毕业设计论文全路面汽车起重机设计全套图纸

黑龙江工程学院本科生毕业设计全套CAD图纸，联系153893706第1章绪论1.1 起重机的工作特点及其在国民经济建设中的作用 起重机械是用来对物料进行起重，运输，装卸和安装作业的机械。它可以完成靠人力无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动，提高劳动生产率，在工厂，矿上，车站，港口，建筑工地，仓库，水电站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。随着生产规模日益扩大，特别是现代化，专业化生产的要求，5各种专门用途的起重机相续产生，在许多重要的部门中，它不仅是生产过程中的辅助机械，而且已成为生产流水线作业线上不可缺少的重要机械设备，它的发展对国民经济起着积极的促进作用。起重机械是一种循环的，间歇动作的，短程搬运物料的机械。一个工作循环一般包括上料，运送，卸料及回到原位的过程，即取物装置从取物地点由起升机构把物料提起，由运行，回转或变幅机构把物料移位，然后物料在指定地点下放，接着进行相反动作，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个 工作循环之间一般有短暂的停歇。起重机工作时，各机构经常处于起动，制动以及正向，反向等相互交替的运行状态之中。在高层建筑，冶金，化工及电站的建设施工中，需要吊装和搬运的工程量日益增多，其中不少组合件的吊装和搬运量达几吨。因此，必须选用一些大型起重机进行诸如锅炉及厂房设备的吊装工作。通常采用的大型起重机有龙门起重机，门座式起重机，塔式起重机，铝带起重机，轮式起重机以及厂房内的桥式起重机等。在道路，桥梁和水利电力等将社施工中，起重机的使用范围更是极为广泛。无论是装卸设备材料，吊装厂房构件，安装电站设备，吊运浇注混泥土，模板，开挖废渣及其他建筑材料等，均须使用起重机。尤其是水电工程，不但工程规模浩大，而且地理条件特殊，施工季节性强，工程本生很复杂，需要吊装搬运的设备，建筑材料量大品种多，所需要的起重机数量和种类就更多。除了上面介绍的起重机外，在水电工程中还采用其他一些大型的起重机，供检修机组，起闭闸门及起吊拦污栅之用。这些用途的起重机有：大型桥式起重机，龙门起重机，固定卷扬起重机以及弧型闸门起重机等。这些专门用途的起重机吨位大，如用于起吊闸门的龙门起重机和固定卷扬起重机的起重量，我过均已起重机及大坝上的 门式起重机等虽然属于电站的 固定设备，然而在电站施工阶段，却用来安装机组及闸门，起到了工程起重机的作用。 1.2 全路面起重机的特点全路面起重机之所以在20世纪80年代，90年代风靡欧洲市场，并保持至今，是由于高技术，高性能，多用途等诸多优势决定的。全路面起重机综合了汽车起重机快速转移和越野轮胎式起重机能跃野和负载行使等主要特点，这种合而为一的产品与普通类型的汽车起重机相比具有以下优点：更加优越的起重性能，跃野性能，能够适应不同工作环境的要求；结构紧凑，重量轻，外型尺寸小，具有良好的行驶性能；底盘悬挂方式为由气悬挂，减震效果明显，能根据地面高低不平，自动调平车架，使爬坡能力更强；全轮转向，全架驱动，转弯半径小，可蟹形行走，使用范围更广泛；并可根据需要升高或降低车驾高度，以提高行驶性能和通过能力；支腿跨距大，作业稳定性好；可以不受前方区域的限制，360度全方位作业等。第2章起重机的主要技术参数和工作级别2.1 主要技术参数起重量Q：8t 起升高度H：15m 自重G: 10t机构的工作速度：货物升降速度（起升速度）1 ms运行速度： 2.5ms 回转速度： 1.2rmin 变幅速度： 0.2ms 幅度：R 3.5m重力矩：M=QR=56tm 爬坡度：20最小转弯半径：10.5m 2.2 工作级别2.2.1 初选起重机的工作级别初选起重机的利用等级为U5，载荷状态Q2，按起重机的利用等级和载荷状态确定起重机的工作级别为A5。2.2.2 初选起重机机构的工作级别一台起重机各级构的工作级别一般各不相同，而整机和金属结构部分的工作级别由其主要机构（一般是主起升机构）工作级别确定。在此初选主起升机构的工作级别为M4。 第章起升机构的设计计算3.1 起升机构的组成在起重机中，用以提升或下降货物的机构称为起升机构，一般用卷扬式（又称卷扬机）。起升机构是起重机中最重要，最基本的机构。起升机构一般由驱动装置，钢丝绳卷绕系统，取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置包括原动机，联轴器，制动器，件速器，卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳，卷筒和滑轮组。取物装置有钓钩，吊环，抓斗，电磁吸盘等多种形式。安全保护装置有超负荷限制器，起升高度限位器等。起升机构的驱动方式有内燃机驱动，电动机驱动，液压驱动三种。3.1.1 内燃机驱动的起升机构其动力由内燃机通过机械传动装置集中传给包括起升机构在内的各个工作机构。其特点是具有自身独立的能源，激动灵活，适用于流动作业的流动式起重机。为保证各机构的独立运动，整机的传动系统复杂笨重。由于内燃机不能逆转，不能带载起动，须依靠传动环节的离合器实现起动和换向，因此调速困难，操作麻烦，目前只在少数轮式起重机和铝带起重机中使用。3.1.2 电动机驱动的起升机构电动机驱动是是起升机构的主要驱动方式。直流电动机的机械特性适合起升机构工作要求，调速性能好，但获得直流电较为困难。在大型的工程起重机上常采用内燃机和直流发电机实现直流传动。交流电动机驱动直接从电网取得电源，电动机过载能力强，可以带载起动，以便调速，操纵简单，维护容易，机组重量轻，工作可靠，在电动起升机构中被广泛采用。由于起重机用的电动机需要频繁的起动和制动，故与一般长期连续运转的电动机要求有所不同，在起重机的电动机上一直采用JZR（线绕式）和JZ（鼠笼式）三相交流电动机。与一般电动机相比，它的转子细而长（惯性小，允许短时过载能力强，起动力矩大）；在现代起重机设计规范中，也推荐起重机上采用YZ及YZR系列电动机，其期效率高，自重轻，体积小，起动力矩大，而且省电。3.1.3 液压驱动的起升机构由原动机驱动液压泵，将工作油液输入执行机构（液压马达或液压缸）是机构动作，通过控制输入执行构件的液体流量实现调速。液压驱动的优点是传动比例大，可以实现大范围的无级调速。结构紧凑，运转平稳，操作方便，过载保护性好。缺点是液压传动元件的制造精度要求高，液体容易泄漏。目前液压驱动在流动式起重机上广泛应用。综上所述，在此选用液压驱动的起升机构。3.2 液压驱动起升机构的布置方式图31 高速液压马达与卷筒并列布置1高速液压马达 2制动器3圆柱齿轮减速器 4卷筒如图所示，是高速液压马达与普通圆柱齿轮件速器和卷筒等构成的起升机构，液压马达和卷筒并列布置，是中小吨位液压起重机最常见的形式。3.3 起升机构的设计计算3.3.1 钢丝绳的选择（1）按选择系数C确定钢丝绳直径 :钢丝绳直径（mm）；：选择系数（mm/）:钢丝绳最大工作静拉力（N）（2）选择单联滑轮故=14614。04（N）：起升载荷，；：滑轮组倍率，取3；：滑轮组效率，根据起重机设计手册表2-2-10取=0。95；，：导向滑轮组效率，根据起重机设计手册2-2-3取=0。987（3）选择系数C的选取 根据起重机设计手册表3-1-2选取C=0。099 d.计算取值=11.97因此，根据起重机设计手册表3-1-11初选钢丝绳直径d=12.0，钢丝绳工程抗拉强度（）：1550，钢丝绳破断拉力总和（）（N）： 915003.3.2 滑轮的计算选择（1）3工作滑轮直径：按钢丝绳中心计算滑轮直径（mm）；d：钢丝绳直径（mm）；e：轮绳直径系数比，根据起重机设计手册表3-2-1取e=18（2）滑轮选择根据起重机设计手册表3-2-2和3-2-6，初选取滑轮的主要尺寸和基本尺寸为(mm)滑轮代号LGS6.522.5-110-60,D=225,=265,R=5.5,a=25,b=5.5,=110,B=60,推荐轴承型号276-212，基本尺寸H=21.5,C=1.0,，M=8，N=0,S=103.3.3 卷筒的设计计算选择（1）基本尺寸的计算 卷筒名义直径D=（16-1）12=180（mm） d:钢丝绳直径；e：卷筒直径比， 根据起重机设计手册表3-3-2得e=16根据起重机设计手册表3-3-9初选D=350（mm ） 绳槽半径RR=(0.530.56) d 取R=0.54d =0.5414=7.56mm 标准绳槽深度hh=（0.250.4）d 取h=0.3d =0.314=4.2mm 标准绳槽节距p p=d+(24)mm 取p=d+2 =14+2=16mm 卷筒上有螺旋槽部分长=535.95（mm）H:起升高度，H=12mm；m:滑轮组倍率，m=3；:卷筒卷绕直径，=D+d=364；n:附加安全圈数，n=2；t:绳槽节距，对于刚卷筒t=p=16f.卷筒长度=536+2（180+48）+80=1072 卷筒壁厚 =16（mm） 卷筒绳槽尺寸（mm） （图 ） 绳槽半径=，标准槽型=16.0,=5.53.3.4 卷筒系列组的选择根据起重机设计手册选取短轴卷筒组系列（8t） 图32 短轴卷筒组起重量（t）：8；起升高度（mm）：16；钢丝绳直径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 钢丝绳和滑轮尺寸的调整因此，根据起重机设计手册表3-1-12钢丝绳改选为：钢丝绳直径d=14.0；钢丝绳公称抗拉强度（）：1550，钢丝破拉力总和（）N（不小于）：134000。根据起重机设计手册表3-1-12滑轮改选为：滑轮代号：LGS7.5280-125-65；D=280,=330,R=7.5,a=31,b=7.0,=125,B=65,推荐轴承型号276-2123.3.6 起升马达的计算选择（1）起升马达所受最大扭矩=146.57 ：动力系数，=1+0.35v=1.088；：传动效率，=0.92 i：起升减速传动比，i=21.04；：起升卷筒上钢丝绳最外层直径，=D+d=364；：最大静拉力，=14328N（2）液压马达的排量=5.5 ：液压马达机械效率，=0.92 c:液压马达转速=1670r/min齿轮式和叶片式输出扭矩较小，况且不适于低速传动，因此，一般情况下均采用柱塞式液压马达。柱塞式马达可以分为径向柱塞马达和轴向柱塞马达两种。轴向柱塞马达除具有转速范围宽，扭矩大的优点外还具有结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小等优点，故选用之。更具对国产轴向柱塞马达产品的性能比较，8吨液压汽车起重机选用上海液压泵厂引进西德海桌玛蒂克公司技术生产的A2F6.1系列斜轴式定量马达，型号为A2F56W6.1，输入排量为56.1CM3/r，最高转速为2390r/min，最大输入流量131L/min，最大功率78KW，最大输出扭矩312N.m3.3.7 液压泵的计算和选择（1）液压泵的工作压力 ：液压马达最大工作压力，；：起升马达所最大扭矩，=146.57N.M；：起升马达排量（） ：起升马达机械效率，=0.92（2）液压泵的流量QpKQp=1.393.7=122l/minK:系统泄漏系数，K=1.3；：液压马达所需最大流量，=167056.1=93687=93.7L/min液压泵主要有齿轮泵，叶片泵和柱塞泵三种。对于汽车起重机，起液压系统负载大，功率大，精度要求不高。所以，一般采用齿轮泵。根据系统的要求以及压力，流量的需要，8吨汽车起重机选择40/32型双联齿轮泵，其最高工作压力25Mpa，最高转速为2500r/min,两泵的理论排量分别为40cm3和32cm33.3.8 减速器的计算选择（1）传动比n:液压拿大额定转速，n=1670；：卷筒转速，=79.39r/min；a:滑轮倍率，a=3；（2）功率计算（1+1.088） 7872.71(KW):起升载荷动载系数，=1.088；I：工作级别，I=4因此，根据起重机设计手册表3-10-5选择QJR减速器：输入转速（r/min）:1000;名义中心距（mm）：500；许用输出扭矩：42500；公称传动比：20；高速轴许用功率（KW）：166.0（3）减速器外型及安装尺寸（mm） 图33 QJR型减速器外形和安装尺寸=280；=680；输入轴端：；输出轴端：；n=285；k=340;=475;=30;=320; H=867;L=1387;r=447;质量（kg）：850 kg3.3.9 制动器的计算选择起升机构制动器的制动转矩必须大于由货物产生的静转矩，在货物处于悬吊状态是具有足够的安全裕度，制动转矩应满足下式要求: 式中：TZ 制动器制动转矩 KZ 制动安全系数，KZ=1.5 机构总效率, =0.82N/m3.3.10 吊钩的设计，计算和选择（1）吊钩的尺寸确=30=84.85mm，取D=85； ，取S=64； 取，则h=85mm；，取L1=2h，则L1=170mm； （2）尾部罗纹直径确定吊钩材料选择DG20Mn，=510Mpa 根据公式：地，故根据起重机设计手册表3-4-2选4号钩可以满足要求。（3）螺母高度的计算 根据公式： 得， z：螺母的螺纹高度，z=；t:螺母的节距；d：螺母的外径；：螺母的内径。故根据机械设计实践表17.1选择普通螺纹， 公称直径d=52；接节距p=5；中径=48.752；小径=46.587（4）吊钩的强度计算（截面A-A） 则有： 因此截面A-A安全。（5）吊钩拉板的验算吊钩拉板主要验算有孔断面的抗拉强度。 图34 吊钩基本参数和主要尺寸a.水平断面A-A，因孔边有应力集中，故孔内侧拉力应最大： ：应力集中系数，=0.35 故水平断面A-A安全。b.垂直端面B-B，内侧拉应力最大： 故水平断面B-B安全。（6）吊钩横梁的验算a.吊钩横梁的中间部分应按弯曲强度进行演算： 故横梁的中间部分安全。b.吊钩横粱的轴颈，一般按平均挤压力计算。 所以，故吊钩横梁的轴径安全。 第4章运行机构的设计计算4.1 主动轮的布置方式主动轮布置的位置及主动轮的数目应保证在任何情况下都有足够的主动轮轮压，否则，主动轮在起动或制动过程中，由于附者力不足将会出现打滑的现象。通常主动轮占车轮总数的一半。对于速度低的起重机也可以取车轮总数的1/4，运行速度高的起重机可采用全部车轮驱动。主动轮的布置方案有以下几种： 图41 主动轮布置方式1.单面布置（a）由于主动轮在一侧轨道上，主动轮轮压之和变化比较大，两侧车轮易跑偏，故应少用。2.对面布置(b)在跨度小的桥式起重机上用得较多，因为机构便于布置，能保证主动轮轮轮压之和不随小车位置而变化。不宜用于臂架式起重机，因为主动轮轮压之和随臂架位置变化较大。3.对角布置(c)常用于中，小型旋转起重机上，这是因为臂架旋转是对角主动轮轮压之和通常变化不大。4.四角布置(d)广泛运用于大型，高速运行的各种起重机上，这是因为四角的主动轮轮压之和基本不变。综上所述，8吨汽车起重机选用对面布置。4.2 运行机构驱动方式的选择现代起重机上广泛采用分别驱动，即两边车轮分别由两套独立的机械联系的驱动维修方便。可以省去长的走台，有利于减轻主梁自重。在起重机运行机构上得到了广泛采用。4.3 运行机构的设计计算运行机构设计计算的内容包括：发动机，减速装置和制动器的确定。设计原始数据主要有：额定起升重量Q，起重机自重G，运行速度v，工作级别，用途及工作条件等。4.3.1 运行阻力的计算（1）滚动阻力 =18417.98（N）：道路坡度角，=；f:：滚动阻力系数，根据起重机设计手册表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；：计入回转计量的系数，根据起重机设计手册表2-4-3取I=0.07（4）风阻力 = =1062.72（N） =1771.2（N） ：风力系数，=1.6；：风压高度变化系数，=1.23 q：计算风压（）， A：迎风面积（） ，根据起重机设计手册表1-3-17取A=6（5）静阻力 =33517.97+17417.98+5150.98+1062.72 =58149.65（N） =58858.13（N）4.3.2 电动机的选择（1）静功率 = =8.08（KW） ：机构传动效率，=0.9；m：电机个数，m=2（2）初选 =1.28.08 =9.69 ：功率增大系数，室外=1.2因此，根据机械设计实践表19.1，选Y系列三相异步电动机，型号：；功率：11KW；转速：2920r/min；最大转矩：2.2（3）电动机的过载校验因为： =6.36+0.63=6.99（KW） =P=9.68（KW） ：基准接电持续率时电动机的否定功率；：平均启动转矩标么值，=1.7=运行静阻力，；v：运行速度：机构传动效率，=0.95；：机构总传动惯量，；：电动机转子转动惯量：制动轮和联轴器的转动惯量；K：飞轮矩影响系数，K=1.1；n：电动机额定转速；：机构初选起动时间，=6s所以，电动机过载保护可靠。d.电动机的发热校验 = =8.67（KW）P=11（KW）4.3.3 减速器的选择（1）减速器的传动比 = =0.008（2）减速器输入功率的计算 = =8.33（KW） 图42 QJS型减速器外形和安装尺寸故根据起重机设计手册表3-10-6和3-10-9选QJS的主要参数和安装参数为：输入轴转速：1000；名义中距（mm）：335；许用输出扭矩（N.M）12500；公称传动比：125；高速许用功率（KW）：9.8；安装尺寸（mm）：=236，=170，741；输入轴端=38，=80；输出轴端=110，=165；n=255；K=280；=400；=25；g=270；=26；=900；s=27；=95；H=735；L1301，r=375。4.3.4 制动器的选择 =1020.5（m/s）4.3.5 联轴器的选择 =1.351.22.2 =3.564（N.m）：联轴器安全系数，=1.35；：刚性载系数，=1.2：电动机额定扭矩在此根据起重机设计手册表3-12-10选择，带制动器的联轴器如图 图43 TLL型带制动轮弹性套柱销连轴器基本参数和主要尺寸4.3.6 轮胎计算选择 选普通断面轮胎11.00-20. = =9672.7927900N ：轮胎承载能力；K：轮胎充气压力； P：轮胎充气压力；d：轮毂直径（cm）；A：速度系数， 根据机械设计实践表2-4-9取A=1.0；B：装在理想轮毂上的充气轮胎断面宽度，轮胎端面宽度，C轮毂端面宽度。 故选普通断面轮胎11.00第章变幅机构的设计计算5.1 变幅力的计算5.1.1 正常工作是的变幅力+=133582.425（n）5.1.2 最大变幅力 + = =1419954.43（N） 5.2 液压缸的计算选用5.2.1 缸筒内径的计算 =0.15（m）F：液压缸负载力，F=14199.43N；P：工作压力，P=8Mpa 故根据起重机设计手册表6-4-11圆整为标准值D=160mm。5.2.2 活塞杆直径的计算（1）计算d活塞杆直径d一般按液压缸往复运动速度比计算，即 =79.69（mm）：速度比，根据起重机设计手册表6-4-13得：=1.33 故根据起重机设计手册表6-4-12圆整为标准值d=80（mm）（2）强度验算活塞干工作时，一般主要受轴向拉压作用力，因此活塞干的强度验算按直杆拉压公式计算，即 =28.26(Mpa) ：活塞杆内应力；F：液压缸负载力；：活塞杆材料许用应力为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取 ，选20号刚=410(MPa)，=82(MPa)故活塞杆抗拉压强度符合要求。（3）稳定性验算当活塞杆直径与液压缸安装长度之比为1：10以上时，活塞杆容易出现不稳定状态，产生纵向弯曲破坏，这时必须进行受压稳定性计算。通常计算时把液压缸整体看成一个和活塞杆截面相等的杆件，采用欧拉公式计算出临界压缩载荷F，再代入压杆稳定公式进行验算。 欧拉公式为： = =5.57（N） E:材料的弹性模数，对刚而言E=2.1Mpa； J：活塞杆横截面惯性挤矩，J=； L：液压缸安装长度，故根据起重机设计手册表6-4-14取L=1.695m ：长度折算系数，故根据起重机设计手册表6-4-14取=1 压杆稳定公式为： =1.39 NF F：液压缸最大负载力；：安全系数，一般取3.5-5 故液压缸稳定。5.2.3 缸筒壁厚及外径的计算（1）缸筒壁后的计算 =11.71(mm) ：液压缸耐压试验力，当时，=1.5p，p为液压缸的工作压力；：缸筒材料的许用应力，=，为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取5（2）缸筒外径的计算 =160+211.71 =183.42(mm) 故根据起重机设计手册表6-4-15圆整(mm) 图51 液压缸基本参数和主要尺寸第章回转机构的设计计算回转机构是回转类型起重机的重要工作机构之一，能使被起吊重物绕起重机的回转中心作圆弧运动，实现在水平面内运输重物的目的。它由回转支承装置和回转驱动机构两大部分组成。6.1 回转支承装置的选择计算6.1.1 回转支承装置的选择滚动轴承式回转支承装置尺寸紧凑性能完善，可以同时承受垂直力水平力和倾覆力矩，密封和润滑条件好，回转阻力小，是中小吨位起重机上应用最广的回转支承装置。故选此装置。6.1.2 回转支承装置的计算 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不同工况下回转支承所受载荷计算如下：（1）考虑八级风力时的最大工作载荷 Fa=Q+G1+G2+G3=（8+0.8+1.2+2）=12 M=Q Lmax+ G1 amax+Wh- G2 b- G3 c =(85+0.82.4+2.71.8-1.20.2-20.8) =44.9 Nm （2）不计风力，考工作载荷虑125%试验载荷时最大 Fa=1.25Q+G1+G2+G3=（1.258+0.8+1.2+2）=14N M=1.25Q Lmax+ G1 amax- G2 b- G3 c =(1.2585+0.82.4-1.20.2-20.8) =50.08 Nm Fa=12N M=Q Lmax+ G1 amax- G2 b- G3 c =(85+0.82.4-1.20.2-20.8) =40.08 Nm工况（2）可作为静态计算载荷，工况（1）作为动态容量计算。回转支承结构形式考虑采用单排四点接触式（01系列）。根据起重机设计手册表2-5-2和表2-5-3查的工况参数和载荷换算系数如下： f s =1.25 fd =1.55 ka =1.0(接触压力角=60)回转支承当量载荷为（径向载荷数值较小忽略不计） 静态：Fa1= fs Fa=1.2514=17.5N M1= fs M=1.2550.08=62.6 Nm 动态：Fa1= fd Fa =1.5512=18.6N M1= fd M=1.5544.94=69.66 Nm 螺栓计算载荷： Fa=14N M=50.08 Nm根据上述计算结果，对照承载能力曲线可以确定选用01753150回转支承6.2 回转驱动装置的选择计算6.2.1 回转驱动装置的选汽车轮胎等起重机的回转机构，多数采用液压马达驱动。初选液压回转驱动机构。6.2.2 回转驱动装置的计算（1）摩擦阻力矩Tm 对滚动轴承式回转支承装置 Tm= = 0.010.02310=310 Nm 式中：W 回转阻力系数，W=0.01（滚球式） D 滚道平均直径，D=20mm 全部滚动体所受的总压力 = （2）坡道阻力矩TP 式中： 起重机回转部件质量的重力 各部件中心至回转轴线的距离 坡道角度，=15 起重机回转角度，=135（3）风阻力矩TW 臂架与风向垂直时，由风力产生的阻力矩最大 Nm 式中： 物品受到的风力 起重机回转部分受到的风力h 风力作用线至起重机回转中心的距离R 起重机幅度 等效风阻力矩： Nm（4）惯性阻力矩Tg 式中： 物品对起重机回转中心线的转动惯量 起重机各部件和构件绕回转中心线的转动惯量 n 起重机回转速度 t 机构启动或制动时间 起重机回转阻力矩 6.2.3 液压马达的选择液压马达的工作压力P取决于回转机构阻力矩和液压马达的排量。 MPa 式中：q 液压马达的排量，q=50.3ml/r i 机构传动比，i=10 m 液压马达机械效率，m=0.92根据起重机设计手册表636初选液压马达的型号为GMG2050 液压马达的最大输出转矩Tmax应满足： 式中：pmax 液压马达最高工作压力，pmax=30 MPa Nm 即此型号的液压马达满足工作的需要。6.2.4 制动器的选择回转速度低的小型液压汽车起重机，由于回转惯性矩小，采用液压系统闭锁能够达到制动的目的，一般不装制动器。6.2.5 极限力矩联轴器的选择液压驱动的回转机构，在液压系统中为了缓和冲击，通常设置双向缓冲器，限制工作液体的最高压力，不必另装机械极限力矩联轴器。 第7章臂架伸缩机构的设计计算7.1 臂架伸缩机构的驱动形式臂架伸缩机构的驱动型式有机械式，液压式和复合式三种。液压驱动又是吊臂伸缩机构的主要驱动型式。设计相应的伸缩液压缸和油路，可以实现臂架的各种伸缩方式。在此选用液压驱动方式的独立伸缩方式7.2 臂架伸缩阻力的计算臂架带载伸缩时主要的载荷有：（1）臂架搭接处的摩擦力；（2）伸缩臂和货物重量在臂架轴线方向的分力；（3）其中钢丝绳分拉力。通常在臂架最大仰角状态时计算伸臂阻力，在臂架最小仰角或水平状态是计算伸缩臂阻力。如图（a）是二级伸缩臂在全伸，吊重工况下各伸缩臂的受力简图。设臂架仰角为，起重分支拉力为S，货物及吊具重量为Q，搭接处支反力为及，摩檫力为及，2节臂自重为，液压港5推力为。缩臂时，重量分力和起重分支拉力由阻力变为助力。如图（b）是伸缩臂的伸缩阻力计算图。此时摩檫力为。由的平衡方程 联立解以上方程得： + + +=265462.81（N）7.3 臂架伸缩液压缸的选择臂架伸缩液压缸都是将活塞固定在基本臂上，缸筒连同伸缩臂一道伸缩缸筒联接伸缩臂的销轴位于缸筒全伸后的活塞平衡面内，作为液压缸的中间支座，这种结构可以使液压缸轴向弯曲计算简化为活塞杆的纵向弯曲计算，同时还提高了液压缸的惩载能力。臂架伸缩液压缸的活塞杆承受纵向弯曲时的临界力为： =1.18：活塞杆材料的弹性模量，=2.1Mpa；：由活塞杆端部支承决定的长度折算系数，活塞杆两端铰支时，=1；l：活塞杆截面惯性矩，在此为活塞杆外径，为活塞杆内径。活塞杆一般做成空心的，空心腔中焊接有输油管，这使活塞的实际承载能力有所增加。活塞杆的允许承载能力为：P=3.9 n：安全系数，n=23.5；由以上求得的值，再根据起重机设计手册表6-4-19选DG型液压缸：缸径D=160（mm）；活塞杆直径d=90(mm)；推力281.48(KN)；拉力219.90(KN)；最大行程8000（mm）。7.4 液压泵校核和臂架伸缩时间的计算液压泵额定压力应保证伸缩油缸产生伸臂和缩臂所需要的最大推力，液压泵流量应满足臂架伸缩时间和动作可靠的要求。7.4.1 伸臂运动a伸缩条件伸臂时，油液进入液压缸的活塞腔，活塞腔接通油箱，由于伸缩油缸的速度比i很大，从活塞杆腔排出的油量少，回油管道中的流速低，压力损失小，系统的压力损失主要在油管路中。 伸缩条件是： =0.339 =0.265 所以，：最大伸臂阻力（N）；：液压泵额定压力（Mpa ）；：缸筒内径和活塞杆外径（mm）；：从液压泵出油口至伸缩液压缸进油腔之间的压力损失（Mpa ）; :从伸缩液压缸出有腔至油箱之间的压力损失（Mpa ）b伸缩时间 = =147.9（s） :液压泵的流量（L/min）；：液压泵的容积效率； D：液压缸的内径（m）；S：液压缸的行程（m）7.4.2 缩臂时间 = =96.9（s） 第章支腿伸缩机构的设计支腿的作用是增大起重机的支承基底，提高起重能力。起重机一般装有四个支腿，前后左右两侧分置。为了补偿作业场地地面的倾斜和不平，大起重机的抗倾覆稳定性，支腿应能单独调节高度。支腿要求坚固可靠，收放自如。工作时支腿外伸着地，起重机抬起。行驶时，将支腿收回，减小外型尺寸，提高通过性。8.1 支腿类型的选择支腿收放有手动和液压两种驱动型式。用人力收放支腿，笨重费力，使用不便。近代汽车和轮胎式起重机都采用液压驱动的支腿。常见的支腿类型有以下几种。（1）蛙式支腿（图）蛙式支腿的工作原理如图所示。支腿的收放动作是由一个液压缸完成。蛙式支腿结构简单，液压缸数少，重量轻。但每个支腿在高度上单独调节困难，不易保证车架水平，而且支腿摇臂尺寸有限，因而支腿跨距a就不能很大，宜在小吨位起重机中使用。（2）H形支腿每一个支腿有两个液压缸：水平外伸液压缸和垂直支承液压缸。为保证足够的外伸距离，走有支腿的固定梁前后错开。H形支腿外伸距离大，每个支腿可以单独调节， 作业场地和地面的适应性好，广泛用于中，大型起重机上。缺点是重量大，支腿高读大，影响作业空间。（3）X形支腿X形支腿的垂直承液压缸作用在固定腿上，每个支腿单独调节高度，可以伸入斜角内支承。X形支腿铰轴数目多，行驶时离地间隙小，垂直液压缸的压力比H形支腿高，在打支腿时有水平位移。现亿逐渐被H形 支腿取代。（4）辐射式支腿辐射式支腿用于大型轮胎式起重机。支腿结构直接装在回转支承装置的底座上，起重机上车受的全部载荷，直接经过回转支承装置传到支腿上，而不象普通起重机那样要先经过车架大梁再传给支腿。这种构造方式，可以避免由于支腿反力过大，要求车架加大断面，增加自重，整个底盘可以减轻重量。（5）铰接式支腿活动支腿与车架铰接，由人力或水平液压缸实现支腿的水平摆动，收腿时活动支腿紧靠车架大梁两侧，放开时根据需要支腿与车架形成不同夹角，从而改变夸距a，以适应不同场地和不同作业性能的要求。这种支腿的垂直支承液压缸如同H形支腿，但整体刚度比H支腿好，没有因伸缩套筒之间的间隙而引起车架摆动现象。常用于中，大吨位的铁路起重机上。通过以上对比，选择蛙式支腿。8.2 支腿收放机构的计算（1）支腿支承点位置的确定起重机支腿通常一前后设置，向左右侧伸出，四个支腿支承点形成矩形的水平包围面积。支腿支承点位置确定的原则是：（a）在各种工况下，必须保证起重机抗倾覆稳定性的要求。即臂架在任意幅度和任意位置下起吊该工况下的额定起重量时，起重机所受的合成垂直载荷作用线，始终在支腿支承点构成的矩形面积内。（b）在保证抗倾覆稳定性的条件下，支腿的支承基底最小，以扩大有效作业面积。（c）起重机在运输状态下臂架放平，全机的重心必须位于支腿前后支承线之间，否则支腿不可能使全部车轮离地。（2）起重机回转时，的云顶轨迹方程式：即， 起重机总重，其作用点坐标（x,y）为： ，合力G的运动轨迹方程：即，8.3 支腿液压系统的选择支腿收放结构的液压回路与支腿结构有关。支腿由液压泵供油，当两位三通电液阀位于下车位置时，压力油进入支腿控制阀，然后操综支腿操纵阀，将起重机支离地面，起重机的支腿可一起动作，也可单独动作。起重机支腿安放完毕后，将支腿操纵阀中的三位六通阀手柄扳道中位，这时泵排出的油，经中心回转接头传至上车液压系统。信号装置提示驾驶员进行起重工作。支腿收放时间按水平液压缸和垂直液压缸全部伸出和缩回所需时间计算： t=t1+t2 式中：Q液压泵流量 A1A2水平和垂直液压缸有效面积 S1S2 水平和垂直液压缸活塞杆行程 液压泵容积效率 结论轮式起重机，是指起重作业的工作装置安装在轮胎底盘上的自行式回转类型起重机械，它是汽车式起重机和轮胎式起重机的统称，广泛用与建筑工地仓库车站码头车间等生产部门，从事装卸和安装等工作，特别使用于工作场地分散货物零星的安装和装卸作业。轮式起重机是起重机中较为通用的一种，其产品的规格性能和系列化程度都较高，发展也很快，它的机动性好，可迅速转移作业场地。与塔式起重机相比，其起升高度小，幅度小且幅度利用率低。轮式起重机由上车和下车组成，一般把取武装置起重臂架配重和上车回转部分统称为上车，而其余部分皆称为下车。（1）取物装置轮式起重机取物装置主要是吊钩。（2）起重臂他是用来支撑钢丝绳滑轮组的钢结构，它可俯仰和伸缩以改变工作幅度，直接装在上部回转平台上。起重臂可以在基本臂的基础上接长和伸长。必要时还可在起重臂的顶端上装一杆件以扩大作业范围，这种杆件称为副臂。（3）上车回转部分上车回转部分是起重机上可以回转的部分，它包括装在回转平台的除了吊臂配重吊钩以外的全部机构和装置。（4） 下车行走部分下车行走部分是起重机的底盘，是上车回转部分的基础。其上装有起重机的行走机构，它不包括装在车架上的支腿。（5） 回转支承部分回转支承部分安装在下车底盘上，是用来支承上车回转部分的。它包括回转支撑装置的全部零件和固定回转支承装置的副臂架。所谓副臂架，是在汽车车架上再装上一个加强的机架，它承受起重时的全部载荷。（6） 支腿轮式起重机在车架上装有支腿。工作时，支腿外伸撑地，并能将整个起重机离地；行驶时，支腿收回。（7） 配重在起重机平台尾部常挂有一定质量的铁块，以保证起重机的稳定。大型起重机在行驶时，可将配重卸下，用另车搬运。中小型起重机的配重包含在上车回转部分内。 致谢紧张的毕业设计即将接近尾声，我在这次设计中收获了很多。这次设计对于我们每一即将走向工作岗位的同学来说都是非常重要。这不仅是我们在这四年里所学过的知识进行综合运用，而且是将我们所学的知识应用于实践的一次检验。通过这次毕业设计，我将大学四年所学的知识进行了一次系统的的学习总结，加深了对所学知识的掌握，提高了我们对所学的知识的合理运用的能力，同时也发现了自己知识的弱点和薄弱环节，并及时地加以改正和补充。也使我的知识系统更加的完善。我在数控回转工作台的设计过程中，不仅应用了以前所学过的相关专业知识，同时还查阅了大量的相关资料和文献，使我对这一领域有了初步的了解和认识。在整个设计过程中，我在现有产品设计的基础之上又充分地发挥了自己的创造和思维能力，使此产品更加的完善。能将自己学习的理论知识真正运用到实际中，让理论真正的得到检验，这对我们每个人来说都是一个十分宝贵而难得的机会。对实际中出现的问题用理论取解决的能力，也是我们在今后走向工作岗位所十分需要的。通过设计培养了我科学严谨、精益求精、认真对待问题的工作精神；使我明白在实际中来不得半点马虎。在这期间我还体会到了团队合作的重要性，今后我们真正的走上了工作岗位，一个人的力量是不可能完成一个很大的工程的，所以要融入到一个团结的集体中，大家凝聚在一起，最大地发挥集体的力量才会做的更好。同时自己的独立思考，独立工作的能力也是不可缺少的，只有这样才能在集体中发挥每个人的最大力量。但毕竟我只是一个即将毕业的本科学生，实际设计的经验不足、相关的专业知识缺乏、设计水平也是有限的，数控回转工作台的设计上还存在着许多的不足。在此感谢指导老师李伟老师给予的充分指导，并提出了许多的宝贵意见，及时地改正了许多设计中的错误，使本设计更加的合理、完善。再次向李老师表示深深的谢意。同，在此也表示感谢。时各位同学能在繁忙的设计工作之余给予我很多建议和帮助。参考文献1 张质文，虞和谦等.起重机设计手册.北京：中国铁道出版社，20012 石殿钧.工程起重机.北京：中国水利水电出版社，19873 肖燕生.工程机械使用手册.北京：中国水利水电出版社，19984 李铮.起重运输机械.北京：冶金工业出版社，19905 胡池修.起重与工程机械安装.西安：西北大学出版社，20026 顾迪民.工程起重机.北京：中国建筑工业出版社，19987 濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，19968 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，20029 徐灏文.机械设计手册.北京：机械工业出版社，199210 严大考.起重机械.郑州：郑州大学出版社.2003 42