船舶起重机设计

摘 要船舶起重机是船上的一种大甲板机械，液压船舶起重机是船舶上普遍使用的一种装卸设备。主要结构包括吊臂，塔身和基座几个部分。本文首先介绍了船舶起重机的总体结构和特点。重点对船舶起重机的回转机构及其驱动系统进行了设计。驱动系统采用了液压驱动，它工作平稳，换向冲击小，操作轻便，工作可靠，使用寿命长。回转机构采用液压马达驱动回转支承实现。关键词:船舶起重机； 回转机构；液压系统Abstract The ship crane is a big ship deck machinery,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 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 system目 录第1章 绪论 1 1.1 概论 1 1.2 船舶起重机研究背景及意义 1第2章 船舶起重机结构及性能特点 3 2.1 船舶起重机简介 4 2.2 液压船舶起重机的特点 4 2.3 船舶起重机主要性能及参数 5 2.4 液压船舶起重机液压系统的组成及工作原理 6第3章 船舶起重机吊臂选型与计算 7第4章 回转机构设计 9 4.1 轴承的选型分析 9 4.1.1 安装部位 9 4.1.2 受力特点及常用轴承结构 9 4.2 轴承的主参数设计 10 4.2.1 安全系数 10 4.2.2 主参数设计 10 4.3 材料及密封结构的选择 11 4.4 工况及载荷 12 4.5 回转支撑强度验算 13 4.5.1 回转支撑联接螺栓计算 13 4.6 回转机构的设计 14 4.6.1 回转机构的类型 14 4.6.2 回转机构驱动装置设计 15第5章 液压系统原理设计及液压元件选择 19 5.1 液压系统型式 19 5.1.1 开式和闭式系统 19 5.1. 2单泵和多泵系统 19 5.2 液压系统的控制 20 5.2.1 定量节流控制系统 20 5.2.2 变量系统 20 5.3 船舶起重机液压系统设计 21 5.4 液压缸的选择 22 5.4.1 缸体与缸盖连接结构 22 5.4.2 活塞与活塞杆连接结构 22 5.4.3 活塞杆头部结构 23 5.4.4 导向套结构 23 5.4.5 封与防尘结构 23 5.4.6 缓冲结构 23 5.4.7 液压缸的选择 23 5.5 其他液压元件的选择 24 5.6 液压系统性能验算 26 5.7 液压油的性能要求 28 5.7.1 粘度 28 5.7.2 粘度指数 28结论 30致谢 31 参考文献 32附录 33附录 1 33附录 2 45 34 第1章 绪论1.1概论 船舶起重机可以装配在船舶上进行船上的重物装卸，因而这对于船舶上大量重物的与之相适应的船舶配套业。要想把我国建设成为世界第一的造船大国，必须使我国成为船舶配套设备制造大国。船舶起重机运输起着非常重要的作用。世界造船业发展经验表明，要发展造船业，就必须同时建设作为船舶配套设备，提高了船舶重物装卸效率，缩短了船舶停滞时间，加快了重物流通，促进了国际贸易和经济发展。1.2船舶起重机研究背景及意义发展海上运输对于加强国民经济建设具有重大的现实意义。特别是近年来由于对外贸易的迅速发展，远洋重船载着大量物资往来于世界各国的港口，成为国际间进行物资交流的主要工具。加入WTO后，我国与世界各国的经济贸易显著加强。国家对外进出口额逐年增加，其中占外贸运输总量70%的外贸海运量以每年8%的幅度增加。由此而带来的港口货运吞吐量也大幅度增长，全国港口年吞吐量达10亿吨以上，港口泊位1000多个，其中万吨以上的泊位400多个。为了适应货运量的激增和船舶大型化对装卸速度的迫切需要，各种起重机正向高效、大型化的方向发展。这些都导致起重机的尺寸不断增大，载荷和自身重量不断增加。为了适应形势发展的需要，不断壮大远洋运输船队，增加船舶数量是十分必要的，但同时应该十分注意提高装卸重效率，以便充分发挥船舶的运输能力和提高经济效益。船舶的营运周期分为两个部分一水上航行时间和港口、码头停泊时间。提高运输能力和经济效益的重要环节之一是缩短营运周期。因此，不仅需要提高船舶的性能和航速，以减少航行时间:还必须尽可能缩短停港时间。对于杂重船来说，停港时间主要取决于装卸重的速度，因而运转良好、效能高的重物装卸设备，对于减少停港时间起着重要的作用。现在航运界和造船部门都非常重视提高装卸重的效率。为了提高重物装卸效率，各种不同类型的船舶采用不同的具体装卸方式。例如:煤船、矿砂船及装运谷物等散装重物的船舶一般均有专门的码头和设施，如利用输送带装卸，但有时它也需要在开阔水面进行过驳，因而这类船舶上还必须装设各种类型的船舶起重机。干重船一目前运输中的大多数重物仍是成箱、成袋、成捆的包装重物，这些重物一般由干重船运输。因此要求干重船装设各种形式的起重机，以便进行装卸重工作。虽然目前港口装卸设备大大削弱了船舶自带起重机的重要性，但为了在缺少港口装卸设备的条件下完成重物装卸及开阔水面过驳的需要，煤船、矿砂船、装运谷物的散装重物的船舶以及干重船均装备各种类型的起重机，其它类型的船舶出于起吊食品、备件、软管、其他物品及起吊人员的需要也会选装一定起吊能力和适当工作幅度的起重机。船舶起重机的性能对提高重物装卸效率，缩短船舶滞港时间，加快重物流通，促进国际贸易和经济发展都具有非常重要的意义。近年来航运市场持续升温，对船舶的需求量大增，中国造船业抓住机遇，不断扩大国际造船市场的占有份额。按国际权威机构的统计，在造船完工量、承接新船定单和手持造船定单这三大造船指标上我国2004年在国际造船市场上的份额分别占到14%, 16%, 15% 。虽然国内造船产量不断增加，但国产设备装船量却在降低，大部分造船所选用的设备为国外进口。辽宁省做为造船大省目前有船舶配套企业50多家，为省内造船企业的配套率不到10%，国内配套率在59%以下出口几乎为零。从世界范围来看，韩国造船业中85%是本国设备制造厂商为之配套。日本船舶设备配套率更高达97%，而我国却不足30%。船舶甲板机械更是被国外品牌所垄断，例如起重机大多采用德国TTS和利渤海尔、日本IHI、法国BLM、瑞典赫格隆的产品。世界造船业的发展经验表明，要发展造船业，就必须同时建设与之相适应的船舶配套业。要想把我国建设成为世界第一造船大国，必须使我国成为船舶配套设备制造大国。发展船舶配套业，能够进一步提高我国造船业的整体国际竞争力。我国“船舶科技跨越工程制造推进计划”实施中，船舶起重机作为重要的甲板设备，在国内己经具有一定的生产基础，如果加快对已有引进技术的消化、吸收和创新，加大自主研发投入，尽快形成自己的品牌，将极大推进和带动船舶配套业的发展。 第2章 船舶起重机结构及性能特点2.1船舶起重机简介船舶起重机根据所采用的能源和驱动方式，可分为:蒸汽起重机、电动起重机和液压起重机。 蒸汽起重机最早应用在船舶上。它具有良好的调速性能，启动力矩大，工作可靠但效率低。近年来随着蒸汽动力被内燃机动力取代，蒸汽能源大大减少，因此蒸汽驱动的甲板机械已被淘汰。电动起重机具有运转平稳、操作简便、易于实现遥控等优点。但是，电器元件对湿度很敏感、接触式继电元件经常发生跳火花、引起烧损元件等故障;复杂的电器线路需要专门的人员进行维护保养和经常排除故障才能保证它处于良好的工作状态。 液压起重机是六十年代开始发展起来的。它具有良好的无级调速特性:工作平稳，换向冲击小:操作轻便;工作可靠:使用寿命长:相同输出功率条件下，它比其它类型的起重机重量轻、体积小。 随着液压技术的发展，液压元件质量的提高，以及先进的电液比例控制液压元件的出现，液压起重机的优越性日益明显，目前在船舶上获得广泛应用。有关部门对最近几年新建造船舶采用的起重设备驱动方式统计情况为电力驱动占28%，液压驱动占66%，其他驱动占6%。 又据有关资料表明:在回转式起重机的生产中，目前电动起重机和液压起重机的产量不相上下，但是液压起重机显示出上升趋势。本设计的船舶起重机采用液压起重机，其大体结构如下图所示： 图2-1 船舶起重机结构图2.2液压船舶起重机的特点 与吊杆式起重机相比，船舶起重机占用甲板面积小，操作灵活，可360“回转能为前、后舱工作，能准确地把重物吊放到指定地点，装卸效率高，并能迅速投入工作。但它结构复杂，管理要求高，价格比吊杆式起重机贵得多。一般认为船经常到港而起重重量超过5t时，采用船舶起重机是合适的。 液压船舶起重机是一种循环的、间歇动作的、短程搬运物料的机械。一个工作循环包括上料、运送、卸料及回到原位的过程，即取物装置从取物地点由起升机构把物料提起，由运行、回转、变幅机构把物料移位，然后在指定地点下放，接着进行相反动作，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个工作循环之间一般有短暂的停歇。起重工作时，各机构经常处于启动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中。船舶起重机应工作可靠、效率高、维护和使用容易，还应能防水、防潮和适应航区气候条件。它应满足的基本技术要求如下。 （1）能以额定的起重速度起升额定负荷。（2）能依操作者的要求方便灵敏地起、落重物。（3）能依据起吊重轻重、空钩或重物着地等不同情况，在较广的范围内调节运行速度。（4）无论在起重或落重的过程，都能根据需要随时停止并握持重重，即能可靠地制动。2.3船舶起重机主要性能及参数船舶起重机的主要性能参数是起重机工作性能指标，也是设计的依据，主要包括起重量、工作幅度、起重力矩、起升高度、工作速度、回转速度等。1.额定起重量:船舶起重机额定起重量是在各种工况下安全作业所容许起吊重量的最大质量值，包括取物装置重量。2.工作幅度:在额定起重量下，起重机回转中心的轴线距吊钩中心的距离。工作幅度决定起重机的工作范围。3.起重力矩:起重机的工作幅度与相应起重量的乘积为起重力矩，它是综合起重量与幅度两个因数的参数，能比较全面和确切地反映起重机的起重能力。4.起升高度:吊钩起升到最高位置时，钩口中心到支撑地面的距离。在标定起重机性能参数时，通常以额定起升高度表示。额定起升高度是指满载时吊钩上升到最高极限位置时从钩口中心至支撑地面的跟离。对于船舶起重机，起升高度随幅度的减小而增加。5.工作速度:船舶起重机的工作速度主要指起升、回转、变幅的速度。起升速度指吊钩平稳运动时，起吊物品的垂直位移速度;回转速度指起重机转台每分钟转数;变幅速度指变幅时，幅度从最大(最小)变到最小(最大)所用的时间。6.自重:指起重机处于工作状态时起重机本身的全部质量，它是评价起重机的综合指标，反映了起重机设计、制造和材料的技术水平。本设计的主要参数确定如下：1，最大额定起重量（吨）： 252，吊臂长（米）： 28 3，最大回转速度(r/min)： 0.45 4，回转范围： 360度无限位回转2.4液压船舶起重机液压系统的组成及工作原理 船舶起重机起升机构液压系统负荷的特点是:主要工作负荷是重力负荷。无论是在重物升起、降下或停在半空时，重力负荷始终单方向存在。故执行元件的两根主油管工作中始终不变地分别承受高压和低压，以产生方向不变的液压力或扭矩与重力相抗衡。于是，起重机构液压系统具有以下特点: (1)只有一侧油路要求限压值较高，另一侧限压值较低。 (2)必须能限制放下重物时的速度，以防重物在重力作用下快速坠落。 (3)重物停在空中时应能可靠地锁紧，以防其在重力作用下向下滑落。 (4)若重力负荷变动范围较大，则需要采取功率限制措施。 回转机构液压系统负荷的特点是:主要工作负荷是回转(或行走)引起的始终与运动方向相反的阻力负荷和起停时的惯性负荷。因此执行元件两侧的油路都可能承受高压:停止时负荷消失(只有在风大或船倾斜时才会有额外的负荷)。惯性力与质量和加速度成正比，方向与加速度相反。船舶起重机运动部件质量较大时，起、停时的惯性负荷较大。这种系统的特点是: (1)两侧油路限压值都同样较高。 (2)设在固定平面上的船舶起重机一般无须限速措施，但若考虑船舶可能倾 斜，则双侧油路都需有限速措施。 (3)停止指令给出后尽量不用机械制动，以免因惯性力大而摩损太快;停后只有在有必要时(如风大、倾斜)才采用机械制动。 (4)负荷变化不会太大，一般无须专门的功率限制措施。 第3章 船舶起重机吊臂选型与计算 吊臂是船用起重机的重要组成部分，是起重机的主要承载构件，起重机通过吊臂直接吊载，实现大的作业高度与幅度。它承受着起重机的各种外载荷，耗钢量大。随着起重量的不断增大，其吊臂的重量也不断的增大。因而吊臂结构设计的优劣，将直接影啊整机的性能，如整机重量、整机重心高度和整机稳定性等，所以以要在保证吊臂安全工作的条件下尽量减轻吊臂的重量，这对提高整机质量和经济性具有很大的现实意义。因此对船用起重机吊臂进行合理的结构设计及力学分析是非常必要的，为了减轻自重，降低制造成本，提高整机性能，吊臂采用箱形截面吊臂,吊臂材料选择15MnTi。吊臂受力分析如下图： 图3-1 船舶起重机吊臂受力分析图 吊重（Q+q)包括起吊重物重量以及吊具的重量。图3-1中， (Q+q) 吊臂外载荷； Sw,YA,ZA外载荷作用下吊臂的支承反力； =45 =30 下面计算吊臂受力情况: =0, 式(3.1) Sw=(Q+q)Lcos/ Lsin =(Q+q)cos/sin =0, 式(3.2) ZA=(Q+q)sin+Swcos =0, 式(3.3) YA=SWsin-(Q+q)cos 由3.1式可知: SWsin=(Q+q)cos 所以求得 YA=0 由以上计算可得吊臂受轴向压力ZA的作用。 代入数据:最大起重量25吨，即（Q+q)等于25吨（Q+q)=259.8=245KN SW=2450.707/0.5=346.43KN ZA=2450.707+346-430.866=473.2KN 吊臂选用材料的许用应力查得为=350MPa 根据强度条件: ZA/A 得 A ZA/ 代入相关数据计算得： A=473200N/350000000Pa =13.52 由以上分析得船舶起重机的吊臂截有效面积达到13.52才能达到起重机吊臂设计要求。 第4章 回转机构设计4.1轴承的选型分析4.1.1安装部位 船舶起重机主要由旋转塔身，吊臂，焊接于甲板上的固定基柱，起升、俯仰及回转机构，液压动力及管路系统，电器控制系统等部分组成。 船舶起重机用转盘轴承安装在起重机塔身底部，内圈下端而与焊接在船甲板上的固定基柱通过螺栓连接，外圈上端而与起重机塔身通过螺栓连接船舶起重机工作时通过回转机构驱动回转小齿轮与转盘轴承内齿圈啮合，实现外圈旋转，从而实现船舶起重机的正常回转。4.1.2受力特点及常用轴承结构转盘轴承的作用是支承船舶起重机和传递扭矩，主要承受轴向力与倾覆力矩。为使主机结构紧凑，轴承直径和高度与正常产品相比要小很多，而且不设置配重，其倾覆力矩可达到轴向力的18倍，两者的比值基本上在14 .9到18之间。目前最常用的结构为双排异径球转盘轴承(图4-1)和三排圆柱滚子组合转盘轴承(图4-2)。由于双排异径球轴承具有以下特点:能承受较大的倾覆力矩，较适合克令吊的工况;抗底板不平度的能力较强，可以弥补连接件的加工误差;径向尺寸相对较小。选择此广泛运用的轴承并进行分析。 图4-1双排异径球转盘轴承 图4-2三排圆柱滚子组合转盘抽承4.2轴承的主参数设计4.2.1安全系数 由于轴承在工作时不经常承受满载荷，回转比较平稳，冲击小，速度慢，取安全系数s=1.15-1.2基本可满足轴承的使用要求。当轴承安全系数低于推荐值时，对轴承座圈刚性的要求相应增高，座圈的变形和倾斜会引起轴承的附加载荷，加剧轴承的早期失效。4.2.2主参数设计（1）球直径 式中:K为钢球直径系数，;C为轴承外圈的宽度。 根据设计经验，总结得出钢球直径系数在下而的范围内选取。=0.250.28=0.220.24 式中:,分别为主推力和反推力钢球的直径系数。因此主推力和反推力钢球的直径分别为=(0.250.28)C=(0.220.24)C（2）球组节圆直径 主推力球组节圆直径 式中:为外圈安装孔中心圆直径;为内圈安装孔中心圆直径，如图2所示。可根据内外圈安装孔直径、长度的不同而进行微量调整。反推力球组节圆直径 （3）接触角 由于该轴承倾覆力矩很大，受力情况恶劣，接触角a远大于常规值，目前国内、外均取=4590（4）钢球数Z 式中:为球数系数。常规转盘轴承设计中，球数系数=1.3,对高载荷轴承,减小至1.151.16，对船舶起重机转盘轴承，在保证保持架强度的基础上将进一步减小，取=1.1。（5）沟曲率系数 为满足重载要求，船舶起重机用轴承的沟曲率采用高承载法，进行特殊设计。在设计时，考虑到轴承转速较慢，不必考虑温升等影响，将沟曲率系数适当减小，提高密合度，从而提高轴承的承载能力，目前采用的沟曲率系数= 0.5150.525，且内、外圈曲率相等。4.3材料及密封结构的选择目前，国内、外均选用合金调质钢作为轴承套圈的材料，在正常轴承力学性能要求上，还应满足:齿圈调质硬度达到260290HB。钢球的材料为常用轴承钢，与一般转盘轴承没有区别。 由于船舶起重机用转盘轴承在工作过程中极易受到海水等外物浸蚀，为防止海水进入导致轴承提前失效，轴承的密封采用双唇橡胶密封结构，并用不锈钢钢丝紧箍在内圈上(图4-3)，该结构可有效防止海水的浸蚀，便于更换，密封效果可靠。 图4-3密封结构4.4工况及载荷回转支承装置承受回转平台上的全部载荷，作用在回转支承装置上的垂直力有自身重量G1和起升载荷PQ，以及相应的冲击或动载作用。水平力有沿着臂架方向的风力，吹在重物上的W1，吹在起重机上的W2，回转时的离心力和垂直于臂架平面内的制动切向惯性力，重物的离心力P1，切向惯性力P11，起重机回转部分自重的离心力P2，切向惯性力P22。 由于回转部分的重心靠近回转中心，可忽略P11、 P22的作用。在回转支承装置上的水平力还有回转齿轮的啮合力Pr，它的大小由小齿轮上所传递的扭矩决定，方向由小齿轮离臂架轴线水平投影位置而定。由于沿臂架变幅平面内(Z-X平面)的力矩大，而在与臂架变幅平面垂直平面内(Z-Y平面)的水平力和力矩较小，在合成时Z-Y平面内的力和力矩可不考虑，把载荷合成为垂直力GP，力矩M和水平力H得： GP=KPQ+G1 M=KPQR+G1L1+W1h+W2hW H=W1+ W2 +P1Prcosr 式中K为超载系数K=0.55(1+),船舶起重机上离心力和风力引起的力矩一般占起升载荷引起的力矩10%左右，则： M=KPQR+G1L1同时水平力H一般远远不到10%的GP ,取H=0. 1G。则：GP=KPQ+G1 M=KPQR+G1L1 H=0.1 GP 最大计算工况为起重机受最大起重力矩工况，即：PQ=245000N，R=28m，此时G1=8000N、 L1=0.3m，把以上数据代入上式得：GP =1.2245000+8000=302000(N)M =1.224500028+80000.3=8234400(Nm)H =0.1 GP=30200(N)4.5回转支撑强度验算根据以上载荷计算和分析，初选JB2300-84系列QWC80025A双排异径球回转支撑，其参数如下：钢球直径 d=0.025 m滚柱长度 L=0.020 m螺栓孔个数 n=40内螺栓中心圆直径 Du=0.736 m 滚道中心圆直径 D0 =0.8 m钢球个数 n1=296钢球之间的隔离宽度 b=0.002 m接触角 =800螺栓直径 d1=0. 020 m齿数 Z=118计算额定静容量Co：座圈材料采用50Mn，滚道表面硬度HRC=166，查表得应力系数f0=32.2公斤/毫米2 。 Co= fod2nsin=32.21070.0252296sin800=58613(kN)根据组合后的外载荷，计算当量轴向载荷Ceq: Ceq=+(KMM/D0)+KHKM, KH:系数，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 因船舶起重机f 为取值范围1.151.2，f实际值在取值范围内，所以选取此型号的回转支撑满足条件。4.5.1回转支撑联接螺栓计算螺栓拉力计算：螺栓最大拉力 P=(4M)/(Dun)Gp/n =(48234400)/(0.73640)302000/40=1111254(N)螺栓计算拉力 Pca1=1.75P=1.751111254=1944694(N)螺栓直径计算d1=(4Pca1/)1/2 式中=/n+1材料选用40Cr调制处理，=900MPa，安全系数n+1，按GB3811-86取1.5，d1=(41944694)/(900106/1.5) 1/2=0.3(m)疲劳破坏验算：当回转支撑工作时，各螺栓中的力是变化的，此时材料的许用应力要比静许用应力小，但比对称循环时的许用应力大。这类载荷相当在一静应力的基础上，加上一对称循环应力。其对称循环应力=0. 25P/ (2A1)=(0.251111254)/23.14(0.3/2)2=1.9(MPa) 对称循环的许用应力为: =0. 38/n式中：=340MPa为调制处理后的40Cr在0.3106循环次数内(即回转支撑装置工作十年的循环次数)的许用疲劳极限。n=4为疲劳极限的安全系数。=42.16 MPa。由于0.3Do=0.24m时，=2.828 GPeke/Do+kHH 由2e/Do=227.3/0.8=68.25,查表ke=1.23，kH=1.72。则 =2.8283020001.23/0.8+1.7230200=1365055(N) Mfmax=1.513650550.0070.8/2=5733(Nm)回转平台倾斜引起的阻力矩MS MS=(Q+q)Rsin+GbrsinG1L1sinsin 倾斜阻力矩的大小随转角的位置而变，式中R、r、L1分别为起重物、吊臂及回转部分自重的重心离回转中心的距离。由于船舶起重机倾斜小，转角几乎为零，所以阻力矩MS可忽略不记。风压引起的回转阻力矩 MW =qf(FQR+CFbrsinCF1L1sin)sin 式中qf为风压力，由设计规范取60%的标准风压，则为90N/m2；FQ、Fb、F1和R、r、 L1分别为起重物、吊臂和回转部分的迎风面积及其形心离回转中心的距离，值分别为5 m2、2.7 m2、2 m2、2m、1m、0.3m；C为风载体系数取1.2。显然，风阻力矩最大值是当=/2时，则 MWmax = qf(FQR+1.2Fbr1.2 F1L1)=90(52+1.22.711.220.3) =1127(Nm)惯性引起的回转阻力矩MP惯性引起的回转阻力矩有三部分组成：起重物的惯性、吊臂和其他回转部分的惯性以及旋转零件的惯性所引起得阻力矩。 MP=n(Q+q)R2+4G1+1.1i2GD2/4/93.5t 式中n为回转速度；t为回转启动时间，一般在410s；GD2为马达轴上的零件的飞轮矩；末项比重很小，仅占12%，故可省略。代入数据可得： MP =0.45(24500028+48000)/(93.54) =8292(Nm) 回转阻力矩： Msw1=Mfmax+MSmax+MWmax+MP=15152(Nm)2） 马达轴回转功率 式中为马达超载系数，由手册查得，液压马达取为1；NSW以千瓦计，Msw1则以公斤-米计，n以转/分计，代入数据可得： NSW=(151520.45)/(9750.851)=8.23(kw)3）回转小齿轮设计小齿轮用40Cr，调质处理，硬度在241HB286HB,平均取260HB。初选小齿轮齿数：Z1=25由T1/T2=Z1/Z2,则T1=Z1T2/Z2=2515152/116=2427(Nm)由于m=6，可得小齿轮分度圆直径d1=m Z1=150mm齿宽系数取d=0.4初步齿宽b=d d1=0.4150=60(mm)小齿轮b1=60+(510)=70(mm)校核计算：圆周速度V=d1n1/(601000)=3.1415015.6/(601000)=0.12m/s精度等级选8级精度使用系数KA =1动载系数KV 由于运行平稳、速度低，故取KV =1齿间载荷分配系数KH： Ft=2/=224271000/150=32366NKAFt/b=32366/60=539mm100N/mm由KA Ft /b可取KH=1.2=1.883.2(1/Z1+1/Z2)cos=1.73Z=0.87齿向载荷分布系数KH：KH=A+B(b/d1)2+C10-3b=1.17+0.160.4+0.6110-360 =1.27载荷系数K： K=KAKV KHKH=111.21.27=1.524弹性系数ZE ： ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH=2.5接触最小安全系数Shmin： Shmin=1.25总工作时间th： th=1030080.2=4800h应力循环次数NL：NL=60rn th =60115.64800=4.5接触寿命系数ZN ZN=1.45许用接触应力H： H= HlimZN/SHmin= 7501.45/1.25=870(Mpa) H=ZEZHZ =189.82.50.87=804(MPa) H计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整，否则，尺寸调整后还应再进行验算。由于采用正常齿轮，所以齿顶高系数取为0.8，顶隙系数取为0.3，分度圆压力角度数为标准值=20。确定小齿轮的其它参数如下：分度圆直径：d=mZ=625=150(mm)齿顶高：ha=m=0.86=4.8(mm)齿根高：hf= (+)m=6.6(mm)齿全高：h=(2+)m=11.4(mm)齿顶圆直径：da=d+2ha=159.6(mm)齿根圆直径：df=d2hf=15026.6=136.8(mm)基圆直径：db=dcos=150cos20=141(mm)齿距：P=m=18.84(mm)齿厚：s=m/2=9.42(mm)齿槽宽：e=m/2=9.42(mm)基圆齿距：Pb=P cos=17.7(mm)法向齿距：Pn= Pb =17.7(mm)顶隙：c=m=0.36=1.8(mm)4）选择液压马达由上可选择NHM6500B型低速大扭矩马达，此类马达具有噪声低、起动转矩大、低速稳定性好、效率高、寿命长、转速范围宽等优点。排量491mL/r，额定压力20MP，输出转矩1467Nm。马达的出口流量Q=8.33(L/min)5） 键联接的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，查阅机械设计表6-1得许用积压应力，取。 由= =424271000/(405042)=115 所以该平键的挤压强度满足，键是安全的。第5章 液压系统原理设计及液压元件选择5. 1液压系统型式5.1.1开式和闭式系统按油液循环方式不同，液压系统可分为开式系统和闭式系统。开式系统是指液压泵从油箱吸油，把压力油输给执行元件，执行元件排出的油则直接流回油箱(图5-la)。开式系统结构简单，液压油能够得到较好的冷却，油液中杂质易沉淀，但油箱尺寸较大，空气、脏物容易进入系统中去，会导致工作机构运动的不平稳。在实际应用中多用于发热较多的液压系统，如具有节流调速回路的系统。在开式系统中，采用的液压泵为定量泵或单向变量泵，考虑到泵的自吸能力和避免产生吸空现象，对自吸能力差的液压泵，通常将其工作转速限制在额定转速的75%以内，或增设一个辅助泵。工作机构的换向则借助于换向阀。换向阀换向时，除了产生液压冲击外，运动部件的节流损失将转变为热能，而使油温增加。但由于开式系统结构简单，因此仍为大多数工程机械采用。闭式系统是指液压泵的排油腔直接与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，油液在系统的管路中进行封闭循环(图5-lb油路II)。闭式系统油箱尺寸小、结构紧凑、执行元件回油管和液压泵吸油腔直接连通，减少了空气及脏物进入系统的机会，但油液的冷却条件差，需要辅助泵进行换油冷却和补偿漏油，结构比较复杂。一般情况下，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于两腔流量不等，在工作中会使功率利用下降。所以闭式系统的执行元件一般为液压马达。5.1.2单泵和多泵系统按系统中的液压泵数量，液压系统可分为单泵系统和多泵系统。单泵系统是指由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统(图5-la)。 单泵系统适合于不需要进行多种复合动作的工程机械，如推土机等铲土运输机械的液压系统。多泵系统是多个单泵系统的组合(图5-lb)。每台泵可以分别向各自回路中的执行元件供油。每台泵的功率是根据各自回路中的功率而定。例如:当系统中只需要进行单个动作而又要充分利用发动机功率时，可采用合流供油方式，即几个液压泵流量同时供给一个执行元件，这样可使工作机构的运动速度加快。图5-1b为三泵液压系统原理图，特点是回转机构采用独立的闭式系统，而其它两个回路为开式系统，这样可以按照主机的工作情况，把不同的回路组合在一起，以获得主机最佳的工作性能。 图5-1液压系统图5. 2液压系统的控制5.2.1定量节流控制系统定量系统是指采用定量泵的液压系统。定量系统所用的液压泵为齿轮泵、叶片泵或柱塞泵。由于是定量泵，当发动机转速一定时，流量也一定。而压力是根据工作循环中需要克服的最大阻力确定的，因此液压系统工作时，液压泵功率是随工作阻力变化而变化的。在一个工作循环中液压泵达到满功率的情况是很少的，这就造成了发动机的功率损耗。在定量系统中，执行元件的速度是由控制元件以节流方式控制的，如图5-la中，泵输出的流量一定，进入油缸的油液流量大小由换向阀控制，当需要控制液压缸的速度时，操纵换向阀阀杆使阀芯与阀体之间的流油通道变小，从而减少流入液压缸的油量，减少的部分通过溢流阀流回油箱，从而