起重机执行部件设计-机械毕业设计说明书论文CAD图
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起重机执行部件设计-机械毕业设计说明书论文CAD图,起重机,执行,部件,设计,机械,毕业设计,说明书,论文,CAD
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摘要起重机是提取重物的工程机械，体型一般都比较庞大，一般的起重机缺乏灵活性，而汽车起重机却可以兼顾灵活性的同时不乏起重性能。就QY20t汽车起重机，我们来谈一谈汽车起重机的执行机构：回转机构和变幅机构，以及执行机构所涉及的液压系统。一般回转机构会涉及到回转减速器，回转台以及紧固件以及回转液压系统。变幅机构：通过臂架吊起重物，实现大的作业高度与作业幅度，一般会涉及到变幅液压缸，变幅铰接装置，以及变幅液压系统。总的来说，这次设计既包含了传统设计：减速器设计，有包括了液压学的内容，如确定回转机构和变幅机构的液压回路，还有针对所用到的液压阀，液压泵的选择。关键词：汽车起重机；回转机构；变幅机IAbstractCrane is the construction machinery to extract heavy objects, the body is generally relatively large, the general crane lack of flexibility, and the truck crane can take into account the flexibility at the same time there is no lack of lifting performance. On the QY20T truck crane, Lets discuss the actuator of autocrane :the rotation system and jib lubbing mechanism, and the hydraulic system involved in the executive mechanism. Generally speaking，the rotation system will involve rotary reducer and rotary table and fasteners as well as the slewing hydraulic system. Lugging mechanism: lifting heavy objects through the boom to achieve large operating height and range, generally involving a lugging hydraulic cylinder, lugging hinge device, and a lugging hydraulic system. In general, the design includes the traditional design: reducer design, including the content of hydraulic science, such as determining the rotary mechanism and the hydraulic circuit of the lug mechanism, and for the use of hydraulic valves, hydraulic pump choice.Keywords: truck crane slewing mechanism luffing mechanismII目 录摘要IAbstractII1 绪论11.1 起重机简介11.2流动式起重机11.3工程起重机的发展趋势22 轮胎式起重机的总体设计32.1从整体角度看待轮胎起重机的设计32.2 轮胎式起重机动力装置的选择32.3轮胎式起重机的主要参数43 汽车起重机回转部分设计计算63.1 回转件在传动方面的设计63.1.1回转阻力矩组成与计算63.1.2回转马达的选择83.1.3回转液压泵的选择93.2回转回路103.2.1 性能要求103.2.2主要构成103.2.3功能实现和工作原理113.3回转减速器有关设计与选型123.3.1总体方案的提出123.3.2关于高速级数据确定143.3.3低速级设计计算193.3.4减速器中轴及轴承相关设计233.4回转支撑装置的设计计算273.4.1回转支撑装置选型及设计273.4.2回转支承装置强度计算及校核284 汽车起重机变幅机构的设计304.1 变幅机构三铰点位置的确定304.1.1吊臂根部铰点位置的确定304.1.2 变幅液压油缸铰点位置的确定314.2吊臂各节尺寸的确定334.3吊臂截面的选择及截面尺寸确定354.4变幅回路364.4.1性能要求：364.4.2变幅回路液压原理374.4.3变幅机构液压泵的选择385 主臂伸缩机构的设计计算405.1臂架伸缩机构的驱动形式405.2臂架伸缩液压缸的计算及选择415.2.1缸筒内径计算415.2.2活塞杆的直径设计与验算415.2.3 缸体针对厚度与外径的设计436液压系统性能验算446.1 液压系统的发热验算446.2 工作循环周期T446.3 油泵产生的热能H45结论46致谢47参考文献48IV1 绪论1.1 起重机简介起重机，又叫吊车，主要得名于该机械强大的起吊性能。起重机一般由三部分组成，分别是回转机构，变幅机构以及变幅腔中的伸缩机构。当然了，这里说的是起重机最基础的组成部分。三个部分相互连接，将液压能转化为机械能，从而完成人力难B以完成的重量，所以在一些施工场地，矿业作业场地，土木施工场地都能看见它的身影。起重机按照功能能划分为不同的起重机。下面将对运动臂架式起重机进行介绍。 桥式起重机：顾名思义这样的起重机由于由两支腿支撑就像“桥”一样，中间可以运输货物。由起重小车，桥及电气部件等主要部件组成，桥式起重机是将所要提起的物品用支腿的一边滑倒另一边的支腿，物品在轨道上滑行。门式起重机：该起重机就像是桥式起重机“长”了两条腿，远远望过去就像一扇大门。龙门吊，这个广泛于民间的名字，就是门式起重机的别称。该起重机的占地面积巨大，一般该起重机应用于室外，一般应用于海岸造基，港口运货。门座式起重机：该起重机远远望过去就像是起重机保留了回转机构，变幅机构，当然了，该起重机的底部不是实心的，它是如同四根柱子支撑起来的“小板凳”。浮式起重机：陆上起重机只要具有足够的抗倾覆稳定性，在倾覆力矩作用下起重机是直立的。该起重机之所以能在水面上进行作业，是因为它的底下有一个浮力机构：浮船，但是，影响起重机发生倾斜的因素有很多，比如水底的暗流，以及起重机受到的任何侧力矩。当载荷变化时，起重机会产生摇摆。当倾角增大到甲板入水或船底露出水面时，浮船就会倾翻。浮式起重机稳性计算的目的就是校核浮船的最大倾角是否小于允许值。谈到浮式起重机，最重要的部分就是它的回转机构，其包括：滚轮，轴承上下轨道，回转中心小筒以及反滚轮装置。各个部分承受的力各有分工，滚轮相对固定于上下轨道仅仅受垂向载荷，而倾覆力矩交给了反滑轮装置和回转中心小筒。1.2流动式起重机汽车起重机是使用通用或特殊底盘作为起重机起重机的站点，其重量和性能等于同一辆汽车的总重量，因为该起重机结构极其接近路面车辆，所以大部分汽车起重机都应用于公共车辆技术，可以保护路面。 起重重量范围从8吨到1000吨不等，底盘中的竖井数量也可以从2根增加到10根。越野轮胎起重机：该起重机的既视感就是耐磨，耐恶劣环境，耐岁月腐蚀。因为它保留了起重机的起重性能，而放弃了传统起重机的外形，转而加强了轮胎的耐磨防爆性能，在一些沼泽泥泞，雪山戈壁都能看见他的身影。履带起重机：它具有完整的旋转转盘，一般不在道路上。 谈到履带，大家一定首先想到的是坦克，而该起重机行进部分采用履带就是为了像坦克一样，可以翻越一些小的沟壑，灌木。 轮胎起重机：这是我们主要的谈论对象，由于采用轮胎作为行驶机构，就可以在一些道路上进行，从而就可以实现一些城市作业。1.3工程起重机的发展趋势1)广泛采用液压技术;2)重视无人驾驶，重视高新技术3)逐渐跻身国家前列，我国逐渐掌握核心技术4)发展一机多用产品2 轮胎式起重机的总体设计2.1从整体角度看待轮胎起重机的设计起重机的整体形状主要取决于其使用和操作场合。其中整体形状包括了起重机产生的尘土，噪音，以及产生的尾气。我们设计的起重机主要是应用于城市施工，所以就选择了轮胎式和履带式两种。又因为履带对一些沥青，水泥路面有一些不好的影响，再加上奔着设计简单，使用，耐修理的原则。我们选择了轮胎式。 在对本方案认真刨析分解后，意识到现在小型且可用于城市作业的小型吊车，这种类型的起重机的应用前景最为广阔。本方案有以下几个特点：（1）WD615.327型号发动机，可以保证输出192kw的马力，充分保证了起重机的发动能力。（2）汽车起重机肯定会要用到液压传动，这样的话，既可以实现无极传动也可以方便维修。（3）使用一个伸缩臂，该臂应用于变幅机构，这样可以利用伸缩臂的起升，从而控制重物的起升高度。（4）使用四个支腿伸缩机构，作为起升重物时的支撑。而这里主要就执行机构展开讨论，支腿系统将作为省略处理。（5）行星减速器和电机相配合可以输出不同的输出速度，在吊车起升机构中，现在主流的传动方案有三种：两个驱动无中间轴，两级中间轴和三级中间轴。就拿无中间轴距离，它一般需要两个驱动轴和一个负载轴，每个驱动轴可以配合一或者两个电机，再配合不同轴的旋转方向可以实现三个速度级别。2.2 轮胎式起重机动力装置的选择关于动力配置，我有以下的三个想法：一在下车，布置一台电机；二在上车，也布置一台发电机；三方案一二的一种结合，只是需要两个电机第一种方案目前被广泛使用，因为：（1）吊车的行走系统，回转系统，部分变幅系统都有赖于电机，吊车需要将电能转化为机械能，液压能，所以电机需要在下车布置一台。 （2）采用通用汽车机械变速箱或液压机械变速箱的步行机构，采用通用汽车机械变速箱或液压机械变速箱的步行机构，因此发动机位于车内更加方便，因此变速箱 系统易于布置，易于实现操作。（3）当前，轮式起重机的驱动速度很高，传动装置的驱动机构的特殊底盘还必须设计成具有相同的复杂的汽车变速器，因此在汽车中也需要发动机。 第二方案发动机布置方案：该方案主要是因为为了照顾到吊车的变幅机构，方便重物的起升。 通常用于机械和电力驱动的慢行轮胎起重机。 车辆行走机构的驱动力通过旋转中心向下传递。第三种方案广泛用于大型卡车起重机。 由于此时用于行走的车辆发动机的功率非常大，因此发动机也更昂贵，并且可重复使用的功率小于1/3，因此在起重时使用驱动发动机是非常不合理的。 分析以上三种方案， 乘公共汽车和步行机构下车共享汽车发动机，通过汽车变速箱中的举升机构获得动力，即可以节省发动机并减轻重量。2.3轮胎式起重机的主要参数起重量轮式起重机的起重重量随动臂的膨胀和俯仰而变化，因此起重重量由动臂强度和整个机器的稳定性决定。 幅度在工作机构上的表示和幅度中的有效部分起吊机回转机构的重心线至吊钩的重心的距离称之为R。参数R就像一个矢量，可以把它看作极坐标的一个点，之所以可以和极坐标发生联系是有理由的，因为R的变化于长度和角度有关。这里的长度就是吊臂的长度L，而机构上的角度就是仰角Q，该值的变化可以从0度变化到80度，但是回转机构的有效角度在之间，占总角度的70%。当轮胎起重机的振幅变小时。 可以增加起重机，但当振幅小于腿部跨度的一半时，执行起重工作就会出现危险的情况。 有效振幅A可以根据下式计算： A=RminA （2-1） 结合设计经验和实际施工 =1.5米，比较合理但是有效范围不应规定得太大，因为有效范围较大，意味着工作范围的最大起重重量也较大，动臂受力也较大。 这样，提升臂的自重将增加，从而当提升臂较大时，它的自身重量会逐步增加，但是起重性能会下降，造成整体性能会下降。工作幅度通过公式：R=Lcose ，可知R =3m接下来，我们看起重力矩起重机工作时，不仅需要具有起吊重量，而且还需要具有一定的范围。 仅通过比较重量而不比较它们的相应范围来评估两台起重机的起重能力是不可能的。 确定起重机的设计：=20吨 =3米 则M=600然后，再看看起升的高度 （2-2）工作中的起重机要考虑到吊起物品的重量以外还要考虑到起重机的作业高度，一般作业高度用H表示，在这里，H=13m。 自重自重，顾名思义就是自身的重量， 它不必等于吊车的重量。 应设法改善过量，将重量降至最小值。 根据上述要求，该机器的总重量为9550千克。吊车工作的速度也很重要 谈到工作速度，我们一般认为是吊车在起重允许范围内的运行速度。其实不然，工作速度包括吊车行驶速度，变幅速度，回转速度，甚至包括绳索的拉起速度等等。其中在名牌上可以查找到的我们不做深究，这里主要针对回转速度和变幅速度做出解释。其中，变幅速度：在最小载荷下，在变幅平面内的水平位移平均线速度。回转速度：回转轴承承受着合理载荷，绕回转中心旋转的速度。通过性参数不同的车辆有不同的要求：轮胎式起重机可以看作是特种公路车辆。所使用的汽车起重机和汽车底盘的要求相同，修改后最大进出不超过15，进场角，离场角和与地面的最小距离更大。 纵向通过半径要小一些，因为轮式起重机的机架下载了一条腿，所以离地间隙可能较小。汽车吊机在左右时达到了最大爬坡度。轮胎式吊机转弯半径的最小值是7米，最大值是13米。几何尺寸参数几何尺寸在这里先粗略的规定一下长宽高，依据就是国家在此方面做出的一些规范：总长度限制为12米，总宽度为2.6米，总高度为 不超过4米。3 汽车起重机回转部分设计计算建筑起重机需要将重物提升到一定范围内的任何空间，因此旋转运动必不可少。 可以向左或向右旋转。 3.1 回转件在传动方面的设计3.1.1回转阻力矩组成与计算回转件在工作时，它要拖动所承受的符合进行工作，这些负荷产生的力矩，叫做回转阻力力矩。当起重机旋转启动时，旋转阻力力矩为： Msw=Mf+Ms+Mw+Mp式中-回转件必要位置产生摩擦的阻力矩； -由于工作台与水平线产生一定角度形成的回转阻力矩；-由于空气对流造成的阻力矩；-回转在发动的那一刻回转阻力矩。(1)的确定通过翻阅以往的书籍文献，偏心距可由经验公式表示为： e=MGp (3-1)=1.2(20+202)5+29.835%13%229.835%73%129.835%25%31.2(20+202%)+29.835%73%+29.835%13%+29.835%25%=0.246回转机构上收到的N的总和表示为： N=Ngm+NH (3-2) =2.828GpeD0Ke+KHH =471.172kN在上式中，可以知道和是系数，即为常数，根据设计经验可为=1.72,=1.23 的实际计算公式为：Mf=ND02=19.32KN (3-3)(2)回转阻力矩在倾斜平台上的表示由于汽车起重机并不是直接用轮胎的接触面作为支点，作为起重机的支撑面，而是有四个支腿，但是每个支腿在支腿液压系统的作用下，只能作直上直下的升降机构，由于没有伺服系统去自动调平，会导致旋转平台倾斜。有倾斜就有力矩产生，力矩的力就是旋转部分的重量和所要提起的物体的重量，而距离目标物体的旋转中心与整车回转中心的距离，它的影响因素有很多，影响最为深远的是角度。 Ms=Q+qRsin+GbrsinG1l1sinsin (3-4)R-重物重心与回转件重心的位移差； r-主吊臂的重心与回转件重心的位移差；-回转件的重心与本身回转轴的位移差观察以往的设计计算，由方便计算，简介公式出发，可知： Ms=(Q+q)Rsinsin (3-5) 在设计计算时，往往都要计算出它们的极限值，观察上式，发现当变量当角为时，最大值：Msmax=Q+qRsin (3-6)上式的设计中，sin在一个范围内变化，由于目标值是要求最大值，那么sin也要取最大值，为0.0262取=26.724(3)由于空气对流造成的阻力矩 Mw=qf(FqR+CFbrsinCF1l1sin)sin (3-7)式中-风压；-重物计算所需面积；-在标准大气压下，去大气压的0.6倍，就是风压；-所提物设计面积；-吊臂所需设计面积；-回转件要用到的的面积；所提物重心与回转件产生的距离；吊臂的平均质心也回转件旋转中心的距离；-回转件中心与本身的回旋轴之间的距离；-风力系数，取1.2即可通过计算公式的特征，可以看出的主要引起力矩的因素是风压，然而一个平面受到压力的大小，主要取决于它暴露在风压下的面积，而改变面积的因素中，占决定性的是风压矢量于物体面积的夹角，我们设则： (3-8)=2.7800155 式中Fq中由设计经验可取6m2。(4)回转在发动的那一刻回转阻力矩Mp回转阻力矩的三大重要影响因素：所吊起物体的惯性，依附在回转件上零件的惯性，其余机构旋转引起的阻力矩。由设计公式有： (3-9)式中 n-回转件旋转的速度； -除主要回转件其余的零件的回转距由于末项对答案影响微乎其微，仅占答案误差的1%2%，所以可以忽略不计。则： (3-10)=3.55 则，回转阻力矩： =78.1656 3.1.2回转马达的选择回转机构中回转马达想要确定，就要知道一个重要的数据，就是最大回转速度n。该数据可由前文查看。马达回转功率还有一个关键数据就是回转阻力矩，再通过下式，可求得回转功率： (3-11) =28.3001式中 -回转马达非常规运行系数，常取=1； -机械系统运行总效率，一般取0.85。 查表得，型号为25MCY14-1B的马达符合设计要求，由于回转功率为28.295，所以马达的额定功率越接近该值越好，而选定的马达功率只有30。马达选型结束以后要注意验算，马达验算的关键就是计算轴的阻力矩极限： (3-11)=56.61102300故所选马达合理。回转马达阻力矩： 式中：回转总扭矩，=80KN.M；i回转减速器速比，i=30；回转机械传动效率，=0.90回转马达的排量： 式中：回转马达工作压差，=25.5MPa 回转马达机械效率，=0.95回转马达的型号：查液压传动设计指南表，选取定量轴向柱塞马达25MCY14-1B马达性能参数为：排量 26.9 额定压力 31.5MPa 最大压力 35MPa 允许转速 1500r/min 输出转矩 300 额定容积效率 93%3.1.3回转液压泵的选择主要参数：回转速度 3 r/min回转阻力矩 80 KN.m减速器速比 30 工作压力 25.5 MPa液压泵转速 2500 rpm关于吊车回转液压泵的选择，我们需要一个假设，就是回转泵的输出流量由回转马达决定，这里主要是顾及到设计的连贯性，回转机构中的马达和泵要存在一些联系。 回转马达流量计算： 马达最大转速nM16=1500r/min 式中：回转速度，nH=03r/min , 取nH max=3r/m 回转马达流量： 式中：回转马达容积效率， 所需油泵排量： 式中：泵为马达提供流量时，在理想环境下，回转马达流量的计算可有液压泵的排量代替； 油泵工作转速，；油泵容积效率， 下面，关于回转液压泵的选型，主要根据我们手中的油泵排量的型号选择： 查液压传动设计指南表8-1,可知：选择外啮合齿轮泵CBZ240 性能参数：排量 40ml/r 额定压力 25MPa 最高压力 31.5MPa 允许转速 2500r/min3.2回转回路 回转油路在设计过程中，功率方面要求较低，所以我们选用小排量的双向电动液压比例排量调节泵和双向定量电动机来形成闭合的体积速度调节回路。 电机的两个腔室之间并联有一个电动液压比例伺服可变机构，一个辅助泵，一个油泵中的缓冲油补充阀和一个冲洗阀。3.2.1 性能要求功能：该回路主要承担起重物的提取，旋转摆放。所以要能克服重物产生的垂直力，运动产生的水平力，以及倾覆力矩。还要能控制回转装置的启动与停止。3.2.2主要构成回转装置由轴向柱塞马达和一个两级行星减速齿轮组成。减速器上的输出齿轮和回转轴承相对转动，实现了主架和底盘的相对旋转。这里就对回转轴承的强度和刚度有很高的要求。还要定期对紧固螺栓进行复紧，对回转支承内部加注黄油，而且还需要边回转边加注。(1)回转轴承回转支承是回转支承中最重要的部分，是在普通滚动轴承的基础上开发的，但是普通滚动轴承的内圈和外圈的刚度取决于轴承座孔的刚度，以确保和 旋转轴承的刚度由车辆现场的结构来保证。回转轴承有滚道，内座圈，外座圈，安装球，导向体组成，简单来说，就是就是将安装球装入轨道，再利用安装球堵住安装孔。（2）回转驱动装置回转驱动的动力来自于马达，这里尤其指的是柱塞马达。马达最本质的功能就是将液压能转化为机械能。柱塞马达加上两级回转减速器就可以实现，将马达的旋转运动由低扭矩高转速转化为高扭矩低转速，并且通过回转轴承和输出轴的相互配合实现机构回转。马达就是动力来源，它对回转机构十分重要的。左右回转方向的一个重要部件就是配流孔，配流孔两个方向进出油正常的话，回转件就能双向转动，但是要是其中一个方向发生故障，可能就出现回转马达向着一个方向转动的情况。 3.2.3功能实现和工作原理 图3- 1正转： 进油路：回油路：反转： 进油路： 回油路：（3）缓冲补油：缓冲补油，顾名思义就是既要缓冲，又要补油。缓冲就是缓和压力，一般由马达的选择压力太大导致。经过缓冲，将有高压油腔的油流向低压油腔。再经过补油将进行进一步调节，达到油腔两侧压力平衡。3.3回转减速器有关设计与选型3.3.1总体方案的提出1.总传动比i的提出： i=150050=30该减速器设计速比大，任务比较艰巨，而且还要设计紧凑，方便安装最好还能美观，再众多减速器中，采用双级NGW型行星齿轮减速器，相对于TSP双级斜齿行星减速器而言，NGW型更显得与QY20t起重机相匹配，因为作为中型起重机而言，他的减速精度不需要太精确。2.齿形及精度：双级NGW型减速器由于不需要可以强调在减振降噪的处理，所以高低级均采用直齿轮传动而非斜齿轮传动。而精度则选为七级。3.齿轮材料及其性能涉及到齿轮的传动，齿轮各个部分的材料是不可避免讨论的话题，最普遍使用的就是45号钢。由于齿轮表面需要耐磨，故硬度必须过关，我们可以用高速合金钢，如40Cr等，对于齿芯这种硬度要求不高的场合，我们可以简单的调质处理，而对于齿面则需要进一步表面淬火。疲劳极限和按何依据取值的问题，在设计齿轮的过程中，我的思路是先确定材料，再确定数据。在这里，先对三个齿轮进行材料方面的确定，分别为太阳轮，行星轮以及内齿轮。通过行星减速器的运作形式可以知道，对于太阳轮和行星轮的齿面硬度要求比较高，所以要对于太阳轮和行星轮齿面在使用20CrMnTi情况下还要进行相应的热处理，在这里选择渗碳淬火处理。经过处理后太阳轮和行星轮应都是1400N/mm2，而太阳轮的达到350N/mm2，行星轮的达到245N/mm2。与之相比，内齿轮由于齿面较软，使用40Cr材料进行铸造后在进行调质处理，就可以达到，为650N/mm2，为220N/mm2的效果，满足啮合需求。 图3- 2减速器结构简图 4.接下来，讨论传动比的分配传动比分配讲究原则，并不是一味的使各级齿轮的传动性能和能力以及使用年限大致差不多，还要使得各级齿轮系中的大齿轮能够更为便捷的进行润滑。按照这三大原则，默认=3,=0.7还有就是-使用系数，根据以往经验取1.25，（一级使用系数等于二级使用系数）和-行星轮分配系数，一般取值1.10（该系数应用于行星架上）和-综合系数，在计算方面，按照设计经验取1.8（该系数主要存在于太阳轮） 根据式8-3可得:= (3-12)=1.14则, 根据前文，取1.2。则计算可得，1.98 取对整进行取整处理，得到2（其实在计算q的时候就进行了近似处理）我们将计算出来的估值2，查表可得p为5则高速级传动比即可得：=6 (3-13)所以低速级传动比就可以有公式得： i=ii1=30/6=5 -3.3.2关于高速级数据确定1.先从配齿数开始由于不可能每一对齿轮都可以整传动比配对，那我们就要通过变位进行配齿轮，但是变位还是要根据稳定性和弯曲强度的稳定性出发取=17。而最大值查表可知是19故1219，可用。由传动比条件知：Y=102 (3-14)对于Y是非整数，为了简化处理，对Y进行取102，又因为模数计算公式，与齿数和np有关，则有计算可得：M=4mm 通过已知的条件，可求内齿轮和行星轮相对应的齿数得：内齿轮数值与太阳轮齿数和Y有关，则有=84行星轮的齿数与行星轮和内齿轮有关，根据公式得：Zc=34得到太阳轮和内齿轮的齿数后，我们可以得到理论传动比： =1+=6 2. 再确定高速级中齿轮的主要参数齿轮的主要参数有很多，我的设计逻辑是，通过计算分度圆的直径来计算出太阳轮的直径，至于计算过程的系数和常数一般作近似处理。再去计算行星轮的模数。用接触强度的要求，取约束计算分度圆的直径的设计: 首先要计算太阳轮扭矩，作为设计的前提材料： T=9549pnpna=324.8Nm (3-15)算出扭矩之后，太阳轮直径可由公式得： = (3-16)=78.52式中u可有计算得3.7；中小齿轮的名义转矩模数的计算（使其满足弯曲强度）行星轮模数的计算： = (3-17)m=4-叫做算式系数，一般按照经验取12.1（一般在直齿轮下计算较多）-为分配载荷系数，代入计算时取1.375（常常用于行星轮间的计算）、-称为综合系数，计算时，选择1.6最为合适和-叫做齿形系数，代入计算时默认变位系数为0，计算时带入2.4对模数作取整处理，=4则太阳轮直径 带入模数和太阳轮齿数，则=68mm观察参数发现于28相接近的数据在表内查，可知可以去=68，=4进行接下来的强度校核（接触和弯曲）。变位齿轮的单独计算 1)行星轮的，可见上式的数据： =34 (3-18) 2)计算啮合副(a)首先，中心距需要被确定，这是一切计算的前提标准中心距在外齿轮，行星轮，太阳轮之间的确定： =101.64 =101.69 计算出的的计算值要比实际值偏大，因为偏小，取=102mm(b),作为中心距分离系数，它的数值和行星轮与太阳轮的啮合角和中心距有关 = =.0.09(c) 啮合角该角度与太阳轮和行星轮中心距有关：=23.7863，在这里取整处理24(d)变位系数的总和 的计算，该变量与太阳轮和行星轮的齿数有关：0.97(e)系数，对应齿顶高的变位值3)c-b内齿轮和行星轮相啮合，所需要的计算：(a)中心距分离系数该系数与模数，行星轮，内齿轮，太阳轮之间的中心距有关：=-0.125(b) 啮合角该值的确定，需要知道内齿轮和行星轮的中心距和啮合角于是=1924(c)变位系数该值与内齿轮和行星轮变位系数之和有关，则有公式得： 0.119d)变位系数 ，这里表示齿顶高变位值，他的变化和内齿轮以及行星轮的变化有关： 几何尺寸方面的计算首先，太阳轮节圆的直径，我们可得：da=2a/(+1)=68mm然后，太阳轮的齿顶高，计算可得： (3-19)=5.26 最后，太阳轮的齿顶圆直径，计算可得： (3-20)=78.52mm行星轮的分度圆直径，该值与模数，齿数有关:=Z=136行星轮在外啮合情况下的节圆直径，与太阳轮直径有关： (d)c=(d)a=136.6mm行星轮的齿顶高计算，该公式涉及较多因素： =2.74mm行星轮的齿顶圆直径计算，该值与太阳轮直径，齿顶高系数有关：=141.48内齿轮的分度圆直径计算，该值与内齿轮齿数以及模数有关：=Z=332.8然后，我们算内齿轮齿顶高： =3.6知道齿顶高以后，接下来算齿顶圆直径：=340mm接下来进行重合度的计算对于外啮合的计算: 首先观察重合度的公式 =Z+Z发现和四个变量有关，分别是：太阳轮齿数，行星轮齿数，还有与啮合角有关的两个值，可以根据啮合角查表可得：查得=0.058, =0.015，所以：=2.527我们计算啮合的效率： (3-21) 各个啮合副的传动效率和可以沿用前人总结的经验值，分别取0.985和0.995，再由公式= ：= =0.98则 =0.99接着，我们校核齿轮疲劳强度：A.就外啮合展开讨论1)首先，计算齿面接触强度第一步，确定接触应力的基本值:Ho=ZHZEZZFtd1bu1u (3-22) =893.023N/mm2 第二步，计算接触应力： H=HOkAkVkHkHkHP (3-23)=1192.033N/mm2 第三步，对许用接触应力进行计算：= (3-24)=1119.011/最后，我们比较我们获得的结果，发现 ,得出结论：接触强度通过。2)然后，计算齿根弯曲疲劳强度：选择研究对象：太阳轮第一步，先计算基本值：= (3-25)=149.6666/第二步，再去计算弯曲应力： F.a=F0.aKAKVKFKFKFP (3-26) =277.0222N/mm2 最后一步，去计算许用弯曲应力：= (3-27)=439.0022/最后，我们比较我们获得的数据，发现,得出结论：弯曲强度通过。B在对外啮合进行讨论结束以后，对内啮合进行讨论第一步，计算接触应力基本值，获得比较的基本值： Ho=ZHZEZZFtd1bu1u (3-28)=274.0333/第二步，计算接触应力，好拿去与基本值作比较： H=HOkAkVkHkHkHP (3-29)=355.06999/第三步，也就是最后一步，获得许用接触应力： = (3-30) =482.98777/最后，比较获得的值，发现,得出结论：接触强度通过。2)接下来，讨论齿根，并且计算其弯曲疲劳强度首先，我们计算弯曲应力基本值，为接下来的比较确定基准：= (3-31)=119.0336 /第二步，计算弯曲的应力： F=F0KAKVKFKFKFP (3-32)=225.0147/ 最后，计算许用弯曲应力，已完成比较的最后一步： = (3-33)=293.025/最后，通过比较我们的计算值，发现，得到结论：弯曲强度通过。3.3.3低速级设计计算1.齿数的配对由于对速度要求不高，齿轮传动大可不必变位，取=24,由之前各个数据之间的关系，有Y=624=144按式3-32b有： M=52 得知低速级齿数，即可求得接下来两个参数内齿轮和行星轮齿数： =Y-=85=31得知一些必要参数以后，我们结合公式，得知实际传动比和内齿轮齿数和行星轮齿数三者之间的关系，即为 =1+=4.662.对于齿轮数据的预计算在需要满足齿面接触强度的要求下计算太阳轮分度圆直径 扭矩T（太阳轮）=271.06 (3-34)通过之前计算出的扭矩，带入太阳轮分度圆直径计算公式：= (3-35) =138 其中，根据设计经验取值，为76当模数由弯曲强度决定：因为350N/即需要模数由行星轮决定：= =12.1=6 (3-36)初按=3进行计算，但是计算得到结果之后，需要进行校核，有公式=Z则知，太阳轮直径为60，对于一个齿轮，需要注意的部分包括齿面和齿根，所以对于齿面疲劳强的校核又包括齿面接触强度和齿根弯曲疲劳强度。由于低速级是标准直齿轮传动，所以低速级齿轮计算相对简单：行星轮行星轮的分度圆直径，该值与模数，齿数有关:=Z=186行星轮的齿顶高计算，首先查表得： (a)c=5.01mm行星轮的齿顶圆直径计算，该值与太阳轮直径，齿顶高系数有关：=+2(a)c=196.623.对于齿轮疲劳强度的校核1)齿面的接触强度首先算出接触应力的基本值为接下来的校核提供标准： Ho=ZHZEZZFtd1bu1u (3-37)=854.67对于接触应力实际计算： H=HOkAkVkHkHkHP (3-38)=1037.32 接下来，计算许用接触应力的值：= (3-39)=1122.86 下面，比对接触应力的理论值和实际值，发现 ,得出结论：接触强度通过。2)对于齿根弯曲的疲劳强度：我们对太阳轮的设计：弯曲应力的基本值计算： = (3-40)=211.966 接着，弯曲的应力计算： F.a=F0.aKAKVKFKFKFP (3-41)=326.98 以上公式中涉及到的系数为：-表示极小临界安全系数，在计算中取经验值1.6-形状系数，这里尤其指齿根，用1.045代入计算-齿根圆角敏感系数，这里是指行星轮的，查找相应的设计手册，得经验值1.05-齿根圆角敏感系数，与上式不同，这里是指太阳轮的，查表得0.96-齿轮应力修正系数，它的值的查找按照区域图查，取2-表示为弯曲寿命系数，按照设计区间，可取值1-就是重合度系数，由参考书提供公式计算可得0.695-为应力修正系数，这里指行星轮，计算时取1.73-也是应力修正系数，但这里指的是太阳轮，取经验值1.62-也是应力修正系数，但这里指的是太阳轮，取经验值1.62和-代表一个齿（齿间和齿向）两个维度的载荷分配系数，取值为1和1.08和-表示的是齿形系数，一个是太阳轮的，一个是行星轮的，计算时取经验值：2.62和2.31对许用弯曲应力的计算： = (3-42)=439.02比较上式的两个数值，发现，得出结论，校核通过。对行星轮的设计： (3-43)=186.99 F.c=F0.cKAKVKFKFKFP (3-44)=277.11 (3-45)= 323.87比较上式的值，发现 所以我们得出结论：弯曲强度通过。对内啮合的设计1)下面开始讨论，齿面的接触疲劳强度由上式，接触应力基本值： Ho=ZHZEZZFtd1bu1u (3-46)=292.29 接下来，接触应力： H=HOkAkVkHkHkHP (3-47) =338.192 -为速度系数，代入计算时，查表得1-叫做润滑油系数，代入计算的值，可以由计算式得1.05-称作寿命系数，按照十年工作寿命计算，取值1.18-工作硬化系数，代入计算需要查表。得1.11-被当作粗糙度系数，一般可以与各个齿轮半径有关，取经验值：1.03-叫做重合度系数，查相关数据手册，得数据0.83u-为齿速比，根据前文计算，为2.44最后，许用的接触应力可以为： = (3-48)=736.6 Mpa比较上式的计算值，我们得出结论：,接触强度通过。2)下面计算，齿根弯曲疲劳强度首先，计算弯曲应力基本值：= (3-49)=195.05 然后，进行弯曲应力计算： F=F0KAKVKFKFKFP (3-50)=292.5 最后，计算许用弯曲应力： = (3-51)=313.24下面我们通过比对结果，发现此处，为理论寿命，其值一般为240000 对于低速级输出端轴承的选型 对于该轴承的选择，最重要的是确定径向力在轴承上的作用，这里，都为317.8,先初选(GB276-1994)6218型号的轴承，理由是顾及尺寸及其安装方便。其参数如下：轴承的参数一般包括内径，外径，轴承宽，以及额定动载荷。查表得对应值为100，150，24，64.5。要对轴承进行校核时，首先要确定载荷系数，轴承承受的当量动载荷：载荷系数的确定，是根据以往经验，取1.2当量动载荷的计算为： P=3.812 轴承寿命校核为： =27666此处，为理论寿命，其值一般为240000结合校核条件，可以确定危险截面=153.7。3.4回转支撑装置的设计计算3.4.1回转支撑装置选型及设计起重机回转部分的一切运动都要基于回转支撑装置，设计支撑装置之前要知道影响回转支撑装置的主要因素：垂直力，弯矩，水平力。垂直力Gp=起重机自重Gb+配重G3+吊具和吊物重量kQ+q弯矩M，就是起重机和吊具及其物体的重量与他们的重心与回转中心距离的乘积.水平力H=自重回转离心力P1+自重切向惯性力P1+吊具和物体回转离心力P2+吊臂和物体切向惯性力P2+回转齿轮啮合力Pr综合垂直力：Gp=K（Q+q）+G1+Gb+G3 (3-55)=13有弯矩： M=1.2Q+qR+Gb-G1-G3 (3-56)=27水平力：H=0.1Gp (3-57)=1.3 查表得，初选单排四点接触滚珠式型号回转支承装置。3.4.2回转支承装置强度计算及校核关于校核，抓住校核的本质：滚动体和滚道的最大变形量小于0.010.02%的滚动体直径。下面对滚动体选材：轴承钢，对滚道选型：50Mn，得到其点接触的许用应力为 =3300042000，我们需要最大点接触许用应力小于这个数值，即可。最大点接触应力与滚动体最大正压力，综合曲率，角接触计算系数有关。Nmax= (3-58)=4.215由表8-查得综合曲率:= (3-59)=0.554查表8-有，角接触计算系数：=1.36由式8-有，点接触应力： (3-60)=32047.454/c10的就是厚款，10的就是薄款。将上述数值代入式可得， 按照之前的判断标准，可以认为是厚壁。对厚壁缸筒，厚壁的影响因素有很多，其中最有影响力有内径，强度 =D2+0.4Px0.3Px1 (5-7) =5.70mm 一般壁厚需要取整处理，一般往较大的整数取值，这里壁厚可以是6mm。（2）解决壁厚，下面计算外径缸筒外径 ，想确定缸筒的外径，要先明确：与缸筒内径和厚壁有关，这里要注意一点是，壁厚要算2倍。 D1=D+2 (5-8) =112mm求得液压缸的基本参数缸筒内径，外径，它的直径；活塞杆的直径，长度；工作压力以及试验压力。对应的数据为：，。6液压系统性能验算6.1 液压系统的发热验算经过前面的动力元件，控制元件，执行元件计算，下面我们将设计吊车设计的最后一部分：辅助元件设计。在众多辅助元件中，其实都在围绕着一个元素，就是热能。由于热能的产生，合理的解决了液压系统压力损失和吊车机械能损失的问题。而且由于热能的产生，势必影响系统的容积效率，系统的密闭性等等，这样就牵扯到滤油器，散热器，蓄能器等等。所以热能作为设计中的重中之重，我们要研究它，就要抓住影响热能的因素：执行件循环数。6.2 工作循环周期T吊车的循环操作包括：开始进行起重运行过程中的起升支腿，转动回转机构，调整变幅机构，拉伸伸缩吊臂，再伸缩钢索进行吊物。起升工序（未经过计算，查找徐工QY20t得）：功率N1=43KW，时间t1=h/V式中：h为基本臂的0.6倍,经过计算为4.53m。V当吊车做起升运动时的速度，在这里可以是起升3.36m/min，则由之前的公式可以知，起升工序的运行时间t=80.89s。转动工序：在计算转动工序需要的时间时，我们需要知道该步骤的功率为28.296kw 功率用N2表示，而决定时间的是周期和转速。 式中：n转速，在这里近似处理为3r/min（之前有些地方为2.5，为了安全考虑，做放大处理）变化幅度工序：由于采用滑轮液压机构变幅，变幅执行仅限于空载，所以N3和t3都取0回缩工序：回缩工序的时间和起升工序是一样的，这两个工序一个决定起升，一个决定回落，所以它们的功率一致，都为40kw，在这里功率用N4表示。时间t4也与t1一样为81 s空载工序：该工序的运行功率和运行时间和转动工序是一致的，其中功率都为28.295KW，在这里功率表示为N5。当然，时间t5=t2=10 s负载工序：当吊车需要装填负载时，比不可能去执行，发动机处于悬停的状态，所以这里不需要功率，即N6=0。转载时间，一般设为经验值t6=150 s伸缩工序 :在运行中不产生热量所以周期T=332s6.3 油泵产生的热能H计算热能，油泵产生的热能是不可忽略的，该方面热量的组成可以细分为主扬卷的热量，回转泵的热量，回转马达和起升马达产生的热量。在这几大模块中，扬卷模块和回转马达模块产生的热量较大，一般占到总热量的70%。I主卷扬产生的热量：由升起时的热量和降落是的热量，两方面组成，一般在同一工作载荷下，这两部分的热量相同，根据经验可以认为是1673J，故总热量为这两部分之和Hp1=H升+H降=3346J，由符号Hp1表示。II回转泵产生的热量:由正回转和反回转两部分组成，两部分回转成熟的热量作近似处理，而且回转产生的热量与马达的功率有关，经过前文计算，回转马达功率为30kw。那么H反回=H正回=132J，则总共产生的热量为264J。由符号Hp2表示。III起升马达产生的热量:该部分的热量组成可以分为起升时产生的热量以及降落时产生的热量，这两部分的
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