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摘 要 隨著石油、天然氣等便于管道運輸?shù)哪茉丛趪医洕械淖饔貌粩鄶U大，作為重要管道施工機械的吊管機越來越受到重視。 履帶式吊管機作為一種工程機械，在水利電力、石油化工企業(yè)管道工程建設中得到了廣泛的使用。履帶式吊管機以柴油發(fā)動機為原動力驅動液壓泵，將柴油燃燒產生的熱能轉換為液壓油的液壓能，推動液壓平衡機構外移，驅動液壓馬達卷揚機系統(tǒng)實現(xiàn)起吊管子的功能。履帶式吊管機采用液壓系統(tǒng)后，其工作性能得到了很大的提高。 眾所周知，液壓傳動比機械傳動的效率低，液壓油外泄漏會污染環(huán)境，內泄漏降低傳動效率。由于液壓元件加工精度要求高，導致液壓系統(tǒng)成本高。履帶式吊管機起吊物體的性能，主要取決于履帶式吊管機的抗傾覆穩(wěn)定性。履帶式吊管機液壓平衡結構不僅關系到抗傾覆穩(wěn)定性，而且還在很大程度上決定履帶式吊管機的能源消耗、生產成本和性能價格比。從節(jié)省石油能源，降低環(huán)境污染、降低生產成本的觀點來重新審視以液壓驅動的履帶式吊管機，將不再是完善和經濟的方案。能否以其他的驅動方式驅動履帶式吊管機實現(xiàn)起吊管子的功能，是一個節(jié)省能源、降低環(huán)境污染，具有較高經濟效益的值得探索的課題。本文結合“電動起吊履帶式吊管機”的創(chuàng)新設計，對這個課題進行了積極的探索。 關鍵詞：吊管機；管道；卷揚機 目錄 摘 要 1 第一章:緒 論 3 1.1 管道鋪設設備在當今社會中的重要性 3 1.2 吊管機的國內外發(fā)展 4 1.3 吊管機現(xiàn)狀 5 1.4 吊管機分類 5 1.5 有關吊管機及其重要組成部分的設計 5 第二章:吊管機各部分結構組成 6 2.1 卷揚機 7 2.2 吊架（起重臂） 7 2.3 起重鉤 7 2.4 平衡塊 7 第三章: 吊管機起升、變幅機構的設計 8 3.1 起升機構的設計 8 3.1.1 鋼絲繩 8 3.2 滑輪組的設計 10 3.3 吊管機變幅機構的設計 14 第四章: 配重系統(tǒng)相關設計 16 4. 1 配重系統(tǒng)布置方案 16 4.2 液壓缸的選擇 20 4.3 配重質量的計算 21 第五章： 電動式履帶式吊管機 23 第六章：卷揚機相關設計 24 6.1 起升機構 24 6.2 電動機選擇 36 6.3 減速器的設計計算 37 6.4 制動器，聯(lián)軸器的選擇 47 參考文獻 49 致謝 50 第一章:緒 論 1.1 管道鋪設設備在當今社會中的重要性 眾所周知，能源對現(xiàn)代社會的發(fā)展起著決定性的作用，它是工業(yè)的命脈，人民幸福生活的保障，社會發(fā)展的原動力。尤其在我國現(xiàn)階段，工農業(yè)高速發(fā)展，人民生活水平迅速提高，對能源的需求呈高速增長趨勢。改革開放以來，我國能源工業(yè)發(fā)展迅速，但結構很不合理，煤炭在一次能源生產和消費中的比重均高達72%。大量燃煤使大氣環(huán)境不斷惡化，如上海市每年酸雨發(fā)生率為11%，浙江的杭州等土要城市甚至高達50%。東部脆弱的生態(tài)環(huán)境已不堪煤炭的高排放、高污染，發(fā)展清潔能源、調整能源結構迫在眉睫。從國際上其他國家的經驗來看，石油和天然氣是兩種較為清潔的能源。但是近十年來中國原油消費量按年均近百分之六的速度增加，中國在80年代末還是歐佩克石油輸出國組織成員國之外最人的石油出口國。僅僅10年之后，中國己經顯出將要成為世界主要石油進口國的趨勢。目前中國二幾分之一的石油依靠進口，我國去年凈進口石油6000萬噸，國內石油產量已不能滿足國民經濟發(fā)展的需求，作為清潔能源的天然氣進入了人們的視野。己探明的我國大然氣資源儲量超過38萬億立方米，人規(guī)模開發(fā)的前景看好，可以“以氣補油”。目前，天然氣在我國一次能源構成中的比重很低，不到3%，而世界平均水平己達23%。我國西部地區(qū)蘊藏著22.4萬億立方米天然氣資源，約占全國陸上天然氣資源總量的59%。相比之下，我國東部地區(qū)能源緊缺，如長江三角洲地區(qū)目前85%以上的能源需從外地調入。近年來，塔里木、柴達木、陜甘寧和川渝等四大盆地天然氣勘探取得突破性進展，其開發(fā)利用問題亟待解決。天然氣工業(yè)若要取得發(fā)展，氣田開發(fā)、管道建設和用氣項目應該同步進行，其中，管道建設又是連接上下游的中間環(huán)節(jié)，不可或缺。 “西氣東輸”等大型管道施工項目的上馬，對管道建設的質量以及速度都比以往推出了更高的要求。這些工程的工作場合多在環(huán)境極其惡劣的地區(qū)，對施工機械化水平有著很高的要求，一般的通用建筑設備已經不能適應。專門的管道施工機械，如吊車、吊管機等，由于能夠很好地適應惡劣的丁幾作環(huán)境，且在專門的管道作業(yè)時，較通用機械設備有著更高的工作效率，已成為管道鋪設工程單位的首選，在當當今管道施工中發(fā)揮著重大作用。 1.2 吊管機的國內外發(fā)展 國內外吊管機的產品狀況國外生產吊管機的廠家主要有美國的卡特彼勒公司，日本的小松公司、德國的利勃海爾公司和波蘭的德萊塞塔公司。國內生產吊管機的廠家主要有山推工程機械股份有限公司、長春工程機械廠和泰安泰山工程機械有限公司小松公司的吊管機卷揚系統(tǒng)為機械傳動．液壓控制，具有性能可靠，操縱方使的特點，且低溫適應性強，在前蘇聯(lián)石油天然氣管道建設中得到大量的應用．我國專業(yè)生產吊管機起步較晚，20 世紀70 年代僅長春工程機械廠一家生產小噸位吊管機，90 年代末泰安泰山工程機械廠開始用推土機底盤改裝生產中小噸位吊管機。山推工程機械股份有限公司近期研制的新型吊管機采用電液控制已獲得成功，并且其電液控制技術已開始作DG7o , DG45 吊管機上應用，其技術性能達到國際先進水平。 液壓傳動的卷揚系統(tǒng)是根據(jù)吊管機要求選用液壓元件和卷揚機組成的，優(yōu)點是體積小，便于布置，制造比較容易．缺點是可靠性、壽命相對較差。由于不同廠家選擇的液壓系統(tǒng)和液壓元件是不相同的，因此，采用液壓卷揚系統(tǒng)的吊管機性能差別也比較大。我國早期使用的吊管機大部分是卡特彼勒和小松公司生產的，卡特彼勒產品為56lG 和571G ，該種機型采用D6D 和D7G 國內外吊管機的產品狀況國外生產吊管機的）一家主要有美國的卡特彼勒公司，日本的小松公司、德國的利勃海爾公司和波蘭的德萊塞塔公司。國內生產吊管機的廠家主要有山推工程機械股份有限公司、長春工程機械廠和泰安泰山工程機械有限公司。 1.3 吊管機現(xiàn)狀 國產汽車吊管機基本上可滿足管線裝卸需要，但所需吊管機的大部分卻依賴進口，這就是我國管道施工機械的現(xiàn)狀。國外的大型工程機械生產公司，如美國的卡特彼勒、日本的小松、德國的利勃海爾等都有系列產品。近年來國內也己開始生產吊管機，山推工程機械股份公司作為我國推土機行業(yè)的骨干，在吊管機產品上精細、宏大、且高起點的投人，結束了我國小規(guī)模、作坊式生產吊管機的歷史。徐州工程機械集團、泰山工程機械制造有限公司等也己開始生產，但其機械質量、性能、吊重等還遠遠不能滿足管道建設需要，因吊管機的研究開發(fā)仍是管道工程機械的重中之重一。 1.4 吊管機分類 按照不同分類，可將吊管機分為以下幾類 1按照動力來源：分為內燃機動力吊管機、電動力吊管機。 2按照控制機構：分為全液壓吊管機、液壓吊管機。 3按照吊臂動力來源：分為軸動力吊管機、電力吊管機。 1.5 有關吊管機及其重要組成部分的設計 本文結合“電動起吊履帶式吊管機”的創(chuàng)新設計，以DGSY-25型吊管機為基礎對這個課題進行了積極的探索。 第二章:吊管機各部分結構組成 吊管機是以一臺履帶式拖拉機為基礎的起重機。它由履帶式拖拉機、卷揚機、A型吊架（起重臂）、配重和一系列滑輪組等組成，如圖（2-1） 圖2-1 2.1 卷揚機 它是雙筒組成的，其構造與一般雙筒卷揚機結構原理相似。動力由拖拉機發(fā)動機輸出，通過拖拉機變速箱輸出軸傳至卷揚機減速傳動箱，傳動箱和卷揚機離合器結合，操縱離合器分合可使卷揚機啟動或者停止。整個卷揚機安裝在拖拉機機架的右邊。 卷揚機上的兩個卷筒：一個是起重吊架變幅滑輪組卷筒，一個是起重鉤滑輪組卷筒。前者鋼索一頭固定在卷筒上，另一自由端穿過下滑輪組（固定在卷揚機上）與（用銷軸固定在吊架頂部的）上滑輪組聯(lián)系。這樣轉動卷揚機收放筒上鋼索使吊架可以變幅。同樣后者的卷筒式專用來收放吊鉤鋼索的。 2.2 吊架（起重臂） 吊架呈“A”字型，用工字鋼焊接而成。下部叉腳用銷軸鉸連在機架左邊的耳座上，采用這樣結構的目的是可使吊架能上、下變幅，但不能回轉。它是以拖拉機本身的轉向機構來回轉換的。 2.3 起重鉤 起重鉤的鋼索的一端固定在卷筒上，另一自由端先穿繞過掛在“A”形吊架的滑輪組與下端動滑輪的起重鉤連接，收放卷筒鋼索可使起重鉤升降。 2.4 平衡塊 平衡塊用鑄鐵鑄成，固定在機架右邊的杠桿式起落懸掛架上，平衡塊由液壓油缸控制。升降液壓油缸可是平衡塊改變吊管機的重心，使吊管機在起重或者輔助鋪設管子時保持其機身的穩(wěn)定性。 第三章: 吊管機起升、變幅機構的設計 3.1 起升機構的設計 起升機構由吊鉤取物裝置、滑輪組、導向裝置、卷揚機、液壓驅動馬達等組成。導向裝置、卷揚機、液壓驅動馬達都布置在吊管機右側的臺車架上。臺車架與機架剛性聯(lián)接，臺車架下為橫梁，橫梁下部與吊管機底盤焊接，增加了臺車架的強度和機體剛度。 起升機構由液壓泵驅動液壓馬達通過二級圓柱齒輪減速器減速后驅動卷揚機卷筒，帶動鋼絲繩，繞過導向裝置，從而實現(xiàn)吊鉤的上升和下降。 3.1.1 鋼絲繩 鋼絲繩是由抗拉強度為(l.4～2.0) KN/mm2的多根鋼絲編繞而成。由于鋼絲繩具有強度高、自重輕、柔性好、極少驟然斷裂等優(yōu)點，而成為起重機的重要零件之一。在起升機構和變幅機構中用作承載繩，在運行機構和回轉機構中用做牽引繩，有時還用來捆扎貨物。 鋼絲繩經常是與滑輪和卷筒配套使用，所以鋼絲繩在工作時總是要進出滑輪槽和卷筒槽。這時，鋼絲上的受力是相當復雜的，拉力、彎曲、擠壓和扭轉同時存在。生產實踐表明，鋼絲繩的破壞，首先表現(xiàn)在外層鋼絲的斷裂，主要原因是由于反復彎曲和反復磨損造成的金屬疲勞所致。隨著斷絲數(shù)的增多，破壞的速度加快，達到一定限度后，若再繼續(xù)使用，將會引起整跟鋼絲繩完全斷裂，釀成事故。 鋼絲繩的壽命規(guī)定為從投入使用至報廢時的使用期限。現(xiàn)行的報廢標準，主要由每一節(jié)距內的斷絲總數(shù)決定，斷絲總數(shù)與鋼絲繩的構造和設計時所選用的安全系數(shù)有關。 計算滑輪組的系統(tǒng)效率η 采用倍率Iz=6的單聯(lián)滑輪組，鋼絲繩繞入卷筒的分支，中間經過三個導向滑輪，根據(jù)滑輪組倍率和軸承型式(滾動軸承)， 得滑輪組的效率η1=0,96，導向滑輪的效率為η2=0.98×0.98×0.98=0.941，因此滑輪組的總效率為η=0.96×0.941=0.904 計算鋼絲繩繞入卷筒分支的最大靜拉力Smax 最大額定起升載荷時繞入卷筒的鋼絲繩最大靜拉力為: 式（2.1） 吊具重量估算為 將已知數(shù)據(jù)代入上式得 選擇鋼絲繩型式和確定直徑d 鋼絲繩型式的選擇:采用多層股線接觸式鋼絲繩，機構工作級別M4，抗拉強度177OMpa，金屬絲繩芯，光面。 按鋼絲繩所在級別有關安全系數(shù)選擇鋼絲繩直徑，所限鋼絲繩的破斷拉力應滿足式: 式（2.2） F——所選鋼絲繩的破斷拉力; S一鋼絲繩最大工作靜拉力; n一鋼絲繩最小安全系數(shù) 根據(jù)求得的最大靜摩擦力Smax值，確定鋼絲繩直徑d。 式（2.3） 因為Smax=46299N，根據(jù)起升機構的工作級別M4，查表，得系數(shù)C=0.091 所以 由計算得到的鋼絲繩直徑d查鋼絲繩產品性能表確定應選取的鋼絲繩最小直徑d=18mm 又因為S×n=46299×4.5=208345.5N 決定選用的鋼絲繩為: 鋼絲繩18 NAT 6 × 19 s IWR [1770 - zz - 190 GB918一88] 3.2 滑輪組的設計 滑輪組按構造形式，可分為單聯(lián)滑輪組和雙聯(lián)滑輪組。單聯(lián)滑輪組結合導向滑輪多用于臂架類重機。雙聯(lián)滑輪組用于橋架型起重機。 滑輪組按工作原理，可分為省力滑輪組和增速滑論組。省力滑輪組應用最廣，如起升機構和鋼變幅機構所用的都是省力滑輪組。滑輪組的倍率是滑輪組省力的倍數(shù)，恰當?shù)卮_定滑輪組的倍率起升機構非常重要。選用較大的倍率，可使鋼絲繩的受力減小，從而使鋼絲繩的直徑、卷筒和滑直徑減小，以至整個起升機構尺寸緊湊、重量減輕。但倍率過大，會使效率降低、鋼絲繩磨損加劇又不利于提高經濟效益。一般當起升載荷只pq≤50KN時，滑輪組的倍率宜取2，pq≤250KN時，倍率取3~6載荷更大時，倍率可取8以上。 為減小鋼絲繩的彎曲應力，提高鋼絲繩的使用壽命，滑輪和卷筒直徑與鋼絲繩直徑之間的關系必須滿足以下條件 式（2.4） 式中氏Domin一按鋼絲繩中按計算的滑輪的最小卷繞直徑，mm; d一鋼絲繩的直徑，mm; h一與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù) Domin=hd=18X18=324 mm 滑輪的槽底直徑D按下式確定:D=(h一l)d=17X18=306 mm 因為D≤350mm，故滑輪制成實體，材料一采用HT150. 采用6倍率單聯(lián)省力滑輪組. 3.2.1 卷筒的設計- （1）.卷筒的類型 卷筒是起重機的重要零件之一，它用來收放和儲存鋼絲繩，把驅動裝置提供的驅動力傳遞給鋼絲繩，并將驅動裝置的回轉運動轉換成直線運動。 卷筒可鑄造或用鋼板焊接而成。 （2）.卷筒主要尺寸的確定 采用多層卷繞光面卷筒，卷筒的主要尺寸有:直徑D、長度L和壁厚δ。 1）卷筒直徑 為保證鋼絲繩有足夠的使用壽命，卷筒的計算直徑不宜太小。但從傳動裝置和受力方面分析，卷筒直徑小些更為有利。在起重負荷和起升速度不變時，卷筒直徑小，可使減速器尺寸和傳遞扭矩減小。鑒于上述兩個原因，卷筒的名義直徑(卷筒的槽底直徑)的下限值為: D≥dh1 (mm) 其中，h:值根據(jù)機構的工作級別選取，d為鋼絲繩直徑。 卷筒的計算直徑(由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑): D0=D d=288 18=306 (mm) 2）卷筒長度 卷筒長度是由容繩量大小來決定。而容繩量又取決于起升高度和滑輪祖倍率。多層繞卷筒旋轉時收放鋼絲繩的數(shù)量(即容繩量)為: Ls=IzHmax noπD0=368 (mm) 3）卷筒壁厚 在卷筒結構設計時，其壁厚6可先按下列經驗公式初步計算，然后再根據(jù)強度條件進行驗算。 鑄鐵卷筒: 4）.卷筒的強度算 在鋼絲繩最大靜拉力Smax作用卜，卷筒承受最大扭矩、彎矩及鋼絲繩對筒壁的擠壓應力的復合作用。 當卷筒長度L≤3D時，彎矩和扭矩的合成應力一般不超過擠壓應力的10~15%，所以只考慮計算擠壓應力，卷筒壁內表面上的最大擠壓應力為:(多層繞卷筒) 材料選用鑄鐵HT35一61，強度符合要求。 取物裝置的設計 提升和移動物品時，需采用各種取物裝置。取物裝置對起重機械的工作有著特殊重要的意義。 取物裝置的種類繁多，它們分別用于吊運各種成件物品、散粒物品以及液體物品。這里我們用的是吊鉤。 3.2.2 吊鉤組的設計 （1）吊鉤的材料及種類 吊鉤工作時除承受物品外載荷外，還承受卷揚機構起升、制動時引起的動載荷。因此，制造吊鉤的材料應有較高的機械強度和沖擊韌性。但強度高的材料通常對裂紋與缺陷很敏感，材料的強度越高，突然斷裂的可能性越大，因此目前吊鉤廣泛采用低碳鋼。 另外，單鉤的優(yōu)點是制造與使用比較方便;雙鉤的優(yōu)點是重量輕，因為它的受力比較有利。單鉤用于較小的起重量。當其重量較大時，為了不使吊鉤過重，多采用雙鉤。 （2）吊鉤的選擇 按標準系列尺寸選擇吊鉤:鍛造單鉤，材料采用20優(yōu)質低碳鋼: 滑輪軸軸承以及吊鉤軸承的選擇及計算 l)滑輪軸直徑為d=80mm 由于滑輪軸受純徑向載荷，因此根據(jù)軸徑選擇圓柱滾子軸承，軸承型號為2216E。 動負荷計算及壽命計算: 因軸承受純徑向載荷，故動負荷 滾動軸承基本額定壽命的計算： 式（2.5） 吊鉤上端直徑d=80mln 根據(jù)使用要求及受載情況選擇推力球軸承，型號為8316。 (3)吊鉤橫梁和滑輪軸計算 l)吊鉤橫梁的計算 吊鉤是依靠橫梁懸掛到拉板上。吊鉤橫梁在計算載荷作用下，承受彎曲應力，其危險截面的應力 計算如下:(吊鉤橫梁材料為40Cr) 式（2.6） 因此，滿足強度要求。 軸徑與拉板間的平均擠壓應力，按下式計算(拉板材料采用鋼20): 式（2.7） 因此，拉板擠壓應力滿足要求。 2)滑輪軸計算 吊鉤組中的滑輪多用滾動軸承支撐在滑輪軸上，而滑輪軸的兩端又固定安裝在拉板的座孔內。顯然，滑輪軸承受鋼絲繩拉力S引起的彎矩。其危險截面的最大應力是根據(jù)一般彎曲強度公式進行計算， 即 式（2.8） 材料選用4OCr，[σb]=314MPa，強度滿足要求。 3.3 吊管機變幅機構的設計 變幅機構由吊臂、滑輪組、驅動液壓缸等組成。吊臂為鋼板焊接式結構，下部與吊管機底盤鉸接。液壓缸布置在吊管機左側的臺車架上，液壓桿與吊臂鉸接，液壓缸缸體與臺車架鉸接。 變幅機構由液壓泵驅動液壓缸，液壓缸實現(xiàn)伸縮運動，最終使吊臂能夠繞鉸支處旋轉，實現(xiàn)變幅運動。 圖 3-2 吊臂的設計 吊臂采用鋼板焊接框架式結構，材料16Mn，吊臂的截面，為:(200mm寬150mm，厚度為25m。 第四章: 配重系統(tǒng)相關設計 4. 1 配重系統(tǒng)布置方案 配重機構由配重箱體、配重塊、驅動液壓缸等組成。配重箱體與吊管機底盤鉸接，液壓缸布置在吊管機右側的臺車架上，液壓桿與配重箱體鉸接，液壓缸缸體與臺車架鉸接 配重機構的工作原理與變幅機構類似，配重系統(tǒng)為傳統(tǒng)的外擺式四連桿機構，由液壓泵驅動液壓缸，液壓缸實現(xiàn)伸縮運動，從而最終使配重箱體能夠繞鉸支處旋轉，實現(xiàn)配重的展開與收回。 吊管機配重系統(tǒng)的作用是在吊管機吊載重物時，調整整車重心，使吊管機避免發(fā)生翻傾事故。所設計的配重系統(tǒng)由配重箱、配重塊、液壓缸、L型梁幾個基本部分組成如圖（4-1） 圖 4-1吊管機配重箱的設計工作原理 在平面機構設計中廣泛應用四桿機構，只有在實現(xiàn)某些特殊要求時才采用多桿機構。在配重機構的設計中也采用了四桿機構的方案，整個配重機構可簡化為導桿機構。主動件為液壓缸(即導桿)，三個轉動副為配重箱與L梁的鉸支以及液壓缸兩端分別和臺車架和配重箱的鉸支。 當?shù)豕軝C在行車狀態(tài)或未吊載重物時，液壓缸處于收回狀態(tài)，配重箱收起。如圖（3-2） 圖 4-2 當?shù)豕軝C吊載重物時，液壓油泵開始供油，液壓缸伸出，配重箱在液壓缸的作用下打開外伸，使得吊管機整體重心向配重箱一側移動，至液壓缸完全打開位置時，配重箱完全展開，液壓缸保持在水平位置如圖(4-3) 圖 4-3 當?shù)踺d工作完畢，進油路回油，回油路進油，活塞桿反向運動，在液壓缸的作用下，整個配重箱也隨之收回至原狀態(tài)。 當?shù)豕軝C所吊載載荷較小時，可不必將配重箱展開，仍保持收回狀態(tài)，即可保持車體的平衡。 配重機構設計:根據(jù)總體設計方案，吊管機的基本數(shù)據(jù)是: 履帶中心距2.16米 履帶板寬1.2一5.5米 最大起吊重量25噸。 根據(jù)力矩不變原理可以求出吊臂在伸至551.07米，吊臂變幅范圍 5.5米處時所能起吊的重量為5.5噸. 配重箱包括配重箱體、配重塊和配重塊連接件組成，其結構如圖（4-4） 圖 4-4 配重箱整體尺寸如圖 所采用材料為灰鑄鐵HT200如圖（4-5） 圖 4-5 配重塊分為側面和中間兩種，采用灰鑄鐵制成，其尺寸分別為: 中間配重塊:700mm×500mm×350mm 側面配重塊:1000mm×640mm×150m。 在配重箱體上有安放配重塊的專用托架，可以用來安放配重塊。配重箱中間的配重塊安放在托架上后，采用壓桿固定配重塊;側面的配重塊采用銷進行定位。在行車狀態(tài)時可以將配重塊卸下，需要進行起重時，進行現(xiàn)場安裝，還可根據(jù)工況，自行調節(jié)配重質量。 4.2 液壓缸的選擇 假設配重箱收起，吊臂伸至最遠處，起吊5.5噸重量，吊管機工作狀態(tài)如圖（4-6） 圖 4-6 初步估計配重質量: 將此時車體重心取在吊臂一側履帶中心，根據(jù)力矩相等原理可得出下式 M吊臂G1吊臂十M負載G1負載=M車體G1車體十M配重Gl配重， 即M吊臂Gl臂 M負載Gl負載=M車體Gl車體 M配重Gl配重 求得配重質量m=6.63(噸) 此時，若要展開配重箱所需推力約為62289N。由于配重箱采用雙液壓缸，所以每個液壓缸所需推力為31144.5N，故從煙臺市液壓缸氣缸廠產品目錄中初選HSGLOI」50/28E型液壓缸。 當液壓油泵開始供油，液壓缸伸出配重箱展開，每個液壓缸所承受的拉力為43973.4N，遠遠超過了所選液壓缸的拉力21563N。因此，從煙臺市液壓缸氣缸廠產品目錄中選用HSGL01一80/45E型液壓缸。 4.3 配重質量的計算 （l）根據(jù)幾何關系計算液壓缸安裝位置 采用活塞桿端為內螺紋桿頭，耳環(huán)聯(lián)接方式，液壓缸長度變化范圍為1117一1917mm。 在配重箱收起時，根據(jù)車體以及L梁尺寸可以得到液壓缸從臺車架端的鉸接軸到L梁與配重箱體的聯(lián)接銷軸之間的垂自距離為785mm。將液壓缸與配重箱聯(lián)接的鉸接軸和L梁與配重箱體的聯(lián)接銷軸布置在同一豎直面內，當液壓缸伸出，配重箱展開后，液壓缸軸線處于水平位置。初步設定當配重箱收起后液壓缸軸線與豎直方向所成角度а=100 式（3.1） 所以，應重新取а=10.50則 式（3.2） 所以，配重箱收起后，液壓缸軸線與豎直方向所成角度為a=10.50，臺車架端鉸接軸L梁與配重箱體聯(lián)接銷軸之間的水平距離為 1117×sin10.50=204mm 液壓缸與配重箱聯(lián)接的鉸接軸和L梁與配重箱體聯(lián)接銷軸之間的距離為 1117×cos10.50 785=1885mm （2）配重質量的計算 在吊管機最大負載工況下，配重箱完全放開，吊臂幅度1.2米，起吊重量25噸，則 m吊臂l吊臂 m負載l負載=m車體l車體 m配重l配重 1.5×（0.5 0.535） 25×（1.2 0.535）=18.7×1.08 m(2.16 0.535 0.4 1.895) 配重質量 m=4.986噸≈4.9噸 零件強度校核計算 當配重箱展開時，配重箱所承受的剪應力最大，如圖(4-7) 圖 4-7 配重箱支臂上所承受的最大剪應力為 式（3.4） 配重箱箱體和支臂所采用的材料為灰鑄鐵HT200，其抗剪強度 所以 τmax＜ ＜τb 因此，配重箱支臂符合強度要求，不會發(fā)生受剪斷裂。 根據(jù)GB3O一76所選螺栓為M42×70 經過校核銷軸、螺栓均滿足實際要求。 第五章： 電動式履帶式吊管機 為節(jié)省資金和充分利用現(xiàn)有的工程機械，新型履帶式吊管機以履帶式推土機為機體，在機體的一邊安裝吊臂，另一邊安裝液壓平衡機構，在液壓平衡機構上安裝主、副液壓絞車，在車架底部安裝液壓牽引絞車組成如圖(4-1) 圖 5-1 以上述履帶式吊管機為機體，由直流電動機、電磁制動器、蝸輪蝸桿減速器、機械絞筒同軸依次安裝連接組成電動絞車，用電動絞車替換安裝在原液壓平衡機構上的主、副液壓絞車，在平衡板上安裝高性能蓄電池組，組成電動起吊履帶式吊管機。 第六章：卷揚機相關設計 卷揚機分為液壓馬達驅動和電動機驅動兩種，我們通過對兩者的設計過程相比較，來確定電動機驅動，液壓驅動的優(yōu)缺點： 卷揚機是吊管機較重要的組成部分，它分為卷筒，電機驅動（液壓驅動），聯(lián)軸器，減速器，制動裝置。如圖（6-1） 圖 6-1 本設計以電動卷揚機為主。 6.1 起升機構 起生機構由電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、卷筒、吊鉤系統(tǒng)等組成， 電動機正轉或者反轉時，制動器松開，通過帶制動輪的聯(lián)軸器帶動減速器高速軸，經減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉，使鋼絲繩在卷筒上繞進或放出，通過吊鉤滑輪組來提升重物。電動機停止轉動時，依靠制動器將高速軸的制動輪剎住，讓重物停止在空中。 根據(jù)需要起生機構還可以設置各種輔助裝置，如重量限制器、起升高度限制器等。 下面介紹一種典型的傳動型式： 在電動機與卷筒之間通常采用效率較高的起重用標準兩級減速器。要求低速時可采用三級大傳動比減速器。為了便于安裝，在電機與減速機之間常采用具有補償性能的彈性柱銷聯(lián)軸器或者齒輪聯(lián)軸器。前者構造簡單并能起緩沖作用，但彈性橡膠圈的使用壽命不長；后者堅固耐用，應用最廣。齒輪聯(lián)軸器的壽命與安裝質量有關，并且需要經常潤滑。 一般制動器都安裝在高速軸上，這樣所需要的制動力矩小，相應的制動器尺寸小，重量輕。經常利用聯(lián)軸器的一半兼作制動輪。帶制動輪的半體應安裝在減速器高速軸上。這樣，即使聯(lián)軸器被損壞，制動器仍可把卷筒制動住，以確保機構的安全。 制動器必須是采用常閉式的。制動力矩應保證有足夠的制動安全系數(shù)，在重要的機構中有時設兩個制動器。 由于卷筒與減速器低速軸之間的連接方式很多。本文的卷筒與低速軸鏈接為帶齒輪接盤的結構形式，卷筒軸左端用自位軸承支撐與減速器輸出軸的內腔軸承座中，低速軸的外緣制成外齒輪，他與固定在卷筒上的帶內齒輪的接盤相嚙合，形成一個齒輪聯(lián)軸器傳遞扭矩，并可以補償一定的安裝誤差。在齒輪聯(lián)軸器外側，即靠近減速器的一側裝有剖分式密封蓋，以防止聯(lián)軸器內的潤滑油流出來和外面的灰塵進入。這種連接形式的優(yōu)點是結構緊湊，軸向尺寸小，分組性好，能補償減速器與卷筒周之間的安裝誤差。如圖（6-2） 圖 6-2 卷筒的直徑一般盡量選用允許的較小值，因為隨著卷筒直徑的增加，扭矩和減速傳動比也增大，引起整個機構龐大。但在起升蓋度增大時，往往用增大卷筒直徑的方法以減小其長度。 6.1.1卷筒的結構設計及尺寸確定 卷筒尺寸由已知起升速度、起升高度和鋼絲繩的尺寸來確定。卷筒用來卷繞鋼絲繩，把原動機的驅動力傳遞給鋼絲繩，并把原動機的回轉運動變?yōu)樗枰闹本€運動。卷筒通常是中空的圓柱體，特殊要求的也有做成圓錐或者曲線的。 卷筒的分類：按照鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數(shù)分，卷筒分單層繞和多層繞兩種。一般起重機大多采用單層繞。只有繞繩量特別大或者特別要求機構緊湊的情況下，為了縮小卷筒的外形尺寸，采用多層繞的方式。本文采用單層繞。 （1）卷筒槽的確定 卷筒槽槽底半徑R，槽深C 槽的節(jié)矩t 其尺寸關系為： R=（0.54~0.6）d (d為鋼絲繩直徑) 繩槽深度：標準槽： c1=(0.25~0.4)d 深槽 c2=(0.6~0.9)d 繩槽節(jié)矩：標準槽 t1=d (2~4) 深槽 t2=d (6~8) 卷筒槽多數(shù)采用標準槽，只有使用過程中鋼絲繩有可能脫槽的情況才使用深槽，本文也使用標準槽，鋼絲繩選用14mm, R=(0.54~0.6)d =7.56~8.4 mm 取 R=8mm c=0.25~0.4) d =3.5~5.6 取c=4mm 所以 t=d (2~4) = 16 mm （2）卷筒的設計 卷筒按照轉矩的傳遞方式來分，有端側板周邊大齒輪外嚙合和筒端或筒內齒輪內嚙合式，其共同特點是卷筒軸只承受彎矩，不承受轉矩，本文設計卷筒采用內齒輪嚙合式如圖（6-3） 圖 6-3 卷筒的設計主要尺寸有節(jié)徑D0、卷筒長度L、卷筒壁厚δ。 卷筒節(jié)徑D0設計 卷筒的節(jié)徑即卷筒的卷繞直徑，有設計可知D0 不能小于下式 D0min=hd 式中 D0——按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑，mm; h~與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)，根據(jù)工作環(huán)境級別為M7，查機械設計手冊 h=28 mm; d~鋼絲繩的直徑，mm 按式計算 D0min=hd=392mm 所以選取D0=400 卷筒的長度設計 本設計采用滑輪組吊鉤系統(tǒng)。 卷筒的長度 L=l0 l1 l2 l3 式中 L-卷筒總長度，mm L0-繩槽部長度，其計算公式為： 式（6.1） 其中 H-最大提升高速，mm； 滑輪組倍率； D0-卷筒卷繞直徑，mm; t- 繩槽節(jié)矩， mm n – 附加安全圈數(shù)，使鋼絲繩端受力減小，便于固定，通常取n=1.5~3圈； l1- 固定鋼絲繩所需要的長度一般取l1=3t mm l2 – 兩端的邊緣長度（包括凸臺在內）根據(jù)卷筒結構而定，mm l3 – 卷筒中間無繩槽部分長度，由于鋼絲繩的允許斜角α和卷筒軸到動滑輪軸的最小距離決定的。對于有螺旋槽的單層繞卷筒，鋼絲繩允許偏斜度通常為1：10， 可選取l3=100mm。 式（6.2） L1=3 t= 48 mm 所以L=996mm 選取標準卷筒長度為1000mm （3）卷筒壁厚設計 本文采用鑄鐵卷筒，對于鑄鐵卷筒可按照經驗公式初步確定，然后進行強度驗算。 對于鑄鐵筒臂 式（6.3） 根據(jù)鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不應小于12mm， 所以δ=15mm所以卷筒的參數(shù)選擇為：繩槽節(jié)矩t=16mm、槽底半徑c1=4mm 、卷筒節(jié)矩 D0=400mm、卷筒長度L=1000mm、卷筒壁厚δ=15mm. （4）卷筒強度計算與檢驗 卷筒材料一般采用不低于HT200的鑄鐵，特殊要求可采用ZG230-450、ZG270-500鑄鋼或Q235-A焊接制造。本文無特殊要求，使用HT200鑄鐵制造。 一般卷筒壁厚相對于卷筒直徑較小，所以卷筒壁厚可以忽略不計，在鋼絲繩最大拉力作用下，使卷筒產生壓應力、彎曲應力和扭曲應力。其中壓應力最大。當L≤3D0時彎曲應力和扭曲應力的合力不超過10%，所以當L≤3D0時只計算壓應力即可。 本設計符合要求。 當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應力按下式來計算： 式（6.4） 其中 σ- 為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力，Mpa; Fmax- 為鋼絲繩最大拉力，N； δ- 為卷筒壁厚，mm; A – 為應力減小系數(shù)，一般取A=0.75 [δhc]- 為許用應力，對于鑄鐵 σb – 為鑄鐵抗壓強度極限 所以 式（6.5） 查教材機械設計基礎 σb≥195Mpa,所以[δbc]≥39Mpa。 所以σ≤[δbc] 經檢驗計算，卷筒抗壓強度符合要求。 6.1.2卷筒軸的設計計算 卷筒軸是支持卷揚機正常工作的重要零件，合理設計與計算卷筒軸對卷揚機性能至關重要。 （1）卷筒軸的受力計算及工作應力計算 常用的卷筒軸分軸固定式軸轉動式兩種情況。卷揚機卷筒工作時，鋼絲繩在卷筒上的位置是變化的。鋼絲繩拉力經卷筒及支撐作用到軸上產生的力矩，其大小隨鋼絲繩在卷筒上的位置的變化而不同。強度計算時應按鋼絲繩在卷筒上兩個極限位置分別計算。由卷揚機工作情況和軸的受力分析可知，如圖（6-4），a、b因卷筒軸主要承受彎矩，可簡化為簡單的心軸。a圖為固定心軸，b圖為轉動心軸。對于轉動心軸，其彎曲應力一般為對稱循環(huán)變化；對固定心軸，其應力循環(huán)特征為0≤r≤ 1,視情況的載荷性質而定。對固定心軸的疲勞失效而言，最危險的應力情況是脈動循環(huán)變化，為安全起見，卷筒的固定心軸應力以脈動循環(huán)處理為宜。C圖卷筒軸既受彎又受扭，為轉軸。其彎曲應力的應力性質為對稱循環(huán)變應力，而扭轉剪應力的應力性質可視為脈動循環(huán)變化。由此可知，卷筒軸在正常使用條件下，最終將發(fā)生疲勞破壞。但不排除在超載或者意外情況下發(fā)生靜強度破壞。 圖 6-4 （2）卷筒軸的設計 由于卷筒軸的可靠性對卷揚機安全、可靠的工作非常重要，因此應十分重視卷筒軸的結構設計和強度、剛度計算。卷筒軸的結構，應盡可能簡單、合理，應集中應盡可能小。卷筒軸不僅要計算疲勞強度，而且還要計算靜強度；此外，對較長的軸還需校核軸的剛度 本設計已經算出的參數(shù)有：繩的額定拉力Fr=1.25×104,卷筒直徑D0=400mm,鋼絲繩的直徑d=14mm,外齒軸套齒輪分度圓直徑D=224mm,查機械設計手冊，軸的材質選擇45鋼，調制處理，σB=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=300Mpa,[σb]0=100Mpa. 如圖，該卷筒軸用軸端擋板固定于卷筒上，是不動的心軸。計算時應按鋼絲繩在卷筒上兩個極限位置時分別計算。根據(jù)受力分析可知，當鋼絲繩位于右極限位置時，心軸受力較大，因此應按有極限位置進行軸的強度計算。計算時，卷筒支撐作用到心軸的力，可簡化為作用于軸承寬度中點的集中力，左端距支撐點72.5mm,又斷距支撐點202.5mm。 查機械設計手冊、機械傳動設計手冊、起重設計手冊，初步得到心軸各段直徑和長度，如圖所示，本設計心軸左邊選用調心滾子軸承圓柱孔圖20000型，右邊選用調心球軸承圓柱孔10000（TN1、M）型。 將軸上所有作用力分解為垂直平面的力和水平方面的力。如圖（6-5） 圖 6-5 （3）心軸作用力計算 齒輪圓周力：式（6.6） 齒輪徑向力：式（6.7） 支反力 式（6.8） 式（6.9） （4）彎矩 式（6.10） 式（6.11） （5）心軸水平面支承反力及彎矩支反力 水平支承反力 式（6.12） 式（6.13） 彎矩計算 式（6.14） 式（6.15） 合成彎矩 式（6.16） 式（6.17） (6)計算心軸工作應力 此軸為固定心軸，只有彎矩，沒有轉矩。如圖（6-6），最大彎矩發(fā)生在剖面B處。設卷筒軸該剖面直徑為dr,則彎曲應力為： 式（6.18） 則 式（6.19） 圖 6-6 整理后db=75mm, 中間D0=75 15=90mm （7）心軸的疲勞強度計算 卷筒軸的疲勞強度，應該用鋼絲繩的當量拉力進行計算，即 式（6.20） 式中 鋼絲繩的當量拉力，N； 當量拉力系數(shù)。 為使計算簡便，可假設=1。由前述可知，心軸的性質可認為是按脈動循環(huán)規(guī)律變化，則曲應力為 式（6.21） 平均應力和應力幅為 式（6.22） 軸的形狀比較簡單，且對稱結構，在B截面處尺寸有變化，則有應力集中存在，且該處彎矩最大，可認為這截面是危險截面，應在此處計算軸的疲勞強度。 查的有效應力集中系數(shù)尺，表面狀態(tài)系數(shù)，絕對尺寸系數(shù)，等效系數(shù)。 疲勞強度計算的安全系數(shù)為 式（6.23） 一般軸疲勞強度安全系數(shù)[S]=1.5～1.4 ,所以該軸疲勞強度足夠。 心軸的靜強度計算 卷筒軸的靜強度計算，需要用靜強度計算拉力， 式（6.24） 式中 強度計算最大拉力，N; - 動載荷系數(shù)，查手冊，此處取。 靜強度計算安全系數(shù) 式（6.25） 當時[S]=1.2～1.4,該軸靜強度足夠。 該軸符合設計要求。 6.2 電動機選擇 正確選擇電動機額定功率的原則是:在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經濟、最合理的決定電動機功率。 吊車用卷揚機主要采用交流異步電動機。根據(jù)其特點電動機工作制應考慮選擇短時重復工作制和短時工作制。 機構運轉時所需靜工作效率按下式計算： 式（5.26） 式中 定起生載荷，N; 吊具自重，N可取; v- 起升速度，m/s; - 機構總效率，可取 所以計算電機功率 考慮到工作環(huán)境，對于中小型起重機系數(shù) 應選擇YZ系列冶金起重專用三項異步電機 型號：YZ160L-8 額定電壓：380v 額定功率：7.5KW 轉速：705 r/min 效率：82.4% 基準工作制為 6.3 減速器的設計計算 卷揚機總傳動比計算：按額定轉速初定總傳動比 總傳動比按下式算： 式（6.27） 式中 i- 機構的總傳動比； - 電動機額定轉速，r/min; - 卷筒轉速，r/min。 所以 減速器的計算 因為電動機軸到減速器高速軸由齒輪連接盤連接，其傳動比，所以減速器的總傳動比本設計采用二級圓柱齒輪減速器。 分配減速器的各級傳動比 按浸油潤滑條件考慮取高級傳動比，式中為低級傳動傳動比。 即 所以 6.3.1計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電動機到卷筒軸的總傳效率為 式中 =0.99（齒形聯(lián)軸器） （滾子軸承） （齒輪精度為8級） （齒形聯(lián)軸器） 所以總傳動效率 卷筒軸所得到的功率為 所以以上參數(shù)符合要求。 計算各軸轉速 Ⅰ軸 式（6.28） Ⅱ軸 式（6.29） Ⅲ軸 式（6.30） 卷筒軸 式（6.31） 計算各軸功率 Ⅰ軸 式（6.32） Ⅱ軸 式（6.33） Ⅲ軸 式（6.34） 卷筒軸 式（6.35） 計算各軸轉矩 電動機軸輸出轉矩為： 式（6.36） Ⅰ軸 式（6.37） Ⅱ軸 式（6.38） Ⅲ軸 式（6.39） 卷筒軸 式（6.40） 列成表格為： 表 6-1 編號 功率p(kw) 轉矩T(N·m) 轉速 傳動比i 效率 電機軸 7.5 101.6 705 1 0.99 Ⅰ軸 7.425 100.6 705 7.04 0.97 Ⅱ軸 7.1 673.1 100.14 5.03 0.97 Ⅲ軸 6.7 3128.5 19.9 1 0.99 卷筒軸 6.63 3122.5 19.9 （1）圓柱齒輪傳動的設計計算 此減速器的齒輪為一般機械零件，沒有特殊要求，從降低成本，減少結構和易于取材原則出發(fā)決定選用： 小齒輪45鋼，調質，齒面硬度 217～255 HBS 大齒輪45鋼，正火，齒面硬度 169～217 HBS 計算許用接觸應力[] 小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 小齒輪（217～255 HBS） 式（6.41） 大齒輪（169～217 HBS） 式(6.42） 循環(huán)次數(shù)： 式（6.43） 式（6.44） 齒輪參數(shù)設計 第一級傳動 初選參數(shù) 小齒輪齒數(shù)Z1=17 大齒輪齒數(shù)Z2= Z1=17×7.04=119 螺旋角 按接觸強度結算 式（6.45） 載荷系數(shù)K=1.2 彈性系數(shù)= 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 螺旋角系數(shù) 取 所以 式（5.46） 主要尺寸計算 模數(shù) 取整數(shù) 中心距 取整數(shù) 計算實際螺旋角： 式（6.47） 螺旋角改變不大，系數(shù)不在修正。 分度圓直徑d 式（6.48） 式（6.49） 齒頂圓直徑da 式（6.50） 式（6.51） 齒根圓直徑 齒寬b 經校核計算，齒根彎曲強度足夠使用。 確定齒輪精度等級及側隙分別為： 小齒輪：8GJ 大齒輪：8FH 計算結果下表： 表 5-2 項目 小齒輪 大齒輪 材料及熱處理 45鋼調質 45鋼正火 基本參數(shù) 齒數(shù) 17 119 法面模數(shù) 3 分度圓發(fā)面壓力角 20 螺旋角及方向 9.2o左 9.2o右 法面齒頂高系數(shù) 1 1 法面齒隙系數(shù) 0.25 0.25 主要尺寸 中心距 205 齒寬 56.5 51.5 分度圓直徑 51.5 360.7 齒頂圓直徑 56.5 366.7 齒根圓直徑 44 353.3 第二級傳動 初選參數(shù) 小齒輪數(shù) 大齒輪 螺旋角 按接觸強度結算 式（6.52） 載荷系數(shù)K=1.2 彈性系數(shù)= 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 螺旋角系數(shù) 取 所以 式（5.53） 主要尺寸計算 模數(shù) 取整數(shù) 中心距 取整數(shù) 計算實際螺旋角： 式（6.54） 螺旋角改變不大，系數(shù)不在修正。 分度圓直徑d 齒頂圓直徑da 齒根圓直徑 齒寬b 經校核計算，齒根彎曲強度足夠使用。 確定齒輪精度等級及側隙分別為： 小齒輪：8GJ 大齒輪：8FH 計算結果下表 表 6-3 項目 小齒輪 大齒輪 材料及熱處理 45鋼調質 45鋼正火 基本參數(shù) 齒數(shù) 17 119 法面模數(shù) 3 分度圓法面壓力角 20 螺旋角及方向 9.2o左 9.2o右 法面齒頂高系數(shù) 1 1 法面齒隙系數(shù) 0.25 0.25 主要尺寸 中心距 205 齒寬 56.5 51.5 分度圓直徑 51.5 360.7 齒頂圓直徑 56.5 366.7 齒根圓直徑 44 353.2 （2）齒輪軸參數(shù)設計 起重機減速器的齒輪軸屬于一般機械零件，沒有特殊要求，所以軸的材料選用45鋼，粗加工后進行調質處理便能滿足要求。45鋼經調質處理硬度為217～255 HBS 所以可得 按扭轉強度計算軸的直徑 軸的最小直徑公式為： 其中系數(shù)A=114～107 Ⅰ軸 式（6.55） Ⅱ軸 式（6.56） Ⅲ軸 式（6.7） 考慮到第一級傳動的小齒輪直徑較小，若使用鍵與軸連接齒輪強度不夠，所以把Ⅰ軸做成齒輪軸，Ⅰ軸軸頭安裝聯(lián)軸器，故將軸徑增加5%估?、褫S軸徑為30mm,安裝軸承處軸徑為28mm,其它尺寸由結構而定對于Ⅱ軸，估取Ⅱ軸軸徑48mm，安裝軸承處軸徑為45mm,其它尺寸由結構而定。對于Ⅲ軸，估?、筝S軸徑為80mm，靠近齒輪盤接手的安裝軸承處軸徑為80mm,另一端為75mm,其他尺寸有結構而定。 6.4 制動器，聯(lián)軸器的選擇 制動器的分類及選擇 按照制動器構造特征，可分為帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器和盤式制動器四種。 設計選擇制動器時，主要是依據(jù)制動力矩。本設計選擇短行程交流電磁鐵塊式制動器，型號：TKT300/200.如圖（6-7） 圖 6-7 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器根據(jù)傳遞的扭矩和工作條件選擇： 式（6.58） T為所傳遞扭矩的計算值 為實際作用的扭矩 為聯(lián)軸器規(guī)格表中允許傳遞的扭矩 為考慮聯(lián)軸器重要的系數(shù) 為考慮機構偶工作級別系數(shù) 為考慮角度偏差的系數(shù) 所以小于CL型齒輪聯(lián)軸器的許用轉矩，選用CL1型齒輪聯(lián)軸器。 6.5 總結 通過對吊管機的相關設計及讓履帶式吊管機更能適合多種環(huán)境下進行工作，本文通過對吊管機各個系統(tǒng)，以及詳細的卷揚系統(tǒng)的設計，使吊管機的各種有利條件更多的體現(xiàn)出來，也是體現(xiàn)對舊的依靠機械傳動，或者液壓傳動的卷揚系統(tǒng)的改進，通過使用電動式啟動卷揚機，來實現(xiàn)對管道的提升或者位置移動，并且通過相關的強度校核，對各個部分進行受力分析，并通過彎矩轉矩計算進行強度校核。通過對資料的查詢，及相關數(shù)據(jù)計算，整體了解吊管機的相關數(shù)據(jù)。通過本次設計希望會對以后吊管機有一定的影響。 參考文獻 [1]王毅. 西氣東輸:新世紀中國經濟大動脈，綜合交通，2002，8：12 [2]丙喜良. DG70吊管機.工程機械與維修，2000，10：68~69 [3]張建發(fā). 吊管機吊桿結構應力分析及研究，建筑機械，2002，1:38 [4]魏加環(huán). 徐鋼.DGY25型液壓吊管機，工程機械，2001，9:4 [5]丁興華. 山推DG70、DG45型吊管機，建筑機械化，2001，4:29~30 [6]邊宇虹.分析力學與多剛體動力學基礎.北京:機械工業(yè)出版社，1998.4 [7]袁世杰.呂哲勤，多剛體系統(tǒng)動力學北京:北京到大學出版社，1992.1 [8]蔡春源 .新編機械設計手冊.遼:遼寧科學技術出版社，1993 [9]張慶生 .建筑機械設計、北京:中國建筑工業(yè)出版社，1991 [10]楊長駁.傅東明.起重機械.北京:機械工業(yè)出版社，1992 [11]顧迪民. 工程起重機.北京:建筑工業(yè)出版社 [12]劉希平.工程機械構造圖冊.機械工業(yè)出版社，1994 [13]周菩秋,鄧愛民，李萬莉.現(xiàn)代工程機械.北京:人民交通出版社，1995 [14]徐格寧 .起重運輸機金屬結構設計.機械工業(yè)出版社，1995 [15]起重機設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社，1980 [16]管彤賢 .起重機典型結構圖冊.北京:人民交通出版社，1990 [17]竇汝倫 .起重機械.北京:建筑工業(yè)出版社，!982 [18]陳賢康. 液壓傳動基礎.北京:中國農業(yè)機械出版社，1981 致謝 本論文是在袁建軍導師悉心指導下完成的。導師淵博的專業(yè)知識，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，精益求精的工作作風，誨人不倦的高尚師德，嚴以律己、寬以待人的崇高風范，樸實無華、平易近人的人格魅力對我影響深遠。不僅使我樹立了遠大的學術目標、掌握了基本的研究方法，還使我明白了許多待人接物與為人處世的道理。本論文從選題到完成，每一步都是在導師的指導下完成的，傾注了導師大量的心血。在此，謹向導師表示崇高的敬意和衷心的感謝！ 本論文的順利完成，離不開各位老師、同學和朋友的關心和幫助。在此感謝袁建軍老師的指導和幫助，感謝泰山科技學院的關心、支持和幫助； 在三年的學習期間，得到班級諸位師兄和師弟妹的關心和幫助，在此表示深深的感謝。沒有他們的幫助和支持是沒有辦法完成我的學位論文的，同窗之間的友誼永遠長存。 山東科技大學泰山科技學院畢業(yè)論文 1 |
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