【正文】
。34 / 75在上述操作中，基本臂臂箍的主要部件的建模已經結束，以基本臂中箍為基準，進行裝下滑塊式臂箍下端對二節(jié)臂的主要支撐點，并且起著導向的作用，建模過程式通過拉伸切除、旋轉凸臺、拉伸凸臺等功能進行零部件建模，先將側支板、底板、加強筋、套、下滑塊座、軸支撐板進行裝配，形成裝配體下滑塊座，在以下滑塊座作為框架，將調整墊板、下滑塊、軸銷圖中： 1左上滑塊蓋、 2側擋板 3上滑塊固定塊、 4調整墊 5上滑塊固定塊、6左上移動板、 7側擋板 8下?lián)醢濉?9調整墊圖 左上滑塊爆炸視圖圖中： 1下滑塊、 2調整墊板、 3銷軸、 4軸支撐板 5側支撐板 6加強筋 7側支撐板 8底板、 9軸支撐板 10套、 11加強筋圖 下滑塊爆炸視圖35 / 75裝配在下滑塊座上，形成裝配體下滑塊。首先將側擋板、下?lián)醢濉⒑髶醢逖b配在一起構成上滑塊座，再依次將調整墊、上滑塊、上滑塊固定塊、左上移動板、左上滑塊蓋通過配合關系裝配在一起，生成左上滑塊的三維模型。下圖 炸圖。 基本臂臂箍的建模 基本臂臂箍在基本臂中的作用是，支撐第 2節(jié)臂，并且對第 2節(jié)臂起導向的作用，主要由基本臂中箍、左上滑塊、右上滑塊、下滑塊組成。下面對建模過程中主要部件的建模過程及方法給予介紹，由于每節(jié)臂的建模過程由很多相似之處，所以以基本臂的建模為例，再附加其它主要部件的建模。此次畢業(yè)設計參照徐工的 50噸汽車起重機相關資料，及前面所計算出來的數(shù)據(jù)，進行建模。（ 5） 通過一個鏈接重組來合并裝配體零部件。（ 3） 只能在組裝零部件后添加生成切除或孔特征，因為這些裝配體特征只存在于關聯(lián)裝配體中。當在零部件之間建立參考關系時，模型將完全相關聯(lián)，對參考零部件所做的改變會使其它零部件相應更新。因此可以將布局草圖作為設計的開端，定義固定的零件位置，基準面等，然后參考這些定義來設計相關零件。設計人員可以使用一個零件的幾何體來幫助定義另一個零件，或生成組裝零件后，才添加加工特征。（ 3） 當不需要相對于其它零件建立控制零件大小和尺寸的參考關系時，則此方法較為適用。自下而上設計的優(yōu)點是：（ 1） 由于零部件式獨立設計的，它們的相互關系及重建行為更為簡單。這兩種方法可分別使用，也可以結合起來使用?；喗M的滑輪配置簡圖如下圖 。 滑輪組的倍率和滑輪組的效率在前面已經選取即參照參見文獻 〔1〕 可知。按照構造特點分為單聯(lián)滑輪組和多聯(lián)滑輪組，汽車起重機的起升機構的 滑輪組為單聯(lián)滑輪組與多層繞卷筒配合使用。0D主臂伸縮用滑輪計算即選用主臂伸縮用滑輪的設計與起升用滑輪一致，故按式（ ）及式（ ）確定，滑輪由于受空間的制約在此選擇 e=12，滑輪軸徑 =20主臂伸縮用滑輪的規(guī)格為：0d=156， B=26，繩槽斷面為 。（ 3） 滑輪繩槽尺寸由于選用滑輪為鑄造滑輪，參見文獻 〔1〕 可選用，滑輪繩槽半徑為 ，表面粗糙度為 2級的繩槽斷面，標記為繩槽斷面 。0d表 輪繩直徑比系數(shù) 機構工作級別 e～1M81641852062530 / 758M28 注： ① 采用不旋轉鋼絲繩時， e值應該比機構工作級別高一級的值選取。0D?（ 2） 輪轂寬度 B 一般情況下， B=（ ～ ） （ ）0d式中： 滑輪軸徑，此處設計為 30mm。參見下表 ，由于機e構工作級別為 M4，于是選得輪繩直徑比系數(shù)為 18。 d—鋼絲繩直徑。 起升用滑輪尺寸的確定及選用 滑輪的主要尺寸是滑輪直徑 D,輪轂寬度 B和繩槽尺寸，滑輪結構尺寸可按鋼絲繩直徑進行選定。） ，繩槽側壁將受到很大橫向力的作用，容易使槽口損壞，使鋼絲繩脫槽，為了減小鋼絲繩的磨損，在滑輪繩槽中可用鋁或聚酰胺作為墊襯材料，這使滑輪構造復雜，只有當鋼絲繩很長，在技術和經濟上要求較高時，才推薦使用。 滑輪大多裝在滾動軸承上，用尼龍和其它材料做成的滑動軸承，也開始在起重機的滑輪上使用。大型滑輪（直徑29 / 75D≥800mm ）由輪緣及帶筋板的輪輻和輪轂焊接而成，單件生產時也易選擇焊接滑輪。 構造和材料的選用 承受負載不大的滑輪，結構尺寸較小（直徑 D≤350mm ） ，通常做成實體結構，用強度不低于鑄鐵 HT200的材料制造。即型號為： 6X（ 37） 131700I光 右交 GB110274。作用在缸的軸向力為： F= = N,F由 8根50sin6F???鋼絲繩來承擔（其中 4根拉第 4節(jié)臂，其中 4根拉第 5節(jié)臂） ，每根鋼絲繩繩承受的拉力為N。 參見文獻 〔1〕 可知，可選用鋼絲繩型號為 6T(25)—23—1850— —光 —右交 GB1102—74。?? 將上述值代入式（ S= (N)。410? m—滑輪組倍率，由文獻 〔1〕 可知， m=10。b? b?2m將上述值帶入式（ ）可得 C=。通常選取為ww?全 部 鋼 絲 斷 面 積 總 和鋼 絲 繩 斷 面 毛 面 積=。選擇系數(shù) C的確定與機構的工作級別由關，可通過下式確定。 起升用鋼絲繩直徑的計算鋼絲繩的直徑 d可通過下式計算即 ()dCS?式中： C—選擇系數(shù)。 鋼絲繩結構形式的選用繞經滑輪和卷筒的工作機構鋼絲繩應選用線接觸鋼絲繩；在腐蝕環(huán)境中采用鍍鋅鋼絲繩。127 / 75通過計算得出液壓缸的基本參數(shù)為：缸筒內徑： 160mm 活塞桿直徑： 140mm 缸筒外徑： 180mm 根據(jù)上述數(shù)值，參見徐工液壓件廠的伸縮缸技術參數(shù)選擇液壓缸的參數(shù)如下： 缸徑： 160，桿徑： 140，工作壓力： 20Mpa，實驗壓力： 25Mpa，行程： 7500。?即所得缸筒壁厚為 10mm。?此時 ，不滿足式 ，所以所求液壓缸不是薄壁缸筒，為厚壁缸筒。b? D—缸筒內徑 D=160mm。當 P＞ 16MPa時，x x=， P為液壓缸工作壓力為 30MPa。 缸筒壁厚及外徑計算液壓缸壁厚 和外徑 由強度條件確定?1D（ 1） 缸筒壁厚的確定 缸筒分為 2種，當缸筒內徑 D和壁厚 的比值 時，稱為薄壁缸筒，反之稱為厚?:10?壁缸筒。所得 = N。tF26 / 75參見表 ，重新選擇活塞桿直徑 d=140mm。? 壓桿穩(wěn)定公式為： （ ）tn? 式中： 安全系數(shù)，一般取 =。 長度折算系數(shù)，由文獻 〔1〕 可知， =1。? J—活塞桿截面慣性矩， = 。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，再帶入壓桿穩(wěn)定公式進行計算。 將上述值代入， 式（ ）成立，所以強度滿足要求。? F—液壓缸負載力。?? 可得出： d=113mm；參見表 ，選擇 d=125mm。時，工作幅度圖 50噸汽車起重機伸縮機構設計24 / 75為 3米時，主臂吊最大載荷 Q=50T,此時伸縮缸承受最大壓力T （ ）?? 伸縮缸在工作時能夠達到的工作壓力按 30MPa計算，根據(jù)公式如下 ()4DP?式中 :D—液壓缸的內徑 F—最大載荷 P—工作壓力可得出， D=159mm,參見表 ，取 D=160mm?？s回的過程是通過，回繩滑輪 7，鋼絲繩 9的帶動實現(xiàn)的，其過程與吊臂伸繩的過程完全相同。液壓缸 2在伸出的過程中，直接帶動三節(jié)臂向前運動，這時由于鋼絲繩 13的長度是不變的，導致鋼絲繩 13一端變長，另一端也得隨之運動，顧通過滑輪 17帶動四節(jié)臂向前運動；四節(jié)臂在向前運動的時候，由于鋼絲繩 18的長度是不變的，導致三節(jié)臂也五節(jié)臂之間的距離增大，顧通過伸繩滑輪20，鋼絲繩帶動五節(jié)臂向前運動。圖 50噸汽車起重機主臂設計的兩個液壓缸和兩套鋼絲繩系統(tǒng)組成的同步伸縮機構，圖中液壓缸 3的活塞桿與基本臂由銷軸 1相接，液壓缸 3的缸體與二節(jié)臂通過銷軸 2相接，液23 / 75壓缸伸出時，直接帶動二節(jié)臂及其余的臂同時伸出，這個時候完成第一次的伸出動作。本次設計的五節(jié)臂伸縮，采用后種方法過于落后，顧采用第一種方法。在三節(jié)伸縮臂時，基本上采用一個液壓缸加一個滑輪組的同步伸縮機構。顯然，獨立伸縮機構，同樣也可以完成順序伸縮或同步伸縮的動作。（ 2）同步伸縮：指吊臂在伸縮過程中，各節(jié)伸縮臂同時以相同的形成比例進行伸縮。 對于擁有三節(jié)或三節(jié)以上的吊臂來講，各節(jié)臂的伸縮方式可以由不同的選擇，但是，大致可以分為三類。在某些情況下可以取消伸縮機構，代之采用人力驅動，或采用推桿和繩索的器件，而輔之以人工安裝插銷等方法伸縮吊臂，這就形成了人力驅動。按驅動形式的不同，可分為液壓、液壓 —機械和人力三種。參見徐工 50噸汽車起重機主臂設計尺寸，確定基本臂尺寸為 780650。槽形截面避免了滑塊支撐在蓋板上或側板正下方時，將產生附加局部彎曲或局部壓縮，對板的穩(wěn)定不利。在經過研究計算結果和實際生產表明，吊臂截面上半部分采用矩形，下半部分采用外凸折板形（即槽形）最好。因為高強度鋼板的抗局部失穩(wěn)的能力并不比普通鋼板的能力號，所以，改變局部失穩(wěn)在此顯得更為重要。梯形截面的橫向抗彎剛度和抗扭剛度比矩形好，正梯形側板的上半部拉應力較大，提高了側板的穩(wěn)定系數(shù)：倒梯形的下底板載，可以避免下地板的局部失穩(wěn)。整個箱形吊臂也可做成頭稍細，根稍粗的棱錐體狀，但大多采用貼加強板的方法來改變截面的面積特性，在局部高應力處采用局部加強板局部加強。有的為了減輕重量也可在側板上開大孔，并卷邊加強。 吊臂截面的選擇及截面尺寸確定伸縮吊臂的截面形狀由很多種，主要包括：矩形、正梯形、倒梯形、六邊形、槽形、角鋼組合式等。將上述值帶入式 ()得出： =0時， = ，?2O =50時， = ， =40時， = ，2 在 =40時，比較接近中點值，所以鉸點位置確定為： =40時， = ，在? ?2O=，根部鉸點 的位置落在前方軌道上， =，根部鉸點落在后方軌道上。 =176。 1239。112121 已知， ， =（ ～ ） ，并帶入上述 2式并消去 、 ，39。 39。12?2239。0hf從而可以得出： =176。2O.面角 是 與水平線的夾角，它可由下式求得：39。在 中 ，在 中，2O12?39。鉸點 的取得要滿足下22述條件，在變幅缸縮回時， 吊臂位在行駛狀態(tài)，變幅液壓缸長度為最短長度；而當全伸時吊臂位在最大仰角狀態(tài)，液壓缸長度達到最大長度。因為鉸O0he0hO點離滾道面的距離式構造所定，一般取 =。從而可以得出鉸點 已經確定。采用雙作用液壓缸，其鉸點離回轉中心的距離f取決于雙缸間的距離 B,可通過下式算得： （ ）22DBf????????由于回轉支撐裝置 D和吊臂寬度 B都與起重能力有關，一般取 D=(～ )B。上述為所計算出的各節(jié)臂的長度尺寸，參考徐州重型 50噸汽車起重機設計各節(jié)臂尺寸的確定，最終確定長度為 : =（ m） 、 =（ m） 、 =（ m） 、 =（ m） 、 01l02l03l 04l=（ m） 。la式中： =+（ 51） =（ m）0l （ + ） +（ K1） c=（ +） +（ 51） =（ m）39。li1?l些，因為一般情況下結構空間 c臂外露空間 a大一些，得出 = +（ ca） 39。il39。39。+ +a= + +c39。i = + +a1i?39。 因此前后兩節(jié)臂由這樣的關系， = +ca （ ）0il1?從式 36可知， = + +a0il39。因此，搭接部分要根據(jù)實際經驗和優(yōu)化設計而定，一般為伸縮臂外伸長度的 1/4—1/5。 搭接長度應該短些，以減輕吊臂重量。l39。il39。il前節(jié)臂中的那部分搭接長度 ，第 i節(jié)臂插在前節(jié)臂內的長度為（ + ） ，假設第 i節(jié)臂的結構39。39。l式中： K為吊臂的節(jié)數(shù)。l從中可以得出 =（ m） 。l039。若假設 為臂頭滑輪中心離基本臂端面的距離，則基本臂結構長度加上 即為基本臂的工0a 0a作長度。l 39。即 。339。max1234512345()()()()l lalal?????? 式中 ﹑ ﹑﹑ ﹑ 為各節(jié)伸縮臂的伸縮長度，在設計當中，伸縮長度往往取同一數(shù)值，39。 39。maxl il即 （ ）0039。a， 5， b， h 同上。1 1h17 / 75將最大起升高度 H1帶入公式得出主吊臂最大長度 。吊臂根部鉸點離回轉平面的高度 為0h==?式中： ——為回轉支承裝置的高度， = 。0min01cos()()elRm??????得出吊臂根部離鉸點的距離 e=。吊