岸边集装箱起重机总体设计

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。

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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.1-1 Container hanger

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（GB 3220-82）.

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

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Tab.1-1 The model, size and specifications of container spreader 旋锁中心距的尺寸和

吊具的额

型号

极限偏差/mm 对角旋锁中

旋锁转角a

定起重量

相应的集

A B 心距差值/mm

/kg 装箱型号

JD-30 11985?6

2295?1?2

16

90o

30500

1AA

2 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

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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.2-1 The safety factor of rope

机构 主起升机构 俯仰机构 小车运行机构

载荷组合

LS+LLE（只考虑纵向方向） 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 TL+LS+LL+0.50WLO+LATT+张紧装置的影响

系数 5.0-6.0 6.0 2.0 5.0

2.1.2 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 Fmax?安全系数 S=6 钢丝绳破断拉力换算系数 ??0.85 钢丝绳标准中给出的钢丝破断拉力的总和

220?27.5kN 8 4

Fb? Fb?查 起重机设计手册 表3-1-5 选用6x19普通捻钢丝绳

FmaxS? （2-1）

27.5?6?194kN 0.85表2-2 钢丝绳主要性能 Tab.2-2 The main properties of wire rope

钢丝绳直径

钢丝绳/mm 18.5

钢丝/mm 1.2

钢丝总截面积

/mm 128.87

2参考自重kg/100m 121.8

钢丝破断拉力总和/N（不小于）

219000

2.1.3 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。 p?FD/2· d （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。

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最大允许的压力Pmax(N/mm2)是： ——在钢Fe（S355）上，约7.0N/mm2； ——在锰钢或合金钢上，约20.0 N/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(D0)

D0?e?d （2-3） 式中 D0——按钢丝绳中心计算的滑轮直径（mm）： d——钢丝绳直径（mm）；

e——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e

Tab.2-3 The diameter ratio of rope round e 机构工作级别

M1-M3 M4 M5 M6 M7 M8

e 16 18 20 22.4 25 28

6

这里选取M4 e=18

e?d?18?18.5?333mm D0?336mm

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D0?336mm的滑轮。

表2-4滑轮参数 Tab.2-4 Pulley parameters

钢丝

绳直径d

基本尺寸

R 尺寸 偏差

参考尺寸

C

H

B1 E1 R1 R2 R3 R4 M N S

>18～19

10.5

+0.4

32.5 56 41 1.5 18 15 3.0 5.0 12 0 12 0

2.2.3 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：

S?Qg （2-4） m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g?9.8m/s2。 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。 m?QgLv0?? （2-5） SHv式中 L——钢丝绳自由端移动距离； H——物品提升距离；

v0——钢丝绳线速度；

v——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

Q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2 7

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1品钢丝绳分支数的。

2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m?4。

表2-5 桥式起重机常用双联滑轮组倍率

Tab.3-3 The common double-pulley block ratio of bridge crane

额定起重量

Q/t

m

3

5

8

12.5

16

20

32

50

80

100

1 2 2 3 3 4 4 5 5 6

2.3 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3.5?，我们取3?。

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

8

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

D?(e?1)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

D?(25?1)?18.5?444mm

卷筒计算直径（由钢丝绳中心算起的卷筒直径）

D0?D?d?444?18.5?462.5mm

表2-6 筒绳直径比e

Tab.2-6 The diameter of rope and drum 机构工作级别 M1～M3

M4 M5 M6 M7 M8

e 14 16 18 20 22.4 25

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。

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图2-1卷筒绳槽 Fig.2-1 Roll groove

查 起重机设计手册 表3-3-3

表2-7 卷筒绳槽尺寸 Tab.2-7 The size of roll groove

绳槽半径 R 10.5

极限偏差 +0.20

标准槽形 加深槽形 钢丝绳直径d >18～19

p1

21.0

h1

7.5

R1

0.8

p2

25

h2

11.5

R2

0.5

2.3.4 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。

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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.2-8 The use of coupling

使用范围

联轴器名称

许用转矩 轴径 最高转速

/mm /N·m r/min

允许使用偏差 径向

/mm

特点及应用

偏角

CL型 齿轮 联轴器

700~ 1000000 18~ 560

300~3780

*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.2-9 gear coupling parameters

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许用转矩/N·m

许用转速r/min

轴孔直径 d1d2dz 50 55 70

轴孔长度L 112 142

型号 A B D

CL4 5600 2000 125 200 250

D1

175

D2

110

C

C1

17

C2

28 36

e

转动惯量

/kg?m2

0.21

质量/kg

2.5 18 34.9

3 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。

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（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.3-1 Drive systems

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

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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） Jrot?Jm?Jb?Jgb

Jrot?10?4?1?15kgm2

加速时间 ta?2s

v1负荷的加速度 a? a??0.5m/s2 （3-2）

t21. 正常起升（满载最高速度）的阻力：

N1?Q?v? N220?11?0.9?244kW MN1?9550244?95501?n M1?1000?2330Nm 2．加速旋转的质量的惯性阻力矩：

??n?2??100060 ???2?3.1460?104.67rad/s MJrot??15?104.672?t M2??785Nm a2Nn?M21000?7852?9550 N2?9550?82kW 3. 加速线形运动质量的阻力：

FQ?v220?13?g?t F3??11.2kN a9.81?2N3?F3?v11.2?1? N3?0.9?12kW MN3?95503?n M?12?955031000?115Nm 相加：

1.名义（正常）起升 M1?2330Nm N1?244kW 2.旋转质量加速 M2?785Nm N2?82kW 3.直线运动质量加速 M3?115Nm N3?12kW 总计 ?M?3230Nm ?N?338kW

（3-3） （3-4）

（3-5）

（3-6） （3-7）

（3-8）

（3-9） 3-10）

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（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。

fa?160%?1.6

电机必须能提供 N1?244kW

N?相应地 ?N （3-11）

fa1?N?338?211kW

fa1.6(小于N1，于是可用N1?244kW) 选取电机满足： N?244kW； n?1000rad/s；

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 Table 3-1 The parameters lifting motor

标准

功率 /kW 125

额定电流/A 205

额定

额定转速

转矩

r/min

/N·m 1050.3

1000

最大转矩 额定转矩型号

转动惯量/kg·m 4.7

质量/kg

YTSZ315M1-6 3 1025

3.4 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。

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主要性能

小车运行速度（m/min） v=150 m/min （m/s） v=2.5m/s 小车质量（t） W1?30t 总负荷质量（t） W2?22t 总质量（t） Wt?52t

小车车轮阻力（kN/t） f=5kg/t=0.05kN/t 齿轮传动效率?t（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?t??gearing,?t?0.90 风的作用：

q=150N/m,v=15.5m/s FW?18kN

加速时间 ta?6s

加速度 a?2.5/6?0.41m/s2 电机转速 nm?1000r/min 车轮直径 D?0.8m 电机和车轮之间减速比

i?nm???D1000v i??3.14?0.8150?16.75Jt?旋转部分转动惯性之和（kgm2）

Jt?6kgm2

由于供电施令系统的阻力，取3kN １．正常运行的阻力：

F1?Wt?f F1?52?0.05?2.6kN N1?v2.6?2.51?F? N1?0.9?7.2kW ２．拖令系统的阻力：

F2 F2?3kN NF2?v3?2.52?? N2?0.9?8.3kW

3-12）

3-13）

3-14） 3-15） 3-16） 16

（（（（（３．风的阻力：

F3?Fw F3?18kW （3-17） N3?F3?v? N3?18?2.5?50kW （3-18） 0.9４．加速旋转的质量的惯性阻力：

??nm?2?1000?2?3.14?105rad/s （3-19） ??

6060 MJt??4?t M6?1054??105Nm a6F4(kN) （保留在驱动内部） NM4?nm1054?9550 N?10004?9550?11kW 5．加速线形运动质量的阻力：

FWt?v5?t F5?52?2.5a6?21.7kN NF5?v21.7?2.55?? N5?0.9?60.3kW 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 F1?2.6 N1?7.2 2.拖令系统 F2?3 N2?8.3 3.风载q=150N/m2 F3=18 N3=50 正常运行+风载，总计 ?F?23.6 ?N?65.5 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 F1?2.6 N1?7.2 2.拖令系统 F2?3 N2?8.3 3.风载q=150N/m2 F3=18 N3=50 4.加速旋转部分

ta=6s N4?11 加速线性运动质量 F5?21.7 N5?60.3

ta=6s

（3-20） 3-21） （3-22） （3-23） 17

（陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

加速期间，总计 ?F?45.3 ?N?125.8

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?N?65.5kW和

?Na?125.8/fa。fa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

?N125.8a?2?62.9kW 取?N?66kW。

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 Table 3-2 parameters Motor Vehicles

标准 转动惯型号

功率 额定电额定

转矩

额定转速

最大转矩量质量/kg

/kW 流/A /N·m r/min

额定转矩 /kg·m YTSZ200M1-6 22

45

210

1000

2.9 0.4

300

18

4 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。

19

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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.4-1 center distance reducer

低速级中心距a1

中心距a2 两级总中心距a02

400

280

680

低速级中心距a1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.4-2 Parameters of axis high-speed

名义中心距

高速轴伸/mm 低速轴伸/mm

a1/mm

N S型

LK P型

2 d2 b2

t2

d0 L0 b0 t0

400

285

140 65

18

69

340

130 200 32 137

图4-1减速器高速轴伸

Fig.4-1 Axis extending high-speed of reducer

表4-3减速器技术参数及承载能力

20

Tab.7-3 The reducer’s technical parameters and carrying capacity

输入轴转速

n1

名义中心距 a1 /mm

280

许用输出扭矩 T2 /N?m

7500

公称传动比100 高速轴许用功率

/kW

73

最大许用径向载荷 21000

/r?min

1000

?14.3 减速器的安全技术检验

1）减速器的验收

10．总的转动惯量

Jtotal?Jrot?Jl(kgm2) Jtotal?15?2.58?17.58kgm2

21

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

11．在按下紧急停止按钮之后，在?ts（?t是制动器进去动作的时间）之内由M1使负荷减速??2(rad/s)：

???t?M12?J(rad/s)rot ??0.3?11302?15?22.6rad/s ??2在这里是负值

12．在?ts后，起动的制动器在电机轴如下的转速下开始机械制动：

?3?(?1??2)(rad/s)

?1000?2?3?(60)?15?89.67rad/s ?nm?2?1?60(rad/s)

13．这时电机和制动器的转速：

n603??3?2?(r/min) n602?89.67?2??856.69r/min

14．卷筒上钢丝绳这时的速度：

v2d2?n n?vd(m/s)m

v856.69d2?1000?2.4?2.06m/s 15．有效的制动力矩：

Mbe??b?Mb(Nm) Mbe?0.95?4142?3935Nm 16．有效的制动时间：

t?3?Jtotalb?M be?M(s)1 t89.6?717.b?3935?1130?50.3118s

17．总的制动时间：

8-28）

22

（ t?(?t?tb)(s) t?0.3?0.311?0.611s 18．制动期间钢丝绳在卷筒上的位移：

Sd??S1??S2(m) ?S1——在?t时间内在卷筒上的位移（m）;

?S2——在tbs内制动是在减速期间，在卷筒上的位移（m）。

?Svd?vd2 1?2??t(m)?S2.4?2.06 1?2?0.3?0.669m

?Sv2?d22?tb(m)?S2.06 2?2?0.311?0.32m

Sd??S1??S2

Sd?0.669?0.32?0.989m

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）：

SSdsp?L?2(m) S0.989sp?L?2?0.495m

23

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

图5-4 起升：紧急停止 Fig.5-4 Lifting: emergency stop

5.3.2 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=220kN

2．在卷筒上的钢丝绳的力L（kN）：

L?Q2??s L?2204?0.95?52.25kN

?s??滑??卷筒?0.99n?0.95

其中n=5

3．电机轴上的力矩：

M01?L?D4?1i??gb gbM?0.4611?522502?10?0.94?1130Nm 卷筒直径D0?0.46m 齿轮箱速比igb?10 齿轮箱效率?gb?0.983 4．负荷下降速度v(m/min):

v?36m/min

5．卷筒上钢丝绳速度:

vd?4?v(m/min)?(4?v)/60(m/s)

vd?4?36?144m/min?144/60?2.4m/s6．卷筒转速（r/min）：

24

nd? nd?7．电机转速（r/min）：

vd ??D0144?100r/min

3.14?0.46nm?nb?igb(r?min)

nm?100?10?1000r/min 8．电机轴上从电机、制动器轮和齿轮箱的转动惯量Jrot：

Jrot?Jm?Jb?Jgb

Jrot?10?4?1?15kgm2 9．从吊具加负荷算到电机轴上的转动惯量：

J(L?v2l?d??gb)/?21(kgm2)

J1000?2??l?(5225?2.42?0.94)/(60)2Jl?28290/104.672?2.58kgm2

10．总的转动惯量

J2total?Jrot?Jl(kgm)

Jtotal?15?2.58?17.58kgm2

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

Mnom?N?9550n(Nm) M?9550nom?2401000?2292Nm

Mnom?M制动力矩(Meb) Mnom?Meb?2292Nm

12．制动器机械制动时电机轴的旋转速度：

?m?n60?2?(rad/s)

25

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

?m?13．有效的制动时间：

tb? tb?1000?2??104.67rad/s 60?m?JtotalMbe?M1(s)

104.67?17.58?0.538s

2292?113014．在制动期间卷筒上钢丝绳的位移：

S1d?2?vd?tb(m)

S1d?2?2.4?0.538?0.646m

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）： SSdsp?L?2(m) S0.646sp?L?2?0.323m 图5-5 起升：全电机力矩电气制动

Fig.5-5 Lifting: full motor torque from the electric braking

26

5.4 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%。

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陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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 起重机轨道基本尺寸

表6-1小车轨道参数

Table 6-1 The parameters of car orbital mm

轨道

型号 P38

h

h1 27.7

b

b1 114

l

Y1 Y2

R r

134 68 43.9 66.7 67.3 300 13

28

图6-1小车轨道简图 Fig.6-1 Trolley track sketch

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

29

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

的平衡条件求得。 计算平均轮压如下：

? Rmean2?Rmax?Rmin （6-1）

3式中Rmean——平均车轮负荷（kN）； Rmax——最大车轮负荷（kN）； Rmin——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

Pall: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）

DW：车轮直径

DW?Rmean?1000

C?Pall?(K?2?r) R集装箱?1.5+电机+卷筒+减速器+制动器+小车max?4?110kN

R+卷筒+减速器+制动器+小车min?电机4?25kN

R2?Rmax?Rmin2mean?3??110?253?81.67kN

Dmean?1000C?P?81.67?1000W?R700?（4.39-2?1）?48.81cm

all?(K?2?r)1?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-500 GB4628-84。

表6-2小车车轮参数

Tab.6-2 The parameters of car wheels

6-2）

30

（

基本尺寸/mm

D 500

D1 540

B 130

B1 140

D 130

B2 70

C

B

参考尺寸/mm X Y 60

S 40

d1 205

d2 40

D2 430

D3 320

R

r

参考质量/kg 115.8

10 20 20 5

6.3 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。

31

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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。

32

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。

33

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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

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[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. Cranes Design,Practice And Maintenance[M] Shanghai Scientific and Technical Publishers 2002

34

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

35

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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， J iaJang W u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。Felipe Antonio Chegury Viana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

36

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

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陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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ξ

38

3．动力学仿真

为了验证所建模型的有效性，在ADAM S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m2?0.02144镗杆杆体的结构尺寸：kg，k2?10kN/m，c?10Ns/m。直径D = 0. 016 m ,长度L =0. 192 m ,长径比为12: 1；材料属性：密度ρ= 7 801 kg/m，弹性模量E = 2. 07E + 011 N /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m 2 = 0. 02 kg时，得到前两阶自然频率为253 Hz和452 Hz,共振时的最大幅值为- 95. 16 dB 和- 103. 3 dB；当m 2 = 0. 10 kg时，前两阶的自然频率为128 Hz 和406 Hz，共振时的最大幅值为- 95. 2 dB - 95. 3 dB。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 = 10 N s/m时，前两阶自然频率为 253 Hz和 452 Hz,共振时最大幅值为- 94. 75 dB 和- 103. 24 dB；c2 = 2 N s/m ,前两阶的自然频率为 253 Hz 和 452 Hz, 共振时最大幅值为 - 90. 11 dB , 和 - 95. 49 dB。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。

39

陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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 = 10 kN /m时，前两阶的自然频率为 253 Hz和 452 Hz，共振时的最大幅值为 - 94. 71 dB 和 - 108. 20 dB; 当 k2 = 200 kN /m 时，前两阶的自然频率为 284 Hz和 898 Hz, 共振时的最大幅值为 - 90. 27 dB和 - 110. 06 dB。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 m 2 =0. 021 44 kg，优化后的曲线和普通镗杆曲线如图 7所示。

40

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 = 58 662 N /m，c2 = 22. 34N s/m，前三阶的自然频率为 228 Hz、309 Hz和 392 Hz,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. 33 dB，根据信号处理理论，实际幅值和曲线幅值的对应关系

M agnitude为仿真曲线幅值，根据上式得到实际振幅为0. 007 6 mm。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

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陈永辉： 岸边集装箱起重机总体设计

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。

42

参考文献

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附录B

A Study of Optimum Parameters of A Boring Bar with

Passive Dynamic Absorber

Abstract: The vibration of the boring bar directly affects the processing quality in the deep hole machining In order to improve the processing quality, theoretical model of a boring bar with passive dynamic absorber has been developed and derived the optimum parameters of the absorber Both the dynamic simulation based on ADAM S and the experim ents were conducted to verify the theory Comparing w ith boring bar, numerical results reveal that boring bar with dynamic absorber has the effect of vibration decrease.

Keywords: passive dynamic absorber structure; dynamic character; optimum parameter

1. Introduction

In the process of deep-hole boring, restricted by the size of holes, boring bar larger aspect ratio, stiffness of small, low natural frequencies. Inspired by the machine itself and external incentives, it is prone to vibration, impact on the machining accuracy and workpiece surface quality. Mitsubishi boring bar by reducing the weight of the head of the boring bar to increase the stiffness, the United States produced Kenametal vibration boring bar (maximum aspect ratio L / D = 8) the main use of special materials to increase the static stiffness boring bar, which aspect ratio method by the restrictions.

Driving force for boring bar vibration can be further enhanced aspect ratio, and has great advantage in the deep processing of. Through the pole attached to the parameters of the shock absorber,Warburton achieve the main system of the vibration, shock absorber, including springs, dampers and damping block. In the load, J iaJang W u studied coil spring shock absorber of the inertial effect on the dynamic properties of boring bar impact. Felipe Antonio Chegury Viana, who designed the Ant Colony Algorithm Based on Dynamic adjustable shock absorber. These methods have the power to design high cost of boring bar vibration, structural complexity, the maintenance of trouble, the current application is not widespread.

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The following will be used virtual prototyping technology in response to these problems. In the ADAMS environment damper structural optimization, and finally to carry out experiments. By comparing the analysis results show that the theory of optimization, simulation results and experimental results are basically the same, lower design cost.

2. Driving force for boring bar vibration theory and modeling

Damping is the main driving force for the energy transfer system to the shock absorber system to reduce the vibration of the main system. Boring bar vibration structure as shown in Figure 1, the establishment of the mechanical model shown in Figure 2. Kinetic equation can be expressed as

1.the body of Boring Bar 2. rubber ring 3.gasket 4.damping block 5. damping 6.blocking 7.segment

Fig.1 Boring bar vibration structure

Fig.2the establishment of the mechanical mode

The main system for the vibration amplitude

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For different values of the main system by the amplitude-frequency response curve as shown in Figure 3.

Fig.3 different damping ratio of vibration amplitude-frequency characteristic curve

When ξ = ∞, the boring bar and there is no relative motion between the shock absorber, a single degree of freedom system, when amplitude-frequency curve is only one peak, equivalent to an ordinary boring bar. When the range of ξ between 0 and ∞, the system of two degrees of freedom, resulting in the two resonance points. The existence of the damping of the resonance amplitude of the main system to reduce, but it does not completely eliminate the vibration of the main system. Figure 3 are all of the curves intersect at P, Q two points, indicating that P, Q two points and the frequency and amplitude changes in ξ has nothing to do, come to the equation for

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Calculated P, Q two points in the frequency Into (2) to be P,

Q two points of the amplitude. From (2), (3) style can be seen that the main system for determining, the amplitude and frequency depend on the quality shock absorber and spring. Structural parameters of the best shock absorber should be in the P, Q two points to reach the peak, and the same values. According to this line of thought, according to the following steps to select the optimal parameters of shock absorber.

For the determination of the main system and the selected block damping quality, the structure of the optimal solution for the parameters:

To determine the stiffness of shock absorber

In P, Q two points from stagnation conditions, the shock absorber damping rate obtained ξ

3. Dynamics Simulation

In order to verify the validity of the model, ADAM S in the simulation environment. ADAMS application modules in the finite element model boring into flexible, in the head end of the creation of input and output channel, and then the vibration system analysis, through simulation, in the post-processing module to draw modal system and frequency response function.

The initial parameters of shock absorber m2=0.02144，k2=10kN/m，c=10Ns/m。The size of boring structure: diameter D = 0. 016 m , length L =0. 192 m , aspect ratio of 12: 1. Material properties: density ρ = 7 801 kg / m, young's modulus E = 2. 07E + 011 N / m2, poisson's ratio ν = 0. 29.

Damping block changes in the quality of the effects of amplitude-frequency curves.When m

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= 0. 02 kg, the first two-order natural frequency of 253 Hz and 452 Hz, the maximum

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amplitude at resonance for the - 95. 16 dB and - 103. 3 dB;when m 2 = 0. 10 kg, order the first two natural frequency of 128 Hz and 406 Hz, the maximum amplitude at resonance for the - 95. 2 dB - 95. 3 dB. The quality of the different values of the main system mapping amplitude-frequency response curve shown in Figure 4. As can be seen as the natural frequency of vibration pieces to reduce the increase in quality, when the external excitation frequency and the main system close to the natural frequency, they can block the quality of vibration by modifying the way to avoid the occurrence of resonance, while the damping quality of the block not sensitive to the effects of amplitude.

Amplitude/dB

Frequency/Hz

Fig.4 With the quality of frequency response function curve

Changes in damping characteristics of the amplitude-frequency curves. When c2 = 10 N s / m, the first two-order natural frequency of 253 Hz and 452 Hz, maximum amplitude of the resonance for the - 94. 75 dB and - 103. 24 dB; c2 = 2 N s / m, the first two bands of 253 Hz natural frequency and 452 Hz, maximum amplitude of the resonance for the - 90. 11 dB, and - 95. 49 dB. Figure 5 after the draw for the vibration analysis of the frequency response curve, indicating that changes in damping the impact of relatively large amplitude, the amplitude increases with decreasing damping, when the resonance unavoidable, by modifying the damping to reduce the amplitude, natural frequency and damping of the impact of less marked.

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Amplitude/dB

Frequency/Hz

Fig.5 Frequency response function with the damping curve

Changes in stiffness of the effects of amplitude-frequency characteristics. When the stiffness k2 = 10 kN / m, the first two natural frequency band 253 Hz and 452 Hz, the maximum amplitude at resonance for the - 94. 71 dB and - 108. 20 dB; When k2 = 200 kN / m, the first two natural frequency band 284 Hz and 898 Hz, the maximum amplitude at resonance for the - 90. 27 dB and - 110. 06 dB. Figure 6 The frequency response function for drawing maps showing the natural frequency with the increase of stiffness, rigidity of the impact of change on the relatively large amplitude, can be avoided by modifying the rigidity and adjusting the amplitude of resonance.

Amplitude/dB

Frequency/Hz

Fig.6 Frequency response function curve with the stiffness

4. Damping optimization

Damping according to driving force for boring bar vibration analysis model of shock absorber stiffness and damping as a design variable, the use of ADAMS and vibration in the View macro variables as the objective function, so that the smallest objective function.

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Constraints for the amplitude of vibration damper and the boring bar is less than the distance between the cavity and optimize the use of generalized OPTDES-GRG reduced gradient algorithm. The purpose of optimization is in a given structure and the boring bar vibration quality block under certain conditions, to optimize the stiffness of the damper and damping parameters, when using the optimal parameters of the main system when the minimum amplitude of vibration. When the quality of damping block m 2 = 0. 021 44 kg, the optimized curve and the general curve of boring bar shown in figure 7.

Amplitude/dBB Optimization of boring

Frequency/Hz

Fig.7 Ordinary boring bar and boring bar vibration optimized

Optimized the parameters of shock absorber is k2 = 58 662 N / m, c2 = 22. 34N s / m.Before the third-order natural frequency of 228 Hz, 309 Hz and 392 Hz, the first two bands of the ratio of the natural frequency of 0.7378. According to the formula (4) to calculate the natural frequency of the first two bands for the ratio of 0.7376, the relative error is 0.04%. Simulation and optimization of the damping rate of 0.221, the formula (6) derived from the damping rate of 0.216, the relative error is 2.2 percent. According to the quantitative analysis and theoretical simulation and optimization to optimize the results are basically the same, indicating that simulation optimization is effective and feasible.

From Figure 7 can be seen in the excitation conditions remain unchanged, compared with the ordinary boring bar, boring bar vibration of the vibration mode has been marked improvement in vibration mode becomes more smooth, the amplitude is also significantly reduced. Maximum amplitude for the resonance - 102. 33 dB, based on signal processing theory, the actual amplitude and the amplitude of the correlation curve

actual amplitude=10Magnitude/20 (7)

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