1概述
　　鑄造起重機是冶金廠的專用起重設備，主要為煉鋼廠轉爐或電爐服務，用於吊運熔化金屬，具有工作頻繁，負荷作業率高，工作條件惡劣，速度高等特點。鑄造起重機的機械部分主要有起升機構，起重機及小車運行機構，各機構的主要部件為係統，是係統的重要單元。在整個起升機構中，承擔著傳遞動力，實現工況速度的重任，起重機用是起重機設備專有的配套設計和製造技術，是起重機安全可靠運行的重要保障(起保障作用的事物)。
　　一般都采用底座式結構，即底座平麵和機體剖分麵平行，鏜孔時以底座平麵作基準。
　　起重機是一個鋼結構的整體，其變形量是一個很可觀的數字，而本身不允許變形，這樣就要求的安裝位置能克服機構本身的變形。P站最新版下载利用各級齒輪傳動來達到降速的目的.減速器就是由各級齒輪副組成的.比如用小齒輪帶動大齒輪就能達到一定的減速的目的,再采用多級這樣的結構,就可以大大降低轉速了。
　　2鑄造起重機主起升機構型式
　　建國初，國內起重機長期以來是以前蘇聯PM係列為主改型的國產的ZQ係列。20世紀80年代，國內主要采用的是西德在MAN公司係列的基礎上，製定出的DIN15053國家標準。
　　目前國內使用的鑄造起重機，其主起升機構（organization)的方式，大致可分為"品"字型三型式和硬連接的型式二種。
　　傳統的"品"字型三型式，軸向結構尺寸較大。通常一級內都帶有行星或棘齒輪（Gear）機構（organization)保證兩輸入軸的同步，每兩級之間通過聯軸器傳遞力矩，環節多，製造成本比較高。從理論上來講，單卷筒在外的布置形式要比卷筒在內的布置形式受力更合理，但變形對的使用造成的影響(influence)未經實踐證明，因而齒輪"齧合（niè hé） "間隙有待於通過試驗獲取相關數據，確立數據模型，以使設計更加合理，可行。目前，國外同類鑄造起重機的主起升機構中，均采用傳統的品字型三型式和卷筒在內的布置型式的技術。
　　3新型單理論設計
　　此次設計的鑄造起重機，用於煉鋼廠用於吊運鐵水。起重機要求為四梁四軌，鉸接端梁結構型式。主要由橋架，主小車，副小車，大車運行機構，司機室及檢修吊籠裝置，電氣控製係統(system)等部分組成。主小車沿著主梁軌道運行，副小車沿著副主梁軌道在主小車下麵運行，整車沿著廠房軌道運行。
　　主小車起升機構采用兩電動機，四個盤式製動器，一件減速機，並列式布置驅動，該在高速軸通過(tōng guò)齒輪相連，能確保起升機構在一台電機和它所配製動器故障時，可由另一台電機驅動，完成一個工作循環。在盤式製動器上設有手動釋放裝置，能確保在製動器故障時，可用該裝置將製動器打開，保證機構能完成所剩餘的工作。
　　在設計時，主起升機構在司機室對側的極限尺寸很小，為確保不與廠房上料管幹涉。必須設計一種結構緊湊的新型方式。本設計首次采用單卷筒在外的布置。這種布置方式，其軸向結構尺寸小於品字型三方式，吊點距方向結構尺寸小於兩個卷筒放在中間的布置型式，同時取消了常用的行星或棘齒輪機構，直接通過兩高速級之間的同步齒輪來實現兩卷筒之間的同步動作。這種結構的使用大大降低了製造成本以及鏈的環節，同時直接減小了整車極限尺寸。
　　在設計時，將機體設計成剛度相對較高的雙幅板結構，機體剛度高於小車架剛度。當額定負荷工作，小車架出現下撓時，由於機體剛性較高，並不隨著小車架的下撓而產生變化，同時產生相應的應力。
　　與小車架之間的固定方式采用單側固定，另一端遊動的方式。當小車架下撓時，未擰緊的一側將沿著導向塊在底座上滑動，從而避免中心距發生變化。在此理論基礎上可以初步確定，該小車架的下撓不足於影響(influence)齒輪齧合間隙。
　　從理論上來講，這種方式結構緊湊，受力更合理。但由於采用單，自身體積（volume)增大，環節增多，這樣就可能在工作中引起的劇烈振動和較大變形，產生較大的衝擊載荷。為了評價這種方式的可靠性，合理性和科學性，以使今後的設計更趨完善，對其進行有限元分析。
　　4有限元分析
　　對鑄造起重機主小車架和的殼體進行有限元分析，確定其應力和擠壓應力的分布，為產品(Product)設計和齒輪齧合間隙的選取提供可靠的分析數據。
　　4.1邊界條件該鑄造起重機小車架為鋼結構件，主通過(tōng guò)螺栓(組成:頭部和螺杆組成)一頭固定(fixed)在小車架上，另一頭遊動。起吊載荷過程中，與小車架呈剛性聯接，但由於其剛度不同，所以殼體上內力分布並不均勻，主要表現為輸出軸承(bearing)座正下方呈擠壓應力狀態。
　　小車架，上下殼體均為鋼板焊接而成，小車架為箱形框架梁，腹板和上下蓋板以及下殼體用槽鋼和鋼板進行了加強，小車架上部承受起吊小車及設備重量，下部通過兩邊的車輪與軌道接觸。這樣，小車架梁的內力大多為複雜應力狀態，既承受彎曲，扭轉，又承受外力作用的局部壓力。下殼體承受著全部自重以及同時將上承受的壓力傳遞到小車架上。
　　本體部分采用能反映平麵變形和折疊變形的殼單元，出軸處為實體六麵體單元，共有13680個節點，13860個單元，計算規模為72080個自由度。
　　4.2計算分析由於鋼板多為複雜應力狀態，在額定載荷下用第四強度（strength)理論等效應力雲圖計算各部位變形規律。
　　小車架以及下殼體最大應力均小於材料屈服極限，具有足夠的安全係數。小車架以及下殼體應力集中處區域很小，即使有很大的衝擊載荷作用使局部（part)屈服，高應力區域將隨著擴大，小車架及下殼體承載能力也會相應增強，所以，從靜強度破壞的角度來看，這一類型的應力影響較小，遠小於材料屈服極限。
　　通過(tōng guò)有限元模擬(定義:對真實事物或者過程的虛擬)分析，可以計算出在工作載荷作用下時，中心的最大垂直位移為0.033 mm，水平方向位移為0.0018μm.這一數值遠遠影響不到電機軸上兩個齒輪間的齧合精度。
　　4.3及小車架變形試驗檢測(檢查並測試)及分析試驗檢測在實際的生產(Produce)情況下進行。在加載為額定載荷時，穩定情況下檢測兩輸出軸間的位移和小車架梁的強度和撓度；在加載0.8倍額定載荷時，載荷以最大速度起升時，檢測的振動情況。檢測後對結果進行處理分析如下：1）速器外觀質量現狀良好。運轉平穩，箱體嚴格密封，防塵，潤滑條件好，殼體具有足夠的強度和剛度。
　　2）兩輸出軸的位移很小。正常工作情況下最大為0.09mm，比理論計算值0.066mm稍大。結合小車架的下撓情況分析(Analyse)，可以看出小車架的變形基本不影響(influence)兩輸出軸的位移。
　　3）小車架梁最大下撓為f=3.2mm，與理論計算值相比f<4.14mm，滿足設計要求。行星齒輪減速機相對其他減速機,P站PROBURN手机网页版具有高剛性,高精度(單級可做到1分以內),高傳動效率(單級在97%-98%),高的 扭矩/體積比,終身免維護等特點。小車架梁最大應力為σ=13.2MPa，按照線性關係計算，可得出在滿載時最大應力σmax=16.1MPa，與理論計算值相比，遠小於σ=98MPa，可見有足夠的安全裕度。
　　4）輸入軸最大振動加速度為0.18g（測量間接值）；輸出軸最大振動加速度為0.20g，最大振幅為65μm.振動加速度很小，振幅滿足標準小於80μm的要求，說明該各級靈活，齒輪齧合正常。初步可以認定該機體剛度設計合理，小車架剛度可行時，這種方式中中心距雖然發生變化，但並沒有影響到兩個同步齒輪間的齧合精度。
　　5結論
　　單卷筒在外的布置型式，軸向結構尺寸小於品字型三方式方法，吊點距方向結構尺寸小於兩個卷筒放在中間的布置型式，同時取消了常用的行星或棘齒輪機構，直接通過兩高速級之間的同步齒輪來實現兩卷筒之間的同步動作。行星齒輪減速機相對其他減速機,P站PROBURN手机网页版具有高剛性,高精度(單級可做到1分以內),高傳動效率(單級在97%-98%),高的 扭矩/體積比,終身免維護等特點。這種結構的使用大大降低了製造成本以及鏈的環節，同時直接減小了整車極限尺寸。
　　經過有限元分析計算和變形試驗檢測可知：該起重機起升機構（organization)方式方法設計合理可行；在該設計結構型式下，小車架的變形對齒輪齧合精度並未造成質的影響(influence)和產生振動。同時由於機座剛度的合理設計，減小了小車架的變形量，提高了小車架的使用壽命(lifetime)。