四连杆式门座起重机工作机构设计

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题目介绍、要求以及数据设计题目：四连杆式门座起重机工作机构设计一、设计题目简介四连杆门座起重机是通用式门座起重机,广泛应用于港口装卸、修造船厂、钢铁公司,主要由钢结构、起升机构、变幅机构、回转机构、大车运行机构、吊具装置（抓斗、简易集装箱吊具、吊钩）、电气设备及其它必要的安全和辅助设备组成。通过四连杆控制在吊臂前后运动的时候）起吊节点保持水平高度不变。二、设计数据与要求题号起重量t工作幅度（米）起升高度（米）工作速度m/min装机容量KWL2L1H1H2起升变幅回转运行C1025815950501.525330 三、 设计任务1、依据设计参数绘出机构运动简图，并进行运动分析，确定实现起吊点轨迹的机构类型2、依据提供的设计数据对四连杆起吊机构进行尺度综合，确定满足使用要求的构件尺寸和运动副位置；3、用软件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）对执行机构进行运动仿真，并画出输出机构的位移、速度、和加速度线图。4、 编写说明书，其中应包括设计思路、计算及运动模型建立过程以及效果分析等。5、在机械基础实验室应用机构综合实验装置验证设计方案的可行性。 第一章、概述第一节、四连杆门座式起重机的参数起重机的主要参数有：起重量、幅度、起升高度、各机构的工作速度、工作级别及生产率。此外，轨距、基距、外形尺寸、最大轮压、自重等也是重要参数。1.1起重量起重量是指起重机安全工作时所允许的最大起吊货物的质量，单位为“kg”或“t”，用“Q”表示。起重量不包括吊钩、吊环之类吊具的质量，但包括抓斗、料斗、料罐、工属具之类吊具的质量。起重量较大的称为主起升机构或主钩，起重量较小的称为副起升机构或副钩。副钩的起升速度较快，可以提高轻货的吊运效率。主、副钩的起重量用一个分数来表示。例如15/3t，表示主钩的起重量为15t，副钩的起重量为3t。16t门座起重机的标注：16/10－9～22/30。意为在9～22m幅度内起重量为16t，在9～30m幅度内起重量为10t。1.2幅度幅度是指起重机旋转轴线至取物装置中心线之间的距离，用“R”表示，单位是“m”。当起重臂外伸处于最远极限位置时，从起重机旋转中心到取物装置中心线中间的距离称为最大幅度（Rmax）；当起重臂收回处于最近极限位置时，从起重机旋转中心到取物装置中心线之间的距离称为最小幅度（Rmin）。起重机的幅度不是一个孤立的参数，与起重量密切相关。1.3起升高度起升高度是指起重机取物装置上下极限位置之间的距离，单位是“m”，用“H”表示。下极限位置通常取为工作场地的场面或运行轨道顶面，吊钩以钩口中心为准，抓斗以最低点为准。轨面上和轨面下的起升高度，分别用H上和H下表示，H上十H下＝H。在确定起重机的起升高度时，要考虑到下列因素：起吊物品的最大高度、需要越过障碍的高度、吊具所占的高度等。对于港口门座起重机还要考虑船舶在低潮、高潮、空载、满载时的不同情况。 起重量（t）35101625工作幅度（m）最大252530253030最小789899起升高度（m）轨面上222225222828轨面下151.4工作速度起重机的工作速度包括起升、变幅、旋转和运行4个机构的工作速度。起升速度是指起吊额定重量的物品时，吊具上升的速度，单位是“m/s”，用“V升”表示。起升速度通常都很高，因为它关系到起重机的生产率。Q·V升＝常数。旋转速度是指起重机旋转部分每分钟的转数，单位是“r/min”，用n旋表示。旋转速度规定：起重机在水平场地上，10m高度处的风速在3m/s以上，臂架处于最大幅度且带载时的转速。门座起重机的旋转速度一般控制在2r/min左右。变幅速度是指吊具自最大幅度至最小幅度间的平均速度，单位是“m/s”，用“V变”表示。门座起重机的变幅速度一般控制在O.75～0.92m/s之间。运行速度是指整台起重机沿固定轨面每秒钟运行的距离，单位是“m/s”，用“V行”表示。门座起重机大车在装卸作业中是不需运行的，只有当调整位置时才需大车运行。大车运行机构是属于非工作性的，故大车运行速度不太高，一般控制在0．33～0.5m/s。起重机的各工作机构，其工作速度应相互协调，以免因某一机构太快或太慢而影响起重机的整个工作循环时间。1.5外形尺寸题号起重量t工作幅度（米）起升高度（米）工作速度m/min装机容量KWL2L1H1H2起升变幅回转运行 D10339.5201250401.4253451.6金属形式的确定起重机金属结构的形式可分为：轴心受力构件、受弯构件和压弯构件。这些基本构件根据受力大小和外形尺寸大小可分别设计成格构式、实腹式或混合式的结构型式。格构式构件由许多型钢、钢管或组合截面杆件链接而成的杆系结构，主要用于受力相对较小、外形尺寸相对较大的场合；实腹式构件主要由钢板组成，适用于载荷大外形尺寸小的场合；混合式部分为实腹结构，部分为杆系结构，使用条件介于格构式构件和实腹式构件之间。1.7各构件重力确定构件名称重力值（单位：N）象鼻梁90650臂架216880大拉杆36500小拉杆10230平衡梁80550转台457720起升机构146000变幅机构78600吊重196000活对重2000001.8起重载荷PQ起升载荷是指起升质量的重力，包括起重机允许起升的最大有效物品质量、取物装置质量等的质量综合，取物装置为抓斗，质量为3600Kg，额定起重量Q=10t，忽略起升钢丝绳的质量，则总起升载荷PQ=13600Kg。1.9起重机运行惯力当运行机构起动或制动时，起重机自身质量和起升质量将产生水平方向振动，产生水平方向动载荷。计算时，可先按刚体动力学的方法计算起重机系统在机构起、制动时的水平惯性力，水平惯性力的大小等于该质量与加速度的乘积。然后再将这些惯性力乘以考虑弹性振动影响的增大系数φ5 。对于金属结构计算，可取，φ5=1.5。加速度查起重机设计规范表13，取α=0.16m/s2，则（1.1）第二节、各个机构的确定2.1起升机构组成起升机构主要由下列部分组成：驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置、制动装置和辅助装置。起升机构的驱动装置是指用来实现货物升降的原动机。在电动起重机械中，驱动装置就是电动机。滑轮是用来改变钢丝绳的受力方向的，可以作为导向滑轮，更多的用来组成滑轮组，它是起重机起升机构的重要组成部分。卷筒在起升机构中是不可缺少的组成部分，制动器的主要作用有：支持——保证重物在空中稳定不动；停止——用摩擦消耗运动部分的动能通过减速度使机构平稳停下来；落重——制动器与重力平衡，重物以恒定的速度降下来。减速器还可以用来改变转速，获得精准的转速来达到减速的目的。下图为起升机构简图：图2.1起升机构示意图 1-减速器；2-制动器；3-联轴器；4-电动机；5-卷筒；6-钢绳；7-导向滑轮；8-导向滑轮及定滑轮组；9-动滑轮组夹套及挂钩2.2卷绕系统卷筒与重物之间通达挠性件构成联系，挠性件依次通过各卷绕构件形成卷维系统。卷维装置将卷筒间的旋转运动转化成重物之间的直线运动并且改变运动的方向和速度。在起重机械中，双重绕钢丝应用最广，下图为起升卷绕系统简图：图2.2卷绕系统简图 1-卷筒；2、4-导向滑轮；3-钢丝绳；5-动滑轮2.3钢丝绳的计算钢丝绳是由多根抗拉强度为160—200KG/mm²的高强度钢丝编绕而成。根据性能要求的不同，其结构和遍绕榜示也不相同，大致分为：单绕、双重绕、三重绕等方式。我们这里选用双重绕的钢丝绳。为了解决钢丝绳的选用问题，首先要计算钢丝绳所受的最大静载拉力S（2.1）式中：——钢丝绳所受的最大静荷载拉力；——起重量；——滑轮组倍率；——滑轮组效率；——导向滑轮组效率；表2.1滑轮及滑轮组的效率滑轮效率滑轮组效率倍率m2345滚动0.980.990.9850.9750.97根据起重机安全绳的安全系数k=5，则钢丝绳的破断拉力[S]（2.2）2.4卷筒的计算卷筒用以收放钢丝绳，把原动机的驱动力传给钢丝绳并将原动机的回转运动变为直线运动。按照卷筒的外形可分为圆柱形和圆锥形；按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数可分为单层绕卷筒和多层绕卷筒。单层绕卷筒表面通常切有螺旋形绳槽，绳槽节距比钢丝绳的直径稍大，绳槽半径也比钢丝绳半径大，这样既增加了钢丝绳与卷筒的接触面积，又可防止相邻钢丝绳的摩擦，从而提高钢丝绳的使用寿命，故选用圆柱形单层绕卷筒。2.4.1卷筒的长度钢丝绳直径，卷筒直径D取1000mm卷筒上钢丝绳绳圈节距（2.3）当起升高度为H及采用倍率m的滑轮组，直径为D的卷筒上应有的绳槽圈数为： ；（2.4）在总圈数Z中多加了5圈，其中3圈是钢丝绳的固定圈，另外2圈是安全圈。卷筒绳槽螺旋部分长度：；（2.5）卷筒两边预留部分为：；卷筒总长：（2.6）2.4.2卷筒的壁厚及校核卷筒用A3钢板焊接，，式中为屈服极限，卷筒壁许用压缩应力，对于钢；（2.7）卷筒壁厚：；（2.8）；（2.9）式中：——卷筒壁压缩应力；——卷筒壁厚；——折减系数；——钢丝绳拉力；因此，此卷筒的尺寸设计是合理的。为满足货物的起升速度，卷上卷筒的钢丝绳的分支应用绳速；（2.10）相应的转筒转速：（2.11）2.5电动机的选择 电力传动的起升机构由直流电动机或交流电动机用过减速器带动起升卷筒。直流电动机传动的机械特性适合起升机构的工作要求、调速性能好，但是直流电源的获得较为困难。交流电动机由于能直接自电网取得电流、结构简单、机组质量轻、体积小，所以在电力传动的起升机构上被广泛采用。以速度起升物品，电动机的静功率为：；（2.12）式中：——起升机构的传动总效率；；（2.13）当计算时取，带入式（2.13）得出；将带入式（2.12）得；2.6减速器的选择起升机构采用的减速机构通常分为圆柱齿轮减速器、涡轮减速器、行星齿轮减速器。根据卷筒和电动机的转速，可以求出其总的传动比：（2.14）取动载系数，减速器的功率为：（2.15）根据总传动比以及功率选用QJS型减速器，其同步转速，许用功率，其中心距，许用转矩，许用径向载荷。减速器的校核：轴端最大径向力：（2.16）输出轴端的最大转矩：（2.17）因此，根据（2.16）（2.17）得该减速器的轴端最大径向力和输出轴端的最大转矩均满足要求，所以选用QJS型减速器是合理的。 第二章、各杆件的受力计算第一节、受力分析图3.1杠杆—活对重臂架平衡系统计算简图 图3.2受力模型图第二节、具体计算 第三节、计算结果在起重量=10t的情况下：当时：当时：第三章、建模及其静态分析第一节、零件建模及装配1、象鼻梁建模 2、中间体建模3、底座建模 4、连杆建模 5、整体装配图第二节、静态分析图3.2.1象鼻梁的网格划分 3.2.2对象鼻梁部分进行约束3.2.3加力进行分析 3.2.4观察位移变化量（0.015309mm）3.2.5最大载荷发生处 如上图示，最大受力点的强度为，而且危险界面是水平角度成86.75°的点，受到的应力最大，符合实际情况。 查资料得到该象鼻梁材料为Q345B.弹性模量。泊松比为0.3，屈服极限,密度。所以基本需用应力=s=1.2（网上数据查询得到的）差不多跟286.98mpa所以在安全范围内。已知D点处的接触面积为。2899000N为两个杆在只受到重力下的压力，大动臂的重量很大且有一个很大的转矩，所以压力很大。（角度之差在5度以内，由于105000跟2899000比，小很多，所以忽略角度的影响） 此点的接触压力面积为。由于大拉杆到极限位置的时候的压力作用。该杆用的是Q245B材料，其他要求与象鼻梁一样。两处的受力明显小于安全应力，所以可以达到要求。3.2.6对旋转轴的校核