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小型农田起重机设计摘 要本次毕业设计题目为小型农田起重机，目的是设计一个适合农田使用的小型起重机。首先确定小型农田起重机的总体设计方案，查找相关书籍、资料，再根据最大起重量0.35t的要求进行移动底盘，回转机构、变幅机构、起升机构的具体设计。本次小型农田起重机的底盘采用履带式底盘，驱动轴在底盘前部；回转机构采用单行星齿轮系，动力从太阳轮输入，外齿圈输出，带动上车底盘回转；变幅机构利用四杆机构的原理，使用液压缸推动前臂做起、落，实现起重机的变幅；起升机构采用卷扬机收缩钢丝绳带动吊钩起升重物，为了防止干涉现象的产生，起升机构涉及到定滑轮组的选择。其次，利用材料力学所学的知识进行关键部件的强度、挠度计算；以及利用所给定的尺寸、零件的质量进行防倾覆计算，计算结果与规定参数进行比较，对尺寸进行调整，然后确定小型农田起重机的外形尺寸，以及部分零件的尺寸、加工精度、公差等级等等。最后，利用三维软件进行三维图的绘制，在生成2D工程图，在2D图纸中进行尺寸的标注；选择几个主要零件进行零件图的绘制。关键词：回转机构；变幅机构；起升机构；强度校核IIABSTRACTThis graduation design topic is small farmland crane, the purpose is to design a small crane suitable for farmland use. First, the general design scheme of small farm crane is determined, and the relevant books and materials are searched, and then the specific design of moving chassis, rotating mechanism, amplitude changing mechanism and lifting mechanism is carried out according to the requirement of the maximum lifting weight of 0.35 t. The chassis of this small farm crane adopts crawler chassis, driving shaft is in the front part of the chassis; the rotary mechanism adopts single planetary gear system, the power is input from the sun wheel, the output of the outer gear ring, drives the chassis to turn on the car; Using the principle of four-bar mechanism, the luffing mechanism uses the hydraulic cylinder to push the forearm to start and fall, to realize the shift of the crane, and the lifting mechanism uses the winder to shrink the wire rope to drive the hoist to lift the heavy object in order to prevent the interference. The hoisting mechanism relates to the selection of fixed pulley sets. Secondly, using the knowledge of material mechanics to calculate the strength and deflection of the key parts, and to calculate the anti-capsizing by using the given dimensions and the quality of the parts, the calculated results are compared with the prescribed parameters, and the dimensions are adjusted. Then determine the size of the small farm crane shape, as well as some parts of the size, processing accuracy, tolerance grade and so on. Finally, 3D software is used to draw 3D drawings, 2D engineering drawings are generated, dimensions are marked in 2D drawings, and several main parts are selected to draw part drawings.Keywords: Rotary mechanism; Amplitude change mechanism; Hoisting mechanism; Strength checking目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1 概述11.2 课题的研究背景及主要任务11.3 方案一二三比较22 小型农田起重机主要目标设计参数的确定33 移动底盘的参数设计43.1 移动底盘输出轴设计43.2 根据弯扭合成应力校核轴的强度63.3 校核轴的疲劳强度63.4 输出轴滚动轴承计算83.5 输出轴键的计算93.6 选择轴承的润滑与密封方式94 回转机构的参数设计114.1 根据齿面接触强度进行设计114.2 按齿根弯曲疲劳强度进行验算是否符合要求134.3 几何尺寸计算155 变幅机构的参数设计165.1 前臂165.2 立柱185.3 液压缸195.4 前一臂的结构分析235.5 下车与上车连接处支承立柱强度校核275.6 液压稳定性强度校核285.7 起重机稳定性计算296 移动底盘的参数设计326.1 吊钩机构的参数326.2 其他重要参数337 结论34参 考 文 献36附录1：外文翻译37附录2：外文原文39致 谢43小型农田起重机设计1 绪论1.1 概述小型起重机是一种起升运输车辆，具有起升部分和下车底盘的行走部分。是由起重臂、转台、机架等部分组成。通过变幅、起升、转向和其他机构的共同操作来实现起重机重物，在一定范围内的垂直升降。在我国，农田是大量存在的，农业生产过程中播种、收获等环节需要大量的资源运送。由于在农田里不适合使用大型起重机械，我国现阶段大部分靠人力运输、或者中大型起重、运输机械运输，利用工业化手段合理的解决农业物资产品的搬运问题提出更高要求，小型农田起重机就应运而生。它的诞生不仅可以解决人工搬运的问题，也可以提高资源的综合利用率。设计一台小型农田起重机就可通过机械化作业完成物资和农作物的搬运过程，提高搬运效率。而且由于农田起重机的市场需求逐渐变大，且进口小型起重机价格比较昂贵、操作及维修复杂，不适用于一般中小型农田。针对这种现状，有必要开发成本低廉、易于操作和维修的小型农田起重机。因此本研究具有一定的现实意义及必要性。以下主要介绍一下小型履带式起重机：小型履带起重机配备起吊操作部分在履带底盘上，并依靠履带的行走带动机构运动。它由移动机构、回转机构、变幅机构、起升机构等组成。变幅机构一般情况下采用电动推杆或者液压缸提供动力。起升机构多采用卷扬机缠绕钢绳，利用滑轮组收缩钢丝绳完成起升。机构有两种驱动方式：1、集中驱动。2、分别驱动。综上所述，根据所查阅资料了解的情况，本次毕业设计拟采用履带式起重机。1.2 课题的研究背景及主要任务1.2.1研究背景物料的搬运已经成为人类生产活动中重要的组成部分，我们无时无刻不在思考怎么样更好的搬运物料。对于小型起重机的要求越来越高。中国小型农田起重机起步较晚，和发达国家比发展速度不快。具体表现在： （1）种类少 （2）起重量低 （3）机构复杂，操作繁琐 （4）只能起重，不能实现其他功能 （5）外部特征不美观 目前，小型农田起重机市场需求量很大，并且在相当长的一段时间起重机械都需要存在。因此，对于我国来说一台小型农田起重机的设计是刻不容缓的。1.2.2主要设计任务 本次毕业设计是进行履带式起重机的结构设计，目的是设计一种机构简单、价格便宜、适合农田地形使用的履带式起重机。初定本次设计的小型农田起重机自重为3t，起重量为0.35t，起升高度为2.5米。主要结构涉及到回转转台结构设计、臂架结构的设计、变幅机构的设计，起升机构的设计，各种参数的合适选择，以及防止“倾覆”的计算。采用和cad软件，完成3D建模后，利用三维图生成2D工程图，进行尺寸的标注。最后撰写说明书。1.3 方案一二三比较1.3.1方案一：底盘采用轮胎，转台机构由回转支承，大齿圈，小齿轮啮合，变幅机构直接由卷扬机收缩、放出钢丝绳进行调节。但由于农田地形较为复杂，采用轮胎式，容易让底盘驱动轴，以及从动轴卷入杂草、垃圾等，不方便处理，所以采用履带式底盘。1.3.2方案二：变幅机构采用卷扬机收缩钢丝绳，考虑到农田环境较为复杂，太多钢丝绳裸漏在外部，安全呢性能低，故不如采用四杆机构，液压缸推动吊臂完成起升、放下过程。液压缸作为动力源，也使机构的稳定性更高，安全性更好。1.3.3方案三：本次小型农田起重机，我们需要考虑农田的地形、起重机的机动性、稳定性、小型化等方面。因此，本次小型农田起重机的行走机构设计为履带式底盘；回转机构采用采用单行星系齿轮结构，动力由传动轴从太阳轮输入，从外齿圈输出，行星架通过机构锁死，以防止齿轮错位，保证机构的稳定转动。外齿圈与回转转台相连接，实现上车机构的回转；起升机构采用液压缸推杆上下移动带动前臂上升、降落；起升机构采用卷扬机牵引钢丝绳上升、下降完成。2 小型农田起重机主要目标设计参数的确定起重机械的基本参数：（1） 额定起重量（Q）：0.35t。 （2） 最大起升高度（H）：2.5m。（3） 幅度(R)：为2.10米，为1.72米。（4） 回转角度：360。（5） 机构工作速度(v)：起升机构速度：030米/分;变幅机构速度：030米/分;回转机构速度：0.6转/分;行走机构速度：05公里/小时 （6） 爬坡能力：30%（7） 外形尺寸（长宽高）3.31m2.78m3.1m（8） 自重3t（9） 本次设计小型农田起重机构想图，如下图。图2.1 履带式起重机构想图3 移动底盘的参数设计移动底盘的主要作用是让起重机完成行走、驻停、转向，本次设计驱动轴在前部，这样可以产生较大的牵引力。采用履带式底盘结构，底盘长度3.314m，宽度2.775m,高度0.742m.图3.1 移动底盘二维图3.1 移动底盘输出轴设计输出轴，材料40Cr（调制）查机械设计手册表10-2-2，取 ，由公式 （式3.1.1）轴上有两个键槽，轴径增加10-15， （式3.1.2）查机械设计手册表11-2-2，取d=85mm。求作用在齿轮上的力经过计算初选输出轴圆柱直齿轮的分度圆直径，而 （式3.1.3） （式3.1.4） （式3.1.5）轴上零件的装配方案表3.1 轴的各个部分尺寸d12=70mmd23=74mmd34=80mmd45=110mmd56=94mmd67=80mmL12=116mmL23=80mmL34=88mmL45=132mmL56=152mmL67=120mm 轴的载荷分布如下图图3.2 轴的载荷分析图图3.3 轴的结构 载荷数值表如下表3.2 载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩T3.2 根据弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中计算所得数据分析应力、弯矩情况，查机械设计手册表5-3-4，取，轴的计算应力 （式3.2.1）查机械设计手册表6-4-1，取，故安全。 3.3 校核轴的疲劳强度判断危险截面 截面6右侧抗弯截面系数 （式3.3.1）抗扭截面系数 （式3.3.2）截面6右侧弯矩,截面6上的扭矩截面上的弯曲应力 （式3.3.3）截面上的扭转切应力 （式3.3.4）根据此轴的材料为45钢，以及轴的各个部位使用环境特点，查机械设计手册表14-2-2,。查取截面交汇处由于设置轴肩而形成的理论应力集中系数及。因 （式3.3.5） （式3.3.6） 查机械设计手册表15-2-6,轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为 （式3.3.7） 故，查机械设计手册表6-2-1,尺寸系数，扭转尺寸系数。根据轴按磨削加工,查机械设计手册表7-2-4表面质量系数为，取，则综合系数 （式3.3.8） （式3.3.9） 查机械设计手册表12-3-2，取碳钢的特性系数,计算安全系数值 （式3.3.10） （式3.3.11） （式3.3.12）故可知安全。3.4 输出轴滚动轴承计算选标准精度级的单列圆锥滚子轴承30216，其尺寸为dDT=80mm90mm34mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=73.2 KN。 轴上载荷分布如下图。表3.3 轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F由水平向左。则 （式3.4.1） （式3.4.2）则 （式3.4.3） （式3.4.4） （式3.4.5）因此轴承左端紧，右端松。故 （式3.4.6） （式3.4.7）则X=0.4,Y=1.6, （式3.4.8）则X=1，Y=0, 则 （式3.4.9） （式3.4.10）则选小的，选P1。基本额定动载荷值C=580kN。 （式3.4.11）轴承的预期使用寿命：10年，两班制。L=3001082=48000h，故合格。3.5 输出轴键的计算GB/T 1096-2003 d=70mm, bh=10mm16mm, l=82mm校核输出轴键1的强度： （式3.5.1）GB/T 1096-2003 d=94mm, bh=14mm16mm, l=104mm校核输出轴键2的强度： （式3.5.2）键1、键2的齿轮的材料均为Q235，即使负载最大时载荷性质也为轻微冲击，查机械设计手册表13-2-2。因为，所以所选键1、键2的强度满足要求。3.6 选择轴承的润滑与密封方式底盘轴承的润滑方式的选取在于大圆柱直齿轮的圆周速度和大圆锥直齿轮的圆周速度。 （式3.6.1） （式3.6.2）所以选油润滑，并且在轴承前设有挡油环，为了防止漏油，但是也不能封死挡油口，以利于润滑油能进入轴承。因为轴的转速不高，所以无需多加考虑，按以下公式计算，高速轴的圆周速度 （式3.6.3）低速轴的圆周速度 （式3.6.4）所以均选用接触式毡圈密封。电动机的选择：工作机所需要的有效功率为：，其中运输链的输出功率： （式3.6.5） （式3.6.6）计算结果： （式3.6.7）运输链的分度圆直径： （式3.6.8）运输量的转速： （式3.6.9）直齿圆锥齿轮传动比为：23，圆柱齿轮传动比为：36，链传动比：25可得电动机的转速范围：，经计算得：90232 r/min 90365 r/min=1080r/min8100r/min。因此由电动机的转速范围1080r/min8100r/min及电动机的输出功率4.7kW，本次选择Y132S2-2三相交流异步电动机，额定功率7.5kW,2900r/min。4 回转机构的参数设计4.1 根据齿面接触强度进行设计在不改变下车车身方向的基础上，方便完成物体的搬运。采用单行星系齿轮结构，动力从中心太阳轮输入，传动三个行星齿轮转动，从而带动外齿圈转动，行星架通过机构锁死。外齿圈与回转转台下平面相连接，利用外齿圈的转动从而带动上车机构的回转。太阳轮、行星轮、外齿圈选用8级精度(GB10095-88)，选择太阳轮、行星轮材料为40cr（调质），外齿圈材料为45#钢（调质），齿面硬度都为280HBS。太阳轮=18,行星齿轮=18,外齿圈压力角取。三维简图如下。图4.1 行星齿轮系三维图计算公式进行试算，即 （式4.1.1）确定相关参数，试选载荷系数，计算小齿轮的转矩 （式4.1.2）取齿宽系数，查机械设计手册表9-2-1本次齿轮弹性影响系数查机械设计手册表4-3-2，可知区域系数，计算重合度系数 （式4.1.3） （式4.1.4） （式4.1.5） （式4.1.6）按齿面硬度查机械设计手册表10-3-3得，太阳轮接触疲劳强度极限，行星轮 计算应力循环次数 （式4.1.7） （式4.1.8）查机械设计手册表9-3-1，取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力，查机械设计手册表11-3-2，齿轮使用时失效概率为0.9%，安全系数S=1，得 （式4.1.9） （式4.1.10）取比较小的当成齿轮副接触疲劳许用应力，试算太阳轮分度圆直径，由计算公式得: （式4.1.11） 圆周速度v （式4.1.12）齿宽b及模数m; （式4.1.13）计算实际载荷系数,查机械设计手册表10-3-4，选择使用系数根据v=2.26m/s，7级精度，查机械设计手册表10-3-6，选动载系数=1.02。计算齿轮的圆周力 （式4.1.14） （式4.1.15）查机械设计手册表2-3-4得，齿间载荷分配系数，查机械设计手册表2-3-4得，齿向载荷分配系数。接触强度实际载荷系数11.021.21.42=1.73 （式4.1.16）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径是否符合要求，得 （式4.1.17）因此，模数：m=d1/z1=31.68/18=1.76mm。4.2 按齿根弯曲疲劳强度进行验算是否符合要求计算齿轮模数： （式4.2.1）确定公式内相关参数，查机械设计手册表6-4-2，试选。计算弯曲疲劳强度的重合度系数： （式4.2.2）计算查机械设计手册表6-4-2，应力修正系数，齿形系数，查机械设计手册表6-4-3得，太阳轮的弯曲疲劳强度极限，行星轮的弯曲疲劳强度极限，查机械设计手册表6-4-2，取弯曲疲劳寿命系 ，查机械设计手册表6-4-2弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 （式4.2.3） （式4.2.4） （式4.2.5） （式4.2.6）故试算齿轮模数 （式4.2.7） 调整齿轮模数，计算圆周速度v （式4.2.8） （式4.2.9）齿宽： （式4.2.10）齿高h及齿高比b/h： （式4.2.11） （式4.2.12）计算实际载荷系数，根据v=2.1m/s,查机械设计手册表8-3-4，得动载系数得，由插值法得，结合b/h=9.334查机械设计手册表8-3-5可得则载荷系数为 （式4.2.13） （式4.2.14）需要就近圆整m=2mm。下面在次进行验算校核。 （式4.2.15）取。4.3 几何尺寸计算分度圆直径： （式4.3.1） （式4.3.2）中心距 （式4.3.3）齿宽 ： （式4.3.4）在此将太阳轮齿轮的齿宽加宽5-10,以防止行星齿轮因使用年限、装配、工作平面的倾斜产生误差，使配合错位，减小了实际受力面积，不能实现最好的传动效果，最后取b1=77mm b2=70mm。5 变幅机构的参数设计 变幅机构：最大变幅高度1.77m，距离上车底板上平面，变幅角度范围035。采用前臂、立柱、液压缸、起重机上车平台构成四杆机构。液压缸通过变化提供动力推动推杆，推杆推动前臂完成起重机的变幅。变幅机构装配简图如下。图5.1 变幅机构装配图5.1 前臂前臂具体参数：长度：2378mm ，宽度：140mm， 高度392mm，质量150kg。前臂是起重机的重要组成部分，本次采用弯曲臂，有效避免钢丝绳起升重物的干涉现象发生，采用矩形臂，臂采用镂空设计减少起重机上车重量，使材料利用率高，更合理。前臂三维和二维简图如下。图5.2 前臂零件图图5.3 前臂三维图5.2 立柱立柱具体参数长度：200mm，宽度：150mm，高度998.54mm，质量150kg。立柱三维和二维简图如下。图5.4 立柱零件图图5.5 立柱三维图5.2.1立柱配合部件结构设计（1）法兰盘的结构设计 法兰盘通过螺栓将立柱上车底盘固定，保证立柱的垂直度以及稳定性，从而使起重机工作性能更加稳定。厚度35mm，均匀分布10个孔，孔的直径30mm，选用的固定螺栓为M30,在加工过程中要注意保证10个孔的均分。法兰盘的材料选用Q235就可以满足其强度和刚度的要求。其三维图如下图所示：图5.6 法兰盘的三维结构图（2）筋的结构设计由于要考虑到节省材料，因此不能采用那么多的实心臂、柱，因此出现了许多为了使机构承受更大载荷而存在的加强筋。加强筋的产生有的时候不仅仅可以增大机构承受载荷的能力，也从整体减轻了整机的重量，更小巧，美观。根据加强筋的设计要求，选用梯形的加强筋，厚度为60mm。5.3 液压缸本次设计液压缸是将液压能转变为机械能的，使推杆推动前臂使其变幅的液压执行元件。它的结构十分简单、而且工作可靠。用它来实现机构的运动时，可以不使用缓冲装置，并且不会出现压力突然消失的情况，安全性更好；相比于电动推杆，液压缸产生的动力也更大，是机构运动的也更快。5.3.1液压缸的轴向尺寸设计液压缸，其轴向长度是由起重机起升高度决定。活塞宽度。变幅机构运动所需的最大高度可以决定活塞的有效行程，=290mm(GB/T 2349-1980)。导向长度 （式5.3.1） 缸筒长度=l+B+A+M+C。l是本次设计液压缸活塞最大行程，b是活塞宽度一般取（0.6-1.0）D本次取0.6D, A是活塞杆的导向长度，C是其他长度，M是活塞杆的密封长度=初始位置（本次拟定35mm）+行程（290mm）+行程余量（本次拟定20mm）+导向长度（49.5mm）+法兰长度（35mm）。 （式5.3.2） （式5.3.3）最终缸体高度取。液压缸缸体装配图如下。图5.7 液压缸三维图缸体二维零件图如下：图5.8 缸体零件图缸体外圆半径R105mm,内圆半径R90mm,高度600mm。推杆三维零件图如下。图5.9 推杆零件图推杆半径R40mm,高度767mm其他细节尺寸见零件图。图5.10 底盖零件图液压缸底盖半径R105mm,底盖高度212mm,其他细节尺寸见零件图。5.3.2变幅油路系统变量油路系统由M型三位四通换向阀、平衡阀和一个变幅缸组成。起重机的俯仰过程分为三种情况：起重臂、下降臂和止动臂。油系统的使命是确保这三种类型的变幅行为安全可靠地进行。当换向阀1处于所示位置（中心位置）时，来自油泵的压力油进P口由P2-O2流回油箱O，缸体的上室和下室的通道A、B关闭（即液压制动），起重臂停在某一位置不动。当抬起臂时，阀杆移动到左侧位置（后部位置），并且从从P2腔到A腔的压力油将止回阀2打开到变幅缸的大腔，缸内活塞被向上推动，由活塞杆推起动臂，小腔的回油则由B-O2-O流回油箱。待起重臂升到所需位置停止时，将阀杆推回中位，启动臂将停止不动。当臂在下降时，控制阀杆向右（前位置）压力油由P自P2-B进入油缸腔，同时控制机油打开平衡阀，油缸大腔的油通过平衡阀到A-O2-O流回油箱。变幅油路系统如下图。图5.11 变幅油路图：换向阀；：平衡阀；：变幅油缸1：换向阀杆；2：单向阀；3：控制活塞；4：平衡阀杆；5：变幅油缸活塞5.4 前一臂的结构分析 前一臂是矩形梁，其作用是带动吊钩完成起重机的起升、降落。前臂受力如下图所示。图中符号含义:Q为起重机最大起重量；W为横梁腹板总质量；H为立柱中心距离上车底平面高度;q为横梁自重载荷集度; 为最小幅度; 为最大幅度;L为横梁总长; 为横梁悬臂长度; 为支架重心至横梁悬臂根部距离 ;为支架最远边缘至立柱中心距离; 为A点水平反力; 为D点水平反力;R为A点垂直反力;g为重力加速度。图5.12 前臂整体数学模型本次设计，Q=350kg G=150kg H=903mm q=52.72kg/m =2078mm =2078mm L=2378mm =1878mm =100mm =100mm =150mm W=40kg。 5.4.1前臂结构内力分析由于受力平衡，故=0，得 （式5.4.1）故， （式5.4.2） 由X=0，得=1617873.32，由Y=0，得 （式5.4.3） 由结构节点B弯矩平衡=0，得 （式5.4.4） （式5.4.5）式中: : A点所受弯矩， : B点所受弯矩，: C点所受弯矩。 图5.13 立柱与前臂交点B的弯矩5.4.2前臂强度校核:前臂在B 点受的正应力, :本次前臂的许用应力，取255MPa。比较横梁B点最大弯矩:取,:前臂的截面抗弯模量，查机械设计手册表8-4-1，取=则= （式5.4.6）所用钢材满足强度满足。5.4.3前臂的挠度计算由于本次设计由前臂和立柱还有液压缸组成变幅机构，前臂端的挠度应计及前臂重力和立柱支承的组合影响。图5.14 悬臂梁产生的挠度前臂的挠度：给定参数：E=210GPa，I=11100，L=2378mm，Q=350kg，H=903mm。 （式5.4.7） （式5.4.8）悬臂总挠度： （式5.4.9）立柱挠度由顶端弯矩产生：图5.15 总体产生的挠度 （式5.4.10）加和上述两部分挠度计算结果，前臂前端总的挠度 （式5.4.11） 前臂的许用挠度 （式5.4.12）， 挠度满足要求。5.5 下车与上车连接处支承立柱强度校核立柱的作用是为了支承起重机上车旋转部分而存在的。初选立柱壁厚为20mm的Q235材料的钢管外径D=500mm，d=460mm，查机械设计手册表8-3-4，=235MPa，ALZ=0.024m2 = （式5.5.1）其中RA=34064N MD=146629N.M图5.16 立柱内力图压应力 （式5.5.2） 式中:RA :立柱顶部所受轴向力， : 立柱面积， D :立柱外径，:立柱惯性矩， （式5.5.3），经过计算强度要求满足。5.6 液压稳定性强度校核设计的缸筒壁厚=15mm，因本次设计方案是低压油路液压系统，校核公式采用 （式5.6.1）-实验压力， ,为液压缸额定工作压力，缸筒内径 D=90mm，缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度单位,n为安全系数，查机械设计手册表10-3-4，取n=6。对于P117MPa.选择45号钢，低压时 （式5.6.2）故，此次设计的缸筒厚度、缸筒内经满足安全要求。缸底厚度1=20mm，在缸底有孔时： （式5.6.3）其中 （式5.6.4）在液压缸组合底部无孔时，用来作为液压缸的快进和快退的使用 （式5.6.5）其中。5.6.1液压缸稳定性计算负载F为液压缸起升重物时所受的力，一旦力F大于临界值，液压缸会失去稳定性，达不到实际工作要求、严重时可能引起漏油、烧坏电机等后果。此时稳定性可用下式校核： （式5.6.6）式 稳定性安全系数，查机械设计手册表13-4-2，取=5，因此 （式5.6.7） （式5.6.8） （式5.6.9）因此满足稳定性要求。5.7 起重机稳定性计算表5.1 稳定性计算参数表单位/=8=15=5=1=0.1=0.05单位/=1.5=1.5=1.4=1.6=2.2=1.6=0.73=0.4=2.4=1.1起重机机身可转动部分的重力；起重机机身不转动部分的重力；平衡重的重力；起重臂的重力；提升载荷(包括构件重力和索具重力）；起重滑车组的重力； 从重心到轨道带中点的距离（忽略地面倾斜影响，下同）； 重心至履带中点的距离； 重心至履带中点的距离； 重心至履带中点的距离； 重心至地面的距离； 重心至地面的距离； 重心至地面的距离； 重心至地面的距离； 地面倾斜角度，应限制在3以内；起重半径（即工作幅度）当臂长度小于25m时，可以忽略风载引起的倾覆力矩；重物在下降时突然刹车的惯性力矩所引起的整车的倾覆力矩；惯性力；吊钩下降速度，是吊钩上升速度的1.5倍；重力加速度；吊钩下降速度从v变到0的时间这里取1s；起重机旋转时离心力引起的倾覆力矩；离心力；起重机的回转速度；所吊物体在最低位置时，其重心至起重机杆顶部之间的距离；起重机顶端至地面的距离；起重机臂杆稳定性验算（无伸缩臂）：计算重物突然下降时起重机刹车的惯性力矩所引起的倾覆力矩大小 （式5.7.1） 计算起重机回转时产生的离心力所引起的倾覆力矩 （式5.7.2）在履带式起重机在采用原起重臂杆稳定性最不利的位置，为保证机身稳定应使履带中点的稳定力矩大于倾覆力矩：当考虑提升荷载以及所有负载荷载时，稳定性安全系数 （式5.7.3）因此，小型农田起重机不加载荷稳定性符合要求。只考虑提升荷载，忽略附加荷载时的稳定性安全系数 （式5.7.4）因此，加载荷稳定性符合要求。起重机最大安全起重量及性能参数计算：起重机最大安全起重量计算：履带式起重机起重量Q随起重半R的改变而变化，当起重机臂杆长度一定时，不同起重半径下最大安全起重量不同，需要按照公式分别计算（由于此次设计履带起重机不涉及臂杆长度变化在此不做介绍）。6 移动底盘的参数设计起升机构采用卷扬机收缩钢丝绳，钢丝绳与吊钩组合相连接，带动吊钩的起落，使重物起升一定高度，利于回转机构完成后续工作。钢丝绳长度12m。起升的最大高度2.5m(取决于变幅机构前臂前定滑轮距离地面的高度)。起升机构简图如下。图6.1 起升机构装配图6.1 吊钩机构的参数长度200mm,宽度107.5mm，高度363.63mm其他尺寸见下零件图。图6.2 吊钩组合图6.2 其他重要参数后端配重箱尺寸：1300mm500mm500mm，为了防止倾覆。驾驶室尺寸：750mm500mm750mm，作用操作起重机。电机尺寸;630mm280mm280mm，作用为起重机提供动力源，其他细节尺寸在此不做介绍。其他重要机构三维装配图如下。图6.3 其他重要细节装配7 结论起重机械的基本参数：额定起重量（Q）：0.35t，最大起升高度（H）：2.5m，幅度(R)：设计值为2.10米，为1.72米，回转角度：360，起升机构速度：030米/分，变幅机构速度：030米/分，回转机构速度：0.6转/分，行走机构速度：05公里/小时，爬坡能力：30%，外形尺寸（长宽高）3.31m2.78m3.1m，自重3t。图7.1 小型农田起重三维图图7.2 小型农田起重机主视图参 考 文 献1 李国忠,闫松林,高伟哲编. 移动式工程起重机操作与维修M. 北京:化学工业出版社, 2008.2 张青,张瑞军编. 工程起重机结构与设计M. 北京:化学工业出版社, 2008. 3崔碧海主编. 起重技术M. 重庆:重庆大学出版社, 2006.4张应立主编. 臂架式起重机安全技术M. 北京:中国石化出版社, 2008.5卜一德主编. 起重吊装计算及安全技术M. 北京:中国建筑工业出版社, 2008. 6成大先. 机械设计手册第二卷M. 北京:机械工业出版社, 2004.7 黄大巍,李风,毛文杰. 现代起重运输机械M. 北京:化学工业出版社, 2006. 8张质文,虞和谦,王金诺等. 起重机设计手册M. 北京:中国铁道出版社, 1997.9吴宗泽主编. 机械设计师上M. 北京:机械工业出版社, 2002. 10起重机设计手册编写组编. 起重机设计手册M. 北京:机械工业出版社, 2013.11陈道南主编. 起重运输机械M. 北京:冶金工业出版社, 2005.12史全富主编. 画法几何及工程制图M. 上海:上海科学技术出版社, 2003.13Jie Lian; Jia Li; Crane Basic Boom Static Analysis Based on ANSYSJ. Advanced Materials Research, 2014.(07):64-68. 14An Liu; Wei He; Zhe Kun Li; Li Cheng; Study on Dynamic Characteristics of the Bridge Crane Hoisting Mechanism Based on State-Space MethodJ. Advanced Materials Research, 2015.(15):739-742.15Rui Xue Zhao，etc. Reliability Analysis on Anti-Overturning Stability for Truck CraneJ. Applied Mechanics and Materials, 2014.(18):367-370.- 43 -附录1：外文翻译为了更准确地了解汽车起重机抗倾覆稳定性的可靠性，在以总体关键参数为设计变量的动态软件环境中建立了参数化多体动力学模型。在此基础上，根据工作条件和起重机动力学仿真结果，建立了该车起重机的稳定性判据。对影响汽车起重机稳定性的设计变量，采用截断正态分布抽样法，采用蒙特卡罗方法对其可靠性进行了分析。结果表明，在最危险工况下，汽车起重机的稳定性可靠度为0.9998。分析表明，采用现代多体动力学和蒙特卡罗方法对汽车起重机抗倾覆稳定性进行可靠度计算是可行的，其计算结果比传统安全系数法更准确。 大型数控机床恒流量闭式静压转台的变形，由于其直径大、承载能力强，对膜厚有很大的影响。根据弹性圆板变形理论，推导了在不同位置承受均布力的简支条件下工作台变形的微分方程。给出了工作台的位移曲线。发现了静压转台的受力和变形缺陷，为支持重型工件加工的定位和油膜是否失效提供了理论依据。 计算了汽车制动系统的设计，并根据已知的汽车相关参数进行了主要参数的计算。研究了制动制动力矩、制动力矩和制动力分配系数以及液压制动驱动机构的相关参数。最后对制动性能进行了详细的分析。 研制了一套涡流检测与自动分离系统，对HFW管道中的焊缝缺陷进行检测，并对缺陷管进行分离。应用相敏检测器，通过低通滤波器获得焊缝缺陷的纯信号。将焊缝缺陷信号信息、飞锯位移信息和焊管焊接速度信息融合在一起。建立了缺陷焊管非定长截断的数学模型。设计了一种自动分离系统，用于切割和分离生产线中有缺陷的焊管。对空气流动及其模型的研究主要集中在设计双层盖屋顶，建议在潮湿的建筑物中使用。软件ansys采用CFD方法进行建模。通风双层屋顶设计的首要问题是选择最佳的空气腔厚度。 根据选定的模型，在阁楼外缘的1.76米和4.23米之间有一个盲点，空气倒流发生在上屋顶甲板的底面上，导致通风腔通风不良。曲轴的动强度分析是结构设计的基础。本文讨论了用亚当斯软件进行动态仿真的方法，同时对简支梁、连续梁模型、单拐模型和整体接触模型三种传统的应力分析方法进行了比较。提出了一种新的计算方法：首先用雷诺兹方程建立油膜模型，得到油膜刚度，然后将其等效为弹簧冲击轴颈的等效刚度，最后建立整个曲轴的有限元模型。该模型能更准确地反映曲轴的实际情况，可用于曲轴的优化设计。双交叉步降应力加速寿命试验（dcsds-alt）本文采用开关下双应力交替。与恒应力试验相比，阶梯应力试验减少了试件数量、时间和成本，最终提高了加速试验的效率。对于气动缸，应力测试失效物理可以描述为累积退化模型。利用累积损伤一般对数线性关系和威布尔假设，在恒定应力测试下，将失效数据等效转化为失效数据。然后，可以更准确地导出可靠性规范。平均寿命估计误差的5%和特征寿命误差的1.85%对气动工业寿命预测非常满意。本文研究了sc50c液压履带式起重机13米基本臂，使静态分析起重机基本臂采用ANSYS软件，得到应力分布。根据起重机基本臂架的载荷和结构特点，建立了起重机臂架的有限元模型，为起重机臂架的设计和优化提供参考。一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、控制元件、辅助元件和液压油的实现。原动力流体在动力元件中的作用转化为机械能的压力，即液压系统的泵，它是驱动整个液压系统的动力。液压泵齿轮的结构形式一般为泵、叶片泵和活塞泵。实现元件(如液压缸和液压马达)，即液体的压力可以转化为机械能，以驱动负荷直线往复运动或旋转运动。控制元件(即各种液压阀)在液压系统中控制和调节液体压力、流量和方向。根据控制功能的不同，将液压控制阀分为阀门、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀分为效益流量阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调节阀、分流阀组等；方向控制阀包括单向阀、单向流体控制阀、穿梭阀、阀等。在控制方式不同的情况下，可分为液压阀控制开关阀、控制阀和设定比值控制阀。辅助部件，包括油箱、滤油器、油管和管接头、密封件、压力表、油位、油元等。液压油是液压系统中的工作能量传递介质，有各种矿物油、乳化油液压成型霍普类。液压系统的作用是帮助人类工作。主要是通过实现元件的旋转或压力成往复运动。液压系统和液压功率控制信号由两部分组成，信号控制部分采用液压部分驱动控制阀运动。部分液压功率是指用电路图来表示不同功能的元件之间的相互关系。含液压泵源、液压马达及辅助元件；液压控制部分包含各种控制阀，用于控制油液流量、压力和方向；操作或液压缸与液压马达配合，根据实际需要自行选择。附录2：外文原文To more accurately learn reliability on anti-overturning stability for a truck crane, a parametric muti-body dynamics model is built in a dynamic software environment with overall key parameters as design variables. On this basis, stability criteria of this truck crane are established according to the working conditions and crane dynamics simulation results. After a truncated normal distribution sampling method is given for design variables which will effect on truck cranes stability, the reliability analysis of this truck crane is done via Monte Carlo method. The result indicates that the truck cranes stability reliability is 0.9998 in the most dangerous working condition. Analysis shows that the reliability calculation of truck crane anti-overturning stability is feasible using modern muti-body dynamics and Monte Carlo method, and the results are more accurate than conventional safety factor method.The deformation of constant flow and closed type hydrostatic rotary table of heavy duty CNC machine tool has a great influence on the film thickness because of its large diameter, high load-bearing. According to the circular plate deformation theory of elasticity, differential equations of worktable deformation are derived in the simply supported conditions when bearing uniform force of different locations. Displacement curves of worktable are obtained. Force and deformation weaknesses of hydrostatic rotary table are found, which can provide theory basis for supporting location of heavy workpiece machining and whether oil film is failure or not. Calculation of car brake system design, also according to the known automotive related parameters is obtained by calculating the main parameters. The brake and braking torque, braking moment and braking force distribution coefficient and hydraulic brake drive mechanism related parameters. Finally, the braking performances are analyzed in detail. An eddy current detection and automatic separating system is developed to defect the weld defects in HFW pipe and separate the defective pipe. Application of phase sensitive detector, the pure signal of the weld defect is obtained through a low-pass filter. The information of the weld defect signal, the displacement of flying saw and the welding speed of welded pipe are fused together. The mathematical model is established for unfixed length truncation of the defective welded pipe. An automatic separating system is designed to cut and separate the defective welded pipes in the production line. The study of air flow and its modelling is particularly focused on designing double-cladding roofs, which are recommended for buildings in wet conditions. Software ANSYS , which uses CFD method, is used for the modelling. The primary issue concerning the design of ventilated double-cladding roofs is to select the optimum thickness of air cavity. Based on the selected model, there is a blind spot in between 1.76 m and 4.23 m of the outer edge of the attic where air back flow occurs at the bottom surface of the upper roof deck which leads to poor ventilation of the ventilated cavity. Dynamic and strength analysis of crankshaft is the basis of structural design. The paper discussed the dynamic simulation method using software of ADAMS, at same time compared the three traditional stress analysis methods: simply supported beam or continuous beam model, single crank model and overall contact model. A new method was proposed, firstly to establish the oil film model with Reynolds equation and obtain the oil film stiffness, then to treat it as the equivalent stiffness of spring impacting on shaft neck, lastly to create the finite element model of the whole crankshaft. The model will be more precisely reflect the real conditions and can be use to the optimization of crankshaft. Double Crossed Step-Down-Stress Accelerated Life Testing (DCSDS-ALT) discussed in this paper was implemented by switch down the double stresses alternately. Compared to constant stress test, step-stress test decreased specimen numbers, time and cost, and eventually well improve the accelerated testing efficiency. For pneumatic cylinder, the step-down-stress testing failure physics can be described as cumulative degradation model. By use of cumulative damage General Log-Linear relationship and Weibu ll assumption, the failure data obtained were equivalently converted to failure data under constant stress testing. Then the reliability specifications can be derived with better accuracy. The 5% of average lifetime estimation error and 1.85% of the characteristic lifetime error are very satisfying for pneumatic industrial lifetime prediction. This article studied the 13 m basic boom of SC50C hydraulic crawler crane, and made static analysis on crane basic boom by applying ANSYS, and obtains the stress distribution. Based on the features of the loads and structure of the crane basic boom, this paper sets up a finite element model of it, thus providing reference for the design and optimization of crane boom. A complete hydraulic system consists of five parts, namely, power components, the implementation of co- mponents, control components, auxiliary components and hydraulic oil. The role of dynamic components of the original motive fluid into mechanical energy to the pressure that the hydraulic system of pumps, it is to power the entire hydraulic system. The structure of the form of hydra- ulic pump gears are generally pump, vane pump and piston pump. Implementation of components (such as hydraulic cylinders and hydraulic motors) which is the pressure of the liquid can be converted to mechanical energy to drive the load for a straight line reciprocating movement or rotational movemen
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