2014毕业设计格式参考解析

1、水面漂浮物不仅造成水面航行困难， 而且影响河道和库区的水质，而且对于水轮 发电机组来说，漂浮物也是造成事故的一大隐患， 如何及时进行水面漂浮物的清理成 为一个至关重要的课题。为解决水面漂浮物急剧增多的现象，根据对现有的清理方案 优缺点的分析和国内需求的研究，本文提出了一种专适用于大型水库坝前静水区域的 清漂机构。采用可回转的臂架和抓斗在坝前打捞漂浮物而且沿坝顶移动。 为使抓捞可 靠，设计了液压抓斗，本设计的液压抓斗由铲齿、转耙、支承及导向装置、台车架、 液压系统等组成，铲齿为固定齿。为了使铲齿的齿尖能插入拦污栅栅叶面内， 设计时, 让铲齿的中心线与台车中心构成一夹角，转耙与台车架铰接，为活动齿

2、，液压耙斗的 开合均由液压系统控制，可根据污物的多少调节液压系统的压力值进行压污和抓污， 不仅能满足垂直清污的运行要求， 且不会因运行中阻力的变化而自行开合。 由于采用 抓斗和钢丝进行打捞工作，打捞深度可以根据需要任意调节， 避免了类似铲斗打捞设 备在水位较低时，铲斗无法达到水面清理漂浮物的问题。 对于水库大坝范围内的水面 漂浮物的清理，我们认为有轨道的抓斗清理机是更为有效地办法。 本文针对清漂机各 部分结构的主要载荷和稳定性进行了计算与验证，以检查设计的可靠性。 关键词：漂浮物 水坝清漂机 设计Abstract Surface water caused by float ing debris

3、 is not only the difficulties of n avigati on, but also affect the water quality of river and reservoir. In the curre nt en vir onment of stro ng prop onent of establish ing frie ndly society backgro und, how the water to clea n up float ing debris in time become a critical issue. To address the cur

4、re nt phe nomenon of float ing debris, clea n-up program based on the stre ngths and weak nesses of exist ing an alysis and research of domestic dema nd, this paper propose a suggesti on desig ned to clear the floati ng debris. Used to tur n the boom and grab objects floati ng in the dam and along t

5、he crest salvage mobile. In order to grasp the fishi ng and reliable desig n of the hydraulic grab. The desig n of the hydraulic grab the shovel teeth, tur n rake, support ing and guidi ng device, platform frame, hydraulic system, etc. I n order to shovel teeth tooth tip can be in serted in to the g

6、ate leaf trash rack, the desig n, so that the cen ter line of shovel teeth and form a cen tral an gle of car. Turn hin ged frame rake and Taiwa n, the active tooth, rake bucket hydraulic ope ning and clos ing con trol by the hydraulic system. Can be adjusted accord ing to the amount of dirt in the h

7、ydraulic system pressure for pressure sewage polluti on and grasp ing. Not on ly meet the requireme nts of vertical clea n-up operati on, and will not run in the resista nee to cha nges in their own ope ning and clos ing. As a result of salvage grab and wire work, salvage depth can be arbitrarily ad

8、justed to avoid a similar device in the water level low salvage bucket, the bucket can not reach the water clea n up float ing debris problem. For the dam water with in the float ing debris clea n-up, we thi nk that the grab rail is a more effective clea ning machi ne mea ns. This drift mach ine for

9、 cleari ng the mai n payload of the various parts of the structure and stability of the calculati on and validati on, to check the reliability of the desig n. Keywords: Floating debris; Dam; Clear bleaching machine Design1引言. 1 2水面漂浮物清污机具的总体设计方案 . 2 3 起升结构的设计 . 3 3.1端梁的尺寸的确定 . 3 3.1.1端梁的截面尺寸 . 3 3.1

10、.2端梁总体的尺寸 . 4 3.2端梁的计算 . 4 3.2.1计算载荷的确定 . 4 3.2.2.端梁垂直最大弯矩 . 4 3.2.3端梁的水平最大弯矩 . 5 3.2.4端梁的强度验算 . 5 4 小车的设计 . 9 4.1小车的运行机构计算 . 9 4.1.1小车的质量估计取 . 9 4.2运行阻力计算 . 9 4.3选电动机 . 10 4.4选择减速器 . 11 4.5验算运行速度和实际所需功率 . 11 4.6启动时间验算 . 12 4.7起动工况下减速器传递功： . 13 4.8验算起动不打滑条件 . 14 4.9选择制动器 . 15 4.10告诉轴联轴器及制动选择 . 16 4.

11、10.1高速轴联轴器计算扭矩 . 16 4.10.2高速轴制动轮的选择 . 17 4.11低速轴联轴器计算扭矩，可由前节的计算转矩 Me求出； . 17 4.12低速浮动轴强度验算 . 17 4.12.1疲劳验算 . 17 4.12.2强度验算 . 18 5 大车的设计 . 20 5.1设计的基本原则和要求 . 20 5.1.1机构传动方案 . 20 5.1.2大车运行机构具体布置的主要问题： . 21 5.2大车运行机构的计算 . 21 5.2.1确定机构的传动方案 . 21 5.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度 . 22 5.2.3运行阻力计算 . 24 5.2.4选择电动机 . 25

12、5.2.5验算电动机的发热功率条件 . 25 5.2.6减速器的选择 . 26 5.2.7验算运行速度和实际所需功率 . 26 5.2.8验算起动时间 . 26 5.2.9起动工况下校核减速器功率 . 28 5.2.10验算启动不打滑条件 . 28 5.2.11选择制动器 . 30 5.2.12选择联轴器 . 31 5.2.13浮动轴的验算 . 32 5.2.14缓冲器的选择 . 33 6抓斗液压系统的设计 . 35 6.1液压系统总体方案的拟定 . 35 6.2存在的问题 . 35 6.3解决措施 . 36 6.4结构的设计 . 36 7、抓斗的三维造型 . 37 小结 . 38 参考文献

13、. 39湖北理工学院毕业设计（论文） 1 1 引言 大型水库水面漂浮物的问题日益引起人们的重视， 由于水面漂浮物的存在对于水 质和旅游业的影响极大，而且对于水轮发电机组来说，漂浮物也是造成事故的一大隐 患，因此，如何及时进行水面漂浮物的清理是水库和水电站管理的一项重要的课题。 清理设备大致可分为三类：推漂，捞漂以及二者兼得结合式。其中以捞漂或者组合式 比较常见。目前，水电站拦污栅的清污效果，加大耙斗斗齿的插入里，拦污栅要做成 倾斜式，但倾斜式拦污栅要增大水电站土建和水工金属结构的投资。因此，再能满足 水电站拦污栅清污要求的前提下， 应尽量采用垂直拦污栅。另外还有不少河流的漂浮 物处理采用清漂船

14、，世界上最大的清漂船容量为 50t，清漂船的造价为1亿人民币，制 造周期长达五六年以上，而且使用、维护费用也相当可观。 针对漂浮物主要集中在坝前静水区域内的情况，采用有轨道的清漂机打捞不失 为一种更为合理的方案。相对于使用船体打捞设备来说可以大幅度的节省设备投资。 本文设计的被顶轻漂机，采用可回转的臂架和抓斗在坝前打捞漂浮物而且沿坝顶移 动。由于采用抓斗和钢丝进行打捞工作，打捞深度可以根据需要任意调节，避免了类 似铲斗打捞设备在水位较低时，铲斗无法达到水面清理漂浮物的问题。 综上所述，对于水库大坝范围内的水面漂浮物的清理， 笔者认为有轨道的抓斗清 理机是更为有效地办法。本文针对清漂机的主要载荷

15、和稳定性进行了计算与验证， 以 检查设计的可靠性。湖北理工学院毕业设计（论文） 2 2 水面漂浮物清污机具的总体设计方案 本次毕业设计是关于水面漂浮物的清理。 每当洪水到来的时候，来自上游大量的 杂草、农作物秸秆等污杂物被水流挟持而下，造成污物急剧增加，形成 草峰”漂浮 物堆积在电站机组进水口门区，对拦污栅本身的安全造成影响，增加机组的水头损失 影响出力和发电量，较大体积的漂浮物进入水轮机内，则将直接影响机组安全。因此, 设计出一款安全可靠的水面漂浮物的清理机就显得至关重要。 为了更方便快捷的清理 漂浮物，本文将设计出一种主要由桥式起重机和气动抓斗组成的清理机构。 本次起重 机设计的主要参数如

16、下：起重量10t，跨度16.5m，起升高度为10m，起升速度8m/min， 小车运行速度v=40m/min，大车运行速度v=90m/min。大车运行传动结构分别为箱形 梁和桥架主梁。小车估计重量4t,起重机的重量16.8t，工作类型为中级。 湖北理工学院毕业设计（论文） 3 3 起升结构的设计 主梁跨度16.5m,是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁 连接，主梁横截面腹板的厚度为6mm,翼缘板的厚度为10mm，主梁上的走台的宽度 取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取 H=L/17，主梁 和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取 H0=0.4-0.6

17、H，腹板的稳定性由横 向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持，纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主梁翼 缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝， 主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时采用预 制上拱。 图 2.1 水面漂浮机的设计方案图 图 2.2 设计方案布局图 湖北理工学院毕业设计（论文） 4 3.1 端梁的尺寸的确定 3.1.1端梁的截面尺寸 1.端梁截面尺寸的确定： 上盖板 1=10mm, 中部下盖板 1=10 mm 头部下盖板 2=12mm 图 3-1 端梁的截面尺寸图 按照1表19-4直径为500mm的车轮组尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板的高度 时，首先应该配置好支承车轮的截面，其次再确定端梁中间截

18、面的尺寸。配置的结湖北理工学院毕业设计（论文） 5 果，车轮轮缘距上盖板底面为25mm；车轮两侧面距离支承处两下盖板内边为 10mm, 因此车轮与端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下盖板与轨道便的距离为 55mm。如图 3-1所示。 3.1.2端梁总体的尺寸 大车轮距的确定：K=（-）L=（-）%6.5=2.063.3m 8 5 8 5 取 K= 3300 mm 端梁的高度 H= （0.40.6） H；;取 H。= 500 mm 确定端梁的总长度L = 4100mm 3.2 端梁的计算 3.2.1计算载荷的确定 设两根主梁对端梁的作用力 Q（G+P）max相等，则端梁的最大支反力: 式中K 大车轮

19、距，K= 330cm Lxc 小车轮距，Lxc= 200cm a2 传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取 a2= 70 cm QLP)=114237N 因此 RA= 114237 (200 2 70) =ii7699N 330 322.端梁垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力作用下产生的最大弯矩为： Mzmax=RAa1=117699 60=7.06 X06N a1 导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离， a1=60 cm。 RA= Qmar(Lxc 步 K 湖北理工学院毕业设计（论文） 6 323端梁的水平最大弯矩 1）端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩: I M pmax =Sai 式中：S

20、车轮侧向载荷，S= P； 侧压系数，由图2-3查得，=0.08； P 车轮轮压，即端梁的支反力 P=RA 因此： I M p m a = RAai =0.08 X17699)60=564954N cm 2）端梁因小车在起动、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩: Pxg (Lxc M pm a = a1 K 1 式中Pxg 小车的惯性载荷：Pxg = 1 Pi=37000/7=5290N 因此: M；ma = 5290(20 2 7)60=327018Ncm 比较M pmax和M pmax两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。 3.2.4端梁的强度验算 端梁中间截面对水平重心线 X-X的截

21、面模数: h Wx B 1）h 3 48 0.6 3 =（ 40 1） 48 =2380.8cm3 3 端梁中间截面对水平重心线 X-X的惯性矩： h Ix =Wx 2 50 4 =2380.8 =59520cm 2 330 湖北理工学院毕业设计（论文） 7 端梁中间截面对垂直重心线 丫-丫的截面模数:湖北理工学院毕业设计(论文) 8 B、计 Wy=( 1 h)b 3 40 1 2 =( 48 0.6) 27.4 1154.4cm2 3 端梁中间截面对水平重心线 X-X的半面积矩: 端梁中间截面的最大弯曲应力: =48 0.6 12 40 1 丝 2 =1325.6 cm3 zm a Wx M

22、 pm a x Wy 7.06 106 2380.8 564954 2 =2965+489=3454N/cm2 1154.4 端梁中间截面的剪应力: Q(Q P) S max x t = - : - lx 2 = 114231325.6 59520 2 0.6 2 =2120 N/cm2 端梁支承截面对水平重心线 X-X的惯性矩、截面模数及面积矩的计算如下: 首先求水平重心线的位置 水平重心线距上盖板中线的距离: C1 1.2 12.7(0.5 12.7 0.5) 2 11 1.2(0.5 12.7 0.6) 40 1 2 12.7 0.6 2 11 1.2 =5.74 cm 水平重心线距腹板

23、中线的距离: C2=5.74-0.5-0.5 127 =-1.11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离: C3= (12.7+0.5+0.6) -5.74 =8.06cm 端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩: 湖北理工学院毕业设计（论文） 9 I x0 = 4OX13+4OX1X5.742+2X 1 X12.730.6+2 X2.7 8.6 X.112+2X11 X1.23+2X11 X 12 12 2 4 1.2 8.062=3297cm4 端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数: 1 Wx0 = I xO C3连 2 1 =3297 X- 8.06+0.6 3 =406.1 cm

24、 端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩: Sxo=2 X11 1.2 8.06+ (8.06-0.6) X0.6 X( 8.06-0.6) /2 3 =229.5 cm3 端梁支承截面附近的弯矩： M z =RAd=117699 X14=1647786Ncm 式中 端梁支承截面的弯曲应力： _，_ M z 1 64 77 86 Wx0 4 06 2 =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪应力： _ RA Sx0 _ 1 1 7 6 9292 95 nx0、 2 3 2 9 70.6 2 =6827.4 N/cm 端梁支承截面的合成应力： .2 3 2 0 5b 3 6 8 24 2 =

25、12501.5 N/cm 端梁材料的许用应力： 二dii=(0.800.85)；寸11 2 =(0.8 0 0.85)16000=1280(13600 N/cm湖北理工学院毕业设计(论文) 10 dii=(0.800.85) .ii 2 =(0.8 0 0.85)9500 =760(8070 N/cm 验算强度结果，所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求湖北理工学院毕业设计(论文) 11 4 小车的设计 4.1 小车的运行机构计算 图 4.1 传动机构图 4.1.1小车的质量估计取 Gxc=7000Kg，假定压轮均布， 车轮最大轮压：P= (Q+G)xi0/3 =(30000+

26、7000) W/3 =123333.33 N 车轮的最小轮压：P=GX 10/3 =7000X10/3 =23333.33 N 初选车轮： 由附表可知：由回转速度为 4r/m。Q/Gxc =30000/7000 =4.286 ,工作级别为重级 时，车轮直径 De = 500mm。 4.2 运行阻力计算 摩擦阻力矩： M m(Q =Q) - - (Q GXC)(Q； 二一) 2 =2.0 X(300000+70000) X (0.0005+0.02 0.15/2) =1480N m 运行摩擦阻力： Mm(Q =Q) 湖北理工学院毕业设计(论文) 12 Pm(Q -Q) 一 De 2 1480 =

27、0.5 2 =5920N 当无载时， Mm(Q =Q)=2.0 70000 (0.0005 0.02 =280N Mm(Q =Q) Pm(Q =Q) De 2 280 =oT 2 =1120N 4.3 选电动机 电动机静功率： Pj Vc Nj 1000 m = 5920 沢 37.68 1000 60 0.9 1 = 4.13kW 式中： Pj=Pm(Q=Q)满载时静阻力； = 0.9机构转动效率； vc=n 回转 d 回转 二=37.68m/m in m=1 初选电动机功率：湖北理工学院毕业设计（论文） 13 =1.2 4.13 =4.96kW 由表选用电动机YZR2 31 8; Ne =

28、7.5kW, ni 二 695r / min, 2 (GD)d = 0.53kg m ; 电机质量Gd=155 kg 4.4 选择减速器 车轮转速： Ve nc : 兀 X0.5 =37.68 3.14 0.05 =24 r / min 机构传动比： rr i0 =28.96 nc 查看附表选用ZSC-750-IV。 4.5 验算运行速度和实际所需功率 =32 r /min 误差： Vc vc z = Vc =37.68-32 37.68 =0.14 100%实际运行速度: =37.68 28.96 34.40 湖北理工学院毕业设计（论文） 14 =14% 满足要求。 实际所需电动机等效功率:

29、 Vc NxNx Vc 31.72 =4.63 - 37.68 =3.89kW 故所选的电动机和减速器均合适。 4.6 启动时间验算 启动时间: 丄 ni fdJQ+G) DC2【 tq = - m c (GD 1 + - J - 38.2(m Mq-Mj) i。2 9 式中： n1 = 6 9 5r / m i n； m=1(驱动电动机台数)； Mq =1.5Me =1.5 102.71 =154.06 N m = 9550 互 695 = 102.71N m Me- JC25%时电动机额定扭矩 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩: Mm Q i0Me 二9550 Ne(JC25%)

30、n1(JC25%) 湖北理工学院毕业设计（论文） 15 1480 = 34.40 0.9 = 47.8N m 空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩: =280 34.40 0.9 = 9.04nN m 初步估算制动轮和联动器的飞轮矩: GD2 z GD2 I = 0.5kg m2 机构总飞轮矩： GDL = GD2 d GD2 z GD2 K0.53 0.5=1.03kg m2 满载起动时间: =0.19s 空载起动时间: 卩1.15.03+0 忙 34.40* 0.9 一 =0.16s 由附表知，当v 37.68时tq 1 推荐值为5.3s tqQ : tJ，故所选电动机能满足快速启动要

31、求。 4.7 起动工况下减速器传递功: Nd Mj Q =0 = Mm Q i0- tqQ = 38爲引 mCGD2L Q G De2 + 门2 n_ tq Q = 695 38.2 1 154.06-9.04 湖北理工学院毕业设计（论文） 16 Pd ve 1000 m 湖北理工学院毕业设计（论文） 17 =17551.88 汉 32 1000 60 0.9 1 = 10.31kW 式中： = 17551.88N m运行机构中同一级减速器的个数等于 1 因此 Pd Vdc Nd : 1000耳 m 二 14302.36 汉 87.58 1000 60 0.95 2 = 10.99kM 故选用

32、减速器的N JC25% ： Nd。 Nd N JC 25% N Jc25%。 = 10-10W=0.09915% 10.00 故合适。 4.8 验算起动不打滑条件 打滑或使主动轮空转动，起重机运行不起来；或主动轮边走边滑，达不到额定速 度。这样，不仅影响起重机正常工作，造成车轮的磨损，还会出现制动时溜车，弓I发 事故。运行机构正常工作的条件是，运行机构起动或制动时，主动轮不应打滑，即主 动轮与轨道之间的驱动力小于它们之间的最大摩擦力 P1 f n = （ d P2 k + 卩d 丨庐 + P2 k G 辺 VdJ + 320时，帀=160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。

33、2) .强度校核 最大轮压的计算： Rmax=KcII Pmax 湖北理工学院毕业设计（论文） 28 V ADc r 丿 =40003 72380 2 1 V 150 30丿 2 =13555Kg/cm2湖北理工学院毕业设计(论文) 29 =1.1 冷5600 =105160N 式中KCII-冲击系数，由3表2-7第II类载荷KCII=1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力: V 150 30丿 2 =15353Kg/cm 2 二 jmax =153530N/cm 车轮采用 ZG55II，查1表 19-3得，HB320 时，匚 j=240000-300000N/cm2， 匚 jmax 16

34、8000X(0.0006+0.02 0.14/2) =504N P m (Q=0)= :Mm (Q=0) / (Dc/2) =504X2/0.5 =2016N 524选择电动机 电动机静功率： Nj=PjVdc/( 60 m-) =3216 90/60/0.95/2=2.54KW 式中Pj = Pm(Q=Q)满载运行时的静阻力 (P m (Q=0) =2016N) m=2驱动电动机的台数 初选电动机功率： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW 式中Kd -电动机功率增大系数，由1表9-6查得Kd =1.3 查2表31-27选用电动机 YR160M-8 ; Ne=4KW, n1=705r

35、m, (GD2) =0.567kgm2, 电动机的重量Gd=160kg 5.2.5验算电动机的发热功率条件 等效功率： Nx=K25 r Nj =0.75 .3 .54 =2.48KW 式中K25工作类型系数，由1表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75 湖北理工学院毕业设计（论文） 32 r由1按照起重机工作场所得tq/tg=0.25,由1图8-37估得r=1.3 由此可知：Nx Ne,故初选电动机发热条件通过。 选择电动机：YR160M-8 526减速器的选择 车轮的转数： nc=V de/ （ n* cD =90/3.14/0.5=57.3rpm 机构传动比： i。二n 1/nc

36、=705/57.3=12.3 查2表 19-11，选用两台 ZLZ-160-12.5-IV 减速器 L =12.5; N=9.1KW，当输入 转速为750rpm，可见NjN中级（电动机发热条件通过，减速器：ZLZ-160-12.5-IV ）。 5.2.7验算运行速度和实际所需功率 实际运行的速度： V dc=Vde -i。/ i。 =90 X12.3/12.5=88.56m/mi n 误差： ( Vdc- V dc) / Vdc =(90-88.56) /90 X00%=1.6%N/ni =1.5 ：9754/705=82.9N m 满载时运行静阻力矩： = =67.7N m 12.5 0.9

37、5 空载运行时静阻力矩： = =42.4N m 12.5 0.95 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: 2 2 (GD )ZL+(GD )L=0.78 N m 机构总飞轮矩： 2 2 2 2 (GD2)1=(GD2)zL+(GD2)L+(GD2)d =5.67+0.78=6.45 N m - 满载起动时间： q(Q Mi Mj (Q=0)= M m(Q =0) 504 M m(Q ) 804 湖北理工学院毕业设计（论文） 34 2 (Q+G)D .|mc(GD2)/ + (卡C - i0 一 =5.7s 起动时间在允许范围内 529起动工况下校核减速器功率 起动工况下减速器传递的功率: 式中 P

38、d=Pj+Pg=Pj+父卫 Vdc一 g 60tq(Q) =3216+ 100000 +168000 疋 = 10 m/-运行机构中，同一级传动减速器的个数，m=2 因此 N= 7746.2 * 88.56 =5.89KW 60 汉 0.95 7 所以减速器的N中级=9.1KWN，故所选减速器功率合适 5.2.10验算启动不打滑条件 由于起重机室内使用，故坡度阻力及风阻力不考虑在内。以下按三种情况计算: 1.两台电动机空载时同时驱动：=8.91s 空载启动时间: = 705 375(2 82.9 -67.7) 2 1.15 6.45 168000 0.25 125 12.5 0.95 tq(Q

39、=0) = n1 375(m Mq -Mj ) N= / pd vdc 60 m/ 88.56 60 8.91 =7746.2N 湖北理工学院毕业设计（论文） 35 n= nz G V P2（k）Pik G Vdc _ 2 _ g 60tq Pc 2 式中 Pi= P；in * Plax =33.8+50.2=84KN -主动轮轮压 P2= pi=84KN -从动轮轮压 f=0.2-粘着系数（室内工作） nz防止打滑的安全系数.nz_1.051.2 3 84 10 0.2 式中P1 = Pmax =50.2KN 王动轮轮压 =2 X33.8+50.2=117.8KN-从动轮轮压 tq -一台电

40、动机工作时空载启动时间 tq= q 375 4.24 1.15 0.645 168005.5* 2 12.5=0.95 168叩03nz,故不打滑。 3.事故状态 当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时，则 n= - G vdc g 60tq pl P2(k + 卩 2)P + P1k DC -nz 式中P1 = Pmin =33.8KN-主动轮轮压 P2= pmin 2 pmax=33.8+2*50.2=134.2KN -从动轮轮压 tq= 13.47 S 与第种工况相同。 n= _ 338 92 _ “。 。“ 1342(000060.02 1.5 +338汉 0.

41、0006 空 8856 _ 2 10 60 1347 0.5 /2 =1.89 故也不会打滑 结论：根据上述不打滑验算结果可知，三种工况均不会打滑 5.2.11选择制动器 由1中所述，取制动时间tz=5s 按空载计算动力矩，令Q=0，得: 375 tzmC(GD2)1 GDr n1 湖北理工学院毕业设计（论文） 37 (P P - Pm min )Dc 2i0 336 -1344 0.5 0.95 2 12.5 =-19.2N m PP=0.002G=168000 %.002=336N 168000 (0.0006 0.02014) - 2 =1344N M=2-制动器台数.两套驱动装置工作

42、705 巧.159645 + 168000严0.9 375汉 5 12.52 =41.2 N m 现选用两台YWZ-200/25的制动器，查1表18-10其制动力矩M=200 Nm,为避 免打滑，使用时将其制动力矩调制 3.5 N m以下。 5212选择联轴器 根据传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴。 1.机构高速轴上的计算扭矩： M js = M I ni =110.6 *4=154.8 N m - 式中Mi连轴器的等效力矩。 M i= 1 M ei =2*55.3=110.6 N m - ：1 等效系数 取1 =2查2表2-7 Mei=9.75*000 =55.3 N m 70

43、5 由2表33-20查的：电动机丫160M1-8，轴端为圆柱形，d1=48mm, L=110mm ; 。52 Mz= 119.2 + 2 湖北理工学院毕业设计(论文) 38 由219-5查得ZLZ-160-12.5-iv的减速器，高速轴端为d=32mm，l=58mm，故在靠电湖北理工学院毕业设计（论文） 39 机端从由表2选联轴器 ZLL2 (浮动轴端 d=40mm;M I=630N m,(GD2)zi_=0.063Kg m, 重量G=12.6Kg);在靠近减速器端， 由2选用两个联轴器ZLD， 在靠近减速器端浮 动轴端直径为 d=32mm;M I=630 N m, (GD2)L=0.015K

44、g m，重量 G=8.6Kg。 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： 2 2 (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg m 与原估算的基本相符，故不需要再算。 2.低速轴的计算扭矩： M js = M js i =154.8 15.75 区.95=2316.2 N m - 5.2.13浮动轴的验算 1)疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩： Mi=Wi?Mei?i =1.4 爲5.3 2.5 .95=919.4N?m 式中W1 等效系数，由2表2-7查得W1=1.4 由上节已取得浮动轴端直径 D=60mm，故其扭转应力为： 由于浮动轴载荷变化为循环(因为浮动轴在运行过

45、程中正反转矩相同) ，所以许 用扭转应力为： J 1 13200 k nI 1.92 1.4 2 91940 0.2 63 2 = 2128 N/cm 湖北理工学院毕业设计(论文) 40 K=KxKm=1.6 X.2=1.92 考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数 Kx=1.6, Km=1.2, ni=1.4 安全系数，由2表2-21查得n ,-ik故疲劳强度验算通过 2）.静强度的计算 计算强度扭矩： Mmax= 2?Mel?i =2.5 55.3 12.5 095=1641.7 N?m 式中亚动力系数，查2表2-5的亜=2.5 扭转应力: II,故强度验算通过。 高速轴所受扭矩虽比低速

46、轴小，但强度还是足够，故高速轴验算省去。 5.2.14缓冲器的选择 1.碰撞时起重机的动能 W动=电6 2gMII = - W 164170 0.2 63 2 =3800N/cm2 许用扭转剪应力: S nH 輕=128602卅 湖北理工学院毕业设计（论文） 41 G带载起重机的重量 G=168000+100000X）.1 =178000N V0碰撞时的瞬时速度，V=（0.30.7） Vdx 2 g重力加速度取10m/s 2 . 2 则 w 动=GVL _178000“0.5“.5） 2g 2灯0 =5006.25 N m 2.缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中

47、P摩一运行阻力，其最小值为 Pmin=Gf0min = 178000 X）.008=1424N f0min 最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008 P制一制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力，亦可按最大制动减速度 计算 乩 ma=.55 m /W S缓冲行程取S=140 mm 因此 W 阻=（1424+9790） .14=1569.96N m。 3. 缓冲器的缓冲容量 一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为: =5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中n缓冲器的个数取n=1 由1表22-3选择弹簧缓冲器弹簧 D=120 mm, d=30 mm制=G m

48、ax=178000.55=9790N 湖北理工学院毕业设计（论文） 42 6 抓斗液压系统的设计 6.1 液压系统总体方案的拟定 据使用要求，本抓斗要准确的完成抓工作，该系统拟采用泵、缸、马达混合系统。 据抓取力和抓取动作要求，选定系统工作压力为 25MPa，由若干个内径为100mm的 液压缸分两侧对称布置。 1） 为保证左右两片抓斗工作同步，拟在两液压缸控制油路中设置分流集流阀。 2） 为确保抓斗抓取物料后不松脱，应设置锁紧回路，即在两液压缸承载侧加装 液控单向阀，初步设计的液压系统如下图所示 6.2 存在的问题 如上图所示，初步设计中未考虑液压泵自动卸载问题。经试运行，在整个作业过 程中，

49、由于液压泵始终在工作压力（溢流阀设定压力 25MPa ）下运行，液压泵和系 统发热大、温升高，且动力消耗大，不利于节能。理想工况应使抓斗工作时，液压泵 达到工作压力，而抓斗不动作即不需要供液（如调动、提升和下放）时，液压泵应自 动卸载。此外，还应满足液压空载起动的要求，故必须增设卸载回路。 ij if 图 6.1 液压系统图 湖北理工学院毕业设计（论文） 43 6.3 解决措施 考虑液压元件均布置在抓斗上，而司机坐在大车上通过电控按钮对液压系统进行 控制，为此卸载回路最佳方案是在先导式溢流阀远控油路中串接 1个二位二通电磁 阀。只要操作二位二通电磁阀接通或断开先导阀控制油路， 即可实现液压泵卸

50、载和升 压。但关键问题是需增加1根控制电线，而原初步设计中选用8芯电控和与之配套的 电缆轮架，目前尚无9芯电缆和与之匹配的电缆轮架。显然，欲采用增加 1个二位儿 通电磁阀的方案且不增加电缆中控制线数量， 应另辟蹊径，在电路控制中寻求解决办 法。经反复研究，最终采用电磁阀联动控制线路，将H型二位二通电磁阀控制线路与 另2个三位四通电磁阀控制线路并联。当抓斗不工作既不需供液时， 4个电磁铁均不 通电，则二位二通阀也同时断电、复位，溢流阀和液压泵处于卸载状态。为此，在不 增加电缆控制数量的情况下，和好地解决了液压泵空载起动以及抓斗不动作时液压泵 自动卸载的问题。 6.4 结构的设计 图6.2液压抓斗

51、结构图 湖北理工学院毕业设计（论文） 44 7、抓斗的三维造型 图7.1液压抓斗三维图 为了让更为清晰的表达本文所设计的抓斗具体的结构，采用 Pro/E三维软件对抓 斗结构进行了三维造型设计。在本节内容将大致的讲述抓斗的三维造型的过程。 如下: 步骤一：单击菜单【文件】-【打开】。 步骤二：草绘抓斗与绳锁相连的部分，并分别进行旋转和拉伸，再倒圆角。 步骤三：该抓斗最重要的部分是栅栏的绘制。先绘制出栅栏扫描混合的轨迹，并 在适当的位置选取两个基准点，用来作为不同截面的插入点。单击菜单【插入】-【扫 描混合】命令，打开扫描混合特征操控板。点击刚刚绘制的线条后再在始末两点和其 余两个基准点绘制不同的

52、截面，最后点击确认便可成型。通过镜像和阵列就可将完整 的栅栏绘制出来。 步骤四：在适当的位置建立一个基准面。将在步骤二中完成的部分通过镜像建立。 目前，使用较多的清漂机有清漂船和机械手。 但是这两种清漂机都存在各自的缺 点，清漂船的造价过于昂贵，而机械手的抓取范围又太有限，严重的影响清理漂浮物 的速度。结合以上两种的优势和缺点，在本文提出的由起重机提升的栅栏式的抓斗将 快速的清理垃圾。此设计方案设计较详细，规划基本合理，数据经过查相关资料的表 格得到。步骤完整有序，此方案的优点是：结构简单，安装和湖北理工学院毕业设计（论文） 45 拆卸方便，工作可靠， 便于检查，所画图易懂，方案内容详细，规划

53、合理，完整有序。但由于设计时间与水 平的限制，也存在一些缺点，例如所占的空间位置较大，尺寸选择上有些偏差，标注 不够完整等。 该设计工作量很大，时间紧迫，计算量多，绘图较多，有一定的难度和挑战性。 本次设计过程是艰辛的，但结果是甜蜜的，大有收获，让我受益匪浅，通过本次毕业 设计亲自体验做设计，我学到了很多东西，熟悉和掌握了做设计的方法和步骤，同时 还体会到做设计的艰辛和收获的快乐！也学到了做事要认真，严谨。更重要的是我更 进一步认识了设计的基本规范和流程，熟悉了 CAD绘图，掌握更多的技巧和方法， 更加喜欢本专业。我们应该更加努力学习，掌握更多的设计和专业理论与实践知识， 强化专业知识，不断提升自己的综合能力。湖北理工学院毕业设计（论文） 46 参考文献 1 张质文，虞和谦，王金诺等，起重机设计手册北京：中国铁道出版社，1998 2 陈道南，盛汉中，起重机课程设计 北京：冶金工业出版社，1993 3 黄大巍，李风，毛文杰，现代起重运输机构北京：化学工业出版社，2006