底盤課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目YQ8汽車式起重機(jī)蛙式支腿的設(shè)計中南林業(yè)科技大學(xué) 2011森林工程設(shè)計者 ： 徐盛浙（20110920） 李世青（20110900） 陳鵬程（20110930） 徐冰聰（20110919） 指導(dǎo)教師：王坤明 請預(yù)覽后下載！1 設(shè)計題目：YQ8汽車式起重機(jī)蛙式支腿的設(shè)計2 目錄21 22 23 3 設(shè)計任務(wù)書31 工程機(jī)械課程設(shè)計的時間、學(xué)分：課程設(shè)計的時間： 共兩周； 32 課程設(shè)計的任務(wù)、性質(zhì)課程設(shè)計是學(xué)生從理論到實(shí)踐、再提升到理論的過程，是綜合檢查學(xué)生專業(yè)課、專業(yè)基礎(chǔ)課教學(xué)效果的重要方法，是鍛煉學(xué)生綜合思維能力和創(chuàng)新意識的重要手段，是學(xué)生從求學(xué)階段過渡到創(chuàng)業(yè)階段的重要環(huán)節(jié)，培養(yǎng)學(xué)生尊重科學(xué)、尊重實(shí)際的良好習(xí)慣，使學(xué)生充分認(rèn)識到自己每一筆、每一個數(shù)據(jù)都與員工的心血、企業(yè)的興衰息息相關(guān)，從而養(yǎng)成認(rèn)真仔細(xì)、一絲不茍的作風(fēng)。學(xué)生根據(jù)現(xiàn)場參觀，了解設(shè)計對象的使用情況、運(yùn)動、受力、磨損、連接及外觀構(gòu)造；然后參閱有關(guān)資料，明確設(shè)計的方法、步驟及重點(diǎn)，幷擬定出設(shè)計計劃。具體設(shè)計課題為：根據(jù)現(xiàn)場參觀及所提供的原始數(shù)據(jù)，設(shè)計YQ8汽車式起重機(jī)蛙式支腿?；疽鬄椋?. 滑槽式蛙式支腿各鉸點(diǎn)位置確定、連桿機(jī)構(gòu)及滑槽結(jié)構(gòu)的設(shè)計；2. 支腿支起后，輪胎離地100mm，支腿壓力，整機(jī)穩(wěn)定校核；3. 支腿部分液壓件選配及整車液壓原理，至少二號總裝圖一張，部件裝配圖及零件圖23張，全部圖紙用AutCAD2000繪制；3. 3 應(yīng)搜集的資料及參考文獻(xiàn)： 到現(xiàn)場測繪YQ8汽車起重機(jī)有關(guān)尺寸，參觀蛙式支腿的結(jié)構(gòu)； 張質(zhì)文，劉全德.起重運(yùn)輸機(jī)械M.北京：中國鐵道出版社，1983，331-349 王玉卿.工程機(jī)械實(shí)用液體傳動M北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991，106-108，212-214 顧迪民.等工程起重機(jī)M北京：中國建筑工業(yè)出版社，1981，191-2133.4 原始數(shù)據(jù)及主要技術(shù)指標(biāo)：1. 最大吊重：7.84104N，變幅范圍：3.25.5m，最大吊高：6.7m；第二節(jié)臂長：7.36+4.75=12.1m，第二節(jié)伸出時最大吊重：2.94104N，幅度：7.414m，第二節(jié)伸出時最大吊高19m；2 發(fā)動機(jī)：6135q，功率：88.2kw，最大扭矩：686Nm，額定轉(zhuǎn)速：1800r/m；3 軸距：4m，輪距：1.927m，橋荷分配：4.8104N/9.6104N。最小轉(zhuǎn)彎半徑：8.25mm，最小離地間隙：266mm，接近角：27，離去角：20，最高車速：71km/h，最大爬坡度：27%。請預(yù)覽后下載！4 車體重20KN，距回轉(zhuǎn)中心400mm；下車體重：85KN，正對回轉(zhuǎn)中心；配重：25KN，距回轉(zhuǎn)中心1100mm；吊臂重：17KN，距回轉(zhuǎn)中心300mm。3.5 課程設(shè)計應(yīng)提交的文件課程設(shè)計說明書；至少二號總裝圖一張，零件圖45張；3.6 進(jìn)度計劃安排4 蛙式支腿跨距的確定設(shè)計內(nèi)容計 算 與 說 明結(jié) 果請預(yù)覽后下載！2.1 支腿跨距的確定支腿支承點(diǎn)位置的確定的原則是：在各種工況下，臂架在任意幅度和任意位置時，起重機(jī)總垂直力的作用線，應(yīng)在支腿支承點(diǎn)所包圍的水平面積之內(nèi)通過，這樣就保證起重機(jī)安全工作，不會傾覆。在保證抗傾覆穩(wěn)定性的條件下，支腿的支承基底應(yīng)該最小，這樣能使起重機(jī)的支腿重量輕，有效作業(yè)面積大。2.1.1 橫向支腿跨距的確定輪式起重機(jī)支腿是前后設(shè)置的，并向兩側(cè)方向伸出，形成矩形。由于輪胎式起重機(jī)主要在側(cè)方工作，國家系列中又規(guī)定了幅度的最小值，故某一噸位起重機(jī)的支腿橫向跨距不得超過某規(guī)定數(shù)值以滿足有效幅度的要求。但跨距取大了，雖然在起重機(jī)工作時穩(wěn)定性好，但過大的穩(wěn)定也是不必要的，有時甚至是有害的；因?yàn)楫?dāng)超載時，過大的穩(wěn)定使起重機(jī)司機(jī)不感到超載的危險，當(dāng)無自動報警裝置時，而有使吊臂損壞的可能。支腿全部外伸時可將起重機(jī)作業(yè)區(qū)域分為四塊：即右側(cè)方作業(yè)區(qū)、前方作業(yè)區(qū)、左側(cè)方作業(yè)區(qū)和后方作業(yè)區(qū)。一般來說，是不在前方作業(yè)區(qū)作業(yè)的。支腿跨距的確定，完全從穩(wěn)定角度出發(fā)。支腿橫向外伸跨距的最小值是要保證起重機(jī)在正側(cè)方吊重的穩(wěn)定，也即是在起吊臨界總起重量（）時，全部重量的合力將落在支腿中心上。也就是要使支腿中心線A內(nèi)、外的力矩處于平衡狀態(tài)，見圖1。即則支腿橫向跨距之半為 (1)式中 、分別為上車、下車、配重和吊臂（不計吊鉤）的重量；、分別為其中心離回轉(zhuǎn)中心的距離。=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最小變幅：R=3.2 m=3200 mm從公式(1)中可見，當(dāng)起重機(jī)工況改變，如臨界總起重量（）和相應(yīng)幅度R改變時，也隨著改變。一般是以最大臨界起重量和其相應(yīng)的幅度（常是最小幅度）的數(shù)值帶入確定支腿跨距的公式請預(yù)覽后下載！(1)中。則：起重機(jī)工作時，不但要求有起重量，并要求有一定的幅度。規(guī)定了最大額定起重量時的工作幅度（），則輪胎式起重機(jī)的支腿跨距也不難求得：因此，式中有效幅度A可由3的起重力矩參數(shù)表11-5查得，起重量為8噸時，有效幅度A為 A=1.45 m=1450 mm （2）而支腿橫向跨距的選取，應(yīng)大于或等于公式（1）求得的值的兩倍，但應(yīng)小于公式（2）所規(guī)定的值。因此 選取 mm 2.1.2 縱向支腿跨距的確定支腿縱向跨距的確定，原則上與橫向跨距的確定一樣，條件也是在支腿中心線（A點(diǎn)）內(nèi)、外的力矩要平衡： 則支腿在后方離回轉(zhuǎn)中心距離為： (3)從上式可見，起重機(jī)在后方吊重時，由于底盤重心向前，為取得與側(cè)向吊重具有同樣的穩(wěn)定程度，支腿可以靠里一些，比側(cè)向的距離小。同樣，支腿在前方離回轉(zhuǎn)中心的距離。理論上，即，支腿跨距成方形。但實(shí)際上，由于總體布置的不方便，有時要將前支腿前移或后移若干距離，以免妨礙底盤傳動軸的穿越或其他機(jī)件的布置。所以不一定是等于（）。顯然將前支腿前移，對穩(wěn)定是有利的。若將前支腿后移，即使 ，好象對穩(wěn)定不利，但在汽車起重機(jī)中，前方作業(yè)區(qū)域一般不吊重，列為禁區(qū)（因有駕駛室在前方）；即使在前方作業(yè)區(qū)大幅度吊重時，起重機(jī)前輪在傾翻時著地支承，增加了起重機(jī)的穩(wěn)定性，故減少是無妨于汽車起重機(jī)的起重性能。在輪胎起重機(jī)中，由于總體布置的要求常將支腿設(shè)在外側(cè)，故支腿縱向跨距（請預(yù)覽后下載！）往往大于支腿的橫向跨距（）。因此，選定縱向跨距為：mm。2.2 支腿壓力的計算輪胎式起重機(jī)支腿壓力是指支腿在起重機(jī)吊重時所承受的最大法向反作用力。根據(jù)這支腿反力可以用來設(shè)計支腿結(jié)構(gòu)。因此，在設(shè)計支腿部件前，必須計算出支腿壓力。在計算支腿壓力前，要先分析一下車架支腿支承面體系的變形情況。假如車架支腿體系的剛度很大，相對變形較小。而支承面又很堅硬，相對沉陷也小，則起重機(jī)在正常吊重時只要總載荷合力不落在支腿外，四個支腿可始終不離地面。假如車架梁較軟，則與支腿形成梁柱體系，起重機(jī)在正常吊重工作時，四個支腿也不會離開地面。此時支腿壓力的分配可按載荷合力位置（位于離支腿中心某一距離處）距支腿的遠(yuǎn)近反比分配。支腿上始終受有壓力。此兩種情況都為四點(diǎn)支承。當(dāng)車架支腿支承面體系不是上兩種情況時，如車架剛度較大，而支腿或支承面有彈性，起重機(jī)吊重正常工作，四個支腿中常有一個支腿離地，形成三點(diǎn)支承。起重機(jī)四點(diǎn)支承或三點(diǎn)支承，要視載荷合力偏離支腿中心的大小和方向而定，也視吊臂位置而定。起重機(jī)在正常吊重工作時，呈三點(diǎn)支承是經(jīng)常出現(xiàn)的情況，故按彈性支承的假定來計算支腿壓力是較接近實(shí)測數(shù)據(jù)的，因此，設(shè)計時應(yīng)按三點(diǎn)支承來計算支腿壓力。設(shè)吊臂位在工況位置，見圖2，支腿A抬起，支腿B、C、D受力：圖 2 三點(diǎn)支撐受力圖請預(yù)覽后下載！則：此時支腿C 受力最大；若吊臂轉(zhuǎn)到工況 位置時，即角為鈍角時，則支腿B上抬，支腿C、D、A受力，則受力最大的為支腿D 。取兩種工況中大者。在計算之前，依前面計算的跨距先要判別吊臂在哪種工況時，受力最大。由于支腿中心與起重機(jī)回轉(zhuǎn)中心O0離支腿中心O的距離，在同一側(cè)，所以此時吊臂在工況，支腿C受力最大。 (4)其中 正對起重機(jī)回轉(zhuǎn)中心，縱向支腿跨距 ，使支腿后移了200 mm ，mm要求支腿的最大高峰壓力，載荷也應(yīng)選擇最不利的組合。工況是起重最大額定起重量，作正常的起、制動并與回轉(zhuǎn)做復(fù)合動作。吊臂在最不利的位置上，吊臂位置：其荷載力：式中為動載系數(shù)，由3附表一，國產(chǎn)輪胎式起重機(jī)系列產(chǎn)品技術(shù)性能表查得：對動臂起重機(jī)，因此 水平力： 上車重、吊臂重、配重和吊重的合力為： 合力距回轉(zhuǎn)中心的距離： 請預(yù)覽后下載！ 作用在吊臂平面的力矩為： 所以 即支腿承受的最大壓力為136.748kN。請預(yù)覽后下載！5 整機(jī)穩(wěn)定性驗(yàn)算設(shè)計內(nèi)容計 算 與 說 明結(jié) 果2.3 整機(jī)穩(wěn)定性的校核起重機(jī)的抗傾覆穩(wěn)定性（通常簡稱為穩(wěn)定性）表示起重機(jī)在各種情況下抵抗傾翻保持穩(wěn)定的能力。當(dāng)起重機(jī)承受的外力（包括自身的重力）對支承平面的傾覆軸線產(chǎn)生的傾覆力矩大于穩(wěn)定力矩時，起重機(jī)就繞傾覆軸線傾翻。在設(shè)計起重機(jī)時，必須保證起重機(jī)有足夠的抗傾覆穩(wěn)定性。目前國內(nèi)外對起重機(jī)抗傾覆穩(wěn)定性的驗(yàn)算采用三種方法：一、穩(wěn)定系數(shù)法；二、按臨界傾覆載荷標(biāo)定額定起重量；三、按力矩不等式校核穩(wěn)定性。這里主要采用了第一種方法進(jìn)行校核。起重機(jī)在起吊臨界起重量時，起重機(jī)處于穩(wěn)定的臨界狀態(tài)，即在傾翻線內(nèi)、外側(cè)的靜力矩互相平衡。而表示起重機(jī)穩(wěn)定性的穩(wěn)定安全系數(shù)（簡稱穩(wěn)定系數(shù)）是位在傾翻線內(nèi)側(cè)的穩(wěn)定力矩和位在外側(cè)的傾翻力矩之比：這是沒有考慮到起重機(jī)在運(yùn)動時引起的慣性力以及風(fēng)力和傾翻的影響，故求得的穩(wěn)定系數(shù)稱為靜穩(wěn)定系數(shù)。由以上計算可看出其已滿足了穩(wěn)定條件。在實(shí)際計算中，中、小型輪胎式起重機(jī)可以只計算靜穩(wěn)定系數(shù)。因此，不必進(jìn)行動穩(wěn)定系數(shù)的計算了。按臨界傾覆載荷標(biāo)定額定起重量或按力矩不等式驗(yàn)算抗傾覆穩(wěn)定性來校核，也可以得到同樣的結(jié)果。所以，按以上選取整機(jī)是穩(wěn)定的。請預(yù)覽后下載！6 蛙式支腿的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計內(nèi)容使用條件熱處理工藝及參數(shù)結(jié) 果2.8 材料的選取2.8.1 支腿、支座及支腳的選材由于蛙式支腿主要在汽車起重機(jī)工作吊重時使用，故其要求有一定的強(qiáng)度和韌性，且要能夠承受一定量的沖擊，其由板件組成，亦要有良好的焊接性能。但又不是十分重要的部件，因此不需選用特別好的鋼材。在這里選用了16Mn。16Mn為產(chǎn)量最大、應(yīng)用廣泛的普通低碳合金鋼，其綜合機(jī)械性能良好，低溫沖擊韌性、冷沖壓和切削加工性都好，焊接性能亦佳，但缺口敏感性較明顯，如有缺口易產(chǎn)生裂紋，正火可提高鋼的塑性、沖擊韌性、冷沖壓成形性能，但強(qiáng)度略有下降，一般在熱軋或正火狀態(tài)下使用，廣泛用于各種焊接鋼結(jié)構(gòu)。支腿、支座、支腳均選用了16Mn來制造。其中的連接板可采用一整塊板折彎而成。用于連接處的加強(qiáng)座，可選用Q235，焊接到兩邊的側(cè)板上。對于焊接方面的選用，由于蛙式支腿的材料多為低碳鋼，易于焊接，在普通條件下就可進(jìn)行焊接。因此采用CO2氣體保護(hù)焊就可以滿足要求了。CO2氣體保護(hù)焊成本低，質(zhì)量較好，生產(chǎn)率高，操作性能好，多用于低碳鋼的焊接。對于焊接材料的選擇，可選用E4315或E5015的碳鋼焊條。其工藝性能一般，熔敷金屬具有良好的抗裂性和機(jī)械性能。2.8.2 滾輪的選材對于連接液壓缸與滑槽的滾輪，則需要有更好的機(jī)械性能，耐沖擊、耐磨，并有一定的強(qiáng)度，一定的韌性等。因此滾輪、滾輪軸及其隔套都選用了45號鋼，并且進(jìn)行了調(diào)質(zhì)處理，以使其表面硬度達(dá)到HRC4550，增加心部韌性。請預(yù)覽后下載！7 液壓系統(tǒng)的設(shè)計及零件選配設(shè)計內(nèi)容計 算 與 說 明結(jié) 果2.6 支腿部分及整機(jī)的液壓系統(tǒng)的設(shè)計 起重機(jī)的起重部分由起升機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、變幅機(jī)構(gòu)、吊臂伸縮機(jī)構(gòu)、支腿機(jī)構(gòu)和穩(wěn)定器所組成。除穩(wěn)定器外，全部為液壓傳動或操縱。通過車上的油門操縱機(jī)構(gòu)，改變發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速來控制定量泵的流量，從而調(diào)整作業(yè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動速度。整機(jī)的液壓系統(tǒng)見圖4。本機(jī)油箱上置，油箱1中的油經(jīng)濾油器2、節(jié)門3、回轉(zhuǎn)接頭4到液壓泵5。液壓泵輸出的高壓油經(jīng)安全閥6，精濾油器22到支腿操縱閥7。支腿操縱閥共兩聯(lián)，為串聯(lián)油路連接，分別操縱前、后支腿油缸10和9。在支腿油缸上裝有液壓鎖8，其結(jié)構(gòu)如圖。油泵、安全閥、精濾油器、支腿操縱閥和前后支腿分別安裝在底盤上。支腿液壓缸由作業(yè)手在車下操縱，先放后支腿，后放前支腿，縮回時順序相反。如果不采用液壓鎖，當(dāng)起重機(jī)放下支腿進(jìn)行工作時，雖然換向閥放在中間位置，油路都被換向閥封閉，但由于支腿缸無桿腔內(nèi)的油壓很高，而換向閥又是靠間隙密封的，故仍會有泄露，將造成液壓缸活塞桿緩慢縮回，這是不允許的。采用了液壓鎖，液壓缸無桿腔的高壓油把錐形單向閥芯壓緊在閥座上，油壓越高壓得越緊，可以使液壓油一點(diǎn)都不會漏回油箱，從而避免了液壓缸活塞桿自動縮回的現(xiàn)象，真正起到鎖的作用。支腿部分的液壓鎖可見圖5。從支腿操縱閥出來的高壓油經(jīng)回轉(zhuǎn)接頭又回到轉(zhuǎn)臺以上液壓系統(tǒng)，由多路閥11控制各機(jī)構(gòu)的動作。多路閥本身為串聯(lián)油路，第一聯(lián)換向閥控制伸縮臂液壓缸13，第二聯(lián)換向閥控制變幅液壓缸14，第三聯(lián)換向閥控制回轉(zhuǎn)馬達(dá)15，第四聯(lián)控制起重馬達(dá)21，兩馬達(dá)與油泵結(jié)構(gòu)相同。 在通往伸縮臂、變幅液壓缸及起重馬達(dá)的兩根油管間裝有平衡閥12，其結(jié)構(gòu)如圖4所示。缸與馬達(dá)上的平衡閥控制油路的開啟壓力為1.962.94MPa，伸縮臂液壓缸上的平衡閥控制油路的開啟壓力為2.943.92 MPa。制動液壓缸16（包括制動器）增加回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的工作可靠性。轉(zhuǎn)臺開始轉(zhuǎn)動時，要求迅速解除制動，而停止轉(zhuǎn)動時要求緩慢制動，以減少因重物的慣性力產(chǎn)生的振擺。為此，在制動液壓缸的油路上了帶梭閥的單向節(jié)流閥17。當(dāng)回轉(zhuǎn)馬達(dá)啟動時，壓力油經(jīng)單向閥進(jìn)入制動液壓缸，可迅速打開制動器；當(dāng)轉(zhuǎn)臺制動時，制動液壓缸的油在彈簧的作用下經(jīng)節(jié)流口，回到操縱閥流回油箱，由于節(jié)流作用，制動緩慢。請預(yù)覽后下載！為了防止回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)在驟然制動或換向時產(chǎn)生壓力沖擊，在回轉(zhuǎn)油路中還設(shè)有雙向緩沖閥18。當(dāng)一邊油路過載而另一邊產(chǎn)生負(fù)壓時，相應(yīng)的過載閥立即打開，形成短路，使液壓馬達(dá)的進(jìn)油和回油自行循環(huán)，使過載油路獲得緩沖，而負(fù)壓油路又得到補(bǔ)油。此雙向緩沖閥的調(diào)定壓力為6.37 MPa。精濾油器22（ZU1H16020S）安裝在油泵出口油路上，這樣不至于因堵塞而增大油泵吸油阻力。本濾油器裝有報警裝置，當(dāng)進(jìn)、出口壓差超過0.34 MPa時，發(fā)訊指示裝置便接通電源，發(fā)出堵塞警告訊號。該系統(tǒng)的安全閥6調(diào)定壓力為20.58 MPa（泵的轉(zhuǎn)速1500r/min）。2.7 銷軸的選取 銷軸是連接支座和支腿，支腿和支腳的連接件，可按支座上的孔徑的大小，支腿上加強(qiáng)座孔徑的大小來選取。 支座上的孔徑：d=50mm 按10可查得 此銷軸可選用 GB882-86-50270的銷軸。支腳上的孔徑：d=45mm 按10可查得，此銷軸可選用 GB882-86-45270的銷軸。銷軸的強(qiáng)度驗(yàn)算：銷的剪切力：式中 F為橫向力，N； Z銷數(shù)； d銷的直徑，mm； 銷的許用剪應(yīng)力，對于銷的常用材料，取80MPa。驗(yàn)算得： 因此符合。銷軸一般用35號鋼或45號鋼制造。這里選用了45號鋼來制造。3 軸另一端用軸用彈簧擋圈GB 894.186 50卡緊。滾輪軸兩端用軸用彈簧擋圈GB 894.186 50卡緊。請預(yù)覽后下載！參考資料頁次：工程機(jī)械修理手冊(下) P269270 P320 P425工程機(jī)械施工手冊（五） P220工程機(jī)械（下） P149150底盤下冊 P171172 P179表123支重輪輪體材料：中碳錳鋼50Mn或45Cr， 手冊P422（圖6158），外側(cè)凸緣外徑257mm，外側(cè)凸緣寬度17.3mm，支承面寬度55.6mm，51.6mm；內(nèi)側(cè)凸緣寬度18.3mm，內(nèi)側(cè)凸緣外徑249mm，軸外徑70mm，襯套內(nèi)徑，軸與襯套的間隙0.270,394mm，軸的側(cè)向間隙0.40.85mm，輪與襯套的間隙0.0170.15mm，輪的內(nèi)徑和襯套外徑115mm，支承面外徑222mm，軸的凸緣寬度20mm。P425（表6179） P330表6146（征山180有區(qū)別）P320表6145 P270婊128 表129工程機(jī)械下冊P141 圖83 P150 圖815 底盤設(shè)計P183 表124機(jī)械零件P222 表161 P228 P237 表165 （注：可編輯下載，若有不當(dāng)之處，請指正，謝謝!） 請預(yù)覽后下載！