【《某轮胎起重机起升及变幅机构计算设计》14000字】

页共47页3起升机构方案的确定3.1起升机构介绍起升机构又称为卷扬机，起升机构一般都是由驱动装置、钢丝绳卷绕系统、取物装置和制动装置等组成[1]。最基本起升机构平面布置可见见下图。液压马达将机械能通过输入轴传递给行星齿轮减速器，减速器输出轴通过卷筒与钢丝绳和滑轮组与吊钩产生联系；当机构需要停止工作也就是物品悬空时，制动器会将挂钩和货物悬挂在空中。吊钩的提升是通过改变电机的方向来实现的。针对不同的起升高度需要配置相应的联轴器。起升机构有下面三种驱动方式。①液压驱动液压驱动顾名思义是由液压能来驱动起升机构，液压能则是由液压泵来提供的，传递给液压缸或者是液压马达。外界可以通过控制工作油液的流量来调节速度。优点就是它的传动比较的大，结构也非常的紧凑，运行的时候非常稳定方便。缺点是制造的时候精度高较高，这就会导致设计难度和整体成本上升，液体还容易漏，但是目前来说，液压驱动在流动式起重机中应用还是比较广泛的。②电动驱动电机驱动顾名思义就是用电能驱动起升机构，直流电特性好契合起升机构，但是获取较为的困难，所以应用不多。对于起重量比较大的大型起重机来说，目前业内采用的是通过直流发电机和内燃机来达到直流传动的目的。用交流电机驱动的话，由于是可以直接从电网中来获取电能。这就使得它运行非常的稳定，简单方便，重量轻。电动起升机构场景中应用比较广泛，但是不适合本设计场景的起升机构。③内燃机驱动内燃机驱动顾名思义就是有内燃机作为动力来源，可以说是上世纪的产物了，优点是有自己能够自给自足能源，可以到处走比较灵活，流动作业比较适用而且适合比较荒芜的地区使用。对于流动式起重机来说，为了能让各个机构互不干扰的独立活动，整个机器的系统无法设计的很小巧。而且内燃机不能够反转，这种驱动方式速度调节困难，操作也非常的不便捷，非常落后。它属于过时的应用类型。本设计将不会采用。3.2方案的确定经过分析后液压驱动较为合适。按照不同液压驱动装置进行分类，液压起升机构又被分为三种。最终本设计选用的方案是高速液压马达驱动。4起升机构设计任何一种机械都是由动力装置、传动装置、工作装置和操作控制装置组成的。其中，工作装置是专业机械中研究的主要内容。所选部件又称特殊部件，用于其他设备的部件也适用于任何特定的机器，因此称为通用部件。起重部件是起重机械的专用部件。如下图是起重机常用的一种起升机构的示意图。图4.1起升机构4.1零部件设计4.1.1钢丝绳钢丝绳是由许多直径为的高强钢丝绕编而成。钢丝的材料通常为优质碳素钢，其含碳量约为，含硫磷量不大于，抗拉强度极限通常为，在特殊情况下可达。在选择钢丝绳时，首先要根据钢丝绳的使用场合确定钢丝绳的形式，然后根据受力情况确定钢丝绳的直径。本设计的起重机采用双卷绕钢丝绳。钢丝绳的力较为复杂。除受拉、弯、扭、压等综合应力外，还受冲击荷载的影响，难以准确计算。《起重机设计规范》()介绍了两种计算方法，系数法和最小安全系数法[7]，本设计采用第种方法来进行钢丝绳的计算选型。钢丝绳的整绳最小破断拉力应满足 （4-1）式中——钢丝绳最大工作静拉力，——安全系数，可按表选取由钢丝绳绕着一些可移动的滑轮和固定滑轮组成的装置称为滑轮组。轮胎起重机多用单联滑轮组。表3-1流动式起重机常用单联滑组率 额定起重量Q（T）3581216254065100倍率m234—666—88—101012—1616—20在考虑摩擦的情况下，取，则：根据工作级别从参考文献[2]表中选择，，，。故钢丝绳最小破断拉力对于钢芯钢丝绳，钢丝绳最小破断拉力总和查书《起重机设计手册》表，根据算出来的破断拉力综合，选用直径的钢芯钢丝绳。4.1.2滑轮及滑轮组滑轮是用来改变钢丝绳运动的方向以及平衡丝绳钢分支拉力的一种承载零件［］。根据加工材料不同，有铸造滑轮、焊接滑轮两种类型，该设计选用铸造滑轮；滑轮组如果按构造形式进行分类的话，又可以分为单联滑轮组和双联滑轮组两种不同的类型。本设计属于中小型起重机，设计的时候选单则联滑轮组即可满足。图4.2滑轮组滑轮的主要尺寸为滑轮槽底直径(即滑轮名义直径)，如下图所示，值的大小会直接影响钢丝绳使用寿命，因而设计时应合理选用。一般情况下滑轮直径不应小于允许的最小值 （4-2）式中——按《起重机设计手册》选——钢丝绳的直径，：平衡滑轮的直径不得小于的倍取用，则查《起重机设计手册》，选用铸造滑轮如图下图所示，确定一级极限偏差，4.1.3液压卷筒卷筒是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件，常用卷筒组类型有齿轮联接盘式、周边大齿轮式、短轴式和内装行星齿轮式［2］。本设计综合考虑决定采用内含行星齿轮减速器的卷筒机构，目前业内广泛使用的一种起升型式。减速器和制动器（于章节4.1.5进行选用）置于卷筒内腔，卷筒和液压马达处于同一条轴线分布，业内常称其为液压卷筒，使用时，只需要选择一个功率合适的液压马达就可以组成一个起升机构。在我国，液压卷筒已有专业厂生产。图4.3高速液压马达与卷筒同轴布置4.2.3.1卷筒主要尺寸的确定（1）本设计采用单层钢丝绳卷绕滚筒，螺旋槽尺寸已标准化，可参考相关手册。卷筒槽采用标准槽。①绳槽半径 （4-3）式中——钢丝绳直径，，则故取②绳槽深度 （4-4）则故取③绳槽节距 （4-5）则故取（2）由《起重机设计手册》，卷筒几何尺寸只要由表确定。卷筒如果是单层卷绕的话，在卷筒的表面一般会切出导向螺旋槽供卷绕，按照不同形式有深槽、标准槽，本设计选用标准槽，较为简单。单层卷绕筒长度多层卷绕筒长度图4.4卷绕筒长度卷筒的直径是卷筒几何尺寸中最关键的尺寸，其名义直径是指光面卷筒的卷筒外包直径尺寸，有槽卷筒取槽底直径，但计算公式是按钢丝绳中心计算的最小卷绕直径［2］。则其名义直径 （4-6）式中：——钢丝绳直径，，——卷筒直径比，查手册得取从便于传动机构的角度来看，卷筒直径越小，卷筒轴与减速器的尺寸越小，有利于整体布置。是允许计算的最小值。如果滚筒直径过小，钢丝绳的使用寿命就会降低。对于具有较大提升高度和倍数放大的自升式塔式起重机，由于提升机构卷筒上卷绕的绳索量较大，卷筒直径应较大。故单层绕有槽卷筒的长度，其长度按下式计算 （4-7）式中——固定绳端头所需的长度，，一般取为——卷筒两端空余部分长度，——卷筒上螺旋绳槽的长度，可按下式确定 （4-8）式中——起重机最大起升高度，——滑轮组倍率；——钢丝绳附加安全匝数，——绳槽节距，——卷筒的计算直径(钢丝绳段的中心距离)，即故卷筒的总长度为 （4-9）取③卷筒壁厚计算卷筒的壁厚地计算一般会根据过往的经验公式进行确定，然后在对结果进行校核，核算后方可使用。本设计采用的卷筒为铸铁材料，故 （4-10）式中——卷简壁厚，——卷筒直径，所以：为计算卷筒截面上的压应力，在壁厚为δ的卷筒上取宽度为绳槽节距的圆环，并将其切开（见图)。由于远远小于，可以认为圆环截面上的压应力已是均匀分布的。由平衡条件可得： （4-11）则卷简壁上的压应力 （4-12）式中——钢丝绳的最大拉力，——绳槽节距，——卷筒壁厚，——卷筒材料的许用压应力，，对钢，；对铸铁，（为抗压强度极限）。故满足性能要求。4.1.4吊钩吊钩是建筑起重机上最常用、用途最广的基本部件。常与滑轮组的动滑轮组合而成吊钩组，作为起重机上的取物·装置。一般情况下，当起重量超过时（本设计为），通常会设置两个起升机构（本设计为单吊钩），即主起升机构和副起升机构。本设计起重量为，设单钩机构，另外，吊钩有一个标准，可以根据给定的起重量从标准中选择，不需要进行强度校核的计算。这里主要解决尺寸计算问题。吊钩的主要尺寸是由钩孔直径来决定的。图4.5吊钩尺寸计算①钩孔直径单钩， （4-13）式中——额定起重量，故取②其它尺寸，各部分比例如下 （4-14）故吊钩的尺寸行业规范如下：本次设计吊钩选型确定选用钩号为的吊钩，查《起重机设计手册》表可知该吊钩的材料为,满足设计的基本要求。4.1.5制动器为了确保起重机工作的安全性和可靠性,必须安装知道过去起升机制,如起重机系统停止举升运动物体在空气中,或使用制动器调整下行速度的对象。制动器种类较多，结合本设计选择常闭式盘式制动器，如下图所示。其中=0.12m，=0.1m，经验算可用。4.1.6液压马达4.1.6.1液压马达选型液压马达是液压执行元件的一种，它能将液压能转换为旋转形式的机械功率输出，克服负载的阻力矩并使之旋转，液压马达的旋转角是无限制的[2]。大多数升降机构由高速液压马达驱动。举升机构的计算特点是液压马达和液压泵的选择。①满载起升时液压马达输出功率 （4-15）式中：2——起升载荷动载系数，一般——机构总效率，初步计算时，取——额定起升载荷，，取——物品起升速度，，故②计算卷筒转速，选择减速器 （4-16）式中：——滑轮组倍率，——物品起升速度，，——卷筒槽底直径，，——钢丝绳在卷筒上的卷绕层数，——钢丝绳直径，，则算出液压马达在起升机构满载时需要的最低功率(减速器高速轴输入功率)和卷筒的转速(减速器低速轴转速)，可以设计出一个符合要求的行星齿轮减速器。③计算起升时液压马达输出扭矩 （4-17）式中：——减速器传动比，——滑轮组倍率，——卷筒绳槽底部尺寸，，2——起升载荷动载系数，一般——机构总效率，初步计算时，取——额定起升载荷，，——钢丝绳在卷筒上的卷绕层数，6——钢丝绳直径，，故：则由《起重机设计手册》选定液压马达型号为国产斜盘式轴向柱塞液压马达，额定压力为，排量，额定转速。由《起重机设计手册》表，则实际传动比。4.1.6.2安装要求①②③④记住要拧紧进、出油管接头的连接螺漏油事故。⑤安装联轴器时，不要用力击打轴轴，否则会损坏转子。4.2行星齿轮减速器设计行星齿轮减速器在业内又被称为私服减速器，或者直接简称为行星减速器，近年来应用也越发地广泛，在本设计为了降低起升机构体积，选择了其，下面为详细设计过程。4.2.1高速级行星轮系的设计在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比来分配各轮的齿数[5]。在对行星齿轮加速器进行配齿的时候，除了满足某些必要条件如，满足上述设计给定的传动比条件，还要满足跟装配有关的一些条件，即同心、相邻和安装条件。此外，还必须考虑与承载能力有关的其他条件。4.2.1.1配齿配齿计算需满足以下式子，据上述计算给定传动比条件来确定各轮的齿数。 （4-18）式中——行星齿轮传动的特性参数与给定的传动比有关，取值太大或太小都是不合理的。应选取，该处选择 （4-19）根据《行星齿轮传动设计》表3-2取进行配齿取、、、、。式中为名义传动比，为实际传动比，且均满足以上三个条件。4.2.1.2轮系设计①齿轮的材料和强度等级参照标准，齿轮材料选用，并强调表面淬火齿面强度为，精确等级选用级[9]。②按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径 （4-20）式中——算式导数，直齿传动为——小轮名义转矩——齿数比，——试验齿轮的接触疲劳极限，故按齿根弯曲强度算出齿轮模数 （4-21）式中——，使用系数，——综合系数，——综合系数，——公式系数，——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，——计算接触强度的行星轮载荷分布不均系数，——小齿轮齿形系数，——小齿轮齿数，——小齿轮齿宽系数，——试验齿轮弯曲疲劳极限，，，故③齿根弯曲强度的校核计算①行星轮1）齿根应力： （4-22）式中——使用系数，其余同上式中——动载系数，其余同上——齿形系数，——应力修正系数，——齿宽，其余同上2）许用齿根应力 （4-23）式中——试验齿轮的应力修正系数，——相对齿根圆角敏感系数，——相对齿根表面状况系数，——弯曲强度的尺寸系数，——计算弯曲强度的最小安全系数，其余同上故故合格②太阳轮1）齿根应力：由公式（9.7） （4-24）式中——计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，——齿宽和行星轮数np对的影响系数，其余同上 （4-25）式中——齿形系数，——应力修正系数，2）许用齿根应力： (4-26)式中试验齿轮的应力修正系数——相对齿根圆角敏感系数，——相对齿根表面状况系数，——弯曲强度的尺寸系数，1其余同上所以合格③内分齿圈1）齿根应力：由公式（9.7） （4-27）使用系数动载系数其余同上 （4-28）齿形系数应力修正系数，2）许用齿根应力： （4-29）试验齿轮的应力修正系数计算弯曲强度的最小安全系数其余同上。故故合格高速级齿轮具体参数如下：模数压角分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径4.2.2低速级行星轮的设计设计计算方法和步骤与高速级相同，这里只给出最终结果。，，，。具体参数如下模数压角分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径4.3输入轴设计①查《机械设计（第九版）》，按式初步估算轴的最小直径。取轴额材料为钢，调质处理。查表得到。则式中，——输入轴功率——输入轴转速联轴器的计算转矩=，经查《机械设计手册》，需考虑转矩的变化比较小的条件，故取；则在计算转矩时，需要满足转矩小于联轴器公称转矩这一条件，查标准，选用型弹性柱销联轴器。其许用转矩，半联轴器孔径，故取此段的轴径为，半联轴器的长度。半联轴器与轴的配合毂孔长度，。②根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度；为了满足半联轴器在轴向的定位要求，在轴截面I-II的右端应形成一个肩，因此取截面II的轴直径=40mm。左端采用轴端档圈定位，按照轴端直径取挡圈直径D=42mm；=90mm。最初选择滚动轴承是因为轴承主要受径向力，而且有少量的轴向力，所以使用深沟球轴承，并根据，根据需要在轴段增加一个套筒，参阅说明书选择轻型系列，轴承型号，尺寸dDB=50mm11027mm，左端的滚动轴承可以使用弹性挡圈完成定位，，。在选择高速太阳齿轮的形式时，根据上述设计的轴和齿轮的布置，最终选定形式为齿轮轴，可以使结构更加紧凑。=35mm，=160mm。在低速齿轮处安装轴段=35mm，在齿轮左端的地方，定位为弹性挡圈，在它的右端则是由套筒完成定位。5变幅机构方案的确定5.1变幅机构介绍变幅机构是实现起重机改变幅度的工作机构，满足货物装卸位置要求，可用来扩大起重机的工作范围和提高起重机的生产率［3］。变幅机构的分类较多，按照其的工作性质分的话，可以分成工作性和非工作性这两种。工作性变幅机构是指能在带载荷条件下还能完成变幅的机构，非工作则是与工作性相反，不能在带载荷条件下完成变幅，只能在空载时完成变幅，与工作性机构相比，具有重量轻结构简单等等优点。轮胎起重机工作的时侯要用支腿。故须带载变幅，其变幅机构属工作性的。①普通臂架变幅普通臂架变幅的种结构形式如图所示图2-2普通臂架变幅机构②摆动臂架变幅动臂架变幅机构实现变幅的方式是是通过吊臂本身的俯仰摆动来完成的，一般是滑轮组上的钢丝绳使吊臂做俯仰运动(图)。其具有的优点变幅起升高度较大，施工中不易发生死区，拆装更方便。但缺点是：振幅的有效利用率低，速度不是均匀的。图2-3摆动臂架变幅机构③液压缸变幅变幅液压缸布置可分为前支式，后支式和后拉式三种(图)。与其他两种类型相比，前支型具有较长的臂和较小的节距推力。可采用直径较小的液压缸，臂架悬臂部分的长度较短，提高了臂架的受力。但缺点是：当半径较小时，不方便举起大型重物。图2-4变幅液压缸(a为前支式b为后支式)5.2方案选择液压缸变幅具有布局方便、工作稳定、结构轻巧等特点。它是应用最广泛的刚性传动变幅机构。分析后选择的解决方案是前支式液压缸变幅。6变幅机构设计6.1变幅液压缸参数设计6.1.1变幅油缸铰点位置确定变幅液压缸铰链点的确定可分为两个步骤:1。变幅液压缸根部铰接点O1的位置;2.变幅液压缸与动臂的铰点O2的位置。变幅液压缸根部铰接点O1的位置，一般使其落在回转支承装置的滚道上，从而增加平台受力。QLY8起重机采用单活塞杆双作用液压缸，铰链点到旋转中心的距离为: （6-1）。式中：D—起重机底盘直径，D=2m；B—双作用变幅油缸间的距离，此处B=0。所以f=1m臂架铰链点与变幅液压缸的相互位置如图5-1所示。在获得h0和e,确定铰链点O繁荣的根源,并确定铰链点O1的根源变幅液压缸在获得f铰链点和跑道表面之间的距离是根据结构决定的,一般15厘米。因此，只需确定变幅液压缸支撑铰点O2与臂架的位置即可。因为铰点O2必须满足下述两个条件：在变幅缩回时，吊臂位于行驶状态，变幅液压缸长度为最短长度（）；伸缩臂全伸时吊臂位于最大仰角位置，液压缸长度达到最大长度（）。变幅液压缸的外伸长度和基本臂有下列关系：或将动臂铰点O、变幅液压缸铰点O1、铰点O2连接，形成三角形∆OO1O2或∆OO1O2'。由于O1O2’是未知的，在初算时，假定δ=0，从上图可知，∆OO1O2中∠OO1O2=θmax+δ+α，∆OO1O2’中，∠O2‘OO1=δ+α，而角α是OO1与水平线的夹角，由下式可求得： （6-2）式中：h0=0.65m,∆h=0.15m,e=0.25m,f=1m。计算得α=23°从而通过解三角形关系确定O2的位置。在∆OO1O2中，其边与角的关系为：在∆OO1O2’中已知OO2=OO2’,O1O2=(1.6~1.7)O1O2’,代入以上两式消去O1O2和O1O2’,可得OO2的二次方程式：式中，，α=23°δ值根据实际情况确定。设计时，铰点应靠近基本臂工作长度的中点。当时，=1.14m或10.44m当时，=1.27m或9.37m当时，=1.66m或8.40m当时，=1.51m或7.89m综上，取=1.66m6.1.2变幅油缸推力计算由上可知：①变幅油缸力臂 （6-3）故②作业幅度R，起吊额定起重量Q已知时，对铰点O取矩, （6-4） 故推出 （6-5）故式中——变幅油缸推力，——吊臂总重（包括副臂和伸缩油缸重量），，——吊臂重心至下铰点的距离，，③当臂架完全伸展时，副臂展开并处于无负载水平位置，对铰点取，即 （6-6）故推出 （6-7）故式中——该工况下变幅油缸的推力，——该工况下变幅油缸的力臂，，——吊臂全伸、副臂展开时总长，，——吊臂全伸、副臂展开时，吊臂重心至铰点距离，，6.2变幅机构参数设计6.2.1变幅力的确定①正常工作时变幅机构的作用力变幅机构和回转机构可以同时工作，一般用于在转弯时稳定作用在臂架上的载荷。为了计算负荷,确定力的可变振幅在正常操作期间,变幅力计算时根据工作条件稳定的运动机制和振幅是根据变量和机制决定的力量。 （6-8）故式中，——变幅滑轮组位力（变幅油缸拉力）——物品和吊具重力，，——臂架的重力，，——作用在臂架重心处的风力，，——变幅滑轮组中心线至铰点的垂直距离（变幅液压缸的作用力臂），mm，1660——臂架长度，，——起升滑轮组拉力至铰点的垂直距离，，——起升滑轮组的倍率，——转台回转速度，——幅度，mm，——臂架仰角，——吊重钢丝绳偏摆角，②最大变幅力机构部件按最大变幅力进行校核，最大变幅力的计算按以下两种工况。稳定回转时起升物品 （6-9）故式中，——起升载荷动载荷系数，其余符号同上。变幅机构带载起动 （6-10）故式中，——动载系数，其余符号同上6.3变幅油缸选型液压缸又称油缸，其作用类似液压马达，区别是，液压缸用来实现直线运动或转角行程不超过360度的回转运动，产生预定的推（拉）力。6.3.1参数设计液压缸主要有缸筒、缸、活塞、活塞杆、密封件和连接件组成，根据需要有些液压缸上还设有缓冲和排气装置［3］。①缸筒内径有两种算法。这种设计将根据液压缸的负载力和工作压力来确定根据国标(GB2348-80)要求，内径要圆整到标准值，所以内径圆整到标准值到50mm。式中，——液压缸负载力，已知，作用压力需要用类比方法参考其他设备和类似场景。本设计选活塞杆直径一般以液压缸往复运动速度计算后，再按下表圆整至标准，计算式根据国标要求，活塞杆直径定为活塞杆直径计算出来后，还需要进行强度和稳定性验算，活塞杆工作时一般主要受轴向拉作用力活塞杆的强度验算可按直杆拉压公式计算，即经验算，该选型符合强度要求式中，——活塞杆应力——液压负载力——活塞杆许用应力，为材料的抗拉强度，为安全系数，一般取当活塞杆直径与液压缸安装长度之比较高时，活塞杆易发生不稳定状态和纵向弯曲失效。此时必须进行稳定性计算。在通常的计算中，临界压缩载荷采用欧拉公式计算，计算出整个液压缸和活塞杆的临界压缩载荷等于活塞杆，然后代入压力杆稳定性公式进行验证。式中，——材料的弹性模量，，——活塞杆截面惯性矩，——长度折算系数，见表，本设计中取——液压缸安装长度，初始安装长度压杆稳定公式为式中，——液压缸最大负载力，——安全系数，一般取，本设计取经验算，符合设计要求缸筒壁厚及外径的计算液压缸的壁厚和外径，由强度条件才能确定缸筒分两种，当缸筒内径与壁厚的比值—D>10的时候，称为薄壁筒，反之则称为厚壁缸筒。簿壁缸筒式中，——液压缸的耐试验压力，当＜时，，当时，，为液压缸工作压力——缸筒材料的许用应力，，为材料的抗拉强度，，为安全系数，一般取因为，对厚壁缸筒缸筒外径6.3.2材料及技术要求①缸体液压缸缸体材料常用钢的无缝钢管，、铸钢，铸铁或球墨铸铁等。本课题采取铸钢。缸盖、耳轴、管接头等部件的焊接用钢为35号钢，经过粗加工后进行调质。在其他情况下，使用45号钢。调质至硬度铸钢坯料采用内径大、行程短、壁厚厚的钢瓶，一些形状复杂的钢瓶采用铸钢坯料。缸体的技术要求如下[11]：缸体内的配合一般选用。表面粗糙度:活塞密封时用橡胶密封，Ra为；当活塞用密封环密封时，，去均匀研磨（二）缸体内径的圆度和误差，圆柱误差不大于直径误差的一半，缸体表面的直线度误差在长度上不大于（三）当端面T与端盖固定时，气缸端面的跳动在直径范围上不大于（四）当缸体与端面有螺纹连接时，以螺纹精度等级6为等级。（五）为了防止腐蚀提高寿命，缸体表面可以镀铬，镀铬层厚度应为,镀铬后进行抛光②缸盖缸盖的技术要求如下所示（一）配合的要求可见下图所示（二）缸筒活塞杆和活塞杆密封圈的外径的误差和圆柱度误差不得大于直径一半，且的同轴度误差不应大于。（三）直径为100mm时，端面a、B与轴线的垂直度误差控制在不大于0.04mm。（四）导向孔表面粗糙度应为Ra0.63-1.6µm③活塞活塞常用材料灰铸铁、耐磨铸铁、号钢以及铝合金等活塞的技术要求如下（一）外径对的跳动不大于公差一半（二）活塞的两端之间的垂直误差面对活塞的轴是不超过0.04mm在直径10mm上,外径的圆度误差D，圆柱度误差不超过活塞外径公差的一半。④活塞杆在选用活塞杆时，业内一般选用材料为号钢。其技术要求如下（一）在对活塞杆进行热处理的时候，粗加工之后调质到硬度为之间，必要时，再高频淬火硬度到。（二）活塞杆和的圆度误差和圆柱度误差不大于相应直径公差一半。（三）在500mm上活塞杆表面直线度误差不大于0.03mm。（四）活塞杆和的跳动不大于。（五）端面T的垂直度误差在直径上不大于。（六）活塞杆的螺纹精度等级为级或级。（七）如果杆上有链接销孔，则该孔按制造，孔轴线对活塞杆工作表面的垂直度误差在长度上不大于。（八）活塞杆的工作表面粗糙度不大于,必要时，可以镀铬，镀铬厚度约为,然后再进行再抛光。（九）对空心活塞杆一端留出焊接和热处理的通气孔。7总结本设计的题目为轮胎起重机起升及变幅机构设计，因此主要内容就是起升及变幅机构的设计过程，除此还简单介绍了轮胎起重机的国内外发展现状及发展趋势。起升机构我选择了使用高速液压马达驱动的方式，相比于内燃机和电机驱动的方式，它的传动比更加的大，而且结构紧凑、运行稳定，操作起来也更加的方便，应用的场景也越来越频繁。液压马达能够将液压能变成机械能进行输出。整体结构上我为了使起升机构的结构更加的紧凑和小巧，在设计时充分利用卷筒内部空间，将减速器置于卷筒内部，与卷筒同轴式分布，卷筒还采用了多层卷绕，因为它容绳量大，对减小机构尺寸十分有利，大大减小了起升机构的整体体积。为了能将减速器直接安装在卷筒内，我设计了一个行星齿轮减速器，这种减速器相较于圆柱齿轮减速器、蜗轮蜗杆减速器等应用频率较高的减速器，设计难度还是要大一些，也正因如此，我在一开始设计时想设计一个我在大三的机械设计课程设计就已经设计过一次的蜗轮蜗杆减速器，最终经过多方面考虑后还是决定设计一个行星齿轮减速器来增大扭矩使用，因为对行星齿轮加速器的接触较少，对我来说是一个不小的挑战，