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G058 汽车起重机 设计

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中 国 矿 业 大 学本科生毕业设计姓 名：张林富 学 号： 21056277学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 汽车起重机的设计 专 题： 指导教师： 刘书进 职 称： 讲师 2009年 6 月 徐州中国矿业大学毕业设计任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自05-2班 学生姓名 张林富 任务下达日期：2009 年 3 月 5 日毕业设计日期： 2009 年 3 月 5 日 至 2009 年 6 月 10日毕业设计题目：汽车起重机的设计毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：对汽车起重机的起重装置进行设计，额定起重量，起升速度，起升高度。具体要求：1. 完成图纸量不少于3张A0图纸;2. 中文摘要400字左右；3. 参考文献不少于20篇；4. 中文翻译不少于3000字；院长签字： 指导教师签字： 摘 要 汽车起重机属于臂架型起重装置，集起重和运输于一体，结构紧凑、易于操作，不仅节省劳动力，而且极大的降低了工作强度、提高了工作效率。广泛应用于交通运输、港口和仓库中。此次毕业设计在对随车起重机进行调研和可行性分析的基础上，从力学角度，对8吨汽车起重装置的起升机构、变幅机构和回转机构进行了具体设计。所设计的起升机构包括液压马达、减速机、棘轮停止器和卷筒几部分。减速机用来降低液压马达驱动速度，根据变速比，确定了其具体型号。卷筒用于绕进或放出钢丝绳，根据工作条件和起重量，对卷筒和钢丝绳的具体规格进行了设计。棘轮停止器用来防止逆转，根据所受的弯矩和压力，对其进行了设计。变幅机构用来改变起重机幅度，包括臂架系统和变幅传动系统。本文中，采用了伸缩式、箱形结构。箱形结构内装有伸缩油缸，起重装置的变幅可通过液压缸实现。回转机构包括回转支承装置和回转驱动装置，并采用蜗轮蜗杆减速机和液压马达。这种结构自重轻，受力合理，运行平稳。 关键词：汽车起重装置 ；起升机构 ；变幅机构 ；回转机构 ；起重臂ABSTRACTTruck Mounted Crane (TMC) belongs to boom-crane. Combining the advantages of booming and transporting together, it has the features of compact structure and easy operation，not only saves the labor force, but also decreases the labor intensity and increases the efficiency of working. It is widely used in traffic transportation, docks and warehouses. In this paper, based on the investigation and feasibility analysis of TMC, the winch mechanism, the arm-changing mechanism and the swing mechanism of the TMC 10T were designed from the mechanics angle.The winch mechanism consists of hydraulic motor, decelerating machine, ratchet wheel stopping machine and reel. Decelerating machine lowers the speed of the hydraulic motor for driving, and its size was defined according to the ratio of the speed variety. The reel is to wind or unwind the load hoisting wire rope. The sizes of the reel and the wire rope were designed according to the work condition and the rise weight. Ratchet wheel stop is used to stop the converse motion, and it was decided by the pressure the gear bears.The arm-changing mechanism is the system that changes the arm range of the boom-crane. It includes the arm system and the arm-changing moving system. In this paper, flexible arm type and box form structure were used. Cylinder bodies are fitted on the boom. The working range of TMC can be realized by the extension or retraction of the cylinder body. The swing mechanism contains swing bearing and swing driver. Bearings, worm-and-wheel steering gear and hydraulic motor were adopted. This structure has the advantages of light weight, reliable force and smooth action. Key words: Truck Mounted Crane ; Winch mechanism ; Arm-changing mechanism ; Swing mechanism ; Boom 目 录1 概述11.1起重机械的用途、工作特点及其在经济建设中的地位11.2起重机械的发展简史及发展动向11.2.1起重机械的发展简史11.2.2起重机械今后的发展动向21.3起重机械的简介51.3.1起重机械的概念51.3.2起重机械的分类61.3.3起重机械的组成及作用71.4起重机简介81.4.1起重机的概念81.4.2起重机的组成结构81.4.3起重机的种类91.4.4起重机的发展趋势101.5起重技术目前在国内、外的发展状况101.5.1目前国外起重技术的发展111.5.2国内起重技术的发展111.6汽车起重机行业现状及前景展望121.6.1汽车起重机简介121.6.2汽车起重机行业现状121.6.3 汽车起重机前景132 汽车起重装置设计的可行性分析及方案确定142.1可行性分析142.1.1技术可行性的分析142.1.2 经济可行性的分析162.2汽车起重装置方案确定162.2.1起升机构172.2.2回转机构182.2.3变幅机构193 起升机构的设计193.1起升机构的传动方案193.2起升机构的基本参数203.2.1起升速度203.2.2钢丝绳速度20 3.2.3卷筒速度.20 3.2.4初步选定减速比.20 3.2.5卷筒扭矩.20 3.2.6马达扭矩. 20 3.2.7油泵的容量. 21 3.2.8重物提升功率. 21 3.2.9油泵驱动功率. 21 3.2.10发动机转速. 22 3.2.11泵的排量. 223.3钢丝绳的设计223.3.1钢丝绳结构形式的选择22 3.3.2钢丝绳直径的计算.23 3.3.3钢丝绳使用注意.243.4吊钩的设计253.4.1选材253.4.2构造25 3.4.3吊钩挂架.253.5卷筒的设计263.5.1卷筒类型的选择263.5.2卷筒的材料27 3.5.3卷筒尺寸的确定.273.6滑轮组的设计29 3.6.1 滑轮组种类的选用.29 3.6.2滑轮组倍率的选择.29 3.6.3滑轮组绳索最大静拉力计算.29 3.6.4滑轮直径的计算.29 3.6.5绳最大偏角的计算.304 减速器的设计计算304.1传动装置的总效率304.2确定总传动比及传动比分配304.3传动装置运动参数计算30 4.3.1各轴转速计算.31 4.3.2各轴功率计算.31 4.3.3各轴扭矩计算.314.4传动件设计计算31 4.4.1高速级传动齿轮设计.31 4.4.2低速级齿轮设计.344.5棘轮的设计36 4.5.1棘轮齿的强度计算.374.6轴的设计计算38 4.6.1轴的设计计算.38 4.6.2轴的设计计算.42 4.6.3轴的设计计算.474.7滚动轴承的选择和计算534.8键联接的选择与校核534.9箱体的设计544.10减速器附件的设计554.11减速器的润滑和密封形式565 变幅机构的设计565.1变幅机构的作用565.2变幅机构的类型565.2.1变幅性质的分类565.2.2变幅方法的分类575.3吊臂的设计575.3.1三铰点设计575.4起重臂设计585.4.1起重臂基本参数计算与选用585.4.2起重臂的形状及主要计算参数595.5变幅油缸的选用615.5.1变幅油缸推力的计算615.5.2变幅油缸缸径的计算626 回转机构的设计626.1回转支承的选用626.1.1简介626.1.2载荷计算636.1.3阻力矩计算646.1.4校核646.1.5回转减速机输出扭矩646.2回转减速机的选用656.3支腿反力计算656.3.1平均分配载荷666.3.2垂直缸计算666.3.3垂直缸需流量计算66结 论67参考文献68翻译部分69英文原文69中文译文74致 谢79中国矿业大学2009届毕业生设计 第 81页1 概述1.1起重机械的用途、工作特点及其在经济建设中的地位起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸或安全等作业的机械设备。它在国民经济各部门都有广泛应用，起着减轻体力劳动、节省人力、提高劳动生产率和促进生产过程机械化的作用。例如，一个现代化的大型港口，每年的吞吐量有几千万吨乃至上亿吨，被运送的物料品种繁多，有成件物品，也有散料材料或液态材料。为了尽快地完成如此繁重的装卸任务，如不采取成套的起重运输设备，那是不可想象的。码头边上，吊车林立，成了现代化港口的重要特点。因此说，起重机械在现代化的生产过程中绝决不是可有可无的辅助工具，而是合理组织生产的必不可少的生产设备。起重机械在搬运物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的过程，有时运转，有时停转，所以它是一种间歇动作的机械。通常，起重机械由三大部分构成：工作机构、金属结构、动力装置与控制系统。所谓工作机构是指起重机械的机械传动部分而言，常见的有起升机构、运行机构、回转机构和变幅机构，通常称为“起重机四大机构”。它是为实现起重机不同运动要求而设置的。依靠这四个机构的复合运动，可以使起重机在所需的任何指定位置进行上料与卸料。轻小型的起重设备以及升降机一般只有起生动作，只需一个工作机构。1.2起重机械发展简史及发展动向1.2.1起重机械的发展简史 据史料记载，公元前5000-4000年的新石器时代末期，为埋葬和纪念死者而修筑石棺和石台时，我国古代劳动人民已能开凿和搬运巨石。公元前1765-1760年，我国的商朝时代出现了桔槔，这是一种利用简单杠杆、提水容器和配重组成的汲水工具。它利用杠杆平衡原理，借助配重，大大减轻了人们的体力劳动。到了公园前1115-1079年之间，又发明了轱辘，它是一种将垂直运动转换成回转运动并具有省力效果的提水工具，它已具有现代起升机构的基本特点。 世界闻名的古埃及金字塔是人类文明的象征。其上的大石块、石碑和雕像的重量，有的甚至达1000t。据记载，当时采用的起重运输工具为滚子、斜面和杠杆，均用人力驱动。 具有几个工作机构又可进行复合运动的起重机最早出现于公元1490-1550年之间，在阿格里高拉的著作中对此曾有描述。这是一台人力驱动的并可进行起升、变幅和回转运动的木制起重设备。 蒸汽机的出现，推动了第一次工业革命，起重机械也因之有了较大发展。1827年，出现了第一台用蒸汽机驱动的固定式回转起重机，从此结束了起重机采用人力驱动的历史。在工业发展中，电力驱动的出现是起重机械蓬勃发展的转折点。1880年，出现了第一台电力驱动的载客升降机。1885年，制成了电力驱动的回转起重机，此后制成了电力驱动的桥式起重机和门座起重机等。 二次世界大战结束至今已有数十年。这期间，新产品、新材料、新工艺不断出现。例如：由于自动焊接新技术的出现，箱型结构的桥式起重机越来越受到人们的欢迎；由于计算机技术的推广应用，利用计算机进行辅助设计（CAD）和辅助制造（CAM），使起重机的整机布置更趋优化，基本部件加紧凑耐用；由于自控技术和数显技术的广泛普及，使起重机的控制和安全保护装置大为改善，保证了操作的安全性和可靠性。 我国的起重机械制造行业起步较晚，原有的基础比较薄弱，与工业先进的国家相比，差距不小。但是，经过建国40年来的不断发展，目前的差距明显缩小，已经建立自己的起重机研究部门、生产厂和专业人才培养的高等学校，并能够批量生产各种类型的起重机械，不仅初步满足了国内市场的需求，部分产品还打入了国际市场。1.2.2起重机械今后的发展动向 近年来，随着建设工程规模不断扩大，起重安装工程量越来越大，尤其是现代化大型石油、化工、冶炼、电站以及高层建筑的安装工作逐年增多。因此，对起重机，特别是大功率的起重机的需求日益增加。随着现代科学技术的发展，各种新技术、新材料、新结构、新工艺在起重机上得到广泛应用。所以这些因素都有力地促进了起重机的发展。根据国内外现有起重机的产品和技术资料的分析，近年来起重机的发展趋势主要体现在以下几方面。广泛采用液压技术 由于液压传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、能无极调速、操纵轻便、运转平稳和工作安全可靠等优点，近年来国内外各种类型的起重机广泛的采用了液压传动。我国的主要研制成功并实际应用的有3、5、8、12、20、65、80、125、160、200、250、320、400等吨级的伸缩臂液压起重机。国外液压起重机在品种和产量方面都有较大的发展，特别是大吨级的液压起重机发展非常迅速。100吨级以上大型桁架臂式汽车起重机也开始采用液压传动。目前国外已有400吨级的液压汽车起重机。随着液压技术和液压元件的发展，液压起重机将会获得进一步发展。通用型起重机以中小型为主，专业起重机向大型大功率发展 为了提高建设工程的装卸和安装作业的机械化程度，起重机的发展仍是以轻便灵活的中小型起重机为主。目前国外普遍采用10-40吨级的起重机。从数量上看，中小吨位的占多数，因此国外很重视改进、提高中型（16-40吨级）液压起重机的性能。但为了满足大型石油、化工、冶炼设备和高层建筑大型板材、构件的安装，国内外已生产了一些100-1000吨级的大型、特大型轮胎式起重机，履带起重机和各类型的塔式起重机。目前超过100吨级的轮胎式起重机品种逐渐增多。从发展情况看，大型或特大型起重机以发展桁架臂式起重机为主；而伸缩臂式液压起重机，由于受伸缩臂的重量和行驶状态下的长度的限制，它的发展有待技术和材料的进一步研究。由于大型电站、大型高炉、化工建设和高层建筑的需要，塔式起重机的起重量、幅度、工作速度和起升高度都有了大幅度的提高。重视“三化”，逐步过度采用国际标准 目前各国在发展工程起重机新产品的过程中都很重视“三化”（标准化、系列化、通用化）。一些国家对起重机制定了国家标准，规定了起重量系列。有些国家起重量虽然没有统一的规定，但各制造厂自成系列，注意采用通用零部件，为生产和使用提供有利条件。 一些国家按起重机的起升机构、回转机构、驱动桥、转向桥以及中心回转接头等，不论用于汽车起重机还是轮胎起重机，一律进行标准化、系列化、通用化，使一种部件可以用在两种类型不同类型的起重机上。此外，还可采用一些措施使一种部件可以用到起重量大小不同的起重机上，如设计系列化吊臂、小起重量起重机的主臂可作为大起重量起重机的副臂、小起重量液压起重机的基本臂可作为大起重量起重机的二节臂等。有的国家设计时要求相近吨级的起重机基本部件通用化，如10-16t、24-40t、65-100t的起重机主副起升机构、回转机构等完全通用。 我国对轮胎式起重机和塔式起重机分别制定了基本参数系列，统一了产品型号和等级，1983年制定了汽车起重机和轮胎起重机基本参数（JB1375-83）以及起重机设计规范（GB3811-83） 为了发展新品种、增加产量、提高产品质量和满足现代化专业生产的要求，起重机的“三化”水平将进一步提高。 目前世界上许多国家，不仅重视制定本国的产品标准，而且非常重视采用国际标准（ISO）。有的国家甚至废除了本国国家标准而直接采用ISO标准。我国政府也提出：全面加强采用国际标准和国外先进标准，是我国实行开放政策和提高产品质量的一项重大措施，只有这样，才能尽快缩短我国产品质量水平与世界先进水平的差距，才能改变我国产品质量的落后面貌。 国际标准化组织（ISO）设有若干个技术委员会，其中与起重机行业直接有关的技术委员会为TC-96起重机、起重设备和挖掘设备委员会。该委员会下设有4个分技术委员会：TC-96/SCI起重机设计程序分技术委员会；TC-96/SC2起重机术语分技术委员会。该TC-96/SC3起重机钢丝绳选择分技术委员会；TC-96/SC4起重机试验方法分技术委员会。该TC-96技术委员会已先后制定了起重设备-分类ISO4301-1980;起重机-风载荷的估算ISO4302-1981；起重机的试验规范和程序ISO4301-1981；流动式起重机-稳定性的估算ISO4305-1981；起重机-钢丝绳的选择ISO4308-1981等标准。发展一机多用产品 为了充分发挥起重机的作用，扩大其使用范围，有的国家在设计起重机时重视了产品的多用性。例如在工作装置设计方面，除了使用吊钩外，还设计了配备有电磁吸盘、抓斗、拉铲和木料抓取器等取物装置；有的还设计成用于建筑基础工程中，如装设钻孔装置和掀动打桩装置等的一机多用产品。又如在整机设计方面，近年来出现了自行塔式起重机，即汽车或轮胎塔式起重机和履带塔式起重机以代替固定式或轨道式塔式起重机。这种类型的塔式起重机是在原来轮胎式或履带式动臂起重机的基础上更换或改装吊臂而成的。采用新技术、新材料、新结构、新工艺 为了减轻起重机的自重，提高起重性能，保证起重机高效可靠的工作，各国都非常重视采用新技术、新材料、新结构和新工艺。新技术的应用除前述的广泛采用液压传动外，有的起重机还采用液力传动。由于液力变矩器与发动机恰当匹配，可使发动机转矩自动地适应行驶条件，并采用动力换挡变速箱、液压转向装置以减轻司机的操作强度。 为了防止起重机超载以至倾翻，近年来研制了电子式起重力矩限制器。这是一种较为完善的安全装置。当载荷接近额定起重量时，自动发出警报信号；当超载时，力矩限制器自动切断起重机工作机构以保证起重机整机稳定安全。 采用新技术特别是电子技术更加完善操作条件，是国外发展机械的一个普遍倾向，即所谓机电一体化。起重机也不例外。为了进一步改善司机操作环境，除司机室要坐得宽敞、视野良好、保温隔热和隔声外，还装置有远距离联系设备和工业电视设备等。 由于钢铁工业的发展，合金钢强度不断提高，为起重机减轻自重，特别是吊臂自重创造了极为有力的条件。国外在20世纪80年代就能出现400吨、500吨级的轮胎式起重机，可能由于采用了高强度低合金钢。国外有的采用了极限强度达700-900N/mm2的高强度合金钢制作箱型伸缩臂。桁架式吊臂普遍采用高强度钢管。支退横梁及底架大梁采用高强度易焊合金钢。为了减轻起重机的自重，除了采用高强度的钢材外，在结构形式方面的改进也是十分重要的。设计进行合理的箱型吊臂引起了各国的重视。近年来，轮胎式起重机出现了盆形底座，起重机的上车通过回转支撑安装在盆形底座上，从盆形底座上在对角方向安装四个辐射式（可摆动）支腿，吊重负荷经由盆形底座直接传递给支腿，而起重机底盘只承受行驶时的自重。这样，起重机可设计的轻一些，此外，还有一些其它措施，如设计多节支腿横梁加大起重机支撑宽度以提高起重机性能等。 新材料、新结构的应用，促使各国采用各种新的加工工艺，国外为了扩大高强度钢材的应用，非常重视高强度钢的焊接工艺等技术的研究。1.3起重机械的简介1.3.1起重机械的概念 工程起重机和工程机械一样，是真正具有中国特色的名称与概念。我国的工程起重机主要包括塔式起重机、汽车起重机、履带式起重机、施工升降机、桥式起重机、门式起重机、门座起重机、轮胎起重机、桅杆式起重机和缆索式起重机等。 我国工程机械在国内已经发展成了机械10大行业之一，我国也要进入了工程机械生产大国之列。工程机械用途广泛，市场遍布国民经济各个部门，其中主要有交通运输、能源、原材料、农林水利、城乡发展以及现代化国防六大领域。工程机械是保证各种工程建设实现高速化、高质量和低成本的重要手段。 随着我国深化改革、扩大开放和发展社会主义市场经济等一系列重大政策的贯彻实施，工程机械行业在技术水平、科研条件、品种数量、产品质量、专业化生产程度、生产规模、出口创汇、用户服务、企业组织结构优化、高等教育以及人才培养诸方面，均获得了很大进步，在国民经济各领域和国防现代化建设中正发挥着举足轻重的作用。我国已经成为世界贸易正式成员大国，这为工程机械的更大发展提供了新的机遇。 有人认为工程机械与建筑机械、筑路机械和水利工程机械等是机械工业中并列的不同行业，这些看法是不对的。从行业发展历史看，“工程机械”是真正具有中国特色的名称。概括的说，凡是土方工程、石方工程、流动起重装卸工程、人货升降输送工程和各种建筑工程的综合机械化施工以及同上述工程相关的工业生产过程机械化作业所必须的机械设备，都成为工程机械。 工程机械的用途分为施工和作业，这是两个不同的概念。所谓施工，是针对工程机械在各种建设工程中的工作而言，一旦工程完成了，工程机械走也就撤走了。所谓作业，是针对工程机械在工业生产过程中的工作而言。工程机械产品的分类，是根据产品结构特点、工作对象和主要用途三重标准划分的，分类、组、系列、基型、规格五个层次。 工程起重机（械）（construction crane and lifting equipment）又成建筑起重机械，依据建筑机械与设备通用术语（GB/T7920.1-1996）定义为：建筑工程中，用于在一定空间范围内进行提升和搬运机械作业的机械或设备。工程起重机（械）属于十九类建筑机械与设备（JG/T5093-1997建筑机械与设备产品分类与型号）中的第二类。 起重机械（lifting appliances）依据起重机械名次术语起重机械类型（GB/6947.1-1986）定义一种间歇、重复工作方式，通过起重吊钩或其它吊具起升、下降，或升降与搬运与运移重物的机械设备。 上述两定义中的“工程”和“建筑”应该广泛地理解，同时考虑机械与机器、机构与机器、设备与机器概念上的差异，工程起重机同样具有施工和作业两方面的用途，给出如下概念。工程起重机（engineering crane）为一种间歇、重复工作方式，通过起重吊钩或其它吊具起升、下降，或升降与运移重物的机器设备。 工程起重机是一种间歇动作的搬运设备，主要用作垂直运输，并兼作短距离水平运输。其工作特性是周期性的，也就是以重复的工作循环来完成提升、转移、回转及多种作业兼作的吊装工作。 工程起重机的作用主要表现在减轻工人的繁重体力劳动，加快施工与作业进度，提高劳动生产率，降低施工与作业成本、提高质量等方面。1.3.2起重机械的分类 起重机的品种很多，因此分类方法也很多，主要有一下几种分类分法。 按起重机的构造分类 桥架型起重机（overhead type crane）、缆索起重机（cable crane）、臂架型起重机（jib type crane）。 按起重机的取物装置和用途分类 吊钩起重机（hook crane）、抓斗起重机（grabbing crane）、电磁起重机（magnet）、冶金起重机（metallurgy crane）、堆垛起重机（stacking crane）、集装箱起重机（container crane）、安装起重机（erection crane）、救援起重机（salvage crane）。 按起重机的移动方式分类 固定式起重机（fixed based crane）、运行式起重机（traveling crane）、爬升式起重机（climbing crane）、便携式起重机（portable crane）、随车式起重机（lorry crane）、辐射式起重机（radial crane）。 按起重机工作机构驱动方式分类 手动式起重机（manual crane）、电动起重机（electric crane）、液压起重机（hydraulic crane）、内燃起重机（diesel crane）、蒸汽起重机（steam crane）。 按起重机使用场合分类 车间起重机（workshop crane）、机器房起重机（machine house crane）、仓库起重机（warehouse crane）、储料起重机（storage yard crane）、建筑起重机（building crane）、工程起重机（construction crane）、港口起重机（port crane）、船厂起重机（shipyard crane）、坝顶起重机（dam crane）、船用起重机（shipboard crane）。 按起重机回转能力分类 回转起重机（slewing crane）、非回转起重机（non-slewing crane），回转起重机又有全回转起重机（full-circle slewing crane）和非全回转起重机（limited slewing crane）两种。 按起重机的支撑方式分类 支撑起重机（supported crane）、悬挂起重机（underslung crane）。1.3.3起重机械的组成及作用 为了能正常工作，各种类型的起重机通常都是由工作机构、金属机构、动力装置与控制系统四部分组成的。这四部分的组成及其作用分述如下。 工作机构工作机构是为了实现起重机不同的运动要求而设置的。众所周知，要使一个重物从某一位置运动到空间任一位置，则此重物不外乎要做垂直运动和两个水平方向的运动。起重机要实现重物的这些运动要求，必须设置相应的工作机构。不同类型的起重机，其工作机构稍有差异。例如，厂房内使用的桥式起重机和露天货场使用的龙门起重机，要使重物实现三个方向的运动，则设有起升机构（实现重物垂直运动）、小车运行和大车运行机构（实习重物沿两个水平方向的运动）；而对于轮胎式起重机、履带式起重机和塔式起重机，一般设有起升机构、变副机构、回转机构和行走机构。依靠起升机构实现重物的垂直上下运动，依靠变副机构和回转机构实现重物的两个水平方向的移动，依靠行走机构实现重物的起重机所能及的范围内做任意空间运动和使起重机转移工作场所。 金属结构起重机的吊臂、回转平台、人字架、底架（车架大梁、门架、支腿横梁等）和塔式起重机的塔身等金属结构是起重机的重要组成部分。起重机的各工作机构的零部件都是安装或支撑在这些金属结构上的。起重机的金属结构是起重机的骨架，它承受起重机的自重以及作业时的各种外载荷。组成起重机金属结构的构件较多，其重量通常占有整机重量的一半以上，耗钢量大。因此，起重机金属结构的合理设计，对减轻起重机自重、提高起重性能、节约钢材、提高起重机的可靠性都有重要意义。 动力装置与控制系统动力装置是起重机的动力源，是起重机的最重要的组成部分。它在很大程度上决定了起重机的性能和构造特点。不同类型的起重机由不同类型的动力装置组成。轮胎式起重机和履带式起重机的动力装置多为内燃机，可由一台内燃机对上下车各工作机构供应动力；对于大型汽车起重机，有的上下车各设一台内燃机，分别供应其中机构（起升、变幅、回转）的动力和行走机构的动力；塔式起重机以及相对固定在港口码头、仓库料场上工作的一些轮胎起重机的动力装置是外接电源的电动机。 起重机的控制系统包括操纵装置和安全装置。动力装置是解决起重机做功所需要的能量。有了这个能源，就能使起重机各机构运动。控制系统则是解决各机构怎样运动的问题，如动力传递的方向，各机构运动速度的快慢，以及使机构突然停止等。相应于这些运动要求，起重机的控制系统设有离合器、制动器、停止器、液压传动中的各种操纵阀，以及各种类型的调速装置和专用的安全装置等部件。通过这些控制系统创造的条件，改变起重机的运动特性，以实现各机构的启动、调速、改向、制动和停止，从而达到起重机作业所要求的各种动作。1.4起重机简介1.4.1起重机的概念 起重机是在一定范围内垂直提升和水平搬运重物的多动作起重机械，又称吊车。它主要用来吊运成件物品，配备适当吊具后也可吊运散状物料和液态物料。起重机的工作特点是作间歇性运动，即在一个工作循环中取料、运移、卸载等动作的相应机构是交替工作的。各机构经常处于起动、制动和正反方向运转的工作状态。1.4.2起重机的组成机构 起重机一般是由工作机构、金属结构、动力装置与控制系统组成。 工作机构工作机构是为实现起重机不同的运动要求而设置的，一般包括以下四大机构：起升机构升降重物的机构。它是起重机的最主要的机构，任何一种起重机械，都有这种机构。运行机构使起重机械或起重小车行走的机构。回转机构使起重机械的回转部分在水平面内，绕回转中心线转动的机构。变幅机构使起重机械臂架倾角变化，改变幅度的机构。 金属结构 金属结构是起重机械的骨架，主要用来支承工作机构、承受自身重力和作业时的外载荷。 动力装置和控制系统 动力装置是驱动起重机械运动的动力设备。它在很大程度上决定了起重机的性能和构造特点。一般为电动机或内燃机。 控制系统包括操纵装置和安全装置。各机构的起动、调速、改向、制动和停止，都是通过操纵控制系统来实现的。1.4.3起重机的种类 起重机通常按结构分为臂架型起重机和桥架型起重机。臂架型起重机包括门座起重机（如图1-1）、塔式起重机（如图1-2）、浮游起重机、自行式起重机、由桅杆和臂架组成的桅杆起重机、沿墙壁运行的壁行起重机和装在船舶甲板上的起重机等。 图1-1门座起重机 图1-2 塔式起重机桥架型起重机包括桥式起重机（如图1-3）、龙门起重机。起重机的型式很多，但其主要组成部分都包括起升机构、运行机构、变幅机构和回转机构，以及金属结构等。图1-3桥式起重机1.4.4起重机的发展趋势 起重机的主要发展趋势是：研制更合理的金属结构、机构和零部件，以减少金属消耗量；发展大起重量的起重机；提高工作速度、扩大调速范围；研究结构振动问题；提高金属结构和电气设备的可靠性和使用寿命；改善司机操作的条件，自动化控制程度和扩大远距离控制系统的使用范围尤其是把它们应用到作业频繁的仓库堆垛起重机和环境恶劣的冶金起重机上。1.5起重机技术目前在国内外的发展状况1.5.1目前国外起重技术的发展 起重机械大型化为了提高一次吊装的重量，目前国外，尤其是西方发达国家都在大力发展大型起重机。据有关资料显示，目前自行式起重机的额定起重量最大达到2000吨，自升式龙门桅杆起重机高度达到100米，额定起重量达到1000吨。随着起重机设计理论的发展和材料、制造工艺、控制技术等的发展，将来还会有更大型的起重机问世。 起重工艺方法联合化起重机械大型化受到起重机设计理论的发展和材料、制造工艺、道路承载能力、使用率、运行和维护成本等一系列因素的限制，不可能无限增大。利用多台较小起重机联合吊装大型设备或结构，是起重技术发展的重要方向。利用多台起重机联合吊装大型设备或结构，可以最大限度地降低施工成本，提高工程进度，但吊装工艺复杂，对各起重机之间的相互协调要求较高，仅靠人工指挥协调，很难达到要求。所以目前国际上在发展多台起重机联合吊装的同时，还在大力发展智能化控制、操作技术。 控制、操作技术智能化采用计算机对起重机的受力状态如倾覆力矩、应力与变形等进行正确的操作，采用计算机对起重工程的全部工艺工程进行控制、操作，可以准确地协调各起重机相互之间的关系，协调起重机、辅助装置与设备之间的工艺动作，以便整个吊装工艺过程能严格按预先设计的工艺步骤进行，减小失误的几率；对于多吊点的设备或构件，尤其是大型结构，采用计算机对其受力状态、变形等进行监控，可以防止设备、构件、大型结构在吊装过程中因变形而损坏。1.5.2国内起重技术的发展我国起重技术有着悠久的发展历史，如长城、故宫的修建、历代故都钟楼的巨大铸钟和上百吨的雕像等的运输与吊装，都凝聚着我国劳动人民的智慧。但是，我国的现代起重技术起步较晚，仅几十年时间。在短短的几十年时间里，由于广大科技工作者和工程技术人员的努力，使我国的现代起重技术得到了长足的发展。在起重机方面，20世纪70年代我国普遍采用独脚式桅杆、卷扬机和几吨、十几吨的小型自行式起重机，今天已拥有目前亚洲最大的1250吨的自行式起重机，1000吨的自升式龙门桅杆起重机，2000吨的大型浮式起重机以及其他一系列的起重机械。在吊装工艺和方法方面，广大建设者们创造了许多优秀的整体吊装工艺方法，完成了大量的吊装工程。控制、操作技术智能化也开始在我国应用，如采用多台连续液压千斤顶联合吊装大型结构时，多台连续液压千斤顶之间的协调，就采用了计算机控制技术。1.6汽车起重机行业现状及前景展望1.6.1汽车起重机简介 自行式动臂起重机是起重机中应用较广泛的一种类型，按行走装置的构造不同，可分为汽车式起重机、轮胎式起重机和履带式起重机三种。其中，汽车起重机(如图1-4)是在通用或专用载货汽车底盘上装上起重工作装置及设备的起重机。它的通过性好、机动灵活、行驶速度大，可快速转移，到达目的地能马上投入工作等优点。因此，它特别适用于流动性大、不固定的工作场所。汽车起重机以其快速、灵活、高效、便捷、装卸运输合二为一的优势被越来越多的用户所认识并接受，不仅在交通运输、电信电力、油田码头、市政园林、计量检测、市政作业、石油开采、铁路吊装等传统行业上大显身手，还被广泛应用于消防、军队、非开挖作业、工程抢险等行业，显示出其越来越广泛应用领域和无可比拟的实用价值。 图1-4汽车起重机1.6.2汽车起重机的行业现状（1）国外汽车起重机发展情况 由于国外劳动力成本很高，强调工作效率，施工中基本不采用人工装卸。汽车起重机以使用灵活、技术成熟等特点，在国际市场有着广阔的市场前景。目前，国外汽车起重机已形成了产品功能多元化、品种系列化、性能(机电液气)一体化等多方位多体系的产品构成，除用于普通起重作业外，还广泛用于高空作业、桥梁维修、高空架线及检测等行业。日本和韩国的汽车起重机生产较为发达，产品主要以伸缩臂结构为主，其中日本多田野(TADANO)年产量已超过6000台。（2）国内汽车起重机行业概况我国汽车起重机行业起步于上世纪70年，于近十年内有了长足的进步。目前国内生产汽车起重机的主要厂家有10家左右，其中主要有徐工汽车起重机公司、石家庄煤矿机械厂、湖南浦沅集团有限公司、山西长治清华机械厂、牡丹江专用汽车制造有限公司、广林特装车（锦州）有限公司、大汉、江环、独霸等。徐州徐工汽车起重机有限公司在消化吸收国外先进技术的基础上生产的汽车起重机，并于2005年在行业内率先推出第二代汽车起重机产品，产品技术目前处于行业领先水平，特别在结构设计、人机工程、产品配套、汽车大梁保护等方面引领行业发展。其产品批量出口非洲、南美、东南亚、中东等国家和地区。近两年来，依靠技术创新取得了较快发展，以33%的市场占有率在国内处于领先地位，成为我国随车起重机行业的后起之秀。湖南浦沅集团是国内生产工程机械的大型企业，汽车起重机也只是其子产品系列，该企业凭借着中联重科强大的技术研发能力，使其汽车起重机产品在行业中享有一定的知名度，不仅在湖南、湖北销售良好，在新疆和相关省份地区也有较强的渗透能力。除了传统汽车起重机生产企业外，近年来，一些国外汽车起重机企业纷纷与国内企业合资生产随车起重机，如锦州重型机械股份有限公司与韩国广林特装车株式会社组建的合资公司，其产品主要特点是作业半径大，起升高度高，价格介于进口与国产之间，主要面对国内外一些高端用户。除此之外，以徐州利福特、湖南大汉、江环、独霸等为代表的民营、个体企业，这支以民营、个体企业为主的新生力量正在此行业中大显身手，占据一席之地。 作为一个新兴的行业，汽车起重机行业与国家宏观调控、产业政策以及各种市场环境有着千丝万缕的联系。由于行业技术壁垒比较小，门槛较低，2005年以来一批民营、个体企业逐步进入行业，再加上来自外部的跨国公司对行业的入侵，加快并购、合资的步伐，使整个汽车起重机行业面临重新洗牌的局面。1.6.3汽车起重机前景表1：1999-2005年汽车起重机市场需求量及2008年预测尽管面临着内忧外患，但近年来随着产品技术水平不断更新和功能的不断完善，国内汽车起重机行业取得了长足的进步，2005年行业销售总量在2000台左右，2006年市场需求仍将平稳发展。随着我国汽车产业的快速发展，汽车起重机前景亦非常乐观。在此基础上，此次设计主要针对汽车起重机上的汽车起重装置，进行具体的设计与计算，使其设计最优化，结构合理化，工作节能化和效益最大化。2. 汽车起重装置设计的可行性分析及方案确定2.1可行性分析可行性研究是运用多种学科的知识，寻求使投资项目达到最好经济效益的综合研究方法。它的任务是以市场为前提，以技术为手段，以经济效益为最终目标，对拟建的投资项目，在投资前期，系统地论证该项目的必要性、可行性、有效性和合理性，做出对项目可行性的评价。总结为三点：技术适用性、经济合理性、建设上的可能性。在设计汽车起重机之前，有必要对其设计可行性进行一定的分析，鉴于所学知识所限，下面仅对技术可行性和经济可行性进行简单的说明。2.1.1技术可行性的分析 我国自古就有借助实物来提升物体的起重机的雏形。经过了很长时期的发展，我国的起重机行业有了长足的发展，起重机的种类日益繁多，再借助不断发展的新兴科学技术手段，各种各样的起重机能够满足不同场合的需求，以最少的经济投入实现最大的使用价值。世界上其它国家的起重机行业也发展极其迅速，其中以欧洲和日本为主。我国汽车起重机行业起步于上世纪70年代，在多种起重机不断发展更新的基础上，于近十年内有了长足的进步。随着我国加入WTO，各种新技术不断涌入，我们也不断借鉴了他国起重机设计制造的先进经验，用于弥补自身起重机行业发展的不足，起到了很好的效果。 我国汽车起重机正朝着大型化、多功能化和智能化的方向发展。安装汽车起重机的底盘已不再局限于箱式货车底盘，越来越多的重型平板车也安装了大吨位汽车起重机，以满足其自装卸大型货物的需要。汽车起重机的作业装置也不再局限于吊钩，各种高空作业平台、抓具、夹具、吊篮、螺旋钻、板叉、装轮胎机械手、拔桩器等已逐渐被采用。随着汽车起重机的吨位越来越大，对安全控制、操作方便舒适性的要求也越来越高，智能化也已被提上日程。 徐州徐工汽车起重机有限公司在消化吸收国外先进技术的基础上生产的汽车起重机，并于2005年在行业内率先推出第二代汽车起重机产品，产品技术目前处于行业领先水平，特别在结构设计、人机工程、产品配套、汽车大梁保护等方面引领行业发展。其产品批量出口非洲、南美、东南亚、中东等国家和地区。近两年来，依靠技术创新取得了较快发展，以33%的市场占有率在国内处于领先地位，成为我国汽车起重机行业的后起之秀。不仅为整个单位创利丰厚，也为我国乃至全世界积累了起重机设计、制造和生产的宝贵经验。总结多家企业，可见我国汽车起重机在技术方面有如下性能优势： 整机性能：由于先进技术和新材料的应用，同种型号的产品，整机重量要轻20%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，结构形式更加合理； 高性能、高可靠性的配套件，选择余地大、适应性好,性能得到充分发挥； 电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用； 操作更方便、舒适、安全，保护装置更加完善； 向吊重量适中、起升高度、幅度相当的中小吨位方向发展。虽然汽车起重机有不少的技术优势，但也不能将我国汽车起重机目前的不足之处视而不见，其中有如下不足的方面： 品种少、产量低。 起重力矩小，技术水平低。 安全装置不齐全，操作不方便。 功能单一。 外形不美观。 由以上可见，在汽车起重机的技术方面，我们需要不断的改进和创新，我国及世界其他国家都日趋成熟和完善，发展起来有了强有力的技术基础，遇到的技术障碍也相应地容易消除。基于以上各点，本次论文也有了继续深入的必要，在汽车起重机大量参考资料的基础上，才得以饱满充实，而不会显得空洞无力。2.1.2经济可行性的分析 以前，建筑施工单位较常采用大型的起重设备，例如：桥式起重机、龙门起重机、塔式起重机等大型起重设备。购买时花费大量的财力，施工时不仅体积庞大，占用太多的空间，而且在运行中要花费大量的人力和油耗，即便以上几点都不成大问题，也很难满足工程上的特定要求，很难高效的完成限期的工作。而汽车起重机恰恰弥补了这一系列的不足，它体积小，重量轻，耗油量小，使用起来更加地灵活方便，购买时的成本仅是那些大型起重机的几分之一，甚至是十几分之一，大大降低了总成本，从而使企业的经济效益得到了保障。在市场上，汽车起重机2005年1-10月已销售1483台，同比增长7.3%。上半年由于有关标准的变化，一大批汽车起重机产品更换底盘，影响了生产和销售。徐州徐工汽车起重机有限公司是我国最大的汽车起重机生产企业，1-10月已销售汽车起重机494台，市场占有率约33%。合资企业广林特装车(锦州)有限公司销售汽车起重机100台，已打开了国内市场。国外汽车起重机在起重机产品中占的比例很大，我国目前仅占10%，可以预见汽车起重机的发展空间是很大的。从技术和经济上进行可行性分析能够看出，有条件也有必要对现今的汽车起重机进行改造和创新，尤其是对汽车起重机上的随车起重装置进行进一步的更新势在必行。下面就从汽车起重机的方案着手，对其进行具体的设计改造。2.2 汽车起重装置方案确定汽车起重装置（如图2-1）是安放在载货汽车上面的一种附加起重设备。 图2-1汽车起重装置外形图它属于臂架型起重装置，其运行支承装置采用汽轮胎，可以在无轨路面上行驶，与其他起重装置比较，汽车起重装置把起重和运输功能结合起来，不仅节省劳动力，而且节约能源、减少费用，也由于设计和制造汽车起重装置技术的进步，使其生产有了较大的发展。它主要服务于港口、机场、建筑工程、桥梁、隧道工程和国防工程等，是国民经济建设中必不可少的一种高效、快捷、方便的装卸机械。 汽车起重装置在搬运物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的一系列过程，有时运转，有时停转，是一种间歇动作的机械。 它通常由四部分构成：工作机构、金属机构、动力装置与控制系统。工作机构指机械传动部分，常见的有：起升机构、运行机构、回转机构和变幅机构。它们是为了实现起重装置不同运动要求而设置的，依靠这四个机构的复合运动，可以使起重装置在所需的任何指定位置进行上料和卸料。由于设计时间和必要性的限制，此次设计仅就起升机构、回转机构和变幅机构进行设计，对其进行分析与计算。2.2.1起升机构图2-2起升机构起升机构用于实现货物的升降，它是任何起重装置必不可少的部分，是起重装置中最重要、最基础、最核心的部分。起升机构工作的好坏，直接影响到整台起重装置的工作性能。起升机构（如图2-2）主要由取物装置、钢丝绳卷绕系统、制动装置、减速装置、驱动装置以及安全装置等部分。其中不少零件采用标准通用零件。从发动机到各工作装置间的动力传动，有机械传动、电力传动和液压传动三种形式。机械传动的传动零件都是刚体，传动可靠，效率高，但整个传动装置复杂、笨重。电力传动型式中的机械零件数量少，总体布置方便，操纵轻便，调速性好。但整个传动装置需要电动机数量多，重量大，价格贵。液压传动调速方便，传动平稳，操纵方便，结构简单，重量轻。但传动效率较低。但对于随车起重机来说是较合适的传动类型。故起升结构采用液压马达减速机卷筒的传动方案。电动机通过联轴器同传动效率较高的渐开线圆柱齿轮减速器相连接，减速器的输出轴上装有卷筒，它通过钢丝绳和吊钩相联。这种结构紧凑、易于实现。起升时，马达逆时针旋转，摩擦片被松开，卷筒顺时针旋转放下货物；制动时，马达停止旋转，卷筒依靠自重顺时针旋转，使二级齿轮轴顺时针旋转，摩擦片被压紧，棘爪顶住棘轮，卷筒停止转动，重物悬吊不动。吊钩的升降靠马达改变转向来实现。2.2.2回转机构 回转机构（如图2-3）是使起重装置的回转部分相对于非回转部分实现回转的装置。回转机构包括回转支承装置和回转驱装置。回转支承装置为图2-3回转机构起重机的回转部分提供稳固的支撑，并将来自回转部分的载荷传递给基础构件。回转驱动装置的作用是绕起重机的垂直轴线在水平平面内沿圆弧弧线移物品。当起升、变幅和回转三个机构配合动作时，就可以把所起吊的货物在起重机幅度所能达到的范围内任意移动，从而扩大了作业范围。此次设计采用滚动轴承式单排四点接触式回转支承装置。它由两个座圈组成，结构简单，重量轻，尺寸小，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。此次设计采用液压马达驱动，由于低速大扭矩马达成本高，使用可靠性不如高速液压马达，且其结构紧凑，所以，设计采用：高速液压马达-蜗轮蜗杆减速机-小齿轮-回转支承。液压驱动的小起重量的起重装置，通过液压回路和换向阀的相应机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停止并避免冲击。2.2.3变幅机构 变幅机构用以改变从取物装置中心线到起重机回转中心线之间的水平距离。其主要部分是起重臂。起重臂是汽车起重装置的主要受力构件，吊臂的设计合理与否，直接影响汽车起重装置的承载能力、整机稳定性和自重。另外为了能给人以安全、稳定、可靠的感觉，吊臂界面的选择与外观设计都要合理。臂的形式有直臂式和折臂式两种。直臂有良好的通过性，它适用于中小吨位轮式的起重装置。箱形结构制造简单，具有良好的抗弯和抗扭等优点。伸缩油缸与前置式变幅油缸相结合，使臂架受力合理，变幅范围更大。在此选用伸缩式直臂箱形结构。3.起升机构的设计 起升机构是用来使货物提升或下降的机构，是汽车起重机中最基本的机够。起升机构通常包括：取物装置、钢丝绳卷绕系统、制动装置、减速装置、驱动装置以及安全装置等部分，起重不少采用标准通用零件。 起升机构的载荷特点： 物品起升或下降时，在驱动机构上由钢丝绳拉力产生的扭矩方向不变，即转矩是单向作用的。 物品悬挂系统由挠性钢丝绳组成，物品惯性引起的附加转矩对机构影响不大，一般不超过静转矩的10%，使用抓斗时则需另行考虑。 机构起动或制动时间同稳定运动相比是短暂的。因此，可将稳定运动时的起升载荷作为机构的计算载荷。3.1起升机构的传动方案 此次设计中采用液压起升机构，起升机构的简图如下：1.液压马达 2.一级闭式齿轮传动 3.棘轮停止器 4.输出小齿轮5.开式大齿轮 6.卷筒 7.钢丝绳 8.吊钩图3-1 起升机构简图液压马达的转速通过减速机传递给卷筒,驱动卷筒旋转,吊钩升降，继而实现提升或放下重物。卷筒的正反方向转动通过改变马达的旋转方向实现，而运行机构的停止或使货物处于悬吊状态是依靠棘轮停止器来实现的。3.2起升机构的基本参数设定起升参数： 额定起重量 Q=8t 起升速度 起升高度 使用场合和工作要求：中小吨位，行驶速度高，机动性好，可根据工作需要变更工作地点，投入使用时间短，结构简单。3.2.1起升速度 由已知得 3.2.2钢丝绳速度 由公式： ，a- 滑轮组倍率，取3 代数得 3.2.3卷筒速度（按缠绕时第三层计算）： =30/(210+14) = D卷筒直径 d钢丝绳直径3.2.4初步选定减速比 i=20.50,则马达转速 =2400r/min3.2.5卷筒扭矩（按最大计算）M卷SD6d2卷 S钢丝绳单绳拉力 卷筒的效率，取0.9827210.9(210+614)10-320.98 =4081N.m3.2.6马达扭矩 卷筒效率 轴承传动效率 开式齿轮传动效率 闭式齿轮传动效率 M=223.62Nm由马达转速、扭矩选用马达 M-MFB45（结构紧凑，转速高，易于变量，能用多种方式自动调节流量，适用范围广）排量 转速 100r/min2400r/min 最大输出扭矩258/N.m3.2.7油泵的容量 Q= 马达转速 马达排量 马达容积效率 3.2.8重物提升功率 3.2.9油泵驱动效率 卷筒效率 滑轮组效率 导向轮效率 减速机的效率 马达总效率 油泵总效率故，0.980.950.960.940.870.80.585 3.2.10发动机转速 3.2.11泵的排量 Q油泵容量 容积效率，取0.93 由泵的排量、驱动功率选用： 泵YB-B113B 排量 3.3钢丝绳的设计钢丝绳是汽车起重机的重要零件之一。它的使用性能是：具有良好的各方向相同的挠性，使用可靠，无突然断裂的现象，运动速度不受限制，平稳无噪音，耐冲击。具有强度高、自重轻、运行平稳、弹性较好，极少骤然断裂等优点。因此被广泛用于起升机构、变幅机构，也用于牵引及回转机构中。3.3.1钢丝绳结构形式的选择 钢丝绳根据不同的分法有多种具体种类。其中，按钢丝捻成股和股捻成绳的方向分为：同向捻钢丝绳成股的方向和股捻成绳的方向相同称为同向捻。如绳股右捻称为右同向捻，绳股左捻称为左同向捻。这种钢丝绳钢丝之间接触较好，挠性好、表面比较光滑、钢丝绳磨损小，使用寿命较长，但有旋转和易松散的趋向。在自由悬吊的起重机中不宜采用，在不怕松散的情况下有导轨时可以采用，通常用作牵引绳，不宜作起升绳。交互捻钢丝绳成股的方向和股捻成绳的方向相反称为交互捻。绳右捻股左捻称右交互捻，绳左捻股右捻称左交互捻。这种钢丝绳虽然刚性大，使用寿命短，但不易旋转、松散，使绳和股自行松散的趋势相反，互相抵消，克服了同向捻绳的缺点。在起重机中应用广泛。混合捻钢丝绕成股的方向和股捻成绳的方向一部分相同，一部分相反称为混合捻。混合捻具有同向捻和交互捻的特点，但此种绳制造工艺复杂，很少采用。根据钢丝绳的构造,结合汽车起重机的使用条件和要求(如挠性,耐磨性,抗高温,抗横向拉力和防腐蚀性等),选择中间有合成纤维芯（具有较高挠性和弹性，不能耐高温，不能承受横向压力，起重机中广泛应用。）、交互捻钢丝绳。 （a） (b) (c) (d) (a) 右交互捻（ZS） (b) 左交互捻(SZ) (c) 右同向捻(ZZ) (d) 左同向捻(SS)图3-2 钢丝绳按捻法分类3.3.2钢丝绳直径的计算 下面用C值法选择钢丝绳的直径，即根据钢丝绳所受的最大工作静拉力和钢丝绳的抗拉强度来确定钢丝绳的直径。 d = c 式中，d钢丝绳最小直径（mm） C选择系数，它的取值与机构工作级别和钢丝绳抗拉强度有关S钢丝绳最大工作静拉力(N)，算得为27210.9N 计算cc=式中， d钢丝绳最小直径（mm） c选择系数。它的取值与机构工作级别和钢丝绳抗拉强度有关Smax钢丝绳最大工作静拉力(N)，算得为27210.9Nw钢丝绳充满系数，为绳断面积与毛面积之比，为0.46n安全系数 由工作级别（M4）选取4.5 k钢丝绳绕制折减系数，选0.85 b钢丝绳的抗拉强度，选1850MPa c = c=0.089 计算s s = s最大单绳拉力 （N）Q起升重量，80000Na滑轮组倍率,3滑轮组效率,0.98 得 s=27210.9N 计算d d = 0.08914mm查机械设计手册（P8-9）圆整选取：钢丝绳钢丝绳在使用时需要与其他承载零件连接以传递载荷。本设计采用楔形套筒法，查机械设计手册8.1-39（P8-32）选用：材料：楔套：ZG270-500 楔：HT200公称尺寸为14 mm（钢丝绳直径d=14mm）的楔形接头、楔套、楔的标记为：楔形接头 14 GB/T 5973-1986楔套 14 GB/T 5973-1986 楔 14 GB/T 5973-1986 3.3.3钢丝绳使用注意要延长钢丝绳的寿命,在设计与使用中应考虑以下因素： 提高安全系数n，可降低钢丝绳的应力； 选用较大的弯曲比（卷筒或滑轮直径比钢丝绳直径），使钢丝绳避免过分地弯曲，以减少钢丝绳的弯曲应力，但也不能太大，以免使整个机构尺寸增大； 卷筒与滑轮的材料硬度要适中，硬度过高或过低都会影响钢丝绳寿命； 减小钢丝绳的弯折次数，即不要使钢丝绳通过太多的滑轮（选用滑轮型式与倍率时予以考虑），尤其要避免反向弯折次数，因为反向弯折的破坏作用比同向弯折大，会降低钢丝绳的寿命； 钢丝绳的维护保养，应定期润滑防止锈蚀，成卷钢丝绳开卷时应避免打结扭曲，切断时应有防止绳股松散的措施。3. 4吊钩的设计3.4.1选材 吊钩装置是起重机上应用的最普遍的取物装置。它由吊钩、吊钩螺母、推力轴承、吊钩横梁、滑轮轴以及拉板等零件组成。吊钩经常受货载冲击，为保证吊钩工作的安全性，尽量避免人身及设备事故，故应要求吊钩无突然断裂的危险，重量要尽量轻，有足够的强度。查机械设计手册，表8.1-90(P8-73)，选吊钩材料为DG20Mn.并主要针对横梁进行设计计算。3.4.2构造 采用自由锻造的带凸耳的直柄单钩，制造与使用方便，梯形断面，受力情况合理。查机械设计手册，表8.1-84（P8-69）选取钩号为：LYD10-MGB/T10051.1-1988,强度等级为M6。3.4.3吊钩挂架 采用长型号钩组，吊钩支承在单独的滑轮轴上。为了便于工作，吊钩应能绕垂直轴线和水平轴线旋律，为此吊钩螺母与横梁之间采用止推轴承，吊钩尾部的螺母压在其上。吊钩横梁的轴端与定轴挡板相配处形成环形槽，容许横梁转动。 图3-3 LYD锻造直柄吊钩查机械设计课程上机与设计，表13-5（P135）推力球轴承选：51411GB/T301-1995强度校核：C0=S0P0C0a式中，S0 轴承静强度安全系数，查机械设计课程上机与设计，表10.8（P162）取, S0=2P0 对a=90的推力轴承P0a=Q=80000NC0a为182KN代数，得C0=280000=160 KNC0a =182KN 合格3.4.4横梁受力计算 只受弯矩，不受转矩的心轴，采用45钢 R=40000 NMc=Ra=40000=29600 NmW=其中，= =0.4583W= (10.45834)=162082= = =182.6 N/mm355 N/mm 合格h=30mm ，35 N/mmb=57.14mm 取60mm3.5卷筒的设计 卷筒是在起升机构中用来卷绕绳索并传递动力的转动件。3.5.1卷筒类型的选择 卷筒按绕绳的层次分为单层卷绕单联卷筒和多层卷绕双联卷筒。卷筒表面带有导向螺旋槽，钢丝绳进行单层卷绕。一般情况都采用标准槽，只有当钢丝绳有脱槽危险时（例如抓斗起重机的卷筒和工作中振动较大者）才采用深槽。单层绕卷筒表面通常切出螺旋槽，钢丝绳依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，单位压力降低。因为绳槽节距大于钢丝绳直径，所以避免了钢丝绳之间的相互摩擦，从而延长了钢丝绳的使用寿命。在起重高度较高时，为了缩小卷筒尺寸，可采用表面带导向螺旋槽或光面卷筒，进行多层卷绕，但钢丝绳磨损较快。这种卷筒适用与慢速和工作类型较轻的起重机，如汽车起重机，多采用不带螺旋槽的光面卷筒，钢丝绳可以紧密排列，但实际作业时，钢丝绳排列凌乱，互相交叉挤压，钢丝绳寿命降低。目前，多层卷绕卷筒大多数制成带有绳槽。第一层钢丝绳卷绕入卷筒螺旋槽，第二层钢丝绳以相同的螺旋方向卷绕入内层钢丝绳形成的螺旋沟，钢丝绳的接触情况大为改善，延长了使用寿命。多层卷绕卷筒两端设挡边，以防钢丝绳脱出筒外，其挡边高度应比最外层钢丝绳高出。多层绕卷筒用于起升高度很大，而卷筒长度又受限制的情况，它的主要缺点是内层钢丝绳受到外层钢丝绳的挤压，在卷绕过程中相邻绳圈之间有摩擦，使绳索寿命降低。此外，在绳索拉力不变时，载荷力矩随卷筒上绳索层数的不同而变化，造成载荷力矩不稳定。为改善钢丝绳在卷筒上的接触状态，提高绳索的寿命，采用切螺旋槽的多层绕卷筒。起重机大多采用多层绕卷筒，其容绳量大。随着起升高度的增加。起升机构中卷筒的绕绳量相应增加。采用尺寸较小的多层绕卷筒对小机构尺寸是很有利的。其表面做成螺旋绳槽，两边有侧板以防钢丝脱出，二级减速大齿轮与卷旋绳槽，两边有侧板以防钢丝绳脱出，二级减速大齿轮与卷筒连接在一起。3.5.2卷筒的材料 卷筒材料一般采用不低于HT20-40牌号的铸铁，特殊需要时可用铸钢ZG25、ZG35或A3钢板焊成。考虑到工艺要求，本设计采用铸铁卷筒。3.5.3卷筒尺寸的确定 卷筒直径D 卷筒直径的大小影响钢丝绳的弯曲程度。为确保钢丝绳的寿命，卷筒直径不能太小。按起重机设计规范规定，卷筒的最小卷绕直径：卷筒的槽底直径（即卷筒名义直径）D为：查机械设计手册表8.1-48（P8-38）选D=355mm式中，D卷筒槽底直径（mm） 按钢丝绳中心计算的卷筒最小卷绕直径 与机构工作级别和钢丝绳有关的系数,查得为16 d钢丝绳直径卷筒长度L卷筒绳槽尺寸由起重机械表3-12查得 由起重机械式3-12（P79）知，式中，H起升高度11m； 滑轮组倍率，； 卷绕长度； 钢丝绳直径； 多层卷绕层数，代入，得，取卷筒厚度 铸铁卷筒HT20-40,卷筒壁厚由下式决定 代数得，取 卷筒强度校核材料为HT20-40,厚度为15mm的卷筒，抗压强度极限，抗拉强度极限 卷筒长度L与卷筒直径D的比值小于3时，弯矩和扭矩的合成应力一般不超过压应力的%,所以只计算压应力是允许的。此时，卷筒壁内表面上最大压应力，由起重机械式3-13（P80）知：式中，多层卷绕系数，查起重机械表3-13（P80）取； 应力减小系数，一般取0.75； 钢丝绳最大静拉力（N）； 卷筒壁厚（mm）； 卷筒绳槽节距(mm)； 许用压应力：对钢，铸铁；代入数据，得 可知，故卷筒强度足够。3.6滑轮组的设计 滑轮组是改变力和速度的滑轮、绳索系统。它一般作为起升机构的一个组成部分，但也可以单独作为起重装置使用。3.6.1滑轮组的种类选用滑轮组按其构造型式可分为单联滑轮组和双联滑轮组两种。 单联滑轮组的特点是绕入卷筒的钢丝绳为一根，其构造简单，重量轻。 双联滑轮组的特点是绕入卷筒的绳索是两根。它相当于两个相同单联滑轮组的组合装置。 此设计中，采用HT150，工艺性好，易于加工、价廉，对钢丝绳寿命有利。采用双联滑轮组， 当两边钢丝绳拉力有差别时，可以自动平衡。3.6.2滑轮组倍率的选择 一般当物品质量时，分支数；由已知得Q=8t，故滑轮组倍率a=33.6.3滑轮组绳索最大静拉力计算 设定起升载荷为Q=80000N，设定为滚动轴承型式，查起重机械表3-11（P72），查得： 单个滑轮效率为 0.98 滑轮组效率为0.99由公式 S = S最大单绳拉力 （N）Q起升重量，80000Na滑轮组倍率，3滑轮组效率0.99得钢丝绳最大工作静拉力： S=27210.9N3.6.4滑轮直径的计算 为了提高钢丝绳的寿命，必须降低绳经过滑轮时的弯曲应力的挤压应力，因此滑轮直径不能过小。D（h1）dd钢丝绳直径h与机构工作级别和钢丝绳有关的系数D（181）14D238mm3.6.5绳最大偏角的计算 钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否则增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下0=46，取5。本设计取绳槽两侧面夹角2=3545，取。4减速器的设计计算 起升机构的减速器传动采用一级悬挂闭式减速器与一级开式齿轮传动相结合。为了减小尺寸、节省材料、延长齿轮寿命，本设计采用硬齿面。4.1传动装置的总效率 其中分别为传动装置中的每一传动副、每对轴承、每个联轴器的效率。 经查机械设计课程上机与设计，表9-1（P102）: 圆柱齿轮传动啮合效率： 齿式联轴器效率： 卷筒效率： 滚动轴承效率：则，总效率：4.2确定总传动比及传动比分配 已知马达转速和卷筒转速，所以总传动比为：。由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级分传动之积。即：，传动比分配合理，传动系统结构紧凑、重量轻、成本低，润滑条件好。由机械设计课程上机与设计式5.9（P49），传动比要满足下式：，取式中高速级传动比； 低速级传动比；根据传动比分配原则分配传动比：，4.3传动装置运动参数计算4.3.1各轴转速计算 第I轴转速 第轴转速 第轴转速 4.3.2各轴功率计算 马达功率： 第I轴功率 第轴功率 第轴功率4.3.3各轴扭矩计算 第I轴扭矩 第轴扭矩 第轴扭矩 4.4传动件设计计算4.4.1高速级传动齿轮设计 选择齿轮材料，确定许用应力 本设计采用硬齿面，采用轮齿弯曲疲劳强度进行设计计算，再进行接触疲劳强度验算。由于配对小齿轮齿根薄弱，弯曲应力也较大，且应力循环次数多，所以小齿轮的强度比大齿轮的硬度高些。查机械设计表6.2（P75）选小齿轮20CrMnTi 渗碳淬火，大齿轮40Cr 表面淬火， 许用接触应力，由机械设计，式6-6(P79)得：接触疲劳极限：查机械设计,图6-4（P80）：接触强度寿命系数，应力循环次数N，由机械设计式6-7（P80）得：查机械设计，图6-5（P80）得、：=1.0，接触强度最小安全系数，一般，取则：许用弯曲应力，由机械设计，式6-12（P82）, 弯曲疲劳极限应力，查机械设计图6-7（P83），双向传动乘以0.7得：，弯曲强度寿命系数，查机械设计图6-8（P83）得：弯曲强度尺寸系数，查机械设计图6-9（P83）（设模数m小于5mm）弯曲强度最小安全系数，取则： 齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度。参考机械设计查表6.7、表6.8（P84）取：组公差组8级。小轮分度圆直径，由机械设计式6-5（P78）得： 齿宽系数，查机械设计表6.9（P85），按齿轮相对轴承非对称布置，取小轮齿数：在硬齿面推荐值 中选：大轮齿数： 圆整：取齿数比： 传动比误差：，误差在范围内，合适。 小轮转矩载荷系数：使用系数：查机械设计表6.3（P76）得： 动载荷系数，由推荐值，取 齿向载荷分布系数，由硬齿面推荐值，取 齿间载荷分配系数，由推荐值，取代入得载荷系数材料弹性系数：查机械设计，表6.4（P78）得：节点区域系数，查机械设计，图6.3（P79）（）重合度系数：由推荐值，取故： mm齿轮模数，按机械设计，表6.6（P82）， 圆整m=3小轮分度圆直径 圆周速度：，与估取接近。标准中心距：齿宽，圆整大轮齿宽小轮齿宽齿根弯曲疲劳强度校核计算由机械设计，式6-10 齿形系数，查表6.5 小轮 大轮应力修正系数，查表6.5 小轮 大轮重合度=/代数，得重合度系数故， 齿轮其它主要尺寸的计算大轮分度圆直径齿根圆直径 齿顶圆直径 4.4.2低速级齿轮的设计 选择齿轮材料，确定许用应力 硬齿面小齿轮选用20CrMnTi， 渗碳淬火， 硬齿面大齿轮选用20CrMnTi，表面淬火， 许用接触应力，由机械设计，式6-6（P79）得： 接触疲劳极限：查机械设计,图6-4（P80）：接触强度寿命系数，应力循环次数N，由机械设计式6-7（P80）得：查机械设计，图6-5（P80）得、：=1.13， 接触强度最小安全系数，一般，取则： 许用弯曲应力，由机械设计，式6-12（P82）, 弯曲疲劳极限应力，查机械设计图6-7（P83），双向传动乘以0.7得：，弯曲强度寿命系数，查机械设计图6-8（P83）得：弯曲强度尺寸系数，查机械设计图6-9（P83）（设模数m小于5mm）弯曲强度最小安全系数，取则： 齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度。参考机械设计查表6.7、表6.8（P84）取：组公差组8级。小轮分度圆直径，由机械设计式6-5（P78）得： 齿宽系数，查机械设计表6.9（P85），按齿轮相对轴承非对称布置，取小轮齿数：在硬齿面推荐值 中选： 大轮齿数： 圆整：取齿数比： 传动比误差：，误差在范围内，合适。 小轮转矩载荷系数：使用系数：查机械设计表6.3（P76）得： 动载荷系数，由推荐值，取 齿向载荷分布系数，由硬齿面推荐值，取 齿间载荷分配系数，由推荐值，取代入得载荷系数材料弹性系数：查机械设计，表6.4（P78）得：节点区域系数，查机械设计，图6.3（P79）（）重合度系数：由推荐值，取故： mm齿轮模数，按机械设计，表6.6（P82）， 圆整m=5小轮分度圆直径 圆周速度：,与估取接近。标准中心距：齿宽，圆整大轮齿宽小轮齿宽齿根弯曲疲劳强度校核计算由机械设计，式6-10 齿形系数，查表6.5 小轮 大轮应力修正系数，查表6.5 小轮 大轮重合度=/代数，得重合度系数故，齿根弯曲强度满足。 齿轮其它主要尺寸的计算大轮分度圆直径齿根圆直径 齿顶圆直径 4.5棘轮的设计计算 棘轮停止器有棘轮和棘爪组成，棘轮和棘爪多采用外啮合式，内啮合式，采用较少。 为了减小棘轮尺寸，应尽可能将棘轮装在起升机构的高速轴上，以使其所受的转矩最小。通常棘轮用键固定在工作机构的传动轴上，棘爪则空套在机架的销轴上。 棘轮停止器一般用来作为机械中防止逆转的制逆装置或供间歇传动用，在某些低速、手动操纵的卷扬机上使用。棘轮为了防止逆转，本设计在齿轮轴上安装棘轮停止器。棘轮的齿形已经标准化，周节p根据齿顶圆来考虑，棘轮的齿数通常在的范围内选取，但有特殊用途时，可以更少或更多些，齿数愈多，冲击愈小，但尺寸越大。设计齿形时，要保证棘爪啮合性能可靠，通常将棘轮工作齿面做成与棘轮半径成的夹角，见图3-6。图中：P为棘轮圆周力（N）, ，D为棘轮直径（mm），。本设计取=180。棘轮的材料选为Q235，齿数取为20。 图4-1棘轮4.5.1棘轮齿的强度计算 棘轮模数按齿受弯曲计算来确定： 由机械设计手册，式8.1-16（P8-91）， 式中，棘轮的模数（mm）； 周节，（mm）； 棘轮轴所受的扭矩棘轮的齿数，由机械设计手册，见表8.1-126（P8-92），选取20齿宽系数，由机械设计手册，见表8.1-127（P8-92），取1.5棘轮齿材料的许用弯曲应力，由机械设计手册，见表8.1-127（P8-92）为100 代入数据，得 圆整，取 棘轮模数按齿受挤压进行验算： 由机械设计手册，式8.1-17（P8-92）, 式中，许用单位线压力（N/mm）,由机械设计手册，见表8.1-127（P8-92），为35N/mm 代入数据，得： 所以强度满足要求，验算通过。4.6轴的设计计算 从高速轴到低速轴一次命名为轴，轴，轴。4.6.1轴的设计计算 计算作用在小齿轮上的力 小轮转矩 轴上小齿轮分度圆直径 圆周力 径向力 初步估算轴的直径 由于做成齿轮轴，材料与小齿轮的相同20CrMnTi渗碳淬火。 查机械设计，式8-2（P118）得， 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响，由机械设计，查表8.6（P119）取A=105，则 轴的结构设计a） 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1：根据圆整（按GB/T5014-2003）,考虑实际情况，取，马达的输入轴和轴段1通过键相连。该轴段要装滚动轴承，考虑到轴承承受轴向力、径向力，选择深沟球轴承，由机械设计课程上机与设计表13-4（P165），选轴承型号61909（GB/T276-1994）尺寸,所以。轴段2：定位轴，取轴段直径，轴段3:为了不影响小齿轮的啮合，所以选取该轴段直径,轴段4:该轴为小齿轮，为了更好的固定轴，所以取该轴段直径,轴段5: 为使右轴承能更好的定位，所以取该轴段的直径,轴段6：该轴段要装滚动轴承，考虑轴承承受轴、径向力，为了更好的固定轴，选择圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2（161）选轴承型号32007(GB/T297-1994)，尺寸dDB=356218。所以取该轴段的直径， 轴简图b)确定轴承及小齿轮作用力位置 如下图所示，先确定轴承支点位置，查61909轴承，其支点尺寸，因此轴的支撑点到小齿轮载荷作用点距离为， 绘制轴的弯矩图和扭矩图：a)求轴承反力：H水平面：代入数据计算得：V垂直面：代入数据计算得：b)求齿轮中点处弯矩H水平面：V垂直面：合成弯矩M：扭矩T： 按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩，取折合系数,则齿轮中点处当量弯矩：弯矩图、扭矩图、当量弯矩图如下：由于做成齿轮轴，材料与小齿轮相同20CrMnTi 渗碳淬火。查机械设计表8.2（P115）查得b=640 N/mm2,由机械设计表8.7（P119）查得材料许用应力由机械设计式8-4（P119）得轴的计算应力为：该轴满足强度要求。4.6.2轴的设计计算 作用在大齿轮上的力： 齿轮转矩： 轴上大齿轮分度圆直径： 圆周力： 径向力： 作用在小齿轮上的力： 齿轮转矩： 圆周力： 径向力： 初步估算轴的直径 轴与二级转动小齿轮的材料相同，20CrMnTi 渗碳淬火。由机械设计式8-2（P118） 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响，查机械设计表8.6（P119） ，取，则 轴的结构设计a） 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1：根据圆整（GB/T5014-2003），该轴要装滚动轴承，考虑轴承承受径向力、轴向力，选择圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2（P161），选取轴承型号为32011（GB/T297-1994）,尺寸，所以选取，。轴段2：由于在该轴段安装挡盘、棘轮、摩擦片，为使轴承定位，所以取，。轴段3：为使挡盘定位，便于安装大齿轮，所以选取，。轴段4：为使大齿轮很好的固定，选取轴肩固定，所以选取该段直径，。轴段5：为使轴能更好的定位，该轴段要装滚动轴承，考虑到轴承受轴向力、径向力，选择圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2（P161）选择轴承型号32018（GB/T297-1994），尺寸,所以取该轴段直径，轴段6：为使轴更好的固定，选取轴肩固定，所以取该轴肩的直径，。轴段7：该轴段要安装小齿轮，为使更好的粘合，所以选取该轴段直径，。轴简图b)确定轴承及大齿轮、小齿轮作用力位置如图所示，先确定轴承支点位置，查32011轴承，其支点尺寸，因此轴的支撑点到大齿轮载荷作用点距离为，大齿轮的中心到轴的支撑点载荷作用点距离为，轴的支撑点载荷作用点到小齿轮中心的距离为 绘制轴的弯矩图和扭矩图：a)求轴承反力：H水平面：代入数据计算得：V垂直面：代入数据计算得： b)求小齿轮、大齿轮中点处弯矩：H水平面：V垂直面：合成弯矩M：扭矩T： 按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩，取折合系数,则齿轮中点处当量弯矩：弯矩图、扭矩图、当量弯矩图如下：由于做成齿轮轴，材料与小齿轮相同20CrMnTi 渗碳淬火。查机械设计表8.2（P115）查得b=640 N/mm2,查机械设计表8.7（P119）查得材料许用应力由机械设计式8-4（P119）得轴的计算应力为：该轴满足强度要求。 精确校核轴的强度a)轴的细部结构设计：圆角半径：各轴肩处圆角半径均采用，既满足定位面接触高度的要求，又小于孔的倒角的要求。键槽：棘轮的转盘与轴承之间用双键连接，按标准GB1095-79选取键142570，大齿轮外既有轴肩又有螺纹，螺纹为M564L中径b)选择危险剖面：各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力集中较严重的截面。 c)计算危险截面工作应力截面弯矩：截面扭矩：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上弯曲应力：截面上扭剪应力：弯曲应力幅：弯曲平均应力:扭切应力:d)确定轴材料机械性能：查机械设计表8.2（P115），弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限碳钢材料特性系数：，e)确定综合影响系数和：轴肩圆角处有效应力集中系数、，根据，由机械设计表8.9（P121）插值计算得：，配合处综合影响系数、，根据、，配合查机械设计表8.11（P122）插值计算得：，键槽处有效应力集中系数、，根据查机械设计表8.10（P122）插值计算得：，尺寸系数、，根据查机械设计表8.12（P123）查得：，表面状况系数、，根据，表面加工方法，查机械设计图8-2（P123）得轴肩处综合影响系数、：键槽处综合影响系数、：同一截面如有两个以上的应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故按配合处取综合影响系数，f)计算安全系数：由机械设计表8.13（P123）取需用安全系数由机械设计式8-6（P120）得：疲劳强度安全，验算通过。4.6.3轴的设计计算计算作用在大齿轮上的力 大齿轮转矩： 轴上大齿轮分度圆直径： 圆周力： 径向力：初步估算轴的直径 选轴的材料为40Cr调质 由机械设计式8-2（P118），计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响，查机械设计表8.6（P119），取A=105。 则：轴的结构设计a） 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段1：根据圆整（GB/T5014-2003）,并考虑到实际情况，该轴段要装滚动轴承，考虑轴承承受轴向力、径向力，选择圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2（P161），选择轴承型号32917（GB/T297-1994），尺寸,所以， 。 轴段2：定位轴，取轴段直径，。 轴段3：选取该轴段直径， 轴段4：定位轴，取该段轴径， 轴段5：该轴段安装滚动轴承，考虑到轴承受轴向力、径向力，为了更好的固定轴，选择圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2（P161），选取轴承型号为32917（GB/T297-1994），尺寸，所以，轴简图b)确定轴承及大齿轮作用力位置 如下图所示，先确定轴承支点位置，查32917轴承，其支点尺寸，因此轴的支撑点到大齿轮载荷作用点距离为， 轴的弯矩和扭矩：大齿轮与卷筒用螺栓相连，卷筒与轴用轴承支承，所以轴是心轴。根据安装分析，轴处于如下位置时最危险。a)求轴承反力：H水平面：V垂直面： b)求大齿轮中点处弯矩：H水平面：V垂直面：合成弯矩M：扭矩T： 按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩，取折合系数,则齿轮中点处当量弯矩： 求钢丝绳处弯矩H平面: V平面：合成弯矩： 对固定心轴，载荷无变化时，由于做成轴，材料与大齿轮相同40Cr调质。查机械设计表8.2（P115）查得b=735 N/mm2,由机械设计表8.7（P119）查得材料许用应力由机械设计式8-4（P119）得轴的计算应力为：故：该轴满足强度要求。4.7滚动轴承的选择和计算4.7.1输入轴选择深沟球轴承6008(GB/T276-94)a)计算当量载荷P查机械设计课程上机与设计表13-3（P165）得61909轴承的主要性能参数（GB/T276-1994）其额定载荷动载荷额定静载荷径向载荷轴向载荷由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，因，由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，由机械设计式10-7（P159），当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，由机械设计查表10.6（P160），载荷系数 故 ： b)计算轴承寿命 由机械设计式10-5（P158） ，轴承寿命对于球轴承因轴承工作温度不高，小于，由表查温度系数,因为,轴承选用合适。 选轴承型号32007(GB/T297-1994)a)计算当量载荷P查机械设计课程上机与设计表13-2（P161），得32007轴承的主要性能参数（GB/T297-1994）其额定载荷动载荷额定静载荷径向载荷轴向载荷由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，因，由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，由机械设计式10-7（P159） ，当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，由机械设计查表10.6（P160），载荷系数 故 ： b)计算轴承寿命 由机械设计式10-7（P159），轴承寿命，对于滚子轴承因轴承工作温度不高，小于，由表查温度系数,因为,轴承选用合适。4.7.2输出轴 选轴承型号32011(GB/T297-1994)a)计算当量载荷P由机械设计课程上机与设计表13-2（P161）,查得32011轴承的主要性能参数（GB/T297-1994）其额定载荷动载荷额定静载荷径向载荷轴向载荷由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，因，由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，由机械设计式10-7 （P159），当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，由机械设计查表10.6（P160），载荷系数 故 ： b)计算轴承寿命 由机械设计式10-7 （P159），轴承寿命对于滚子轴承因轴承工作温度不高，小于，由表查温度系数,因为,轴承选用合适。 选轴承型号32018(GB/T297-1994)a)计算当量载荷P由机械设计课程上机与设计表13-2（P161），查得32018轴承的主要性能参数（GB/T297-1994）其额定载荷动载荷额定静载荷径向载荷轴向载荷由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，因，由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，由机械设计式10-7 （P159），当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，由机械设计查表10.6（P160），载荷系数 故 ： b)计算轴承寿命 由机械设计式10-7 （P159） ，轴承寿命对于滚子轴承因轴承工作温度不高，小于，由表查温度系数 ,因为,轴承选用合适。4.7.3卷筒轴 选轴承型号32917(GB/T297-1994)a)计算当量载荷P由机械设计课程上机与设计表13-2（P161），查得32917轴承的主要性能参数（GB/T297-1994）其额定载荷动载荷额定静载荷径向载荷轴向载荷由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，因，由机械设计查表10.5（P160）并插值计算，由机械设计式10-7 （P159），当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，由机械设计查表10.6（P160），载荷系数 故 ： b)计算轴承寿命 由机械设计式10-7 （P159） ，轴承寿命对于滚子轴承因轴承工作温度不高，小于，由表查温度系数,因为,轴承选用合适。4.8键联接的选择和校核挤压强度校核：轴的材料一般为钢，而轮毂材料可能是钢或铸铁，当载荷性质为中等冲击时钢的许用挤压应力，采用静联接，用挤压强度条件，校核本次设计中所采用的键。4.8.1输入轴输入轴与马达连接的键，直径，由机械设计课程上机与设计表11-1（P135），选键的尺寸为，选B型键， 输入轴的转矩为则挤压强度条件： ，故所选键合适。4.8.2输出轴输出轴与挡盘处联接的键，直径,由机械设计课程上机与设计表11-1（P135），选键的尺寸为，选A型键， 输出轴的转矩为则挤压强度条件：因强度不足，采用双键，并按布置，考虑到载荷的不均匀性，在强度计算中可按1.5个键计算。则，故所选键合适。输出轴与齿轮处联接的键，直径,由机械设计课程上机与设计表11-1（P135）选键的尺寸为，选A型键， 输出轴的转矩为则挤压强度条件：因强度不足，采用双键，并按布置，考虑到载荷的不均匀性，在强度计算中可按1.5个键计算。则，故所选键合适。4.9箱体的设计箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。由机械设计课程上机与设计表15-1（P198）计算减速器箱体的结构尺寸：1箱座壁厚2箱盖壁厚 3箱座上部凸缘厚度4箱盖凸缘厚度5箱座底凸缘厚度 6地脚螺钉直径 7地脚螺钉数目 8轴承旁联接螺栓9盖与座联接螺栓直径10联接螺栓间距 11轴承端盖螺钉直径12检查孔盖螺钉直径13定位销直径14至外箱壁距离 15至凸缘边缘距离 16轴承旁凸台半径17凸台高度，根据低速级轴承底外径确定 18外箱壁至轴承座端面距离 19齿轮顶圆与内箱壁距离 20齿轮端面与内箱壁 21箱盖肋厚 22箱座肋厚23轴承端盖外径,D为轴承外径24轴承旁联接螺栓距离尽量靠近和不可干涉4.10减速器附件的设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。 通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。 轴承盖：为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。本设计采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。 定位销：为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。 油面指示器：检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位装设油面指示器，本设计采用的油面指示器是油标尺。 放油螺塞：换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 起吊装置 当减速器重量超过25kg时，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。 启箱螺钉：为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔， 旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。4.11减速器的润滑和密封形式 减速器的润滑良好的润滑，可降低传动件和轴承的摩擦功率损耗，减少磨损，保护其锈蚀。提高其使用寿命和效率，由于润滑油膜的分隔作用，能减少润滑表面的摩擦阻力，减轻工作时的冲击，降低振动和噪音。润滑还能起到散热、冷却、冲洗金属磨粒的作用。a)齿轮润滑 采用油池浸浴润滑b)滚动轴承润滑 采用润滑脂润滑 减速器的密封形式减速器的密封包括箱体、轴承等处的密封，密封的作用是防止灰尘、水分、酸气和其它杂物进入轴承和箱体内，并阻止润滑剂的泄漏。本设计中采用密封圈密封，密封圈结构简单，价格低廉，与轴紧密接触，轴承端盖处采用垫片密封，输入、输出轴处采用橡胶圈密封，箱盖和箱处接触部分用密封胶或水玻璃密封。5 变幅机构的设计5.1变幅机构的作用起重机中用以改变幅度（从取物装置中心线到起重机回转中心线之间的水平距离）的专用机构称为变幅机构。根据用途和工作条件不同，变幅机构的主要作用可归纳为两个方面： 在由载荷重力所引起的倾覆力矩不超过额定值的前提下，改变幅度R以调整起重机的起重能力，提供起重机的利用程度，或者通过改变幅度来调整取物装置的工作位置，以适应装卸路线的需要。显然，在这种情况下，变幅过程总是在起重机进行物品起吊工序之前、在取物装置上不载有物品的条件下完成的，故通常称为非工作性变幅。 使物品绕起重机回转轴线作径向水平移动，以提高生产率、扩大服务面和改善工作机动性。显然，在这种情况下，变幅过程是在取物装置上载有物品的条件下完成的，变幅是起重机的主要工序之一，故通常称为工作性变幅。5.2变幅机构的类型5.2.1变幅性质的分类 非工作性变幅机构。其特点是只在无载条件下用来调整取物装置的工作位置，在物品装卸过程中，幅度不再调整；或者用来放倒臂架，以利运输。这种变幅过程属于非工作性的，工作次数少，变幅速度对起重机的生产率影响小，由于不带载变幅，变幅阻力及变幅功率消耗均较小。在这类变幅机构中，一般都采用较低的变幅速度，以进一步减小装机功率，通常变幅速度为。 工作性变幅机构。其特点是在带载荷条件下变幅，实现物品的搬运。这种变幅过程属于工作性的，工作次数多，变幅速度对起重机的生产率影响大，由于带载变幅，变幅阻力及变幅功率消耗均较大。在这类变幅机构中，一般都采用较高的变幅速度，以提高装卸生产率，通常变幅速度为。为使变幅工作性能得到改善，工作性变幅机构在构造上较为复杂。5.2.2变幅方法的分类 运行小车式变幅机构。其特点是幅度的改变是依靠运行小车沿着水平或倾斜臂架上的轨道运行来实现，一般采用绳索牵引驱动，主要用于工作性变幅。这种变幅机构的变幅速度均匀，物品摇摆现象减轻，物品能实现严格的水平移动，易于获得较小的最小幅度和较大的有效工作空间，但臂架承受较大的弯矩，结构自重较大，多机协同工作较困难，机动性较差。 俯仰臂架式变幅机构。其特点是幅度的改变是依靠臂架的俯仰来实现，一般可用于工作性变幅和非工作性变幅。这种变幅机构的臂架受力情况较有利，结构自重较轻；起重机的重心较低，稳定性较好；易于实现多机协同工作，但难于获得较小的最小幅度和均匀的变幅速度，物品容易摇摆。5.3吊臂的设计吊臂是汽车起重机的主要受力构件，吊臂的设计合理与否直接影响着起重机的承载能力、整机稳定性和自重。为了提高产品的竞争力，吊臂截面的选择与外观均要合理。本设计采用箱形结构伸缩式吊臂。5.3.1三铰点的设计 三铰点定位： 在计算臂前，首先要确定三铰点的位置。已知条件：起升高度是，最大工作幅度为。暂定汽车从地面到臂的后铰点距离为，臂后铰点距回转中心的距离为，起升角。其参数暂定如下：变幅缸原始长度 起重臂后铰点距回转中心的距离变幅缸下铰点距回转中心的距离变幅缸上铰点距臂后铰点的距离变幅缸全伸时的长度由下式可得： 由于，根据经验，之间，液压缸做的方便、实用，所以符合实际，所选值合适。5.4起重臂的设计5.4.1起重臂基本参数计算与选用 起重臂基本尺寸根据起升高度H和工作幅度R，并参考现有起重机的相关尺寸，初步估算出起重臂的基本尺寸如下： 长度(mm) 基本臂 3170 二节臂 3025 三节臂 2940 总臂 3360(7900) 工况组合如下：工况 (mm) (mm) (kg)1336021003800323360316040003568026005000456805480250057900210030006790079001500其中：工况下的臂长工况下的工作幅度重量（包括吊钩、吊具重量）滑轮组倍率 起重臂材料性能参数其它参数的选择臂的不同部位可采用不同强度的钢材，以减轻吊臂自重，充分发挥钢材的作用。a)吊臂底板选用材料HQ70，查表得，取安全系数为1.33 b)吊臂其它选用材料为HQ60查表得，取安全系数为1.33c)其他参数滑轮组效率=0.975吊臂内侧与滑块之间的间隙为=3mm动载系数=1.25水平载荷系数=0.085.4.2起重臂的形状及主要计算参数 起重臂计算参数a)截面参数（mm）如下：基本臂二节臂三节臂B1200182132b1b2b34(b3=5)44H328280242H1286243215LB1342725LB2425346LB31069567022.522.522.5b)截面参数计算截面面积F（忽略圆弧）：其中形心计算： 形心位置：载面的惯性矩： 截面的抗弯模量：由分析可知，位置2受拉应力最大，位置5受压应力最大，只需校核该位置即可：代入参数，计算结果如下：基本臂二节臂三节臂F(mm)473837843352HY(mm)147.4129.6115.7I(mm)692587613853782625661102W471469297360221790W383493256235201580 截面强度计算对起重臂：每节臂的交界处为受力最危险截面，A-A，B-B，C-C依次为从基本臂到三节臂的最危险的截面，只需验算这些截面即可：A-A截面： B-B截面：C-C截面：其中：S是单绳拉力，其它已知数据如下：(mm)L8100(3000)5680(4500)3360(6300)S237000S473023600S236023600S232023202510S705046802510k90000k8488500k745745750G770770770G960960960G117011701170S11052.611052.611052.6 强度应力计算根据受力分析，位置2的应力（忽略剪应力及变形）为：位置5的应力如下：代入已知数据得： 起升高度计算根据几何关系可知：起升高度等于地面距离后铰点的距离与臂后铰点与吊具之间的距离之和。计算结果如下：(mm)回转幅度臂长回转幅度臂长2.15.685.05.682.67.255.56.023.07.056.08.13.56.766.58.74.06.457.09.544.55.987.59.875.5变幅油缸的选用5.5.1变幅油缸推力的计算 式中：缸推力（N）载荷8000N臂架自重载荷2000N作用在起重臂架上的风载荷200N作用在货物上的风载荷150N 起升臂架长度3170mm 臂架重心到下铰点的距离2100mm油缸活塞杆铰点到臂架下铰点的距离240mm起升钢丝绳的拉力27210N起升钢丝绳到下铰点的垂直距离10mm起升臂架的仰角（）变幅油缸轴线和水平线的夹角75代入数据计算得： 5.5.2变幅油缸缸径的计算 由公式带入计算得，取6 回转机构的设计回转机构包括回转支承装置和驱动机构两部分。回转支承装置为起重机的回转部分提供稳固的支承，并将来自回转部分的载荷传递给基础部分。驱动机构则用来驱动回转部分实现回转。回转机构的作用是绕起重机的垂直轴线在水平平面内沿圆弧弧线运移物品。当起升、变幅和回转三个机构配合动作时，就可以把所起吊的货物在起重机幅度所能达到的范围内任意移动，从而扩大了作业范围。6.1回转支承的选用6.1.1回转支承简介 本回转机构采用液压马达驱动。回转机构由回转支承装置和回转驱动装置两部分组成。前者将起重机的回转部分支承在固定部分上,后者驱动回转部分相对于固定部分回转。回转支承装置简称回转支承，它保证起重机回转部分作用于它的垂直力、水平力和倾覆力矩。本设计采用滚动轴承式回转支承装置，起重机回转部分固定在大轴承的固定座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架的顶面相固定。采用单排四点接触式回转支承，它由两个座圈组成，结构紧凑、重量轻、高度尺寸小，内外座圈上的滚道是两个对称的圆弧面，钢球与和倾弧面滚道四点接触，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。由于低速大扭矩液压马达成本高，使用可靠性不如高速液压马达，采用高速液压马达也可以采用结构紧凑、传动比大的蜗轮转动。因此本设计采用：马达蜗轮、蜗杆减速器齿轮回转支承。液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。6.1.2载荷计算 垂直载荷式中：超载系数为1.1起重量取起重力矩最大时为8t主起重臂重量410 kg上车不回转其它部分的重量290kg则: 1.18000+410+290=9500kg水平载荷:因为水平载荷是由风吹在生物上的力,风吹在起重机上的力,重物的离心力,回转支承的啮合力所组成。由于水平力达不到的10%，按H=10%，计算。 弯矩M（倾覆力矩）1.285.48+0.411.20.290.08其中：主臂重心到回转中心线距离 主臂重心到主臂后铰点距离1.4m回转中心到吊臂后铰点的距离0.20m主臂仰角0上车不回转部分的重量重心到回转中心线距离0.08m 偏心距为 考虑风力时最大工作载荷85.48+0.411.2+0.3456.50.290.08 静态: 动态: 查起重机设计手册，图2-5-12（P141），查得型号为012.30.630 ,Z=94，m=8调质后齿轮圆周力6.1.3阻力矩计算 回转支承装置的摩擦阻力矩力计算:回转支承装置轨道中心直径（2.82880004.91.2）/0.631=（210822.70.010.631）/2=665.14 回转平台倾斜引起的阻力矩 惯性回转阻力矩= 4844.7t起动时间 风压引起的回转阻力矩风压值50N/m2吊臂迎风面积0.6回转部分迎风面积0.3m2回转部分形心离回转中心的距离0.18m2=50(1.20.65.481.20.30.18) =194.04 回转时最大阻力矩=665.14+2294+4844.7+194.04=7998 额定工况F的回转阻力矩当不计风力，惯性阻力矩和倾斜力矩按70%计算： =665.14+(2294+4844.7)70%=56626.1.4校核 回转支承调质后齿轮所受圆周力为本设计中: =5662103/(2948)=合格6.1.5回转减速机输出扭矩 选用回转减速机速比输出小齿轮回转支承齿数 回转机构输出扭矩 回转马达的输出扭矩 回转马达的输出转速选择马达最高工作压力20.7最大输出扭矩64 工作压力马达容积效率0.92马达排量P=2228.17/（0.9221.1）=31.9加上背压10N/cm2P=31.9+10=41.9 6.2回转减速机的选用原动机为发动机,每日工作8小时,工作机构为转台,属中等冲击载荷,由表查得每小时起重次数为10次，每次运转时间4分钟由表查得小时负率=(小时负荷工作的时间/60)100%=40/60100% =67%，由表查得工作环境温度为30，由表查得减速机型号，由表查得风扇冷却，由表查得按机械强度和热极限强度公式计算输出转矩值计算结果，机械强度大于热极限强度，故应按进行选择。输出轴转速由表查得最接近的减速器为：a=160 ,T=2772，略大于要求值，符合要求。6.3支腿反力6.3.1平均分配载荷 按最危险的工况考虑，即起重车的大部分车轮被支承缸顶起，整车成为四点状态，则前两个支腿平均分配载荷式中：G整车满载时的重量K安全系数则6.3.2垂直缸计算 取缸径缸截面积垂直油缸受的静压力为：此时要求垂直油缸的最大闭锁压力为6.3.3垂直缸需流量计算 结论汽车起重装置是安放在载货汽车上的一种附加起重设备。它属于臂架型起重装置，其运行支承装置采用气轮胎，可以在无轨路面上行走。本文主要分析和计算了起升机构、变幅机构和回转机构。在起升机构中，采用液压马达、减速机、棘轮停止器和卷筒装置，根据钢丝绳的构造,结合使用条件和要求,选择中间有合成纤维芯、交互捻钢丝绳。采用制造与使用方便的锻造单钩，梯形断面，受力情况合理。采用双联滑轮组和多层绕卷筒。变幅机构中的起重臂为伸缩式箱形结构，变幅由液压缸实现，在设计中运用力学原理计算和校核，为满足强度条件，在不同部位采用不同强度的钢材，实现科学合理。回转机构由回转支承装置和回转驱动装置组成，采用液压马达驱动和滚动轴承式回转支承装置，并采用马达蜗轮、蜗杆减速器齿轮回转支承的传动方案。液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。这种结构自重轻，受力合理，运行平稳。与其他起重装置相比，汽车起重装置把起重和运输功能结合起来，节省劳动力，节约能源、减少费用，是国民经济建设中必不可少的一种高效、快捷、方便的起重与运输机械。参考文献【1】倪庆兴 王焕勇编著.起重机械.上海：上海交通大学出版社,1990年【2】陈道南 盛汉中主编.起重机课程设计.北京：冶金工业出版社,1983年【3】机械设计手册编委会 新版第2卷.机械设计手册.北京：机械工业出版社,2004年【4】程志红 唐大放编著.机械设计课程上机与设计.南京：东南大学出版社,2006年【5】程志红 主编.机械设计.南京：东南大学出版社,2006年【6】刘鸿文编著.材料力学.高等教育出版社,【7】甘永立主编.几何量公差与检测.上海:上海科学技术出版社,2005年【8】尹位中 王若梅 方中编.实用起重手册. 北京：水利电力出版社,1988年【9】黄大巍 李风 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Tipping loads of mobile cranes with flexible booms. Ankara: Academic Pr, 1999【24】 Awad S.Hanna, Wafik B.Lotfallah. A fuzzy logic approach to the selection of cranes. Wisconsin: Academic Pr, 1999【25】 Guangfu Sun, Michael Kleeberger. Dynamic responses of hydraulic mobile crane with consideration of the drive system. Munich: Academic Pr, 2003【26】 Jacek klosinski. Swing-free control of the slewing motion of a mobile crane. D epartment of mechanical engineering and computer science. 2004, 2: 43-309 【27】 Yehiel Rosenfeld. Automation of existing crane: from concept to prototype. Israel: Israel Institute of technology, 2005, 3-113翻译部分：英文原文The Introduction of cranesA crane is defined as a mechanism for lifting and lowering loads with a hoisting mechanism Shapiro, 1991. Cranes are the most useful and versatile piece of equipment on a vast majority of construction projects. They vary widely in configuration, capacity, mode of operation, intensity of utilization and cost. On a large project, a contractor may have an assortment of cranes for different purposes. Small mobile hydraulic cranes may be used for unloading materials from trucks and for small concrete placement operations, while larger crawler and tower cranes may be used for the erection and removal of forms, the installation of steel reinforcement, the placement of concrete, and the erection of structural steel and precast concrete beams. On many construction sites a crane is needed to lift loads such as concrete skips, reinforcement, and formwork. As the lifting needs of the construction industry have increased and diversified, a large number of general and special purpose cranes have been designed and manufactured. These cranes fall into two categories, those employed in industry and those employed in construction. The most common types of cranes used in construction are mobile, tower, and derrick cranes.1.Mobile cranesA mobile crane is a crane capable of moving under its own power without being restricted to predetermined travel. Mobility is provided by mounting or integrating the crane with trucks or all terrain carriers or rough terrain carriers or by providing crawlers. Truck-mounted cranes have the advantage of being able to move under their own power to the construction site. Additionally, mobile cranes can move about the site, and are often able to do the work of several stationary units.Mobile cranes are used for loading, mounting, carrying large loads and for work performed in the presence of obstacles of various kinds such as power lines and similar technological installations. The essential difficulty is here the swinging of the payload which occurs during working motion and also after the work is completed. This applies particularly to the slewing motion of the crane chassis, for which relatively large angular accelerations and negative accelerations of the chassis are characteristic. Inertia forces together with the centrifugal force and the Carioles force cause the payload to swing as a spherical pendulum. Proper control of the slewing motion of the crane serving to transport a payload to the defined point with simultaneous minimization of the swings when the working motion is finished plays an important role in the model. The mobile craneModern mobile cranes include the drive and the control systems. Control systems send the feedback signals from the mechanical structure to the drive systems. In general, they are closed chain mechanisms with flexible members 1.Rotation, load and boom hoisting are fundamental motions the mobile crane. During transfer of the load as well as at the end of the motion process, the motor drive forces, the structure inertia forces, the wind forces and the load inertia forces can result in substantial, undesired oscillations in crane. The structure inertia forces and the load inertia forces can be evaluated with numerical methods, such as the finite element method. However, the drive forces are difficult to describe. During start-up and breaking the output forces of the drive system significantly fluctuate. To reduce the speed variations during start-up and braking the controlled motor must produce torque other than constant 2,3, which in turn affects the performance of the crane.Modern mobile cranes that have been built till today have oft a maximal lifting capacity of 3000 tons and incorporate long booms. Crane structure and drive system must be safe, functionary and as light as possible. For economic and time reasons it is impossible to build prototypes for great cranes. Therefore, it is desirable to determinate the crane dynamic responses with the theoretical calculation.Several published articles on the dynamic responses of mobile crane are available in the open literature. In the mid-seventies Peeken et al. 4 have studied the dynamic forces of a mobile crane during rotation of the boom, using very few degrees of freedom for the dynamic equations and very simply spring-mass system for the crane structure. Later Maczynski et al. 5 studied the load swing of a mobile crane with a four mass-model for the crane structure. Posiadala et al. 6 have researched the lifted load motion with consideration for the change of rotating, booming and load hoisting. However, only the kinematics were studied. Later the influence of the flexibility of the support system on the load motion was investigated by the same author 7. Recently, Kilicaslan et al. 1 have studied the characteristics of a mobile crane using a flexible multibody dynamics approach. Towarek 16 has concentrated the influence of flexible soil foundation on the dynamic stability of the boom crane. The drive forces, however, in all of those studies were presented by using so called the method of kinematics forcing 6 with assumed velocities or accelerations. In practice this assumption could not comply with the motion during start-up and braking.A detailed and accurate model of a mobile crane can be achieved with the finite element method. Using non-linear finite element theory Gunthner and Kleeberger 9 studied the dynamic responses of lattice mobile cranes. About 2754 beam elements and 80 truss elements were used for modeling of the lattice-boom structure. On this basis a efficient software for mobile crane calculationNODYA has been developed. However, the influences of the drive systems must be determined by measuring on hoisting of the load 10, or rotating of the crane 11. This is neither efficient nor convenient for computer simulation of arbitrary crane motions.Studies on the problem of control for the dynamic response of rotary crane are also available. Sato et al. 14, derived a control law so that the transfer a load to a desired position will take place that at the end of the transfer of the swing of the load decays as soon as possible. Gustafsson 15 described a feedback control system for a rotary crane to move a cargo without oscillations and correctly align the cargo at the final position. However, only rigid bodies and elastic joint between the boom and the jib in those studies were considered. The dynamic response of the crane, for this reason, will be global. To improve this situation, a new method for dynamic calculation of mobile cranes will be presented in this paper. In this method, the flexible multibody model of the steel structure will be coupled with the model of the drive systems. In that way the elastic deformation, the rigid body motion of the structure and the dynamic behavior of the drive system can be determined with one integrated model. In this paper this method will be called complete dynamic calculation for driven “mechanism”.On the basis of flexible multibody theory and the Lagrangian equations, the system equations for complete dynamic calculation will be established. The drive- and control system will be described as differential equations. The complete system leads to a non-linear system of differential equations. The calculation method has been realized for a hydraulic mobile crane. In addition to the structural elements, the mathematical modeling of hydraulic drive- and control systems is decried. The simulations of crane rotations for arbitrary working conditions will be carried out. As result, a more exact representation of dynamic behavior not only for the crane structure, but also for the drive system will be achieved. Based on the results of these simulations the influences of the accelerations, velocities during start-up and braking of crane motions will be discussed.2.Tower cranesThe tower crane is a crane with a fixed vertical mast that is topped by a rotating boom and equipped with a winch for hoisting and lowering loads (Dickie, 990). Tower cranes are designed for situations which require operation in congested areas. Congestion may arise from the nature of the site or from the nature of the construction project. There is no limitation to the height of a high-rise building that can be constructed with a tower crane. The very high line speeds, up to 304.8 mrmin, available with some models yield good production rates at any height. They provide a considerable horizontal working radius, yet require a small work space on the ground (Chalabi, 1989). Some machines can also operate in winds of up to 72.4 km/h, which is far above mobile crane wind limits.The tower craneThe tower cranes are more economical only for longer term construction operations and higher lifting frequencies. This is because of the fairly extensive planning needed for installation, together with the transportation, erection and dismantling costs.3. Derrick cranesA derrick is a device for raising, lowering, and/or moving loads laterally. The simplest form of the derrick is called a Chicago boom and is usually installed by being mounted to building columns or frames during or after construction (Shapiro and Shapiro, 1991).This derrick arrangement. (i.e., Chicago boom) becomes a guy derrick when it is mounted to a mast and a stiff leg derrick when it is fixed to a frame.The selection of cranes is a central element of the life cycle of the project. Cranes must be selected to satisfy the requirements of the job. An appropriately selected crane contributes to the efficiency, timeliness, and profitability of the project. If the correct crane selection and configuration is not made, cost and safety implications might be created (Hanna, 1994). Decision to select a particular crane depends on many input parameters such as site conditions, cost, safety, and their variability. Many of these parameters are qualitative, and subjective judgments implicit in these terms cannot be directly incorporated into the classical decision making process. One way of selecting crane is achieved using fuzzy logic approach.Cranes are not merely the largest, the most conspicuous, and the most representative equipment of construction sites but also, at various stages of the project, a real “bottleneck” that slows the pace of the construction process. Although the crane can be found standing idle in many instances, yet once it is involved in a particular task ,it becomes an indispensable link in the activity chain, forcing at least two crews(