毕业设计计算说明书(蛙式支腿)

底盘课程设计计算说明书设计题目YQ8汽车式起重机蛙式支腿的设计中南林业科技大学 2011森林工程设计者 ： 徐盛浙（20110920） 李世青（20110900） 陈鹏程（20110930） 徐冰聪（20110919） 指导教师：王坤明 1 设计题目：YQ8汽车式起重机蛙式支腿的设计2 目录21 22 23 3 设计任务书31 工程机械课程设计的时间、学分：课程设计的时间： 共两周； 32 课程设计的任务、性质课程设计是学生从理论到实践、再提升到理论的过程，是综合检查学生专业课、专业基础课教学效果的重要方法，是锻炼学生综合思维能力和创新意识的重要手段，是学生从求学阶段过渡到创业阶段的重要环节，培养学生尊重科学、尊重实际的良好习惯，使学生充分认识到自己每一笔、每一个数据都与员工的心血、企业的兴衰息息相关，从而养成认真仔细、一丝不苟的作风。学生根据现场参观，了解设计对象的使用情况、运动、受力、磨损、连接及外观构造；然后参阅有关资料，明确设计的方法、步骤及重点，幷拟定出设计计划。具体设计课题为：根据现场参观及所提供的原始数据，设计YQ8汽车式起重机蛙式支腿。基本要求为：1. 滑槽式蛙式支腿各铰点位置确定、连杆机构及滑槽结构的设计；2. 支腿支起后，轮胎离地100mm，支腿压力，整机稳定校核；3. 支腿部分液压件选配及整车液压原理，至少二号总装图一张，部件装配图及零件图23张，全部图纸用AutCAD2000绘制；3. 3 应搜集的资料及参考文献： 到现场测绘YQ8汽车起重机有关尺寸，参观蛙式支腿的结构； 张质文，刘全德.起重运输机械M.北京：中国铁道出版社，1983，331-349 王玉卿.工程机械实用液体传动M北京：机械工业出版社，1991，106-108，212-214 顾迪民.等工程起重机M北京：中国建筑工业出版社，1981，191-2133.4 原始数据及主要技术指标：1. 最大吊重：7.84104N，变幅范围：3.25.5m，最大吊高：6.7m；第二节臂长：7.36+4.75=12.1m，第二节伸出时最大吊重：2.94104N，幅度：7.414m，第二节伸出时最大吊高19m；2 发动机：6135q，功率：88.2kw，最大扭矩：686Nm，额定转速：1800r/m；3 轴距：4m，轮距：1.927m，桥荷分配：4.8104N/9.6104N。最小转弯半径：8.25mm，最小离地间隙：266mm，接近角：27，离去角：20，最高车速：71km/h，最大爬坡度：27%。4 车体重20KN，距回转中心400mm；下车体重：85KN，正对回转中心；配重：25KN，距回转中心1100mm；吊臂重：17KN，距回转中心300mm。3.5 课程设计应提交的文件课程设计说明书；至少二号总装图一张，零件图45张；3.6 进度计划安排4 蛙式支腿跨距的确定设计内容计 算 与 说 明结 果2.1 支腿跨距的确定支腿支承点位置的确定的原则是：在各种工况下，臂架在任意幅度和任意位置时，起重机总垂直力的作用线，应在支腿支承点所包围的水平面积之内通过，这样就保证起重机安全工作，不会倾覆。在保证抗倾覆稳定性的条件下，支腿的支承基底应该最小，这样能使起重机的支腿重量轻，有效作业面积大。2.1.1 横向支腿跨距的确定轮式起重机支腿是前后设置的，并向两侧方向伸出，形成矩形。由于轮胎式起重机主要在侧方工作，国家系列中又规定了幅度的最小值，故某一吨位起重机的支腿横向跨距不得超过某规定数值以满足有效幅度的要求。但跨距取大了，虽然在起重机工作时稳定性好，但过大的稳定也是不必要的，有时甚至是有害的；因为当超载时，过大的稳定使起重机司机不感到超载的危险，当无自动报警装置时，而有使吊臂损坏的可能。支腿全部外伸时可将起重机作业区域分为四块：即右侧方作业区、前方作业区、左侧方作业区和后方作业区。一般来说，是不在前方作业区作业的。支腿跨距的确定，完全从稳定角度出发。支腿横向外伸跨距的最小值是要保证起重机在正侧方吊重的稳定，也即是在起吊临界总起重量（）时，全部重量的合力将落在支腿中心上。也就是要使支腿中心线A内、外的力矩处于平衡状态，见图1。即则支腿横向跨距之半为 (1)式中 、分别为上车、下车、配重和吊臂（不计吊钩）的重量；、分别为其中心离回转中心的距离。=20 kN =400 mm =85 kN =0 mm =25 kN =1100 mm =17 kN =300 mm 最大吊重：()=7.84N=78.4 kN最小变幅：R=3.2 m=3200 mm从公式(1)中可见，当起重机工况改变，如临界总起重量（）和相应幅度R改变时，也随着改变。一般是以最大临界起重量和其相应的幅度（常是最小幅度）的数值带入确定支腿跨距的公式(1)中。则：起重机工作时，不但要求有起重量，并要求有一定的幅度。规定了最大额定起重量时的工作幅度（），则轮胎式起重机的支腿跨距也不难求得：因此，式中有效幅度A可由3的起重力矩参数表11-5查得，起重量为8吨时，有效幅度A为 A=1.45 m=1450 mm （2）而支腿横向跨距的选取，应大于或等于公式（1）求得的值的两倍，但应小于公式（2）所规定的值。因此 选取 mm 2.1.2 纵向支腿跨距的确定支腿纵向跨距的确定，原则上与横向跨距的确定一样，条件也是在支腿中心线（A点）内、外的力矩要平衡： 则支腿在后方离回转中心距离为： (3)从上式可见，起重机在后方吊重时，由于底盘重心向前，为取得与侧向吊重具有同样的稳定程度，支腿可以靠里一些，比侧向的距离小。同样，支腿在前方离回转中心的距离。理论上，即，支腿跨距成方形。但实际上，由于总体布置的不方便，有时要将前支腿前移或后移若干距离，以免妨碍底盘传动轴的穿越或其他机件的布置。所以不一定是等于（）。显然将前支腿前移，对稳定是有利的。若将前支腿后移，即使 ，好象对稳定不利，但在汽车起重机中，前方作业区域一般不吊重，列为禁区（因有驾驶室在前方）；即使在前方作业区大幅度吊重时，起重机前轮在倾翻时着地支承，增加了起重机的稳定性，故减少是无妨于汽车起重机的起重性能。在轮胎起重机中，由于总体布置的要求常将支腿设在外侧，故支腿纵向跨距（）往往大于支腿的横向跨距（）。因此，选定纵向跨距为：mm。2.2 支腿压力的计算轮胎式起重机支腿压力是指支腿在起重机吊重时所承受的最大法向反作用力。根据这支腿反力可以用来设计支腿结构。因此，在设计支腿部件前，必须计算出支腿压力。在计算支腿压力前，要先分析一下车架支腿支承面体系的变形情况。假如车架支腿体系的刚度很大，相对变形较小。而支承面又很坚硬，相对沉陷也小，则起重机在正常吊重时只要总载荷合力不落在支腿外，四个支腿可始终不离地面。假如车架梁较软，则与支腿形成梁柱体系，起重机在正常吊重工作时，四个支腿也不会离开地面。此时支腿压力的分配可按载荷合力位置（位于离支腿中心某一距离处）距支腿的远近反比分配。支腿上始终受有压力。此两种情况都为四点支承。当车架支腿支承面体系不是上两种情况时，如车架刚度较大，而支腿或支承面有弹性，起重机吊重正常工作，四个支腿中常有一个支腿离地，形成三点支承。起重机四点支承或三点支承，要视载荷合力偏离支腿中心的大小和方向而定，也视吊臂位置而定。起重机在正常吊重工作时，呈三点支承是经常出现的情况，故按弹性支承的假定来计算支腿压力是较接近实测数据的，因此，设计时应按三点支承来计算支腿压力。设吊臂位在工况位置，见图2，支腿A抬起，支腿B、C、D受力：图 2 三点支撑受力图则：此时支腿C 受力最大；若吊臂转到工况 位置时，即角为钝角时，则支腿B上抬，支腿C、D、A受力，则受力最大的为支腿D 。取两种工况中大者。在计算之前，依前面计算的跨距先要判别吊臂在哪种工况时，受力最大。由于支腿中心与起重机回转中心O0离支腿中心O的距离，在同一侧，所以此时吊臂在工况，支腿C受力最大。 (4)其中 正对起重机回转中心，纵向支腿跨距 ，使支腿后移了200 mm ，mm要求支腿的最大高峰压力，载荷也应选择最不利的组合。工况是起重最大额定起重量，作正常的起、制动并与回转做复合动作。吊臂在最不利的位置上，吊臂位置：其荷载力：式中为动载系数，由3附表一，国产轮胎式起重机系列产品技术性能表查得：对动臂起重机，因此 水平力： 上车重、吊臂重、配重和吊重的合力为： 合力距回转中心的距离： 作用在吊臂平面的力矩为： 所以 即支腿承受的最大压力为136.748kN。5 整机稳定性验算设计内容计 算 与 说 明结 果2.3 整机稳定性的校核起重机的抗倾覆稳定性（通常简称为稳定性）表示起重机在各种情况下抵抗倾翻保持稳定的能力。当起重机承受的外力（包括自身的重力）对支承平面的倾覆轴线产生的倾覆力矩大于稳定力矩时，起重机就绕倾覆轴线倾翻。在设计起重机时，必须保证起重机有足够的抗倾覆稳定性。目前国内外对起重机抗倾覆稳定性的验算采用三种方法：一、稳定系数法；二、按临界倾覆载荷标定额定起重量；三、按力矩不等式校核稳定性。这里主要采用了第一种方法进行校核。起重机在起吊临界起重量时，起重机处于稳定的临界状态，即在倾翻线内、外侧的静力矩互相平衡。而表示起重机稳定性的稳定安全系数（简称稳定系数）是位在倾翻线内侧的稳定力矩和位在外侧的倾翻力矩之比：这是没有考虑到起重机在运动时引起的惯性力以及风力和倾翻的影响，故求得的稳定系数称为静稳定系数。由以上计算可看出其已满足了稳定条件。在实际计算中，中、小型轮胎式起重机可以只计算静稳定系数。因此，不必进行动稳定系数的计算了。按临界倾覆载荷标定额定起重量或按力矩不等式验算抗倾覆稳定性来校核，也可以得到同样的结果。所以，按以上选取整机是稳定的。6 蛙式支腿的结构设计设计内容使用条件热处理工艺及参数结 果2.8 材料的选取2.8.1 支腿、支座及支脚的选材由于蛙式支腿主要在汽车起重机工作吊重时使用，故其要求有一定的强度和韧性，且要能够承受一定量的冲击，其由板件组成，亦要有良好的焊接性能。但又不是十分重要的部件，因此不需选用特别好的钢材。在这里选用了16Mn。16Mn为产量最大、应用广泛的普通低碳合金钢，其综合机械性能良好，低温冲击韧性、冷冲压和切削加工性都好，焊接性能亦佳，但缺口敏感性较明显，如有缺口易产生裂纹，正火可提高钢的塑性、冲击韧性、冷冲压成形性能，但强度略有下降，一般在热轧或正火状态下使用，广泛用于各种焊接钢结构。支腿、支座、支脚均选用了16Mn来制造。其中的连接板可采用一整块板折弯而成。用于连接处的加强座，可选用Q235，焊接到两边的侧板上。对于焊接方面的选用，由于蛙式支腿的材料多为低碳钢，易于焊接，在普通条件下就可进行焊接。因此采用CO2气体保护焊就可以满足要求了。CO2气体保护焊成本低，质量较好，生产率高，操作性能好，多用于低碳钢的焊接。对于焊接材料的选择，可选用E4315或E5015的碳钢焊条。其工艺性能一般，熔敷金属具有良好的抗裂性和机械性能。2.8.2 滚轮的选材对于连接液压缸与滑槽的滚轮，则需要有更好的机械性能，耐冲击、耐磨，并有一定的强度，一定的韧性等。因此滚轮、滚轮轴及其隔套都选用了45号钢，并且进行了调质处理，以使其表面硬度达到HRC4550，增加心部韧性。7 液压系统的设计及零件选配设计内容计 算 与 说 明结 果2.6 支腿部分及整机的液压系统的设计 起重机的起重部分由起升机构、回转机构、变幅机构、吊臂伸缩机构、支腿机构和稳定器所组成。除稳定器外，全部为液压传动或操纵。通过车上的油门操纵机构，改变发动机转速来控制定量泵的流量，从而调整作业机构的运动速度。整机的液压系统见图4。本机油箱上置，油箱1中的油经滤油器2、节门3、回转接头4到液压泵5。液压泵输出的高压油经安全阀6，精滤油器22到支腿操纵阀7。支腿操纵阀共两联，为串联油路连接，分别操纵前、后支腿油缸10和9。在支腿油缸上装有液压锁8，其结构如图。油泵、安全阀、精滤油器、支腿操纵阀和前后支腿分别安装在底盘上。支腿液压缸由作业手在车下操纵，先放后支腿，后放前支腿，缩回时顺序相反。如果不采用液压锁，当起重机放下支腿进行工作时，虽然换向阀放在中间位置，油路都被换向阀封闭，但由于支腿缸无杆腔内的油压很高，而换向阀又是靠间隙密封的，故仍会有泄露，将造成液压缸活塞杆缓慢缩回，这是不允许的。采用了液压锁，液压缸无杆腔的高压油把锥形单向阀芯压紧在阀座上，油压越高压得越紧，可以使液压油一点都不会漏回油箱，从而避免了液压缸活塞杆自动缩回的现象，真正起到锁的作用。支腿部分的液压锁可见图5。从支腿操纵阀出来的高压油经回转接头又回到转台以上液压系统，由多路阀11控制各机构的动作。多路阀本身为串联油路，第一联换向阀控制伸缩臂液压缸13，第二联换向阀控制变幅液压缸14，第三联换向阀控制回转马达15，第四联控制起重马达21，两马达与油泵结构相同。 在通往伸缩臂、变幅液压缸及起重马达的两根油管间装有平衡阀12，其结构如图4所示。缸与马达上的平衡阀控制油路的开启压力为1.962.94MPa，伸缩臂液压缸上的平衡阀控制油路的开启压力为2.943.92 MPa。制动液压缸16（包括制动器）增加回转机构的工作可靠性。转台开始转动时，要求迅速解除制动，而停止转动时要求缓慢制动，以减少因重物的惯性力产生的振摆。为此，在制动液压缸的油路上了带梭阀的单向节流阀17。当回转马达启动时，压力油经单向阀进入制动液压缸，可迅速打开制动器；当转台制动时，制动液压缸的油在弹簧的作用下经节流口，回到操纵阀流回油箱，由于节流作用，制动缓慢。为了防止回转机构在骤然制动或换向时产生压力冲击，在回转油路中还设有双向缓冲阀18。当一边油路过载而另一边产生负压时，相应的过载阀立即打开，形成短路，使液压马达的进油和回油自行循环，使过载油路获得缓冲，而负压油路又得到补油。此双向缓冲阀的调定压力为6.37 MPa。精滤油器22（ZU1H16020S）安装在油泵出口油路上，这样不至于因堵塞而增大油泵吸油阻力。本滤油器装有报警装置，当进、出口压差超过0.34 MPa时，发讯指示装置便接通电源，发出堵塞警告讯号。该系统的安全阀6调定压力为20.58 MPa（泵的转速1500r/min）。2.7 销轴的选取 销轴是连接支座和支腿，支腿和支脚的连接件，可按支座上的孔径的大小，支腿上加强座孔径的大小来选取。 支座上的孔径：d=50mm