此吊臂还受有扭矩可知•伸缩臂的刚度校核箱型伸缩式吊臂的校核应按最小幅度吊最大起重量的工况进行计算。

最大幅度时起吊的最小起重量是由整机稳定性决定的，吊臂的承载能力有富余，不必验算。

吊臂在压弯的受力情况下，采用简化法计算臂端挠度并作伸缩臂的刚度校核变幅平面考虑起吊额定载荷，并处于相应工作幅度时，臂端在平面内的静位移。

旋转平面除考虑轴向压力影响，还需考虑在上述载荷和端部附加额定起升载荷的侧向载荷同时作用下的臂端侧向静位移。

变幅平面吊臂承受的轴向力吊臂在变幅平面的临界力吊臂在轴向压力的情况下，仅由变幅平面横向载荷引起的臂端挠度在变幅平面内相邻两节臂之间的横向间隙并假定各节臂之间的间隙均相等，间隙的大小由使用要求和工艺条件决定，通常伸缩臂的节数伸缩臂的几何尺寸伸缩臂的许用挠度，单位为类型摆角轻型中型重型特重伸缩臂臂长旋转平面式中吊臂在旋转平面的临界力吊臂在轴向压力的情况下，仅由旋转平面侧向载荷引起的臂端挠度在旋转平面内相邻两节臂之间的侧向间隙计算变幅平面吊臂端部挠度时，其计算载荷应只考虑有效载荷的静力作用，即不计自重和动力系数。

伸缩臂的刚度参数的计算临界力旋转平面的临界力在旋转平面内，臂架为端固定而另端自由的压弯构件，臂架侧向变形时，起升绳对臂架有支承作用，故旋转平面的临界力，按下式计算式中由伸缩臂在旋转平面的支承条件决定的长度系数，此处取由变截面伸缩臂决定的长度系数起升钢丝绳影响的长度系数第节臂基本臂的截面惯性矩。

变截面吊臂决定的长度系数箱型伸缩臂是个双向压弯构件，同时也是个阶梯形变截面构件，计算公式如下式中些节点坐标系，以便于加载。

约束处理基本臂尾部与转台铰接处，约束个方向平移自由度和两个方向的转动自由度。

释放绕销轴中心回转的转动自由度。

变幅液压缸铰点处同样处理。

状态变量通常是控制设计的因变量数值，是设计变量的函数，在中，这种函数关系不是显式的，对状态变量的约束构成了约束方程。

允许定义的状态变量不超过个，实际选取时，应选取适度的状态变量的数目，以保证足够的约束设计。

设计中，为保证臂的强度和刚度，设定应力和位移为状态变量，控制应力和位移的大小，即使臂满足强度和刚度要求。

约束条件强度条件式中危险点最大应力材料许用应力。

刚度条件式中变幅平面内最大位移变幅平面内允许最大位移。

计算结果与分析结论此形臂采用的截面尺寸完全符合技术要求，能够完成工作任务最大额定起重量吨，最大起升高度强度和刚度完全符合要求，采用结构合金钢图旋转平面边界条件示意图图旋转平面位移图可见旋转平面最大挠度为图变幅平面边界条件示意图图变幅平面位移图可见变幅平面最大挠度为图变幅平面应力图可见变幅平面最大应力为其为总结通过本次毕业设计，基本上掌握了汽车起重机的结构，及其主要的工作原理，并且通过查阅资料和图纸，锻炼了自己绘图以及识图的能力。

在本次毕业设计中，在查阅资料之后，首先确定起重机伸。

液压缸负载力。

活塞杆材料许用应力，为材料的抗拉强度，材料为号钢，故为，为安全系数，般取，取。

将上述值代入，式成立，所以强度满足要求。

稳定性验算当活塞杆直径与液压缸安装长度之比为以上时，活塞杆容易出现不稳定状态，产生纵向弯曲破坏，这时需要进行受压稳定性计算。

计算时吧液压缸整体看成个和活塞杆截面相等的杆件，采用欧拉公式计算出临界压缩载荷，再带入压杆稳定公式进行计算。

欧拉公式式中材料的弹性模数，对钢而言，。

活塞杆截面惯性矩，。

液压缸安装长度，由文献可知，此处选择为液压缸长度米。

长度折算系数，由文献可知，。

计算可得。

压杆稳定公式为式中安全系数，般取。

将带入上式，所得结果与式不符合。

参见表，重新选择活塞杆直径。

将上述值代入式进行强度验算，式成立，即满足强度要求。

所得。

将上述数值再次代入式，进行稳定性验算，计算可知，所得结果与式相符合，可以确定尺寸为缸筒壁厚及外径计算液压缸壁厚和外径由强度条件确定缸筒壁厚的确定缸筒分为种，当缸筒内径和壁厚的比值时，称为薄壁缸筒，反之称为厚壁缸筒。

对薄壁缸筒式中液压缸的耐压试验压力，当时，。

当时为液压缸工作压力为。

缸筒材料的许用应力，，为材料的抗拉强度，材料为号钢取，为安全系数，般取。

缸筒内径。

将上述数值代入式可得，。

此时，不满足式，所以所求液压缸不是薄壁缸筒，为厚壁缸筒。

对厚壁缸筒通过上式求得，取整为。

即所得缸筒壁厚为。

缸筒外径计算缸筒外径为所得结果为。

通过计算得出液压缸的基本参数为缸筒内径活塞杆直径缸筒外径根据上述数值，参见徐工液压件厂的伸缩缸技术参数选择液压缸的参数如下缸径，杆径，工作压力，实验压力，行程。

伸缩臂受力计算吊臂在变幅平面承受的载荷起升绳拉力式中额定起重质量吊钩质量吊臂动力系数吊钩滑轮组的倍率滑轮组效率由设计手册中查得，计算得到计算时将起升绳拉力分解为平行吊臂轴线方向的分力和垂直吊臂轴线方向的分力将垂直载荷分解为垂直吊臂轴线方向的分力和平行吊臂轴线方向的分力。

伸缩臂在变幅平面受力情况如下伸缩臂有两个支点，是臂根与车架的铰接点，另个是吊臂与变幅油缸的铰接点，因此在变幅平面内可把吊臂视为简支外伸梁。

由垂直力和起升绳拉力对吊臂轴线偏心引起的力矩为式中臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心距臂端导向滑轮与吊臂轴线的偏心距伸缩臂在变幅平面倾角•由起升载荷以及吊臂重量引起的垂直载荷为吊臂在旋转平面承受的载荷伸缩臂在旋转平面视为根部固定端部自由的悬臂梁。

它承受的轴向力与在变幅平面受力情况样，即，轴向力可以分解为当吊臂旁弯时不变方向的轴向力和变方向轴向力伸缩臂在旋转平面的侧向载荷包括货物的偏摆载荷表摆角，则不装副臂，力矩，侧向力中的货物偏摆载荷货原来作用于臂端定滑轮的轴心处，因缩臂三向应力强度问题，根据第四强度理论其当量应力为管式泵的三向应力大小见下表表抽油泵的应力分析泵型管式泵上冲程柱塞上部内胀拉柱塞下部拉下冲程柱塞上部内胀拉柱塞下部内胀拉受力形式闭口内压强度核算疲劳因此，，满足强度条件令有最大下泵深度当附加轴向载荷时，求得从强度出发的最大下泵深度，，满足条件允许挂尾管重量我们可以得出从强度出发下泵深度时允许加尾管重量，满足假设条件。

泵筒疲劳强度计算交变应力泵筒轴向载荷为应力为，最大轴向应力是筒内压力形成的轴向应力与最小轴向应力之和，考虑应力集中系数，故交变应力为古罗曼图的应用泵筒用号钢，计算时所取数据为，，可取加载方式系数，偏载系数，直径系数，表面系数腐蚀情况系数，应力集中系数泵筒在井下时般受拉，即，故它工作在古德曼图的Ⅰ区或Ⅱ区，其分界处的平均应力为为其中泵筒的疲劳强度极限为允许最大应力振程实际应力振程最大下泵深度最大下泵深度时，，故有，，，并有。

先假设工作在І区，由，表得，有显然，所以工作在Ⅱ区。

由于所以最大下泵深度应是从强度出发所得和从疲劳出发所得之中的小者，所以最大下泵深度允许加尾管重量计算与下泵深度相应的尾管重量时，有，，，。

先假设工作在І区则显然，故工作在І区。

此时有，故，允许加尾管重量应是从强度出发所得与从疲劳出发所得中的小者，所以取泵筒寿命计算根据抽油泵标准和推荐做法来选择抽油泵，在般情况下，泵筒具有足够的强度刚度和疲劳强度，通常泵筒的主要破坏形式是磨损和腐蚀。

所以常用磨蚀的情况来估算泵筒寿命。

磨蚀速度把单位时间内磨蚀量的总和称为磨蚀速度，它与泵筒柱塞材料表面强化工艺和井况有关，可以测定或凭经验确定，般情况下平均磨损速度小于。

检泵周期与寿命抽油泵使用寿命主要取决与泵筒，抽油泵经过段时间的使用后，间隙漏失量大增，达不到经济使用的程度就需要检泵。

检泵时有两种情况，是泵筒未达到磨蚀极限，仍可继续使用或经珩磨圆整修复后继续使用，即做次检泵工作，从下井到检泵所经历的时间称为检泵周期。

二是泵筒已达磨损极限，需要报废，有条件时可重镀修复，从该泵开始使用到报废所应力的时间称为寿命。

设抽油泵经过个检泵周期的使用，其磨蚀量为，则允许检泵次数为式中泵筒磨蚀极限每检泵周期泵筒磨蚀量每次修珩泵筒的珩量允许检泵次数，应取比计算结果略小的整数对于小泵而言，般，即可以使个或多个检泵周期对于大泵而言，可能，此吊臂还受有扭矩可知•伸缩臂的刚度校核箱型伸缩式吊臂的校核应按最小幅度吊最大起重量的工况进行计算。

最大幅度时起吊的最小起重量是由整机稳定性决定的，吊臂的承载能力有富余，不必验算。

吊臂在压弯的受力情况下，采用简化法计算臂端挠度并作伸缩臂的刚度校核变幅平面考虑起吊额定载荷，并处于相应工作幅度时，臂端在平面内的静位移。

旋转平面除考虑轴向压力影响，还需考虑在上述载荷和端部附加额定起升载荷的侧向载荷同时作用下的臂端侧向静位移。

变幅平面吊臂承受的轴向力吊臂在变幅平面的临界力吊臂在轴向压力的情况下，仅由变幅平面横向载荷引起的臂端挠度在变幅平面内相邻两节臂之间的横向间隙并假定各节臂之间的间隙均相等，间隙的大小由使用要求和工艺条件决定，通常伸缩臂的节数伸缩臂的几何尺寸伸缩臂的许用挠度，单位为类型摆角轻型中型重型特重伸缩臂臂长旋转平面式中吊臂在旋转平面的临界力吊臂在轴向压力的情况下，仅由旋转平面侧向载荷引起的臂端挠度在旋转平面内相邻两节臂之间的侧向间隙计算变幅平面吊臂端部挠度时，其计算载荷应只考虑有效载荷的静力作用，即不计自重和动力系数。

伸缩臂的刚度参数的计算临界力旋转平面的临界力在旋转平面内，臂架为端固定而另端自由的压弯构件，臂架侧向变形时，起升绳对臂架有支承作用，故旋转平面的临界力，按下式计算式中由伸缩臂在旋转平面的支承条件决定的长度系数，此处取由变截面伸缩臂决定的长度系数起升钢丝绳影响的长度系数第节臂基本臂的截面惯性矩。

变截面吊臂决定的长度系数箱型伸缩臂是个双向压弯构件，同时也是个阶梯形变截面构件，计算公式如下式中些节点坐标系，以便于加载。

约束处理基本臂尾部与转台铰接处，约束个方向平移自由度和两个方向的转动自由度。

释放绕销轴中心回转的转动自由度。

变幅液压缸铰点处同样处理。

状态变量通常是控制设计的因变量数值，是设计变量的函数，在中，这种函数关系不是显式的，对状态变量的约束构成了约束方程。

允许定义的状态变量不超过个，实际选取时，应选取适度的状态变量的数目，以保证足够的约束设计。

设计中，为保证臂的强度和刚度，设定应力和位移为状态变量，控制应力和位移的大小，即使臂满足强度和刚度要求。

约束条件强度条件式中危险点最大应力材料许用应力。

刚度条件式中变幅平面内最大位移变幅平面内允许最大位移。

计算结果与分析结论此形臂采用的截面尺寸完全符合技术要求，能够完成工作任务最大额定起重量吨，最大起升高度强度和刚度完全符合要求，采用结构合金钢图旋转平面边界条件示意图图旋转平面位移图可见旋转平面最大挠度为图变幅平面边界条件示意图图变幅平面位移图可见变幅平面最大挠度为图变幅平面应力图可见变幅平面最大应力为其为总结通过本次毕业设计，基本上掌握了汽车起重机的结构，及其主要的工作原理，并且通过查阅资料和图纸，锻炼了自己绘图以及识图的能力。

在本次毕业设计中，在查阅资料之后，首先确定起重机伸