混凝土泵车支腿部分的设计(机械CAD图纸).doc

精选资料.摘要随着现代科学技术的迅速发展，混凝土泵车在现代化生产过程中应用越来越广。本文首先介绍了混凝土泵车的结构和特点，重点对混凝土泵车支腿各部分进行了设计；支腿机构通过水平液压缸和垂直液压缸实现各支腿的收缩动作，采用并联控制系统实现各支腿的同时动作，本文对支腿的液压原理进行了相关设计，并根据需要对一些液压元件进行了选择。具体内容主要包括：支腿的选型与跨距的确定,支腿危险截面强度的校核。整车稳定性的计算。支腿液压部分的设计，液压元件的选用。本设计的主要特点是：机构简单,节省投资，控制方便。关键词：混凝土泵车；支腿；稳定性AbstractWith the rapid development of the modern science and technology. Concrete pump is widely used in the modernization production process. First this paper introduced concrete pump on the structure and features, focusing on designing of the parts of a concrete pump stabilizer. Stabilizer bodies move through the level hydraulic cylinders and vertical hydraulic cylinder to achieve the contraction action, a parallel control system is used to control the movement of stabilizer. The hydraulic principle of the stabilizer was designed in this paper. Some hydraulic components were chosen according to the need. The specific contents include: Selection and identification the stabilizer span; checking of the strength of the dangerous section of stabilizer calculation of the vehicle stability design of the part of stabilizer hydraulic; selection of hydraulic components. The main features of the design are: simple institutions; savings investment; easy to control.Key words: concrete pump stabilizer stability可修改编辑68 / 73目录1 绪论11.1混凝土泵车的概述11.2国内外混凝土泵车的发展概况11.3混凝土泵车现代设计方法概述22 技术参数确定42.1主要性能参数42.2混凝土泵车参数的确定43 支腿形式及相关尺寸确定53.1常见支腿结构形式53.2回转支承的相关参数54 最小安全跨距的确定64.1混凝土泵车的最不利工作状况64.2最不利工况时整车合重心范围64.2.1最不利工况时臂架合重心64.2.2臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离74.2.3臂架折叠状态下整车的重心84.2.4最危险工况时重心的范围94.3泵车支腿长度的确定105 展开角度的优化115.1 整机重心轨迹方程的确定115.2泵车整机稳定性的衡量指标125.3最佳展开角度所在值域区间的判断135.4求解整机稳定性的最佳支腿展开角度135.4.1求解过程的注意点135.4.2稳定性指标的数学表达式135.5确定支腿跨距146 支腿反力的计算166.1数学模型及受力分析166.2四点支承支腿竖直方向反力计算方法176.2.1载荷P和G引起的支腿反力176.2.2力矩M引起的支腿反力176.3三点支承支腿竖直反力的计算方法196.4最大竖直反力的求解206.4.1前支腿最大竖直反力206.4.2后支腿最大竖直反力217 支腿的强度校核237.1受力、危险截面分析237.2支腿的强度校核计算237.2.1危险截面A的强度校核计算247.2.2危险截面B的强度校核计算248 销轴校核计算258.1材料的选择258.2后支腿销轴的设计258.3前支腿销轴的设计268.4销轴的润滑269 液压系统原理设计279.1液压系统型式279.1.1开式和闭式系统279.1.2单泵和多泵系统279.2液压系统的控制289.2.1定量节流控制系统289.2.2变量系统289.3液压系统设计299.4其它液压元件的设计计算309.5 液压系统性能验算37结论41致谢42参考文献43附录144英文原文44译文：561 绪论1.1混凝土泵车的概述混凝土泵车也称臂架式混凝土泵车，其型式定义为：将混凝土泵和液压折叠式臂架都安装在汽车或拖挂车底盘上，并沿臂架铺设输送管道，最终通过末端软管输出混凝土的机器。由于臂架具有变幅、折叠和回转功能，可以在臂架所能及的范围内布料。目前，在国家重点建设项目的混凝土施工中都采用了混凝土泵车泵送技术，其使用范围已经遍及水利、水电、地铁、桥梁、大型基础、高层建筑和民用建筑等工程中。近年来已经成为泵送混凝土施工机械的首选机型。混凝土泵车可以一次同时完成现场混凝土的输送和布料作业，具有泵送性能好、布料范围大、能自行行走、机动灵活和转移方便等特点。尤其是在基础、低层施工及需频繁转移工地时，使用混凝土泵车更能显示其优越性。采用它施工方便，在臂架活动范围内可任意改变混凝土浇筑位置，不需在现场临时铺设管道，可节省铺助时间，提高工效。特别适用于混凝土浇筑需求量大、超大体积及超厚基础混凝土的一次浇筑和质量要求高的工程，目前地下基础的混凝土浇筑有80%是由混凝土泵车来完成的。1.2国内外混凝土泵车的发展概况随着国内商品混凝土行业和建设机械租赁业务的快速发展，施工规模和范围的扩大及西部大开发，建设机械以及相关混凝土输送机械行业得到了高速发展，混凝土泵车的市场空间进一步扩大。我国混凝土泵车团体用户主要是年生产能力在30立方米以上有资质的商品混凝土供应商、行业比较大的建设施工单位、各类有一定经济实力和经营规模的施工机械租赁企业、从原建设施工单位分离出来的设备管理部门等;个体用户主要是沿海发达地区的个体搅拌站和个体机械租赁部。目前在国内团体用户至少有800家以上，按国际常规每家5辆的规模，今后几年其泵车拥有量将会达到4000辆左右，再加上个体用户的1000辆，这个数字非常可观。现在年成交量约在180辆左右，主要是团体消费，而个体消费增长缓慢的原因是价格问题。目前，国内此类产品型谱和生产企业不断增加，产品性能、质量都在迅速提升。随着商品混凝土行业的发展，混凝土泵送机械规格更全，档次更高，泵车布料臂架朝更长的方向发展，由过去的37m占主流，逐步过渡到4245m为主，4756m同样受到市场青睐，如三一重工生产的SY5500THB-56泵车，臂架长度已达到56m，为目前国产最长臂架的泵车。随着工程进度的加快，泵送排量也有增大的要求，过去排量在6080m3/h的占60左右，现在排量要求80120m3/h的工程越来越多，如杭州湾跨海大桥使用的混凝土泵，基本上都是120m3/h的。对混凝土泵的机动性要求越来越高。主要表现在泵车的市场需要增长很快，2002年比2001年增长95.56，2003年比2002年的增长幅度更大，超过了100。另外，车载泵的市场也逐步活跃起来，三一、楚天、中联、鸿得利等厂家都有新品上市。目前，柴油机动力越来越多，不仅泵车和车载泵要求使用柴油机动力，单拖式泵的比例也逐步增大。液压系统向集成方向发展，普遍采用开式系统及恒功率控制，特别是大流量的泵，开式系统具有油温低、可靠性高、维修方便等诸多优势。同时，全液压控制技术、计算机控制技术取得了突破性进展。如三一产品的全液压换向和计算机闭环控制技术已经广泛应用。泵送压力已经有了大幅度提高，1971年以前，混凝土出口压力大多不超过0.94MPa，后提高到5.888.38MPa，现在已达到22MPa，而且还有继续提高的趋势。同时，液压系统的压力也在不断提高，基本都在32MPa以上。因此，输送距离也在不断增加，最大水平输送距离已超过2000m，最大垂直泵送高度也可达500m以上。提高设备的节能、环保性能也是一大趋势，风冷却逐步替代水冷却，发动机的排放标准提高，大多达到欧或欧标准。1.3混凝土泵车现代设计方法概述 随着计算机技术的广泛应用和系统工程、优化工程、价值工程、人机工程等现代设计理论的不断发展，促使许多跨学科的现代设计方法出现，使混凝土泵车设计进入高质量、高效率的阶段。1.计算机辅助设计(CAD)计算机辅助设计是随着计算机及其外围设备发展而迅速形成的一门新兴的现代设计方法。它的发展与应用，对提高设计质量和效率、提高产品的市场生存和竞争力发挥十分明显的作用。电子技术和计算机技术的发展使计算机辅助设计硬件设备性能得以提高，各种硬件设备不仅已形成了产品，而且己成为CAD的一般配置。目前，计算机辅助设计方法已成为工程技术人员进行创造性设计活动不可缺少的手段。2.模块化设计模块化设计是根据模块化原则，设计一些基本的模块单元，通过不同的组合形成不同的产品，以满足用户的多种需要。混凝土泵车模块化设计以功能分析为基础，将混凝土泵车上同一功能的基本部件、元件、零件设计成具有不同用途、不同功能的模块，这些模块具有相同的连接要素，可以互换，选用不同的模块进行组合可形成不同类型和规格的产品。3.有限元设计有限元设计是根据变分原理求解数学、物理问题的一种数值计算方法。它能整体、全面、多功能随意组合，进行静力、动力、电场、磁场等分析。对完成结构复杂的系统分析十分有效，现己在混凝土泵车机结构计算中应用。4.优化设计优化设计方法可根据产品要求，合理的确定和计算各种参数，以期达到最佳的设计目的。5.动态仿真设计国外近年来在混凝土泵车设计中采用了动态仿真设计的新方法，即用计算机对机构与结构在各种工况下承受载荷进行运行状态随时间变化过程的仿真模拟，得到仿真输出参数和结果，以此来估计和推断实际运行的各种数据，并在对混凝土泵车进行动态分析计算时用。2 技术参数确定2.1主要性能参数混凝土泵车的主要性能参数是泵车工作性能指标，也是设计的依据，主要包括作：理论输送量、最大混凝土压力、布料杆可达高度、布料杆可达深度、前支腿横跨距、后支腿横跨距、支腿纵跨距、输送管管径、布料杆旋转范围、满载总质量、第一轴轴荷、第二、三轴轴荷等。2.2混凝土泵车参数的确定 参考同类型产品技术参数初定主要技术参数如表2-1所示：表2-1 混凝土泵车主要技术参数理论输送量（m3/h）138/90最大混凝土压力（MPa）8.7/13布料杆可达高度（m）37.4布料杆可达深度（m）23.7前支腿横跨距（mm）6600后支腿横跨距（mm）7280支腿纵跨距（mm）67.45输送管管径（mm）1.33布料杆旋转范围（）3.7满载总质量（kg）257.5第一轴轴荷（kg）62.7第二、三轴轴荷（kg）194.8 3 支腿形式及相关尺寸确定3.1常见支腿结构形式常见支腿结构特点上可分为四类：1.蛙式支腿：特点结构简单，液压缸数量少(一条腿一个液压缸)、重量轻。由于支腿摇臂尺寸有限，支腿跨距就不能很大，蛙式支腿在小型机械上使用。2. H式支腿：此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，即水平伸缩（或略带倾斜的）和垂直支承液压缸，支腿呈H形。为保证有足够距离，左右支腿相互叉开。H式支腿对地面适应性好，易于调平，广泛采用在中、大型轮式专用机械上。但H式支腿高度高，影响作业空间。同时，支腿必须与横梁固接，以保证支腿结构体系的稳定。3. X式支腿：X式支腿的垂直支承液压缸作用在活动支腿的中间，活动支腿外伸端直接支承在地面上，使支承更加稳定。但X式支腿离地间隙小，在支腿向下运动时端部有水平位移。4.辐射式支腿：此结构适合大型轮式专用机械上，由于大型轮式专用机械支腿反力非常大，所以车架结构的高度大。为了减轻车架重量，减少车架变形，将支腿做成辐射式，使回转支承装置承受的全部力和力矩直接作用在支腿结构上，这样处理可减轻整个底盘重量5-10%。而对回转支撑装置处的变形可比通常的形式减轻一半左右。综上选择常用的支腿结构型式辐射式支腿支腿。3.2回转支承的相关参数图3-1 回转支撑简图4 最小安全跨距的确定4.1混凝土泵车的最不利工作状况混凝土泵车在作业时，由于臂架、液压缸、输送管以及输送管中混凝土的重量，作业时产生的震动，以及支撑面沉陷等原因，可能会造成失稳甚至倾翻事，因此混凝土的作业稳定性非常重要。混凝土泵车的稳定性由车辆的自重、配重以及支腿的跨距来决定，当稳定性不足时容易产生事故，稳定性过大时则可能造成材料的浪费，丧失经济性，并且还会对车辆的行驶性能造成影响。因此要通过计算来确定一个合理的跨距，既要保证车辆的作业安全性，又要保证良好的经济性，同时具有良好的行驶性能。根据QCT252-1998中指出“稳定性计算应考虑最不利位置”。根据这个原则对混凝提泵车的工作装快分析如下：当混凝土泵车施工时，四条支腿召开以支撑地面，此时前后四条支腿支点的连线构成倾覆线。对泵车其稳定作用的稳定力矩主要由无臂架部分的车辆自重产生，而造成车辆不稳定的倾覆力矩主要有臂架产生。而无臂架部分的重心基本时稳定的，而臂架时可以转动的，因此只要臂架产生的倾覆力矩最大，那就是最危险的工况。据此分析当泵车臂架水平向外伸出时为最危险的工况。4.2最不利工况时整车合重心范围4.2.1最不利工况时臂架合重心本设计中将利用EXCEL表格法来进行臂架合重心的求解，如表（4-1），表格中未加粗的数据为本设计中已知的相关数据，加粗的数据为通过EXCEL软件的相关计算功能计算得出的结果。表格中所指的力臂为臂架上相关部件的重心到臂架回转重心的距离，因此所求出的合重心的数值也是相对与臂架回转中心的距离。在表4-1中用到的相关公式：式中：为重心与臂架回转中性的距离，为个组成部分的重力。表4-1求解臂架重心名称质量（kg）力臂（mm）力矩（Nmm）臂节11530349052329060臂节28011217095532066臂节34752004093286200臂节41962755052918040拐臂19686108100288拐臂229.486102480713.2拐臂382.41637013219102.4拐臂423163703689798拐臂527241306384798拐臂611241302601214液压缸12638802268112液压缸2285755021087150液压缸31441637023101344液压缸4682413016080232终端软管503183015596700软管（平行臂节）205.663612231591532076736.608软管（拐角1）6.46131361068610545192.71984软管（拐角2）7.7535763328163701243875.2368软管（拐角3）5.1690508885241301222346.1398水泥（水平）998.4289894715915155721974.2水泥1弯31.36754600986102646730.7972水泥2弯37.641055211163706038603.9233水泥3弯25.094036807241305934087.26合计5398.379180611607.874987614104364.494.2.2臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离运用EXCEL表格法进行求解，表格如下：表4-2部件名称质量kg力臂mm力矩(Nmm)臂节11530349052329060臂节2801505039641490臂节3475452021040600臂节419651909968952拐臂19686108100288拐臂229.486102480713.2拐臂382.4850686392拐臂423850191590拐臂52786102278206拐臂6118610928158液压缸12638802268112液压缸2285755021087150液压缸31448501199520液压缸46886105737704终端软管5029101425900软管155.63191018843052347054.6589软管250.13979361951552533012.2338软管350.13979361951552533012.2338软管449.75211480247602320836.6513软管拐角16.46131361068610545192.71984软管拐角27.753576332885064587.290852软管拐角35.16905088858610436154.17587和重心4305.84755314269.0802365180143685.16如表4-2所示，臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离为4269mm4.2.3臂架折叠状态下整车的重心在此状态下，整车的重心可用以下公式求得：式中：G1-前桥的重量G2-3-后两桥的重量L1-前桥与合重心的距离L2-3-后两桥中心与合重心的距离G1=6270kg,G2-3=25750-6270=19480kg代入公式中,求得L1=3972mm,L2-3=1278mm.这部分的想对位置可用以下公式求得：由于和力矩等于个分力矩的和，即，得到所以 式（4.1）式中：-合重-合重心相对前桥的距离-臂架重-臂架重心相对前桥的距离-车架重-车架重心相对前桥的距离已知:G合=25750kg,L合=3972mm，G臂=4306kg,L臂=1430+4269=5699mm,G车=25750-4306=21444kg。代入公式中得L车=3623mm.4.2.4最危险工况时重心的范围以臂架系统的回转中心为坐标原点，车头方向为Y轴正方向，建立关于重心的坐标系。如图3-1所示，得臂架重心的方程为（X-0）2+(Y-0)2=116082；无臂架部分的整车的重心位于图中点O,坐标为（0，-2193），为整车重心轨迹的圆心。图 4-1 重心轨迹坐标系在计算支腿的稳定性时还应当乘以一个安全系数K,K一般取1.1。根据此图分析，当臂架水平向前时，可以求得此方向的ymax(+)，公式：当臂架水平向后时，可求得y负方向的极值当臂架水平向右（左）时，可求出x轴正（负）方向的xmax(+)（xmax(-)）。综合上述可知，支腿的跨距必须满足以下条件：支腿四个支承点的连线（倾覆线），前方必须超过臂架回转中心860.0mm。后方必须距离臂架回转中心4275.7mm。左右必须距离臂架回转中心256.84mm。4.3泵车支腿长度的确定QC/T 718-2004中规定：泵车行驶状态的外廓尺寸应不超过表4-3规定的数值，其车辆后悬应不大于3.5m。表4-3 泵车外轮廓极限泵车最大布料高度整车长度整车宽度整车高度37122.5448142.54481634根据已有的同类产品的设计资料，以及本设计中回转支承的相关参数，并满足支腿跨距的要求，前支腿采用伸缩结构，长度（伸出后）定为3050mm。后支腿长度定为3500mm。这样基本能满足跨距的稳定性要求，又可以满足泵车外轮廓极限的要求。5 展开角度的优化选择辐射式支腿后，当算，表明在其它结构未变而仅对展开角度进行调整，泵车的整机稳定性可得到大幅度提高底架与支腿的参数一定时，可已通过支腿展开角度的优化，来达到本车的最大稳定性，以支腿的展开角度为设计参数，确立优化目标函数，确定出评价泵车稳定性的指标。通过对现有泵车参数的实际验。5.1 整机重心轨迹方程的确定臂架在展开形式一定的情况下，绕回转中心转动时，整机重心位置的变化规律如图5-1。图5-1 整车重心位置变化规律设点A、B、C、O 分别为整机重心、臂架重心、机体重心（除臂架以外的部分）、臂架回转中心在水平面的投影位置。以臂架回转中心O 为坐标原点，O 点与C 点之间的连线为纵轴，建立坐标系。设OB=R，OC=b，臂架在某一位置时与X 轴的夹角为 ，则B点的坐标值为B（ Rcos ， Rsin ）， C点的坐标值为C（O， -b）。根据解析几何和重心理论，其整机重心A 必在B、C 两点之间的连线上，且A (xA，yA)点的坐标为： （5.1）显然，上式是以 角为参数的参数方程，消除 角，经变换得： （5.2）可见，泵车整机重心变化的轨迹为一个圆，圆心O1（见图1）的坐标为（0， ） ，半径为 。式中：W1为臂架的重量，W1=5398kgW2为无臂架部分的重量W2=21444kgW为整车的重量，W=26842kgR为臂架系统重心与臂架回转中心的距离，R=11608mm，b=2193mm，得：整车重心轨迹方程。圆心O1坐标为（0，-1752），半径为2333mm。5.2泵车整机稳定性的衡量指标图5-2 泵车支腿展开示意图设泵车前、后支腿的转轴位置和支腿长度一定，若前、后支腿的展开角度分别为 、 、 、 （见图5-2），显然 （ n=1，2，3，4）各角度值的变化范围应为0 ，900，不同的值构成了以支腿为4个顶点的不同的四边形支承面。衡量各支腿在某一展开角度时，所构造的支承面对整机稳定性的好坏，先要求出臂架在3600回转时，整机重心距该支承面边缘的最短距离。先以轨迹圆的圆心点O1为起始点，以点G为垂足，作四边形中的任意一条边如M-N线段的垂线，交轨迹圆于点Q，交线段M-N于点G。设线段QG 的长度值为L1，则L1 为轨迹圆上的点（即臂架回转时整机重心的位置）到线段M-N的最短距离，用同样的方法找出四边形支承面另外3 条边与轨迹圆所对应的最短线段长度L2、L3、L4。比较L1、L2、L3、L4 值的大小，找出4个长度中最短的一个，设该最短距离为S min，即：S min=minL1，L2，L3，L4，则S min的长度值便可用来衡量此时整机稳定性的指标。显然，S min越大，稳定性越好，反之则稳定性越差。由稳定性理论，各线段长度L1、L2、L3、L4 必须大于零是比较的前提，否则将导致泵车倾翻。5.3最佳展开角度所在值域区间的判断假设支腿的展开角度 （ n=1，2，3，4）的数值往两极方向变化，显然，当 值过小（00）或过大（900）时， S min值均会减小甚至是负值，由于S min为 的连续函数，因此必有一个 00 900 (n=1，2，3，4)，可使S minmax，也就是说，支腿按该角度布置展开，泵车的整机稳定性最好。5.4求解整机稳定性的最佳支腿展开角度5.4.1求解过程的注意点在求解过程中需要注意两点：（1）5.2.1中所用的方法是在臂架展开形式一定的情况下推导出来的。显然，臂架全部展开且在水平位置回转时，整机重心偏移机体支承面的程度最大，即整机的稳定性最差。因此研究泵车的稳定性问题，就可归结为研究泵车臂架全部展开且在水平位置回转时的稳定性问题，故将臂架全部展开且水平回转时，臂架重心距离回转中心的长度作为式（5-1）中的回转半径R的数值。R=11608mm。（2） 支腿在实际进行角度调整时，因支腿本身具有重量，因此支腿重心变动时对机体重心位置的影响。为此，可将泵车分为3 个部分：臂架部分、支腿部分以及车体部分。对于一定的 （n=1，2，3，4），则4个支腿的重心就可完全确定，求出该重心与车体重心的共同重心，并作为式（5-2）中的机体重心W2，便可利用式（5-2）求出重心轨迹圆方程。在本设计中为了简化问题，所以不考虑支腿角度变化对车辆重心的影响。5.4.2稳定性指标的数学表达式参见图5-2，设点P、S 与点M、N 分别为相邻两支腿的转轴中心与支承点，RM、RN 分别等于线段PM 和线段SN， 即PM、SN分别为前、后支腿的受理点与会换点的距离。则点M的坐标为：式中：，式中：，式中：设轨迹圆圆心O1 的坐标为（0，y01）=(0，-1752)，点O1到直线 MN 的距离为L1，则：由于混凝土本车可视为左右对称结构，所以L1=L3,泵车的稳定性指标S min可表示为：优化所要达到的效果就是使取得最大值。在实际的优化过程中可以运用excel进行试凑，过程如下：首先取、=45O。然后运用excel的计算功能求出，并判断出其中的最小值。然后改变、中的一个值，这种改变的趋势应当使这个最小值向着变大的趋势变化。并且应当每次改变的精度。直到改变角度不能使变大为止。实际过程见附件excel文件附表1。这种精度已经能够满足实际需求。经优化得：=29.6o、=54.9o时，取得最大值。5.5确定支腿跨距在泵车的实际运用中，一般都是泵车面向施工建筑进入施工现场，并且臂架的回转中心位于整车的前部，所以为了获得更大的施工范围，并使商品混凝土运输车容易与泵车对接，通常多是面朝施工建筑进行作业，因此，在设计泵车支腿的时候，应多考虑此施工方向的安全性。并且考虑到在实际过程中支腿的摆动将会使整车的中心向前转移。考虑上述原因，最终将支腿的标称跨距定为：前支腿横跨距（mm）： 6600后支腿横跨距（mm）： 7280支腿纵跨距（mm）： 67456 支腿反力的计算6.1数学模型及受力分析支腿反力是指混凝土泵车进行泵送作业时支腿所承受的地面反作用力。考虑到个臂节伸足且水平状态时，臂架系统的自重以及输送管中的混凝土载荷产生的倾覆力矩最大，所以取这个工况来进行研究。如图5-1所示，支腿所受载荷为：6-1 工作状态下的四个支承点混凝土泵车旋转部分的自重（臂架、管中混凝土的自重），简化为通过国回转中心O点点俄竖直向下的集中载荷P和力矩M，M与轴的夹角为。除去上车旋转部分之外的其余部分的质量G竖直向下作用在O点。振动、冲击引起的动载荷。风载荷影响，非旋转部分的风载荷可以忽略，旋转部分的风载荷可简化为通过O点的风载平移力F风、扭矩T风以及弯矩M风。由混凝土泵车的结构特点可知在所示的工况下，M风和F风对支腿作用力的影响可以忽略不计，只考虑T风的作用。综上、和部分载荷造成支腿竖直方向的反力，部分载荷造成支腿支承平面内的反力。在正常载荷作用下，当臂架系统在底盘一侧泵送时，可能造成另一侧的一条支腿离开地面，形成三点支承。混凝土泵车的特点是三点支承视结构重量、重心位置和臂架方向决定。6.2四点支承支腿竖直方向反力计算方法6.2.1载荷P和G引起的支腿反力集中载荷P和G引起的前后支腿的反力分别为，方向竖直向上。由和及，可得6.2.2力矩M引起的支腿反力将力矩M沿X轴和Y轴分解为Mx和MY. 取竖直向上为正方向，由Mx引起的支腿反力分别为:, 。Mx分配到前支腿的力矩为，致使地面对前两个支腿的支撑反力一个增大，另一个减小，增大量和减小量形成力矩与其平衡，所以，同理，得：与MX引起的支腿反力相类似，MY引起的支腿反力与形成一对力偶，大小为形成一对力偶，大小同样为My/2,所以，综合前述，可以求得四点支承竖直方向的反力为：求的最大值，令其对的导数,即结合图6-1明显看出臂架位于xOy坐标系的第三象限时前支腿1的竖直反力出现最大值，即最大时臂架与X轴正方向的夹角为-90，应位于第三象限。所以，此时臂架系统位于图所示的位置1，与X轴正方向的夹角为-90。当前支腿1的竖直反力最大时，后支腿2可能离地，将位置1对应的代入的计算公式，若，说明后支腿2已经离地，按三点支承重新计算前支腿的最大竖直反力。否则，将代入的计算公式所得的值即为钱支腿1的最大竖直反力。同理，后支腿1的竖直反力最大时，臂架系统所在位置3与X轴正方向的夹角为arctan(l2/2l4)-90,将 =arctan(l2/2l4)代入Fo2的计算公式，若，说明前支腿2已经离地，按三点支承重新计算后支腿的最大竖直反力，否则，将的值代入即可得到后支腿1的最大竖直反力 。支腿四点支承平面关于x轴对称，前支腿2和支腿1，后支腿2和后支腿1的最大竖直反力分别相等，对应的臂架位置分别关于x轴对称。6.3三点支承支腿竖直反力的计算方法图6-2三点支承支腿竖直反力计算简图腿1最大竖直反力对应的臂架位置。设O1,O3,O4的竖直反力分别为fo1,fo3和fo4,则式中：由上式可得：求后支腿1支腿反力最大时臂架的位置，令对的导数，得故。臂架的位置与x轴的夹角为，将位置对应的值代入支腿2的四点支承计算公式Fo2,通常，说明当臂架位于位置时，前支腿2已经离地，按三点支承计算所得的后支腿1的最大反力为所求。反之，说明从位置3到位置时，前支腿由离地变为不离地，在夹角内找出=0，即前支腿离地临界点所对应的，代入三点支承的计算公式，得后支腿1的最大竖直反力。其他支腿的竖直反力可应相同的方法求得。6.4最大竖直反力的求解6.4.1前支腿最大竖直反力臂架系统的自重简化为通过回转中心O点的集中载荷P=52900N，M=614063.2Nm臂架以外的部分重G=210151.2N振动、冲击引起的动载荷系数取1.1L1=6600mm，L2=7280mm，L3=6745mm，L4=2150mm，L5=4343mm。首先求得P和G对四个支腿产生的竖直反力，公式：式中：P=52900N，G=210151.2N，L1=6600mm，L2=7280mm，L3=6745mm，L4=2150mm，L5=4343mm，代入上述公式得：由公式: ,得=-35.68o，将值代入公式：，得所以，此时后支腿2没有离地，可以用公式，求前支腿的竖直反力，得所以6.4.2后支腿最大竖直反力首先运用四点支承发来计算求得此时相对应的： =arctan(l2/2l4)得：59.43o所以，M在x,y方向的分量分别为：代入公式，得：此时前支腿2已经离地，所以改用三点支撑法来计算支腿的竖直反力。由公式，得45.816o。将代入公式：，得=-21724N0。所以此时前支腿2依然离地。所以依然使用三点支承发来计算，此时相对应的系数， ， 由下列公式求得。后支腿3的竖直反力由以下公式求得：得：所求得的竖直支腿反力还应当乘上一个振动冲击载荷系数，综合前述，得前后支腿的最大竖直反力分别为： 7 支腿的强度校核7.1受力、危险截面分析 在上一章中已经求得前后支腿所受的最大竖直反力，RO1(max)=RO2(max)=88402.6N。RO3(max)=RO4（max）=161471.2N。强度校核应当在最危险状况下进行，所以在本设计中，分别对前后支腿的受最大竖直反力的情况来进行支腿的强度校核。由于泵车（除回转部分）是近似左右对称的结构，左右两侧的支腿结构也是对称的，所以只要对其中的一条支腿进行强度的校核即可。7.2支腿的强度校核计算后支腿的受力分析如图7-1后支腿受力分析图支腿在油缸连接处受到竖直向上的反力FR,另一端通过销轴与底架相连，6个自由度中，只有绕O轴的转动没有被限制。在截面A向左的部分，支腿的横截面由“口”型变为“目”型，相对应的抗弯能力也就变强了，所以截面A是危险截面。因此要对截面A进行强度校核。将支腿所受竖直反力等效为通过O轴的力Fr,Fr=161471.2N方向沿O轴向上，以及扭矩M,M=Fr3.5m。方向逆时针。通过力的平衡原理可以分析出，下底板受到一个竖直向下的力F,F=161471.2N很明显，由于F的作用，B截面是一个危险截面，所以要对截面B进行强度校核。截面A、B的简图如图7-2所示。7-2截面简图7.2.1危险截面A的强度校核计算，式中：=0.25m，得：1.937946667。，式中，为危险截面所受的最大扭矩，= 故=258Mpa,所以截面A处强度是足够的。7.2.2危险截面B的强度校核计算 式中， =0.04m，得 =1.63166610-4m3。，式中=FD，F=161471.2N,D=145mm. 146MPA，强度够。8 销轴校核计算8.1材料的选择在机械设计和制造过程中，合理的选择刚才是一个十分重要的问题，尤其是对大批量生产的零件，这个问题更是不能忽视。选材不当，可能会造成零件的力学性能满足不了使用要求而引起过早地失效；也可能选用的材料过于高级，超过了零件的实际需要，浪费了钢材。应此选材时必须从多方面考