东风华神作业车支腿液压系统设计

东风华神作业车支腿液压系统设计摘要液压支腿是工程机械重要机构，其中汽车起重机最具有代表性。汽车起重机具有较高的灵活性，且操作方便，其主要作用是将物体举生在需要的位置，在国家基础建设中起到重要作用。本文主要针对东风华神作业车，设计支腿液压系统，可以将车辆平稳举起，起到支撑，分散重力，提供稳固的工作平台等作用。其中包括两部分，支腿结构部分设计和支腿液压系统设计。熟悉车辆基本参数，对比各类支腿优缺点，确定液压支腿的选型，计算支腿在极端状态下的受力分析，分析三点支撑的压力计算，确定支腿的结构尺寸，利用CATIA、CAD等软件构建支腿的三维模型，并分析算主要零部件的强度、刚度及性能参数的计算；在液压部分，需要根据其工作压力确定液压缸的尺寸，分析三点支撑时的压力计算，并计算液压缸强度、刚度，液压回路的设计等。关键词：支腿液压；支腿结构；三点支撑；液压回路；液压缸

DesignofHydraulicSystemforSupportingLegofOperationVehicleAbstractHydrauliclegisanimportantmechanismofconstructionmachinery,amongwhichtruckcraneisthemostrepresentative.Truckcranehashighflexibility,andeasytooperate,itsmainfunctionistolifttheobjectintheneedoftheposition,inthenationalinfrastructureplaysanimportantrole.Inthispaper,thehydraulicsystemofsupportinglegsisdesignedtoliftthevehiclesmoothly,supportit,distributethegravityandprovideastableworkingplatform.Includingtwoparts,thepartofthehydraulicsystemdesignandtheleglegstructuredesign,familiarwiththebasicparameters,comparetheadvantagesanddisadvantagesofvariouskindsofleg,determinetheselectionofhydraulicleg,calculatedthestressofthelegundertheextremeconditionanalysis,analysisofthethreesupportingpressurecalculation,determinethestructuresizeofleg,usingCATIAtobuildthree-dimensionalmodeloftheleg,andanalysisbyusingANSYStocalculatethestrength,stiffnessofmaincomponentsandtheperformanceparametersofthecalculation.Inthehydraulicpart,itisnecessarytodeterminethesizeofthehydrauliccylinderaccordingtoitsworkingpressure,analyzethepressurecalculationofthethree-pointsupport,andcalculateitsstrength,thedesignofthehydrauliccircuit.Keywords:Leghydraulicpressure;Legstructure;Three-pointsupport;Hydrauliccircuit;Thehydrauliccylinder

目录TOC\o"1-4"\h\z\u1前言 11.1汽车起重机概论 11.2汽车起重机国内外的发展概况 21.3研究内容及课题意义 22东风华神作业车主要基本参数 42.1起重量Q 42.2起升高度H 42.3工作幅度R 42.4起重力矩M 52.5起重机工作级别 53起重机活动支腿的确定 63.1支腿类型确定 63.2支腿跨距确定 83.3支腿压力计算 113.3支腿危险截面校核计算 154液压系统设计 194.1液压传动概述 194.2支腿液压回路 194.3液压系统工作压力的确定 214.4垂直液压缸的设计 224.5水平液压缸设计 264.6垂直液压缸伸缩速度及流量的计算 284.7水平液压缸伸缩速度及流量的计算 284.8垂直液压缸与活动支腿的连接方式 295结论 33参考文献 34谢辞 35附录 36PAGE61前言本章节主要简单介绍汽车起重机的发展概况，液压在汽车起重机上的使用，然后讲述国内外汽车起重机的优缺点和差距，帮助读者了解起重机的发展，起到更好的导读作用，同时明确本次论文的设计方向和目的。1.1汽车起重机概论起重机是起重设备的一种，当物品重量过大，或运输地点较特殊时，起重机可以减轻人的劳动强度，增加工作效率。在现实生活中，起重机普遍存在于货物起吊，高空吊装，运输人员等工作上。由于现在工业化的发展需求，要求起重机械的种类繁多，例如架设桥梁，铺装路面的建设，工厂龙门起吊，又或者安装水电等项目，需要吊装繁多的器材和设备，起重机有着广泛的使用空间。传统驻地式起重机只能在短距离内运送货物，作业范围固定且有限，搭建起重机台架需要大量的材料运输，不利于偏远地区的作业进度，汽车起重机则可以解决上述问题，具有较高的灵活性和可随时调配的机动。汽车起重机在作业过程中，如果只是单一的使用车辆本身的轮胎来支撑重量，可能将会造成车架强度不够产生形变，或者驻车不稳定导致溜车，或者轮胎的承重过大导致爆胎，往往难以达到预期效果，所以需要可以固定支撑在地面上的支架和运行支架的液压系统。汽车起重机未来的发展方向，随着电气一体化、自动化、智能化的发展，汽车起重机将面临更多的挑战，需要有更强的负载能力，在面对更庞大的吊装项目才能更好的适应，从最初的几吨的起吊设定，慢慢走向百吨千吨的演变。而且还需要更智能的操作系统和人机交流，改变以往油腻腻的驾驶舱和诸多的操纵杆和仪表按钮，传统的汽车起重机十分依赖操作者自身娴熟的技术和不断累积的经验，这不仅提高了操作的难度，考验对项目和机械的熟悉程度，降低了作业的效率和提高了失败的风险，而且也不利于起重机这一门技术的有利持续发展，因为依赖经验会导致门槛的提高，增加培养技术人员的成本，所以起重机本身的智能化提升可以有很大程度的推动起重机的发展。随着城市化的发展，在城市内作业的汽车起重机，需要更加注重小型化和多功能，实现多功能化和汽车起重机设计的紧凑化。如果机油是发动机的血液，那么液压油就是汽车起重机的血液，液压和汽车起重机不可分离且在多处运用。液压凭借着结构简单和良好的可靠性，在底盘方面的液压转向、活动支腿伸缩、上车方面回转系统、变幅系统，以上系统的运作都离不开液压系统，可见液压系统在汽车起重机中的所占据的核心技术。1.2汽车起重机国内外的发展概况目前，国际上有很多公司在不断发展汽车起重机，主要以欧洲为主，例如瑞典、意大利、德国等，型号繁多，规模大，欧洲国家主要以折臂式汽车起重机为主，折臂式起重机有非常多的有点，具有结构紧凑，起重载荷大，作业区间大，动作灵敏等特点，而且各个公司都形成了功能多远化、品种系列化、机械液控制一体化的产品体系。而且产量稳定，销量一般每年8至9万台。瑞典是随车汽车起重机生产较早的国家，是近50年处于世界的领先地位，HIAB公司的起重机还在变幅末端添加了不同的加装装置，例如抓斗，钻头，特殊板叉等配件，不仅可以完成起吊功能，还能够完成抓取，钻孔等功能，实现了一机多用。意大利是汽车起重机生产最多的国家，而且50%供出口，而且每家工厂都有自己较为完善的产品系列。以中国，韩国，日本为首的东亚国家和北美国家，主要以直臂式起重机为主。我国汽车起重机发展起步比较晚，70至80年代，由于需求量小，生产规模小且产品单一，但随着时间推移，近年来汽车起重机不论是产量和销量都在逐年增长，国内汽车起重机厂家发展至10多家，而且国内部分厂商和国外厂商合作，推出合资汽车起重机。有部分国内厂吸收国外先进技术的基础上，依靠技术创新，开发了近20个新产品，并指定参与国家航天项目的发展，也曾批量出口国外，具有欧洲产品的风格，但总体方面对比国外，我国的汽车起重机发展还是有一段差距，主要体现在品种少，市场需求量小，导致产品单一且功能少；起重力矩小，吊装重量小；人工智能化低，汽车起重机的操作依赖操作者对机器的熟悉程度和经验，不利于工程的稳定性和进度，也不利于汽车起重机长远的发展，提高了操作者的入门门槛，且操作面板不够智能化，档杆多且乱，不利于操作逻辑性。总体来说，国内汽车起重机还有很大的进步空间，尤其在人工智能化和电控方面。1.3研究内容及课题意义本次研究的目的是为东风华神工程作业车设计支腿液压系统，分为支腿结构设计和支腿液压系统设计两部分。工作时，利用水平液压缸将支腿伸出车外，然后利用垂直液压缸向下运作接触地面，最终将车辆顶起，为车辆提供稳定的工作平台。设计其中内容包括，对汽车起重机的了解和车辆基本参数的了解，了解支腿运行时各个模块的作用及运行原理，运动模式，连接方式，整体匹配程度等，了解不同支腿类型的优缺点，作比较后选出最优的支腿类型，了解市面上支腿的材料选择，翻阅资料了解汽车起重机的设计要求，开始计算支腿在极限状态三点支撑情况下的受力分析，计算支腿的压力，利用三维建模软件CATIA作为基础设计支腿的结构，然后通过分析软件ANSYS进行支腿的受力分析，载荷集中等情况。在液压系统方面，了解液压系统的工作原理，根据需求画出液压系统的回路图，根据前面计算得到的活动支腿的支撑反力，计算液压缸内径和活塞直径的确定，材料的选择应用，计算液压缸壁的厚度，最后校核强度是否满足设计要求。最后画出所需的工程图纸。本次课题的意义，随着我国基建的大力发展，需要大量的工程机械车辆，起重机为最典型的代表，相比落地式起重机，可移动的轮胎式起重机具有更加灵活的特点，可随时调配不同的地方工作，液压支腿又是每一台起重机不可或缺的重要装置，可以提供起重机更大的起重质量和更稳定的工作平台，大大提高了起重机的稳定性和安全性。为国家基建发展做出了巨大贡献，不仅对汽车起重机的发展具有重要意义，且对国家的发展具有重要意义。

2东风华神作业车主要基本参数起重机的技术参数通常代表起重机的性能，同时也是起重机设计的依据和基础，主要包括总起重量，工作幅度，起重力矩，支架收放速度，起升高度等等。整机全长11990mm，整机全宽2500mm，整机全高3350mm，行驶状态总重量24000kg。2.1起重量Q额定起重量是汽车起重机中的一条重要性能参数，直接影响起重机在正常工作中起重量的大小，通常以Q表示，单位为吨（t）或者千克（kg）。同时起重量的大小也会影响支腿结构、液压缸的参数、车架参数等一系列参数的变化。带有吊钩的汽车起重机，通常吊钩和滑轮组的重量用q表示，说明手册标定额定起重量时，是不包括吊钩和滑轮组的自重，所以在计算过程中需要另外加上。而且汽车起重机的额定起重量通常不是一个固定不变的数值，会随着臂的长短、吊臂角度、支腿放置情况和幅度的改变而变化，当出现多个额定起重量时，通常将额定起重量当做最大起重量。根据产品说明书，本次课题车辆额定起重量Q=16t。2.2起升高度H汽车起重机在水平地中，起升高度h1是指吊钩的中心到地面的垂直距离，若货物能够下落到地面以下，地面至货物的垂直距离称为下放深度h2，则总起升高度H为地面以上的起升高度加下放深度之和，单位为米（m）。即H=h1+h2。在汽车起重机中，起升高度受臂架的角度和臂长而改变，可根据两者的关系绘制出起升高度图像。根据产品说明书，本课题车辆基本臂长度为9.8m，对应起升高度为9.9m；最长臂长度为30.5m，对应起升高度为30.7m；最长主臂加副臂为38m，对应起升高度为38.5m。2.3工作幅度R工作幅度是指起重机工作过程中，回转中心至吊钩的垂直距离，代表着汽车起重机的作业半径，工作幅度通常以R表示。同时工作幅度也不是一个定值，工作幅度的最大值和最小值会随着负载和仰角，根据实际使用情况而发生改变。在轮式汽车起重机中，有效工作幅度是指使用支腿的情况下，吊钩的中心铅垂线至该侧支腿连线的水平距离，表示起重机在最小幅度时作业的可能性，有正负值之分。根据产品说明书，本次课题车辆最小工作幅度Rmin=3m。2.4起重力矩M起重力矩是臂架起重机的重要参数之一，是起重机起重能力的另一种表现，同时也是设计支腿结构的重要参数，一般以M表示，单位一般为kg/m或者t*m，它等于起重量Q和幅度R的乘积，即M=Q*R。2.5起重机工作级别起重机吊运货物所完成的一个周期称作为一次工作循环，工作循环不仅代表着工作的次数，同时也意味着起重机的使用寿命，在不方便计算次数的情况下，可以按照一次循环所需要的时间，计算总的工作时间反映起重机的使用寿命。若设计初期已知起重机的目标使用寿命，则可以更好的规划起重机各个机构的寿命设计，既要满足性能的要求，又要达到平均的使用，不出现浪费，降低研发制造的成本。根据《起重机设计手册》，本次课题起重机的使用寿命约为12年。N=3600*Y*D*HY——起重机使用寿命（年），取12年D——起重机一年中的工作天数，取300天H——起重机一天工作时数，取8小时T——起重机一次循环的时间(S)，取360秒N——工作循环总数根据上式，得出N=2.88*105次

3起重机活动支腿的确定汽车起重机为增大起重量和抗颠覆能力，一般设计配有支腿，要求支腿结构可靠牢固，分散重量，提供未定的工作平台，且工作方便占地小，行驶过程中可收缩，不影响车辆的外观和通过性。3.1支腿类型确定蛙式支腿结构简单，每根支腿只需要一个油缸，质量轻，但每个活动支腿铰接固定在支腿上，所以支腿的跨度不大，只能适用于小吨位起重机。图3.1蛙式支腿H型支腿，工作时需要两个液压缸工作，即水平液压缸将支腿伸出，垂直液压缸将支腿接触地面支撑，该支腿类型具有较大的跨距，能够良好的适用地形复杂的路面情况，收放支腿的固定箱子一般与车架做成一体，以增大车架的强度。图3.2H型支腿X型支腿的垂直液压油缸作用在支腿的中间，工作时支腿向外延伸，垂直油缸将支腿支撑在地边，离地间隙小，结构紧凑，但支腿向下运动时，端部的支腿有水平移动的弊端，所以一般搭配H型支腿使用，一般是前H型支腿，后X型支腿。图3.3X型支腿辐射式支腿，回转机构与支腿机构直接相连，在作业过程中，过载一般不经过车架，而是直接传递给支架，车架的变形量少了，可以将底盘的重量减轻，所以该类型的支架一般适用于特大型的吊装设备上。图3.4辐射式支腿综上所述，本次课题车辆选用H型支腿，理由如下：（1）.支腿跨距大，可以增加车辆工作时的抗颠覆能力；（2）.各个支腿可单独控制，增加对地面的适应能力；（3）.易于调节。3.2支腿跨距确定为保证吊装过程中的稳定性，跨距的设计应合理，保证起重机能在各个角度工作的稳定性。但跨距过大时，虽然稳定性和抗颠覆能力好，但出现过载时，若操纵者经验不足或者机器没有预警装置，危险会传递给其他机构，如变幅机构，导致变幅弯曲。但跨距过小时，则需要增加起重机的配重，增加了整车的整备质量。所以合理的支腿跨距应该是额定起重量起重时，支腿的稳定性即将要离地。当起重机工作四个支腿伸出时，可以将起重机作业区间划分为，I前方作业区，II右侧作业区，III后方作业区，IV左侧作业区，4个区域，横向跨距2a，纵向跨距2b。起重机经常在II，IV两区域工作，所以起重机的稳定性应该由横向跨距2a来决定，所以在确定横向跨距2a之后，理论上纵向跨距可以取2b>2a，b1=a，b1为回转中心距后支腿的距离，即可以保证起重机工作。图3.5起重机作业区从起重机稳定性来确定支腿跨距，起重机在各种额定起重工况下，所受的合成垂直载荷必须始终在支腿支撑点构成的矩形范围内。当吊起临界质量PQer时，倾翻力矩等于稳定力矩，如图：图3.6支腿力矩图图3.7支腿力矩图支腿横向跨距经过受力分析得出下列式子：G3×aP式中：G1——上车的重量，取3.81t；L1——上车重心距回转中心的距离，取1.72m；G2——底盘的重量，取12.62t；L2——底盘重心距回转中心的距离，取1.943m；G3——活动配重的重量，取2.04t；L3——活动配重距回转中心的距离，取2.28m；Gb——吊臂重量，取5.16t；r——吊臂重心距回转中心距离，取3.4m；K——稳定安全系数，取K=1.4；PQer——临界起重量；R——工作幅度，取4m；q——吊具重量，取0.2tQ——额定起重量，取16t通过计算得到横向跨距a=2.47m，预取a=2.7m，即横向支腿跨距2a=5.4m支腿纵向向跨距经过受力分析得出下列式子：G=b经过计算得到，起重机旋转中心距后支腿距离b1=2.17m;同理可得，起重机选装中心距前支腿距离b2：b计算得b2=3.23m纵向支腿跨距2b=b1+b2=5.4m，取2b=5.4m3.3支腿压力计算汽车起重机在作业的过程中，支腿可能有很多种受力情况，由于受力情况复杂，要计算出支腿的压力，首先要确定计算工况，需要作出以下假设，来简化计算，有以下假设情况：图3.8起重机力矩分析图图3.9四点支撑支腿受力图图3.10三点支撑支腿受力图由于汽车起重机作业过程中支腿摆放一般呈矩形或者方形，所以忽略支腿错开摆放的差异，如上图所示，汽车起重机底盘重量为G2，其重心距离坐标原点为d2，d2=1.2m，吊臂的位置和Y轴呈θ角度，回转中心H距离坐标原点d1，d1=0.74m，上车的重量为G1，吊臂重量为Gb，配重为G3，起重量Pc，吊具重量q，最大额定起重量Q，在计算的过程中应自带符号，与坐标正方向一致为正。则上车重量，吊臂重量，配重及吊具重量合力G0为：G0算得G0=32.47t计算起重量Pc，φ为动载系数，根据起重机设计手册φ=1.15~1.3，取φ=1.3P算得Pc=21.06t合力矩r0为：r算得r0=2.8m起重机工作时由于受到回转惯性力、离心力和风力等水平作用力，所以需要在吊臂尾端施加一个水平合力T，其作用在吊臂平面内有力矩M，其大小为：水平力TT=5算得T=1.053tM算得M=100330kN·m（1）.假设一，车架-支腿-支撑地面系统，若车架和支腿的刚度很大，且支撑地面非常坚固，则总体的变形量会非常的小，即车架和支腿的弹性形变量和地面下陷的深度，只要起重机在额定起重范围内且总载荷的合力在支腿的矩形范围内，则四个支腿始终不会离开地面，呈现四点支撑。若车架刚度不足，其它条件不变的情况下，车架和支腿形成梁柱体系，则支腿压力可根据载荷合力距离支腿的远近，成反比分配，但支腿依旧呈现四点支撑。则四个支腿的压力为A=B=C=D=当θ=90°时，上方表达式可简化为A=B=C=D=（2）.假设二，车架-支腿-支撑地面系统，若车架的刚度足够大，而支腿具有弹性形变，支撑地面不够坚固会下陷，起重机正常工作时，四条支腿可能会抬起其中的一条，变成了三点支撑。支腿压力的计算通常需要根据载荷合力距离支腿中心的大小和方向，还有吊臂的位置，为得到更贴近实际的支腿压力，需要支腿最不利的工况，最终选择假设二的工况，即支腿三点支撑。支撑点最大压力为F，和此时的吊臂位置θ0，设F/θ0=0，可求出支腿在承受最大压力时的吊臂位置θ，则θ工况I时θ=40.4°，工况II时θ=139.6°当吊臂处于I位置工作时，A点支腿离开地面不受压力，位置C的支腿是受到最大的压力，此时这三点支腿的受力情况如下：FFd1——回转中心距原点O的距离，0.74md2——底盘重心距原点O的距离，1.2mθ——吊臂位置与Y轴的夹角D1——回转中心H距离坐标原点的距离D2——底盘重心距坐标原点的距离将以上数据代入式子，算得Fc=309.4kN当吊臂处于II位置工作时，B点支腿离开地面不受压力，此时D点支腿受到最大的压力，则此时D支腿受到的压力为：F将以上数据代入式子，算得FD=142.8kN以上两种工况支腿压力对比，Fc>FD，所以在工况I情况下，C支腿受到的压力最大，最危险，Fc=309.4kN。3.3支腿危险截面校核计算汽车起重机金属结构材料的选择一般是钢材，虽然铝合金比钢材比重小，延伸率高，弹性模量仅为钢材的三分之一，但由于价格昂贵，铝合金尚未在国产汽车起重机中使用。水平箱是支腿的主要受力部件，可以看做是汽车底盘横梁的一部分，应该具有足够的强度和刚度，所以选用Q690D高强度焊接钢。活动支腿和横向固定箱的连接处A-A截面为危险截面，需要计算其刚度、强度、腹板局部稳定校核。将支腿的受力简化看做悬臂梁。图3.11支腿全伸示意图图3.12活动支腿A-A截面图选用截面的惯性矩计算：IB=270mm，H=400mm，b=210mm，h=320mmIx=8.67×108mm4A-A面危险截面系数为：W（1）.刚度计算水平活动箱的受力可以简化为悬臂梁，其挠度为fF为支腿压力，F=309.4kNl为支腿所受支撑力到危险截面的距离，车宽2.5m，所以l=E为弹性模量，E=2.1×1011PaIx=8.67×10-4m4计算得fB=0.0026mm许用挠度fB=结果f所以该截面是合理的（2）.强度计算σA-A截面转矩M算得σ查表得材料Q690D，许用应力[σ]=730Mpa所以σ<[σ]所以支腿强度合格（3）.腹板局部稳定性校核h0——腹板高度，320δ——腹板厚度，30mm因为a0=1，查表得到ξ=h所以活动支腿腹板局部不失稳。

4液压系统设计4.1液压传动概述液压传动是指用液体为介质，借助液体的压力实现能量的传递和控制的一种传递方式。液压传动具有传动稳定，大范围无极调速，过载保护等优点，但也有做功过程中损失较多能量，无法严格控制传动比，系统出故障较难查找原因等缺点。随着几点一体化的发展，液压与电子控制相结合，大量运用于各地的机械制造业，军工，农用，起重设备，采矿行业等。完整的液压系统包含能源装置实现最初外部传入能源的转换，实现机械能往液压能的转换，执行装置将液压缸中的液压油通过帕斯卡原理，对液压能往机械能的转换推动活塞运动，控制装置将液压油的流向、流量的大小等作出控制，让液压油的去处更加有条理和目的，辅助装置则为液压系统提供辅助作用，使整个系统更好的运作，提高液压系统的寿命。4.2支腿液压回路支腿液压回路的作用，用以驱动液压支腿支撑起起重机的全部重量，为车辆作业时提供一个稳定、水平的工作环境，确保作业过程中的安全性，在汽车起重机中，支腿的液压系统设计要求：（1）.支腿在垂直工作的过程中，应具有良好的液压锁止功能，不能发生液压泄露（软腿现象）。（2）.要求各个支腿可以单独调节，适应支撑复杂地面，支腿伸出距离足够大，以产生足够大的防倾翻力矩。（3）.能承受额定起重量时支腿压力。（4）.支腿收回行车过程中，支腿不掉落。如图所示，支腿液压回路主要组成元件包括：水平液压缸，垂直液压缸，油箱，过滤器，三位四通电磁换向阀，单向变量液压泵，溢流阀，双向液压锁。H型支腿的特点是每条支腿只有一个水平液压缸和一个垂直液压缸，每条支腿都配有三位四通换向阀支持独立收放，为保证支腿不会软腿，每个垂直液压缸都配有双向液压锁。双向液压锁是由两个液控单向阀共用一个阀体和控制活塞组成，可以设置为液压回路的安全系统，保证支腿固定不动，在外部载荷的作用下不会回缩，行车过程中不会因重力作用掉落，也不会因为液压回路管道泄露而突然回缩，保证安全。该液压回路中，支腿液压回路只是本车液压回路的一部分，为满足整车液压系统的需求，液压泵的压力和流量会偏大，同时液压泵的取力来自发动机，防止发动机运行不稳定或者转速过高，所以需要在支腿液压回路供油路入口加装溢流阀作为安全阀，防止油压过大损坏支腿液压回路系统。如图所示，该支腿液压系统回路根据支腿伸缩和和对应的电信号控制可分为下列五种工作状态：（1）.无工作状态，水平液压缸和垂直液压缸均无动作，汽车起重机在作业状态或行车状态，液压油从油箱出发，流经支腿总开关三位四通阀电磁换向阀的中位，再经回油路流回油箱。（2）.水平支腿同步伸展状态，支腿总开关阀门A位通电，液压油从支腿总开关下位阀门通过，此时K2作为并联供油路，横向液压缸电磁换向阀组同时打A位通电，液压油从控制阀左位进入液压缸无杆腔，油缸腔的液压油经回油路K1流回油箱。四条水平支腿同时伸展，提高运作效率，同时每条水平支腿亦可以单独控制，只需要单独控制其中一个横向液压缸的控制阀，实现支腿单独控制调平。水平支腿同步缩回状态，工作原理刚好和同步伸展状态相反，支腿总开关阀门和水平液压缸控制阀门都B位通电，此时K1为供油管道，K2为回油管道，液压油进入有杆腔，无杆腔的液压油流回油箱。每个支腿的收缩可单独控制。（3）.垂直液压缸同步伸展状态，因为水平支腿伸展和垂直液压缸的伸展共用一条供油管K2，所以只需要支腿总开关和垂直液压缸换向阀组A为接通，液压油进入垂直油缸无杆腔，有杆腔液压油经过K1回油管流回油箱，所以只需要控制垂直液压缸换向阀组便可以控制伸展，同时也可以单独控制伸展。垂直液压缸同步缩回状态和伸展状态正好相反，支腿开关阀门和垂直液压缸阀门B位通电，K1为供油管，液压油进入垂直油缸的有杆腔，无杆腔的液压油经过K2回油管流回油箱，每一个垂直液压缸的收缩也可以单独控制。为了使垂直液压缸的液压回路有锁止系统，负载运作中不软腿，行车过程中不掉落，在每一个垂直液压缸的供油路和回油路都装有一个双向液压锁，液压锁的回油路连接在该液压缸的供油路，供油路不通则回油路也不通，达到闭锁的效果。图4.1支腿液压回路图1-油箱；2-过滤器；3-开关；4-液压泵；5-溢流阀；6-横向液压缸；7-横向液压缸电磁换向阀组；8-垂直液压缸电磁换向阀组；9-垂直液压缸；10-双向液压锁；11-支腿总开关电磁换向阀表4.1支腿伸缩动作与电信号关系图说明：+表示通电，空白表示不通电。4.3液压系统工作压力的确定液压系统工作压力是指系统正常工作情况下所承受的最大压力，影响系统压力的主要元件主要有执行元件的最高工作压力，管道压力，阀门、过滤器引起压力的损失等。系统工作压力的确定，即应满足整机的性能要求，又要考虑经济型和当前的科技水平。系统工作压力大小会影响零部件的尺寸，材料的选择和整体的紧凑感等。根据《起重机设计手册》，现有轮式起重机的系统压力可分为:（1）.中压：10MPa~25MPa，用于中小型轮式起重机；（2）.高压：25MPa~32MPa，用于大中型轮式起重机；（3）.超高压：32MPa以上用于特大型或有特殊要求的轮式起重机。本次课题研究的汽车起重机额定起重量为16t，属于中小型轮式起重机，初定液压系统工作压力为P=25MPa。4.4垂直液压缸的设计在设计液压缸之前首先要知道系统压力的选择，液压缸所要承受的载荷量，液压缸参数和液压回路整体运作工况的匹配程度。在垂直液压缸的设计中，根据其受力特点的分析，液压缸主要受到垂直于地面方向的压力，所以垂直液压缸主要把重点放在液压缸的强度，而液压缸的稳定性次之。图4.2液压缸结构图（1）.液压缸内径D的确定以有杆腔为工作腔时，液压缸内径为D=系统工作压力P=25MPa，总负载力F=309.4kN算得D=125.5mm，查表取整圆，即D=125mm（2）.液压缸壁厚δ和缸筒外径D1的确定缸壁材料的选择，液压缸要有足够的强度和刚度，保证不在负载的情况下发生断裂和弯曲，还必须有良好的耐磨性，保证长期工作良好密封性，还需要良好的可焊性，综上所述，参考相关文献和国内已上市的汽车起重机，缸壁的材料选用45号钢，淬火后调质到HRC42~46，获得更好的硬度又不至于容易产生裂纹，其物力性能，抗拉强度σb为600MPa，屈服强度为σs355MPa。闭锁压力Pmax的计算，当汽车起重机工作时，支腿的油路处于闭锁状态，垂直液压缸的无杆腔为工作缸，其闭锁压力Pmax为P计算得Pmax=24.85MPa根据经验判断Dδ≥δ当P＞16MPa时，取Py=1.25Pmax。[σ]为缸筒材料的许用应力，σ=σbn，σb抗拉强度，n为安全系数，一般所以δ缸筒外径为D计算得D1=157mm，查表取D1=152mm（3）.液压缸行程L的确定离去角α=10°，后轮距后支腿的距离为2m，底盘上表面支腿支撑盘离地高度h=2×tan10°=0.35m，所以初定液压缸行程L=550mm。（4）.活塞杆直径d的确定活塞杆材料选用45号钢，淬火后调质到HB229-285，硬度达到HRC42~46，可以获得更好的表面硬度又不至于容易产生裂纹，其物力性能，抗拉强度σb为600MPa，屈服强度为σs355MPa。dφ为速度比，查表得压力≥20MPa的工况下，φ计算得d=88.4mm，查表取整d=90mm活塞杆强度校验σσ抗拉强度σb为600MPa，n为安全系数，n取5计算得σ=49MP所以σ图4.3液压杆头部尺寸图图4.4液压杆头部结构示意图（5）.最小导向长度H、活塞宽度B、导向套滑动长度A、活塞杆长度（全伸长度）l的确定当活塞杆伸出时，活塞支撑面中点到缸盖滑动面支撑中点的距离H称为最小导向长度。若导向长度过小，导向套无法拥有足够的力稳定液压杆的走向，将会导致液压缸的挠度增大，使液压缸整体的稳定性改变，所以液压缸设计中需要加上最小导向保证液压缸的稳定性H≥计算得最小导向长度H=90mm导向套为普通导向套，可安装在端盖上活塞宽度B为B=取B=75mm活塞与缸筒内反复运动，需要有合适的配合间隙，间隙过小将导致能量损耗缸体发热，间隙过大可能会漏油，所以活塞与缸筒的密封方式选用O型密封圈。活塞与活塞杆使用半环连接，连接强度高，不易松动。导向套滑动面长度A为A=取A=55mm液压缸缸体内部长度L1=B+L=75+550=625mm，则取活塞杆长度（全伸长度）l=675mm便于安装。因为活塞杆长度l（全伸长度）与活塞杆直径d的比值，即l所以不需要对活塞杆做稳定性校核（6）.缸底厚度Q计算Q=0.443D缸底采用平底缸底，缸底无油口，材料选用45号钢，许用应力[σ]为355MPa计算得缸底厚度Q=16.4mm，取整圆Q=25mm缸底与缸体的连接采用焊接连接（7）.端盖结构、厚度和端盖安装形式校核、液压缸使用安装形式端盖的结构有很多种，如焊接连接，螺纹连接，法兰连接。本次课题选用法兰连接，结构简单，易于拆装。端盖的厚度h为：h取整圆h=30mm式中，p——液压力，25MPa；[ρ]——材料许用应力，45号钢屈服应力355MPa，安全系数为5；dcp——密封环形端面平均直径，55mm;密封环外径为60mm，密封环内径为50mmD1——螺钉孔分布直径，60mm；端盖法兰连接使用6颗M12螺栓12.9级别性能，每颗螺栓最小抗拉力为188.41kN，而液压缸工作压力为309.4kN，所以螺栓符合性能要求。垂直液压缸使用法兰安装形式，法兰盘与缸体一体结构，法兰盘安装于活动支腿下底板，并用6颗M20螺栓12.9级性能连接。（8）.排气装置的确定现实操作中难免会有空气进入液压缸，若不及时排出液压缸中的空气，因为空气极易压缩，可能会导致液压缸运行的不稳定和达不到额定的工作压力，同时产生气穴损坏液压零部件。由于空气的密度比液压油的密度小，所以排气阀的布置一般在液压缸的顶部。根据相关手册要求，选择M16型号的排气阀。4.5水平液压缸设计水平液压缸的所需压力很小，一般只需要满足稳定性条件就可以了，所以水平液压缸稳定性着重考虑，强度次之。（1）.液压缸内径D的确定计算摩擦力F：静摩擦力Fs=fsG=0.2×10000=2000N动摩擦力Fd=fdG=0.1×10000=1000N上式中，G为液压缸自重，fs为静摩擦系数取0.2，fd为动摩擦系数取0.1计算惯性阻力Fi：F则摩擦力F为F=Fs+Fi+Fm+Fb密封阻力Fm和排油阻力Fb数值较小，均忽略不计则液压缸内径D为D=式中，摩擦力F为2510N，P为系统工作压力取5MPa所以液压缸内径D=25.2mm，因为液压缸内径理论值计算过小，而实际应用中根据液压缸结构设计，液压缸的行程不应超过缸内径的20倍，所以查表，取液压缸内径D=125mm。（2）.活塞杆直径的确定活塞杆材料选用45号钢，淬火后调质到HB229-285，硬度达到HRC42~46，获得更好的硬度又不至于容易产生裂纹，其物力性能，抗拉强度σb为600MPa，屈服强度为σs355MPa。d速度比σ，查表得，当P≤10MPa时，速度比σ则活塞杆直径d=62.3mm，查表（GB2345-80）取d=63mm.（3）.水平液压缸行程确定和活塞宽度B的确定已知汽车的外观宽度为2.5m，支腿横向跨距为5.4m，得液压缸行程LL活塞宽度B为B=则活塞宽度B=0.6D=75mm（4）.活塞杆长l的确定和稳定性分析已知液压缸行程L=950mm，活塞宽度B=75mm则活塞杆长l=L+B=950+75=1025mm活塞杆长度l（全伸长度）与活塞杆直径d的比值为16.3，不满足下式，所以需要对活塞杆做稳定性校核l活塞杆稳定性校核，细长比为ll为活塞杆长度，K为活塞杆断面回转半径，K=d为活塞杆半径，d1为活塞杆内径m—柔性系数，中碳钢取85按戈登—金兰公式计算临界载荷PkPPk——极限载荷l——活塞杆长度K为活塞杆断面回转半径，K=n——末端条件系数，两端固定取4fc材料强度实验值，中碳钢取490MPaA——活塞杆截面积，A=a——试验常数，中碳钢取0.0002计算得Pk=28.9油缸全伸时负载为0，所以液压杆不失稳。4.6垂直液压缸伸缩速度及流量的计算1.平均伸速度V=L——垂直液压缸行程，0.55mT——垂直支腿伸出时间，32S计算得V=0.017m/s2.垂直液压缸流量q计算qV——平均伸速度，0.017m/sA——垂直液压缸无杆腔面积，122.71cm2计算得q=0.021L/s当四个垂直支腿同时伸的工作流量为q0=4q=0.084L/s=5.04L/min4.7水平液压缸伸缩速度及流量的计算（1）.平均伸速度V=L——水平液压缸行程，1.025mT——水平支腿伸出时间，28S计算得V=0.037m/s（2）.垂直液压缸流量q计算qV——平均伸速度，0.037m/sA——水平液压缸无杆腔面积，122.71cm2计算得q=0.045L/s当四个水平支腿同时伸的工作流量为q0=4q=0.18L/s=10.8L/min4.8垂直液压缸与活动支腿的连接方式汽车起重机在活动支腿和支腿液压缸的设计过程中，活动支腿的结构和液压缸的强度一般都会留有很大的设计余量，例如安全系数往大的方向选择，而这样很容易忽略了机构和机构之间的相结合，实际应用中连接部件的实效会导致严重的事故，目前H型支腿垂直液压缸和活动支腿的连接方式有以下几种：（1）.尾部销键连接这种连接方式主要是依靠液压缸的尾部的耳环穿销固定，活动支腿的端部焊接有可从下方进入的矩形箱子，箱子变成了活动支腿的一部分，箱子内部的顶部设有卡槽，可以和液压缸尾部的穿销连接，活塞杆可与箱子底部用密封圈或备帽拧紧，增强液压缸的稳定。通常用在中小型的汽车起重机上，尾部销键连接方式的优点，通过方箱两端的固定，可增加液压缸的稳定性，减少液压缸的失稳，但是加工复杂，装配和日后的维修不方便，且该连接方式的支腿箱位于主车架的上方，重心变高，所以这种连接方式只用在中、小型汽车起重机上。图4.5尾部销键连接1-活动支腿；2-垂直方箱；3-垂直液压缸（2）.卡环连接这种连接方式属于开始的阶段，上盖板处功有螺纹孔，从支腿下方往上安装，液压缸缸体（导向套位置）上的尺寸大于活动支腿底板液压缸安装孔的尺寸，液压缸导向套作为限位就可以“卡”在活动支腿底板上，再在活动支腿上盖板处安装卡环、卡圈和螺丝即可以固定在活动支腿上。卡环连接的优点是结构简单，可靠，但是需要精密的加工，腹板高度的控制，活动支腿的上盖板孔和底盘孔两个尺寸要匹配，液压缸设计过程中缸壁厚度需要相应的增加以配合卡环的使用。图4.6卡环连接1-活动支腿；2-紧锁螺栓；3-卡环（3）.液压缸头部法兰连接这种连接方式构造简单，液压缸导向套部位安装一套法兰盘，可以在液压缸缸体设计中一体设计，亦可以后期将法兰盘焊接在缸体上，活动支腿底板攻有螺纹孔，法兰盘作为限位，液压缸从底板孔向上安装，拧上法兰盘螺丝即可安装完成。头部法兰盘结构钢简单，便于安装和维护，因为只有一处限位，加工更加容易，若只有法兰盘的单一固定方式，法兰盘和法兰盘中的螺丝容易受到剪切力和弯矩力的影响，需要加强法兰盘，改进法兰盘和液压缸的焊接方式和焊接工艺，液压缸的连接设计和法兰盘螺丝的设计。或增加液压缸的固定方式，结合类似卡环连接的方式，在液压缸行程部位的缸壁增加厚度，与活动支腿上盖板孔位过盈配合，增强了液压缸的抗弯能力，减少因法兰盘失效而导致的事故。图4.7头部法兰连接1-活动支腿；2-锁紧螺栓；3-法兰盘图4.8改进头部法兰连接1-活动支腿；2-锁紧螺栓；3-法兰盘；4卡环（4）.侧面销键连接这种连接方式在液压缸加工过程中，在缸体上焊有带有销孔的连接构建，同时在活动支腿的腹板处加工相匹配的销孔，安装只需要将对应的销孔对齐即可，在国内的市场上并不多见，更多的出现在国外的特种汽车起重机上。侧面销键连接方式优点是结构简单，便于安装和检修，但是负载受力时容易出现应力集中，耳板承受力的方向和负载的方向并不一致，液压缸缸体直接承受弯矩，液压缸设计过程中即要着重强度又要考虑刚度，增加成本。耳板在缸体上的位置需要焊接准确，否则影响销孔的配合和液压缸的姿态，而且焊接面是圆弧面，不好焊接。图4.9侧面销键连接1-活动支腿；2-垂直液压缸；3-耳板；4-销键

5结论本次设计中，支腿结构部分，支腿跨距符合抗颠覆能力的要求，活动支腿的强度、刚度、稳定性均得到验证满足设计要求；在液压系统设计中，液压回路不会发生冲突，满足各个支腿独立控制和同时收放，满足垂直支腿不能泄露压力和行车过程中不能掉落的要求，液压缸的工作压力，缸体强度，垂直液压杆强度、横向液压杆强度和稳定性均得到验证，满足设计要求，液压缸的整体结构和安装方式均设计合理，方便拆装和维护，同时又能满足设计的要求。仍需改进的地方，活动支腿的结构只能满足基本功能要求和安全，安全系数均取最大值，未严格按照最经济的路线设计，技术含量较低，若在腹板位置加装加强肋可加强支腿整体结构的性能，更紧凑的大小，和节省材料的使用；液压缸设计中，缸体结构较为单一，性能未达到改进后的法兰连接方式，需要在缸体部分增加支撑结构，配合支腿上板，实现垂直液压缸侧向多点受力支撑，增加液压缸的稳定性。

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谢辞为时一个学期的毕业设计即将结束了，这也意味者我在北京理工大学珠海学院的大学生涯也即将结束。在毕业设计这段时间里，我得到了很大的自身提高，其中包含了对汽车系统知识、液压原理、结构设计的理解、还有对有关这方面书籍的认识等等，这些都得益于老师和同学的大力帮助。附录附录1Withtherecentacceptanceofveryhigh-strengthsteelstheincreasingneedsatconstrutionsites,craneshaveexperiencedaremarkablegrowthinliftcapacityandboomlengths.Withthisgrowthhavecomesituationswheretheoldstabilitymarginsmightnotprovideadequatereliability.Withnewtechnology,craneshaveevolvedtosaferandmorereliablethantheyeverinthepast.Forinstancemobilecranetechnologynowhasthecapabilitytohaveelectronicmonitorstocheckandloadsensors,dynamometers,presuresensors,andamyruadifotherelectronicsafetydevices.Howeverevenwiththenewdevicesforsafetyitisstilluptotheengineersandoperatorstobeknowledgeableandcognizantofwhattheyaredoing.Infact,thispadwouldbesufficientforcompactgravelorroadsurfacehoweverblockingwouldbeneededforlooseorfirmgravel.Thiswouldnotbeaproblem,asdistributingtheloadorblockingisarequiredpracticeformostoutriggerpads.Blockingisanextrapadthatdistributestheloadoveralargerarea.Afteranalyzingtheserequirements,thefirstconcernwastodeterminehowfartheoutriggersneededtoextendinordertoachieveidealstabilitybycurrentstandards.Infigure6thecranesmaximumcapacity(PL),vehiclesrearaxleweight(PR),mountingpedestal(G1)andcraneweight(G2)areusedforthestabilitycalculationtodeterminethedistance(X)theoutriggermustextendtomeetcurrentstabilityregulationswithasafetyfactorof1.4.MicrosoftExcelwasusedtocreateacalculationspreadsheetinordertoinputandprocessdata.ResultsfromFigure6indicatethattheidealtippinganglewouldbe15.81degrees.Fromthisangle,itwascalculatedthatanoutriggerthatextends53.5inchesfromthecenterofthetruckbodywouldaccomplishasafetyfactorof1.4forstability.Thedesigngoalwastodesignanoutriggerextensionthatmeetsthelengthof53.5inchesfromthecenterofthetruckorextendbeyondthusincreasingthestabilityfactor.Thecurrentfailedstabilizationsystemismadeupoftwosolidmountedhydraulicjackswithhydraulicdrivelines,andsafetylimitswitches.Twosquaretubemembersboltedtothetruckframeandbodyasshowninfigure7areusedtobraceeachjack.Afteranalyzingthecurrentunsuccessfuloutriggersystem,itwasdeterminedthatseveralcomponentscouldbesalvageableintheinterestofsavingexpenses.Reusingthecurrenthydraulicjackassemblywouldsavetimeandcosts.Orderinganewjackwouldtakeanywherefromfourtofiveweeksanddelaythemanufactureaswellasaddingcost.Thecurrentjacklegswereingoodconditionandwouldneedminimaladjustmentstoretrofittothenewdesign.The20safetylimitswitchisasafetydevicethatsignalstheoperatorthattheoutriggerissothewillnotdriveoffwithanoutriggerstilldeployed.Thissafetydevicewasalsoingoodconditionandcouldbeeasilytransferredtothenewdesign.Thejackincludeshydraulichosestoextenddownandretracttheoutriggerpads.Thesehydrauliclineswerenotabletobereusedbecausetheywerenotlongenoughtoextendbeyondthetruckbody.Todetermineifthejackpadshouldbereusedthegroundbearingpressurewouldneedtobecalculated.TheJackpadontheassemblyhadasurfaceareaof64inchessquare.Withanestimatedmaximumloadof7000lbsforceactingontheoutrigger,thebearingpressureonthegroundwouldbe109psior7.8tone/ft2Tobeginthedesignoftheoutriggerstheengineeringstressesofthestructurewerecalculatedbasedontheworst-casescenarioofoutriggerssupportingtheentireweightofthetruckandpayload,plustheweightofthecraneandcranesmaximumload.Astheleverageincreases,outriggerpressureincreasesnearesttheload.Thisworstcasescenarioiscalculatedatthestaticmomentofleaststabilitywheretheliftingloadisfurthestaway.Usingthestabilitydiagraminfigure2ofpage3,themaximumbearingload(BL)ontheinsideoutriggerpadiscalculated.ThemomentequationisbasedpointS,whichisthedriver’ssideoutriggerpointofcontactwiththeground.Thevehiclesmayneverseeamaximumcapacityliftorhavethetruckloadedtomaximumcapacity,howevertheoutriggerwasdesignedbasedontheworstcasepossible.Theworst-caseeventdeliveredastructuralsafetyfactorof1.6,fortheextensiontubeandwasverifiedwithFEAmodels.ThiswasinagreementwiththeminimumstrengthmarginssetbySAEforprototypeoutriggertesting.ThemountingtubeFEAmodelhadmixedresultswithspikesnearandabovetheyieldstrengthofthematerial.Onepossiblereasonforthedivergentstressresultscouldbethetheoryofelasticity,werethestressinsharpre-entrantcornersisinfinite.Themorerefinedthemeshelementsbecame,thelargerthestressdeveloped.Roundingsharpedgesinthemodel,andsimplifyingthegeometrytoalleviatethisissuehelpedwithsomesharpedges,butforsometherewasnoremedy.Aftercomparingseveralresultsitwasdetermined,themaxvonMisesstresscouldnotbeusedforthesemodelsastheyvariedwidelyfrom20,000to200,000psi,however,displacementsofconsecutivemodelsdidconvergearoundto0.018inches,whichwashelpfulinunderstandingtherigidityofthestructure.BasedontheFEAanalysisoftheedgestress.

随着最近对超高强度钢的接受以及施工现场需求的增加，起重机的起重能力和吊杆长度都有了显著的增长。随着这种增长，出现了旧的稳定裕度可能无法提供足够可靠性的情况，起重机已经发展到比以往任何时候都更安全、更可靠的水平。例如，移动式起重机技术现在已经具备了电子监控器，可以检查和装载传感器、测功机、压力传感器和其他电子安全装置。然而，即使有了新的安全装置，工程师和操作人员仍然需要了解和研究他们现阶段的进展。实际情况中，该垫足以压实砾石或路面，但会损坏路面。这不是问题，因为要分配负载或者阻塞是大多数支腿垫的一个必要实践。阻塞是一个额外的垫将负载分布到更大的区域。在分析了这些需求之后，第一个需要考虑的问题是，为了达到当前标准下的理想稳定性，需要扩展到什么程度。在分析过后得出，起重机的最大容量(PL)、车辆后桥重量(PR)、安装座(G1)和起重机重量(G2)这些参数将用于稳定性计算，以确定支腿必须延伸的距离(X)，以满足当前的稳定性法规，安全系数取值为1.4。MicrosoftExcel用于创建一个计算电子表格，以便输入和处理数据。分析得出，理想的吊臂倾斜角为15.81度。从这个角度出发，计算出一个从车身中心延伸53.5英寸的支臂可以达到1.4的稳定性安全系数。设计目标是设计一个支腿延伸，满足长度从卡车的中心53.5英寸或延伸超过，从而增加稳定系数。分析到这里为止，目前最容易使整个系统失去稳定性的是由两个固体安装垂直液压缸与液压传动系统，和安全限位开关。两个固定在车架和车身上的方管构件用于支撑每个垂直液压缸。在分析了这个不稳定的支腿系统后，为了达到经济性的目的，可以对组件进行重新的设计和补救。利用电动液压支腿可以节省运作时间和成本。重新设计一个新的液压支腿需要4到5周的时间，将导致延迟生产并增加成本。当前的液压支腿处于良好状态，只需要对新设计进行最小程度的调整。这个20个安全限位开关是一种安全装置，它向操作员发出信号，表明活动支腿不会在支腿仍然展开的情况下驶离。该安全装置也处于良好状态，并且可以很容易地转移到新的设计上。液压支腿包括向下延伸的液压软管、收回支腿垫。这些液压管路不能重复使用，因为没有足够长的时间延伸到卡车车身之外。确定液压支腿垫是否重复使用需要计算地基承载力。总成上的垂直液压缸脚撑它的表面积是64平方英寸。估计最大载荷为7000磅力作用在支腿上，地面上的轴承压力为109psi或7.8tone/ft2。在开始设计支臂时，结构的工程应力是根据支臂的最坏情况来计算的，支臂支撑卡车和负载的全部重量，加上起重机的重量和起重机的最大负载。当杠杆距离增加时，离负载最近的支点压力增加。这种最坏的情况是在最不稳定的静态时刻计算的，此时起重负荷最远。利用力矩稳定性图，计算出支腿脚撑的最大承载载荷(BL)。力矩方程以S点为基础，S点是驾驶员的侧支腿与地面的接触点。车辆可能永远不会用到最大的能力提升或卡车装载到极限，但支腿是根据最坏的情况设计的。在最坏情况下，增加管的结构安全系数至1.6，并通过有限元模型进行了验证。这与SAE为原型支腿测试设定的最小强度裕度一致。安装管的有限元模型与材料屈服强度附近和以上的峰值有混合结果。应力发散的一个可能原因可能是弹性理论，在锐角的应力是无限的。网格元素越精细，产生的应力越大。在模型中使尖锐的边缘圆整，并简化几何结构来缓解这个问题，这有助于解决一些尖锐的边缘，但对于一些特殊部位的工件，没有解决尖锐的边缘问题。在比较了几个结果后确定，maxvonMises应力不能用于这些模型，因为它们在20,000到200,000psi之间变化很大，然而，连续模型的位移确实收敛在0.018英寸左右，这有助于了解结构的刚度。在有限元分析的基础上进行了边缘应力分析。

电脑不启动故障诊治了解电脑启动的过程在诸多电脑故障中，无法正常启动是最令用户头痛的事了。笔者长期从事维护电脑的工作，在这个方面积累了一些经验，现在就将这些经验整理归纳出来与朋友们分享。本文将以家用电脑和windows98操作系统为基础，介绍电脑无法正常启动故障的诊治。要想准确地诊断电脑不启动故障，首先要了解的起动过程，当我们按下电源开关时，电源就开始向主板和其它设备供电，此时电压还没有完全稳定，主板控制芯片组会根据CMOS中的CPU主频设置向CPU发出一个Reset(重置)信号，让CPU初始化，电压完全稳定后，芯片组会撤去Reset信号，CPU马上从地址FFFF0H处执行一条跳转指令，跳到系统BIOS中真正的启动代码处。系统BIOS首先要做的事情就是进行POST(PowerOnSelfTest，加电自检)。POST的主要任务是检测系统中的一些关键设备(电源、CPU芯片、BIOS芯片、定时器芯片、数据收发逻辑电路、DMA控制器、中断控制器以及基本的64K内存和内存刷新电路等)是否存在和能否正常工作，如内存和显卡等。自检通过后，系统BIOS将查找显示卡的BIOS，由显卡BIOS来完成显示卡的初始化，显示器开始有显示，自此，系统就具备了最基本的运行条件，可以对主板上的其它部分进行诊断和测试，再发现故障时，屏幕上会有提示，但一般不死机，接着系统BIOS将检测CPU的类型和工作频率，然后开始测试主机所有的内存容量，内存测试通过之后，系统BIOS将开始检测系统中安装的一些标准硬件设备，这些设备包括：硬盘、CD－ROM、软驱、串行接口和并行接口等连接的设备，大多数新版本的系统BIOS在这一过程中还要自动检测和设置内存的相关参数、硬盘参数和访问模式等。标准设备检测完毕后，系统BIOS内部的支持即插即用的代码将开始检测和配置系统中已安装的即插即用设备。每找到一个设备之后，系统BIOS都会在屏幕上显示出设备的名称和型号等信息，同时为该设备分配中断、DMA通道和I/O端口等资源。最后系统BIOS将更新ESCD(ExtendedSystemConfigurationData，扩展系统配置数据)。ESCD数据更新完毕后，系统BIOS的启动代码将进行它的最后一项工作，即根据用户指定的启动顺序从软盘、硬盘或光驱启动。以从C盘启动为例，系统BIOS将读取并执行硬盘上的主引导记录，主引导记录接着从分区表中找到第一个活动分区，然后读取并执行这个活动分区的分区引导记录，而分区引导记录将负责读取并执行IO.SYS，这是Windows最基本的系统文件。IO.SYS首先要初始化一些重要的系统数据，然后就显示出我们熟悉的蓝天白云，在这幅画面之下，Windows将继续进行DOS部分和GUI(图形用户界面)部分的引导和初始化工作，一切顺利结束，电脑正常启动。根据故障现象诊治了解电脑启动的过程，故障就好判断了，下面我们就根据故障现象开始诊治了：现象一：系统完全不能启动，见不到电源指示灯亮，也听不到冷却风扇的声音。这时，基本可以认定是电源部分故障，检查：电源线和插座是否有电、主板电源插头是否连好，UPS是否正常供电，再确认电源是否有故障，最简单的就是替换法，但一般用户家中不可能备有电源等备件，这时可以尝试使用下面的方法（注意：要慎重）：先把硬盘，CPU风扇，或者CDROM连好，然后把ATX主板电源插头用一根导线连接两个插脚（把插头的一侧突起对着自己，上层插脚从左数第4个和下层插脚从右数第3个，方向一定要正确），然后把ATX电源的开关打开，如果电源风扇转动，说明电源正常，否则电源损坏。如果电源没问题直接短接主板上电源开关的跳线，如果正常，说明机箱面板的电源开关损坏。现象二：电源批示灯亮，风扇转，但没有明显的系统动作。这种情况如果出现在新组装电脑上应该首先检查CPU是否插牢或更换CPU，而正在使用的电脑的CPU损坏的情况比较少见（人为损坏除外），损坏时一般多带有焦糊味，如果刚刚升级了BIOS或者遭遇了CIH病毒攻击，这要考虑BIOS损坏问题（BIOS莫名其妙的损坏也是有的），修复BIOS的方法很多杂志都介绍过就不重复了；确认CPU和BIOS没问题后，就要考虑CMOS设置问题，如果CPU主频设置不正确也会出现这种故障，解决方法就是将CMOS信息清除，既要将CMOS放电，一般主板上都有一个CMOS放电的跳线，如果找不到这个跳线可以将CMOS电池取下来，放电时间不要低于5分钟，然后将跳线恢复原状或重新安装好电池即可；如果CPU、BIOS和CMOS都没问题还要考虑电源问题：PC机电源有一个特殊的输出信号，称为POWERGOOD（PG）信号，如果PG信号的低电平持续时间不够或没有低电平时间，PC机将无法启动。如果PG信号一直为低电平，则PC机系统始终处于复位状态。这时PC机也出现黑屏、无声响等死机现象。但这需要专业的维修工具外加一些维修经验，因此，建议采用替换法；电源没有问题就要检查是否有短路，确保主板表面不和金属（特别是机箱的安装固定点）接触。把主板和电源拿出机箱，放在绝缘体表面，如果能启动，说明主板有短路现象；如果还是不能启动则要考虑主板问题，主板故障较为复杂，可以使用替换法确认，然后更换主板。现象三：电源指示灯亮，系统能启动，但系统在初始化时停住了，而且可以听到嗽叭的鸣叫声（没有视频）：根据峰鸣代码可以判断出故障的部位。ccid_page/AwardBIOS1短声：说明系统正常启动。表明机器没有问题。2短声：说明CMOS设置错误，重新设置不正确选项。1长1短：说明内存或主板出错，换一个内存条试试。1长2短：说明显示器或显示卡存在错误。检查显卡和显示器插头等部位是否接触良好或用替换法确定显卡和显示器是否损坏。1长3短：说明键盘控制器错误，应检查主板。1长9短：说明主板FlashRAM、EPROM错误或BIOS损坏，更换FlashRAM。重复短响：说明主板电源有问题。不间断的长声：说明系统检测到内存条有问题，重新安装内存条或更换新内存条重试。AMIBIOS1短：说明内存刷新失败。更换内存条。2短：说明内存ECC较验错误。在CMOS中