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机械毕业设计全套
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CL02-046@汽车随车起重机设计,机械毕业设计全套
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- 1 - 1 起升机机构设计 1.1 起升机构的基本参数计算 1.1.1 传动方案 起升机构是起升货物并使它产生 升 降运动的机构，它是起重机中最主要和最基本的机构。本设计采用液压起升机构，简图如下所示： 1.高速油马达 2.一级闭式齿轮传动 3.棘轮停止器 4.输出小齿轮 5.开式大齿轮 6.卷筒 7.钢丝绳 8.吊钩 油马达经过减速后，驱动滚筒旋转，使钢丝绳绕进卷筒或由卷筒放出，从而使吊钩升降。卷筒的正反向转动是通过改变马达的转向达到的，而机构 运动的停止或使货物保持在悬吊状态是依靠棘轮停止器来实现的。 1.1.2 基本参数的计算 (1)起升速度，由已知得 (2)钢丝绳速度： V 绳 V 升 a：滑轮组倍率 ， a=6 V 绳 12 6=72m/min (3)钢丝绳速度（按缠绕时第三层计算）： n 卷 V 绳 （ D+4+d） = 40160 10723 =114.6r/min D： 卷筒直径 d： 钢丝绳直径 2 3 5 7 7 86 6 11 nts - 2 - (4)初步选定减速比为 i 26.18，则马达转速 n 马 n 卷 i 26.18 114.6=3000r/min (5)卷筒扭矩（ 按最大计算） M 卷 S D 9 d 2 卷 S：钢丝绳单绳拉力 ,取标准值 11052.6N 卷 ：卷筒的效率 ， 0.98 M 卷 11052.6 (160+6 10) 10-3 2 0.98=1410Nm (6)马达扭矩： M 马 =M 卷 (i ) = 卷 轴承 3 开齿 闭齿 卷 ：卷筒效率 , 0.98 轴承 ：轴承传动效率 , 0.99 开齿 ：开式齿轮传动效率 0.94 闭齿 ：闭式齿轮传动效率 0.99 =0.98 0.993 0.94 0.99=0.89 M马=89.0260181410=60.5Nm 由马达转速、扭矩选用 马达 M-MFB20-US 排量： qm=21.10ml/r 转速 100r/min3200r/min 最大输出扭矩 64N/min (7) 由马达转速，得出油泵的容量： Q=mmqn 马 n 马 ：马达转速 已知为 3000r/min qm：马达排量 , qm=21.10ml/r 马容 ：马达容积效率 ,0.96 Q=96.0 10.213000 =65937.5ml/min (8)重物提升功率 N 重 =V 升 Q 起 =12 6300 6.8 60=12.348kw (9)油泵驱动功率 N 泵 =N 重 = 卷 轮组 减 马总 泵总 nts - 3 - 卷 ：卷筒效率 ,0.98 轮组 ：滑轮组效率 ,0.95 轮 ：导向轮效率 ,0.96 减 ：减速机效率 ,0.94 马总 ：马达总效率 ,0.87 泵总 ：油泵总效率 ,0.8 则： =0.98 0.95 0.96 0.94 0.87 0.8=0.585 N 泵 = 12.3480.585 =21.12kw (10)发动机转速 ,标准值 n 发 =2600r/min (11)泵的排量 qm=容发 nQ = 93.02600 5.65937 =23.63ml/r Q：油泵容量 =65937.5ml/min 容 ：容积效率 =0.93 qm= 65937.526000.93 由泵的排量、驱动功率选用： 泵 CB-B-32 排量 qm=32ml/r 1.2 钢丝绳的设计与选用 钢丝绳受力复杂，内部应力难以计算。设计规范规定，可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力计算，其公式为： d = c a d：钢丝绳最小直径 mm c：选择系数。它的取值与机构工作级别和钢丝绳抗拉强度有关 c =bwkn 4 n：安全系数 由工作级别（ M4）选取 n=4.5 k：钢丝绳绕制折减系数，一般取 k=0.82 b：钢丝绳 的抗拉强度 b=1850N/mm2 w：钢丝绳充满系数，为绳断面积与毛面积之比 ,计算得 w=0.46 c = 46.0185082.05.44 =0.0906 nts - 4 - s = Q s：最大单绳拉力 （ N） Q：起升重量 63000N a：滑轮组倍率 a = 6 ：滑轮组效率 95.0 Ns 6.1 1 0 5 295.066 3 0 0 0 d=0.0906 6.11052 9.53 取 d=10mm 查标准圆整选取：钢丝绳 6 9370-10-1850-特 -光 -右交 GB1102-74 钢丝绳在使用时需要与其他承载零件连接以传递载荷。 本设计采用楔形套筒法，查取选用： 楔 10#GB5973-86 HT200 楔套 10#GB5973-86 ZG200 楔形接头 10#GB5973-86 ZG270-500 1.3 滑轮及滑轮组设计 1.3.1 选型与材料 采用 HT150，工艺性好，易于加工、价廉，对钢丝绳寿命有利。采用单联滑轮组，它结合导向滑轮使用，倍率为 6，这样可以用较小的拉力吊起较重的物品。如图所示单联滑轮组展开的情况。考虑到滑轮组的效率： S=zaQ S：单绳拉力 a：滑轮组倍率 6 z ：滑轮组的效率 z =)1(1aa =0.95 ：采用滚动轴承时为 0.98 z =)98.01(698.01 6 S= 6300060.95 =11052.6N nts - 5 - 1.3.2 滑轮直径 D 为了提高绳的寿命，必须降低绳经过滑轮时的弯曲应力的挤压应力，因此滑轮直径不有过不小。 D （ h 1） d d：钢丝绳直径 ,d=10mm h：与机构工作级别和钢丝绳有关的系数 取 18 D （ 18 1） 10=170mm 采用绳槽断面 5.5 2ZBJ80006.1-87 1.3.3 绳最大偏角 0 钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否则会增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下 0=4 6 。本设计取绳槽两侧面夹角 2 =35 45 取 0=5 ； 2 = 45 平衡滑轮直径 Dp=170mm 1.3.4 滑轮轴设计 采用 45 钢，滑轮组工作时只承受弯矩，是心轴。 RA= 2S1162S74+2S32148 = 211052.6(116+74+32)148 =33158N RB=6 S RA=33158N MC=RA 74 2 S 42=1525Nm 对固定心轴，载荷无变化时 = 0=95N/mm2 d=21.68 M3 d=21.689515253 55mm 1.3.5 滑轮轴承的设计与校核 各轴承受力相同均匀为 2S=22105.2N，选用轴承圆柱滚子 32511E，校核： Lh=滑轮n60106 310 pfCftrp nts - 6 - = 3106221005.1935001726010 =7339h 合格 1.4 吊钩的设计与选用 1.4.1 选材 吊钩的断裂可能 导致重大的人身及设备事故，因此吊钩的材料要求没有突然断裂的危险，从减轻吊钩重量出发，要求吊钩的材料具有足够的强度。本吊钩采用DG20Mn。 1.4.2 构造 采用锻造的单钩，制造与使用方便，梯形断面， 受力情况合理。选取钩号LYD6-MGB10051.5 强度等级 M6 1.4.3 吊钩挂架 采用长型号钩组，吊钩支承在单独的滑轮轴上。为了便于工作，吊钩应能绕垂直轴线和水平轴线旋律，为此吊钩螺母与横梁之间采用止推轴承，吊钩尾部的螺母压在其上。吊钩横梁的轴端与定轴挡板相配处形成环形槽，容许横梁转动。推力球轴承选：GB301-84.8310 校核： C0=S0 P0 C0a S0：安全系数 ,为 2 P0：对 a=90的推力轴承 P0a=Fa=63000N C0=2 6300=126KN Coa 合格 1.4.4 横梁 只受弯矩，不受转矩的心轴，采用 45 钢 Ra=263000=31500N Mc=Ra l2 =31500 1482 =23310Nm W= 43 132 aD a 为 ： dD = 50120 =0.4167 W=321203 (1 0.41674)=164533 = MW = 2331000164533 =14.2N/mm nts - 7 - h=30mm bmin h s4 3=30354 630003 =45mm 取 bmin =50mm 1.5 卷筒设计 本设计采用多层绕卷筒，其容绳量大。随着起升高度的增加。起升机构中卷筒的绕绳量相应增加。采用尺寸较小的多层绕卷筒对少机构尺寸是很有利的 。其表面做成螺旋绳槽，两边有侧板以防钢丝脱出，二级减速大齿轮与卷旋绳槽，两边有侧板以防钢丝绳脱出，二级减速大齿轮与卷筒连接在一起。 1.5.1 名义直径 ： 其名义直径是绳槽底的直径 D1=hd d：钢丝绳直径 10mm h：与机构工作级别和钢丝绳结构有关 ，查表 h=16 D1=16 10=160mm 1.5.2 卷筒的长度 L=1.1)( ndDn dHa n：卷绕层数 N=5 a：滑轮组倍率 a=6 D：卷筒直径 160mm H：起升高度 10mm D：钢丝绳直径 10mm L=1.1 6 10000 10 5（ 160 5 10） =200.08mm 1.5.3 卷筒厚度 本卷筒为钢卷筒 ZG230-450，可由经验公式确定 d，考虑到工艺要求， 取 =15mm 1.5.4 卷筒强度校核 最大拉力为 Smax 的钢丝绳绕上卷筒后，把卷筒箍紧，使卷筒产生压缩、弯曲和扭转应力，其中压缩应力最大，当 L 3D 时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的nts - 8 - 30%，因此弯曲和扭转应力可忽略。 1 =A yps max A：原与卷筒层数有关的系数 , A=2 Smax：钢丝绳最大拉力 P：卷筒节距 11.5mm ：卷筒厚度 15mm y：许用压应力 =5.1s=153N/mm s=230N/mm2 1=2 11052.61511.5 =128N/mm段：马达的输出轴和 段通过键相连，马达的输出轴直径为 25，所以取L1=43.5mm d1=40mm 段：定位轴 L2=3mm d2=47mm 段：轴 L3=27.5mm d3=37mm 段：小齿轮 L4=28mm d4=42mm 段：右轴承定位 L5=13mm d5=37mm 段：轴承定位的地方 L6=16mm d6=30mm (5)绘制轴的弯矩和扭矩图 计算轴承反力 H 平面： RAH=Frl L2 (L1 +L2 )=1038 35 71=512N RBH=Frl RAH=1038 512=516N V 平面： RAV=F1t L2 (L1 +L2 )=2852 35 71=1406N 齿宽中点弯矩 nts - 17 - H 平面： MH=RAH l1=512 36=18432Nmm V 平面： MV=RAV l1=51406 3650616Nmm 合成弯距： M= 2222 5061618432 HV MM=53868Nmm 按弯矩合成强度校核轴的强度由式 9-3，当量弯距 Me= 22 )(aTM M 为合成弯矩 a：考虑到弯矩大小有变化取 0.6 Me= 22 )5 9 9 0 46.0(5 3 8 6 8 =64758Nmm 公式 : e=Me/W W=0.1d3=0.1423=7409 则 e=647587409 =8.74N/mm2 20CrMnTi 渗碳淬火、回火 B=600 N/mm 转动轴以 b-1 为许用应力 e=70 N/mm B,安全 (6)轴承校核 预选左轴承为 208 Cr=22.8KN 右轴承为 32206 Cr=15KN nT A 36 35 B RAH RBH 1rFL1 L2 H 平面 L1 L2 1tFRBV RAVV 平面 nts - 18 - RA= 22AVAH RR = 22 1406512 =1496N RB= 22BVBH RR = 22 1446526 =1539N 寿命计算 Lh= )(6010 6pfCfn t rp ft：温度系数 工作温度 120 取 1 fp：载荷系数 中等冲击 取 1.5 ：寿命指数 对球 轴承 =3 LhA=106/(603000)(122800)/(1.51496)3=5872h LhB=106/(603000)(136200)/(1.51539)3=21411h (7)键的校核 马达和小齿轮轴上的键，由马达型号决定 ， 键 B8 25，冲击载荷 P= 2Tdkl = 259904253.525 P =54.8 N/mm2段：根据 dmin 圆整，并考虑到轴承的装配 取 d1=40mm 段：上面装有挡盘、棘轮、磨擦片， 为使轴承定位 ,取 d2=47mm 段：为使挡盘定位，便于安装大齿轮 II,取 d3=56mm 段：左轴承定位，且大齿轮与箱体应 有一段距离 ,取 d 4=97mm 段：轴承安装 的地方 d5=80mm 段：小齿轮 III 外径较小， 取 d6=60mm (6)绘制轴的弯矩和扭矩图 计算轴承反力 H 平面： RAH=32323213 )( ll lFlllF rr =3679155+10385391.5 =6833N RBH= RAH Fr3 Fr2=6833 3679 1038=2116N V 平面： RAV =32323213 )( ll lFlllF tt =10109 151.5 2852 5391.5 =15086N RBV=Ft2+RAV Ft3=15086+2852 10109=7829N 求大齿宽中点弯矩 nts - 20 - H 平面： M 大 H=RAH l2 Fr3 (l1+l2) =683338.5 3679(63.5+38.5) = 112188Nmm V 平面： M 大 V=RBV l3=7829 53=414937Nmm 合成弯矩： M = 2222 4 1 4 9 3 71 1 2 1 8 8 HV MM 大大=429836Nmm 求轴承处弯矩 H 平 面： MAH= Fr3 l1= 3679 63.5= 233617Nmm V 平面： MAV= Ft3 l1=1010963.5=641922Nmm 合成弯矩： MA= 2222 641 922233 617 AHAV MM=68311Nmm 按弯矩合成强度校核轴的强度由式 9-3，当量弯距 Me= 22 )(aTM M 为合成弯矩 a：考虑到弯矩大小有变化取 0.6 Me 大 = 22 )3487586.0(429836 =64758Nmm MeA= 22 )3 4 8 7 5 86.0(6 8 3 1 1 =714443Nmm 查表 40Cr 表面淬火 B=750N/mm2 查表 转动轴以 b 1为许用应力 70N/mm2 由式 9-3 e=WMeFr3 Fr2 RBH RAH L1=63.5 L2=38.5 L3=53 H 平面 Fr3 RAVRAH RBV V 平面 nts - 21 - W=0.1d3 则 e 大 =478065/(0.1563) =27N/mm2 eA=714443/(0.1803) =14N/mm2 (7)精确校核轴的强度 a、 轴的细部结构设计 圆角半径：各轴肩处圆角半径均采用 r=2.5mm，既满足定位面接触高度 h 23mm的要求，又小于孔的倒角的要求 。 键：棘轮的转盘与轴承之间有双键连接， 选取 14 25 选择危险剖面：大齿轮外既有轴肩又有螺纹 ， GB1095-79 螺纹为 M56 4 L 中径 d2=53.4mm b、 计算危险剖面工作应力 a、 m、 a、 m 弯矩 M=M 大 （ l2 l2 ） / l2 =47806538.5 21/238.5 =347684N/mm 抗弯剖面模量 W 与抗扭模量 WT W= d3/32= 53.4023/32=14951 WT= d3/16= 53.4023/16=29902 弯曲应力： =MW = 34768414951 =23.26 N/mm2 扭转应力： =T/WT=34875829902 =11.66 N/mm2 弯曲应力幅： a= =23.26 N/mm2 弯曲平均应力： m=0 扭转应力幅 a 和平均应力幅 m 相等 a=m=2 =5.83 N/mm2 c、 确定轴材料机械性能 1、 1、 、 弯曲疲劳极限 1 剪切疲劳极限 1 合金钢材料的弯曲应力、扭转应力特性系数 =0.5=0.125 d、 确定综合影响系数 K 和 K=k/() K=k/() 轴肩角处有效应力集中系数 K 和 K 由 nts - 22 - Dd = 9456 = 1.68 rd = 2.556 = 0.0446 B=750N/mm2 配合处 k / 和 k 和 根据 d、 B 配合处 ， 尺寸系数 、 ，由 d=56mm，表面状况系数 、 得： k/=2.11 k/=1.52 k/=3.67 k/=2.75 =0.72 =0.85 =0.86 =0.86 由 B=750N/mm2， 表面加工方法为精车，则综合影响系数 K = 2.110.720.86 =3.41 K = 1.520.720.86 =2.45 K= 3.670.720.86 =4.27 K = 2.750.720.86 =3.2 e、 计算安全系数 S： S=22 ssss S=（ KN -1） /（ K + m） = 13504.2723.26 =3.52 S=（ KN-1） /（ K+m） = 12003.25.83+0.1255.83 =10.31 S=22 31.1052.331.1052.3 =3.33S 安全 (8)轴承校核 预选左轴承为 32213E ， Cr=102kN 右轴承为 32208E， Cr=51.5kN a、 RA= 22AVAH RR = 22 150866833 =16561N RB= 22BVBH RR nts - 23 - = 22 78292116 =8110N b、 寿 命计算 Lh= 31066010 pfCfn trp ft：温度系数 工作温度 1200 ，取 1 fp：载荷系数 中等冲击 ， 1.2 ：寿命指数 =10/3 LhA= 3106165612.1102000105.5056010 =7697h LhB= 310681102.151500105.5056010 =8522h (9)键的校核 挡盘处双键 B14 25 GB1095-79，冲击载荷 p=255.4475.1 34875822 lkd T p=85N/mm2406N/mm2 2max=447.7N/mm2474N/mm2 (4) 起升高度计算： 根据几何关系可知：起升高度等于地面距离后铰点的距离与臂后铰点与吊具之间的距离之和。 H= 8.0)2.0(9.2 22 RL nts - 31 - 表 6 起升高度计算结 果 (mm) 回转 臂长 幅度 3.36 5.68 8.1 2.1 4.55 7.29 9.87 2.6 3.96 7.04 9.7 3.0 3.12 6.79 9.54 3.5 6.41 9.31 4.0 5.92 9.03 4.5 5.29 8.7 5.0 4.38 8.31 5.5 7.85 6.0 7.31 6.5 6.65 7.0 5.81 7.7 3.89 nts - 32 - 3 回转结构的设计 3.1 回转支承的选用 3.1.1 简介 本回转机构采用液压马 达 驱动 。 回转机构 ,由回转支承装置和回转驱动装置两部分组成 。 前者将起重机的回转部分支承在固定部分上 ,后者驱动回转部分相对于固定部分回转。 回转支承装置简称回转支承，它保证起重机回转部分作用于它的垂直力、水平力和倾覆力矩。本设计采用滚动轴承式回转支承装置，起重机回转部分固定在大轴承的固定座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架的顶面相固定。采用单排四点接触式回转支承，它出两个座圈组成，结构紧凑、重量轻、高度尺寸小，内外座圈上的滚道是两个对称的圆弧面，钢球与和倾弧 面滚道四点接触，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。 由于低速大扭矩液压马达成本高，使用可靠性不如高速液压马达，采用高速液压马达也可以采用结构紧凑、传动比大的蜗轮转动。因此本设计采用：马达一蜗轮、蜗杆减速器一齿轮一回转支承。液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。 3.1.2 载荷计算 (1)垂直载荷 Gp=KQ+Gb+G1 K:超载系数 Q:起重量取起重力矩最大时 Gb:主起重臂重量 G1:上车不回转其他部分的重量 290kg 则 : GP=1.12500+410+2903450kg 水平载荷 : 因为水平载荷 H是由风吹在生物上的力 W1,风吹在起重机上的力 W1,重物的离心力 P1,回转支承的啮合力 Pr所组成。由于水平力达不到 GP的 10%，按 H=10% GP=345kg计算。 (2)弯矩 M（倾覆力矩） M=1.2Q R+ Gb Lb G1 G1 nts - 33 - =1.22.55.48+0.411.2 0.290.08=16.91tm 其中： Lb:主臂重心到回转中心线距离 取 Lb=Lw C1=1.4 0.2=1.2m LW:主臂重心到主臂后铰点距离 1.4m ：主臂仰角 0 C1：回转中心到吊臂后铰点的距离 0.20m L 上 :上车不回转部分的重量重心到回转中心线距离 0.08m (3) 偏心距为 e=M/GP=16.913.45 =4.9m (4) 考虑风力时最大工作载荷 GP=Q+Gb+G1=2500+410+290=3200kg M=Qr+ Gb Lb+H h G1 L1 =2.55.48+0.411.2+0.3456.5 0.290.08=16.41tm (5) 静态： Fa=1.253.45=4.3215t M=1.2516.91=21.14Nm 动态： Fa=1.553.2=4.96t M=1.5516.41=25.43Nm 由起重机设计手册图 2-5-12 查得型号为 012.30.630 Z=94， m=8,调质后齿轮圆周力 F=8.3104 N 3.1.3 阻力矩计算 (1)回转支承装置的摩擦阻力矩力计算 Mf M1= N U Do/Z Do:回转支承装置轨道中心直径 0.631m N=2.828 GP e Ke/DO =2.828 3450 4.9 1.2/0.631=90917.3kg Mf=90917.30.010.631/2=2868.4Nm (2)回转平台倾斜引起的阻力矩 Ms=Qrsina=2.55.48sin3=0.717tm=7170Nm (3)惯性回转阻力矩 Mp= n93.5t Gb R2/3g+4 (G1 L12/3g) nts - 34 - = 393.55 0.415.482/(39.8)+40.290.182(39.8) =4844.7Nm t:起动时间 5s (4)风压引起的回转阻力矩： Mn=qu(1.2AbR 1.2A1L1) Qu:风压值 0N/m2 Ab:吊臂迎风面积 0.6 m2 A1：回转部分迎风面积 0.3m2 L1：回转部分形心离回转中心的距离 0.18m2 Mn=15(1.20.65.48 1.20.30.18) =582.12Nm (5)回转时最大阻力矩： MSW=Mf+Ms+Mp+Mn =2868.4+7170+4844.7+582.12=15465Nm (6) 额定工况 F 的回转阻力矩 当不计风力，惯性阻力矩和倾斜力矩按 70%计算： M 额 =Mf+(Ms+Mp)70% =2868.4+(7170+4844.7)70%=11279Nm 3.1.4 校核 回转支承调质后齿轮所受圆周力为 8.3 104N 本设计中 : F= M2d =11279 103/(2 9 48) =0.75 1048.3 104 合格 3.1.5 回转减速机输出扭矩 ： 选用回转减速机速比 i= 40 输出小齿轮 Z1 =17 回转支承齿数 Z2 =94 (1)回转机构输出扭矩 M 回 =M 额 /（ Z1/Z2） =11279/（ 94/17） =2039.8Nm (2)回转马达的输出扭矩 M 马 =M 回 /i=2039.8/40=50.995Nm (3)回转马达的输出转速 n 马 =n 转 Z1/Z2 40=3 94/17 40663.5r/min 选择马达 MFB10 最高工作压力 20.7Mpa nts - 35 - 最大输出扭矩 64Nm (4)工作压力 P=22M 马 /（ mq 马 ） m:马达容积效率 q 马 :马达排量 21.9ml/r P=22 50.995/（ 0.92 21.1） =16.5Mpa 加上背压 10N/cm2 P=16.5+10=17.5Mpa 3.2 回转减速机的选用 1. 原动机为发动机 ,每日工作 8 小时 ,工作机构为转台 ,属中等冲击载荷 查表得f1=1.25 2. 每小时起重次数为 10次，每次运转时间 4分钟 取 f2=1 3. 小时负载率 Jc=(小时负荷工作的时间 /60) 100% =40/60 100% 67% 4. 工作环境温度为 30 查表得 f4=1.14 5. 减速机型号 Cws f5=1 6. 风扇冷却 f6=1.5 7. 按机械强度和热极限强度公式计算输出转矩值 T2J=T2f 1f 2=2039.81.251=2549Nm T2J=T2f 3f 4f5f6=2039.80.951.1411.5= 2209Nm 计算结果，机械强度大于热极限强度，故应按 T2J=2549Nm,进行选择。 输出轴转速 n2=663/40=16.575 转 /分 8. 由表 16-1-71查得最接近的减速器为： Cwc-160-40-IV GB9147-88 a=160 T=2772 略大于要求值，符合要求 3.3 支腿反力计算 1. 按最危险的工况考虑，即起重车的大部分车轮被支承缸顶起，整车成为四点状态，则前两个支腿平均分配载荷 Fz=KG4 G：整车满载时的重量 14.3t k：安全系数 1.25 nts - 36 - 则 Fz=1.2514.34 =4.468t 2. 垂直缸计 算 取缸径 D=80mm 缸截面积 S= D2/4= 802/4 =5024mm2 垂直油缸受的静压力为 P=FzS =4.468102 /5026.5=8.89Mpa 此时要求垂直油缸的最大闭锁压力为 8.89Mpa 3. 垂直缸所需流量计算 Q= D2V/(4 ) = 8020.0510-6/(41) =2.5110-4m3/s nts - 37 - 参考文献 1 杨长骙、傅东明等主编：起重机械（第二版），机械工业出版社， 1989 2 倪庆兴、王焕勇等主编：起重机械上海交通大学出版社， 1990 3 成大先主编：机械设计手岫（第三版），化学工业出版社， 1993 4 成大先主编：机械设计图册，化学工业出版社， 1993 5 杨黎明主编：机械设计，兵器工业出版社， 1998 6 徐格宁主编：起重运输机金属结构设计，机械工业出版社， 1986 7 东北大学编写组编：机械零件设计手册（第三版），冶金工业出版社， 1995 8 邹慧君主编：机械原理设计院，上海交通大学出版社， 1995 9 章玉麟主编：互换性与测量技术，中国林业出版社， 1992 10 李昌熙、乔石
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