甲板折臂式设备投放装置设计【含10张CAD图纸、说明书】
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甲板折臂式设备投放装置设计摘要随着经济建设的迅速发展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通、机场、港口、水利水电等基础设施的建设规模也越来越大，在工程机械的需求上也有了更多的要求，在甲板起重机方面普通悬臂式和伸缩臂式起重机已经不能满足现在的需求，在进行设备投放时需要运动更加灵活的起重机，基于此现状提出了折臂式起重机的设计研究。在折臂式起重机的设计过程中需要考虑起重机的工作范围即工作跨度、起重机的提升高度、最大起重量提升速度等设计参数。在设计的过程中首先是对起重机总体方案的选择，经过与其他类型的起重机进行对比最终确定折臂式起重机方案；确定方案以后根据设计参数对起重机进行设计计算，包括臂长的设计、液压缸的选型、零部件的设计等，设计计算完成以后对整机进行三维建模及模型的力学分析。力学分析过程是运用Solid Works 中的 simulation 模块通过确定约束及载荷类型对模型进行力学分析。在整个设计的最后进行二维图纸的绘制，最终完成该设计。关键词：折臂式；灵活；三维建模；力学分析Deck folding boom type equipment delivery device designabstractAlong with the rapid development of economy, our countrys foundation construction force is gradually increased, roads, airports, ports, water conservancy and hydropower and other infrastructure construction scale is becoming more and more big, the demand of construction machinery have more demand, in terms of deck crane cantilever and telescopic jib crane cant meet demand now, need to exercise more flexible for devices on the crane, folding boom crane was presented based on the status quo of design research. In folding boom crane design needs to consider in the process of job scope is span of the crane, crane hoisting height, maximum lifting weight lifting speed, such as design parameters. In the process of design is first choice of cranes overall scheme, after compared with other types of cranes final folding boom crane plan; Determine the resolution after according to design parameters for design and calculation of the crane, including the design of arm length, hydraulic cylinder of the selection of components, design, etc., after the completion of the design and calculation for the whole machine 3-d modeling and mechanical analysis of the model. Simulation modules of mechanics analysis process is to use Solid Works by determining constraint and load types for mechanics analysis model. At the end of the whole design drawing, 2 d drawings, complete the final design.Key words: folding boom type; Flexible; 3 d modeling; Mechanics analysis目录1 绪论 .11.1 课题研究背景 11.2 国内外起重机的发展现状及发展趋势 11.2.1 国外发展 21.2.2 国内发展 21.3 课题设计主要内容 32.起重机结构方案的选定 42.1 折臂式起重机的主要技术参数 42.2 执行机构的确定 52.3 起重机整体结构的设计 62.3.1 铰点布置方式及分析 62.3.2 主臂三铰点的受力分析 92.3.3 起重机各节臂的结构设计 .102.3.4 吊臂各节尺寸的确定 .122.4 销轴的设计计算 .142.4.1 剪切强度计算 .152.4.2 许用挤压强度验算 .163液压缸的设计计算及结构选择 .1731 液压缸的安转形式及结构选择 173.2 液压缸的受力分析及尺寸确定 .183.3 主臂折叠臂液压缸的行程确定 .213.4 主折叠臂与次折叠臂铰点的确定 .224.三维模型的有限元分析 .244.1 有限元分析介绍 .244.1.1 有限元介绍 .244.1.2 有限元分析的基本步骤 .244.2 起重机的三维建模及有限元分析 .254.2.1SOLID WORKS 软件介绍 254.2.2 对底座与主臂的装配体进行有限元分析 .264.2.3 对主折叠臂及辅助臂受力分析 .284.2.4 次折叠臂的受力分析 .294.3 其他零部件的设计建模 .314.3.1 导向滑轮的建模 .314.3.2 其他零部件的三维建模 .315.结论和展望 .33参考文献 .34致谢 35甲板折臂式投放装置设计11绪论1.1课题研究背景船用起重机是海洋上执行运输作业的一种起重机，用于海洋研究设备的投放和回任务，国家科技重大专项“海上环境监测系统研制”的一部分。现阶段的甲板起重机械中按驱动力分主要有电力驱动、电液混合驱动、全液压驱动，综合考虑海洋环境的恶劣性和液压传动的优越性，液压驱动的起重机越来越受到人们的重视。甲板起重机变幅形式主要有固定旋转起重机、移动旋转起重机、龙门起重机，这类起重机的工作半径较大，线缆的伸长量大导致线缆的偏摆大对于投放海洋研究设备等有诸多不变，基于这个想法，提出关于折臂式液压起重机的设计研发。首先折臂式液压起重机也能有较大的工作幅度能够满足投放海洋设备所需要的工作范围，即能够将海洋研究设备从船舷位置投放到海面上；其次该项目的实际操作使用时同自动绞缆机构配合使用，折臂式起重机的设计方案中是通过折臂式起重机的折臂的伸张来达到投放设备的目的的，省略主臂沿轴线的旋转的操作，从而能够更加方便起重设备的操作，同时考虑到液压传动相对于其他的机械传动和电力传动具有诸多优越性如：液压传动的平稳性、质量体积小、承载能力大、易于实现过载保护等，这也是选择液压传动方案的一个关键因素。在经济建设的很多工程项目中,特别是在化工、军工等方面,由于起重机的起升线缆过长,使物品不断摇晃,安全得不到保障,尤其是一些易燃易爆物品,线缆的偏摆易导致吊物碰撞引起燃烧或爆炸，通过变幅机构缩短起升线缆的长度也是折臂式起重机设计的一个出发点。起重机减短线缆的伸缩长度，减少海洋研究设备在运动过程中的晃动，提高设备的安全性。液压起重机结构紧凑、输出功率高、性能可靠、维修保养费用低廉。采用电液控制和手动操纵相结合，操作简单可靠。通常配备露天操纵台，亦可按照要求提供舒适的驾驶室。吊机可用于多种用途，如船用备件、食品等吊装，是最为广泛的船用服务吊机，当船舶横倾 5或纵倾 2时，吊机均能正常工作。甲板折臂式投放装置设计21.2国内外起重机的发展现状及发展趋势自第二次大战结束以来, 航运技术的不断发展是以提高船舶的装卸效率作为它的目标而甲板起重机则是其中的主要因素。1948 年以前，即第一台甲板起重机用于船上之前,船舶起货设备主要由蒸汽绞车和起重吊杆组成，但是蒸汽很快地就被电力所代替接着液压又相继取代了电力同样一开始使用电力的甲板起重机现在的趋势也在转向液压传动。液压动力起重机无论是从动力方面还是从节省空间反面都显示出他的优越性，由于液压机械拥有独立的运行方式从而显示出多方面的优越性。从节省空间方面：感应电动机的功率/质量约为 0.04-0.25 千瓦/公斤，而大扭矩液压马达的比值是 0.6-1.0 千瓦/公斤。相应它们的功率/体积比值分别是 0.07-0.2 千瓦/立方分米和 2.0-2.1 千瓦/立方分米。1.2.1国外发展国际起重机制造业已有几百年的发展历史，主要生产国为德国、美国、日本、法国、意大利等，世界顶级公司有 10 多家，世界市场主要集中在北美、欧洲和亚洲。在国外 20 世纪 40 年代，随着集装箱和叉式起重机在船舶货运中的广泛应用，人们开始研究改造起重船。到了 50 年代末，各工业国家为了解决能源问题，大力发展海上石油勘探和开采事业，海上移动式和固定式建筑越来越多。为了尽量缩短海上建造安装时间，以降低海外作业受风浪袭击的风险，减少因受风浪袭击造成的“ 窝工 ”损失，这类工程结构组件的尺度和重量越来越大，因此需要大型的起重船。从 60 年代初的 200t 至 70 年代初的 600t，再至 1974年的 2000t 全回转起重船，1978 年已建成 3000t 起重量的全回转起重船了。现今，在世界范围内已经有最大起重量达到 35000t 的起重船。美国既是生产起重机的主要国家，又是最大的世界市场之一，年市场需求量达 600 亿美元，其特点是技术较先进、性能较好、可靠性较高，产品主要销往美洲地区和亚太地区；日本从 20 世纪 70 年代起成为工程起重机生产大国，其产品特点是技术水平、性能、可靠性仅次于欧美，40%的产品出口至欧美市场，已成为国际上制造起重机的主要国家之一。甲板折臂式投放装置设计31.2.2国内发展20 世纪 80 年代以来，我国在充分吸收国外先进起重机械制造技术的基础上，开始消化国外技术，实现起重机械产品及关键零部件的国产化成为当时的技术发展主流。经过多年发展，中国起重机械企业已经有能力对现有技术进行自主创新，研发出符合国内外市场需求的个性化产品。到目前，我国起重机械行业的产品种类已超过 1000 个，并不断有新的起重机械设备问世。近年来，在国内基础工业和建设大发展的拉动下，能源、房地产、石化工业、仓储物流、造船工业、冶金行业、机械加工、航空工业和集装箱等行业发展迅速，带动我国起重机制造业快速发展，涌现出三一、中联、徐工、振华重工、大连重工、太原重工等一批优秀的起重机制造企业。目前，我国起重机产品与国外先进水平的差距主要体现在产业规模、核心技术、管理、人才储备等方面我国液压工业虽取得了很大的进步，但与世界先进水平相比，还存在较大差距，主要反映在产品品种、性能和可靠性等方面。液压产品品种只有国外的1/3，寿命为国外的 1/2。为了满足重点主机、进口主机以及重大技术装备的需要，每年都有大量的液压产品进口。1.3课题设计主要内容（1）起重机执行机构的确定（2）起重机变幅机构的确定（3）三铰点的布置分析（4）各节臂长度的确定（5）液压缸的选择（6）起重机各节臂受力的有限元分析（基于 Solid Works simulation）甲板折臂式投放装置设计42.起重机结构方案的选定2.1折臂式起重机的主要技术参数起重机的技术参数表征起重机的作业能力，起重机的主要技术参数包括：起重量、起升高度、幅度、起重力矩等。这些参数表明了起重机工作性能和技术经济指标，它是起重机设计的技术依据，也是生产使用中选择起重机重要的技术性能依据。（1）起重量起重机起吊重物的质量称为起重量，通常以 Q 表示，单位为 kg 或 t。起重机的起重参数通常是以额定起重量表示的。所谓额定起重量是指起重机在各种工况下安全作业所容许的起吊重物的最大质量的值，它是随着幅度的加大而减小的。带有吊钩的起重机的额定起重量不包括吊钩和滑轮组的自重。本课题中所设计的起重机为科研考察用起重机，起重机的起重量即科研设备的重量，该课题中科研设备的重量加设备链接线缆的重量总重为 1.5t，所以该起重机的额定起重量 Q=1.5t。(2)起升高度起升高度是指从地面或轨道顶面至取物装置最高起生位置的铅垂距离（吊钩取取钩环中心），单位为米。甲板起重机的最大起升高度的确定是根据起重机作业要求和起重机总体设计的合理性综合考虑。参见起重机设计手册甲板起重机技术参数表，该起重机用于甲板上，起吊高度必须要使得被起吊的设备的最低端高度 H 高于甲板护栏的高度 h,甲板护栏的平均高度约为 h=0.8m 液压起重机的最低高度 Hh.起重机结构示意图如图 1-1。（3）幅度折臂式起重机的工作幅度是起重机底座中心线与起重机起吊的设备之间的水平距离成为幅度（R）幅度的最大值 与最小值 根据具体的作业要求而maxRmin定。该项目中起重机需要满足第一：能够将设备从甲板上吊起，第二：能够将设备伸出护栏以外投放到水中。甲板折臂式投放装置设计5图 1-1起重机整体图表 2-1主要技术参数参数 数值吊重量 1.5t提升高度 2.1m幅度 1.6m3.5m2.2执行机构的确定（1）起重机执行机构的方案的确定起重机按执行机构分为：伸缩臂式起重机、折叠式起重机、电动葫芦驱动。综合考虑海洋环境的特殊性，如果采用伸缩臂式起重机则必然会对线缆的使用较多，而太长的线缆则会导致起吊后的货物或海洋研究设备随船的摆动量很大，或会撞击船体照成损害。而采用折臂式起重机则会很好的弥补伸缩式起重机所带来不足，折臂式起重机可以通过调整臂与臂之间的角度而改变所起吊的物体或海洋设备的高度，而减少线缆的使用，从而减少由于船体的摇晃所带来的物体的大幅的摆动。电动葫芦的方案则是更大程度上依赖与线缆的伸长来调整物体的高度，另一方面电动葫芦的机架整体重心较高，在海洋的恶劣环境下由于风载荷再加上惯性载荷等会照成机架的疲劳损坏，结构示意图如图 2-1。甲板折臂式投放装置设计6图 2-1 结构示意图2.3起重机整体结构的设计2.3.1 铰点布置方式及分析在设计液压轮式起重机时,由吊臂、变幅油缸和转台组成的变幅机构三铰点 如何布置对总体布置影响很大,并直接影响吊臂和转台的结构形式以及油缸参数的选择。表 2-2 是现有部分产品变幅机构三铰点的布置实例。在该设计实例中起重机的主臂与主折叠臂之间以及主折叠臂与次折叠臂之间都涉及到三铰点的布置问题。所以说在该设计中三铰点的布置问题是需要解决的关键问题。三铰点布置中的铰点布置方式有两种前支式、后支式，具体形式如图 2-2。a：前支式 b:后支式图 2-2铰点布置方式本设计中考虑到海上环境的恶劣性，要求吊机闲置是吊机的折叠臂式处于折叠状态的，前支式变幅机构的铰点ABC 中,以下参数已确定见图 2-3 ,油缸全缩时长 L1，油缸全伸时长 L2。当油缸全伸时主折叠臂的仰角为 a,当油缸全缩式主折叠臂的俯角为 a。起重 AB 为油缸的长度，C 点到 A 点的垂直距离为甲板折臂式投放装置设计7H，BC 为主折叠臂与主臂铰点到油缸铰点的长度为定值。AB 为液压缸 b 为液压缸 AB 与 AC 的夹角。在液压缸工作过程中液压缸的推理 P 到铰点 C 的力矩为 h，当吊机得仰角a=0 时重物对铰点 C 的力矩最大，为设计合理此时液压缸推力 P 到铰点 C 的力矩也应到达最大值即 。b 为油缸与铰点 A、C 连线的夹角。maxh（2-1）|sinXb由公式 1 可知当角 b 达到最大值时即 AB 与 相切时有 此时吊机的=B maxh末端到铰点 C 的距离最大。综合考虑起重机的结构形式，设铰点 A 与铰点 C 的水平距离为 L，当 BC=L 时，当仰角 a=0 时 AB 与 BC 相切此时油缸 AB 到铰点 C的距离最大。在主折叠臂的设计中考虑到主折叠臂的机构的简单化，B 点没有直接与主折叠臂相接而是采用辅助臂的形式与油缸铰接。为使结构紧凑辅助臂的长度不宜太长，但是也不能太短，如果太长则会使在材料还没有达到其极限值是而产生压杆失稳，如果太短则会导致力臂过短而使得液压缸的受力较大从而增加其他构件的负荷，综合考虑以上条件选定辅助臂的长度为 0.5m 在后面的校核中根据校核结果进行修正辅助臂的长度，结构图如图 2-4。图 2-3 铰点布置三角形 图 2-4结构示意图甲板折臂式投放装置设计8表 2-2铰点布置类型铰点三角形布置图 国别厂家 最大起重量（吨）液压缸数目前支式后支式铰点位置日本多田野TL160161 前支式 低铰点在回转支撑上方法国品格莱TLM250251 前支式 高铰点在转台腹部中国上海汽车起重机厂QY40401 前支式 高铰点在转台腹部英国科尔斯10/12t102 前支式 高铰点在转台腹部日本多田野TL300A302 后支式 低铰点在回转支撑上方中国锦州重型机械厂QY4042 后支式 低铰点在回转支撑上方英国科尔斯12/14t121 后支式 低铰点在回转支撑上方芬兰罗克莫A351242 后支式 高铰点在转台腹部甲板折臂式投放装置设计92.3.2 主臂三铰点的受力分析我们把变幅机构三铰点的几何关系简化成ABC 见图 2-5。 AB 为油缸,A、B 为变幅油缸在底座和吊臂上的铰点,OO为起重机底座的回转中心，当在工作幅度 R 吊起载荷 Q 时,Q 对吊臂后铰点 C 的平衡方程式为(2-2)Ph=coscosBLGSe式中:P 一变幅油缸推力h 为油缸推力对吊臂铰点 C 的力臂 为吊臂的仰角L 为吊臂的长度为吊臂的重量BG为吊臂的重心距 C 点的距离S 为起升绳的拉力e 为随 角而变的起升绳到铰点 C 的距离因为 所以式（2）可简化cosQL=（2-3PhcsBG）式（3）表明,当起重机的额定载荷 Q 确定后,油缸推力是仰角 和力臂 h 的函数。 仰角 和力臂 h 是由变幅机构三铰点的几何形状决定的,即ABC 的形状决定油缸推力 P。甲板折臂式投放装置设计10图 2-5铰点布置受力分析2.3.3 起重机各节臂的结构设计(1)主臂的结构设计在主臂的设计过程中，考虑到起重机的提升高度较大所以在主臂的设计方面，将主臂分为两个部分：底座部分、主臂部分，在底座与主臂之间以螺栓连接。同时考虑到后期液压缸的安装，所以在连接部分是以法兰的形式连接底座与主臂的，底座以无缝钢管为原材料进行加工，主臂则以厚度 d=10mm 钢板进行焊接而成的其结构简图如图 2-6 所示图 2-6底座主臂结构图甲板折臂式投放装置设计11（2）主折叠臂的结构设计主折叠臂式连接主臂与次折叠臂的重要结构，在主折叠臂的设计时既要考虑到要满足起重机机的工作幅度的要求，另一方面还要考虑到液压油缸的安装及受力问题。次折叠臂与主臂肌末节臂的连接方式均为铰接，主折叠臂的加工是以厚度 d=10mm 的钢板焊接，带有销轴孔的地方则是先加工成型以后再进行焊接，主折叠臂的结构图如图 2-7图 2-7主折叠臂(3)次折叠臂的结构设计次折叠臂的设计相对主折叠臂的设计简单，次折叠臂的结构设计是主要考虑头部线缆的布置问题，要求线缆不会在径向方向有较大的位移，在本设计案例中为达到以上要求，次折叠臂的末端使用双滑轮的结构，这就要求次折叠臂的结构上就要有双滑轮安装的位置，还要考虑到滑轮的直径以防止两滑轮相互干涉。同样次折叠臂的加工也是通过钢板焊接而成，带有销轴孔的地方首先进行加工然后再次焊接到主体上，次折叠臂的结构图如图 2-8图 2-8 次折叠臂甲板折臂式投放装置设计122.3.4 吊臂各节尺寸的确定吊机的基本结构及需要确定的尺寸如图 2-9图 2-9起重机基本尺寸根据表 2-1 中设计的要求，要求提升高度 幅度范围 该maxH=2.1.R3.1设备的使用过程中要求起吊的设备开始时必须要高于甲板护栏另一方面要求在向外伸张次折叠臂式设备不应由下降的趋势即开始时要求次折叠臂处于竖直状态主折叠臂处于上极限位置，此时有以下关系：（2-4）max123456H=L+sin()+Lsinai(-)L=其中： 为主折叠臂中 、 的夹角4a 为主折叠臂的仰角为主折叠臂中 、 的夹角4L5、 、 、 、 、 分别对应图 2-9 中的长度1L236吊机的幅度范围分别是：（1）当主折叠臂位于上极限位置，次折叠臂处于竖直状态时幅度 R 达到正常工作时的最小值（2-5）min345RLcos()+cosaL(-)=（2）当主折叠臂的仰角 a=0 且次折叠臂处于上极限位置时此时吊机的幅度 R 达到正常工作时最大值甲板折臂式投放装置设计13（2-6）max3456R=Lcos+cosL=初步确定 、 、 、 、 、 的长度，然后带入式（2-4）、（2-1L24565）、（2-6）中进行验算，对比验算结果与开始的设计参数的差异，若差异不大则直接使用设定值对各节臂进行加工。其中在三铰点的布置设计主折叠臂的仰俯角最大分别为+45 度与-45 度即公式中的 a=45 度。取 、 的夹角 =45 度3L4、 的夹角 =30 度。45底座高度 =1.0m1主臂高度 =1.5m2L主折叠臂前段 =0.5m3主折叠臂中段 =1.5m 4主折叠臂末段 =0.5m5L次折叠臂 =1.5m6将上述数值带入式(2-4)、（2-5）、（2-6）中验算使得 0.8maxH=3.5minRax将数值分别带入公式中得 ax123456H=L+sin()+Lsinai(-)L .05.1.0.1.2=。=2.69m0.8m起吊位置处吊钩的最大起吊高度大于甲板护栏的高度，也就能够满足设计的要求，此处的数据合理。 min345RLcos()+cosaL(-) =0.51.0.2124 6=甲板折臂式投放装置设计14吊机工作的最小工作幅度小于设计要求的最小工作幅度。 max3456R=Lcos+cosL1.01.5cos=3.58m3.5m吊机工作的最大工作幅度大于设计要求的最大工作幅度。在各节臂尺寸的确定上既要要求结构的紧凑性同时还要要求设计的参数能够满足设计的要求，如实际的吊机的工作幅度范围一定是大于设计要求的工作幅度范围，即上述各组数据中 minimaxaRR其中： 是设计的最小工作幅度i是设计的最大工作幅度maxR 是吊机的工作幅度2.4销轴的设计计算随着吊机吊臂的折叠与伸张,销轴的受力是不一样的，所以在选择销轴材料时要求材料具有一定的抗疲劳强度，既要有一定的强度还要有一定的韧性，根据销轴常用材料选择 45 号钢调制处理，在销轴的设计计算时采用极限值法即当销轴的受力达到最大值时对销轴进行受力分析和设计计算。当吊机的主折叠臂与次折叠臂达到极限位置时即吊机达到工作幅度的上限值 =3.58m 时销轴的maxR受力达到最大值，吊机的受力分析简图如图 2-10甲板折臂式投放装置设计15图 2-10起重机受力分析图当折叠臂处于上极限位置时对铰点 C 有平衡方程max0yxGRPhF=其中： 为设备重P 为液压缸推力h 为推力 P 到铰点 C 的力臂带入数据可得 P=105000N=90000NyF2.4.1 剪切强度计算1、侧支承 2、中间支承 3、侧支承 4、销轴 5、轴套图 2-11 销轴受力简图销轴的结构形式如图 2-11 从图中可以看出销轴在受剪切时有两个面同时受剪切，所以按剪切强度计算销轴的剪切应力应满足以下方程（2-7）2=4FD（2-8）lims其中：s 为设计的安全系数D 为销轴的直径为计算应力为材料的极限应力lim甲板折臂式投放装置设计16 为材料的许用应力lim2FDs销轴的材料选择 45 号钢调质，材料的抗剪应力 =360MPa，根据海上起重li设备规范 API2C 要求安全系数 s 的选取较大，此处取 s=6 带入数据得圆整取 D=35mm.D30.9m2.4.2 许用挤压强度验算(2-9)ppFDb（2-10）lim=s式中： 为材料的许用压应力p为计算压应力b 为与销轴的配合长度D 为经剪切强度计算所得的销轴直径45 号钢调质后的抗拉强度 屈服强度 配合长度650bMPa360sMPab=200mm，直径 D=35mm 带入式（11）计算得 并计算安全系数 sp912.87350p=6s.经过许用压应力的验算可知，经剪切强度计算所得的销轴的直径 D=35mm 能够满足实际使用的要求。甲板折臂式投放装置设计173液压缸的设计计算及结构选择液压油缸在该设计中是主要的动力来源，从该设计的三维模型中可以看出该设计中共有两处需要用到液压油缸提供动力。分别是图 3-1 中的 17、16 所指。图 3-1液压缸位置图31 液压缸的安转形式及结构选择根据设计的液压缸的安装形式以及液压缸的分类如表 3-1，液压缸的运动不仅要求推出时液压驱动，在返回时同样为使运动平稳也要提供主动力，所以油缸需要双作用式液压油缸。液压缸的安装形式如图 3-2 采用双耳环铰接的形式图 3-2液压缸安装形式图甲板折臂式投放装置设计18表 3-1常见液压缸的种类及特点3.2液压缸的受力分析及尺寸确定在对液压缸进行受力分析及尺寸确定的过程中均采用极限值的方法。（1）在受力分析的过程中，伴随着折叠臂的收缩和伸张设备对主臂铰点的力臂是不断变化的当吊机的幅度达到最大值时，此时吊机起吊的设备对主臂铰点的力臂最长液压缸提供的转矩也是最大的，对此时的吊机进行受力分析如图 3-3. （2）参考吊机的工作幅度及提升高度确定吊机液压缸的安装距离以及液压缸行程。甲板折臂式投放装置设计19图 3-3机构受力简图对铰点 C 有平衡方程 对液压缸有平衡方程： maxP0yxGRhF= 2D4pP=式中：p 为液压油压力P 为液压杆所受压力D 为液压油缸内经初选缸筒内经分别为 160、（180）、200 进行比较计算实际的液压油的压力以及选择液压油的公称压力及计算其最大行程,当活塞杆行程较大时液压杆不会因为压力破坏，而是因压杆失稳而产生破坏所以在计算时需要计算液压油缸的最大行程保证不会发生压杆失稳。液压杆的压干失稳的破坏形式如图 3-4图 3-4液压缸失稳破坏液压缸的速比系数即其往复运动时的速度之比 2221DVA4=()-d甲板折臂式投放装置设计20确定速比主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的被压或以活塞杆过细而导致稳定性不好。速比的选择可参考下表 3-3表 3-3液压缸速比系数公称压力/Mp 1012.5020速比 1.33 1.46 2 2行程 s 在初步确定时，一般情况是根据实际情况确定的。但是这一实际情况不一定在活塞杆稳定性行程之内，所以在确定活塞杆的长度之前首先确定出活塞杆的最大允许计算长度 。因为活塞杆在最大行程时一般都是细长杆,当Lk由欧拉公式可以推出：L105k（ ） d2kkEImF式中： 为活塞杆临界失稳压缩力kFkkPn=P 为活塞杆压缩力为安全系数一般去 3.5-6 船用设备取 10knE 为材料的弹性模量,钢材的 52E=2.1x0N/mI 为活塞杆横截面的惯性矩圆截面46dI根据上述计算可得表 3-4 几种缸径的液压缸的比较表 3-4液压缸选型缸筒内经/mm计算压力/MPa行程速比 杆径/mm 最大计算长度/mm公称压力/MPa200 3.34 100 3120（180） 4.12 90 2527160 5.211.3380 19966.3甲板折臂式投放装置设计21上述所做计算结果为液压缸活塞杆不失稳的最大计算长度，液压缸的许用行程 s 与液压缸的结构及其安装形式有关其关系如表 3-5 所示表 3-5液压缸安装形式3.3主臂折叠臂液压缸的行程确定在本设计案例中，液压缸的下铰点与底座上的支架铰接，上铰点与辅助臂铰接在一起其铰接形式如图 3-6图 3-5铰接形式下铰点孔的轴线到底座的高度为 l=150mm，设计中底座到主臂与主折叠臂铰点 C 的高度为 H=1500mm,辅助臂两轴线间距离 R=500mm 根据设计的需要该起重机的最大仰角 45 度最大俯角 45 度，根据要求，该起重机液压缸的两个极限位置分别是当 a=45、a=-45 时出现。示意图如图 3-6图 3-6液压缸行程图甲板折臂式投放装置设计22图中：AB 为液压缸 、 分别对应着液压缸的两个极限位置， L 为 A、C1AB2铰点间的水平距离，h 为 A、C 铰点间的竖直距离， R 为辅助臂的运动半径，R=L 。当液压缸处于下极限位置时液压缸的长度最短为 1AB221111()()sin4coABRDCECEHl=式中：H 为主臂高度为支座高度l将数据带入上式中计算得液压缸的最小长度 =1007mm1AB当液压缸处于上极限位时液压缸的长度最长为 2222cos4inHAEBCFRH=将数据带入上式中计算得液压缸的最大长度 =1709mm。AB结合表 3-4 中预选的液压缸的种类，选择缸筒内经 D=160mm 的液压缸，在工作压力下保证不失稳的最大计算长度 。最终确定液压196709kLm缸缸筒内经 D=160mm，杆径 d=80mm,行程速比 =1.33，公称压力 6.3Mp，工作行程 s=700mm。3.4主折叠臂与次折叠臂铰点的确定预选主折叠臂与次折叠臂间的液压缸与主臂液压缸为同一型号，通过计算验算液压缸的强度及确定主折叠臂上铰点的位置。液压缸工作的结构如图 3-7甲板折臂式投放装置设计23图 3-7结构示意图图中：AB 为液压缸，A 为主折叠臂上铰点，B 为次折叠臂上铰点C 为主次折叠臂间铰点CB 为次折叠臂的极限位置r 为极限位置液压缸的力臂当液压缸处于极限位置时次折叠臂与主折叠臂的夹角为 30 度，设计次折叠臂长度 L=1500mm。对图 3-7 有平衡方程(3-1)150sinPr6G(3-2)rBCA(3-3)4a(3-4)3sini式中：G 为设备的最大重量P 为液压缸所受的最大压力由上式计算得 P=41245N105000N，所以说该液压缸在该处能够满足压力要求。确定铰点的位置即确定 的长度,由三角形正弦定理得1l13sini4lABC代入数据得 1=36ml甲板折臂式投放装置设计244.三维模型的有限元分析4.1有限元分析介绍4.1.1 有限元介绍有限元分析是使用有限元方法来分析静态或动态的物理物体或物理系统。有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）利用数学近似的方法对真实物理系统（几何和载荷工况）进行模拟。还利用简单而又相互作用的元素，即单元，就可以用有限数量的未知量去逼近无限未知量的真实系统。由实际的物理模型中推导出来得平衡方程式被使用到每个点上，由此产生了一个方程组。这个方程组可以用线性代数的方法来求解。有限元分析是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的(较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件） ，从而得到问题的解。这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。4.1.2 有限元分析的基本步骤对于具有不同物理性质和数学模型的问题，有限元求解法的基本步骤是相同的，只是具体公式推导和其运算求解不同。有限元求解问题的基本步骤通常为：第一步：问题和求解域定义：根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。第二步：求解域离散化：将求解域近似为具有不同有限大小和形状且彼此相连的有限个单元组成的离散域，习惯上称为有限元网络划分。显然网格越细则离散域的近似程度越好，计算结果也就越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域的离散化是有限元法的核心。甲板折臂式投放装置设计25第三步：确定状态变量及控制方法：一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量边界条件的微分方程式表示，为适合有限元求解，通常将微分方程化为等价的泛函形式。第四步：单元推导：对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的单元坐标系，建立单元试函数，以某种方法给出单元各状态变量的离散关系，从而形成单元矩阵（结构力学中称刚度阵或柔度阵） 。为保证问题求解的收敛性，单元推导有许多原则要遵循。 对工程应用而言，重要的是应注意每一种单元的解题性能与约束
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