小型農(nóng)田起重機設(shè)計含4張CAD圖
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小型農(nóng)田起重機設(shè)計
摘 要
本次畢業(yè)設(shè)計題目為小型農(nóng)田起重機，目的是設(shè)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(shè)計方案，查找相關(guān)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(zhuǎn)機構(gòu)、變幅機構(gòu)、起升機構(gòu)的具體設(shè)計。本次小型農(nóng)田起重機的底盤采用履帶式底盤，驅(qū)動軸在底盤前部；回轉(zhuǎn)機構(gòu)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(zhuǎn)；變幅機構(gòu)利用四桿機構(gòu)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(gòu)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(gòu)涉及到定滑輪組的選擇。其次，利用材料力學(xué)所學(xué)的知識進行關(guān)鍵部件的強度、撓度計算；以及利用所給定的尺寸、零件的質(zhì)量進行防傾覆計算，計算結(jié)果與規(guī)定參數(shù)進行比較，對尺寸進行調(diào)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(biāo)注；選擇幾個主要零件進行零件圖的繪制。
關(guān)鍵詞：回轉(zhuǎn)機構(gòu)；變幅機構(gòu)；起升機構(gòu)；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(wù) 1
1.3 方案一二三比較 2
2 小型農(nóng)田起重機主要目標(biāo)設(shè)計參數(shù)的確定 3
3 移動底盤的參數(shù)設(shè)計 4
3.1 移動底盤輸出軸設(shè)計 4
3.2 根據(jù)彎扭合成應(yīng)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(zhuǎn)機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計 11
4.1 根據(jù)齒面接觸強度進行設(shè)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(gòu)的參數(shù)設(shè)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(jié)構(gòu)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(shè)計 32
6.1 吊鉤機構(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 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(shè)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(zhuǎn)臺、機架等部分組成。通過變幅、起升、轉(zhuǎn)向和其他機構(gòu)的共同操作來實現(xiàn)起重機重物，在一定范圍內(nèi)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(yīng)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(shè)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(fù)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(gòu)運動。它由移動機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、變幅機構(gòu)、起升機構(gòu)等組成。變幅機構(gòu)一般情況下采用電動推桿或者液壓缸提供動力。起升機構(gòu)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(gòu)有兩種驅(qū)動方式：1、集中驅(qū)動。2、分別驅(qū)動。
綜上所述，根據(jù)所查閱資料了解的情況，本次畢業(yè)設(shè)計擬采用履帶式起重機。
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：
（1）．種類少
?。?）．起重量低
?。?）．機構(gòu)復(fù)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(dāng)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(shè)計是刻不容緩的。
1.2.2主要設(shè)計任務(wù)
本次畢業(yè)設(shè)計是進行履帶式起重機的結(jié)構(gòu)設(shè)計，目的是設(shè)計一種機構(gòu)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(shè)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(jié)構(gòu)涉及到回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)設(shè)計、臂架結(jié)構(gòu)的設(shè)計、變幅機構(gòu)的設(shè)計，起升機構(gòu)的設(shè)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(biāo)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(zhuǎn)臺機構(gòu)由回轉(zhuǎn)支承，大齒圈，小齒輪嚙合，變幅機構(gòu)直接由卷揚機收縮、放出鋼絲繩進行調(diào)節(jié)。但由于農(nóng)田地形較為復(fù)雜，采用輪胎式，容易讓底盤驅(qū)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(gòu)采用卷揚機收縮鋼絲繩，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，故不如采用四桿機構(gòu)，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(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，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(gòu)設(shè)計為履帶式底盤；回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用采用單行星系齒輪結(jié)構(gòu)，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(gòu)鎖死，以防止齒輪錯位，保證機構(gòu)的穩(wěn)定轉(zhuǎn)動。外齒圈與回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺相連接，實現(xiàn)上車機構(gòu)的回轉(zhuǎn)；起升機構(gòu)采用液壓缸推桿上下移動帶動前臂上升、降落；起升機構(gòu)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(biāo)設(shè)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(zhuǎn)角度：360°。
（5） 機構(gòu)工作速度(v)：起升機構(gòu)速度：0~30米/分;變幅機構(gòu)速度：0~30米/分;回轉(zhuǎn)機構(gòu)速度：0.6轉(zhuǎn)/分;行走機構(gòu)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(shè)計小型農(nóng)田起重機構(gòu)想圖，如下圖。
圖2.1 履帶式起重機構(gòu)想圖
3 移動底盤的參數(shù)設(shè)計
移動底盤的主要作用是讓起重機完成行走、駐停、轉(zhuǎn)向，本次設(shè)計驅(qū)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(jié)構(gòu)，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(shè)計
輸出軸，材料40Cr（調(diào)制）
查《機械設(shè)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(shè)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(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)力校核軸的強度
根據(jù)上表中計算所得數(shù)據(jù)分析應(yīng)力、彎矩情況，查《機械設(shè)計手冊》表5-3-4
，取，軸的計算應(yīng)力
（式3.2.1）
查《機械設(shè)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(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，以及軸的各個部位使用環(huán)境特點，查《機械設(shè)計手冊》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《機械設(shè)計手冊》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《機械設(shè)計手冊》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《機械設(shè)計手冊》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《機械設(shè)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(biāo)準(zhǔn)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(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(zhì)也為輕微沖擊，查《機械設(shè)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(shè)有擋油環(huán)，為了防止漏油，但是也不能封死擋油口，以利于潤滑油能進入軸承。因為軸的轉(zhuǎn)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(jié)果： （式3.6.7）
運輸鏈的分度圓直徑： （式3.6.8）
運輸量的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計
4.1 根據(jù)齒面接觸強度進行設(shè)計
在不改變下車車身方向的基礎(chǔ)上，方便完成物體的搬運。采用單行星系齒輪結(jié)構(gòu)，動力從中心太陽輪輸入，傳動三個行星齒輪轉(zhuǎn)動，從而帶動外齒圈轉(zhuǎn)動，行星架通過機構(gòu)鎖死。外齒圈與回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)臺下平面相連接，利用外齒圈的轉(zhuǎn)動從而帶動上車機構(gòu)的回轉(zhuǎn)。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(diào)質(zhì)），外齒圈材料為45#鋼（調(diào)質(zhì)），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(guān)參數(shù)，試選載荷系數(shù)，計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩
（式4.1.2）
取齒寬系數(shù)，查《機械設(shè)計手冊》表9-2-1本次齒輪彈性影響系數(shù)
查《機械設(shè)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(shè)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（式4.1.7）
（式4.1.8）
查《機械設(shè)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(yīng)力，查《機械設(shè)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(dāng)成齒輪副接觸疲勞許用應(yīng)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(shè)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(shè)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(shè)計手冊》表2-3-4得，齒間載荷分配系數(shù)，查《機械設(shè)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(nèi)相關(guān)參數(shù)，查《機械設(shè)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(shè)計手冊》表6-4-2，應(yīng)力修正系數(shù)，齒形系數(shù)，查《機械設(shè)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(shè)計手冊》表6-4-2，取彎曲疲勞壽命系 ，查《機械設(shè)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(diào)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(shè)計手冊》表8-3-4，得動載系數(shù)得，由插值法得，結(jié)合b/h=9.334查《機械設(shè)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(gòu)的參數(shù)設(shè)計
變幅機構(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、起重機上車平臺構(gòu)成四桿機構(gòu)。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(gòu)裝配簡圖如下。
圖5.1 變幅機構(gòu)裝配圖
5.1 前臂
前臂具體參數(shù)：長度：2378mm ，寬度：140mm， 高度392mm，質(zhì)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(shè)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(zhì)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(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）法蘭盤的結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)圖
（2）筋的結(jié)構(gòu)設(shè)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(gòu)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(gòu)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(shè)計要求，選用梯形的加強筋，厚度為60mm。
5.3 液壓缸
本次設(shè)計液壓缸是將液壓能轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)十分簡單、而且工作可靠。用它來實現(xiàn)機構(gòu)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(gòu)運動的也更快。
5.3.1液壓缸的軸向尺寸
設(shè)計液壓缸，其軸向長度是由起重機起升高度決定?；钊麑挾取Ｗ兎鶛C構(gòu)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(dǎo)向長度
（式5.3.1）
缸筒長度=l+B+A+M+C。
l是本次設(shè)計液壓缸活塞最大行程，b是活塞寬度一般取（0.6-1.0）D本次取0.6D,
A是活塞桿的導(dǎo)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(dǎo)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(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(dāng)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(guān)閉（即液壓制動），起重臂停在某一位置不動。當(dāng)抬起臂時，閥桿移動到左側(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打開到變幅缸Ⅲ的大腔，缸內(nèi)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(dāng)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(jié)構(gòu)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(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; 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(xué)模型
本次設(shè)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(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(yīng)力,[σ] :本次前臂的許用應(yīng)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(shè)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(shè)計由前臂和立柱還有液壓缸組成變幅機構(gòu)，前臂端的撓度應(yīng)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(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度校核
立柱的作用是為了支承起重機上車旋轉(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《機械設(shè)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(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)過計算強度要求滿足。
5.6 液壓穩(wěn)定性強度校核
設(shè)計的缸筒壁厚δ=15mm，因本次設(shè)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(nèi)徑 D=90mm，
缸筒材料的許用應(yīng)力。，為材料抗拉強度單位,n為安全系數(shù)，查《機械設(shè)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(shè)計的缸筒厚度、缸筒內(nèi)經(jīng)滿足安全要求。
缸底厚度δ1=20mm，在缸底有孔時：
（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(yán)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(shè)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(zhuǎn)動部分的重力；
起重機機身不轉(zhuǎn)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(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(yīng)限制在3°以內(nèi)；
起重半徑（即工作幅度）
當(dāng)臂長度小于25m時，可以忽略風(fēng)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(zhuǎn)時離心力引起的傾覆力矩；
離心力；
起重機的回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)使履帶中點的穩(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(dāng)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(shè)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(shè)計
起升機構(gòu)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(zhuǎn)機構(gòu)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(gòu)前臂前定滑輪距離地面的高度)。起升機構(gòu)簡圖如下。
圖6.1 起升機構(gòu)裝配圖
6.1 吊鉤機構(gòu)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(gòu)三維裝配圖如下。
圖6.3 其他重要細節(jié)裝配
7 結(jié)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(shè)計值為2.10米，為1.72米，回轉(zhuǎn)角度：360°，起升機構(gòu)速度：0~30米/分，變幅機構(gòu)速度：0~30米/分，回轉(zhuǎn)機構(gòu)速度：0.6轉(zhuǎn)/分，行走機構(gòu)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
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附錄1：外文翻譯
為了更準(zhǔn)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(guān)鍵參數(shù)為設(shè)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(xué)模型。在此基礎(chǔ)上，根據(jù)工作條件和起重機動力學(xué)仿真結(jié)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(shè)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(jié)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(xué)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(jié)果比傳統(tǒng)安全系數(shù)法更準(zhǔn)確。 大型數(shù)控機床恒流量閉式靜壓轉(zhuǎn)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(dǎo)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(zhuǎn)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(shè)計，并根據(jù)已知的汽車相關(guān)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(qū)動機構(gòu)的相關(guān)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(yīng)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(xué)模型。設(shè)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(shè)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(fēng)雙層屋頂設(shè)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(dǎo)致通風(fēng)腔通風(fēng)不良。曲軸的動強度分析是結(jié)構(gòu)設(shè)計的基礎(chǔ)。本文討論了用亞當(dāng)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(yīng)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(zhǔn)確地反映曲軸的實際情況，可用于曲軸的優(yōu)化設(shè)計。雙交叉步降應(yīng)力加速壽命試驗（dcsds-alt）本文采用開關(guān)下雙應(yīng)力交替。與恒應(yīng)力試驗相比，階梯應(yīng)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(yīng)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(guān)系和威布爾
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