小型農(nóng)田起重機設計【三維SW參考用】

喜歡這套資料就充值下載吧。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。下載后都有，請放心下載，文件全都包含在內，有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763 附錄1：外文翻譯 為了更準確地了解汽車起重機抗傾覆穩(wěn)定性的可靠性，在以總體關鍵參數(shù)為設計變量的動態(tài)軟件環(huán)境中建立了參數(shù)化多體動力學模型。在此基礎上，根據(jù)工作條件和起重機動力學仿真結果，建立了該車起重機的穩(wěn)定性判據(jù)。對影響汽車起重機穩(wěn)定性的設計變量，采用截斷正態(tài)分布抽樣法，采用蒙特卡羅方法對其可靠性進行了分析。結果表明，在最危險工況下，汽車起重機的穩(wěn)定性可靠度為0.9998。分析表明，采用現(xiàn)代多體動力學和蒙特卡羅方法對汽車起重機抗傾覆穩(wěn)定性進行可靠度計算是可行的，其計算結果比傳統(tǒng)安全系數(shù)法更準確。 大型數(shù)控機床恒流量閉式靜壓轉臺的變形，由于其直徑大、承載能力強，對膜厚有很大的影響。根據(jù)彈性圓板變形理論，推導了在不同位置承受均布力的簡支條件下工作臺變形的微分方程。給出了工作臺的位移曲線。發(fā)現(xiàn)了靜壓轉臺的受力和變形缺陷，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)。 計算了汽車制動系統(tǒng)的設計，并根據(jù)已知的汽車相關參數(shù)進行了主要參數(shù)的計算。研究了制動制動力矩、制動力矩和制動力分配系數(shù)以及液壓制動驅動機構的相關參數(shù)。最后對制動性能進行了詳細的分析。 研制了一套渦流檢測與自動分離系統(tǒng)，對HFW管道中的焊縫缺陷進行檢測，并對缺陷管進行分離。應用相敏檢測器，通過低通濾波器獲得焊縫缺陷的純信號。將焊縫缺陷信號信息、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截斷的數(shù)學模型。設計了一種自動分離系統(tǒng)，用于切割和分離生產(chǎn)線中有缺陷的焊管。 對空氣流動及其模型的研究主要集中在設計雙層蓋屋頂，建議在潮濕的建筑物中使用。軟件ansys采用CFD方法進行建模。通風雙層屋頂設計的首要問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米之間有一個盲點，空氣倒流發(fā)生在上屋頂甲板的底面上，導致通風腔通風不良。曲軸的動強度分析是結構設計的基礎。本文討論了用亞當斯軟件進行動態(tài)仿真的方法，同時對簡支梁、連續(xù)梁模型、單拐模型和整體接觸模型三種傳統(tǒng)的應力分析方法進行了比較。提出了一種新的計算方法：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，最后建立整個曲軸的有限元模型。該模型能更準確地反映曲軸的實際情況，可用于曲軸的優(yōu)化設計。雙交叉步降應力加速壽命試驗（dcsds-alt）本文采用開關下雙應力交替。與恒應力試驗相比，階梯應力試驗減少了試件數(shù)量、時間和成本，最終提高了加速試驗的效率。對于氣動缸，應力測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數(shù)線性關系和威布爾假設，在恒定應力測試下，將失效數(shù)據(jù)等效轉化為失效數(shù)據(jù)。然后，可以更準確地導出可靠性規(guī)范。平均壽命估計誤差的5%和特征壽命誤差的1.85%對氣動工業(yè)壽命預測非常滿意。本文研究了sc50c液壓履帶式起重機13米基本臂，使靜態(tài)分析起重機基本臂采用ANSYS軟件，得到應力分布。根據(jù)起重機基本臂架的載荷和結構特點，建立了起重機臂架的有限元模型，為起重機臂架的設計和優(yōu)化提供參考。 一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即動力元件、控制元件、輔助元件和液壓油的實現(xiàn)。原動力流體在動力元件中的作用轉化為機械能的壓力，即液壓系統(tǒng)的泵，它是驅動整個液壓系統(tǒng)的動力。液壓泵齒輪的結構形式一般為泵、葉片泵和活塞泵。實現(xiàn)元件(如液壓缸和液壓馬達)，即液體的壓力可以轉化為機械能，以驅動負荷直線往復運動或旋轉運動。控制元件(即各種液壓閥)在液壓系統(tǒng)中控制和調節(jié)液體壓力、流量和方向。根據(jù)控制功能的不同，將液壓控制閥分為閥門、流量控制閥和方向控制閥。壓力控制閥分為效益流量閥(安全閥)、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調節(jié)閥、分流閥組等；方向控制閥包括單向閥、單向流體控制閥、穿梭閥、閥等。在控制方式不同的情況下，可分為液壓閥控制開關閥、控制閥和設定比值控制閥。輔助部件，包括油箱、濾油器、油管和管接頭、密封件、壓力表、油位、油元等。液壓油是液壓系統(tǒng)中的工作能量傳遞介質，有各種礦物油、乳化油液壓成型霍普類。液壓系統(tǒng)的作用是幫助人類工作。主要是通過實現(xiàn)元件的旋轉或壓力成往復運動。液壓系統(tǒng)和液壓功率控制信號由兩部分組成，信號控制部分采用液壓部分驅動控制閥運動。部分液壓功率是指用電路圖來表示不同功能的元件之間的相互關系。含液壓泵源、液壓馬達及輔助元件；液壓控制部分包含各種控制閥，用于控制油液流量、壓力和方向；操作或液壓缸與液壓馬達配合，根據(jù)實際需要自行選擇。 附錄2：外文原文 To more accurately learn reliability on anti-overturning stability for a truck crane, a parametric muti-body dynamics model is built in a dynamic software environment with overall key parameters as design variables. On this basis, stability criteria of this truck crane are established according to the working conditions and crane dynamics simulation results. After a truncated normal distribution sampling method is given for design variables which will effect on truck crane’s stability, the reliability analysis of this truck crane is done via Monte Carlo method. The result indicates that the truck crane’s stability reliability is 0.9998 in the most dangerous working condition. Analysis shows that the reliability calculation of truck crane anti-overturning stability is feasible using modern muti-body dynamics and Monte Carlo method, and the results are more accurate than conventional safety factor method.The deformation of constant flow and closed type hydrostatic rotary table of heavy duty CNC machine tool has a great influence on the film thickness because of its large diameter, high load-bearing. According to the circular plate deformation theory of elasticity, differential equations of worktable deformation are derived in the simply supported conditions when bearing uniform force of different locations. Displacement curves of worktable are obtained. Force and deformation weaknesses of hydrostatic rotary table are found, which can provide theory basis for supporting location of heavy workpiece machining and whether oil film is failure or not. Calculation of car brake system design, also according to the known automotive related parameters is obtained by calculating the main parameters. The brake and braking torque, braking moment and braking force distribution coefficient and hydraulic brake drive mechanism related parameters. Finally, the braking performances are analyzed in detail. An eddy current detection and automatic separating system is developed to defect the weld defects in HFW pipe and separate the defective pipe. Application of phase sensitive detector, the pure signal of the weld defect is obtained through a low-pass filter. The information of the weld defect signal, the displacement of flying saw and the welding speed of welded pipe are fused together. The mathematical model is established for unfixed length truncation of the defective welded pipe. An automatic separating system is designed to cut and separate the defective welded pipes in the production line. The study of air flow and its modelling is particularly focused on designing double-cladding roofs, which are recommended for buildings in wet conditions. Software ANSYS [, which uses CFD method, is used for the modelling. The primary issue concerning the design of ventilated double-cladding roofs is to select the optimum thickness of air cavity. Based on the selected model, there is a blind spot in between 1.76 m and 4.23 m of the outer edge of the attic where air back flow occurs at the bottom surface of the upper roof deck which leads to poor ventilation of the ventilated cavity. Dynamic and strength analysis of crankshaft is the basis of structural design. The paper discussed the dynamic simulation method using software of ADAMS, at same time compared the three traditional stress analysis methods: simply supported beam or continuous beam model, single crank model and overall contact model. A new method was proposed, firstly to establish the oil film model with Reynolds equation and obtain the oil film stiffness, then to treat it as the equivalent stiffness of spring impacting on shaft neck, lastly to create the finite element model of the whole crankshaft. The model will be more precisely reflect the real conditions and can be use to the optimization of crankshaft. Double Crossed Step-Down-Stress Accelerated Life Testing (DCSDS-ALT) discussed in this paper was implemented by switch down the double stresses alternately. Compared to constant stress test, step-stress test decreased specimen numbers, time and cost, and eventually well improve the accelerated testing efficiency. For pneumatic cylinder, the step-down-stress testing failure physics can be described as cumulative degradation model. By use of cumulative damage General Log-Linear relationship and Weibu ll assumption, the failure data obtained were equivalently converted to failure data under constant stress testing. Then the reliability specifications can be derived with better accuracy. The 5% of average lifetime estimation error and 1.85% of the characteristic lifetime error are very satisfying for pneumatic industrial lifetime prediction. This article studied the 13 m basic boom of SC50C hydraulic crawler crane, and made static analysis on crane basic boom by applying ANSYS, and obtains the stress distribution. Based on the features of the loads and structure of the crane basic boom, this paper sets up a finite element model of it, thus providing reference for the design and optimization of crane boom. A complete hydraulic system consists of five parts, namely, power components, the implementation of co- mponents, control components, auxiliary components and hydraulic oil. The role of dynamic components of the original motive fluid into mechanical energy to the pressure that the hydraulic system of pumps, it is to power the entire hydraulic system. The structure of the form of hydra- ulic pump gears are generally pump, vane pump and piston pump. Implementation of components (such as hydraulic cylinders and hydraulic motors) which is the pressure of the liquid can be converted to mechanical energy to drive the load for a straight line reciprocating movement or rotational movement. Control components (that is, the various hydraulic valves) in the hydraulic system to control and regulate the pressure of liquid, flow rate and direction. According to the different control functions, hydraulic pressure control valve can be divided into valves, flow control valves and directional control valve. Pressure control valves are divided into benefits flow valve (safety valve), pressure relief valve, sequence valve, pressure relays, etc.; flow control valves including throttle, adjusting the valves, flow diversion valve sets, etc.; directional control valve includes a one-way valve , one-way fluid control valve, shuttle valve, valve and so on. Under the control of different ways, can be divided into the hydraulic valve control switch valve, control valve and set the value of the ratio control valve. Auxiliary components, including fuel tanks, oil filters, tubing and pipe joints, seals, pressure gauge, oil level, such as oil dollars. Hydraulic oil in the hydraulic system is the work of the energy transfer medium, there are a variety of mineral oil, emulsion oil hydraulic molding Hop categories.The role of the hydraulic system is to help humanity work. Mainly by the implementation of components to rotate or pressure into a reciprocating motion. Hydraulic system and hydraulic power control signal is composed of two parts, the signal control of some parts of the hydraulic power used to drive the control valve movement. Part of the hydraulic power means that the circuit diagram used to show the different functions of the interrelationship between components. Containing the source of hydraulic pump, hydraulic motor and auxiliary components; hydraulic control part contains a variety of control valves, used to control the flow of oil, pressure and direction; operative or hydraulic cylinder with hydraulic motors, according to the actual requirements of their choice. 任務書 論文(設計)題目：小型農(nóng)田起重機設計 工作日期：2017年12月18日 ~ 2018年05月20日 1.選題依據(jù): 目前在我國農(nóng)田作業(yè)中，農(nóng)用物資的搬運、收獲作物的搬運等工作均由大型機械或純人力完成，存在大型機械費用高昂且受使用環(huán)境制約較多，而人工方式效率低。設計一種價格低廉、自重較輕，能在野外實現(xiàn)農(nóng)用物資或農(nóng)作物自由搬運的臂架式、可移動 、可拆卸的小型起重機械。選題的內容符合機制專業(yè)的培養(yǎng)要求，設計工作在現(xiàn)有的研究基礎上展開，具備理論基礎和技術可行性。 2.論文要求(設計參數(shù)): 1、查閱相關文獻，收集資料，了解設計內容； 2、完成外文文獻的翻譯； 3、分析歸納文獻，撰寫文獻綜述，確定研究方法，撰寫開題報告； 4、總體方案設計（方案選型）； 5、進行電機選型及鋼絲繩滾筒設計；； 6、進行基座設計； 7、行走及駐停機構設計； 8、進行吊臂設計； 9、關鍵部件的有限元分析，校核其強度； 10、系統(tǒng)整合，進行總裝配； 11、生成、完善2D和3D圖紙； 12、修改完善設計說明書。 3.個人工作重點: 1、電機選型及鋼絲繩滾筒設計； 2、起重機的基座設計； 3、起重機行走及駐停機構設計； 4、起重機吊臂機構設計。 4.時間安排及應完成的工作: 第1周：查閱相關文獻，收集資料，了解設計內容； 第2周：完成外文文獻的翻譯； 第3周：分析歸納文獻，撰寫文獻綜述，確定研究方法，撰寫開題報告； 第4周：整理開題報告、文獻綜述，開題報告答辯； 第5周：展開總體方案設計； 第6周：進行電機選型及鋼絲繩滾筒設計； 第7周：整理已開展的工作，中期檢查； 第8周：進行基座設計； 第9周：進行吊臂設計； 第10周：行走及駐停機構設計； 第11周：進行關鍵零部件的有限元分析； 第12周：系統(tǒng)整合，進行總裝配；生成、完善2D和3D圖紙； 第13周：修改完善設計說明書、圖紙； 第14周：做好答辯PPT，提交論文，準備答辯。 5.應閱讀的基本文獻: [1]周開勤. 機械零件手冊(第四版)[M].北京:高等教育出版社,2014. [2]濮良貴,紀明剛.機械設計(第九版)[M]北京：高等教育出版社，2013. [3]章日晉等編.機械零件的結構設計[M].北京: 機械工業(yè)出版社，2014. [4]須雷.現(xiàn)代起重機的特征和發(fā)展趨向.起重運輸機械,1997,10: 3-7. [5]喬連順.起重機穩(wěn)定性計算[J].起重機，2002，4: 18-20. [6]張質文等.起重機設計手冊.北京：中國鐵道出版社，1997. [7]倪慶興,王煥勇.起重機械.上海：上海交通大學出版社，1990. [8]陳繼平，李元科.現(xiàn)代設計方法.武漢：華中科技大學出版社，1997. [9]裘為章. 實用起重機電氣技術手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2005. [10] David Duerr, P.E.,M.ASCE. New standard for design of below-the-hook lifting devices. 10.1061/(ASCE)1084-0680(2007)12:3(168) [11] WANG Chonghua,and LI Hua. 3D Digital Design of Cranes’Structures Based on Hybrid Software Architecture. Journal of Wuhan University of Technology. 2016(1): 96-101. 指導教師簽字： XX 教研室主任意見： 同意 簽字：XX 2017年12月14日 教學指導分委會意見： 同意 簽字：XX 2017年12月15日 學院公章 進度檢查表 第 -1 周 工作進展情況 了解設計的內容，查閱了相關文獻，有了基本的設計思路，小型農(nóng)田起重機總體方案設計初步擬定。 2018年04月04日 指導教師意見 查閱了相關文獻并收集大量信息，了解了設計的內容，有了基本的設計思路。能夠按照計劃進行工作，工作態(tài)度認真，可以展開下一步工作。 指導教師(簽字)：XX 2018年03月28日 第 3 周 工作進展情況 進行局部結構的設計，包括起升機構、回轉機構；整理已開展的工作。 2018年04月04日 指導教師意見 完成了總體方案的選擇及確定，展開了零件的設計工作?；灸軌虬凑疹A定計劃執(zhí)行。 指導教師(簽字)：XX 2018年03月28日 第 6 周 工作進展情況 完成了吊臂設計、行走機構設計，三維圖以及二維圖完成了百分之八十 ，說明書完成了百分之二十。 2018年04月13日 指導教師意見 完成了相關零件的三維建模，生成了部分零件的工程圖。三維總裝進行中。開始了說明書撰寫，進度符合計劃安排，完成質量較好。 指導教師(簽字)：XX 2018年04月18日 第 8 周 工作進展情況 進行關鍵部件的強度校核，防傾覆的驗算，說明書完成了百分之七十。 2018年05月21日 指導教師意見 論文整體基本完成，工程圖及3D建模完成，符合預期進度。 指導教師(簽字)：XX 2018年05月22日 過程管理評價表 評價內容 具體要求 總分 評分 工作態(tài)度 態(tài)度認真，刻苦努力，作風嚴謹 3 3 遵守紀律 自覺遵守學校有關規(guī)定，主動聯(lián)系指導教師,接受指導 3 3 開題報告 內容詳實，符合規(guī)范要求 5 4 任務完成 按時、圓滿完成各項工作任務 4 3 過程管理評分合計 13 過程管 理評語 該生在畢業(yè)設計過程中工作作風比較嚴謹，工作態(tài)度較為認真 。該生能自覺遵守學校的相關規(guī)定，基本遵守畢業(yè)設計的相關要求 。該生能夠與指導教師取得聯(lián)系，按時接受教師的指導，遇到問題時主動與教師溝通。該生能夠在規(guī)定的時間內完成各項畢業(yè)設計的相關工作。該生撰寫的開題報告內容完成情況尚可，基本夠按照提出問題、分析問題、歸納問題、制定解決方案的步驟進行開題報告的撰寫。該生能夠按計劃完成畢業(yè)設計的中期檢查階段所要求的各項工作，完成質量尚可。 指導教師簽字:XX 日期:2018-05-22 指導教師評價表 評價內容 具體要求 總分 評分 選題質量 符合培養(yǎng)目標要求,有一定的研究價值和實踐意義,有一定的開拓性、創(chuàng)新性,深度、難度適宜,工作量飽滿 5 4 能力水平 有較強的綜合運用知識能力、科研方法運用能力、中文表達與外語能力、文獻資料檢索能力、計算機應用能力 5 3 完成質量 文題相符,概念準確,分析、論證、計算、設計、實驗等正確合理,結論明確；論文結構、撰寫格式、圖表等符合基本規(guī) 10 7 指導教師評分合計 14 指導教 師評語 該生的畢業(yè)設計選題符合機制專業(yè)的培養(yǎng)要求，具有一定的研究價值和實踐意義。設計方案切實可行，難度適宜，工作量適中。該生在畢業(yè)設計中能夠充分運用所學的知識解決所舉到的設計問題 ，外文翻譯能力，綜合運用知識的能力、計算機的應用能力，論文寫作能力尚需加強。完成了農(nóng)田起重機的設計，并完成了3D建模和2D工程圖，圖紙質量尚可。從論文的完成情況看，論文的文題相符，設計過程合理，論文格式、公式、圖表等均符合要求。該生能按時完成畢業(yè)設計的各項工作，論文的完成質量尚可，同意參加畢業(yè)答辯。 指導教師簽字:XX 日期:2018-05-22 評閱人評價表 評價內容 具體要求 總分 評分 選題質量 符合培養(yǎng)目標要求,有一定的研究價值和實踐意義,有一定的 開拓性、創(chuàng)新性,深度、難度適宜,工作量飽滿 5 4 能力水平 有較強的綜合運用知識能力、科研方法運用能力、中文表 達與外語能力、文獻資料檢索能力、計算機應用能力 5 4 完成質量 文題相符,概念準確,分析、論證、計算、設計、實驗等正確 合理,結論明確；論文結構、撰寫格式、圖表等符合基本規(guī) 10 8 評閱人評分合計 16 評閱人 評語 該生畢業(yè)設計題目為“小型農(nóng)田起重機設計”，改設計來源于生產(chǎn)實踐，尤其是在農(nóng)業(yè)領域，有著非常廣泛的應用，有一定的實踐意義和理論意義。指導教師做給的設計任務工作量適中，難度適中，學生基本能綜合運用大學四年所學知識，通過網(wǎng)絡查閱文獻 ，分析問題并解決問題，體現(xiàn)出了一定的科研能力。該生使用 solidworks和cad軟件進行二維和三維圖紙的繪制，格式基本符合要求，論文結構合理，圖標符合要求。綜上所述，允許該生參加畢業(yè)設計答辯。 評閱人簽字：李玉光 評閱人工作單位：機械工程學院日期：2018-05-23 答辯紀錄 學生姓名：XX 專業(yè)班級：XX 畢業(yè)論文(設計)題目： 小型農(nóng)田起重機設計 答辯時間：2018年05月 日 時 分 ~ 時 分 答辯委員會(答 主任委員(組長)： XX 辯小組)成員 委 員(組 員)： XX XX 答辯委員會(答辯小組)提出的問題和答辯情況 問題1：左邊為什么圖？講述一下。 回 答： 變量油路系統(tǒng)由M型三位四通換向閥、平衡閥和一個變幅缸組成。三種情況：起重臂、下降臂和止動臂。是確保這三種類型的變幅行為安全可靠地進行。當換向閥1處于所示位置 （中心位置）時，來自油泵的壓力油進P口由P2’-O2’流回油箱O，缸體Ⅲ的上室和下室的通道A、B關閉。 問題2：農(nóng)田中起重什么 回 答： 玉米、小麥，通過箱子鋼絲繩。問題3：起重的高度 回 答： 起重的最大高度2.5米。 問題4：最大起重量為多少？配用的電機？ 回 答： 最大起重量0.35噸，電機選用輸出功率7.5千瓦的。問題5：是選用柴油機還是汽油機 回 答： 農(nóng)田使用選用柴油機。 記錄人： 2018年05月24日 答辯委員會評價表 評價內容 具體要求 總分 評分 自述總結 思路清晰,語言表達準確,概念清楚,論點正確,分析歸納合理 10 7 答辯過程 能夠正確回答所提出的問題,基本概念清楚,有理論根據(jù) 10 9 選題質量 符合培養(yǎng)目標要求,有一定的研究價值和實踐意義,有一定的 開拓性、創(chuàng)新性,深度、難度適宜,工作量飽滿 5 4 完成質量 文題相符,概念準確,分析、論證、計算、設計、實驗等正確 合理,結論明確；論文結構、撰寫格式、圖表等符合基本規(guī) 10 9 能力水平 有較強的綜合運用知識能力、科研方法運用能力、中文表 達與外語應用能力、文獻資料檢索能力、計算機應用能力 10 7 答辯委員會評分合計 36 答辯委員會評語 XX同學在畢業(yè)設計工作期間，工作努力，態(tài)度比較認真，能遵守各項紀律，表現(xiàn)一般。 能按時、全面、獨立地完成與畢業(yè)設計有關的各環(huán)節(jié)工作，具有一定的綜合分析問題和解決問題的能力。 論文立論正確，理論分析無原則性的錯誤，解決問題方案比較實用，結論正確。 論文使用的概念正確，語句通順，條理比較清楚。 論文中使用的圖表，設計中的圖紙在書寫和制作時，能夠執(zhí)行國家相關標準，基本規(guī)范。 能夠獨立查閱文獻，外語應用能力一般，原始數(shù)據(jù)搜集得當，實驗或計算結論準確可靠。 答辯過程中，能夠簡明地闡述論文的主要內容，回答問題基本正確，但缺乏深入地分析。 答辯成績： 36 答辯委員會主任： XX 2018年05月30日 成績評定 項目分類 成績評定 過程管理評分 13 指導教師評分 14 評閱人評分 16 答辯委員會評分 36 總分 79 成績等級 C 成績等級按“A、B、C、D、F”記載 成績審核人簽章： XX 審核人簽章： XX 小型農(nóng)田起重機設計 摘 要 本次畢業(yè)設計題目為小型農(nóng)田起重機，目的是設計一個適合農(nóng)田使用的小型起重機。首先確定小型農(nóng)田起重機的總體設計方案，查找相關書籍、資料，再根據(jù)最大起重量0.35t的要求進行移動底盤，回轉機構、變幅機構、起升機構的具體設計。本次小型農(nóng)田起重機的底盤采用履帶式底盤，驅動軸在底盤前部；回轉機構采用單行星齒輪系，動力從太陽輪輸入，外齒圈輸出，帶動上車底盤回轉；變幅機構利用四桿機構的原理，使用液壓缸推動前臂做起、落，實現(xiàn)起重機的變幅；起升機構采用卷揚機收縮鋼絲繩帶動吊鉤起升重物，為了防止干涉現(xiàn)象的產(chǎn)生，起升機構涉及到定滑輪組的選擇。其次，利用材料力學所學的知識進行關鍵部件的強度、撓度計算；以及利用所給定的尺寸、零件的質量進行防傾覆計算，計算結果與規(guī)定參數(shù)進行比較，對尺寸進行調整，然后確定小型農(nóng)田起重機的外形尺寸，以及部分零件的尺寸、加工精度、公差等級等等。最后，利用三維軟件進行三維圖的繪制，在生成2D工程圖，在2D圖紙中進行尺寸的標注；選擇幾個主要零件進行零件圖的繪制。 關鍵詞：回轉機構；變幅機構；起升機構；強度校核 II ABSTRACT This graduation design topic is small farmland crane, the purpose is to design a small crane suitable for farmland use. 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 1 1.3 方案一二三比較 2 2 小型農(nóng)田起重機主要目標設計參數(shù)的確定 3 3 移動底盤的參數(shù)設計 4 3.1 移動底盤輸出軸設計 4 3.2 根據(jù)彎扭合成應力校核軸的強度 6 3.3 校核軸的疲勞強度 6 3.4 輸出軸滾動軸承計算 8 3.5 輸出軸鍵的計算 9 3.6 選擇軸承的潤滑與密封方式 9 4 回轉機構的參數(shù)設計 11 4.1 根據(jù)齒面接觸強度進行設計 11 4.2 按齒根彎曲疲勞強度進行驗算是否符合要求 13 4.3 幾何尺寸計算 15 5 變幅機構的參數(shù)設計 16 5.1 前臂 16 5.2 立柱 18 5.3 液壓缸 19 5.4 前一臂的結構分析 23 5.5 下車與上車連接處支承立柱強度校核 27 5.6 液壓穩(wěn)定性強度校核 28 5.7 起重機穩(wěn)定性計算 29 6 移動底盤的參數(shù)設計 32 6.1 吊鉤機構的參數(shù) 32 6.2 其他重要參數(shù) 33 7 結論 34 參 考 文 獻 36 附錄1：外文翻譯 37 附錄2：外文原文 39 致 謝 43 小型農(nóng)田起重機設計 1 緒論 1.1 概述 小型起重機是一種起升運輸車輛，具有起升部分和下車底盤的行走部分。是由起重臂、轉臺、機架等部分組成。通過變幅、起升、轉向和其他機構的共同操作來實現(xiàn)起重機重物，在一定范圍內的垂直升降。在我國，農(nóng)田是大量存在的，農(nóng)業(yè)生產(chǎn)過程中播種、收獲等環(huán)節(jié)需要大量的資源運送。由于在農(nóng)田里不適合使用大型起重機械，我國現(xiàn)階段大部分靠人力運輸、或者中大型起重、運輸機械運輸，利用工業(yè)化手段合理的解決農(nóng)業(yè)物資產(chǎn)品的搬運問題提出更高要求，小型農(nóng)田起重機就應運而生。它的誕生不僅可以解決人工搬運的問題，也可以提高資源的綜合利用率。設計一臺小型農(nóng)田起重機就可通過機械化作業(yè)完成物資和農(nóng)作物的搬運過程，提高搬運效率。而且由于農(nóng)田起重機的市場需求逐漸變大，且進口小型起重機價格比較昂貴、操作及維修復雜，不適用于一般中小型農(nóng)田。針對這種現(xiàn)狀，有必要開發(fā)成本低廉、易于操作和維修的小型農(nóng)田起重機。因此本研究具有一定的現(xiàn)實意義及必要性。 以下主要介紹一下小型履帶式起重機： 小型履帶起重機配備起吊操作部分在履帶底盤上，并依靠履帶的行走帶動機構運動。它由移動機構、回轉機構、變幅機構、起升機構等組成。變幅機構一般情況下采用電動推桿或者液壓缸提供動力。起升機構多采用卷揚機纏繞鋼繩，利用滑輪組收縮鋼絲繩完成起升。機構有兩種驅動方式：1、集中驅動。2、分別驅動。 綜上所述，根據(jù)所查閱資料了解的情況，本次畢業(yè)設計擬采用履帶式起重機。 1.2 課題的研究背景及主要任務 1.2.1研究背景 物料的搬運已經(jīng)成為人類生產(chǎn)活動中重要的組成部分，我們無時無刻不在思考怎么樣更好的搬運物料。對于小型起重機的要求越來越高。中國小型農(nóng)田起重機起步較晚，和發(fā)達國家比發(fā)展速度不快。具體表現(xiàn)在： 　 ?。?）．種類少 　（2）．起重量低 　 ?。?）．機構復雜，操作繁瑣 ?。?）．只能起重，不能實現(xiàn)其他功能 　 ?。?）．外部特征不美觀 目前，小型農(nóng)田起重機市場需求量很大，并且在相當長的一段時間起重機械都需要存在。因此，對于我國來說一臺小型農(nóng)田起重機的設計是刻不容緩的。 1.2.2主要設計任務 本次畢業(yè)設計是進行履帶式起重機的結構設計，目的是設計一種機構簡單、價格便宜、適合農(nóng)田地形使用的履帶式起重機。 初定本次設計的小型農(nóng)田起重機自重為3t，起重量為0.35t，起升高度為2.5米。主要結構涉及到回轉轉臺結構設計、臂架結構的設計、變幅機構的設計，起升機構的設計，各種參數(shù)的合適選擇，以及防止“傾覆”的計算。 采用和cad軟件，完成3D建模后，利用三維圖生成2D工程圖，進行尺寸的標注。最后撰寫說明書。 1.3 方案一二三比較 1.3.1方案一： 底盤采用輪胎，轉臺機構由回轉支承，大齒圈，小齒輪嚙合，變幅機構直接由卷揚機收縮、放出鋼絲繩進行調節(jié)。但由于農(nóng)田地形較為復雜，采用輪胎式，容易讓底盤驅動軸，以及從動軸卷入雜草、垃圾等，不方便處理，所以采用履帶式底盤。 1.3.2方案二： 變幅機構采用卷揚機收縮鋼絲繩，考慮到農(nóng)田環(huán)境較為復雜，太多鋼絲繩裸漏在外部，安全呢性能低，故不如采用四桿機構，液壓缸推動吊臂完成起升、放下過程。液壓缸作為動力源，也使機構的穩(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，我們需要考慮農(nóng)田的地形、起重機的機動性、穩(wěn)定性、小型化等方面。因此，本次小型農(nóng)田起重機的行走機構設計為履帶式底盤；回轉機構采用采用單行星系齒輪結構，動力由傳動軸從太陽輪輸入，從外齒圈輸出，行星架通過機構鎖死，以防止齒輪錯位，保證機構的穩(wěn)定轉動。外齒圈與回轉轉臺相連接，實現(xiàn)上車機構的回轉；起升機構采用液壓缸推桿上下移動帶動前臂上升、降落；起升機構采用卷揚機牽引鋼絲繩上升、下降完成。 2 小型農(nóng)田起重機主要目標設計參數(shù)的確定 起重機械的基本參數(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） 回轉角度：360°。 （5） 機構工作速度(v)：起升機構速度：0~30米/分;變幅機構速度：0~30米/分;回轉機構速度：0.6轉/分;行走機構速度：0~5公里/小時 （6） 爬坡能力：30% （7） 外形尺寸（長×寬×高）3.31m×2.78m×3.1m （8） 自重3t （9） 本次設計小型農(nóng)田起重機構想圖，如下圖。 圖2.1 履帶式起重機構想圖 3 移動底盤的參數(shù)設計 移動底盤的主要作用是讓起重機完成行走、駐停、轉向，本次設計驅動軸在前部，這樣可以產(chǎn)生較大的牽引力。采用履帶式底盤結構，底盤長度3.314m，寬度2.775m,高度0.742m. 圖3.1 移動底盤二維圖 3.1 移動底盤輸出軸設計 輸出軸，材料40Cr（調制） 查《機械設計手冊》表10-2-2，取 ， 由公式 （式3.1.1） 軸上有兩個鍵槽，軸徑增加10％-15％， （式3.1.2） 查《機械設計手冊》表11-2-2，取d=85mm。 求作用在齒輪上的力 經(jīng)過計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 軸的結構 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)彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中計算所得數(shù)據(jù)分析應力、彎矩情況，查《機械設計手冊》表5-3-4 ，取，軸的計算應力 （式3.2.1） 查《機械設計手冊》表6-4-1，取，故安全。 3.3 校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 截面6右側抗彎截面系數(shù) （式3.3.1） 抗扭截面系數(shù) （式3.3.2） 截面6右側彎矩,截面6上的扭矩 截面上的彎曲應力 （式3.3.3） 截面上的扭轉切應力 （式3.3.4） 根據(jù)此軸的材料為45鋼，以及軸的各個部位使用環(huán)境特點，查《機械設計手冊》表14-2-2,。查取截面交匯處由于設置軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及。因 （式3.3.5） （式3.3.6） 查《機械設計手冊》表15-2-6,軸的材料敏感系數(shù)為，故有效應力集中系數(shù)為 （式3.3.7） 故，，查《機械設計手冊》表6-2-1,尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)。 根據(jù)軸按磨削加工,查《機械設計手冊》表7-2-4表面質量系數(shù)為，取，則綜合系數(shù) （式3.3.8） （式3.3.9） 查《機械設計手冊》表12-3-2，取碳鋼的特性系數(shù),計算安全系數(shù)值 （式3.3.10） （式3.3.11） （式3.3.12） 故可知安全。 3.4 輸出軸滾動軸承計算 選標準精度級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~定動載荷值C=580kN。 （式3.4.11） 軸承的預期使用壽命：10年，兩班制。L=300×10×8×2=48000h，故合格。 3.5 輸出軸鍵的計算 GB/T 1096-2003 d=70mm, b×h=10mm×16mm, l=82mm 校核輸出軸鍵1的強度： （式3.5.1） GB/T 1096-2003 d=94mm, b×h=14mm×16mm, l=104mm 校核輸出軸鍵2的強度： （式3.5.2） 鍵1、鍵2的齒輪的材料均為Q235，即使負載最大時載荷性質也為輕微沖擊，查《機械設計手冊》表13-2-2。因為，所以所選鍵1、鍵2的強度滿足要求。 3.6 選擇軸承的潤滑與密封方式 底盤軸承的潤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） 所以選油潤滑，并且在軸承前設有擋油環(huán)，為了防止漏油，但是也不能封死擋油口，以利于潤滑油能進入軸承。因為軸的轉速不高，所以無需多加考慮，按以下公式計算，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。 電動機的選擇：工作機所需要的有效功率為：，其中運輸鏈的輸出功率： （式3.6.5） （式3.6.6） 計算結果： （式3.6.7） 運輸鏈的分度圓直徑： （式3.6.8） 運輸量的轉速： （式3.6.9） 直齒圓錐齒輪傳動比為：2~3，圓柱齒輪傳動比為：3~6，鏈傳動比：2~5 可得電動機的轉速范圍：，經(jīng)計算得：90×2×3×2 r/min ~90×3×6×5 r/min=1080r/min~8100r/min。因此由電動機的轉速范圍1080r/min~8100r/min及電動機的輸出功率4.7kW，本次選擇Y132S2-2三相交流異步電動機，額定功率7.5kW,2900r/min。 4 回轉機構的參數(shù)設計 4.1 根據(jù)齒面接觸強度進行設計 在不改變下車車身方向的基礎上，方便完成物體的搬運。采用單行星系齒輪結構，動力從中心太陽輪輸入，傳動三個行星齒輪轉動，從而帶動外齒圈轉動，行星架通過機構鎖死。外齒圈與回轉轉臺下平面相連接，利用外齒圈的轉動從而帶動上車機構的回轉。太陽輪、行星輪、外齒圈選用8級精度(GB10095-88)，選擇太陽輪、行星輪材料為40cr（調質），外齒圈材料為45#鋼（調質），齒面硬度都為280HBS。太陽輪=18,行星齒輪=18,外齒圈壓力角取。三維簡圖如下。 圖4.1 行星齒輪系三維圖 計算公式進行試算，即 （式4.1.1） 確定相關參數(shù)，試選載荷系數(shù)，計算小齒輪的轉矩 （式4.1.2） 取齒寬系數(shù)，查《機械設計手冊》表9-2-1本次齒輪彈性影響系數(shù) 查《機械設計手冊》表4-3-2，可知區(qū)域系數(shù)，計算重合度系數(shù) （式4.1.3） （式4.1.4） （式4.1.5） （式4.1.6） 按齒面硬度查《機械設計手冊》表10-3-3得，太陽輪接觸疲勞強度極限，行星輪 計算應力循環(huán)次數(shù) （式4.1.7） （式4.1.8） 查《機械設計手冊》表9-3-1，取接觸疲勞壽命系數(shù)，計算接觸疲勞許用應力，查《機械設計手冊》表11-3-2，齒輪使用時失效概率為0.9%，安全系數(shù)S=1，得 （式4.1.9） （式4.1.10） 取比較小的當成齒輪副接觸疲勞許用應力，試算太陽輪分度圓直徑，由計算公式得: （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） 計算實際載荷系數(shù),查《機械設計手冊》表10-3-4，選擇使用系數(shù) 根據(jù)v=2.26m/s，7級精度，查《機械設計手冊》表10-3-6，選動載系數(shù)=1.02。 計算齒輪的圓周力 （式4.1.14） （式4.1.15） 查《機械設計手冊》表2-3-4得，齒間載荷分配系數(shù)，查《機械設計手冊》表2-3-4得，齒向載荷分配系數(shù)。 接觸強度實際載荷系數(shù) 1×1.02×1.2×1.42=1.73 （式4.1.16） 按實際的載荷系數(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 按齒根彎曲疲勞強度進行驗算是否符合要求 計算齒輪模數(shù)： （式4.2.1） 確定公式內相關參數(shù)，查《機械設計手冊》表6-4-2，試選。計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)： （式4.2.2） 計算 查《機械設計手冊》表6-4-2，應力修正系數(shù)，齒形系數(shù)，查《機械設計手冊》表6-4-3得，太陽輪的彎曲疲勞強度極限，行星輪的彎曲疲勞強度極限，查《機械設計手冊》表6-4-2，取彎曲疲勞壽命系 ，查《機械設計手冊》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） 調整齒輪模數(shù)，計算圓周速度v （式4.2.8） （式4.2.9） 齒寬： （式4.2.10） 齒高h及齒高比b/h： （式4.2.11） （式4.2.12） 計算實際載荷系數(shù)，根據(jù)v=2.1m/s,查《機械設計手冊》表8-3-4，得動載系數(shù)得，由插值法得，結合b/h=9.334查《機械設計手冊》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。下面在次進行驗算校核。 （式4.2.15） 取。 4.3 幾何尺寸計算 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，使配合錯位，減小了實際受力面積，不能實現(xiàn)最好的傳動效果，最后取b1=77mm b2=70mm。 5 變幅機構的參數(shù)設計 變幅機構：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、起重機上車平臺構成四桿機構。液壓缸通過變化提供動力推動推桿，推桿推動前臂完成起重機的變幅。變幅機構裝配簡圖如下。 圖5.1 變幅機構裝配圖 5.1 前臂 前臂具體參數(shù)：長度：2378mm ，寬度：140mm， 高度392mm，質量150kg。前臂是起重機的重要組成部分，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，臂采用鏤空設計減少起重機上車重量，使材料利用率高，更合理。前臂三維和二維簡圖如下。 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)長度：200mm，寬度：150mm，高度998.54mm，質量150kg。立柱三維和二維簡圖如下。 圖5.4 立柱零件圖 圖5.5 立柱三維圖 5.2.1立柱配合部件結構設計 （1）法蘭盤的結構設計 法蘭盤通過螺栓將立柱上車底盤固定，保證立柱的垂直度以及穩(wěn)定性，從而使起重機工作性能更加穩(wěn)定。厚度35mm，均勻分布10個孔，孔的直徑30mm，選用的固定螺栓為M30,在加工過程中要注意保證10個孔的均分。法蘭盤的材料選用Q235就可以滿足其強度和剛度的要求。 其三維圖如下圖所示： 圖5.6 法蘭盤的三維結構圖 （2）筋的結構設計 由于要考慮到節(jié)省材料，因此不能采用那么多的實心臂、柱，因此出現(xiàn)了許多為了使機構承受更大載荷而存在的加強筋。加強筋的產(chǎn)生有的時候不僅僅可以增大機構承受載荷的能力，也從整體減輕了整機的重量，更小巧，美觀。根據(jù)加強筋的設計要求，選用梯形的加強筋，厚度為60mm。 5.3 液壓缸 本次設計液壓缸是將液壓能轉變?yōu)闄C械能的，使推桿推動前臂使其變幅的液壓執(zhí)行元件。它的結構十分簡單、而且工作可靠。用它來實現(xiàn)機構的運動時，可以不使用緩沖裝置，并且不會出現(xiàn)壓力突然消失的情況，安全性更好；相比于電動推桿，液壓缸產(chǎn)生的動力也更大，是機構運動的也更快。 5.3.1液壓缸的軸向尺寸 設計液壓缸，其軸向長度是由起重機起升高度決定?；钊麑挾?。變幅機構運動所需的最大高度可以決定活塞的有效行程，=290mm(GB/T 2349-1980)。 導向長度 （式5.3.1） 缸筒長度=l+B+A+M+C。 l是本次設計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是活塞桿的導向長度，C是其他長度，M是活塞桿的密封長度=初始位置（本次擬定35mm）+行程（290mm）+行程余量（本次擬定20mm）+導向長度（49.5mm）+法蘭長度（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其他細節(jié)尺寸見零件圖。 圖5.10 底蓋零件圖 液壓缸底蓋半徑R105mm,底蓋高度212mm,其他細節(jié)尺寸見零件圖。 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、平衡閥和一個變幅缸組成。起重機的俯仰過程分為三種情況：起重臂、下降臂和止動臂。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行。當換向閥1處于所示位置（中心位置）時，來自油泵的壓力油進P口由P2’-O2’流回油箱O，缸體Ⅲ的上室和下室的通道A、B關閉（即液壓制動），起重臂停在某一位置不動。當抬起臂時，閥桿移動到左側位置（后部位置），并且從從P2腔到A腔的壓力油將止回閥2打開到變幅缸Ⅲ的大腔，缸內活塞被向上推動，由活塞桿推起動臂，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，將閥桿推回中位，啟動臂將停止不動。當臂在下降時，控制閥桿向右（前位置）壓力油由P自P2-B進入油缸腔，同時控制機油打開平衡閥，油缸大腔的油通過平衡閥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：單向閥；3：控制活塞；4：平衡閥桿；5：變幅油缸活塞 5.4 前一臂的結構分析 前一臂是矩形梁，其作用是帶動吊鉤完成起重機的起升、降落。 前臂受力如下圖所示。圖中符號含義:Q為起重機最大起重量；W為橫梁腹板總質量；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; 為橫梁懸臂長度; 為支架重心至橫梁懸臂根部距離 ;為支架最遠邊緣至立柱中心距離; 為A點水平反力; 為D點水平反力;R為A點垂直反力;g為重力加速度。 圖5.12 前臂整體數(shù)學模型 本次設計，Q=350kg G=150kg H=903mm q=52.72kg/m =2078mm =2078mm L=2378mm =1878mm =100mm =100mm =150mm W=40kg。 5.4.1前臂結構內力分析 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） 由結構節(jié)點B彎矩平衡∑=0，得 （式5.4.4） （式5.4.5） 式中: : A點所受彎矩， : B點所受彎矩，: C點所受彎矩。 圖5.13 立柱與前臂交點B的彎矩 5.4.2前臂強度校核 σ:前臂在B 點受的正應力,[σ] :本次前臂的許用應力，取255MPa。比較橫梁B點最大彎矩:取,:前臂的截面抗彎模量，查《機械設計手冊》表8-4-1，取= 則 σ=== （式5.4.6） 所用鋼材滿足強度滿足。 5.4.3前臂的撓度計算 由于本次設計由前臂和立柱還有液壓缸組成變幅機構，前臂端的撓度應計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算結果，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度校核 立柱的作用是為了支承起重機上車旋轉部分而存在的。初選立柱壁厚為20mm的Q235材料的鋼管外徑D=500mm，d=460mm，查《機械設計手冊》表8-3-4，[σ]=235MPa， ALZ=0.024m2 = （式5.5.1） 其中RA=34064N MD=146629N.M 圖5.16 立柱內力圖 壓應力 （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)過計算強度要求滿足。 5.6 液壓穩(wěn)定性強度校核 設計的缸筒壁厚δ=15mm，因本次設計方案是低壓油路液壓系統(tǒng)，校核公式采用 （式5.6.1） -實驗壓力， ,為液壓缸額定工作壓力，缸筒內徑 D=90mm， 缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度單位,n為安全系數(shù)，查《機械設計手冊》表10-3-4，取n=6。對于P1<17MPa.選擇45號鋼，低壓時 （式5.6.2） 故，此次設計的缸筒厚度、缸筒內經(jīng)滿足安全要求。 缸底厚度δ1=20mm，在缸底有孔時： （式5.6.3） 其中 （式5.6.4） 在液壓缸組合底部無孔時，用來作為液壓缸的快進和快退的使用 （式5.6.5） 其中。 5.6.1液壓缸穩(wěn)定性計算 負載F為液壓缸起升重物時所受的力，一旦力F大于臨界值，液壓缸會失去穩(wěn)定性，達不到實際工作要求、嚴重時可能引起漏油、燒壞電機等后果。此時穩(wěn)定性可用下式校核： （式5.6.6） 式 穩(wěn)定性安全系數(shù)，，查《機械設計手冊》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 起重機穩(wěn)定性計算 表5.1 穩(wěn)定性計算參數(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 起重機機身可轉動部分的重力； 起重機機身不轉動部分的重力； 平衡重的重力； 起重臂的重力； 提升載荷(包括構件重力和索具重力）； 起重滑車組的重力； 從重心到軌道帶中點的距離（忽略地面傾斜影響，下同）； 重心至履帶中點的距離； 重心至履帶中點的距離； 重心至履帶中點的距離； 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，應限制在3°以內； 起重半徑（即工作幅度） 當臂長度小于25m時，可以忽略風載引起的傾覆力矩； 重物在下降時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的時間這里取1s； 起重機旋轉時離心力引起的傾覆力矩； 離心力； 起重機的回轉速度； 所吊物體在最低位置時，其重心至起重機桿頂部之間的距離； 起重機頂端至地面的距離； 起重機臂桿穩(wěn)定性驗算（無伸縮臂）： 計算重物突然下降時起重機剎車的慣性力矩所引起的傾覆力矩大小 （式5.7.1） 計算起重機回轉時產(chǎn)生的離心力所引起的傾覆力矩 （式5.7.2） 在履帶式起重機在采用原起重臂桿穩(wěn)定性最不利的位置，為保證機身穩(wěn)定應使履帶中點的穩(wěn)定力矩大于傾覆力矩： 當考慮提升荷載以及所有負載荷載時，穩(wěn)定性安全系數(shù) （式5.7.3） 因此，小型農(nóng)田起重機不加載荷穩(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。 起重機最大安全起重量及性能參數(shù)計算：起重機最大安全起重量計算：履帶式起重機起重量Q隨起重半R的改變而變化，當起重機臂桿長度一定時，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算（由于此次設計履帶起重機不涉及臂桿長度變化在此不做介紹）。 6 移動底盤的參數(shù)設計 起升機構采用卷揚機收縮鋼絲繩，鋼絲繩與吊鉤組合相連接，帶動吊鉤的起落，使重物起升一定高度，利于回轉機構完成后續(xù)工作。鋼絲繩長度12m。起升的最大高度2.5m(取決于變幅機構前臂前定滑輪距離地面的高度)。起升機構簡圖如下。 圖6.1 起升機構裝配圖 6.1 吊鉤機構的參數(shù) 長度200mm,寬度107.5mm，高度363.63mm其他尺寸見下零件圖。 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。電機尺寸;630mm×280mm×280mm，作用為起重機提供動力源，其他細節(jié)尺寸在此不做介紹。其他重要機構三維裝配圖如下。 圖6.3 其他重要細節(jié)裝配 7 結論 起重機械的基本參數(shù)：額定起重量（Q）：0.35t，最大起升高度（H）：2.5m，幅度(R)：設計值為2.10米，為1.72米，回轉角度：360°，起升機構速度：0~30米/分，變幅機構速度：0~30米/分，回轉機構速度：0.6轉/分，行走機構速度：0~5公里/小時，爬坡能力：30%，外形尺寸（長×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)田起重機主視圖  參 考 文 獻 [1] 李國忠,閆松林,高偉哲編. 移動式工程起重機操作與維修[M]. 北京:化學工業(yè)出版社, 2008. [2] 張青,張瑞軍編. 工程起重機結構與設計[M]. 北京:化學工業(yè)出版社, 2008. [3]崔碧海主編. 起重技術[M]. 重慶:重慶大學出版社, 2006. [4]張應立主編. 臂架式起重機安全技術[M]. 北京:中國石化出版社, 2008. [5]卜一德主編. 起重吊裝計算及安全技術[M]. 北京:中國建筑工業(yè)出版社, 2008. [6]成大先. 機械設計手冊第二卷[M]. 北京:機械工業(yè)出版社, 2004. [7] 黃大巍,李風,毛文杰. 現(xiàn)代起重運輸機械[M]. 北京:化學工業(yè)出版社, 2006. [8]張質文,虞和謙,王金諾等. 起重機設計手冊[M]. 北京:中國鐵道出版社, 1997. [9]吳宗澤主編. 機械設計師[上][M]. 北京:機械工業(yè)出版社, 2002. [10]《起重機設計手冊》編寫組編. 起重機設計手冊[M]. 北京:機械工業(yè)出版社, 2013. [11]陳道南主編. 起重運輸機械[M]. 北京:冶金工業(yè)出版社, 2005. [12]史全富主編. 畫法幾何及工程制圖[M]. 上海:上?？茖W技術出版社, 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 為了更準確地了解汽車起重機抗傾覆穩(wěn)定性的可靠性，在以總體關鍵參數(shù)為設計變量的動態(tài)軟件環(huán)境中建立了參數(shù)化多體動力學模型。在此基礎上，根據(jù)工作條件和起重機動力學仿真結果，建立了該車起重機的穩(wěn)定性判據(jù)。對影響汽車起重機穩(wěn)定性的設計變量，采用截斷正態(tài)分布抽樣法，采用蒙特卡羅方法對其可靠性進行了分析。結果表明，在最危險工況下，汽車起重機的穩(wěn)定性可靠度為0.9998。分析表明，采用現(xiàn)代多體動力學和蒙特卡羅方法對汽車起重機抗傾覆穩(wěn)定性進行可靠度計算是可行的，其計算結果比傳統(tǒng)安全系數(shù)法更準確。 大型數(shù)控機床恒流量閉式靜壓轉臺的變形，由于其直徑大、承載能力強，對膜厚有很大的影響。根據(jù)彈性圓板變形理論，推導了在不同位置承受均布力的簡支條件下工作臺變形的微分方程。給出了工作臺的位移曲線。發(fā)現(xiàn)了靜壓轉臺的受力和變形缺陷，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)。 計算了汽車制動系統(tǒng)的設計，并根據(jù)已知的汽車相關參數(shù)進行了主要參數(shù)的計算。研究了制動制動力矩、制動力矩和制動力分配系數(shù)以及液壓制動驅動機構的相關參數(shù)。最后對制動性能進行了詳細的分析。 研制了一套渦流檢測與自動分離系統(tǒng)，對HFW管道中的焊縫缺陷進行檢測，并對缺陷管進行分離。應用相敏檢測器，通過低通濾波器獲得焊縫缺陷的純信號。將焊縫缺陷信號信息、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截斷的數(shù)學模型。設計了一種自動分離系統(tǒng)，用于切割和分離生產(chǎn)線中有缺陷的焊管。 對空氣流動及其模型的研究主要集中在設計雙層蓋屋頂，建議在潮濕的建筑物中使用。軟件ansys采用CFD方法進行建模。通風雙層屋頂設計的首要問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米之間有一個盲點，空氣倒流發(fā)生在上屋頂甲板的底面上，導致通風腔通風不良。曲軸的動強度分析是結構設計的基礎。本文討論了用亞當斯軟件進行動態(tài)仿真的方法，同時對簡支梁、連續(xù)梁模型、單拐模型和整體接觸模型三種傳統(tǒng)的應力分析方法進行了比較。提出了一種新的計算方法：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，最后建立整個曲軸的有限元模型。該模型能更準確地反映曲軸的實際情況，可用于曲軸的優(yōu)化設計。雙交叉步降應力加速壽命試驗（dcsds-alt）本文采用開關下雙應力交替。與恒應力試驗相比，階梯應力試驗減少了試件數(shù)量、時間和成本，最終提高了加速試驗的效率。對于氣動缸，應力測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數(shù)線性關系和威布爾