MQ2535單臂架門座起重機回轉(zhuǎn)機構設計【說明書+6張CAD圖紙】

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Compared with traditional design methods, computer-aided design greatly improves design efficiency and reduces manufacturing costs. CAD / CAE technology is also the future development trend of the machinery industry. This article mainly uses CAD / CAE to design the slewing mechanism of single-arm gantry crane, and mainly performs the following work: (1)The overall design of the crane: the determination of the main technical parameters, the determination of the working mechanism and the metal structure, the determination of the main dimensions of the boom system, the calculation of the load and the load combination, the calculation and verification of the wheel pressure, the calculation of the stability of the whole machine, the impact force of the vehicle block Calculation, calculation of crane's anti-skid safety, etc. (2)Design of slewing mechanism: the design and selection of the slewing bearing device, the design of the slewing drive device, including the design selection and verification of the motor, reducer, coupling, brake and other components, and on this basis, CAD software is used to draw the slewing mechanism assembly figure and parts drawing of each component. (3)Using Solidworks to model the slewing mechanism includes modeling and assembling each component to obtain a complete slewing mechanism model. (4)The kinematics simulation of the slewing mechanism through ADAMS includes importing models, supplementing characteristics, applying constraints, adding power, running simulation, data analysis and other links. Most of the work in this design is based on CAD / CAE, which is in contrast to traditional design methods, so it has certain reference significance for optimizing the design plan and shortening the design cycle. Key words: Single boom portal crane; Slewing mechanism; CAD/CAE II 目 錄 第1章 緒論 1 1.1本課題研究的目的及意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀分析 1 1.3 本文研究的主要內(nèi)容與技術方案 2 第2章MQ2535門座式起重機整體設計 4 2.1 主要技術參數(shù) 4 2.2 主要工作機構和金屬結構形式 7 2.2.1 各機構組成及布置形式 7 2.2.2 確定金屬結構的形式 10 2.3 臂架系統(tǒng)總體設計 11 2.3.1貨物水平位移補償系統(tǒng)設計 11 2.3.2 臂架自重平衡系統(tǒng)設計 15 2.4 計算載荷和載荷組合 18 2.4.1 計算載荷 18 2.4.2 載荷組合 25 2.5 輪壓計算 25 2.5.1 支承反力計算 25 2.5.2 危險工況支反力計算 27 2.5.3 輪壓校核 27 2.6 整機穩(wěn)定性計算 28 2.7 車擋沖擊力計算 31 2.8 起重機抗風防滑安全性計算 32 2.9 本章小結 33 第3章 MQ2535門座式起重機的回轉(zhuǎn)機構設計 34 3.1 回轉(zhuǎn)機構概述 34 3.2 回轉(zhuǎn)支承裝置設計及計算 34 3.2.1 回轉(zhuǎn)支承裝置的構造 34 3.2.2 回轉(zhuǎn)支承裝置的計算與選型 35 3.3 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置設計計算 39 3.3.1 回轉(zhuǎn)阻力矩計算 39 3.3.2 電動機容量的選定及驗算 41 3.3.3 傳動裝置總傳動比及減速器的選擇 44 3.3.4 極限力矩聯(lián)軸器 44 3.3.5 制動器的選擇及校驗 44 第4章 回轉(zhuǎn)機構的三維建模 46 4.1 三維建模簡介 46 4.2 基于Solidworks的回轉(zhuǎn)機構三維建模 47 4.2.1 回轉(zhuǎn)機構各部分的三維建模 47 4.2.2 回轉(zhuǎn)機構的裝配 51 4.3 本章小結 52 第5章 回轉(zhuǎn)機構ADMAS仿真 53 5.1 ADAMS軟件簡介 53 5.2 回轉(zhuǎn)機構ADAMS建模 54 5.3 回轉(zhuǎn)機構運動學仿真分析 56 5.4 本章小結 58 第6章 總結與展望 59 6.1 本文總結 59 6.2 環(huán)境影響和經(jīng)濟性分析 60 6.3 展望 60 參考文獻 61 致 謝 62 武漢理工大學畢業(yè)設計（論文） 第1章 緒論 1.1本課題研究的目的及意義 門座式起重機是船舶修造行業(yè)應用十分廣泛的一種特種機械設備[1]，它具有高效的作業(yè)能力、低成本建設費用，機動靈活，通用性強等優(yōu)點。因此，門座式起重機在港口裝卸運輸過程中起到了重要的制作用。目前，國內(nèi)專業(yè)生產(chǎn)大型起重機的廠家很多，如上海振華、中聯(lián)重科、河南衛(wèi)華集團等。而在國外最有代表性的生產(chǎn)廠家主要有歐美的利勃海爾、特雷克斯-德馬格、馬尼托瓦和日本的神鋼等。 隨著門座式起重機大型化的發(fā)展趨勢,采用鋼絲繩變幅的單臂架門座起重機逐漸取代了四連桿門座起重機在市場上的主導地位[2]，因此對單臂架起重機進行優(yōu)化設計，改進其結構使其更加合理，使用更加便利，成本更加低廉，具有重要的現(xiàn)實意義。而回轉(zhuǎn)機構作為門座起重機的工作性機構，其工作情況的好壞直接影響門座起重機的工作效率。由于具有體積小、受力大、工況惡劣等特點，其使用壽命直接影響整機使用壽命。因此，正確合理的設計回轉(zhuǎn)機構對門座起重機具有重要意義[3]。 我國在起重機設計方面起步較晚，但近些年來依靠一些高等學院校在起重機設計的優(yōu)化理論方面進行的探索與推廣工作，起重機的現(xiàn)代化設計方法已經(jīng)逐漸進入實用階段，對起重機的靜強度、靜剛度及動剛度等方面進行優(yōu)化分析，同時與力學、材料學、電氣控制、自動化等多門學科的關系起來越緊密，學科交叉帶來的新思維方法使得本領域得以突破與發(fā)展。然而，港口起重機在設計方法上卻仍舊相對落后，目前來看，起重機的設計大多采取半理論、半經(jīng)驗相結合，以數(shù)學和力學為基礎，以《起重機設計規(guī)范》為標準來設計出一臺能夠完成所要求功能的起重機，這是使用最多、最傳統(tǒng)但也是最安全、最便捷的一種方法。但是，這種傳統(tǒng)的設計理念存在著一定的弊端。雖然在金屬結構的強度、剛度、穩(wěn)定性上完全能夠也很容易滿足要求，但材料的使用上卻沒有一個較好的處理，這就相當于用更多的材料來保證結構的安全性能，在某種程度上造成了浪費同時也增加了起重機械的質(zhì)量和占地空間。因此，“輕量化”的設計理念被提出來。顧名思義，“輕量化”的含義簡單的來說就是減少起重機械的質(zhì)量和體積，使它能在更多的場合更好的發(fā)揮出作用。由于起重機構造的復雜性，對現(xiàn)有的結構進行優(yōu)化改進是實現(xiàn)“輕量化”的重要途徑之一。 計算機行業(yè)的飛速發(fā)展，使得通過計算機輔助技術進行設計成為可能。因此，有限元、matlab、虛擬樣機等先進的優(yōu)化技術被廣泛用于起重機設計中，以實現(xiàn)對起重機現(xiàn)有結構的改進優(yōu)化。 MQ2535單臂架門座起重機的總體設計方案已經(jīng)相當成熟，本次設計重點在于對其回轉(zhuǎn)機構進行優(yōu)化設計。與傳統(tǒng)設計方案不同，本次設計主要依靠CAD/CAE，在縮短設計周期，提高設計精度等方面有極大的提升。本次畢業(yè)設計是對我們綜合性實踐能力和專業(yè)素質(zhì)的全面考核，這一過程需要我們對大學所學的專業(yè)課程如理論力學、材料力學、結構力學、起重運輸機械、機械制圖、機械設計等融會貫通并學以致用，同時還要具備一定的自學能力，如文獻檢索和仿真軟件的應用等都需要自己主動學習。其次，通過論文寫作還可以鍛我們的文字表達能力，為將來繼續(xù)深造或者走上工作崗位夯實基礎。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀分析 計算機輔助設計（CAD）和計算機輔助工程（CAE）是目前國內(nèi)外進行優(yōu)化設計時常用的輔助技術。以國內(nèi)為例：哈爾濱工業(yè)大學的車仁煒等[4]基于等效元素法建立了隨車起重機變幅機構的動力學模型，得到了其動力學方程，在ADAMS平臺上進行動力學仿真，為機構優(yōu)化設計及控制提供了理論依據(jù)；天津大學的吳麗蕊[5]分析了門機的主要運動機構系統(tǒng)，并設計Simulink仿真模型，結合SolidWorks和ADAMS軟件建立了虛擬樣機模型，驗證了Simulink模型的準確性；上海亦凡機械設計有限公司的曹三平[6]通過建立三維實體模型以及有限元強度分析，最終實現(xiàn)了大型門座式起重機鋼結構的創(chuàng)新優(yōu)化設計；武漢理工大學的劉德作[7]以ANSYS為平臺，以MQ518門座起重機臂架結構為研究對象，獲得了該結構的有限元模型及其動態(tài)響應，得到了一些有用的結論；天津理工大學的楊士龍等[8]利用SolidWorks 和ANSYS軟件進行MQ2533門座式起重機門架結構的三維建模以及有限元仿真分析，得出圓筒與主梁連接處是局部應力最大區(qū)域的結論；武漢理工大學的董熙晨等[9]采用ANSYS軟件建立轉(zhuǎn)臺結構、回轉(zhuǎn)支承及圓筒結構裝配體模型，對回轉(zhuǎn)支承大齒圈斷齒故障原因進行分析研究并給出了改善方案。 國外學者在進行起重機設計時也較多采用計算機輔助技術，馬來西亞大學電氣工程學院機電工程系的Alhassan等[10]研究了二維非線性龍門起重機的控制，提出了基于系統(tǒng)參數(shù)變化的起重機的非線性和線性模型的動態(tài)仿真，首先使用拉格朗日方程推導出非線性模型，然后用泰勒級數(shù)近似的線性化，最后使用MATLAB仿真，結果表明了小車的位移和負載振蕩取決于系統(tǒng)參數(shù)如電纜長度、負載質(zhì)量等；Yingguang Chu等[11]從現(xiàn)代復雜工程系統(tǒng)設計，多域動態(tài)系統(tǒng)的建模和仿真，用于通信和可視化的大量數(shù)據(jù)交換的角度討論了復雜多域系統(tǒng)的虛擬原型設計中的問題，并完成了海上起重機虛擬樣機系統(tǒng)的設計和運行；A.Arena等[12]首先將集裝箱建模為一個剛體，該剛體從吊車上彈性懸掛下來，并沿著吊臂和大梁頂部的軌道運行。在此基礎上討論了關于約束模型的差異，在約束模型中，電纜是不可拉伸的。并在大型集裝箱起重機上進行了實驗研究，將模態(tài)特性與阻尼系數(shù)一起確定為集裝箱高度的函數(shù)。此外，在數(shù)值模擬和實驗測試的背景下，都突出了由涉及了某些模式的大振幅振蕩引起的非線性。通過將預測與實驗結果進行比較，得出可以采用時間積分來驗證機械模型的結論。其在研究三維起重機響應時，還考慮了典型的工作機動以及風荷載的影響；Dong Hun Lee等[13]首先通過非線性有限元方法進行識別，然后嘗試通過改變結構構件的尺寸來最小化結構重量，同時使極限強度保持不變，最后得出結論：與基于允許工作應力的設計方法相比，基于極限狀態(tài)的設計方法提供了更經(jīng)濟，更安全的結構；Caglayan等[14]研究了龍門起重機梁結構的疲勞壽命，通過建立有限元模型進行了數(shù)值分析，以評估剩余的疲勞壽命，并給出了解決方案；Hong K S等[15]開發(fā)了安裝在船上的集裝箱起重機的動力學模型，并通過比較實驗結果和仿真結果，驗證其準確性。 通過以上多位學者的研究方法不難看出，目前對于起重機的設計方法相較傳統(tǒng)已經(jīng)發(fā)生很大的改變：計算機輔助設計取代了以往的經(jīng)驗估算設計，極大地提高了設計精度；有限元分析和動態(tài)仿真被用來研究結構的受力以及機構的運動情況，與傳統(tǒng)的靜態(tài)分析相比，設計的準確性、效率等都得到了全面地提升。由此可見，傳統(tǒng)的設計方案逐漸被淘汰，計算機輔助設計已經(jīng)被廣泛的應用。 1.3 本文研究的主要內(nèi)容與技術方案 起重機傳統(tǒng)的設計方案已經(jīng)難以滿足需要，對起重機的設計理念也已開始轉(zhuǎn)型，因此本文主要利用CAD/CAE對單臂架門座式起重機的回轉(zhuǎn)機構進行設計。具體的設計思路如下： 第2章主要進行MQ2535門座式起重機的整體設計，包括確定設計參數(shù)、主要機構的布置形式和金屬結構、臂架系統(tǒng)的尺寸設計、計算載荷、輪壓計算、穩(wěn)定性校驗、車擋沖擊力與抗風防滑安全性等。 第3章主要進行回轉(zhuǎn)機構的設計，包括回轉(zhuǎn)支承軸承的選則，回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置組成部件的設計與校驗，通過CAD軟件繪制回轉(zhuǎn)機構裝配圖與零件圖等。 第4章主要進行回轉(zhuǎn)機構的三維建模，通過三維建模軟件Solidworks，首先將回轉(zhuǎn)機構的各個零部件分別建模，包括電動機、箱體、減速器、小齒輪與回轉(zhuǎn)軸承等，再通過軟件的裝配功能將這些獨立的零件裝配成一個完整的回轉(zhuǎn)機構三維模型。 第5章主要進行回轉(zhuǎn)機構的運動學仿真，利用仿真軟件ADAMS，在進行添加物理特性、約束、動力等操作后，可以對回轉(zhuǎn)機構的運動情況進行仿真模擬，同時得到仿真結果并進行分析。 3 第2章MQ2535門座式起重機整體設計 2.1 主要技術參數(shù) 起重機的技術參數(shù)是衡量起重機的作業(yè)能力以及設計與選型的重要依據(jù)，主要是包含以下幾部分：額定起重量、起升高度和下降深度、跨度(橋架型起重機)、幅度(臂架型起重機)、機構工作速度和工作級別等。 （1）額定起重量 起重量代表了起重機的起重能力。即在起重機安全正常工作的情況下，起重機能起升的最大凈起重量，它的單位是千克或噸。本次設計的門座式起重機以吊鉤作為取物裝置，因此額定起重量并不包括吊鉤的質(zhì)量，它僅由有效起重量即允許起升的最大貨物質(zhì)量組成，此次額定起重量為。 （2）幅度 幅度是臂架型起重機的特有參數(shù)，其代表了起重機的工作范圍。對于用于港口生產(chǎn)工作的旋轉(zhuǎn)起重機來說，幅度指的是取物裝置的垂直中心線與起重機的回轉(zhuǎn)中心線間的水平距離。幅度有最大幅度和最小幅度之分，最大幅度是指當臂架運動到最遠時的幅度，最小幅度是指當臂架在最近位置時的幅度。本次設計門座式起重機的最大幅度,最小幅度。 （3）起升高度和下降深度 起升高度和下降深度同樣代表著起重機的工作范圍。起升高度是指起重機支承面至取物裝置最高工作位置之間的垂直距離，下降深度是指支承面至取物裝置最低工作位置的距離。本次設計的起重機的起升高度，下降深度，總起升高度。 （4）軌距 對于臂架型起重機來說，軌距是指大車運行軌道中心線之間的水平距離，其單位是。本次設計的軌距。 （5）基距 在與起重機縱向運行相平行的方向上測定出的起重機支承中心線之間的水平距離即為基距，其單位是。本次設計的基距。 （6）工作速度 工作速度表示工作機構動作的快慢程度，也即在穩(wěn)定運動狀態(tài)下各工作機構的速度，主要包含起升、回轉(zhuǎn)、變幅和運行速度四個部分。 本次設計的起重機各機構的運行速度分別為： 起升速度，回轉(zhuǎn)速度，變幅速度，運行速度 。 （7）許用輪壓 輪壓的表示的是起重機的一個車輪對軌道的垂直載荷，單位是或。在工作狀態(tài)下其具有最大值和最小值。本次設計的起重機工作狀態(tài)的最大許用輪壓。 （8）工作級別 工作級別基于起重機起重量和時間的利用程度以及工作循環(huán)次數(shù)的特性，其表明了起重機使用頻繁程度和受載輕重程度。主要分為起重機整機的工作級別(Al-A8）和各機構的工作級別(M1-M8）。本次設計的起重機整機的工作級別為A8，起升機構、變幅機構、回轉(zhuǎn)機構、運行機構的工作級別分別為M8、M7、M7、M4。 （9）計算風壓 本次設計的起重機主要用于港口貨物的裝卸運輸，所以風壓可劃分為工作狀態(tài)和非工作狀態(tài)的計算風壓，這兩種狀態(tài)的最大計算風速分別為和。已知計算風壓與風速的關系：，因此，工作狀態(tài)計算風壓，非工作狀態(tài)計算風壓。 （10）貨物偏擺角 起升鋼絲繩相對于鉛垂線的偏擺角，稱為貨物的偏擺角。分為正常偏擺角和最大偏擺角。本次設計中，在臂架擺動平面：，；在垂直臂架擺動的平面，。 通過上述分析，本次設計的起重機的主要設計參數(shù)如表2.1所示。 表2.1 主要設計參數(shù)表 主要參數(shù) 取值 額定起重量 25t 最大工作幅度 35m 最小工作幅度 10.5m 起升高度 28m 下降深度 15m 軌距 10.5m 基距 10.5m 起升機構運行速度 60m/min 回轉(zhuǎn)機構運行速度 1.2r/min 變幅機構運行速度 50m/min 運行機構運行速度 25m/min 許用輪壓 250kN 整機工作級別 A8 起升機構工作級別 M8 回轉(zhuǎn)機構工作級別 M7 變幅機構工作級別 M7 運行機構工作級別 M4 工作狀態(tài)計算風壓 250 非工作狀態(tài)計算風壓 1891 貨物偏擺角（臂架擺動平面） ， 貨物偏擺角（垂直臂架擺動平面） ， 2.2 主要工作機構和金屬結構形式 門座起重機作為港口進行貨物裝卸作業(yè)的機械，其每個工作循環(huán)都包含取物、滿載運送、卸貨、空載返回等環(huán)節(jié)。每個工作循環(huán)中，相關的工作機構都作正向和反向的交替運動,啟制動非常頻繁，而且受到的載荷的大小和方向都是變化的，因此為了能夠應對這種特殊的工作特點，起重機的各個機構和結構的設計都必須滿足要求。單臂架門座式起重機除了前面提到的四種工作機構外，還包括金屬結構(如臂架、人字架、轉(zhuǎn)臺、門架等部分)、動力裝置和控制系統(tǒng)等。 2.2.1 各機構組成及布置形式 （1）起升機構的組成及布置形式 起升機構是使貨物升降的機構，是起重機械中最基本的機構。 起升機構一般由驅(qū)動及制動裝置、鋼絲繩滑輪組卷繞系統(tǒng)、取物裝置等組成。 其中驅(qū)動裝置（又稱起升絞車）決定了起重機的工作能力，因此對其合理設計十分關鍵。驅(qū)動裝置由電動機、制動器、聯(lián)軸器、卷筒及機架等組成，根據(jù)取物裝置的不同又可劃分不同型式的布置方案。由于本次設計是吊鉤作業(yè)，所以采用電動機軸與卷筒軸平行布置的方案，這是最常用也是效率較高的一種型式，如圖2.1所示。 （1.電動機；2.聯(lián)軸器；3.制動器；4.減速器；5.卷筒) 圖2.1 起升機構驅(qū)動裝置布置形式 （2）運行機構的組成及其布置形式 運行機構是使起重機大車或小車改變其工作位置的機構，同時還可以承載并將其傳遞給基礎。運行機構主要包含支承裝置、驅(qū)動裝置、安全裝置等。運行機構按驅(qū)動方式分為牽引式和自行式兩種，其中自行式的驅(qū)動裝置結構簡單，易于實現(xiàn)且便于控制。本次設計采用自行式中的分別驅(qū)動方案，其具體的布置形式如圖2.2所示。 (1.電機；2.制動器；3.減速器；4.車輪；5.均衡梁；6.均衡車架) 圖2.2 運行機構組成及布置形式 （3）回轉(zhuǎn)機構的組成及布置形式 回轉(zhuǎn)機構是使貨物繞回轉(zhuǎn)中心線作回轉(zhuǎn)運動的裝置，其一般由回轉(zhuǎn)支承裝置和回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置組成。其中回轉(zhuǎn)支承裝置是用來將回轉(zhuǎn)部分支承在固定部分上并傳遞載荷，而回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置則為回轉(zhuǎn)運動提供了動力。 回轉(zhuǎn)支承裝置按照使用要求的不同可劃分為柱式和盤式，前者又可分為轉(zhuǎn)柱式和定柱式回轉(zhuǎn)支承裝置兩種，后者則分為滾輪式、滾子夾套式和滾動軸承式三種。由于滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承裝置能同時承受垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩，且具有回轉(zhuǎn)精度高、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、裝配和維護簡單等特點，結合本文設計的起重機的工作特點，所以選取滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承裝置。 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置由原動機(如電動機、液壓馬達等)、傳動裝置、末級齒輪傳動（回轉(zhuǎn)小齒輪與大齒圈的嚙合傳動）組成。根據(jù)用途和構造不同，回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置的布置方式也不盡相同，本次設計選擇將驅(qū)動部分安放在回轉(zhuǎn)部分上，最后一級大齒圈固定的布置方式。選取的回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置的形式為：立式電動機—聯(lián)軸器—水平安置的制動器—軸線垂直布置的立式行星齒輪減速器—末級小齒輪傳動，如圖2.3所示。 （4）變幅機構的組成及其布置形式 變幅機構是改變起重機幅度和起升高度的機構，它也是臂架型起重機主要的工作機構。根據(jù)工作要求的不同，變幅機構的作用可分為：一是改變起重機的工作范圍使其能夠滿足不同的裝卸要求；二是提高起重機非工作時的通過性。 目前，變幅驅(qū)動裝置有多種形式。為了能夠達到生產(chǎn)率的要求，港口起重機需要有較高的效率，同時，由于齒條驅(qū)動形式具有可以承受雙向力，工作可靠，結構緊湊，傳動效率高，安裝維護方便等優(yōu)點并且可以在效率較高的條件下獲得相當緊湊的結構，因此本次設計的起重機的變幅機構采用齒條驅(qū)動，如圖2.4所示。 （1.電機；2.制動器；3.減速器；4.回轉(zhuǎn)支承裝置) 圖2.3 回轉(zhuǎn)機構組成及布置形式 （1.減速器；2.低速軸聯(lián)軸器；3.制動器；4.浮動軸；5.齒條；6.高速軸聯(lián)軸器； 7.電動機) 圖2.4 變幅機構組成及布置形式 2.2.2 確定金屬結構的形式 金屬結構是起重機的支架，它構成了起重機的外形特征，是起重機不可或缺的結構。不僅提供了起重機的工作空間，同時也承受了各種載荷并將其傳遞給基礎，是起重機能正常工作的基礎。本次設計的MQ2535型單臂架門座式起重機的金屬結構主要由以下四部分組成。 （1）臂架系統(tǒng) 臂架系統(tǒng)是起重機械中最重要的結構形式之一，是起重機的主要承載金屬結構，按照結構形式的不同可分為單臂架和四連桿組合臂架，本次設計采用單臂架式臂架系統(tǒng)。此類型的臂架主要由一根單臂架組成。 圖2.5 臂架結構簡圖 （2）人字架 門座式起重機的人字架主要起承載作用。本次設計的人字架采用桁架式，如圖2.6所示。 （1.小拉桿；2人字架；3立柱；4活對重；5平衡梁） 圖2.6 人字架結構簡圖 （3）轉(zhuǎn)臺 回轉(zhuǎn)平臺是起重機回轉(zhuǎn)部分的基礎，一般由主梁、橫梁及平板組成。為了配合前述選擇的滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承裝置，本次設計選擇與滾動軸承相連的回轉(zhuǎn)平臺。 （1.配重；2.轉(zhuǎn)臺結構；3.人孔蓋） 圖2.7 轉(zhuǎn)臺結構簡圖 （4）門架 門架是承受起重機的自重以及其它各種載荷同時保證起重機能夠正常運轉(zhuǎn)的機構，一般有桁架式、交叉式、八桿式、和圓筒式等，本次設計采用圓筒式門架。主要材料為Q235-B。 2.3 臂架系統(tǒng)總體設計 2.3.1貨物水平位移補償系統(tǒng)設計 在變幅過程中，貨物重心高度的改變會使變幅驅(qū)動裝置功率損耗增加，因此要對臂架系統(tǒng)進行合理設計，使得變幅時貨物可以沿水平線或近似水平線軌跡移動，而實現(xiàn)上述功能的系統(tǒng)也被稱為貨物水平位移補償系統(tǒng)。根據(jù)原理不同，可將其劃分為繩索補償法和組合臂架補償法。由于是單臂架門座起重機，所以本次設計采用繩索補償法。 繩索補償法的原理可以簡單概述為：通過起升鋼絲繩長度的變化來補償貨物升降的高度變化。 繩索補償法中包括滑輪組補償，導向滑輪補償、橢圓規(guī)原理補償及卷筒補償?shù)?。本次設計采用滑輪組補償方案，以下是圖解法的設計過程。 （1） 設計內(nèi)容 ①確定臂架的長度，起升滑輪組倍率和補償滑輪組倍率，臂架下鉸點的位置和補償滑輪組中定滑輪的支點的位置。 ②對設計完成的單臂架系統(tǒng)進行校驗，如貨物水平位移補償能否滿足要求。 （2）設計原則 在符合設計要求的基礎上，最大程度地減小由貨物產(chǎn)生的對點的未平衡力矩，從而使貨物的運動軌跡近似為一條水平線。 （3）設計參數(shù) 根據(jù)設計任務書，可得出如下初始參數(shù)：最大工作幅度，最小工作幅度 ，起升高度。 （4）設計方法 ①根據(jù)已知數(shù)據(jù)以及起重機總體布置要求，同時參考已有設計經(jīng)驗，初步確定臂架的長度，臂架下鉸點距回轉(zhuǎn)中心線的距離，起升滑輪組倍率，補償滑輪組倍率。 為了使貨物的實際運動軌跡更加接近水平線，將最大幅度時臂架軸線與水平線的夾角取為30o，最小幅度時臂架軸線與水平線的夾角取為77o。 ②由于在變幅過程中，貨物是沿近似水平線運動的，按照這個原則，可以將補償滑輪組中定滑輪的支點位置初步確定下來，即圖2.8中補償點的位置。 通過圖解法確定點位置的依據(jù)：根據(jù)三力匯交的原理，繩索的拉力和起升載荷的合力作用線通過臂架的下鉸點，由此可推導出，引起的合力對臂架下鉸點的力矩在變幅過程中的各個位置上都為零。 圖2.8 確定補償點圖解 確定點位置的具體流程： a.首先選定兩個臂架端點位置和，這兩個位置分別選擇在最小幅度外側(cè)和最大幅度內(nèi)側(cè)處，其中，如圖2.8中所示。 b.在臂架端點位置，即和處按照同樣的比例分別做出起升載荷以及補償滑輪組鋼絲繩對臂架的拉力，其中,此時拉力的方向暫時未知。由于要滿足由貨物引起的變幅阻力矩為零，所以和的合力、的作用線就要通過點。與此同時，按照三力匯交合成的原理，可推導出。由此便可將拉力的方向最終確定下來，然后分別將和延長，它們的交點位置就是所求的補償點。一般情況下，點位置大約在臂架下鉸點的上前方。 （5）檢驗貨物水平位移高度偏差 在全部工作幅度范圍內(nèi)共選取8個臂架位置（如圖2.9中），測量貨物高度差以及繩索的長度差，并通過下列公式可算出貨物移動過程中相對理論水平線的高度偏差值： （2.1） 根據(jù)測量數(shù)據(jù)，利用excel作出變幅過程中貨物的實際水平位移曲線（如圖2.10）。 貨物水平位移的最大高度偏差值應滿足： （2.2） 由表2.2可知，，即最大水平位移高度差滿足要求。 圖2.9 水平位移高度偏差圖解 表2.2 水平位移高度差 幅度 35000 33479 5900 0 32156 32159 10130 270 28875 30966 13837 398 25410 29963 16874 426 21236 29018 19683 400 16625 28248 21959 366 13907 27913 22963 341 10500 27609 23894 317 圖2.10 貨物水平位移高度差曲線 表2.3 貨物未平衡力矩 幅度 合力 力臂 未平衡力矩 35000 850.65 761 647.34 32798 872.85 478 417.22 29846 899.75 217 195.25 26611 923.95 41 37.88 22244 950.10 66 -62.71 17913 970.05 61 -59.17 14736 981.35 6 5.89 12962 986.45 39 38.47 11596 989.80 79 78.19 10500 992.15 114 113.11 （6）校驗貨物未平衡力矩 在全部工作幅度范圍內(nèi)共選取10個臂架位置，按照下列公式計算未平衡力矩： （2.3） 根據(jù)測量數(shù)據(jù)，利用excel作出貨物的未平衡力矩變化曲線（如圖2.11）。 貨物未平衡力矩的最大值應滿足： （2.4） 由表2.3中數(shù)據(jù)可知，，即貨物未平衡力矩滿足要求。 圖2.11 貨物未平衡力矩曲線 2.3.2 臂架自重平衡系統(tǒng)設計 在變幅過程中，臂架的重心高度會發(fā)生改變，此時就需要變幅驅(qū)動裝置吸收額外的能量或者做功補償能量損耗。這會造成驅(qū)動功率的極大消耗，所以需要使臂架系統(tǒng)的重心在變幅過程中盡量不發(fā)生豎直方向的變化，一般可采用臂架自重平衡的方法。按照原理的不同，分為不變重心平衡法、移動重心平衡法和無對重平衡法等。本次設計采用移動重心平衡法中的杠桿—活對重平衡，以下是主要的設計步驟。 （1） 設計內(nèi)容 杠桿尺寸、連桿尺寸和活對重的重量。 （2）設計原則 由臂架自身重力產(chǎn)生的對臂架下鉸點的力矩與活對重對下鉸點的力矩能夠相互抵消時，便可認為臂架自重平衡系統(tǒng)設計符合要求。 （3）設計方法 ①首先按照總體設計要求，將支點的位置暫時確定，并根據(jù)起重機尾部所允許的最大回轉(zhuǎn)半徑確定活對重的擺動半徑，此時越大，活對重的重量越小，越有利于減輕起重機自重。在臂架擺動范圍內(nèi)選取幅度最大Ⅰ、中間Ⅱ以及最小總計三個位置（如圖2.12），并確定臂架處于位置Ⅰ、Ⅲ時與之對應的活對重的位置，。可根據(jù)擺動角度估計活對重所到達的極限位置，根據(jù)以往的設計經(jīng)驗，一般將活對重在臂架處于位置Ⅰ時的上翹角取為，在臂架處于位置Ⅲ時的下擺角取為。本次設計暫時取，。 圖2.12 杠桿活對重平衡系統(tǒng)的圖解 ②初步估算活對重重量，在變幅過程中，臂架升降所引起的能量改變與活對重升降導致的能量變化相互補償，所以通過測量它們的重心高度改變量和并代入下列公式，即可初步確定： （2.5） 同理，當臂架處于中間位置Ⅱ時，根據(jù)能量的變化，便可確定此時活對重的位置： （2.6） ③為了確定杠桿前端長度，可假定活對重和臂架的相對位置不變，此時將活對重從和繞反轉(zhuǎn)到與重合的位置上，測出轉(zhuǎn)動的角度分別為和,那么臂架鉸點和也將繞轉(zhuǎn)動相同的角度和到了和。由于小拉桿長度恒定，所以點與、、之間的距離是相同的。所以分別做和的中垂線，它們的交點即為點。綜上，平衡杠桿前端長度以及小拉桿長度便確定下來。 （4）臂架平衡系統(tǒng)的校驗 ①在臂架擺動范圍內(nèi)選取10個不同位置(與進行貨物水平位移校驗的位置重合)。分別計算這10個臂架位置的未平衡力矩，如表2.4，并通過excel繪制未平衡力矩的曲線，如圖2.13所示。 （2.7） 式中 ——由臂架與其平衡系統(tǒng)重力導致的的未平衡力矩；說明未平衡力矩使臂架逆時針擺動，說明未平衡力矩使臂架順時針擺動； ——由平衡重力導致的對臂架下鉸點的力矩； ——由臂架系統(tǒng)中各構件的重力導致的對臂架下鉸點的力矩。 ②校驗未平衡力矩，應當符合下列要求： 最大幅度時： 且 最小幅度時： 且 其中，是起升載荷對臂架下鉸點的力矩。 與此同時： 根據(jù)表中數(shù)據(jù)：最大幅度時，且 最小幅度時，且 在全幅度中， 綜上，杠桿——活對重平衡系統(tǒng)的設計符合要求。 表2.4 臂架系統(tǒng)自重未平衡力矩 幅度（mm） / 35000 647.34 -724.35 -77.01 32798 417.22 -583.79 -166.57 29846 195.25 -493.26 -298.01 26611 37.88 -441.62 -403.74 22244 -62.71 -408.53 -471.24 17193 -59.17 -324.38 -383.55 14736 -5.89 -241.46 -247.35 12962 38.47 17.95 56.42 11596 78.19 69.13 147.32 10500 113.11 106.84 219.95 圖2.13 臂架系統(tǒng)自重未平衡力矩曲線 2.4 計算載荷和載荷組合 由于起重機具有工作環(huán)境復雜，工作內(nèi)容周期性循環(huán)等特點，在不同的工作狀態(tài)下，除了自重載荷，還會受到其它各種各樣不確定的載荷的影響。一般將起重機受到的載荷分為常規(guī)載荷、偶然載荷、特殊載荷和其他載荷共五類，在設計計算過程中必須考慮這些載荷帶來的影響。 2.4.1 計算載荷 （1）自重載荷 自重載荷是指起重機自身結構以及安裝在起重機上所有附加裝備的重力。由于某些設備質(zhì)量無法預估，自重載荷在初步設計時是未知的，通常按照同類型機械進行估算，然后在后續(xù)設計過程中逐步修改。本次設計暫時取自重載荷。 （2）額定起升載荷 額定起升載荷是指能夠起升的貨物的最大重量和不常拆卸的吊具的重量的總和，本次設計的起重機利用吊鉤作業(yè)，因則。 （3）自重振動載荷 當貨物從地面起升時，或者在空中將部分貨物卸除時，或者當貨物下降制動時，由于自身重力的影響，會因自重振動而產(chǎn)生一種脈沖式的動力響應，其中為起升沖擊系數(shù)，，本次設計取，則。 （4）起升動載荷 當貨物從地面不受約束的起升時，由于貨物的慣性影響，會出現(xiàn)使起升載荷突然增大的情況，這種情況下，起升動載荷，其中稱為起升動載系數(shù)，一般由來確定，通過查找起重機設計手冊可以確定，，，則。 （5）突然卸載時的動載荷 當起升到空中時，起重機如果突然從起升的總質(zhì)量中卸除的質(zhì)量，就會對起重機的結構產(chǎn)生振動，這種情況下產(chǎn)生的動載荷,其中為突然卸載沖擊系數(shù)，可由下式計算: （2.8） 式中，——突然卸除的部分質(zhì)量（kg）； ——總起升質(zhì)量（kg）； ——系數(shù)。 本次設計取，則。 （6）運行沖擊載荷 當起重機在不平整的軌面上運行時，會在自重載荷與起升載荷的共同作用下給起重機本身帶來垂直方向的沖擊,此時，其中為運行沖擊系數(shù)，一般可由下式確定： （2.9） 式中，——運行速度（m/s）； ——軌道接頭處的兩軌面高度差值（m）。 代入數(shù)據(jù)，可得。 （7）機構起動(制動)時產(chǎn)生的水平慣性載荷 在起重機正常運行的過程中，由于自身慣性的影響，無論是在突然起動還是制動時都會產(chǎn)生一個水平的載荷，一般按計算，通過查起重機設計手冊得。 （8） 貨物偏擺載荷 當起重機回轉(zhuǎn)和變幅時，起升貨物總質(zhì)量產(chǎn)生的綜合水平合力可以通過來計算，式中表示鋼絲繩相對于鉛垂線的偏擺角。偏擺角又可分為正常偏擺角和最大偏擺角，其中用于計算電動機功率與發(fā)熱校驗以及零件的機械磨損等，用于強度計算和整機的抗傾覆穩(wěn)定性。 （9） 風載荷 考慮到港口起重機主要在露天環(huán)境中工作，風載荷對起重機的影響不可忽視。在設計計算時，由于無法準確得知風載荷的作用方向，因此假定其作用方向為沿對起重機最不利的方向。根據(jù)不同的作用時間段，可分為工作狀態(tài)風載荷和非工作狀態(tài)風載荷，它們都是所能承受的最大值，但是在進行某些計算時（如電動機的功率等），通常使用來表示風載荷。風載荷可按以下公式計算： （2.10） 式中，——風壓高度變化系數(shù)； ——風力系數(shù)； ——計算風壓（）； ——起重機構件或貨物垂直于風向的實體迎風面積（）。 ①風壓高度變化系數(shù)的確定 一般來說，工作風壓在起重機工作占比有限，因此在計算工作狀態(tài)時，取；但是在非工作狀態(tài)時，風載荷對起重機的影響較大，因此要考慮高度變化造成的影響，一般按下式計算： （2.11） 式中，——離地(海)面高度（）； ——冪指數(shù)，對陸上：，對海上：。 ②風力系數(shù)的確定 根據(jù)假定，風載荷的作用方向是垂直于迎風面的，而且此作用面是無限大的光滑表面。但實際情況下，風載荷不可能剛好垂直于迎風面，而是與迎風面有一定的角度，并且迎風的面積也是有限的，因此通過乘以一個系數(shù)來考慮迎風面上風壓的分布的影響。本次設計中風力系數(shù)的取值見下表。 ③計算風壓的確定 計算風壓可由下式(2.12)確定： （2.12） 式中，——風速（）。 ④迎風面積的確定 迎風面積是指在垂直于風載荷方向的平面上，貨物或者結構的投影面積，按以下幾種情況分別計算： a.單片構件的迎風面積按下式計算： （2.13） 式中，——構件在垂直風向平面上的外形輪廓面積（）； ——構件的迎風面充實率。 b.角度風作用下的迎風面積按下式計算: （2.14） 式中，——迎風面與法線的夾角（o）； ——迎風面法線方向的有效迎風面積（）。 c.貨物有效迎風面積按下式計算： （2.15） 式中，——吊運貨物的最大迎風面積，當面積無法確定時，可依據(jù)規(guī)定值選取。 本次設計取值為15，則。 表2.5 最大幅度各部件及整機重心位置 部件名稱 吊重 25.00 35.00 24.64 8575.00 6036.80 吊鉤 1.72 35.00 28.00 589.96 471.97 臂架 30.28 18.65 24.41 5534.28 7243.52 平衡梁 42.83 -3.06 27.53 -1284.39 11555.28 活對重 29.72 -7.05 31.13 -2053.35 8151.58 司機室 1.50 3.68 15.27 54.10 224.47 機器房 9.13 -3.47 15.46 -310.47 1383.27 固定配重 40.00 -7.43 15.52 -2912.52 6083.84 轉(zhuǎn)臺 36.39 -3.46 13.12 -1233.91 4678.88 回轉(zhuǎn)機構 11.82 0.00 12.27 0 1421.31 變幅機構 8.87 -0.14 19.54 -12.17 1698.53 起升機構 26.25 -4.82 16.35 -1239.95 4206.04 電氣系統(tǒng) 6.00 -5.29 15.36 -311.05 903.17 回轉(zhuǎn)部分合計（空載） 241.51 -1.34 20.29 -3179.47 48021.85 回轉(zhuǎn)部分合計（滿載） 266.51 2.07 20.70 5395.53 54058.65 圓筒門架 74.69 0.00 4.35 0.00 3184.03 運行機構 38.74 0.00 1.18 0.00 447.99 梯子平臺系統(tǒng) 9.86 0.00 8.56 0.00 827.14 錨定裝置 0.72 -3.39 0.39 -23.92 2.75 防爬裝置 0.85 0.00 0.73 0.00 6.08 電纜卷繞系統(tǒng) 1.34 4.17 5.36 54.76 70.39 固定部分合計 126.20 0.02 3.67 30.84 4538.38 整機合計（空載） 367.71 -0.87 14.59 -3148.63 52560.23 整機合計（滿載） 392.71 1.41 15.23 5426.37 58597.03 表2.6 最小幅度各部件及整機重心位置 部件名稱 吊重 25.00 10.50 24.64 2572.50 6036.80 吊鉤 1.72 10.50 28.00 176.99 471.97 臂架 30.28 6.35 33.41 1884.32 9914.22 平衡梁 42.83 -1.68 25.65 -705.15 10766.18 活對重 29.72 -2.16 21.04 -629.11 5509.45 司機室 1.50 3.68 15.27 54.10 224.47 機器房 9.13 -3.47 15.46 -310.47 1383.27 固定配重 40.00 -7.43 15.52 -2912.52 6083.84 轉(zhuǎn)臺 36.39 -3.46 13.12 -1233.91 4678.88 回轉(zhuǎn)機構 11.82 0.00 12.27 0 1421.31 變幅機構 8.87 -0.14 19.54 -12.17 1698.53 起升機構 26.25 -4.82 16.35 -1239.95 4206.04 電氣系統(tǒng) 6.00 -5.29 15.36 -311.05 903.17 回轉(zhuǎn)部分合計（空載） 241.51 -2.21 19.97 -5238.92 47261.32 回轉(zhuǎn)部分合計（滿載） 266.51 -1.02 20.41 -2666.42 53298.12 圓筒門架 74.69 0.00 4.35 0.00 3184.03 運行機構 38.74 0.00 1.18 0.00 447.99 梯子平臺系統(tǒng) 9.86 0.00 8.56 0.00 827.14 錨定裝置 0.72 -3.39 0.39 -23.92 2.75 防爬裝置 0.85 0.00 0.73 0.00 6.08 電纜卷繞系統(tǒng) 1.34 4.17 5.36 54.76 70.39 固定部分合計 126.20 0.02 3.67 30.84 4538.38 整機合計（空載） 367.71 -1.45 14.37 -5208.08 51799.70 整機合計（滿載） 392.71 -0.68 15.03 -2635.58 57836.50 表2.7 風沿臂架吹時最大幅度風載荷 部件名稱 吊重 1.10 20.00 24.54 5.5 134.97 臂架 1.20 13.26 24.47 3.98 97.34 平衡梁 1.55 3.18 27.56 1.23 33.96 變幅機構 1.20 2.92 19.53 0.88 17.11 機器房 1.20 36.05 15.45 10.82 167.09 司機室 1.20 5.17 15.28 1.55 23.70 轉(zhuǎn)臺 1.20 9.63 13.11 2.89 37.87 回轉(zhuǎn)部分（空載） 20.22 21.34 431.49 回轉(zhuǎn)部分（滿載） 20.75 26.84 556.93 圓筒門架 0.6 44.78 4.28 6.72 28.75 運行機構 1.30 8.69 1.18 2.82 3.33 固定部分合計 3.69 9.54 35.20 整機合計（空載） 14.59 30.88 450.54 整機合計（滿載） 15.23 36.38 554.07 表2.8 風沿臂架吹時最小幅的風載荷 部件名稱 吊重 1.10 20.00 24.54 5.5 134.97 臂架 1.20 30.04 33.42 9.01 301.18 平衡梁 1.55 9.23 25.65 3.58 91.74 變幅機構 1.20 2.92 19.53 0.88 17.11 機器房 1.20 36.05 15.45 10.82 167.09 司機室 1.20 5.17 15.28 1.55 23.70 轉(zhuǎn)臺 1.20 9.63 13.11 2.89 37.87 回轉(zhuǎn)部分（空載） 19.98 28.72 573.83 回轉(zhuǎn)部分（滿載） 20.42 34.22 698.77 圓筒門架 0.6 44.78 4.28 6.72 28.75 運行機構 1.30 8.69 1.18 2.82 3.33 固定部分合計 3.69 9.54 35.20 整機合計（空載） 14.87 38.26 568.93 整機合計（滿載） 15.49 43.76 677.84 表2.9 風沿臂架吹時非工作狀態(tài)最大風載荷 部件名稱 臂架 1.20 1.46 30.04 33.42 99.52 3326.07 平衡梁 1.55 1.32 9.23 25.65 35.71 915.98 變幅機構 1.20 1.32 2.92 19.53 8.75 170.82 機器房 1.20 1.13 36