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摘 要 随着石油、天然气等便于管道运输的能源在国家经济中的作用不断扩大，作为重要管道施工机械的吊管机越来越受到重视。 履带式吊管机作为一种工程机械，在水利电力、石油化工企业管道工程建设中得到了广泛的使用。履带式吊管机以柴油发动机为原动力驱动液压泵，将柴油燃烧产生的热能转换为液压油的液压能，推动液压平衡机构外移，驱动液压马达卷扬机系统实现起吊管子的功能。履带式吊管机采用液压系统后，其工作性能得到了很大的提高。 众所周知，液压传动比机械传动的效率低，液压油外泄漏会污染环境，内泄漏降低传动效率。由于液压元件加工精度要求高，导致液压系统成本高。履带式吊管机起吊物体的性能，主要取决于履带式吊管机的抗倾覆稳定性。履带式吊管机液压平衡结构不仅关系到抗倾覆稳定性，而且还在很大程度上决定履带式吊管机的能源消耗、生产成本和性能价格比。从节省石油能源，降低环境污染、降低生产成本的观点来重新审视以液压驱动的履带式吊管机，将不再是完善和经济的方案。能否以其他的驱动方式驱动履带式吊管机实现起吊管子的功能，是一个节省能源、降低环境污染，具有较高经济效益的值得探索的课题。本文结合“电动起吊履带式吊管机”的创新设计，对这个课题进行了积极的探索。 关键词：吊管机；管道；卷扬机 目录 摘 要 1 第一章:绪 论 3 1.1 管道铺设设备在当今社会中的重要性 3 1.2 吊管机的国内外发展 4 1.3 吊管机现状 5 1.4 吊管机分类 5 1.5 有关吊管机及其重要组成部分的设计 5 第二章:吊管机各部分结构组成 6 2.1 卷扬机 7 2.2 吊架（起重臂） 7 2.3 起重钩 7 2.4 平衡块 7 第三章: 吊管机起升、变幅机构的设计 8 3.1 起升机构的设计 8 3.1.1 钢丝绳 8 3.2 滑轮组的设计 10 3.3 吊管机变幅机构的设计 14 第四章: 配重系统相关设计 16 4. 1 配重系统布置方案 16 4.2 液压缸的选择 20 4.3 配重质量的计算 21 第五章： 电动式履带式吊管机 23 第六章：卷扬机相关设计 24 6.1 起升机构 24 6.2 电动机选择 36 6.3 减速器的设计计算 37 6.4 制动器，联轴器的选择 47 参考文献 49 致谢 50 第一章:绪 论 1.1 管道铺设设备在当今社会中的重要性 众所周知，能源对现代社会的发展起着决定性的作用，它是工业的命脉，人民幸福生活的保障，社会发展的原动力。尤其在我国现阶段，工农业高速发展，人民生活水平迅速提高，对能源的需求呈高速增长趋势。改革开放以来，我国能源工业发展迅速，但结构很不合理，煤炭在一次能源生产和消费中的比重均高达72%。大量燃煤使大气环境不断恶化，如上海市每年酸雨发生率为11%，浙江的杭州等土要城市甚至高达50%。东部脆弱的生态环境已不堪煤炭的高排放、高污染，发展清洁能源、调整能源结构迫在眉睫。从国际上其他国家的经验来看，石油和天然气是两种较为清洁的能源。但是近十年来中国原油消费量按年均近百分之六的速度增加，中国在80年代末还是欧佩克石油输出国组织成员国之外最人的石油出口国。仅仅10年之后，中国己经显出将要成为世界主要石油进口国的趋势。目前中国二几分之一的石油依靠进口，我国去年净进口石油6000万吨，国内石油产量已不能满足国民经济发展的需求，作为清洁能源的天然气进入了人们的视野。己探明的我国大然气资源储量超过38万亿立方米，人规模开发的前景看好，可以“以气补油”。目前，天然气在我国一次能源构成中的比重很低，不到3%，而世界平均水平己达23%。我国西部地区蕴藏着22.4万亿立方米天然气资源，约占全国陆上天然气资源总量的59%。相比之下，我国东部地区能源紧缺，如长江三角洲地区目前85%以上的能源需从外地调入。近年来，塔里木、柴达木、陕甘宁和川渝等四大盆地天然气勘探取得突破性进展，其开发利用问题亟待解决。天然气工业若要取得发展，气田开发、管道建设和用气项目应该同步进行，其中，管道建设又是连接上下游的中间环节，不可或缺。 “西气东输”等大型管道施工项目的上马，对管道建设的质量以及速度都比以往推出了更高的要求。这些工程的工作场合多在环境极其恶劣的地区，对施工机械化水平有着很高的要求，一般的通用建筑设备已经不能适应。专门的管道施工机械，如吊车、吊管机等，由于能够很好地适应恶劣的丁几作环境，且在专门的管道作业时，较通用机械设备有着更高的工作效率，已成为管道铺设工程单位的首选，在当当今管道施工中发挥着重大作用。 1.2 吊管机的国内外发展 国内外吊管机的产品状况国外生产吊管机的厂家主要有美国的卡特彼勒公司，日本的小松公司、德国的利勃海尔公司和波兰的德莱塞塔公司。国内生产吊管机的厂家主要有山推工程机械股份有限公司、长春工程机械厂和泰安泰山工程机械有限公司小松公司的吊管机卷扬系统为机械传动．液压控制，具有性能可靠，操纵方使的特点，且低温适应性强，在前苏联石油天然气管道建设中得到大量的应用．我国专业生产吊管机起步较晚，20 世纪70 年代仅长春工程机械厂一家生产小吨位吊管机，90 年代末泰安泰山工程机械厂开始用推土机底盘改装生产中小吨位吊管机。山推工程机械股份有限公司近期研制的新型吊管机采用电液控制已获得成功，并且其电液控制技术已开始作DG7o , DG45 吊管机上应用，其技术性能达到国际先进水平。 液压传动的卷扬系统是根据吊管机要求选用液压元件和卷扬机组成的，优点是体积小，便于布置，制造比较容易．缺点是可靠性、寿命相对较差。由于不同厂家选择的液压系统和液压元件是不相同的，因此，采用液压卷扬系统的吊管机性能差别也比较大。我国早期使用的吊管机大部分是卡特彼勒和小松公司生产的，卡特彼勒产品为56lG 和571G ，该种机型采用D6D 和D7G 国内外吊管机的产品状况国外生产吊管机的）一家主要有美国的卡特彼勒公司，日本的小松公司、德国的利勃海尔公司和波兰的德莱塞塔公司。国内生产吊管机的厂家主要有山推工程机械股份有限公司、长春工程机械厂和泰安泰山工程机械有限公司。 1.3 吊管机现状 国产汽车吊管机基本上可满足管线装卸需要，但所需吊管机的大部分却依赖进口，这就是我国管道施工机械的现状。国外的大型工程机械生产公司，如美国的卡特彼勒、日本的小松、德国的利勃海尔等都有系列产品。近年来国内也己开始生产吊管机，山推工程机械股份公司作为我国推土机行业的骨干，在吊管机产品上精细、宏大、且高起点的投人，结束了我国小规模、作坊式生产吊管机的历史。徐州工程机械集团、泰山工程机械制造有限公司等也己开始生产，但其机械质量、性能、吊重等还远远不能满足管道建设需要，因吊管机的研究开发仍是管道工程机械的重中之重一。 1.4 吊管机分类 按照不同分类，可将吊管机分为以下几类 1按照动力来源：分为内燃机动力吊管机、电动力吊管机。 2按照控制机构：分为全液压吊管机、液压吊管机。 3按照吊臂动力来源：分为轴动力吊管机、电力吊管机。 1.5 有关吊管机及其重要组成部分的设计 本文结合“电动起吊履带式吊管机”的创新设计，以DGSY-25型吊管机为基础对这个课题进行了积极的探索。 第二章:吊管机各部分结构组成 吊管机是以一台履带式拖拉机为基础的起重机。它由履带式拖拉机、卷扬机、A型吊架（起重臂）、配重和一系列滑轮组等组成，如图（2-1） 图2-1 2.1 卷扬机 它是双筒组成的，其构造与一般双筒卷扬机结构原理相似。动力由拖拉机发动机输出，通过拖拉机变速箱输出轴传至卷扬机减速传动箱，传动箱和卷扬机离合器结合，操纵离合器分合可使卷扬机启动或者停止。整个卷扬机安装在拖拉机机架的右边。 卷扬机上的两个卷筒：一个是起重吊架变幅滑轮组卷筒，一个是起重钩滑轮组卷筒。前者钢索一头固定在卷筒上，另一自由端穿过下滑轮组（固定在卷扬机上）与（用销轴固定在吊架顶部的）上滑轮组联系。这样转动卷扬机收放筒上钢索使吊架可以变幅。同样后者的卷筒式专用来收放吊钩钢索的。 2.2 吊架（起重臂） 吊架呈“A”字型，用工字钢焊接而成。下部叉脚用销轴铰连在机架左边的耳座上，采用这样结构的目的是可使吊架能上、下变幅，但不能回转。它是以拖拉机本身的转向机构来回转换的。 2.3 起重钩 起重钩的钢索的一端固定在卷筒上，另一自由端先穿绕过挂在“A”形吊架的滑轮组与下端动滑轮的起重钩连接，收放卷筒钢索可使起重钩升降。 2.4 平衡块 平衡块用铸铁铸成，固定在机架右边的杠杆式起落悬挂架上，平衡块由液压油缸控制。升降液压油缸可是平衡块改变吊管机的重心，使吊管机在起重或者辅助铺设管子时保持其机身的稳定性。 第三章: 吊管机起升、变幅机构的设计 3.1 起升机构的设计 起升机构由吊钩取物装置、滑轮组、导向装置、卷扬机、液压驱动马达等组成。导向装置、卷扬机、液压驱动马达都布置在吊管机右侧的台车架上。台车架与机架刚性联接，台车架下为横梁，横梁下部与吊管机底盘焊接，增加了台车架的强度和机体刚度。 起升机构由液压泵驱动液压马达通过二级圆柱齿轮减速器减速后驱动卷扬机卷筒，带动钢丝绳，绕过导向装置，从而实现吊钩的上升和下降。 3.1.1 钢丝绳 钢丝绳是由抗拉强度为(l.4～2.0) KN/mm2的多根钢丝编绕而成。由于钢丝绳具有强度高、自重轻、柔性好、极少骤然断裂等优点，而成为起重机的重要零件之一。在起升机构和变幅机构中用作承载绳，在运行机构和回转机构中用做牵引绳，有时还用来捆扎货物。 钢丝绳经常是与滑轮和卷筒配套使用，所以钢丝绳在工作时总是要进出滑轮槽和卷筒槽。这时，钢丝上的受力是相当复杂的，拉力、弯曲、挤压和扭转同时存在。生产实践表明，钢丝绳的破坏，首先表现在外层钢丝的断裂，主要原因是由于反复弯曲和反复磨损造成的金属疲劳所致。随着断丝数的增多，破坏的速度加快，达到一定限度后，若再继续使用，将会引起整跟钢丝绳完全断裂，酿成事故。 钢丝绳的寿命规定为从投入使用至报废时的使用期限。现行的报废标准，主要由每一节距内的断丝总数决定，断丝总数与钢丝绳的构造和设计时所选用的安全系数有关。 计算滑轮组的系统效率η 采用倍率Iz=6的单联滑轮组，钢丝绳绕入卷筒的分支，中间经过三个导向滑轮，根据滑轮组倍率和轴承型式(滚动轴承)， 得滑轮组的效率η1=0,96，导向滑轮的效率为η2=0.98×0.98×0.98=0.941，因此滑轮组的总效率为η=0.96×0.941=0.904 计算钢丝绳绕入卷筒分支的最大静拉力Smax 最大额定起升载荷时绕入卷筒的钢丝绳最大静拉力为: 式（2.1） 吊具重量估算为 将已知数据代入上式得 选择钢丝绳型式和确定直径d 钢丝绳型式的选择:采用多层股线接触式钢丝绳，机构工作级别M4，抗拉强度177OMpa，金属丝绳芯，光面。 按钢丝绳所在级别有关安全系数选择钢丝绳直径，所限钢丝绳的破断拉力应满足式: 式（2.2） F——所选钢丝绳的破断拉力; S一钢丝绳最大工作静拉力; n一钢丝绳最小安全系数 根据求得的最大静摩擦力Smax值，确定钢丝绳直径d。 式（2.3） 因为Smax=46299N，根据起升机构的工作级别M4，查表，得系数C=0.091 所以 由计算得到的钢丝绳直径d查钢丝绳产品性能表确定应选取的钢丝绳最小直径d=18mm 又因为S×n=46299×4.5=208345.5N 决定选用的钢丝绳为: 钢丝绳18 NAT 6 × 19 s IWR [1770 - zz - 190 GB918一88] 3.2 滑轮组的设计 滑轮组按构造形式，可分为单联滑轮组和双联滑轮组。单联滑轮组结合导向滑轮多用于臂架类重机。双联滑轮组用于桥架型起重机。 滑轮组按工作原理，可分为省力滑轮组和增速滑论组。省力滑轮组应用最广，如起升机构和钢变幅机构所用的都是省力滑轮组。滑轮组的倍率是滑轮组省力的倍数，恰当地确定滑轮组的倍率起升机构非常重要。选用较大的倍率，可使钢丝绳的受力减小，从而使钢丝绳的直径、卷筒和滑直径减小，以至整个起升机构尺寸紧凑、重量减轻。但倍率过大，会使效率降低、钢丝绳磨损加剧又不利于提高经济效益。一般当起升载荷只pq≤50KN时，滑轮组的倍率宜取2，pq≤250KN时，倍率取3~6载荷更大时，倍率可取8以上。 为减小钢丝绳的弯曲应力，提高钢丝绳的使用寿命，滑轮和卷筒直径与钢丝绳直径之间的关系必须满足以下条件 式（2.4） 式中氏Domin一按钢丝绳中按计算的滑轮的最小卷绕直径，mm; d一钢丝绳的直径，mm; h一与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数 Domin=hd=18X18=324 mm 滑轮的槽底直径D按下式确定:D=(h一l)d=17X18=306 mm 因为D≤350mm，故滑轮制成实体，材料一采用HT150. 采用6倍率单联省力滑轮组. 3.2.1 卷筒的设计- （1）.卷筒的类型 卷筒是起重机的重要零件之一，它用来收放和储存钢丝绳，把驱动装置提供的驱动力传递给钢丝绳，并将驱动装置的回转运动转换成直线运动。 卷筒可铸造或用钢板焊接而成。 （2）.卷筒主要尺寸的确定 采用多层卷绕光面卷筒，卷筒的主要尺寸有:直径D、长度L和壁厚δ。 1）卷筒直径 为保证钢丝绳有足够的使用寿命，卷筒的计算直径不宜太小。但从传动装置和受力方面分析，卷筒直径小些更为有利。在起重负荷和起升速度不变时，卷筒直径小，可使减速器尺寸和传递扭矩减小。鉴于上述两个原因，卷筒的名义直径(卷筒的槽底直径)的下限值为: D≥dh1 (mm) 其中，h:值根据机构的工作级别选取，d为钢丝绳直径。 卷筒的计算直径(由钢丝绳中心算起的卷筒直径): D0=D d=288 18=306 (mm) 2）卷筒长度 卷筒长度是由容绳量大小来决定。而容绳量又取决于起升高度和滑轮祖倍率。多层绕卷筒旋转时收放钢丝绳的数量(即容绳量)为: Ls=IzHmax noπD0=368 (mm) 3）卷筒壁厚 在卷筒结构设计时，其壁厚6可先按下列经验公式初步计算，然后再根据强度条件进行验算。 铸铁卷筒: 4）.卷筒的强度算 在钢丝绳最大静拉力Smax作用卜，卷筒承受最大扭矩、弯矩及钢丝绳对筒壁的挤压应力的复合作用。 当卷筒长度L≤3D时，弯矩和扭矩的合成应力一般不超过挤压应力的10~15%，所以只考虑计算挤压应力，卷筒壁内表面上的最大挤压应力为:(多层绕卷筒) 材料选用铸铁HT35一61，强度符合要求。 取物装置的设计 提升和移动物品时，需采用各种取物装置。取物装置对起重机械的工作有着特殊重要的意义。 取物装置的种类繁多，它们分别用于吊运各种成件物品、散粒物品以及液体物品。这里我们用的是吊钩。 3.2.2 吊钩组的设计 （1）吊钩的材料及种类 吊钩工作时除承受物品外载荷外，还承受卷扬机构起升、制动时引起的动载荷。因此，制造吊钩的材料应有较高的机械强度和冲击韧性。但强度高的材料通常对裂纹与缺陷很敏感，材料的强度越高，突然断裂的可能性越大，因此目前吊钩广泛采用低碳钢。 另外，单钩的优点是制造与使用比较方便;双钩的优点是重量轻，因为它的受力比较有利。单钩用于较小的起重量。当其重量较大时，为了不使吊钩过重，多采用双钩。 （2）吊钩的选择 按标准系列尺寸选择吊钩:锻造单钩，材料采用20优质低碳钢: 滑轮轴轴承以及吊钩轴承的选择及计算 l)滑轮轴直径为d=80mm 由于滑轮轴受纯径向载荷，因此根据轴径选择圆柱滚子轴承，轴承型号为2216E。 动负荷计算及寿命计算: 因轴承受纯径向载荷，故动负荷 滚动轴承基本额定寿命的计算： 式（2.5） 吊钩上端直径d=80mln 根据使用要求及受载情况选择推力球轴承，型号为8316。 (3)吊钩横梁和滑轮轴计算 l)吊钩横梁的计算 吊钩是依靠横梁悬挂到拉板上。吊钩横梁在计算载荷作用下，承受弯曲应力，其危险截面的应力 计算如下:(吊钩横梁材料为40Cr) 式（2.6） 因此，满足强度要求。 轴径与拉板间的平均挤压应力，按下式计算(拉板材料采用钢20): 式（2.7） 因此，拉板挤压应力满足要求。 2)滑轮轴计算 吊钩组中的滑轮多用滚动轴承支撑在滑轮轴上，而滑轮轴的两端又固定安装在拉板的座孔内。显然，滑轮轴承受钢丝绳拉力S引起的弯矩。其危险截面的最大应力是根据一般弯曲强度公式进行计算， 即 式（2.8） 材料选用4OCr，[σb]=314MPa，强度满足要求。 3.3 吊管机变幅机构的设计 变幅机构由吊臂、滑轮组、驱动液压缸等组成。吊臂为钢板焊接式结构，下部与吊管机底盘铰接。液压缸布置在吊管机左侧的台车架上，液压杆与吊臂铰接，液压缸缸体与台车架铰接。 变幅机构由液压泵驱动液压缸，液压缸实现伸缩运动，最终使吊臂能够绕铰支处旋转，实现变幅运动。 图 3-2 吊臂的设计 吊臂采用钢板焊接框架式结构，材料16Mn，吊臂的截面，为:(200mm宽150mm，厚度为25m。 第四章: 配重系统相关设计 4. 1 配重系统布置方案 配重机构由配重箱体、配重块、驱动液压缸等组成。配重箱体与吊管机底盘铰接，液压缸布置在吊管机右侧的台车架上，液压杆与配重箱体铰接，液压缸缸体与台车架铰接 配重机构的工作原理与变幅机构类似，配重系统为传统的外摆式四连杆机构，由液压泵驱动液压缸，液压缸实现伸缩运动，从而最终使配重箱体能够绕铰支处旋转，实现配重的展开与收回。 吊管机配重系统的作用是在吊管机吊载重物时，调整整车重心，使吊管机避免发生翻倾事故。所设计的配重系统由配重箱、配重块、液压缸、L型梁几个基本部分组成如图（4-1） 图 4-1吊管机配重箱的设计工作原理 在平面机构设计中广泛应用四杆机构，只有在实现某些特殊要求时才采用多杆机构。在配重机构的设计中也采用了四杆机构的方案，整个配重机构可简化为导杆机构。主动件为液压缸(即导杆)，三个转动副为配重箱与L梁的铰支以及液压缸两端分别和台车架和配重箱的铰支。 当吊管机在行车状态或未吊载重物时，液压缸处于收回状态，配重箱收起。如图（3-2） 图 4-2 当吊管机吊载重物时，液压油泵开始供油，液压缸伸出，配重箱在液压缸的作用下打开外伸，使得吊管机整体重心向配重箱一侧移动，至液压缸完全打开位置时，配重箱完全展开，液压缸保持在水平位置如图(4-3) 图 4-3 当吊载工作完毕，进油路回油，回油路进油，活塞杆反向运动，在液压缸的作用下，整个配重箱也随之收回至原状态。 当吊管机所吊载载荷较小时，可不必将配重箱展开，仍保持收回状态，即可保持车体的平衡。 配重机构设计:根据总体设计方案，吊管机的基本数据是: 履带中心距2.16米 履带板宽1.2一5.5米 最大起吊重量25吨。 根据力矩不变原理可以求出吊臂在伸至551.07米，吊臂变幅范围 5.5米处时所能起吊的重量为5.5吨. 配重箱包括配重箱体、配重块和配重块连接件组成，其结构如图（4-4） 图 4-4 配重箱整体尺寸如图 所采用材料为灰铸铁HT200如图（4-5） 图 4-5 配重块分为侧面和中间两种，采用灰铸铁制成，其尺寸分别为: 中间配重块:700mm×500mm×350mm 侧面配重块:1000mm×640mm×150m。 在配重箱体上有安放配重块的专用托架，可以用来安放配重块。配重箱中间的配重块安放在托架上后，采用压杆固定配重块;侧面的配重块采用销进行定位。在行车状态时可以将配重块卸下，需要进行起重时，进行现场安装，还可根据工况，自行调节配重质量。 4.2 液压缸的选择 假设配重箱收起，吊臂伸至最远处，起吊5.5吨重量，吊管机工作状态如图（4-6） 图 4-6 初步估计配重质量: 将此时车体重心取在吊臂一侧履带中心，根据力矩相等原理可得出下式 M吊臂G1吊臂十M负载G1负载=M车体G1车体十M配重Gl配重， 即M吊臂Gl臂 M负载Gl负载=M车体Gl车体 M配重Gl配重 求得配重质量m=6.63(吨) 此时，若要展开配重箱所需推力约为62289N。由于配重箱采用双液压缸，所以每个液压缸所需推力为31144.5N，故从烟台市液压缸气缸厂产品目录中初选HSGLOI」50/28E型液压缸。 当液压油泵开始供油，液压缸伸出配重箱展开，每个液压缸所承受的拉力为43973.4N，远远超过了所选液压缸的拉力21563N。因此，从烟台市液压缸气缸厂产品目录中选用HSGL01一80/45E型液压缸。 4.3 配重质量的计算 （l）根据几何关系计算液压缸安装位置 采用活塞杆端为内螺纹杆头，耳环联接方式，液压缸长度变化范围为1117一1917mm。 在配重箱收起时，根据车体以及L梁尺寸可以得到液压缸从台车架端的铰接轴到L梁与配重箱体的联接销轴之间的垂自距离为785mm。将液压缸与配重箱联接的铰接轴和L梁与配重箱体的联接销轴布置在同一竖直面内，当液压缸伸出，配重箱展开后，液压缸轴线处于水平位置。初步设定当配重箱收起后液压缸轴线与竖直方向所成角度а=100 式（3.1） 所以，应重新取а=10.50则 式（3.2） 所以，配重箱收起后，液压缸轴线与竖直方向所成角度为a=10.50，台车架端铰接轴L梁与配重箱体联接销轴之间的水平距离为 1117×sin10.50=204mm 液压缸与配重箱联接的铰接轴和L梁与配重箱体联接销轴之间的距离为 1117×cos10.50 785=1885mm （2）配重质量的计算 在吊管机最大负载工况下，配重箱完全放开，吊臂幅度1.2米，起吊重量25吨，则 m吊臂l吊臂 m负载l负载=m车体l车体 m配重l配重 1.5×（0.5 0.535） 25×（1.2 0.535）=18.7×1.08 m(2.16 0.535 0.4 1.895) 配重质量 m=4.986吨≈4.9吨 零件强度校核计算 当配重箱展开时，配重箱所承受的剪应力最大，如图(4-7) 图 4-7 配重箱支臂上所承受的最大剪应力为 式（3.4） 配重箱箱体和支臂所采用的材料为灰铸铁HT200，其抗剪强度 所以 τmax＜ ＜τb 因此，配重箱支臂符合强度要求，不会发生受剪断裂。 根据GB3O一76所选螺栓为M42×70 经过校核销轴、螺栓均满足实际要求。 第五章： 电动式履带式吊管机 为节省资金和充分利用现有的工程机械，新型履带式吊管机以履带式推土机为机体，在机体的一边安装吊臂，另一边安装液压平衡机构，在液压平衡机构上安装主、副液压绞车，在车架底部安装液压牵引绞车组成如图(4-1) 图 5-1 以上述履带式吊管机为机体，由直流电动机、电磁制动器、蜗轮蜗杆减速器、机械绞筒同轴依次安装连接组成电动绞车，用电动绞车替换安装在原液压平衡机构上的主、副液压绞车，在平衡板上安装高性能蓄电池组，组成电动起吊履带式吊管机。 第六章：卷扬机相关设计 卷扬机分为液压马达驱动和电动机驱动两种，我们通过对两者的设计过程相比较，来确定电动机驱动，液压驱动的优缺点： 卷扬机是吊管机较重要的组成部分，它分为卷筒，电机驱动（液压驱动），联轴器，减速器，制动装置。如图（6-1） 图 6-1 本设计以电动卷扬机为主。 6.1 起升机构 起生机构由电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒、吊钩系统等组成， 电动机正转或者反转时，制动器松开，通过带制动轮的联轴器带动减速器高速轴，经减速器减速后由低速轴带动卷筒旋转，使钢丝绳在卷筒上绕进或放出，通过吊钩滑轮组来提升重物。电动机停止转动时，依靠制动器将高速轴的制动轮刹住，让重物停止在空中。 根据需要起生机构还可以设置各种辅助装置，如重量限制器、起升高度限制器等。 下面介绍一种典型的传动型式： 在电动机与卷筒之间通常采用效率较高的起重用标准两级减速器。要求低速时可采用三级大传动比减速器。为了便于安装，在电机与减速机之间常采用具有补偿性能的弹性柱销联轴器或者齿轮联轴器。前者构造简单并能起缓冲作用，但弹性橡胶圈的使用寿命不长；后者坚固耐用，应用最广。齿轮联轴器的寿命与安装质量有关，并且需要经常润滑。 一般制动器都安装在高速轴上，这样所需要的制动力矩小，相应的制动器尺寸小，重量轻。经常利用联轴器的一半兼作制动轮。带制动轮的半体应安装在减速器高速轴上。这样，即使联轴器被损坏，制动器仍可把卷筒制动住，以确保机构的安全。 制动器必须是采用常闭式的。制动力矩应保证有足够的制动安全系数，在重要的机构中有时设两个制动器。 由于卷筒与减速器低速轴之间的连接方式很多。本文的卷筒与低速轴链接为带齿轮接盘的结构形式，卷筒轴左端用自位轴承支撑与减速器输出轴的内腔轴承座中，低速轴的外缘制成外齿轮，他与固定在卷筒上的带内齿轮的接盘相啮合，形成一个齿轮联轴器传递扭矩，并可以补偿一定的安装误差。在齿轮联轴器外侧，即靠近减速器的一侧装有剖分式密封盖，以防止联轴器内的润滑油流出来和外面的灰尘进入。这种连接形式的优点是结构紧凑，轴向尺寸小，分组性好，能补偿减速器与卷筒周之间的安装误差。如图（6-2） 图 6-2 卷筒的直径一般尽量选用允许的较小值，因为随着卷筒直径的增加，扭矩和减速传动比也增大，引起整个机构庞大。但在起升盖度增大时，往往用增大卷筒直径的方法以减小其长度。 6.1.1卷筒的结构设计及尺寸确定 卷筒尺寸由已知起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱体，特殊要求的也有做成圆锥或者曲线的。 卷筒的分类：按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大多采用单层绕。只有绕绳量特别大或者特别要求机构紧凑的情况下，为了缩小卷筒的外形尺寸，采用多层绕的方式。本文采用单层绕。 （1）卷筒槽的确定 卷筒槽槽底半径R，槽深C 槽的节矩t 其尺寸关系为： R=（0.54~0.6）d (d为钢丝绳直径) 绳槽深度：标准槽： c1=(0.25~0.4)d 深槽 c2=(0.6~0.9)d 绳槽节矩：标准槽 t1=d (2~4) 深槽 t2=d (6~8) 卷筒槽多数采用标准槽，只有使用过程中钢丝绳有可能脱槽的情况才使用深槽，本文也使用标准槽，钢丝绳选用14mm, R=(0.54~0.6)d =7.56~8.4 mm 取 R=8mm c=0.25~0.4) d =3.5~5.6 取c=4mm 所以 t=d (2~4) = 16 mm （2）卷筒的设计 卷筒按照转矩的传递方式来分，有端侧板周边大齿轮外啮合和筒端或筒内齿轮内啮合式，其共同特点是卷筒轴只承受弯矩，不承受转矩，本文设计卷筒采用内齿轮啮合式如图（6-3） 图 6-3 卷筒的设计主要尺寸有节径D0、卷筒长度L、卷筒壁厚δ。 卷筒节径D0设计 卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，有设计可知D0 不能小于下式 D0min=hd 式中 D0——按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径，mm; h~与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据工作环境级别为M7，查机械设计手册 h=28 mm; d~钢丝绳的直径，mm 按式计算 D0min=hd=392mm 所以选取D0=400 卷筒的长度设计 本设计采用滑轮组吊钩系统。 卷筒的长度 L=l0 l1 l2 l3 式中 L-卷筒总长度，mm L0-绳槽部长度，其计算公式为： 式（6.1） 其中 H-最大提升高速，mm； 滑轮组倍率； D0-卷筒卷绕直径，mm; t- 绳槽节矩， mm n – 附加安全圈数，使钢丝绳端受力减小，便于固定，通常取n=1.5~3圈； l1- 固定钢丝绳所需要的长度一般取l1=3t mm l2 – 两端的边缘长度（包括凸台在内）根据卷筒结构而定，mm l3 – 卷筒中间无绳槽部分长度，由于钢丝绳的允许斜角α和卷筒轴到动滑轮轴的最小距离决定的。对于有螺旋槽的单层绕卷筒，钢丝绳允许偏斜度通常为1：10， 可选取l3=100mm。 式（6.2） L1=3 t= 48 mm 所以L=996mm 选取标准卷筒长度为1000mm （3）卷筒壁厚设计 本文采用铸铁卷筒，对于铸铁卷筒可按照经验公式初步确定，然后进行强度验算。 对于铸铁筒臂 式（6.3） 根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12mm， 所以δ=15mm所以卷筒的参数选择为：绳槽节矩t=16mm、槽底半径c1=4mm 、卷筒节矩 D0=400mm、卷筒长度L=1000mm、卷筒壁厚δ=15mm. （4）卷筒强度计算与检验 卷筒材料一般采用不低于HT200的铸铁，特殊要求可采用ZG230-450、ZG270-500铸钢或Q235-A焊接制造。本文无特殊要求，使用HT200铸铁制造。 一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小，所以卷筒壁厚可以忽略不计，在钢丝绳最大拉力作用下，使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当L≤3D0时弯曲应力和扭曲应力的合力不超过10%，所以当L≤3D0时只计算压应力即可。 本设计符合要求。 当钢丝绳单层卷绕时，卷筒所受压应力按下式来计算： 式（6.4） 其中 σ- 为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，Mpa; Fmax- 为钢丝绳最大拉力，N； δ- 为卷筒壁厚，mm; A – 为应力减小系数，一般取A=0.75 [δhc]- 为许用应力，对于铸铁 σb – 为铸铁抗压强度极限 所以 式（6.5） 查教材机械设计基础 σb≥195Mpa,所以[δbc]≥39Mpa。 所以σ≤[δbc] 经检验计算，卷筒抗压强度符合要求。 6.1.2卷筒轴的设计计算 卷筒轴是支持卷扬机正常工作的重要零件，合理设计与计算卷筒轴对卷扬机性能至关重要。 （1）卷筒轴的受力计算及工作应力计算 常用的卷筒轴分轴固定式轴转动式两种情况。卷扬机卷筒工作时，钢丝绳在卷筒上的位置是变化的。钢丝绳拉力经卷筒及支撑作用到轴上产生的力矩，其大小随钢丝绳在卷筒上的位置的变化而不同。强度计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位置分别计算。由卷扬机工作情况和轴的受力分析可知，如图（6-4），a、b因卷筒轴主要承受弯矩，可简化为简单的心轴。a图为固定心轴，b图为转动心轴。对于转动心轴，其弯曲应力一般为对称循环变化；对固定心轴，其应力循环特征为0≤r≤ 1,视情况的载荷性质而定。对固定心轴的疲劳失效而言，最危险的应力情况是脉动循环变化，为安全起见，卷筒的固定心轴应力以脉动循环处理为宜。C图卷筒轴既受弯又受扭，为转轴。其弯曲应力的应力性质为对称循环变应力，而扭转剪应力的应力性质可视为脉动循环变化。由此可知，卷筒轴在正常使用条件下，最终将发生疲劳破坏。但不排除在超载或者意外情况下发生静强度破坏。 图 6-4 （2）卷筒轴的设计 由于卷筒轴的可靠性对卷扬机安全、可靠的工作非常重要，因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构，应尽可能简单、合理，应集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，对较长的轴还需校核轴的刚度 本设计已经算出的参数有：绳的额定拉力Fr=1.25×104,卷筒直径D0=400mm,钢丝绳的直径d=14mm,外齿轴套齿轮分度圆直径D=224mm,查机械设计手册，轴的材质选择45钢，调制处理，σB=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=300Mpa,[σb]0=100Mpa. 如图，该卷筒轴用轴端挡板固定于卷筒上，是不动的心轴。计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位置时分别计算。根据受力分析可知，当钢丝绳位于右极限位置时，心轴受力较大，因此应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时，卷筒支撑作用到心轴的力，可简化为作用于轴承宽度中点的集中力，左端距支撑点72.5mm,又断距支撑点202.5mm。 查机械设计手册、机械传动设计手册、起重设计手册，初步得到心轴各段直径和长度，如图所示，本设计心轴左边选用调心滚子轴承圆柱孔图20000型，右边选用调心球轴承圆柱孔10000（TN1、M）型。 将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平方面的力。如图（6-5） 图 6-5 （3）心轴作用力计算 齿轮圆周力：式（6.6） 齿轮径向力：式（6.7） 支反力 式（6.8） 式（6.9） （4）弯矩 式（6.10） 式（6.11） （5）心轴水平面支承反力及弯矩支反力 水平支承反力 式（6.12） 式（6.13） 弯矩计算 式（6.14） 式（6.15） 合成弯矩 式（6.16） 式（6.17） (6)计算心轴工作应力 此轴为固定心轴，只有弯矩，没有转矩。如图（6-6），最大弯矩发生在剖面B处。设卷筒轴该剖面直径为dr,则弯曲应力为： 式（6.18） 则 式（6.19） 图 6-6 整理后db=75mm, 中间D0=75 15=90mm （7）心轴的疲劳强度计算 卷筒轴的疲劳强度，应该用钢丝绳的当量拉力进行计算，即 式（6.20） 式中 钢丝绳的当量拉力，N； 当量拉力系数。 为使计算简便，可假设=1。由前述可知，心轴的性质可认为是按脉动循环规律变化，则曲应力为 式（6.21） 平均应力和应力幅为 式（6.22） 轴的形状比较简单，且对称结构，在B截面处尺寸有变化，则有应力集中存在，且该处弯矩最大，可认为这截面是危险截面，应在此处计算轴的疲劳强度。 查的有效应力集中系数尺，表面状态系数，绝对尺寸系数，等效系数。 疲劳强度计算的安全系数为 式（6.23） 一般轴疲劳强度安全系数[S]=1.5～1.4 ,所以该轴疲劳强度足够。 心轴的静强度计算 卷筒轴的静强度计算，需要用静强度计算拉力， 式（6.24） 式中 强度计算最大拉力，N; - 动载荷系数，查手册，此处取。 静强度计算安全系数 式（6.25） 当时[S]=1.2～1.4,该轴静强度足够。 该轴符合设计要求。 6.2 电动机选择 正确选择电动机额定功率的原则是:在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理的决定电动机功率。 吊车用卷扬机主要采用交流异步电动机。根据其特点电动机工作制应考虑选择短时重复工作制和短时工作制。 机构运转时所需静工作效率按下式计算： 式（5.26） 式中 定起生载荷，N; 吊具自重，N可取; v- 起升速度，m/s; - 机构总效率，可取 所以计算电机功率 考虑到工作环境，对于中小型起重机系数 应选择YZ系列冶金起重专用三项异步电机 型号：YZ160L-8 额定电压：380v 额定功率：7.5KW 转速：705 r/min 效率：82.4% 基准工作制为 6.3 减速器的设计计算 卷扬机总传动比计算：按额定转速初定总传动比 总传动比按下式算： 式（6.27） 式中 i- 机构的总传动比； - 电动机额定转速，r/min; - 卷筒转速，r/min。 所以 减速器的计算 因为电动机轴到减速器高速轴由齿轮连接盘连接，其传动比，所以减速器的总传动比本设计采用二级圆柱齿轮减速器。 分配减速器的各级传动比 按浸油润滑条件考虑取高级传动比，式中为低级传动传动比。 即 所以 6.3.1计算传动装置的运动和动力参数 电动机到卷筒轴的总传效率为 式中 =0.99（齿形联轴器） （滚子轴承） （齿轮精度为8级） （齿形联轴器） 所以总传动效率 卷筒轴所得到的功率为 所以以上参数符合要求。 计算各轴转速 Ⅰ轴 式（6.28） Ⅱ轴 式（6.29） Ⅲ轴 式（6.30） 卷筒轴 式（6.31） 计算各轴功率 Ⅰ轴 式（6.32） Ⅱ轴 式（6.33） Ⅲ轴 式（6.34） 卷筒轴 式（6.35） 计算各轴转矩 电动机轴输出转矩为： 式（6.36） Ⅰ轴 式（6.37） Ⅱ轴 式（6.38） Ⅲ轴 式（6.39） 卷筒轴 式（6.40） 列成表格为： 表 6-1 编号 功率p(kw) 转矩T(N·m) 转速 传动比i 效率 电机轴 7.5 101.6 705 1 0.99 Ⅰ轴 7.425 100.6 705 7.04 0.97 Ⅱ轴 7.1 673.1 100.14 5.03 0.97 Ⅲ轴 6.7 3128.5 19.9 1 0.99 卷筒轴 6.63 3122.5 19.9 （1）圆柱齿轮传动的设计计算 此减速器的齿轮为一般机械零件，没有特殊要求，从降低成本，减少结构和易于取材原则出发决定选用： 小齿轮45钢，调质，齿面硬度 217～255 HBS 大齿轮45钢，正火，齿面硬度 169～217 HBS 计算许用接触应力[] 小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 小齿轮（217～255 HBS） 式（6.41） 大齿轮（169～217 HBS） 式(6.42） 循环次数： 式（6.43） 式（6.44） 齿轮参数设计 第一级传动 初选参数 小齿轮齿数Z1=17 大齿轮齿数Z2= Z1=17×7.04=119 螺旋角 按接触强度结算 式（6.45） 载荷系数K=1.2 弹性系数= 节点区域系数 螺旋角系数 取 所以 式（5.46） 主要尺寸计算 模数 取整数 中心距 取整数 计算实际螺旋角： 式（6.47） 螺旋角改变不大，系数不在修正。 分度圆直径d 式（6.48） 式（6.49） 齿顶圆直径da 式（6.50） 式（6.51） 齿根圆直径 齿宽b 经校核计算，齿根弯曲强度足够使用。 确定齿轮精度等级及侧隙分别为： 小齿轮：8GJ 大齿轮：8FH 计算结果下表： 表 5-2 项目 小齿轮 大齿轮 材料及热处理 45钢调质 45钢正火 基本参数 齿数 17 119 法面模数 3 分度圆发面压力角 20 螺旋角及方向 9.2o左 9.2o右 法面齿顶高系数 1 1 法面齿隙系数 0.25 0.25 主要尺寸 中心距 205 齿宽 56.5 51.5 分度圆直径 51.5 360.7 齿顶圆直径 56.5 366.7 齿根圆直径 44 353.3 第二级传动 初选参数 小齿轮数 大齿轮 螺旋角 按接触强度结算 式（6.52） 载荷系数K=1.2 弹性系数= 节点区域系数 螺旋角系数 取 所以 式（5.53） 主要尺寸计算 模数 取整数 中心距 取整数 计算实际螺旋角： 式（6.54） 螺旋角改变不大，系数不在修正。 分度圆直径d 齿顶圆直径da 齿根圆直径 齿宽b 经校核计算，齿根弯曲强度足够使用。 确定齿轮精度等级及侧隙分别为： 小齿轮：8GJ 大齿轮：8FH 计算结果下表 表 6-3 项目 小齿轮 大齿轮 材料及热处理 45钢调质 45钢正火 基本参数 齿数 17 119 法面模数 3 分度圆法面压力角 20 螺旋角及方向 9.2o左 9.2o右 法面齿顶高系数 1 1 法面齿隙系数 0.25 0.25 主要尺寸 中心距 205 齿宽 56.5 51.5 分度圆直径 51.5 360.7 齿顶圆直径 56.5 366.7 齿根圆直径 44 353.2 （2）齿轮轴参数设计 起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件，没有特殊要求，所以轴的材料选用45钢，粗加工后进行调质处理便能满足要求。45钢经调质处理硬度为217～255 HBS 所以可得 按扭转强度计算轴的直径 轴的最小直径公式为： 其中系数A=114～107 Ⅰ轴 式（6.55） Ⅱ轴 式（6.56） Ⅲ轴 式（6.7） 考虑到第一级传动的小齿轮直径较小，若使用键与轴连接齿轮强度不够，所以把Ⅰ轴做成齿轮轴，Ⅰ轴轴头安装联轴器，故将轴径增加5%估取Ⅰ轴轴径为30mm,安装轴承处轴径为28mm,其它尺寸由结构而定对于Ⅱ轴，估取Ⅱ轴轴径48mm，安装轴承处轴径为45mm,其它尺寸由结构而定。对于Ⅲ轴，估取Ⅲ轴轴径为80mm，靠近齿轮盘接手的安装轴承处轴径为80mm,另一端为75mm,其他尺寸有结构而定。 6.4 制动器，联轴器的选择 制动器的分类及选择 按照制动器构造特征，可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘式制动器四种。 设计选择制动器时，主要是依据制动力矩。本设计选择短行程交流电磁铁块式制动器，型号：TKT300/200.如图（6-7） 图 6-7 联轴器的选择 联轴器根据传递的扭矩和工作条件选择： 式（6.58） T为所传递扭矩的计算值 为实际作用的扭矩 为联轴器规格表中允许传递的扭矩 为考虑联轴器重要的系数 为考虑机构偶工作级别系数 为考虑角度偏差的系数 所以小于CL型齿轮联轴器的许用转矩，选用CL1型齿轮联轴器。 6.5 总结 通过对吊管机的相关设计及让履带式吊管机更能适合多种环境下进行工作，本文通过对吊管机各个系统，以及详细的卷扬系统的设计，使吊管机的各种有利条件更多的体现出来，也是体现对旧的依靠机械传动，或者液压传动的卷扬系统的改进，通过使用电动式启动卷扬机，来实现对管道的提升或者位置移动，并且通过相关的强度校核，对各个部分进行受力分析，并通过弯矩转矩计算进行强度校核。通过对资料的查询，及相关数据计算，整体了解吊管机的相关数据。通过本次设计希望会对以后吊管机有一定的影响。 参考文献 [1]王毅. 西气东输:新世纪中国经济大动脉，综合交通，2002，8：12 [2]丙喜良. DG70吊管机.工程机械与维修，2000，10：68~69 [3]张建发. 吊管机吊杆结构应力分析及研究，建筑机械，2002，1:38 [4]魏加环. 徐钢.DGY25型液压吊管机，工程机械，2001，9:4 [5]丁兴华. 山推DG70、DG45型吊管机，建筑机械化，2001，4:29~30 [6]边宇虹.分析力学与多刚体动力学基础.北京:机械工业出版社，1998.4 [7]袁世杰.吕哲勤，多刚体系统动力学北京:北京到大学出版社，1992.1 [8]蔡春源 .新编机械设计手册.辽:辽宁科学技术出版社，1993 [9]张庆生 .建筑机械设计、北京:中国建筑工业出版社，1991 [10]杨长驳.傅东明.起重机械.北京:机械工业出版社，1992 [11]顾迪民. 工程起重机.北京:建筑工业出版社 [12]刘希平.工程机械构造图册.机械工业出版社，1994 [13]周菩秋,邓爱民，李万莉.现代工程机械.北京:人民交通出版社，1995 [14]徐格宁 .起重运输机金属结构设计.机械工业出版社，1995 [15]起重机设计手册.北京:机械工业出版社，1980 [16]管彤贤 .起重机典型结构图册.北京:人民交通出版社，1990 [17]窦汝伦 .起重机械.北京:建筑工业出版社，!982 [18]陈贤康. 液压传动基础.北京:中国农业机械出版社，1981 致谢 本论文是在袁建军导师悉心指导下完成的。导师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。本论文从选题到完成，每一步都是在导师的指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！ 本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在此感谢袁建军老师的指导和帮助，感谢泰山科技学院的关心、支持和帮助； 在三年的学习期间，得到班级诸位师兄和师弟妹的关心和帮助，在此表示深深的感谢。没有他们的帮助和支持是没有办法完成我的学位论文的，同窗之间的友谊永远长存。 山东科技大学泰山科技学院毕业论文 1 |
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