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资料调研分析报告资料

毕设资料调研分析报告

设计要求和主要设计参数：

1吨起重量、起升高度1.95米、起升速度10m/min、伸缩起重臂的伸缩行程1m、

伸出全程耗时≤30s、基本臂前部法兰与支座连接。

吊钩离地最大高度2000mm；

吊臂旋转角度为±60°；最大吊货外形直径500mm。

导弹吊装车能完成重物（最

大1000kg）从存放／停放位置（高度≤1500mm）向指定位置（离地高度≤1500mm），

吊臂伸缩距离1100mm的搬运。

伸缩起重臂部分

一、起重臂的类型及伸缩式起重臂的优势

起重臂是轮式起重机的主要受力构件,它大多数设计成箱形结构,根据变幅方式分类，起重机具有定长吊臂和伸缩吊臂两种，根据截面形式分类，汽车起重机又分为析架式吊臂和箱形吊臂两种。

桁架式吊臂通过角钢、槽钢和钢管等制作而成，然后通过柔性的钢丝绳牵拉起重臂臂头实现变幅，所以吊臂是以受压为主的双向压弯构件；伸缩式吊臂主要以箱形结构为主，在伸缩臂内装有伸缩液压缸，每个外节臂内都用滑块来支撑内节臂，实现节臂间相互滑动。

吊臂是通过变幅液压缸的刚性支撑实现变幅的，所以箱形吊臂是以受弯为主的双向压弯构件。

伸缩式吊臂可以根据设计情况和实际需要确定多个节臂，根据转台的布置形式，基本臂可以做成直臂形的，也可做成折臂形的。

折臂形的优点在于其基本臂可使臂根的根部铰点高度降低，从而使转台部分易于布置。

吊臂的支撑方式有两种，一种是变幅液压缸前支，一种是变幅液压缸后支。

一般将吊臂与转台间的铰点布置在转台回转中心的后方，这样通过铰点位置的计算可以根据情况实现两种布置形式，而若将铰点置于转台回转中心的前方，则吊臂只能实现液压缸后支，这种支撑方式使液压缸受力较好，但是却受到起重机整车尺寸的限制而使得伸缩臂较短。

伸缩式吊臂的起重机由于有良好的通过性，适用范围广，所以在轮式起重机市场中占主要地位。

二、伸缩式起重臂的伸缩机构

伸缩式起重臂内装有伸缩缸或伸缩系统和伸缩用滑块;它的设计合理与否直接影响着起重机的承载能力、整机稳定性和整机自重,同时左右着轮式起重机的发展.目前流行的伸缩机构主要有两大类:

自动插销式伸缩机构、无销式全液压伸缩机构.

自动插销式的共同特点是采用单缸、互锁的缸销和臂销、精确测长电子技术,其优点是重量最轻,对整机稳定性的影响最小,但技术难度大,成本较高,臂长种类少,伸缩时间长,臂长变化时麻烦,一般不能带载伸缩.第二类无销式全液压伸缩机构,对于四节臂以上起重臂的伸缩机构又分为以下两种:

多缸或多级缸加一级绳排、单缸或多缸加两级绳排.无销式全液压伸缩机构的优点是臂长变化容易,工作臂长种类多,可以带载伸缩（原则上不准,但许多用户广泛使用）,实用性很强,缺点是自重重,对整机稳定性的影响较大.由于无销式全液压伸缩机构受油缸技术的限制,因而对五节臂以上中大吨位起重机的起重臂使用自动插销式伸缩机构时优势很明显,自动插销式伸缩机构代表伸缩技术的发展方向.

三、多级伸缩螺杆伸缩机构（与多级液压举升器原理相同）

目前通常采用的多级液压举升器存在着下述缺点:

1必须进行能量转换,因此有能量损失;

2须有一整套液压操控系统,体积较大,

3安全可靠性受其密封好坏的直接影响;

4举行速度不易做到始终一致;

5成本高。

因此,限制了该举升器的使用范围。

现介绍一种简单易行的多级伸缩螺杆举升机构----圆柱形多级螺杆举升机（起重机箱形伸缩臂原理相同）。

图l是一个五级螺杆举升器全部伸出后的结构图。

该举升机构由丝杆、伸缩套、外壳等组成。

丝杆3、7、8、10均有内、外螺纹。

伸缩套1是丝杆与伸缩套之间的过渡件,其内螺纹与丝杆3配旋。

该套有两个功能:

接受丝杆3的传递力而上升与下降;

带动伸缩套2、4、9、12上升和下降。

伸缩套1、2、4、9、12的一侧均开有导向槽,与外壳13分别用五个丁字键定位,在任何情况下不会产生转动。

此外,丝杆的外螺纹顶部均有一凸肩。

丝杆14的凸肩为螺母装配式,丝杆3、7、8、10的凸肩与丝杆为一整体。

凸肩是保证五根丝杆能全部伸出的重要环节。

伸缩套的下部均有一个凸圆环,伸缩套2、4、9、12的上部均有内凸圆环,是使伸缩套逐节上升的连带环节。

举升时,由动力带动蜗杆副使丝杆14按箭头方向旋转（丝杆3、7、8、10、14的内外螺纹均为左旋）,由于丁字键的固定作用,五个伸缩套固定不转动,第二节丝杆10开始上升,由于伸缩套l的内螺纹和丝杆3、7、8、10互相之间均用螺纹套装为一体,因此,便由丝杆10带着丝杆8、7、3及伸缩套1一起上升。

当丝杆10上升到丝杆14的顶部时,其内螺纹的内端面即被丝杆14的螺母凸肩（见图l中的螺母17）的下平面挡住,停止上升。

丝杆14继续转动时,由于凸肩的作用,迫使丝杆10与丝杆14拧紧成一体并与丝杆14同速同向一起旋转,于是丝杆10的外螺纹又带动丝杆8的内螺纹向上移动。

与此同时,伸缩套1向上移动的行程完结后,即由其下凸圆环带着伸缩套2上部的内凸圆环使伸缩套2上升。

同理,当丝杆8的内螺纹上升到丝杆10的顶部时,又与丝杆10的凸肩卡紧成为一体,同速同向旋转,随后,伸缩套2又带动伸缩套4上升。

如此循环,可使五根丝杆拧紧成为一体,使伸缩套1、2、4、9、12依次上升。

下降时,动力反转,使丝杆（此时五根丝杆已拧成一体）反箭头方向旋转,丝杆10的内螺纹先下降（因为丝杆10、8、7、3的外螺纹中径均大于丝杆14外螺纹中径,由摩擦力产生的力矩应随直径增大而增大,所以应是丝杆10的内螺纹先下降）。

当丝杆10的下端面下降到丝杆14的下凸肩平面时,即停止下降,继而卡紧,丝杆10、14又成为一体同速同方向旋转。

于是,丝杆8的内螺纹下降,行至到丝杆14的下凸平面时又卡紧成为一体同速同向旋转,丝杆7下降。

如此循环,直到伸缩套l的内螺纹下降完为止。

下降时,如产生意外的因素使丝杆不按顺序下降时,将会出现丝杆脱节的现象,为了避免这一事故的发生,可在丝杆10、8、7、3的外螺纹下部设置安全挡位装置。

图1中设置的是弹簧卡箍及卡箍挡圈。

当上部某节丝杆未按顺序先下降时,行至卡箍挡圈位置时,即由内螺纹下部的内凹槽套人,继而压住卡箍挡圈,使该节丝杆停止下降,即可防止脱节事故发生。

设置安全挡位装置后,不论何节丝杆先下降,都可安全进行工作。

由于伸缩套2、4、9、12为悬浮形式,因此不论何节丝杆先下降,其下降顺序总是12、9、4、2、l。

二、箱框形多级螺杆伸缩机构

由于不同用途,可设计成箱框形多级螺杆伸缩机构。

根据上述的丝杆接长原理,可设计如图2、3所示的箱框形多级螺杆伸缩机构。

图2为全收缩后的多级螺杆伸缩机构。

此时,图1中的圆柱形伸缩套可由图2、3中的框套7、8、9取代,丝杆的结构形式与圆柱形多级螺杆伸缩机构相同。

框套7起着过渡件作用,其内螺纹与丝杆6配旋,内孔与丝杆6的凸肩外圆为动配合,起着导向作用。

框套7的下部亦有一外凸肩（只设两边外凸肩即可）,其作用是带动框套8、9上升。

框套8、9的上部均设有内凸肩,下部均设有外凸肩。

由于截面为方形,互相之间不会发生转动,因此,不必设置图1中的丁字键。

举升器上升、下降的工作原理与圆柱形举升器相同,不再赞述。

四、钢丝绳滑轮组伸缩机构

钢丝绳滑轮组同步伸缩原理如图2-4。

以相邻的三节臂为一个基本单位，通过定长钢丝绳与滑轮组相连成一个系统。

当第i−1节臂以速度v相对于第i−2节臂上升时，相当于第i−2节臂以速度v=v相对于第i−1节臂下降。

由于定滑轮的增速作用，使得钢丝绳拉动第i节臂以速度v=v相上升。

此时各节臂之间具有大小相同的相对速度，实现了同步伸缩。

作为主要的受力部件，箱形伸缩臂机构在靶室维护的各个机构中占据重要的

位置，常见的起重机多级伸缩臂机构，如图2-5，钢丝绳排结构采取不对称的布置方式，以平衡伸缩臂吊重对吊臂的偏矩作用。

垂直升降的多级伸缩臂机构的主要受力为末节臂顶部的垂直压力作用。

为保

证伸缩臂箱体受力均匀，应采用对称布置的方式排布滑轮位置。

并需要分散滑轮

的位置使其内部有足够的空间以牵引钢丝绳以避免干涉。

基本臂和二节臂间的油

缸轻微偏心布置，以平衡顶部吊重偏载以及吊篮在工作状态下产生的偏矩。

伸缩

臂起升的驱动力由单级液压缸提供，回缩时靠自重缩回。

伸缩臂箱体结构采用四板拼焊的矩形截面形式，这种截面的箱体具有制造工艺简单、强度大的特点。

其

结构示意图如图2-6。

五、伸缩臂的典型截面及优劣

在材料强度一定的情况下，吊臂的结构和截面形式成为提高起重机性能的关键因素。

减小钢板厚度可以减轻吊臂的重量，但是却使钢板的宽厚比增大从而增大了钢板局部失稳的风险，所以通过不断压形和折边，形成其它合理的截面形式来满足吊臂的局部稳定性。

目前常用的截面形式有矩形、梯形、六边形、八边形、十二边形、U形和椭圆形，如图所示。

矩形截面制造工艺简单，具有良好的抗弯刚度和抗扭刚度，它通过上下盖板和腹板焊接而成，在中小吨位的汽车起重机中应用比较普遍。

腹板变薄可以减轻吊臂重量，但是会带来局部失稳问题，所以为了满足稳定性要求经常在钢板上设置横向加强筋，在纵向受压区设置纵向加强筋或在在侧板上开孔，并将钢板卷边以增强吊臂的抗屈曲能力。

矩形截面的下盖板比上盖板厚，这样可以使中性轴下移而减小下盖板的压力，从而增加局部稳定性。

矩形截面因为其自身缺陷，在四角焊缝处容易产生较大的应力集中现象，并且高强度材料的承载能力得不到充分的发挥。

梯形截面分为正梯形截面和倒置梯形截面。

正梯形截面由于其下盖板宽度大于其上盖板宽度，所以中性层相对靠近下盖板，从而提高了腹板的稳定性，并且充分发挥了上盖板的性能。

梯形截面与矩形截面相比具有较好的横向抗弯刚度和抗扭刚度，但是在受到横向力时，较宽的下盖板又增加了局部失稳的风险，使材料性能不能充分得到发挥。

梯形截面的滑块可以在靠近腹板的地方设置，这样可以减小对腹板的集中力作用，但是在吊臂的侧向需要设置支撑装置。

倒置梯形截面同样具有较好的横向抗弯刚度和抗扭刚度，并且下盖板具有较好的稳定性，能够充分发挥下盖板的机械性能。

六边形、八边形、十二变形和U形截面都是在矩形截面的基础上，通过强度、刚度和稳定性的分析，在不断折边压型的基础上改进的。

多边形的下翼缘板和腹板由于减小了实际计算宽度，使钢板的宽厚比降低，这有利于提高吊臂的整体抗失稳能力和受压边的局部稳定性。

多边形的前后支承滑块设置在四角，这样可以使各个折边不产生局部弯曲，并且能较好地传递扭矩与横向力，从而较好的发挥伸缩臂材料的机械性能，达到减轻吊臂自重的目的。

但是这种吊臂的制造要求比较高，需要较大的折弯机和较高的折边技术来完成弯边工艺。

随着我国制造业的发展，多边形截面形式的吊臂正在不断增多。

椭圆形截面是在大圆角多边形的基础上发展的一种理想的截面形式，它具有较强的抗弯曲能力和独特的稳定性，不需要设置加强筋，并且每节臂的截面形式变化非常小。

椭圆形起重臂是起重机的最高水平，它能充分发挥材料的机械性能，减轻吊臂的重量。

但是椭圆形截面吊臂需要设置侧向支承装置，并且加工工艺复杂，加工周期长，所以还没有普遍应用。

六、伸缩臂的设计目标和设计思路

起重臂除了要满足工作性能所必须的强度、刚度和稳定性的要求外，还应尽可能减轻重量。

伸缩臂一般占整机重量的13％～20％，而在大型起重机中其重量所占的比例更大，可达25％以上。

要求完成的目标有伸缩臂的参数化建模、静力学分析、动力学分析以及优化设计的二次开发。

通过静力学分析结果中的应力、应变和位移云图，醒目了解伸缩臂的力学性能，并分析出滑块、搭接量和仰角对伸缩臂的影响；应用模态分析了解伸缩臂的各阶固有频率和振型变化情况，并校验臂架的动刚度是否符合要求；应用屈曲分析得到伸缩臂的屈曲特征值，通过特征值判定伸缩臂的稳定性，并发现各阶屈曲模态的不稳定部位。

在优化工具箱中，结合零阶和一阶优化方法对汽车起重机伸缩臂和变幅机构三铰点位置进行优化，根据强度、刚度和稳定性情况，找到伸缩臂的最优截面形状和最有利三铰点位置，使伸缩臂材料充分利用，减轻了伸缩臂的重量。

七、伸缩臂的计算工况和计算内容

计算载荷：

计算额定起升载荷，伸缩臂重力，伸缩臂在回转

平面上的惯性力，臂架风载荷

计算内容：

伸缩臂非重叠部分的强度计算，伸缩臂重叠部分

的强度计算，伸缩臂刚度计算，伸缩臂局部稳定

性计算，伸缩臂整体稳定性计算。

八、伸缩臂滑块支承位置对伸缩臂性能的影响

伸缩臂是多功能机械手的主要结构部件，通过液压缸的伸缩实现伸缩臂的伸出和缩回,上下滑块承受由弯矩产生的正压力（受力较大），左右滑块只起导向作用，故设计主要针对上下滑块。

1、滑块支承位置变化对臂架应力的影响规律

在两节臂架的搭接处，在变幅平面内，外节臂的下滑块和内节臂的上滑块起着主要的支承和传递载荷的作用。

故以变幅平面内节臂的上滑块与外节臂的下滑块为研究对象，建立接触关系。

1.1下滑块支承位置变化对臂架应力的影响

根据所得数据，求得在下滑块支承位置改变的情况下，各部分最大应力变化曲线如图4所示。

根据计算结果发现如下规律：

（1）下滑块支承位置变化对臂架应力影响显著。

随着支承位置变大，臂架最大应力减小，但应力值与支承距离之间呈非线性变化，如图4所示。

（2）下滑块支承位置变化对上下滑块的应力值影响较小。

且下滑块的应力值始终大于上滑块的应力值，如图4所示。

（3）滑块的应力值远小于臂架的应力值，如图4所示。

（4）下滑块两侧作用处的臂架应力较大，外侧出现应力集中，内侧应力沿滑块长度方向上呈带状分布，且越靠近臂架根部应力越大。

（5）外节臂头部腹板与下翼缘板连接处由于滑块的挤压，下翼缘板带动腹板发生变形，导致腹板应力较大。

1.2上滑块支承位置变化对臂架应力的影响

根据所得数据，求得在上滑块布置位置改变的情况下，各部分最大应力变化曲线如图7所示

根据计算结果发现如下规律：

（1）上滑块支承位置变化对臂架应力影响较小。

随着滑块支承位置变大，应力有所减小，如图7所示。

（2）上滑块支承位置变化对上下滑块应力影响较小。

支承位置变大，下滑块应力几乎不变，呈直线状态；而上滑块的应力分区间段有所减小。

下滑块应力始终大于上滑块应力，如图7所示。

（3）滑块的应力值远小于臂架的应力值，如图7所示。

（4）上滑块表面处应力较大，且在外表面头尾两部分呈块状分布，靠近臂根部分应力大于臂头部分应力。

（5）由于上滑块的挤压变形，使得与上翼缘板连接的腹板应力较大。

2、结论

通过以上的分析、计算和比较，得出如下结论：

（1）对于高空作业机械箱型伸缩臂滑块搭接处的简化，采用接触对的计算方式比节点自由度耦合计算方式更接近于实际臂架的受力状态，应力分布更加均匀，不会出现局部应力集中。

（2）通过数值模拟试验，发现下滑块的支承位置变化对臂架应力影响显著；上滑块的支承位置变化对臂架应力的影响较小。

增大下滑块之间的支承位置，有利于减小整个臂架的受力。

（3）与臂架应力相比，滑块的应力较小，滑块作用处的臂架应力较大，由于下滑块承受压力和弯矩，而上滑块只承受弯矩，故下滑块的应力值始终大于上滑块的应力值。

九、滑块长度尺寸对臂架、滑块的影响规律

1滑块长度尺寸对应力的影响

以变幅平面内节臂的上滑块与外节臂的下滑块为研究对象,在0度和45度工况下,分别改变上下滑块的长度尺寸进行分析计算,根据箱型伸缩臂架与滑块上的应力分布总结滑块尺寸变化对臂架与滑块的影响规律。

1.1下滑块长度尺寸对臂架、滑块应力的影响

根据所得数据求得上滑块长度为200mm,下滑块长度在200mm一600mm之间变化时,其应力变化曲线如图5.1所示（a）图所示为在0度和45度工况下,随着下滑块长度变化时箱型伸缩臂最大应力的变化规律,（b）图所示为在0度和45度工况下,随着下滑块长度变化时滑块最大应力的变化规律。

根据计算结果发现如下规律:

（1）下滑块长度变化对箱型伸缩臂架最大应力影响较小,呈直线分布。

在下滑块长度尺寸由200mm一600mm之间变化时,箱型伸缩臂架应力变化1%,箱型伸缩臂架的最大应力在0度工况时远远大于45度工况时;

（2）下滑块长度变化对下滑块最大应力影响较大,对上滑块最大应力影响较小,呈直线分布，在下滑块长度尺寸由200mm一600mm之间变化时,下滑块应力减小36%。

（3）在不考虑摩擦情况下,下滑块最佳长度为425mm,此时臂架应力最小。

（4）滑块应力值远小于臂架应力值,且下滑块应力始终大于上滑块的应力。

（5）0度工况与45度工况下的箱型伸缩臂架与滑块最大应力变化曲线一致。

1.2上滑块长度尺寸对臂架、滑块应力的影响

根据所得数据求得在下滑块长度为200mm时,上滑块长度在200mm一600mm之间变化时,其应力变化曲线如图5.2所示。

（a）图所示为在0度工况下,随着上滑块长度变化时箱型伸缩臂与滑块最大应力的变化规律,（b）图所示为在45度工况下,随着上滑块长度变化时箱型伸缩臂与滑块最大应力的变化规律。

根据计算结果发现如下规律:

根据计算结果发现如下规律:

（1）上滑块长度尺寸对箱型伸缩臂架应力影响较大。

在上滑块长度尺寸由200mm一600mm之间变化时,箱型伸缩臂架应力变化13%。

（2）在上滑块长度尺寸由200mm一275mm之间变化时,箱型伸缩臂架应力值随上滑块长度增加而单调减少,且呈线性分布;

（3）在不考虑摩擦情况下,上滑块最佳长度为275mm,此时箱型伸缩臂架应力不是最小值,但大于该值后箱型伸缩臂架应力变化较小,几乎呈直线分布;

（4）随着上滑块长度增加,上滑块应力值变化59%,下滑块应力变化较小,应力值呈直线变化:

（5）在上滑块长度尺寸由200mm一600mm之间变化时,下滑块的应力值始终大于上滑块的应力值;

（6）0度工况与45度工况下的箱型伸缩臂架与滑块应力变化曲线一致。

1.3滑块长度尺寸对臂头最大位移的影响

随着上、下滑块长度的变化,箱型伸缩臂最大位移出现在臂头下翼缘板处,与滑块布置位置变化时相同。

根据计算结果得出滑块尺寸改变时臂头最大位移变化曲线如图5.3所示。

（a）图所示为O度工况,随着滑块长度变化时臂头最大位移变化曲线,（b）图所示为45度工况,随着滑块长度变化时臂头最大位移变化曲线。

根据计算结果发现如下规律:

（l）滑块长度尺寸的改变对箱型伸缩臂头部位移影响较小。

下滑块长度变化时箱

型伸缩臂头部的最大位移量大于上滑块长度变化时箱型伸缩臂头部的最大位移量;

（2）随着滑块长度增加,箱型伸缩臂头部最大位移单调减小,位移变化规律相同;

（3）位移的数值变化量较小,在滑块长度尺寸由200mm一600mm之间变化时,下滑块位移量变化1.1%,上滑块位移量变化1.7%;

（4）0度工况和45度工况下,上下滑块臂头位移变化曲线基本一致，0度工况时箱型伸缩臂的臂头位移大于45度工况时箱型伸缩臂的臂头位移。

1.4滑块长度尺寸对接触压力的影响

当滑块长度尺寸改变时,得出不同长度下的接触压力的变化曲线如图5.4。

其中（a）图所示为在0度和45度工况下,下滑块长度变化时接触压力的变化曲线,（b）图所示为在0度和45度工况下,上滑块长度变化时接触压力的变化曲线。

根据计算结果发现如下规律:

（l）滑块长度尺寸的改变对接触压力影响较大;

（2）随着下滑块长度尺寸由200mm增加到600mm,接触压力先增加后减小。

下滑块长度尺寸在275mm时为曲线的拐点,下滑块长度尺寸在200mm一600mm之间变化时,接触压力变化20%;

（3）上滑块长度增加,接触压力单调减小，上滑块长度尺寸在200mm一600mm之间变化时,接触压力变化18%;

（4）0度工况和45度工况时的接触压力变化曲线一致，但0度工况时的接触压力大于45度工况时的接触压力。

起升机构部分

一、起升机构的组成

起升机机构由驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置、制动器及其他安全装置等组成，不同种类的起重机需配备不同的取物装置，其驱动装置亦有不同。

典型起升机构起重量超过l0t时，常设两个起升机构:

主起升机构（大起重量）与副起升机构（小起重量）。

一般情况下两个机构可分别工作，特殊情况下也可协同工作。

副钩起重量一般取主钩起重量的20%~30%。

（1）驱动装置。

大多数起重机采用电动机驱动，它布置、安装和检修都很方便。

流动式起重机（如汽车起重机、轮胎起重机等）以液压装置或内燃机为原动力，传动与操纵系统比较复杂。

（2）传动装置。

包括减速器、联轴器和传动轴。

减速器常用封闭式的卧式标准两级或三级圆柱齿轮减速器，起重量较大者有时增加一对开式齿轮以获得低速大力矩。

为补偿吊载后小车架的弹性变形给机构工作可靠性带来的影响，通常采用有补偿性能的弹性柱销联轴器或齿轮联轴器，有些起升机构还采用浮动轴（也称补偿轴）来提高补偿能力、方便布置并降低磨损。

（3）卷绕系统。

它指的是卷筒和钢丝绳滑轮组。

桥架类型起重机采用双联滑轮组，单联滑轮组一般用于臂架类型起重机。

（4）取物装置。

它是根据被吊物料的种类、形态不同，采用不同种类的取物装置。

取物装置种类繁多，使用量最大的是吊钩。

（5）制动器及安全装置。

制动器既是机构工作的控制装置，又是安全装置，因此是安全检查的重点。

起升机构的制动器必须是常闭式的。

电动机驱动的起重机常用块式制动器，流动式起重机采用带式制动器，近几年采用了盘式制动器。

一般起重机的起升机构只装配一个制动器，通常装在高速轴上（也有装在与卷筒相连的低速轴上）;吊运炽热金属或其他危险品，以及发生事故可能造成重大危险或损失的起升机构，每套独立的驱动装置都要装设两套支持制动器。

制动器经常利用联轴器的一个半体兼作制动轮，即使联轴器损坏，制动器仍能起安

全保护作用。

此外，起升机构还配备起重量限制器、上升极限位置限制器、排绳器等安全装置。

二、液压卷扬装置

液压卷扬装置，另称为液压绞车，均是用在各种起重设备场合。

种类分为：

内藏式液压卷扬机，外露式液压卷扬机，高速液压卷扬机，低速液压卷扬机，液压卷扬机通常由液压马达，控制阀组，齿轮箱，滚筒，支架，（离合器），压绳器或排绳器，安装支架等组合而成。

有的液压卷扬机并未带支架，直接由液压马达，控制阀组，滚筒，末端支承轴等组成，这些都可以根据客户的需要进行选配的，可广泛用于输送机张紧装置，工程机械起重机械。

三、起升机构主要设计部件及功能

起升机构主要设计部件包括滑轮、钢丝绳、卷绕装置（卷筒）、驱动装置（电动机）和传动装置（减速器）。

下面分别对各部件的功能进行介绍。

（1）滑轮的主要功能是改变钢丝蝇的走向，多个滑轮构成滑轮组时起到省力、增速或省时的目的。

滑轮目前已通用化，系列化和标准化，在起升机构的设计中也是通过选型来实现。

滑轮的材质有铸铁，尼龙和钢板焊接等，在设计选用滑轮时要全面考虑重量和对钢丝绳使用寿命影响等因素。

（2）钢丝绳作为起升机构中传动装置的一部分，起到起升货物，牵引载荷，承受拉力的作用。

在起升机构中，钢丝绳是通过选型的方式实现的。

起升机构对纲丝绳的要求是承受拉伸、弯曲、扭转、压缩等复合应力以及冲击载荷等，要求具有强度高，自重轻，挠性好.运动平稳，不易骤然折断。

钢丝绳已系列化标准化，选型时应充分考虑这些环节。

（3）卷筒的功能是卷绕、收放钢丝绳、传递动力、并把旋转运动变为直线运动。

起升机构对卷筒的设计要求是材质、尺寸和强度，多层绕卷筒通常为铸造卷筒，为保证强度要求采用不低于HT150的灰铸铁铸造，重要的卷筒可用不低于QT450-5的球墨铸铁铸造。

铸造卷筒的壁厚往往是由铸造工艺条件所决定，规定所制作的卷筒壁厚与设计的壁厚之差不宜大于设计壁厚的1/4，否则会造成重量过大。

从传动机构方面来看，卷筒直径越小越有利于降低减速机构的速比，从而可以选用较小的减速器，使机构紧凑;但过小的直径，必然会使受力不够，稳定性不好，在起升高度