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含10张CAD图纸、说明书 GC系列 LX 电动 起重机 设计 10 CAD 图纸 说明书 GC 系列

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内容简介：

摘要本文是对电动单梁起重机进行功能分析和结构设计。首先分析了电动单梁起重机的现状以及国内外发展趋势，然后确定自己设计的目标。然后，进行了详细设计，主要包括确定主梁和端梁的参数，连接方式，分析计算主梁在载荷作用下工字钢的所承受的弯曲应力，以及起重机在动态和静态下主梁刚度。此后，又详细分析计算了载荷在不同位置时，各个车轮的轮压以及对端梁的作用力，在选择电动葫芦型号时，从钢丝绳、卷筒、电动机、减速器方面着手，经过详细的分析和计算，最后确定起升电动机为ZD141-4，运行电动机为ZDY121-4的CD型2t电动葫芦作为起升和运行传动装置。本文还分析了小车起升和运行两种不同运行机构，确定大车的电动机型号为ZDR100-4C型绕线式电动机。最后，详细介绍了起重机安装和试车注意事项。本文所设计是LX型电动单梁起重机，适应于车间、仓库等处的物品装卸工作，具有安装方便、操作简单、运行平稳等特点，整个机构安全可靠，在很大程度上节约了人力资源，具备实际应用价值。关键词 主梁；端梁；电动葫芦AbstractThis article is an electric single-girder cranes functional analysis and structural design. Firstly, the electric single-girder cranes status quo and development trend of domestic and foreign, and then determine their own design goals. Then, detailed design, including determining parameters of the main beam and the end beam connection, main beam analysis and calculation under load beam subjected to bending stress, and the crane main beam under dynamic and static stiffness. Since then, a detailed analysis of the calculated loads at different positions, wheel pressure and force on each wheel end of the beam, in the choice of model electric hoist, wire rope from the reel, motor, reducer aspects, after detailed analysis and computing finalize lifting motor is ZD141-4, run the motor for the CD-type electric hoist 2t ZDY121-4 as lifting and running gear. This paper also analyzes the car lifting and running two different operating agencies to determine the motor Model ZDR100-4C carts winding type motor. Finally, detailing the crane installation and commissioning notes.This article is designed LX electric single-girder cranes, suitable for workshops, warehouses and other places of loading and unloading goods, with easy installation, simple operation, smooth running characteristics, the entire organization is safe and reliable, in large savings in human resources, have practical value.Keywords Main girders,End beam,Electric hoist第1章 电动单梁起重机的概述1.1 概述随着时代的进步，用机械进行工作替代了大多数人力工作，起重机在生产中起到了巨大的作用，其能实现重物的上下运动和前后运动。LX型电动单梁桥式起重机大多应用在车间，主要用于机械的转移，装配等，其能适应大部分的工作环境，除了高温的，有腐蚀性的或者是湿度较大的环境，因为这些环境严重应该起重机的寿命，容易引发安全事故1。1970年，LX型电动单梁起重机问世，与之相匹配的电动葫芦是CD型和MD型，能在轨道上运动的起重机，起重机在运动速度上面有要求，如果速度在45m/min以内，可以采用地面跟随式操作，如果速度比45m/min大了，需要采用操纵室操纵。电动单梁起重机有很多的优点，例如在使用方面，其操作简单，使用方便，极大节省了人力；在安装方面，其对厂房的要求不高，安装简单，维修也容易对前期厂房的建设和后期的维修都省了很多不必要的麻烦。但其缺点也很明显，不能载起很重的物体，有时候可能会影响工程进度2。1.1 LX型电动单梁起重机各部件的作用在设计之前，需要对其组成部分进行一个详细的分析，本次设计的起重机主要由以下几个部分组成。起重机的主梁，主要起到承载重物的作用，小车的轨道在主梁的腹部，起到承载电动葫芦及起吊的重物，主梁的上面也会显示起重机的起重吨数。起重机的端梁，一边与主梁相连，一边与轨道相连，主要起到运输主梁的作用，能调整主梁的位置来达到理想的工作地点。主梁和端梁主要是用螺栓来连接的，这种方式的优点是：主、端梁可以分开制造再重新组装，这样使结构更合理，在生产的过程中也减小了生产难度，在后期的安装中减小了安装难度，而且这样能大大节省费用。电动葫芦：一种由电机驱动，经卷筒、滑轮起、重链条，带动取物装置升降的轻小型起重设备。他的结构紧凑，操作方便，但是起重载荷不大，适用于一般的工厂生产使用3。大车：可以让起重机在水平方向上运动，能根据生产的需要调节位置。小车：是小车作水平运动，也可以根据生产的需要调节位置，同时小车在主梁上面，不断的主梁施加作用力。本品采用的是一种在工厂中使用很普遍的CD型电动葫芦。小车架：是支承电动葫芦和小车运行机构进行升降运动和水平运动的保证4-5。桥式起重机上运行机构的驱动轮，设计非常合理，一般都是对称分布，在整机四角分布着，这样有利益整机平稳运行，避免出现打滑现象。1.2 电动单梁起重机的发展趋势随着时代的发展和科技的进步，越来越多的新技术也运用到电动单梁起重机上面去了，在前期的实验阶段，完全可以用计算机进行模拟演练，包括其钢材在各种强度工作下的耐用度，还可以模拟各种环境工作下钢材的耐用度，做到越来越安全，而且，能适用的工作环境也越来越多了，其载重也越来越大了，操作也做来越简单了，可以做到直接在地面进行操作，大大提高了工作能力和工作效率。其次，也增添了很多的功能，例如称量功能，能称出物体的具体重量，再有起到安全作用的载荷限制器，用计算机和传感器控制的自动寻找目标并载起的功能6-7。1.国内电动单梁起重机的发展(1)优化机械结构，减轻自重随着时代进步，人们对结构工艺要求越来越高，结构不仅要载重大，而且还要重量轻，在提高起重机整体性能的前提下，开始研发并采用新的结构。(2)钻研国外先进技术德国Demang公司将电动机、制动器、减速器三种装置合为一体，经过对其详细的研究之后，国人也将其运用到自己的起重机上面去，不仅起到了机构美观、紧凑的作用，还大大增加了运行的稳定性，在很大程度上提高了起重机的性能8。(3)大型化发展近几年，国家发展极其迅速，越来越多大工程的出现都离不开起重机，起重机在国家能源工业的发展中也扮演着非常重要的角色9。2.国外电动单梁起重机的发展(1)整机结构紧凑，重量减少，低成本Patain公司在起重机的生产中也采用了三合一驱动装置，这种驱动不管是外观外面，还是实际应用方面，与原来设备都有很大的提升，不仅美观而且运行更稳定10-11。(2)更新零部件，提高整机性能法国Patain公司在起重机设备研究上面技术领先，其在改良起重机设备方面用另外一种思路，更新零部件，公司采用窄偏轨箱型梁作主梁，这种改变不仅节约了成本，而且还大大提高了起重机整体的性能，可谓是一举两得。(3)重型起重机随着社会需求量越来越大，越来越多的生产开始用到大型的起重机设备，不仅提高了生产效率，而且还节省了大量的人力物力资源，国外在大型起重机研究上面要领先中国一步12。1.3 本章小结介绍电动单梁起重机在生产活动中占据的地位并进行整体描述，详细介绍各部分的组成及作用，着重介绍了大车、小车、电动葫芦、主梁、端梁的作用，最后介绍电动单梁起重机的国内外的发展趋势。第2章 设计参数和承重梁计算2.1 设计要求本次设计的起重机主要用于仓库起吊使用，要求最高的起吊重量不能超过2t；设计参数：Q=2t；大车运行速度：20m/min；起升运行速度：20m/min；提升速度：8m/min；提升高度：6m；2.2 电动葫芦的选型电动葫芦的类型非常多，不同的起吊重量就需要不同的电动葫芦，而且还要很据不同的环境来选择，根据本次设计的要求，选则目前应用最普遍的CD1型和MD1型13。2.3 主梁计算根据系列产品资料，查得28a普型工字钢（GB706-65）的基本尺寸参数：h=280mm，b=122mm，t=13.7mm，F1=55.45，q=43.4kg/m。则主梁断面Jx的面积是7114cm，Jy的面积是345cm；由式子(2-1)得知结果F=151cm；由公式(2-2)得结果y1=37cm，y2=4cm；由公式(2-3)、(2-4)得知结果Jx=111545，Jy=21849。初步给出主梁的断面尺寸如图2-1所示：图2-1 主梁断面尺寸() (2-1)主梁断面水平形心轴x-x位置 (2-2)式中：，cm各部分面积对x-x轴的距离，cmx-x轴的距离，cm主梁断面惯性矩: (2-3) (2-4)由于起重机的设计不同，主梁所受到的力也不同，本次设计的起重机在水平面内载荷对主梁的扭转作用可以不用计算。该主梁的强度计算按第类载荷进行组合15。梁的整体弯曲应力和轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分合成后进行强度校核。梁的整体弯曲在垂直平面内按简支梁计算，在水平面内按刚度的框架计算，简支梁受力分析如图2-2所示：图2-2 简支梁受力分析1.垂直载荷在下翼缘引起的弯曲应力根据起重机设计手册计算： (2-5)式中： (2-6)其中：Q=2000kg =1000 (2-7)式中：可以由公式(2-5)、(2-6)、(2-7)可以计算得到P=6550，q=126kg/m，=1060kg/cm2。主梁工字钢下翼局部弯曲计算，主梁工字钢下翼局部如图2-3所示：图2-3 工字钢下翼轮压局部计算轮压作用点位置i及系数 i=a+c-e (2-8)式中：；。 (2-9)由公式(2-8)、(2-9)、(2-10)得知，a=5.565m，=0 .57 ，i=3.205。e=0.164R（cm）对普型工字钢，翼缘表面斜度为1/6，R-葫芦定轮踏面曲率半径，由机械手册31.84查得R=17.5cm， 则e=2.87cm。 (2-10)2.工字钢下翼缘局部曲应力计算，主梁工字钢如图2-4所示：图2-4 主梁工字钢L点横向（在xy平面内），局部弯曲应力1由下式 计算： (2-11)式中：图2-5 局部弯曲系数其中： 可以由公式(2-11)、(2-12)、(2-13)计算得出，。如图2-4中1点纵向（在yz平面内）局部弯曲应力为由下式计算： (2-12)式中：由图2-5得=0.6如图2-4中得点纵向（yz平面内）局部弯曲应力为3，由下式计算：= (2-13)式中： 3.主梁跨中断面当量应力计算图2-5中1点当量应力为 (2-14)由公式2-14得=1077kg/cm=1800kg/cm2点当量应力为当，当=1263kg/cm=1800kg/cm。4.垂直静钢度计算 (2-15)式中： 对3号钢E=2.11010kg/cm， ，取cm由公式(2-15)得f=2.2cm，f=2.36cm，ff，所以满足要求结果。5.水平静刚度计算 (2-16) 式中: 由公式(2-16)得f水=0.56cm；f水f水=0.825cm，所以满足要求。注：系数1/20的选取是按1/20(Q+G) 取g=9.8m/s 当驱动轮为总数的1/2时，取a=0.5m/s6.动刚度计算在垂直方向的自振周期： (2-17)式中： (2-18)其中：，g=980cm/s (2-19)可以由公式(2-17)、(2-18)、(2-19)计算得T=0.1112秒，T4.5，因此所选钢丝绳满足要求，由公式(3-2)得=168534N。 (3-2)式中： ，按上表选取1700 ，与钢丝绳结构有关，一般取此处取 ，一般取此处取0.822.卷筒基本尺寸、转速和强度计算根据标准，材料一般选用铸铁或铸钢，对于工作级别为中度的卷筒，应选铸铁作为卷筒的制造材料。卷筒与滑轮最小卷绕直径的确定可以由公式(3-3)得出。 (3-3) (卷筒为，滑轮为）mm；按下表所示3-2选取：表3-2 相关系数h机构工作级别卷筒 滑轮 M1-M31216M41618M51821M62123M72326M82630由于机构工作级别为M4，所以选择=16mm，=18mm；d-选用钢丝绳直径，mm；卷筒相关尺寸的确定，电动葫芦卷筒绳槽采用浅槽，如图3-1所示：图3-1 电动葫芦卷筒绳槽槽距t=d+(12)，mm；绳槽半径R=0.55d，mm；槽深=0.28d，mm；圆角r=0.51.5mm。综上计算可得：t=20mm，R=10mm，=5mm，r=1mm绳槽圈数Z可以由公式(3-4)计算得出Z=22。 (3-4) 式中：，q=2 ，H=9m，一般取=2采用导绳器时，卷筒长度可以由公式(3-5)计算得出。 (3-5)，一般取 一般取卷筒的转速：卷筒转速可以由公式(3-6)计算得出得。 (3-6)式中：q ，卷筒壁强度计算：卷筒壁中承受着复杂的应力，但主要是卷筒壁中的压应力，压应力计算可以由公式(3-7)计算得34N，所以满足要求。 (3-7)，N ，N 钢制卷筒 铸铁卷筒 一般卷筒使用铸铁制造，由机械设计手册查得4.电动机的选择与校验按起升载荷、额定起升速度和起升机构的效率计算起升电动机功率可以根据公式(3-8)得。 (3-8)，Kw N根据上述计算的电动机静功率和按节点持续率初选电动机。根据CD、MD电动葫芦技术性能和外形尺寸主要参数表，初步选择起升电动机为ZD1414。电动机过载能力校验：起升机构电动机可不验算发热，只校验过载能力，过载能力按下式计算：（每小时启动六次的功率）Kw；，绕线电动机 5.起升减速器计算与选择传动系统的总速比为电动机额定转速与卷筒转速之比。卷筒转速可以由公式(3-9)计算得出。 (3-9)传动总速比由公式(3-10)计算得出=26.5。 (3-10) ：电动葫芦的减速器的选择可以根据实际的情况进行选择，对减速比和电动机功率进行分析和计算，最后选择最合适的减速器。在计算的过程中，齿轮计算是最麻烦的，本文设计是按照GB381183起重机设计规范中附录S进行设计计算，需要计算齿轮的齿面接触疲劳计算安全系数齿根弯曲疲劳许用应力、齿根弯曲疲劳强度安全系数和齿根弯曲静强度21。目前电动葫芦的制动器均采用非标准的锥形制动器，与电动机共同构成制动电动机，制动电动机轴需要的静扭转力矩可以由公式(3-11)计算得=120075N/cm。 (3-11) 3.2 电动葫芦运行机构设计电动葫芦运行机构通常称为电动小车，电动小车运行静阻力可以由公式(3-12)得计算得。 (3-12) 0.005系数是由于电动葫芦的运行轨道允许倾斜度为时的坡道运行阻力系数电动机的初选预验算，在初选电动葫芦运行电动机时应考虑克服摩擦阻力、坡道阻力所需的电动机静功率和电动机启动阶段消耗的功率。式中：，kw，为所选电动机的总功率，kw ，对绕线电动机取1.7，鼠笼电动机取1.98 ，N ， ，kg，S初算时按下表3-3所示选取表3-3 加速时间运行速度（m/s）低俗与中速行程长中速与高速（常用）高速加减速时间（s）加减速度（m/）加减速时间（s）加减速度（m/）加减速时间（s）加减速度（m/）4.0/8.00.506.00.673.15/7.10.445.40.582.50/6.30.394.80.522.000.354.20.471.600.323.70.431.000.2530.330.60.19/0.404.10.0982.50.16/78/64/经计算由CD、MD型系列电动葫芦技术性能和外形尺寸表，初选小车运行电动机ZDY1214。小车在运行的过程中，一般的速度都不会太高，只要在规定的载荷下运动不需要对运行电动机进行检验。电动葫芦运行机构用减速器的传动比，通常无标准产品可供选择。减速器的传动比可以由公式(3-13)计算得。 (3-13)式中： ， ，=电动葫芦运行机构多采用平面制动器，与电动机构成制动电动机为一体，也无标准制动器可供选用，需自行设计与验算。在制动器制动方面，摩擦阻力起到了很重要的作用，但坡道阻力却起到了相反的作用，会消耗制动力矩，很多附加阻力也不利于产生制动，例如轮缘摩擦和曲线轨道引起的附加阻力22。所以，需要运行驱动车轮与轨道间要有足够大的结合力，而且运行制动器应满足下面条件：式中： 式中： 取=0.35其中： g 所以式中： 其他参数同上所以=324N。根据上面的计算以及本次设计的要求，最后决定应该选择起升电动机为ZD1414，运行电动机为ZDY1214的CD型2t电动葫芦作为起升和运行传动装置。3.3本章小结本章主要分析计算小车的吊钩，钢丝绳的绳径和安全系数，卷筒的基本尺寸、转速和强度，电动机、减速器的选择以及验算，用详细的数据分析来保证小车平稳的运行，大大提高了小车的合理性。第4章 大车运行机构4.1确定机构传动方案大车的车轮和轨道的选择很重要，车轮和轨道在起重机起吊的时候都承载着很大的力，所以需要仔细的分析计算车轮能承受多大的强度，避免车轮和轨道发生变形，引发事故。大车车轮采用的是一般起重机都会使用的圆柱形踏面的双轮缘车轮，所采用的是材料是比较普通的ZG240-640，车轮的直径为，在轨道的选择方面，选取型号为P18的轨道。车轮在使用之前，需要对车轮踏面和车轮缘内侧进行表面淬火处理，在强度达到HB300380时，能提高车轮的使用时间和使用强度。而淬硬层的深度，必须在15到20mm之间，因轮压kg，所以选用型铁路钢轨，车轮会出现倾斜的现象，但轨顶面是圆弧形的能适应这种现象，而且，轨面一般与车轮都是配套使用的，所以不需要进行强度校核23。在选择完车轮的型号和材料之后，还需要进行疲劳强度验算，因为，车轮的主要磨损和损坏就是踏面疲劳损坏，这对起重机安全使用的影响是特别大，如果发生事故，后果将是惨重的，所以还需要进行踏面疲劳强度验算。由起重机设计手册得踏面疲劳计算载荷公式(4-1)，由公式（4-1）得。 (4-1) (4-2)，取车轮半径与轨道顶曲面曲率半径中之大值，故取R=175mm；根据比值，查得：m=0.487。车轮踏面的疲劳强度计算时必须符合公式(4-2)，符合条件，验算成功。4.2传动装置设计1.选择电动机计算，满载时，如下计算：(1)起重机自重（不含葫芦重）为，电动葫芦自重为，(2)运行阻力系数，滚动轴承运动阻力系数所以，静阻力：，静功率由公式(4-3)得Nj=0.28KW。 (4-3)(3)大车运行机构的惯性阻力可以由公式(4-4)计算得出Wg=247N。 (4-4)2.大车运行机构的功率计算(1)运行机构的动功率可以由公式(4-5)计算得出Ng=0.88Kw。 (4-5)(2)电动机功率计算, 由于是绕线型异步电动机，电动机的平均启动力矩倍数=1.7，再经公式（4-6）计算得Nd=0.682Kw。 (4-6)查表知。由资料QS型减速器的改进设计，P13表12初选电动机为型号：ZDR100-4C型绕线式电动机，功率：1.5KW转速制动力矩为：(3)验算电动机发热验算按起重机设计手册计算, 由公式（4-7）可以计算得到：G=G2=0.90，Vk=Vk=45m/min则：，发热功率为17.1%，符合设计要求。Nw=GW（PQ+ PG） (4-7) (4)电机的过载验算电动机过载按公式：总传动比：i=32.96J= 0.36kgm +验算电机的过载能力：0.729KW1.5KW，电机的过载利用率为：48.6%。4.检验算起动时是否打滑求空载起动时间tq0 (4-8) (4-9)其中： (4-10)可以由公式（4-8）、（4-9）、（4-10）得出tq0=0.475s；=18Nm； J=0.115kgm。 (4-11) 所以2.096n=1.05-1.2（粘着安全系数），不会打滑。4.3设计减速装置因为n=40.95r/min，所以得到总的传动比为i=32.9856。1.选择减速器的类型随着时代的发展和科技的进步，越来越多的“三合一”驱动部件运用到起重机上面了，这种“三合一”驱动部件将减速器、电动机、制动器整合为一体，这样的装置不仅仅使结构变得简约美观，最主要的是是运行变得平稳，大大提高了机械运动的安全性。减速器需要经过许多到工艺过程，用好的合金材料然后进行淬硬、精制最后得到成品减速器。此次设计所选用的减速器马克公司设计的QS系列“三合一”减速器，硬齿面（HRC56-62），圆柱齿轮减速器（ZBJ19027-90）。QS系列减速器适用的范围非常广，只要在起重范围在3.2t到50t之间，无论是单梁还是双梁起重机都可以应用，同时也能适用很多的环境，采矿场、铁厂、化工厂、大多数机械厂、冶金厂等等。齿轮圆周速度，输入轴（高速轴）转速，工作环境温度需要在零下40摄氏度到零上40摄氏度之间，还有可以在正转和反转之间随意切换。2.确定减速器的型号由资料QS系列“三合一”减速器P6表6，选用QS160型减速器，工作级别M6公称传动比，输出扭矩由于配套，而配套电机功率，经过详细的计算和验算，所选的电机与减速器能够一起使用。电动单梁起重机的工作级别为M5则应(4-11)按进行计算，由公式(4-12)得Pm5=4.1932Kw。 (4-12) 有些机构，惯性载荷对其影响不大，而且不太需要其起制动作用，这时候如果选择功率可以按照计算的结果来确定功率的大小，但是有很多机构，惯性载荷对其影响很大，很多时候都需要进行制动，这时候就需要用到减速器，而在选择什么样的减速器方面，应按机起制动时，零件所承受的最大震动力矩来确定，此时应把表列功率除以系数s.公式中，按照本次设计的需要以及起重机用QS型减速器标准应取这样的选择是极其合理的，所以，；实际运行速度Vk=iVk/L=41.79m/min；速度误差=Vk- Vk/Vk=7.1%，速度误差虽超过4%，但对工作无多大的影响。4.4 本章小结本章主要设计计算大车的运动机构，并在选择电动机，验算是否在启动时候出现打滑现象给出了详细的计算，而且详细的解释了选择什么样的减速装置和安全装置，最后列举出了组装起重机及试驾起重机的注意事项。第5章 起重机的组装及使用要求5.1 起重机的安装注意事项(1)首先进行最直观的检查，看看配件是否有生锈或者残缺现象，机构是否出现变形现象，如果出现以上现象，看其损坏的程度是否能进行修理，如果不能修理应该及时更换，再进行装配。安装前，应该把主梁放在平整的地方，然后将电动葫芦装在下方，挂装时，应使电动葫芦的车轮的有3mm的间隙，开口销必须检查好。(2)起吊的时候，捆扎是最合适的，也是最安全的，特别要提醒的是禁止捆扎、或起重机其他活动的部件，在捆扎工字钢时候，要注意保护起重机，可以适当的使用木板或者厚的布，以防划伤起重机。的固定轴（按头）必须用可靠的连接，卡子的数目不确定。但有一点要注意最少不能低于3个，所够成的角度，尽量25。(3)在把起重机吊起的过程中，当起重机吊到离地约左右的高度的时候，需要停放15分钟左右，来仔细的检查所有的机构是否牢靠，检查完毕之后，再继续起吊，在的地点，除了安装人员和设备检查人员之外，其他人不得进入安装区域，为了预防发生事故减少人员伤亡。不管采用哪一种办法，在起吊的过程中切记不能着急，一定要让设备平稳的升降，一旦起吊中途出现卡阻现象，需要及时找出问题所在，并立即解决，不能使用蛮力，或是还没找到问题所在就继续进行起吊25。5.2 起重机的试车要求安装好之后，为了保证日后使用的安全，需要由专门的人员对起重机进行实际的操作和详细的检查，这就叫试车，就像做完数学题进行验算一样，为了保证日后使用的安全。一般试车分为三个阶段，无负荷试车、静负荷试车、动负荷试车，只有前一个阶段符合标准之后才能进行下一个阶段。试车之前需要对整个起重机设备进行检查，看看结构有无松弛现象，是否充足，整机部件是否齐全，如果出上述现象一定要及时处理。(1)无负荷试车顾名思义，电动葫芦上不允许有任何的载荷，多次让电动葫芦沿着轨道进行运动，而且还需要检查其上下运动是否出现问题，检查如果出现问题需要及时停止运动并进行修理。必须满足以下要求：小车在进行沿轨道运行时，非常顺畅，没有卡顿现象；电动葫芦的运行和挂钩的上下运动，应该表现的很顺畅，一定不能出现不寻常的左右晃动现象，也不能出现不寻常的上下运动现象，下车的车轮必须都在轨道上面，并顺畅的运动；车轮也不应该出现空转现象。(2)静负荷试车让小车在整个机构中央部位，在电动葫芦上挂上载荷并进行上下运动，在距离地面200mm的地方停止运动，观察小车是否出现问题，停留的时间最好在15分钟左右，按照这种步骤，还需要进行3次以上的检查，检查的要求是整个机构不能有部件出现弯曲变形，把载荷拿掉之后，拱值应该在0.699L以上，进行试验的载荷应该是额定的1.25倍。(3)动负荷试车在阶段合格后，就可以进行最后一个阶段，试验时起吊的重物应该为额定的1.1倍，开始试车后，反复的进行前进、后退，升降等操作，试验一个小时以上。必须满足以下要求：各个机构的反应要灵敏，不能出现迟钝现象，运行时要平稳可靠，不能出现不寻常抖动，应动作准确可靠，各个零部件也完整无损，各个连接处也应该紧凑，不能出现松动现象，不应该出现异常的摆动和升降现象；起重机在试车完毕之后不得出现。以上三个阶段的试车结束之后，应该详细的写出试车时候出现的问题并保存起来，这是一份很有用的记录。结论随着我们社会的发展，电动单梁起重机在生产中扮演的角色越来越重要，其节省了大量的人力物力资源，为社会的发展做出了重大的贡献。首先在本文设计开始，不仅介绍起重机常用的工作场所，电动葫芦的选择，主梁和端梁的连接方式，以及起重机未来的发展趋势，而且还详细分析了在动态和静态下主梁工字钢能承受的局部弯曲应力，以及载荷在不同位置时，起重机四个车轮的轮压。其次，对选择什么样的钢丝绳、卷筒、电动机、减速器展开计算并验算，并详细分析了小车在起升和运行不同的状态。在本文的最后，还详细的介绍了起重机的安全装置，组装以及试车的要求。整机机构设计非常合理，结构紧凑，操作简单，整机运行平稳安全可靠，能用在很多工厂的生产中。致谢经过半年紧张的努力，在最后我成功的完成了我的毕业设计全部的内容。从开始选定毕业设计的题目开始，到开题报告的撰写；从夹具的初步设计到说明说的编写。经过了一个漫长的过程，这个过程是对我的一个巨大考验，每一步走来都是一个很大的挑战。在毕业设计的这段时间里，我对大学所学的专业课知识进行了系统的回顾，我学到了很多知识，也收获了很多。在这里，非常感谢我的指导老师对我的教导，一路走来老师为我提供了很大的帮助，在此我对老师给予的帮助表示深深的感谢。最后，感谢对我论文进行评阅的老师。也衷心感谢我的家人、朋友，以及在我毕业设计过程中为我提供过帮助的同学，真是在他们的鼓励和支持下我才得以顺利完成此论文。参考文献1宫本智. LX型电动单梁起重机的选择与使用J. 起重运输机械， 1986(2):22-252范勤，董海涛，魏国前. 电动单梁桥式起重机整机力学性能研究J. 机械设计与制造， 2013(1):115-1203孙庆荣，杨洋. 机械基础课程“机械零件”部分的基本教法J. 河北联合大学学报:社会科学版， 2014 (1):66-704李会勤. 桥式起重机大车运行机构的导行J. 起重运输机械， 2008(12):43-465裘建新. 机械原理设计M. 高等教育出版社， 2010:55-606须雷. 起重机的现代设计方法J. 起重运输机械， 1996(8):156-1607张质文，王金诺，程文明等. 起重机设计手册M. 中国铁道出版社， 2013:212-2158卢颂峰. 机械设计课程设计手册M. 中央广播电视大学出版社， 1998:123-1329万力. 起重机设计规范简介J. 起重运输机械， 1987(12):32-4010邱栋良. 国内外起重机发展动态J. 起重运输机械， 1997(8):88-9211宫本智. 国外葫芦式起重机发展近况J. 起重运输机械， 1996(1):23-2812陈道南. 起重运输机械J. 机械工业出版社，1982:46-5013陈登云. 电动葫芦工作级别的改型设计计算J. 起重运输机械， 1996(7):89-9314魏国前，叶国平. 基于现代设计方法的LX起重机主梁设计J. 机械设计与制造， 2009(5):144-14915张庆怀. 起重机械主梁受力分析J. 中国高新技术企业， 2010(9):99-10216宋力，房联. 桥式起重机主梁和端梁联接的设计和工艺改进J. 农业装备与车辆工程， 2014(5):88-9017张建中. 机械设计基础M. 高等教育出版社， 2007:166-17018邱宣怀. 机械零件手册M. 高等教育出版社， 1965:211-22219李涛. 铸造起重机的主小车运行机构研究J. 科学导报， 2014(14):145-15020Honey R F Bounding. Plane stress solution by finite element. Proc. ASCE, ST1 66.21屈彦杰. 起重机设计规范结构计算方法的研究与分析J. 机械研究与应用， 2011(3):177-18022M. 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ModellingM.Measurement and Conrtol B,2005,23-40.附录大型战术沉船起重机系统的起重能力及应力分析摘要大型战术沉船是一种特殊用途的运载工具，用于升降战术车辆和起重机、支柱结构、支腿和合适的底盘卡车的重载，在其初始设计期间，结构安全性和倾翻稳定性应根据这些部件的布局进行预先检查。本文提出了在初步设计阶段用计算机辅助评估沉船最大起重能力和起重机结构安全性的方法。将ADAMS宏开发的起重机系统与带轴悬挂的大底盘汽车动力学模型相结合，建立了具有236自由度的大型沉船分析模型。选择了影响倾覆稳定性的沉船模型设计参数，计算了相应变化下的最大起重载荷。参数研究表明，悬臂梁的特性和支腿的布置对最大起重能力有很大影响。对一级臂架和三级臂架的有限元分析表明，在最大过调力矩条件下，臂架的应力在允许的强度范围内。关键词：战术沉船、起重机、支腿、倾翻、最大起重载荷1.简介对于战术车辆，满足军事所需作战特性（ROC）的基础车辆的完整开发之后，将进行多用途变型的后续项目（Suh等人，2016；Suh和Yoon，2017a和2017b）。在这些变体中，大型军用沉船是一种特殊用途车辆，可将战术车辆和重型结构物移动到不利环境或事故现场的安全地点。为了提高重物的安全牵引和牵引能力，有必要在一辆经过验证的底盘卡车上安装一个具有适当能力的起重机系统和支腿。起重机臂架、立柱和支腿的布置是决定军用沉船倾翻稳定性的重要设计参数。军用沉船的起重能力取决于底盘车辆的规格、起重机系统的动态稳定性和结构强度以及支腿的几何形状。由于这艘军用沉船经常在未铺路面或坡道上作业，在执行紧急任务时，对运营商和周围工人造成更大的翻车风险。因此，在军用沉船初步设计阶段，有必要开发仿真技术，有效地检验其最大起重能力和动态稳定性。对移动式液压起重机的起升稳定性和工业起重机的控制策略进行了广泛的研究。Jeng等人。（2010）建议的力矩/力指数，用于量化倾翻行为，并确保配备四个支腿的移动式起重机的结构稳定性。随着两个指标的增加，起重机的稳定性降低。Shaikh和Kumar（2016）提出了一种使用移动配重的新框架，以提高履带起重机的提升能力，他们的设计显示提升能力提高了1024%。Kiliaslan等人。（1999）利用柔性多体动力学推导了移动式起重机的运动方程，并根据臂架速度分析了起重机的起重能力。当起重机运行速度较低时，吊臂的柔性对起重能力的影响很小。Trbka（2016）构建了伸缩式起重机模型，以评估部件的柔性效应，然后对提升和旋转操作进行了数值分析。所有的起重机结构都没有影响起重载荷的运动轨迹。Yao等人。（2017）对全地面起重机伸缩臂的扭转屈曲进行了试验和分析。结果表明，隐式非线性方法在计算时间上更为有效，与显式方法相比，隐式非线性方法在预测临界屈曲荷载方面存在收敛性问题，但与试验结果吻合较好。Bathaee和Gholami详细介绍了一台300吨的大型起重机的设计过程，并根据吊臂长度计算了起重能力。根据ISO8686标准（1989）（Bathaee和Gholami，2016），通过应力分析验证起重机的结构安全性。Ramli等人。（2017）系统总结了起重机系统和工业起重机防摆控制系统中使用的最新开环/闭环控制策略。Jang等人。（2014）采用荷载敏感性分析和拓扑优化策略，在提高船舶整体安全性的同时，减轻移动式港口起重机的重量。在此基础上，对移动港进行了概念设计。越南（2015）提出了一种用于工业起重机摇摆控制的径向弹簧和阻尼器系统，并表明科里奥利阻尼有效地减少了大的摇摆运动。Kim等人。（2014）提出了同时提高22吨液压挖掘机前连杆机构挖掘力、提升能力、工作空间和工作速度的双轨优化策略。上述研究主要集中在各种起重机起重能力或起重机控制策略的理论研究方法上。然而，在战术沉船的初步设计阶段，应检查底盘车、起重机和支腿规定的起重能力，并确保起重机系统的结构安全。对军用沉船的起重能力和起重机的结构强度进行现实分析。然而，这方面的研究还很缺乏。为此，本文提出了评估起重机系统结构安全性和战术沉船动力稳定性的CAE方法。首先，利用MSC.ADAMS/Car软件对大型载货汽车进行建模，并利用ADAMS宏软件对起重机进行建模，根据实际工况对起重机的起重性能进行分析。结合这两种模型，建立了大型战术沉船的动力学模型。其次，考虑起重臂和立柱结构的安全性，根据起重臂的工作范围，提取出沉船的最大起重载荷（MLL）。之后，根据主要部件的重量变化对MLL进行参数化研究。最后，通过对一级臂和三级臂在最大倾覆力矩条件下的应力分析，对起重机臂架的结构安全性进行了评价。2.大型沉船的分析模型2.1.基本假设为了有效地建立大型战术沉船的动力学模型，引入了以下假设。（1） 军舰残骸的所有部件，包括吊杆、起重油缸、立柱和支腿，被认为是僵硬的。（2） 液压流体具有不可压缩特性，其质量包含在井架油缸的质量中。（3） 钩载被认为是一个点质量。（4） 起重绳被视为刚性杆，与吊杆末端的钩载相连。绳索可以在相对于吊杆终点的平面内自由旋转。该假设在绳索相对于垂直位置的振动较小且绳索保持张紧的情况下是有效的。因此，这些条件满足正常运行速度和钩载。2.2.动态建模图1显示了使用MSC.ADAMS/Car（MSC软件，2010）构建的战术沉船模型。起重分析的动力学模型由17个子系统组成，包括两个前轴、两个后轴、驾驶室和驾驶室悬架、车架、三片钢板弹簧、转向器、动力总成、起重机、四个车轮。利用ADAMS宏建立了一个臂架、两个起重油缸、一个立柱结构、四个前后支腿和一个钩载的起重机子系统。因此，解析模型有236个自由度。在动态模型中，物体之间的相互约束如下。立柱结构分别由重型卡车底盘框架上层的旋转接头、立柱结构上的吊杆和吊杆上的钩载约束。每个起重油缸分为两部分，一部分与起重臂相连，另一部分通过衬套元件与立柱结构相连。这两个分开的部分连接到平动接头以提升动臂。使用ADAMS/Car提供的接触力元件将四个支腿支撑在地面上。接触力法向模型采用冲击函数模型，摩擦力模型采用库仑模型。图1 战术沉船的动力学模型3.提升能力分析战术沉船的起重能力分析按以下顺序进行：前后支腿的横向和垂直运动、立柱结构旋转、动臂平移、施加钩载和动臂旋转。图2显示了战术沉船的顺序分析场景。如果在提升任意重量时，四个支腿力中的任何一个变为零，则战术翻车机可以翻转（Bekelt设备操作公司，2002）。因此，维持支腿力的最大钩载可以定义为战术沉船的最大极限载荷。在这一章中，我们研究了MLL随设计参数的变化。战术沉船的设计参数为吊杆的长度和倾角、立柱结构的摆角、前后支腿的布置、底盘车的重量、吊杆和立柱结构。图2 战术沉船的发展历史臂架几何形状变化的影响根据实际工作范围内吊杆长度和倾斜角的变化，评估战术沉船最大允许航程的分析条件如下。动臂的长度根据工作步骤而变化：第一级（3.7 m）、第二级（6.0 m）和第三级（8.4 m）。动臂的倾角从0度到70度不等，根据工作角度以10度为增量。因此，根据臂架几何形状，共有24个分析条件。将前后支腿宽度设置为最大伸张状态，将立柱结构摆角设置为85度，反映工作状态，进行动力分析。图3显示了根据这24个分析条件的战术沉船最大似然线变化。无论臂长如何，最大似然损失在60度的倾角范围内呈线性增加，但在60度到70度的范围内呈非线性增加。尤其是倾斜角度为70度时，一级动臂的最大允许载荷为38.0吨，二级动臂为21.4吨，三级动臂为20.5吨。一级动臂的最大允许载荷（MLL）超过了动臂的允许载荷（36.0吨），但剩余的二级和三级动臂的最大允许载荷（2级：24.0吨，三级：21.0吨）几乎达到了动臂在各个阶段都能承受的允许载荷（2级：24.0吨，三级：21.0吨）。图3 随动臂配置改变MLL3.2.立柱结构摆动角度变化的影响战术沉船在立柱结构摆动角度变化的情况下，仅对倾斜角度为0度的第三级吊杆进行起重能力分析，该吊杆似乎具有最大倾覆力矩。对于柱结构中的摆角分析，有七个条件（0、15、30、45、60、75和85度），图4显示了七种情况下的最大似然损失变化。图4 MLL随立柱结构的摆动角度而变化当桩柱结构的摆角从0度增加到85度时，MLL趋于减小。这是因为随着起重臂重心远离底盘卡车重心，倾覆力矩增加。当立柱结构的摆角为0度时，所得结果是判断战术沉船后向稳定性的依据。确定这艘沉船后向稳定性的设计标准是这样设置的：在第三级动臂（倾角为0度）的情况下，当钩载大于等于6.0吨时，整车应保持稳定。由于相同条件下的最大似然损失为20.0吨，可以判断为战术失事者已经确保了后方的稳定性。3.3.改变支腿布局的影响图5显示了目前战术沉船前后支腿的布局。前支腿（a）的宽度大于后支腿（c）的