【正文】 （ 316） 查閱常用傳動比系列，取傳動比 20?i ， 由參考文獻 [2] 表 3105，選取減速器 M PWQJR ?? 20335 ，參數(shù)如下表 34所示 表 34 M PWQJR ?? 20335 減速器參數(shù) 公稱中心距 傳動比 高速軸直徑 低速軸直徑 自重 335% 20 55mm 120mm 837Kg 制動器選擇 在選用制動器時，為了減小制動力矩，縮小制動器的尺寸，常將 制動器 安裝在機構的高速軸上，即電動機軸上或減速器高速軸上。 吊 鉤的選擇 最大起重量 8t，吊鉤強度等級取 P，由參考文獻 [2] 表 342選取鉤號為 3的吊鉤，由參考文獻 [2] 表 343吊鉤材料為 DG30Cr2Ni2Mo。2??? —— 變幅滑輪組和導向滑輪效率， ??。M 共同作用，且由于機型將承受很大的回轉支承力，故選取 三 排滾柱支 承式回轉支承，可承受較大支承力。 根據(jù)計算得到的當量載荷 39。 （ 5）計算由慣性引起的回轉阻力矩 PM 由慣性引起的回轉阻力矩可由下式計算： ?? 230 GLtnMP ? (334) 式中 t —— 起動時間， )(5st? ； n —— 回轉速度， )(r/min?n ； G —— 上部結構各部分的質量； L —— 上部結構各部分的質心到回轉中心的距離； 故 mKNM p ?? 。 第 4 章結構設計及計算 吊臂 吊臂為重要的結構件，吊臂的設計除了 滿足基本的強度及穩(wěn)定性要求外還要求進行一定的優(yōu)化，使吊臂重與起吊的最大吊重比值盡量減小。吊臂在吊重平面及吊重側面的力學簡化模型如圖 43所示 圖 43 吊臂整體在吊重面及側面力學簡化模型 吊臂回 轉平面內受力分析 對于回轉平面內，吊臂受吊重的水平偏擺力 aP 、風載荷 wP 的 作用。計算出截面中心線離地面距離為 。 載荷組合取 7 種，其中在 R=、 40m及 60m三 種幅度下各取兩種載荷組合，再加上靜載試驗，即基本臂長最大處取額定載荷的 。在塔身校核時，風載的影響較大。臂節(jié) 1采用兩工字鋼作為弦桿，兩弦桿間焊接腹桿，在腹桿上鋪設鐵絲網，用以供人行走及布置起升機構等；臂節(jié) 2類比吊臂臂節(jié)，腹桿布置仍遵循盡量縮短受壓桿件的原則，臂節(jié) 臂節(jié) 2腹桿布置如圖 45所示 a)平衡臂臂節(jié) 1 腹桿布置 b)平衡臂臂節(jié) 2 軸心展開圖 圖 45 平衡臂臂節(jié)腹桿布置 桿件尺寸確定完后，可得出臂架自重如下 Kgm Kgm pbpb 67 7221 ?? 配重計算 根據(jù)空載時的后傾力矩和滿載時的前傾力矩 “ 四六開 ” 的原則確定平衡配重，其中滿載時是指基本臂長時起吊額定起重量，計算如下 `)( )()( ???? ?????dbqtphzphbqtphzphbdz hqhq MMMM MMMMMMM （ 44） 式中： qM —— 塔機工作狀態(tài)下的前傾力矩； hM —— 塔機非工作狀態(tài)下的后傾力矩； dbM —— 吊臂自重產生的彎矩，取重心 R=30m, dbM =2902021 mN? dzhM —— 額定吊重產生的彎矩， dzhM =1380000 mN? phbM —— 平衡臂產生的彎矩， mNGGM pbpbp h b ???? 7 2 8 0 2 2717 21 qtM —— 起升機構等其他重量產生的彎矩，取 R=12m, mNM qt ?? 240000 pzhM —— 配重產生的彎矩，取 mR 19? mNM q ?? 698400 mNM h ?? 465600 綜上，可確定配重為 平衡臂有限元分析 首先，按照初步 選定的桿件尺寸在 SAP84 內對平衡臂建模，模型如圖 46 所示 圖 46 SAP84 平衡臂模型 按初始桿件尺寸分析發(fā) .臂節(jié) 1弦桿強度 校核時，應力余量較小，須進行調整，臂節(jié) 2斜腹桿采用 1085?? ,兩個臂節(jié)底腹桿均采用 1054?? ,，調整后平衡臂弦桿及拉桿最終尺寸如表 44 所示 表 44 平衡臂桿件調整后尺寸 臂節(jié) 拉桿 1 拉桿 2 臂節(jié) 1弦桿 臂節(jié) 2 上弦 臂節(jié) 2下弦 1 120/Q345 24b/Q390 2 150/Q390 12015/Q390 20/ 塔身 的設計 塔身與塔帽的截面本次設計取為相同的截面，塔帽為連接吊臂與平衡臂的過渡，塔身為整機重量及吊重的支承結構件，兩者的設計及校核極為重要。 選取臂端輕載、額定工況 、 根部重載 3 個幅度下吊重驗算，即 R=60m、 40m、 3 種幅度，同時考慮到重物在 x、 y 向的偏擺。 初定 上 弦桿截面為 圓鋼 φ 100，得到截面參數(shù)如所示。腹桿布置是應考慮到吊臂通用的問題，截面相同的臂節(jié)的腹桿布置角度盡量相同。 回轉機構質量估計如下 變幅 機構質量估算 lzdzh djspdjq sh mmmmm ???? Kg Kg1 15 9 233 451 746 17? ???? 本章小結 本章為各個機構的進一步詳細設計，須與結構設計同步進行。 （ 2）計算回轉平臺傾斜引起的阻力矩 SM 由參考文獻 [1]公式（ 838） ( 0 .0 1 1 ~ 0 .0 1 7 ) 0 .0 1 5S Q QM P R P R?? （ 333） 式中 QP —— 最大起重量（含吊具）； R —— 此時的幅度，取 mR ? ； ? —— 回轉平臺傾斜角度，取 ??? ； （ 3）計算由于吊重的偏擺引起的回轉阻力矩 QM 由參考文獻 [1]公式（ 840c），在轉角 ? 從 ?0 到 ?180 的半圈中，作功相等的等效阻力矩為，))~ i n [ ( 0?RPM e q ? 對于塔式起重機 ?? 10~50 ?? 故 mKNM Qeq ?? 75 （ 4）計算由于風壓引起的回轉阻力矩 WM 由參考文獻 [1]公式（ 840c），在轉角 ? 從 ?0 到 ?180 的半圈中，作功相等的等效阻力矩為 )( 11lArAqM bW eq ?? ，式中 q 為風壓值，取 )(250 Paq? ； bA 、 1A 、 r 、 1l 分別為吊臂和回轉部分的迎風面積及其形心離回轉中心的距離，21( 1 ) ( 1 0. 4) 0. 4 29 2. 5 40 .6 ( )bA h m??? ? ? ? ? ? ? ? ?， ( )rm? ， 01?l 。 ?? , mNM . 539。 變幅機構的自重計算如下 ： 回轉機構 回轉支承的確定 回轉支承一般受復合載荷 39。 卷筒 采用焊接鋼卷筒，由參考文獻 [1]的公式 523，卷筒壁厚 δ 為 jLmmt SAc ][ 1 ?? ?? （ 325） 卷筒壁厚取 14mm 由 參考文獻 [1]卷筒的質量估算公式為 })22(])2 2()2[({ 222 ????? ??????? mdDlDDm jt （ 326） 代入數(shù)據(jù)得到卷筒估算質量為 ，取 50kg 最終確定起升機構卷筒和滑輪相關尺寸參數(shù)如下表 37： 表 37 卷筒尺寸參數(shù) 鋼絲繩直徑 d mm 11 卷筒壁厚 mm 20 卷筒直徑 D mm 300 繩槽節(jié)距 t mm 12 卷 筒長度 l mm 360 每層圈數(shù) Z 圈 30 鋼絲繩卷繞層數(shù) m (層 ) 2 滑輪組倍率 a 4 滑輪直徑 D 滑 mm 450 卷筒質量 M t 選擇電動機 由參考文獻 [1]公式 (925)，變幅機構所需的功率為： kWaTvN a 39。 減速器輸入軸的直徑為 55mm。行星齒輪減速器可直接安裝在起升卷筒內，使結構更緊湊。 參考文獻[1] 表 55選取系數(shù) 16?Dh ，滑輪 系數(shù) 18?Hh ，則卷筒和滑輪最小直徑 mmmmdhD 22414161 ????? (37) mmmmdhD 25214182 ????? (38) 綜合考慮鋼絲繩壽命及卷筒繞繩層數(shù)，取卷筒直徑 mmD 600? 為提高效率，滑輪采用滾動軸承，滑輪直徑 mmD 450? 卷筒多層纏繞，卷筒長度可由參考文獻 [1]公式 (521)得出： mmdDm tLZtL j )(4 )( ??? ?????? ?? (39) 式中 jL —— 鋼絲繩卷繞長度， mdDZhaL j 7 8 0 5)(0 ???? ? h —— 起重機最大起升高度， mh 100? ； d —— 鋼絲繩直徑， mmd 14? ； 0Z —— 附加安全圈數(shù)， 30?Z ； D —— 卷筒直徑， mmD 600? ； a —— 滑輪組倍率， 4a? ； m —— 鋼絲繩卷繞層數(shù)， 5?m 。力矩限制器由傳感器、吊臂幅度檢測裝置等組成。 頂升機構置于回轉機構下方，采用電機帶動油泵，油泵帶動液壓油缸實現(xiàn)頂升，頂升機構總體示意圖如圖 25所示 . 圖 25 頂升機構示意圖 結構設計 機構的總體設計，包括各個機構實現(xiàn)其功能的總體方案的確定，具體為空間布置方案的確定及電動機、減速器、制動器與各個部件間接頭的形式確定。而大起重量的慢就位 , 要求很低的就位速度 , 這就使起升速度變化范圍特別大，而且要求換檔時不能產生過大的慣性沖擊和電流沖擊 , 否則無法做到平穩(wěn)起升，塔式起重機分類標準 JG/T 503793 要求塔機起升速度變化范圍很大為 100m/min~5m/min，最大速比達到 20，故起升機構須變頻調速。 塔式起重機整機工作級別及機構工作級別如表 23和表 24所示 表 23 QTZ6015塔機整機工作級別 起重機類別和使用情況 使用等級 載荷狀況 整機工作級別 建筑用非快裝式塔式起重機 U4 Q2 A4 表 24 QTZ6015塔機各機構工作級別 起重機類別和使用情況 起升機構 回轉機構 小車變幅 建筑用非快裝式塔式起重機 M4 M5 M3 在結構設計時，電動機選型須根據(jù)機構的接電持續(xù)率選型，可類比 GB/T137521992附表 25所示 表 25 QTZ6015塔機各機構 接電持續(xù)率 JC值 起重機類別和使用情況 起升機構 回轉機構 小車變幅 建筑用非快裝式塔式起重機 40% 40% 25% 起升特性曲線確定 由于塔機起升高度較大，吊具、鋼絲繩及變幅小車的重量較大，根據(jù)起重力矩 1000KN （ 5）起升機構，則選擇吊鉤，確定鋼絲繩型號，計算鋼絲繩直經，計算滑輪、卷筒底徑，纏繞層數(shù)，卷筒壁厚，卷筒軸及支承軸承的選擇和計算，繩端固定方法 選擇等。 （ 3）整機穩(wěn)定性驗算。完成總圖、塔身 、 吊臂 、起升機構 圖各一張 。 300t m 目前，雖然國內許多廠商均已推出平頭塔機產品，但就平頭塔機的開發(fā)來講，仍未形成成熟的結構件模塊化、參數(shù)化及結構的優(yōu)化設計技術，大部分廠商仍停留在傳統(tǒng)類比設計和靜態(tài)性能計算等方法，很難達到塔機結構的最優(yōu)化 [4]。 平頭塔機在國內的發(fā)展還處于起步階段，由文獻 [2]可知，最早在 1994 年，臺資企業(yè)中升建機 (南京 )重工有限公司開始生產其從國外引進技術的 ZSC 系列平頭塔機。 吊 臂的適用性好、利用率高 起重臂的適用性好、利用率高。平頭塔機獨特的起重臂連接方式使平頭塔 機安裝時省時省力，能夠逐節(jié)安裝，并降低了對汽車起重機起重能力的要求。整機結構合理，強度、剛度及穩(wěn)定性符合要求。在現(xiàn)代施工中，建筑密度高，施工場地狹小，群塔作業(yè)日趨普遍，平頭塔機具有無可比擬的優(yōu)勢。 本次畢業(yè)設計為 QTZ6015 型倒三角平臂塔機總體及結構設計，針對塔機的總體及主要機構與結構進行設計計算，填補了國內倒三角形起重臂平頭塔機設計計算的空白， 具有重要的意義。動臂式塔機起重量雖大但其幅度利用率低，而帶塔帽的水平臂小車變幅式塔機的缺點在現(xiàn)代施工中也逐漸顯現(xiàn)。同時，平頭塔機也適合在高度有特殊要求的場合使用。基于以上優(yōu)點，平頭塔機的研發(fā)具有重要的意義。國內較早生產平頭塔機的廠商主要有撫順永茂建筑機械有限公司、中異建機 (南京 )重工有限公司、沈陽三洋建筑機械有限公司、沈陽必得重工機械有限公司及四川錦城建筑機械有限責任公司。