起重机说明书-课程设计毕业设计 - 图文

课程设计（第三组）任务书

课程设计内容与要求：

Rmax Rmin H A B C D

E

F

G

27.5 6

14.2

8.1

6.3

24

22.4 4 9.5 0.4

S

16.5

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目录

第一章 门座式起重机概述概述····························（2） 第一节 第二节 第三节 第四节

起重机概述······························（2） 国内外起重机发展情况分析················（3） 门座起重机的构造原理及分类··············（6） 门座式起重机的技术参数··················（8）

第二章 门座起重机的变幅机构···························（14） 第一节 第二节 第三节 第四节 第五节

变幅机构概述····························（14） 载重水平位移的补偿原理··················（15） 臂架自重平衡的补偿原理··················（16） 变幅机构的传动形式······················（17） 变幅缓冲装置····························（19）

第三章 四连杆式门座起重机臂架及平衡重系统设计·········（20） 第一节 四连杆门座起重机臂架简介···············（20） 第二节 优化设计的数学模型·····················（21） 第四章 四连杆式变幅机构的运动学分析及Matlab优化设计··（30） 第一节 四连杆变幅机构运动学分析···············（30） 第二节 优化分析及优化结果·····················（30） 第三节 象鼻梁M点轨迹绘制的matlab程序及轨迹图 （33） 第五章 设计小结·······································（40） 参考文献···············································（41）

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第一章 门座起重机概述 第一节 起重机概述

起重机(Crane)属于起重机械的一种，是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。

门座起重机是随着港口事业的发展而发展起来的1890年,第一次将幅度不可变的固定式可旋转臂架型起重机装在横跨于窄码头上方的运行式半门座上，成为早期的港用半门座起重机随着码头宽度的加大,门座和半门座起重机并列发展，并普遍采用俯仰臂架和水平变幅系统。第二次世界大战后，港用门座起重机迅速发展为便于多台起重机对同一条船进行并列工作,普遍采用了转动部分与立柱体相连的转柱式门座起重机(图1[转柱式门座起重机]),或转动部分通过大轴承与门座相连的滚动轴承式支承回转装置,以减小转动部分的尾径,并采用了减小码头掩盖面（门座主体对地面的投影）的门座结构。在发展过程中，门座起重机还逐步推广应用到作业条件与港口相近的船台和水电站工地等处。

门座起重机是港口码头数量和使用最多的、结构复杂、机构最多的、最典型的电动装卸机械。它具有较好的工作性能和独特的优越结构，通用性好，被广泛地用在港口杂货码头。

门座起重机的工作机构具有较高的运转速度，起升速度可达1.17m/s，变幅速度可达0.92m/s，使用率高，每昼夜可达22h，台时效率也很高，一般可达100t/h以上；它的结构是立体的，不多占用码头的面积，具有高大的门架和较长距离的伸臂，因而具有较大的起升高度和工作幅度，能满足港口、码头、船舶和车辆的机械化装卸、转载，充分使用港口、码头场地，适应船舶的空载、满载作业，以及地面车辆的通行要求；还具有高速灵活、安全可靠的装卸能力，对提高装卸生产率，减轻繁重的体力劳动都具有重大的意义。但门座起重机也有它的缺点，如造价高，用钢铁材料多，要较大的电力供给，一般轮压较大，需要坚固的地基，附属设备也较多，如变电所、电缆、地道、坑道、电源等。

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第二节 国内外起重机发展情况分析 1.2.1 国外起重机市场分析

近20年世界起重机行业发生了很大变化。RT（越野轮胎起重机）和AT（全地面起重机）产品的迅速发展，打破了原有产品与市场格局，在经济发展及市场激烈竞争冲击下，导致世界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10多家，世界市场主要集中在北美、日本/亚洲和欧洲。

美国既是生产工程起重机的主要国家，又是最大的世界市场之一。由于日本、德国起重机工业的迅速发展及RT和AT产品的兴起，美国厂商曾在60～70年代世界市场中占有的主导地位受到削弱，从而形成美国、日本和德国三足鼎立之势。近几年美国经济回升，市场活跃，外国厂商纷纷参与竞争。美国制造商的实力也有所增强，特雷克斯起重机公司的崛起即是例证。

特雷克斯起重机公司前身是美国科林起重机厂。1995年以来，通过一系列的兼并活动，已发展成为世界顶级公司之一。年销售额从1992年的5000万美元猛增到1998年的7.71亿美元，1999年有望突破10亿美元。

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日本从70年代起成为工程起重机生产大国，产品质量和数量提高很快，已出口到欧美市场，年总产量居世界第一。

自1992年以来，由于受日元升值、国内基建投资下降和亚洲金融危机影响，年产量呈下降趋势。年总产值从1991年约5100亿日元下降到1997年的3100亿日元左右，1998年又比1997年下降1/3以上。1998年日本工程起重机总产量为25560台，其中，RT产品2087台，汽车起重机820台，履带起重机692台，随车起重机15032台，其他两类机种共7029台。RT产品年总产值达550亿日元，为各机种之首，其次为履带起重机，约400亿日元。1991年日本5t以上的轮式起重机市场总销售量达6700台，目前日本市场年需求量为3000台。

欧洲市场是潜力很大的市场。欧洲各工业国既是工程起重机的出口国，也是重要的进口国。德国是最大的欧洲市场，其次为英国、法国、意大利等国。

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在德国AT产品市场份额中，利勃海尔占53%，格鲁夫占16%，德马泰克占14%，多田野和特雷克斯各占10%和5%。 1.2.2 国内起重机发展情况分析

今天，起重机行业现状日渐繁盛，逐渐被越来越多的人士关注，发展也越来越好，现在中国是世界上最大的起重机市场。中国目前共有起重机械生产企业约500家。

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从2001年开始，受益于出口持续高速增长、冶金行业的持续发展、高速增长的房地产市场等积极因素的拉动，中国起重机行业持续保持着快速发展，从产量上看，2001-2007年起重设备复合增长率高达36%。2009年起重运输设备行业出口规模为35.68亿美元，比2008年下降了12%；同时起重机械行业外贸依存度为10%；出口比例最高的产品是集装箱装卸桥，占42%，其次是龙门式起重机，占19%；从出口国家来看，2009年起重运输设备行业出口国家比较分散，主要国家是是韩国、印尼和西班牙。

第三节 门座式起重机的构造原理及其分类

1.3.1 构造及原理

门座起重机又简称为门吊、门机，是电力驱动、有轨运行的臂架类起重机之一。它的构造大体上可以分为两大部分：上部旋转部分和下部运行部分。上部旋转部分安装在一个高大的门形底架（门架）上，并相对于下部运行部分可以实现360°任意旋转。门架可以沿轨道运行，同时它又是起重机的承重部分。起重机的自重和吊重均由门架承受，并由它传到地面轨道上。门座起重机正是由此门形

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底座而得名的。

门座起重机的上部旋转部分包括臂架系统、人字架、旋转平台、司机室等，还安装有起升机构、变幅机构、旋转机构。下部运行部分主要由门架和运行机构组成。门架底部能通火车，轨距有3种：能通过一列火车轨距为6m，称单线门架，能通过并排两列火车的轨距为10.5m，称双线门架，能通过并排三列火车的轨距为16m，称三线门架。码头前沿的门座起重机门架多属双线门架。门座底部装有行车车轮或运行台车，运行机构使整台起重机可以沿着地面上的轨道运行。

门座起重机的工作原理是：通过起升、变幅、旋转3种运动的组合，可以在一个环形圆柱体空间实现物品的升降、移动，并通过运行机构调整整机的工作位置，故可以在较大的作业范围内满足运移物品的需要。

图1-7 起重机结构简图

1.3.2 分类

门座起重机根据结构类型的不同，可分为下面几种： 1.以门架的结构类型为主要标志

门座起重机可以分为全门座和半门座起重机。后者不具备完整的门架，它的两条运行轨道不在同一水平面上，一条铺设在地面上，另一条铺设在库房或特设的栈桥上。

2．以起重臂的结构类型为主要标志

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门座起重机可分为四连杆组合臂架式门座起重机和单臂架式门座起重机两种。前者的最大优点是臂架下面的净空高度较大，因而在一定的起升高度要求下，起重机的总高度较低，但结构复杂，重量较大，而单臂则与上述相反。目前，国内大多采用四连杆组合臂架式起重机。

3.以上部旋转部分相对下部运行部分旋转的支承装置的结构类型为主要标志

门座起重机可分为转柱式门座起重机、定柱式门座起重机、转盘式门座起重机和大轴承式门座起重机。转盘式门座起重机结构复杂，加工制造困难，目前较少采用；转柱式和定柱式整体稳定性好，是目前常用的形式，其中转柱式应用最多；大轴承式结构新颖、构件少，重量轻，具有广阔的发展前景。

第四节 门座起重机的技术参数

门座起重机的技术参数是说明门座起重机工作性能的指标，也是设计和选用起重机的依据。

起重机的主要参数有：起重量、幅度、起升高度、各机构的工作速度、工作级别及生产率。此外，轨距、基距、外形尺寸、最大轮压、自重等也是重要参数。以M10－30港口门座起重机为例。表1-1 给出了该型门机的主要技术参数。

表1-1 M10-30型港口门座起重机技术性能表

起重量（t） 起升高度（m） 吊钩 抓斗 幅度（m） 最大 最小 轨距（m） 基距（m） 起升速度（m/min） 变幅速度（m/min） 回转速度（r/min） 运行速度（m/min） 电动起升 10 25 16 30 8.5 10.5 10.5 60（最小下降3.5） 52 1.48 27 JZR272-10 8

机型号 变幅 回转 运行 最大轮压（KN） 起重机最大高度（m） 起重机总重（t） 1.4.1 起重量

起重量是指起重机安全工作时所允许的最大起吊货物的质量，单位为“kg”或“t”，用“Q”表示。

起重量不包括吊钩、吊环之类吊具的质量，但包括抓斗、料斗、料罐、工属具之类吊具的质量。

在每一台起重机上都必须明确标出其起重量的数值。起重机起重量己有国家标准系列。表1-2列出门座起重机起重量系列。

表1-2 门座起重机重量系列（JB773－65）

T 3 5 0 16 15 20 43 600 160 1JZR252-8 JZR251-8 JZR231-6 221 45 195 制造厂从使用角度出发，为了使用方便，提高工作效率，吊重与起重量相匹配。当起重量较大时，配有两套起升机构。其中，起重量较大的称为主起升机构或主钩，起重量较小的称为副起升机构或副钩。副钩的起升速度较快，可以提高轻货的吊运效率。主、副钩的起重量用一个分数来表示。例如15/3t，表示主钩的起重量为15t，副钩的起重量为3t。

某些门座起重机的起重量是随幅度变化的，这时的额定起重量是指最小幅度时的最大起重量，有时也用几个数分别表示几个幅度范围内的起重量。如16t门座起重机的标注：16/10－9～22/30。意为在9～22m幅度内起重量为16t，在9～30m幅度内起重量为10t。 1.4.2 幅度

幅度是指起重机旋转轴线至取物装置中心线之间的距离，单位是“m”，用“R”表示。绝大多数起重机的幅度是随起重臂所处的位置在一定范围内变化的。当起重臂外伸处于最远极限位置时，从起重机旋转中心到取物装置中心线中间的距离

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称为最大幅度（Rmax）；当起重臂收回处于最近极限位置时，从起重机旋转中心到取物装置中心线之间的距离称为最小幅度（Rmin）。旋转起重机的幅度是在最小幅度和最大幅度之间变化的。这类起重机的名义幅度指的是最大幅度值。

起重机的幅度不是一个孤立的参数，与起重量密切相关。一般情况下，随着幅度的增加，起重量减少，从设计方面考虑，起重机的幅度根据所需求的工作范围确定。港口门座起重机的最大幅度根据船舶尺寸确定。随着海运事业的发展，船舶吨位和尺寸在不断增大，相应地要求起重机的工作幅度和起重量不断加大。最小幅度受到起重机的构造限制，应力减小，从而扩大工作范围。例如，国产港口门座起重机的最大幅度从20世纪60年代的25m已增加到现在的35m。 1.4.3 起升高度

起升高度是指起重机取物装置上下极限位置之间的距离，单位是“m”，用“H”表示。下极限位置通常取为工作场地的场面或运行轨道顶面，吊钩以钩口中心为准，抓斗以最低点为准。港口门座起重机的取物装置必须下降到船舱底工作，它的下极限位量在地面以下，此时，需要标出轨面上和轨面下的起升高度，分别用H上和H下表示，H上十H下＝H。如M10－30门座起重机起升高度H为43 m，其中轨面以上起升高度H上为28m，轨面以下起升高度H下为15m。在确定起重机的起升高度时，要考虑到下列因素：起吊物品的最大高度、需要越过障碍的高度、吊具所占的高度等。对于港口门座起重机还要考虑船舶在低潮、高潮、空载、满载时的不同情况。 1.4.4 工作速度

起重机的工作速度包括起升、变幅、旋转和运行4个机构的工作速度。

起升速度是指起吊额定重量的物品时，吊具上升的速度，单位是“m/s”，用“V升”表示。

起升速度通常都很高，因为它关系到起重机的生产率。但起升速度常常受到电动机功率限制，大致与起重量成反比，即：

Q·V升＝常数

旋转速度是指起重机旋转部分每分钟的转数，单位是“r/min”，用n旋表示。

旋转速度规定：起重机在水平场地上，10m高度处的风速在3m/s以上，臂架处于最大幅度且带载时的转速。旋转速度的快慢要适宜，若旋转速度太快，则

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很难使货物保持平稳，装卸时不安全；若旋转速度太慢，则影响装卸效率，不适应港口装卸作业的要求。门座起重机的旋转速度一般控制在2r/min左右。

变幅速度是指吊具自最大幅度至最小幅度间的平均速度，单位是“m/s”，用“V变”表示。

门座起重机的变幅速度一般控制在O.75～0.92m/s之间。

运行速度是指整台起重机沿固定轨面每秒钟运行的距离，单位是“m/s”，用“V行”表示。

门座起重机大车在装卸作业中是不需运行的，只有当调整位置时才需大车运行。大车运行机构是属于非工作性的，故大车运行速度不太高，一般控制在0．33～0.5m/s。

起重机的各工作机构，其工作速度应相互协调，以免因某一机构太快或太慢而影响起重机的整个工作循环时间。 1.4.5 生产率

生产率是表明起重机工作能力的重要指标，单位是“t/h”，通常以符号“A”表示。

起重机的生产率，不仅决定于起重机本身的性能（起重量、工作速度、工作行程等），而且与货物的种类、工作条件、生产组织以及司机的熟练程度等多种因素有关。理论上，生产率可用下式计算。

对于件杂货：

A＝n·Q平 对于散货：

A＝n·V·r·φ 式中：n---每小时循环次数；

Q平---每次吊运货物的平均重量，t； φ---充填系数，一般取为0.85； V ---抓斗额定容积，m3； r ---散粒物料的容重，t／m3 1.4.6 轨距

轨距指的是门座起重机大车运行轨道中心线之间的水平距离，单位是“m”。

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港口码头上的门座起重机的轨距多数是10．5m的。 1.4.7 基距

基距是指起重机同一轨道上前后两组行走轮中心线之间的距离，单位是“m”。轨距和基距的数值对有些起重机设计时选取是一样的。例如M10－30门座起重机，基距和轨距就是相等的，都是10．5m。 1.4.8 轮距

轮距是指起重机相邻两轴心线之问的距离，单位是“m”。 1.4.9 轮压

所谓轮压就是起重机的一个运行车轮对运行轨道的压力。它是设计车轮装置的依据，是轨道支承结构和土建设计的重要原始数据。起重机每条支腿上的压力都不是一个常数。门座起重机由于臂架的幅度及旋转角度的改变，引起支腿的压力变化。因此，要在最不利工作条件下或最不利非工作条件下算出支腿最大腿压，从而求出最大轮压，最大轮压不能超过码头的承载能力。则受到起重机金属结构强度及刚度的限制。 1.4.10 外形尺寸

在这里仅以10t港口门座起重机为例。门座起重机的外形尺寸是指起重机外部的轮廓尺寸，主要包括最小幅度时起重臂最高点距轨道顶面的尺寸、最大幅度时起重臂最远点距旋转中心线的尺寸、尾部旋转半径尺寸、门架净空尺寸、司机室高度以及在一条运行轨道上运行机构台车的边缘长度等（见图1-8）。

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图1-8 M10－30门座起重机总图

⒈电缆卷筒；2.转柱；3.门座；4.转台；5.机器房；6.起重量限制器；7.变幅机构；8.臂架系统；9.防转装置；10.吊钩装置；11.抓斗稳定器；12.抓斗；13.司机室；14.回转机构；15.起升机构；16.运行机构

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第二章 门座起重机的变幅机构

第一节 变幅机构概述

2.1.1 变幅机构的分类

变幅机构是用来实现臂架俯仰，以改变工作幅度的机构。它主要有两个方面的作用：一是在满足起重机工作稳定性的条件下，改变幅度，以调整起重机有效起重量或调整取物装置工作位置；二是在起重量的最大幅度与最小幅度之间运移货物，以扩大起重机的作业范围。港口装卸用门座起重机变幅机构的作用主要是指后者，它与其他机构联合作业，实现货物的运移。

1.变幅机构根据变幅方法可分为两种基本形式：运行小车式和摆动臂架式。

运行小车式变幅机构用于小型固定式旋转起重机，作为制造和修理车间的小型起重机设备，在港口装卸作业中很少采用。摆动臂架式变幅机构，幅度的改变是靠摆动臂来实现的。港口门座起重机的变幅机构几乎全属此类。

摆动臂架式变幅机构主要由摆动臂架、驱动装置、传动装置、制动装置所组成。此外，还有操纵设备、安全装置等。

3.根据变幅机构的工作性质有可分为非工作性变幅机构和工作性变幅机构。非工作性变幅机构只是用来调整幅度，在装卸作业中，幅度不变。

工作性幅度机构在装卸作业时，通过改变幅度来运移货物，以扩大起重机的服务面积和提高工作机动性。港口起重机为提高装卸效率，要求变幅机构能够实现工作性变幅。其特征是：这种变幅是在带载条件下进行的，变幅频繁，变幅过程成为起重机每一个工作循环的主要工序之一，变幅速度对装卸生产率有直接的影响，故在这类变幅机构中，一般都应采用较高的变幅速度，以提高装卸生产率。 2.1.2、对工作性变幅机构的要求

为了适应工作性变幅的需要，变幅机构应满足下面两点要求： 1．载重水平位移

使载重在变幅过程中沿水平线或接近于水平线的轨迹移动。 2．臂架自重平衡

使臂架系统的总重心高度在变幅过程中保持不变或变化很小。

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第二节 载重水平位移的补偿原理

为使载重在变幅过程中沿水平线或近似水平线移动，可以采用多种形式来达到，但基本上可以归纳为两种类型：起升绳补偿法和组合臂架法。在这里主要向大家介绍一下港口常用的组合臂架法。

组合臂架法的基本原理是：采用组合式臂架，依靠组合臂架端点在变幅过程中，沿水平或接近水平线的轨迹移动，从而使载重在变幅过程中的高度不变或变化很小。

组合臂架法最常见的有两种：刚性拉杆式组合臂架和挠性拉索带曲线形象鼻架式组合臂架。港口装卸生产使用的门座起重机大多采用刚性拉杆式组合臂架——四连杆机构。

图2-1 刚性拉杆的组合臂架补偿原理

图2-1所示为采用刚性拉杆式组合臂架来使载重水平变幅的补偿原理图。组合臂架是由主臂架、直线型象鼻架和刚性拉杆三部分组成的。连同机架ea一起考虑，组合臂架实际上构成一个四连杆机构。其补偿原理是：当臂架摆动时，象鼻架端部滑轮的轨迹是一个双叶曲线，如果臂架系统的尺寸和支点e、a的位置选择适宜，则在双叶曲线中相当于起重机有效工作幅度的ef部分，接近一水平线。因此，臂架端点在变幅过程中，接近于水平线移动。此时，如果起升绳平行于主臂架（或刚性拉杆）布置，则在变幅过程中，起升绳的各部分长度均不发生变化，从而实现载重接近于水平线移动。

这种方案的主要优点是：臂架下的工作空间较大，钢丝绳的悬挂长度不变，

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货载摆动现象减小。其缺点是：臂架为葙型结构，自重较重，结构复杂，迎风面积也较大，在变幅过程中，臂架难以沿严格的水平线变幅。

第三节 臂架自重平衡的补偿原理

利用臂架的俯仰来改变幅度时，臂架系统重心的高度也在不断的变化，为了使臂架系统的重心尽可能不发生升降现象，以免由于重心升降时需要做功而引起变幅机构驱动功率的增大，可以采用多种构造形式来达到。在这里只向大家介绍港口普遍采用的利用活配重使臂架系统合成重心位置在变幅过程中，接近于水平线的轨迹移动的方案。

图2-2 杠杆-活配重法臂架平衡系统工作原理图

图2-2所示为利用杆杠活配重法来获得臂架自重平衡的工作原理简图。活配重与臂架分离，绕各自铰轴摆动，采用杠杆连接使之组成非平行四边形的四杆机构。这种平衡法的基本原理为：不再是保持臂架和配重的合成重心位置不变，而是根据变幅过程中，臂架位能的增加（或减少）值等于活配重位能相应地减少（或增加）值，使臂架系统在各个变幅位置保持总位能不变。

这种方案与尾重法相比较，在臂架摆动角度相同的条件下：活配重摆动角度显著增大，从而增大了活配重的升降高度，以至于减轻了活配重的重量。同时它把臂架系统分成臂架与配重两部分，配重被移到起重机旋转中心线较远的地方，两者用杠杆联系起来，由于杠杆的放大原理，使配重重量大大地减轻，并可充分发挥配重对起重机稳定性的作用，它在总体布置上，要比尾重法方便得多。但是这种平衡方案不能做到臂架系统的完全平衡。只要把四杆机构的尺寸和配重的重量选得合适，可以使误差缩减到很小的程度，安全能满足对臂架平衡系统提出的

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要求。

由于这种方案优点较多，因此，目前应用最普遍，门座起重机基本上都采用此种平衡方法。

第四节 变幅机构的传动形式

为使臂架绕其铰轴摆动来改变起吊货物的位置，就必须有一套专门的驱动机构。根据变幅机构工作性质和要求不同，出现了多种传动机构，如齿条、螺杆螺母、液压等。

2.4.1 螺杆螺母变幅驱动机构

图2-3 螺杆螺母传动变幅机构筒图

1.电动机；2－减速器；3－转动的螺母；4－不转动的螺杆；

5－臂架；6－转动的螺杆；7－不转动的螺母

图2-3为螺杆螺母传动变幅机构筒图。这种传动方案的主要优点是：由于螺杆螺母传动本身具有很大的传动比，因而使整个传动装置紧凑、重量轻、变幅平稳无冲击。主要缺点是：效率低，非密封条件下工作或润滑不良时，磨损快，螺母的螺纹磨损后不易检查。如果没有可靠的安全保护装置，臂架也有超程坠落的危睑。

近来出现的滚珠螺杆（见图2-4）能够克服上述的这些缺点。这是一种有前途的变幅传动方式。但由于制造工艺复杂，还没有广泛采用。

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图2-4 滚动螺杆

1-支座；2-键槽；2-螺杆；4-滚珠； 5-驱动齿轮；6-轴承；7-螺母

2.4.2 齿条变幅驱动机构

图2-5为齿条传动的变幅机构简图。臂架直接由齿条推动，齿条则由装设在机器房顶上的电动机通过一个封闭式的三级圆柱齿轮减速器减速后，带动一个小齿轮，由小齿轮的旋转运动驱动齿条做直线运动，从而推动臂架绕其轴心摆动。对于较大型的起重机，齿条常制成针齿的形状，以便制造和维修工作。

图2-5 齿条传动的变幅机构驱动简图

1-电动机；2-液压推杆制动器；2-圆柱齿轮减速器；

4-齿型连轴节；5-齿条

因为在变幅时振动和冲击都较大，所以在齿条头部装设橡胶缓冲装置或液压缓冲装置。另外，为了避免由于齿条超程而使臂架脱落，确保变幅机构安全工作，

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齿条在变幅有效区段内两端都设有行程开关。

这种传动方式的主要优点是：结构紧凑，重量轻，可以双向受力，效率高。缺点是：因为存在齿间间隙，起、制动时有冲击；齿条传动是开式传动，工作条件差，所以齿面易磨损。

这种传动方式由于可以在效率较高的前提下，获得相当紧凑的结构，因而，在工作性变幅机构中得到广泛的应用。

第五节 变幅缓冲装置

在臂架类起重机中，由于臂架系统自重和起吊货物的重量，使得变幅机构工作时起、制动产生的冲击很大，为了减缓冲击和振动，必须在变幅机构中安装缓冲装置。常用的缓冲装置有弹簧缓冲器、橡胶缓冲器、液压弹簧缓冲器（图2-6）。

弹簧缓冲器内部弹簧为螺旋式压力弹簧。这种缓冲器构造简单，维护修理简单，使用寿命长。其工作原理是：弹簧受压，吸收能量减少冲击。

橡胶缓冲器内部有一组特制的橡胶垫，每块橡胶垫之间有一个金属垫隔离。为了增加橡胶垫的使用寿命，在其中间加入一个金属垫片。这种缓冲器缓冲效果好，但对橡胶质量要求高，结构复杂，修理麻烦。其工作原理是橡胶垫受压缩变形，吸收能量，减少冲击。

液压弹簧缓冲器由阻尼油缸和缓冲弹簧制成的。阻尼油缸的阻尼大小可通过调整活塞两侧节流阀的开度来达到的。它的工作原理是依靠阻尼油缸的工作油节流发热，吸收能量和弹簧压缩变形吸收能量来减少冲击。

图2-6 液压弹簧缓冲器

1-活塞；2-缸体；2-节流阀；4-密封圈； 5-弹簧；6-限位套筒；7-调节螺栓

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第三章 四连杆式门座起重机臂架及平衡重系统

设计

第一节 四连杆铰接组合臂架简介

四连杆铰接组合臂架（图 3-1）是目前应用较广泛的门座起重机水平变幅装置之一。在门座 起重机中，从取物装置中心线到起重机旋转中心线之间的距离，称为起重机的幅度。用来改 变幅度的机构，称为起重机的变幅机构。在现代生产中大多要求实现工作性带载变幅。为了 尽可能降低变幅机构的驱动功率和提高机构的操作性能，目前普遍采用下列两项措施：一、 载重水平位移：为使物品在变幅过程中沿着水平线或接近水平线的轨迹运动，采用物品升降 补偿装置。二、臂架自重平衡：为使臂架装置的总中心的高度在变幅过程中不变或变化较小， 采用臂架平衡系统（本文采用杠杆式活动对重）。优化设计方法，就是将多种影响因素（设计 要求）按照一定形式建立目标函数，并在各种约束条件下，直接求出目标函数达到最优时的 解，这个解就是我们所要求的最优化设计方案。另外本文将变幅拉杆也一起进行优化设计。

图3-1 四连杆铰接组合臂架

下面详细介绍了如何建立优化设计所需的数学模型，基于 MATLAB 的优化设计计算方法。 20

第二节 优化设计的数学模型

优化设计就是根据设计要求提出的多项指标建立目标函数，在满足结构、工艺、载荷及 其重量限制等约束条件下，选取设计变量，使目标函数取得最优值。因此，设计变量、目标 函数、约束条件是构成一个优化设计问题的三个重要概念。

图3-2所示为四连杆臂架系统，已知最小和最大幅度 S min 、 S max ，起升高度 H（须注意分 别减去起重机回转中心、轨面到主臂架下铰点的距离），以及起重量 Q 等技术参数。要求设计 这个四连杆变幅装置，使变幅过程中由物品引起的臂架变幅阻力矩和臂架自重引起的相对于 臂架下铰点的前后力矩差尽量地小，变幅轨迹的最大高度差尽量地小，臂架势能变化也尽量 地小，而四连杆装置和平衡配重的重量轻，人字架顶点和变幅装置的位置要求落在规定的范 围内等要求。

3-2 四连杆臂架系统

图中需要优化的变量符号意义如下：

m1——象鼻梁中间铰点偏离象鼻梁中心线距离；m2——象鼻梁前段长度 M——象鼻梁后段长度; m4——主臂架长度

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m5——大拉杆下铰点到主臂架下铰点的水平距离

m6——大拉杆下铰点到主臂架下铰点的垂直距离; m7——大拉杆长度 m8——OG; m9——EG; m10——DP; m11——GP; m12——DQ; m13——PQ m14——变幅驱动机构铰点到主臂架下铰点水平距离 m15——变幅驱动机构铰点到主臂架下铰点垂直距离 3.2.1 设计变量

这个四连杆变幅装置的设计可以归结为 16 个设计变量：

m1～m15 , GQ (其中GQ 为平衡配重重量) ，即

X=[m1,m2,m3,??,m15,GQ]T =[x(1),x(2),x(3),??x(15),x(16),]T

其中有些设计变量出于结构上的考虑，有一定的数值限制。如象鼻梁与臂架的铰接点 E。相对于其两端铰接点连线的下垂距离 m1 ，一般是预先给定的，或为零，或有一定距离。还有 人字架顶部铰接点 D 和变幅装置位置点 R，也是或为定点，或规定其变动范围。从势能平衡 的观点来看，平衡重杠杆后段 m12 的尺寸越长，则变幅过程中平衡升降的距离就越大，平衡重的重量就可以取得越小。但 m12 的长度，通常受到起重机尾部半径的限制，因此一般把 m12 取 为常量。至于其它变量在数值上则都没有明确的范围，但从几何关系上应在给定的幅度范围内保证四连杆的构成。所以设计变量修改为：

X=[m2,m3,m4,m7m8m9m10m13m15,GQ]T =[x(1),x(2),x(3),??x(10)]T （本文取m1,m5,m6,m12,m14,m15为定值)

3.2.2 目标函数

为建立综合指标的四连杆臂架系统优化设计目标函数的表达式，先确定象鼻梁头部 C 点 的轨迹等表达式，然后确定变幅阻力矩、重量尺寸指标、杆件自重力矩、势能及平衡重等关 系式。

由几何关系得：

m4cosa2min-Smax=m2cosa3min m4sina2min-H=m2sina3min

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将（1）式平方加（2）式平方得：

m42+Smax2+H2-2m4Smaxcosa2min-2m4Hsina2min=m22

令：m42+Smax2+H2-m22=d1; 2m4Smax=d2; 2m4H=d3; 则有：d1-d3sina2min=d2cosa2min=d21?sin2a2min

展开并整理得：（d3?d2）sin2a2min-2d1d3sina2min+(d12-d22)=0 解此一元二次方程可得最大幅度时主臂架摆角

d6=a2min=arcsin(

22d1d3?d1d3?d3?d2d1?d2d3?d52222?22??22??)

同理可求得最小幅度时主臂架摆角 d7=a2min=arcsin(

d1d3?d4d3?d3?d5d4?d5d3?d52222?22??22)

式中：m42+Smin2+H2-m22=d4; 2m4Smin=d5

在主臂架摆角形成内?d6?a2?d7?，把摆角分成N等分，得到（N+1）个幅度位置，每个幅度位置主臂架摆角a2i为

a2i?d6?(i?1)?a2;i?1,2??N?1 式中： ?a2?d7?d6 N以a2i为自变量，求出下列各量（以下省略i，即ai2写成a2）

m?m8?m9mma1?arccos1?arccos1;a4?arccos4

m2m32m4m8222a5???a2?arctanm622?a4;n1?m5?m6 m5222m3?n2?m7n2?m?n?2m4n1cos(a4?a5);a6?arccos 2m3n22421mn?a7?arcsin(8sina4);a8?arccos[1sin(a4?a5)]?a7;a9??a2

m9n22a10?2??a1?a6?a7?a8?a9;a3??2?a10;xc?m4cosa2?m2sina10

yc?m4sina2?m2cosa10;x0?0;yo?0;xD?-m5;yD?m6;xE?m4cosa2

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yE?m4sina2;xF?m4cosa2?m3sin(??a6?a7?a8?a9)

yF?m4sina2;xF?m4cosa2?m3sin（??a6?a7?a8?a9);xG?m8cos(a2?a4)

m2yG?m8sin(a2?a4);n3?m8?n12?2m8n1cosa5;a11?arcsin(8sina5)

n3222m10?n3?m11ma12?arccos();xp??m5?m10sin(??a11?a12?arctan5)

2m10n3m6222m5m10?m12?m13yp?m6?m10cos(??a11?a12?arctan);a13?arccos()

m62m10m12a14?2??a11?a12?a13?arctanm5;xQ??m5?m12sina14;yQ?m6?m12cosa14 m6222m3n10?n12?m13xR??m14;yR?m15;a16?arcsin(sina6);a17??arccos()

m72n2n3a15???a4?a5?a11?a16?a17;n?sin(a11?a16?a17)n1?m4

sina15xT?(m4?n4)cosa2;yT?(m4?n4)sina2;n5?(xG?xR)2?(yG?yR)2

m22n6?m2?m3?2m2m3cosa2;a18???a3?arcsin(3sina1)

n6n7?n4cosa2?m2?m3sina10;n8?m5?(m4?n4)cosa2?m7cos(a2?a15) 2y?yRsina7a19?arctanG;n9?m9cosa19

?xG?xRsin(?a9?a19)2sin(?a7?a9?a19)2n10?m9;n11?m12sina14 ?sin(?a9?a19)2mn12?m10sin[a12?arcsin(10sina12)]

m1122m10n3?m8?n12n13?m8sin[arcsin(sina12)?arccos]

m112n3m8?式中：n1——大拉杆下铰点到主臂架下铰点的距离；n2——DE；n3——DG

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n4——ET；n5——变幅拉杆长度；n6——象鼻梁中心线距离

n7——象鼻梁重心到瞬心T的水平距离；n8——F点到瞬心T的水平距离 n9——点G到瞬心U的水平距离；n10——EU；n11——DQ的水平距离 n12——D点到GP的垂直距离；n13——点O到GP的垂直距离

（以上距离单位均为m）a1——象鼻梁前后段的夹角；a2——主臂架的摆角 a3——象鼻梁前段与水平线夹角；a4——?EOG；a5——?DOG a6——?DEF；a7——?GEO；a8——?DEG； a9——主臂架与垂直线夹角

a10——象鼻梁前段与垂直线夹角；a11——?GDO；a12——?GDP a13——?PDQ；a14——DQ与垂直线夹角(可锐可钝) a15——臂架与大拉杆的夹角；a16——?EDT；a17——?EDG a18——象鼻梁中心线与水平线的夹角（钝角）

a19——变幅拉杆与水平线夹角；b——大拉杆与水平线夹角（钝角） 3.2.3 变幅阻力矩表达式

臂架的变幅阻力矩可以利用已经算得的吊钩移动轨迹并根据功能原理计算。设臂架从位置 I 摆动到位置 II 的行程角为?a2 ，吊钩轨迹的高度变化为

?yc ，为了克服物品重量 Q 升高?yc 所需的功，在臂架上须作用有力矩 M变 ，且

M变*?a2?Q*?yc 由此得 M变?Q当?a2?0时，M变?Q?yc ?a2?yc即为精确值。因此当臂架摆角行程等分得足够?a2小时，每相邻两个幅度位置的钓钩高度差值为单位重量物品所引起的在该微量摆角行程上的臂架力矩。 3.2.4 重量尺寸指标

只考虑吊钩轨迹的高度差和臂架的变幅阻力矩还是片面的，因为从理论上讲，只要把四连杆尺寸尽量设计得长，从很长的轨迹曲线中相对地截选一小段作

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为工作轨迹就行。所以以 往对已经满足上述两项指标的一系列四连杆尺寸组合，还得用简图形式从外观上对尺寸和比例加以评定，为此应将重量尺寸也列为优化指标进行定量考虑。于是重量尺寸指标表示为：

W重??1(m2?m3)??2m4??3m7??4(m10?m11?m12?m13)??5n5max(当S时n值）

式中：?1，?2，?3，?4，?5为各杆件单位长度重量 3.2.5 杆件自重力矩

根据?瞬心回转功率法?，计算各杆件自重载荷对主臂架下铰点 O 的力矩如下。

象鼻梁自重力矩M0m2

设象鼻梁中心在象鼻梁前段CE上，距E点

m2-m3处，则 2Mom2?Gm2*n7*m4 n4式中：Gm2??(m2?m3) — —象鼻梁自重（kg） 3.2.6 大拉杆自重力矩Mom7

设大拉杆自重之半Gm7作用在 F 点，则

Mom7?Gm7*n8*m4 n4— —大拉杆自重之半（kg）

式中：Gm7??3m723.2.7 主臂架自重力矩Mom4

Mom4?Gm4*m4/2*cosa2

式中：Gm4??2m4 — —主臂架自重（kg） 3.2.8 变幅拉杆自重力矩Mon5

设变幅拉杆自重之半Gn5作用在 G 点，则

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Mon5?Gn5*n9*m4 n10— —变幅拉杆自重之半(kg )

式中：Gn5??5n5max23.2.9 平衡重力矩MoQ

设平衡重系统（包括对重、杠杆及小拉杆）的合成中心在 Q 点，则

MoQ?n11n13[GQ??4(m10?m11?m12?m13)] n12式中：GQ— —平衡重重量(kg )

这样，臂架系统自重力矩是Mozi?Mom2?Mom7?Mom4?Mon5 而四连杆变幅装置平衡重的不平衡力矩为

?Mo?Mozi?MoQ

3.2.10 势能关系式

平衡重系统的主要功能就是使臂架系统各杆件中心升（降）所吸（放）的能量，等于平 衡重作相应降（升）所放（吸）的能量。因此，必须计算出各杆件及平衡重在各个幅度位置的势能。

以主臂架下铰点 O 所在水平面为零势面，可得任意幅度位置时各部分的势能为：主臂架Em4?Gm4*m4*sin?2 2m7sin(?2??15)]

2(m2?m3)cos?10] 2大拉杆Em7?2Gm7[m6?象鼻梁Em2?Gm2[m4sin?2?平衡重EQ??GQ??4(m10?m11?m12?m13)?(m6?m12cosa14) 变幅拉杆En5?2Gn5(m15?n5sina19) 2这样，包括平衡重及变幅拉杆在内的整个臂架平衡系统的总势能为 E?Em4?Em7?Em2?EQ?En5

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3.2.11 约束条件的表达式

在变幅装置的设计中，约束限制是多方面的，除结构布置及使用要求等方面以外，还须 按经验数据划定某些变量的变化范围，以保证其适用性。这样不仅可以避免计算过程中的超 界溢出现象，又可加快进行优化搜索，因此约束条件的建立在优化设计中是不容忽视的。

象鼻梁后臂m3与前臂的比值有经验数据，采用稍大的变化范围

0.28m2?m3?0.55m2 ，得：

g1(x)?0.28m2?m3?0;g2(x)?m3?0.55m2?0

臂架和象鼻梁同水平线之间的夹角a2和a3的变动范围也有实践经验数据，这里也同样择 宽采用，即300?a2?800,80?a3?900。得：

g3(x)?300?a2?0;g4(x)?a2?800?0;g5(x)?80?a3?0;g6(x)?a3?900?0

对轨迹垂直高度和臂架阻力矩进行优化时，两者的搜索趋向相同，但它们的搜索方向与对重量尺寸等作优化目标时是互相制约的，因此为了较均衡地考虑两者的影响，可将臂架阻 力矩列为优化目标，而将轨迹垂直高度作为约束考虑。如此可使问题简化，目标明确，同时也能兼顾使用要求。

对每组尺寸都可计算其变幅轨迹的最高点yCmax和最低点yCmin，并得轨迹高度差Z?yCmax?yCmin。如规定

Z?Smax?Smin 60则得： g7(x)?Z?Smax?Smin?0

60另外，还得限制轨迹的高度位置，即不可过分偏离原定高度 H，因此须加约束：

g8(x)?yCmax?H?Smax?Smin?0

70此外还得保证 及DO,DP,GO,GP构成四杆机构。也就是在最大幅度时，

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三角形的两边之和应大于第三边；最小幅度时，三角形的两边之差应小于第三边。即

g9(x)?DEmax?m3?m7?0;g10(x)?m3?m7?DEmin?0 g11(x)?DGmax?m10?m11?0;g12(x)?m10?m11?DGmin?0

铰点 G 的位置要合理。根据经验，GO的长度与DO相近则比较可靠。即：

g13(x)?m8?m8max?0;g14(x)?m8min?m8?0

再次，必须规定角度a13的变动范围。a13??则无意义，而a13?杆结构布置困难。所以g15(x)??2也引起杠

?2?a13?0;g16(x)?a13???0。

还有，应要求臂架处于最小幅度时，平衡重不与机房碰撞。即：

g17(x)?a14min?a14?0。

此外，在最大，最小幅度时，希望整个系统的不平衡力矩有趋于恢复臂架正常位置的作用。若设载荷对主臂下铰点 O 引起的力矩有使臂架系统向大幅度方向运动的趋势为正，有向 小幅度方向运动的趋势为负，则在最大幅度时，不平衡系数应为负，在最小幅度时，不平衡 系数应为正。写成目标函数的形式,即：

g18(x)??momax?0;g19(x)???momin?0；

式中：?momax，?momin分别为载荷在最大幅度，最小幅度时的杆件自重不平衡力矩。

这样共得 19 个不等式约束条件，即

gi(x)?0,i?1,2,3,??19

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第四章 四连杆式变幅机构的运动学分析及Matlab优化设计

第一节 四连杆变幅机构的运动学分析

所谓机构的运动分析，就是根据原动件的已知运动规律，求该机构其他构件某些点的位移，轨迹，速度和加速度，以及这些构件的角位移，角速度和角加速度。上述内容，无论是对于设计新的机构，还是了解现有机械的运动性能，都是十分重要的。 例如，通过对机构进行位移或轨迹的分析，可以确定某些构件在运动时所需的空间；判断与机构运动时各构件之间是否会相互干涉；确定机构中从动件的行程；考察构件上某一点能否实现预定的位置或轨迹要求等。

通过对机构进行速度分析，可以了解从动件速度变化规律能否满足工作要求。例如，就牛头刨床来讲，要求刨刀在工作行程中应该接近于等速运动，而空回行程的速度则应高于工作行程时的速度，因为这样才能既能提高加工质量，延长刀具寿命，又能提高工效。那么所设计的刨床能否满足这种要求呢？这就要对它就行速度分析。

其次，由于功率是速度和力的乘积，所以在功率已知的条件下，通过速度分析还可以了解机构的受力情况。

此外，机构的速度分析还是进行加速度分析的必要前提。

通过对机构进行加速度分析，可以确定各构件及构件上某点的加速度，了解机构加速度的变化规律，这是计算构件惯性和研究机械动力性能的必要前提。 下面介绍几种分析的方法，主要有图解法和解析法。图解法的特点是形象直观，对于平面机构来说，一般也较简单。但精度不高，而且就机构的一系列位置进行分析时，需要反复作图，也相当繁琐。而解析法的特点是把机构中已知的尺寸参数和运动变量与未知的运动变量之间的关系用数学式表达出来，然后求解。因此解析式一旦列出，则机构在各位置的运动变量计算就很便捷了，而且可获得很高的计算精度。同时还可把机构分析问题和机构综合问题联系起来，便于进行更深入的研究。其缺点是不像图解法那样形象直观，而且计算式有时比较复杂，计算工作量可能很大。

第二节 图解法

4.2.1 轨迹分析：

根据已知条件将机构的运动过程均分为20等分，即分为20个不同阶段，将多个阶段机构输出点的位置绘出，用平滑的曲线将其连接即可得到输出点的轨迹，下面即为图解法的分析过程及结果。

4.2.2 利用MATLAB进行四杆变幅机构结构参数的分析： (1).变幅机构象鼻梁前端轨迹方程

变幅机构简图：

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4-1四连杆变幅机构示意图

X1为臂架；X2为象鼻架后臂；X3为后摇杆；X4为象鼻架前臂；X5为后摇杆下铰点O1之铅垂距离；X7为象鼻架的下沉量；X8为回转中心线与臂架下铰点O1之水平距离；R为幅度；r为传动角；?3为后摇杆与水平线之夹角；?1为A点速度向量与水平线之夹角；?为A点速度向量与水平线之夹角；?0为象鼻架前臂与后臂之夹角；a为象鼻架前臂与水平线之夹角； ?3为驱动后摇杆之角速度；(2).象鼻梁M点得轨迹关系式： 如图可得：

x?x2?cos??x8?sin?y?x2?sin??x8?cos?

其中x2=24m； 又 x8?F2?G

2其中F=10,G=0.4

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4-2 四连杆机构运动轨迹图

由图可得：

当摆角?在最大幅度Rmax?27.8m时，y=H=14m，列方程：

27.8?24cos??10.008sin? 14?24sin??10.008cos?

求的??min?49

当摆角?在最小幅度Rmin?6.3m时，y=H=14m，列方程：

6.3?24cos??10.008sin? 14?24sin??10.008cos?

求得??max?81

及求出了?的范围为49?~81?

由 ??2???1??2??3??4 ?1 ?2 ?3 ?4为未知

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又在RT?CDM中有

EF ?1?arctan?arctan

GG在?BCD中有

x32?x7?2x3?x7?cos?2?222x4

22及?2?arccos在?BOD中

??x3?x7?x4?/2x3?x7? x7为未知

x7x1? sin?sin?3?x1?则 ?3?arcsin?sin?? ?为未知

?x7?又???-?-? ?为未知 又??arctan又?4?x5 x5?7.7，x6?5.6 x6-? 2即可求出任意位置M点得位置坐标（x,y） 利用MATLAB编程就可得到M点得轨迹图。

第三节 象鼻梁M点轨迹曲线绘制的matlab程序及轨迹图

在求得臂架摆角?max?min之后 在臂架摆角的行程内，以摆角?为自变量，即可计算出象鼻梁头部M点的X,Y值并绘制成曲线。可先将计算公式编制成子程序M文件，再在主程序中调用程序进行计算并绘制曲线(以下全部以回转中心为坐标原点）

4.3.1 matlab程序文件及输出点M的轨迹曲线图 轨迹程序

>> alpha=[49:0.01:81]*pi/180; % a以0.01度的增幅从49度～81度取值 >> x2=24; % X2赋值为24 >> E=4; % E赋值为4 >> F=9.5; % F赋值为9.5 >> G=0.4; % G赋值为0.4 >> x3=sqrt(E.*E+G.*G); % 求X3

>> x4=22.4; % X4赋值为22.4 >> x5=8.1; % X5赋值为8.1 >> x6=6.3; % X6赋值为6.3 >> x1=sqrt(x5.*x5+x6.*x6); % 求X1值 >> theta=atan(x5/x6); & 求?角

?>> beta=pi-theta-alpha; % 求?角

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>> x7=sqrt(x1.*x1+x2.*x2-2.*x1.*x2.*cos(beta)); %求 X7值 >> x8=sqrt(F.*F+G.*G); % 求X8值 >> phi1=atan(E/G)+atan(F/G); % 求?1值

>> phi2=acos((x3.*x3+x7.*x7-x4.*x4)./(2.*x3.*x7)); % 求?2值 >> phi3=asin((x1./x7).*sin(beta)); % 求?3值 >> phi4=pi/2-alpha; % 求?4值

>> phi=2.*pi-phi1-phi2-phi3-phi4; % 求?值 >> x=x2.*cos(alpha)+x8.*sin(phi)+3.15; % 输出x >> y=x2.*sin(alpha)-x8.*cos(phi); % 输出y >> plot(x,y) % 输出象鼻M点的轨迹曲线图

图4-3 M点位移曲线图

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4.3.2 变幅机构象鼻梁前端速度分析

图4-4 象鼻分析图

图中，?1?CB与OB之间的夹角；?2——BC与CD之间的夹角；

?3——PC与PD之间的夹角；a——PC与CM之间的夹角 b ——DC与CM之间的夹角；C——PC与PM之间的夹角

d——CM与MD之间的夹角；P C B 共线 ； P D O 共线 X9——OP之间的距离 X10——PD之间的距离 X11——PC之间的距离 X12——PB之间的距离 X13——PC之间的距离

（1）.在?POB中，根据正弦定理

OPsin?1?BOsin?3 其中 OP=X9 BO=X1 在?BCD中 根据余弦定理

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X3^2?X4^2?2X3X4cos?2?X7^2??2?arccosX3^2?X4^2?X7^2 2X3X4

?2?arccos?3?arcsin(X3^2?X7^2?X4^2

2X3X7X1sin?)X7

?1?2?????2??2??3?3????1??（2）

X10?OP?OD?X9?X2X11?PB?BC?X12?X4b?arctanGEGd?arctanFa???b??2

（3）.在?POB中，有正弦定理

PBOB?sin?sin?3

X12X1?sin?sin?（4）.在?PCM中 余弦定理

PC^2?CM^2?2PC*CMcosa?PM^2X11^2?(E?F)^2?2X11(E?F)cosa?x13^2

这样就求出了瞬心P的位置 即P点 X坐标为OPcos?=X9cos? Y坐标为OPsin?=X9sin? ?根据X2*w=X10*w1 所以 v=X13*w1

水平分速度V1=v*cos（arctanXp?Xm）

Yp?Ym下面即为M点水平分速度的M文件及图形

alpha=[49:0.01:81]*pi/180; % a以0.01度的增幅从49度～81度取值 x2=24; % X2赋值为24 E=4; % E赋值为4 F=9.5; % F赋值为9.5

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G=0.4; % G赋值为0.4 x3=4.02; % X3赋值为4.02 x4=22.4; % X4赋值为22.4 x5=8.1; % X5赋值为8.1 x6=6.3; % X6赋值为6.3 x1=10.2616; % X1为10.2616 x8=9.5084; % X8为9.5084 w=1; % W赋值为1 theta=atan(x5/x6); % 求?值 beta=pi-theta-alpha; % 求?值

x7=sqrt(x1.*x1+x2.*x2-2.*x1.*x2.*cos(beta)); % 求X7值 phi1=atan(E/G)+atan(F/G); % 求?1值 phi2=acos((x3.*x3+x7.*x7-x4.*x4)./(2.*x3.*x7)); % 求?2值 phi3=asin((x1.*sin(beta))./x7); % 求?3值 phi4=pi/2-alpha; % 求?4

phi=2.*pi-phi1-phi2-phi3-phi4; % 求?值 x=x2.*cos(alpha)+x8.*sin(phi)+3.15; % 求x值 y=x2.*sin(alpha)-x8.*cos(phi); % 求y值 beta2=acos((x4.*x4+x3.*x3-x7.*x7)./(2.*x4.*x3)); % 求?2值 beta1=2.*pi-beta-beta2-phi2-phi3; % 求?1值 beta3=pi-beta1-beta; % 求?3值

x9=(x1.*sin(beta1))./sin(beta3); % 求X9值 x10=x9-x2; % 求X10值

x12=(x1.*sin(beta))./(sin(beta3)); % 求X12值x11=x12-x4; % 求X11值 b=atan(G/E); % 求b值 d=atan(G/F); % 求d值 a=pi-b-beta2; % 求a值

x13=sqrt(x11.*x11+(E+F)^2-2.*x11.*(E+F).*cos(a)); % 求X13值w1=(x2.*w)./x10; % 求象鼻梁的角速度w v=x13.*w1; % 求u点的度 m=x9.*cos(alpha); % 求m值 n=x9.*sin(alpha); % 求n值 beta5=atan((m-x)/(n-y)); % 求?5值

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v1=v.*cos(beta5);

plot(x,v1) % 输出M点的速度与X的关系曲线图

图4-5 M点速度曲线图

4.3.3 臂架力矩 力矩的程序如下

alpha=[49:0.01:81]*pi/180; % a以0.01度的增幅从49度～81度取值 x2=24; % X2赋值为24 E=4; % E赋值为4 F=9.5; % F赋值为9.5 G=0.4; % G赋值为0.4

x3=sqrt(E.*E+G.*G); % 求X3值 x4=22.4; % X4赋值为22.4 x5=8.1; % X5赋值为8.1 x6=6.3;

x1=sqrt(x5.*x5+x6.*x6); % 求X1值 theta=atan(x5/x6); % 求?角 beta=pi-theta-alpha; % 求?角

x7=sqrt(x1.*x1+x2.*x2-2.*x1.*x2.*cos(beta)); % 求X7值 x8=sqrt(F.*F+G.*G); % 求X8值 phi1=atan(E/G)+atan(F/G); % 求?1值

phi2=acos((x3.*x3+x7.*x7-x4.*x4)./(2.*x3.*x7)); % 求?2值

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phi3=asin((x1./x7).*sin(beta)); % 求?3值 phi4=pi/2-alpha; % 求?4值

phi=2.*pi-phi1-phi2-phi3-phi4; % 求?值 x=x2.*cos(alpha)+x8.*sin(phi)+3.15; % 输出X y=x2.*sin(alpha)-x8.*cos(phi); % 输出y Q=10;

M=Q.*x+F2y*X2*cos(theta)-F2x*X2*sin(); % 计算M点力矩plot(x,M) % 输出M点力矩与x的关系曲线图

图4-6 臂架力矩图

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第五章 设计小节

为期三个星期的专业课课程设计生活结束了,回头看看自己在这几个星期内的身影,回头看看自己走过的路,看看自己整理出来的文件和画出来的图纸，有辛酸也有甘甜,总的来说收获不少。

本次设计的课题是：门座式起重机，这对我们来说完全是一个新的课题，免不了有时感到很茫然。通过上网查找资料看图片，以及指导老师刘老师和李老师的讲解，加上自己看书，终于把设计的思路搞清楚了。对于具体的细节问题，涉及到一些经验方面的问题，指导老师总是不厌其烦的讲解，直到我听懂为止，我被老师的这种敬业精神深深感动。

通过这次课程业设计，使我将三年半来学到的知识进行了一次大总结，一次大检查，特别是机械设计、工程制图、机械原理等基础知识，进行了一次彻底的复习。以前只是应付考试，现在要自己设计一个产品出来，才感觉到自己学的知识是远远不够的。同时对于门座式起重机也有了一个比较深刻的了解，比如说起重机的分类、国内外的发展情况、以及它存在的厉害性，同时对于起重机的结构也有了一个比较详细的认识，它主要包括四大机构——起升机构、变幅机构、旋转机构和运行机构。同时他也包含自己独特的安全装置。本次课程设计主要是对其变幅机构进行详细分析设计以及优化，对于四连杆变幅机构的了解也尤为深刻。在运用Matlab对四连杆变幅机构进行优化分析的同时，也大大提升我对于该了解的使用能力。

通过这次课程设计，使我查手册的能力得到了很大的提高。以前遇到问题不是去问老师，就是跳过去，一点自己查资料的意识都没有。现在不同了，通过指导老师的引导，通过自己的实践，现在可以独立到图书馆去查资料，而且要查哪方面的资料，心理非常清楚，不像以前那么没有头绪了。而且也知道了更多获得网络资源的途径，比如说用学校提供的帐号在中国知网和万方上下载相关资料(用该账户是免费下载）。

最后还是要感谢刘老师和李老师，没有您们的指导我是不可能这么快就完成这次课程设计任务的，同时也感谢我的小组同学们，是你们告诉了我什么叫做团队合作精神，与你们的合作很愉快。

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参考文献

[1] 陆国贤,丁怡.四联杆变幅装置优化设计,1979.

[2] 陈强努,宋厚却.四连杆变幅机构平衡重系统的优化设计上海海运学院学报,1989.

[3] 黄鹤辉,陈晨.基于MATLAB 的四连杆变幅机构结构参数分析《广西机械》, 2003.

[4] 陈立周,张英会,吴清一,吴继康.《机械优化设计》上海科学技术出版社,1982.

[5] 李克勤等.刚性四连杆变幅机构的反求设计[J]，湖北工业大学学报, 2009.

[6] 陆国贤,倪庆兴,张荣康,马登哲.《门座起重机设计》人民交通出版社, 1985.

[7] 赵爽.门座起重机四连杆变幅机构优化设计，大连理工大学硕士学位论文，2003.

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