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范文一：塔式起重机回转机构主电路的设计
设计计算 主电路的设计
合肥工业大学机械学院 尹志强 丁苏赤
摘要 : 详细介绍了塔式起重机回转机构交流变频调速系统的总体方案及主电路的设计 , 并对电动机的选择
提出了具体要求 。
塔式起重机 变频调速 机械特性 电动机 设计 叙词 :
Abstract : The AC variable2frequency speed regulation system for the slewing mechanism of tower crane is overviewed and its
main circuit designed. In addition , specific requirements are proposed for the selection of motor.
Key words : Tower crane Variable2frequency speed regulation Mechanical property Motor Design
国产塔式起重机 (以下简称塔机) 回转系统目 PLC 电控技术 。 变频及
前普遍采用绕线式异步电动机驱动 、电阻逐级切除 1 回转系统总体方案及技术特性 的速度控制方式 。90 年代以来 , 国外塔机生产企
111 总体方案 业逐步将交流变频调速技术应用于各自的产品中 ,
主电路采用日本 SANKEN2IF715 K 通用变频器 ,新一代塔机日益增多 。为紧跟国际塔机发展方向 ,
实现回转无级调速控制 。考虑到塔机整体下一步将我们研制开发了国内中等规格塔机产品的回转系统
纵者获得全方位视野 ; 以集中手柄控制替代多个手 , 加油集中化 , 检查监控化 , 改善部件的易 组合化
接近性 , 以及尽可能减少需维修的项目 。柄控制 , 电控替代手控 ; 以及逐渐将电子监测器和
317 集装箱叉车与集装箱正面吊运机的发展高度显示器作为高升程叉车的标准配置 。
315 工业造型设计 目前 , 集装箱搬运与堆垛设备的主要生产商集
近年来各大企业皆推出了外观造型令人注目的 中在欧洲 , 如瑞典的 Kalmar 、SMV , 意大利的 Be2 新车型 , 体现了叉车造型轿车化的发展趋势 。流线 lotti 、CVS、Fantuzzi , 法 国 的 PPM , 芬 兰 的 SISU2 型 、大圆弧过渡加之明快协调的色彩搭配 。随着计 Valmet , 德国的 Linde 等 。国内生产集装箱叉车的 算机技术的发展 , 虚拟样机设计 、三维实体造型 、 仅有 1 家 , 而生产正面吊运机吊具的也仅有 2 家 , 快速成型等先进设计手段和先进制造技术的运用 , 主要依赖进口 。集装箱叉车仍是所有集装箱港口 、 叉车造型将越来越具有新意和特色 。 码头 、中转站搬运与堆垛空箱必不可少的设备 , 且 316 重视叉车的安全可靠性与可维护性 堆垛层数有不断增加的趋势 。用于搬运与堆垛 20
保证驾驶员的安全一直是叉车设计人员重点考 和 40 英尺重箱的集装箱正面吊运机 , 因其视野好 , 虑的问题 。除停车 、行车制动 , 前倾自锁 , 下降限 可跨越箱列吊运 , 具有堆垛第 2 、第 3 列集装箱的 速等基本安全措施外 , 通过配备功能齐全的监控系 功能 , 运行平稳 , 将逐渐取代重箱集装箱叉车 。 统 、动力制动系统 、防侧翻系统 , 以及采用电控 、
作 者 : 张 丽 液压 、机械 3 套独立制动系统 , 大大提高了整车的 址 : 合肥市望江西路 21 号 地 使对安全可靠性 。同时 , 电子技术的发展与运用 , 编 : 230022 邮 叉车安全性研究向智能化方向发展 。 在提高收稿日期 : 2000212205 部件可维护性方面 , 侧重拆装简单化 ,
()《起重运输机械》 2001 8 — 3 —
正弦脉宽调制的大功率晶体管逆变器将直流电采用 PLC 控制的方案 , 在回转系统中首先采用 PLC
对变频器控制端子进行操作 , 这样既增加了系统的 , 以驱动三相异 压变为频率和电压可调的交流电压
灵活性 , 又提高了工作的可靠性 。机械传动方案与 步电动机 。
() 3电流检测模块现有产品基本相同 , 传动路线为 : 电动机 —摩擦制 动器 —减速器 —回转输出小齿轮 。采用变频调速 检测异步电动机相电流 , 并与电流指令值相比
) (后 , 由于起动 、制动冲击力很小 , 故可去除原液力 较 , 以控制 PWM 脉宽调制输出波形 。
() 4微处理器 CPU 模块偶合器 。系统总体方案如图 1 所示 。
该模块主要完成矢量变换 、系统控制和自动保
护功能 。
?矢量变换 根据等效直流励磁绕组 M 、电枢
θ绕组 T 中的电流 i和 i 、位置角, 利用坐标变 M T 1
换式将变量从旋转坐标变换到静止坐标 , 获得 i α
和 i; 根据三相 —二相变换方程式得 : β
图 1 回转系统总体方案 i ai 1 - 1/ 2 - 1/ 2 112 技术特点 α ( ) i= 1 b () 1起 、制动时间选择范围大iβ 0 3/ 2 - 3/ 2 i c 在起 、制动过程中 , 加 、减速时间可在 1,30 i 、i 、 由上式得到电动机三相定子电流给定值a b ( ) 时间一旦置入s 内根据需要选择 精度为 011 s, i , 并输出至逆变器 。 c
变频器后 , 用户一般不需调整 。 ?保护功能 主要有系统过电流保护 、过欠电() 2起 、制动过程平稳压保护 、输出端短路保护等 。此外 , 模块还负责操 变频器传给电动机的工作频率在 1 Hz 以上连 作键盘收发信号的控制 , 并进行相应的输出及显
示 。 续变化 , 分辨率为 011 Hz , 显著提高了回转运动的
212 机械特性 性能 , 保证起 、制动过程平稳 , 无冲击 。
从塔机回转要求来看 , 电动机应具有恒转矩输 () 3速度设置灵活多样 根据不同规格的塔机
出机械特性 。90 年代以来 , 随着计算机和矢量变 和用户要求 , 可在 20 ,
换控制技术的飞速发展 , 三肯公司及其他国内外产 设置灵活 、100 Hz 范围内任意选定几种工作速度 ,
品都已能对转矩 T 进行动态控制 , 从而满足恒转 改动方便 。
() 4回转准确 , 定位可靠 矩输出特性 。由电动机理论可知 , 电动机输出转矩
T 为 :() 回转速度精度 ??215 % 国家标准规定; 因
高位时电动机以较低频率运转 , 其定位非常可靠 。Φφ()T = CIcos 2 T1 22
C———转矩系数 T 2 主电路结构及其机械特性 式中 Φ———主磁通量 1 211 变频器基本结构 I———转子相电流 2 日本三肯公司的 SAMCO2i 变频器内部配置了 φcos———转子功率因数 矢量变换控制技术2 高性能的 32 位微处理器 , 采用矢量变换技术 , 使
可成功地对转子有功电流 输出波形基本为正弦形状 ; 输出转矩脉动很小 , 并
在基频 50 Hz 以下低频段具有恒转矩输出特性 。变
φIcos实时动态控制 , 使其保持为常数 ; 电动机 22 频器主要有以下几个模块 :
( Φ) 主磁通 为常数 。由式 2看出 , 这样可保证 1 () 1整流模块
恒转矩的输出特性 。 功率电源组件将电网 380 V 交流电压整流滤波
如图 2 所示 , 曲线 2 是 1 min 内起动过程中允 为直流电压输出给驱动电路 。
() 2逆变器模块 许的输出转矩 。由于短时间工作基本上不影响电动 — 4 — 机冷却特性 , 所以允许通过 150 %额定电流 。曲线
()《起重运输机械》 2001 8
1 是系统在长时间连续工作状况下综合考虑电动机 , 塔机工作状况 d、d及 f 都是一样的 , 区别 机 c i
在于折算系数 g 、r 值 , 如表 1 所示 。冷却特性后所允许的输出转矩 。额定频率 50 Hz 时
表 1 折算系数 g 、 r 值 允许输出 100 % , 低频段因电动机自冷风扇风量减 电动机类型 小 , 电动机发热量增大 , 所以允许输出转矩应逐步 g r 减小 ; 高于 50 Hz 后 , 电动机机械摩擦发热余量相 绕线式异步电动机 0125 0180 应增大 , 输出转矩也逐步减小 。曲线 3 是变频器产 鼠笼式异步电动机 0150 3100 生的制动转矩 , 当电动机由正常工作转入制动过程 由于鼠笼式电动机 g 、r 值都要增大 , 所以 z 时 , 变频器将产生 - 100 %制动转矩 , 再生电能 5 s ( ) 值也要增大 , 从而使 K值减小 , 由式 3可见 , z 内全部放完 。 电动机功率 P增大 。虽然 K值因塔机工作状况 n z
不同而很难具体量化 , 但可通过下述方法对其最
大 、最小值进行计算 。
由 GB/ T 13752 附录表可知 , 塔机回转机构在
各种工作情况下 , z 值在 60,300 范围内变化 , 这
样可求得K的最大 、最小值为 : z
图 2 SAMCO2i 转矩输出特性曲线图 60 194 = 0K= 1 - zmax 1 000
3 电动机的选择 300 170 = 0K= 1 - zmin 1 000 311 功率选择
因此 , K值最大变化倍数为 : 在同样功率下 , 鼠笼式电动机外形尺寸比绕线 z
式电动机要小 , 这就降低了电动机自身的散热能 Kzmax 194 0 = = 1134力 ; 由于 2 种电动机在某些特性上的差异 , 所以必 0170 K zmin
须对电动机功率重新计算 。 这就是鼠笼式电动机功率 P 在同样工作条件下增 n 根据国家标准 GB/ T 13752 —1992《塔式起重机 大的倍数 。设计规范》, 异步电动机发热校验要求电动机功率 一般来说 , 中等规格塔机采用变频调速后 , 鼠 P应满足 : n 笼式电动机功率应比原绕线式电动机增大一级 , 以
确保工作运转正常 。
312 绝缘等级 Tn re m ()3 P? n 如果变频调速范围不大 , 一般可以采用普通的 η9 550K z
鼠笼式三相异步电动机 , 绝缘等级适当提高 。由电 式中 T———最不利工作循环的等效平均阻力转 re 动机理论可知 , 三相异步电动机工作时 , 定子绕组 矩
相电压 U为 : 1 n———电动机转速 m
η———传动机构总效率 Φ( )U? E= 4144 f Wk 5 1 1 11 1 W1 上述 3 个参数在绕线式电动机 、鼠笼式电动机
f ———电源频率 式中 2 种情况下基本相同 , 主要差别是系数 K:1 z
W ———定子绕组每相串联匝数 1 z ()4 K= 1 - k———定子绕组系数z W 1 0001
() 由式 5可以看出 , 如果在改变电源频率 f 1 式中 z ———电动机每小时折算全起动次数 Φ时仍保持电源电压 U为额定值 , 则主磁通 随 1 1 z = d+ gd+ rf c i f 的变化而变化 , 使磁路出现过饱和或欠饱和现 1 d———每小时全起动次数c 象 , 励磁电流也会急剧变化 , 因此在对 f 进行变 1
d———每小时点动或不完全起动次数 i 频调速时 , 必须同时调整电源电压 U, 并保持 1
ΦU/ f 为常数 , 从而保证电动机主磁通 为常数 , 11 1 f ———每小时电制动次数 无论是采用绕线式
— 5 — 电动机还是采用鼠笼式电动
()《起重运输机械》 2001 8
曲柄连杆式砌块成形机连杆
与支座的最优配置
哈尔滨工业大学 兰 朋 刘曼兰 陆念力
摘要 : 对曲柄连杆式砌块成形机振动装置连杆受力和振动功率进行分析 , 指出其与连杆刚度和支座刚度的
关系 , 说明如何选择最优的连杆和支座刚度 , 使连杆受力和振动功率最小 。
叙词 : 曲柄连杆式砌块成形机 振动 功率 刚度 优化
Abstract : This paper analyzes the force in the rocker and vibration power of crank and rocker building block moulding ma2
chine , and explains the influence of the stiffness of both rocker and support on them. The lowest force and vibration power needed
can be obtained by choosing the optimum stiffness of the rocker and support .
Key words : Crank and rocker building block moulding machine Vibration Power Stiffness Optimization 1 前言
曲柄连杆式砌块成形机是通过曲柄连杆装置使
砌块及其模箱产生上下往复运动的振动成形装置 。
它的工作原理如图 1 所示 , 砌块及其模箱除了与连
() 杆 刚度为 k连接之外 , 还支撑在 1 对弹簧和 1
气囊之上 , 其总刚度为 k。若振动过程中支座弹 2
簧不与模箱脱离 , 则半个周期被压缩 , 半个周期被
拉伸 , 呈现交替蓄能 、放能的过程 , 且蓄能过程正
好是模箱减速过程 , 放能过程正好是模箱加速过程 。
图 1 计算模型
这是系统正常工作的前提条件 , 也是变频器必须要 应提高 。此外变频器中的逆变器工作时不断产生电解决的技术问题 。目前 , 所有的变频器输出端 U 、V 、 , 这将在电机绕组内产生很大的电压梯度 , 压突变
W 工作电压都是随着 f 上升而升高的 ,并不是恒定 从而使电压应力增大 , 这同样要求提高电动机的绝 1
的 380 V 。经过对 SANKEN2IF 715 K 变频器输出工 缘等级 。一般来说 , 变频调速用鼠笼式电动机 , 绝 作电压进行测量 ,获得的 U2f 曲线如图 3 所示 。 1 1 缘等级选 F 级 。
参 考 文 献
1 李发海. 电机与拖动基础. 北京 : 清华大学出版社 ,
1994
2 王鉴光. 电机控制系统. 北京 : 机械工业出版社 , 1997
3 尹志强. 塔式起重机回转交流变频调速系统设计. 建筑
()机械 , 1997 , 7
图 3 IF 715 K 变频器 U2f 曲线 1 1 作 者 : 尹志强 由图 3 可见 , 输出电压在基频 50 Hz 时已高达 地 址 : 安徽省合肥市
编 : 230009 邮 600 V 以上 , 而且随着 f 的增大仍在继续升高 。显 1
然 , 定子绕组电压升高当然要求电动机绝缘等级相 收稿日期 : 2000208214
— 6 —()《起重运输机械》 2001 8
范文二：【doc】 BPR塔式起重机回转机构的改造
BPR塔式起重机回转机构的改造
BPR塔式起重机回转机构的改造
RemouldingofSwingofMechanismformype
BPRTowerCrane
?北京建工集团机械施工公司张长海/ZHANGChangha
我单位从1984年开始引进,台法国BPR型塔式起
重机.此塔设计先进,起重臂长,起重量大,最大起重
量为12t,70m处可吊5.9f,自由高度80m不用锚固,
速度快.运转平稳.多年来,在西客站荷华大厦泛
立大厦国际饭店,彩电中心等重点工程使用过.此塔
吊工作18年,已基本老化,不易维修,维修费用高.此
塔吊运转多年后,回转传动机构开始断轴,回转减速机
齿轮齿圈开始打碎.通过合理的设计,改造现在完全
解决了回转传动机构断轴,减速机齿轮齿圈打碎的现
象,运转平稳,无噪音,延长了塔机的使用寿命,达到
设计要求.获得北京建工集团改造二等奖.
1对回转传动机构断轴,齿轮齿圈打碎
的分析
这是国内第一台BPR塔式起重机,性能确实很好.
此塔吊回转机构的原设计是一个单面驱动装置.经过
多年运转开始断轴.行星减速机齿轮,齿圈打碎的现象
发生了.在外单位加工齿轮,齿圈和轴之后,进行组装
调试.回转减速机运转不到3个月齿轮,齿圈又开始打
碎,行星减速机齿轮,齿圈一年之内已打碎3次,轴断
3次,每次加工齿轮,齿圈和轴加工费都在万元以上,
一
年下来加工费就要3万元以上,给机施公司和施工单
位带来严重的经济损失.分析电器调速系统后发现是
因为陀螺仪已经损坏.进口一个陀螺仪需要好几万元,
国内维修的陀螺仪,用不了一天就会损坏,陀螺仪的作
用相当于一个测速发电机.是用来控制回转速度的装
置,它能使行星减速传动系统不受冲击.使行星齿轮平
均分担载荷.由于电器调速系统不能正常工作.使回转
减速机长期受过载的冲击,造成回转行星减速机打齿
的现象,这是原因之一;另一个原因是减速机构的座孔
出现变形,由圆型变成了椭圆形,减速机在椭圆孔内.
88CMTM200511
来回摆动,使减速机及其输出轴受到一个很大的弯矩,
减速机输出轴在2,3个月内,就会损坏.经常造成停
机修理,而且每次停机时间较长.
2BPR塔式起重机回转机构的改造方案
要想从根本上解决BPR回转机构的机械故障,就必
须选择新的调速方法和减速机传动机构.必须彻底改
变BPR回转原有的单面驱动形式因为回转机构上箱
体减速机上下座孔的同心度已经改变导致无法修复,
单边驱动的电机调速问题和陀螺仪问题在国内无法解
决.经过市场调研和技术论证,参照四川建筑机械厂
生产的c7050型塔式起重机的回转机构形式,将单边
驱动改为双边驱动,以下是两种塔式起重机回转机构
的技术参数对比.
通过对比后确认,c7050型塔式起重机的回转机
构完全可以替换BPR塔式起重机的回转机构.此次改
造的最大困难是BPR回转机构是单边驱动机构,所以
回转齿圈模数比较大,模数为16,新机构是双边驱动
机构.齿圈模数为,在选用新齿圈后,减速机与齿
圈啮合的中心距全部改变了.为了保证新减速机能够
与大齿圈争取啮合必须在回转支承上箱体的上下座孔
重新开孔,技术人员提出将上箱体整体封板更换.减
速机座孔只手挤压力.完全可以用一块圆形钢板将上
下封板旧孔封死,在新钢板上开一个偏I孔,就可以
解决问题.上下偏心孔要保持同心度,加工要精确,同
心度偏差为0.01mm.经过论证,技术部门同意了我的
工程机械图档管理系统
设计与实现
DesignandRealizationforLooksandFiles
ManagementSystemofConstructionMachinery
?长沙中联重工科技发展股份有限公司李锦阳/LiJinyang龙小军/LongXiaoji.in
摘要工程图档管理是PDM的基本功能.本文介绍了一个面向工程机械企业的图档管理系统,此系统采用c/s
模式.以VB为开发工具.并借助ADO和OLE技术.实现了图档的操作,查询和打印.在客户端.安装了WHIP『插件和
VRML插件.能方便地在网上浏览二维工程图和三维实体造型.
关键词:图档管理PDMc/s模式ADOVRML插件
产品数据管理(PDM)以软件为基础.是一门管理所
有与产品相关的信息(包括电子文档,数字化文件,数
据库记录等)和所有与产品相当的过程(包括工作流程
和更改流程)的技术.工程图档管理是PDM的基本功
能.随着CAD/CAM技术在企业的应用日益广泛.企业
逐渐积累了大量的图纸,文档等技术资料.这些电子资
料的日常管理和维护耗费了大量的人力,物力和财力.
因此,有效地开发工程图档管理系统.快捷方便地查询
建议.这样.节约大量的技术改造资金和复杂的整体改
装变形问题.上下封板的问题解决了,下面是关于封板
在焊接中的变形问题.解决的方案是用钢板在上箱体
与上下封板作固定支撑,防止焊接变形,用502焊条进
行分段焊接,焊前要对圆形钢板开坡口角度为45o,这
样可将钢板焊透,保持结构整体强度.在焊接当中,防
止焊肉有加渣,气泡,咬肉现象.要保持整体的焊接质
量不出问题,这样就解决了焊接中变形,强度等问题.
一
个重点难题是,小齿轮与大齿轮啮合的中心距
问题,这关系到改造的成败,原齿圈模数为16.齿数
为108齿.小齿圈齿数为13齿,按照内啮合中心距计
算公式计算(没有变位系数):
与获取所需的资料,对产品的研发效率和企业信息化
的发展已显得日益重要.
1系统的结构及要求
本系统采用c/s(CIlent/Server)模式.c/s模式是
由客户机与服务器合作完成的二层结构系统模式.其
工作原理是客户向服务器提出某种数据或信息的服务
请求.由系统中的服务器完成处理.并将处理结果作
老齿圈中心距:
a=0.5m(Z一Z)=0.5×16X(108--13)=760
新齿圈中心距:
a=O5m(Z.一Z):O.5X12X(144--12)=792
新孔中心距比老孔中心距向夕I,延长为32mm.新孔
最外边据上箱体外边立筋板为4mm,对上箱体的上下
封板整体结构没有破坏,此改造方案成立.
改造之后,BPR塔式起重机在国家大剧院施工中,
运转10个月也再没有打齿,断轴现象发生.而且运转
平稳.无噪音.使用正常.为公司节省从法国进口原装
减速机及陀螺仪费用几十万元.
(收稿日期:2005-09-18)
2005?建设机械技术与管理89
范文三：塔式起重机回转机构的改进
塔式起重机回转机构的改进
塔式起重机回转机构的改进
广州市第一建筑工程有限公司机械厂
保证塔式起重机安全可靠,高效运行,减小故障 率,是塔机生产,使用单位都十分关心的一我厂曾于 80年代生产塔机,现在则主要生产施升降机等产 品,并承担建筑施工机械的维修,管理等工作,进行 过各类塔机的技术改造,使其在性能,质量,可靠性 方面有所提高,获得了良好的社会效益和经济效 益.塔机回转机构是塔机的主要工作机构之一,随着 建筑施工现场要求塔机作业范围越来越大,起重臂 越来越长,旧式回转机构已难以满足施工要求,我们 先后对QTZ60,QTZS0,QTZ100等塔机回转机构进行 过改造,现就其工作原理,设计原则及方案作一介 绍..
1塔机回转机构的工作原理及结构式
QTZ系列塔机的回转机构的结构安装形式如图 1其回转支承的外齿圉用螺桂固装在塔机的下支座 上.不转动,支承的内圉用螺桂固装在塔机的j:支座
并将 上,可转动塔机的回转机构安装在上支座上.它的输出小齿轮与回转支承的外齿圈装配成齿轮或 齿轮副.当回转机构动力传到小齿轮上时,它就绕着 支承外齿圈转动,并带动装在塔机上支座上的支承 内圈绕其滚道旋转,从而达到装在【:支座』:的塔机 I回转机构2小齿轮3回蚌支承
4上曼座5下支座
图【回转传动装置结构示意图
湛,3-明陈俊伟
——一?
上部回转的目的回转机构的安装是把回转支承齿 轮副的侧隙及接触斑点按设计要求调整合格后,再 将回转机构用连接板或安装座焊牢在上支座l.拆 换时,网转机构可直接从连接板或安装座上拆下, 塔机回转支承齿轮副是以小齿轮围绕着大齿圈 滚动的开式传动齿轮副形式,属于低速(V<2m/s),
重载,且频繁正反转的齿轮传动.
2塔机回转机构的力学特点
塔机回转机构的力学特点是起动和制动频繁, 因此机构处在很大的变动扭矩的反复作用下工作, 其结果是引起机构的振动,回转减速器损坏,甚至引 起塔身的扭动
需克服各回转构件以及吊重引起 塔机蚓转时,
的惯性阻力矩M,作用在各回转构件上的风阻力矩 Mw,以及回转支承中的摩擦阻力Mr,起重臂不平或 坡度引起的阻力矩M.等其中,惯性阻力矩M,风阻 力矩Mw是塔式回转机构设计的主要依据.随着塔机 臂长的增加,惯性阻力矩和风阻力矩都相应增加.对 塔机回转机构的要求更加苛刻.
3对塔机回转机构的要求
塔机回转机构应满足以下几点:
1,在满足塔机使用功能和安全可靠的基础上, 尽可能采用经济的设计方案,尽可能提高系列化,通 用化,标准化系数,降低制造成本和经营成本 2,应符合塔机的有关标准,
3,应从根本上提高回转机构的技术性能和可靠
性稳定性一按对塔机回转机构影响的重要程度,归 纳虫?下:
1)在起,制动,换挡过程中.回转平稳,起制动惯 性力小,以减少机械冲击和电流冲击,这对长臂塔机 尤为重要
2)在重载轻载(空载)回转时可实现不同的速 度,即有调速功能,既保证塔机有高的生产率,叉考 建-世机械技术与菅理2OOO325
三
虑停止就位时速度尽可能低:
3)使用可靠,寿命长,减少故障率如果故障频 繁,对施工的影响将很大
4)塔机回转时应能停l卜定位,非工作状态可自由 转动;
重量轻,以便于上支 5)回转机构本身应尺寸小,
座的结构布置及减轻塔身结构和顶升机构的计算负 荷.
6)传动效率高,以节约电能
4旧式回转机构的适用性及存在的问题
图2为旧式塔机回转机构的常见传动型式.其组 成为:双速电机1+液力偶合器2+制动器3+摆线针 轮减速器4+回转支承齿轮副5这种结构型式在很多 塔机中应用,如早期生产的QTZ40,QTZ63,QTZ100等 塔机,都采用这种型式,我厂生产的QTZ60等塔机上 也曾采用这种传动型式.这在当时是比较先进的,目 前仍是施工现场量大面广,普遍采用的回转机构型式 之一,但在使用中存在不少问题,与工地对塔机回转 机构安全可靠,性能稳定的要求存在很大差距,表现
在以下几方面:
图2
1)摆线针轮减速器抗冲击性能差,过载能力低, 输出端的悬臂结构设计不合理,漏油严重,低速级摆 线轮易损坏,甚至出现减速器下端轴承和壳体破损的 严重故障,润滑油泵电机容易受潮烧毁
2J葭型式采用带式制动器,由交流电磁铁加力, 通过杠杆增力后,带动制动带,将减速器轴制动,但由 于反映到制动带上的动作行程很小,仪2ram,3ram, 受安装位置限制,制动轮较小.制动带弯度大,弹性 差,接触状况不理想,制动力矩难以满足要求,可靠性 26建设机械技求与管理2000.3
差,尤其在北方风沙地区及沿海风力较大地区,制动 问题相当突出.起,制动小平稳,惯性冲击大.制动电 磁铁易因过热或受潮而烧毁.
3)没有停车就位功能,停车就位时,司机凭经验 在就位前提前断电,靠摩擦阻力矩的作用.使其减 速,以实现平稳就位.实际仁,就位非常困难,常常只 能靠"打反车"来实现定位,加剧了冲击和摆动. 4)凋速性差,难以调速.
5回转机构的改进及设计方案
由于上述旧式回转机构在施工现场中量大面 广,但困其在设计和技术性能上的先天不足,质量和 设备事故时有发生.影响了现场施工进度和企业经 济效益,因此,对其进行技术改造,改善其技术性能. 使其在安全可靠,性能稳定的条件下工作是施工现 场对这类塔机的迫切要求.由于旧式回转机构在减 速器,制动器,电机调速性能等方面都存在一定的问 题,因此,在充分调研论证的基础上,我们认为研制
新的回转机构,选用其
它型式的减速器.是从
根本上完善回转机构
性能的有效途径.
新的回转机构采
用了如下的传动型式,
如图3,对QTZ100型
等双回转机构的塔机,
采用图4所示的传动
型式.
圈3的回转传动
型式组成如F:
带涡流制动器的图3回转机构改进设计示意图 绕线转子三相异步电机1+液力偶合器2+盘式制 动器3+行星传动减速器4+回转支承齿轮副5. 它具有如下特点:
11行星减速器是由定点厂家为塔机专门设计生 产的,输出端按塔机悬臂结构专门设计,采用滚锥轴 承,双层骨架式油封,大直径输出轴,与输出小齿轮 花键联接,克服了前述其它减速器输出端经常出现 的多种缺陷
2)减速器内部的齿轮是经淬火磨削的高强度硬 齿面齿轮,输出小齿轮段回转支承大齿轮都经表面 淬火,所以传动功率大.承载能力强,抗冲击性能好, 日
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图4双回转机构塔机回转传动型式示意图 适合塔机回转机构正反转冲击频繁的下况而且其效 率高,噪音小.使用可靠,寿命长.
3)调速电机与液力偶合器匹配,具有谰速和吸收 冲击的功能,回转平稳.
本型式所选用的电机为涡流制动绕线式转子 相异步电机,是一种新型的调速电机.由YZR系列电 动机和感应涡流制动器组成,涡流制动器的电枢与电 机同轴旋转,当励磁绕组通入直流电时,涡流制动器 产生的力矩与电机力矩相反,起到制动作用,使电动 转速降低,通过调节涡流制动器励磁电流大小.即可 达到调节电机转速的目的,由于涡流线圈为感抗负 载,电流电压不能突变,加上吊臂运行的惯性效应,使 起动调速过程产生积分效应(相当于无级调速),使整 个回转过程平滑加速,对钢结构无冲击现象其调速 范围可从电机的额定转速调到同步转速的1/5,1/ 1O,由于电机调速性能改善.从而可使回转在很低的 速度下起动,克服静态阻力,再切除电阻,逐步加速, 因此,降低了回转加速度,最低可达8=0.001rad/s,
使惯性力矩大大减少起动运转平稳
4)采用涡流制动电机,还能使回转实现平稳制 动,以利实现准确停车就位,无冲击.
塔机停止就位时在回转电机断电后,由于强大 的回转魄性力矩,塔机将继续滑行,不利于工作时就 位,不利于工作时就位.在此时将电机前端的涡流制 动器加人大小适当的涡流,形成一阻力矩便可以抵
削部分惯性力矩的作用,缩短滑行时间,从而准确就 位
5)用盘式制动器取代带式制动器可实现塔机f 回转部分的准确定位,防止大臂在需要可靠定位时被 风力吹动,如塔机顶升状态
鼎式制动器的工作原理参见图4,由摩擦盘,圆 盘,制动盘,制动电磁铁衔铁,弹簧等组成.需要制动 时,电磁铁接电.衔铁被吸合,并通过螺杆带动同盘将 摩擦盘压紧在制动赢t一,实现摩擦制动.电磁铁断电. 则依靠弹簧力使画盘松开,制动解除其结构紧凑,制 动可靠,产生的制动力封火小可通过政变制动线圈励 磁电流的大小而方便调节铰带式制动器具有明优 势.
6)电气控制系统安全可靠,塔机的同转运动,电 机的描流制动,以及盘式制动均通过电气实现互锁. 盘式制动只能在回转完全停止后,j.能使用 此外,在QTZ1O0以七的大中型塔机中,须采 两套回转机构,如果在双回转机构中仍采用图三的 传动型式.若其巾两只液力偶合器油位不一致,则两 奁机构不能同时_T:作,油位高的一只及配套的减速器 由于超载而徉易损坏,并触及另?套机构,最终导致 两套机构的损坏
因此,在双回转机构的塔机巾,为避免上述故障 发l,丰,提高回转机构的可靠性,必须取消液力偶合器, 图四是我r在QTZ100掣塔机回转机构改造过程巾 所采用的传动型式,即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+ 回转支承一用皮带传动副取代图三的液力偶合器,使 用效果也很好一
6结论及其它
在回转机构设计生产或维修改造过程中,近年来 塔机行业引进消化国外技术,传动动力采用调压凋 频或电磁滑差的电机取代本型式中的YZRW系列调 速电机,以达到多级或无级调速回转的目的,在引进 塔机上应用,效果也很好,但由于其传动部分的价格 使塔机成本大幅度提高而受到限制,并且相关技术和 配套元件也有待完善.
因此,本型式的回转机构(图3,同4)由于具有回 转平稳.速度可调,可准确定位,传动功率大,效率高, 故障率低,通用性好自重轻等优点,能满足施ll现场 安全可靠,经济实用的性能要求.酶机构已通过施一『+ 现场的实际运行,效果良好施lT现场有较大的推广 应用价值,特别适用于摆线针轮减速器传动式的旧 式塔机回转机构的改造
收稿日期:2oo0—05一I2
建设机械燕术与管理2OOO327
范文四：20070405165_张磊_塔式起重机转盘机构的设计
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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
[1]有从小到大的发展历程，逐步形成了比较完整的体系。
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
[1]种机型，仅有2家生产厂，年产量仅十余台。
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
[1]企业也扩展到10余家，最高年产量大300多台。
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
[1]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。
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
[1]计、制造和使用都起到了积极的作用。
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
[1]式起重机的发展历程和国家大体的政策。
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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
[2] 比发展情况并不乐观。主要体现在以下几个方面:
(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。
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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1912~1913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
[3-6]DIN8670公布。
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KRΦLL，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
[3-6]与Potain联合等等。
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
[3-6]配备全套的电脑辅助保养系统。
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
[7-10]下几个方面:
(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δ: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δ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。
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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
[11]参数主要有以下几个:
(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
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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。
[11]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。 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
[11]高的承载力。
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
[12]-[17]下工作。以下是计算选型过程:
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F,风向按不利于回?f
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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=10.4t
g取10N/Kg
4所以: Fa=(1.25 ×1.6+7.31+4.1+10.4)×10
4 =23.81×10(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
4 所以: M=(1.25×1.6×50+7.31×25-10.4×15.7)×10
4=119.47×10(N.m)
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:
f=1.25 f=1.55 ad
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济南大学毕业设计 根据回转支承载荷换算系数表3选择:
f=1.225(接触压力角α=45)α 回转支承当量载荷为(径向载荷非常小，可忽略不计):
静态: F'a= f× Fa (3.3) a
4 =1.25×23.81×10
4 =29.76×10(N)
M'= f×M (3.4) a
4 =1.25×119.47×10
4=120.72×10(N.m)
4螺栓计算载荷: Fa=23.81×10(N)
4 M=119.47×10(N.m)
根据上述据算结果，参照承载能力曲线可确定选用QW?1250.40A(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
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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Z=120，b=80 2
所以: d=m×Z=12×118=1461(mm) 2
初步设定小齿轮的齿数为Z=19，所以传速比i= Z Z=120/19=6.316，初选载荷12/1
1/2系数K=1.3。弹性影响系数Z=189.8MPa, Z=2.5 EH
KFtu,1，，σ=Z ×Z(3.5) HEH bdu
49421式中Ft可在电机选择是算出圆周力Ft=2×=67654(N) 1.461
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1.3676546.3161，,所以: σ=，×189.8×2.5 H9014616.316，
=417.7?,σ,=540MPa H
因此，所选择的回转支承型号满足强度使用要求。
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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
[18]-[24]轮+回转支承装置------
4.1电机的选择
[11] 电机计算与选择过程如下:
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+Tμe+Tμl)n/9550η (4.1)
式中:n--------塔式起重机的回转速度(r/min)
η----------各机构的效率
T --------摩擦阻力距 m
T -------等效坡道阻力距 pe
T -------等效风阻力距 μe
T -------钢丝绳摆动α角的阻力距 tμl
已知: n=0.8r/min
η=η1×η2×η3×η4×η5 (4.2)
η1-------联轴器的传动效率为0.99
η2-------液力偶合器的传动效率为0.97
η3-------制动器的传动效率为0.97
η4-------行星齿轮减速器的传动效率为0.85
η5-------齿轮的传动效率为0.97
所以: η =0.99×0.97×0.97×0.85×0.97=0.77
摩擦阻力距T可根据公式: m
1
2Tm=ωD?N (4.3)
求得。式中ω-----回转阻力系数，ω=0.01(滚球式)，ω=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)
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14 所以 T=×0.01×1.39×23.841×10m2
3 =1.65×10
坡道阻力距T是由起重机回转平面与水平面成L角，在回转式产生的。 pei
T=?GLsinθsinφ (4.4) peii
式中 G-----为起重机各回转部件质量的重力(N) i
L------各部件重心至回转轴线的距离(m) i
θ---------坡道角度
φ--------起重机回转角度
当φ=90?或270?时坡道阻力最大:
Tpemax=?GiLisinθ (4.5)
式中θ取1?。
=?GLsinθ 所以 Tpemaxii
=(1.6×50+7.31×25+10.4×15.7)×104×sin1
=7.4×104(N.m) 臂架回转时，T随回转角φ不断变化，φ由0变为90或180的等效坡道阻力矩为: pe
Tpe?0.7 Tpemax=5.2×104(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α角的阻力距可先忽略不计，因此: t
P=(Tm+Tpe)n/9550η
=(1.65×103+5.2×104)×0.8/9550×0.77
?5.8(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
[]25联轴器的设计过程如下:
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
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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:
P6 T=9.55×10(4.6) n
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
3所以: T=59.75×10(N.mm)
计算转矩:
T=KT (4.7) caA
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K=2.3。 A所以计算得:
3T=2.3×59.75×10(N.mm)=137.43(N.m) ca
(3)电机的输出轴直径Φ=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
图5联轴器效果图
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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，于是输出轴与输人轴在没有
[26]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。 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
[26]具有以下功能:
(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
[26]液力偶合器的特点如下:
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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
[26]影响液力偶合器特性的因素很多，以下是几个常见因素:
(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D/D:在其他条件均不变的情况下，减小循环圆内径 0
D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D/D的减00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D/D过小，常取D/D=0.5左右。 00
(4)工作叶轮轴向间隙与循环圆有效直径之比Δ/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，Δ?(0 .005-0.01)D，Δ值过大.则可能增大容积损失;但据试验，在一定范围内Δ/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1~3片，最佳叶片数通过试验确定。
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(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 =P×η=5.8×0.99=5.742(kW) ai
(式中P为电机功率，η为联轴器的传递效率) i
9550 5.7429550P额定输入转矩:T===59.15(N.m) n927
选择液力偶合器额定转速比(效率):i=η=0.97
[26]其设计计算如下:
(1)液力偶合器工作腔尺寸的计算:
计算有效直径D
9555Pa5D= (4.8) 3,,gnB
式中:
D--------有效直径，m;
P --------额定传递功率，kW; a
2λ-------额定工况泵轮力矩系数，min/m; B
3ρ--------工作液体密度，kg/m;
2g--------- 重力加速度，m/s;
n--------- 泵轮转速，r/min;
-62因为i=η=0.97，根据液力偶合器原始曲线图7，所以初选λ=1.22×10 min/m。B
3.初选工作液体的密度ρ=870 kg/m。
根据以上数据计算:
95555.742，5D==0.366=366(mm) ,631.551010870927，，，，
所以将其元整为400mm，即D=400mm。
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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:
0.3Z=7.6×D (4.9) 根据D=400mm，算得: Z=44，查表所得Z=46，所以选择:
Z=46 A
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:
Z=43 B
(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
图8工作腔
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其中:
d=0.32D (4.10) 0
d=0.60D (4.11) 1
ρ=0.15D (4.12)
Δ=0.01D (4.13)
计算得:
d=0.32×400=128(mm) 0
d=0.60×400=240(mm) 1
ρ=0.15 ×400=60(mm)
Δ=0.01×400=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
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2~3mm，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:
Pa3d?A (4.14) 0n
由于45钢轴的A介于103~126之间，所以选择A=120。所以: 00
5.7423d?120×=22(mm) 927
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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M10×40。
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:
2,,p22P=(D-d) (4.15) 08
3式中:ρ------为工作液体的密度，kg/m;
ω------泵轮的角速度，rad/s;
D------工作腔有效直径，m;
d-----叶片的内缘直径，m; 0
所以:
2870(2927)，，,p22P=(0.4-0.128) 2860，
=0.147<0.25(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:
D=50 N
D=140
K=110
C=16
选M12螺栓，通孔直径设为Φ13mm。
法兰盘的三维实体图如图10。
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图 10 法兰盘效果图
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Φ40厚度为30mm，法兰盘孔直径为Φ100，螺栓孔为M10，螺栓孔基圆为Φ70。涡轮三维效果图如图11:
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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Φ11mm。
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=13mm，连接轴承6006;L2=11mm(泵轮轴承外大孔径7mm，涡轮与泵轮间1
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隙Δ=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Φ30mm(与6006
配合)、Φ40mm(轴肩，定位轴承6006)、Φ100mm(法兰盘，与涡轮连接)、Φ40mm
(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6008
的外径为Φ68mm，所以螺钉为M8，个数为4个。因此:
d=d+1 (4.16) 03
D=D+2.5d (4.17) 03
D=D+2.5d (4.18) 203
e=1.2d (4.19) 3
e?e (4.20) 1
式中:d----为螺钉直径，d3=8mm; 3
D---- 轴承外径，D=68mm;
d-----通孔直径; 0
D ----通孔分布圆直径; 0
D-----端盖外径; 2
e -----通孔长度
e-----凸缘厚度 1
所以: d=4mm 0
D=88mm 0
D=108mm 2
e =9.6mm，取10mm
e=15mm 1
安装毡圈的沟槽宽b=6mm，直径为Φ52，倾角α=14?。轴承端盖的三维示意图如下图14。
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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
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
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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)
式中:P--------输入轴功率，kW;
n--------输入转速，r/min;
P=5.8×0.99×0.97=5.57(kW)
n=927×0.97=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Φ40mm，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:
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 δ 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
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表8电磁制动器的尺寸
图17电磁制动器
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。
[27-28]行星齿轮传动的主要特点如下:
(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
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[27]3Z(I)型行星齿轮的齿数设计计算如下: 根据3Z(I)型传动的传动比公式
bi=i= (4.22) Pae
和安装条件
Za+Zb=C1nP (4.23)
4.24) Za+Ze=C2 nP (式中n ------行星轮数 P
C C----正整数 12
将公式(4.23)减去(4.24)，可得齿差
Zp=Zb-Ze=(C1- C2)nP (4.25) 令K= C- C，则得 12
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) 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Z的一b
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Z，即 e
Ze= Zb- Zp 如果
Z- Z为偶数，Z则可按公式(4.31)计算，即 bac
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Zc=(Zb- Za) 若Z- Z为奇数，则Z的计算公式可按下式，即 bac
Zc=(Zb- Za)?0.5 (4.33) 根据总体分配，行星齿轮减速器的减速比i=927/0.8×19/120×0.97=177.9。
行星轮数选n =3后，可取齿差Zp=3,6,9,12,15,18。中心轮a的齿数Z初选为Z=16，Paa
由(4.32)可得Z =222，由(4.27)得Z=207，由(4.31)得Z=103，由(4.30) bec得Z=88。 d
按弯曲疲劳强度的出算公式计算齿轮的模数m为
TKKKY1AFFPFa132 Z adFlimm=Km (4.34)
2中心轮和行星轮采用20CrMnTi，现已知Z=16，σ=340N/mm。输入轴的扭aFlimT=9550×5.742/899.19=60.98N.m，取算式系数K=12.1，使用系数K取1.5，综合系1mA数K取1.8，载荷不均匀系数K取1.2，可求得K=1+1.5(K-1)=1.3;齿形系FHpFpHp数Y取2.67，取齿宽系数Φd=1。所以算得m=2.63取m=3。所以d=m× Z=48 Fa1a因Φd=1，所以齿宽
b=Φd×d (4.35) 算得b=48，取50mm。所以行星齿轮的参数见表9
a c b d e 齿轮
16 103 222 88 207 齿数/个
3 3 3 3 3 模数/mm
48 309 666 264 621 分度圆直径
/mm
50 70 100 70 100 齿宽/mm
确定中心距:
a=0.5m(Za + Zc) (4.36) ac
a=0.5m(Zb-Zc) (4.37) bc
a=0.5m(Ze - Zd) (4.38) de
得a= a= a=178.5(mm) acbcde
低速齿轮强度校核:
KFtu,1 bduσ=ZE ×ZH ?,σ,(4.39) HH
1/2初选载荷系数K=1.3，弹性影响系数Z=189.8MPa, Z=2.5。式中μ=i=177.9 EHb=50mm，d=m Z =3×207=621mm。 d
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Ft=2 (4.40) 输出转矩 T=9550× (4.41)
P=5.8×0.97×0.97×0.99×0.85=4.6(kW)
n=927×0.97?177.9=5.05(r/min) 所以 T=9550×=8699(N.m) 所以 F=2×=28016(N) t
σ=×189.8×2.5 H
=534?,σ,=540(Mpa) H所以，齿轮强度达到要求。
行星轮结构设计:
行星轮c:
分度圆直径d=309mm
齿轮宽度b=70mm
轴孔孔径d=70mm 1
行星轮d:
分度圆直径d=264mm
齿轮宽度b=70mm
轴孔孔径d=70mm 1
行星齿轮的三维效果图如图18:
图18 行星轮 齿圈b的结构设计:
分度圆直径d=666mm
齿轮宽度b=100mm
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齿圈厚度f=d+12m=48+12×3=84mm f
销轴槽没有固定值，开6个Φ20的止动销槽。
d为小齿轮的直径。 f
齿圈e的结构设计:
分度圆直径d=621mm
齿圈宽度b=100mm
齿圈厚度f= d+12m=48+12×3=84mm f
d为小齿轮的直径。 f
齿圈b和齿圈e的三维效果图如图19,20。
图19 齿圈b
图20 齿圈e 行星架结构设计:
行星架的外圆直径一般为行星轮直径的2倍，即:
D=2d (4.42) d即D=2×264=528(mm)
臂厚一般为齿轮啮合中心距的0.2~0.3倍
δ?(0.2~0.3)a (4.43) 即δ?(35.7,53.55)选45mm。
行星架轴孔直径为Φ70，与行星齿轮的轴孔一样大，回转半径为178.5mm。中心
孔直径为Φ68，内接6008球轴承。
行星架的效果图如图21。
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图21 行星架
减速器壳体的设计:
δ=0.02a+3? 8 (4.44) 箱盖壁厚1
箱座厚度 δ=0.025a+3? 8 (4.45) 2
地脚螺钉 d=0.036a+12 (4.46) f
地脚螺钉数目 当a?250mm时，n=4。
(4.47) 轴承端盖螺钉 d=(0.4~0.5)d3f
因为a=178.5，求得δ=8mm，δ=8mm，d=M20，d=M8。 12f3
根据输入、输出轴轴颈计算取输入轴轴承为6008，输出轴轴承为6020。输入轴轴承座长35mm，输出轴轴承座长65mm。与齿圈配合内径为Φ841.5mm。
轴承6008旁端盖的设计:
因轴承的外径为D=68mm，所以螺钉选用d=M8，通孔为Φ9mm。螺钉分布圆3
直径D=D+2.5d=88mm，端盖直径D= D=+2.5d=108mm。端盖厚度e=1.2 d?10mm，032033凸缘厚度e?e=15mm。 1
轴承6020旁端盖的设计:
因轴承6020的外径为D=150mm，所以螺钉选用d=M12，通孔为Φ13mm。螺3
钉分布圆的直径D=D+2.5 d=180mm，端盖直径D= D=+2.5d=210mm。端盖的厚03203度e=1.2 d?15，凸缘厚度e?e=15mm。 31
输入轴的设计:
输入轴的功率P=5.8×0.97×0.97×0.99=5.4(kW)
输入转速n=927×0.97=899.19(r/min)
所以输入轴最小轴颈
d?A (3.14) 0
式中A选取120， d?22mm 0
输入轴的Φ1=40mm,L1=270mm;作为轴肩配合轴承Φ2=40.5mm，L2=50mm;齿轮轴Φ3=48mm，L3=50mm;作为轴肩Φ4=40.5mm，L4=160mm;安装轴承Φ5=40mm，L5=15mm，安装支撑轴承6006，Φ6=30mm，L6=23mm。
输出轴的设计:
输出轴的输出功率P=4.6kW，输出转速n=5.05r/min。材料选用40Cr根据公式
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(3.14)，取A为100，得最小轴颈d?96.9mm。 0
输出轴的直径为Φ1=100mm，连接两个轴承6020，L1=172mm;Φ2=110mm，连
接小齿轮，L2=110mm。
输出轴的强度校核:
T=9550 (4.48)
=9550×=8699(N.m)
Ft= (4.49)
Fr= Ft×tanα (4.50)
Fa=Ft/cosα (4.51) 式中:d-------齿轮分度圆直径，mm;
α------啮合角，α=20?。
所以:Ft=28016N;Fr= 10197N;Fa=29814N。 图22中AC=42mm，CD=66mm，所以F=17120.9N, F=10895.1N。 n1n2弯矩 M=Fx (4.52) 1n
在C点出弯矩最大 M=719(N.m) 1max
F1=6231.5N，F2=3695.5N
弯矩 M=Fx (4.53) 2
在C点出弯矩最大 M=261.723(N.m) 2max
总弯矩 M= 扭矩 N=8699(N.m) C点出 M=765.15(N.m)
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图 22 轴的载荷分析图
根据第三强度理论，轴的弯扭组合条件为
σ=?,σ, (4.54) ca-1
3W=?0.1d(4.55)
因为d=100mm，
所以σ=44.5?,σ,=60(Mpa) ca-1
式中: d------输出轴的轴径，mm;
,σ,------45号钢的许用弯曲应力。 -1
所以，输出轴满足强度要求。
行星齿轮减速器的三维示意图如图23
图23 行星齿轮减速器
4.6自润滑油罐设计
自润滑油罐为自润滑罐中充入高压油，高压油在油罐中弹簧力的作用下将高压油排除。连续的高压油是滚道中的滚动体始终处于润滑状态，可以有效解决润滑不良带来的一系列问题。这种设备可以节省人力，并省去了人在高空对设备进行润滑的危险。由于自润滑罐中加入高压油，对于不平衡载荷也有一定的平衡作用。
取罐的内径为D=125mm，取有效长度L=160mm，油压为p=0.6Mpa(当计算壁厚时许用4 Mpa)，螺栓为M10，计算公式采用刘延俊主编的《液压与气压传动》72业:
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δ?0.5pD/,σ, (4.66) 式中: δ-------为润滑罐的壁厚，mm;
,σ,-----材料的需用压力值，,σ,=σ/S，σ为材料的抗拉强度，S为安全bb系数，取σ=600，S=5。 b
所以:δ?2.08取2.5。
22活塞面积S=π(0.5D)=0.0123m。所以活塞压力:
F=pS (4.67) 即F=7380N，活塞厚度选5mm。选弹簧簧丝直径d=3mm，中径D=35mm。
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5 结 论
塔式起重机转盘机构是塔式起重机的核心机构之一，以往的塔式起重机转盘机构在实际运行中存在着许多故障因素。为了减少事故发生、改善其性能、增强转盘机构的使用寿命而进行设计。
本设计为QTZ100的转盘机构的设计，本设计的主要进行的工作有参数确定、回转支承装置选型、电机选型、液力偶合器设计、3Z(I)行星齿轮设计、自润滑罐设计----
本设的典型特点有以下几点:
(1)节约成本 大部分的零件为标准件，这样增加了经济性。
(2)易于维修 因零件大部分为标准件，增加了零件的互换性。产品的结构简单，易于维修。
(3)抗冲击性能好 采用液力偶合器和3Z(I)行星齿轮减速器，更适用于频繁起制动和冲击现象频繁的场合。
(4)友好型设计 本产品对环境无污染，加之，自润滑罐的设计代替人工润滑，节省人力且减少润滑过程中以外的发生。
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参 考 文 献
[1]陆学文. 我国塔式起重机发展概况[J]. 建筑机械技术与管理, 2003.11:15-18[] [2]李守林.我国塔式起重机的现状与发展 [J].建筑机械化.2000.21(6):9-11
[3]杨国栋，古献义.塔式起重机在国外的发展近况[J].建筑机械化.2007.(10):23-24 [4]刘佩衡.国外建筑用塔吊发展近况 [J].建筑技术.1995.22(8):510-512 [5]Elmar Reich ，Schmelzweg .Rotary tower crane [P]. United States Patent
[6]Donald E.Wellman,Komoka, Canada. TOWER CRANE.[P]. United States Patent
[7]梁春革.对塔式起重机回转机构低速档回转故障的简要探讨 [J].大众科技.2010，01(125):105.51 [8]靳云山，郝东旭.塔机回转减速器错位原因及改进 [J].建筑机械化.2007.(04):63-64 [9]湛立明，陈俊伟.塔式起重机回转机构的改进 [J].产品.技术.2000.3:25-27 [10]陈红静，陈进，李甦.塔式起重机液压回转机构的研究 [J].设计研究.2010.(02):58-60 [11]张志文，虞和谦，王金诺，包起帆. 起重机设计手册[M]. 中国铁道出版社, 1997:135-152 [12]陈曾泉，吴福良.新型系列塔式起重机三大机构的研制 [J].建设机械技术与管理.1998.(02):22-25
[13]侯宁.影响回转支承承载能力的四个参数[J].建筑机械.2002.(01):21-22 [14]赵明，吴建勋，贾欢苹.回转系统的使用与维修(一) [J].工程机械与维修.2009.(10):204-206 [15]徐斌.QY25型汽车起重机设计[D].大连理工大学.2003
[16]中华人民共和国国家标准，塔式起重机设计规范 GB/T13752-92[M]中国标准出版社，北京，1993
[17]李光华.11吨桥式浇铸起重机的研究与开发[D].中国农业大学.2005
[18]张长海.BPR塔式起重机回转机构改造 [J].建设机械技术与管理.2005.(11):88-89 [19]付剑雄;，孙景先， 徐优良，简平，覃遵亮;，彭丁升. 一种塔式起重机的回转机构 [P].中国专利 :93234506.9，1994-07-26.
[20]莫魁，黄洛,刘万红. 塔式起重机回转机构 [P].中国专利 :93235390.8，1994-10-30 [21]范振寿， 陈忠德，朱传勇. 塔式起重机用回转机构 [P].中国专利: 95233090.3,1995-12-02 [22]李斌, 梅琨,郑夕健. 一种拆装方便的上回转塔式起重机 [P].中国专利. 96226140.8，1998-10-03 [23]肖光林. 塔式起重机回转机构一拖二驱动装置[P].中国专利. 96232823.5，1998-10-03 [24]莫平顺. 一种塔式起重机回转机构的制动器 [P].中国专利. 200520139937.3，2007-01-31 [25]吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册(第三版)[M].高等教育出版社，2006
[26]刘应诚.液力偶合器使用手册[M].化学工业出版社，2008
[27]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].化学工业出版社，2003
塔式起重机行星齿轮减速机的设计研究 [J].机械设计与研究.2001.(02):[28]汪群，路延相，赵文军.
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范文五：塔式起重机液压回转机构的研究
塔式起重机液压回转机构的研究
Research of hydraulic slewing institution of tower crane
陈红静１，陈 进１，李 ２
CHEN Hong-jing, CHEN Jin, LI Su
（１．重庆大学，重庆 ４０００４５；２．北京建筑机械化研究院，北京 １００００７）
［摘 要］介绍了塔式起重机回转装置的工作特性要求，论述了冲击载荷在塔式起重机工作过程中的不利影
响；为了提高塔式起重机回转机构的工作性能，降低塔式起重机工作时的载荷冲击，设计了一种新型的塔式起重机液压回转机构。新型回转机构结构简单可靠、工作平稳、工作效率高，并且可以提供低速大扭矩，能够实现恒功率变速，具有实际意义和工业利用价值。
塔式起重机；回转机构；多排式轴向柱塞马达［关键词］
塔式起重机（简称塔机）是建筑施工中一种重要的起重运输机械，塔机三大工作机构（起升机构、回转机构、变幅机构）的调速性能直接影响塔机的工作效率、安全性和可靠性。为了提高塔机效率、加快吊装施工进度，塔机的三大机构均应具备较高的工作速度。本文基于对塔机回转机构工作时的实际载荷特性和设计要求的研究，设计了一种新型的全液压回转机构。
线转子异步电动机驱动机构；装有涡流制动器的线转子异步电动机驱动机构及陀螺测速仪加变频器的ＲＶＦ等。这些技术无非是调压、调频等方式对电机进行调整，只能在一定程度上降低塔机回转机构工作时的冲击载荷，没有从根本上解决塔机的回转冲击问题。为了从根本上解决塔机回转机构的回转冲击特性以及可靠性、稳定性要求，并适应塔机大型化的需要，塔机的回转机构需具有以下的特性。
１）在启动、制动、换挡的过程中，回转平稳，起、制动惯性力小以减小机械冲击。
２）在重载、轻载回转时可实现不同的速度，具有良好的调速性能。
３）使用可靠、寿命长、故障率低。４）回转过程中能有良好的停止定位性能，非工作状态可以自由转动。
５）回转机构本身应尺寸小、重量轻。６）传动效率高。
1 回转机构工作特性研究
塔机的回转机构启动、制动频繁，塔机回转时需要克服自重及吊重的惯性力矩以及风阻力矩、摩擦力矩以及其他阻力矩，其中风阻力矩和惯性力矩在塔机回转力矩中占有很大比例。随着塔机起重臂越来越长，塔机所受的惯性力矩及风阻力矩均相应的增加，这样就会造成塔机的操控不稳定，尤其是在启动、停止或遇到较大的顺风或逆风时更为明显。塔机的实际使用情况表明，由于回转机构在突然打反车和突然启动或制动造成过大的冲击载荷，从而导致塔机稳定性破坏及结构与元器件破坏的情况占有很大的塔机失效比例［１０］。
目前使用的塔机在回转机构方面应用以下几种技术：绕线式电动机串接可变电阻调速系统；带制动器的三速笼型异步电动机驱动机构；双绕
2 回转系统的总体方案
为了达到使回转机构的启动及制动过程都能平缓进行，避免产生急剧冲击和对金属结构产生破坏性影响，危及塔机的安全，同时能够增大调速范围，改善调速性能，增加调速挡次，设计了
一套应用以多排式柱塞变量马达为主的静液压传动系统。本液压系统采用多排式轴向柱塞马达、附加各种变量控制单元和传动元件，通过使用原有泵站组成的一种三级变速的静液压传动系统所构成的塔机回转机构，其液压系统图如图１所示。
较大的扭矩和功率，且工作效率高、低速工作稳定、启动效率高，更有结构简单、外形尺寸小、变量范围大、变量控制简单的优点，通过改变参与工作的柱塞排数，容易实现低速大排量、恒功率变速及“微动”功能，以多排式轴向柱塞马达为主构成的静液压传动系统本身属于柔性传动，多排式轴向柱塞马达具有合理的挡位（速度调节幅度）使整个系统调速范围宽，既能实现慢就位所需低速，又能实现轻载所需的高速，不论是加速还是减速，其速度和力矩的变化都是平滑过渡的，使塔机免受冲击载荷带来的损害，因而大大提高了塔机整机的可靠性。调速系统工作平稳也使得塔机不论是在起升机构还是在回转机构工作时，都减轻了吊臂和塔身等构件受到的动载荷，避免或减少了吊臂、塔身等构件的扭转和摆动，使塔机整机的安全性得以大大提高。
图1 静液压系统图
１－手动阀；２、４－电磁阀；３－多排式轴向柱塞马达
3 多排式轴向柱塞马达
轴向柱塞马达是整个静液压系统的主要组成部分，在此对其进行一下简单的介绍。
双排式轴向柱塞马达是多排式轴向柱塞马达中最简单的一种型式，其基本结构如图２所示。外壳由左端盖１、右端盖１４和壳体７组成，左端盖、右端盖分别通过螺栓６与壳体７连接；缸体８装在壳体内的马达轴或泵轴１７上，两者以花键相连一起旋转；在缸体８不同的同心圆周上设置多排（此
新型塔机回转机构工作原理为：由原有泵站泵油，通过软轴钢丝控制一个两位四通的手动阀１控制多组式液压马达的正转及反转，并且通过对手动阀设置适当挡位控制阀口开度的大小，控制液压油的流量，从而控制启动制动时间，使启动、制动工作平稳；通过对液压油流量的控制也可以实现塔机回转机构的制动，使整个机构无需安装制动器。通过对两个两位四通的电磁阀２、４的控制来控制多排式轴向柱塞马达３的工作排数从而得到不同的回转速度，其具体情况如下：仅当电磁阀２通电处于工作状态时，与之相对应的多排式液压马达相应的排处于工作状态使塔机工作在第一种速度；仅当电磁阀４处于工作状态时，塔机处于第二种速度；当两电磁阀同时处于工作状态时，塔机工作于第三种速度。多排式轴向柱塞马达直接驱动负载使其完成回转运动，对高速方案和低速方案都适用，这样回转机构无需变速箱。此回转机构不用安装制动器及变速箱，从而使塔机的回转机构简单、使用可靠、本身的尺寸小、重量轻。
多排式轴向柱塞马达工作压力高、能够输出
图2 双排式轴向柱塞马达的结构示意图
１－左端盖；２－配流盘；３－轴承；４－柱塞销；５、１５－密封圈；６－螺栓；７－壳体；８－缸体；９、２０－柱塞；１０－中心弹簧；１１－滑靴；１２－斜盘；１３－压盘钢球；１４－右端盖；
１６－半联轴器；１７－马达轴；１８－压盘；１９－油塞
处为两排）柱塞９、２０，每排柱塞的直径相同且均布在圆周上，并且不同圆周上的柱塞错位布置；每个柱塞具有顶底连通的油道，其顶部有球铰与滑靴１１铰接。在泵的左端设有配流盘２，通过圆柱销将其固定在缸体８和左端盖１之间，配流盘２上具有与柱塞排数相同并分别与之对应和连通的腰形油窗孔。同时，在缸体的内圈小孔里设有多个均布的中心弹簧１０，它的弹簧力一方面将缸体８推向配流盘２，另一方面通过压盘钢球１３和压盘１８使滑靴１１紧贴斜盘１２；位于缸体８中心的马达或泵轴１７由固定在左端盖和右端盖的圆锥滚子轴承３支撑，并在右端与半联轴器１６相联；缸体与左端盖和右端盖连接处以及右端圆锥滚子轴承外设有密封圈５、１５，并在缸体下部设有出油孔和油塞１９。
多排式轴向柱塞马达的工作原理与双排式相似，在图２中，斜盘１２和配流盘２固定不动，柱塞９、２０可在缸体８的柱塞孔内移动。当高压油经配流盘２的高压腰形窗口进入缸体８的柱塞孔内后，处在高压腔中的柱塞被顶出，经滑靴１１压在斜盘１２上。由于斜盘１２的中心线与缸体８的中心线相交一倾角δ，故斜盘１２经滑靴１１作用在柱塞９、２０上与斜盘１２平面垂直的反作用力F可分解为两个分力：轴向分力Fx和作用在柱塞９、２０上的液压推力相平衡，垂直分力Fy将使缸体８转动，从而带动马达轴１７转动，并经半联轴器１６输出。
２）在重载、轻载回转时可实现不同的回转速度，具有良好的恒功率调速性能。
３）塔机在回转过程中能有良好的停止定位性能，非工作状态可以自由转动。
４）机构结构简单，使用可靠、寿命长、故障率低，且回转机构本身尺寸小、重量轻。
５）利用原有泵站，传动效率高，成本低。６）可提供低速大扭矩传动。
［参考文献］
［１］李世六，吴立楷．轴向多组柱塞式液压变量泵或变 量马达［Ｐ］．中国专利：９９１１７３２０．１，１９９９．［２］李世六，吴立楷．全液压汽车液压传动与控制系统 ［Ｐ］．中国专利：００１０９９８４．１，２０００．
［３］方建中．多排式轴向柱塞泵的关键技术研究及动态 仿真［Ｄ］．重庆：重庆大学，２００７．
［４］卢义敏．纯水液压轴向柱塞泵的研制［Ｄ］．浙江： 浙江大学，２００５．
［５］湛立明，陈俊伟．塔式起重机回转机构的改进［Ｊ］． 建设机械技术与管理，２０００，（３）：２５－２７．［６］陈天惠，尉迟志明．ＰＬＣ控制自测功能在塔式起重 机上的应用［Ｊ］．建筑机械化，２００７，（０６）：２１－２３．［７］尹之强，丁苏赤．塔式起重机回转机构主电路的设 计［Ｊ］．起重运输机械，２００１，（０８）：３－６．［８］李 笑．液压与气压传动［Ｍ］．北京：国防工业出 版社，２００６．
［９］左健民．液压与气压传动（第３版）［Ｍ］．北京：机 械工业出版社，２００５．
［１０］冯加洋．塔式起重机使用方面的危险因素浅析［Ｊ］． 科技信息，２００９，（１８）：２７３－２７４．
（编辑 金治勇）
4 结 论
新型塔机回转机构采用多排式轴向柱塞马达、附加各种变量控制单元和传动元件，并且使用原有泵站组成的静液压回转系统。新型回转机构具有以下的技术特点。
１）速度和力矩的变化平稳，使塔机免受冲击载荷的损害。
［中图分类号］ＴＨ２１２；ＴＨ２１３．３［文献标识码］Ｂ
［文章编号］１００１－１３６６（２０１０）０２－００５８－０３［收稿日期］２００９－１１－３０
23 Construction machinery engines running out of BICES 2009
The construction machinery market grew rapidly, driving the construction machinery "heart"－diesel engine flourish. Both inside and outside of the BICES 2009 exhibitions, which isthemed by "safety, environmental protection, science and technology, innovation", Chineseand foreign enterprises competed for seizing the market.
28 Construction hoisting machinery safety management has long way to go
Construction hoisting machinery is an essential key equipment in building construction. Chinais a large production and use country of construction hoisting machinery, is also a constructioncrane accident-prone country.The construction crane is the focus of management for all levelsof management departments for many years. According to the accident released newsletter ofMinistry of Housing and Urban-Rural Development,collapse and construction crane accidentsare accident-prone areas. The industry people are constantly exploring how to reduce theconstruction crane accident.
44 Input characteristics and transmission efficiency of closed hydraulic system of roller
Closed-loop system was widely used in the construction machinery; the different combinationprograms of pumps and motors lead the different output characteristics. Hydraulic power trans-mission efficiency is the factor, which can not be avoided when the system power matching.Under the condition of different components' speed and pressure, the system's mechanicalefficiency and volumetric efficiency changed randomly. Output characteristics and transmis-sion efficiency together determine the hydraulic transmission mechanical work performanceand rationality of energy consumption.
58 Research of hydraulic slewing institution of tower crane
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68 Analysis of high-speed railway ballastless track bearing layer sliding mode construc-tion technology
Through studies on-site,we selected representative sections of the slip-form pavement andmanual work of high railway HBL to carry out a detailed comparison.the results showed thatthe current domestic construction cost of slip-form pavement is not prominent enough to manualwork,at the same time,we raised the possible reasons for this outcome.
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