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，首先确定起重机伸的货物偏摆载荷货原来作用于臂端定滑轮的轴心处，因此吊臂还受有扭矩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。液压缸负载力。活塞杆材料许用应力，为缩臂楚振宇国际金融危机对中国房地产经济的影响及对策研究商场现代化，年月中旬刊总第进入消费市场的能力。根据数据显示，分析得国际金融危机对我国家电企业竞争力的影响途经和方向影响途径成本能力重要原料和能源价格的降低有利我国放松信贷政策产品价值能力西方发达国家再工业化有利渠道和市场开拓能力国际贸易保护主义的抬头有利家电下乡的政策从长期看，国际金融危机对我国家电企业增强竞争力提供了难得的机遇。总之，国际金融危机对我国家电企业的竞争力来讲，既有积极的因素，也有消极的因素。四金融危机对国际航运市场的影响全球经济的体化使世界航运市场处于世界经济末端。由美国引发的金融危机导致对世界经济传导到航运经济的比例为，即世界经济增速降低，将引起世界航运市场的增速放缓。运价狂跌，货量剧减，人气骤降。金融危机之前，航运业形势片大好，导致整个行业急速扩张，新造船大幅增加，这为今后的船舶运力供给埋下了隐患。金融风暴下的流动性危机阻止了全球生产，金贸活动的正常开展，各国经济增长乏力和消费疲软导致其迸发，需求无法在短时间内得以恢复，致使中国的出口导向型经济也遭受实质性打击。可以从以下四方面看出。班轮市场，欧美进口需求的下降对航运市场需求造成直接影响，集装箱，班轮运输业成为受此次金融危机冲击最大的行业之。年全球集装箱新船交付量还将继续创新高，集装箱运输市场供求矛盾十分突出。市场供求的巨大缺口导致船舶位利用率大幅下降，运价持续走低。市场需求低迷。运力过剩现象严重，大量集装箱船舶不得不被追停闲置。全球金济陷入衰退，贸易量下滑，集装箱海运需求萎缩，市场低迷状态进步加剧。今年五月份，集装箱船期租率已降至美元标准箱，这与年底美元标准箱已无法相提并论。需求不足，集装箱船运力大量闲置。五月份后，随着部分集装箱船的返航闲置，运力有所减少，集装箱船闲置运力下降至万，闲置率至点，跌幅也达到了。年上半年，世界石油需求持续疲软，与此同时运力不断增加，油船运输市场严重供过于求，运费长期在低位徘徊，并呈震荡下滑之势。金融危机影响了世界航运市场，其中班轮市场，干散货市场，杂货市场以及国际油轮市场尤为严重。为此航运界应该从理念的更新，强化经营及培养高端人才方面着手积极应对危机造成的影响。总的来说作为最大经济体的美国金融危机步入衰退，全球经济增速放慢，发生经济波动的可能性增大，直接影响外贸增长。年以减顺差为目标大幅度调整外贸政策，后续效应显现。今年来人民币加快升值，上半年累计升幅达，全年升幅可能达到。人民币升值，是企业最难预测和影响出口效益的最大因素。据调查，九成出口企业对人民币升值的容忍度在以下。此外，国际贸易摩擦较多，浙江的发案量和受损金额占到全国的。月，全省规模以上企业出口交货值增长，比去年同期低了个百分点，增长率是年同期以来最低的近年在多。出口交货值对工业销售产值的增长贡献率由降至，新增量从亿元减少至亿元。月份出口交货值仅增长，为年来同期最低点。面对当前形势，外贸企业应坚持只有不好的产品，没有不好的市场，要在逆势中寻找出材料的抗拉强度，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