資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 目錄 前言--------------------------------------------------------------（1） 第一章：起升機構---------------------------------------------------（2） 1.1:起升機構方案規(guī)劃---------------------------------------（2） 1.2：起升機構設計計算--------------------------------------（2） 1.確定傳動方案-----------------------------------------（2） 2.選擇鋼絲繩-------------------------------------------（2） 3.確定滑輪主要尺寸-------------------------------------（3） 4.確定卷筒尺寸并驗算強度-------------------------------（3） 5.選電動機---------------------------------------------（4） 6.驗算電動機的發(fā)熱條件---------------------------------（4） 7.選用標準減速器---------------------------------------（4） 8.驗算實際起升速度和實際所需功率-----------------------（5） 9.校核減速器輸出軸強度---------------------------------（5） 10.選擇制動器------------------------------------------（6） 11.選擇聯(lián)軸器------------------------------------------（6） 12.驗算起動時間----------------------------------------（7） 13.驗算制動時間----------------------------------------（7） 第二章：運行機構---------------------------------------------------（9） 2.1：運行機構方案規(guī)劃---------------------------------------（9） 2.2：運行機構設計計算---------------------------------------（9） 1.起重機支腿受載---------------------------------------（9） 2.選擇車輪與軌道并驗算其強度--------------------------（11） 3.運行阻力計算----------------------------------------（12） 4.驅(qū)動機構--------------------------------------------（13） 第三章：回轉機構--------------------------------------------------（18） 3.1. 回轉機構方案規(guī)劃--------------------------------------（18） 3.2. 回轉機構設計計算--------------------------------------（19） 3.2.1.回轉支撐裝置------------------------------------（19） 3.2.2.回轉驅(qū)動裝置------------------------------------（20） 第四章：變幅機構--------------------------------------------------（26） 4.1. 變幅機構方案規(guī)劃--------------------------------------（26） 4.3.用圖解發(fā)設計滑輪組補償系統(tǒng)-----------------------------（26） 第五章：起重機的穩(wěn)定性--------------------------------------------（45） 第六章：選緩沖器--------------------------------------------------（49） 第七章：起重機的防風抗滑安全性------------------------------------（50） 中英文翻譯-------------------------------------------------------（51） 參考文獻---------------------------------------------------------（65） 后記-------------------------------------------------------------（65） 8T內(nèi)河港口門座起重機（中）機械部分二維設計 機械電子工程學院 機自 指導教師： 摘要：本次設計為8T內(nèi)河港口門座起重機機械部分的設計，門座起重機是港口碼頭使用的最典型的電動裝卸機械。門座起重機的機械部分主要由四大機構組成：起升機構、運行機構、回轉機構、變幅機構。對各個機構有不同的要求：起升機構要實現(xiàn)吊鉤和抓斗的互換；運行機構采用立式減速器；回轉機構要采用大軸承作為支撐；變幅機構采用補償滑輪組進行補償。 關鍵詞: 門座起重機，內(nèi)河，機械部分 8T inland port door seat hoist ( China) the mechanical part is designed two-dimentionally Mechanical electronic engineering institute Ji Zi 0322 Mao Yong Fong Guide a teacher: Yang Ming Liang Abstract : Design for the design of the mechanical part of seat hoist of 8T door of inland port this time, the door seat hoist is the most typical electronic loading and unloading machinery used at the port quay . The mechanical part of the door seat hoist is made up of four major organizations mainly: Is it promote organization , run mechanism , is it is it construct , become pieces of organization to transform to go back to get up. Have different demands to each organization: Getting up should realize the exchange of clivers and crab bucket to promote the organization; The operation organization adopts the vertical decelerator ; Go back to transform to construct to adopt the conduct of the great bearing to support ; Turn into an organization and adopt and compensate the pulley block to compensate. Key Words: Door seat hoist , the inland river, mechanical part 前 言 本次畢業(yè)設計課題為8t內(nèi)河港口門座起重機，我在大量調(diào)查，參觀，實習和借鑒各種文獻資料的基礎上，同時在老師的精心指導下及本組成員的共同努力下完成的。 內(nèi)河港口門起重機是近幾年發(fā)展起來的一種新型起重機，深受內(nèi)河港口單位的青睞，它具有廣闊的發(fā)展前景和市場，由于該機械的設計過程中，主要需要設計四大機構：起升機構、運行機構、回轉機構、變幅機構。能將我們所學的知識最大限度的貫穿起來，使我們學以至用。因此，以此機型作為研究對象，具有一定的現(xiàn)實意義，又能便于我們理論聯(lián)系實際。全面考察我們的設計能力及理論聯(lián)系實際過程中分析問題、解決問題的能力。 在設計過程中，共同研究、討論，成分發(fā)揮了團隊協(xié)作的精神，歷時三個月的時間。在此期間，我們得到了楊明亮、文豪等老師的指導和幫助，在此我們?nèi)M成員向他們表示衷心的感謝。 由于我們的設計是一種初步嘗試，而且知識水平有限，在設計中難免會有錯誤和不足之處，敬請各位老師給予批評指正，在此表示感謝。 第一章．起升機構 1.1起升機構方案規(guī)劃 起升機構是用來實現(xiàn)貨物升降，因此它是任何起重機不可缺少的部分，是起重機中最基本的機構。其工作的好壞，將直接地影響到整機的工作性能。起升機構主要由驅(qū)動裝置、傳動裝置、卷繞系統(tǒng)、取物系統(tǒng)與制動裝置組成。 針對此門座起重機采用兩套驅(qū)動裝置，兩個電動機分別驅(qū)動，為使兩個獨立但相互協(xié)作的兩個驅(qū)動裝置能更好的發(fā)揮作用且不互相干涉所以采用如圖1所示布置。由兩個電動機分別通過齒式聯(lián)軸器與減速器的高速軸相連，再由減速器低速軸帶動卷筒將鋼絲繩卷上或放出，經(jīng)過滑輪組系統(tǒng)，使吊鉤等取物裝置實現(xiàn)上升和下降。選用齒式聯(lián)軸器是為了安裝方便與避免高速軸在小車架受栽變形時受到彎曲，且是用得最廣范的，減速器選用三級柱式齒輪減速器。由于門座起重機是工作比較繁重的多用途起重機械，本設計采用抓斗吊鉤互換使用。正因為工作級別比較高，對于鋼絲繩和卷筒，滑輪來說要求是比較高的，為避免鋼絲繩的磨損，卷筒和滑輪都取直徑比較大的，且鋼絲繩選用絲數(shù)較多的，為防止吊鉤的旋轉，鋼絲繩選擇向相反方向纏繞的兩根。機構停止工作時，制動器是吊鉤連同貨物懸吊在空中，吊鉤的升降靠電動機改變轉向來達到，當滑輪組升降到最高極限位置時，使吊鉤停止上升，以此可以保證安全。 1.2起升機構設計計算 1.確定傳動方案 按照構造宜緊湊的原則，決定采用下圖的傳動方案，采用雙聯(lián)滑輪組。 按Q=8t，取滑輪組倍ih =2 因而承載分支數(shù)為 Z=2ih =4 釣具自重G0=（0.025～0.035）×Q=2～2.8KN 取G0=2.5KN； 2.選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承，當i=3，查[1]中表2-1得滑輪組效率ηh=0.98。 鋼絲繩所受最大拉力： 吊鉤 = 單繩抓斗 按下式計算鋼絲繩直徑d C-選擇系數(shù) 查得C=0.104 選擇鋼絲繩6W（19）公稱抗拉強度155N/mm2，直徑d=17.5mm，其鋼絲破斷拉力總和為[Sb]=138000N， 標記如下： 鋼絲繩6W（19）-17.5-1550-I-光-右交（GB1102-74） 3.確定滑輪主要尺寸 滑輪的許用最小直徑： （e-1）=17.5×20=350mm 式中系數(shù)e=25由1]中表2-3查得。由附表5中選用標準滑輪D=400mm 4.確定卷筒尺寸并驗算強度 卷筒直徑： （e-1）=17.5×18=315mm 選用D=400mm。由附表12查得繩槽螺距t=16mm。 卷筒長度： L=（）t+L12 =（）×22+66 =1296.28mm 取L=1310mm 式中： H-起升高度H=H1+H2=20000+16000mm n-安全圈數(shù) 取2 L1—卷筒端部不切槽部分長度，取L1=3t=66mm； D0——卷筒的計算直徑D0=D+d=414.5mm。 卷筒壁厚： δ=0.02D+（6-10）=0.02×400+（6-10） =14-18mm 取δ=15mm 卷筒壁的壓應力計算： ＜[] Aτ-應力減小系數(shù)，一般取Aτ=0.75 對于HT15-33鑄鐵材料，抗壓強度極限σby=650N/cm2，抗拉強度極限為σb=150N/cm2。故許用壓應力： []= 故強度足夠 扭曲應力： 5.選電動機 計算靜功率： 式中：η——機構的總效率，取η=0.85 （注：一般規(guī)定在初選電動機時取η=0.80-0.85。因η=ηhηjη0，卷筒效率ηj=0.96-0.98；ZQ型減速器效率η0=0.94，故對于一般無開式齒輪的傳動效率η＜0.85。所以取η=0.85比較合適） 查手冊選用電動機YZR200L-8，其， 6）驗算電動機的發(fā)熱條件 按照等效功率法求得：當JC%=40時，所需的等效功率 式中：——工作類型系數(shù)，查（1）中表6-4，=0.75（中級）； γ——系數(shù)，根據(jù)tq/tg值查得。 tq/tg——起重機構平均起動時間與平時工作時間的比值，由（1） 中查得當tq/tg=0.1時，γ=0.87。 由以上計算結果可知，初選電動機能滿足發(fā)熱條件， 即＜ 7）選擇標準減速器 卷筒轉速： 減速器總傳動比： 查手冊選QJR-D400-40IICW減速器，當中級工作類型時， 許用功率[N]=39kw；i0‘=40，自重Gg=1390kg，輸入軸直徑 軸端長l1=110mm（錐形） 8）驗算起升速度和實際所需功率 實際起升速度： 誤差： ＜[ε]=15%， 可以。 實際功率： 9）校核減速器輸出軸強度 （1） 輸出軸最大徑向力：由[1]中公式（6-16） 式中：aSmax=2×26810N—卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷； Gj=2240N—卷筒及軸自重，參考附表13決定； [R]=55000N—QJR-D280減速器輸出軸端最大容許徑向載荷，由附表35查得。 因此＜[R]，（2）通輸出軸最大扭矩：由[1]中公式（6-17） 式中： ——電動機的額定力矩； ψmax=2.9—當JC%=40時電動機最大力矩倍數(shù)，由附表25查得； η0=0.95—減速器傳動效率； [M]=21200kgf.m 因此 =15520—17737kgf.m＜[M] 由以上計算可知所選減速器能滿足要求 10）選擇制動器 所需制動力矩： 式中：kz=2.0—制動安全系數(shù)，由[1]查得。 由手冊選用YWZ2-300/50制動器，制動輪直徑Dz=200mm; 其額定制動力矩Mez=200N.m， 制動器重量Gz=43kg。 11）選擇聯(lián)軸器 高速軸的計算扭矩： 式中：——等效系數(shù)，查表2-7得； ——安全系數(shù)，查表2-21得； Mel——相應與機構JC%值的電動機額定力矩換算到高速軸上的力矩 由手冊查得YZR200L-8電動機軸端為圓錐形d=60mm，l=140mm 由手冊查得QJR-D400-40IICW減速器的高速軸端為圓錐形d=65mm，l=140mm。從表3-12-7選用CLZ3半聯(lián)軸器，最大允許扭矩[M]max=3150Mm，飛輪矩（GD2）l=0.12kg.m2，重量Gl=25.4kg。 12）驗算起動時間 起動時間： +0.2=2.92kgf.m 靜阻力矩： 平均起動力矩： 因此， 查[1]對于3-80t通用橋式起重機[tq]=1-2sec，故所選電動機合適。 13）驗算制動時間 制動時間： 查[1]當v≤12m/min時，[tz]=10sec。因為tz＜[tz]，故合適。 —下降是電動機軸上的靜力矩 第二章 運行機構 2.1.運行機構方案規(guī)劃 運行機構的任務是使起重機或載重小車作水平運動。門座起重機屬于非工作性的運行機構可以調(diào)整工作位置。該性能是依靠電動機驅(qū)動使運行機構及整機在軌道上運行，運行機構主要由支撐裝置和驅(qū)動裝置兩大部分組成。本設計中采用有軌運行支撐裝置，四條支腿，考慮最大輪壓不易過大，所以一個支腿由兩個車輪支撐，車輪可用鑄鋼車輪，為方便兩輪所受輪壓均衡，采用一個運行臺車。有軌運行驅(qū)動方式有兩種：自行式和牽引式。自行式運行驅(qū)動機構設在運行部分上靠主動車輪與軌道的附著力驅(qū)動，構造簡單布置方便，是最常用的運行驅(qū)動方式。自行式驅(qū)動機構的缺點是：自重較大，驅(qū)動力有限，不能產(chǎn)生較大的加速度，并且也不能用于坡度較大的場合。牽引式運行驅(qū)動機構裝在運行部分以外，具有自重及驅(qū)動力沒有限制的優(yōu)點。它的缺點是：牽引鋼絲繩壽命短，維修麻煩運行阻力較大，牽引式運行驅(qū)動機構用于要求自重輕或運行坡度較大的重機上。本設計采用自行式，為了保證足夠的驅(qū)動力，采用對角驅(qū)動，這是門座起重機常用的。這種布置方式能夠保證主動車輪之和基本上不隨臂架位置變化。驅(qū)動力由電動機通過帶制動輪的聯(lián)軸器傳給減速器：選用立式三級圓柱齒輪減速器：此方案電動機的位置是橫向的，因而橫向尺寸較大。 傳動方案如圖所示 2.2.運行機構設計計算 1.起重機支腿受載 （1） 自身的垂直力 —門座部分的自重載荷 —為回轉部分的自重載荷 —起升載荷 作用點近似為回轉中心 其它力對回轉中心所產(chǎn)生的力矩 —回轉部分自重載荷 取 —回轉部分重心到回轉中心距離，取=0.1m —起升重量，取80kN R—最大幅度，R=25m （2） 工作時風力 —風力系數(shù)，=1.2 —計算風壓 —150Pa —250Pa A—迎風面積，A=50m2 —風壓高度系數(shù) （3） 非工作時風力 估計為5m 支撐力 （4）車輪及主動車輪的確定 采用8輪運行，兩輪驅(qū)動，且對角布置，其分配到每個輪的最大最小輪壓為： 等效輪壓： 2.選擇車輪與軌道并驗算其強度 （1）選擇車輪與軌道 根據(jù)車輪踏面疲勞強度計算等效輪壓 可選用車輪直徑為D=500mm，材料ZG55-Ⅱ，表面淬硬度為軌道選320HBS 軌道型號P38 （2）車輪踏面疲勞強度校核 所選車輪踏面都為圓柱形 軌道凸頂半徑r=300mm —與材料有關的應力常數(shù)，=0.132N·mm2 C1—轉速系數(shù)，C1=1.13 C2—工作級別系數(shù)，C2=1.25 R—取軌道凸頂與車輪曲率半徑中較大者 此處R=r=300mm m—r/R之比的有關系數(shù)，m=0.388 （3）車輪踏面最大強度校核 本設計規(guī)定軌道接頭高度h不大于1mm 運行沖擊系數(shù) 車輪踏面最大強度校核： 3.運行阻力計算 起重機穩(wěn)太運行阻力由摩擦力、風阻力和坡度阻力 （1）滿載時最大摩擦阻力 滿載時最小摩擦阻力 式中： —附加阻力系數(shù)，=1.5 —摩擦阻力系數(shù)，采用滾動軸承，取=0.006 空載時最大摩擦阻力： （2）風阻力=11.88kN （3）坡度阻力 —坡度阻力系數(shù)，去=0.003 4.驅(qū)動機構 （1）選擇電動機 電動機靜功率： 式中： —穩(wěn)態(tài)運行時靜阻力，=14370N —大車運行速度，=16/60=0.267m/s m=2—驅(qū)動電動機臺數(shù)。 η=0.95—機構傳動效率. 根據(jù)穩(wěn)態(tài)靜功率和機構JC值=25%，CZ=150， 查手冊選用YZR112M-6電動機 Pn=1.8kw；nn=815r/min；（GD2）d=0.23kg/m2 （2）選減速器 傳動比： 式中： —電動機額定轉速 —車輪轉速， 查手冊選用QJS170-80減速器： P許=2.1kw i=80； ∴實際運行轉速16m/min （3）選聯(lián)軸器 計算扭矩： 式中： =1.35——安全系數(shù)， —剛性動載系數(shù)，=1.8 ——電動機額定功率。 由手冊查電動機YZR112M-6兩端伸出軸為圓柱形d=32mm，l=80mm；由手冊查QJR-236減速器高速軸端為圓柱形d1=22mm，l=50mm。故選帶制動輪D=200的半齒聯(lián)軸器。 靠減速器軸端選半齒聯(lián)軸器：CLZ3 [M]=710Nm,J=0.03, G=7.96kg。 （4） 起動時間 運行機構總飛輪距為： 式中； —計及傳動機構中其它低速傳動部分零件的飛輪距影響系數(shù)，取=1.15 起動功率Pq計算： —計算起動時間，取=3.4s 實際起動時間： —一臺電動機的平均起動力矩 —電動機起動力矩倍數(shù)，當工作級別MJC=25%，=1.6 —機構滿載穩(wěn)定運行靜阻力矩 [J]—總轉動慣量 （5）電動機過載驗算 電動機過載功率按下式進行驗算 —基準接電持率時，電動機額定功率，=1.8kW （6）起動打滑驗算 起動打滑驗算按下式進行 —粘著系數(shù)，取0.12 —粘著安全系數(shù)，取=1.05 —平均加速度， —軸承摩擦直徑，=0.1m —軸承摩擦系數(shù)，滾動軸承取=0.015 D—車輪直徑，D=0.5m （GD）2—一臺電機所擔飛輪距 Pmin—最小輪壓，Pmin =30.1kN 左邊 右邊 左邊>右邊 第三張 回轉機構 3.1回轉機構方案規(guī)劃 起重機的回轉部分相對于非回轉部分實現(xiàn)回轉運動的裝置稱為回轉機構。回轉機構是臂架型回轉起重機的主要工作機構之一，它的作用是使已被起升在空間的貨物繞起重機的垂直軸線作圓弧運動，以達到在水平面內(nèi)運輸貨物的目的?；剞D部分與變幅機構配合工作?？墒狗彰娣e擴大到相當寬的環(huán)形面積?；剞D機構與運行機構配合工作，可是服務范圍擴大到與橋架型起重機一樣。 回轉機構也包括：回轉支撐裝置和回轉驅(qū)動裝置。回轉支撐裝置的任務是保證起重機回轉部分有確定的回轉運動，并能承受起重機的各種載荷所引起的垂直力、水平力與傾覆力矩，回轉支撐裝置的形式，概括可以分兩大類；柱式回轉支撐裝置與盤式回轉支撐裝置，前者的主要優(yōu)點是承受傾覆力較好，后者的主要優(yōu)點是所占的空間高度較小。 本設計采用轉盤式中的滾動軸承式回轉支撐裝置。它是目前國內(nèi)外廣泛采用的一種轉盤式回轉支撐。它是一個大型滾動軸承，能承受水平載荷PH、垂直載荷PV、及傾覆力矩M 滾動軸承式回轉支撐裝置的優(yōu)點：結構緊湊；裝配與維護簡單，密封及潤滑條件良好，軸向阻力小，磨損也小，壽命長；軸承中央可以作為通道，對于起重機總體布置帶來某些方便。 回轉驅(qū)動裝置采用立式電動機——聯(lián)軸器——水平安置的制動器——行星齒輪減速器——最后一級大齒輪傳動。這種方案使平面布置緊湊，更好地利用了空間，避免了圓錐齒輪或渦輪傳動，傳動效率高。立式齒輪減速器采用三級圓柱齒輪傳動，是較為理想的方案。 3.2 回轉機構設計計算 Q起升載荷 R最大幅度25m G1臂架自重2t a臂架中心到回轉中心的距離=25x35%=8.75m G2回轉部分自重45t b回轉部分中心到回轉中心距離2m G3對重30t C對重到回轉中心的距離10m Pw風阻力19.8KN h風阻力距回轉中心的距離5m 3.2.1回轉支撐裝置 1.考慮八級風時的最大載荷： 2.不計風力考慮125%實驗載荷： 3.不計風阻力 工況Ⅰ可作為靜態(tài)計算，工況Ⅱ可作為動態(tài)容量計算，回轉支撐機構形式采用滾動軸承，單排四點接觸式（01系列） 根據(jù)手冊查得工況參數(shù)和載荷換算系數(shù)如下： fs=1.25 fd=1.55 接觸壓力角 ka=1.0 kr =5.046 回轉支撐載荷為： 靜態(tài)F’a= fs（kaFa+ krFr）=1.25×1.0×55000=687500N M’=fs ka M=1.25×1.0×160×104=2.0×106NM 動態(tài)F’a= fd（kaFa+ krFr）=1.55×1.0×55000=821500N M’=fd ka M=1.55×1.0×1199000=1.86×106NM 對照承載能力曲線可確定軸承型號 選用：011.45.1600 外形尺寸：D=1740mm d=1460mm H=110mm 外齒參數(shù)：De=1817.2mm m=14mm z=127mm 結構尺寸：d1=1598 3.2.2回轉驅(qū)動裝置 （一）計算回轉力矩 1.回轉支撐裝置中的摩擦阻力矩 換算摩擦系數(shù)μ=0.01 摩擦中心線直徑D=1.598 ∑P-滾動體法向反力絕對值總和 接觸角60Ο k—滾動體形狀與剛度的系數(shù) 取4.8 2.風阻力矩 Pw1物品上的風力 R 幅度25m Pw2風向垂直臂架時作用于起重機回轉部分上的風力 l回轉部分迎風面積形心到回轉軸線的距離5m 驗算電動機發(fā)熱的等效風阻力矩為： 3.傾斜阻力矩 PG回轉部分自重 45t l自重距回轉軸線的距離 2m 軌道坡度 0ο10’ 4.回轉阻力矩 （1）電動機工作時.Ⅰ類載荷 （2）接觸疲勞強度的Ⅰ類載荷 （3）Ⅱ類載荷 （二）驅(qū)動機構 1.選電動機 計算靜功率Pj 每分鐘回轉數(shù) 傳動效率 考慮起動影響選用較大電動機 選用YZR200L-8電動機 P額=15kw 轉速nd=712 最大轉距倍率 λ=2.9 J=0.622 2.選齒輪和減速器 回轉機構總傳動比： -減速器傳動比 -工況系數(shù) 取1.4 -電動機輸出轉距 根據(jù) 選取行星減速器ZZLP 450—100JB/T9043.2-1999 T出=39.25KNm -大齒圈速比 大齒圈 121 m=12 齒輪 齒輪直徑d=mz=12×17=204mm 實際減速比 3.驗算起動時間 式中[J]-折合轉動慣量，單位kg·m2 則 符合推薦范圍3～8s 4.選制動器 起重機回轉機構的制動力矩，由于幅度很大需要在相當范圍內(nèi)調(diào)整。因而采用常開式可調(diào)節(jié)的制動器，確定其最大制動力矩，順風、順坡條件下。 一定時間內(nèi)制動 取tzh=7s 式中： 安全系數(shù) 剛性動載系數(shù) 電機額定力矩Mn 根據(jù)電動機軸伸尺寸和聯(lián)軸器計算力矩Mc選聯(lián)軸器，使Mc小于聯(lián)軸器許用力矩[Mc] 電動機軸伸：d=60mm l=140mm 減速器高速端軸伸：d=45mm l=70mm 選用CLZ2聯(lián)軸器 許用力矩T=1400Nm 5.電動機驗算 （1）發(fā)熱校核 由手冊查得 JC= 40% CZ=1000 G2=0.6 [Pn]=8.503kw Ps-穩(wěn)態(tài)平均功率 G2-查手冊 取0.6 （2）過載校核 Pn=15kw 過載功率 式中；H-系數(shù) 取H=1.55 λ-電動機轉距允許過載倍數(shù) 2.9 則 電動機過載驗算通過 第四章 變幅機構 4.1變幅機構方案規(guī)劃 變幅機構是在回轉類起重機中，從取物裝置中心線到起重機旋轉中心線的距離稱為起重機的變幅，在非回轉的臂架型起重機中，從取物裝置中心線到臂架餃軸的水平距離，或其它典型軸線的距離稱為起重機的幅度，用來改變這一幅度的機構。 本設計中門座起重機的變幅采用俯仰式。在用臂架俯仰進行變幅的起重機中，為使載重在變幅過程中沿水平線或近似水平線移動，一般采用繩索補償法和組合臂架法。前者特點為：物品在變幅過程中引起的升降現(xiàn)象，依靠起升纏繞系統(tǒng)中及時放出或收入一定長度的起升繩的辦法來補償，使其在變幅過程中沿水平或近似水平的軌跡移動。它主要有兩種：（一）補償滑輪組法，即在起升繩系統(tǒng)中增加一個補償滑輪組，這類補償法的優(yōu)點是結構簡單，對臂架受力情況有利，容易獲得較小的最小幅度。缺點是起升繩的長度大，起升繩繞過滑輪組數(shù)目多，因而磨損快，小幅度時物品擺動角度大。（二）補償滑輪法，即從卷筒出來的鋼絲繩，經(jīng)過裝在擺動杠桿上的導向滑輪，然后通向臂架頭部。與前者比較，它的優(yōu)點是起升繩的磨損減小，缺點是臂架所受彎曲力矩較大且難獲得最小幅度。本次設計采用補償滑輪組法。 變幅驅(qū)動機構有繩索滑輪組、曲柄連桿、扇形齒輪、齒條、螺桿、液壓桿等形式。 繩索滑輪組，這種傳動形式結構簡單，布置方便，臂架受力好，但由于鋼絲繩為撓性件，不能承受壓力，在小幅度時臂架有后傾的可能。 曲柄連桿變幅的優(yōu)點是能自動限制變幅極限位置，使工作可靠性增大，但其變幅速度不均勻，電動機與曲柄間所需傳動比大，因而裝置尺寸和自重增大，該形式現(xiàn)已少用。 扇形齒輪變幅也因件速機構笨重，已逐漸被淘汰。齒條變幅的主要優(yōu)點是結構緊湊自重輕，但啟制動有沖擊，不平穩(wěn)，齒條工作條件差，易磨損。 螺桿變幅雖可獲得較大的傳動，變幅平穩(wěn)。但其效率低，潤滑和維修不太方便。 液壓桿變幅的有點是機構緊湊自重輕，可無級調(diào)速，但對制造精度和密封防漏要求高。 考慮實際情況與要求，經(jīng)比較，最后選用液壓桿變幅驅(qū)動機構。 4.2用圖解法設計滑輪組補償系統(tǒng) 已知臂架系統(tǒng)的參數(shù)：Rmax=25m,Rmin=8m,f=2m(起重機回轉中心線到臂架絞點的水平距離)，起升滑輪組的倍率m=2，補償滑輪組的倍率mF=5，起升載荷PQ=80KN，確定補償點的位置B 解：圖解法得到的補償點B應保證物品在變幅過程中盡可能水平移動。 作圖的假定條件：由載荷PQ引起的臂架端部的合力對臂架下絞點O的力矩雜在變幅過程中都等于0，即合成作用線與臂架軸線相重合。 作圖的具體步驟如下： 1． 以一定的比例作出最大幅度Rmax和最小幅度Rmin的臂架位置，并在Rmax與Rmin之間分成若干幅度間隔，取11個臂架位置。 2． 在幅度1位置，由臂架端部A1以一定比例引垂線并截取（等于起升載荷）以C1為圓心，為半徑，畫弧交臂架軸線于D1點，過A1點作C1D1的平行線A1 A’1，這些直線得出一個交點范圍，在此范圍內(nèi)即可初選出補償滑輪的補償點B，即可定出OB的長度及其與鉛垂線的夾角θ 3． 補償點B的位置確定后，就可根據(jù)整個變幅范圍內(nèi)的一系列臂架位置，作出變幅過程中物品移動的實際軌跡線，并根據(jù)此校核實際最大高度差是否滿足要求，一般應使Δy<3%Rmax，此外，還應根據(jù)整個工作幅度內(nèi)一系列臂架位置上未平衡的力矩作出其變化圖，并根據(jù)此校核未平衡物品力矩的最大值Δy<3%Mmax，一般應使其不超過最大載荷重力矩的10% 4． 若補償點B的位置不能使以上兩個條件得以滿足，則應修正B點的位置，重復上述步驟，直到滿足條件為止。 校核實際最大高度差Δymax: Δh2=m( h2- h1)-mF (l1- l2) =2x(11035.14-9000)-5(22916.04-22131.81) =149.13 mm Δh3=m( h3- h1)-mF (l1- l3) =2x(12970.2-9000)-5(22916.04-21369.84) =344.4 mm Δh4=m( h4- h1)-mF (l1- l4) =2x(14790.45-9000)-5(22916.04-20639.95) =200.45 mm Δh5=m( h5- h1)-mF (l1- l5) =2x(16482.05-9000)-5(22916.04-19949.02) =129 mm Δh6=m( h6- h1)-mF (l1- l6) =2x(18032.11-9000)-5(22916.04-19308.58) =26.92 mm Δh7=m( h7- h1)-mF (l1- l7) =2x(19428.84-9000)-5(22916.04-18729) =-77.52 mm Δh8=m( h8- h1)-mF (l1- l8) =2x(20661.61-9000)-5(22916.04-18220.04) =-156.78 mm Δh9=m( h9- h1)-mF (l1- l9) =2x(21721.03-9000)-5(22916.04-17792.38) =-176.24 mm Δh10=m( h10- h1)-mF (l1- l10) =2x(22599.06-9000)-5(22916.04-17454.56) =109.28 mm Δh11=m( h11- h1)-mF (l1- l11) =2x(23288.99-9000)-5(22916.04-17214.73) =71.43mm Δymax=Δh3-Δh9 =344.4-（-176.24）=520.64mm <3%Rmax=0.03x25000=750mm ∴實際最大高度差滿足要求。 校核未平衡力矩的最大值ΔMmax： F1 =22843.97N，e1=429.84mm ΔM1= F1 e1=22843.97Nx429.84mm=9.82KNm F2 =23429.94N，e2=203.75mm ΔM2= F2 e2= 23429.94Nx203.75mm=4.77 F3 =24231.62N，e3=41.73mm ΔM3= F3 e3 =24231.62Nx41.73mm1.01KNm F4 =24909.9N，e4=84.63mm ΔM4= F4 e4 =24909.9Nx84.63mm =2.11KNm F5 =25568.53N，e5=166.37mm ΔM5= F5 e5 =25568.53N x166.37mm =4.25KNm F6 =26199.13N，e6=196.35mm ΔM6= F6 e6 =26199.13N x196.35mm =5.14KNm F7 =26777.41N，e7=174.4mm ΔM7= F7 e7 =26777.41N x 174.4mm =4.67KNm F8 =27332.1N，e8=120.88mm ΔM8= F8 e8 =27332.1N x 120.88mm =3.30KNm F9 =27810.31N，e9=27.83mm ΔM9= F9 e9 =27810.31N x27.83mm =0.77KNm F10 =28212.72N，e10=208.6mm ΔM10= F10 e10 =28212.72N x208.6mm =5.89KNm F11 =28527.45N，e11=379.7mm ΔM11= F11 e11 =28527.45N x 379.7mm =10.83KNm ΔMmax=ΔM11=10.83KNm<10%x最大載重力矩 =0.1x80x25=200 KNm ∴未平衡力矩最大值滿足要求。 4.3變幅驅(qū)動機構計算 1.選液壓缸 （1）變幅力計算： F 液壓力 Q+q 物品與吊具重力 GB 臂架的重力 Pw 臂架中心處的風力 l 液壓缸中心線至鉸點的垂直距離 L 臂架長度 l’ 起升滑輪組拉力至鉸點的垂直距離 m 起升滑輪組倍率 mF 補償滑輪組倍率 nt 轉臺回轉速度 R 幅度 β 臂架仰角 α 鋼絲繩偏擺角α=5。 =113.354KN （2）計算液壓缸直徑： D 活塞直徑 P 工作壓力，選用16MP的液壓缸 F 液壓力 選用液壓缸DG—J100C—E1—E D=100mm d=55mm 推力F=125.66KN 最大行程6m 2. 選液壓泵： 全程變幅時間： Rmax 最大幅度 Rmin 最小幅度 v 變幅速度 液壓缸的平均速度： smax 最大行程 smin 最大行程 流量計算： v 液壓缸的運行速度 D 液壓缸的內(nèi)徑 =1478.94ml/s 排量計算： Q 流量 v泵 泵的轉速，選用2000r/min 選用泵CBG1024 額定壓力16MP 額定轉速2000r/min 最大壓力20MP 最大轉速2500r/min 排量50ml/r 第五章 起重機的穩(wěn)定性 起重機的穩(wěn)定性是指起重機在自重和外載荷的作用下抵抗翻到的能力，起重機的穩(wěn)定性，按兩種基本情況分別進行演算：工作時的穩(wěn)定性——載重穩(wěn)定性；非工作時的穩(wěn)定性——自重穩(wěn)定性。驗算時，防風裝置的作用不予考慮 臂架類起重機按以下步驟校核抗傾覆穩(wěn)定性： （一） 確定起重機的組別 門座起重機屬于Ⅵ組 （二） 穩(wěn)定性校核時，應按課本表13-3所列工況在最不利載荷組合條件下進行，若包括起重機自重的各項載荷對傾覆邊的力矩大于或等于0（即M≥0）則認為起重機是穩(wěn)定的，計算時規(guī)定起穩(wěn)定作用的力矩符號為正，使起重機傾覆的力矩符號為負。 （三） 傾覆邊的不確定 運行機構只作非吊重位移的定點吊裝的起重機必須按上述的穩(wěn)定性校核規(guī)定的計算原則。對支撐多邊形車輪或支腿與地面接觸點連線的每條傾覆邊進行穩(wěn)定性校核。 臂架類起重機穩(wěn)定性栽種狀態(tài)的計算簡圖 式中：0.95，1.5—裝卸用門座起重機第Ⅰ工況的載荷系數(shù) PG—起重機的自重載荷 750KN PQ—最大起升載荷 80KN Rmax—最大幅度 25mm b—1/2軌距或基距，取其中較小者 b=1/2×12=6m x0—最大幅度位置上起重機自重重心距回轉中心的距離，假定x0=0.5m 2有風動載荷工況 如圖所示，起重機在這種工況下較易翻倒的狀態(tài)是：臂架垂直于傾覆邊的軌道，并處于最大幅度位置，起吊額定重量，軌道前低后高，工作狀態(tài)最大風力沿臂架方向由后向前吹，貨物向外擺動Ⅱ角，并下降制動，這時起重機相對于傾覆邊受到由起重機自重載荷在平行軌面方向上的分力、風力、貨物起升載荷、貨物偏擺的水平載荷、貨物下降制動所引起的傾覆力矩和由起重機自重載荷在垂直軌面方向上的分力引起的復原力矩的作用。因而，這種工況下對傾覆邊的總力矩，按下式計算： 式中： 0.95，1.35—裝卸用門座起重機第Ⅱ工況的載荷系數(shù) γ—軌面坡度角0○10’ =0.17○ h0—在最大幅度位置起重機自重重心距軌面的距離，h0=10m， PwⅡ—工作狀態(tài)作用在起重機上的最大風力 h風Ⅱ—總鋒利PwⅡ的作用點到軌面的距離，h風Ⅱ=12m h—臂架至軌面的距離 h=16m P慣—貨物下降制動時所產(chǎn)生的慣性力，以PQ/g表示起升貨物質(zhì)量。V降（m/min）表示下降速度（一般等于起升速度，v降=v升） t制表示制動時間（可暫取1s）則： R’—起升繩偏斜后離傾覆邊的距離，可由幾何關系求得： 3突然卸載工況 這種工況對傾覆邊作用的總力矩 按下式計算： ?式中： 0.95，0.2—裝卸用門座起重機第Ⅲ工況載荷系數(shù) 4暴風襲擊下的工作狀態(tài)工況 對傾覆邊作用的總力矩 按下式計算 ? 式中： 0.95，1.1—裝卸用門座起重機第Ⅳ工況載荷系數(shù) —在最小幅度位置上起重機自重重心距回轉中心的距離，=1m —作用在起重機上的非工作狀態(tài)最大總風力，=40.59kN —總風力的作用點距軌面的距離，=22.5m ? 綜上所述：起重機在四種工況下均能滿足抗傾覆穩(wěn)定性要求，即整機穩(wěn)定性通過 第六章 選緩沖器 起重機一般必須裝設緩沖器，緩沖器的作用是減緩起重機在運行到終點擋上器或兩臺起重機相互碰撞的沖擊 1初選緩沖器型號 緩沖器行程S ? 式中 —大車碰撞速度，有限位開關。取=0.65 [amax]—最大減速度，一般情況下?[amax]<5m/s2，取[amax]=3m/s2 根據(jù)緩沖器行程S選用JHQ—A—3型聚氨酯緩沖器，其額定緩沖行程Sn=60mm，額定緩沖量En=628Nm極限緩沖力FⅠ=66kN 2緩沖器數(shù)目 根據(jù)緩沖器能量來確定緩沖器數(shù)目 緩沖能量Ew ? 則n取2 3實際緩沖行程最大緩沖力和最大減速度 第七章 起重機的防風抗滑安全性 防風抗滑安全性是指起重機在工作和非工作狀態(tài)下抵抗因風力作用而發(fā)生滑行的能力。為保證軌行時能安全可靠的工作，必須使起重機有足夠的防風抗滑安全性。 工作狀態(tài)下的防風抗滑安全性，通常用制動裝置加以保證，非工作狀態(tài)下的防風抗滑安全性，一般用防風夾規(guī)器、防風鐵鍥、錨定裝置來保證 1正常工作狀態(tài) 由運行機構計算得 2非正常工作狀態(tài) 起重機受非工作狀態(tài)下的最大風力，沿著運行方向作用，不考慮制動器的防風抗滑作用（偏于安全）防風抗滑的驗算公式為： ? 式中： —軌道最大坡度，=0.003 =19.8kN =750kN —不考慮附加阻力的運行阻力 —抗滑安全系數(shù)，=1.2 故選擇YXZ系列防風鐵鍥 型號YXZ-500/80 推動器額定推力為： P=80kN>21.51kN 中英文翻譯 履帶起重機市場發(fā)展現(xiàn)狀及最新技術分析 履帶起重機以其起重量大、作業(yè)空間大、帶載行走、接地比壓小等獨特的優(yōu)勢逐漸從眾多起重機中脫穎而出，成為工程建設中的佼佼者。隨著應用廣度和深度的不斷加大，履帶起重機在結構、傳動、控制等方面卻發(fā)生著變化，從而鞏固和提高了履帶起重機的整體水平，使產(chǎn)品不斷完善。 1.國內(nèi)履帶起重機市場現(xiàn)狀 目前，國內(nèi)市場的需求強勁，各行業(yè)的大型施工企業(yè)紛紛進口大型履帶起重機，搶占市場制高點。2002年中石化公司進口德馬格1250t履帶起重機，2006年上半年中石油公司又引進了利勃海爾1250t履帶起重機。國內(nèi)大型履帶起重機的進口已超過100臺，2003年和2004年進口的245臺和357臺產(chǎn)品中，800t以上的大型產(chǎn)品近5臺，750t近10臺，600t10余臺，400～500t30余臺。到2006年上半年底，國內(nèi)已引進M21000型907t、CC5800型800/1000噸級產(chǎn)品。 隨著大型履帶起重機市場需求量的不斷增長，對履帶起重機的性能、質(zhì)量、可靠性要求也越來越高。歐、美、日相繼推出新系列產(chǎn)品，如利勃海爾公司新推出的LR11250型1250t產(chǎn)品，馬尼托瓦克公司的16000型400t、18000型600/750t和21000型907t產(chǎn)品，特雷克斯集團旗下的特雷克斯-德馬格公司新推出的CC8800型1250t、CC2800-1增強型600t、CC2500-1型500t、CC5800型800/1000t產(chǎn)品，神鋼公司新推出的CKE系列（目前最大噸位的是CKE4000型400t）產(chǎn)品。 2.國外大型履帶起重機新技術 2.1結構方面 （1）臂節(jié)連接。 目前臂節(jié)的連接型式普遍采用4個銷軸同向連接，安裝時4個銷軸同時對位，然后插銷。這種方式安裝較困難。國外產(chǎn)品對此進行了細節(jié)改進，組裝時先對位、安裝臂節(jié)上平面的2個銷軸，然后再對位安裝下平面銷軸，減少安裝難度。圖1a是利勃海爾公司臂節(jié)安裝示意。更為方便的是馬尼托瓦克產(chǎn)品，臂節(jié)上平面力的傳遞方式不再是銷軸型式，而是由定位銷和擠壓面共同完成。定位銷尺寸小，只起到定位作用，力的傳遞完全通過擠壓面實現(xiàn)，安裝更簡便。這種新型式已在18000型和21000型產(chǎn)品上成功應用。 為降低臂節(jié)連接銷軸直徑，可借鑒履帶板的多個支承面的連接原理，將銷軸剪切面數(shù)由原來的2個增加為3個，這樣銷軸直徑可減小20％，安裝也更為方便。這種新方式多應用于大型產(chǎn)品中，如特雷克斯-德馬格的CC2800-1型產(chǎn)品。 （2）變幅系統(tǒng)結構。 20世紀90年代前普遍采用柔性索具作為變幅系統(tǒng)的承載構件。索具制作方式是將鋼絲繩兩端采用壓制或澆注方式做成單雙耳接頭，長度與臂節(jié)匹配。由于索具安全系數(shù)高，自重大，剛度小，彈性變形量大，易引起懸垂現(xiàn)象，進一步增大變幅載荷和臂架載荷。為此出現(xiàn)了新的結構型式——高強度拉板，這種高強度拉板承載能力大，屈服極限超過1000MPa，而且一次成型，不需焊接。由于彈性變形小，不存在懸垂現(xiàn)象。采用數(shù)