车辆工程毕业设计（论文）汽车随车起重机设计【全套图纸】.doc

1起升机机构设计全套图纸，加1538937061.1 起升机构的基本参数计算1.1.1 传动方案 起升机构是起升货物并使它产生升降运动的机构，它是起重机中最主要和最基本的机构。本设计采用液压起升机构，简图如下所示：2357 78 6 61 11.高速油马达 2.一级闭式齿轮传动 3.棘轮停止器4.输出小齿轮 5.开式大齿轮 6.卷筒 7.钢丝绳 8.吊钩油马达经过减速后，驱动滚筒旋转，使钢丝绳绕进卷筒或由卷筒放出，从而使吊钩升降。卷筒的正反向转动是通过改变马达的转向达到的，而机构运动的停止或使货物保持在悬吊状态是依靠棘轮停止器来实现的。1.1.2基本参数的计算(1)起升速度，由已知得(2)钢丝绳速度：V绳V升×a：滑轮组倍率，a=6V绳12×6=72m/min(3)钢丝绳速度（按缠绕时第三层计算）：n卷V绳（D+4+d）×=114.6r/minD：卷筒直径 d：钢丝绳直径(4)初步选定减速比为i26.18，则马达转速n马n卷×i26.18×114.6=3000r/min(5)卷筒扭矩（按最大计算）M卷S×D9×d2×卷S：钢丝绳单绳拉力,取标准值11052.6N卷：卷筒的效率，0.98M卷11052.6×(160+6×10)×10-32×0.98=1410Nm(6)马达扭矩：M马=M卷(i×)=卷×轴承3×开齿×闭齿卷：卷筒效率, 0.98轴承：轴承传动效率, 0.99开齿：开式齿轮传动效率 0.94闭齿：闭式齿轮传动效率 0.99=0.98×0.993×0.94×0.99=0.89M=60.5Nm由马达转速、扭矩选用马达M-MFB20-US排量：qm=21.10ml/r转速 100r/min3200r/min最大输出扭矩 64N/min(7) 由马达转速，得出油泵的容量：Q=n马：马达转速已知为3000r/minq：马达排量, qm=21.10ml/r马容：马达容积效率,0.96Q=65937.5ml/min(8)重物提升功率N重=V升×Q起=12×6300×6.860=12.348kw(9)油泵驱动功率N泵=N重=卷×轮组×减×马总×泵总卷：卷筒效率,0.98 轮组：滑轮组效率,0.95轮：导向轮效率,0.96减：减速机效率,0.94马总：马达总效率,0.87泵总：油泵总效率,0.8则：=0.98×0.95×0.96×0.94×0.87×0.8=0.585N泵= =21.12kw(10)发动机转速,标准值n发=2600r/min(11)泵的排量q=23.63ml/rQ：油泵容量=65937.5ml/min容：容积效率=0.93q= 由泵的排量、驱动功率选用： 泵 CB-B-32排量 qm=32ml/r1.2钢丝绳的设计与选用钢丝绳受力复杂，内部应力难以计算。设计规范规定，可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力计算，其公式为：d = c d：钢丝绳最小直径mmc：选择系数。它的取值与机构工作级别和钢丝绳抗拉强度有关c=n：安全系数 由工作级别（M4）选取n=4.5k：钢丝绳绕制折减系数，一般取k=0.82b：钢丝绳的抗拉强度b=1850N/mm2w：钢丝绳充满系数，为绳断面积与毛面积之比,计算得w=0.46c = =0.0906s = s：最大单绳拉力 （N）Q：起升重量 63000Na：滑轮组倍率 a = 6：滑轮组效率 d=0.0906×9.53取d=10mm查标准圆整选取：钢丝绳69370-10-1850-特-光-右交GB1102-74 钢丝绳在使用时需要与其他承载零件连接以传递载荷。本设计采用楔形套筒法，查取选用：楔 10#GB5973-86 HT200楔套 10#GB5973-86 ZG200楔形接头 10#GB5973-86 ZG270-5001.3滑轮及滑轮组设计1.3.1选型与材料采用HT150，工艺性好，易于加工、价廉，对钢丝绳寿命有利。采用单联滑轮组，它结合导向滑轮使用，倍率为6，这样可以用较小的拉力吊起较重的物品。如图所示单联滑轮组展开的情况。考虑到滑轮组的效率：S=S：单绳拉力 a：滑轮组倍率 6 ：滑轮组的效率 =0.95：采用滚动轴承时为0.98 =S= =11052.6N1.3.2滑轮直径D为了提高绳的寿命，必须降低绳经过滑轮时的弯曲应力的挤压应力，因此滑轮直径不有过不小。D（h1）×dd：钢丝绳直径,d=10mmh：与机构工作级别和钢丝绳有关的系数取18D（181）×10=170mm采用绳槽断面5.52ZBJ80006.1-871.3.3 绳最大偏角0钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否则会增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下0=46。本设计取绳槽两侧面夹角2=3545取0=5；2= 45平衡滑轮直径Dp=170mm1.3.4滑轮轴设计采用45钢，滑轮组工作时只承受弯矩，是心轴。RA= = =33158NRB=6×SRA=33158NMC=RA×742×S×42=1525Nm对固定心轴，载荷无变化时=95N/mm2d=21.68d=21.68 55mm 1.3.5滑轮轴承的设计与校核各轴承受力相同均匀为2S=22105.2N，选用轴承圆柱滚子32511E，校核：L= =7339h合格1.4吊钩的设计与选用1.4.1选材吊钩的断裂可能导致重大的人身及设备事故，因此吊钩的材料要求没有突然断裂的危险，从减轻吊钩重量出发，要求吊钩的材料具有足够的强度。本吊钩采用DG20Mn。1.4.2构造采用锻造的单钩，制造与使用方便，梯形断面，受力情况合理。选取钩号LYD6-MGB10051.5强度等级M61.4.3吊钩挂架采用长型号钩组，吊钩支承在单独的滑轮轴上。为了便于工作，吊钩应能绕垂直轴线和水平轴线旋律，为此吊钩螺母与横梁之间采用止推轴承，吊钩尾部的螺母压在其上。吊钩横梁的轴端与定轴挡板相配处形成环形槽，容许横梁转动。推力球轴承选：GB301-84.8310校核： C0=S0×P0C0aS0：安全系数,为2P0：对a=90°的推力轴承P0a=Fa=63000NC0=2×6300=126KNCoa合格1.4.4横梁只受弯矩，不受转矩的心轴，采用45钢R=31500NMc=Ra×=31500×=23310NmW=a为 ： =0.4167W= (10.41674)=164533= = =14.2N/mm²h=30mmb=45mm 取b=50mm1.5卷筒设计 本设计采用多层绕卷筒，其容绳量大。随着起升高度的增加。起升机构中卷筒的绕绳量相应增加。采用尺寸较小的多层绕卷筒对少机构尺寸是很有利的。其表面做成螺旋绳槽，两边有侧板以防钢丝脱出，二级减速大齿轮与卷旋绳槽，两边有侧板以防钢丝绳脱出，二级减速大齿轮与卷筒连接在一起。1.5.1名义直径：其名义直径是绳槽底的直径D1=hdd：钢丝绳直径10mmh：与机构工作级别和钢丝绳结构有关，查表h=16D1=16×10=160mm1.5.2卷筒的长度L=1.1n：卷绕层数N=5a：滑轮组倍率a=6D：卷筒直径160mmH：起升高度10mmD：钢丝绳直径10mmL=1.1×=200.08mm1.5.3卷筒厚度本卷筒为钢卷筒ZG230-450，可由经验公式确定d，考虑到工艺要求， 取=15mm1.5.4卷筒强度校核最大拉力为Smax的钢丝绳绕上卷筒后，把卷筒箍紧，使卷筒产生压缩、弯曲和扭转应力，其中压缩应力最大，当L3D时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的30%，因此弯曲和扭转应力可忽略。=AA：原与卷筒层数有关的系数, A=2S：钢丝绳最大拉力P：卷筒节距11.5mm：卷筒厚度15mmy：许用压应力=153N/mm ²s=230N/mm21=2×=128N/mm<合格1.6减速器设计起升结构的减速器传动采用一级悬挂闭式减速器与一级开式齿轮传动相结合。为了减小尺寸、节省材料、延长齿轮寿命，本设计采用硬齿面。1.6.1总传动比及其分配(1)总传动比:已知马达转速及卷筒转速，所以总传动比为i=26.18(2)传动比分配:传动比分配的合理，传动系统结构紧凑、重量轻、成本低，润滑条件好。由i1=(1.31.4)i2 取i2=4.407; i1=5.941.6.2 传动装置的运动参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为轴、轴、轴。(1)各轴转速计算第轴转速 =3000r/min第轴转速 = =505r/min第轴转速 =114.6r/min(2)各轴功率计算马达功率：=19.01Kw第轴功率： P=P马×轴承=19.01×0.99=18.82Kw第轴功率：P=P×闭齿=18.82×0.99×0.99=18.44Kw第轴功率：P=P×开齿×轴承×卷×轴承=18.84×0.96×0.99×0.99×0.975 =16.92Kw (3)各轴扭矩计算第轴扭矩：T=9.55×106×=9. 55×106=59904Nmm第轴扭矩：T=9.55×106×=9.55×106 =348758Nmm 第轴扭矩：T=9.55×106×=9.55×106 =1410Nmm1.6.3 齿轮设计级齿轮传动设计(1)齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿的选用本设计采用硬齿面，采用轮齿弯曲疲劳强度强度进行设计计算，再进行接触疲劳强度验算。由于配对小齿轮齿根薄弱，弯曲应力也较大，且应力循环次数多，所以小齿轮的强度比大齿轮的硬度高些。小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC=59大齿轮 40Cr 表面淬火 HRC=52由于采用淬火，齿轮变形小，不易摩削，所以采用8级精度。小齿轮数Z1在推荐值2040中选取21大齿轮数Z2：Z2=Z1×i=21×5.94=124.7 取Z2=125齿数比： =5.95传动比误差：= =0.001680.05合格(2)齿根弯曲疲劳强度设计计算由式得MT1：小轮转矩d：齿宽系数 d=0.5K：载荷系数 K=KA×K×K×K ：使用系数 KA=1：动载荷系数处估其值1.14：齿向载荷分布系数 =1.13K：齿间载荷分配系数 K=1.05则载荷初值 Kt=1×1.14×1.13×1.05=1.353：应力修正系数 ：齿形系数 ：重合度由式=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×(+)=1.702=0.25+0.75/ =0.25+=0.691=：弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.7=920×0.7=644Mpa=760×0.7=532Mpa：弯曲最小安全系数1.4YST：试验齿轮应力修正系数2YN：弯曲寿命系数 按每天工作8小时，每年300天，预期寿命10年计算：N1=60×n1×j× =60×3000×1×10×300×8=4.32×109N2= = 4.32×1095.95=7.26×108=×2×1=920Mpa=×2×1=760Mpa则 =0.0047=0.0037小齿轮的大，按小齿轮估算：=1.34mm按表 第一系列圆整考虑到传递动力的模数一般大于1.52，取m=2mm(3)验算齿面接触疲劳强度H=ZH×Z×ZE×小轮圆周速率：V=6.6m/sKv：动载荷系数 1.15 由 ×Z1100= =1.386 K：载荷系数 K= =1.365ZH：节点区域系数 2.5 Z：重合度系数 由 Z=0.875大齿轮齿宽 b=d×d1=0.5×42=21mm为了保证足够的齿宽接触,补偿轴向安装误差,大齿轮齿宽 b1=b+(510) =28mmZE：弹性系数 189.8 N/mm2 H：许用接触应力 H=Hlim×ZN×ZW/SHlimZW：硬化系数均匀硬齿面 1SHlim：接触最小安全系数 1Hlim：接触疲劳极限 H1= =1480MpaH2= =1200Mpa故 H=2.5×189.8×0.875× =945Mpa<1200Mpa合格(4)尺寸计算（主要几何尺寸）小轮分度圆直径 d1=m×Z1=2×21=42mm大轮分度圆直径 d=m×Z=2×125=250mm根圆直径 df1=d12.5×m=422.5×2=37mmdf2=d12.5×m=2502.5×2=245mm中心距 a = ×(d1+d2)=×(42+250) =146mm级齿轮传动设计(1)齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数本设计采用硬齿面小齿轮40Cr 调质及表面淬火HRC=59大齿轮45钢 调质及表面淬火HRC=52由于采用淬火，轮齿变形小，不易摩削，所以采用8级精度。小轮齿数Z1在推荐值2040中选取23大齿轮数： Z2=Z1×i=23×4.407=101.36 取Z2=101齿数比： =Z2Z1= =4.391传动比误差： = =0.0036<0.05合格(2)齿根弯曲疲劳强度设计计算由式得：mT2：小轮转矩d：齿宽系数 0.4 K：载荷系数 K=KA×K×K×KKA：使用系数1 K：动载荷系数 ，初估其值1.12K：齿向载荷分布系数 1.13 K：齿向载荷分配系数 1.04 则载荷初值Kt=1×1.12×1.13×1.14=1.316Y：应力修正系数 Y：齿形系数 Y0：重合度由式a=1.883.2(1Z1+1Z2)=1.883.2×(121+1125) =1.709 Y0=0.25+0.75a=0.25+ =0.688=S×Yst×Yn：弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.71=760×0.7=532Mpa2=740×0.7=518MpaS：弯曲最小安全系数1.4Yst：试验齿轮应力修正系数2Yn：弯曲寿命系数 按每天工作8小时，每年300天，预期寿命10年计算：N1=60×n1×j×Ln=60×505.05×11×0300×8=7.27×108N2=N1=7.27×1084.407=1.65×108Fp1= ×2×1=760MpaFP2= ×2×1=740Mpa则 =0.00568 小齿轮的模数，按小齿轮估算：m=2.56mm差表，第一系列圆整，取m=3mm(3)验算齿面接触疲劳强度H=ZH×Z×ZE×小轮圆周速度：V=1.98m/sKv：动载荷系数由VZ100=1.98100=0.455 K：动载系数 K= =1.316数模仍取3mmZH：节点区域系数 2.5 Z：重合度系数 由Z=0.873大齿轮齿宽b=d×d1=0.4×69=27.6=28mm为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差小齿轮齿宽 b=b+(510) =34mmZE：弹性系数 ZE=189.8Nmm2 H许用接触应力 H=×Zn×Zw/SZW：硬化系数 均为硬齿面 ZW=1SHlim：接触最小安全系数 1Hlim：接触疲劳极限 Hlim1=1200Mpa H1= =1480MpaHlim2=1150Mpa H2= =1480MpaH=2.5×189.8×0.873×=1200Mpa(4)尺寸计算（主要几何尺寸）小轮分度圆直径 d1=m×Z1=3×23=69mm大轮分度圆直径 d2=m×Z2=3×101303mm根圆直径 df1=d12.5×m=692.5×3=61.5mmdf2=d22.5×m=3032.5×3=295.5mm顶圆直径 da1=d1+2×m=69+2×3=75mmda2=d2+2×m=303+2×3=309mm中心距 a= ×(d+d)= ×(69+303)=186mm1.6.4 棘轮设计为了防止逆转，本设计在齿轮轴上安装棘轮停止器。棘轮的齿形已经标准化，周节t根据齿顶圆来考虑，步数越多，冲击越小，但尺寸越大。设计齿形时，要保证棘爪啮合性能可靠，通常将齿轮工作齿面做成与棘轮半径成(15%20%）的夹角，本设计=180。棘轮的材料选为Q235由表8-6-22齿数取为20(1)棘轮模数按齿受弯曲计算确定mM：所传递的力矩M=348758NmmC= =1.5B：棘轮的宽度C：12w：棘轮的许用弯曲应力m 取m=10mm(2)棘轮模数按齿受挤压进行验算p许用单位线压力, P=35N/m2 满足强度要求1.6.5 轴的设计从高速到低速各轴命名为轴、轴、轴。齿轮轴的设计(1)轴材料由于做成齿轮轴，材料与小齿轮相同(2)作用在齿轮上的力T1：小轮转矩59904Nmm齿轮分度圆直径 d1=m×Z1=2×21=42mm圆周力 Ft1=2×Td1=2×5990442=Ft2 径向力 F(3)初步估算轴的直径最小值径dmin计算并加大30%（考虑键槽的影响）即dmin=1.03×A×A：系数10798dmin=1.03×170×=20.3mm(4)确定轴各段直径和长度<1>段：马达的输出轴和<1>段通过键相连，马达的输出轴直径为25，所以取L1=43.5mm d1=40mm<2>段：定位轴 L2=3mm d2=47mm<3>段：轴 L3=27.5mm d3=37mm<4>段：小齿轮 L4=28mm d4=42mm<5>段：右轴承定位 L5=13mm d5=37mm<6>段：轴承定位的地方 L6=16mm d6=30mm(5)绘制轴的弯矩和扭矩图计算轴承反力H平面： RAH=Frl×L2(L+L)=1038×3571=512NRBH=FrlRAH=1038512=516NV平面： RAV=F×L2(L+L)=2852×3571=1406N齿宽中点弯矩n TA3635BRAHRBHL1L2H平面L1L2RBVRV平面H平面： MH=RAH×l1=512×36=18432NmmV平面： MV=RAV×l1=51406×3650616Nmm合成弯距： M=53868Nmm 按弯矩合成强度校核轴的强度由式9-3，当量弯距 Me=M为合成弯矩a：考虑到弯矩大小有变化取0.6Me=64758Nmm公式: e=Me/WW=0.1×d3=0.1×423=7409则 e=8.74N/mm220CrMnTi渗碳淬火、回火B=600 N/mm ²转动轴以-1为许用应力e=70 N/mm²B,安全(6)轴承校核预选左轴承为 208 Cr=22.8KN 右轴承为 32206 Cr=15KN RA= =1496NRB= =1539N寿命计算Lh=ft：温度系数 工作温度120°取1fp：载荷系数 中等冲击 取1.5：寿命指数 对球轴承=3LhA=106/(60×3000)×(1×22800)/(1.5×1496)3=5872hLhB=106/(60×3000)×(1×36200)/(1.5×1539)3=21411h(7)键的校核马达和小齿轮轴上的键，由马达型号决定，键B8×25，冲击载荷P=P =54.8 N/mm2<P合格轴II的设计(1)轴材料轴II与二级转动小齿轮为齿轮轴，材料为40Cr(2)作用在齿轮2上的力T2：转矩T2=348758Nmm由作用在齿轮I上的力得圆周力Ft2=2852N径向力Fr2=1038N(3)作用在齿轮3上的力齿轮分度圆直径 d3=m×Z3=3×23=69mm齿轮受力 圆周力 Ft3=2×T/d3=2×348758/69=2852N径向力 Fr3= Ft3×tga=10109×tg200=3679N(4)初步估算轴的直径最小直径dmin：即 dmin=A：系数10798dmin=107=235.5mm(5)确定轴各段直径和长度<1>段：根据dmin圆整，并考虑到轴承的装配取d1=40mm<2>段：上面装有挡盘、棘轮、磨擦片，为使轴承定位,取d2=47mm<3>段：为使挡盘定位，便于安装大齿轮II,取d3=56mm<4>段：左轴承定位，且大齿轮与箱体应有一段距离,取d 4=97mm<5>段：轴承安装的地方d5=80mm<6>段：小齿轮III外径较小，取d6=60mm (6)绘制轴的弯矩和扭矩图计算轴承反力H平面： RAH=6833NRBH= RAHFr3Fr2=683336791038=2116NV平面： RAV=15086N RBV=Ft2+RAVFt3=15086+285210109=7829N求大齿宽中点弯矩Fr3Fr2RBHRAHL1=63.5L2=38.5L3=53H平面Fr3RAVRBVV平面H平面： M大H=RAH×l2Fr3×(l1+l2)=6833×38.53679×(63.5+38.5) =112188NmmV平面：M大V=RBV×l3=7829×53=414937Nmm合成弯矩：M =429836Nmm求轴承处弯矩H平面： MAH=Fr3×l1=3679×63.5=233617NmmV平面： MAV= Ft3×l1=10109×63.5=641922Nmm合成弯矩：MA= =68311Nmm按弯矩合成强度校核轴的强度由式9-3，当量弯距Me=M为合成弯矩a：考虑到弯矩大小有变化取0.6Me大=64758NmmMeA=714443Nmm查表 40Cr 表面淬火B=750N/mm2查表 转动轴以b1为许用应力70N/mm2由式9-3 e=W=0.1×d3 则e大=478065/(0.1×563) =27N/mm2 eA=714443/(0.1×803) =14N/mm2(7)精确校核轴的强度a、轴的细部结构设计圆角半径：各轴肩处圆角半径均采用r=2.5mm，既满足定位面接触高度h23mm的要求，又小于孔的倒角的要求。键：棘轮的转盘与轴承之间有双键连接，选取1425选择危险剖面：大齿轮外既有轴肩又有螺纹，GB1095-79螺纹为 M56×4L 中径d2=53.4mmb、计算危险剖面工作应力a、m、a、m弯矩 M=M大×（l2）/ l2=478065×=347684N/mm抗弯剖面模量W与抗扭模量WTW=×d3/32=×53.4023/32=14951WT=×d3/16=×53.4023/16=29902弯曲应力： =23.26 N/mm2扭转应力： =T/WT=11.66 N/mm2弯曲应力幅： a=23.26 N/mm2弯曲平均应力： m=0扭转应力幅a和平均应力幅m相等a=m=5.83 N/mm2c、确定轴材料机械性能1、1、 弯曲疲劳极限1剪切疲劳极限1合金钢材料的弯曲应力、扭转应力特性系数=0.5×=0.125d、确定综合影响系数K和 K=k/(×)K=k/(×)轴肩角处有效应力集中系数K和K由 B=750N/mm2 配合处k/和k和根据d、B配合处，尺寸系数、，由d=56mm，表面状况系数、得：k/=2.11 k/=1.52 k/=3.67 k/=2.75=0.72 =0.85 =0.86 =0.86由B=750N/mm2，表面加工方法为精车，则综合影响系数K=3.41K =2.45 K=4.27K =3.2 e、计算安全系数S： S=S=（KN×-1）/（K×+×m）= =3.52S=（KN×-1）/（K×+×m）= =10.31 S=3.33>S 安全(8)轴承校核预选左轴承为32213E ，Cr=102kN右轴承为32208E，Cr=51.5kNa、 RA=16561NRB=8110Nb、寿命计算Lh=ft：温度系数 工作温度1200 ，取1fp：载荷系数 中等冲击，1.2：寿命指数 =10/3LhA=7697hLhB=8522h(9)键的校核挡盘处双键B14×25 GB1095-79，冲击载荷p=p=85N/mm2<p =90N/mm2合格轴III的设计(1)轴材料轴III材料为45调质(2)绘制轴的弯矩图大齿轮与卷筒用螺栓相连，卷筒与轴用轴承支承，所以轴是心轴。根据安装分析，轴处于如下位置时最危险。L1=17RARBSFtFrL2=225.5a、计算轴承反力H平面： RAH=(S×l2)/(l1+l2)= =10278NRBH=RAH+FtS=10109+1027811052.6=9334NV平面：RBV=Fr=3679N合成： RA= =10278NRB= =10033Nb、求钢丝绳处弯矩H平面： MAH =RAH×L1=10278×242.5=2492415NmmV平面： MAV =0合成弯矩： MA= =2492415Nmm对固定心轴，载荷无变化时= 0=295N/mm2d=21.68×=21.68=44.15mm 取d=50mm(4)减速器附件的设计a、地脚螺钉直径 df=0.036a+12=0.036×146+12=17.526 取df=20mmb、地脚螺钉数目 当a250mm时n=4个c、箱体壁厚 =0.025×a+18=0.025×146+1 取=8mmd、二级齿轮轴上的油封取内包骨架唇开密封65 GB9877.1-88e、通气塞 M12×1.25f、油标： 管理油标g、放油螺塞： 六角螺塞 M14×1.5Q/ZB220.772起重臂的设计吊臂是随车起重机的主要受力构件，吊臂的设计合理与否直接影响着起重机的承载能力、整机稳定性和自重。为了提高产品的竞争力，吊臂截面的选择与外观均要合理。本设计采用箱形结构伸缩式吊臂。2.1三铰点设计2.2.1三铰点定位在计算臂前，首先要确定三铰点的位置。已知条件起升高度是10m，最大工作幅度为7.7m。暂定汽车从地面到臂的后铰点距离为2.9m，臂后铰点距回转中心的距离为a=0.2m，起升角=75。其参数暂定如下：L1：变幅缸原始长度800mma：起重臂后铰点距回转中心的距离200mmb：变幅缸下铰点距回转中心的距离220mmc：变幅缸上铰点距臂后铰点的距离240mm其中：A是起重臂后铰点B是变幅缸下铰点C是变幅缸上铰点由图可得： e=483.7mm=arcsin=29.74=arcsin(c+l1)/d=67.96其中 : d=1122mmL2为变幅缸全伸时的长度l2=1385.9mml2/l1=1.732根据经验，l2/l1=1.71.8之间，液压缸做的方便实用，符合实际，所选值合适。2.2起重臂设计2.2.1起重臂基本参数计算与选用(1)起重臂基本尺寸根据起升高度H和工作幅度R，并参考现有起重机的相关尺寸，初步估计出臂的基本尺寸如下 基本臂 3170 mm 二节臂 3025 mm 三节臂 2940 mm 总臂 3360(7900) mm表1 起重臂基本工况组合工况 L(mm)R(mm)Q(kg)i133602100630062336031604000635680 26005000645680 54802500657900 21003000667900 790015006其中：L：各种工况下的臂长R：各种工况下的工作幅度Q：起重量（包括吊钩、吊具重量）i：起升滑轮倍率(2) 起重臂材料性能参数其它参数的选择臂的不同部位可采用不同强度的钢材，以减轻吊臂自重，充分发挥钢材的作用。a、吊臂底板选用材料HQ70 查表得B=700Mpa取安全系数为1.33=S/n=<s=540Mpa 合格b、吊臂其它选用材料为HQ60 ，查表得B=600Mpa取安全系数为1.33=S/n=<s合格c、其他参数滑轮组效率=0.95吊臂内侧与滑块之间的间隙为=3mm动载系数=1.25水平载荷系数=0.082.2.2 起重臂的形状及主要计算参数(1)起重臂计算参数：表2 起重臂截面参数（mm）基本臂二节臂三节臂 B1 200182b1b2b34(b3=5)44H328280242H1286243215LB1342725LB2425346LB31069567022.522.522.5截面参数计算：截面面积F（忽略圆弧）F=B1×b+2×(H1+LB1+LB2) ×b+2×LB3×b其中b1=b2=b3=b形心计算：SY=B1×b×(H）形心位置： HY=载面的惯性矩：Ix=B1×(b3/12)+B1×b×(HY)2+2×b×H13/12+ 2×LB1×b3+LB1×b×(HY)2+2×LB2 ×sin×(b3/12)+LB2×sin×b×(H1HY+LB2 ×sin)2+2×LB3×sin×b3/12+LB3×sin×(H