2=D0+2.5d3 （4.18 ）e=1.2d3 （4.19）e1e （4.20）式中：d 3-为螺钉直径，d3=8mm；D- 轴承外径，D=68mm；d0-通孔直径；D0 -通孔分布圆直径；D2-端盖外径；e -通孔长度e1-凸缘厚度所以： d0=4mmD0=88mmD2=108mme =9.6mm，取 10mme1=15mm安装毡圈的沟槽宽 b=6mm，直径为 52，倾角 =14。轴承端盖的三维示意图如下图 14。图 14 端盖示三维效果图综上设计，液力偶合器的实体效果图见图 15。图 15 液力偶合器效果图济南大学毕业设计- 24 -4.4 电磁制动器的设计电 磁 制 动 器 是 利 用 电 磁 效 应 来 实 现 制 动 的 ， 分 为 电 磁 粉 末 制 动 器 和 电 磁 涡流 制 动 器 。电磁粉末制动器：激磁线圈通电时形成磁场，磁粉在磁场作用下磁化，形成磁粉连，并在固定的导磁体和转子间聚合，靠磁粉的结合力和摩擦力实现制动。激磁电流消失后磁粉处于自由状态，制动作用消除。这种制动器体积小、重量轻，激磁功率小，而且制动力矩与转速无关，可以调节电流来调节制动扭矩。电磁涡流制动器：激磁线圈通电时形成磁场。制动轴上的电枢旋转旋转切割磁力线而产生涡流。电枢内的涡流与磁场相互作用形成制动力矩。电磁涡流制动器坚固耐用、维修方便、调速范围大。但低速时，传递效率低，温升高，需要采取散热措施。电磁制动器的各部分名称如图 16：图 16 电磁制动器的结构示意图电磁制动器已是标准件，通过计算传递扭矩就可以直接选型。传入电磁制动器的扭矩为：T= （4.21）nP950式中：P- 输入轴功率，kW ；n-输入转速，r/min；P=5.80.990.97=5.57（kW）n=9270.97=899.19（r/min）所以：T=59.16（N.m）又根据液力偶合器输出轴的直径为 40mm，所以选择诸暨市奇灵机电设备有限公司DZD5 系列电磁制动器规格为 80 的 A 型电磁制动器如图 17。其结构尺寸如表 8：济南大学毕业设计- 25 -规格 D1 D2 D3 D4 D5 D6 D7 L1 L2 L3 L4 J B M 40 125 95 62 62 65 137 150 31 61 37 24 5.5 2.2 30 80 160 120 80 80 83.5 175 190 35 73 42 31 6 2.7 38 160 200 158 100 100 103.5 215 230 41.5 86.5 50.5 36 7 2.7 45 规格 V1 V2 V3 Y X K E T t d h e 40 6.2 12 10 7 2.5 4 49 12 M6 25/30 28.3/33.3 8/8 0.3 80 8.2 15 12 9 3 5 65 15 M8 30/40 33.3/43.3 8/12 0.3 160 10.3 18 15 9 4 5 83 18 M8 40/50 43.3/53.8 12/14 0.5 表 8 电磁制动器的尺寸图 17 电磁制动器济南大学毕业设计- 26 -4.5 行星齿轮减速器设计行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，它的输入轴与输出轴具有同轴性。行星齿轮传动的主要特点如下 27-28：（1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大；（2）传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相平衡，从而用利于提高传动效率的作用；（3）传动比大，可以实现运动的合成与分解；（4）运动平稳、抗冲击和振动能力较强。总之，由于行星齿轮具有以上优点，它被广泛的应用于工程机械、矿山机械、起重机械、冶金机械、石油化工机械、军工产品、机床、仪器仪表-行星齿轮传动的分类方法很多，根据库德略夫采夫的分类方法，行星齿轮传动分 2Z-X 型行星齿轮传动、3Z 型行星齿轮传动、Z-X-V 行星齿轮传动。由于塔式起重机转盘机构为间断性工作、起制动频繁，所以选用 3Z 型行星齿轮传动。由于3Z（I）型行星齿轮传动传递效率较高、机构紧凑、传动比大，因此，选用 3Z（I）型行星齿轮传动。3Z（I ）型行星齿轮传动的传动原理图如图 18：图 18 3Z（I）型3Z（I）型行星齿轮的齿数设计计算如下 27：根据 3Z（I）型传动的传动比公式iP=ibae= （4.22 ）ecdbaz1和安装条件Za+Zb=C1nP （4.23）Za+Ze=C2 nP （4.24 ）式中 nP -行星轮数C1 C2-正整数济南大学毕业设计- 27 -将公式（4.23）减去（4.24） ，可得齿差Zp=Zb-Ze=（C1- C2）nP （ 4.25）令 K= C1- C2，则得Zp=K nP （4.26）K=1,2,3,4，5,6,所以Ze= Zb- Zp （4.27）其同心条件为Zb-Zc= Ze -Zd （4.28）既有Zb- Ze= Zc -Zd= Zp （4.29）所以Zd= Zc - Zp （4.30）再按同心条件Za +2 Zc= Zb则得Zc= （Zb- Za ） （4.31 ）21将（4.27） 、 （4.30） 、 （4.31）带入传动比公式（4.22） ，经整理简化后可得齿数 Zb 的一元二次方程式为Z2b-（Za + Zp）Zb -（i-1）Za Zp=0 （4.32）由公式可解得（4.27）可求 Ze，即Ze= Zb- Zp如果Zb- Za 为偶数，Z c 则可按公式（4.31）计算，即Zc= （Zb- Za）21若 Zb- Za 为奇数，则 Zc 的计算公式可按下式，即Zc= （Zb- Za ）0.5 （4.33）21根据总体分配，行星齿轮减速器的减速比 i=927/0.819/1200.97=177.9。行星轮数选 nP =3 后，可取齿差 Zp=3,6,9,12,15,18。中心轮 a 的齿数 Za 初选为Za=16，由（ 4.32）可得 Zb =222，由（4.27）得 Ze=207，由（4.31）得 Zc=103，由（4.30）得 Zd=88。济南大学毕业设计- 28 -按弯曲疲劳强度的出算公式计算齿轮的模数 m 为m=Km （4.34）3li211FadPAZYKT中心轮和行星轮采用 20CrMnTi，现已知 Za=16， Flim=340N/mm2。输入轴的扭T1=95505.742/899.19=60.98N.m，取算式系数 Km=12.1，使用系数 KA 取 1.5，综合系数 KF 取 1.8，载荷不均匀系数 KHp 取 1.2，可求得 KFp=1+1.5（K Hp-1）=1.3；齿形系数 YFa1 取 2.67，取齿宽系数 d=1。所以算得 m=2.63 取 m=3。所以 d=m Za=48因 d=1，所以齿宽b=dd （4.35）算得 b=48，取 50mm。所以行星齿轮的参数见表 9 齿轮 a c b d e齿数/个 16 103 222 88 207模数/mm 3 3 3 3 3分度圆直径/mm48 309 666 264 621齿宽/mm 50 70 100 70 100确定中心距：aac=0.5m（Za + Zc ） （4.36 ）abc=0.5m（Zb-Zc） （4.37）ade=0.5m（Ze - Zd） （4.38）得 aac= abc= ade=178.5（mm ）低速齿轮强度校核： H= ZE ZH H （4.39）ubdKFt1初选载荷系数 K=1.3，弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2, ZH=2.5。式中 =i=177.9b=50mm，d=m Z d =3207=621mm。Ft=2 （4.40）dT输出转矩 T=9550 （4.41）nPP=5.80.970