起重机械 第一章 港口起重机总体设计 §1-1 工作特点和分类 一、工作特点：周期性、间歇性 港口起重机的特点：1、工作繁忙，间歇时间少 2、 室外工作，工作环境差 3、潮位变化 二、分类： 1.轻小型起重设备 2.升降机 3.臂架起重机――门座起重机、轮胎式起重机、汽车起重机、浮吊 4.桥架起重机――龙门起重机、桥式抓斗卸船机、岸边集装箱起重机、轮胎式集装箱龙门起重机 三、 起重机械的组成： 1、 工作机械---------四大机构： 起升，变幅，回转，运行（大车，小车） 2、金属结构――桁架结构，箱型结构，板梁结构 作用：承载货物，安装机构 3、动力系统和操纵系统 电气、内燃 机械、电气、液压 3、 安全装置――行程开关，防风装置（夹轨器） §1-2 主要参数及其确定的原则 一、起重量 1. 定义：起重机正常工作时允许起吊的最大质量（t）Q额＝Q货＋G取 式中 Q货――正常工作时起吊的最大货载质量 G取――取物装置的质量。指抓斗、电磁吸盘、集装箱吊具质量，而不包括吊钩的质量。 2．起重量的幅度条件 门机、桥式卸船机――工作幅度（外伸距）之内均能吊起额定起重量 轮胎吊、汽车吊――在各个幅度下额定起重量不同，铭牌上所指的是最小幅度并打支腿时允许起吊的质量。 3．主、副钩 副钩 起重量＝（20％～40％）×主钩起重量 4. 确定起重量的原则 ①应符合国标和部标 ②起重量必须与转载工作条件和工艺过程相配合 a.门机散货的装卸――Q额取决于生产率 t/h b. 门机件杂货的装卸――经常起吊的最重件为依据 若难得出现的重大件，则不予考虑 c.轮胎吊――臂架40°～50°时能吊起经常出现的重件。 最小幅度时能吊起偶尔出现的重大件。 二、幅度（外伸距） 幅度――回转类型起重机取物装置中心线至回转中心线的水平距离。 外伸距――桥式卸船机临水侧支腿中心线至吊具中心线最大水平距离。 确定的原则：取决于装卸对象的尺寸参数和工艺要求 a. 最大幅度――使吊具能到达货轮舱口外缘 b. 最小幅度――从扩大工作面出发，尽量取小，一般从构造上考虑，取7～8米。 c. 轮胎起重机――在货场作业时要求吊具中心能过货堆中心。 三、 起升高度 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 1
是指起重机能将额定起重量起升时的最大垂直距离(m)。 H ＝ H上＋H下 H上――升到最高位置时，钩吊中心（或抓斗底部）至轨面的垂直距离。 H下――轨面下的下降深度 确定原则：H上――应保证在洪水位和船舶空载吃水条件下，将大包货物起出舱口。 H下――应保证在枯水位和船舶满载吃水条件下，吊钩能下降至舱底。 四、工作速度 起升速度 m/min 变幅速度（平均）Rmax → Rmin m/min 回转速度 r/min 运行速度 m/min 变幅速度 —— 取物装置从 Rmax 到 Rmin 沿水平方向移动的平均速度。 其它机构的速度即电动机进入稳定运动时反映在工作装置上的速度。 确定的原则： 1、前方工作的门机、装卸桥，与生产率有关的起升、变幅、回转、小车运行等机构取高速，大车运行机构取低速。 2、用于堆物工作的轮胎起重机取较低速。 3、高速的选取与工作行程相适应。 行程长，则宜采用较高速，行程短，宜采用较低速，使机构在正常工作时能有稳定运动阶段。 五、 生产率 单位时间内吊运货物的总吨位数 t/h 生产率Q的计算式 ①对件杂货 Q ＝ n m货 (t/h) ②对散货 Q = n V ρ堆 φ (t/h) 式中 n――每小时工作循环次数 m货――每吊货物的平均质量 (t) V――抓斗的有效容积3 （m） 3 ρ堆――散货的堆积密度 (t/m) 堆积状态下单位体积所有的质量 φ――抓斗的填充系数，对粒状货物取～ 对块状货物取～ 其中 n = 3600/T T----- 一个工作循环的总时间 单位：s T 6t工作 6t辅助 六、轨距、跨度和基距 对轮胎起重机 轨距取决于其中的铁路线 标准轨距 一线：6m 二线： 三线： 基距考虑轮压、稳定性 汽车起重机采用通用底盘 在汽车底盘的基础上放宽、加大 轮胎起重机 考虑火车能运输 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 2
七、起重机整机及其工作机构的工作级别 1. 定义 —— 表明起重机及其机构的工作繁忙程度及载荷大小变化程度的参数 2. 为什么要确定工作级别 ①起重机工作时反复短暂，周期性、载荷的不均匀性。 ②为了在设计起重机及其零件时根据不同情况选用不同的许用应力、安全系数 ,特别是疲劳安全系数。 ③便于用户根据实际工作需要合理地选用相应工作级别的起重机产品。 3.确定工作级别的理论依据 ① 材料有限寿命的韦勒曲线 在韦勒曲线上 ςmi Ni = c(常数) ∴ςm 1N1=ςm m 2N2 ‥‥‥‥‥‥‥=ςrkN0 (1) 式中: m—— 实验指数 ② Miner提出的“材料疲劳损伤的线性积累理论” 设:构件受到的各种变化的应力ς i=ς1、ς 2‥‥‥‥‥‥‥ 每一种应力单独作用下的极限循环次数为 Ni= N1 、 N2 ‥‥‥‥ 每一种应力单独作用下的实际循环次数为 ni= n1 、 n2 ‥‥‥‥ 3．划分工作级别的方法和步骤 ①表明繁忙程度 —— 利用等级 整机 U0 U1 …… U9 机构 T0 T1 …… T9 ②表明载荷的满载程度 —— 载荷状态 用载荷谱系数Km表示 式中： m ——机构零件材料疲劳试验曲线的指数 Pi ——机构在工作循环时间内承受的不同载荷 Pmax ——Pi中的最大值 ti ——机构在工作循环时间内相应载荷作用的持续时间 T ——不同载荷作用的总时间 T = t1 + t2 + ………… tn 当 M = 3 时 例题：起重机25%的时间起吊满载载荷，25%的时间起吊60%的额定载荷，50%的时间起吊30%的额定载荷。试绘制载荷谱，并求出载荷谱系数。 载荷谱系数Km = ×13 + × + ×= 机构的载荷状态及名义载荷谱系数——查表 a.实际载荷未知时,查表。 b.实际载荷已知时,计算Km,然后选择不小于它且接近它的名义载荷谱系数,作为机构的载荷谱系数。 载荷状态分为四级：L1 —轻、L2 —中、L3 —重、L4 —特重 ③根据利用等级和载荷状态，可定出工作级别 工作级别：整机 A1 A2 …… A8 机构 M1 M2 …… M8 §1-3-1 工作载荷及其组合 一、载荷的分类 1.基本载荷 2.附加载荷 3.特殊载荷 二、计算载荷 在设计计算时按不同的计算要求，从以上这些载荷里选取与起重机的机构零件、金属结构的破坏形式© Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 3
有关的，或与起重机整体失稳破坏有关的典型载荷作为计算依据，这些载荷就称为 计算载荷。 三、计算载荷组合 Ⅰ类载荷组合 ——耐久性 计算载荷组合 用于电动机的发热计算（选用电动机），车轮、轨道、支承滚轮及齿轮等的磨损点蚀，机构零件、支承零件及金属结构的疲劳计算。 Ⅱ类载荷组合 ——强度 计算载荷组合 计算金构、机构零部件的强度、刚度及失稳破坏，电动机的过载能力，起重机整体和局部稳定性。 Ⅲ类载荷组合 ——强度验算 计算载荷组合 验算起重机在非工作状态下的整体稳定性，零件的强度及可靠性。 四、主要计算载荷 1. 起重载荷PQ 货物与取物装置重力之和(N，KN)。 起升高度大于50m时，应计及钢丝绳的重力。 2. 自重载荷G 指起重机的钢结构、机械设备、电气设备及其上的料斗和连续运输机等的重力 (N，KN)。 3. 动载荷 以动载系数的形式在设计计算时反映出来 动载系数 动载系数 与结构因素、操作及速度有关 ① φ1——起升冲击系数 起升质量突然离地起升或下降制动时， 自重载荷 在其加速度相反方向引起冲击。 G φ1 —— 作用在金属结构上 < φ1 < ② φ2 ——起升载荷动载系数 PQ φ2 —— 作用在 起重载荷PQ 上 1 <φ2 < 2 φ2 = 1 + acv 式中：v —— 额定起升速度 m/s c —— 操作系数 c = v0 / v 或查表 v0 —— 重物离地瞬间的起升速度 a —— 考虑系统刚度和结构质量的综合影响系数 a=√1 𝑔𝜹(λ0+𝒚𝟎)g —— 重力加速度 g = m2/s λ0 —— 在额定起升载荷作用下，重物悬挂系统的静变位。 y0 —— 在额定起升载荷作用下，重物悬挂处结构的静变位。 δ —— 结构质量影响系数 m1 —— 结构在重物悬挂处的折算质量 m2 ——起升额定质量 实际计算时： 折算质量m1 ，对桥架类起重机，取桥架与小车质量的? 对臂架类起重机，取臂架质量的1/3 结构的静变位y0，对桥架类起重机， y0 = （1/700 ~ 1/1000）S S为跨度 对门座起重机， y0 = （1/200 ~ 1/250）Rmax Rmax为最大幅度 悬挂系统的静变位λ0 λ0 = H —— 实际起升高度 ③ φ3——突然卸载冲击系数 产生动载的减载作用，减小以后的 起重载荷等于 φ3 PQ © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 4
式中: △m ——起重载荷质量中突然卸去的那部分质量 m —— 起重载荷 β3 = 对抓斗类起重机 β3 = 对电磁铁类起重机 ④ φ4 ——运行冲击系数 由于起重机及小车在运行时轨道接头处有高度差，或道路不平，引起冲击。 PG冲 = φ4 G PQ冲 = φ4 PQ φ4 = + √h V ——运行速度 m/s h ——轨道接头处高度差 也可按下表查取：（经验数据） 4. 水平载荷 ①运行惯性力 PH PH = ma 式中: m —— 运行质量 a —— 运行加速度（减速度） 二点考虑： a.把起升质量与起重机刚性连接 对小车 m = 小车自身质量 + 起升质量 对大车 m = 起重机自身质量 + 起升质量 b.惯性力不大于车轮粘着力 PH max ≤ 主动轮粘着力 = 正压力 × 粘着系数 ②货物偏摆载荷 产生钢丝绳偏摆原因：风力及惯性力等水平力的作用；拖钩偏斜起吊货物。 α的大小与操作情况有关。 例：起、制动的猛烈程度 通常分为： αI —— 正常工作状态下的偏摆角； αII —— 工作状态下的最大 偏摆角； αII 的取值见：GB3811——83 αI又分为： αI = () αII 计算电动机功率时用 αI = () αII 计算零件疲劳、磨损时用 5. 起重机斜行时的水平侧向力 Ps = ½ Σ P λ Σ P ——起重机发生侧向力一侧 的经常出现的最不利轮压之和。 λ—— 侧压系数 L ——起重机跨度 B ——起重机基距 a ——水平导向轮距（有水平导向轮时，公式中的B用a代替。 6. 风载荷 W风 = C·K高·q风·A风 C — 风力系数，与体形尺寸有关 K高 — 高度变化系数 A风 — 垂直于风向的迎风面积 q风 — 计算风压 常用三种风压值：q风I —— 正常工作状态计算风压 II q风——工作状态最大风压 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 5
IIIq风——非工作状态计算风压 对于汽车起重机、轮胎起重机和履带起重机等流动起重机，当起重机臂长小于 50m时，取IIq风= 125 2N/m， 当臂长大于50m时，按设计任务书规定的值取值。 7. 坡度载荷 §1-3-2 传动零件强度计算 一. 传动零件疲劳计算基本载荷 1. 运行机构与回转机构 M I max = φ8 Mn 式中： M I max —— 零件疲劳计算基本载荷 Mn ——电机额定扭矩在计算零件上的折算值 φ8 —— 刚性动载系数 取 φ8 = - 2. 起升机构与非平衡式变幅机构 a. 承受惯性载荷小的 Qφ6 引起对计算零件的扭矩 φ6 =（1 +φ2） b. 承受惯性载荷大的 M I max = （ - ) Mn 3.平衡式变幅机构 a. 承受惯性载荷小的 该零件承受等效变幅静阻力矩 b. 承受惯性载荷大的 M I max = （ - ) Mn 二.工作状态最大载荷 1. 运行机构与回转机构 M II max = φ5φ8 Mn 式中： M IImax —— 计算零件的工作最大扭矩 Mn ——电机额定扭矩在计算零件上的折算值 φ5 —— 考虑弹性振动的扭矩增大系数 取 φ5 = - 2.起升机构与非平衡式变幅机构 a. 承受惯性载荷小的零件 Qφ2 引起对计算零件的扭矩 b. 其他传动零件 M II max = （2 α) Mn 3.平衡式变幅机构 a. 承受惯性载荷小的 最大变幅阻力(包括矩 αII 角偏摆力引起的水平力)产生的扭矩 b. 其他传动零件 M II max = （2 α) Mn 三.等效载荷 Meq = km kn MⅠmax 式中: Meq —— 疲劳计算 等效载荷 km —— 载荷系数 km = m√K𝑚 Km —— 载荷谱系数 m ——零件材料疲劳试验曲线的指数 kn —— 循环次数系数 N < N0 时 kn = m√N/N0 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 6
N > N0 时 kn = 2m√N/N0 式中: N0 —— 基本循环次数 ( N0≥107 ) N —— 零件应力实际循环次数 当 km kn > 时 取 km kn = 1 四.强度验算 ①ςs/ςb ≤ 时,表明材料的塑性较好 强度极限可取屈服极限 [ς] =ςs/n [σ] = σs/n ②ςs/ςb > 时, 强度极限采取以下值: 𝜎𝜎𝑠+𝜎𝑏𝜎𝑆𝐹= 𝜏2𝑆𝐹=𝑆𝐹 √3 [ς] = ςSF /n [σ] = σSF / n n —— 安全系数，根据Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ类载荷的计算要求,查表决定. 五.疲劳强度计算 可以由试验或计算求得疲劳强度极限 ςrk 计算： 𝜎𝑟𝑘=2𝜎−1(1−𝛾)𝑘+𝜂(1+ 𝛾)式中： ςrk——零件的疲劳强度 ς-1——对称循环下的试验应力 ( N0≥107 ) γ—— 应力循环不对称系数 γ = ςmin / ςmax ≤ η——材料对应力循环不对称性的敏感系数 k——应力集中系数 k = k面 k形 k面 ——零件表面状况系数 k形 ——几何形状应力集中系数 疲劳强度条件： ς ≤ [ςrk] = ςrk / n 𝜏𝑟𝐹=[𝜎𝑆𝐹] σ ≤[σ√3rk] §1-4 起重机械的驱动型式 一、电力驱动 特点：优点：构造简单，操纵维修方便，有一定的过载能力，可以正反转，各机构可分别驱动。 缺点：需要电源 常用电机：交流电机 绕线式（JZR YZR） 鼠笼式（JZ YZ） 直流电机 ZZY ZZJ ZZ系列 二、内燃机驱动 优点：独立能源，机动性好 缺点：内燃机不能带载起动， 各机构必须带离合器 内燃机不能反转，各机构必须带换向器 内燃机调速困难 结构复杂，噪声，废气 三、 内燃机 —电力驱动 （电传动） 柴油机 （发动机） ——→ 四大机构电动机 四、 内燃机 —液压驱动 油马达 变旋转运动 柴油机 —— 高压油泵（高压油）╱ ╲油 缸 变直线运动 五、电力驱动及电动机的选择 1. 异步电动机的工作原理 ①转子在旋转磁场中的转动 ②三相交流电的情况 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 7
我国交流频率 f1 =50周/秒 旋转磁场转速 n1 = 60 f1 = 3000转/分 (一对磁极) 对p对磁极来说 n1 = 60 f1/ p 转/分 ③异步电动机的机械特性 Mn ——电动机的额定转矩 Mq ——电动机的起动转矩 Mq = Mn Mk ——电动机的临界转矩 2、电动机工作时的温度变化过程 几种工作制度 a.连续工作制(S1) b.短时工作制 (S2) c.间歇工作制,起动 d. 间歇工作制,起动、制动 对温度无影响(S3) 对温度有影响(S4、 S5) 3.电动机容量的选择 ① 接电持续率,JC值 ——载荷作用时间与载荷循环时间的比值，用百分数表示 JC％ ＝ t/T×100% 式中:t —— 起重机一个循环周期中，该机构的运转时间 T —— 起重机一个工作循环的总时间，T＜10分钟 分为 15％ 25％ 40％ 60％ 四种 计算出的 JC值往上靠，圆整成标准 JC值，作为机构的JC值 或根据规范上的表格来选择 JC值。 注意：同样型号的电动机在不同的JC值下发出的功率不同 例：YZR225M CZ = 150 JC％ 25 40 60 N（KW） 28 25 22 在选择减速器时也要考虑JC值 ② CZ值 ——机构惯量增大率与电动机起动次数的乘积 C —— 机构惯量增大率 GD2d —— 电动机转子的飞轮矩 () GD2e —— 工作机构中除了电动机之外的转动质量和移动 质量折算到电动机轴上的等效飞轮矩 () Z ——折算的机构每小时全起动次数 Z = dc + di + f dc——每小时全起动次数 di——每小时点动次数 f—— 每小时电气制动次数 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 8
初步设计时根据规范上的表格来选择 CZ值。 ③ G值 ——稳态负载平均系数 ≤ G1 、G2、 G3、 G4 各机构在不同的工作条件下 G值 不同。 可根据规范上的表格来选择 G值。 ④电动机的额定状态（基准状态） YZR型绕线式电动机 JC = 40% CZ = 6 作为电动机的额定状态 §1-5 起重机的稳定性计算 起重机稳定性——起重机在工作状态及非工作状态保证不会翻倒的性能。 一、 力矩法： 用力矩法验算臂架起重机的稳定性 稳定力矩——由自重产生 （＋） 倾覆力矩——由其他载荷产生 （－） 倾覆边——易翻倒的边 加权和 ≥ 0 则稳定 包括起重机自重载荷在内的各项载荷对倾覆边的力矩之和大于或等于零（ M6≥0），则认为起重机是稳定的。 另一种计算方法：稳定系数法 𝐾1=其他载荷对倾覆边（稳定力矩+；倾覆力矩−）吊重对倾覆边的力矩 物理意义：起重机即使超载 K1倍，还不致翻到。 二、力矩法公式中的载荷系数: 考虑各载荷对稳定性的实际影响程度以及计算值与实际值之间存在的误差，从而在各项载荷力矩前乘的系数。 三、起重机分组 四、验算工况: 1. 无风静载 2. 有风动载 倾覆边位于臂架前方的支腿 3. 突然卸载或吊具脱落 4. 暴风侵袭下的非工作状态 倾覆边位于臂架后方的支腿 工况1 无风静载 (1)满载Q (2)最大幅度Rmax (3)臂架⊥轨道 倾覆边： E 6M1 b x0 R max b τ0b 1轨距或基距 取 小值 2 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 9
工况2 (1)满载PQ (2)最大幅度Rmax (3) 臂架⊥轨道 (4)轨道前低后高 ,坡度角 ϑ (5) qfII 风从后往前吹 (6)货物向外偏摆αⅡ (7)下降制动W惯＝Q · v/t ∑M2 = (b＋x0) cosγ－γh0 －WⅡ风hⅡ风－(Rmax－b) cosγ －PQ·tgαⅡ·h－P惯R’ ≥ 0 R' R>b max htg ∆II r ≅ Cos ∆II r 工况3 (1)满载PQ突然脱钩 (2)风由前向后吹WⅡ风 倾覆边:F，不计轨道或路面倾斜， 起重机有可能向平衡重方向倾覆。 ∑M3 = G (b-x0) (Rmax+b)-WⅡ风 hⅡ风 工况4 (1)考虑暴风袭击WⅢ风，由前向后吹。 (2)最小幅度 Rmin 倾覆边:F ƒM4 G b xo' w 风III h 风III τ0 §1-6 轮压 一、 轮压的概念 轮压——起重机一个车轮对地面的垂直压力。 （不是一条支腿） 为什么要计算轮压 1.根据最大轮压计算、设计承载结构。（例如码头、车间支承梁等） 2.根据最大轮压设计起重机运行部分，如轮径、轮数、轨道等。 3.根据最小轮压验算运行打滑。 二、支点压力（腿压）的计算方法 刚性车架假定 铰接车架假定（第一种、第二种） 三、刚性车架假定计算 1. 假定： （1）支承结构是绝对刚体，四个支点位于同一平面内。 （2）路面或轨道理想平整。 （3）支点下的基础变形与支点压力成正比。 2. 理论计算 A＝P/4 - Mx/4a―My/4b B = P/4 + Mx/4a―My/4b C = P/4 + Mx/4a + My/4b D = P/4 - Mx/4a + My/4b © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 10
3. 工作状态下支点反力的计算 ①工况：满载吊重PQ，臂架取Rmax，并与x-x成ф角。吊重（二类工作状态）向外偏摆，风从后往前吹。旋转中心O，在x-x轴上，相对车架中心O1偏心e。 ②载荷分析 a.车架自重G1，作用在车架中心O1处。 b.旋转部分总重G0（包括吊重），作用点离旋转中心O 相距x0，引起偏心力矩G0 x0 ，分解到两个方向: 对X-X轴 M x(1) = G0 x0 sinф 对Y-Y轴 M y(1) = G0 (e + cos ф) c. 水平载荷：最大偏摆力Pα ，工作状态最大风力PfⅡ 引起对x-x力矩 Mx(2) = (Pα hα + PfⅡ hfⅡ )sin ф 对y-y力矩 My(2) = (Pα hα + PfⅡ hfⅡ )cos ф ③载荷总计及支反力计算 P = G0 +G1 Mx = M x(1) + Mx(2) = (G0 x0 + Pα hα + PfⅡ hfⅡ )sinф My = My(1) + My(2) = G0 e + (G0 x0 + Pα hα + PfⅡ hfⅡ )cosф 令 G0 x0 + Pα hα + PfⅡ hfⅡ = M ∴ Mx = M sinф My = G0 e + M cosф *式 ④求最大、最小支点反力 c点有可能产生最大腿压 dC/dф＝M/4 ( cosф/a ― sinф/b ) 令其＝0 ∴ tgф＝b/a ф＝-1 tgb/a 也就是臂架⊥bd 时 C最大， A最小。 非工作状态下的支点反力计算 ①工况： 臂架取Rmin， PfⅢ从前往后吹。 ②载荷分析 a. 车架自重G1及作用点不变。 b. 旋转部分总重减少为 G' 0 ，作用点离旋转中心为' x0 。 c. 水平载荷PfⅢ 作用点离轨道hfⅢ。 ③载荷总计 P = G' 1 + G0 ' ' M ' = G0 x0 + PfⅢ hfⅢ ∴ 臂架的位置若与 x-x 轴夹(180º + ф)角， 仍用*式计算各支点反力。 四、按第一种铰接车架假定计算 假定： ①车架四周四条边梁。 ②通过旋转中心 O 产生纵横相交的假想梁。 ③所有梁的连接都是铰接。 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 11
五、按第二种铰接车架假定计算 1. 旋转中心O相对于车架G1的中心O1偏心e 。 2. 旋转部分总重G0（包括吊重）产生的偏心力矩为G0 x 0。 3.水平力矩 Pα hα + PfⅡhfⅡ用当量偏心力矩G̅̅̅0 x0 代替。 总偏心力矩 = x0 + ̅̅x̅̅0 而 4. 连接BC、AD边梁。 5. 当臂架与x-x轴相交ф角时，可得旋转部分重心G0的位置。 在G0处设立横向假想梁EF，交边梁BC、AD于E、F。EF 与边梁连接处采用铰接。 6. G1均分到四支点。 G0按杠杆比分配到四支点。 7. 求最大支点反力 C点有可能产生最大腿压 令 dC/dф＝0 得: dC/dф＝G0/4ab[(b +e) (x0 + x0 )cosф - a (x0 + x0 )sinф+ 2(x0 + x20 )co2sф - (x0 + x0 )sin2ф ＝0 经整理得: 六、各种假定的适用范围 刚性车架假定—— 轮胎起重机、塔吊、滚盘式门座起重机 第一种铰接车架假定—— 转柱式门座起重机 第二种铰接车架假定——转盘式门座起重机 七、三支点情况： 若前二类假定中，A ≤ 0 则成为三支点情况，静定问题。 八、计算支点反力的步骤： 1. 按起重机的类型，确定假定算法的种类。 2.计算出最大支反力时的臂架回转角度。 3. 若是刚性车架假定或第一种铰接车架假定，要验算 最小支反力是否≤ 0 。若是，按三支点情况计算支反力。（注意：重新计算臂架回转角度。） 4. 若不是，按原定的假定计算支反力。 九、轮压计算 确定车轮个数 n ≥ Pmax / [P] [P] ——轮压许用值 └ 由水工部门给出 Nmax ＝ Pmax/ n 第二章 起升机构的主要零部件 §2-1 钢丝绳 优点：有足够的，各个方向相同的挠性 承载能力大，耐冲击，卷绕无噪声 使用安全 缺点：挠性不如链条，僵性大，使绕上的滑轮，卷筒的直径要扩大。 一、构造和形式 材料：优质钢 —— 含S,P＜，含C为％～％ 抗拉强度 ςb = 1550、1700、1850N/mm2 双绕绳：钢丝股+芯绳 根据钢丝耐弯折次数（韧性）分成三级： © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 12
特级——弯折性能好 例：电梯 I级——次之，起重机用 II级——最差，捆扎系物用 根据钢丝的表面处理分： 光面钢丝——用于室内起重机 标记：光（或不标） 镀锌钢丝——用于潮湿环境，耐腐蚀，强度↓10％ 标记：甲——用于严重腐蚀条件 乙——用于一般腐蚀条件 丙——用于较轻腐蚀条件 顺绕绳——丝成股与股成绳方向相同。 特点：光滑、耐磨、松驰状态下易扭转打结。 交绕绳——丝成股与股成绳的方向相反。 特点：不易松散、挠性及寿命不及顺绕绳。 按钢丝绳外层绳股的螺纹旋线方向分： 右旋绳： Z 左旋绳： S 按股内接触状态分： 1. 点接触：D型 特点：钢丝直径相同；各层钢丝节距不同，交叉成点接触，所以接触应力较大。 2. 线接触： 复合型，采用不同直径的钢丝搭配与恰当布置形成。 W(瓦林吞式)：即粗细式 X (西鲁式)：即外粗式 T (填充式) 特点：各层钢丝节距相同，互相接触在一条螺旋线上，线接触应力比点接触时小，寿命提高1—2倍，起重机中广泛使用。 3. 面接触 钢丝形状特殊，呈面接触。例：钢丝截面为三角形、梯形、扁平形等。 特点：比线接触应力更小，表面光滑，工艺复杂，少用。 二、钢丝绳的工作情况和损坏原因： 钢丝绳丝中的应力： 拉应力： ς拉 (工 作状态最大静拉力A(金属截面积))弯曲应力 ς弯 Γ E 丝的弹性 D卷 Γ丝卷直绕径模量 D卷 直径丝与丝之间的接触应力 丝与槽之间的接触应力 制造过程造成的残余应力：例冷拨、热处理 弯曲应力、丝与丝及丝与槽间的接触应力在绕上滑轮、卷筒时产生、绕下时消失 —— 变应力、引起金属疲劳。 ∴ 损坏的主要原因：钢丝绳的反复弯曲造成钢丝的疲劳与磨损。 钢丝绳的耐抗性指标 —— 在破坏前所能承受的反复弯曲的极限次数。 一次反向弯曲 = 2次同向弯曲 ∴ 尽量避免反向弯曲 三、钢丝绳的选择及合理使用： 弯曲应力、接触应力与钢丝绳中拉力S、D卷绕 有关 D卷绕 ↑；则应力↓ © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 13
∴ 可根据S确定d绳 ，控制D卷绕保证具有一定的寿命。 1. 选择钢丝绳的步骤 (a) 确定合理的结构形式：顺绕、交绕、右旋、左旋、点接触、线接触（W、X、T式） (b) 确定直径： <ⅰ> 选择系数法 d绳min cS max(mm)Smax——钢丝绳中最大静拉力（N） C ——选择系数，与机构的工作级别有关。 <ⅱ> 安全系数法： S破 > S破——所选钢丝绳破断拉力 S 破 =αΣS丝 式中：ΣS丝=ςbA金属截面积（直钢丝具有） α —— 换算系数 （捻绕后成绳，则应乘以换算系数α，得到钢丝绳的破断拉力） n —— 安全系数 (c) 确定卷绕钢丝绳的滑轮（卷筒）最小卷绕直径 Dmin= hd绳 h —— 系数 D卷绕 —— 钢丝绳中心算起的滑轮或卷筒的直径。 2. 钢丝绳结构形式标记： 3. 钢丝绳的报废条件： 4. 延长钢丝绳寿命的措施： §2-2 滑轮和滑轮组 一、滑轮 1. 作用： I. 改变钢丝绳的方向 —— 导向滑轮 II. 组成滑轮组 ——省力滑轮组—— 增速滑轮组 III. 均衡两根钢丝绳的张力 —— 均衡滑轮 2. 材料： 铸铁 (例：灰铸铁HT15-33)：易破碎，对绳的寿命有利。 铸钢 (例：ZG25)：强度较高，表面坚硬，易磨绳，用于工作繁忙的机构及抓斗闭合机构。 3. 直径： © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 14
槽底直径 D=（h - 1)d绳 系数 h：考虑钢丝绳的寿命 二、滑轮组 1. 滑轮组倍率 m —— 载重与牵引力之比 m 理重论物提重升力 力QS 重绳物索速度s Q 4m Qs 4v绳 4v升 mv升I. 单联滑轮组—— 一根钢丝绳绕入卷筒。 特点： 货物在升降的同时有水平位移。 倍率m = 钢丝绳分支数 II. 双联滑轮组 —— 两根钢丝绳绕入卷筒。 特点：由两个并列对称的单联滑轮组构成, 有均衡滑轮。 倍率m = 钢丝绳分支数之半 每根分支拉力 S = Q / 4 理论提升力 = 2 υQ/4 = Q/2 m=𝑄=2(钢丝绳分支数之半) 𝑄/22. 滑轮及滑轮组的效率 效率 输入出 功率 不计计摩摩擦擦阻阻力力时的理实想际驱动力I. 由实验得出单个滑轮的效率 Κ滑 (滑动轴承)(滚动轴承) II. 滑轮组的效率 Κ组 3. 钢丝绳的最大拉力 单联滑轮组各分支中的最大拉力：S1 Q m Κ组钢丝绳的最大拉力： Smax S1Q Κ导q m Κ组 Κ导qa —— 导向滑轮个数 Κ导 —— 单个滑轮效率 双联滑轮组各分支中的最大拉力：S1 Q 2m Κ组m 1 2 绳 索分支数Z 如有导向滑轮：则Smax S 1Q Κa 导2m Κ组 Κa导 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 15
§2-3 卷 筒 一、 作用：卷绕钢丝绳，传递驱动力，把原动机的旋转运动变为钢丝绳的直线运动。 二、 分类 按表面形状分： 有槽卷筒(分标准槽与深槽)； 光面卷筒。 按钢丝绳卷绕情况分： 单层卷绕；多层卷绕。 按外形分： 圆柱形卷筒；圆锥形卷筒。 按制造情况分： 铸造卷筒，焊接卷筒。 三、 材料： 铸铁、铸钢、钢板焊接。 四、卷筒尺寸： t ― 绳槽节距 n ― 附加安全圈 L1 ― 固定绳头的长度 L2―空余部分长度 （1～2）t L双＝2（ L0＋L1＋L2 ）＋L3 L3―中间无绳槽部分长度 3.卷筒的壁厚 卷筒的壁厚决定于受力情况，在钢丝绳拉力作用下， 卷筒壁承受径向压缩、扭转和弯曲。 一般卷筒的壁厚可先由经验公式求得： 对铸钢卷筒 δ＝ d绳 δ＞15 ㎜ 对铸铁卷筒 δ＝ D筒＋（6～10）mm δ＞12 ㎜ §2-4 制动器 作用：a.刹车 由减速 → 停止 b.维持货物（或机身）停止不动 c.控制货物的下降速度 按型式分： 块式制动器， 带式制动器、 盘式制动器。 按工作状态分： 1. 常开式制动器：需制动时才操纵上闸。 例：轮胎式起重机的运行机构，门座 起重机的回转机构。 2. 常闭式制动器：机构不工作即自动上闸制动，工作时松闸。 例：门座起重机的起升机构，变幅机构、运行机构。 一、块式制动器：(常闭式) 1. 交流瓦块式制动器 JWZ100--300 (制动轮直径mm) 不宜用在工作繁忙的机构 上闸——弹簧力 松闸——电磁铁 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 16
2. 电力液压推杆制动器 YWZ200--500 上闸——弹簧力 松闸——电力液压推杆 3. 液压电磁制动器 YDWZ 200--800 上闸——弹簧力 松闸——液压电磁松闸器 二、带式制动器 可分： 简单式：正向转动制动力矩大于反向时的制动力矩。 例：起升机构用（正向——下降方向） 综合式：正、反向制动力矩相同。 例：运行、回转机构。 三、安置位置： 分别驱动——块式制动器——高速轴 安装在靠近减速器的半联轴器上 集中驱动——带式制动器——低速轴 四、制动器的选择 M静——高速轴上的静阻力矩。 于单、双联滑轮组） M静 QD卷 （Κ总适用2m升 i Q——起升载荷（货物与吊具的重力之和） m升——起升滑轮组倍率 i —— 减速器传动比 D卷——卷筒卷绕直径 η总——减速器、滑轮组等的起升机构总效率 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 17
η总 = η减 ·η滑组 ·η联轴器 ·η卷筒 起升机构所需要的制动矩M制 M 制K制 M 静 K制 Q D 卷 Κ总2m升 i K制：：一般 ：重要 K制 － 制动安全系数 §2-5 取物装置 一、吊钩 单钩——制造、使用方便， 用于起重量≤75吨。 双钩——受力有利。 用于起重量>75吨。 制造方法： 锻造、钢板铆合的片式钩 (每块钢板厚≦20mm)。 [注意]： 不允许焊接制造和修复吊钩； 二、抓斗 1. 分类 I. 根据货种分：散粮抓斗、煤炭抓斗、矿石抓斗。 II. 根据货物的堆积密度分：特轻型、轻型、中型、重型、特重型。 III. 根据操纵原理分：单绳抓斗、双绳抓斗、马达抓斗 2. 双绳抓斗工作原理： 抓取性能系数 K m货 质 质 量m抓斗量 是评价抓斗性能优劣的主要指标 （长撑杆抓斗K=） 3. 选用抓斗的基本原则： I. 根据起重机的起重量选用抓斗； II. 选取K值高的抓斗； III. 专门货种选用专用抓斗。 IV. 抓斗容积 τ m 货 3 堆Υm 堆积密度——物料在自然堆放状态下， 单位体积的物料质量。 (t/m3)用 堆Υ 表示。 容重——物料在自然堆放状态下，单位体积的重量。(KN/m3) 用 ϑ表示。（又称为堆积重度） 4. 各种型式的抓斗 三、电磁吸盘 利用磁力吸取钢铁类货物。例如：钢锭、生铁、废钢 1. 线圈通电激磁吸料，断电去磁卸料。 —— 但不够安全,需加蓄电池作备用电源。 2. 永久磁铁吸货,反向通入消磁直流电卸货。 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 18
第三章 起升机构 起升机构简图： 1.电动机；2.高速轴联轴器； 3.制动器；4.减速器； 5.低速轴联轴器；6.卷筒； 7.起升钢丝绳；8.导向滑轮； 9.起升滑轮组；10.吊钩装置 §3-1 起升机构的主要形式 起升绞车与卷绕系统 一、起升绞车 1.电力驱动 一套：吊钩 二套：吊钩,抓斗二用 对起重量大的，用主副钩，二套铰车 2.内燃驱动 集中驱动 动作过程： 起升：松开卷筒外带式制动器——拉紧小涨带轮的操作手柄（使小涨带轮的转动滞后于卷筒轴）——撑杆使内胀式离合器胀开——卷筒转运 停止：松开小涨带轮的操作手柄，卷筒外带式制动器制动。 下降：松开卷筒外带式制动器，依靠重物重量下降。 二、卷绕系统 倍率的选择： n卷 ν v绳 νn电ΣD卷 pii pi n 卷 ν可得尺寸与重量轻的减速器。所以，机构紧凑。 一定的h升 ： m ν则l绳 ν,卷筒长，滑轮数多，对钢绳绳寿命不利。 所以统盘考虑其利弊后适当选择 Q起大，则m大，机构紧凑。h升 大，则 m 小 §3-2 起升机构的基本计算 一、已知： 起重量Q、起升速度V升、起升高度 H（H轨上 + H轨下）、工作级别、 机型、用途 二、设计步骤： 1．根据 Q、H，选定 m升 𝑄2．绕入卷筒处钢丝绳的最大拉力Smax=计𝑚𝜂组𝜂𝑎 Q计―钢丝绳的计算载荷（N） 单联滑轮组 Q计＝Q额＋G吊 双联滑轮组 Q计＝（Q额＋G吊） 双绳抓斗 Q计＝ Q额 3.选择钢丝绳 a.类型 b.直径 (要求标记) 4．确定卷筒直径D 、长度(L单 或 L双)、壁厚 5.计算卷筒转速 n卷 𝑚𝑉升𝑛卷=𝜋𝐷 𝑟/𝑚𝑖𝑛 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 19
6.计算静功率 N静 并选电机 (Q𝑁静=额+G吊)𝑉升 （KW） 1000× 60𝜂升η升 = η组 ηa η卷 η传 η卷——卷筒效率(取) η传——传动装置效率 ～ a —— 改向滑轮的个数 ②根据规范定下JC值、CZ值、G值 ③ 按 P ≥ G N静 选电动机 标出额定状态下 N额 、 n 电 、 GD2电 7. 计算传动比 i 并选择减速器 ① i ＝ n电 / n卷 ② 根据传递功率、JC％、 n电、 i 在 产品目录上选择减速器，标出型号。 <ⅰ> 产品传动比与计算值不完全相同 <ⅱ> 输入、输出轴的情况 ③计算出实际起升速度 8．计算制动力矩，并选择制动器 起升机构所需要的制动矩M制 M制 K制 M 静 K制 Q D 卷 总Κ2m升 i K制－制动安全系数 一般起升机构： 重要起升机构： 查手册选择制动器，： 要求 [M] ≥ M 制。安装时将制动力矩调整至 M 制。 9. 选择联轴器 高速轴：电动机额定转矩 Mn = 9550 N额 /n 电 M I max = φ8 Mn 联轴器所需转矩 Mc = nM I max 式中：n —— 安全系数，取 n=，其他机构 n= φ8 —— 刚性动载系数 φ8 = - 常取 选弹性柱销式联轴器或齿轮联轴器（带制动轮），标出 GD联2 低速轴： 𝑄𝐷𝑀卷𝑛=2m𝜂组𝜂𝑎 𝜂卷Mc = n φ6 Mn 选齿轮联轴器或十字滑块联轴器 三、验算 1.预备知识：转动惯量的折算 以运行机构为例 <ⅰ> 基本思想： a.所有运动惯量向电机轴（高速轴）折算。 b.位于轴2、轴3上的转动惯量 J2 、J3和位于轴1上的等效质量的转动惯量具有相同的动能。 c.直线运动质量与位于轴1上的等效质量的转动惯量具有相同的动能。 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 20
4、电动机过载验算 𝑃𝑛=𝐻𝑄𝑉升𝑚∙ 𝐾𝑊 𝜆𝑀60∙1000𝜂总式中： Pn —— 基准状态下电动机的额定功率 λM —— 基准状态下电动机的允许过载倍数 m ——电动机的个数 H —— 系数 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 21
绕线式异步电机 H= 鼠笼式异步电机 H= 直流电机 H= §3-3 起升机构起制动过程的理论分析 一、力学模型 二、考虑效率时，电动机加速度转矩的确定 1. 电动机起动 3 .电动机制动时 （略） 4. A轴上的总内力 MA = MA’ + MA ” 第四章 运 行 机 构 分类： 非工作性的――调整工作位置 如门机，装卸桥的大 车，轮胎吊的运行部分 工作性的――与生产率有关 如装卸桥的小车，龙门吊的大车、小车 §4－1 有轨运行机构 组成：支承装置、驱动装置 ① 支承装置：车轮、车架（均衡车架：由均衡梁及销轴组成的杠杆系统。其作用：当每个支腿下的车轮数 n≥2时，采用均衡车架可保证各车轮均匀受载。 ② 驱动装置：有轨运行采用电力驱动 卧式电机 － 制动器 － 蜗轮蜗杆减速器 －开式齿轮传动 － 车轮 立式电机 － 制动器 － 立式减速器 －开式齿轮传动 － 车轮 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 22
§4－2 运行阻力 稳定运行时的阻力 摩擦阻力 风阻力 坡度阻力 一、摩擦阻力 1. 滚动摩擦力矩 对车轮中心取矩平衡 ∑MA = 0 P • f = FR • D/2 ∴FR = P • 2f/D 式中：P－作用在车轮上的正压力（N） FR －车轮在轨道上产生的摩擦阻力 f－车轮的滚动摩擦系数（m） 表 D－车轮半径 2. 车轮轴承处的摩擦阻力矩 ∑MA = 0 Pμd/2 - FL • D/2 = 0 ∴FL = P • μd/D 式中: FL －克服轴承摩擦力的主动力 d－车轮轴承内径 μ－车轮轴承的摩擦系数 3. 车轮轮缘摩擦损失 侧向力 Fs 产生 FsP（运行方向） 4. 总的摩擦阻力 FW = FR + FL + FsP 实际计算时用“单位运行摩擦阻力” w 或wges来计算。 w——克服轮压为 1000N 时的摩擦阻力 wges——考虑轮缘摩擦时的克服轮压为 1000N 时的摩擦阻力 一般 wges = w + 5 对于整台起重机所需要克服的摩擦阻力的驱动力 FW = (mE + mL ) • g • wges N 式中: mE －起重机的质量 t mL－吊重的质量 t g－重力加速度 二、风阻力 Ff＝q风 C（F货＋F机） 式中: C －风载体型系数 q风－单位面积上作用的风压 F货 － 货物的迎风面积 F机 － 起重机的迎风面积 三．坡度阻力 FP FP =103 (mE + mL)g sinr N = 103 (mE + mL)g •α N 式中: α －与轨道铺设质量有关的系数 §4－3 运行机构的设计计算 五、 选电动机 1.静阻力 Fj = FW + FfⅠ + FP 𝑭𝒋𝒗2.静功率 𝐍=𝟏𝒎∙ 𝟔𝟎×𝟏𝟎𝟎𝟎𝜼式中 v —— 起重机的运行速度 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 23
m —— 电动机台数 η ——运行驱动机构的传动效率 对卧式齿轮减速器 二级 三级 立式齿轮减速器 蜗轮蜗杆减速器 α 3. 根据规范定下 JC%值、 CZ值、 G值。 4.选电动机 P ≥ N静 (KW) (YZR型) 记下额定状态 N额 n电 GD2电 二、选减速器 1. i = n电/n车轮 n车轮= v/ πD r/min 2. 选减速器 考虑 N、n、JC% 对于运行机构减速器的输入功率还应当考虑惯性载荷。 Pd = 103 (mE + mL)aN 式中： a ——起动时的平均加速度 a=𝑣 60𝑡𝑎 ta ——起动时间 初选时，对大车，取≤ 8 α10秒; 对小车，取≤4秒 𝟏(𝑭N=𝒋+𝑷𝒅)𝒗𝒎∙𝟔𝟎×≤[𝑵] 𝑲𝑾 𝟏𝟎𝟎𝟎[N] —减速器产品目录上的许用功率 三、选制动器 1. 工况：满载、顺风、下坡、动载 2. 公式：m M制 = M静 + J red ’ dω /dt ①(𝐹𝐹M𝑓Ⅱ+𝑝−𝐹𝑤𝑚𝑖𝑛)𝐷𝜂静= 2iFwmin——不考虑轮缘摩擦的摩擦阻力 ∴ Fwmin = 103 (mE + mL) g w ② J red ’ = m (J11 + J21η12 +J31η13) + JL1η1L t 制 ——制动时间 初选时 对大车，取≤ 6 α8秒 对小车，取≤ 3 α4秒 3.选制动器 使*M+ ≥M制 , 安装后调整制动力矩为M制 4.验算非工作状态制动力矩 mM ≥ (Ff Ⅲ + FP + Fwmin )D η/2i Ff Ⅲ——非工作状态风压q Ⅲ引起的风力 FP——坡度阻力，但此时 mL = 0 FP =103 mE g •α Fwmin——空载时的摩擦阻力 Fwmin = mE g w §4－4 运行打滑及防止的措施 运行打滑－原动机启动后，主动轮原地打转，起重机并不运行。 一、不打滑条件 分析 F摩 max＝μN 起动过程：驱动主动轮 → 产生主动摩擦力T （驱动力矩↑→T↑） → 若T＞Σ阻力 → 起重机运行 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 24
但 Tmax＝N主φ粘 T粘 ＝ Tmax＝N主φ粘 （粘着力，最大静摩擦力） 式中： φ粘 － 粘着系数 露天 φ粘 = 室内 φ粘 = 撒黄沙时 φ粘 = N主－主动轮轮压之和 若外阻力（摩擦力、风、坡度）＞Tmax时，就打滑 ∴ 不打滑的条件： Tmax＝N主φ粘≥F从w＋FfⅡ＋FP＋FBM F从w 主动轮的摩擦力已克服，只考虑从动轮 ∵ 打滑总是发生在起制动时，一般起动后不会打滑 ∴ 加上FBM ∴ FBM = M惯· 2/D ta－起动时间 F从w －从动轮的摩擦阻力 FfⅡ －工作状态最大风阻力 二、防止打滑的措施 1.要有足够数目的驱动轮（主动轮） 通常为总轮数的1/2，速度低的可取1/4，速度高的取全部 2.合理布置主动轮位置 单边布置 － 半门座起重机 对面布置 － 桥式起重机 对角布置 － 中小型回转起重机 四角布置 － 大型起重机 3.合理选择电机及制动器，延长运行起动时间 4.注意保养，清洁轨面，打滑时可撒黄沙，使φ粘↑ └ 不使油污粘上 第五章 变幅机构 变幅速度----稳定运动时从最大幅度到最小幅度变幅的平均速度 §5－1 变幅机构的分类 1．按变幅的作用分 非工作性变幅：例:汽车吊、轮胎吊、履带起重机。 工作性变幅：例：门座起重机。 （1）非工作性的 （2）工作性的 （与生产率无关） （与生产率有关） 作用： 调整位置 带货变幅 变幅次数：少 频繁 变幅速度：较低 较高 结构： 简单、紧凑 较复杂 2、按变幅系统结构特点来分: 简单臂架式 , 平衡式变幅臂架 （1）简单臂架式 优点：简单、轻便 缺点：a.货物和臂架重心位置会升降，使驱动功率↑，操作不便 b.变幅绳受力大 RP=货l货+G臂l臂 𝑟© Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 25
P↑→d绳↑→D卷↑→i↑→减速器尺寸大 n卷 = V绳/πD↑ i↑= n电/n卷↓ （2）平衡式变幅机构 （带货变幅） 含义：a.臂架自重可以平衡 b.货物在变幅过程中近似走水平 优点： (1) 大大减少变幅功率； (2) 易掌握货物落点，从而达到快速装卸要求。 §5－2 平衡式臂架变幅系统 一、平衡式变幅机构的定义 a.臂架自重可以平衡 b.货物在变幅过程中近似走水平 二、臂架自重平衡的方案 1 .尾重法 条件：a .下铰点在 G臂和 G对的连线上 b . G臂 · r臂 ＝ G对 · r对 优点：简单、可靠，达到完全平衡，尾部半径↓ （只要 G重↑→ r重↓） 缺点：机房布置困难 对整机的稳定性不利 G重↑→自重↑→轮压↑ 2.杠杆―活动对重法(合成重心位置固定) 条件：CO ∥ O1g OabO1 为平行四边形 G臂 .CO = G重 .O1g ∵ CO//O1g ΔO1dg ∽ΔcdO ∴两α角相等 合成重心将固定在cg连线上的d 点 特点：有利于布置 整体稳定性好――∵对重后移 G重仍然很大 3. 杠杆―活动对重法（仅保持臂架系统合成重心在接近水平线的轨迹上移动） 原理： 臂架位能的增加值=对重位能的减少值，即系统 总位能保持不变。 关键： 选择合适的对重杠杆尺寸及对重的重量。 特点：几何尺寸来保证可减轻对重重量，但不可能做到绝对平衡。 4.绕性件―活动对重法 关键：(1) 合适选择G重与导向滑轮位置； (2) G重 · r · sin ∆ = G臂 · r臂 拉索张力S = G重 · sin ∆ 5.绕性件―曲线导轨活动对重法 关键： (1) 正确选择G重； (2) 根据系统在任意位置平衡来设计曲线导轨。可以做到绝对平衡,但钢丝绳磨损大。 三、臂架自重平衡的设计方法 以杠杆―活动对重法（仅保持臂架系统合成重心在接近水平线的轨迹上移动）为例 初步设计时假定对重杠杆系统的杠杆重量可以略去不计图解法 1.根据布置的方便,定下O、 O1位置及 R尾 2.定对重重量 G对 = G6臂 · h2 / h2′ 考虑几个因素: a. G6臂包括臂架、象鼻梁、大拉杆的重量 b. h2指的是最大、最小幅度时 G6臂的高度差 c. h2′指的是最大、最小幅度时对重的高度差。 h2′要考虑尾部部半径，及对重位于© Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 26
最低点时，不能碰机房。 3.根据最大幅度、最小幅度及中间幅度定出对重的三个位置 E1 、 E3 、 E2 。 4.根据受力及结构上的安排定下铰点B1的位置。 5.用旋转法定出平衡杠杆尺寸（确定D点） 原理：三个幅度下对重与臂架的相对位置不变 a.作辅助线 O1B2， O1B3 。 假想O1B2与O1E2 、 O1B3 与 O1E3相对位置“固定”。 b.“释放” B2 、B3与臂架的连接。 c. E2旋转到E1，B2绕O1轴转到B2′， E3旋转到E1，B3绕O1轴转到B3′。 d.作B1B2′、 B2′B3′的垂直平分线，相交于D点。 DB1即小拉杆的长度，△DO1E1即对重杠杆的基本尺寸。 6.验算不平衡力矩 a.取对重杠杆为研究对象 6Mo1 = 0 P R2 = G对 r对 ∴ P = G对 r对/ R2 对重对O点的力矩 Mo对 = G对 r对.R1 / R2 b.主臂架对O点的力矩 MO臂 = G臂. lB 象鼻梁、拉杆对O点的力矩 MO象 、MO拉 用瞬心功率法求出 c.平均分出n个幅度点，对每一个幅度点计算 6Mo = MO臂 + MO象 + MO拉 - Mo对 （ 不平衡力矩） d.验算要求： ①对每一个幅度点 | M6o| ≤ |MO臂 + MO象 + MO拉 |max ②最大幅度时，不平衡力矩使臂架系统有向小幅度方向摆动的趋势。 最小幅度时，不平衡力矩使臂架系统有向大幅度方向摆动的趋势。 四、货物水平移动的方案 1、起升绳滑轮组补偿法： 由起升绳绕绳系统及时放出或收入一定的长度来补偿变幅过程中货物升降高度。 要求：a.（l1-l2） m补 = h b.使 Q 与 m补Q 的合力 R货 通过下铰点O 关键：在于选择上转柱导向滑轮的位置 优点：构造简单，易获得较小的最小幅度及很高的起升高度 缺点：起升绳磨损快， 小幅度时起升绳的自由长度大→货物偏摆大 近似走水平，用于小起重量 2、平衡轮补偿法 要求：A̅̅̅̅B＋B̅̅̅̅C－（A̅̅̅̅’B̅’＋B̅̅̅̅’C）≈h 优点：结构简单，钢丝绳磨损小 缺点：构造上难以合理布置，即B点既作为活动对重，又要作为平衡轮有困难。 用于较大起重量 3. 刚性拉杆――直线象鼻梁结构(四连杆机构) 组成：主臂架、象鼻梁、拉杆、人字架 原理：臂架端点走双叶曲线，使双叶曲线的直线部分位于起重机的工作幅度之内。 优点：绳磨损小，货物偏摆小 缺点：结构复杂、迎风面积大，近似走水平。 适合于中大起重量的起重机 4. 挠性拉索――曲线象鼻梁结构 原理：曲线部分按臂架走水平设计 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 27
∴ 能严格走水平 但拉索的调整十分重要 §5－3 变幅机构的主要传动型式 一、非平衡式变幅机构――绳索滑轮组传动 特点：简单、自重轻，适用于流动式起重机 注意：1.小幅度时的安全问题――防险拉索 2.单向受力,不能用于平衡式变幅臂架 二、平衡式变幅机构的传动 1．齿条传动 优点：制造简单、安装方便 缺点：开式传动，磨损大，需防止超越行程 2、螺杆螺母传动 优点：结构紧凑，传动平稳，适用于大起重量 缺点：螺杆不能受弯，效率较低，必须注意润滑问 题，需防止超行程 滚珠螺杆效率高（～），但对加工 要求高 3、扇形齿轮传动 优点：尾部尺寸小，有可能放下臂架保养 缺点：开式传动，制造安装麻烦 4.曲柄连杆传动 优点：不会超越行程，驱动装置可装在机房内 缺点：减速装置尺寸大、重量大 5.液压传动 优点：结构最紧凑，重量最轻，工作平稳 缺点：制造、维修、安装要求高 三、各种传动方式的重量比较 §5－4 瞬心回转功率法 6Mo = MO臂 + MO象 + MO拉 - Mo对 一、对瞬心的回转功率法原理 对平面运动的刚体 F⃑ 力的瞬时功率 N =F⃑ · v⃑⃑⃑⃑𝐴 二、用瞬心回转功率法求解臂架系统的载荷力矩 1． 求货载对下铰点O的力矩 ① 货载的瞬时功率 NQ NQ = Q · vA 式中:vA ——象鼻梁端点的绝对速度 ∴NQ = Q · vA cos Τ= Q · PA · ΖP cos Τ∵cos Τ= lQ/ PA ∴ NQ = Q · PA · ΖP · lQ/ PA = Q · lQ · ΖP 式中： ΖP ——象鼻梁绕瞬时中心的瞬时角速度 lQ ——货载Q对瞬心的力臂 ② 货载对下铰点O的力矩 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 28
不计损失，功率平衡 NoQ = NQ 式中： NoQ——由于Q的作用，主臂架转动时的功率 NoQ = MoQ · Ζo 式中： MoQ ——货载引起的对主臂架下铰点o的力矩 ∵ MoQ · Ζo = Q ·lQ · ΖP ∴ MoQ = Q ·lQ · ΖP / Ζo ∵主臂架与象鼻梁铰点B的速度 vB = oB Ζo = PB · ΖP ΖP / Ζo = oB/ PB 式中： oB ——主臂架长度，用b表示 PB —— B至瞬心P的距离 ∴ MoQ = Q ·lQ ·b/ PB 上式的物理意义：Q对下铰点o的力矩，等于Q对瞬心P的力矩乘以该杆件（象鼻梁）与主臂架的角速度之比。 2.偏摆力对主臂架下铰点o的力矩 MoT = NoT/ Ζo = T ·hT · ΖP / Ζo = T ·hT · b/ PB 3.拉杆的风载对下铰点o的力矩 Mo拉f = Sf ·hsf · b/ PB Sf——作用在拉杆上风力的一半 4.拉杆的自重对下铰点o的力矩 Mogl = gl ·xl · b/ PB gl ——拉杆自重的一半 5.象鼻梁自重对下铰点o的力矩 Mogx = NoT/ Ζo = gx ·xx · b/ PB 6.象鼻梁的风载对下铰点o的力矩 对象鼻梁的风载可以认为是作用在铰点上 7.主臂架自重对下铰点o的力矩 8.主臂架的风载对下铰点o的力矩 三、对下铰点o的力矩正负号的规定 使臂架系统向大幅度方向变化为 “ + ” 使臂架系统向小幅度方向变化为 “ - ” 四、无对重的平行四边形组合臂架 AS = l AB = BS =l/2 AE = EB = EO = CS = l/4 OC = ES = 3l/4 ∴ OESC为平行四边形，BS ∥ OC BS/OC = DS/CD = 2/3 ∴ 只要取CD = OC = 3l/4 , D点位于水平线上 同时也可以证明，组合臂架合成重心在变幅过程 中沿水平线OD移动。 五、无对重的椭圆轨单臂架 x = AD cosф = l cosφ y = BD sinф = l/2 sinф cosϕ=𝑥𝑦 sinϕ= 𝑙𝑙/222x/l + y2/(l/22 )= 1 D点是按椭圆轨迹运动， 重心B在X轴上运动。 此外 2∠1 ＋ 2∠ 2＝180° ∴ ∠ 1 ＋ ∠ 2 ＝ 90° ∴ B点在X轴上运动 椭圆规单臂架如何补偿吊重的升降起升绳通过臂架下端的滑轮绕上臂架端部的滑轮，补偿吊重的升降，所以吊重可以水平线移动。又由于臂架的重心（处于臂架长度的1/2处）沿水平线移动，所以，可以形成单臂架的平衡式变幅系统。 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 29
§5－5 臂架系统的运动分析 一、变幅速度的定义 变幅速度——在时间里从最大幅度Rmax位置到最小幅度Rmin位置的平均速度 以齿条为例： △L条 = lmax - lmin lmax, lmin——最大、最小幅度时齿条与齿轮分度圆切点至主臂架与铰点的距离. ∴v条 = △L条 / t0 m/s Ζ齿 = v条 / r齿 v条——齿条的速度 r齿——小齿轮分度圆半径 二、主臂架角速度 原理：刚体上两点的速度在穿过该两点的直线上的投影互等。 D点: v条 = Ζ齿· r齿 B1点: vB1 = Ζ臂 lB1 V条 = vB1 cos Ω= Ζ臂 lB1 cos Ω= Ζ臂 r条 ∴ Ζ臂 = v条 / r条 三、用瞬心法求臂架系统各点的速度 vB = Ζ臂 OB = Ζ象 rB ∴ Ζ象 = Ζ臂 · OB / rB vA = Ζ象· rA 例：已知：变幅机构电机转速n电，小齿轮分度圆半径为r，减速器的减速比为i。 求：大拉杆在图示位置时的角速度 Ζ拉（图解法） 解： §5－6 变幅机构的计算载荷 一、传动构件上承受的载荷（以齿条传动为例） P传＝W货＋W臂＋W偏＋W风＋W惯 + W离＋W摩 W货――货物未严格走水平所产生的力 W臂――臂架未严格平衡所产生的力 W偏――货物偏摆力 W风――风力 W惯――惯性力 W离——离心力 W摩――铰节点的摩擦力 二、惯性载荷W惯的计算 1.主臂架动能E臂 2.对重动能E对 3.象鼻梁动能E象 4.拉杆的动能E拉 5.货物的动能E货 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 30
6.起动时间计算 三、离心载荷的计算 经验公式计算，或把其他载荷之和×某个系数 四、摩擦阻力 其他载荷之和除以 摩Κ 滚动轴承 Κ摩 ≈ 1 滑动轴承 Κ摩 ≈～ §5－7 变幅机构的设计计算 一、驱动功率计算及选电动机 1.齿条力 PⅠ ＝W货＋W臂＋W偏Ⅰ ＋W风Ⅰ ＋W离 2.齿条速度计算 式中： △L条 ——变幅区间的齿条行程 t0——变幅区间的所需时间 3.均方根力计算 选电机时，按电机发热条件计算，电机有一定的过载能力 从Rmax → Rmin时 ∵各点的力是不相等的（以T货为例 R1 r1 r2都在变化）一般取 8～9个幅度位置点，取均方根每个区间齿条平均力P均1 = (PⅠ1 + PⅠ2)/2 P均2 = (PⅠ2 + PⅠ3)/2 … … … … 每个区间的变幅时间t1 = △l1/ V条 , t2 = △l/ V条 , t3 = △l3/ V条 … △li ——— 各个幅度区间所对应的齿条切点变化距离 式中：r ———所取的幅度位置点数 P均i ———两个点之间的平均力 ti ——— P均i作用的时间 t0 ———从Rmax → Rmim的变幅时间 4.变幅电机等效功率 η幅———变幅机构效率 5.电机的选择 a.查规范，决定JC%, CZ, G值。 b.按 N电 = G · N等效 来选择相同 JC%, CZ值的电机。 记下额定状态的功率、转速、2GD电。 6.电机验算 a.起动时间及加速度验算 象鼻梁端部水平移动加速度2 ≤ m/s b.过载验算 Pn——基准状态下，电机额定功率 KW Pmax—— Ⅱ类载荷下，最大的齿条力（各变幅位置中的最大者） © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 31
PⅡmax ＝(W货＋W臂＋W偏Ⅱ ＋W风Ⅱ ＋W离)max 二、减速器 三、制动器 要求：出现最大载荷时能刹住车，出现最小载荷时不制动过猛。 ∴采用二级制动器 （第一级制动器制动2～4秒以后，第二级制动器开始动作） 四、联轴器 第六章 回转机构 回转机构的作用与组成 1．作用：回转 、连接、对中、支承、防倾 2．组成：回转支承装置 §6－1 回转支承装置的结构型式 一、转盘式 （1）滚轮式----回转部分、固定部分 （2）滚子（夹套式）-----回转部分、滚子夹套、固定部分 二者都有中间轴枢借以对中定位 二者都可以装反滚轮或反滚子用以防倾 二者都有圆柱形或圆锥形的滚动体 3）滚动轴承式 双排滚珠 单排交叉滚柱 均有内啮合、外啮合两种型式 二、柱式 1）转柱式：立柱与回转部分连接 2）定柱式（钟罩式）：立柱与固定部分连接 二种结构都有上下支承；滚轮要采用偏心轴承来调整 三、各类回转支承装置的比较 转盘式：高度小，占平面面积较大，适用于流动起重机 柱式：高度大，防倾好 转柱式 占平面面积小，适用于门机 定柱式 占平面面积也较大，但重心低，适用于浮吊 滚动轴承式工作平稳，寿命长，但加工精度要求高，价格贵 §6－2 滚动轴承式回转支承装置的设计计算 一、滚动体所受的最大作用力 1. 力与变形的关系 根据实验测定和力学理论 P= ()𝑛 式中： P —— 作用在滚动体上的载荷 C —— 滚动体的弹性系数 Γ—— 变形量 对于滚柱 n=1 对于滚珠 n= 2. 任意滚动体的变形 在轴向载荷 V、倾覆力矩 M 的作用下 Ⅰ组滚动体 —— 上排受力 Ⅱ组滚动体—— 下排受力 设Ⅰ Ⅱ组滚动体在直径上的分布为 1ΗD, 2ΗD Ⅰ 组滚动体最大变形值为 mΓax1 ( Μ=0) 其他滚动体（与最大载荷滚动体之间的夹角为 Μ ） © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 32
1Η——Ⅰ组滚动体 载荷区域参数 ∵ 1Η D –D/2 = -D/2 cos Μ0Ⅰ∴ cos Μ0Ⅰ = 1 - 2 1Η = K1 式中： Μ0Ⅰ—— Ⅰ组滚动体 区域包围角之半 ∴ 1Γ Μ = mΓax1 · 1/ (2 1Η) · (cos Μ1 -K1 ) (1) 对于Ⅱ组滚动体 ∵D/2 - 2Η D = D/2 cos Μ 0Ⅱ∴ cos Μ0Ⅱ = 1 - 2 2Η = K2 式中： Μ0Ⅱ—— Ⅱ组滚动体 区域包围角之半 ∵无轴向间隙 ∴ 1Η + 2Η = 1 ∴K2 = 1 - 2 2Η = 1 - 2(1 - 1Η ) = -(1 - 2 1Η) = - K1 ∴同样得到： ⅡΓ Μ = mΓax2 · 1/ (2 2Η) · (cos Μ2 –K2 ) (2) 3. 任一滚动体的变形反力 把(1) (2) 代入(*)式，可得上下任一组滚动体中任一滚动体的变形反力 又∵n ( mΓax /C) = Pmax —— 最大接触变形反力 ∴ P Μ = Pmax · n1/ (2 )Ηn · (cos Μ- K) 把0 P Μ换算成单位弧长上的反力 P Μ 式中：Z ——一排滚动体的数目，对单排交叉排列滚柱式轴承，取同一方向的滚柱数。 4.一组滚动体的变形反力、反力矩总和 ①一组滚动体轴向变形反力的总和 M反 = Pmax Z · D/2 · JR 5.利用力及力矩的平衡求取 1Η 、 2Η 、 e = M / V © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 33
6.在水平力作用下滚动体的最大径向负荷 式中： H——旋转支承上所受的水平力 i——承受水平力的滚动体排数 Z——排中的滚动体数目 —Ε—滚动体与滚道接触点法线与轴承轴线的夹角，又称接触角 二、滚动轴承的摩擦阻力矩计算 1.基本计算式 2.求 F6 3.证明在径向力 H 作用下所有滚动体径向载荷反力绝对值之和 P6r = 三、计算过程总结 1.已知 V、 H 、M、 D、 Z、 i §6－3 转柱式回转支承装置的设计计算 一、对重的确定 原则：1. 忽略风载荷、偏摆。 Ⅰ 上（满载，最大幅度）Ⅱ= H上（空载，最小幅度） 、ⅡH上——上支承的水平力，Ⅰ H上H上方向相反。 对中心支承取矩 Ⅰ H上h1 + G对l对 – QRmax – G0l1 = 0 Ⅱ H上h1 + G0l2 - G对l对 = 0 二、支承反力计算 1.工况： 垂直载荷：Q－起升载荷 G0－回转部分重力（不包括对重） G对－对重重力 V－止推轴承受力 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 34
水平载荷： W风－风力 F偏－偏摆力 H上－上支承水平反力 H下－下支承水平反力 选择电动机时取W风Ⅰ 、F偏Ⅰ来计算水平力。 强度验算时取W风Ⅱ 、F偏Ⅱ来计算水平力。 2.求支承反力 对下支承取矩 Q·Rmax ＋F偏·h偏＋W风·h风＋G0l0－G对l对－H上h＝0 根据水平方向平衡： W风＋F偏＋H下－H上 ＝ 0 ∴ H下 ＝ H上－ W风－ F偏 垂直方向平衡： V＝Q＋G0＋G对 (止推轴承承受的垂直力) 3.滚轮的受力 2 N cos r ＝H上 ∴ N＝H上/2cos r 式中： r —— 两轮与臂架平面水平夹角 4.摩擦阻力矩计算 M摩 ＝ M摩1＋ M摩2＋ M摩3 分别是下支承止推轴承、下支承径向轴承、上支承滚轮的摩擦力矩 M摩1 ＝ Vμ·r均 式中：μ－轴承摩擦系数 r均－止推轴承平均半径 M摩2 ＝ H下 μr1 式中：r1－下支承轴颈半径M摩3 的计算 §6－4 回转驱动装置 一、电力驱动 1.卧式电机——蜗轮蜗杆减速器——极限力矩联轴器——小齿轮 极限力矩联轴器，在过载时起安全保护作用 2.立式电机——圆柱齿轮减速器——小齿轮 二、内燃机驱动——集中驱动 动力分配箱输出轴 → 换向离合器 → 减速器 → 小齿轮 三、内燃——液压驱动 高压油 → 油马达 → 小齿轮 特点：油马达可以正、反转，可无级调速 §6－5 回转阻力矩与驱动功率 摩擦阻力矩、风阻力矩、倾斜阻力矩（惯性阻力矩） 一、风阻力矩：M风 M风 ＝( W风旋 ρ风旋 ＋ W风货Rmax ) sin Μ式中：W风旋－作用在起重机回转部分的风力 ρ风旋－臂架垂直于风向时，风力至回转中心线的距离 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 35
W风货－作用在货物上的风力 Rmax－最大幅度 Μ ——臂架与X轴的夹角 M风max ＝ W风旋 ρ风旋 ＋ W风货Rmax 对内燃机驱动 驱动功率按 M风max 计算 对电力驱动 取等效风阻力矩 M风效 ＝ M风max 二、倾斜阻力矩 考虑起重机在有坡度的路面上工作 V——回转部分总重力（包括货重），至回转中心距离为e，坡度角为r 若回转部分重心与 x－x轴重合 V在x－x轴方向的分力为Vx＝Vsin r 若臂架相对于x－x 轴转φ角 M倾＝V sin r sinφe M倾随φ角而变化， 当φ＝π/2 时 sinφ＝1 ∴ M倾 max ＝ V sin r e 与风阻力矩的情况一样 电力驱动时，取等效倾斜阻力矩， M倾效＝ M倾max 对内燃机驱动 驱动功率按 M 倾 max 计算 三、惯性阻力矩 M惯 M惯 = M惯1 + M惯2 + M惯3 M惯1——货物的惯性阻力矩 M惯2——回转部分自重的惯性阻力矩 M惯3——传动零件自身旋转产生的惯性阻力矩 1. M惯1 = J货· Η= Q Rmax · Ζ2 /t起 = /Σ30 · QRmax· n/t起 式中：n —— 起重机转速 r/min t起——起动时间 2. 按规范规定，决定JC%, CZ值, G值 3. 按 N电≥ G N静 在规定的JC%, CZ值下选电动机。 记下额定状态2 N额, n电, GD电 4. 验算起动时间和加速度（臂架端部切向） 2 对安装用起重机 a = ~ m/s 2 对装卸用起重机 a = ~ m/s 5. 电机过载验算 M ∆Ⅰ———由于货物在垂直于臂架平面内偏摆 ∆Ⅰ所产生的回转阻力矩 M ∆Ⅰ =PQ · tg ∆Ⅰ · Rmax Pn ———电动机额定状态下的功率 © Copyrights by Huajun He,2011 All rights reserved 36
