螺旋起重器设计说明书

螺旋起重器设计说明书（通用5篇）

螺旋起重器设计说明书 篇1

精04 张为昭 2010010591

目录

一、基本结构和使用方法-----------3

二、设计要求---------------------3

三、基本材料选择和尺寸计算-------3

（一）螺纹材料和尺寸---------3

（二）手柄材料和尺寸---------8

（三）底座尺寸---------------9

四、主要部件基本尺寸及材料-------9

五、创新性设计-------------------9

一、基本结构及使用方法

要求设计的螺旋千斤顶主要包括螺纹举升结构、手柄、外壳体、和托举部件几个部分，其基本结构如下图所示：

AA

该螺旋千斤顶的使用方法是：将千斤顶平稳放在木质支承面上，调整千 斤顶托举部件到被托举重物合适的托举作用点，然后插入并双手或单手转动 手柄，即可将重物举起。

二、设计要求

（1）最大起重量：Fmax25kN；（2）最大升距：hmax200mm；（3）可以自锁；

（4）千斤顶工作时，下支承面为木材，其许用挤压应力：[p]3MPa；（5）操作时，人手最大可以提供的操作约为：200N。

三、基本部件材料选择及尺寸计算

（一）螺纹材料和尺寸

考虑到螺旋千斤顶螺纹的传力特性选择的螺纹类型为梯形螺纹。（1）材料选择

千斤顶螺杆的工作场合是：经常运动，受力不太大，转速较低，故材料选用不热处理的45号钢。千斤顶螺母的工作场合是：低速、手动、不重要，故材料选用耐磨铸铁HT200。（2）螺杆尺寸设计

螺旋副受力如下图所示：

1、耐磨性设计

由上图螺旋副的受力分析可知，螺纹传动在旋合接触表面的工作压力为：

pFPF d2hHZd2h其中，轴向载荷：F=25kN。螺纹高：h，由选择螺纹的公称直径确定。

为了方便满足自锁性要求，采用单头螺旋，一般旋合圈数：Z10。

为方便计算，设螺纹参数中间变量：高径比耐磨性的要求是：

p[p]

H。d2其中[p]为满足耐磨性条件时螺纹副的许用压力。对于钢-铸铁螺纹螺母材料，由于千斤顶的工作速度较低，可认为滑动速度不大于3m/s。千斤顶中螺母为整体结构，螺母磨损后不能调整，但螺母兼作支承作用，故设计时可先认为 f=2.5，则可取此时的许用压力[p]为17MPa。

由螺旋副接触表面压力公式及耐磨性公式得到耐磨性设计公式：

d2FP h[p]对梯形螺纹，h0.5，代入上式求得： Pd2³19.352mm

查国标选梯形螺纹为公称直径d为Tr36，导程P为10mm，中径d2=31mm满足要求。代入高径比计算公式：

f=HZP==2.5 d2d2求得实际旋和圈数Z=7.75。

故暂定螺纹尺寸是公称直径d为Tr36，导程P为10mm，旋合 圈数Z=7.75。

2、强度设计

已知最大载荷为25kN，则在载荷最大时，螺杆受到扭矩：

dTmax=Fmax2tan(g+rn)

2其中螺纹中径：d2=31mm； 螺纹升角：g=arctannP»5.863°； pd2当量摩擦角：rn=arctanfn； 当量摩擦系数：fn=fcosa。

2由于螺杆－螺母为钢－铸铁材料，考虑到千斤顶既有稳定自锁，又有上升运动过程，故取摩擦系数f=0.14。又由于采用梯形螺纹，故牙型角a=30°。

联立以上各式解得螺杆受到的最大扭矩：

Tmax»97.408N×m

已知小径：d1=25mm，则由第四强度理论，危险截面应力：

sca=(4Fmax2Tmax2)+3()»74.220MPa 23pd10.2d1 已知45号钢屈服强度为355MPa，载荷稳定故取许用当量应

力：

[s]=ss4=88.75MPa

则有：sca<[s]，即已选定螺纹可以达到强度条件。

3、自锁性设计

千斤顶由于其用途，要求具有自锁功能。由于自锁是针对停止状态所说，故摩擦系数f可取较大值0.14，由强度设计中的计算结果，此时当量摩擦角：rn»8.247°大于螺旋升角：g=arctan

nP»5.863°，所以自锁性条件可以满足。pd25

4、稳定性设计

稳定性条件：

Sc=Fcr³[S] Fmax由于千斤顶为传力螺旋，故取安全系数［S］=3.5。

由千斤顶结构，螺杆端部结构为一端固定，一自由式支承，长度 系数m为2.0。要求最大升距hmax为200mm，由装配图测量得到此 时从支承螺母中心到千斤顶顶部的等效长度L为325mm，螺杆的 柔度：

4L104 d1已知使用45号钢且不做热处理，则临界载荷：

2EIa2Ed12Fcr89.585kN(L)2(L)264Sc3.583.5故稳定性条件可以满足。

综上所述，螺杆选择Tr36，导程P=10mm即可满足设计条件。

（3）螺母尺寸设计

由螺杆中的设计，将旋和圈数Z定为7.75。一般来说螺母只需校核螺纹牙即可，而且由于螺母材料为铸铁，强度小于螺杆材料，故只需要校核螺母螺纹牙的剪切强度、弯曲强度和抗挤压强度即可，螺杆上的螺纹牙强度则不用校核。螺母螺纹牙受力如下图所示：

1、剪切强度校核

剪切强度条件：

t=Fmax£[t] Zpdb其中旋合圈数：Z为7.75； 螺纹公称直径：d=36mm;螺纹牙根部厚度：b=0.65P=6.5mm。耐磨铸铁许用剪切应力取为：[t]=40MPa。

代入各项数据得上述剪切强度不等式成立，即剪切强度满足要求。

2、弯曲强度校核

弯曲强度条件：

sb=其中牙高：h=5.5mm；

3Fmaxh£[sb] 2Zpdb耐磨铸铁许用弯曲应力取为：[sb]=50MPa。

代入各项数据得上述弯曲强度不等式成立，即弯曲强度满足要求。

3、抗挤压强度校核

由螺母螺纹牙受力图可得平均挤压应力：

a2=Fmax»6.023MPa sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母许用挤压应力：[sp]»1.5[sb]=75MPa，显然满足

sp<[sp]的抗挤压强度准则。

4、螺母外部尺寸设计

由基本结构图可以看到，螺母的外部形状可以看作是两个半径不同的同心圆柱连接在一起，这样设计的目的是保证螺母的定位。为了保证千斤顶的正常工作，需要设计这两个圆柱的尺寸以使其在工作中不会失效。

由前述计算已知的螺母尺寸为：H=ZP=77.5mm，圆整后高度H=78mm，内螺纹大径D4=37mm。设螺母外部形状：小圆柱外径为D1=60mm，大圆柱外径为D2及小圆柱的高度为H1未知待求。

为防止大圆柱与千斤顶壳体的接触面被压坏，需要满足：

Fmax

sp=£[s]p2p(D2-D12)/4

对耐磨铸铁HT200，许用的抗压应力[sp]=设计大圆柱外径为：

1.5sb=100MPa,最后 3D280mm

为了防止大圆柱突出部分被剪断，需要满足：

t=Fmax£[t]

pD1(H-H1)对耐磨铸铁许用剪切应力为40MPa，最后设计小圆柱高度为：

H1=60mm 综上所述，螺旋千斤顶的螺纹选为公称直径d为Tr36,导程P=10mm。此

时螺母高度H=78mm，螺母外部小圆柱外径60mm，高60mm，大圆柱外径80mm。小圆柱表面与外壳体之间有基轴制配合关系，故选其公差带为h7。查标准 得：所选螺纹配合为中等旋合长度。由于千斤顶为中等精度机械设备，故查 标准得内螺纹公差带为6H，外螺纹公差带为6g。螺母外部小圆柱装配时对 精度要求不高，圆柱度公差取为9。螺母外部小圆柱与内部螺孔需要有一定 同轴度以保证千斤顶工作正常，但形位度要求不高，取同轴度公差为9。螺 母外部小圆柱轴线与大圆柱和外壳体的接触面还有垂直度的要求，也取公差 为9。整个螺母接触面都较重要，表面粗糙度Ra值选为3.2，未接触面Ra 可选为12.5以降低加工成本。

（二）手柄材料及尺寸（1）材料选择

综合考虑成本和强度，手柄的材料选用普通未经热处理的45号钢。（2）长度设计

由螺杆的强度设计可知，手柄需要提供最大97.408Nm的扭矩，则 手柄的有效作用长度应为：

TL=max»488mm

200N在实际设计中，由于手柄还要满足插入螺杆上部接头的要求，同时考虑 到千斤顶本身运动部件具有摩擦力，因此实际设计长度还要在此长度上 加上一部分，最终应设计长度为520mm。（3）直径设计

手柄在操作时会受到剪力和弯矩的作用，最大操作力为200N,最大扭矩为97.408Nm，则力的分布图如下所示：

剪力图

弯矩图

可见，危险截面在手柄与螺杆接头处。手柄的材料选为未经热处理的45号钢，设计手柄直径为D，则危险截面最大剪应力：

4200N t=23pD/4 危险截面最大弯曲正应力：

97.408N×m s=30.1D由第四强度理论，要使手柄正常工作，需要满足条件：

sca=s2+3t2£[s]

当安全系数为2时，许用应力[s]=600MPa=300MPa,代入第

s2 四强度理论计算式，并联立剪应力、切应力计算公式，求得手柄直径：

D=15mm 综上所述，手柄长520mm，直径15mm。

（三）底座尺寸

千斤顶使用时的下支承面为木材，许用挤压应力为3MPa，则由抗击压强度准则：

Fsp=max£[sp]=3MPa

S=其中S为下支承面尺寸，解上述不等式，得S³8334mm2，为满足易于组

sb装及各方向受力均匀的要求，选择下支承面为环形结构，内径尺寸为100mm可以满足准则要求，综合考虑到千斤顶本身具有的重量、体积和使用时的稳定性，将外径尺寸设计为180mm。

综上所述，下支承面设计为环形，内径100mm，外径180mm。

四、主要部件基本尺寸及材料

（1）螺杆螺纹：Tr36´10-6g，45号钢；

（2）螺母螺纹：Tr36´10-6H，HT200耐磨铸铁；（3）手柄：长度500mm，直径15mm，45号钢；

（4）底座：外径180mm，内径100mm，HT200灰铸铁。

五、创新性设计

（1）手柄加上橡胶手柄球而非普通塑料手柄球，既节约成本，又易于拆卸，减少千斤顶存放的体积；

（2）为了携带方便，给千斤顶外壳加上把手；（3）为提高外壳强度，给外壳加上肋板；

起重机质量证明书 篇2

起重机械产品质量证明书

产 品 类 别：桥式起重机

产 品 品 种：通用桥式起重机

型 号 规 格：QD5-22.5

产 品 编 号：10030522

设 备 代 码：411010A360132

质 量 保 证 工 程 师：

单 位 法 定 代 表 人：

质 量 检 验 专 用 章：

编号：00132

起重机械产品合格证

制 造 单 位：

制 造 地 址：

制造许可证编号：

产品类别：桥式起重机

产品品种：通用桥式起重机

型号规格：QD10-20 A6

产品编号： 10030522

设备代码：411010A3620100132

合同编号： 10030522

制造完成日期：xx年6月13日

本起重机械产品经质量检验，符合《起重机械安全技术监察规程一桥式起重机》、设计文件和相关标准的要求。

质量检验员：

检验部门负责人：

质量检验专用章：

检测内容：

一、产品技术特性

一、主要受力结构件材料

三、主要零部件

四、安全保护装置

地质螺旋钻杆应用说明（推荐） 篇3

地质螺旋钻杆应用说明

直径73mm以下（含73mm）地质螺旋钻杆可与各种矿用坑道钻机直接配套使用，不需要改变使用方式，由钻机直接夹持外圆进行钻进和更换钻杆，方便快捷，大大降低了工人的劳动强度。在高压松软煤层地质条件下，采用套管钻进施工工艺时，可选用直径为90mm、113mm、133mm、146mm的超大叶片地质螺旋钻杆配合钻进，实现套管的高效铺设安装。本系列钻杆产品为矿井的高效深孔钻探提供的保证，填补了国内空白。

螺旋千斤顶设计指导书 篇4

螺旋千斤顶的设计

千斤顶一般由底座1，螺杆

4、螺母

5、托杯10，手柄7等零件所组成（见图1—1）。螺杆在固定螺母中旋转，并上下升降，把托杯上的重物举起或放落。

设计时某些零件的主要尺寸是通过理论计算确定的，其它结构尺寸则是根据经验公式或制造工艺决定的，必要时才进行强度验算。

设计的原始数据是；最大起重量Q（KN）和最大提升高度l（mm）。

螺旋千斤顶的设计步骤如下： 1.螺杆的设计与计算（1）螺杆螺纹类型的选择

螺纹有矩（方）形、梯形与锯齿形，常用的是梯形螺纹。

梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙形角α=300，梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动；它的基本牙形按GB5796.1—86的规定。

（2）选取螺杆材料

螺杆材料常用Q235、Q275、40、45、55等。（3）确定螺杆直径

按耐磨性条件确定螺杆中径d2。求出d2后，按标准选取相应公称直径d、螺距t及其它尺寸。

（4）自锁验算 自锁条件是λ≤φv

式中：λ为螺纹中径处升角；φv为摩擦角（非矩形螺纹应为当量摩擦角φv=tg-1fv，为保证自锁，螺纹中径处升角至少要比摩擦角小1°。即φv－λ≥l°

（5）结构（见图1—2）

螺杆上端用于支承托杯10并在其中插装手柄7，因此需要加大直径。手柄孔径dk的大小根据手柄直径dp决定，dk≥dp十0.5mm。为了便于切制螺纹，螺纹上端应设有退刀槽。退刀槽的直径d4应比螺杆小径d1小，其值可查手册按退刀槽规范确定。退刀槽的宽度可取为1.5t。为了便于螺杆旋入螺母，螺杆下端应有倒角或制成稍小于d1的圆柱体。为了防止工作时螺杆从螺母中脱出，在螺杆下端必须安置钢制挡圈，挡圈用螺钉固定在螺杆端部。

（6）螺杆强度计算

对受力较大的螺杆应根据第四强度理论校核螺杆的强度。强度计算方法参阅教材。

（7）稳定性计算

细长的螺杆工作时受到较大的轴向压力可能失稳，为此应按稳定性条件验算螺杆的稳定性，计算时应注意正确确定螺杆长度系数μ。

当螺杆的柔度λs＜40时，可以不必进行稳定性校核。2.螺母设计与计算（1）选取螺母材料

螺母材料一般可选用青铜，对于尺寸较大的螺母可采用钢或铸铁制造，其内孔浇注青铜或巴氏合金。

（2）确定螺母高度H及螺纹工作圈数u

H，考虑到螺纹圈数u越多，t载荷分布越不均，故u不宜大于10，否则应改选螺母材料或加大d。螺母高度H=φd2（H应圆整为整数）螺纹工作圈数u（3）校核螺纹牙强度

一般螺母的材料强度低于螺杆，故只校核螺母螺纹牙的强度。螺母的其它尺寸见图1—3。必要时还应对螺母外径D3进行强度验算。

（4）螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面问的配合常采用

H8H或8等配合。为了安r7n7装简便，需在螺母下端（图1—3）和底座孔上端（图1—7）做出倒角。为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉（图1—1），紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6～12mm。

3.托杯的设计与计算

托杯用来承托重物，可用铸钢铸成，也可用Q235钢模锻制成，其结构尺寸见图1-4。为了使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，在托杯上表面制有切口的沟纹。为了防止托杯从螺杆端部脱落，在螺杆上端应装有挡板。当螺杆转动时，托杯和重物都不作相对转动。因此在起重时，托杯底部与螺杆和接触面间有相对滑动，为了避免过快磨损，一方面需要润滑，另一方面还需要验算接触面间的压力强度。

pQ22(D12D11)4≤[p]

（或1-1）

式中：[p]——许用压强，应取托杯与螺杆材料[p]的小者。4.手柄设计与计算（1）手柄材料 常用Q235和Q215（2）手柄长度Lp

板动手柄的力矩

F·Lp=T1+T2

则

TT2

（式1-2）Lp1F式中：F——加于手柄上一个工人的臂力，间歇工作时，约为150～250N，工作时间较长时为100～150N。

T1——螺旋副间的摩擦阻力矩

T2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩

手柄计算长度Lp是螺杆中心到人手施力点的距离，考虑螺杆头部尺寸及工人握手距离，手柄实际长D13+（50～150）mm。手柄实际长度不2应超过千斤顶，使用时可在手柄上另加套管。度还应加上（3）手柄直径dp

把手柄看成一个悬臂梁按弯曲强度确定其直径dp，按弯曲强度条件，手柄弯曲应力

FF·Lp0.1d3p≤[σ]F

（式1-3）

故

dp≥

Lp·F

（式1-4）

0.1[]F式中：[σ]F——手柄材料许用弯曲应力，当手柄材料为Q215和Q235时，[σ]F=120Mpa（4）结构

手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端面应加上挡环（图1-6），并用螺钉或铆合固定。

5.底座设计

底座材料常用铸铁（HT150及HT200）（图1—7），铸件的壁厚δ不应小于8～12mm，为了增加底座的稳定性，底部尺寸应大些，因此将其外形制成1∶10的斜度。

图中

H1=l+（14～28）mm

D6=D3+（5～10）mm HD7=D6+1

螺旋起重器设计说明书 篇5

摘要：本设计采用许用应力法以及计算机辅助设计方法对桥式起重机桥架金属结构进行设计。设计过程先用估计的桥式起重机各结构尺寸数据对起重机的强度、疲劳强度、稳定性、刚度进行粗略的校核计算，待以上因素都达到材料的许用要求后，画出桥架结构图。通过计算机辅助设计方法,绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求设计高效。

关键词:桥式起重机；机构尺寸；计算机辅助设计；

85/32t, span 19m, double beam bridge crane(hook design)

ChengYong(Mechanical Electronics Engineering Institute, Machinery and its

Automation Major)

Abstract: This design uses the allowable stress method and computer aided design method to design a bridge crane bridge metal structure.The process of this design, firstly use the estimated each structure size and date of the bridge crane to roughly check and calculate the crane intensity, fatigue intensity stability and stiffness;then draw the bridge structure if the above factors have reached the allowable requirements material.Through computer aided design method, graphics and design calculations give full play to the powerful auxiliary function, computer to design efficient.Key words: bridge cranes;agencies size;computer aided design;

0 前言

吊钩装置设计是起重机最重要的一个承载部件。它要求强度足够，工作安全可靠，转动灵活，不会发生突然破坏和钢丝绳脱槽或楔在罩壳中等现象。

吊钩装置有长型和短型两种。长吊钩装在横轴上，滑轮装在单独的心轴上；而短型吊钩装置的特点是：吊钩横轴和心轴合二为一。本课程设计主吊钩采用长型，副吊钩采用短型。最后用有限元分析软件对吊钩进行应力分析力求设计的可靠性。1 小车的总体设计 1.1小车参数

工作级别: M6 跨 度: 19m 起升高度： 主起升机构20m 副起升机构24m 工作速度： 主起升机构8m/min 副起升机构：11m/min 电 源： 三相交流 308v 50A 1.2 确定机构传动方案

对于具有四个车轮其中半数为主动轮的小车运行机构，其传动方案可分为两大类：即带有开式齿轮传动的和全部为闭式齿轮传动的。

开式齿轮传动方案的优势在于机构简单，可以很方便地检修车轮与轴承。缺点是达齿轮的支点距离达，影响齿轮的正常的啮合。

由于开式齿轮和轮齿的磨损严重，因此，一般用途的桥式起重机小车运行机构，大多采用闭式传动。

经比较后,确定采用全闭式齿轮传动如图1-1所示。图中电机与减速器入轴的联接方式是直接联接。

运行机构简图1-1 1.3 选择车轮与轨道并验算其强度

车轮的最大轮压：小车自重估计取为GXC=25000㎏。假定轮压均布： Pmax14(QGxc)14(8500025000)27500㎏(1-1)载荷率 QGxc85000250003.41.6

由参考文献[2]表19-7选择车轮：当工作类型为中级时，车轮直径Dc=600㎜,轨道为QU100，许用轮压为41.2t>27.5t,故可用 2 起升机构的传动方案的确定 2.1主起升机构传动方案

图2-1

电机与减速器之间采用一中间轴，轴的一段联有半齿联轴器，另一端则联有带制动轮的半齿联轴器。像这种在两个半齿联轴器之间没有外座的中间轴，除允许径向和角度有微量偏移外，由于可沿轴向稍微串动，因此成为浮动轴。利用浮动轴的优点：容许较大的安装误差，而且轴越长允许的安装误差越大；有足够的维修空间，便于拆卸和更换零件；使小车自重分布均匀。

2.2副起升机构传动方案

图2-2闭式传动的起升机构构造

结构与主起升机构一样就不再次叙述。吊钩强度计算 3.1吊钩基本资料

額定荷重 Q =50000㎏ 吊钩开口直径 d =27㎝ 吊钩第І剖面 B1=10㎝

b1=3.6㎝ h1=14㎝ 吊钩第П剖面 B2=10㎝

b2=3.6㎝ h2=14㎝ 材质不明： 20Mn 吊钩抗拉強度 σt = 4500㎏/㎝2（取最低強度）

3.2吊钩強度计算

吊钩第І剖面A1 A1 =

(B1b1)h12(103.6)14295.2㎝(3-1)

e1h1(B12b1)3(B1b1)14(1023.6)3(103.6)5.90㎝(3-2)e2h1e1145.908.10㎝(3-3)I1h1[(B1b1)2B1b1]36(B1b1)3214[(103.6)2103.6]36(103.6)I1e1I1e21440.25.901440.28.10321440.2㎝(3-4)

Z1244.1㎝(3-5)

Z2177.8㎝(3-6)弯曲力矩:

M1Q(d2e1)5000(1425.90)64500㎏-㎝(3-7)2 bt1M1Z2QA164500177.8M1Z1QA164500244.1500095.2316.8㎏/㎝(3-8)bc1500095.2362.852.5310.3㎏/㎝(3-9)取bt1，bc1较大者计算安全系数

S.F=故能满足要求 吊钩第П剖面面质A2

tbt14500316.814.2> 3(3-10)

A2=

(B2b2)h22(9.53.7)13.6289.8㎝(3-11)

e3h2(B22b2)3(B2b2)13.6(9.523.7)3(9.53.7)5.8㎝(3-12)e4h2e313.65.87.8㎝(3-13)

32I2[(B2b2)2B2b2]2h36(B2b2)

3213.6[(9.53.7)29.53.7]4

36(9.53.7)1294.5㎝(3-14)ZI21294.53e35.8223.2㎝3

(3-15)ZI21294.54e166㎝3

(3-16)

47.8 弯曲力矩: M02Q2tan(d2e3)50002tan60(13.625.8)54560㎏-㎝M0 2545605000tan60bt2ZQtan32A2223.2289.8292.7㎏/㎝2(3-18)

2tanbc2MZQ42A2

0545601665000tan60289.8328.748.2280.5㎏/㎝(3-19)取bt2，bc2较大者计算吊钩安全系数

安全系数S.F=

t4500bt2292.715.4> 3 通过验算

3.3 小吊钩零件校核

最小工作高度：

H0.8d00.810080mm 考虑设置防松螺栓，世纪取螺纹高度H=122mm 螺母外径：

D(1.8~2)d0(1.8~2)80144~160(3-17)

(3-20)

(3-21)其他零件的校核与小吊钩的一致就不再次列出。基于Pro /E的吊钩有限元分析

有限元作为一种融力学分析和计算机技术与一体的数值分析方法, 已经广泛应用于工程技术各个领域。本文主要利用Pro /E 软件的MECHANICA 模块进行有限元分析, 并把分析结果与理论结果相比较, 以验证吊钩的安全性能, 预防意外的发生。

4.1 吊钩模型创建

1.材料模型的建立

根据零件的工作条件和损坏形式找出所选材料的主要力学性能指标。2.草绘模型

吊钩在机械零件中属于标准件, 按照起重机设计手册确定各部位的尺寸草绘模型。利用Pro /E 参数化建模的特点,按照国家标准修改吊钩尺寸。其最终二维草图如图4-1所示。

图4-1 吊钩草绘模型

3.生成实体

本文采用将草绘拉伸成厚度为140MM 的薄片, 如图4-2所示, 这样既解决了造型的困难, 又可以将主要精力放在有限元分析上。

图4-2 吊钩模型生成实体零件

4.2 有限元分析过程

进入Pro /E 应用程序Mechanica, 进行有限元分析的前处理、具体分析和后处理工作。1.载荷模型的建立

吊钩在起吊重物时, 所引起的偏斜可通过吊钩杆自身调正, 考虑所受垂直拉力, 即物体的重力, 因此只考虑静拉伸的影响, 吊钩又为要求安全性较高的特殊构件,分析时所施加载荷为其额定载荷的4倍。因为采用静力分析, 载荷即为物体重力。选择吊钩的工作部分, 将力施加在吊钩头上, 方向为y方向, 大小为-500000 N, 定义约束为螺纹外侧双向固定。2.网格划分

弯钩部分采用Pro /E 自带的映射网格划分方法, 部分采用自适应网格划分方法，使用164个节点, 358个单元。具体网格划分结见图4-3。

图4-3 网格的划分图

3.定义材料和加载材料：

定义材料如下, 且各向同性, 其定义过程见图4-4。

图4-4 定义模型材料

4.3 有限元计算结果

经过Pro /E 后台运算, 可以得到大量的结果数据, 直接查看分析结果。分析结果也可以采用应力应变色彩云图的形式表现, 如图4-5, 更加直观。

图4-5 吊钩分析结果的网格和云图显示

在Pro /E 的Results中, 经模拟运算得到应力和位移的分布情况。经仿真模拟运算得出其整体等效应力及其分布情况如图5所示。从整体看吊钩工作时的受力情况, 在垂直方向受所吊物体的重力, 即垂向下的拉应力作用, 由于吊钩结构所致, 在吊钩面弯曲部分形成弯矩, 从而产生较大的弯曲应力。因此, 吊钩整体结构上特别是下面弯曲工作部分实际上是受这两种应力的和。由于合应力在吊钩内表现为拉应力, 外侧表现为压应力, 所以危险截面是出现在内侧弯曲应力较大处和螺纹应力集中处。如分析结果所述, 吊钩所受的最大拉应力为204M Pa, 由材料的力学性能知其屈服强度s = 245MPa, 抗拉强度b = 410MPa, 即没有超出其强度极限范围, 但接近其屈服强度。表明此吊钩可以支持4倍检验载荷而不脱落, 但存在一定的风险。吊钩凹槽处应力集中,如果加之材料选择不当, 强度级别偏低就很容易导致吊钩断裂, 因此, 吊钩在工作过程中严禁超载, 并且起吊要缓慢, 避免产生冲击载荷。

通过以上仿真计算, 可以较好地捕捉吊钩工作时的应力和位移分布情况, 但是仅仅考虑拉伸载荷的作用是不够的,实际上起重吊钩在作业过程中, 常常存在一个起吊倾斜角(即吊钩危险断面处不仅产生拉伸应力, 同时产生弯曲应力), 如果能够综合考虑到各因素对其造成的影响, 分析结果将会更加准确, 更加符合实际。结束语

本设计采用许用应力法以及计算机辅助设计方法对桥式起重机桥架金属结构进行设计。通过计算机辅助设计方法,绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求设计高效。参考文献