机械设计专业毕业设计说明书（论文） - 图文

河 北 工 业 大 学

毕业设计说明书

作 者：薛松 学 号：060387

学 院：机械工程学院

系(专业)：机械设计制造及其自动化

题 目：发动机吊装、码盘系统设计

指导者： 陈子顺 高级工程师

评阅者：

2010年6月2日

I

毕业设计中文摘要

发动机吊装与码盘系统设计 摘要： 近年来中国的汽车产业得到了迅猛的发展，其规模如今已经跃居到世界第一的位置。发动机是汽车的核心部件，一套快捷有效的发动机整机吊装与码盘系统对于汽车发动机制造企业来说变得越来越重要。结合现如今汽车制造业发动机吊装码盘系统的现状，本设计过程旨在设计一套可以在充分保证客户用途的情况下，使整机的性能有很大的改善，而且节省钢材及加工成本，大大减少工人的劳动强度，提高企业的生产效率，还能促进企业整个物流管理系统的优化的发动机吊装码盘系统。以达到使企业能够应对日益激烈的国际市场竞争的能力。 本设计主要完成的独创性工作有以下几个方面： 1．功能实现的方案比较与优化。 2．整体吊装码盘系统结构的详细设计与优化。 3．轨道梁、架体的结构设计与强度、刚度、稳定性的校核计算。 4．关键零部件的选型与校核。 5．系统功能实现的控制部分设计。 6．基于TRIZ理论在本设计中的应用。 关键词： 吊装与码盘系统 TRIZ理论 桥式起重机 电动葫芦 发动机

II

毕业设计外文摘要

Title Engine Installation and encoder system Abstract In recent years, China’s auto industry has been rapid development, its scale has now jumped to first place in the world. A quick and efficient engine for lifting machine and encoder system for automotive engine manufacturers are becoming increasingly important. Today automobile industry is the engine combined with lifting the status code disc system, the design process to design a fully guarantee customer use in the case, so that machine’s performance improved a great deal, but to save steel and processing costs, significantly reduce the labor intensity and improve production efficiency, but also the logistics management system for enterprise optimization of the engine code disc loading system. The design was completed for the original work in the following areas: 1. Functional Comparison and Optimization of program implementation. 2. Lifting the whole structure of encoder system detailed design and optimization. 3. Beam, frame structure design and strength, stiffness, stability checking calculation. 4. Selection and Validation of critical components. 5. System function of the control part of the design. 6. Based on TRIZ theory in the design. Keywords：Installation and encoder system;TRIZ theory;crane;electric hoist;motor III

目 次

1 引言???????????????????????????????1 1.1 概述?????????????????????????????1 1.2 本课题国内外研究现状和发展趋势????????????????1 1.3 课题的主要研究内容??????????????????????1 1.3.1 本课题的研究对象?????????????????????1 1.3.2 本课题的研究范围?????????????????????1 1.3.3 本课题的具体内容要求???????????????????2 1.3.4 工作要求?????????????????????????2 1.3.5 最终成果?????????????????????????2 2 设计工作流程???????????????????????????2 2.1 总体设计???????????????????????????2

2.1.1 最大起重量确定??????????????????????2 2.1.2 起升高度的选择??????????????????????2 2.1.3 电动葫芦的选型??????????????????????3 2.1.4 起重机构跨距的确定????????????????????3 2.1.5 行走机构的传动??????????????????????3 2.1.6 动力的输入????????????????????????3 2.1.7 安全装置的设计??????????????????????3 2.2 起重机构主梁的设计??????????????????????4

2.2.1 主梁及架体钢结构的设计??????????????????4 2.2.2 力学性能的分析??????????????????????4 2.2.3 载荷计算?????????????????????????4 2.3 控制电路的设计????????????????????????4 2.4 设计的整体思路????????????????????????5 3 构件的设计选型??????????????????????????6 3.1 已知构件尺寸的确定??????????????????????6 3.2 电动葫芦选型?????????????????????????6 3.3 电动葫芦轨道梁设计??????????????????????7 3.3.1 小车摆放方案的确定????????????????????7 3.3.2 电动葫芦轨道梁整体结构尺寸的初定?????????????9 3.3.3 电动葫芦轨道梁的轨道材料选型 ??????????????10 3.4 大车轨道梁设计 ???????????????????????10

IV

3.4.1 大车轨道梁整体结构尺寸的初定 ??????????????10 3.4.2 大车轨道梁的立柱材料尺寸选型 ??????????????10 4 构件的力学性能分析 ???????????????????????11 4.1 电动葫芦轨道梁的强度、刚度、动载荷稳定性校核 ????????11

4.1.1 电动葫芦轨道梁受力分析 ?????????????????11 4.1.2 电动葫芦轨道梁强度校核 ?????????????????13 4.1.3 电动葫芦轨道梁刚度校核 ?????????????????13 4.2 大车轨道梁的强度、刚度、动载荷稳定性校核 ??????????14

4.2.1 大车轨道梁受力分析 ???????????????????14 4.2.2 大车轨道梁强度校核 ???????????????????16 4.2.3 大车轨道梁刚度校核 ???????????????????16 4.3 立柱尺寸的确定与稳定性分析 ?????????????????17 4.3.1 立柱的选材与尺寸确定 ??????????????????17

4.3.2 立柱的压杆稳定性校核 ??????????????????17 4.3.3 立柱承受动载荷的稳定性校核 ???????????????18 4.4 大车的行走机构设计 ?????????????????????19 4.4.1 电动机的选型 ??????????????????????19 4.4.2 大车轨道轮的选型 ????????????????????20 4.4.3 减速器的选型 ??????????????????????21 4.4.4 传动齿轮的设计与校核 ??????????????????21 4.4.5 轴校核 ?????????????????????????24 4.4.6 轴承的选型 ???????????????????????24 5 系统的电路控制设计 ???????????????????????24 6 基于TRIZ 理论的电动葫芦轨道梁的优化方案设计 ??????????25 6.1 TRIZ理论简述 ???????????????????????26 6.2 TRIZ理论的应用???????????????????????26 6.3 由发明原理进行设计方案的确定 ????????????????27 结论????????????????????????????????28 参考文献??????????????????????????????30 致谢????????????????????????????????31

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1 绪论

1．1 概述

随着当今中国汽车产业的发展，一套快捷有效的发动机整机吊装与码盘系统对于汽车发动机制造企业来说变得越来越重要。基于现代生产的需要如何设计出一套行之有效的吊装码盘系统是我们这次毕业设计的主要目的。一套好的设计方案不仅可以在充分保证客户用途的情况下，使整机的性能有很大的改善，而且节省钢材及加工成本，大大减少工人的劳动强度，提高企业的生产效率，还能促进企业整个物流管理系统的优化。这对于企业应对日益激烈的国际市场竞争有着积极而深远的影响。

1．2 本课题国内研究现状和发展趋势

就目前国内的研究现状来看，大部分生产企业的吊装与码盘作业还停留在粗放的范畴内，缺少系统的组织管理与实施规范。极易造成生产调度的杂乱无章及产品过剩堆积。由于人为参与因素比较多所以自动化水平相对较低，容易出现一些人为失误，且工人劳动量比较大，生产效率低，不能与现代化高速高效的生产流程进行匹配衔接，限制了生产自动化进程的推广与实施。

就目前情况来看，该类系统应当向着高效、高速、高安全系数方向发展，逐步提升系统的自动化水平、优化系统结构、提高使用性能，以此与现代化生产要求相适应。本次设计我们将从实用性、先进性、安全性、节约性等方面出发对该系统进行系统研究与设计。

1．3 课题主要研究内容

本课题主要是研究、设计当前汽车发动机制造企业的发动机整机在生产过程中吊装、码盘过程的实现方法。 1.3.1 本课题的研究对象

发动机整机吊装、码盘实现的机械装置及原理。 1.3.2 本课题的研究范围

发动机整机从台车搬运到发动机托盘内的装置所涉及的内容。

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1.3.3 本课题具体内容要求：

设计一套发动机起吊装载系统，完成其结构及控制系统的设计。

(1) 发动机吊装码盘系统具有X、Y和Z三个自由度且每次吊装1台发动机。 (2) 发动机的装料高度不大于400mm。

(3) 发动机从台车上吊起、移动及放入发动机托盘均采用手控电葫芦起吊。 (4) 每个台车载1台发动机；每个托盘载6台发动机；发动机重100kg/台。 (5) 吊装节拍不超出1分钟/台。 1.3.4 工作要求：

(1) 要进行总体方案选择说明；

(2) 对发动机吊装、码盘系统进行方案说明； (3) 对机构有关的尺寸和精度进行计算及说明； (4) 对该装置控制系统进行说明。 1.3.5 最终成果：

(1) 提供一套发动机吊装、码盘系统装配图、部件装配图及重要零件图； (2) 提供零部件明细表及易损件明细表； (3) 给出电气控制原理图； (4) 编写毕业设计说明书一份。

2 设计工作流程

2．1 总体设计

2.1.1 最大起重量的确定

由于在每次只允许吊装1台发动机，并且每台发动机重100kg，所以在确定最大起重重量时T＝100?ｓ其中ｓ为安全系数。查《机械设计手册》得到起重设备的最大起重量安全系数为1.6，即在选择电动葫芦时，其起重量不应当小于150kg。

2.1.2 起升高度的选择

起重机构的起重高度应根据施工现场的情况而定，一般规定起重机起重物件的最低高度要超过一个人的高度2ｍ。根据发动机的外形轮廓尺寸兼顾起吊重物时可能遇到的障碍，设计该起重机构的的起升高度H。

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2.1.3 电动葫芦的选型

由前面确定的最大起重量T和起升高度H进行电动葫芦的主要选型参数。还应将电葫芦的使用场合考虑在内。如果是精密操作的场合则应当采用双速电动葫芦，很显然在该系统结构中，对于电动葫芦的精度要求并不是很高，所以只需采用单速电动葫芦即可。 2.1.4 起重机构的跨距确定

在确定跨距的时候应当充分考虑台车的摆放位置，这充分关系到机构跨距的大小，进而影响到结构的整体尺寸以及轨道梁的力学性能。由于托盘上摆放六台发动机，暂时选定三套方案。方案一：六台小台车一字排开，只摆一行，如图4所示。方案二：将小台车前后摆两行，每行三台，两行之间规则对应，如图5所示。方案三：六台台车三台一行，摆两行且前后小台车呈波浪形排布，如图6所示。方案一跨距较大，但对于吊装人员来说操作简便，效率较高。相比方案一，方案二大大减小了跨距，而且和发动机在托盘上的摆放位置比较接近，缺点是输送节拍变慢，且操作不方便。基于TRIZ理论综合考虑主梁的力学性能和操作的方便性，方案三较优，这一点在第6部分将作重点阐述。 2.1.5 行走机构的传动

行走机构的设计应当充分考虑电动机所带动的运动部件的重量以及工作环境和工作条件来选择电动机、减速器及制动部件。以保证启动和制动时的平稳性，尽量减小冲击，减少惯性力。在该使用条件下行走机构应当能够适应频繁正反转，转动惯量小，制动灵敏。且大车两端的运动一致性要好，尽量避免啃轨现象的出现。

2.1.6 动力输入

吊运的动力输入靠动力电缆随运动主梁和电动葫芦的移动来完成的。电缆绕在电缆卷筒上。用电力驱动卷筒收放电缆，这样可以大大简化整机机构，同时改善电缆的工作条件。 2.1.7 安全装置的设计

现在外购的电动葫芦在设计制造时已经带有高度限制器和超重控制器，可以借鉴外购件的功能不作另行设计；鉴于运动过程中安全性的考虑，在大车和小车轨道梁的两端加设缓冲器和行程限位开关。在电路控制线路中加设过热、过载保

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护模块。

2．2 起重机构主梁的设计

2.2.1 主梁及架体钢结构设计

根据机构的工作条件，确定选则主梁和钢架的钢材种类，以及钢材的组织架构和链接形式。 2.2.2 力学性能分析

对于机构钢结构的力学设计分析是本次设计中的重点问题，为此必须进行机构动力学和静力学特性分析，以使系统满足使用性能要求。

(1) 结构强度，研究其中结构的内力分布状况及数值大小，如自重载荷、惯性载荷等，以校核其强度。

(2) 结构刚度，主要是主梁在额定载荷下，中部的最大挠度，以克服主梁刚度不足时而使葫芦产生爬坡现象。

(3) 结构动刚度，电动葫芦在起吊重物的加速、减速过程中会产生惯性力，此时惯性力增加了构件的负担，应当对此时的受力状况进行校验，以保证钢结构的安全性。

(4) 压杆稳定性校核，设计过程中应当对于立柱结构进行压杆稳定的校验计算，以保证其不被压弯失稳。 2.2.3 载荷计算

(1) 自重载荷，结构自重与各杆件截面长度有关，为均布载荷。考虑到力学模型与实际结构的差异，应根据结构件的类型，乘以一放大系数，以此得到与与结构件的质量基本接近的实际质量。

(2) 起升载荷，额定起重量乘以动载系数。

(3) 运行冲击载荷，由于起重机运行起重速度较低，不考虑因起重轨道接缝产生的运行冲击载荷。

(4) 电动葫芦运行水平惯性力，电动葫芦启动制动时，由结构质量、载荷质量等引起的惯性力。在结构的计算中应当考虑到重力和惯性力同时存在。

2．３ 控制电路的设计

设计吊装码盘系统的控制电路，要求实现手动控制起吊，能够实现对电动葫芦X、Y、Z三个自由度的控制，有过载、过热、限位保护功能。

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2．４ 设计整体思路

设计过程的整体思路如图1所示

发动机吊装与码盘系统 三自由度吊装行走装置 门式 桥式 半门节省空间，不需要搭设架体，但大车行走机构负荷太大，多用于吊装较重物品场合。 空间利用率低，需要搭设大车悬空轨道，但是大车驱动可以采取集中驱动方式。 只需要搭设半边架体，节省部分空间，但大车行走机构的驱动一致性难以保持，易啃轨。 电葫芦选型与电葫芦轨道梁的选型及其校核。 大车驱动设计与大车轨道的选型、设计、校核。 立柱钢结构的支撑形式设计与稳定性校核。 电动葫芦选型 轨道梁强度校核 轨道梁刚度校核 轨道梁尺寸的确定 大车行走机构设计 减速器选型 电动机选型 压杆稳定性校核 摆放形式 固定与连接 图1 设计思路流程图

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3 构件的设计选型

3．1 已知构件尺寸的确定

发动机尺寸：长：800ｍｍ 宽：400ｍ 高：700ｍｍ 台车尺寸： 长：900ｍｍ 宽：500mm 高：350ｍｍ 托盘箱外形尺寸：长：2270ｍｍ 宽：1150ｍｍ 高：825ｍｍ

３．2 电动葫芦选型

由载重量、工作条件及使用要求并综合考虑安全、经济、性能等方面，选用北京起重设备厂生产的CD1型电动葫芦，原理、尺寸图如图2、图3所示。

图2 电动葫芦原理

图3 电动葫芦尺寸图

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技术参数如下： 型号：CD10.5D?6 起重量：500kg 起升高度：6m 起升速度：8m/min 运行速度：20m/min 工字钢轨道型号：16 环形轨道最小半径：1m 钢丝绳直径：5.1mm 起升电机: 型号：ZD121?4 容量：0.8KW 转速：1380rpm 电流：0.72A 运行电机: 型号：ZD1Y11?4 容量：0.2KW 转速：1380rpm 电流：0.72A 基本尺寸:

G?646mm

I1?222mm I2?274mm

I?616mm B?850mm

重量：125kg

3．3 电动葫芦轨道梁的设计

3.3.1 小台车的摆放方案的确定

方案一：

六台小台车一字排开，如图4所示（图中方块部分为小台车的简化表示，方案二、三中也是如此）。每台台车的宽度为500，两台小台车之间的尺寸间隙为

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100，则初算尺寸为3500，该方案的优点是便于操作人员的吊装操作，且在吊装过程中可以不断地补充新运来的发动机，利于工作效率的提高。缺点是这种排列方式造成轨道梁的跨距较大，不利于轨道梁的强度和刚度的保持性，容易造成电动葫芦加载运行过程中的晃动，轨道梁的力学性能不好。

图4 台车摆放方案一

方案二：

摆放两排，每排摆放三台，规则排列，如图四所示。两台台车之间的尺寸间隙为100，则初算尺寸为1700。该方案的优点在于大大减小了轨道梁的跨距，提高了轨道梁的力学性能。缺点是该类排布方式造成操作人员在吊装过程中操作困难，要越过一排的台车对另一排的发动机进行吊装操作，工作效率大大降低，且不安全。

图5 台车摆放方案二

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方案三：

鉴于以上两种方案的优缺点，在该方案中仍然采取排两排的排列方式，不过前后两排台车之间不是规则的一一对应，而是呈现波浪形，如图五所示。初算尺寸为2750这样就可以在减小轨道梁的跨距的同时利于工作人员的吊装操作。

图6 台车摆放方案三

3.3.2 电动葫芦轨道梁的整体结构尺寸初定

电动葫芦轨道梁的整体结构尺寸如图7所示

图7 电动葫芦轨道梁的整体结构尺寸图

跨距为3.55ｍ

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3.3.3 电动葫芦轨道梁的轨道材料尺寸选型

电动葫芦轨道钢采用16号普通型热轧工字钢 具体参数如图8所示

图8 热轧工字钢尺寸图

3.4 大车轨道梁设计

3.4.1 大车轨道梁整体结构尺寸的初定

大车轨道采用22号轻轨，大车轨道梁采用复合结构，即将轻轨架设在热轧H型钢上，H型钢的牌号为HW100?100。H型钢与立柱相连，且与轻轨相连接，连接为形式为每隔150mm用M10的螺栓相连接，两边对称。大车轨道梁总长为6米。

3.4.2 大车轨道梁的立柱材料尺寸选型

立柱材料选用22号结构用冷弯方形空心型钢。 边长A?80mm 长度L?3.5m 惯性半径i?3.025cm 截面面积s?14.356cm2

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惯性矩I?131.441cm4 牌号Q235A

??235MPas

??200MPap

E?206GPa

4 构件的力学性能分析

4．1 电动葫芦轨道梁的强度、刚度、动载荷的校核

4.1.1 电动葫芦轨道梁的受力分析

轨道梁的受力分析图如图9所示

图9 轨道梁的受力分析图

由静力平衡方程可得

12??F?L-x?qL?FAL?0 (4.1) 有 M?0?B212F?x?qL?FBL?0 (4.2) 有 M?0?A2求得支反力

1F(L?x)?qL22 FA?L

11

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1Fx?qL22 FB?L则电葫芦作用点的力矩MF

1MF?FA?x?qx2 (4.3)

2Fx(L?x)11??qLx?qx2

L22?F1??1? ????q?x2??qL?F?x

?L2??2?则Mmax取在

1qL?FL2x???

F12?2(?q)L2处，即Mmax?11FL?qL2 48电动葫芦轨道梁的剪力图弯矩图如图10、图11所示：

图10 电动葫芦轨道梁的剪力图

图11 电动葫芦轨道梁的弯矩图

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4.1.2 电动葫芦轨道梁的强度校核

L?3.55m

F?m葫芦g?m发动机g?2250N (4.4)

16号工字钢的Wx?141cm3 q?205.13N/m 则电动葫芦轨道工字梁的最大应力

?max?Mmax?16.45MPa?235MPa (4.5) Wx所以该梁的强度符合使用要求。

4.1.3

电动葫芦轨道梁的刚度校核

电动葫芦轨道梁受力分析如下图12所示

图12 电动葫芦轨道梁受力分析

由材料力学知识可知，无论Ｆ作用在何处，梁的最大挠度都产生在梁跨度中点的附近，由挠曲线的对称性可以看出，当Ｆ作用于跨距中点时，产生最大挠度。

Ｆ＝2250Ｎ ｑ＝205.13Ｎ／ｍ Ｌ＝3.55ｍ

E?206GPa

梁的变形是均布载荷ｑ和集中力Ｆ共同作用引起的 q单独作用下

??c?qF单独作用下

5qL4?? (4.6)

384EI13

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??c?F叠加后的挠度

FL3?? (4.7)

48EI?c???c?q???c?F代入数据计算可得

5qL4FL3???

384EI48EI??0.09mm

c由于?远小于１ｍｍ，故该轨道梁符合刚度要求。

c4．2 大车轨道梁的强度、刚度、动载荷的校核

4.2.1 大车轨道梁的受力分析

大车轨道梁的架设方式为轻轨架设在热轧H型钢上，再将H型钢与立柱相连接。

如下图13所示

图13 架设方式图

F?11G??G工字梁?G葫芦?G发动机?G减速机构?G电动机? (4.8) 22此处采用简化处理方式，大车单边梁实际有两个受力点，为简化计算过程，将两个受力点简化为一个，若在后者情形下符合要求，则实际情况一定能符合使用要求。由于沿着大车梁轨道方向的轴向力很小（只有在大车启动时才承受一定的惯性力）对大车梁的强度、刚度校核影响较小，所以将立柱与轨道梁的连接处简化为铰支座连接形式。取其最危险情况进行受力分析，如下图14所示。

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图14 大车梁受力分析图

由静力学平衡方程得

FA?FB?FC?F?qL?0 (4.9)

FBL13?FCL?qL2?FL?0 (4.10) 224三个未知量只有两个方程，故属于超静定问题。我们可以讲支座Ａ处的约束解除，并用

FA来代替它，已达到将原来的超静定梁转化为静定悬臂梁的问题。且有

?A???A?F???A?q???A?F???A?F?0 (4.11)

AB又知道

L?5.6m；q?395N/m；F?2289.1N

将以上六式联立解得

FA??60.5N；FB?3477N；FC?1084N

其剪力图和弯矩图如图15、图16所示

图15 大车轨道梁剪力图

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图20 轨道轮的结构尺寸图

4.4.3 减速器的选型

受安装空间的限制，应选择结构比较紧凑的减速器。锥面包络圆柱蜗杆减速器结构紧凑、运行平稳、承载能力高，适用于正反转启动频繁的起重机械中。

由电动机的选型进而可知减速器的输入功率

PkW (4.25) 1?P电机??联轴器?0.75?0.96?0.735 电动机转速为870r/min

大车车轮转速为n?v0.75?60??60?90r/min ??d3.14?0.16总传动比i?870?90?9.713 取传动比为7.5 减速器输出转矩：

9550P9550?P电机??联轴器??减速器?7.5T1???29.7N/m (4.26) n870由以上数据，选取KWO40型锥面包络圆柱蜗杆减速器 额定输入功率P1?0.49kW 额定输出转矩T1?36.5N/m 输入转速n输入?750rpm 公称传动比i?7.5

4.4.4 齿轮模数齿数的确定和校核

(1) 模数的确定

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由《机械设计》知

m?163383???1?P电机 (4.27) 2?Z2m小????n其中：

?-公比；?=2

?m-齿宽系数；?m=8

???-齿轮传动许用应力

n-齿轮转速；n?n电机i?8707.5?116r/min ????Kn??lims (4.28)

取?lim?600MPa；安全系数s=1；应力循环系数Kn?0.9

????0.9?6001?540MPa

那么

m?163383?2?1??0.758?502?2?5402?116?1.94mm取m=2mm

(2) 传动比的确定

in电动机870?3.14?0.16总?n?45?9.713 (4.29)

轨道轮又知道i减速器?7.5 则ii总713齿轮?i?9.减速器7.5?1.3 (4.30) 由m和i齿轮可以确定 大齿轮：d小?100；Z小?50 小齿轮：d大?130；Z大?65

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(3) 齿轮强度校核 齿轮强度校核公式为

?F?KFtYFaYSa (4.31) bm由前述可知 (a) T1?29.7N/m (b) 动载系数???dn60?1000?3.14?100?11660?1000?0.6

齿轮精度为7级

由《机械设计》查得K??1.05 (c) b??m?m?2?8?16 (d) 确定齿向载荷分配系数

取齿宽系数?d?1 ； 非对称KH??1.42 ； b/h?4 查《机械设计手册》得KF??1.27 (e) 确定齿间载荷分配系数

F2T1d?2?29.7t?100?0.594 (4.32) KAFt1.25?0.594b?16?0.046?100N/m (4.33) 查《机械设计手册》得

KH??KF??1.2

(f) 动载系数

K?KAKVKF?KH??1.25?1.05?1.2?1.42?2.24则YF??2.65；YS??1.58 (g) 计算弯曲疲劳应力

S?1.3；?FE?540MPa ；KN?0.9

则

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(4.34)

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?F?2.24?0.594?2.65?1.58?0.17MPa2?1.6

由于??F?远小于?FE故该齿轮符合使用要求。 4.4.5 轴校核

取中间传动轴进行校核，其结构尺寸详见零件图04

T1?29.7N/m

则Ft?2T12?29.7??457 d大0.132那么 F?2Ft?646.3

已知最小轴颈d?35mm；E?200GPa；?y??0.03?2?0.06mm

?F?b?x?l2?x2?b2YB????0.98?10?3mm (4.35)

6EIL??由于YB远小于?y?，故该轴符合使用要求。 4.4.6 轴承的选型

中间支撑处的轴承型号为61908 轨道轮两侧处的轴承型号为6007

由前面轴的校核可知轴受的径向力较小，故在此不再赘述轴承的校核问题。

5 系统的电路控制设计

由电动葫芦其中机构的使用条件可知，系统执行元件由三台电动机组成，起升电动机负责发动机的起吊运动的实施，电动葫芦平移电机负责电葫芦在水平轨道上的平移运动的实施，大车平移电机负责大车在其轨道梁上的平移运动的实施，从而实现三个自由度的运动。根据起重机械的运动特点可知三个电动机的运动控制全部为点动控制，且有过载、过热、限位控制，大车的运行机构由于是自行设计所以应加设制动器控制模块。

主电路设计如下：

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控制电路设计如下：

6 基于TRIZ理论的电动葫芦轨道梁的优化设计方案

由前面总体方案初定的内容可以知晓在确定电动葫芦轨道梁跨距时涉及到小台车在吊装架体内的摆放问题。一种方案是六台车一字排开，另一种方案是三

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辆台车摆一排，一共前后摆两排。前者虽然利于吊装人员的操作施工，但其跨距较后者扩大了一倍；而后者虽然大大减小了跨距，但双排摆放的小台车给吊装人员的操作施工带来极大地不便。这样便产生了设计过程中的冲突。

6.1 TRIZ理论简述

TRIZ理论认为，发明问题的核心是解决冲突，未克服冲突的设计不是创新设计，产品的进化过程就是在不断解决产品所存在冲突的过程。一个冲突解决后，产品进化过程处于停顿阶段，之后的另一个冲突解决后，产品移到一个新的状态，设计人员在设计过程中不断发现并解决冲突是推进其向理想化进化的动力。

冲突基于TRIZ理论管理冲突、物理冲突、技术冲突。由于管理冲突本身具有暂时性而无启发价值，不能表现出解决问题可能的方向，不属于TRIZ的研究内容。

物理冲突是指为了实现某种功能，一个子系统或元件应具有一种特性，但同时出现了与该特性相反的特性，如：

(1) 一个子系统中有用功能的加强同时导致该子系统中有害功能的加强 (2) 一个子系统中有害功能降低的同时导致该子系统中有用功能的降低 技术冲突常常表现为一个系统中两个子系统之间的冲突。如：

(1) 在一个子系统中引入有用功能，导致另一个子系统产生一种有害功能 (2) 消除一种有害功能导致另一个子系统有用功能的变坏

(3) 有用功能的加强或有害功能的减少使另一个子系统或系统变得太复杂。

6.2 TRIZ理论的应用

在电动葫芦轨道梁跨距这个问题上，我们想减小轨道梁的跨度以提高梁刚度这一有用功能，但导致操作上的不便；反之，我们想要操作方便但使得跨度过大，梁的刚度大大降低。产生了设计过程中的技术冲突。

基于TRIZ理论我们将技术冲突用39个通用工程参数来描述，以达到将实际工程设计中的冲突转变成为一般的或标准的技术冲突。

由前述知我们要提高的工程参数是电动葫芦轨道梁的刚度，即物体抵抗外力作用使之变化的能力。归结为通用工程参数中的第14条参数“强度”。而吊装施工人员在操作过程中的便利性可归结为第39条通用工程参数“生产率”或者第

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33条通用工程参数“可操作性”。

知道了工程参数以后，便可以在冲突矩阵中找出相应的发明原理。冲突矩阵中行所描述的工程参数为冲突中恶化的一方，列所代表的工程参数为改善的一方。即强度位于列中；可操作性和生产率位于行中。由此得出14行33列和14行39列所对应的矩阵元素，即为推荐的发明原理序号，分别为32、40、28、2；29、35、10、14。

6.3 由发明原理进行设计方案的确定

从这八条发明原理中，第2条分离原理和第40条复合材料原理最为接近解决问题的理想方法。但第40条原理虽能解决问题单明显增加了设计制造的成本，故将其淘汰。应用第2条分离原理，将系统中的“干扰”部分分离出来，即将阻止吊装人员操作的小台车分离。那么如何分离呢？

我们可以采用波浪形的台车排布方式，即如图4所示。这样摆放可以留有足够的空间给后排发动机起吊用，而且这种摆放形式相对于第一种方案可以极大地缩小跨距，提高梁的刚度；同时相对于第二种方案又明显增强了可操作性。故而使得该技术冲突得以很好的解决。

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结论

本课题以发动机吊装与码盘系统的实现形式和组织架构为主要研究内容，试图设计出一套完善高效的吊装码盘系统。本文便对以上目的要求进行了详尽阐述，其中包括实现方法的论述、方案比较、方案确定、过程论述、构件选型、构件力学性能校核与优化，并初步采用TRIZ理论进行设计中的问题解决与优化，收到良好的效果。

通过短短三个月的设计，已经形成了较为完善的设计方案，经各项严格校核之后，完全符合使用要求。相对于过去的一些粗放式的吊装码盘系统机构，本系统在结构的紧凑性、使用的安全性、操作的简便性上都有了长足的进步。

本系统结构的创新性主要体现在以下几个方面：

(1) 小台车波浪形码放方式不仅使得轨道梁的整体刚度有了较大的提高，而且使得操作更为简便安全。

(2) 大车的集中驱动方式不仅压缩了成本简化了结构还有效的减弱了运行过程中的啃轨现象，提高了运动的平稳性。

(3) 采用限位开关和缓冲器双管其下的安全装置，有效避免了机构运行过程中脱轨危险地出现，在很大程度上保护操作人员的安全。

(4) 机构采用的钢结构形式进行了系统的力学性能校核，包括强度、刚度、动载荷稳定性、压杆稳定等一系列校核计算，并且全部符合使用要求。

现阶段系统的进一步研究方向：

(1) 该系统的自动化程度不高，人为参与因素比较多，对于减小劳动量方面效果不是很明显。应当向智能化方向作进一步的研究，增加自动化模块，力求达到无人化吊装码盘操作模式。

(2) 受材料因素的限制，系统结构在整体上还应向更加小巧紧凑的方向发展。

(3) 受使用条件的限制，应当在机构的运动平稳性上作进一步的研究，以期实现平滑启动、运行、制动。

本次毕业设计是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通

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过这次比较完整的发动机吊装与码盘系统设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态。理论知识与实际设计的结合锻炼了我综合运用所学专业基础知识、解决实际工程问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平。通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，意志品质力、抗压能力、耐力得到了提升。在本次毕业设计中我熟练地掌握了各种系统的适用条件、各种设备的选用标准，各种零部件的安装方式；在与老师的沟通交流中我初步的认识到企业的运行模式、管理方式、内部架构，并且对丰田公司“精益生产”的制造管理理念有了更加深刻全面的认识。

在设计过程中电动葫芦轨道梁跨距的设计让我很头痛，原因是由于轨道梁的刚度与小台车的摆放形式之间产生了很大的矛盾，这些矛盾在处理上让人很难斟酌。正是基于这种考虑我意识到：要想得到完善的设计方案，先进科学的工具是不可或缺的。于是我想到了曹国忠老师在讲创新设计时教授我们的TRIZ理论，通过将TRIZ理论和我所面临的实际问题相结合，并运用其中的发明原理从而得出一套较为完善的设计方案，很好的解决了设计过程中的矛盾。

本次毕业设计对即将毕业的我们进行了一次技术知识与专业技能的实战演习。正是这次设计让我积累了无数实际经验，极大拓展了我们的知识面，使我的头脑更好的被知识武装了起来，也必然让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。顺利如期的完成本次毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本专业的发展前景充满信心！

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参考文献

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致谢

本设计的工作是在我的指导老师陈子顺高级工程师的悉心指导下完成的，老师对我的充分信任是本课题顺利完成的最大动力。在三个多月的设计学习当中，陈子顺老师渊博的学识，敏锐的学术思想，言传身教的学者风范，给了我深刻的启迪与影响。陈老师不仅仅在学术科研上给了我自由发挥的空间，而且在为人处事上也给了我谆谆的教诲，陈老师宽广的胸怀，孜孜不倦教书育人的精神让学生折服。在此衷心感谢陈子顺老师对我学业上的热情指导和生活上的无私关心与帮助。

深深感谢四年来教授我学习知识和做人道理的每一位良师益友。感谢范慕辉老师在力学方面对我极大地帮助与严厉的教导；感谢刘淑英老师、徐红静老师、曲云霞老师、侯书军老师、李为民老师在历次课程设计中的谆谆教导与言传身教；感谢赵海文老师带给我的激情与自信；感谢王涛老师、富大伟老师、孙立新老师带给我开阔的眼界。在各位老师身上我学到了严谨、求实、勤奋、认真，学到了做学问来不得半点马虎，学到了做人与做学问的伟大真谛！

深深感谢培育了我四年的河北工业大学。她浓浓的学术气息与严谨的做人做事准则指引着我一步步跨过人生中的荆棘坎坷；她厚重的历史积淀与刚正不阿的人文精神使我的灵魂得以栖息依傍。

深深的感谢每一个曾经支持和帮助过我的人！ 最后，将本文献给我的母亲、父亲和爱我的人！

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致谢

本设计的工作是在我的指导老师陈子顺高级工程师的悉心指导下完成的，老师对我的充分信任是本课题顺利完成的最大动力。在三个多月的设计学习当中，陈子顺老师渊博的学识，敏锐的学术思想，言传身教的学者风范，给了我深刻的启迪与影响。陈老师不仅仅在学术科研上给了我自由发挥的空间，而且在为人处事上也给了我谆谆的教诲，陈老师宽广的胸怀，孜孜不倦教书育人的精神让学生折服。在此衷心感谢陈子顺老师对我学业上的热情指导和生活上的无私关心与帮助。

深深感谢四年来教授我学习知识和做人道理的每一位良师益友。感谢范慕辉老师在力学方面对我极大地帮助与严厉的教导；感谢刘淑英老师、徐红静老师、曲云霞老师、侯书军老师、李为民老师在历次课程设计中的谆谆教导与言传身教；感谢赵海文老师带给我的激情与自信；感谢王涛老师、富大伟老师、孙立新老师带给我开阔的眼界。在各位老师身上我学到了严谨、求实、勤奋、认真，学到了做学问来不得半点马虎，学到了做人与做学问的伟大真谛！

深深感谢培育了我四年的河北工业大学。她浓浓的学术气息与严谨的做人做事准则指引着我一步步跨过人生中的荆棘坎坷；她厚重的历史积淀与刚正不阿的人文精神使我的灵魂得以栖息依傍。

深深的感谢每一个曾经支持和帮助过我的人！ 最后，将本文献给我的母亲、父亲和爱我的人！

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/87dg.html