悬臂起重机毕业设计说明书1

*学院*毕业设计说明书1 绪论1.1 课题的背景悬臂起重机是近年发展起来的中小型起重装备，结构独特，安全可靠，具备高效、节能、省时省力、灵活等特点，三维空间内随意操作，在短距、密集性调运的场合，比其它常规性吊运设备更显示其优越性。本产品广泛应用于各种行业的不同场所。悬臂起重机工作强度为轻型，起重机由立柱，回转臂回转驱动装置及电动葫芦组成，立柱下端通过地脚螺栓固定在混凝土基础上，由摆线针轮减速装置来驱动旋臂回转，电动葫芦在旋臂工字钢上作左右直线运行，并起吊重物。起重机旋臂为空心型钢结构，自重轻，跨度大，起重量大，经济耐用。定柱式悬臂起重机又称立柱式悬臂起重机，起重量在125Kg-5000Kg，定柱式旋臂吊具有结构新颖、合理、简单、操作方便、回转灵活、作业空间大等优点，是节能高效的物料吊运设备，可广泛适用于厂矿、车间的生产线、装配线和机床的上、下工作及仓库、码头等场合的重物吊运。定柱式旋臂吊根据其旋臂所使用型钢的不同可以分为：BZD型和BZD-JKBK型。近年来，随着电子计算机的广泛应用，许多起重机制造商从应用计算机辅助设计系统（CAD），提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。根据市场调查预测的统计数字和积累的资料、图表、图线规律，在严密的科学理论指导下，拟定起重机结构、机构、部件等多层次的标准化、模块化单元。起重机采用模块单元化设计，不仅是一种设计方法的改革，而且将影响整个起重机行业的技术、生产和管理水平，老产品的更新换代、新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进，只需针对几个需要修改的模块；设计新的起重机只需选用不同的模块重新进行组合；提高了通用化程度，可使单件小批量的产品改换成相对批量的模块生产。亦能以较少的模块形式，组合成不同功能和不同规格的起重机，满足市场的需求，增加竞争能力。随着我国国民经济建设进一步深入，商品流通量大幅度增加，交通运输业快速发展，起重运输机械的需求量越来越大，其实用性能的要求也越来越高。悬臂起重机设备，非常适用五吨以下的工件定点频繁起吊运输。在机械加工领域，悬臂起重机具有强大的购买市场和广阔的发展前景。1.2国内外定柱式悬臂起重机的现状与发展前景1.2.1 国内起重机现状及发展趋势中国的起重机产业诞生于上世纪70年代，经过40余年的发展，经历了70年代引进苏联技术，80年代初引进日本技术和90年代初引进德国技术等三次主要技术改进，始终走着一条自主创新的道路。2000年以来，随着国内外技术交流的日益频繁和国产自主研发能力的显著增强，更多的国外先进技术被成功引进应用，并进行了自主创新，获得自主知识产权。随着国产起重机产业制造水平的全面提升，与国外先进技术的差距不断缩小，中国起重机产品开始在国际市场上体现出明显的竞争力。悬臂起重机设备属于通用机械，在二十多年高速发展过程中，已经逐渐实现了规模化、集团化、机械化。在辅助加工生产中和自动化的作用，大大提高了劳动生产效率，减轻工人劳动强度。具有工作平稳可靠，操作维护简单、方便等优点。根据当前我国情况来看，机械工业处于上升势头，汽车工业、机动车行业都处于强省发展期。专家预测，随着国民经济的的增长，机械行业有很长一段时间处于旺盛发展阶段，整体机械行业以及未来发展过程中，悬臂起重机的使用处于不可替代、不可缺少的地位，在整体工业化过程中发挥着重要的辅助生产的作用。因此，我们在设计中应大胆采用先进的设计理念，充分利用计算机辅助工艺规划、计算机辅助制造、柔性自动化系统等新技术、新工艺，缩短设计和生产周期、降低成本，调整产品结构、企业结构，增强企业参与市场竞争的能力，使中国起重机制造行业赶上世界先进水平。1.2.1 国外起重机现状及发展趋势近二十年来，世界工程起重机行业发生了很大变化，世界工程起重机市场进一步趋向一体化。目前世界工程起重机年销售额已达75亿美元左右，主要生产国为美国、日本、德国、法国、意大利等，世界顶级公司有十多家，主要集中在北美、亚洲（日本）和欧洲。美国既是工程起重机的主要生产国，又是最大的世界市场之一。但由于日本、德国起重机工业的迅速发展，美国厂商在世界市场获取的主导地位逐步受到削弱，从而形成了美国、日本和德国三足鼎立之势。1.3 本设计的主要内容、目标和方法1.3.1主要内容该课题是以定柱式悬臂起重机的结构设计为主要内容的机械产品设计，课题涉及机械结构与传动、机械加工与装配等。其中，分析了该起重机所要求实现的功能和相应结构，了解起重机的工作原理，基本结构，系统组成及功能，掌握PROE的使用技术并完成桥式起重机的三维建模，绘制关键零部件的二维工程图，并学会运用软件做有限元分析。参考其他文献可知，定柱式旋臂起重机主要由上立柱、下立柱、主梁、主梁拉杆、起升机构（电动葫芦）、回转机构、电气系统、爬梯及检修平台组成，其结构紧凑，体积小，操作方便可靠。本研究主要是对该起重机的悬臂梁设计及旋转功能部分的机构设计及参数的选择。包括起升，回转，变幅及金属结构的设计。最终使其能很好地实现起重机的运行，而且互不干涉且配合良好。并且通过此次设计，要提高自己的分析问题和解决问题的能力，将自己所学运用到实际的工作中，提高自己的实践能力。此次设计主要取长补短，利用现有各种关于起重机械技术的优点，结合实际对定柱式旋臂起重机做出更合理的设计。1.3.2目标本次设计为2T定柱式悬臂起重机，完成了定柱式悬臂起重机悬臂和立柱等构件的设计验算。功能实现合理，结构简单适用，工作可靠。1.3.3方法悬臂起重机由立柱，回转臂回转驱动装置及电动葫芦组成，立柱下端通过地脚螺栓固定在混凝土基础上，由摆线针轮减速装置来驱动悬臂回转，电动葫芦在悬臂工字钢上作左右直线运行，并起吊重物。如图1-1： 图1-1 定柱式悬臂起重机简图本设计采用规范的设计计算对定柱式悬臂起重机各结构进行了分析。首先，通过查阅相关书籍和资料，学习定柱式悬臂起重机的相关知识，了解定柱式悬臂起重机的发展和应用现状，掌握定柱式悬臂起重机金属结构的设计方法，学习并掌握PROE绘图软件的使用，掌握一般的绘图方法和计算分析步骤；其次，根据现今国内外生产定柱式悬臂起重机采用的各种结构类型，结合课本知识和参考文献信息，设计符合使用要求的结构；然后，根据参考文献，分析定柱式悬臂起重机的受力情况，并对定柱式悬臂起重机的缓冲器，横梁结构，立柱，地脚螺栓进行校核，检验结构的静刚度、强度和稳定性。本文还对结构进行了PROE三维和二维绘图，便于生产制造。以及运用有限元分析软件进行了有限元的分析。1.4定柱式旋臂起重机设计制造中应注意的问题1.4.1 挠度设计JBT8906-1999悬臂起重机524条允许下挠度要求：垂直下挠度应达到这样的程度以保证：(1)臂架上运行的小车在正常作业时不会失控；(2)臂架不能自行回转；起重机设计应使额定起重量在有效半径处产生的垂直下挠度厂不应超过：(R+UA)/250；其中R为有效半径；UA为工作地面至悬臂下侧的高度。1.4.2 导绳器的设计采用单层缠绕的电动葫芦应设置导绳器；当采用导绳器时，应能保证当吊钩下降，钢丝绳没有其他外力作用时，钢丝绳仍能自由地从导绳的出口中排出，当起升、下降额定载荷，钢丝绳对卷筒轴线垂直面的偏角为30，能正常工作。2 悬臂起重机基本参数确定本次设计的目标是设计一种结构简单，占地空间少，作业范围大，操作方便，转动灵活，适用于车间，仓库及车间等固定场所的悬臂起重机。通过一定的市场调查后，初步总结为：（1） 市场需求的绝大多数悬臂梁起重机为轻中级工作制，起重量在5吨和5吨以下的中小型号。（2）为能在环境复杂的仓库、车间等各种工况下正常工作必须具备占地空间小，转动灵活和工作范围大的特点。（3）由于日常作业量普遍较大，所以要求起重机必须结构简单，便于拆装维护。2.1起重机结构方案的拟定对于立柱式悬臂起重机来讲，按产品构造分主要分为以下几种：A.具有下支座的立柱式旋臂起重机： 回转角度270 (见图2-1)；B.具有下支座的立柱式旋臂起重机： 回转角度360 (见图 2-2)；C.具有上下支座的立柱式旋臂起重机： 回转角度360(见图 2-3)。这三种构造分类中，方案A的结构复杂程度最为简单，它的悬臂驱动装置的驱动轴与立柱轴线并不在一条直线上，这种结构使悬臂驱动装置独立于立柱之外，另外设立悬臂回转轴，简化了立柱的结构。但是，由于悬臂回转轴与立柱轴线并不共线，悬臂的回转会受到立柱的阻碍，所以没有办法使悬臂的回转角度达到360。经过估算这种结构所能达到的最大回转角度只可以达到270，应此与方案B相比器作业面积要小25%，由于存在作业盲区，所以不太适合在一些空间狭小，同时又要求大范围作业的工况。方案C需要有上下支座支撑，加大了固定难度，环境局限性强。经过分析折中，选定功能全面，安装方便的方案B作为结构方案。 图2-1 下支座立柱式悬臂起重机 图2-2 下支座的立柱式悬臂起重机图2-3 上下支座立柱式悬臂起重机 图2-4 小车外悬挂 图2-5 小车内悬挂电葫芦（或小车）是悬臂起重机直接吊装载荷的重要装备。它与悬臂梁的连接主要采取轮轨方式，这种悬挂方式主要分为两种：外悬挂式，如图2-4；内悬挂式，如图2-5。外悬挂方式的运行轨道为工字轨，如图2-4所示，加工轨面简单，维护容易，加工以及维护成本较低。相对于外悬挂式，内悬挂式的轨面在悬臂内，这样的设计加工难度较大，不易维护，加工成本高。但是由于轨面在内侧，不易受环境影响，滑动平稳，精度较高。由于本次设计的悬臂起重机主要用在仓库及车间等场所，对精密吊装要求较低，故选择A方案。2.2起重机主要目标设计参数的确定在机械行业标准JB/T8906-1999悬臂起重机中所推荐的起重机基本参数中起重机起重量为0.125-10t,有效半径2-10m,通过调查和查阅资料，用户所需的定柱式旋臂起重机的基本参数90%在以下范围：起重量0.5-3t,起升高度3-5.5m,有效半径3-5.5m。2.2.1 基本参数的选择（1）起升重量起重机正常工作时允许一次起升的最大重量称为额定起重量。起重机中的悬臂起重机对应不同的臂架长度有不同的额定起重量，额定起重量不止一个时通常称额定起重量为最大起重量，或简称起重量,用“Q”表示，单位吨（t）。根据最大起重量国际标准,选定额定起重量为2t。（2）起升高度 起升高度是指自地面到吊钩钩口中心的距离，用“H”表示单位米（m），它的参数标定值通常以额定起升高度表示。旋臂起重机的起升高度为定值，设计值定为3m。（3）工作幅度工作幅度是指在额定起重量下，起重机回转中心轴线到吊钩中心线的水平距离，通常称为回转半径或工作半径，用“R” 表示，单位为米（m）。选定R为3m。（4）回转角度回转角度为：=360。起重机按照GB/T 3811的规定确定起重机的工作级别：表1 起重机工作级别根据市场调查，此型起重机在工作中，有时起升额定载荷，一般起升中等载荷。选定其载荷状态为Q2-中，Kp=0.25 ，起重机利用等级定位为经常中等的使用，即U5，总的工作循环次数2.5105，由此确定工作级别为A4。2.2.2 电动葫芦的选择环链电动葫芦是一种新型小型起重设备；是起吊、运送、装卸货物、工件的理想设备。它广泛用于各行各业的加工车间、仓库、码头、建筑业、各类商店及各种现代化的生产流水线，装配线。在空间较小的工作场所使用更是灵活迅捷，安全方便。PK型环链电动葫芦是一种新型产品，具有提升速度快、运转平稳、机体紧凑、体积小、重量轻、操作方便、外形美观等特点。可广泛应用于工厂、矿山、码头、商店、仓库等方面用作起吊重物；亦可同架空行车配套组成空间运输系统具有当代世界先进水平。在国际市场上享有盛誉。如图2-6青岛新中原起重设备有限公司生产的PK型环链电动葫芦。最终选择定为PK10N-2F型。 图2-6 PK型电动葫芦表2 PK型环链电动葫芦技术参数所选电动葫芦参数：PK10N-2F:1) 起重量：2000Kg2) 起重链条行数：2行3) 起升高度：3m4) 起升速度：（1）快速：4m/min (2) 慢速：1m/min5) 起升电机功率：（1）快速：1.5 (2) 慢速：0.35Kw6) 电源：3380V 50Hz与电动葫芦匹配的电动运行小车参数：1）型号：EU10PK2）运行速度：14m/min3）电机功率：0.2Kw4）负载持续率：40%5）工字钢型号：GB706 1856c6）最小转弯半径：1.4m该型电动葫芦尺寸：a=318mm h=810mm e=280mm h1=700mm第 54 页 共51页3 关键零部件设计3.1悬臂工字钢尺寸确定由电动葫芦相关参数可知，工字钢选择区间为GB706 1856c 初选32a 材料为Q235-A,相关尺寸如表3表3 工字钢32a尺寸参数尺寸 hbdtrr1截面面积/cm2理论重量Kg/m数值3201309.515.011.55.867.15652.7173.2缓冲器的选择3.2.1缓冲器型号的选择选择上海青立起重设备有限公司生产的起重机用ZLA型缓冲器。图样及相关技术参数如图3-1和表4。图3-1 起重机用ZLA型缓冲器表4 起重机用ZLA型缓冲器技术参数3.2.2缓冲器参数的选择由起重机参数可知，起升重量为2000Kg,速度最大为14m/min,假设接触缓冲器到停止位用时t=3s,则有公式：Ft=mv 则F=2000Kg(14/60)m/s/3s=0.1556KN由计算数据可知选择的缓冲器型号为ZLA-1型，具体参数如表5。表5 ZLA-1型缓冲器技术参数尺寸DHtmh缓冲容量缓冲行程缓冲力重量数值65mm80mm10mm16mm35mm0.243KN/m48mm56.11KN1.03Kg3.2.3缓冲器强度校核按14m/min的平均值作为缓冲过程的速度，则缓冲时间为：t=0.411s由Ft=mv可得F=0.568KN网格命令，系统即可显示如左下图的对话框，其中显示系统预设的元素尺寸及公差值。按下ok后，系统即进行划分网格2） 约束限制条件以及指定约束位置。在前边步骤完成之后，接着将进行外部条件的设定。指定零件的端面如图所示，并在下拉菜单中，选择Simulation插入 限制命令。在此次分析中，零件的约束有两个地方如图63所示，轴套内圈在起升载荷时固定，加强肋板下部端面立柱中部的圆锥滚子轴承连接固定。所以在分析中将上述部位固定，以便施加载荷进行分析。图63 约束位置3） 施加载荷以及指定约束位置如图指定零件的位置，并在下拉菜单中选择Simulation插入 压力 命令来添加载荷。本次分析中吊装载荷以及小车的自重，都是通过小车的车轮与钢轨的接触，作用在工字型梁上的。根据小车的尺寸图64。 图64 小车轮尺寸根据上图得知，小车与钢轨接触的位置形状为四条线，经过计算分别距离梁端面150mm和450mm。加载载荷后如图65所示。 图65 载荷位置图4）执行分析在下拉菜单中，选择Simulation运行 命令来执行分析，生成报告。53 主梁分析报告零件的材料为Q235A，总质量为775.109kg，网格信息如下表6所示。根据结构特点，确定单元类型。网格划分的质量决定了有限元分析的计算精度和计算效率。表 6网格信息网格类型:实体网格所用网格器: 标准自动过渡: 关闭光滑表面: 打开雅各宾式检查: 4 Points 要素大小:46.204 mm公差:2.3102 mm品质:高要素数:14329节数:282725.3.1 主梁应力结果表7 应力结果 名称类型最小位置最大位置图解1VON:von Mises 应力0.271473 N/m2节: 228(28.3385 mm,414 mm,4505.41 mm)1.26544e+008 N/m2节: 7518(84 mm,0 mm,3520.9 mm)图66 应力分析详图从图66中可以直观的看出，应力在小车轮与工字型钢梁的接触线上比较大，另外一个应力比较大的地方就是加强肋板上方的工字型梁处，此处为全构件应力最大的地方，虽然没有超过的屈服极限，并且还有一定的安全系数，但是这里出现了小范围的引力突然增大处，出现了应力集中现象，应力集中现象可能会影响此处的设计寿命，以及疲劳强度。所以可以考虑修改为一个圆角结构，来减小应力集中的现象。5.3.2 主梁应变结果表8 应变结果名称类型最小位置最大位置图解1ESTRN :对等应变1.6131e-012 要素: 2756(105.638 mm,80.5 mm,4521.8 mm)0.000499438 要素: 8424(135 mm,1.70727 mm,3543.98 mm)图67 应变分析详图应变结果分析。分析结果，最大应变发生在主梁与加强肋板的交线处，最大为0.000499438，和应力集中的部位相同，解决方法同应力分析相同，将此处结构改为圆角。5.3.3 主梁位移结果表 9 位移结果名称类型最小位置最大位置图解1URES:合力位移0 m节: 1(72 mm,460 mm,4090 mm)0.0108037 m节: 3309(0 mm,400 mm,0 mm)图68 位移分析详图根据中华人民共和国机械行业标准中的旋臂起重机标准，JB/T 98061999规定，允许下挠度的值，垂直下挠度应达到这样的程度以保证：A） 臂架上运行的小车在正常作业时不会失控；B） 臂架不能自行回转。起重机设计应使额定起重量在有效半径处产生的垂直下挠度应不超过表10的规定。表10 允许下挠度起重机工作级别为A5，按照表中允许下挠度计算，允许下挠度的值为0.016m,经过分析在额定载荷状态下，主梁的最大挠度为都小于0.0108037m，符合有关的国家行业标准。5.3.4 主梁设计检查结果图59 安全系数详图起重机按许用应力法进行静强度和疲劳计算时，基本条件是保证零部件或构建危险截面或所选计算截面上的危险点的计算应力，小于许用应力。安全系数的大小与零部件或构件的安全性和重要性，载荷和应力计算的精确性等因素有关。我国起重机设计规范（GB 381183）对机构传动零件和结构构件强度和疲劳计算的安全系数有明确的规定。经过查阅，重要的结构构件的静强度安全系数应该在1.5以上。设计检查结果显示最小安全系数是1.9，在国家标准之上，但又没有高出太多造成浪费。54 立柱建立实体模型分析立柱的实体模型如图610所示。主要结构由两个轴肩，底部法兰盘，地脚螺栓孔以及加强肋板等特征组成。从上至下第一轴段通过轴承与主梁配合，中段的凸起定位安装一个圆锥滚子轴承与主梁的支撑肋板相连接。图510 立柱模型立柱的材料为铸铁，各部分材料相同，并为一个整体。首先在COSMOSWORKS中建立一个静态研究，接着选择材料，如图611所示选择HT200作为材料图611 立柱材料参数1）建立网格与网格设定。在完成建模、新增分析程序的材料参数的定义后，接着将进行网格的划分。2）约束限制条件以及指定约束位置。在前边步骤完成之后，接着将进行外部条件的设定。在此次分析中，零件的约束有两个地方如图512所示，分别是底面法兰盘上的四个与地脚螺栓配合的孔，还有与水泥固定面接触的法兰盘底面。所以在分析中将上述部位固定，以便施加载荷进行分析。图512 立柱的约束3）施加载荷以及指定约束位置如图指定零件的位置，并在下拉菜单中选择Simulation插入 压力命令来添加载荷。由于悬臂梁的结构包含了一个一端固定在立柱中部轴承上的支撑肋板，所以立柱的受力状态为，上部的通过轴承与梁连接的部分只承受向下的压应力载荷和轴套的侧向力，而中部立柱对于支撑肋板的支反力来平衡主梁产生的力矩。如图613所示。 图613 轴载荷图614 主结构受力简图下面来计算立柱所承受的载荷。如上图614所示为起重机主要结构的受力简图。在图中，F1为起升载荷即起重量加上小车的自重。F2与F3为一对作用力与反作用力，F3为悬臂支撑结构作用在立柱上的压力，根据吊车静止，所以和力矩为0，可以根据F1的大小得到F2的值。解的F2的值约为78560N，所以F3的大小也为78560N。再单独分析立柱，水平方向的合力为0，所以解的F5大小也为78560N。单独分析横梁，竖直方向上合力为0，所以F1与F6大小相等方向相反，F6=30820N。F6与F7为一对作用力与反作用力，所以至此，立柱上的除底面固定约束外的所有载荷F3=F5=78560N，F7=30820N已经全部解出。作用点以及方向如图613所示。4）执行分析在下拉菜单中，选择Simulation运行命令来执行分析，生成报告。55 立柱分析报告零件的材料为灰铸铁HT200，总质量为8639.01 kg，网格划分信息以及有关的解算器信息都与主梁分析相同，这里不再赘述。5.5.1 立柱应力结果表11立柱应力结果名称类型最小位置最大位置图解1VON:von Mises应力0.00023719 kgf/cm2节: 23402(782.843 mm,0 mm,332.843 mm)69.2807 kgf/cm2节: 404(799.533 mm,1201.74 mm,-16.7361 mm)图615 立柱应力图解根据分析结果，最大应力为，单位换算后为6.92807MPa,远小于查表得出的5MPa的许用应力，也远小于校核时计算出的22MPa的应力值。强度出现了大幅度的过剩。5.5.2 立柱应变结果表12 立柱应变结果名称类型最小位置最大位置图解1ESTRN :对等应变5.00081e-009要素: 7773(815.574 mm,12.5 mm,335.196 mm)3.67259e-005要素: 7143(798.358 mm,1199.19 mm,41.6892 mm)图616 立柱应变图解应变最大处与应力最大处相同，但同样最大处仅为。5.5.3 位移结果表12 立柱的位移结果名称类型最小位置最大位置图解1URES:合力位移0 m节: 5(173.856 mm,0 mm,-257.843 mm)0.000814231 m节: 75(750 mm,4150 mm,1.53081e-014 mm)图617 立柱位移图解立柱的位移量从下至上递增，最大的位移量发生在立柱顶面，位移量为0.000814231 m，远远小于有关的许用挠度标准。立柱的刚度也出现了过剩。6.5.4 立柱分析总结经过分析立柱的强度和刚度不管是在力的作用处，还是在可能发生应力集中的地方，都出现了比较大的冗余。在设计检查中其最小安全系数仍然达到了29之巨。出现了比较严重的强度刚度浪费的现象。所以根据传统设计方法和有关经验公式计算出的最小截面过大了。这是因为，传统设计方法在有关的强度和刚度的校核上过于保守。另外传统设计方法无法精确的模拟立柱在额定工作状态下的受力情况，只能做近似的计算，这也是导致设计量出现大幅冗余的一个主要原因。56 设计改进 在主梁和立柱的分析中发现了一些在传统设计方法中无法及时发现的问题。首先分析横梁。在横梁的有限元分析中发现，横梁的强度和刚度都满足了设计的要求，其中强度值非常充足。相对于强度值，刚度值满足设计要求，但是没有很大的裕度。这也是现在发现的普遍的问题，就是强度有余而刚度不足，因此无法再进行优化设计。另外还有在支撑结构与工字钢梁的接触线发现不严重的应力集中现象，这里设计一个圆角结构可以很好的减轻应力集中现象，但是这里加圆角会大大提高工件的加工难度，且应力集中现象并不严重，所以决定保持原来的设计方案不变。再来分析立柱。在立柱的有限元分析中发现，通过传统设计，以及经验公式的方法设计出的工件强度和刚度都出现了较大幅度的冗余。这样的设计浪费了材料，增加了成本，使体积笨重。所以有必要对立柱进行优化设计，以便把强度和刚度控制在合理的范围内。优化设计的方案具体有两种。一种为改变立柱的内部结构，即将立柱内部设计为中空的结构以便节省材料；第二种为减小立柱的截面积以便降低冗余强度和刚度。在立柱的优化设计中以上两种方法，第二种会改变轴上的特征的大小，特征变化后，不管是横梁，还是轴承都得重新选用设计。所以这里采用改变内部结构的方法优化设计。具体方案为，立柱将不采用实心结构，而是设计为一个壁厚为50mm的空心管状结构，以减少铸造的用料量。同时这种方案并没有大幅提高加工工艺的复杂性，所以，采用此种方案后再进行分析。图618如图618所示，图中为修改后的立柱实体模型，可以从其底部清楚的看到其管状空心结构，大幅度的节省了铸造的材料。模型建好后如分析立柱一样施加载荷与约束，划分网格进行有限元分析，具体步骤同立柱的分析，这里不做赘述。分析结果如图619所示。图619 立柱应力分析图从图619中可以清楚的看出其最小安全系数已经回落到了一个合理的值，表13 优化后的有关值名称类型最小位置最大位置应力结果VON:von Mises 应力0.000859662 kgf/cm2节: 15836(717.487 mm,5.27008e-014 mm,-282.128 mm)245.389 kgf/cm2节: 13785(698.734mm,711.415 mm,25.1273 mm)名称类型最小位置最大位置位移结果URES:合力位移0 m节: 56(350 mm,3.74533e-014 mm,-173.205 mm)0.00336286 m节: 742(590 mm,4150 mm,1.71451e-014 mm)表13为优化后的应力结果和位移结果，应力结果中最大的应力已经达到了24.5MPa与材料许用的35MPa接近了，但是还是留有一定的安全裕度。总的说来，这此优化设计达到了目的。6 轴承的选用与装配体整个装配体共用到轴承3个，如下图71所示。图71 全部轴承在图71中，从上到下一共有三个轴承。从上面开始，第一个轴承是一个深沟球轴承，轴承的代号10280，是一个标准件。第二个轴承是推力球轴承，轴承代号11400480，外径480，内径400，也是标准件。第三个轴承为角接触球轴承，轴承代号00500，是标准件。三个轴承所受载荷均小于许用载荷。装配体图如下图72所示。图72 总装配体7 总结定柱式旋臂起重机是一种新型轻小起重设备,具有投资少、占地面积小、安全、高效、节能及使用方便等特点,一直为先进工业国家广泛地采用。但中国对该产品的开发研制很晚,生产厂家很少,不能满足市场需求。而且生产中多采用传统方法设计,设计过程中无法全面直观地了解整机以及一些关键部位的应力状况和位移变形情况,造成整机结构笨重的缺陷,一些局部结构设计也往往不尽合理。基于上述原因,该课题旨在在分析和研究国内外该型起重机的先进技术的同时,根据实际需要，取长补短对定柱式旋臂起重机进行结构优化设计，并运用PRO/E软件进行三维建模并导出二维图形，从而确定相关尺寸。在设计过程中，严格按照设计标注和起重机设计手册来完成，采取传统的力学设计方法，取长补短，利用现有各种关于起重机械技术的优点，对定柱式旋臂起重机的整体结构布局进行紧凑而合理的设计，合理设计尺寸和利用材料，既保证该起重机满足要求，又节约成本，进而符合该课题的要求和全新的设计理念。并且通过此次设计，要提高自己的分析问题和解决问题的能力，将自己所学运用到实际的工作中，提高自己的实践能力。参 考 文 献1 陈道南.起重运输机械. 北京:机械工业出版社,1998.12-178.2 郁祝年.工程力学和工程结构. 北京:中国电力出版社,1996.8-160.3 付荣柏.起重机.钢结构制造工艺. 北京:中国铁道出版社,1991.18-280.4 胡宗武,顾迪民.起重机设计计算. 北京:科学技术出版社,1987.5-360.5 陈国璋,孙桂林.起重机计算实例. 北京:中国铁道出版社,1984.6-278.6 李静.工程起重机综合评价方法研究. 硕士学位论文.大连：大连理工大学， 20077 刘长江.悬臂起重机设计制造中应注意的问题.起重运输机械, 2008(11) : 26-278 黄琳.起重机伸缩臂结构优化研究.硕士学位论文.大连：大连理工大学，20079 严正宏.起重机运动机构参数优化设计.硕士学位论文.浙江：浙江大