【導讀】為給定基本設計參數(shù)的起重機設計一液壓傳動系統(tǒng)。計支腿回路、回轉回路、伸縮回路、變幅回路及起升回路的液壓系統(tǒng)。壓系統(tǒng)原理圖的繪制。工業(yè)學院畢業(yè)設計(論文)撰寫格式》；須要有部分是手工繪制。[2]胡宗武.顧迪民.起重機設計計算[M].北京：中國建筑工業(yè)出版社,查資料、分析設計要求和性能參數(shù)。確定結構方案,繪制整體設計布局圖或方案圖。進行液壓元件的選型及參數(shù)計算。修改設計，論文答辯。

　　

【正文】 中位 不動 上位 伸出 下位 縮回 中位 不動 上位 上升 下位 下降 中位 不動 對以上主要運動機構和液壓回路相結合，去掉多余東西，總結出液壓系統(tǒng)原理圖如圖 所示，系統(tǒng)工況表如圖 所示。整個液壓系統(tǒng)由一臺三聯(lián)齒輪泵供油，其中回轉與支腿回路共用一個泵，伸縮與變幅共用一個泵，起升回路單獨使用一個泵供油。 支腿收放機構計算 支腿支撐位置的確定 起重機支腿通常是前后設置，向左右兩側伸出，四個支腿支撐點形成的水平包圍面積。支腿支撐點位置確定的原則是：（ 1）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改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，始終在支腿支撐點構成面積內。（ 2）在保證抗傾覆穩(wěn)定性的條件下，支腿的支撐基底最小，以擴大有效作業(yè)面積。（ 3）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撐線之間，否則支腿不可能使全部車輪離地。 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計說明書 （論文） 30 支撐點 位置的確定方法如下圖所示。圖中 0 為起重機回轉中心 , 1G 為下車自重，下車重心坐標 ? ?11,yx ，且 1x =L, 01?y 。 2G 為包括貨重在內的上車總重，2G 距 O點的水平距離為 R，其坐標為 ? ?22,yx 。起重機回轉時， 2G 的運動軌跡方程為 ： 22222 Ryx ?? 圖 18 起重機總重 21 GGG ?? ，其作用點坐標 ? ?yx, 為： G yGyGyG xGGx 2211221 , ???? 將 ? ?222 ,yxG 、 ? ?yxG, 坐標代入 2G 點運動軌跡方程中得： 22222 ?????????????? ? G RGyG LGx 上式即為合力 G的運動軌跡方程，是一個圓心坐標為 ??????? 0,1GLG、半徑為 GRG2的圓，稱之為合力圓。如果將支腿支撐點布置在合力圓的外切四邊形的四角，就能滿足抗傾覆穩(wěn)定性的要求。理論上支腿跨距成方形，但在實際上，由于總體布置的要求，通常支腿向跨距大于支腿橫向跨距 。 前后兩支腿的中心為原點 O，則回轉中心的坐標為（ 75,0） 根據(jù)起重特性表我們選取幅度為 8，全伸臂 時計算?？紤]安全因素的情況下。 可以確定支腿外伸時的坐標為（ x,y） X=2550mm Y=2800mm 整車寬度 D=2600mm 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計說明書 （論文） 31 則支腿外伸長度 1 5 0 02 ??? DYMmm 支腿距回轉中心的水平距離為 N=X=2550mm 支腿油缸的受力計算 汽車、輪胎和鐵路起重機都裝有可收放支腿。支腿的作用是增 大起重機的支撐基地，提高起重能力。起重機一般裝有四個支腿，前后左右兩側分置。我們也選用四個支腿的形式。 設計起重機時根據(jù)構造和使用要求，起重機有三點支撐式和四點支撐式兩種。三支點式支撐反力的分配是靜定的，可利用靜力平衡條件求各支撐反力。四支點式支撐反力的計算屬于超靜定問題，支撐反力不僅與載荷有關，還取決于車架的剛性、軌道或道路路面的彈性和平整度等許多因素。所以為了方便，我們可以簡化為靜定求解。 我們采用剛性車架假設：認為車架是絕對剛體，在載荷作用下車架的四個支撐點始終保持在同一平面上。 根據(jù)起重特性表當起吊 重量為 8噸時，液壓缸受力最大 F= ? ? ? ?? ? gx x b ?? ??? 752275= 4103? N X為后支腿到回轉中心的距離， Q為起吊重量， bQ 為上車重量 支腿油缸主要幾何的計算 缸筒內徑計算 主臂液壓缸定為 1節(jié)，查閱文獻 [1]尺寸形狀可按如下進行設計計算，當主臂仰角為 60176。時，工作幅度為 3米時，主臂吊最大載荷 Q=8T,此時伸縮缸承受最大壓力， F= 4103? N 液壓缸在工作時能夠達到的工作壓力按 18MP 計算，根據(jù)如下公 式 ??1 缸筒內徑公式： PFD ??? D— 液壓缸的內徑 F— 最大載荷 P— 工作壓力 式中 :D— 液壓缸的內徑 可得出， D=96mm,參見表 2，取 D=125mm。 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計說明書 （論文） 32 表 2 缸桶內徑選擇表 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 活塞桿直徑 d 計算 活塞桿直徑 d一般按液壓缸往復運動速度比 ? 計算， 公式如下： 1dD??????1 （ 1） 式中： D— 液壓缸直徑 ? 往復運動速度比，參見表 3，選擇 ? =2。 可得出： d=；根據(jù) D/d=，參見表 4，選擇 d=90mm。 表 3 速度比 ? 選擇 壓力 MP ≤ 10 ～ 20 ≥ 20 速度比 ? 2 表 4 活塞桿直徑尺寸系列 活塞桿強度驗算 活塞桿工作時，一般主要受軸向主要拉壓作用力，因此活塞桿的強度驗算，可按直桿拉壓強度驗算，可按直桿拉壓公式計算， 即 ??1 ? ?24Fd????? （ 2） ?? nb??? （ 3） 式中： ? 活塞桿內應力。 F— 液壓缸負載力。 4 5 6 7 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 35 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計說明書 （論文） 33 ??? 活塞桿材料許用應力 ， b? 為材料的抗拉強度，材料為 45 號鋼，故 b?為 600MP， n 為安全系數(shù)，一般取 n≥ 3～ 5， n取 5。 將上述值代入， 式（ 2）成立，所以強度滿足要求。 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)，產生縱向彎曲破壞，這時需要進行受壓穩(wěn)定性計算。 計算時吧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 tF ，再帶入壓桿穩(wěn)定公式進行計算。 歐拉公式為： 222t EJF L??? （ 4） 式中： E— 材料的彈性模數(shù)，對鋼而言， E= ? MP。 J— 活塞桿截面慣性矩， 464dJ ?? = ?? 。 L— 液壓缸安裝長度，由文獻〔 1〕可知，此處選擇為 L= 液壓缸長為 米。 ? 長度折算系 數(shù)，由文獻〔 1〕我們采用缸體固定桿端鉸接的形式 可知， ? =。 計算可得 tF = ? N。 壓桿穩(wěn)定公式為： ttFF n? （ 5） 式中： tn 安全系數(shù)，一般取 tn =。 將 tF 帶入上式，所得結果與式（ 3）符合。 可以確定尺寸為 d=90mm 缸筒壁厚的計算 液壓缸壁厚 ? 和外徑 1D 由強度條件確定 缸筒計算分為 2 種： 標準液壓缸外徑，標準液壓缸的缸體外徑主要用在重型機械、運輸機械等方面。 按薄壁筒計算 按中等壁厚計算 按厚壁計算 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計說明書 （論文） 34 液壓系統(tǒng)壓力擬定為 20MPa 故采用 薄臂計算方法 當缸筒內徑 D和壁厚 ? 的比值 : 10D?? 時，稱為薄壁缸筒。 對薄壁缸筒 : ? ??? 2 Dpy???1 （ 6） 式中： xP 液壓缸的耐壓試驗壓力，當 P＜ 16MP 時， xP =。 當 P＞ 16MP 時， xP =， P為液壓缸工作壓力為 20MP。 ??? 缸筒材料的許用應力， ? ? bN?? ? , b? 為材料的抗拉強度，材料為 45 號鋼取 b? =600MP， N為安全系數(shù)，一般取 N=5。 對于： 45 號鋼 ??? =600 MPa 鍛鋼 ??? =100— 120 MPa 鑄鋼 ??? =100— 110 MPa 鋼管 ??? =100— 110 MPa 鑄鐵 ??? =60 MPa D— 缸筒內徑 D=125mm。 將上述數(shù)值代入式（ 4）可得， ? =。 即所得缸筒壁厚為 25mm。 缸筒外徑計算 缸筒外徑 1D 為 1 2DD??? （ 7） 所得結果為 1D =150mm。 缸底厚度計算 我們采用平行缸底 當缸底無油孔時 ? ??ypDh ???1 h— 缸 底厚度 m D— 液壓缸內徑 m py — 實驗壓力 MPa ??? — 缸底材料的許用應力 MPa 我們選用缸底材料為 45 號鋼 ??? =600 MPa 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計說明書 （論文） 35 可以得出 h= 通過計算得出液壓缸的基本參數(shù)為： 缸筒內徑： 125mm 活塞桿直徑： 90mm 缸筒外徑： 150mm 缸徑： 125，桿徑： 90 根據(jù)液壓缸運動速度要求，定支腿回 路流量和相關閥的型號 支腿液壓缸速度定為： V= m/s 支腿回路流量 Q=V S=序號 圖號 閥門 數(shù)量 8 DFYL20H 液控單向閥 1 34SHH