岸邊集裝箱起重機總體設計

陳永輝：岸邊集裝箱起重機總體設計PAGE52PAGE53前言隨著經濟建設高潮的到來，應該伴隨出現(xiàn)一個文化建設的高潮。在黨的改革開放方針指導下，當今國內工業(yè)生產如火如荼，文化建設也是方興未艾。遺憾的是，起重機方面的文化建設卻沉寂已久。岸邊集裝箱起重機（簡稱岸橋）是集裝箱碼頭的主力裝卸設備和標志性建筑，其在我國各大港口中的地位和作用，歷來為人們所重視和關注。岸邊集裝箱起重機作為港口碼頭重要的技術物質基礎，它體現(xiàn)了港口的生產力水平。在岸邊集裝箱起重機中，結構件的費用要占整機的很大部分。隨著我國經濟的高速發(fā)展，越來越多的岸邊集裝箱起重機投入使用，同時也面臨一些問題，由于岸邊集裝箱起重機價格昂貴，用戶總是希望盡量延長其使用壽命，制造時降低成本，提高集裝箱裝卸的工作效率。1集裝箱吊具1.1集裝箱集裝箱是一種具有足夠承載強度和剛度，具有一定貯存容積，能重復使用，適用多種運輸方式、便于貨物裝卸和整體快速換裝的運輸設備。由于集裝箱的規(guī)格繁多，為便于統(tǒng)計計算船舶的載運量、港口碼頭的吞吐量、庫場的通過能力和機械設備的裝卸效率等，國際上以20ft(6m)集裝箱作為當量箱（TEU-TwentyFeetEquivalentUnit）來進行換算，將20ft(6m)集裝箱稱為標準箱。這里設計是針對40ft的集裝箱（40尺柜：內容積為11.8x2.13x2.18米，配貨毛重一般為22噸，體積為54立方米）。1.2集裝箱吊具的構造和特點集裝箱吊具是一種起吊集裝箱的專用機具，它具有與集裝箱箱體相適應的結構，通過位于四角的旋鎖與箱體的頂角件連接進行起吊作業(yè)。集裝箱吊具具有自動伸縮、自動開閉鎖、自動對中集裝箱等機構和多種連鎖安全裝置，作業(yè)輔助時間短，作業(yè)效率高。集裝箱吊架如圖1-1所示。圖1-1集裝箱吊架Fig.1-1Containerhanger集裝箱吊具的額定起重量取決于相應的集裝箱，其外形尺寸不應超過相應集裝箱的最大外部尺寸（導向翼外）。我國集裝箱吊具型號和尺寸標準（GB3220-82）.查起重機設計手冊表3-6-3，選取集裝箱吊具型號JD-30。表1-1我國標準集裝箱吊具的型號、尺寸和規(guī)格Tab.1-1Themodel,sizeandspecificationsofcontainerspreader型號旋鎖中心距的尺寸和極限偏差/mmAB對角旋鎖中心距差值/mm旋鎖轉角a吊具的額定起重量/kg相應的集裝箱型號JD-3011985616305001AA2岸橋的通用零部件鋼絲繩、滑輪、卷筒、聯(lián)軸器等雖是岸橋上的通用標準零部件，但必須進行設計，因為岸橋的高速重載工作要求高可靠性。2.1鋼絲繩2.1.1鋼絲繩卷繞系統(tǒng)鋼絲繩是岸橋使用中的主要撓性構件，它具有承載能力大、撓性好、傳動平穩(wěn)可靠、高速運動時無噪音、極少突然斷裂等優(yōu)點，因而被廣泛用于岸橋的起升機構、變幅機構、牽引機構上；其缺點是長距離的傳動由于自重引起下?lián)希谄鹬苿铀矔r彈跳幅度大。因此，對跳槽的防護、松繩的防護都有較高的要求。鋼絲繩由一定數(shù)量的鋼絲繩和繩芯經過捻制而成。首先將鋼絲捻成股，然后將若干股圍繞著繩芯制成繩。鋼絲是鋼絲繩的基本強度單元。起重機用鋼絲繩的強度一般為1400~1850Mpa之間。繩芯是被繩股所纏繞的撓性芯棒，起到支撐和固定繩股的作用，并可以儲存潤滑油，增加鋼絲繩的撓性。鋼絲繩的卷繞系統(tǒng)，對不同類型的起重機是不同的，在集裝箱起重機中，鋼絲繩防破斷的安全系數(shù)如表2-1所示表2-1鋼絲繩安全系數(shù)Tab.2-1Thesafetyfactorofrope機構載荷組合系數(shù)主起升機構LS+LLE（只考慮縱向方向）5.0-6.0俯仰機構俯仰循環(huán)中最大的線拉力最大線拉力，包括一套繩故障引起的沖擊6.02.0小車運行機構TL+LS+LL+0.50WLO+LATT+張緊裝置的影響5.02.1.2鋼絲繩的選擇鋼絲繩的主要是在普通捻或稱逆向捻（交捻）鋼絲繩和順向捻鋼絲繩之間進行選擇。兩種類型最好都用鋼絲繩芯，應當采用鍍鋅鋼絲和始終全部潤滑或加油脂潤滑，抗拉強度應大約是1770N/mm2。安全系數(shù)，即最小破斷力對正常工作載荷的比必須根據(jù)國家標準。鋼絲繩工作時所受的最大拉力安全系數(shù)S=6鋼絲繩破斷拉力換算系數(shù)鋼絲繩標準中給出的鋼絲破斷拉力的總和（2-1）查起重機設計手冊表3-1-選用6x19普通捻鋼絲繩表2-2鋼絲繩主要性能Tab.2-2Themainpropertiesofwirerope鋼絲繩直徑鋼絲總截面積/參考自重kg/100m鋼絲破斷拉力總和/N（不小于）鋼絲繩/mm鋼絲/mm18.51.2128.87121.82190002.1.3鋼絲繩的壽命和維修影響鋼絲繩壽命、磨損的主要因數(shù)是：繩的卷繞系統(tǒng)，鋼絲繩系統(tǒng)的類型，卷筒和滑輪的直徑，反向彎曲的影響，滑輪之間的距離，鋼絲繩通過滑輪時的速度，鋼絲繩正常工作載荷和最大載荷之間的比例，安全系數(shù)，即破斷力對正工作載荷之比值，滑輪繩槽硬度的選擇，鋼絲繩和滑輪之間、鋼絲繩和卷筒之間的偏角，鋼絲繩的加油或潤滑、及加油或潤滑的周期，鋼絲繩可能通過的贓物，磨料等的情況，內部和外部的銹蝕。偶然地，鋼絲繩的壽命特別短是因為碰到船的箱格導向或艙口圍板而發(fā)生機械的損壞。俯仰鋼絲繩一般是每5年一換1次，有時甚至每10年換1次。因此，應定期檢驗鋼絲繩和鋼絲繩滑輪，加油脂是十分重要的。鋼絲繩在制造時已在其內部和外部加過油脂，如果內部油脂不是很正確地加好，則鋼絲繩的壽命會大大地縮短。2.1.4鋼絲繩和滑輪或卷筒之間的壓力雖然機械的損壞經常是造成鋼絲繩要更換的原因，但拉力載荷和彎曲載荷是疲勞的主要原因。如果假設，鋼絲繩運轉在配合很好的繩槽中，則鋼絲繩和繩槽之間的壓力由下式給出。（2-2）式中p——鋼絲繩槽中的壓力,N/mm2；F——鋼絲繩力，N；D/2——滑輪或卷筒的半徑，mm；d——鋼絲繩直徑，mm。最大允許的壓力是：——在鋼Fe（S355）上，約7.0N/mm2；——在錳鋼或合金鋼上，約20.0N/mm2。2.2滑輪2.2.1滑輪的構造和材料滑輪用以支撐鋼絲繩，并能改變鋼絲繩的走向，平衡鋼絲繩分支的拉力，組成滑輪組，達到省力或增速的目的。承受負載不大的滑輪，結構尺寸較小，通常作為實體結構，用強度不低于鑄鐵HT200的材料制造。承受大載荷的滑輪，為了減輕重量，多做成筋板帶孔的結構，用強度不低于鑄鐵HT200、球鐵QT40-17和鑄鋼ZG230-450等材料制造而成。2.2.2滑輪的尺寸滑輪主要尺寸是滑輪直徑D。起重機常用鑄造滑輪，其結構尺寸已標準化（ZBJ80006，1-87）滑輪結果尺寸可按鋼絲繩直徑進行選定。工作滑輪的直徑（2-3）式中——按鋼絲繩中心計算的滑輪直徑（mm）：——鋼絲繩直徑（mm）；——滑輪直徑比例系數(shù)，與機構工作級別和鋼絲繩結構有關(表2-3)表2-3輪繩直徑比系數(shù)eTab.2-3Thediameterratioofroperounde機構工作級別eM1-M316M418M520M622.4M725M828這里選取M4e=18查起重機械安裝使用維修檢驗手冊（上）表2-1-51我們選用基本尺寸為下表的滑輪。表2-4滑輪參數(shù)Tab.2-4Pulleyparameters鋼絲繩直徑d基本尺寸參考尺寸RCMNS尺寸偏差>18～1910.5+0.4032.556411.518153.05.0120122.2.3滑輪組的倍率若不考慮滑輪中的摩擦和鋼絲繩的僵性阻力，則單聯(lián)滑輪組鋼絲繩自由端的拉力為： （2-4）式中Q——被提升的物體質量（kg）；S——鋼絲繩自由端拉力（N）；m——滑輪倍數(shù)率；g——重力加速度?；喗M倍率m是省力滑輪組倍力數(shù)，也是增速滑輪組的增速倍數(shù)。（2-5）式中L——鋼絲繩自由端移動距離；H——物品提升距離；——鋼絲繩線速度；——物品的提升速度。單聯(lián)滑輪組的倍率等于吊起物品鋼絲繩的分支數(shù)。雙聯(lián)滑輪組可以看成是兩個倍率相同，各起吊的單聯(lián)滑輪組通過平衡滑輪并聯(lián)而成，因此雙聯(lián)滑輪組的倍率等于吊起物品鋼絲繩分支數(shù)的?；喗M倍率的選定，對起升機構的總體尺寸影響較大。倍率增大，則鋼絲繩分支拉力減小，鋼絲繩直徑、滑輪和卷筒直徑也都減小，在起升速度不變時，需提高卷筒轉數(shù)，即減小機構傳動比。但倍率過大，會使滑輪組本身體積重量增大，同時也會降低效率，加速鋼絲繩的磨損。起重量小時，選用小的倍率，隨著起我重量增大，倍率相應提高，倍率增大，起升速度相應減小。橋式起重機常用的雙聯(lián)滑輪組倍率數(shù)見表3-3。這里所設計的是針對40ft的集裝箱（40尺柜：內容積為11.8x2.13x2.18米，配貨毛重一般為22噸，體積為54立方米），因此選取滑輪組倍率。表2-5橋式起重機常用雙聯(lián)滑輪組倍率Tab.3-3Thecommondouble-pulleyblockratioofbridgecrane額定起重量Q/t35812.51620325080100m12233445562.3卷筒2.3.1卷筒的類型選擇卷筒是起升機構和牽引機構中卷繞鋼絲繩的部件。其作用是卷繞儲存和卷放鋼絲繩并施于鋼絲繩一定的拉力和速度。常用卷筒組類型有齒輪聯(lián)接盤式、周邊大齒輪式、短軸式和內裝行星齒輪式。我們選用齒輪聯(lián)接盤式卷筒，是目前橋式起重機卷筒的典型結構。齒輪聯(lián)接盤式卷筒組為封閉式傳動，分組性好，卷筒軸不承受扭矩；缺點是檢修時需沿軸向外移卷筒。在繩索牽引機構中，鋼絲繩的兩端都在卷筒上固定。鋼絲繩繞進或繞出卷筒時，鋼絲繩偏離螺旋槽兩惻的角度不大于，我們取。2.3.2卷筒的型式卷筒由鑄造或焊接經機加工后制成。鑄造卷筒一般采用不低于HT-200的灰鑄鐵，重要的卷筒可采用高強度鑄鐵或球墨鑄鐵。采用鑄鋼時，應不低于ZG230-450。焊接卷筒多采用Q235鋼板彎卷焊接而成，重量輕，適宜于大尺寸卷筒。2.3.3卷筒主要幾何尺寸計算幾乎每一個國家都有其自己的關于鋼絲繩滑輪或卷筒直徑（D）對鋼絲繩直徑（d）的關系的標準。卷筒名義直徑D（2-6）式中D——卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）；d——鋼絲繩直徑；e——筒繩直徑比，由表4-1選取。這里選取M8的工作級別，e=25。卷筒名義直徑卷筒計算直徑（由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑）表2-6筒繩直徑比eTab.2-6Thediameterofropeanddrum機構工作級別eM1～M314M416M518M620M722.4M825卷筒上和滑輪內的都有繩槽，卷筒上的繩槽必須夠深，以便正確地導向鋼絲繩。繩槽計算簡圖見圖4-1。圖2-1卷筒繩槽Fig.2-1Rollgroove查起重機設計手冊表3-3-3表2-7卷筒繩槽尺寸Tab.2-7Thesizeofrollgroove鋼絲繩直徑d繩槽半徑標準槽形加深槽形R極限偏差>18～1910.5+0.2021.07.50.825.4卷筒的安全技術檢驗及報廢標準①卷筒上鋼絲繩尾端的固定裝置，應有防松或自緊的性能。對鋼絲繩尾端的固定情況，應每月檢驗一次。②纏繞的卷筒，端部應有凸緣。凸緣應高出量，應比最外層高出2倍鋼絲繩直徑或鏈條的寬度。③用于起升機構和變幅機構的卷筒，簡體內無貫通支承軸的結構時，宜采用鋼材制造。④卷筒上的鋼絲繩工作時放出最多量時，卷筒的余留部分固定繩尾的圈數(shù)，至少還應纏繞2～3圈，以避免繩尾壓板或楔套、楔塊受力。⑤卷筒出現(xiàn)裂紋或卷筒壁磨損達原壁厚的20%時，應報廢。2.4聯(lián)軸器2.4.1岸橋常用的聯(lián)軸器聯(lián)軸器主要用來在兩軸這間傳遞扭矩，補償小量的角度與徑向偏移，同時還能改善傳動裝置的動態(tài)特性。岸橋常用的聯(lián)軸器有齒式聯(lián)軸器、梅花彈性聯(lián)軸器、萬向聯(lián)軸器、蛇型彈簧聯(lián)軸器。起升、俯仰機構，大、小車運行機構電機與減速器之間使用的聯(lián)軸器全為高速型，卷筒與減速器之間采用的聯(lián)軸器則為低速型。岸橋各機構高速軸上使用的聯(lián)軸器，必須鍛鋼制造、能潤滑，并經過與其最高轉數(shù)相匹配的動平衡。在人員通過的地方，聯(lián)軸器裝有可拆式防護罩。主起升、俯仰及小車的驅動聯(lián)軸器應在不拆下各自的電機和減速器就在以分離。要防止?jié)櫥鸵蚵?lián)軸器的旋轉而飛濺到高速軸的制動盤上。加油必須適量。近年來，大量推廣不需潤滑的梅花彈性聯(lián)軸器。2.4.2聯(lián)軸器使用特性聯(lián)軸器主要用來聯(lián)接同軸線布置或基本平行的轉軸，傳遞扭矩同時補償少許角度和徑向偏移，還能改善傳遞裝置的動態(tài)特性,半聯(lián)軸器有時可以兼作制動輪。起重機常用齒輪聯(lián)軸器。表2-8聯(lián)軸器使用特性Tab.2-8Theuseofcoupling聯(lián)軸器名稱使用范圍允許使用偏差特點及應用許用轉矩/N·m軸徑/mm最高轉速r/min徑向/mm偏角CL型齒輪聯(lián)軸器700~100000018~560300~3780*0.4~6.3≤30o承載能力高，工作可靠。重量較大，成本較高，對機器的安裝精度要求不高，需良好的潤滑?？捎糜谡炊嘧?、起動頻繁的場合，起升、運行、回轉和變幅機構均可使用2.4.3聯(lián)軸器的性能參數(shù)表2-9齒輪聯(lián)軸器參數(shù)Tab.2-9gearcouplingparameters型號許用轉矩/N·m許用轉速r/min軸孔直徑d1d2dz軸孔長度LABDCL456002000505570112142125200250Ce轉動慣量質量/kg1751102.5172836180.2134.93岸橋的驅動3.1岸橋的負載特點岸橋在選擇一個驅動方案時，首先要考慮的是該驅動對象的負載特點。岸橋的負載有以下特點：（1）起升機構的負載是一個位能性負載，當箱重一定時，在任何轉速下負載轉矩總是保持恒定，而且負載轉矩的方向也不隨電機轉速方向的改變而改變。（2）集裝箱岸橋的載荷有效率是50％，即經常有一半時間是空吊具運行的。即使是在帶箱的時候，也不都是滿箱起吊額定負荷。為了提高生產效率，希望在輕載時能提高速度。負載轉短與轉速成反比，即形成恒功率控制。負載的恒功率性質是就一定的速度范圍而言的，當負載很低時，受機械強度和電氣系統(tǒng)特殊性的限制，轉速不可能無限增大，一般恒功率調速范圍為額定速度的2—2.5倍。（3）起升機構和小車行走機構都是間隔短時重復連續(xù)工作制，即對箱、吊箱、運行、對箱，周期性的起?；蚣訙p速，間隔很短。它要求具有良好的調速性能，除了要求有足夠的熱功率和起制動轉矩外，還要考慮過載能力的迅速反應和電動機的良好通風散熱。（4）起升機構負載下降的過程是一個能量轉換的過程，此時的電動機處于發(fā)電狀態(tài)。如何吸收這部分位能，是岸邊集裝箱岸橋控制必須解決的問題。3.2驅動系統(tǒng)近年來，隨著微處理器和半導體技術的發(fā)展，交流變頻調速理論不斷發(fā)展，大功率變頻器的性能和可靠性的不斷提高，岸橋控制上越來越多地使用了交流變頻技術。各大電氣剝造商相繼推出了自己的交流控制系統(tǒng)，使這項控制技術日趨成熟。實踐證明這種交流控制系統(tǒng)具有許多優(yōu)點：(1)交流電機無需整流子和調換電刷，減少了維護工作量、防護等級高，節(jié)省了大量維修費用和維護時間。(2)變頻器加裝直流電抗器以后，整體裝置的功率因素高于0.9；如采用正弦波濾波器，功率因素接近于1。(3)考慮到維護的費用，交流系統(tǒng)有一定的價格優(yōu)勢，且隨大容量主電路元件的開發(fā)運用，變頻驅動的價格尚有較大的下降空間。驅動系統(tǒng)的組成部分如圖所示，A.變頻調速器B.異步電機C.編碼器（也可不用）。圖3-1驅動系統(tǒng)示圖Fig.3-1Drivesystems這里選用YTSZ系列冶金及起重用變頻調速三相異步電動機。3.3起升電機的功率計算為了計算起升電機功率，必須考慮以下各項：（a）正常起升時的阻力；（b）加速旋轉是質量的慣性阻力；（c）加速線形運動的質量的慣性阻力。負荷的質量Q=220kN負荷的最大速度v=60m/min=1m/s所有齒輪傳動和鋼絲繩滑輪組的效率η=0.90電機轉速n=1000r/min電機軸上的電機、滑輪、齒輪箱轉動慣量:（3-1）加速時間負荷的加速度（3-2）正常起升（滿載最高速度）的阻力：（3-3）（3-4）2．加速旋轉的質量的慣性阻力矩：（3-5）（3-6）（3-7）3.加速線形運動質量的阻力：（3-8）（3-9）（3-10）相加：1.名義（正常）起升2.旋轉質量加速3.直線運動質量加速總計在加速期間，電機能在有限的時間內傳遞更大的力矩，這樣可以從約140%變化到250%這樣多。電機必須能提供相應地（3-11）(小于，于是可用)選取電機滿足：；；S-60%額定工作制。選用2個提升電機，則需要2個為122kW的電機。查機械設計手冊表16-1-74選用YTSZ315M1-6變頻速三相異步電動機2個。表3-1起重電動機參數(shù)Table3-1Theparametersliftingmotor型號標準功率/kW額定電流/A額定轉矩/N·m額定轉速r/min轉動慣量/kg·m質量/kgYTSZ315M1-61252051050.3100034.710253.4小車運行電機功率的計算我們選用直接驅動小車，對于由電機直接驅動的小車，在惡劣的天氣條件下，必須考慮驅動車輪和軌道之間打滑的可能性。要考慮的因素主要是：1)．正常運行的阻力；2)．供電或拖令系統(tǒng)的阻力；3)．風對小車負荷的作用的阻力；4)．加速旋轉的質量的慣性的阻力；5)．加速線形運動的質量阻力。主要性能 小車運行速度（m/min）v=150m/min（m/s）v=2.5m/s小車質量（t）總負荷質量（t）總質量（t）小車車輪阻力（kN/t）f=5kg/t=0.05kN/t齒輪傳動效率（包括鋼絲繩滑輪）起升絞車在小車的直接驅動小車的起重機,風的作用：,加速時間加速度電機轉速車輪直徑電機和車輪之間減速比（3-12）旋轉部分轉動慣性之和（kgm2）由于供電施令系統(tǒng)的阻力，取3kN１．正常運行的阻力：（3-13）（3-14）２．拖令系統(tǒng)的阻力：（3-15）（3-16）３．風的阻力：（3-17）（3-18）４．加速旋轉的質量的慣性阻力：（3-19）（3-20）（保留在驅動內部）（3-21）5．加速線形運動質量的阻力：（3-22）（3-23）相加：（直接驅動小車）車輪上驅動力（kN）需要電機功率(kW)1.正常運行2.拖令系統(tǒng)3.風載q=150N/m2正常運行+風載，總計相加：（加速期間）車輪上驅動力（kN）需要電機功率(kW)1.正常運行2.拖令系統(tǒng)3.風載q=150N/m24.加速旋轉部分加速線性運動質量加速期間，總計為控制軌道和車輪之間的打滑，現(xiàn)在需要的電機功率必須大于和。是電機的最大力矩系數(shù)，不應大于2。所以∑N必須大于65.5kW和必須大于取。4個車輪都是驅動車論，則直接驅動的小車，需要4個為16.5kW的電機。查機械設計手冊表16-1-74選用YTSZ200M1-6變頻速三相異步電動機4個表3-2小車電動機參數(shù)Table3-2parametersMotorVehicles型號標準功率/kW額定電流/A額定轉矩/N·m額定轉速r/min轉動慣量/kg·m質量/kgYTSZ200M1-6224521010002.90.43004減速器4.1減速器的基本型式減速器是起重機上的重要傳動部件。它的作用是把電機的高轉速，降低到各機構所需要的工作轉速。由于封閉齒輪轉動結構形式的減速器，齒輪都裝在密封的外殼內，灰塵進不去，潤滑良好，維修方便使用耐久，所以在起重機上絕大多數(shù)都采用封閉式減速器。起升機構的傳統(tǒng)布置方式要求采用中心高度小、重量輕的臥式平行軸減速器。減速器的輸入軸和輸出軸在箱體的同一側，為了保證電動機和卷筒這間有一定的間距，減速器的中心距不能太小。由于卷筒的一端直接支承在減速器輸出軸軸端上，要求輸出軸端能承受較大的徑向力。橋式起重機運行機構較多采用立式安裝的減速器。QJ型減速器系列主要用于起重機的起升機構運行機構和電機變幅機構。減速器的箱體為焊接結構，外行美觀，自重輕，單位重量傳遞的扭矩較大，立式和臥式減速器統(tǒng)一于一種結構型式，從而減少了產品的種類，有利于組織生產。QJ型減速器的工作條件為：1).齒輪圓周速度不大于15m/s；2).高速軸轉速不大于1500r/min；3).工作環(huán)境溫度為-25～+45oC；4).可正反兩向旋轉；5).輸出軸瞬時最大扭矩允許為額定扭矩的2.7倍。4.2減速器的選擇公稱傳動比：起重電機我們選用公稱傳動比為10的兩級QJR200-10ⅡPL型減速器。表4-1減速器中心距Tab.4-1centerdistancereducer低速級中心距中心距兩級總中心距400280680低速級中心距為名義中心距高速軸采用圓柱軸伸，平鍵聯(lián)結。低速軸為P型圓柱軸伸，平鍵聯(lián)結。表4-2高速軸參數(shù)Tab.4-2Parametersofaxishigh-speed名義中心距/mm高速軸伸/mm低速軸伸/mmNS型KP型40028514065186934013020032137圖4-1減速器高速軸伸Fig.4-1Axisextendinghigh-speedofreducer表4-3減速器技術參數(shù)及承載能力Tab.7-3Thereducer’stechnicalparametersandcarryingcapacity輸入軸轉速名義中心距許用輸出扭矩公稱傳動比100最大許用徑向載荷高速軸許用功率1000280750073210004.3減速器的安全技術檢驗1）減速器的驗收10．總的轉動慣量11．在按下緊急停止按鈕之后，在（是制動器進去動作的時間）之內由使負荷減速：在這里是負值12．在后，起動的制動器在電機軸如下的轉速下開始機械制動：13．這時電機和制動器的轉速：14．卷筒上鋼絲繩這時的速度：15．有效的制動力矩：16．有效的制動時間：（8-28）17．總的制動時間：18．制動期間鋼絲繩在卷筒上的位移：——在時間內在卷筒上的位移（m）;——在s內制動是在減速期間，在卷筒上的位移（m）。19．在緊急停止期間吊具和負荷在起升方向的總位移（見圖5-4）：圖5-4起升：緊急停止Fig.5-4Lifting:emergencystop5.3.2以電機全力矩制動起重機司機起升負荷通過“電氣制動”使鉸車停止來停止負荷。電氣全力矩將作為制動力矩。1．吊具加負荷的重量Q（kN）：Q=220kN2．在卷筒上的鋼絲繩的力L（kN）：其中n=53．電機軸上的力矩：卷筒直徑齒輪箱速比齒輪箱效率4．負荷下降速度v(m/min):5．卷筒上鋼絲繩速度:6．卷筒轉速（r/min）：7．電機轉速（r/min）：8．電機軸上從電機、制動器輪和齒輪箱的轉動慣量：9．從吊具加負荷算到電機軸上的轉動慣量：10．總的轉動慣量11．制動立即開始，以名義電機力矩（2個電機總計）N=240kW在n=1000r/min時12．制動器機械制動時電機軸的旋轉速度：13．有效的制動時間：14．在制動期間卷筒上鋼絲繩的位移：15．在電氣制動期間，吊具和負荷在起升方向的總位移（見圖5-5）：圖5-5起升：全電機力矩電氣制動Fig.5-5Lifting:fullmotortorquefromtheelectricbraking5.4在起重設備上制動器的安全檢驗1）動力驅動的起重機，其起升、變幅、回轉、運行機構都必須裝設制動器。人力驅動的起重機，其起升和變幅機構必須設制動器或停止器。2）起升、變幅機構的制動器必須是常閉式的。3）新安裝的起重設備，必須按設計要求測試制動器的性能。4）對分別驅動的運行機構制動器，其制動器動力矩應調相等，避免引起運行歪斜，車輪。5）制動器應調整適宜，開閉靈活，制動平穩(wěn)可靠。起重雞進行載荷實驗是應作檢查。6）制動輪摩擦面應接觸均勻，不得有影響制動性能的缺陷或油污。檢測時，應用塞尺，插滿深度不大于制動器襯墊寬度的1/3，在接觸面長上不小于2個測點，取最大間隙值。7）制動輪的溫度，一般不應高于環(huán)境溫度的120oC。檢查時，可通過觀察制動墊有無燒焦現(xiàn)象或有無焦糊味作出判斷。8）制動輪安裝良好，鍵及聯(lián)接件不得有松動現(xiàn)象。9）制動器的操縱部位，如踏板、受柄等，應有防滑性能。10）盤式制動器松閘時的間隙不得小于0.6mm，但不得大于1.5mm，且兩邊間隙和壓力大小應一致。11）制動器的零件，出現(xiàn)下述情況之一時，應報廢：①裂紋；②制動摩擦墊片厚度磨損達原厚度的50%。③彈簧塑性變形；④軸或軸孔直徑磨損達原直徑的5%；⑤起升、變幅機構的制動輪、制動摩擦面的厚度磨損達原厚度的40%。6軌道和車輪6.1軌道起重機的運行軌道有三種：起重機鋼軌、P型鐵路鋼軌和方鋼。方鋼可看作是平頂鋼軌，由于對車輪的磨損大，現(xiàn)在已很少用。鋼軌通常用含碳、錳較高的鋼材（C=0.5%～0.8%、Mn=0.6%～1.5%）軌制成。起重機鋼軌的典型材料為U71Mn,方鋼主要用Q275的方鋼或扁鋼制成。這里選取起重機小車運行的軌道型號為P38。查起重機械·安裝使用維修檢驗手冊表2-1-128起重機軌道表6-1小車軌道參數(shù)Table6-1Theparametersofcarorbitalmm軌道型號P3813427.76811443.966.767.330013圖6-1小車軌道簡圖Fig.6-1Trolleytracksketch檢查鋼軌、螺栓、夾板有無裂紋、松脫和腐蝕。如發(fā)現(xiàn)裂紋應及時更換新件，如有其余缺陷應及時修理。鋼軌上的裂紋可用線路軌道探測器檢查，裂紋有垂直軌道的橫裂紋，也有順著軌道的縱向裂紋和斜向裂紋。如果產生較小的橫向裂紋可采用魚尾板聯(lián)接；斜向或縱向裂紋則要去掉有裂紋部分，換上新的軌道。鋼軌頂面如有較小的疤痕或損傷時，可用電焊補平，在用砂輪打光。軌頂面的側面磨損都不應超過3mm。魚尾板的聯(lián)接螺栓不得少于4個，一般應有6個。小車軌道，每組墊鐵不應超過兩快，長度不應小于100mm，寬度應比鋼軌底寬10～20mm，兩組墊鐵間距不應小于200mm。墊鐵與軌道底面實際接觸面積不應小于名義接觸面積的60%，局部間隙不應大于1mm。鋼軌標準長度為：9，9.5，10，10.5，11，11.5，12，12.5m。6.2計算起重機運行車輪的直徑按照車輪踏面與軌道頂部形狀的不同，其接觸處可能是一直線（實際是矩形面積），稱為線接觸，也可能是一點（實際是小橢圓面積），稱為點接觸。線接觸的受力情況較好，但往往由于機架變形和安裝偏差等因素，使線接觸應力分布不盡人意，因而在起重機的運行機構中常常采用點接觸結構。起重機車輪所承受的載荷與運行機構會去系統(tǒng)的載荷無關，可直接根據(jù)起重機外載荷的平衡條件求得。計算平均輪壓如下：（6-1）式中——平均車輪負荷（kN）；——最大車輪負荷（kN）；——最小車輪負荷（kN）；C——工作制系數(shù)，考慮起重機1個小時的工作時間。工作制是40%C=1:對于Fe600或Fe700的制造軌道為700kN/cm2軌道寬：K（cm）軌道曲率半徑：r（cm）：車輪直徑（6-2）查起重機械·安裝使用維修檢驗手冊(上)表2-1-118選用車輪DYL-500GB4628-84。表6-2小車車輪參數(shù)Tab.6-2Theparametersofcarwheels基本尺寸/mm參考尺寸/mm參考質量/kgDD1BB1DB2CBXYSd1d2D2D3Rr500540130140130701020604020540430320205115.86.3車輪的安全檢驗1）車輪滾動面車輪滾動面的徑向跳動不應大于直徑的公差，滾動面除允許有直徑d≤1mm,深度h≤3mm,并不多于5處麻點外，不允許有其他缺陷，也不允許焊補。圓柱形滾動面兩主動輪直徑偏差應不大于名義直徑的1%。在使用過程中，滾動面剝離，摩傷的面積大于200mm2,深度大于3mm，應重新加工，輪圈厚度減少不應超過15%。當運行速度低于50m/min時，車輪橢圓度應小于1mm;當運行速度高于50m/min時，橢圓度不應大于0.5mm。2）輪緣①車輪輪緣的正常磨損可以不修理，當磨損量超過輪緣的名義厚度的50%，應更換車輪。②輪緣厚度變曲形達原厚度的20%，應報廢。3）裝備后檢驗車輪裝配后基準端面的擺幅不得大于0.1mm，徑向跳動在車輪直徑公差的范圍內，輪緣或輪轂的壁厚偏差不應大于3mm。裝配好的車輪，應能用手靈活的扳轉。當車輪裝于圓錐滾子軸承時，軸承內外圈間允許有0.03～0.18mm的軸向間隙，當采用其他軸承時。則不允許有軸向間隙。7結論本文設計了岸邊集裝箱起重機的總體機構及各部重要零件，完成了設計要求。根據(jù)現(xiàn)場工況對設備的要求集裝箱的毛重，確定了鋼絲繩、集裝箱的型號，并根據(jù)鋼絲繩的直徑，選取了滑輪和卷筒，根據(jù)起重運行阻力，選取合適功率的驅動電動機，確定起重機的制動、和相關的減速裝置。根據(jù)行走小車的重量選取了小車車輪、軌道和相關零、部件，完成岸邊起重機整體設計。同時獲取各零件的形狀、結構、尺寸和位置等。由于本人的水平和時間有限，具體的細節(jié)方面設計的還不夠完善，還請老師指導和改正。致謝經過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。在這里首先要感謝我的導師康文龍。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是康文龍老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩康文龍老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。最后感謝遼寧工程技術大學四年來對我的大力栽培。參考文獻[1]張質文.起重機設計手冊[M]．中國鐵道出版社1997[2]萬力．起重機械（上）[M]．冶金工業(yè)出板社，2000．[3]萬力．起重機械（下）[M]．冶金工業(yè)出板社，2000．[4]劉建勛．電動滾筒設計與選用手冊[M]．化學工業(yè)出版社，2000．[5]陳敢澤.現(xiàn)代起重機管理與實用技術[M]．科學出版社2000[6]成大先．機械設計手冊第三版第2卷[M]．化學工業(yè)出版社，1993．[7]崔碧海.起重技術[M]．重慶大學出版社2006[8]岸邊橋式起重機技術新進展[J]．2001,2:24～27[9]確定岸邊集裝箱起重機的規(guī)格[J]．水運工程,2002,11:42～45．[10]Ing.J.Verschoof.CranesDesign,PracticeAndMaintenance[M]ShanghaiScientificandTechnicalPublishers2002附錄A動力減振鏜桿結構參數(shù)優(yōu)化摘要：深孔鏜削過程中，鏜桿不可避免產生振動，影響孔的加工質量，為了提高加工質量，本文針對動力減振鏜桿建立力學模型，通過對模型的研究得出減振器的最優(yōu)參數(shù)，應用ADAMS動力學仿真軟件和試驗驗證了理論優(yōu)化的正確性。通過和普通鏜桿對比分析，結果表明動力減振鏜桿有效地達到了減振效果。關鍵詞：減振器結構；動態(tài)性能；參數(shù)優(yōu)化1．引言在深孔鏜削過程中，受到孔的尺寸限制，鏜桿長徑比較大，剛度小，固有頻率低，在受到機床自身激勵和外部激勵時，很容易發(fā)生振動，影響工件的加工精度和表面質量。三菱公司通過減輕鏜桿頭部的的重量來提高鏜桿的剛度，美國Kenametal公司生產的減振鏜桿(最大長徑比L/D=8)主要采用特殊材料來提高鏜桿靜剛度,這些方法受到長徑比的限制。動力減振鏜桿可以進一步提高長徑比，在深孔加工方面具有很大的優(yōu)勢。Warburton通過對附加在鏜桿上的減振器的參數(shù)進行優(yōu)化來實現(xiàn)對主系統(tǒng)的減振，減振器包括彈簧，阻尼和減振塊。在載荷作用下，JiaJangWu研究了減振器螺旋彈簧的慣性效應對鏜桿動態(tài)特性的影響。FelipeAntonioCheguryViana等人基于蟻群算法設計出可調動態(tài)減振器。這些方法所設計出的動力減振鏜桿成本較高，結構復雜，維護麻煩，當前應用不廣泛。針對上述問題，下面將采用虛擬樣機技術，在ADAMS環(huán)境下進行減振器結構優(yōu)化，最后進行實驗驗證，通過對比分析，表明理論優(yōu)化的結果、仿真結果和實驗結果基本一致，降低了設計成本。2．動力減振鏜桿理論及建模動力減振是將主系統(tǒng)的能量轉移到減振器系統(tǒng)上，減小主系統(tǒng)的振動。減振鏜桿結構如圖1所示，建立的力學模型如圖2所示。動力學方程可表示為主系統(tǒng)的振動幅值為對不同的ξ值所作出的主系統(tǒng)的幅頻響應曲線如圖3所示，當ξ=∞時，鏜桿和減振器之間沒有相對運動，成為單自由度系統(tǒng)，時其幅頻曲線只有一個峰值，等效于普通鏜桿。當ξ介于0和∞之間時，系統(tǒng)為兩自由度，產生兩個共振點。阻尼的存在使主系統(tǒng)的共振幅值減少，但并不能完全消除主系統(tǒng)的振動。圖3中所有的曲線都相交于P、Q兩點,表明P、Q兩點的頻率和幅值與ξ的變化無關，得出方程式為求出P、Q兩點的頻率,帶入(2)式得到P、Q兩點的幅值。從(2)、(3)式可以看出，對確定的主系統(tǒng)而言，幅值和頻率取決于減振器的質量和彈簧。減振器最理想的結構參數(shù)應該是在P、Q兩點達到峰值，并且數(shù)值相等。根據(jù)這種思路，可按下述步驟選擇減振器的最優(yōu)參數(shù)。對于確定的主系統(tǒng)和選定的減振塊質量，結構最優(yōu)參數(shù)解為：進而確定減振器的剛度在P、Q兩點取駐點的條件下，求得減振器的阻尼率ξ3．動力學仿真為了驗證所建模型的有效性，在ADAMS環(huán)境下進行仿真。應用ADAMS中有限元模塊將鏜桿桿體模型轉變成柔體，在刀頭端部創(chuàng)建輸入和輸出通道，然后進行系統(tǒng)的振動分析，通過仿真計算，在后處理模塊中得出系統(tǒng)的模態(tài)和頻響函數(shù)。減振器初始參數(shù)，，。鏜桿桿體的結構尺寸：直徑D=0.016m,長度L=0.192m,長徑比為12:1；材料屬性：密度ρ=7801kg/m，彈性模量E=2.07E+011N/m2，泊松比ν=0.29。根據(jù)結構圖建立振動模型。減振塊質量的變化對幅頻曲線的影響。當m2=0.02kg時，得到前兩階自然頻率為253Hz和452Hz,共振時的最大幅值為-95.16dB和-103.3dB；當m2=0.10kg時，前兩階的自然頻率為128Hz和406Hz，共振時的最大幅值為-95.2dB-95.3dB。對不同的質量值繪制主系統(tǒng)的幅頻響應曲線如圖4所示?？梢钥闯鲎匀活l率隨著減振塊質量的增加而降低，當外部激勵的頻率與主系統(tǒng)的自然頻率接近時，可以通過修改減振塊質量的方法來避免發(fā)生共振，而減振塊質量對幅值的影響不敏感。圖4頻響函數(shù)隨質量變化曲線阻尼的變化對幅頻特性曲線的影響。當c2=10Ns/m時，前兩階自然頻率為253Hz和452Hz,共振時最大幅值為-94.75dB和-103.24dB；c2=2Ns/m,前兩階的自然頻率為253Hz和452Hz,共振時最大幅值為-90.11dB,和-95.49dB。圖5為振動分析后繪制的頻響曲線圖，表明阻尼的變化對幅值的影響比較大，幅值隨阻尼的增大而減小，當共振不可避免時，通過修改阻尼來減小振幅，而阻尼對自然頻率的影響不太明顯。圖5頻響函數(shù)隨阻尼變化曲線剛度的變化對幅頻特性的影響。當剛度k2=10kN/m時，前兩階的自然頻率為253Hz和452Hz，共振時的最大幅值為-94.71dB和-108.20dB;當k2=200kN/m時，前兩階的自然頻率為284Hz和898Hz,共振時的最大幅值為-90.27dB和-110.06dB。圖6為繪制的頻響函數(shù)圖，表明自然頻率隨剛度的增加而增大，剛度的變化對幅值的影響比較大，通過修改剛度可避免共振和調整幅值。圖6頻響函數(shù)隨剛度變化曲線4．減振優(yōu)化根據(jù)動力減振鏜桿振動分析模型，以減振器的剛度和阻尼作為設計變量，使用ADAMS中View變量和振動宏作為目標函數(shù)，使目標函數(shù)最小。約束條件為振動幅值小于減振器和鏜桿內腔之間的距離，優(yōu)化采用OPTDES-GRG廣義遞減梯度算法。參數(shù)優(yōu)化的目的就是在給定的鏜桿結構和減振塊質量一定的條件下，優(yōu)化出減振器的剛度和阻尼參數(shù)，當采用最優(yōu)參數(shù)時主系統(tǒng)的振動幅值最小。當減振塊質量m2=0.02144kg，優(yōu)化后的曲線和普通鏜桿曲線如圖7所示。圖7普通鏜桿和優(yōu)化后減振鏜桿優(yōu)化后減振器的參數(shù)是k2=58662N/m，c2=22.34Ns/m，前三階的自然頻率為228Hz、309Hz和392Hz,前兩階的自然頻率的比值0.7378，根據(jù)公式(4)計算出前兩階自然頻率的比值為0.7376,相對誤差為0.04%。仿真優(yōu)化的阻尼率為0.221,公式(6)得出的阻尼率為0.216,相對誤差為2.2%。根據(jù)上述定量分析，得出仿真優(yōu)化和理論優(yōu)化結果基本一致，表明仿真優(yōu)化有效可行。從圖7中可以看出，在激勵條件不變的情況下，與普通鏜桿相比，減振鏜桿的振型得到明顯的改善，振型變得更加光滑，幅值也明顯減小。共振時最大幅值為-102.33dB，根據(jù)信號處理理論，實際幅值和曲線幅值的對應關系Magnitude為仿真曲線幅值，根據(jù)上式得到實際振幅為0.0076mm。普通鏜桿與優(yōu)化減振鏜桿對比見下表，表明在長徑比較大的情況下，動力減振鏜桿振動幅值僅是普通鏜桿幅值的23%，具有很好的減振效果。5.結論在動力學仿真技術的基礎上，較為系統(tǒng)的探討了動力減振鏜桿的動態(tài)特性，以及減振器參數(shù)的變化對主系統(tǒng)的影響，并對參數(shù)進行優(yōu)化，參數(shù)優(yōu)化結果和理論優(yōu)化結果吻合良好，最后通過和加工范圍。該方法對于進一步提高深孔加工領域的水平和相關技術的研究具有十分重要的理論意義和實際應用價值。參考文獻[1]DGLee,HYHwangandJKKim.Designandmanufactureofacarbonfiberepoxyrotatingboringbar[J].CompositeStructures,2003,60(1):115～124.[2]SANJIGTEWANI,KEITHEROUCHandBRUCELWALCOTTAstudyofcuttingprocessstabilityofaboringbarwithac2tivedynamicabsorber[J].IMach.ToolsManufact1995,35(1):91～108.[3]GBWarburton.Optimumabsorberparametersforminimizingvibrationresponse[J].JournalofEarthquakeEngineeringandStructuralDynamics,1981,9:251～262.[4]Jia-JangWu.Studyontheinertiaeffectofhelicalspringoftheabsorberonsuppressingthedynamicresponsesofabeamsubjectedtoamovingload[J].JournalofSoundandVibration.2006,297(3-5):981～999.[5]FelipeAntonioCheguryViana,GiovanniIaminKotinda,Tuningdynamicvibrationabsorbersbyusingantcolonyoptimization[J].ComputersandStructures,2008,86(13～14):1539～1549.[6]邵俊鵬,秦柏.基于ADAMS的動力減振鏜桿仿真分析[J].機械設計與研究,2008,24(1):84～88.[7]師漢民.機械振動系統(tǒng)—、分析測試建模對策[M].武漢:華中科技大學出版社,2004.附錄BAStudyofOptimumParametersofABoringBarwithPassiveDynamicAbsorberAbstract:ThevibrationoftheboringbardirectlyaffectstheprocessingqualityinthedeepholemachiningInordertoimprovetheprocessingquality,theoreticalmodelofaboringbarwithpassivedynamicabsorberhasbeendevelopedandderivedtheoptimumparametersoftheabsorberBoththedynamicsimulationbasedonADAMSandtheexperimentswereconductedtoverifythetheoryComparingwithboringbar,numericalresultsrevealthatboringbarwithdynamicabsorberhastheeffectofvibrationdecrease.Keywords:passivedynamicabsorberstructure;dynamiccharacter;optimumparameterIntroductionIntheprocessofdeep-holeboring,restrictedbythesizeofholes,boringbarlargeraspectratio,stiffnessofsmall,lownaturalfrequencies.Inspiredbythemachineitselfandexternalincentives,itispronetovibration,impactonthemachiningaccuracyandworkpiecesurfacequality.Mitsubishiboringbarbyreducingtheweightoftheheadoftheboringbartoincreasethestiffness,theUnitedStatesproducedKenametalvibrationboringbar(maximumaspectratioL/D=8)themainuseofspecialmaterialstoincreasethestaticstiffnessboringbar,whichaspectratiomethodbytherestrictions.Drivingforceforboringbarvibrationcanbefurtherenhancedaspectratio,andhasgreatadvantageinthedeepprocessingof.Throughthepoleattachedtotheparametersoftheshockabsorber,Warburtonachievethemainsystemofthevibration,shockabsorber,includingsprings,dampersanddampingblock.Intheload,JiaJangWustudiedcoilspringshockabsorberoftheinertialeffectonthedynamicpropertiesofboringbarimpact.FelipeAntonioCheguryViana,whodesignedtheAntColonyAlgorithmBasedonDynamicadjustableshockabsorber.Thesemethodshavethepowertodesignhighcostofboringbarvibration,structuralcomplexity,themaintenanceoftrouble,thecurrentapplicationisnotwidespread.Thefollowingwillbeusedvirtualprototypingtechnologyinresponsetotheseproblems.IntheADAMSenvironmentdamperstructuraloptimization,andfinallytocarryoutexperiments.Bycomparingtheanalysisresultsshowthatthetheoryofoptimization,simulationresultsandexperimentalresultsarebasicallythesame,lowerdesigncost.2.DrivingforceforboringbarvibrationtheoryandmodelingDampingisthemaindrivingforcefortheenergytransfersystemtotheshockabsorbersystemtoreducethevibrationofthemainsystem.BoringbarvibrationstructureasshowninFigure1,theestablishmentofthemechanicalmodelshowninFigure2.Kineticequationcanbeexpressedas1.thebodyofBoringBar2.rubberring3.gasket4.dampingblock5.damping6.blocking7.segmentFig.1BoringbarvibrationstructureFig.2theestablishmentofthemechanicalmodeThemainsystemforthevibrationamplitudeFordifferentvaluesofthemainsystembytheamplitude-frequencyresponsecurveasshowninFigure3.Fig.3differentdampingratioofvibrationamplitude-frequencycharacteristiccurveWhenξ=∞,theboringbarandthereisnorelativemotionbetweentheshockabsorber,asingledegreeoffreedomsystem,whenamplitude-frequencycurveisonlyonepeak,equivalenttoanordinaryboringbar.Whentherangeofξbetween0and∞,thesystemoftwodegreesoffreedom,resultinginthetworesonancepoints.Theexistenceofthedampingoftheresonanceamplitudeofthemainsystemtoreduce,butitdoesnotcompletelyeliminatethevibrationofthemainsystem.Figure3areallofthecurvesintersectatP,Qtwopoints,indicatingthatP,Qtwopointsandthefrequencyandamplitudechangesinξhasnothingtodo,cometotheequationforCalculatedP,QtwopointsinthefrequencyInto(2)tobeP,Qtwopointsoftheamplitude.From(2),(3)stylecanbeseenthatthemainsystemfordetermining,theamplitudeandfrequencydependonthequalityshockabsorberandspring.StructuralparametersofthebestshockabsorbershouldbeintheP,Qtwopointstoreachthepeak,andthesamevalues.Accordingtothislineofthought,accordingtothefollowingstepstoselecttheoptimalparametersofshockabsorber.Forthedeterminationofthemainsystemandtheselectedblockdampingquality,thestructureoftheoptimalsolutionfortheparameters:TodeterminethestiffnessofshockabsorberInP,Qtwopointsfromstagnationconditions,theshockabsorberdampingrateobtainedξ3.DynamicsSimulationInordertoverifythevalidityofthemodel,ADAMSinthesimulationenvironment.ADAMSapplicationmodulesinthefiniteelementmodelboringintoflexible,intheheadendofthecreationofinputandoutputchannel,andthenthevibrationsystemanalysis,throughsimulation,inthepost-processingmoduletodrawmodalsystemandfrequencyresponsefunction.Theinitialparametersofshockabsorberm2=0.02144，k2=10kN/m，c=10Ns/m。Thesizeofboringstructure:diameterD=0.016m,lengthL=0.192m,aspectratioof12:1.Materialproperties:densityρ=7801kg/m,young'smodulusE=2.07E+011N/m2,poisson'sratioν=0.29.Dampingblockchangesinthequalityoftheeffectsofamplitude-frequencycurves.Whenm2=0.02kg,thefirsttwo-ordernaturalfrequencyof253Hzand452Hz,themaximumamplitudeatresonanceforthe-95.16dBand-103.3dB;whenm2=0.10kg,orderthefirsttwonaturalfrequencyof128Hzand406Hz,themaximumamplitudeatresonanceforthe-95.2dB-95.3dB.Thequalityofthedifferentvaluesofthemainsystemmappingamplitude-frequencyresponsecurveshowninFigure4.Ascanbeseenasthenaturalfrequencyofvibrationpiecestoreducetheincreaseinquality,whentheexternalexcitationfrequencyandthemainsystemclosetothenaturalfrequency,theycanblockthequalityofvibrationbymodifyingthewaytoavoidtheoccurrenceofresonance,whilethedampingqualityoftheblocknotsensitivetotheeffectsofamplitude.Amplitude/dBBAmplitude/dBBFrequency/HzFig.4WiththequalityoffrequencyresponsefunctioncurveChangesindampingcharacteristicsoftheamplitude-frequencycurves.Whenc2=10Ns/m,thefirsttwo-ordernaturalfrequencyof253Hzand452Hz,maximumamplitudeoftheresonanceforthe-94.75dBand-103.24dB;c2=2Ns/m,thefirsttwobandsof253Hznaturalfrequencyand452Hz,maximumamplitudeoftheresonanceforthe-90.11dB,and-95.49dB.Figure5afterthedrawforthevibrationanalysisofthefrequencyresponsecurve,indicatingthatchangesindampingtheim