毕业设计（论文）-移动龙门吊起吊装置设计（含全套CAD图纸）

毕业设计（论文）-移动龙门吊起吊装置设计（含全套CAD图纸） 由于部分原因，说明书已删除大部分，完整版说明书， CAD图纸等，联系153893706 移动龙门吊起吊装置设计 摘 要:移动式龙门吊是一种应用非常广泛的起重机械，它常用于工地、码头和工 厂中重型货物的起升和转移。本设计主要任务是对起吊机构、移动机构和自锁机构的设计。 采用许用应力法和计算机辅助设计法进行设计。设计过程先用估计的门式起重机各结构尺寸 数据对起重机的强度、疲劳强度、稳定性、刚度进行粗略的校核计算，待以上因素都达到材 料的许用要求后，画出龙门吊小车结构图，然后计算出移动小车功率和起吊机构功率，再用 此功率来选择电动机。以电机功率和额定起重重量作为技术参数来计算和选择联轴器、轴承 和其他部件。若未通过，再重复上述步骤，直到通过。同时在设计中参考了各种资料, 文献 来完成此次设计. 本设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 通过反复斟酌, 认真讨论, 反复校核, 力求设计合理;同时通 过计算机辅助设计方法, 充分发挥计算机的强大辅助功能, 力求设计高效。 关键词:门式起重机; 机构设计; 吊钩; 移动小车 Mobile Gantry Crane Lifting Mechanisn Design (Oriental Science ,Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Designed using allowable stress method, and computer-aided design of metal Abstract: structures of Mobile gantry crane crane Mobile gantry crane design. Design first with the estimated size of the data Mobile gantry crane crane on the crane structure, strength, fatigue strength, stability, rigidity for rough checking calculation, these factors have to be allowable to the 1 material requirements, draw Mobile gantry crane structure .Then calculate the main beam and side beam weight load, and then load the Mobile gantry crane this exact strength and stiffness of checking calculation. If not passed, then repeat the above steps until approved. Since the beginning of the school is the Mobile gantry crane is listed in the draft, no record in the design manual, only the essence of the school record the process of Mobile gantry crane. Reference to the design of various types of information, using various means, to use a variety of conditions to complete the design. By the design, various designs, and repeated discussion on the nuclear and try to design and reasonable. through a computer-aided design and the advanced experience of reference for innovation. Key Words: Mobile gantry crane crane; institutions designed; hook;mobile car 1.前言 门式起重机是门架在高架轨道上运行的一种门架型起重机，又称天车。门式 起重机的门架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在门架上的 轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用门架下面的空间吊运物 料，不受地面设备的阻碍。 门式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。门式 起重机可分为普通门式起重机、简易粱门式起重机和冶金专用门式起重机三种。 普通门式起重机一般由起重小车、门架运行机构、门架金属结构组成。起重小车 又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。 起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器， 带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和 安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。 起重机运行机构的驱动方式可分为两大类:一类为集中驱动，即用一台电动 机带动长传动轴驱动两边的主动车轮;另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各 用一台电动机驱动。中、小型门式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合 成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通门式起重机为便于安装和调整，驱 动装置常采用万向联轴器。 起重机移动机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加 车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起 重机的载荷均匀地分布在各车轮上。 2 门架的金属结构由主粱和端粱组成，分为单主粱门架和双粱门架两类。单主粱门架由单根主粱和位于跨度两边的端粱组成，双粱门架由两根主粱和端粱组成。主粱与端粱刚性连接，端粱两端装有车轮，用以支承门架在高架上运行。主粱上焊有轨道，供起重小车运行。门架主粱的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。 箱形结构又可分为正轨箱形双粱、偏轨箱形双粱、偏轨箱形单主粱等几种。正轨箱形双粱是广泛采用的一种基本形式，主粱由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。 偏轨箱形双粱和偏轨箱形单主粱的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主粱代替两根主粱，自重较小，但制造较复杂。 四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其它结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。 空腹桁架结构类似偏轨箱形主粱，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形粱外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在门架内部， 自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。 门式起重机分类 普通门式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。起重量可达五百吨，跨度可达60米。 简易梁门式起重机又称粱式起重机，其结构组成与普通门式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。门架主粱是由工字钢或其它型钢和板钢组成的简单截面粱，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字粱的下翼缘上运行。门架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂粱式起重机。 冶金专用门式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通门式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高。主要有五种类型。 3 铸造起重机:供吊运铁水注入混铁炉、炼钢炉和吊运钢水注入连续铸锭设备或钢锭模等用。主小车吊运盛桶，副小车进行翻转盛桶等辅助工作。 夹钳起重机:利用夹钳将高温钢锭垂直地吊运到深坑均热炉中，或把它取出放到运锭车上。 脱锭起重机:用以把钢锭从钢锭模中强制脱出。小车上有专门的脱锭装置，脱锭方式根据锭模的形状而定:有的脱锭起重机用项杆压住钢锭，用大钳提起锭模;有的用大钳压住锭模，用小钳提起钢锭。 加料起重机:用以将炉料加到平炉中。主小车的立柱下端装有挑杆，用以挑动料箱并将它送入炉内。主柱可绕垂直轴回转，挑杆可上下摆动和回转。副小车用于修炉等辅助作业。 锻造起重机:用以与水压机配合锻造大型工件。主小车吊钩上悬挂特殊翻料器，用以支持和翻转工件;副小车用来抬起工件。 本次设计课题为5t通用移动式龙门吊机械部分设计，我在参观，实习和借鉴各种文献资料的基础上，同时在老师的精心指导下及本组成员的共同努力下完成的。 通用门式起由于该机械的设计过程中，主要需要设计三大机构:起升机构、运行机构和自锁机构，它能将我们所学的知识最大限度的贯穿起来，使我们学以至用。因此，以此机型作为研究对象，具有一定的现实意义，又能便于我们理论联系实际。全面考察我们的设计能力及理论联系实际过程中分析问题、解决问题的能力。 2. 国内外研究现状 起重机的发源地是在欧洲，尤其是在德国。目前，除了德国以外。一些北欧的公司的业务规模也很好。 目前，国际上门式起重机做的比较好的牌子在中国都有一些市场份额。这些企业是: 德国的DEMAG老牌的起重机制造企业，曾经隶属于于世界五百强企业集团，是最近几年先后经历多次拆装重组和收购，使得发展受到影响，但是在业界内仍然被认为是顶级企业。 芬兰的Konecranes该企业起源于芬兰的老牌企业Kone公司，最初公司规模和品牌等在欧洲都不是很显著，后来该公司采取积极的财务和发展策略，先后将业界赫赫有名的起重机公司，如:法国的Verlinde、德国的Nova、Swf、Stahl， 4 英国的Morris等纳入囊中。目前公司的销售额是很大的。 美国的CM集团美国的CM在最近的数年之中，先后数十次收购，目前是北美最大的工厂起重机械制造商。 经过几十年的发展，我国门式起重机行业已经形成了一定的规模。市场竞争也越发激烈。面对竞争与市场的变化和挑战，近年来，起重机厂家在扩大生产能力发面做了很大的投入，有的企业已经收到了显著的效果，市场占有率进一步提高。我国门式起重机产品的技术水平在不断的提高，但是与国际水平还是有一段的差距，扩大生产规模，提高质量的同时，做到技术水平的不断提升，将会增强我国门式起重机行业的竞争力。 我国起重机工业有很大的发展潜力，前景良好，但同时我国起重行业目前存在几个突出问题: (1)小车结构布局不够紧凑或是起升机构存在不足 (2)卷筒与减速机的连接结构存在问题 (3)吊钩的单一性，需要改进成系列吊钩 3 整体工作原理的介绍 移动式龙门吊的应用极其广泛。根据设计要求其额定载荷重量是5t且它的工作环境在室内。龙门吊主要是由门架、起升机构、行走机构操作机构等组成。它的主要负载压在门主梁上，同时要求吊钩、钢丝绳、轴、卷筒等部件要有一定的强度。在强度要求达到一定的要求条件下，起升机构使负载在垂直方向上运动，行走机构在门梁上水平移动让货物发生水平位移。这样就是负载达到了在铅垂平面内发生移动。 4 起吊机构的设计 4.1起吊机构的原理 起升机构的工作原理:起升机构又名可叫做升降机构，它是使载荷在垂直方向上发生位移。它是由吊钩组、卷筒、减速器、联轴器、轴承电动机、轴组成。在它们的相互配合下实现载荷的升降。电动机在制动器的作用下，使电动机达到所需要得转速，从而通过联轴器和轴的作用达到一定的转速。通过减速器的二级减速达到所需的转速，在把它传给卷筒。这样就让卷筒转动，带动钢丝绳和滑轮吊钩组上升和下降，这样就达到了起升作用。 4.2 起吊机方案的确定 按照布置宜紧凑的原则，决定采用下图的方案。改方案在起吊时能很的利 5 用电动机的功率，使效率得到了提升。在减速器、制动器和电动机的配合下能很好的调整起吊时候的速度，这不仅能保证安全，而且便于工人作业。吊钩组才采用滑轮式的可以很好的减轻 龙门吊主梁的受力。同时也减轻了整个龙门起重机的重量。其具体方案如图2所示，采用滑轮组来进行载荷的起升。按Q=5t查文[1][1]献取滑轮组倍率 i=2，承载绳分支数; Z=2i =4。查参考文献知应选用如图hh 1吊钩组，得其质量G=99kg,且选取两动滑轮间距A=200mm 0 1、起吊吊钩组 2、小车组 3、支腿 4、支腿梁 图1移动式龙门吊整图 Fig 1Mobile whole 6 1、电动机 2、联轴器 3、减速器 4、卷筒 5、钢丝绳 6、滑轮 7、吊钩 起升机构计算简图 图2 Fig 2 Hosting mechanism calculation diagram 4.3 钢丝绳的选择 7 21885(5000，4000)0.315，0.9]{[1，1.15，0.426，-2138.2，322.4 0.125(5000，4000)(0.0005，0.02，)1029.81Nm (72) ，0.9},22.4 由表知选YWZ5，其制动转矩M=112Nm ez 考虑到所取制动时间t=3s与起动时间t=2，64s很接近，故略去制动不打qz 滑条件验算 高速轴联轴器计算转矩，由此 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 知: ,M M=n=1.35×1.8×23.74=57.71Nm (73) c8e N2.2(25%)eJC式中 M=97509550=23.74Nm--电动机额定转矩， ,，e885n1 n--联轴器的安全系数，运行机构n=1.35 ,,,,1.8 ——机构刚性动载系数，=1(2—2(o，取 888 [12] 由表查参考文献电动机选用JRZ2两端伸出轴各为圆柱形d=35mm，l,80mm。 [12]由表查参考文献ZS C400减速器高速轴端为圆柱形d=30mm，l=55mm。故查参考 [12]文献表选GCL鼓形卤式联轴器， 主动端A型键槽d=35mm; L=80mm, 12 35，80, 从动端A型键槽d30mm,L=55mm。标记为;GICL联轴器。其公2130，55 22,M称转矩T=630Nm>=957.7Nm, 飞轮矩(GD)= O.009kgm,质量G=5.9kg NLl0 [12] 高速轴端制动轮;根据制动器已选定为YWZ5,由表查参考文献得选制动 22轮直径D=200mm，圆柱形袖孔d=35mm，L=80mm,其飞轮矩[GD]=0.2kg?m，质ZZ量G=10kg。 z 8 以上联轴器与制动轮飞轮矩之和: 222= (GD)+(GD)=0.209kg?m lz 2与原估计0.26kg?m基本相符，故以上计算不需修改 低速轴联轴器计算转炬，可由前节的计算转矩Mc求出 11''MMi =，57.7，22.4，0.9=581.6Nm (74) ,,,cC022[10]由表查参考文献得ZSC400减速器低速轴端圆柱形d=65mm,L=85mm,取浮动铀装联轴器铀径d=60，L=85，由表选用两个GICLZ3鼓形齿式联轴器。其主动瑞: dY型轴孔A型键槽，=65mmo从动瑞:Y型轴孔，A型键槽，d=60mm,L=85mm,21 标记为: 65，85 GICLZ3联轴器 60，85 [10] 由前节巳选定车轮直径Dc=315mm，由表查参考文献得可参考ф350车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=65，L=85，同样选用两个GICLZ鼓形齿式3联轴器。其主动铀端，Y型轴孔，A型键槽d=60mm，L=85mm，从动端:Y型轴1 孔，A型键槽d=65mm，L=85mm，标记为: 2 65，85 GICLZ3联轴器 60，85 (1)疲劳验算 运行机构疲劳计算基本载荷: M23.74'e (75) M,,i,,1.8，，22.4，0.9,430.7NmaxIm8022 由前节已选定浮动轴端直径d=60mm,其扭转应力: M430.762Imax (76) ,,,,9.97，10N/m,9.97MPan3W0.2，(0.06) 浮动轴的载荷变化力对称循环(因运行机构正反转转矩值相同)，材料仍 ,选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算得=140MPa，=180MPa,许用扭转,-1s应力: ,11401,1[ (77) ],，,，,44.8MPa,k,1kn2.51.25I 式中K、 n——与起升机构浮动轴计算相同 I <[] 通过 ,,n-1k (2)强度验算 运行机构工作最大载荷: 9 M23.74'e M= (78) ,,i,,1.6，1.8，，22.4，0.9,689.2Nm,max58022 ,式中——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构， 8 ,,=1.5—1.7，此处取甲=1.6， 55 ,, ——刚性动载系数，取=1.8。 88 最大扭转应力， M689.26max,21610N/m ,,,,，max3W0.2(0.06)， ,180s,,, 许用扭转应力:[]===120MPa，<[] 故通过 ,,max1.5n, 浮动轴直径:d=d+(5,10)=60十(5,10)=65—70mm取d=70mm 116 大车移动机构的设计 6.1大车移动机构的原理 根据额定载荷要求，可采用轨道和车轮的方式来实现大车的移动。它主要包括车轮、轨道、电动机、减速器、制动器、轴、轴承、联轴器等部件。电动机提供原始动力，通过轴减速器、轴、联轴器轴承的相互连接实现动力的传递。制动器对其进行制动和锁紧，实现大车的启动和停止。 6.2 运行时摩擦阻力的计算 [10] 在运行时候下车的车轮会和大车的轨道发生摩擦，经查参考文献摩擦阻力可以进行如下计算， dM =(Q十G)(k+) 由[1]， 取=0.02, k=0.08cm,=1.5 ,,,,mdc2 16M =1.5(16000+49612)(0.08+0(02×)=231479N.cm (79) m2 2，2314.792MmP == (80) ,6520.5NmDc0.70 6.3 电动机的选择 在大车运行时，要求电动机要具有一定的额定功率，能带动大车在轨道上移动。同时也要考虑阻力损失的能量，那么所选电动机功率要超出其额定运行时的功率。电动机静功率的计算:已知运行速度v=39(5m,min dc 10 Pv23076.5，39.5jdc N==kW ,8.44j60，1000,m60，1000，0.9，2 电动机功率: N=kN=1(2x 8(44=10(13kW jd JN由设计手册选得k=1.2,可选择电动机，YZR160L-6，=40,，S，=969rmin, cd4 [12]22GD=0.78kgm, d=48mm查参考文献可选择电动机减速器 d ' ZSC600，=59，[N]=9(2kW，n=1000r,min i 6.4减速器的选择 根据电动机输出轴的类型和尺寸综合来确定减速器的类型。由此可知减速器 的传动比为: n9691i ===54.74选用立式套装减速器， n17.7c 大车运行速度验算: 54.74i' v=v=39.5，=36.65 dcdc'59i 速度误差验算: 'v,v59,54.74dcdcξ===7.7,可用 54.74vdc 电动功率[N]=9KW，因现选减速器传动比较的增大，即大车运行速度降低，故电 动机功率合适 [10]由参考文献查得，ZSC600的输入轴尺寸:d=35mm,=55mm, 减速器输出端为l11套装式，不需联轴器，故只需选高速轴联轴器 6.5联轴器的选择和校核 [10] 在运行时电动机传出轴为高速轴端，那么经查参考文献知机构高速轴端扭 矩公式为: M=nM-nMn=1.51.5，88.74=199(66N(m ，,jsImax8 9NeM 式中=975×=975××9.8=88.74Nm n969n1 由设计手册,选择带制动轮的半齿联轴器， 22 GD=O(38kgm，[M]=710N(m max 11 根据设计书，按下式验算电动机的过载能力: 22V,GDn1dc1,N{[(Q+G)(W+Kp)+P]=，}dcf,,t1000365000m,asq 2，136.65/601.334969，，，，，，25{[(1600049612)(0.0060.002)9.825450]}，，，21.710000.9365004 2，1.33496936.65/60}，450]×=6.36kW 365000，41000，0.9 N<[N]通过。 式中: P=q(CF+F)=250(1.2×76.5+10)=25450N ,qf,,, 2222GD=1.15(GD+GD)=1.15×(0.78+0.38)=1.334kgm ,dl 6.6电动机的验算 [10] 在移动时大车运行机构电动机的发热经查参考文献按下式验算 稳态功率: vdc N=G[(Q+G)(w+K)+P]× 根据设计书,G=G=0.8 sdcf1P21000m,(JC=25,，CZ=450次)。因此 N=O(8[(16000+491612)(O(006十0(002)× 9(8+15270]×S 36.65/60=5.54KW 1000，2，0.9 动态功率: 222GDn,，1334，9691N===0.47Kw d365000m,tq365000，2，0.9，4 NN，5054，0.47sd,，0.66 系数K= N,9 根据设计要求和设计书，取K=1.7时 JC=40,的YZR160在CZ=450次 时的允许输出功率为[N]=9.45KW.发热验算通过 6.7启动时间的验算 大车在启动时要在规定的时间内达到一定的要求 12 (1)满载起动时间验算: [10] 根据所选择的电动机，其启动时间经查参考文献可按如下公式计算 : 2(Q，G)DnQcc2dt(Q=0)= [ ，mc(GD)]1q,'238.2(mM,M)iqj 式中M=1.7M=1.7×88.74=150.89Nm eq PD6520.5，71mC 静力矩: M===222.33Nm j'2i,2，59，0.9 起动时间: 2969(16000，49612)，0.71 t=[=5.73s ，1.15，2，1.16]，q238.2(2，150.89,222.33)49，0.9(2)空载起动时间验算 空载时要求能快速回位，这样可节约时间，他提高功率。 [10]查参考文献知空载起动时的静力矩可按如下公式计算: pD0mC M= j(Q,0)'2i, 摩擦阻力的计算: 162，49612(0.08，0.02，)，1.5，9.8d2 P=2G(k+/D==4930N ,),cdcm0712 空载时的静阻力矩: 4930，0.71(Q,0) M==192.88N j2，59，0.9 空载起动时间: 2nGD2ddcc t= [，mc(GD)]q(Q,0)1238.2(mM,M),i'0qj 296949612，0.71= [=2.48S ，1.15，2，1.16]238.2(2，150.89,192.88)59，0.96.8 减速器的验算 减速器的轴输人功率按起动时的功率确定:Ng=pv/1000×60×mη gdc式中:p=(Q+G/g)×v/60t=(16000+49612)×36.65×9.8/9.8×60×gdcdcq 5.73=6994.41N N=pv/1000mη×60=6994.41×36.65/1000×2×0.9×60=2.37kW ggdc N,[N],宜改选ZSC-750 13 输入轴转速 n=1000r,min时，但i=54.75与原要求大车运行速度 v=39(5m,min时的减速器传动比i=54.74相等，故不再验算 dc 6.9制动器的设计 制动器是对大车进行制动和锁紧，实现大车的启动和停止的装置。 具《设计手册》可知制动力矩可以下公式计算，M=1/m,M′+n/38.2t[mczj1z 221′2(GD)]+(Q+G)D/iη,对于室外门式起重机，由(1)得 1C 'M =(p+p-p)Dη/2i=(1286+25450-4347)×0.71×0.9/2×54.75 pf?mmincJ =130.65N?m 式中 p=β(Q+G)(k+μd/2)2/D mmindcC 取β=1 p=1×(16000+49612)(0.08+0.02×16/2)×2/71=4347N mmin 22M=1/2,130.65+969/38.2×6[2×1.5×1.16+(16000+49612)×0.71/54.75],z =72.18N?m 由设计书可选得制动器型号为YWZ5制动力矩M=112—225N?m验算制动时间: ez 222t=n/38.2(mM-M′)[m(GD)+(Q+G)dcη/i′] z1ezjc1dc 22 =969/38.2(2×112-130.65)[2×1.15×1.16+(16000+49612)×0.71/54.75×0.9]=3.42s,可用 6.10 打滑条件 [10] 对于室内门式起重机,只需对其制动力矩验算，查参考文献表知其公式为: M=1.25Dη/2i′m(p′-p′) zcmmin P'式中:=GK=49612×0.02×9.8=972.39N pp P' =ΒG(k+μd/2)×2/D=1×49612(0.08+0.02×16/2)×2/10×Cmin 9.8=3332N 则M=1.25×0.71×0.9/2×54.75×2(972.39-333.2)=192N?m 2 YWZ5型制动器的滑动力矩可以调到225 N?m,但仍用夹轨器打滑验算分别按起动和制动两种情况进行 (1)捏动时期不打滑验算由下式知: n=pf/p+p+GV/g60t+P(k+μd/2)β+Pk/D/2?n 1pf?dccq21Cz 14 由前述的轮压计算可知，主动车轮在A.B车轮处，从动车轮在E.F处，主动车轮轮压总和: P=?V+?V=296107(62+119212.38=415320N 1AB 从动车轮轮压总和: P=?V十?V=200368.84+23473(6=223842.44N 2EF 取 f=0.12,n=0.8代入上式得: z n=415320×0.12/1286+25450+49612×39.5/60×5.73+223842.44(0.08+0.02×16/2)×1.5/71/2+415320×0.08/71/2=1.39，n 主动轮轮压之和:P=200368.84+23473.6=223842.44N 1 从动轮轮压之和:P=?V+?V=296107.6+64299=360407N 2FE 所以:n=223842.44×0.12/1286+25450+49612×39.5/60×5.73+415320×(0.08+0.02×16/2)×1.5/35.5=0.72,n不会产生起动打滑 z r 若要在增加轨道摩擦可在轨道上撒沙,使f=0.25提高高到1.50 (2)制动不打滑的验算: 在制动时，打滑为静摩擦，那么其动力要大于其最大静摩擦。所以查参考 [10]文献制动设计书知:n=pf/p+p+G/g×V/60t-p(k+μd/2)β+pk/D/2 1pf?dccz21cn=415320×0.12/1286+25450+49612×39.5/60×3.42-4153.20×(0.08+0.02×16/2)×1.5+415320×0.8/35.5=1.50 若P1与P2互换,则: n=223842.44×0.12/1286+25450+49612×39.5/60×3.42-4153.20×(0.08+0.02×16/2)×1.5/35.5-223842.44×0.08/35.5=0.85 7 结论 我认为我的这次起重机设计是我大学里专业学习收获最多的一次。在设计中我系统得复习了许多以前的知识。对我知识体系的巩固和升华有很大的作用。在这里，我将自己的一些设计心得写出来与大家分享。 现在的机械设计可以说是一种组合与筛选。由于世界范围的工业大生产，专业化， 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化成为一种必然。社会的飞速进度也要求我们提高生产效率。这就要求现代企业必须能够满足大规模的生产要求。而标准化是这一趋势的必然出路。标准化是有利也有弊的，它的主要弊端就是使许多企业单纯依靠标准，失去了创新的能力。标准是一个最底的要求，是社会技术成熟的结果，它并不代表行业最先进的技术和设计方法。所以我们要在满足标准化的同时进行技术创新。才能不 15 断地进步。只有这样，设计才不会是一种纯粹的数学游戏，而成为一种神圣的职业。 国内的技术创新主要集中在零件上，这些年来，许多企业也加大了对控制方面的重视。但是我认为机器整体的机型变化也很重要。现在的起重机械，尤其是港口机械的机型虽然是许多辈前人的辛苦努力的结果，但是这并不意味着这些机型就是完美的，其实我们也可以进行改进。比如利渤海尔的新型的港口移动式起重机，这种机型是一种多功能的机型，具有以往许多机型的优点，同时也舍弃了其不合理的地方。这一点详见我的英语翻译。 专业其实是触类旁通的，现代流行的许多设计理念比如有限元法，反求工程，工程数据库，可靠性设计，疲劳设计，健壮设计等其实都不是搞机械设计的学者相出来的。国家863计划中有一个CIM(计算机集成制造)工程，是有华中科技大学，清华大学，西安交通大学，北京航空航天大学，南京航空航天大学的一些做机械加工工艺的老师共同完成的。现在的许多设计理念其实都是这个项目的派生物，现在这个项目完成的最好，同时也衍化出许多设计理念，比如模块化设计，并行工程，全寿命周期设计，仿真与虚拟设计，动态分析等。所以我们不能固步自封地只想着起重机方面的东西，我们的专业学习范围本身就比较小，如果我们没有意识到这一点，我们就不能取得很大的突破。 学习是一个不断的过程，当初我在初次遇到一些概念，比如并行工程，产品全寿命，快速响应设计，模块化设计，可持续发展设计等时，我对这些概念很不以为然，认为搞这些研究的人都是在浪费国家的钱，当时我片面得认为这些名词更应该是工业工程的范围。是工业管理应该研究的对象。现在回想起来，自己当初就是太狭隘了，在现在的社会化大生产中，以人为本的设计 思想 教师资格思想品德鉴定表下载浅论红楼梦的主题思想员工思想动态调查问卷论语教育思想学生思想教育讲话稿 ，高效，准确，服务已经成为企业每个人的核心思想，作为一个设计人员，更应该充分地掌握这些服务理念，其实也是一种设计理念。 CAD技术的应用是一种必然。现代高节奏的特征要求我们提高效率，而CAD技术是必然的途径。 现代的许多企业各个设计人员各自为政，资源不能共享，其实一些通用的设计是可以做到这一点的，比如起重机设计中的各种标准件的块，如果每一个人建立一个只属于自己的块集，浪费大量的时间，我们其实可以共享一个块集的，这也说明我们的企业还没有做到从传统企业到现代企业的转变。 16 在这次设计中，我采取AUTOCAD绘制了所有的图形，在绘图中学到了许多以前没有见到过的新的方法。现在与大家共享。 (1)作图时，按1:1画即可，然后按计划的比例缩放到图框里即可。 (2)在执行保存图形命令时，在弹出的“图形另存为”对话框中，选择对话框 (3)右方的“工具”下拉菜单中的“安全选项”可以实现加密。 (4)用户可以通过定义快捷命令或者常用命令来指定快捷键。快捷命令可以用 (5)一个或几个简单的字母来代替常用命令。原命令，*新命令。 (6)可以设置自动保存的时间在“工具”-“选项”中。 (7)“,”在许多场合是很有帮助的。 在本次设计中的不足还希望全老师予以指正，感谢全老师的指导。 参考文献 [1] 杨长揆,傅东明.起重机械(第二版)[M].北京:机械工业出版社,1985:122-128. 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[20] Duan T.The application of fuzzy self-setting paramter controller to variable frequency speed control constant pressure air feeding systrm[J].Electric Machines and Control,2003,7(4):347-349. 致 谢 本论文是在全腊珍老师的悉心指导下完成的，在这里我向全老师表示忠心的 感谢，感谢老师给我们提供的大量帮助和督促。感谢在这次设计中给我帮助的同 学和老师，也感谢学校和学院给我们这次锻炼的机会，让我们能不断的充实自己， 也挑战自己、战胜自己。 回想大学四年的学习生活，真诚地感谢所有教过我的老师，正是在他们精 心的培养、指导、无私的关怀与帮助下，促使我顺利完成了学业。各位老师，不 仅在学业上严格要求我，而且在工作、生活中给予了我无微不至的关怀和照顾。 他们渊博的知识，严谨的治学态度，执着的敬业精神、认真的教学作风以及高尚 的人品，使我受益终生。在此我谨向老师们致以最崇高的敬意和最衷心的感谢～ 感谢论文引用的参考文献的作者们，他们大量开拓性的工作和成果，为我的 毕业设计提供了坚实的基础。 18