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First, the general design scheme of small farm crane is determined, and the relevant books and materials are searched, and then the specific design of moving chassis, rotating mechanism, amplitude changing mechanism and lifting mechanism is carried out according to the requirement of the maximum lifting weight of 0.35 t. The chassis of this small farm crane adopts crawler chassis, driving shaft is in the front part of the chassis; the rotary mechanism adopts single planetary gear system, the power is input from the sun wheel, the output of the outer gear ring, drives the chassis to turn on the car; Using the principle of four-bar mechanism, the luffing mechanism uses the hydraulic cylinder to push the forearm to start and fall, to realize the shift of the crane, and the lifting mechanism uses the winder to shrink the wire rope to drive the hoist to lift the heavy object in order to prevent the interference. The hoisting mechanism relates to the selection of fixed pulley sets. Secondly, using the knowledge of material mechanics to calculate the strength and deflection of the key parts, and to calculate the anti-capsizing by using the given dimensions and the quality of the parts, the calculated results are compared with the prescribed parameters, and the dimensions are adjusted. Then determine the size of the small farm crane shape, as well as some parts of the size, processing accuracy, tolerance grade and so on. Finally, 3D software is used to draw 3D drawings, 2D engineering drawings are generated, dimensions are marked in 2D drawings, and several main parts are selected to draw part drawings. Keywords: Rotary mechanism; Amplitude change mechanism; Hoisting mechanism; Strength checking 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 課題的研究背景及主要任務(wù) 1 1.3 方案一二三比較 2 2 小型農(nóng)田起重機(jī)主要目標(biāo)設(shè)計(jì)參數(shù)的確定 3 3 移動(dòng)底盤(pán)的參數(shù)設(shè)計(jì) 4 3.1 移動(dòng)底盤(pán)輸出軸設(shè)計(jì) 4 3.2 根據(jù)彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 6 3.3 校核軸的疲勞強(qiáng)度 6 3.4 輸出軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 8 3.5 輸出軸鍵的計(jì)算 9 3.6 選擇軸承的潤(rùn)滑與密封方式 9 4 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì) 11 4.1 根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 11 4.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算是否符合要求 13 4.3 幾何尺寸計(jì)算 15 5 變幅機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì) 16 5.1 前臂 16 5.2 立柱 18 5.3 液壓缸 19 5.4 前一臂的結(jié)構(gòu)分析 23 5.5 下車與上車連接處支承立柱強(qiáng)度校核 27 5.6 液壓穩(wěn)定性強(qiáng)度校核 28 5.7 起重機(jī)穩(wěn)定性計(jì)算 29 6 移動(dòng)底盤(pán)的參數(shù)設(shè)計(jì) 32 6.1 吊鉤機(jī)構(gòu)的參數(shù) 32 6.2 其他重要參數(shù) 33 7 結(jié)論 34 參 考 文 獻(xiàn) 36 附錄1：外文翻譯 37 附錄2：外文原文 39 致 謝 43 小型農(nóng)田起重機(jī)設(shè)計(jì) 1 緒論 1.1 概述 小型起重機(jī)是一種起升運(yùn)輸車輛，具有起升部分和下車底盤(pán)的行走部分。是由起重臂、轉(zhuǎn)臺(tái)、機(jī)架等部分組成。通過(guò)變幅、起升、轉(zhuǎn)向和其他機(jī)構(gòu)的共同操作來(lái)實(shí)現(xiàn)起重機(jī)重物，在一定范圍內(nèi)的垂直升降。在我國(guó)，農(nóng)田是大量存在的，農(nóng)業(yè)生產(chǎn)過(guò)程中播種、收獲等環(huán)節(jié)需要大量的資源運(yùn)送。由于在農(nóng)田里不適合使用大型起重機(jī)械，我國(guó)現(xiàn)階段大部分靠人力運(yùn)輸、或者中大型起重、運(yùn)輸機(jī)械運(yùn)輸，利用工業(yè)化手段合理的解決農(nóng)業(yè)物資產(chǎn)品的搬運(yùn)問(wèn)題提出更高要求，小型農(nóng)田起重機(jī)就應(yīng)運(yùn)而生。它的誕生不僅可以解決人工搬運(yùn)的問(wèn)題，也可以提高資源的綜合利用率。設(shè)計(jì)一臺(tái)小型農(nóng)田起重機(jī)就可通過(guò)機(jī)械化作業(yè)完成物資和農(nóng)作物的搬運(yùn)過(guò)程，提高搬運(yùn)效率。而且由于農(nóng)田起重機(jī)的市場(chǎng)需求逐漸變大，且進(jìn)口小型起重機(jī)價(jià)格比較昂貴、操作及維修復(fù)雜，不適用于一般中小型農(nóng)田。針對(duì)這種現(xiàn)狀，有必要開(kāi)發(fā)成本低廉、易于操作和維修的小型農(nóng)田起重機(jī)。因此本研究具有一定的現(xiàn)實(shí)意義及必要性。 以下主要介紹一下小型履帶式起重機(jī)： 小型履帶起重機(jī)配備起吊操作部分在履帶底盤(pán)上，并依靠履帶的行走帶動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)。它由移動(dòng)機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、變幅機(jī)構(gòu)、起升機(jī)構(gòu)等組成。變幅機(jī)構(gòu)一般情況下采用電動(dòng)推桿或者液壓缸提供動(dòng)力。起升機(jī)構(gòu)多采用卷?yè)P(yáng)機(jī)纏繞鋼繩，利用滑輪組收縮鋼絲繩完成起升。機(jī)構(gòu)有兩種驅(qū)動(dòng)方式：1、集中驅(qū)動(dòng)。2、分別驅(qū)動(dòng)。 綜上所述，根據(jù)所查閱資料了解的情況，本次畢業(yè)設(shè)計(jì)擬采用履帶式起重機(jī)。 1.2 課題的研究背景及主要任務(wù) 1.2.1研究背景 物料的搬運(yùn)已經(jīng)成為人類生產(chǎn)活動(dòng)中重要的組成部分，我們無(wú)時(shí)無(wú)刻不在思考怎么樣更好的搬運(yùn)物料。對(duì)于小型起重機(jī)的要求越來(lái)越高。中國(guó)小型農(nóng)田起重機(jī)起步較晚，和發(fā)達(dá)國(guó)家比發(fā)展速度不快。具體表現(xiàn)在： 　 ?。?）．種類少 　（2）．起重量低 　 ?。?）．機(jī)構(gòu)復(fù)雜，操作繁瑣 ?。?）．只能起重，不能實(shí)現(xiàn)其他功能 　 ?。?）．外部特征不美觀 目前，小型農(nóng)田起重機(jī)市場(chǎng)需求量很大，并且在相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間起重機(jī)械都需要存在。因此，對(duì)于我國(guó)來(lái)說(shuō)一臺(tái)小型農(nóng)田起重機(jī)的設(shè)計(jì)是刻不容緩的。 1.2.2主要設(shè)計(jì)任務(wù) 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是進(jìn)行履帶式起重機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，目的是設(shè)計(jì)一種機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格便宜、適合農(nóng)田地形使用的履帶式起重機(jī)。 初定本次設(shè)計(jì)的小型農(nóng)田起重機(jī)自重為3t，起重量為0.35t，起升高度為2.5米。主要結(jié)構(gòu)涉及到回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺(tái)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、臂架結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、變幅機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，起升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，各種參數(shù)的合適選擇，以及防止“傾覆”的計(jì)算。 采用和cad軟件，完成3D建模后，利用三維圖生成2D工程圖，進(jìn)行尺寸的標(biāo)注。最后撰寫(xiě)說(shuō)明書(shū)。 1.3 方案一二三比較 1.3.1方案一： 底盤(pán)采用輪胎，轉(zhuǎn)臺(tái)機(jī)構(gòu)由回轉(zhuǎn)支承，大齒圈，小齒輪嚙合，變幅機(jī)構(gòu)直接由卷?yè)P(yáng)機(jī)收縮、放出鋼絲繩進(jìn)行調(diào)節(jié)。但由于農(nóng)田地形較為復(fù)雜，采用輪胎式，容易讓底盤(pán)驅(qū)動(dòng)軸，以及從動(dòng)軸卷入雜草、垃圾等，不方便處理，所以采用履帶式底盤(pán)。 1.3.2方案二： 變幅機(jī)構(gòu)采用卷?yè)P(yáng)機(jī)收縮鋼絲繩，考慮到農(nóng)田環(huán)境較為復(fù)雜，太多鋼絲繩裸漏在外部，安全呢性能低，故不如采用四桿機(jī)構(gòu)，液壓缸推動(dòng)吊臂完成起升、放下過(guò)程。液壓缸作為動(dòng)力源，也使機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性更高，安全性更好。 1.3.3方案三： 本次小型農(nóng)田起重機(jī)，我們需要考慮農(nóng)田的地形、起重機(jī)的機(jī)動(dòng)性、穩(wěn)定性、小型化等方面。因此，本次小型農(nóng)田起重機(jī)的行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)為履帶式底盤(pán)；回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)采用采用單行星系齒輪結(jié)構(gòu)，動(dòng)力由傳動(dòng)軸從太陽(yáng)輪輸入，從外齒圈輸出，行星架通過(guò)機(jī)構(gòu)鎖死，以防止齒輪錯(cuò)位，保證機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定轉(zhuǎn)動(dòng)。外齒圈與回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺(tái)相連接，實(shí)現(xiàn)上車機(jī)構(gòu)的回轉(zhuǎn)；起升機(jī)構(gòu)采用液壓缸推桿上下移動(dòng)帶動(dòng)前臂上升、降落；起升機(jī)構(gòu)采用卷?yè)P(yáng)機(jī)牽引鋼絲繩上升、下降完成。 2 小型農(nóng)田起重機(jī)主要目標(biāo)設(shè)計(jì)參數(shù)的確定 起重機(jī)械的基本參數(shù)： （1） 額定起重量（Q）：0.35t。 （2） 最大起升高度（H）：2.5m。 （3） 幅度(R)：為2.10米，為1.72米。 （4） 回轉(zhuǎn)角度：360°。 （5） 機(jī)構(gòu)工作速度(v)：起升機(jī)構(gòu)速度：0~30米/分;變幅機(jī)構(gòu)速度：0~30米/分;回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速度：0.6轉(zhuǎn)/分;行走機(jī)構(gòu)速度：0~5公里/小時(shí) （6） 爬坡能力：30% （7） 外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高）3.31m×2.78m×3.1m （8） 自重3t （9） 本次設(shè)計(jì)小型農(nóng)田起重機(jī)構(gòu)想圖，如下圖。 圖2.1 履帶式起重機(jī)構(gòu)想圖 3 移動(dòng)底盤(pán)的參數(shù)設(shè)計(jì) 移動(dòng)底盤(pán)的主要作用是讓起重機(jī)完成行走、駐停、轉(zhuǎn)向，本次設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)軸在前部，這樣可以產(chǎn)生較大的牽引力。采用履帶式底盤(pán)結(jié)構(gòu)，底盤(pán)長(zhǎng)度3.314m，寬度2.775m,高度0.742m. 圖3.1 移動(dòng)底盤(pán)二維圖 3.1 移動(dòng)底盤(pán)輸出軸設(shè)計(jì) 輸出軸，材料40Cr（調(diào)制） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表10-2-2，取 ， 由公式 （式3.1.1） 軸上有兩個(gè)鍵槽，軸徑增加10％-15％， （式3.1.2） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表11-2-2，取d=85mm。 求作用在齒輪上的力 經(jīng)過(guò)計(jì)算初選輸出軸圓柱直齒輪的分度圓直徑，而 （式3.1.3） （式3.1.4） （式3.1.5） 軸上零件的裝配方案 表3.1 軸的各個(gè)部分尺寸 d12=70mm d23=74mm d34=80mm d45=110mm d56=94mm d67=80mm L12=116mm L23=80mm L34=88mm L45=132mm L56=152mm L67=120mm 軸的載荷分布如下圖 圖3.2 軸的載荷分析圖 圖3.3 軸的結(jié)構(gòu) 載荷數(shù)值表如下 表3.2 載荷分布 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩T 3.2 根據(jù)彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中計(jì)算所得數(shù)據(jù)分析應(yīng)力、彎矩情況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表5-3-4 ，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 （式3.2.1） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-4-1，取，故安全。 3.3 校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面 截面6右側(cè)抗彎截面系數(shù) （式3.3.1） 抗扭截面系數(shù) （式3.3.2） 截面6右側(cè)彎矩,截面6上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 （式3.3.3） 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 （式3.3.4） 根據(jù)此軸的材料為45鋼，以及軸的各個(gè)部位使用環(huán)境特點(diǎn)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表14-2-2,。查取截面交匯處由于設(shè)置軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及。因 （式3.3.5） （式3.3.6） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表15-2-6,軸的材料敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 （式3.3.7） 故，，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-2-1,尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 根據(jù)軸按磨削加工,查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表7-2-4表面質(zhì)量系數(shù)為，取，則綜合系數(shù) （式3.3.8） （式3.3.9） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表12-3-2，取碳鋼的特性系數(shù),計(jì)算安全系數(shù)值 （式3.3.10） （式3.3.11） （式3.3.12） 故可知安全。 3.4 輸出軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 選標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30216，其尺寸為d×D×T=80mm×90mm×34mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=73.2 KN。 軸上載荷分布如下圖。 表3.3 軸承上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 由水平向左。則 （式3.4.1） （式3.4.2） 則 （式3.4.3） （式3.4.4） （式3.4.5） 因此軸承左端緊，右端松。故 （式3.4.6） （式3.4.7） 則X=0.4,Y=1.6, （式3.4.8） 則X=1，Y=0, 則 （式3.4.9） （式3.4.10） 則選小的，選P1?；绢~定動(dòng)載荷值C=580kN。 （式3.4.11） 軸承的預(yù)期使用壽命：10年，兩班制。L=300×10×8×2=48000h，故合格。 3.5 輸出軸鍵的計(jì)算 GB/T 1096-2003 d=70mm, b×h=10mm×16mm, l=82mm 校核輸出軸鍵1的強(qiáng)度： （式3.5.1） GB/T 1096-2003 d=94mm, b×h=14mm×16mm, l=104mm 校核輸出軸鍵2的強(qiáng)度： （式3.5.2） 鍵1、鍵2的齒輪的材料均為Q235，即使負(fù)載最大時(shí)載荷性質(zhì)也為輕微沖擊，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表13-2-2。因?yàn)?，所以所選鍵1、鍵2的強(qiáng)度滿足要求。 3.6 選擇軸承的潤(rùn)滑與密封方式 底盤(pán)軸承的潤(rùn)滑方式的選取在于大圓柱直齒輪的圓周速度和大圓錐直齒輪的圓周速度。 （式3.6.1） （式3.6.2） 所以選油潤(rùn)滑，并且在軸承前設(shè)有擋油環(huán)，為了防止漏油，但是也不能封死擋油口，以利于潤(rùn)滑油能進(jìn)入軸承。因?yàn)檩S的轉(zhuǎn)速不高，所以無(wú)需多加考慮，按以下公式計(jì)算，高速軸的圓周速度 （式3.6.3） 低速軸的圓周速度 （式3.6.4） 所以均選用接觸式氈圈密封。 電動(dòng)機(jī)的選擇：工作機(jī)所需要的有效功率為：，其中運(yùn)輸鏈的輸出功率： （式3.6.5） （式3.6.6） 計(jì)算結(jié)果： （式3.6.7） 運(yùn)輸鏈的分度圓直徑： （式3.6.8） 運(yùn)輸量的轉(zhuǎn)速： （式3.6.9） 直齒圓錐齒輪傳動(dòng)比為：2~3，圓柱齒輪傳動(dòng)比為：3~6，鏈傳動(dòng)比：2~5 可得電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍：，經(jīng)計(jì)算得：90×2×3×2 r/min ~90×3×6×5 r/min=1080r/min~8100r/min。因此由電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍1080r/min~8100r/min及電動(dòng)機(jī)的輸出功率4.7kW，本次選擇Y132S2-2三相交流異步電動(dòng)機(jī)，額定功率7.5kW,2900r/min。 4 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì) 4.1 根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 在不改變下車車身方向的基礎(chǔ)上，方便完成物體的搬運(yùn)。采用單行星系齒輪結(jié)構(gòu)，動(dòng)力從中心太陽(yáng)輪輸入，傳動(dòng)三個(gè)行星齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，從而帶動(dòng)外齒圈轉(zhuǎn)動(dòng)，行星架通過(guò)機(jī)構(gòu)鎖死。外齒圈與回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺(tái)下平面相連接，利用外齒圈的轉(zhuǎn)動(dòng)從而帶動(dòng)上車機(jī)構(gòu)的回轉(zhuǎn)。太陽(yáng)輪、行星輪、外齒圈選用8級(jí)精度(GB10095-88)，選擇太陽(yáng)輪、行星輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），外齒圈材料為45#鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度都為280HBS。太陽(yáng)輪=18,行星齒輪=18,外齒圈壓力角取。三維簡(jiǎn)圖如下。 圖4.1 行星齒輪系三維圖 計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 （式4.1.1） 確定相關(guān)參數(shù)，試選載荷系數(shù)，計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 （式4.1.2） 取齒寬系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表9-2-1本次齒輪彈性影響系數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表4-3-2，可知區(qū)域系數(shù)，計(jì)算重合度系數(shù) （式4.1.3） （式4.1.4） （式4.1.5） （式4.1.6） 按齒面硬度查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表10-3-3得，太陽(yáng)輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，行星輪 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （式4.1.7） （式4.1.8） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表9-3-1，取接觸疲勞壽命系數(shù)，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表11-3-2，齒輪使用時(shí)失效概率為0.9%，安全系數(shù)S=1，得 （式4.1.9） （式4.1.10） 取比較小的當(dāng)成齒輪副接觸疲勞許用應(yīng)力，試算太陽(yáng)輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得: （式4.1.11） 圓周速度v （式4.1.12） 齒寬b及模數(shù)m; （式4.1.13） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù),查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表10-3-4，選擇使用系數(shù) 根據(jù)v=2.26m/s，7級(jí)精度，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表10-3-6，選動(dòng)載系數(shù)=1.02。 計(jì)算齒輪的圓周力 （式4.1.14） （式4.1.15） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2-3-4得，齒間載荷分配系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2-3-4得，齒向載荷分配系數(shù)。 接觸強(qiáng)度實(shí)際載荷系數(shù) 1×1.02×1.2×1.42=1.73 （式4.1.16） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑是否符合要求，得 （式4.1.17） 因此，模數(shù)：m=d1/z1=31.68/18=1.76mm。 4.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算是否符合要求 計(jì)算齒輪模數(shù)： （式4.2.1） 確定公式內(nèi)相關(guān)參數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-4-2，試選。計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)： （式4.2.2） 計(jì)算 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-4-2，應(yīng)力修正系數(shù)，齒形系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-4-3得，太陽(yáng)輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，行星輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-4-2，取彎曲疲勞壽命系 ，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表6-4-2彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 （式4.2.3） （式4.2.4） （式4.2.5） （式4.2.6） 故 試算齒輪模數(shù) （式4.2.7） 調(diào)整齒輪模數(shù)，計(jì)算圓周速度v （式4.2.8） （式4.2.9） 齒寬： （式4.2.10） 齒高h(yuǎn)及齒高比b/h： （式4.2.11） （式4.2.12） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)，根據(jù)v=2.1m/s,查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表8-3-4，得動(dòng)載系數(shù)得，由插值法得，結(jié)合b/h=9.334查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表8-3-5可得則載荷系數(shù)為 （式4.2.13） （式4.2.14） 需要就近圓整m=2mm。下面在次進(jìn)行驗(yàn)算校核。 （式4.2.15） 取。 4.3 幾何尺寸計(jì)算 分度圓直徑： （式4.3.1） （式4.3.2） 中心距 （式4.3.3） 齒寬 ： （式4.3.4） 在此將太陽(yáng)輪齒輪的齒寬加寬5-10,以防止行星齒輪因使用年限、裝配、工作平面的傾斜產(chǎn)生誤差，使配合錯(cuò)位，減小了實(shí)際受力面積，不能實(shí)現(xiàn)最好的傳動(dòng)效果，最后取b1=77mm b2=70mm。 5 變幅機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì) 變幅機(jī)構(gòu)：最大變幅高度1.77m，距離上車底板上平面，變幅角度范圍0~35°。 采用前臂、立柱、液壓缸、起重機(jī)上車平臺(tái)構(gòu)成四桿機(jī)構(gòu)。液壓缸通過(guò)變化提供動(dòng)力推動(dòng)推桿，推桿推動(dòng)前臂完成起重機(jī)的變幅。變幅機(jī)構(gòu)裝配簡(jiǎn)圖如下。 圖5.1 變幅機(jī)構(gòu)裝配圖 5.1 前臂 前臂具體參數(shù)：長(zhǎng)度：2378mm ，寬度：140mm， 高度392mm，質(zhì)量150kg。前臂是起重機(jī)的重要組成部分，本次采用彎曲臂，有效避免鋼絲繩起升重物的干涉現(xiàn)象發(fā)生，采用矩形臂，臂采用鏤空設(shè)計(jì)減少起重機(jī)上車重量，使材料利用率高，更合理。前臂三維和二維簡(jiǎn)圖如下。 圖5.2 前臂零件圖 圖5.3 前臂三維圖 5.2 立柱 立柱具體參數(shù)長(zhǎng)度：200mm，寬度：150mm，高度998.54mm，質(zhì)量150kg。立柱三維和二維簡(jiǎn)圖如下。 圖5.4 立柱零件圖 圖5.5 立柱三維圖 5.2.1立柱配合部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）法蘭盤(pán)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 法蘭盤(pán)通過(guò)螺栓將立柱上車底盤(pán)固定，保證立柱的垂直度以及穩(wěn)定性，從而使起重機(jī)工作性能更加穩(wěn)定。厚度35mm，均勻分布10個(gè)孔，孔的直徑30mm，選用的固定螺栓為M30,在加工過(guò)程中要注意保證10個(gè)孔的均分。法蘭盤(pán)的材料選用Q235就可以滿足其強(qiáng)度和剛度的要求。 其三維圖如下圖所示： 圖5.6 法蘭盤(pán)的三維結(jié)構(gòu)圖 （2）筋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由于要考慮到節(jié)省材料，因此不能采用那么多的實(shí)心臂、柱，因此出現(xiàn)了許多為了使機(jī)構(gòu)承受更大載荷而存在的加強(qiáng)筋。加強(qiáng)筋的產(chǎn)生有的時(shí)候不僅僅可以增大機(jī)構(gòu)承受載荷的能力，也從整體減輕了整機(jī)的重量，更小巧，美觀。根據(jù)加強(qiáng)筋的設(shè)計(jì)要求，選用梯形的加強(qiáng)筋，厚度為60mm。 5.3 液壓缸 本次設(shè)計(jì)液壓缸是將液壓能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械能的，使推桿推動(dòng)前臂使其變幅的液壓執(zhí)行元件。它的結(jié)構(gòu)十分簡(jiǎn)單、而且工作可靠。用它來(lái)實(shí)現(xiàn)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)時(shí)，可以不使用緩沖裝置，并且不會(huì)出現(xiàn)壓力突然消失的情況，安全性更好；相比于電動(dòng)推桿，液壓缸產(chǎn)生的動(dòng)力也更大，是機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的也更快。 5.3.1液壓缸的軸向尺寸 設(shè)計(jì)液壓缸，其軸向長(zhǎng)度是由起重機(jī)起升高度決定?；钊麑挾?。變幅機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)所需的最大高度可以決定活塞的有效行程，=290mm(GB/T 2349-1980)。 導(dǎo)向長(zhǎng)度 （式5.3.1） 缸筒長(zhǎng)度=l+B+A+M+C。 l是本次設(shè)計(jì)液壓缸活塞最大行程，b是活塞寬度一般?。?.6-1.0）D本次取0.6D, A是活塞桿的導(dǎo)向長(zhǎng)度，C是其他長(zhǎng)度，M是活塞桿的密封長(zhǎng)度=初始位置（本次擬定35mm）+行程（290mm）+行程余量（本次擬定20mm）+導(dǎo)向長(zhǎng)度（49.5mm）+法蘭長(zhǎng)度（35mm）。 （式5.3.2） （式5.3.3） 最終缸體高度取。液壓缸缸體裝配圖如下。 圖5.7 液壓缸三維圖 缸體二維零件圖如下： 圖5.8 缸體零件圖 缸體外圓半徑R105mm,內(nèi)圓半徑R90mm,高度600mm。推桿三維零件圖如下。 圖5.9 推桿零件圖 推桿半徑R40mm,高度767mm其他細(xì)節(jié)尺寸見(jiàn)零件圖。 圖5.10 底蓋零件圖 液壓缸底蓋半徑R105mm,底蓋高度212mm,其他細(xì)節(jié)尺寸見(jiàn)零件圖。 5.3.2變幅油路系統(tǒng) 變量油路系統(tǒng)由M型三位四通換向閥、平衡閥和一個(gè)變幅缸組成。起重機(jī)的俯仰過(guò)程分為三種情況：起重臂、下降臂和止動(dòng)臂。油系統(tǒng)的使命是確保這三種類型的變幅行為安全可靠地進(jìn)行。當(dāng)換向閥1處于所示位置（中心位置）時(shí)，來(lái)自油泵的壓力油進(jìn)P口由P2’-O2’流回油箱O，缸體Ⅲ的上室和下室的通道A、B關(guān)閉（即液壓制動(dòng)），起重臂停在某一位置不動(dòng)。當(dāng)抬起臂時(shí)，閥桿移動(dòng)到左側(cè)位置（后部位置），并且從從P2腔到A腔的壓力油將止回閥2打開(kāi)到變幅缸Ⅲ的大腔，缸內(nèi)活塞被向上推動(dòng)，由活塞桿推起動(dòng)臂，小腔的回油則由B-O2-O流回油箱。待起重臂升到所需位置停止時(shí)，將閥桿推回中位，啟動(dòng)臂將停止不動(dòng)。當(dāng)臂在下降時(shí)，控制閥桿向右（前位置）壓力油由P自P2-B進(jìn)入油缸腔，同時(shí)控制機(jī)油打開(kāi)平衡閥，油缸大腔的油通過(guò)平衡閥Ⅱ到A-O2-O流回油箱。變幅油路系統(tǒng)如下圖。 圖5.11 變幅油路圖 Ⅰ：換向閥；Ⅱ：平衡閥；Ⅲ：變幅油缸 1：換向閥桿；2：?jiǎn)蜗蜷y；3：控制活塞；4：平衡閥桿；5：變幅油缸活塞 5.4 前一臂的結(jié)構(gòu)分析 前一臂是矩形梁，其作用是帶動(dòng)吊鉤完成起重機(jī)的起升、降落。 前臂受力如下圖所示。圖中符號(hào)含義:Q為起重機(jī)最大起重量；W為橫梁腹板總質(zhì)量；H為立柱中心距離上車底平面高度;q為橫梁自重載荷集度; 為最小幅度; 為最大幅度;L為橫梁總長(zhǎng); 為橫梁懸臂長(zhǎng)度; 為支架重心至橫梁懸臂根部距離 ;為支架最遠(yuǎn)邊緣至立柱中心距離; 為A點(diǎn)水平反力; 為D點(diǎn)水平反力;R為A點(diǎn)垂直反力;g為重力加速度。 圖5.12 前臂整體數(shù)學(xué)模型 本次設(shè)計(jì)，Q=350kg G=150kg H=903mm q=52.72kg/m =2078mm =2078mm L=2378mm =1878mm =100mm =100mm =150mm W=40kg。 5.4.1前臂結(jié)構(gòu)內(nèi)力分析 由于受力平衡，故∑=0，得 （式5.4.1） 故， （式5.4.2） 由∑X=0，得=1617873.32， 由∑Y=0，得 （式5.4.3） 由結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)B彎矩平衡∑=0，得 （式5.4.4） （式5.4.5） 式中: : A點(diǎn)所受彎矩， : B點(diǎn)所受彎矩，: C點(diǎn)所受彎矩。 圖5.13 立柱與前臂交點(diǎn)B的彎矩 5.4.2前臂強(qiáng)度校核 σ:前臂在B 點(diǎn)受的正應(yīng)力,[σ] :本次前臂的許用應(yīng)力，取255MPa。比較橫梁B點(diǎn)最大彎矩:取,:前臂的截面抗彎模量，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表8-4-1，取= 則 σ=== （式5.4.6） 所用鋼材滿足強(qiáng)度滿足。 5.4.3前臂的撓度計(jì)算 由于本次設(shè)計(jì)由前臂和立柱還有液壓缸組成變幅機(jī)構(gòu)，前臂端的撓度應(yīng)計(jì)及前臂重力和立柱支承的組合影響。 圖5.14 懸臂梁產(chǎn)生的撓度 前臂的撓度： 給定參數(shù)：E=210GPa，I=11100，L=2378mm，Q=350kg，H=903mm。 （式5.4.7） （式5.4.8） 懸臂總撓度： （式5.4.9） 立柱撓度由頂端彎矩產(chǎn)生： 圖5.15 總體產(chǎn)生的撓度 （式5.4.10） 加和上述兩部分撓度計(jì)算結(jié)果，前臂前端總的撓度 （式5.4.11） 前臂的許用撓度 （式5.4.12） ， 撓度滿足要求。 5.5 下車與上車連接處支承立柱強(qiáng)度校核 立柱的作用是為了支承起重機(jī)上車旋轉(zhuǎn)部分而存在的。初選立柱壁厚為20mm的Q235材料的鋼管外徑D=500mm，d=460mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表8-3-4，[σ]=235MPa， ALZ=0.024m2 = （式5.5.1） 其中RA=34064N MD=146629N.M 圖5.16 立柱內(nèi)力圖 壓應(yīng)力 （式5.5.2） 式中:RA :立柱頂部所受軸向力， : 立柱面積， D :立柱外徑，:立柱慣性矩， （式5.5.3） ≤[σ]，經(jīng)過(guò)計(jì)算強(qiáng)度要求滿足。 5.6 液壓穩(wěn)定性強(qiáng)度校核 設(shè)計(jì)的缸筒壁厚δ=15mm，因本次設(shè)計(jì)方案是低壓油路液壓系統(tǒng)，校核公式采用 （式5.6.1） -實(shí)驗(yàn)壓力， ,為液壓缸額定工作壓力，缸筒內(nèi)徑 D=90mm， 缸筒材料的許用應(yīng)力。，為材料抗拉強(qiáng)度單位,n為安全系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表10-3-4，取n=6。對(duì)于P1<17MPa.選擇45號(hào)鋼，低壓時(shí) （式5.6.2） 故，此次設(shè)計(jì)的缸筒厚度、缸筒內(nèi)經(jīng)滿足安全要求。 缸底厚度δ1=20mm，在缸底有孔時(shí)： （式5.6.3） 其中 （式5.6.4） 在液壓缸組合底部無(wú)孔時(shí)，用來(lái)作為液壓缸的快進(jìn)和快退的使用 （式5.6.5） 其中。 5.6.1液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 負(fù)載F為液壓缸起升重物時(shí)所受的力，一旦力F大于臨界值，液壓缸會(huì)失去穩(wěn)定性，達(dá)不到實(shí)際工作要求、嚴(yán)重時(shí)可能引起漏油、燒壞電機(jī)等后果。此時(shí)穩(wěn)定性可用下式校核： （式5.6.6） 式 穩(wěn)定性安全系數(shù)，，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表13-4-2，取=5，因此 （式5.6.7） （式5.6.8） （式5.6.9） 因此滿足穩(wěn)定性要求。 5.7 起重機(jī)穩(wěn)定性計(jì)算 表5.1 穩(wěn)定性計(jì)算參數(shù)表 單位/ =8 =15 =5 =1 =0.1 =0.05 單位/ =1.5 =1.5 =1.4 =1.6 =2.2 =1.6 =0.73 =0.4 =2.4 =1.1 起重機(jī)機(jī)身可轉(zhuǎn)動(dòng)部分的重力； 起重機(jī)機(jī)身不轉(zhuǎn)動(dòng)部分的重力； 平衡重的重力； 起重臂的重力； 提升載荷(包括構(gòu)件重力和索具重力）； 起重滑車組的重力； 從重心到軌道帶中點(diǎn)的距離（忽略地面傾斜影響，下同）； 重心至履帶中點(diǎn)的距離； 重心至履帶中點(diǎn)的距離； 重心至履帶中點(diǎn)的距離； 重心至地面的距離； 重心至地面的距離； 重心至地面的距離； 重心至地面的距離； 地面傾斜角度，應(yīng)限制在3°以內(nèi)； 起重半徑（即工作幅度） 當(dāng)臂長(zhǎng)度小于25m時(shí)，可以忽略風(fēng)載引起的傾覆力矩； 重物在下降時(shí)突然剎車的慣性力矩所引起的整車的傾覆力矩； 慣性力； 吊鉤下降速度，是吊鉤上升速度的1.5倍； 重力加速度； 吊鉤下降速度從v變到0的時(shí)間這里取1s； 起重機(jī)旋轉(zhuǎn)時(shí)離心力引起的傾覆力矩； 離心力； 起重機(jī)的回轉(zhuǎn)速度； 所吊物體在最低位置時(shí)，其重心至起重機(jī)桿頂部之間的距離； 起重機(jī)頂端至地面的距離； 起重機(jī)臂桿穩(wěn)定性驗(yàn)算（無(wú)伸縮臂）： 計(jì)算重物突然下降時(shí)起重機(jī)剎車的慣性力矩所引起的傾覆力矩大小 （式5.7.1） 計(jì)算起重機(jī)回轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的離心力所引起的傾覆力矩 （式5.7.2） 在履帶式起重機(jī)在采用原起重臂桿穩(wěn)定性最不利的位置，為保證機(jī)身穩(wěn)定應(yīng)使履帶中點(diǎn)的穩(wěn)定力矩大于傾覆力矩： 當(dāng)考慮提升荷載以及所有負(fù)載荷載時(shí)，穩(wěn)定性安全系數(shù) （式5.7.3） 因此，小型農(nóng)田起重機(jī)不加載荷穩(wěn)定性符合要求。 只考慮提升荷載，忽略附加荷載時(shí)的穩(wěn)定性安全系數(shù) （式5.7.4） 因此，加載荷穩(wěn)定性符合要求。 起重機(jī)最大安全起重量及性能參數(shù)計(jì)算：起重機(jī)最大安全起重量計(jì)算：履帶式起重機(jī)起重量Q隨起重半R的改變而變化，當(dāng)起重機(jī)臂桿長(zhǎng)度一定時(shí)，不同起重半徑下最大安全起重量不同，需要按照公式分別計(jì)算（由于此次設(shè)計(jì)履帶起重機(jī)不涉及臂桿長(zhǎng)度變化在此不做介紹）。 6 移動(dòng)底盤(pán)的參數(shù)設(shè)計(jì) 起升機(jī)構(gòu)采用卷?yè)P(yáng)機(jī)收縮鋼絲繩，鋼絲繩與吊鉤組合相連接，帶動(dòng)吊鉤的起落，使重物起升一定高度，利于回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)完成后續(xù)工作。鋼絲繩長(zhǎng)度12m。起升的最大高度2.5m(取決于變幅機(jī)構(gòu)前臂前定滑輪距離地面的高度)。起升機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下。 圖6.1 起升機(jī)構(gòu)裝配圖 6.1 吊鉤機(jī)構(gòu)的參數(shù) 長(zhǎng)度200mm,寬度107.5mm，高度363.63mm其他尺寸見(jiàn)下零件圖。 圖6.2 吊鉤組合圖 6.2 其他重要參數(shù) 后端配重箱尺寸：1300mm×500mm×500mm，為了防止傾覆。駕駛室尺寸：750mm×500mm×750mm，作用操作起重機(jī)。電機(jī)尺寸;630mm×280mm×280mm，作用為起重機(jī)提供動(dòng)力源，其他細(xì)節(jié)尺寸在此不做介紹。其他重要機(jī)構(gòu)三維裝配圖如下。 圖6.3 其他重要細(xì)節(jié)裝配 7 結(jié)論 起重機(jī)械的基本參數(shù)：額定起重量（Q）：0.35t，最大起升高度（H）：2.5m，幅度(R)：設(shè)計(jì)值為2.10米，為1.72米，回轉(zhuǎn)角度：360°，起升機(jī)構(gòu)速度：0~30米/分，變幅機(jī)構(gòu)速度：0~30米/分，回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速度：0.6轉(zhuǎn)/分，行走機(jī)構(gòu)速度：0~5公里/小時(shí)，爬坡能力：30%，外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高）3.31m×2.78m×3.1m，自重3t。 圖7.1 小型農(nóng)田起重三維圖 圖7.2 小型農(nóng)田起重機(jī)主視圖  參 考 文 獻(xiàn) [1] 李國(guó)忠,閆松林,高偉哲編. 移動(dòng)式工程起重機(jī)操作與維修[M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社, 2008. [2] 張青,張瑞軍編. 工程起重機(jī)結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì)[M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社, 2008. [3]崔碧海主編. 起重技術(shù)[M]. 重慶:重慶大學(xué)出版社, 2006. [4]張應(yīng)立主編. 臂架式起重機(jī)安全技術(shù)[M]. 北京:中國(guó)石化出版社, 2008. [5]卜一德主編. 起重吊裝計(jì)算及安全技術(shù)[M]. 北京:中國(guó)建筑工業(yè)出版社, 2008. [6]成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二卷[M]. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2004. [7] 黃大巍,李風(fēng),毛文杰. 現(xiàn)代起重運(yùn)輸機(jī)械[M]. 北京:化學(xué)工業(yè)出版社, 2006. [8]張質(zhì)文,虞和謙,王金諾等. 起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]. 北京:中國(guó)鐵道出版社, 1997. [9]吳宗澤主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)師[上][M]. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2002. [10]《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》編寫(xiě)組編. 起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2013. [11]陳道南主編. 起重運(yùn)輸機(jī)械[M]. 北京:冶金工業(yè)出版社, 2005. [12]史全富主編. 畫(huà)法幾何及工程制圖[M]. 上海:上海科學(xué)技術(shù)出版社, 2003. [13]Jie Lian; Jia Li; Crane Basic Boom Static Analysis Based on ANSYS[J]. Advanced Materials Research, 2014.(07):64-68. [14]An Liu; Wei He; Zhe Kun Li; Li Cheng; Study on Dynamic Characteristics of the Bridge Crane Hoisting Mechanism Based on State-Space Method[J]. Advanced Materials Research, 2015.(15):739-742. [15]Rui Xue Zhao，etc. Reliability Analysis on Anti-Overturning Stability for Truck Crane[J]. Applied Mechanics and Materials, 2014.(18):367-370. - 43 - 附錄1：外文翻譯 為了更準(zhǔn)確地了解汽車起重機(jī)抗傾覆穩(wěn)定性的可靠性，在以總體關(guān)鍵參數(shù)為設(shè)計(jì)變量的動(dòng)態(tài)軟件環(huán)境中建立了參數(shù)化多體動(dòng)力學(xué)模型。在此基礎(chǔ)上，根據(jù)工作條件和起重機(jī)動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果，建立了該車起重機(jī)的穩(wěn)定性判據(jù)。對(duì)影響汽車起重機(jī)穩(wěn)定性的設(shè)計(jì)變量，采用截?cái)嗾龖B(tài)分布抽樣法，采用蒙特卡羅方法對(duì)其可靠性進(jìn)行了分析。結(jié)果表明，在最危險(xiǎn)工況下，汽車起重機(jī)的穩(wěn)定性可靠度為0.9998。分析表明，采用現(xiàn)代多體動(dòng)力學(xué)和蒙特卡羅方法對(duì)汽車起重機(jī)抗傾覆穩(wěn)定性進(jìn)行可靠度計(jì)算是可行的，其計(jì)算結(jié)果比傳統(tǒng)安全系數(shù)法更準(zhǔn)確。 大型數(shù)控機(jī)床恒流量閉式靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的變形，由于其直徑大、承載能力強(qiáng)，對(duì)膜厚有很大的影響。根據(jù)彈性圓板變形理論，推導(dǎo)了在不同位置承受均布力的簡(jiǎn)支條件下工作臺(tái)變形的微分方程。給出了工作臺(tái)的位移曲線。發(fā)現(xiàn)了靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的受力和變形缺陷，為支持重型工件加工的定位和油膜是否失效提供了理論依據(jù)。 計(jì)算了汽車制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，并根據(jù)已知的汽車相關(guān)參數(shù)進(jìn)行了主要參數(shù)的計(jì)算。研究了制動(dòng)制動(dòng)力矩、制動(dòng)力矩和制動(dòng)力分配系數(shù)以及液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的相關(guān)參數(shù)。最后對(duì)制動(dòng)性能進(jìn)行了詳細(xì)的分析。 研制了一套渦流檢測(cè)與自動(dòng)分離系統(tǒng)，對(duì)HFW管道中的焊縫缺陷進(jìn)行檢測(cè)，并對(duì)缺陷管進(jìn)行分離。應(yīng)用相敏檢測(cè)器，通過(guò)低通濾波器獲得焊縫缺陷的純信號(hào)。將焊縫缺陷信號(hào)信息、飛鋸位移信息和焊管焊接速度信息融合在一起。建立了缺陷焊管非定長(zhǎng)截?cái)嗟臄?shù)學(xué)模型。設(shè)計(jì)了一種自動(dòng)分離系統(tǒng)，用于切割和分離生產(chǎn)線中有缺陷的焊管。 對(duì)空氣流動(dòng)及其模型的研究主要集中在設(shè)計(jì)雙層蓋屋頂，建議在潮濕的建筑物中使用。軟件ansys采用CFD方法進(jìn)行建模。通風(fēng)雙層屋頂設(shè)計(jì)的首要問(wèn)題是選擇最佳的空氣腔厚度。 根據(jù)選定的模型，在閣樓外緣的1.76米和4.23米之間有一個(gè)盲點(diǎn)，空氣倒流發(fā)生在上屋頂甲板的底面上，導(dǎo)致通風(fēng)腔通風(fēng)不良。曲軸的動(dòng)強(qiáng)度分析是結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。本文討論了用亞當(dāng)斯軟件進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真的方法，同時(shí)對(duì)簡(jiǎn)支梁、連續(xù)梁模型、單拐模型和整體接觸模型三種傳統(tǒng)的應(yīng)力分析方法進(jìn)行了比較。提出了一種新的計(jì)算方法：首先用雷諾茲方程建立油膜模型，得到油膜剛度，然后將其等效為彈簧沖擊軸頸的等效剛度，最后建立整個(gè)曲軸的有限元模型。該模型能更準(zhǔn)確地反映曲軸的實(shí)際情況，可用于曲軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)。雙交叉步降應(yīng)力加速壽命試驗(yàn)（dcsds-alt）本文采用開(kāi)關(guān)下雙應(yīng)力交替。與恒應(yīng)力試驗(yàn)相比，階梯應(yīng)力試驗(yàn)減少了試件數(shù)量、時(shí)間和成本，最終提高了加速試驗(yàn)的效率。對(duì)于氣動(dòng)缸，應(yīng)力測(cè)試失效物理可以描述為累積退化模型。利用累積損傷一般對(duì)數(shù)線性關(guān)系和威布爾