《畢業(yè)設計計算說明書(蛙式支腿)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計計算說明書(蛙式支腿)（16頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 底盤課程設計計算說明書 設計題目　YQ8汽車式起重機蛙式支腿的設計 中南林業(yè)科技大學 2011森林工程 設計者 ： 徐盛浙（20110920） 李世青（20110900） 陳鵬程（20110930） 徐冰聰（20110919） 指導教師：　王坤明　 請預覽后下載！ 1 設計題目：YQ8汽車式起重機蛙式支腿的設計 2 目錄 2．1 2．2 2．3 3 設計任務書 3．1 工程機械課程設計的時間、學分： 課程設計的時間： 共兩周； 3．

2、2 課程設計的任務、性質(zhì) 課程設計是學生從理論到實踐、再提升到理論的過程，是綜合檢查學生專業(yè)課、專業(yè)基礎課教學效果的重要方法，是鍛煉學生綜合思維能力和創(chuàng)新意識的重要手段，是學生從求學階段過渡到創(chuàng)業(yè)階段的重要環(huán)節(jié)，培養(yǎng)學生尊重科學、尊重實際的良好習慣，使學生充分認識到自己每一筆、每一個數(shù)據(jù)都與員工的心血、企業(yè)的興衰息息相關，從而養(yǎng)成認真仔細、一絲不茍的作風。 學生根據(jù)現(xiàn)場參觀，了解設計對象的使用情況、運動、受力、磨損、連接及外觀構(gòu)造；然后參閱有關資料，明確設計的方法、步驟及重點，幷擬定出設計計劃。 具體設計課題為：根據(jù)現(xiàn)場參觀及所提供的原始數(shù)據(jù)，設計YQ8汽車式起重機蛙式支腿。 基本要

3、求為： 1. 滑槽式蛙式支腿各鉸點位置確定、連桿機構(gòu)及滑槽結(jié)構(gòu)的設計； 2. 支腿支起后，輪胎離地100mm，支腿壓力，整機穩(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 2～3張，全部圖紙用AutCAD2000繪制； 3. 3 應搜集的資料及參考文獻： ① 到現(xiàn)場測繪YQ8汽車起重機有關尺寸，參觀蛙式支腿的結(jié)構(gòu)； ② 張質(zhì)文，劉全德.起重運輸機械[M].北京：中國鐵道出版社，1983，331-349 ③ 王玉卿.工程機械實用液體傳動[M]北京：機械工業(yè)出版社，1991，106-108，212-214 ④ 顧迪民.等工程起重機[

4、M]北京：中國建筑工業(yè)出版社，1981，191-213 3.4 原始數(shù)據(jù)及主要技術指標： 1. 最大吊重：7.84104N，變幅范圍：3.2～5.5m，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：7.4～14m，第二節(jié)伸出時最大吊高19m； 2． 發(fā)動機：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/

5、h，最大爬坡度：27%。 請預覽后下載！ 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 課程設計應提交的文件 ①課程設計說明書； ②至少二號總裝圖一張，零件圖4~5張； 3.6 進度計劃安排 4 蛙式支腿跨距的確定 設計內(nèi)容 計 算 與 說 明 結(jié) 果 請預覽后下載！ 2.1 支腿跨距的確定 支腿支承點位置的確定的原則是： ①在各種工況下，臂架在任意幅度和任意位置時，起重機總垂直力的作用線，應在支腿支承點所包圍

6、的水平面積之內(nèi)通過，這樣就保證起重機安全工作，不會傾覆。 ②在保證抗傾覆穩(wěn)定性的條件下，支腿的支承基底應該最小，這樣能使起重機的支腿重量輕，有效作業(yè)面積大。 2.1.1 橫向支腿跨距的確定 輪式起重機支腿是前后設置的，并向兩側(cè)方向伸出，形成矩形。由于輪胎式起重機主要在側(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；因為當超載時，過大的穩(wěn)定使起重機司機不感到超載的危險，當無自動報警裝置時，而有使吊臂損壞的可能。支腿全部外伸時可將起重機作業(yè)區(qū)

7、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。 =2

8、0 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，當起重機工況改變，如臨界總起重量（）和相應幅度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 請預覽后下載！ (1)中。 則： 起重機工作時，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

9、工作幅度（），則輪胎式起重機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，應大于或等于公式（1）求得的值的兩倍，但應小于公式（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）內(nèi)、外

10、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

11、度吊重時，起重機前輪在傾翻時著地支承，增加了起重機的穩(wěn)定性，故減少是無妨于汽車起重機的起重性能。在輪胎起重機中，由于總體布置的要求常將支腿設在外側(cè)，故支腿縱向跨距（ 請預覽后下載！ ）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 輪胎式起重機支腿壓力是指支腿在起重機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計支腿結(jié)構(gòu)。因此，在設計支腿部件前，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

12、機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）距支腿的遠近反比分配。支腿上始終受有壓力。此兩種情況都為四點支承。 當車架——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，起重機吊重正常工作，四個支腿中常有一個支腿離地，形成三點支承。起重機四點支承或三點支承，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。起重機在正常吊重工作時，呈三點支承是經(jīng)常出現(xiàn)的情況，故按彈性支承的假定來計算支腿壓力

13、是較接近實測數(shù)據(jù)的，因此，設計時應按三點支承來計算支腿壓力。 設吊臂位在工況Ⅰ位置，見圖2，支腿A抬起，支腿B、C、D受力： 圖 2 三點支撐受力圖 請預覽后下載！ 則： 此時支腿C 受力最大；若吊臂轉(zhuǎn)到工況Ⅱ 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Ⅰ，支腿C受力最大。 (4) 其中 正對起重

14、機回轉(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)輪胎式起重機系列產(chǎn)品技術性能表查得： 對動臂起重機， 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： 請預覽后下載！ 作用在吊臂平面的力矩為： 所以 即支腿承受的

15、最大壓力為136.748kN。 請預覽后下載！ 5 整機穩(wěn)定性驗算 設計內(nèi)容 計 算 與 說 明 結(jié) 果 2.3 整機穩(wěn)定性的校核 起重機的抗傾覆穩(wěn)定性（通常簡稱為穩(wěn)定性）表示起重機在各種情況下抵抗傾翻保持穩(wěn)定的能力。當起重機承受的外力（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，起重機就繞傾覆軸線傾翻。在設計起重機時，必須保證起重機有足夠的抗傾覆穩(wěn)定性。目前國內(nèi)外對起重機抗傾覆穩(wěn)定性的驗算采用三種方法：一、穩(wěn)定系數(shù)法； 二、按臨界傾覆載荷標定額定起重量； 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行校核。

16、起重機在起吊臨界起重量時，起重機處于穩(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在運動時引起的慣性力以及風力和傾翻的影響，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。在實際計算中，中、小型輪胎式起重機可以只計算靜穩(wěn)定系數(shù)。因此，不必進行動穩(wěn)定系數(shù)的計算了。 按臨界傾覆載荷標定額定起重量或按力矩不等式驗算抗傾覆穩(wěn)定性來校核，也可以得到同樣的結(jié)果。所以，按以上選取整機是穩(wěn)定的。 請預覽后下載！ 6 蛙式支腿的結(jié)構(gòu)設

17、計 設計內(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工作吊重時使用，故其要求有一定的強度和韌性，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、應用廣泛的普通低碳合金鋼，其綜合機械性能良好，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)。

18、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行焊接。因此采用CO2氣體保護焊就可以滿足要求了。CO2氣體保護焊成本低，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，則需要有更好的機械性能，耐沖擊、耐磨，并有一定的強度，一定的韌性等。因此滾輪、滾輪軸

19、及其隔套都選用了45號鋼，并且進行了調(diào)質(zhì)處理，以使其表面硬度達到HRC45~50，增加心部韌性。 請預覽后下載！ 7 液壓系統(tǒng)的設計及零件選配 設計內(nèi)容 計 算 與 說 明 結(jié) 果 2.6 支腿部分及整機的液壓系統(tǒng)的設計 起重機的起重部分由起升機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、變幅機構(gòu)、吊臂伸縮機構(gòu)、支腿機構(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構(gòu)，改變發(fā)動機轉(zhuǎn)速來控制定量泵的流量，從而調(diào)整作業(yè)機構(gòu)的運動速度。 整機的液壓系統(tǒng)見圖4。 本機油箱上置，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

20、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，當起重機放下支腿進行工作時，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，可以使液壓油一點都不會漏回油箱，從而避免了液

21、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15，第四聯(lián)控制起重馬達21，兩馬達與油泵結(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。缸與馬達上的平衡閥控制油路的開啟壓力為1.96~2.94MPa，伸縮臂液壓缸上的平衡閥控制油路的開啟壓力為2.94~3.92 MPa。 制動液壓缸16（包括制動器）增加回轉(zhuǎn)機構(gòu)的工作可靠

22、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。當回轉(zhuǎn)馬達啟動時，壓力油經(jīng)單向閥進入制動液壓缸，可迅速打開制動器；當轉(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。 請預覽后下載！ 為了防止回轉(zhuǎn)機構(gòu)在驟然制動或換向時產(chǎn)生壓力沖擊，在回轉(zhuǎn)油路中還設有雙向緩沖閥18。當一邊油路過載而另一邊產(chǎn)生負壓時，相應的過載閥立即打開，形成短路，使液壓馬達的進油和回油自行循環(huán)，使過載油路獲得緩沖，而負壓油路又得到補油。此雙向緩沖閥的調(diào)定壓力為6.3

23、7 MPa。 精濾油器22（ZU1~H16020S）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，當進、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，支腿上加強座孔徑的大小來選取。 ①支座上的孔徑：d=50mm 按[10]可查得 此銷軸可選用 GB882-86-50х270的銷軸。 ②支腳上的孔徑：d=45mm

24、 按[10]可查得，此銷軸可選用 GB882-86-45х270的銷軸。 銷軸的強度驗算：銷的剪切力： 式中 F——為橫向力，N； Z——銷數(shù)； d——銷的直徑，mm； []——銷的許用剪應力，對于銷的常用材料，取80MPa。 驗算得： 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 894.1—86 50卡緊。滾輪軸兩端用軸用彈簧擋圈GB 894.1—86 50卡緊。 請預覽后下載！ 參考資料頁次： 工程機械修理手冊(下)

25、 P269~270 P320 P425 工程機械施工手冊（五） P220 工程機械（下） P149~150 底盤下冊 P171~172 P179表12－3 支重輪輪體材料：中碳錳鋼50Mn或45Cr， 手冊P422（圖6－1－58），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0.27~0,394mm，軸的側(cè)向間隙0.4~0.85mm，輪與襯套的間隙

26、0.017~0.15mm，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6－1－79） P330表6－1－46（征山－180有區(qū)別） P320表6－1－45 P270婊－1－28 表－1－29 工程機械下冊P141 圖8－3 P150 圖8－15 底盤設計P183 表12－4 機械零件P222 表16－1 P228 P237 表16－5 （注：可編輯下載，若有不當之處，請指正，謝謝!） 請預覽后下載！