【《QY-16吨轮式起重机的机构设计计算过程案例分析》4800字（论文）】

QY-16吨轮式起重机的机构设计计算过程案例分析目录TOC\o"1-3"\h\u23428QY-16吨轮式起重机的机构设计计算过程案例分析 1155171.1吊臂设计 1284221.1.1吊臂几何尺寸设计 1132191.1.2基本臂设计计算 4316021.2起升机构计算： 12101141.3回转机构计算： 1329551.4变幅机构计算 1537631.5支腿收放机构计算 17326711.6小结 201.1吊臂设计1.1.1吊臂几何尺寸设计在图中已知两个参数其中Rmin=1.0m时每当动臂的上下起升高度分别为9.0m(全臂半缩臂)和参数Rmin=5.0m动臂的抬起的上升高度分别为22.0m(全臂半缩臂)的这种情况下,通过一个点的几何图形可以作画的点可以直接确定三四个铰链节点的铰链大小和具体位置,通过这个点的几何图形作画可以直接得出三四个铰链节点的具体位置相关值其大小和位置尺寸值的表示及其方式描述如下：1）当基本臂在工作时根据图3-1可以通过计算方法得出:l===9120毫米u1=tg-1(H1+b-h)/(e+Rmin)=tg-1(900+1500-2235)/(3000+854)所以得：u1=650图3-1基本臂工作示意图2）半伸臂工作时：l===15542mmu=tg-1(H+b-h)/（e+Rmin）=tg-1(15500+1500-2235)/(854+4000)所以得：u=71.803）全伸臂工作时：l===22056mmu3=tg-1(H+b-h)/(e+Rmin)=tg-1(22000+1500-2235)/(854+5000)所以得：u=74.6上图中各尺寸如下：e1=390mm.e2=240mme3=420mme0=390mme=854mm.b=1500mmH1=9000mm.h=2235mmh-h0=1470mmR=3000mm(全缩臂)4000mm(半伸臂)5000mm（全伸臂）。l=1575mml”=2120mml1=9120mmu1=65l2=15542mmu2=71.80l3=22056mmu3=74.64）起重臂机构尺寸的确定：见图3-2。图3-2起重臂机构尺寸基本臂工作长度l基本臂结构长度在图3-3中：伸缩臂的伸缩长度为=(=(22056-8520-600)/2=6468mm第二节臂外伸长度为=+=6468+200=6668mm第三节臂外伸长度为=+=6468+400=6868mm第二节臂搭接长度为=1558mm第三节臂搭接长度为=1358mm第二节臂结构长度=1558+6668=8226mm第三节臂结构长度=1358+6868=8226mm一二节臂间的结构空距=9120-8226-400=494mm二三节臂间的结构空距=8226+400+8226=400mm图3-3起重臂机构尺寸1.1.2基本臂设计计算箱型伸缩式吊臂在设计时均应以最小幅度吊装起重时最大支撑力为基础的实际情况来计算。而最高幅度的吊装和最小的起重力则是由于整机的稳定性所决定。1）计算参数：由图3-4，基本参数有：ee。吊具重1.89KN，吊臂重32.9KN，起升滑轮组的倍率为6，起升滑轮组功率为0.951。吊臂材料取40Mn，该材料的屈服应力强度的模量极限，弹性模量E=，吊臂倾角u=。图3-4基本参数取截面特性：A=2(360*5+540*5)=9000=1.449*10图3-5（基本臂）图3-6（二节臂）二节臂见图3-6=1.176*10三节臂见图3-7=0.93*10图3-7（三节臂）基本臂工况一：额定的最大起动机重力和最大工作风压幅值是因为基本臂在正常高度工作时,臂架必须采用高度倾角式风向制动,工作时的最大工作风压,,风向角度应完全垂直于臂架可以自由改变的高度极限工作平面。额定起重量工作幅度为基本臂工作时，臂架倾角制动，工作最大风压，，风向垂直于变幅平面。（1）计算简图见图3-8图3-8受力分析（2）吊臂在变幅平面承受的载荷1）垂直载荷Q取Q=1.2(156.8+1.92)+1/3*1*31.81=204.134KN2）起升绳拉力S=1.2(156.8+1.92)/6*0.952=31.76KN3）轴向力P=31.76*1+204.134*=218.768KN4）横向力=204.134*cos650=86.271KN5）在垂直向的拉力Q和在起降绳上的横向拉力S对于起降吊臂的横向轴线偏心所作用产生的力矩=1.2(156.8+1.92)*390sin65-31.76*240*cos0=60.067KN*m（3）吊臂在旋转平面承受的载荷：1）根据受力分析，作用于吊臂的侧向力=,但此时影响很小，可以忽略不计。因此：2）臂端力矩3）载荷Q在吊臂方向分力RR=Qsinu=204.134sin65=185.008KN4）变方向轴向力==31.76KN（4）临界力计算；1）变幅平面因为：=4350/9120=0.477可得==5.23*==1.04872）旋转平面根据前文设计计算式中通过下图3-9计算：图3-9AD==π2Kz（5）强度校核1）应力计算：图3-10变幅平面内力图由图3-10进行应力计算：图3-11旋转平面内力图由图3-11：正应力计算及校核：A1-A1A2-A2My50.952*10471.57967*10Wy1.449*101.449*10Mz72.85895*1040.17771*10Wz1.16*101.16*10Ky1.04871.0487Kz1.19971.1997A90009000-24.1-24.1±36.9±341.3+75.35-75.35+75.35-75.35+41.55-41.35+41.35-41.35+88.15-62.55+14.35-136.35+358.75+275.65-321.85-406.95强度合格。（6）刚度校核：1）计算载荷：=(156.8+1.92)+1/3*31.81=171.99KN变幅平面水平力T=Qcosu=171.99*cos65=72.686KN旋转平面水平力T=8.423KN2）刚度校核：a.变幅平面：,其中所以[f]=L’/50=6945/50=138.9mm>b.旋转平面：fz所以在两个方向的刚度均满足要求。

1.2起升机构计算：起升机构是轮式起重机的关键机构，用于完成起吊物体的起重作业。升降机构具有三种驱动方式：燃气轮机驱动器，电动机驱动器和液压机驱动器。本设计方案采用液压传动系统的升降机构。液压驱动的优点是减速比大，可以完成大范围的无级变速。本减速机设计方案由快速油马达驱动系统、根据减速机驱动起升钢丝绳卷筒减速机的标准减速机和带二级斜圆柱齿轮的标准减速机三部分组成,减速比i=40。1）钢丝绳直径的确定：选取一个单联卷筒的滑轮成型机组的倍率m=3~6,取m=6,x=1(多层卷绕)，，。由已知条件得：而(拉力)查阅手册可得钢丝绳的直径计算：。由前文设计该轮式起重机的工作级别为Ms，选取c=0.100()。所以计算得d=16.95mm，查阅手册后取d=17.5mm即选择钢丝绳规格为6*37股。2）根据前文计算起重量PQ=16tf，选择起重量大小为16tf的单钩，查阅手册可得，吊钩主要尺寸为：D=150mm,S=120mm,3）确定卷筒尺寸：卷筒长度,多层卷绕取n=4,所以L=1.1*6*22000*17.5/[1.14*4*(300+4*17.5)]=546.8mm.,取L=550mm.卷筒壁厚：δ=0.02D+(6~10)=0.02∗300+(6~10)=12~16mm,.取δ=16mm抗压性和强度极限校正：对于HT300的各种铸造件和钢筋材料,其抗压强度极限其抗拉强度极限.。因为卷筒采用了多层卷筒缠绕,钢丝绳的卷筒缠绕力和箍紧对于整个卷筒所使用产生的滚动压力和应力,强度等都要求相当。所以正常工况下由钢丝绳卷绕压紧而对卷筒产生的压应力由此强度校验合格。钢丝绳卷绕产生的弯曲正应力，其中M=1/4*SL=1/4*28740*550=3951750所以，合成应力：所以：σ=4.11+由此强度校验合格。4）各层卷绕直径的确定：第一层第二层第三层第四层1.3回转机构计算：本设计的16t全液压轮式起重机所需要采用的主要是一种以低速大功率扭矩马达代替高速扭矩马达时并搭载自动减速器的传动控制机构。尽管低速大型的扭矩马达自己的重量与尺寸均较大,却可以省略了多级减速器。低速大扭矩马达直接通过传递动力到轴承驱动小齿轮运动。从而可以利用旋转式支撑轴承驱动装置系统，来自动实现对齿轮旋转支承机构的四周高速旋转或定向运动。采用低速大扭矩马达会可以使其整体结构更加简单显得紧凑,工作平稳,并且甚至可以同时驱动进行多周的高速旋转,但是低速大和小扭矩马达的设计制造过程成本高。回转支承传动设备是它是一种采用交叉滚筒式内部传动啮合式的回转传动支承。这种支撑轴承起重设备的横向回转摩擦阻力和偏差相比较小，可以有效减轻起重整车的运动重心,从而大大提高了轮式起重机正常运行时的运动稳定性。布置的结构形式主要目的是将驱动机构直接安装在用于起重机的回转运动部分上,大齿轮被直接固定在一个用于起重机的非轴向旋转运动部分上,不进行旋转运动,与其相互转动啮合的小齿轮既可以自转同时也围绕着一个大齿轮进行公转。它的设计目的就是为了能够使得在轮式起重机行进时，回转平台能够保持稳定而不会左右摆动，从而大大保证了整车的行驶速度和稳定性。1）旋转支承装置的选择：交叉滚柱式选择的支承设备：.2）作用在支承装置上的等效弯矩为：其中：G=31.81KN,C=600mm,G=53%*23*9.8=119.462KN.M=(157.1+1.93)*3000+31.81*(4350*cos65°)-119.42*600=443736KN*mmV=因为所以其中，(摩擦阻力矩)R=3000mm,L=4560mm;所以倾斜阻力矩其中所以：3）液压马达的计算：a.油马达需要输出的最大力矩：M马=（b.油马达的工作压力：Pc.油马达的转速：n选取IJMD-125型径向柱塞马达，q马=6140ml/r,n马=10r/min,P马=16Mpa。1.4变幅机构计算本设计中技术要求：动臂的摆动夹角为0°-74.6°。通过整车和工厂对制造工艺要求和变幅式油缸在各个方向上的工作压力来确定三铰点的最佳位置,如下图3-12所示:图3-12三铰点最佳位置a3=ctg-1h0/l’=ctg-1765/1575=64.09a2=tg-1(e3-e0)/lo=tg-1(420-390)/4350=0.395a1=90-a2-a3=90变幅油缸的长度l5=其中a==由图3-12知：d===4350.10mm所以：l==2870.76mm.取整得l=2880mm。由l5值重新确定角度a1.a=cos-1(a=cos-1(1750.957=25.477油缸全伸时的长度l5’为l5’==4975.35mm取整后得l=4980mm重新确定吊臂工作时的最大仰角：u=74.777吊臂摆角u=0变幅式液压油缸的行程L=l=4980-2880=2100mm变幅式油缸的伸缩比c=l=4980/2880=1.729油缸类型的选取：起吊受力分析结果得知：当起吊基础臂大于起吊最高额定的起重量时,变幅式液压油缸在起吊工作稳定位置下的承载压力最高。此时，Q吊具自重为G。起重臂自重为G=31.81KN。变幅油缸的工作压力为：T=(R=(3000+854)[1.2(156.8+1.92)+1/3*31.81]/2120=371.1KN应该从其中选择推力和缸径分别为407.15KN、180mm的小型工程机械标准液压缸作为本设计的变幅式液压油缸。1.5支腿收放机构计算 根据结构特点，支腿可分为：1）蛙型桥：结构简单，油压汽缸数量小。（一座桥，一个油压汽缸）重量很轻。因为抬起腿的手臂的尺寸有限，所以桥的距离不大。青蛙式桥用于小型起重机。2）H型桥：这座桥向外延伸的距离很大。桥上有两个油压汽缸。可以完成水平伸缩和垂直支撑两种动作，脚是H型，为了确保足够的距离，左脚相互张开。影响工作空间开放的电路是指所有油回到油箱后，油压泵在油箱中吸收油。3）X型桥：X式桥的垂直支撑液压汽缸由于是活动桥的中间作用，桥外侧延伸的一端直接支撑地面，更加稳定，但是X式桥与地面之间的距离很小，桥下沉的话端部就会变平。4）辐射型桥：一般在起重质量较大的起重机上运用。大型吊车的桥架反力大，考虑到车身承载力的大小和车身形变的大小，使桥呈放射式，直接使用旋转支撑装置承担的所有力量和网站。直接作用于脚的构造。这种设计方式，将使得整体相关于其他形式更轻量化。为了大幅度地提高设计起重机的运动稳定性,同时又减少起重轮胎的运动负荷,总体设计方案选择了H型起重支腿。该类型的支腿不仅对地面有良好的适应性,易于手动调整和能极大限度保持平衡且同时具备非常高的机动运转性和稳定性，能够广泛应用于各种大中型起重机。H型支腿能自动控制水平运动气缸与垂直运动气缸的运动。该支腿系统采用了自动高度调平保护装置,保证了整台起重机设备能够在特殊工作场地上进行正常工作,始终保持在一定的高度水平运行位置。从而改善了整台起重机正常运转的运动稳定性，这对于有效提高整机起重量和同时扩大起重吊臂的固定长度等都是非常有利的。此外,当一台底架接地时,本机的装置也随时可将接地指示显现出来,所以相较于其他调平技术,大幅改善了使用安全性。支腿承载力的计算：轮式起重机的支腿承载力一般按照起重机满负荷时的工况来计算。反作用力可以通过桥的反动力设计机床和桥的结构。在计算桥的压力之前，首先设计车床-桥-支撑面系统。分析框架的变形状况，框架的双脚系统的强度大，变形少，支撑面硬，相对下沉小。起重机进入工作时，总是根据负荷来合力。如果不离开桥外，四条腿就不能从地上掉下来。框架的柱子很软的话，就可以形成桥和柱子的系统。即使起重机正常起重，四座桥也不会离开地面。此时，桥接压力轮式起重机的支腿压力是最大的反作用力，桥的反作用力可以设计出吊架和桥的构造。框架-桥-支撑面系统若有其他种情况，框架的强度比较大的情况下，因为弹性的存在，或正常工作时，四条腿离开地面，有三个支撑座。起重机的四个支撑或三个支撑取决于负载，负载的合力脱离整体形心和指向。起重机臂的位置也取决于起重机的位置。因为提高高度是常有的事，由弹性支撑理论经验我们不难知道，所以进行此处计算时，考虑按照最坏的情况计算。起重机的最大额定重量是将各种工作动作复合叠加，形成一个复合动作此时从而得到考虑相应的额定牵起质量。由上述原理，我们可以求出最大对地反力，装置实际作业情况如下图3-16，A点离