小型汽车液压起重机（主体）设计

编号： 本科毕业设计（论文）题目：（中文）小型汽车液压起重机（主体）设计（英文）the design of Small hydraulic truck crane (main) 分 院专 业班 级学 号姓名指导教师完成日期宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）2诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业论文小型汽车液压起重机（主体）设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。承诺人（签名）： 年 月 日3摘 要在我国，汽车起重机的发展已有五十年的历史了，由于受到客观条件的限制，一度发展较慢。进入九十年代发展迅速，但与国际先进水平还相差很远，主要表现在产品质量的稳定性、自动化、智能化、等方面。本文对于八吨小型汽车起重机的设计进行了研究，就汽车起重机主要机构如起升机构、伸缩机构、变幅机构、回转机构的型式及计算方法做出了论述，并对三铰点位置进行了布置及对起重机的稳定性进行了计算。关键词：汽车起重机；伸缩机构；液压回路；稳定性。宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）4ABTRACTThe design and production of the truck crane have more than 50 years history in our country. The development of truck crane , however, was slow as the well known reason. Since 1990s, it was accelerated in our country, but the products still could not reach the advanced international level in the quality stability, automation, and intelligent.In this paper, the design of eight ton of small truck crane is studied in detail. The design method of main mechanisms of the crane, which includes the hoisting mechanism, the telescopic mechanism, the luffing, the rotary bearing, is described. And I also arranged the location of Tri-joint mechanisms , at the same time, calculated of the stability of the crane.Keyword: Truck Crane; The telescopic mechanism; Hydraulic circuit; Stability.5目录1 绪论.71.1 概论.7 1.2 国内外汽车液压起重机的发展现状及发展趋势.71.2.1 国内汽车起重机发展历史.71.2.2 国外汽车起重机发展历史.81.2.3 汽车液压起重机的发展趋势.91.3 汽车起重机液压系统的发展趋势.91.4 起重机设计研究方向.101.5 课题背景.101.6 课题任务.112技术参数的确定.122.1 主要性能参数.122.2 八吨汽车起重机参数确定.123汽车起重机底盘类型.134起升机构及其液压回路.144.1 起升机构.144.11 起升机构的作用.144.12 起升机构的类型选择.144.13 起升机构的设计要求.144.1.4 起升机构的有关参数的确定.144.15 起升液压马达的选择.154.1.6 液压泵的计算和选择.164.1.7 卷筒和减速器.164.1.8 制动器的选择.174.1.9 联轴器选择.174.1.10 吊钩组设计.184.1.11 钢丝绳的选用.184.2 起升液压回路.185.伸缩机构及其液压回路计算.205.1 伸缩机构.205.1.1 伸缩机构的作用.205.1.2 伸缩机构的类型选择.205.2 顺序伸缩机构液压回路设计.205.3 伸缩机构的尺寸计算及受力分析.215.3.1 伸缩机构相关尺寸.215.3.2 载荷的确定及组合.225.3.3 臂架强度验算.235.4 伸缩液压缸的设计计算.265.4.1 受力分析.265.4.2 伸缩液压缸的设计.286.变幅机构.30宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）66.1 变幅液压缸铰点的确定.306.2 变幅机构的参数确定.307.回转支承装置设计.337.1 工况及载荷.337.2 回转支承的选型及强度验算.347.2.1.回转支承的选型.347.2.2.回转支承强度验算.347.2.3.回转机构的设计.348起重机的稳定性.378.1 失稳.378.2 稳定性的验算.379.结论及展望.39参考文献.40致谢.41附录.4271. 绪论1.1 概论起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸和安装作业的机械。它可以完成靠人力无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动，提高劳动生产率。随着生产规模日益扩大，特别是现代化、专业化生产的要求，各种专门用途的起重机相继生产，在此条件下汽车起重机应运而生，它的诞生对国民经济建设起着积极地促进作用 1 。汽车起重机是工程机械产品中重要组成部分，它由于机动性好而被广泛应用于矿山、建筑、港口、油田等领域。1.2 国内外汽车液压起重机的发展现状及发展趋势1.2.1 国内汽车起重机发展历史我国在 1957 年生产第一台 5t 机械式汽车起重机到现在已有 50 年历史，它的生产大致经历了以下几个阶段：19571966 年以生产 5t 机械式汽车起重机为主；19671976 年以生产 12t 以下小型汽车液压起重机为主；19771996 年，1650t 中大吨位汽车液压起重机发展较快。自 1979 年开始，我国采用进口汽车底盘和关键液压自行设计生产出了6t、20t 液压汽车起重机后，国内一些起重机生产厂家分别引进日本多田野、加藤、美国格鲁夫和德国利勃海尔、克虏伯的起重机产品技术，以合作生产的方式相继制造出25t、35t、45t、50t、80t、125t 汽车起重机和 25t 越野轮胎起重机以及 32t、50t、70t全路面起重机。当前，国内轮式起重机厂自行设计的产品技术水平大多相当于国际 70 年代初中期水平，只有少数产品在吸收国外先进技术基础上，经过更新换代达到了 80 年代初的水平。随着国家经济建设的蓬勃发展，国家重点工程项目建设规划的实施，汽车液压起重机在品种和产量上得到了快速地发展特别是大吨位级液压起重机发展非常迅速。现已研制成功有 3、5、8、12、20、65、80、125 等吨级的伸缩臂式液压起重机。100t 级以上大型桁架臂式汽车起重机也开始采用液压传动。 2当前，国内汽车起重机厂自行设计的产品技术水平大多数还相当于国际 70 年代中期、后期水平，只有少数产品在吸收国外先进技术基础上，经过更新换代达到了 80 年代中期的水平。随着国家经济建设的蓬勃发展，国家重点工程项目建设的纷纷上马，一些大型关键工程一般都采用国际公开招标方式采购机械设备。国外新型汽车起重机和二手设备因此大量进入中国市场，使国内用户对国外起重机性能、作业可靠性、效率等方面有了较深入得了解，从而也认识到国产起重机无论在制造质量、外观造型方面，更主要的是在技术性能（可靠性与安全性、工作效率以及操作方便性、舒适性等）方面与国外汽车起重机差距较宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）8大。国内不少用户为了达到作业高效率以保证工期按时完成，宁可花较多的钱购买进口起重机或购买国外二手起重机。在这种形势下，国产汽车起重机当然面临很大的冲击和压力。2目前国内汽车起重机产品差距主要表现在以下几个方面 3：1. 质量稳定性差部分产品发生早期故障多，保修期内返修率高。故障多发生在液压系统、底盘、发动机与传动件上。液压系统渗漏问题普遍存在，其主要原因是制造、装配工艺不良和密封件质量问题。国产起重机平均无故障时间仅为 93.4h，最多的为 185h，最少的为 66.6h。整机工作寿命按主要零部件计算，约为 2000-3000h，而国外同类产品一般可达到 12500h。2. 产品品种单一汽车起重机是工程机械行业中的一个重要种类，其技术含量、机电液一体化程度、对使用材料的要求和制造难度不亚于其他类型的工程机械。国内汽车起重机的生产主要仍以8100t 汽车起重机为主，8t 以下微型起重机基本空白，而 100t 以上大型起重机产量有限，从而形成了一方面生产力过剩，另一方面许多重点工程所需的大型起重机尚需进口的局面。3. 产品自动化、智能化目前，国外已将自动化技术与机械传动技术相结合，将先进的微电子技术、电力电子控制技术、液压技术、数据总线通信技术等应用到机械驱动和控制管理系统，实现了自动化和半自动化控制，从而大大提高了起重机的安全性和可靠性，并且降低了发动机油耗与排放值。国内产品在这方面差距较大，安全保护方面的设备可靠性也较差。4. 材料方面国内除部分产品的某些结构采用了 HG60 或 HQ70 钢材外，广泛采用的材料主要为Q235、Q345、Q395 等，而国外一广泛采用低合金高强度钢和其他轻型材料，并且现在已有用超高强钢了，所以国内产品的性能会受到较大影响。1.2.2 国外汽车起重机发展历史汽车起重机是 20 世纪 30 年代随着汽车工业的发展而出现的。由于其具有机动灵活、效率高等特点，在二战后修复战争创伤和经济建设中得到广泛应用。随着 60 年代中期液压技术的发展，液压伸缩汽车起重机得到迅速发展。20 世纪 60 年代末期，特别是 70 年代开始，随着大型建筑、石油化工、水电站等大型工程的发展，对汽车起重机的性能、工作效率和安全性提出了更高的要求。由于当时液压技术、电子技术、汽车工业的发展及新型高9强度钢材的不断出现，使汽车起重机开始向大型化发展。 4 1.2.3 汽车液压起重机的发展趋势 51.提高起重机的起重量。2.起重机的微型化。3.向混合型起重机发展。4.伸缩臂结构不断改进。5.数据总线系统得到应用。6.一机多能，扩大工作范围。7.自动化和智能化。1.3 汽车起重机液压系统的发展趋势液压起重机的发展必然离不开汽车起重机液压系统的发展。现代施工项目对汽车起重机的要求也越来越高，高、深、尖液压技术在汽车起重机上的应用也越来越广泛，汽车起重机液压系统展示了强大的发展趋势。汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、控制五个主回路组成，通过对五个主回路现状的分析来探讨其发展趋势。1、起升液压系统，对起重机来说，起升动作是最频繁的动作。目前最常用的起升液压系统为定量泵、定量或变量马达开式液压系统，然而，现代施工对起升系统提出了新的要求：节能、高效、可靠以及微动性、平稳性好。为了适应这些新的要求，以前的定量泵将逐步被先进可靠的具有负载反馈和压力切断的恒功率变量泵所取代，先前的定量马达或液控变量马达也将被电控变量马达所取代。这种系统将能有效的达到轻载高速、重载低速和节能的效果。2、变幅液压系统，变幅液压系统的发展趋势也体现为节能高效，目前最先进的为变幅下降时充分利用吊臂和重物的重力势能，实现重力下放，下放的速度由先导手柄来无级控制，变幅平稳没有冲击。3、伸缩液压系统，对于具有五节以下伸缩臂的伸缩液压系统，国内一般采用同步或顺序加同步的伸缩方式，当采用两级油缸时，上下两油缸实现内部沟通，一般采用插装式平衡阀；对于具有五节以上伸缩臂的液压系统，采用单缸插销伸缩机构，这种伸缩机构自重轻，能大幅提高起重机的起重性能，能有效的控制整机的重量，通过采用多油口和多平衡阀的油路来提高伸缩的效率。4、回转液压系统，回转也是起重机使用频繁的动作，但相对而言，回转所需功率最少，因而回转系统的最高要求是：回转平稳，起重作业无侧载；回转系统的发展趋势为通过小马达、大传动比来实现操作平稳，通过设立回转缓冲阀和自由滑转机能来实现吊重的自动对中功能，从而有效防止侧载的产生。5.广泛使用高度集成的、模块化阀组，能简化管路，有效的减少液组，提高效率，同时易于维护。宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）106向计算机技术领域的纵深渗透，汽车起重机将向无线遥控技术、远程诊断服务技术、黑匣子自我保护技术等方向发展，为了实现整机的功能，液压技术将同计算机技术相互渗透，共同发展。 61.4 起重机设计研究方向随着计算机技术的广泛应用和系统工程、优化工程、价值工程、人机工程等现代设计理论的不断发展，促使许多跨学科的现代设计方法出现，使起汽车起重机设计进入高质量、高效率的阶段。1. 计算机辅助设计（CAD）计算机辅助设计是随着计算机及其外围设备发展而迅速形成的一门新兴的现代设计方法。它的发展与应用，对提高设计质量和效率提高产品的市场生存和竞争力发挥十分明显的作用。2模块化设计模块化设计是跟据模块化原则，设计一些基本的模块单元，通过不同的组合形成不同的产品，以满足用户的多种需要。起重机模块化设计以功能分析为基础，将起重机上同一功能的基本部件、元件、零件设计成具有不同用途、不同功能的模块，这些模块具有相同的连接要素，可以互换，选用不同的模块进行组合可形成不同类型和规格的产品。3.有限元设计有限元设计是根据变分原理求解数学、物理问题的一种数值计算方法。 它能整体、全面、多功能随意组合、进行静力、动力、电场、磁场等分析。对完成结构复杂的系统分析十分有效，现已在起重机结构计算中应用。4.优化设计优化设计方法可根据产品要求，合理的确定和计算各种参数，以期达到最佳的设计目的。5.动态仿真设计国外今年来在起重机设计中采用了动态仿真设计新方法，即用计算机对结构与结构在各种工况下承受载荷进行运行状态随时间变化过程的仿真模拟，得到仿真输出参数和结果，以此来估计和推断实际运行的各种数据，并在对起重机进行动态分析计算时采用。 71.5 课题背景国内汽车起重机在经历了 1993 年的巅峰之后，从 19941996 年连续三年产销下滑，企业的订货量和销售收入严重滑坡。19971998 年下滑势头停止，并出现了缓慢回升迹象。1999 年以来，在国家扩大内需政策的指导和拉动下，汽车起重机行业出现了较快的增长势11头。1999 2001 年销售收入增长了 22%，产量增长了 18%，到 2005 年国内需求量达到了5000 多台。通过对行业的了解和市场调研并参照国外起重机产品的发展历程，我们认为，根据市场的需求，开发适销对路的新产品才是正确举措，这些产品可在小吨位汽车起重机的基础上，通过添加必要的工作装置以及对相关系统进行改造而成。这些产品如：双动力汽车起重机，高空作业汽车起重机，清障汽车起重机等。1.6 课题任务本课题旨在完成小型汽车液压起重机主体的设计，具体包含有：1. 起重机液压系统设计；2. 起重机起升机构的设计，伸缩机构的设计，回转机构的设计及变幅机构的设计；3. 起重机稳定性的计算。宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）122技术参数的确定2.1 主要性能参数 89汽车起重机的主要性能参数是起重机工作性能指标，也是设计的依据，主要包括起重量、工作幅度、起重力矩、起升高度、工作速度、自重、通过性能等。1. 额定起重量：汽车起重机额定起重量是在各种工况下安全作业所容许起吊重量的最大质量值，包括取物装置重量。2. 工作幅度：在额定起重量下，起重机回转中心的轴线距吊钩中心的距离。工作幅度决定起重机的工作范围。3. 起重力矩：起重机的工作幅度与相应起重机的乘积为起重力矩，它是综合起重量与幅度两个因数的参数，能比较全面和确切地反映起重机的起重能力。4. 起升高度：吊钩起升到最高位置时，钩口中心到支撑地面的距离。在标定起重机性能参数时，通常以额定起升高度表示。额定起升高度是指满载时吊钩上升到最高极限位置时从钩口中心至支撑地面的距离。对于动臂式起重机，当吊臂长度一定时，起升高度随幅度的减小而增加。5. 工作速度：汽车起重机的工作速度主要指起升、回转、变幅、伸缩臂机构及支腿收放的速度。起升速度指吊钩平稳运动时，起吊物品的垂直位移速度；回转速度指起重机转台每分钟转数；变幅速度指变幅时，幅度从最小变到最大所用时间；伸缩速度指起重臂伸缩时，其头部沿伸缩臂轴线的移动速度。2.2 八吨汽车起重机参数确定 10参考同吨位产品技术参数，初定主要技术参数为：最大额定起重量：8t起升速度 v：14.13m/s起升高度：7.5m工作半径 3m吊臂全伸时长度：17m全缩时臂长：7m最大提升高度 17m变幅角度范围：2 。 78。133汽车起重机底盘类型汽车起重机底盘按总体性能可分为通用汽车底盘、专用汽车底盘两种。通用汽车底盘（图 3-1a）指通用汽车的二类底盘。由于原汽车车架的强度和刚度满足不了起重机在起重作业时的要求，故需要在原汽车底盘上增设带有固定支腿和回转支撑连接的副车架以实现对上车的支腿，所以整个起重机的重心较高，重量也较大，从而导致整机性能下降。但由于通用底盘的价格较低，在中小吨位的汽车起重机上比较常用。专用的汽车底盘是按起重机要求专门设计制造的。专用底盘轴距较长，车架刚性好，其驾驶室（与通用汽车一样）如图（3-1a） ，二是侧置的偏头式驾驶室（图 3-1b） 。三是前悬下沉式驾驶室（图 3-1c）3-1 底盘类型图宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）144起升机构及其液压回路4.1 起升机构4.1.1 起升机构的作用起升机构是实现重物的升降运动，控制重物的升降速度，并可使重物停止在空中某一位置，以便进行装卸和安装作业。4.12 起升机构的类型选择由于液压传动具有出力大、体积小、重量轻、结构简单、传动平稳、操纵省力、易实现无级变速和自动控制等优点，所以此处采用液压传动方式。又由于不设置副起升机构，所以采用单卷筒起升机构。综上所述，起升机构采用液压单卷筒起升机构。4.1.3 起升机构的设计要求 111液压马达有足够的输出力矩；2. 液压马达要有足够的输出转数；3. 有良好的调速性能；4. 要有平衡阀限速，以防止 重物超速下降；5. 设置重力下降装置或快速动力下降装置；6.要有卸荷油路；7. 制动器的控制油路问题：此处制动器和离合器的控制油路都用常闭式，控制油路需要设置储能器。使制动器的动作平稳。4.1.4 起升机构的有关参数的确定 121.起升重量 Qg=8t2.工作速度 V=14.13m/s3.起升机构的载荷：（1）吊具重量 qg=90kg（2）最大额定起重量 8000kg4正常起动时的惯性载荷（1）吊具及吊具做直线运动的惯性力 Fi9.8(0).2356480.1.gitQqFv NV-吊钩额定起升速度，定为 V=14.13m/st-起动时间 0.5s（2 ）摩擦阻力（一）在实际设计中，是用动载荷系数来考虑惯性载荷的作用。两项载荷： 1.(809).8632.9gWQqNN-动载荷系数，取 1.1。（二）作用于钢丝绳上的最大静拉力15max809.1432865gzdQSNNa 滑轮组倍率为 6。-吊钩滑轮效率取 0.95。z4.1.5 起升液压马达的选择1起升液压马达所受最大负载力矩起升机构在起动阶段，起升液压马达的负载力矩最大。在起动时，其阻力距包括静阻力距和惯性阻力距。我们以动载荷系数 来考虑惯性载荷作用。则起升液压马达负载力矩： max()1.(809).803614.952262gQqDMNmiDmax卷筒最大直径，此处取 0.361m。2. 起升功率计算在起重机各机构中，起升功率最大。 max()(809).80235.gvqVNkw起升机构传动总效率（包括液压马达效率） ，取 0.80Vmax最大起升速度。取 0.2355m/s。3起升液压马达角度计算 max2620.35/16./1i radsradsD即转速 n=60/2 =1496r/s4.液压马达的排量 3 533max66.28.2834.95/ .210/2.1/10Mr mrcrPq 其中 -液压马达的机械效率，通常取 =0.92m-马达进出口压力差，初取 16.4mpa5. 起升马达输入流量 Q 的计算 53 3.21016./ 42.10/.9vqms s6.液压马达的选择经过上述的计算，根据起升马达的工作压力和排量，进行选型。齿轮式和叶片式输出扭矩较小，且不适于低速传动，因此，一般情况下均采用柱塞式液压马达。柱塞式液压马达可分为径向柱塞式和轴向柱塞式两种，轴向柱塞式液压马达除具有转速范围宽、扭矩大的优点外，还具有结构紧凑、径向尺寸小、转动惯量小等优点，所以选用宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）16轴向柱塞式液压马达。根据对比，最终选择上海电气液压气动有限公司液压泵厂生产的斜轴式定量马达，型号为 A2F56R(L)6.1P5。其具体参数为：输入排量为 56.1cm3/r，最高转速为 2000r/min，最大输入流量 131L/min，额定转速 1800r/min，最高压力 40mpa，额定压力 21mpa，最大功率78kw，最大输出扭矩 312N.m。4.1.6 液压泵的计算和选择（1）液压泵的工作压力 max11P式中 P1-液压马达的最大工作压力。 2ax6.28/mlMNq式中： -起升马达所受最大扭矩取 137.3N.m。ax-起升马达排量，取 56.1 cm3/r。1-起升马达机械效率，取 0.92。ml则： 16.2834.9516.0PMPa-沿程压力损失和局部压力损失之和，一般取 1.01.5Mpa。则液压泵的最大工作1压力 max6.4517.9pa(2)液压泵的流量 axPQK式中:K-系统泄漏系数 ,取值为 1.11.3.现取 k=1.3._液压马达所需最大流量.maxa1Nq式中: -液压马达最高转速 , =2000r/minmax maxN则: 2056.2./inQL1.32.45.8/minPQL(3)液压泵的选择因为汽车起重机液压系统负载大、功率大，精度要求不高，所以采用齿轮泵。根据上述计算选择 40/32 型双联齿轮泵，其最高工作压力 25Mpa，最高转速 2500r/min,两泵的理论排量分别为 40cm3/r，32cm 3/r。4.1.7 卷筒和减速器 1317（1 ）卷筒转速的计算卷筒选择单层绕卷筒，故： 06(/min)tavnrDa-滑轮组倍率，a=6.D0-卷筒卷绕直径，取 0.3m。6.235(/in)90(/i)0tnrr（2 ）已知选用的液压马达额定转速为 n=1800r/min，所以减速比018ti（3 ）根据液压马达输出功率 pm=78kw 以及传动比 i0=20，查1表 21-2 得：选定减速器型号ZQH 系列减速器。又5519.09.07821349.8132TNNmn综上，故选取 ZQH40 型号的减速器。4.1.8 制动器的选择 13（1 ） 制动力矩及制动安全系数：制动器之制动力矩需满足下面条件：M 制 K 制 M 制静 （N.M ）K 制 -制动安全系数，取 1.25M 制静 -满载时制动轴上之静力矩。M 制静 809.803.79.226QDg Nmai-机构总效率，取 0.80所以，M 制 1.2579.3 N.M=99.1 N.M根据计算所得的制动转矩选择制动器，故选择 YWZ200/25 型号的制动器，液压推动器型号为 YT1-25。4.1.9 联轴器选择 14联轴器应满足： 13maxTKT-按第类载荷计算的传动轴的最大扭矩。maxT对高速轴 =（0.70.8） Tn；在此 为电动机转矩允许过载倍数，而液压马达axM过载倍数为 1。T n 为液压马达额定转矩， ， 为液压马达额定功率950npNmnp78kw。n 为液压马达的额定转速 1800r/min。即：宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）18。 =0.81413.8 N.m =331.0 N.m。78950413.81nTNmmaxT对低速轴， = ,其中， 为起升载荷动载系数，取 1.1；T 为钢丝绳最大静拉ax22力作用于卷筒的扭矩，且 max0.3148149.dTSN所以： .2.62mT-联轴器许用扭矩（N.m）K1-联轴器重要程度系数。对起升机构，K=1.8K3-角度偏差系数，因都采用齿轮联轴器，故 K3=1.25所以高速轴：T=1.81.25331.0=744.75 N.m。根据计算查表得：选用 GICL1 型齿式联轴器。4.1.10 吊钩组设计（1 ）吊钩组是起重机上应用最普遍的取物装置，它由吊钩、吊钩螺母、推力轴承、吊钩横梁、滑轮轴以及拉板等零件组成。（2 ）吊钩材料锻造吊钩采用 20 号钢（3 ）计算载荷按静强度进行计算，其计算载荷为：Q 计 =Q 额查13表 3-4 得：=1.1 ，Q 计 =1.180009.8=86240N(4)吊钩主要尺寸按以下经验公式初步确定：钩孔直径：D=（33.9） = =110mm；额 3.891.0cm比值：h/D=1.01.2 ； 其他尺寸： S=0.75D=1.3查13表 15-15 得：单钩（梯形截面）尺寸如下：D=110mm，S=85mm，b=65mm，h=100mm，d=68mm，d 1=60mm，d 0=M56，L=500mm，L 1=80mm，L 2=55mm，R=13mm，R 1=140mm，R 2=34mm，总吊钩组重 90Kg。4.1.11 钢丝绳的选用（1 ）所选钢丝绳的破断拉力应满足下面条件：S 绳 /Smaxn 绳S 绳 钢丝绳破断拉力（Kg）Smax钢丝绳工作时承受之最大静拉力n 绳 钢丝绳安全系数，查13表 12-2 得 n 绳 =5.0。因为 Smax=14328/9.8=1462Kg，所以 S 绳 14625.0=7310Kg（2 ）根据钢丝绳用在起升机构上和多层卷绕的使用场合，查13表 12-1 得：选用钢丝绳型号为 6W（19）金属芯，钢丝绳长 L=50m（3 ）对于 77 金属绳芯的钢丝绳2绳 丝 2钢丝绳破断拉力换算系数，根据 6W（19）型号， 2=0.92192S7310945.6Kg.绳丝查13表 12-10 得：选用直径 d=11.0mm 的 6W（19 ）金属绳芯的钢丝绳。4.2 起升液压回路起升液压回路设计示意图如下： 减速器液 压 马达 卷筒 吊钩制 动 器4-1 起升机构示意图宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）205.伸缩机构及其液压回路计算5.1 伸缩机构5.1.1 伸缩机构的作用伸缩机构可以提高机械的机动性和获得更好工作性能。伸缩机构在工作中要承受很大负载，而且要求工作中不能无控制的缩回。5.1.2 伸缩机构的类型选择 10伸缩机构按工作原理可分为液压缸驱动和手动组合的伸缩机构、全液压伸缩机构和机械部件组合的伸缩机构。而液压缸驱动和手动组合的伸缩机构动作次序较多、快速性欠佳。第三种类型的伸缩机构需要多布置钢绳滑轮组，给布置带来麻烦，而且它的第二节和第三节是同步伸缩的，笨重不灵活。所以选用选用全液压伸缩机构，而且是顺序伸缩机构。基于上述的分析，我选用了多级伸缩缸。伸缩缸的前一级缸的活塞式后一级缸的缸套，活塞伸出的顺序是从大到小，空载缩回的顺序是从小活塞到大活塞。具体结构形式如下： 第 一 节 臂 第 二 节 臂 第 三 节 臂5-1 伸缩机构图5.2 顺序伸缩机构液压回路设计这种伸缩机构是各节臂按一定顺序一节一节地伸出或缩回。有三种方式的路，分别为：一，使用电磁阀控制的顺序伸缩机构；二，用液压缸面积差的顺序伸缩机构。用液压缸面积差的方式又有两种，其一是用多级缸，其二是如下图：21D5-2 液压缸面积差的顺序伸缩机构液压图在此，我们选用传统的多级缸作为伸缩机构的液压缸。5.3 伸缩机构的尺寸计算及受力分析5.3.1 伸缩机构相关尺寸根据以往浦沅汽车起重机产品的设计经验可以确定伸缩臂的基本尺寸如下： BH 5-3 伸缩臂的横截面图 第 一 节 臂 端第 二 节 臂 端第 三 节 臂 端 0.49631857(m)宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）22第一节基本臂长 6.5m，第二节臂长为 6m，第三节臂长为 5.5m，全伸臂长为 17m。第一节臂截面积 A1=0.4960.577（0.49620.006 ）（0.577 20.008）=0.01467m2；第二节臂截面积 A2=0.3460.535(0.346 2 0.0050.535 20.006 =9.38210 -3m2；第三节臂截面积 A3=0.3180.4900.31820.004 0.490 20.004=6.4 10-3m2。据此计算出各节臂的自重为： 3310.1467.8506.987.410Glg N229126A333.l5.3.2 载荷的确定及组合 10臂架的支撑情况：根部与回转平台由水平销轴联接，可以在垂直平面（变幅平面）内自由转动。变幅液压缸位于吊臂中线平面内，支撑处可做成双向球铰，使其在横向对臂架无约束，因此臂架在变幅平面内可视为一外伸梁，而在臂架横向平面内（即回转平面）可视为悬臂梁，在根部固接。作用在臂架上的载荷：自重、吊重、惯性力、风力等。由于伸缩式起重机的工作级别属 A3A6，可不验算疲劳。因吊臂可伸缩，可不验算非工作状态下的强度。因此，只要按工作状态下的最大载荷来做强度计算即可。载荷组合情况：自重+考虑动载系数的吊重+吊臂切向水平惯性力+吊重偏载引起的水平力（包括风力） 。将吊臂在变幅平面内和回转平面内的载荷，包括考虑动载的吊重重量、起升绳拉力、分布在臂架上的自重载荷，转化到吊臂端部（如下图） ，分别为：5-3 臂架在回转切向平面内、变幅平面内受力情况（一）变幅平面内： 0sinsiQQbPNPG230coscsyQbPGH21inQXPeiMe（二）回转切向平面内：2/sisiQbGzNPxpH其中：e 1、e 2：起升绳导向滑轮轴心和吊钩定滑轮轴心到吊臂中心轴性的距离；Z：吊钩滑轮组倍率；：滑轮组效率； p：惯性力的转化系数，以 0.02R 代入； b：均布载荷的转化系数，视计算对象分别用 bm， bt或 bk代入 0.002R 中； 2：动载系数， 2=1+0.350.167=1.06；i:吊钩滑轮组的倍率；5.3.3 臂架强度验算（用二阶应力理论验算）设臂架任一截面上的弯矩为 Mx0,MY0,扭矩为 MZ，轴向压力为 N,横向剪力为 SX、S Y，吊臂截面净面积为 A,抗弯模量为 WX、W Y，截面的最大压应力 1，最大拉应力为 3。则该截面的压、拉应力及剪应力为：1yxLXNAb1B2XZS2yxLXb2XZ3yxsXMNAWByZhSM式中：、N：为截面上的轴向压力， 在吊臂仰角 450600时，取 0.7；在吊臂仰角大于60。 时，取 0.45。宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）24XZYMZXyN吊 臂 截 面 上 的 内 力T0 /2cosXyyMHLZNfzLyxx1/12Koyiii kf:吊臂各节的侧向间隙所造成的端部挠度；ox：每节臂搭接处的侧向间隙，取 0.003m；：吊臂在变幅平面内，各臂节的底部间隙所造成的端部挠度，因吊臂伸出后由于滑块oyf的负间隙造成吊臂上翘可消除间隙变形，故 =0；oyfK:吊臂节数，等于 3；Li， ， ：i+1 节臂插入 i 节臂的长度，取 0.5m； i：吊臂长度系数；Si：截面处的剪力，在中部时 Sx=Hx,SY=HY。在各节两端的搭接部分： 1 oi ki iHllM式中： -该截面处的搭接长度，取 0.003m；ilMZ：截面上的扭矩， ；22yx11oZXyzzfHfll、 、 ：分别为上盖板、下盖板、腹板剪应力；1b2hH：臂架端部的横向力；Li：各节臂外伸长度；25fx 和 fy：吊臂端部挠度，若简化计算，而误差又不大，上式可写成： 。oZM：臂架截面板中心线所包容得面积。5-4 吊臂长度系数计算图在臂架的导向滑块处和上下盖板的边棱附近产生附加的局部弯曲纵向应力可用半经验公式计算（如下图） 。 9:21cos1234mbabpLg式中：材料泊桑比；a：导向滑块中心离侧板中心的距离；p：导向滑块传递的集中力。因为是局部的，一般 a 较小，故可忽略不计 155-5 伸缩臂横截面受力图宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）26按第四强度理论，吊臂截面上的最大拉、压应力组合为（忽略局部应力时） 2max1.3：材料的许用应力。 材料选用 HG60，材料屈服强度： =460Mpa； 抗拉强度： 。又由于s b570Mpa，取安全系数 n=1.33,则：sb/0.7s0.5.3/n2箱形截面的抗扭惯性矩为：2bhkI22 3k10.496.570.6.8I 1.054922 3k2.3.I .4322 3k30.18.490.I 0.2118根据上述的计算和公式，已知数据为：R=2.5m，Q=78.4KN， b=1/3， p=0.002R=0.005，e 1=0.093m，e 2=0.42m，Z=6 ，=0.08，A1=0.01467m2，A 2=0.00038m2，A 3=0.0064m2，W 1=2.65KN， W2=1.06KN，W 3=0.69KN，自重：Gb1=7.34KN，G b2=4.33KN，G b3=2.71KN；中心线包容面积： 1=0.31m2, 2=0.26m2, 3=0.22m2；Z 1=11.73m，Z 2=7.83m，Z 3=5.26m，E=2.110 11N/m2，=322mpa。根据3表 16-2 得：上部抗弯模量： SxXb1Ih-y+2下部抗弯模量：LxXb2IW1y+横向抗弯模量： ， 则：yb12hIAb6，S3L31X1x2.60m.70m， ， 31yW.80mW48， 22544， ，S3L33X3x.95.8， ，27S3L333X3x3yW0.951m0.851mW0.751m， ， 。经计算得：A-A 截面： ，B-B 截面： a296Mpax8MpC-C 截面： ，所以都小于 ，所以各节臂的危险截面强度都max 2满足要求，即确定的各节臂尺寸是满足要求的。5.4 伸缩液压缸的设计计算5.4.1 受力分析由于上述给出的参数变幅角度变化范围是 20780，所以要在这个范围内找出伸缩液压缸受力最大的位置，并计算出受多大的力，但工作幅度要大于 3m，所以实际工作角度范围为 64.20780。伸出速度取 0.1m/s，缩回速度取 0.2m/s。由于基本臂工况吊重时油缸行程为0，臂架之间有挡块承受臂架的轴向力、油缸不受力、计算工况取 ，臂长L=2.4m17m，幅度 3.5m，仰角 780、吊重 33.1KN。整个臂受力简图如下： 2FX3GyX2y5-6 伸缩臂整体受力图外载荷的轴向分力 垂直分力 。各臂的自重 G1、G 2、G 3，及其各分力XF， yFX2， Fy2、F X3、F y3；各臂相互运动时的摩擦阻力 f1、f 2；各臂的支承反力 N1、N 2，液压缸的推力 F1。xyGsin78=co第三节臂受力简图如下：宁波大学机械工程与力学学院本科毕业设计（论文）28L213He5-7 第三节臂受力简图由上图可得：；3x3QX0F-fGsin7802 ；3fN； ；33yYcosF ； - 0131Xy3HQMLfGLcos78FL+e022 ； 上五式联解，可得伸出时，液压缸受到的阻力 F，111X31yLfHFeGcos78+sin2f2f=fH2fL f