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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章　緒　論 1.1 起重機的工作特點及其在國民經(jīng)濟建設中的作用 起重機械是用來對物料進行起重，運輸，裝卸和安裝作業(yè)的機械。它可以完成靠人力無法完成的物料搬運工作，減輕人們的體力勞動，提高勞動生產(chǎn)率，在工廠，礦上，車站，港口，建筑工地，倉庫，水電站等多個領域和部門中得到了廣泛的應用。隨著生產(chǎn)規(guī)模日益擴大，特別是現(xiàn)代化，專業(yè)化生產(chǎn)的要求，5各種專門用途的起重機相續(xù)產(chǎn)生，在許多重要的部門中，它不僅是生產(chǎn)過程中的輔助機械，而且已成為生產(chǎn)流水線作業(yè)線上不可缺少的重要機械設備，它的發(fā)展對國民經(jīng)濟起著積極的促進作用。 起重機械是一種循環(huán)的，間歇動作的，短程搬運物料的機械。一個工作循環(huán)一般包括上料，運送，卸料及回到原位的過程，即取物裝置從取物地點由起升機構(gòu)把物料提起，由運行，回轉(zhuǎn)或變幅機構(gòu)把物料移位，然后物料在指定地點下放，接著進行相反動作，使取物裝置回到原位，以便進行下一次的工作循環(huán)。在兩個 工作循環(huán)之間一般有短暫的停歇。起重機工作時，各機構(gòu)經(jīng)常處于起動，制動以及正向，反向等相互交替的運行狀態(tài)之中。 在高層建筑，冶金，化工及電站的建設施工中，需要吊裝和搬運的工程量日益增多，其中不少組合件的吊裝和搬運量達幾噸。因此，必須選用一些大型起重機進行諸如鍋爐及廠房設備的吊裝工作。通常采用的大型起重機有龍門起重機，門座式起重機，塔式起重機，鋁帶起重機，輪式起重機以及廠房內(nèi)的橋式起重機等。 在道路，橋梁和水利電力等將社施工中，起重機的使用范圍更是極為廣泛。無論是裝卸設備材料，吊裝廠房構(gòu)件，安裝電站設備，吊運澆注混泥土，模板，開挖廢渣及其他建筑材料等，均須使用起重機。尤其是水電工程，不但工程規(guī)模浩大，而且地理條件特殊，施工季節(jié)性強，工程本生很復雜，需要吊裝搬運的設備，建筑材料量大品種多，所需要的起重機數(shù)量和種類就更多。除了上面介紹的起重機外，在水電工程中還采用其他一些大型的起重機，供檢修機組，起閉閘門及起吊攔污柵之用。這些用途的起重機有：大型橋式起重機，龍門起重機，固定卷揚起重機以及弧型閘門起重機等。這些專門用途的起重機噸位大，如用于起吊閘門的龍門起重機和固定卷揚起重機的起重量，我過均已起重機及大壩上的 門式起重機等雖然屬于電站的 固定設備，然而在電站施工階段，卻用來安裝機組及閘門，起到了工程起重機的作用。 1.2 全路面起重機的特點 全路面起重機之所以在20世紀80年代，90年代風靡歐洲市場，并保持至今，是由于高技術(shù)，高性能，多用途等諸多優(yōu)勢決定的。全路面起重機綜合了汽車起重機快速轉(zhuǎn)移和越野輪胎式起重機能躍野和負載行使等主要特點，這種合而為一的產(chǎn)品與普通類型的汽車起重機相比具有以下優(yōu)點：更加優(yōu)越的起重性能，躍野性能，能夠適應不同工作環(huán)境的要求；結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，外型尺寸小，具有良好的行駛性能；底盤懸掛方式為由氣懸掛，減震效果明顯，能根據(jù)地面高低不平，自動調(diào)平車架，使爬坡能力更強；全輪轉(zhuǎn)向，全架驅(qū)動，轉(zhuǎn)彎半徑小，可蟹形行走，使用范圍更廣泛；并可根據(jù)需要升高或降低車駕高度，以提高行駛性能和通過能力；支腿跨距大，作業(yè)穩(wěn)定性好；可以不受前方區(qū)域的限制，360度全方位作業(yè)等。 第2章　起重機的主要技術(shù)參數(shù)和工作級別 2.1 主要技術(shù)參數(shù) 起重量Q：8t 起升高度H：15m 自重G: 10t 機構(gòu)的工作速度：貨物升降速度（起升速度）1 m／s 運行速度： 2.5m／s 回轉(zhuǎn)速度： 1.2r／min 變幅速度： 0.2m／s 幅度：R 3.5m 重力矩：M=QR=56t·m 爬坡度：20° 最小轉(zhuǎn)彎半徑：10.5m 2.2 工作級別 2.2.1 初選起重機的工作級別 初選起重機的利用等級為U5，載荷狀態(tài)Q2，按起重機的利用等級和載荷狀態(tài)確定起重機的工作級別為A5。 2.2.2 初選起重機機構(gòu)的工作級別 一臺起重機各級構(gòu)的工作級別一般各不相同，而整機和金屬結(jié)構(gòu)部分的工作級別由其主要機構(gòu)（一般是主起升機構(gòu)）工作級別確定。在此初選主起升機構(gòu)的工作級別為M4。 第３章　起升機構(gòu)的設計計算 3.1 起升機構(gòu)的組成 在起重機中，用以提升或下降貨物的機構(gòu)稱為起升機構(gòu)，一般用卷揚式（又稱卷揚機）。起升機構(gòu)是起重機中最重要，最基本的機構(gòu)。 起升機構(gòu)一般由驅(qū)動裝置，鋼絲繩卷繞系統(tǒng)，取物裝置和安全保護裝置等組成。驅(qū)動裝置包括原動機，聯(lián)軸器，制動器，件速器，卷筒等部件。鋼絲繩卷繞系統(tǒng)包括鋼絲繩，卷筒和滑輪組。取物裝置有釣鉤，吊環(huán)，抓斗，電磁吸盤等多種形式。安全保護裝置有超負荷限制器，起升高度限位器等。 起升機構(gòu)的驅(qū)動方式有內(nèi)燃機驅(qū)動，電動機驅(qū)動，液壓驅(qū)動三種。 3.1.1 內(nèi)燃機驅(qū)動的起升機構(gòu) 其動力由內(nèi)燃機通過機械傳動裝置集中傳給包括起升機構(gòu)在內(nèi)的各個工作機構(gòu)。其特點是具有自身獨立的能源，激動靈活，適用于流動作業(yè)的流動式起重機。為保證各機構(gòu)的獨立運動，整機的傳動系統(tǒng)復雜笨重。由于內(nèi)燃機不能逆轉(zhuǎn)，不能帶載起動，須依靠傳動環(huán)節(jié)的離合器實現(xiàn)起動和換向，因此調(diào)速困難，操作麻煩，目前只在少數(shù)輪式起重機和鋁帶起重機中使用。 3.1.2 電動機驅(qū)動的起升機構(gòu) 電動機驅(qū)動是是起升機構(gòu)的主要驅(qū)動方式。直流電動機的機械特性適合起升機構(gòu)工作要求，調(diào)速性能好，但獲得直流電較為困難。在大型的工程起重機上常采用內(nèi)燃機和直流發(fā)電機實現(xiàn)直流傳動。交流電動機驅(qū)動直接從電網(wǎng)取得電源，電動機過載能力強，可以帶載起動，以便調(diào)速，操縱簡單，維護容易，機組重量輕，工作可靠，在電動起升機構(gòu)中被廣泛采用。由于起重機用的電動機需要頻繁的起動和制動，故與一般長期連續(xù)運轉(zhuǎn)的電動機要求有所不同，在起重機的電動機上一直采用JZR（線繞式）和JZ（鼠籠式）三相交流電動機。與一般電動機相比，它的轉(zhuǎn)子細而長（慣性小，允許短時過載能力強，起動力矩大）；在現(xiàn)代起重機設計規(guī)范中，也推薦起重機上采用YZ及YZR系列電動機，其期效率高，自重輕，體積小，起動力矩大，而且省電。 3.1.3 液壓驅(qū)動的起升機構(gòu) 由原動機驅(qū)動液壓泵，將工作油液輸入執(zhí)行機構(gòu)（液壓馬達或液壓缸）是機構(gòu)動作，通過控制輸入執(zhí)行構(gòu)件的液體流量實現(xiàn)調(diào)速。液壓驅(qū)動的優(yōu)點是傳動比例大，可以實現(xiàn)大范圍的無級調(diào)速。結(jié)構(gòu)緊湊，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，操作方便，過載保護性好。缺點是液壓傳動元件的制造精度要求高，液體容易泄漏。目前液壓驅(qū)動在流動式起重機上廣泛應用。 綜上所述，在此選用液壓驅(qū)動的起升機構(gòu)。 3.2 液壓驅(qū)動起升機構(gòu)的布置方式 圖3．1 高速液壓馬達與卷筒并列布置 1—高速液壓馬達 2—制動器 3—圓柱齒輪減速器 4—卷筒 如圖所示，是高速液壓馬達與普通圓柱齒輪件速器和卷筒等構(gòu)成的起升機構(gòu)，液壓馬達和卷筒并列布置，是中小噸位液壓起重機最常見的形式。 3.3 起升機構(gòu)的設計計算 3.3.1 鋼絲繩的選擇 （1）按選擇系數(shù)C確定鋼絲繩直徑 :鋼絲繩直徑（mm）；：選擇系數(shù)（mm/） :鋼絲繩最大工作靜拉力（N） （2）選擇單聯(lián)滑輪 故 =14614。04（N） ：起升載荷，；：滑輪組倍率，取3； ：滑輪組效率，根據(jù)《起重機設計手冊》表2-2-10取=0。95； ，：導向滑輪組效率，根據(jù)《起重機設計手冊》2-2-3 取==0。987 （3）選擇系數(shù)C的選取 根據(jù)《起重機設計手冊》表3-1-2選取C=0。099 d.計算取值 =11.97 因此，根據(jù)《起重機設計手冊》表3-1-11初選鋼絲繩直徑d=12.0，鋼絲繩工程抗拉強度（）：1550，鋼絲繩破斷拉力總和（）（N）：< 91500 3.3.2 滑輪的計算選擇 （1） 3工作滑輪直徑 ：按鋼絲繩中心計算滑輪直徑（mm）；d：鋼絲繩直徑（mm）； e：輪繩直徑系數(shù)比，根據(jù)《起重機設計手冊》表3-2-1取e=18 （2）滑輪選擇 根據(jù)《起重機設計手冊》表3-2-2和3-2-6，初選取滑輪的主要尺寸 和基本尺寸為(mm) 滑輪代號 LGS6.522.5-110-60,D=225,=265,R=5.5,a=25,b=5.5,=110,B=60,推薦軸承型號276-212，基本尺寸H=21.5,,,C=1.0, ,，，，M=8，N=0,S=10 3.3.3 卷筒的設計計算選擇 （1）基本尺寸的計算 ① 卷筒名義直徑D =（16-1）12 =180（mm） d:鋼絲繩直徑；e：卷筒直徑比， 根據(jù)《起重機設計手冊》表3-3-2得e=16 根據(jù)《起重機設計手冊》表3-3-9初選D=350（mm ） ② 繩槽半徑R R=(0.530.56) d 取R=0.54d =0.5414=7.56mm ③ 標準繩槽深度h h=（0.250.4）d 取h=0.3d =0.314=4.2mm ④ 標準繩槽節(jié)距p p=d+(24)mm 取p=d+2 =14+2=16mm ⑤ 卷筒上有螺旋槽部分長 =535.95（mm） H:起升高度，H=12mm；m:滑輪組倍率，m=3；:卷筒卷繞直徑，=D+d=364；n:附加安全圈數(shù)，n=2；t:繩槽節(jié)距，對于剛卷筒t=p=16f.卷筒長度 =536+2（180+48）+80 =1072 ⑥ 卷筒壁厚 =16（mm） ⑦ 卷筒繩槽尺寸（mm） （圖 ）） 繩槽半徑=，標準槽型=16.0,=5.5 3.3.4 卷筒系列組的選擇 根據(jù)《起重機設計手冊》選取短軸卷筒組系列（8t） 圖3．2 短軸卷筒組 起重量（t）：8；起升高度（mm）：16；鋼絲繩直徑d（mm）：14；D=350（mm），= （mm）；=314（mm）；=322（mm）；=80（mm）；=17（mm）；=390（mm）； =65（mm）；=270（mm）；==1230（mm）；=200（mm）；=1515（mm）；=25 （mm）；=60（mm）；=155（mm）；=120（mm）；=250（mm）；=80（mm）； 3.3.5 鋼絲繩和滑輪尺寸的調(diào)整 因此，根據(jù)《起重機設計手冊》表3-1-12鋼絲繩改選為： 鋼絲繩直徑d=14.0；鋼絲繩公稱抗拉強度（）：1550，鋼絲破拉力總和（）N（不小于）：134000。 根據(jù)《起重機設計手冊》表3-1-12滑輪改選為： 滑輪代號：LGS7.5280-125-65；D=280,=330,R=7.5,a=31,b=7.0,=125,B=65, 推薦軸承型號276-212 3.3.6 起升馬達的計算選擇 （1）起升馬達所受最大扭矩 = =146.57 ：動力系數(shù)，=1+0.35v=1.088；：傳動效率，=0.92 i：起升減速傳動比，i=21.04；：起升卷筒上鋼絲繩最外層直徑，=D+d=364；：最大靜拉力，=14328N （2）液壓馬達的排量 =5.5 ：液壓馬達機械效率，=0.92 c:液壓馬達轉(zhuǎn)速 = =1670r/min 齒輪式和葉片式輸出扭矩較小，況且不適于低速傳動，因此，一般情況下均采用柱塞式液壓馬達。 柱塞式馬達可以分為徑向柱塞馬達和軸向柱塞馬達兩種。軸向柱塞馬達除具有轉(zhuǎn)速范圍寬，扭矩大的優(yōu)點外還具有結(jié)構(gòu)緊湊，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動慣量小等優(yōu)點，故選用之。 更具對國產(chǎn)軸向柱塞馬達產(chǎn)品的性能比較，8噸液壓汽車起重機選用上海液壓泵廠引進西德海桌瑪?shù)倏斯炯夹g(shù)生產(chǎn)的A2F6.1系列斜軸式定量馬達，型號為A2F56W6.1，輸入排量為56.1CM3/r，最高轉(zhuǎn)速為2390r/min，最大輸入流量131L/min，最大功率78KW，最大輸出扭矩312N.m 3.3.7 液壓泵的計算和選擇 （1）液壓泵的工作壓力 ：液壓馬達最大工作壓力，；：起升馬達所最大扭矩，=146.57N.M；：起升馬達排量（） ：起升馬達機械效率，=0.92 （2）液壓泵的流量 QpK Qp=1.393.7=122l/min K:系統(tǒng)泄漏系數(shù)，K=1.3；：液壓馬達所需最大流量，=167056.1=93687=93.7L/min 液壓泵主要有齒輪泵，葉片泵和柱塞泵三種。對于汽車起重機，起液壓系 統(tǒng)負載大，功率大，精度要求不高。所以，一般采用齒輪泵。根據(jù)系統(tǒng)的要求以及壓力，流量的需要，8噸汽車起重機選擇40/32型雙聯(lián)齒輪泵，其最高工作壓力25Mpa，最高轉(zhuǎn)速為2500r/min,兩泵的理論排量分別為40cm3和32cm3 3.3.8 減速器的計算選擇 （1）傳動比 n:液壓拿大額定轉(zhuǎn)速，n=1670；：卷筒轉(zhuǎn)速，==79.39r/min；a:滑輪倍率，a=3；； （2）功率計算 （1+1.088） 78 72.71(KW) :起升載荷動載系數(shù)，=1.088；I：工作級別，I=4因此，根據(jù)《起重機設計手冊》表3-10-5選擇QJR減速器：輸入轉(zhuǎn)速（r/min）:1000;名義中心距（mm）：500；許用輸出扭矩：42500；公稱傳動比：20；高速軸許用功率（KW）：166.0 （3）減速器外型及安裝尺寸（mm） 圖3．3 QJR型減速器外形和安裝尺寸 =280；=680；輸入軸端：；輸出軸端：； n=285；k=340;=475;=30;=320;;;; H=867;L=1387;r=447;質(zhì)量（kg）：850 kg 3.3.9 制動器的計算選擇 起升機構(gòu)制動器的制動轉(zhuǎn)矩必須大于由貨物產(chǎn)生的靜轉(zhuǎn)矩，在貨物處于懸吊狀態(tài)是具有足夠的安全裕度，制動轉(zhuǎn)矩應滿足下式要求: 式中：TZ— 制動器制動轉(zhuǎn)矩 KZ— 制動安全系數(shù)，KZ=1.5 η— 機構(gòu)總效率, η=0.82 N/m 3.3.10 吊鉤的設計，計算和選擇 （1）吊鉤的尺寸確 =30=84.85mm，取D=85； ，取S=64； 取，則h=85mm； ，取L1=2h，則L1=170mm； （2）尾部羅紋直徑確定 吊鉤材料選擇DG20Mn，=510Mpa 根據(jù)公式：地， 故根據(jù)《起重機設計手冊》表3-4-2選4號鉤可以滿足要求。 （3）螺母高度的計算 根據(jù)公式： 得， z：螺母的螺紋高度，z=；t:螺母的節(jié)距；d：螺母的外徑；：螺 母的內(nèi)徑。 故根據(jù)《機械設計實踐》表17.1選擇普通螺紋， 公稱直徑d=52；接節(jié)距p=5；中徑=48.752；小徑=46.587 （4）吊鉤的強度計算（截面A-A） 則有： 因此截面A-A安全。 （5）吊鉤拉板的驗算 吊鉤拉板主要驗算有孔斷面的抗拉強度。 圖3．4 吊鉤基本參數(shù)和主要尺寸 a.水平斷面A-A，因孔邊有應力集中，故孔內(nèi)側(cè)拉力應最大： ：應力集中系數(shù)，=0.35 故水平斷面A-A安全。 b.垂直端面B-B，內(nèi)側(cè)拉應力最大： 故水平斷面B-B安全。 （6）吊鉤橫梁的驗算 a.吊鉤橫梁的中間部分應按彎曲強度進行演算： 故橫梁的中間部分安全。 b.吊鉤橫粱的軸頸，一般按平均擠壓力計算。 所以， 故吊鉤橫梁的軸徑安全。 第4章　運行機構(gòu)的設計計算 4.1 主動輪的布置方式 主動輪布置的位置及主動輪的數(shù)目應保證在任何情況下都有足夠的主動輪輪壓，否則，主動輪在起動或制動過程中，由于附者力不足將會出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象。通常主動輪占車輪總數(shù)的一半。對于速度低的起重機也可以取車輪總數(shù)的1/4，運行速度高的起重機可采用全部車輪驅(qū)動。主動輪的布置方案有以下幾種： 圖4．1 主動輪布置方式 1.單面布置（a） 由于主動輪在一側(cè)軌道上，主動輪輪壓之和變化比較大，兩側(cè)車輪易跑偏，故應少用。 2.對面布置(b) 在跨度小的橋式起重機上用得較多，因為機構(gòu)便于布置，能保證主動輪輪輪壓之和不隨小車位置而變化。不宜用于臂架式起重機，因為主動輪輪壓之和隨臂架位置變化較大。 3.對角布置(c) 常用于中，小型旋轉(zhuǎn)起重機上，這是因為臂架旋轉(zhuǎn)是對角主動輪輪壓之和通常變化不大。 4.四角布置(d) 廣泛運用于大型，高速運行的各種起重機上，這是因為四角的主動輪輪壓之和基本不變。 綜上所述，8噸汽車起重機選用對面布置。 4.2 運行機構(gòu)驅(qū)動方式的選擇 現(xiàn)代起重機上廣泛采用分別驅(qū)動，即兩邊車輪分別由兩套獨立的機械聯(lián)系的驅(qū)動維修方便。可以省去長的走臺，有利于減輕主梁自重。在起重機運行機構(gòu)上得到了廣泛采用。 4.3 運行機構(gòu)的設計計算 運行機構(gòu)設計計算的內(nèi)容包括：發(fā)動機，減速裝置和制動器的確定。設計原始數(shù)據(jù)主要有：額定起升重量Q，起重機自重G，運行速度v，工作級別，用途及工作條件等。 4.3.1 運行阻力的計算 （1）滾動阻力 =18417.98（N） ：道路坡度角，=；f:：滾動阻力系數(shù)，根據(jù)《起重機設計手冊》表2-4-2取f=0.2。 （2）坡度阻力 = =33517.97（N） （3）加速阻力 = =5150.98（N） ：加速度，平均可取；：計入回轉(zhuǎn)計量的系數(shù)，，根據(jù)《起重機設計手冊》表2-4-3取I=0.07 （4）風阻力 = =1062.72（N） =1771.2（N） ：風力系數(shù)，=1.6；：風壓高度變化系數(shù)，=1.23 q：計算風壓（）， A：迎風面積（） ，根據(jù)《起重機設計手冊》表1-3-17取A=6 （5）靜阻力 =33517.97+17417.98+5150.98+1062.72 =58149.65（N） =58858.13（N） 4.3.2 電動機的選擇 （1）靜功率 = =8.08（KW） ：機構(gòu)傳動效率，=0.9；m：電機個數(shù)，m=2 （2）初選 =1.28.08 =9.69 ：功率增大系數(shù)，室外=1.2 因此，根據(jù)《機械設計實踐》表19.1，選Y系列三相異步電動機，型號：；功率：11KW；轉(zhuǎn)速：2920r/min；最大轉(zhuǎn)矩：2.2 （3）電動機的過載校驗 因為： =6.36+0.63=6.99（KW） =P==9.68（KW） ：基準接電持續(xù)率時電動機的否定功率；：平均啟動轉(zhuǎn)矩標么值，=1.7=運行靜阻力，；v：運行速度 ：機構(gòu)傳動效率，=0.95；：機構(gòu)總傳動慣量，；：電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量： 制動輪和聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量；K：飛輪矩影響系數(shù)，K=1.1； n：電動機額定轉(zhuǎn)速；：機構(gòu)初選起動時間，=6s 所以，電動機過載保護可靠。 d.電動機的發(fā)熱校驗 = =8.67（KW）P=11（KW） 4.3.3 減速器的選擇 （1）減速器的傳動比 = =0.008 （2）減速器輸入功率的計算 = =8.33（KW） 圖4．2 QJS型減速器外形和安裝尺寸 故根據(jù)《起重機設計手冊》表3-10-6和3-10-9選QJS的主要參數(shù)和安裝參數(shù)為：輸入軸轉(zhuǎn)速：1000；名義中距（mm）：335；許用輸出扭矩（N.M）12500；公稱傳動比：125；高速許用功率（KW）：9.8；安裝尺寸（mm）：=236，=170，741；輸入軸端=38，=80；輸出軸端=110，=165；n=255；K=280；=400；=25；g=270；=26；=900；s=27；=95；H=735；L1301，r=375。 4.3.4 制動器的選擇 =1020.5（m/s） 4.3.5 聯(lián)軸器的選擇 =1.351.22.2 =3.564（N.m） ：聯(lián)軸器安全系數(shù)，=1.35；：剛性載系數(shù)，=1.2：電動機額定扭矩 在此根據(jù)《起重機設計手冊》表3-12-10選擇，帶制動器的聯(lián)軸器如圖 圖4．3 TLL型帶制動輪彈性套柱銷連軸器基本參數(shù)和主要尺寸 4.3.6 輪胎計算選擇 選普通斷面輪胎11.00-20. = =9672.7927900N ：輪胎承載能力；K：輪胎充氣壓力； P：輪胎充氣壓力；d：輪轂直徑（cm）；A：速度系數(shù)， 根據(jù)《機械設計實踐》表2-4-9取A=1.0；B：裝在理想輪轂上的充氣輪胎斷面寬度，，輪胎端面寬度，C輪轂端面寬度。 故選普通斷面輪胎11.00 第５章　變幅機構(gòu)的設計計算 5.1 變幅力的計算 5.1.1 正常工作是的變幅力 + ==133582.425（n） 5.1.2 最大變幅力 [ +] = =1419954.43（N） 5.2 液壓缸的計算選用 5.2.1 缸筒內(nèi)徑的計算 　　　　　　　 　　　=0.15（m） F：液壓缸負載力，F(xiàn)=14199.43N；P：工作壓力，P=8Mpa 故根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-11圓整為標準值D=160mm。 5.2.2 活塞桿直徑的計算 （1）計算d 活塞桿直徑d一般按液壓缸往復運動速度比計算，即 　　　　　 =79.69（mm） ：速度比，根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-13得：=1.33 故根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-12圓整為標準值d=80（mm） （2）強度驗算 活塞干工作時，一般主要受軸向拉壓作用力，因此活塞干的強度驗算按直桿拉壓公式計算，即 　　　　　　　 　　　　　　　=28.26(Mpa) ：活塞桿內(nèi)應力；F：液壓缸負載力；：活塞桿材料許用應力為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取 ，選20號剛=410(MPa)，==82(MPa) 故活塞桿抗拉壓強度符合要求。 （3）穩(wěn)定性驗算 當活塞桿直徑與液壓缸安裝長度之比為1：10以上時，活塞桿容易出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)，產(chǎn)生縱向彎曲破壞，這時必須進行受壓穩(wěn)定性計算。通常計算時把液壓缸整體看成一個和活塞桿截面相等的桿件，采用歐拉公式計算出臨界壓縮載荷F，再代入壓桿穩(wěn)定公式進行驗算。 歐拉公式為： = =5.57（N） E:材料的彈性模數(shù)，對剛而言E=2.1Mpa； J：活塞桿橫截面慣性擠矩，J=； L：液壓缸安裝長度，故根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-14取L=1.695m ：長度折算系數(shù)，故根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-14取=1 壓桿穩(wěn)定公式為： 　　=1.39 NF F：液壓缸最大負載力；：安全系數(shù)，一般取3.5-5 故液壓缸穩(wěn)定。 5.2.3 缸筒壁厚及外徑的計算 （1）缸筒壁后的計算 　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　=11.71(mm) ：液壓缸耐壓試驗力，當時，=1.5p，p為液壓缸的工作壓力；：缸筒材料的許用應力，=，為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取5 （2）缸筒外徑的計算 　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　=160+211.71 　　　　　　　　　=183.42(mm) 故根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-15圓整(mm) 圖5．1 液壓缸基本參數(shù)和主要尺寸 第６章　回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設計計算 回轉(zhuǎn)機構(gòu)是回轉(zhuǎn)類型起重機的重要工作機構(gòu)之一，能使被起吊重物繞起重機的回轉(zhuǎn)中心作圓弧運動，實現(xiàn)在水平面內(nèi)運輸重物的目的。它由回轉(zhuǎn)支承裝置和回轉(zhuǎn)驅(qū)動機構(gòu)兩大部分組成。 6.1 回轉(zhuǎn)支承裝置的選擇計算 6.1.1 回轉(zhuǎn)支承裝置的選擇 滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承裝置尺寸緊湊﹑性能完善，可以同時承受垂直力﹑水平力和傾覆力矩，密封和潤滑條件好，回轉(zhuǎn)阻力小，是中小噸位起重機上應用最廣的回轉(zhuǎn)支承裝置。故選此裝置。 6.1.2 回轉(zhuǎn)支承裝置的計算 已知：Q=N Lmax =5m G1=N amax =2.4m G2=N b=0.2m G3=N c =0.8m W =N h=1.8m 不同工況下回轉(zhuǎn)支承所受載荷計算如下： （1）考慮八級風力時的最大工作載荷 　　　　　Fa=Q+G1+G2+G3=（8+0.8+1.2+2）=12 　　 　　　M=Q Lmax+ G1 amax+Wh- G2 b- G3 c 　　　=(8×5+0.8×2.4+2.7×1.8-1.2×0.2-2×0.8) 　　　=44.9 N·m （2）不計風力，考工作載荷慮125%試驗載荷時最大 　　Fa=1.25Q+G1+G2+G3=（1.25×8+0.8+1.2+2）=14N 　　M=1.25Q Lmax+ G1 amax- G2 b- G3 c 　　=(1.25×8×5+0.8×2.4-1.2×0.2-2×0.8) 　　=50.08 N·m 　　Fa=12N 　　 M=Q Lmax+ G1 amax- G2 b- G3 c 　　=(8×5+0.8×2.4-1.2×0.2-2×0.8) 　　=40.08 N·m 工況（2）可作為靜態(tài)計算載荷，工況（1）作為動態(tài)容量計算?；剞D(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)形式考慮采用單排四點接觸式（01系列）。根據(jù)《起重機設計手冊》表2-5-2和表2-5-3查的工況參數(shù)和載荷換算系數(shù)如下： f s =1.25 fd =1.55 ka =1.0(接觸壓力角α=60°) 回轉(zhuǎn)支承當量載荷為（徑向載荷數(shù)值較小忽略不計） 靜態(tài)：Fa1= fs Fa=1.25×14=17.5N M1= fs M=1.25×50.08=62.6 N·m 動態(tài)：Fa1= fd Fa =1.55×12=18.6N M1= fd M=1.55×44.94=69.66 N·m 螺栓計算載荷： Fa=14N M=50.08 N·m 根據(jù)上述計算結(jié)果，對照承載能力曲線可以確定選用01×75·3150回轉(zhuǎn)支承 6.2 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置的選擇計算 6.2.1 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置的選 汽車﹑輪胎等起重機的回轉(zhuǎn)機構(gòu)，多數(shù)采用液壓馬達驅(qū)動。初選液壓回轉(zhuǎn)驅(qū)動機構(gòu)。 6.2.2 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置的計算 （1）摩擦阻力矩Tm 對滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承裝置 　　Tm= = ×0.01×0.02×310=310 N·m 式中：W— 回轉(zhuǎn)阻力系數(shù)，W=0.01（滾球式） D— 滾道平均直徑，D=20mm — 全部滾動體所受的總壓力 = （2）坡道阻力矩TP 式中：— 起重機回轉(zhuǎn)部件質(zhì)量的重力 — 各部件中心至回轉(zhuǎn)軸線的距離 — 坡道角度，=15° — 起重機回轉(zhuǎn)角度，=135° （3）風阻力矩TW 臂架與風向垂直時，由風力產(chǎn)生的阻力矩最大 N·m 式中：— 物品受到的風力 — 起重機回轉(zhuǎn)部分受到的風力 h— 風力作用線至起重機回轉(zhuǎn)中心的距離 R— 起重機幅度 等效風阻力矩： N·m （4）慣性阻力矩Tg 式中：— 物品對起重機回轉(zhuǎn)中心線的轉(zhuǎn)動慣量 — 起重機各部件和構(gòu)件繞回轉(zhuǎn)中心線的轉(zhuǎn)動慣量 n— 起重機回轉(zhuǎn)速度 t— 機構(gòu)啟動或制動時間 起重機回轉(zhuǎn)阻力矩 6.2.3 液壓馬達的選擇 液壓馬達的工作壓力P取決于回轉(zhuǎn)機構(gòu)阻力矩和液壓馬達的排量。 MPa 式中：q— 液壓馬達的排量，q=50.3ml/r i— 機構(gòu)傳動比，i=10 ηm— 液壓馬達機械效率，ηm=0.92 根據(jù)《起重機設計手冊》表6—3—6初選液壓馬達的型號為GMG2050 液壓馬達的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tmax應滿足： 式中：pmax— 液壓馬達最高工作壓力，pmax=30 MPa N﹒m 即此型號的液壓馬達滿足工作的需要。 6.2.4 制動器的選擇 回轉(zhuǎn)速度低的小型液壓汽車起重機，由于回轉(zhuǎn)慣性矩小，采用液壓系統(tǒng)閉鎖能夠達到制動的目的，一般不裝制動器。 6.2.5 極限力矩聯(lián)軸器的選擇 液壓驅(qū)動的回轉(zhuǎn)機構(gòu)，在液壓系統(tǒng)中為了緩和沖擊，通常設置雙向緩沖器，限制工作液體的最高壓力，不必另裝機械極限力矩聯(lián)軸器。 第7章　臂架伸縮機構(gòu)的設計計算 7.1 臂架伸縮機構(gòu)的驅(qū)動形式 臂架伸縮機構(gòu)的驅(qū)動型式有機械式，液壓式和復合式三種。液壓驅(qū)動又是吊臂伸縮機構(gòu)的主要驅(qū)動型式。設計相應的伸縮液壓缸和油路，可以實現(xiàn)臂架的各種伸縮方式。在此選用液壓驅(qū)動方式的獨立伸縮方式 7.2 臂架伸縮阻力的計算 臂架帶載伸縮時主要的載荷有：（1）臂架搭接處的摩擦力；（2）伸縮臂和貨物重量在臂架軸線方向的分力；（3）其中鋼絲繩分拉力。通常在臂架最大仰角狀態(tài)時計算伸臂阻力，在臂架最小仰角或水平狀態(tài)是計算伸縮臂阻力。 如圖（a）是二級伸縮臂在全伸，吊重工況下各伸縮臂的受力簡圖。設臂架仰角為，起重分支拉力為S，貨物及吊具重量為Q，搭接處支反力為及，摩檫力為及，2節(jié)臂自重為，液壓港5推力為?？s臂時，重量分力和起重分支拉力由阻力變?yōu)橹Α? 如圖（b）是伸縮臂的伸縮阻力計算圖。此時摩檫力為。由的平衡方程 聯(lián)立解以上方程得： 　　　　 　　 + + + =265462.81（N） 7.3 臂架伸縮液壓缸的選擇 臂架伸縮液壓缸都是將活塞固定在基本臂上，缸筒連同伸縮臂一道伸縮缸筒聯(lián)接伸縮臂的銷軸位于缸筒全伸后的活塞平衡面內(nèi)，作為液壓缸的中間支座，這種結(jié)構(gòu)可以使液壓缸軸向彎曲計算簡化為活塞桿的縱向彎曲計算，同時還提高了液壓缸的懲載能力。臂架伸縮液壓缸的活塞桿承受縱向彎曲時的臨界力為： 　　　　　　　 　　　　　=1.18 ：活塞桿材料的彈性模量，=2.1Mpa；：由活塞桿端部支承決定的長度折算系數(shù)，活塞桿兩端鉸支時，=1；l：活塞桿截面慣性矩，，在此為活塞桿外徑，為活塞桿內(nèi)徑。 活塞桿一般做成空心的，空心腔中焊接有輸油管，這使活塞的實際承載能力有所增加?；钊麠U的允許承載能力為： P==3.9 n：安全系數(shù)，n=23.5； 由以上求得的值，再根據(jù)《起重機設計手冊》表6-4-19選DG型液壓缸：缸徑D=160（mm）；活塞桿直徑d=90(mm)；推力281.48(KN)；拉力219.90(KN)；最大行程8000（mm）。 7.4 液壓泵校核和臂架伸縮時間的計算 液壓泵額定壓力應保證伸縮油缸產(chǎn)生伸臂和縮臂所需要的最大推力，液壓泵流量應滿足臂架伸縮時間和動作可靠的要求。 7.4.1 伸臂運動 a．伸縮條件 伸臂時，油液進入液壓缸的活塞腔，活塞腔接通油箱，由于伸縮油缸的速度比i很大，從活塞桿腔排出的油量少，回油管道中的流速低，壓力損失小，系統(tǒng)的壓力損失主要在油管路中。 伸縮條件是： =0.339 =0.265 　　所以， ：最大伸臂阻力（N）；：液壓泵額定壓力（Mpa ）；：缸筒內(nèi)徑和活塞桿外徑（mm）；：從液壓泵出油口至伸縮液壓缸進油腔之間的壓力損失（Mpa ）; :從伸縮液壓缸出有腔至油箱之間的壓力損失（Mpa ） b．伸縮時間 　　 　　= 　　=147.9（s） :液壓泵的流量（L/min）；：液壓泵的容積效率； D：液壓缸的內(nèi)徑（m）；S：液壓缸的行程（m） 7.4.2 縮臂時間 = =96.9（s） 第８章　支腿伸縮機構(gòu)的設計 支腿的作用是增大起重機的支承基底，提高起重能力。起重機一般裝有四個支腿，前后左右兩側(cè)分置。為了補償作業(yè)場地地面的傾斜和不平，大起重機的抗傾覆穩(wěn)定性，支腿應能單獨調(diào)節(jié)高度。支腿要求堅固可靠，收放自如。工作時支腿外伸著地，起重機抬起。行駛時，將支腿收回，減小外型尺寸，提高通過性。 8.1 支腿類型的選擇 支腿收放有手動和液壓兩種驅(qū)動型式。用人力收放支腿，笨重費力，使用不便。近代汽車和輪胎式起重機都采用液壓驅(qū)動的支腿。常見的支腿類型有以下幾種。 （1）蛙式支腿（圖） 蛙式支腿的工作原理如圖所示。支腿的收放動作是由一個液壓缸完成。蛙式支腿結(jié)構(gòu)簡單，液壓缸數(shù)少，重量輕。但每個支腿在高度上單獨調(diào)節(jié)困難，不易保證車架水平，而且支腿搖臂尺寸有限，因而支腿跨距a就不能很大，宜在小噸位起重機中使用。 （2）H形支腿 每一個支腿有兩個液壓缸：水平外伸液壓缸和垂直支承液壓缸。為保證足夠的外伸距離，走有支腿的固定梁前后錯開。H形支腿外伸距離大，每個支腿可以單獨調(diào)節(jié)， 作業(yè)場地和地面的適應性好，廣泛用于中，大型起重機上。缺點是重量大，支腿高讀大，影響作業(yè)空間。 （3）X形支腿 X形支腿的垂直承液壓缸作用在固定腿上，每個支腿單獨調(diào)節(jié)高度，可以伸入斜角內(nèi)支承。X形支腿鉸軸數(shù)目多，行駛時離地間隙小，垂直液壓缸的壓力比H形支腿高，在打支腿時有水平位移?，F(xiàn)億逐漸被H形 支腿取代。 （4）輻射式支腿 輻射式支腿用于大型輪胎式起重機。支腿結(jié)構(gòu)直接裝在回轉(zhuǎn)支承裝置的底座上，起重機上車受的全部載荷，直接經(jīng)過回轉(zhuǎn)支承裝置傳到支腿上，而不象普通起重機那樣要先經(jīng)過車架大梁再傳給支腿。這種構(gòu)造方式，可以避免由于支腿反力過大，要求車架加大斷面，增加自重，整個底盤可以減輕重量。 （5）鉸接式支腿 活動支腿與車架鉸接，由人力或水平液壓缸實現(xiàn)支腿的水平擺動，收腿時活動支腿緊靠車架大梁兩側(cè)，放開時根據(jù)需要支腿與車架形成不同夾角，從而改變夸距a，以適應不同場地和不同作業(yè)性能的要求。這種支腿的垂直支承液壓缸如同H形支腿，但整體剛度比H支腿好，沒有因伸縮套筒之間的間隙而引起車架擺動現(xiàn)象。常用于中，大噸位的鐵路起重機上。 通過以上對比，選擇蛙式支腿。 8.2 支腿收放機構(gòu)的計算 （1）支腿支承點位置的確定 起重機支腿通常一前后設置，向左右側(cè)伸出，四個支腿支承點形成矩形的水平包圍面積。支腿支承點位置確定的原則是：（a）在各種工況下，必須保證起重機抗傾覆穩(wěn)定性的要求。即臂架在任意幅度和任意位置下起吊該工況下的額定起重量時，起重機所受的合成垂直載荷作用線，始終在支腿支承點構(gòu)成的矩形面積內(nèi)。（b）在保證抗傾覆穩(wěn)定性的條件下，支腿的支承基底最小，以擴大有效作業(yè)面積。（c）起重機在運輸狀態(tài)下臂架放平，全機的重心必須位于支腿前后支承線之間，否則支腿不可能使全部車輪離地。 （2）起重機回轉(zhuǎn)時，的云頂軌跡方程式： 即， 　　 起重機總重，其作用點坐標（x,y）為： ， 合力G的運動軌跡方程： 即， 8.3 支腿液壓系統(tǒng)的選擇 支腿收放結(jié)構(gòu)的液壓回路與支腿結(jié)構(gòu)有關。支腿由液壓泵供油，當兩位三通電液閥位于下車位置時，壓力油進入支腿控制閥，然后操綜支腿操縱閥，將起重機支離地面，起重機的支腿可一起動作，也可單獨動作。起重機支腿安放完畢后，將支腿操縱閥中的三位六通閥手柄扳道中位，這時泵排出的油，經(jīng)中心回轉(zhuǎn)接頭傳至上車液壓系統(tǒng)。信號裝置提示駕駛員進行起重工作。 支腿收放時間按水平液壓缸和垂直液壓缸全部伸出和縮回所需時間計算： 　　　　　　　　t=t1+t2 　　　　　　　　　　　　　 式中：Q——液壓泵流量 A1A2——水平和垂直液壓缸有效面積 S1S2 ——水平和垂直液壓缸活塞桿行程 ——液壓泵容積效率 結(jié)　　論 輪式起重機，是指起重作業(yè)的工作裝置安裝在輪胎底盤上的自行式回轉(zhuǎn)類型起重機械，它是汽車式起重機和輪胎式起重機的統(tǒng)稱，廣泛用與建筑工地﹑倉庫﹑車站﹑碼頭﹑車間等生產(chǎn)部門，從事裝卸和安裝等工作，特別使用于工作場地分散﹑貨物零星的安裝和裝卸作業(yè)。 輪式起重機是起重機中較為通用的一種，其產(chǎn)品的規(guī)格﹑性能和系列化程度都較高，發(fā)展也很快，它的機動性好，可迅速轉(zhuǎn)移作業(yè)場地。與塔式起重機相比，其起升高度小，幅度小且幅度利用率低。 輪式起重機由上車和下車組成，一般把取武裝置﹑起重臂架﹑配重和上車回轉(zhuǎn)部分統(tǒng)稱為上車，而其余部分皆稱為下車。 （1）取物裝置 輪式起重機取物裝置主要是吊鉤。 （2）起重臂 他是用來支撐鋼絲繩﹑滑輪組的鋼結(jié)構(gòu)，它可俯仰和伸縮以改變工作幅度，直接裝在上部回轉(zhuǎn)平臺上。起重臂可以在基本臂的基礎上接長和伸長。必要時還可在起重臂的頂端上裝一桿件以擴大作業(yè)范圍，這種桿件稱為副臂。 （3）上車回轉(zhuǎn)部分 上車回轉(zhuǎn)部分是起重機上可以回轉(zhuǎn)的部分，它包括裝在回轉(zhuǎn)平臺的除了吊臂﹑配重﹑吊鉤以外的全部機構(gòu)和裝置。 （4） 下車行走部分 下車行走部分是起重機的底盤，是上車回轉(zhuǎn)部分的基礎。其上裝有起重機的行走機構(gòu)，它不包括裝在車架上的支腿。 （5） 回轉(zhuǎn)支承部分 回轉(zhuǎn)支承部分安裝在下車底盤上，是用來支承上車回轉(zhuǎn)部分的。它包括回轉(zhuǎn)支撐裝置的全部零件和固定回轉(zhuǎn)支承裝置的副臂架。所謂副臂架，是在汽車車架上再裝上一個加強的機架，它承受起重時的全部載荷。 （6） 支腿 輪式起重機在車架上裝有支腿。工作時，支腿外伸撐地，并能將整個起重機離地；行駛時，支腿收回。 （7） 配重 在起重機平臺尾部常掛有一定質(zhì)量的鐵塊，以保證起重機的穩(wěn)定。大型起重機在行駛時，可將配重卸下，用另車搬運。中﹑小型起重機的配重包含在上車回轉(zhuǎn)部分內(nèi)。 致　　謝 緊張的畢業(yè)設計即將接近尾聲，我在這次設計中收獲了很多。這次設計對于我們每一即將走向工作崗位的同學來說都是非常重要。這不僅是我們在這四年里所學過的知識進行綜合運用，而且是將我們所學的知識應用于實踐的一次檢驗。通過這次畢業(yè)設計，我將大學四年所學的知識進行了一次系統(tǒng)的的學習總結(jié)，加深了對所學知識的掌握，提高了我們對所學的知識的合理運用的能力，同時也發(fā)現(xiàn)了自己知識的弱點和薄弱環(huán)節(jié)，并及時地加以改正和補充。也使我的知識系統(tǒng)更加的完善。 我在數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的設計過程中，不僅應用了以前所學過的相關專業(yè)知識，同時還查閱了大量的相關資料和文獻，使我對這一領域有了初步的了解和認識。在整個設計過程中，我在現(xiàn)有產(chǎn)品設計的基礎之上又充分地發(fā)揮了自己的創(chuàng)造和思維能力，使此產(chǎn)品更加的完善。能將自己學習的理論知識真正運用到實際中，讓理論真正的得到檢驗，這對我們每個人來說都是一個十分寶貴而難得的機會。對實際中出現(xiàn)的問題用理論取解決的能力，也是我們在今后走向工作崗位所十分需要的。通過設計培養(yǎng)了我科學嚴謹、精益求精、認真對待問題的工作精神；使我明白在實際中來不得半點馬虎。在這期間我還體會到了團隊合作的重要性，今后我們真正的走上了工作崗位，一個人的力量是不可能完成一個很大的工程的，所以要融入到一個團結(jié)的集體中，大家凝聚在一起，最大地發(fā)揮集體的力量才會做的更好。同時自己的獨立思考，獨立工作的能力也是不可缺少的，只有這樣才能在集體中發(fā)揮每個人的最大力量。 但畢竟我只是一個即將畢業(yè)的本科學生，實際設計的經(jīng)驗不足、相關的專業(yè)知識缺乏、設計水平也是有限的，數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的設計上還存在著許多的不足。在此感謝指導老師李偉老師給予的充分指導，并提出了許多的寶貴意見，及時地改正了許多設計中的錯誤，使本設計更加的合理、完善。再次向李老師表示深深的謝意。同，在此也表示感謝。時各位同學能在繁忙的設計工作之余給予我很多建議和幫助。 參考文獻 [1] 張質(zhì)文，虞和謙等.起重機設計手冊.北京：中國鐵道出版社，2001 [2] 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