船舶起重機設計

《船舶起重機設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《船舶起重機設計（38頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 摘 要 船舶起重機是船上的一種大甲板機械，液壓船舶起重機是船舶上普遍使用的一種裝卸設備。主要結構包括吊臂，塔身和基座幾個部分。 本文首先介紹了船舶起重機的總體結構和特點。重點對船舶起重機的回轉機構及其驅動系統(tǒng)進行了設計。驅動系統(tǒng)采用了液壓驅動，它工作平穩(wěn)，換向沖擊小，操作輕便，工作可靠，使用壽命長?；剞D機構采用液壓馬達驅動回轉支承實現。 關鍵詞:船舶起重機； 回轉機構；液壓系統(tǒng) Abstract The ship crane is a big ship deck machin

2、ery,hydraulic pressure vessel cranes is widely used on ships of a kind of loading and unloading heavy equipment.The main structure includes the lazy arm, the tower body and base several parts. This paper introduces the overall structure and characteristics of the crane.Focus on the main agency

3、and ship crane driving system design.The design of hydraulic driving system was adopted,It is smooth, impulsion, convenient operation, high reliability, long service life.Rotary organization adopts hydraulic motor drive erde Germany. Keywords ship crane rotation fulcrum arrangement hydraulic sy

4、stem 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 概論 1 1.2 船舶起重機研究背景及意義

5、 1 第2章 船舶起重機結構及性能特點 3 2.1 船舶起重機簡介 4 2.2 液壓船舶起重機的特點 4 2.3 船舶起重機主要性能及參數

6、 5 2.4 液壓船舶起重機液壓系統(tǒng)的組成及工作原理 6 第3章 船舶起重機吊臂選型與計算 7 第4章 回轉機構設計 9 4.1 軸承的選型分析

7、 9 4.1.1 安裝部位 9 4.1.2 受力特點及常用軸承結構 9 4.2 軸承的主參數設計 10 4.2.1 安全系數

8、 10 4.2.2 主參數設計 10 4.3 材料及密封結構的選擇 11 4.4 工況及載荷 12 4.5 回轉支

9、撐強度驗算 13 4.5.1 回轉支撐聯(lián)接螺栓計算 13 4.6 回轉機構的設計 14 4.6.1 回轉機構的類型

10、 14 4.6.2 回轉機構驅動裝置設計 15 第5章 液壓系統(tǒng)原理設計及液壓元件選擇 19 5.1 液壓系統(tǒng)型式 19 5.1.1 開式和閉式系統(tǒng)

11、 19 5.1. 2單泵和多泵系統(tǒng) 19 5.2 液壓系統(tǒng)的控制 20 5.2.1 定量節(jié)流控制系統(tǒng) 20 5.2.2 變量系統(tǒng)

12、 20 5.3 船舶起重機液壓系統(tǒng)設計 21 5.4 液壓缸的選擇 22 5.4.1 缸體與缸蓋連接結構 22 5.4.2 活塞與活

13、塞桿連接結構 22 5.4.3 活塞桿頭部結構 23 5.4.4 導向套結構 23 5.4.5 封與防塵結構

14、 23 5.4.6 緩沖結構 23 5.4.7 液壓缸的選擇 23 5.5 其他液壓元件的選擇 24 5.6 液壓系統(tǒng)性能驗算

15、 26 5.7 液壓油的性能要求 28 5.7.1 粘度 28 5.7.2 粘度指數 28 結論

16、 30 致謝 31 參考文獻 32 附錄

17、 33 附錄 1 33 附錄 2 45 34 第1章 緒論 1.1概論 船舶起重機可以裝配在船舶上進行船上的重物裝卸，因而這對于船舶上大量重物的與之相適應的船

18、舶配套業(yè)。要想把我國建設成為世界第一的造船大國，必須使我國成為船舶配套設備制造大國。船舶起重機運輸起著非常重要的作用。世界造船業(yè)發(fā)展經驗表明，要發(fā)展造船業(yè)，就必須同時建設作為船舶配套設備，提高了船舶重物裝卸效率，縮短了船舶停滯時間，加快了重物流通，促進了國際貿易和經濟發(fā)展。 1.2船舶起重機研究背景及意義 發(fā)展海上運輸對于加強國民經濟建設具有重大的現實意義。特別是近年來由于對外貿易的迅速發(fā)展，遠洋重船載著大量物資往來于世界各國的港口，成為國際間進行物資交流的主要工具。加入WTO后，我國與世界各國的經濟貿易顯著加強。國家對外進出口額逐年增加，其中占外貿運輸總量70%的外貿海運量以每年8%的幅

19、度增加。由此而帶來的港口貨運吞吐量也大幅度增長，全國港口年吞吐量達10億噸以上，港口泊位1000多個，其中萬噸以上的泊位400多個。為了適應貨運量的激增和船舶大型化對裝卸速度的迫切需要，各種起重機正向高效、大型化的方向發(fā)展。這些都導致起重機的尺寸不斷增大，載荷和自身重量不斷增加。 為了適應形勢發(fā)展的需要，不斷壯大遠洋運輸船隊，增加船舶數量是十分必要的，但同時應該十分注意提高裝卸重效率，以便充分發(fā)揮船舶的運輸能力和提高經濟效益。 船舶的營運周期分為兩個部分一水上航行時間和港口、碼頭停泊時間。提高運輸能力和經濟效益的重要環(huán)節(jié)之一是縮短營運周期。因此，不僅需要提高船舶的性能和航速，以減少航行時間

20、:還必須盡可能縮短停港時間。對于雜重船來說，停港時間主要取決于裝卸重的速度，因而運轉良好、效能高的重物裝卸設備，對于減少停港時間起著重要的作用。現在航運界和造船部門都非常重視提高裝卸重的效率。為了提高重物裝卸效率，各種不同類型的船舶采用不同的具體裝卸方式。例如:煤船、礦砂船及裝運谷物等散裝重物的船舶一般均有專門的碼頭和設施，如利用輸送帶裝卸，但有時它也需要在開闊水面進行過駁，因而這類船舶上還必須裝設各種類型的船舶起重機。干重船一目前運輸中的大多數重物仍是成箱、成袋、成捆的包裝重物，這些重物一般由干重船運輸。因此要求干重船裝設各種形式的起重機，以便進行裝卸重工作。雖然目前港口裝卸設備大大削弱了船

21、舶自帶起重機的重要性，但為了在缺少港口裝卸設備的條件下完成重物裝卸及開闊水面過駁的需要，煤船、礦砂船、裝運谷物的散裝重物的船舶以及干重船均裝備各種類型的起重機，其它類型的船舶出于起吊食品、備件、軟管、其他物品及起吊人員的需要也會選裝一定起吊能力和適當工作幅度的起重機。船舶起重機的性能對提高重物裝卸效率，縮短船舶滯港時間，加快重物流通，促進國際貿易和經濟發(fā)展都具有非常重要的意義。 近年來航運市場持續(xù)升溫，對船舶的需求量大增，中國造船業(yè)抓住機遇，不斷擴大國際造船市場的占有份額。按國際權威機構的統(tǒng)計，在造船完工量、承接新船定單和手持造船定單這三大造船指標上我國2004年在國際造船市場上的份額分別占

22、到14%, 16%, 15% 。雖然國內造船產量不斷增加，但國產設備裝船量卻在降低，大部分造船所選用的設備為國外進口。遼寧省做為造船大省目前有船舶配套企業(yè)50多家，為省內造船企業(yè)的配套率不到10%，國內配套率在59%以下出口幾乎為零。從世界范圍來看，韓國造船業(yè)中85%是本國設備制造廠商為之配套。日本船舶設備配套率更高達97%，而我國卻不足30%。船舶甲板機械更是被國外品牌所壟斷，例如起重機大多采用德國TTS和利渤海爾、日本IHI、法國BLM、瑞典赫格隆的產品。 世界造船業(yè)的發(fā)展經驗表明，要發(fā)展造船業(yè)，就必須同時建設與之相適應的船舶配套業(yè)。要想把我國建設成為世界第一造船大國，必須使我國成為船舶

23、配套設備制造大國。發(fā)展船舶配套業(yè)，能夠進一步提高我國造船業(yè)的整體國際競爭力。 我國“船舶科技跨越工程制造推進計劃”實施中，船舶起重機作為重要的甲板設備，在國內己經具有一定的生產基礎，如果加快對已有引進技術的消化、吸收和創(chuàng)新，加大自主研發(fā)投入，盡快形成自己的品牌，將極大推進和帶動船舶配套業(yè)的發(fā)展。 第2章 船舶起重機結構及性能特點 2.1船舶起重機簡介 船舶起重機根據所采用的能源和驅動方式，可分為:蒸汽起重機、電動起重機和液壓起重機。 蒸汽起重機最早應用在船舶上。它具有良好的調速性能，啟動力矩大

24、，工作可靠但效率低。近年來隨著蒸汽動力被內燃機動力取代，蒸汽能源大大減少，因此蒸汽驅動的甲板機械已被淘汰。電動起重機具有運轉平穩(wěn)、操作簡便、易于實現遙控等優(yōu)點。但是，電器元件對濕度很敏感、接觸式繼電元件經常發(fā)生跳火花、引起燒損元件等故障;復雜的電器線路需要專門的人員進行維護保養(yǎng)和經常排除故障才能保證它處于良好的工作狀態(tài)。 液壓起重機是六十年代開始發(fā)展起來的。它具有良好的無級調速特性:工作平穩(wěn)，換向沖擊小:操作輕便;工作可靠:使用壽命長:相同輸出功率條件下，它比其它類型的起重機重量輕、體積小。 隨著液壓技術的發(fā)展，液壓元件質量的提高，以及先進的電液比例控制液壓元件的出現，液壓

25、起重機的優(yōu)越性日益明顯，目前在船舶上獲得廣泛應用。有關部門對最近幾年新建造船舶采用的起重設備驅動方式統(tǒng)計情況為電力驅動占28%，液壓驅動占66%，其他驅動占6%。 又據有關資料表明:在回轉式起重機的生產中，目前電動起重機和液壓起重機的產量不相上下，但是液壓起重機顯示出上升趨勢。 本設計的船舶起重機采用液壓起重機，其大體結構如下圖所示： 圖2-1 船舶起重機結構圖 2.2液壓船舶起重機的特點 與吊桿式起重機相比，船舶起重機占用甲板面積小，操作靈活，可360“回轉能為前、后艙工作，能準確地把重物吊放到指定地點，

26、裝卸效率高，并能迅速投入工作。但它結構復雜，管理要求高，價格比吊桿式起重機貴得多。一般認為船經常到港而起重重量超過5t時，采用船舶起重機是合適的。 液壓船舶起重機是一種循環(huán)的、間歇動作的、短程搬運物料的機械。一個工作循環(huán)包括上料、運送、卸料及回到原位的過程，即取物裝置從取物地點由起升機構把物料提起，由運行、回轉、變幅機構把物料移位，然后在指定地點下放，接著進行相反動作，使取物裝置回到原位，以便進行下一次的工作循環(huán)。在兩個工作循環(huán)之間一般有短暫的停歇。起重工作時，各機構經常處于啟動、制動以及正向、反向等相互交替的運動狀態(tài)中。船舶起重機應工作可靠、效率高、維護和使用容易，還應能防水、防潮和

27、適應航區(qū)氣候條件。它應滿足的基本技術要求如下。 （1）能以額定的起重速度起升額定負荷。 （2）能依操作者的要求方便靈敏地起、落重物。 （3）能依據起吊重輕重、空鉤或重物著地等不同情況，在較廣的范圍內調節(jié)運行 速度。 （4）無論在起重或落重的過程，都能根據需要隨時停止并握持重重，即能可靠地 制動。 2.3船舶起重機主要性能及參數 船舶起重機的主要性能參數是起重機工作性能指標，也是設計的依據，主要包括起重量、工作幅度、起重力矩、起升高度、工作速度、回轉速度等。 1.額定起重量:船舶起重機額定起重量是在各種工況下安全作業(yè)所容許起吊重量的最大質量值，包括取物裝置重量。 2.

28、工作幅度:在額定起重量下，起重機回轉中心的軸線距吊鉤中心的距離。工作幅度決定起重機的工作范圍。 3.起重力矩:起重機的工作幅度與相應起重量的乘積為起重力矩，它是綜合起重量與幅度兩個因數的參數，能比較全面和確切地反映起重機的起重能力。 4.起升高度:吊鉤起升到最高位置時，鉤口中心到支撐地面的距離。在標定起重機性能參數時，通常以額定起升高度表示。額定起升高度是指滿載時吊鉤上升到最高極限位置時從鉤口中心至支撐地面的跟離。對于船舶起重機，起升高度隨幅度的減小而增加。 5.工作速度:船舶起重機的工作速度主要指起升、回轉、變幅的速度。起升速度指吊鉤平穩(wěn)運動時，起吊物品的垂直位移速度;回轉速度指起重機

29、轉臺每分鐘轉數;變幅速度指變幅時，幅度從最大(最小)變到最小(最大)所用的時間。 6.自重:指起重機處于工作狀態(tài)時起重機本身的全部質量，它是評價起重機的綜合指標，反映了起重機設計、制造和材料的技術水平。 本設計的主要參數確定如下： 1，最大額定起重量（噸）： 25 2，吊臂長（米）： 28 3，最大回轉速度(r/min)： 0.45 4，回轉范圍： 360度無限位回轉 2.4液壓船舶起重機液壓系統(tǒng)的組成及工作原理 船舶起重機起升機構液壓系統(tǒng)負荷的特點是:主要工作負荷是重力負荷。無論是在重物升起、降下或停在半空時，重力負荷始終單

30、方向存在。故執(zhí)行元件的兩根主油管工作中始終不變地分別承受高壓和低壓，以產生方向不變的液壓力或扭矩與重力相抗衡。于是，起重機構液壓系統(tǒng)具有以下特點: (1)只有一側油路要求限壓值較高，另一側限壓值較低。 (2)必須能限制放下重物時的速度，以防重物在重力作用下快速墜落。 (3)重物停在空中時應能可靠地鎖緊，以防其在重力作用下向下滑落。 (4)若重力負荷變動范圍較大，則需要采取功率限制措施。 回轉機構液壓系統(tǒng)負荷的特點是:主要工作負荷是回轉(或行走)引起的始終與運動方向相反的阻力負荷和起停時的慣性負荷。因此執(zhí)行元件兩側的油路都可能承受高壓:停止時負荷

31、消失(只有在風大或船傾斜時才會有額外的負荷)。慣性力與質量和加速度成正比，方向與加速度相反。船舶起重機運動部件質量較大時，起、停時的慣性負荷較大。這種系統(tǒng)的特點是: (1)兩側油路限壓值都同樣較高。 (2)設在固定平面上的船舶起重機一般無須限速措施，但若考慮船舶可能傾 斜，則雙側油路都需有限速措施。 (3)停止指令給出后盡量不用機械制動，以免因慣性力大而摩損太快;停后只有在有必要時(如風大、傾斜)才采用機械制動。 (4)負荷變化不會太大，一般無須專門的功率限制措施。

32、 第3章 船舶起重機吊臂選型與計算 吊臂是船用起重機的重要組成部分，是起重機的主要承載構件，起重機通過吊臂直 接吊載，實現大的作業(yè)高度與幅度。它承受著起重機的各種外載荷，耗鋼量大。隨著起 重量的不斷增大，其吊臂的重量也不斷的增大。因而吊臂結構設計的優(yōu)劣，將直接影啊 整機的性能，如整機重量、整機重心高度和整機穩(wěn)定性等，所以以要在保證吊臂安全工作的條件下盡量減輕吊臂的重量，這對提高整機質量和經濟性具有很大的現實意義。 因此對船用起重機吊臂進行合理的結構設計及力學分析是非常必要的，為了減輕自重，降低制造成本，提高整機性能，吊

33、臂采用箱形截面吊臂,吊臂材料選擇15MnTi。 吊臂受力分析如下圖： 圖3-1 船舶起重機吊臂受力分析圖 吊重（Q+q)包括起吊重物重量以及吊具的重量。圖3-1中， (Q+q) —吊臂外載荷； Sw,YA,ZA—外載荷作用下吊臂的支承反力； α=45 β=30 下面計算吊臂受力情況: =0,

34、 式(3.1) Sw=(Q+q)Lcosα/ Lsinβ =(Q+q)cosα/sinβ =0, 式(3.2) ZA=(Q+q)sinα+Swcosβ =0,

35、 式(3.3) YA=SWsinβ-(Q+q)cosα 由3.1式可知: SWsinβ=(Q+q)cosα 所以求得 YA=0 由以上計算可得吊臂受軸向壓力ZA的作用。 代入數據:最大起重量25噸，即（Q+q)等于25噸 （Q+q)=259.8=245KN SW=2450.707/0.5=346.43KN ZA=2450.707+346-430.866=473.2KN 吊臂選用材料的許用應力查得為[σ]=350MPa 根據強度條件:

36、ZA/A [σ] 得 A ZA/[σ] 代入相關數據計算得： A=473200N/350000000Pa =13.52 由以上分析得船舶起重機的吊臂截有效面積達到13.52才能達到起重機吊臂設計要求。 第4章 回轉機構設計 4.1軸承的選型分析 4.1.1安裝部位 船舶起重機主要由旋轉塔身，吊臂，焊接于甲板上的固定基柱，起升、俯仰及回轉機構，

37、液壓動力及管路系統(tǒng)，電器控制系統(tǒng)等部分組成。 船舶起重機用轉盤軸承安裝在起重機塔身底部，內圈下端而與焊接在船甲板上的固定基柱通過螺栓連接，外圈上端而與起重機塔身通過螺栓連接船舶起重機工作時通過回轉機構驅動回轉小齒輪與轉盤軸承內齒圈嚙合，實現外圈旋轉，從而實現船舶起重機的正?；剞D。 4.1.2受力特點及常用軸承結構 轉盤軸承的作用是支承船舶起重機和傳遞扭矩，主要承受軸向力與傾覆力矩。為使主機結構緊湊，軸承直徑和高度與正常產品相比要小很多，而且不設置配重，其傾覆力矩可達到軸向力的18倍，兩者的比值基本上在14 .9到18之間。目前最常用的結構為雙排異徑球轉盤軸承(圖4-1)和三排圓柱

38、滾子組合轉盤軸承(圖4-2)。由于雙排異徑球軸承具有以下特點:能承受較大的傾覆力矩，較適合克令吊的工況;抗底板不平度的能力較強，可以彌補連接件的加工誤差;徑向尺寸相對較小。選擇此廣泛運用的軸承并進行分析。 圖4-1雙排異徑球轉盤軸承 圖4-2三排圓柱滾子組合轉盤抽承 4.2軸承的主參數設計 4.2.1安全系數 由于軸承在工作時不經常承受滿載荷，回轉比較平穩(wěn)，沖擊小，速

39、度慢，取安全系數?s=1.15-1.2基本可滿足軸承的使用要求。當軸承安全系數低于推薦值時，對軸承座圈剛性的要求相應增高，座圈的變形和傾斜會引起軸承的附加載荷，加劇軸承的早期失效。 4.2.2主參數設計 （1）球直徑 式中:K為鋼球直徑系數，;C為軸承外圈的寬度。 根據設計經驗，總結得出鋼球直徑系數在下而的范圍內選取。 =0.25~0.28 =0.22~0.24 式中:,分別為主推力和反推力鋼球的直徑系數。因此主推力和反推力鋼球的直徑分別為 =(0.25~0.28)C =(0.22~0.24)C （2）球組節(jié)圓直徑 主

40、推力球組節(jié)圓直徑 式中:為外圈安裝孔中心圓直徑;為內圈安裝孔中心圓直徑，如圖2所示。可根據內外圈安裝孔直徑、長度的不同而進行微量調整。 反推力球組節(jié)圓直徑 （3）接觸角α 由于該軸承傾覆力矩很大，受力情況惡劣，接觸角a遠大于常規(guī)值，目前國內、外均取α=45~90 （4）鋼球數Z 式中:為球數系數。常規(guī)轉盤軸承設計中，球數系數=1.3,對高載荷軸承,減小至1.15~1.16，對船舶起重機轉盤軸承，在保證保持架強度的基礎上將進一步減小，取=1.1。 （5）溝曲率系數 為滿足重載要求，船舶起重機用軸承的溝

41、曲率采用高承載法，進行特殊設計。在設計時，考慮到軸承轉速較慢，不必考慮溫升等影響，將溝曲率系數適當減小，提高密合度，從而提高軸承的承載能力，目前采用的溝曲率系數?= 0.515~0.525，且內、外圈曲率相等。 4.3材料及密封結構的選擇 目前，國內、外均選用合金調質鋼作為軸承套圈的材料，在正常軸承力學性能要求上，還應滿足:齒圈調質硬度達到260~290HB。鋼球的材料為常用軸承鋼，與一般轉盤軸承沒有區(qū)別。 由于船舶起重機用轉盤軸承在工作過程中極易受到海水等外物浸蝕，為防止海水進入導致軸承提前失效，軸承的密封采用雙唇橡膠密封結構，并用不銹鋼鋼絲緊箍在內圈上(圖4-3)，該結構可有

42、效防止海水的浸蝕，便于更換，密封效果可靠。 圖4-3密封結構 4.4工況及載荷 回轉支承裝置承受回轉平臺上的全部載荷，作用在回轉支承裝置上的垂直力有自身重量G1和起升載荷PQ，以及相應的沖擊或動載作用。水平力有沿著臂架方向的風力，吹在重物上的W1，吹在起重機上的W2，回轉時的離心力和垂直于臂架平面內的制動切向慣性力，重物的離心力P1，切向慣性力P11，起重機回轉部分自重的離心力P2，切向慣性力P22。 由于回轉部分的重心靠近回轉中心，可忽略P11、 P22的作用。

43、在回轉支承裝置上的水平力還有回轉齒輪的嚙合力Pr，它的大小由小齒輪上所傳遞的扭矩決定，方向由小齒輪離臂架軸線水平投影位置而定。由于沿臂架變幅平面內(Z-X平面)的力矩大，而在與臂架變幅平面垂直平面內(Z-Y平面)的水平力和力矩較小，在合成時Z-Y平面內的力和力矩可不考慮，把載荷合成為垂直力GP，力矩M和水平力H得： GP=KPQ+G1 M=KPQR+G1L1+W1h+W2hW H=W1+ W2 +P1Pr

44、cosr 式中K為超載系數K=0.55(1+),船舶起重機上離心力和風力引起的力矩一般占起升載荷引起的力矩10%左右，則： M=KPQR+G1L1 同時水平力H一般遠遠不到10%的GP ,取H=0. 1G。則： GP=KPQ+G1 M=KPQR+G1L1

45、 H=0.1 GP 最大計算工況為起重機受最大起重力矩工況，即：PQ=245000N，R=28m，此時G1=8000N、 L1=0.3m，把以上數據代入上式得： GP =1.2245000+8000=302000(N) M =1.224500028+80000.3=8234400(Nm) H =0.1 GP=30200(N) 4.5回轉支撐強度驗算 根據以上載荷計算和分析，初選JB2300-84系列QWC80025A雙排異徑球回轉支撐，其參數如下： 鋼球直徑 d=0.025 m 滾柱長

46、度 L=0.020 m 螺栓孔個數 n=40 內螺栓中心圓直徑 Du=0.736 m 滾道中心圓直徑 D0 =0.8 m 鋼球個數 n1=296 鋼球之間的隔離寬度 b=0.002 m 接觸角 =800 螺栓直徑 d1=0. 020 m 齒數 Z=118 計算額定靜容量Co：座圈材料采用50Mn，滾道表面硬度HRC=166，查表得應力系數f0=32.2公斤/毫米2 。 Co= fod2n

47、sin=32.21070.0252296sin800=58613(kN) 根據組合后的外載荷，計算當量軸向載荷Ceq: Ceq=+(KMM/D0)+KH KM, KH:系數，其中KM=5, KH=3.44 Ceq=302000+(58234400/0.8)+3.4430200=51870(kN) 由于f=Co/Ceq=58613/51870=1.13 因船舶起重機f 為取值范圍1.15～1.2，f實際值在取值范圍內，所以選取此型號的回轉支撐滿足條件。 4.5.1回轉支撐聯(lián)接螺栓計算 螺栓拉力計算： 螺栓最大拉力

48、 P=(4M)/(Dun)Gp/n =(48234400)/(0.73640)302000/40=1111254(N) 螺栓計算拉力 Pca1=1.75P=1.751111254=1944694(N) 螺栓直徑計算 d1=(4Pca1/[])1/2 式中[]=/n+1 材料選用40Cr調制處理，=900MPa，安全系數n+1，按GB3811-86取1.5， d1=[(41944694

49、)/(900106/1.5)] 1/2 =0.3(m) 疲勞破壞驗算： 當回轉支撐工作時，各螺栓中的力是變化的，此時材料的許用應力要比靜許用應力小，但比對稱循環(huán)時的許用應力大。這類載荷相當在一靜應力的基礎上，加上一對稱循環(huán)應力。 其對稱循環(huán)應力 =0. 25P/ (2A1) =(0.251111254)/[23.14(0.3/2)2]=1.9(MPa) 對稱循環(huán)的許用應力為:[] =0. 38/n式中：=340MPa為調制處理后的40Cr在0.3106循環(huán)次數內(即回轉支撐裝置工作十年的循環(huán)次數)的許用疲勞極限。n=4為疲勞極限的安全系數。[]=42.16 MPa。由于<[]，

50、所以螺栓在規(guī)定時間內不會疲勞破壞。 4.6回轉機構的設計 4.6.1回轉機構的類型 回轉機構將整個回轉平臺（包括吊臂、起升機構等）在回轉支承裝置上作全回轉?；剞D運動可在左、右方向上任意進行。只有特定的起重機上，才設有非全回轉的回轉機構或干脆不設有回轉機構，在需要時用行走機構來調整空間位置。 全回轉的回轉機構由三部分組成： (一)回轉機構的原動機。它是整機的傳動分流裝置中的一個傳動元件，在機械傳動中是某根軸，在電力傳動中是電動機，在液壓傳動中是液壓馬達。它的動力是由起重機的總動力源——內燃機供給，并經機械傳動、或電能、或液壓能變換而來的。 (二)回轉機構的機械傳動裝置。一般是起減速作

51、用。 (三)回轉小齒輪?；剞D機構通過它和回轉支承裝置上的大齒圈嚙合，以實現回轉平臺的回轉運動。 此回轉機構采用液壓傳動，而回轉馬達有高速和低速之分。高速馬達的工作速度大部分在每分鐘1000轉以上，輸出扭矩較小，必須配以傳動比為40～100甚至更大的減速裝置。低速大扭矩液壓馬達的轉速在0～100轉范圍內，因此可以直接在馬達軸上裝上回轉小齒輪，若馬達輸出扭矩滿足不了回轉阻力矩的要求，則需要適當放大扭矩。采用低速大扭矩馬達，雖然馬達本身重量、尺寸都較大，但省去了多級的減速裝置。 由上分析，回轉機構采用在低速大扭矩馬達上直接裝上小齒輪，通過小齒輪與大齒圈的嚙合，實現回轉運動。 4.6.2回轉機

52、構驅動裝置設計 1）回轉機構回轉阻力矩確定 回轉機構的工作載荷是回轉阻力矩Msw，起重機在回轉起動時，回轉阻力矩Msw有下列阻力矩組成： Msw=Mf+MS+MW+MP 式中Mf為回轉支撐裝置的摩擦阻力矩；MS為回轉平臺傾斜時引起的回轉阻力矩；Mw為風壓引起的阻力矩；MP為回轉慣性引起的回轉阻力矩

53、。 回轉支撐裝置的摩擦阻力矩Mf Mf= Do/2，起動時摩擦阻力矩最大Mf=1.5Mf。 式中是回轉支撐全部滾動體上的總壓力；為滾動體綜合摩擦系數，滾球式取0.007；Do為回轉支承裝置的滾動中心直徑。 當把M、GP合成為一個偏心的垂直力，偏心距e=M/G，最大起重力矩時 e=M/GP=8234400/302000=27.3(m) 對于滾球式回轉支承，當e>0.3Do=0.24m時， =2.828 GPeke/Do+kHH 由2e/Do=227.3/0.8=68.25,查表ke=1.23，kH=1.72。 則 =2.82830200

54、01.23/0.8+1.7230200=1365055(N) Mfmax=1.513650550.0070.8/2=5733(Nm) 回轉平臺傾斜引起的阻力矩MS MS=[(Q+q)Rsin+GbrsinG1L1sin]sin 傾斜阻力矩的大小隨轉角的位置而變，式中R、r、L1分別為起重物、吊臂及回轉部分自重的重心離回轉中心的距離。 由于船舶起重機傾斜小，轉角幾乎為零，所以阻力矩MS可忽略不記。 風壓引起的回轉阻力矩 MW =qf(FQR+CFbrsinCF

55、1L1sin)sin 式中qf為風壓力，由設計規(guī)范取60%的標準風壓，則為90N/m2；FQ、Fb、F1和R、r、 L1分別為起重物、吊臂和回轉部分的迎風面積及其形心離回轉中心的距離，值分別為5 m2、2.7 m2、2 m2、2m、1m、0.3m；C為風載體系數取1.2。 顯然，風阻力矩最大值是當=/2時，則 MWmax = qf(FQR+1.2Fbr1.2 F1L1)=90(52+1.22.711.220.3) =1127(Nm) 慣性引起的回轉阻力矩MP 慣性引起的回轉阻力矩有三部分組成：起

56、重物的慣性、吊臂和其他回轉部分的慣性以及旋轉零件的慣性所引起得阻力矩。 MP=n[(Q+q)R2+4G1+1.1i2[GD2]/4]/93.5t 式中n為回轉速度；t為回轉啟動時間，一般在4~10s；[GD2]為馬達軸上的零件的飛輪矩；末項比重很小，僅占1~2%，故可省略。 代入數據可得： MP =0.45(24500028+48000)/(93.54) =8292(Nm) 回轉阻力矩：

57、 Msw1=Mfmax+MSmax+MWmax+MP=15152(Nm) 2） 馬達軸回轉功率 式中為馬達超載系數，由手冊查得，液壓馬達取為1；NSW以千瓦計，Msw1則以公斤-米計，n以轉/分計，代入數據可得： NSW=(151520.45)/(9750.851)=8.23(kw) 3）回轉小齒輪設計 小齒輪用40Cr，調質處理，硬度在241HB～286HB,平均取260HB。 初選小齒輪齒數：Z1=25由T1/T2=Z1/Z2,則T1=Z1T2/Z2=2515

58、152/116=2427(Nm) 由于m=6，可得小齒輪分度圓直徑d1=m Z1=150mm 齒寬系數取d=0.4 初步齒寬b=d d1=0.4150=60(mm) 小齒輪b1=60+(5～10)=70(mm)校核計算： 圓周速度V=d1n1/(601000)=3.1415015.6/(601000)=0.12m/s 精度等級選8級精度 使用系數KA =1 動載系數KV 由于運行平穩(wěn)、速度低，故取KV =1 齒間載荷分配系數KH： Ft=2/=224271000/150=32366N KAFt/b=32366/60=539mm>100N/mm 由KA Ft

59、 /b可取KH=1.2 =[1.883.2(1/Z1+1/Z2)]cos=1.73 Z==0.87 齒向載荷分布系數KH： KH=A+B(b/d1)2+C10-3b=1.17+0.160.4+0.6110-360 =1.27 載荷系數K： K=KAKV KHKH=111.21.27=1.524 彈性系數ZE ： ZE=189.8 節(jié)點區(qū)域系數ZH： ZH=2.5 接觸最小安全系數Shmin： Shmin=1.25 總工作時間th： th=1030080.2=4800h 應力循環(huán)次數NL： NL=60rn th =60115.648

60、00=4.5 接觸壽命系數ZN ZN=1.45 許用接觸應力[H]： [H]= HlimZN/SHmin= 7501.45/1.25=870(Mpa) H=ZEZHZ =189.82.50.87=804(MPa)< [H] 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整，否則，尺寸調整后還應再進行驗算。 由于采用正常齒輪，所以齒頂高系數取為0.8，頂隙系數取為0.3，分度圓壓力角度數為標準值=20。 確定小齒輪的其它參數如下： 分度圓直徑：d=mZ=625=150(mm) 齒頂高：ha=m=0.86=4.8

61、(mm) 齒根高：hf= (+)m=6.6(mm) 齒全高：h=(2+)m=11.4(mm) 齒頂圓直徑：da=d+2ha=159.6(mm) 齒根圓直徑：df=d2hf=15026.6=136.8(mm) 基圓直徑：db=dcos=150cos20=141(mm) 齒距：P=m=18.84(mm) 齒厚：s=m/2=9.42(mm) 齒槽寬：e=m/2=9.42(mm) 基圓齒距：Pb=P cos=17.7(mm) 法向齒距：Pn= Pb =17.7(mm) 頂隙：c=m=0.36=1.8(mm) 4）選擇液壓馬達 由上可選擇NHM6500B型低速大扭矩馬達，此類馬

62、達具有噪聲低、起動轉矩大、低速穩(wěn)定性好、效率高、壽命長、轉速范圍寬等優(yōu)點。 排量491mL/r，額定壓力20MP，輸出轉矩1467Nm。 馬達的出口流量　Q＝==8.33(L/min) 5） 鍵聯(lián)接的強度校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查閱《機械設計》表6-1得許用積壓應力 ，取。 由= =424271000/(405042)=115< 所以該平鍵的擠壓強度滿足，鍵是安全的。 第5章 液壓系統(tǒng)原理設計及液壓元件選擇 5. 1液壓系統(tǒng)型式 5.1.1開式和閉式系統(tǒng) 按油液循環(huán)方式不同，液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。開式系統(tǒng)是指液壓泵從油箱

63、吸油，把壓力油輸給執(zhí)行元件，執(zhí)行元件排出的油則直接流回油箱(圖5-la)。開式系統(tǒng)結構簡單，液壓油能夠得到較好的冷卻，油液中雜質易沉淀，但油箱尺寸較大，空氣、臟物容易進入系統(tǒng)中去，會導致工作機構運動的不平穩(wěn)。在實際應用中多用于發(fā)熱較多的液壓系統(tǒng)，如具有節(jié)流調速回路的系統(tǒng)。在開式系統(tǒng)中，采用的液壓泵為定量泵或單向變量泵，考慮到泵的自吸能力和避免產生吸空現象，對自吸能力差的液壓泵，通常將其工作轉速限制在額定轉速的75%以內，或增設一個輔助泵。工作機構的換向則借助于換向閥。換向閥換向時，除了產生液壓沖擊外，運動部件的節(jié)流損失將轉變?yōu)闊崮?，而使油溫增加。但由于開式系統(tǒng)結構簡單，因此仍為大多數工程機械采

64、用。 閉式系統(tǒng)是指液壓泵的排油腔直接與執(zhí)行元件的進油管相連，執(zhí)行元件的回油管直接與液壓泵的吸油管相連，油液在系統(tǒng)的管路中進行封閉循環(huán)(圖5-lb油路II)。閉式系統(tǒng)油箱尺寸小、結構緊湊、執(zhí)行元件回油管和液壓泵吸油腔直接連通，減少了空氣及臟物進入系統(tǒng)的機會，但油液的冷卻條件差，需要輔助泵進行換油冷卻和補償漏油，結構比較復雜。一般情況下，閉式系統(tǒng)中的執(zhí)行元件若采用雙作用單活塞桿液壓缸時，由于兩腔流量不等，在工作中會使功率利用下降。所以閉式系統(tǒng)的執(zhí)行元件一般為液壓馬達。 5.1.2單泵和多泵系統(tǒng) 按系統(tǒng)中的液壓泵數量，液壓系統(tǒng)可分為單泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng)。單泵系統(tǒng)是指由一個液壓泵向一個或一組執(zhí)行元

65、件供油的液壓系統(tǒng)(圖5-la)。 單泵系統(tǒng)適合于不需要進行多種復合動作的工程機械，如推土機等鏟土運輸機械的液壓系統(tǒng)。多泵系統(tǒng)是多個單泵系統(tǒng)的組合(圖5-lb)。每臺泵可以分別向各自回路中的執(zhí)行元件供油。每臺泵的功率是根據各自回路中的功率而定。例如:當系統(tǒng)中只需要進行單個動作而又要充分利用發(fā)動機功率時，可采用合流供油方式，即幾個液壓泵流量同時供給一個執(zhí)行元件，這樣可使工作機構的運動速度加快。圖5-1b為三泵液壓系統(tǒng)原理圖，特點是回轉機構采用獨立的閉式系統(tǒng)，而其它兩個回路為開式系統(tǒng)，這樣可以按照主機的工作情況，把不同的回路組合在一起，以獲得主機最佳的工作性能。

66、 圖5-1液壓系統(tǒng)圖 5. 2液壓系統(tǒng)的控制 5.2.1定量節(jié)流控制系統(tǒng) 定量系統(tǒng)是指采用定量泵的液壓系統(tǒng)。定量系統(tǒng)所用的液壓泵為齒輪泵、葉片泵或柱塞泵。由于是定量泵，當發(fā)動機轉速一定時，流量也一定。而壓力是根據工作循環(huán)中需要克服的最大阻力確定的，因此液壓系統(tǒng)工作時，液壓泵功率是隨工作阻力變化而變化的。在一個工作循環(huán)中液壓泵達到滿功率的情況是很少的，這就造成了發(fā)動機的功率損耗。在定量系統(tǒng)中，執(zhí)行元件的速度是由控制元件以節(jié)流方式控制的，如圖5-la中，泵輸出的流量一定，進入油缸的油液流量大小由換向閥控制，當需要控制液壓缸的速度時，操縱換向閥閥桿使閥芯與閥體之間的流油通道變小，從而減少流入液壓缸的油量，減少的部分通過溢流閥流回油箱，從而