岸边集装箱起重机总体设计

陈永辉：岸边集装箱起重机总体设计PAGE52PAGE53前言随着经济建设高潮的到来，应该伴随出现一个文化建设的高潮。在党的改革开放方针指导下，当今国内工业生产如火如荼，文化建设也是方兴未艾。遗憾的是，起重机方面的文化建设却沉寂已久。岸边集装箱起重机（简称岸桥）是集装箱码头的主力装卸设备和标志性建筑，其在我国各大港口中的地位和作用，历来为人们所重视和关注。岸边集装箱起重机作为港口码头重要的技术物质基础，它体现了港口的生产力水平。在岸边集装箱起重机中，结构件的费用要占整机的很大部分。随着我国经济的高速发展，越来越多的岸边集装箱起重机投入使用，同时也面临一些问题，由于岸边集装箱起重机价格昂贵，用户总是希望尽量延长其使用寿命，制造时降低成本，提高集装箱装卸的工作效率。1集装箱吊具1.1集装箱集装箱是一种具有足够承载强度和刚度，具有一定贮存容积，能重复使用，适用多种运输方式、便于货物装卸和整体快速换装的运输设备。由于集装箱的规格繁多，为便于统计计算船舶的载运量、港口码头的吞吐量、库场的通过能力和机械设备的装卸效率等，国际上以20ft(6m)集装箱作为当量箱（TEU-TwentyFeetEquivalentUnit）来进行换算，将20ft(6m)集装箱称为标准箱。这里设计是针对40ft的集装箱（40尺柜：内容积为11.8x2.13x2.18米，配货毛重一般为22吨，体积为54立方米）。1.2集装箱吊具的构造和特点集装箱吊具是一种起吊集装箱的专用机具，它具有与集装箱箱体相适应的结构，通过位于四角的旋锁与箱体的顶角件连接进行起吊作业。集装箱吊具具有自动伸缩、自动开闭锁、自动对中集装箱等机构和多种连锁安全装置，作业辅助时间短，作业效率高。集装箱吊架如图1-1所示。图1-1集装箱吊架Fig.1-1Containerhanger集装箱吊具的额定起重量取决于相应的集装箱，其外形尺寸不应超过相应集装箱的最大外部尺寸（导向翼外）。我国集装箱吊具型号和尺寸标准（GB3220-82）.查起重机设计手册表3-6-3，选取集装箱吊具型号JD-30。表1-1我国标准集装箱吊具的型号、尺寸和规格Tab.1-1Themodel,sizeandspecificationsofcontainerspreader型号旋锁中心距的尺寸和极限偏差/mmAB对角旋锁中心距差值/mm旋锁转角a吊具的额定起重量/kg相应的集装箱型号JD-3011985616305001AA2岸桥的通用零部件钢丝绳、滑轮、卷筒、联轴器等虽是岸桥上的通用标准零部件，但必须进行设计，因为岸桥的高速重载工作要求高可靠性。2.1钢丝绳2.1.1钢丝绳卷绕系统钢丝绳是岸桥使用中的主要挠性构件，它具有承载能力大、挠性好、传动平稳可靠、高速运动时无噪音、极少突然断裂等优点，因而被广泛用于岸桥的起升机构、变幅机构、牵引机构上；其缺点是长距离的传动由于自重引起下挠，在起制动瞬时弹跳幅度大。因此，对跳槽的防护、松绳的防护都有较高的要求。钢丝绳由一定数量的钢丝绳和绳芯经过捻制而成。首先将钢丝捻成股，然后将若干股围绕着绳芯制成绳。钢丝是钢丝绳的基本强度单元。起重机用钢丝绳的强度一般为1400~1850Mpa之间。绳芯是被绳股所缠绕的挠性芯棒，起到支撑和固定绳股的作用，并可以储存润滑油，增加钢丝绳的挠性。钢丝绳的卷绕系统，对不同类型的起重机是不同的，在集装箱起重机中，钢丝绳防破断的安全系数如表2-1所示表2-1钢丝绳安全系数Tab.2-1Thesafetyfactorofrope机构载荷组合系数主起升机构LS+LLE（只考虑纵向方向）5.0-6.0俯仰机构俯仰循环中最大的线拉力最大线拉力，包括一套绳故障引起的冲击6.02.0小车运行机构TL+LS+LL+0.50WLO+LATT+张紧装置的影响5.02.1.2钢丝绳的选择钢丝绳的主要是在普通捻或称逆向捻（交捻）钢丝绳和顺向捻钢丝绳之间进行选择。两种类型最好都用钢丝绳芯，应当采用镀锌钢丝和始终全部润滑或加油脂润滑，抗拉强度应大约是1770N/mm²。安全系数，即最小破断力对正常工作载荷的比必须根据国家标准。钢丝绳工作时所受的最大拉力安全系数S=6钢丝绳破断拉力换算系数钢丝绳标准中给出的钢丝破断拉力的总和（2-1）查起重机设计手册表3-1-选用6x19普通捻钢丝绳表2-2钢丝绳主要性能Tab.2-2Themainpropertiesofwirerope钢丝绳直径钢丝总截面积/参考自重kg/100m钢丝破断拉力总和/N（不小于）钢丝绳/mm钢丝/mm18.51.2128.87121.82190002.1.3钢丝绳的寿命和维修影响钢丝绳寿命、磨损的主要因数是：绳的卷绕系统，钢丝绳系统的类型，卷筒和滑轮的直径，反向弯曲的影响，滑轮之间的距离，钢丝绳通过滑轮时的速度，钢丝绳正常工作载荷和最大载荷之间的比例，安全系数，即破断力对正工作载荷之比值，滑轮绳槽硬度的选择，钢丝绳和滑轮之间、钢丝绳和卷筒之间的偏角，钢丝绳的加油或润滑、及加油或润滑的周期，钢丝绳可能通过的赃物，磨料等的情况，内部和外部的锈蚀。偶然地，钢丝绳的寿命特别短是因为碰到船的箱格导向或舱口围板而发生机械的损坏。俯仰钢丝绳一般是每5年一换1次，有时甚至每10年换1次。因此，应定期检验钢丝绳和钢丝绳滑轮，加油脂是十分重要的。钢丝绳在制造时已在其内部和外部加过油脂，如果内部油脂不是很正确地加好，则钢丝绳的寿命会大大地缩短。2.1.4钢丝绳和滑轮或卷筒之间的压力虽然机械的损坏经常是造成钢丝绳要更换的原因，但拉力载荷和弯曲载荷是疲劳的主要原因。如果假设，钢丝绳运转在配合很好的绳槽中，则钢丝绳和绳槽之间的压力由下式给出。（2-2）式中p——钢丝绳槽中的压力,N/mm²；F——钢丝绳力，N；D/2——滑轮或卷筒的半径，mm；d——钢丝绳直径，mm。最大允许的压力是：——在钢Fe（S355）上，约7.0N/mm²；——在锰钢或合金钢上，约20.0N/mm²。2.2滑轮2.2.1滑轮的构造和材料滑轮用以支撑钢丝绳，并能改变钢丝绳的走向，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组，达到省力或增速的目的。承受负载不大的滑轮，结构尺寸较小，通常作为实体结构，用强度不低于铸铁HT200的材料制造。承受大载荷的滑轮，为了减轻重量，多做成筋板带孔的结构，用强度不低于铸铁HT200、球铁QT40-17和铸钢ZG230-450等材料制造而成。2.2.2滑轮的尺寸滑轮主要尺寸是滑轮直径D。起重机常用铸造滑轮，其结构尺寸已标准化（ZBJ80006，1-87）滑轮结果尺寸可按钢丝绳直径进行选定。工作滑轮的直径（2-3）式中——按钢丝绳中心计算的滑轮直径（mm）：——钢丝绳直径（mm）；——滑轮直径比例系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关(表2-3)表2-3轮绳直径比系数eTab.2-3Thediameterratioofroperounde机构工作级别eM1-M316M418M520M622.4M725M828这里选取M4e=18查起重机械安装使用维修检验手册（上）表2-1-51我们选用基本尺寸为下表的滑轮。表2-4滑轮参数Tab.2-4Pulleyparameters钢丝绳直径d基本尺寸参考尺寸RCMNS尺寸偏差>18～1910.5+0.4032.556411.518153.05.0120122.2.3滑轮组的倍率若不考虑滑轮中的摩擦和钢丝绳的僵性阻力，则单联滑轮组钢丝绳自由端的拉力为： （2-4）式中Q——被提升的物体质量（kg）；S——钢丝绳自由端拉力（N）；m——滑轮倍数率；g——重力加速度。滑轮组倍率m是省力滑轮组倍力数，也是增速滑轮组的增速倍数。（2-5）式中L——钢丝绳自由端移动距离；H——物品提升距离；——钢丝绳线速度；——物品的提升速度。单联滑轮组的倍率等于吊起物品钢丝绳的分支数。双联滑轮组可以看成是两个倍率相同，各起吊的单联滑轮组通过平衡滑轮并联而成，因此双联滑轮组的倍率等于吊起物品钢丝绳分支数的。滑轮组倍率的选定，对起升机构的总体尺寸影响较大。倍率增大，则钢丝绳分支拉力减小，钢丝绳直径、滑轮和卷筒直径也都减小，在起升速度不变时，需提高卷筒转数，即减小机构传动比。但倍率过大，会使滑轮组本身体积重量增大，同时也会降低效率，加速钢丝绳的磨损。起重量小时，选用小的倍率，随着起我重量增大，倍率相应提高，倍率增大，起升速度相应减小。桥式起重机常用的双联滑轮组倍率数见表3-3。这里所设计的是针对40ft的集装箱（40尺柜：内容积为11.8x2.13x2.18米，配货毛重一般为22吨，体积为54立方米），因此选取滑轮组倍率。表2-5桥式起重机常用双联滑轮组倍率Tab.3-3Thecommondouble-pulleyblockratioofbridgecrane额定起重量Q/t35812.51620325080100m12233445562.3卷筒2.3.1卷筒的类型选择卷筒是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件。其作用是卷绕储存和卷放钢丝绳并施于钢丝绳一定的拉力和速度。常用卷筒组类型有齿轮联接盘式、周边大齿轮式、短轴式和内装行星齿轮式。我们选用齿轮联接盘式卷筒，是目前桥式起重机卷筒的典型结构。齿轮联接盘式卷筒组为封闭式传动，分组性好，卷筒轴不承受扭矩；缺点是检修时需沿轴向外移卷筒。在绳索牵引机构中，钢丝绳的两端都在卷筒上固定。钢丝绳绕进或绕出卷筒时，钢丝绳偏离螺旋槽两恻的角度不大于，我们取。2.3.2卷筒的型式卷筒由铸造或焊接经机加工后制成。铸造卷筒一般采用不低于HT-200的灰铸铁，重要的卷筒可采用高强度铸铁或球墨铸铁。采用铸钢时，应不低于ZG230-450。焊接卷筒多采用Q235钢板弯卷焊接而成，重量轻，适宜于大尺寸卷筒。2.3.3卷筒主要几何尺寸计算几乎每一个国家都有其自己的关于钢丝绳滑轮或卷筒直径（D）对钢丝绳直径（d）的关系的标准。卷筒名义直径D（2-6）式中D——卷筒名义直径（卷筒槽底直径）；d——钢丝绳直径；e——筒绳直径比，由表4-1选取。这里选取M8的工作级别，e=25。卷筒名义直径卷筒计算直径（由钢丝绳中心算起的卷筒直径）表2-6筒绳直径比eTab.2-6Thediameterofropeanddrum机构工作级别eM1～M314M416M518M620M722.4M825卷筒上和滑轮内的都有绳槽，卷筒上的绳槽必须够深，以便正确地导向钢丝绳。绳槽计算简图见图4-1。图2-1卷筒绳槽Fig.2-1Rollgroove查起重机设计手册表3-3-3表2-7卷筒绳槽尺寸Tab.2-7Thesizeofrollgroove钢丝绳直径d绳槽半径标准槽形加深槽形R极限偏差>18～1910.5+0.2021.07.50.825.4卷筒的安全技术检验及报废标准①卷筒上钢丝绳尾端的固定装置，应有防松或自紧的性能。对钢丝绳尾端的固定情况，应每月检验一次。②缠绕的卷筒，端部应有凸缘。凸缘应高出量，应比最外层高出2倍钢丝绳直径或链条的宽度。③用于起升机构和变幅机构的卷筒，简体内无贯通支承轴的结构时，宜采用钢材制造。④卷筒上的钢丝绳工作时放出最多量时，卷筒的余留部分固定绳尾的圈数，至少还应缠绕2～3圈，以避免绳尾压板或楔套、楔块受力。⑤卷筒出现裂纹或卷筒壁磨损达原壁厚的20%时，应报废。2.4联轴器2.4.1岸桥常用的联轴器联轴器主要用来在两轴这间传递扭矩，补偿小量的角度与径向偏移，同时还能改善传动装置的动态特性。岸桥常用的联轴器有齿式联轴器、梅花弹性联轴器、万向联轴器、蛇型弹簧联轴器。起升、俯仰机构，大、小车运行机构电机与减速器之间使用的联轴器全为高速型，卷筒与减速器之间采用的联轴器则为低速型。岸桥各机构高速轴上使用的联轴器，必须锻钢制造、能润滑，并经过与其最高转数相匹配的动平衡。在人员通过的地方，联轴器装有可拆式防护罩。主起升、俯仰及小车的驱动联轴器应在不拆下各自的电机和减速器就在以分离。要防止润滑油因联轴器的旋转而飞溅到高速轴的制动盘上。加油必须适量。近年来，大量推广不需润滑的梅花弹性联轴器。2.4.2联轴器使用特性联轴器主要用来联接同轴线布置或基本平行的转轴，传递扭矩同时补偿少许角度和径向偏移，还能改善传递装置的动态特性,半联轴器有时可以兼作制动轮。起重机常用齿轮联轴器。表2-8联轴器使用特性Tab.2-8Theuseofcoupling联轴器名称使用范围允许使用偏差特点及应用许用转矩/N·m轴径/mm最高转速r/min径向/mm偏角CL型齿轮联轴器700~100000018~560300~3780*0.4~6.3≤30º承载能力高，工作可靠。重量较大，成本较高，对机器的安装精度要求不高，需良好的润滑。可用于正反多变、起动频繁的场合，起升、运行、回转和变幅机构均可使用2.4.3联轴器的性能参数表2-9齿轮联轴器参数Tab.2-9gearcouplingparameters型号许用转矩/N·m许用转速r/min轴孔直径d1d2dz轴孔长度LABDCL456002000505570112142125200250Ce转动惯量质量/kg1751102.5172836180.2134.93岸桥的驱动3.1岸桥的负载特点岸桥在选择一个驱动方案时，首先要考虑的是该驱动对象的负载特点。岸桥的负载有以下特点：（1）起升机构的负载是一个位能性负载，当箱重一定时，在任何转速下负载转矩总是保持恒定，而且负载转矩的方向也不随电机转速方向的改变而改变。（2）集装箱岸桥的载荷有效率是50％，即经常有一半时间是空吊具运行的。即使是在带箱的时候，也不都是满箱起吊额定负荷。为了提高生产效率，希望在轻载时能提高速度。负载转短与转速成反比，即形成恒功率控制。负载的恒功率性质是就一定的速度范围而言的，当负载很低时，受机械强度和电气系统特殊性的限制，转速不可能无限增大，一般恒功率调速范围为额定速度的2—2.5倍。（3）起升机构和小车行走机构都是间隔短时重复连续工作制，即对箱、吊箱、运行、对箱，周期性的起停或加减速，间隔很短。它要求具有良好的调速性能，除了要求有足够的热功率和起制动转矩外，还要考虑过载能力的迅速反应和电动机的良好通风散热。（4）起升机构负载下降的过程是一个能量转换的过程，此时的电动机处于发电状态。如何吸收这部分位能，是岸边集装箱岸桥控制必须解决的问题。3.2驱动系统近年来，随着微处理器和半导体技术的发展，交流变频调速理论不断发展，大功率变频器的性能和可靠性的不断提高，岸桥控制上越来越多地使用了交流变频技术。各大电气剥造商相继推出了自己的交流控制系统，使这项控制技术日趋成熟。实践证明这种交流控制系统具有许多优点：(1)交流电机无需整流子和调换电刷，减少了维护工作量、防护等级高，节省了大量维修费用和维护时间。(2)变频器加装直流电抗器以后，整体装置的功率因素高于0.9；如采用正弦波滤波器，功率因素接近于1。(3)考虑到维护的费用，交流系统有一定的价格优势，且随大容量主电路元件的开发运用，变频驱动的价格尚有较大的下降空间。驱动系统的组成部分如图所示，A.变频调速器B.异步电机C.编码器（也可不用）。图3-1驱动系统示图Fig.3-1Drivesystems这里选用YTSZ系列冶金及起重用变频调速三相异步电动机。3.3起升电机的功率计算为了计算起升电机功率，必须考虑以下各项：（a）正常起升时的阻力；（b）加速旋转是质量的惯性阻力；（c）加速线形运动的质量的惯性阻力。负荷的质量Q=220kN负荷的最大速度v=60m/min=1m/s所有齿轮传动和钢丝绳滑轮组的效率η=0.90电机转速n=1000r/min电机轴上的电机、滑轮、齿轮箱转动惯量:（3-1）加速时间负荷的加速度（3-2）正常起升（满载最高速度）的阻力：（3-3）（3-4）2．加速旋转的质量的惯性阻力矩：（3-5）（3-6）（3-7）3.加速线形运动质量的阻力：（3-8）（3-9）（3-10）相加：1.名义（正常）起升2.旋转质量加速3.直线运动质量加速总计在加速期间，电机能在有限的时间内传递更大的力矩，这样可以从约140%变化到250%这样多。电机必须能提供相应地（3-11）(小于，于是可用)选取电机满足：；；S-60%额定工作制。选用2个提升电机，则需要2个为122kW的电机。查机械设计手册表16-1-74选用YTSZ315M1-6变频速三相异步电动机2个。表3-1起重电动机参数Table3-1Theparametersliftingmotor型号标准功率/kW额定电流/A额定转矩/N·m额定转速r/min转动惯量/kg·m质量/kgYTSZ315M1-61252051050.3100034.710253.4小车运行电机功率的计算我们选用直接驱动小车，对于由电机直接驱动的小车，在恶劣的天气条件下，必须考虑驱动车轮和轨道之间打滑的可能性。要考虑的因素主要是：1)．正常运行的阻力；2)．供电或拖令系统的阻力；3)．风对小车负荷的作用的阻力；4)．加速旋转的质量的惯性的阻力；5)．加速线形运动的质量阻力。主要性能 小车运行速度（m/min）v=150m/min（m/s）v=2.5m/s小车质量（t）总负荷质量（t）总质量（t）小车车轮阻力（kN/t）f=5kg/t=0.05kN/t齿轮传动效率（包括钢丝绳滑轮）起升绞车在小车的直接驱动小车的起重机,风的作用：,加速时间加速度电机转速车轮直径电机和车轮之间减速比（3-12）旋转部分转动惯性之和（kgm²）由于供电施令系统的阻力，取3kN１．正常运行的阻力：（3-13）（3-14）２．拖令系统的阻力：（3-15）（3-16）３．风的阻力：（3-17）（3-18）４．加速旋转的质量的惯性阻力：（3-19）（3-20）（保留在驱动内部）（3-21）5．加速线形运动质量的阻力：（3-22）（3-23）相加：（直接驱动小车）车轮上驱动力（kN）需要电机功率(kW)1.正常运行2.拖令系统3.风载q=150N/m²正常运行+风载，总计相加：（加速期间）车轮上驱动力（kN）需要电机功率(kW)1.正常运行2.拖令系统3.风载q=150N/m²4.加速旋转部分加速线性运动质量加速期间，总计为控制轨道和车轮之间的打滑，现在需要的电机功率必须大于和。是电机的最大力矩系数，不应大于2。所以∑N必须大于65.5kW和必须大于取。4个车轮都是驱动车论，则直接驱动的小车，需要4个为16.5kW的电机。查机械设计手册表16-1-74选用YTSZ200M1-6变频速三相异步电动机4个表3-2小车电动机参数Table3-2parametersMotorVehicles型号标准功率/kW额定电流/A额定转矩/N·m额定转速r/min转动惯量/kg·m质量/kgYTSZ200M1-6224521010002.90.43004减速器4.1减速器的基本型式减速器是起重机上的重要传动部件。它的作用是把电机的高转速，降低到各机构所需要的工作转速。由于封闭齿轮转动结构形式的减速器，齿轮都装在密封的外壳内，灰尘进不去，润滑良好，维修方便使用耐久，所以在起重机上绝大多数都采用封闭式减速器。起升机构的传统布置方式要求采用中心高度小、重量轻的卧式平行轴减速器。减速器的输入轴和输出轴在箱体的同一侧，为了保证电动机和卷筒这间有一定的间距，减速器的中心距不能太小。由于卷筒的一端直接支承在减速器输出轴轴端上，要求输出轴端能承受较大的径向力。桥式起重机运行机构较多采用立式安装的减速器。QJ型减速器系列主要用于起重机的起升机构运行机构和电机变幅机构。减速器的箱体为焊接结构，外行美观，自重轻，单位重量传递的扭矩较大，立式和卧式减速器统一于一种结构型式，从而减少了产品的种类，有利于组织生产。QJ型减速器的工作条件为：1).齿轮圆周速度不大于15m/s；2).高速轴转速不大于1500r/min；3).工作环境温度为-25～+45ºC；4).可正反两向旋转；5).输出轴瞬时最大扭矩允许为额定扭矩的2.7倍。4.2减速器的选择公称传动比：起重电机我们选用公称传动比为10的两级QJR200-10ⅡPL型减速器。表4-1减速器中心距Tab.4-1centerdistancereducer低速级中心距中心距两级总中心距400280680低速级中心距为名义中心距高速轴采用圆柱轴伸，平键联结。低速轴为P型圆柱轴伸，平键联结。表4-2高速轴参数Tab.4-2Parametersofaxishigh-speed名义中心距/mm高速轴伸/mm低速轴伸/mmNS型KP型40028514065186934013020032137图4-1减速器高速轴伸Fig.4-1Axisextendinghigh-speedofreducer表4-3减速器技术参数及承载能力Tab.7-3Thereducer’stechnicalparametersandcarryingcapacity输入轴转速名义中心距许用输出扭矩公称传动比100最大许用径向载荷高速轴许用功率1000280750073210004.3减速器的安全技术检验1）减速器的验收10．总的转动惯量11．在按下紧急停止按钮之后，在（是制动器进去动作的时间）之内由使负荷减速：在这里是负值12．在后，起动的制动器在电机轴如下的转速下开始机械制动：13．这时电机和制动器的转速：14．卷筒上钢丝绳这时的速度：15．有效的制动力矩：16．有效的制动时间：（8-28）17．总的制动时间：18．制动期间钢丝绳在卷筒上的位移：——在时间内在卷筒上的位移（m）;——在s内制动是在减速期间，在卷筒上的位移（m）。19．在紧急停止期间吊具和负荷在起升方向的总位移（见图5-4）：图5-4起升：紧急停止Fig.5-4Lifting:emergencystop5.3.2以电机全力矩制动起重机司机起升负荷通过“电气制动”使铰车停止来停止负荷。电气全力矩将作为制动力矩。1．吊具加负荷的重量Q（kN）：Q=220kN2．在卷筒上的钢丝绳的力L（kN）：其中n=53．电机轴上的力矩：卷筒直径齿轮箱速比齿轮箱效率4．负荷下降速度v(m/min):5．卷筒上钢丝绳速度:6．卷筒转速（r/min）：7．电机转速（r/min）：8．电机轴上从电机、制动器轮和齿轮箱的转动惯量：9．从吊具加负荷算到电机轴上的转动惯量：10．总的转动惯量11．制动立即开始，以名义电机力矩（2个电机总计）N=240kW在n=1000r/min时12．制动器机械制动时电机轴的旋转速度：13．有效的制动时间：14．在制动期间卷筒上钢丝绳的位移：15．在电气制动期间，吊具和负荷在起升方向的总位移（见图5-5）：图5-5起升：全电机力矩电气制动Fig.5-5Lifting:fullmotortorquefromtheelectricbraking5.4在起重设备上制动器的安全检验1）动力驱动的起重机，其起升、变幅、回转、运行机构都必须装设制动器。人力驱动的起重机，其起升和变幅机构必须设制动器或停止器。2）起升、变幅机构的制动器必须是常闭式的。3）新安装的起重设备，必须按设计要求测试制动器的性能。4）对分别驱动的运行机构制动器，其制动器动力矩应调相等，避免引起运行歪斜，车轮。5）制动器应调整适宜，开闭灵活，制动平稳可靠。起重鸡进行载荷实验是应作检查。6）制动轮摩擦面应接触均匀，不得有影响制动性能的缺陷或油污。检测时，应用塞尺，插满深度不大于制动器衬垫宽度的1/3，在接触面长上不小于2个测点，取最大间隙值。7）制动轮的温度，一般不应高于环境温度的120ºC。检查时，可通过观察制动垫有无烧焦现象或有无焦糊味作出判断。8）制动轮安装良好，键及联接件不得有松动现象。9）制动器的操纵部位，如踏板、受柄等，应有防滑性能。10）盘式制动器松闸时的间隙不得小于0.6mm，但不得大于1.5mm，且两边间隙和压力大小应一致。11）制动器的零件，出现下述情况之一时，应报废：①裂纹；②制动摩擦垫片厚度磨损达原厚度的50%。③弹簧塑性变形；④轴或轴孔直径磨损达原直径的5%；⑤起升、变幅机构的制动轮、制动摩擦面的厚度磨损达原厚度的40%。6轨道和车轮6.1轨道起重机的运行轨道有三种：起重机钢轨、P型铁路钢轨和方钢。方钢可看作是平顶钢轨，由于对车轮的磨损大，现在已很少用。钢轨通常用含碳、锰较高的钢材（C=0.5%～0.8%、Mn=0.6%～1.5%）轨制成。起重机钢轨的典型材料为U71Mn,方钢主要用Q275的方钢或扁钢制成。这里选取起重机小车运行的轨道型号为P38。查起重机械·安装使用维修检验手册表2-1-128起重机轨道表6-1小车轨道参数Table6-1Theparametersofcarorbitalmm轨道型号P3813427.76811443.966.767.330013图6-1小车轨道简图Fig.6-1Trolleytracksketch检查钢轨、螺栓、夹板有无裂纹、松脱和腐蚀。如发现裂纹应及时更换新件，如有其余缺陷应及时修理。钢轨上的裂纹可用线路轨道探测器检查，裂纹有垂直轨道的横裂纹，也有顺着轨道的纵向裂纹和斜向裂纹。如果产生较小的横向裂纹可采用鱼尾板联接；斜向或纵向裂纹则要去掉有裂纹部分，换上新的轨道。钢轨顶面如有较小的疤痕或损伤时，可用电焊补平，在用砂轮打光。轨顶面的侧面磨损都不应超过3mm。鱼尾板的联接螺栓不得少于4个，一般应有6个。小车轨道，每组垫铁不应超过两快，长度不应小于100mm，宽度应比钢轨底宽10～20mm，两组垫铁间距不应小于200mm。垫铁与轨道底面实际接触面积不应小于名义接触面积的60%，局部间隙不应大于1mm。钢轨标准长度为：9，9.5，10，10.5，11，11.5，12，12.5m。6.2计算起重机运行车轮的直径按照车轮踏面与轨道顶部形状的不同，其接触处可能是一直线（实际是矩形面积），称为线接触，也可能是一点（实际是小椭圆面积），称为点接触。线接触的受力情况较好，但往往由于机架变形和安装偏差等因素，使线接触应力分布不尽人意，因而在起重机的运行机构中常常采用点接触结构。起重机车轮所承受的载荷与运行机构会去系统的载荷无关，可直接根据起重机外载荷的平衡条件求得。计算平均轮压如下：（6-1）式中——平均车轮负荷（kN）；——最大车轮负荷（kN）；——最小车轮负荷（kN）；C——工作制系数，考虑起重机1个小时的工作时间。工作制是40%C=1:对于Fe600或Fe700的制造轨道为700kN/cm²轨道宽：K（cm）轨道曲率半径：r（cm）：车轮直径（6-2）查起重机械·安装使用维修检验手册(上)表2-1-118选用车轮DYL-500GB4628-84。表6-2小车车轮参数Tab.6-2Theparametersofcarwheels基本尺寸/mm参考尺寸/mm参考质量/kgDD1BB1DB2CBXYSd1d2D2D3Rr500540130140130701020604020540430320205115.86.3车轮的安全检验1）车轮滚动面车轮滚动面的径向跳动不应大于直径的公差，滚动面除允许有直径d≤1mm,深度h≤3mm,并不多于5处麻点外，不允许有其他缺陷，也不允许焊补。圆柱形滚动面两主动轮直径偏差应不大于名义直径的1%。在使用过程中，滚动面剥离，摩伤的面积大于200mm²,深度大于3mm，应重新加工，轮圈厚度减少不应超过15%。当运行速度低于50m/min时，车轮椭圆度应小于1mm;当运行速度高于50m/min时，椭圆度不应大于0.5mm。2）轮缘①车轮轮缘的正常磨损可以不修理，当磨损量超过轮缘的名义厚度的50%，应更换车轮。②轮缘厚度变曲形达原厚度的20%，应报废。3）装备后检验车轮装配后基准端面的摆幅不得大于0.1mm，径向跳动在车轮直径公差的范围内，轮缘或轮毂的壁厚偏差不应大于3mm。装配好的车轮，应能用手灵活的扳转。当车轮装于圆锥滚子轴承时，轴承内外圈间允许有0.03～0.18mm的轴向间隙，当采用其他轴承时。则不允许有轴向间隙。7结论本文设计了岸边集装箱起重机的总体机构及各部重要零件，完成了设计要求。根据现场工况对设备的要求集装箱的毛重，确定了钢丝绳、集装箱的型号，并根据钢丝绳的直径，选取了滑轮和卷筒，根据起重运行阻力，选取合适功率的驱动电动机，确定起重机的制动、和相关的减速装置。根据行走小车的重量选取了小车车轮、轨道和相关零、部件，完成岸边起重机整体设计。同时获取各零件的形状、结构、尺寸和位置等。由于本人的水平和时间有限，具体的细节方面设计的还不够完善，还请老师指导和改正。致谢经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在这里首先要感谢我的导师康文龙。他平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是康文龙老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了敬佩康文龙老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才会顺利完成。最后感谢辽宁工程技术大学四年来对我的大力栽培。参考文献[1]张质文.起重机设计手册[M]．中国铁道出版社1997[2]万力．起重机械（上）[M]．冶金工业出板社，2000．[3]万力．起重机械（下）[M]．冶金工业出板社，2000．[4]刘建勋．电动滚筒设计与选用手册[M]．化学工业出版社，2000．[5]陈敢泽.现代起重机管理与实用技术[M]．科学出版社2000[6]成大先．机械设计手册第三版第2卷[M]．化学工业出版社，1993．[7]崔碧海.起重技术[M]．重庆大学出版社2006[8]岸边桥式起重机技术新进展[J]．2001,2:24～27[9]确定岸边集装箱起重机的规格[J]．水运工程,2002,11:42～45．[10]Ing.J.Verschoof.CranesDesign,PracticeAndMaintenance[M]ShanghaiScientificandTechnicalPublishers2002附录A动力减振镗杆结构参数优化摘要：深孔镗削过程中，镗杆不可避免产生振动，影响孔的加工质量，为了提高加工质量，本文针对动力减振镗杆建立力学模型，通过对模型的研究得出减振器的最优参数，应用ADAMS动力学仿真软件和试验验证了理论优化的正确性。通过和普通镗杆对比分析，结果表明动力减振镗杆有效地达到了减振效果。关键词：减振器结构；动态性能；参数优化1．引言在深孔镗削过程中，受到孔的尺寸限制，镗杆长径比较大，刚度小，固有频率低，在受到机床自身激励和外部激励时，很容易发生振动，影响工件的加工精度和表面质量。三菱公司通过减轻镗杆头部的的重量来提高镗杆的刚度，美国Kenametal公司生产的减振镗杆(最大长径比L/D=8)主要采用特殊材料来提高镗杆静刚度,这些方法受到长径比的限制。动力减振镗杆可以进一步提高长径比，在深孔加工方面具有很大的优势。Warburton通过对附加在镗杆上的减振器的参数进行优化来实现对主系统的减振，减振器包括弹簧，阻尼和减振块。在载荷作用下，JiaJangWu研究了减振器螺旋弹簧的惯性效应对镗杆动态特性的影响。FelipeAntonioCheguryViana等人基于蚁群算法设计出可调动态减振器。这些方法所设计出的动力减振镗杆成本较高，结构复杂，维护麻烦，当前应用不广泛。针对上述问题，下面将采用虚拟样机技术，在ADAMS环境下进行减振器结构优化，最后进行实验验证，通过对比分析，表明理论优化的结果、仿真结果和实验结果基本一致，降低了设计成本。2．动力减振镗杆理论及建模动力减振是将主系统的能量转移到减振器系统上，减小主系统的振动。减振镗杆结构如图1所示，建立的力学模型如图2所示。动力学方程可表示为主系统的振动幅值为对不同的ξ值所作出的主系统的幅频响应曲线如图3所示，当ξ=∞时，镗杆和减振器之间没有相对运动，成为单自由度系统，时其幅频曲线只有一个峰值，等效于普通镗杆。当ξ介于0和∞之间时，系统为两自由度，产生两个共振点。阻尼的存在使主系统的共振幅值减少，但并不能完全消除主系统的振动。图3中所有的曲线都相交于P、Q两点,表明P、Q两点的频率和幅值与ξ的变化无关，得出方程式为求出P、Q两点的频率,带入(2)式得到P、Q两点的幅值。从(2)、(3)式可以看出，对确定的主系统而言，幅值和频率取决于减振器的质量和弹簧。减振器最理想的结构参数应该是在P、Q两点达到峰值，并且数值相等。根据这种思路，可按下述步骤选择减振器的最优参数。对于确定的主系统和选定的减振块质量，结构最优参数解为：进而确定减振器的刚度在P、Q两点取驻点的条件下，求得减振器的阻尼率ξ3．动力学仿真为了验证所建模型的有效性，在ADAMS环境下进行仿真。应用ADAMS中有限元模块将镗杆杆体模型转变成柔体，在刀头端部创建输入和输出通道，然后进行系统的振动分析，通过仿真计算，在后处理模块中得出系统的模态和频响函数。减振器初始参数，，。镗杆杆体的结构尺寸：直径D=0.016m,长度L=0.192m,长径比为12:1；材料属性：密度ρ=7801kg/m，弹性模量E=2.07E+011N/m2，泊松比ν=0.29。根据结构图建立振动模型。减振块质量的变化对幅频曲线的影响。当m2=0.02kg时，得到前两阶自然频率为253Hz和452Hz,共振时的最大幅值为-95.16dB和-103.3dB；当m2=0.10kg时，前两阶的自然频率为128Hz和406Hz，共振时的最大幅值为-95.2dB-95.3dB。对不同的质量值绘制主系统的幅频响应曲线如图4所示。可以看出自然频率随着减振块质量的增加而降低，当外部激励的频率与主系统的自然频率接近时，可以通过修改减振块质量的方法来避免发生共振，而减振块质量对幅值的影响不敏感。图4频响函数随质量变化曲线阻尼的变化对幅频特性曲线的影响。当c2=10Ns/m时，前两阶自然频率为253Hz和452Hz,共振时最大幅值为-94.75dB和-103.24dB；c2=2Ns/m,前两阶的自然频率为253Hz和452Hz,共振时最大幅值为-90.11dB,和-95.49dB。图5为振动分析后绘制的频响曲线图，表明阻尼的变化对幅值的影响比较大，幅值随阻尼的增大而减小，当共振不可避免时，通过修改阻尼来减小振幅，而阻尼对自然频率的影响不太明显。图5频响函数随阻尼变化曲线刚度的变化对幅频特性的影响。当刚度k2=10kN/m时，前两阶的自然频率为253Hz和452Hz，共振时的最大幅值为-94.71dB和-108.20dB;当k2=200kN/m时，前两阶的自然频率为284Hz和898Hz,共振时的最大幅值为-90.27dB和-110.06dB。图6为绘制的频响函数图，表明自然频率随刚度的增加而增大，刚度的变化对幅值的影响比较大，通过修改刚度可避免共振和调整幅值。图6频响函数随刚度变化曲线4．减振优化根据动力减振镗杆振动分析模型，以减振器的刚度和阻尼作为设计变量，使用ADAMS中View变量和振动宏作为目标函数，使目标函数最小。约束条件为振动幅值小于减振器和镗杆内腔之间的距离，优化采用OPTDES-GRG广义递减梯度算法。参数优化的目的就是在给定的镗杆结构和减振块质量一定的条件下，优化出减振器的刚度和阻尼参数，当采用最优参数时主系统的振动幅值最小。当减振块质量m2=0.02144kg，优化后的曲线和普通镗杆曲线如图7所示。图7普通镗杆和优化后减振镗杆优化后减振器的参数是k2=58662N/m，c2=22.34Ns/m，前三阶的自然频率为228Hz、309Hz和392Hz,前两阶的自然频率的比值0.7378，根据公式(4)计算出前两阶自然频率的比值为0.7376,相对误差为0.04%。仿真优化的阻尼率为0.221,公式(6)得出的阻尼率为0.216,相对误差为2.2%。根据上述定量分析，得出仿真优化和理论优化结果基本一致，表明仿真优化有效可行。从图7中可以看出，在激励条件不变的情况下，与普通镗杆相比，减振镗杆的振型得到明显的改善，振型变得更加光滑，幅值也明显减小。共振时最大幅值为-102.33dB，根据信号处理理论，实际幅值和曲线幅值的对应关系Magnitude为仿真曲线幅值，根据上式得到实际振幅为0.0076mm。普通镗杆与优化减振镗杆对比见下表，表明在长径比较大的情况下，动力减振镗杆振动幅值仅是普通镗杆幅值的23%，具有很好的减振效果。5.结论在动力学仿真技术的基础上，较为系统的探讨了动力减振镗杆的动态特性，以及减振器参数的变化对主系统的影响，并对参数进行优化，参数优化结果和理论优化结果吻合良好，最后通过和加工范围。该方法对于进一步提高深孔加工领域的水平和相关技术的研究具有十分重要的理论意义和实际应用价值。参考文献[1]DGLee,HYHwangandJKKim.Designandmanufactureofacarbonfiberepoxyrotatingboringbar[J].CompositeStructures,2003,60(1):115～124.[2]SANJIGTEWANI,KEITHEROUCHandBRUCELWALCOTTAstudyofcuttingprocessstabilityofaboringbarwithac2tivedynamicabsorber[J].IMach.ToolsManufact1995,35(1):91～108.[3]GBWarburton.Optimumabsorberparametersforminimizingvibrationresponse[J].JournalofEarthquakeEngineeringandStructuralDynamics,1981,9:251～262.[4]Jia-JangWu.Studyontheinertiaeffectofhelicalspringoftheabsorberonsuppressingthedynamicresponsesofabeamsubjectedtoamovingload[J].JournalofSoundandVibration.2006,297(3-5):981～999.[5]FelipeAntonioCheguryViana,GiovanniIaminKotinda,Tuningdynamicvibrationabsorbersbyusingantcolonyoptimization[J].ComputersandStructures,2008,86(13～14):1539～1549.[6]邵俊鹏,秦柏.基于ADAMS的动力减振镗杆仿真分析[J].机械设计与研究,2008,24(1):84～88.[7]师汉民.机械振动系统—、分析测试建模对策[M].武汉:华中科技大学出版社,2004.附录BAStudyofOptimumParametersofABoringBarwithPassiveDynamicAbsorberAbstract:ThevibrationoftheboringbardirectlyaffectstheprocessingqualityinthedeepholemachiningInordertoimprovetheprocessingquality,theoreticalmodelofaboringbarwithpassivedynamicabsorberhasbeendevelopedandderivedtheoptimumparametersoftheabsorberBoththedynamicsimulationbasedonADAMSandtheexperimentswereconductedtoverifythetheoryComparingwithboringbar,numericalresultsrevealthatboringbarwithdynamicabsorberhastheeffectofvibrationdecrease.Keywords:passivedynamicabsorberstructure;dynamiccharacter;optimumparameterIntroductionIntheprocessofdeep-holeboring,restrictedbythesizeofholes,boringbarlargeraspectratio,stiffnessofsmall,lownaturalfrequencies.Inspiredbythemachineitselfandexternalincentives,itispronetovibration,impactonthemachiningaccuracyandworkpiecesurfacequality.Mitsubishiboringbarbyreducingtheweightoftheheadoftheboringbartoincreasethestiffness,theUnitedStatesproducedKenametalvibrationboringbar(maximumaspectratioL/D=8)themainuseofspecialmaterialstoincreasethestaticstiffnessboringbar,whichaspectratiomethodbytherestrictions.Drivingforceforboringbarvibrationcanbefurtherenhancedaspectratio,andhasgreatadvantageinthedeepprocessingof.Throughthepoleattachedtotheparametersoftheshockabsorber,Warburtonachievethemainsystemofthevibration,shockabsorber,includingsprings,dampersanddampingblock.Intheload,JiaJangWustudiedcoilspringshockabsorberoftheinertialeffectonthedynamicpropertiesofboringbarimpact.FelipeAntonioCheguryViana,whodesignedtheAntColonyAlgorithmBasedonDynamicadjustableshockabsorber.Thesemethodshavethepowertodesignhighcostofboringbarvibration,structuralcomplexity,themaintenanceoftrouble,thecurrentapplicationisnotwidespread.Thefollowingwillbeusedvirtualprototypingtechnologyinresponsetotheseproblems.IntheADAMSenvironmentdamperstructuraloptimization,andfinallytocarryoutexperiments.Bycomparingtheanalysisresultsshowthatthetheoryofoptimization,simulationresultsandexperimentalresultsarebasicallythesame,lowerdesigncost.2.DrivingforceforboringbarvibrationtheoryandmodelingDampingisthemaindrivingforcefortheenergytransfersystemtotheshockabsorbersystemtoreducethevibrationofthemainsystem.BoringbarvibrationstructureasshowninFigure1,theestablishmentofthemechanicalmodelshowninFigure2.Kineticequationcanbeexpressedas1.thebodyofBoringBar2.rubberring3.gasket4.dampingblock5.damping6.blocking7.segmentFig.1BoringbarvibrationstructureFig.2theestablishmentofthemechanicalmodeThemainsystemforthevibrationamplitudeFordifferentvaluesofthemainsystembytheamplitude-frequencyresponsecurveasshowninFigure3.Fig.3differentdampingratioofvibrationamplitude-frequencycharacteristiccurveWhenξ=∞,theboringbarandthereisnorelativemotionbetweentheshockabsorber,asingledegreeoffreedomsystem,whenamplitude-frequencycurveisonlyonepeak,equivalenttoanordinaryboringbar.Whentherangeofξbetween0and∞,thesystemoftwodegreesoffreedom,resultinginthetworesonancepoints.Theexistenceofthedampingoftheresonanceamplitudeofthemainsystemtoreduce,butitdoesnotcompletelyeliminatethevibrationofthemainsystem.Figure3areallofthecurvesintersectatP,Qtwopoints,indicatingthatP,Qtwopointsandthefrequencyandamplitudechangesinξhasnothingtodo,cometotheequationforCalculatedP,QtwopointsinthefrequencyInto(2)tobeP,Qtwopointsoftheamplitude.From(2),(3)stylecanbeseenthatthemainsystemfordetermining,theamplitudeandfrequencydependonthequalityshockabsorberandspring.StructuralparametersofthebestshockabsorbershouldbeintheP,Qtwopointstoreachthepeak,andthesamevalues.Accordingtothislineofthought,accordingtothefollowingstepstoselecttheoptimalparametersofshockabsorber.Forthedeterminationofthemainsystemandtheselectedblockdampingquality,thestructureoftheoptimalsolutionfortheparameters:TodeterminethestiffnessofshockabsorberInP,Qtwopointsfromstagnationconditions,theshockabsorberdampingrateobtainedξ3.DynamicsSimulationInordertoverifythevalidityofthemodel,ADAMSinthesimulationenvironment.ADAMSapplicationmodulesinthefiniteelementmodelboringintoflexible,intheheadendofthecreationofinputandoutputchannel,andthenthevibrationsystemanalysis,throughsimulation,inthepost-processingmoduletodrawmodalsystemandfrequencyresponsefunction.Theinitialparametersofshockabsorberm2=0.02144，k2=10kN/m，c=10Ns/m。Thesizeofboringstructure:diameterD=0.016m,lengthL=0.192m,aspectratioof12:1.Materialproperties:densityρ=7801kg/m,young'smodulusE=2.07E+011N/m2,poisson'sratioν=0.29.Dampingblockchangesinthequalityoftheeffectsofamplitude-frequencycurves.Whenm2=0.02kg,thefirsttwo-ordernaturalfrequencyof253Hzand452Hz,themaximumamplitudeatresonanceforthe-95.16dBand-103.3dB;whenm2=0.10kg,orderthefirsttwonaturalfrequencyof128Hzand406Hz,themaximumamplitudeatresonanceforthe-95.2dB-95.3dB.Thequalityofthedifferentvaluesofthemainsystemmappingamplitude-frequencyresponsecurveshowninFigure4.Ascanbeseenasthenaturalfrequencyofvibrationpiecestoreducetheincreaseinquality,whentheexternalexcitationfrequencyandthemainsystemclosetothenaturalfrequency,theycanblockthequalityofvibrationbymodifyingthewaytoavoidtheoccurrenceofresonance,whilethedampingqualityoftheblocknotsensitivetotheeffectsofamplitude.Amplitude/dBBAmplitude/dBBFrequency/HzFig.4WiththequalityoffrequencyresponsefunctioncurveChangesindampingcharacteristicsoftheamplitude-frequencycurves.Whenc2=10Ns/m,thefirsttwo-ordernaturalfrequencyof253Hzand452Hz,maximumamplitudeoftheresonanceforthe-94.75dBand-103.24dB;c2=2Ns/m,thefirsttwobandsof253Hznaturalfrequencyand452Hz,maximumamplitudeoftheresonanceforthe-90.11dB,and-95.49dB.Figure5afterthedrawforthevibrationanalysisofthefrequencyresponsecurve,indicatingthatchangesindampingtheim