汽车起重机伸缩臂系统设计

1 毕业设计（论文）题目 汽车起重机伸缩臂系统设计 学生姓名 肖文涛 学号 2006105334 专业 机械设计制造及自动化 班级 20061052 指导教师 谭宗柒 评阅教师 完成日期 2010 年 月 日40三峡大学学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学士学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果，对本文的研究做出重要贡献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。本人拥有自主知识产权，没有抄袭、剽窃他人成果，由此造成的知识产权纠纷由本人负责。 学位论文作者签名： 日 期： 2010-5-29 学位论文版权使用受权书本学位论文作者完全了解学校有关保障、使用学位论文的规定，同意学校保留并向有关学位论文管理部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权省级优秀学士学位论文评选机构将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据进行检索可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编学位论文。本学位论文属于：1、保密，在 年解密后适用本书授权。2、不保密。（请在以上相应方框内打“”） 目 录前言 1摘要 2 1 绪论21.1国内外汽车起重机发展概况及趋势21.2伸缩臂结构发展现状41.3伸缩臂机构形式介绍61.4本课题内容及重要意义72 QAY50汽车起重机主要技术参数和工作级别72.1 QAY50起重机主要技术参数72.2 QAY50汽车起重机的工作级别93伸缩臂传动方案和臂架截面的确定123.1伸缩臂传动方案的确定123.2伸缩臂架截面的确定144伸缩臂设计计算174.1起重机伸缩臂尺寸的确定174.2臂架伸缩液压缸的计算及选择224.3伸缩臂受力计算255伸缩臂有限元分析315.1伸缩吊臂有限元模型建立325.2 计算结果与分析34总结37致谢38参考文献39汽车起重机伸缩臂系统设计学 生：肖文涛指导老师：谭宗柒三峡大学机械与材料学院摘 要：臂架是起重机的主要承载构件。起重机通过臂架直接吊载，实现大的作业高度与幅度。臂架的强度决定了最大起重量时整机起重性能，其自重直接影响整机倾覆稳定性，因而臂架结构设计的优劣，将直接影响整机的性能，如整机重量、整机重心高度和整机稳定性等。所以要在保证臂架安全工作的条件下尽量减轻臂架的重量，这对提高整机质量和经济性具有很大的现实意义。本文主要根据QAY50吨汽车起重机工作要求来确定伸缩机构的结构和传动方案，进而采用传统的设计方法对主臂的三铰点、主臂的长度、及每节臂的长度、臂架的结构、液压缸尺寸进行确定，对臂架进行受力分析，利用有限元对臂架进行分析。关键词：伸缩臂；液压缸；臂架结构，有限元分析Design of truck crane Telescopic boom systemStudent：Xiao Wen-taoSupervisor：Tan Zhong-qi(College of Mechanical & Material Engineering, China Three Gorges University)Abstract：Boom is the main host of crane components. Directly through the jib crane hanging load, to achieve great height and range operations. Arm strength determines the maximum time from the weight lifting machine performance, its weight directly affect the machine overturning stability, structural design and therefore merits of boom, will directly affect the overall performance, such as the weight of the whole machine center of gravity height and machine stability. Thus, to ensure safe working conditions of boom to minimize the weight of boom, which improves overall quality and economy of great practical significance. Mainly based on XCMG truck crane 50 tons of requests to determine the structure and transmission expansion program, and then using the traditional design method is the main arm of the three nodes, the main arm length, arm length, and each section, Boom structure, determine the size of hydraulic cylinders.Keywords：Telescopic boom; hydraulic cylinder; Structure of boom ；ansys前言近年来，随着社会的发展，社会生活中对起重机的需求越来越大，但是，与国外汽车起重机相比，国外汽车起重机技术得到了飞速发展，所以国内起重机的研发越来越紧迫。然而对于汽车起重机整机而言，汽车起重机伸缩机构设计的好坏直接影响整机的性能。因此汽车起重机的伸缩臂架设计技术被作为目前汽车起重机急需解决的主要关键技术之一。本课题针对徐工50t汽车起重机伸缩机构的分析和研究，从而改进汽车起重机的整机性能，降低成本，同时提高了起重机的作业能力及使用经济性。目前伸缩臂机构有两种形式，绳排系统和单缸插销式。绳排系统在中国已经应用的比较成熟，也是一种历史比较悠久的技术。此技术的优点是臂长变化容易、工作臂长种类多、可以带载伸缩、实用性很强，缺点是自重重、对整机稳定性的影响较大。而单缸插销式伸缩臂技术是典型的机、电、液一体化系统.而本课题的汽车起重机伸缩臂采用的是双缸双绳排系统，槽形截面，通过传统的设计方法对主臂的三铰点、主臂的长度、及每节臂的长度、液压缸尺寸进行确定，对臂架进行受力分析，利用有限元对臂架进行分析。1 绪论1.1国内外汽车起重机发展概况及趋势1.1.1国内汽车起重机发展概况及趋势中国的汽车式起重机诞生于上世纪的10年代，经过了近30年的发展，期间有过3次主要的技术改进，分别为70年代引进苏联的技术，80年代引进日本的技术，90年代引进德国的技术。但是总体来说，中国的汽车式起重机产业始终走着自主创新的道路，有着自己清晰的发展脉络，尤其是进几年，中国的汽车式起重机产业取得了长足的发展，虽然与国外相比还有一定的差距，但是这个差距正在逐渐的缩小。而且我国目前在中小吨位的汽车式起重机的性能已经完好，能够满足现实生产的要求。在不久的将来，我国的汽车式起重机行业一定会发展成为一个发展稳定，市场化程度高的成熟产业。 许多专家认为，高速发展的市场，是中国汽车式起重机产业各个厂商有利的技术创新基础和环境。近几年，中国汽车式起重机产业除了一家较小的公司与日本起重机品牌厂家合资以外，其余厂家一直在追赶国外先进水平的进程中，一直坚持自主的技术创新道路，基本上没有整体引进国外技术的做法，也使的中国汽车式起重机产业在达到和接近国际先进水平的同时，在产品技术上有明显的中国特质。中国汽车式起重机已经大量使用PLC可编程集成控制技术，带有总线接口的液压阀块，液压马达，油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电器已实现了紧密的结合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度简化控制系统，减少液压元件，提高系统的稳定性，具备了实现故障自动诊断，远程控制的能力。 当前我国新一代汽车起重机产品，起重作业的操作方式，大面积应用先导比例控制，具有良好的微调性能和精控性能，操作力小，不易疲劳。通过先导比例手柄实现比例输送多种负荷的无级调速，有效防止起重作业时的二次下滑现象，极大的提高了起重作业的安全性、可靠性和作业效率。部分大型汽车式起重机还在伸缩臂上使用了单缸插销的伸缩技术，通过液压销作用，以单个液压油缸可完成多节伸臂的运动，并达到各种工况的程度控制和自动伸缩，改变了以往能不油缸加内部绳排的作业方式，使起重机相对更轻，拓展了起重机向更高工作高度发展的空间。在走向国际市场的过程中，我国汽车式起重机产业近几年品质水平的快速提高，也得到了国际拥护的高度肯定，由于产品使用规范，用户的专业素质较高，出口产品的质量反馈比在过内有了明显的减少，产品反映较好。这都为中国汽车式起重机行业的发展打下了良好的基础。1.1.2国外汽车起重机发展概况及趋势目前世界上约有百余家企业生产汽车起重机，但著名的也就右十余家，如美国的格鲁夫、德国的利勃海尔、徳马克、日本加藤、多田野等。生产的汽车起重机品种有数百种，90年代以来，生产，销售各种吨位的起重机万余台。汽车起重机的市场主要集中在东亚、北美和欧洲。东亚约占销售量的40%，北美和欧洲各约占20%。国外汽车起重机发展的主要特点可以归纳为：多品种生产，标准化程度高和一机多用。 目前，世界汽车起重机的生产，从技术上讲，德国利勃海尔公司略占优势，但从企业规模上讲，美国格鲁公司居世界首位。而生产量则是日本的多田野和藤加最多。市场总的趋势式供大于求，面对激烈竞争，国外各大公司除了纷纷增加投资、扩大生产、提高自身的竞争能力外，还通过联合或兼并来提高在国际市场的份额。如1984年，美国格鲁夫公司收购了英国老牌企业科尔斯公司。1987年，德国克虏伯公司收购了格的瓦尔德公司，称为当时德国最大的起重机公司，但该公司1995年又被美国格鲁夫公司收购。1990年，日本多田野兼并了德国法恩公司等。在起重机行业内，国外的大型汽车起重机的发展比我国迅速，在技术和运用上已相当成熟，目前国际市场对汽车起重机的需求在不断增加，从而使国外各大汽车式起重机制企业在生产中更多的应用优化设计，机械自动化和自动化设备，这对起重机行业的发展造成了很大的影响。目前国外的起重机企业主要是生产大吨位的起重机，而且有完善的设计体系，和一批先进的研发人员，不断的进行创新和完善。国外的制造企业现在已经达到规模化的生产，技术含量比较高，而且液压技术和电子技术在汽车起重机的设计中也已广泛的应用，很多企业的品牌在用户的心中已经打上了坚实的烙印，这也使的国外起重机的继续发展占有了更大的优势。1.2伸缩臂结构发展现状伸缩臂作为轮式起重机的主要受力构件，其重量一般占整机的13%20%，而其在大型起重机的重量中所占的比例则更大。因此，伸缩臂的性能对大吨位轮式起重机在大幅度、高起升高度情况下性能的影响至关重要，而伸缩臂的关键技术在于伸缩机构的形式和臂架截面形式。目前我国生产的轮式起重机以中、小吨位为主，普遍采用伸缩油缸加绳排的伸缩机构的形式，只是在细节上各具特点。该伸缩机构的特点是最末一、二节伸缩臂采用钢丝绳伸缩，其它伸缩臂用油缸伸缩，因而最末节伸缩臂的截面变化较大，大大降低了起重机在大幅度下的起重性能。同时采用该形式的起重机在五节以上伸缩臂应用时难度较大。西方发达国家生产50吨以上的中、大吨位轮式起重机时，普遍采用单缸插销形式的伸缩机构。该形式伸缩机构的采用大幅度提高了起重机的起重性能。从BaChina2007年博览会上可以看出，椭圆形伸缩臂、单缸插销式伸缩机构、自动伸缩臂系统构成了以德国利勃海尔(UEBHERR)代表的西方先进伸缩臂技术的核心，代表当前世界最高水平，是轮式起重机伸缩臂技术的发展方向。LTM1300起重臂的截面也采用了椭圆形截面，其截面上弯板为大圆弧槽形板，下弯板为椭圆形槽形板，且由下向上收缩，其重量优化，抗扭性能显著，具有固有的独特稳定性和抗屈曲能力。GROVE和TADANO采用大圆弧六边形截面，根据需要，腹板上设计横向和纵向加强筋，提高腹板的抗屈曲能力。KATO采用四边形截面，也采用加筋解决腹板的抗屈曲能力，大圆弧六边形截面在国内己广泛使用。目前国内仅徐工集团徐州重型机械厂一家推出QAY130、QAY160、QAY200、QAY240、QAY300五种吨位单缸插销式伸缩臂技术的全地面起重机，并采用进口高强度钢板，双缸加双绳排的伸缩机构，在吊臂伸缩时，臂节之间有宽大的滑块，保证了主臂的同心度，使重量和受力较好的传递，增大起重能力。独特的吊臂对中装置，使伸缩更方便，但国内其它厂家目前还没有使用这种截面形式。轮式起重机的伸缩式吊臂是一个双向压弯构件，除受有整体强度、刚度、稳定性的约束外，主要受局部稳定性约束，因此把伸缩臂制成为箱形截面是合理的。归纳起来，伸缩臂可以制成几种典型箱形截面:矩形、梯形、倒置梯形、五边形、六边形、八边形、大圆角矩形以及椭圆形截面等。目前，利勃海尔推出的椭圆形截面是全地面起重机针对不同机型，它所设计的截面形状也有一定的差异。表1.2列举了国外一些主要的起重机制造厂商所选用的吊臂截面形状。表1.2 国外主要起重机制造厂商选用的吊臂截面形式及特点公司 截面形式 截面特点高强度钢四板拼焊，腹板薄，制有大量密集重孔，孔边镶固，孔之间加筋，自重轻，承载力大，垂直方向及侧向绕度小 Grove 高强钢四角钢加固，侧板较薄，大强度/重量比，吊臂垂直于侧向绕度较小F.M.C Gottwald c=700Mpa调制合金钢，八角形压型后焊接P.P.M 五边形，“V”型底部突缘，重量轻而坚固，受压稳定性好，侧向移动小KATO1=700Mpa，高强钢，焊接工艺先进Liebherr两块不同厚度板压制成大圆角槽形，在中线拼焊，受力合理1.3伸缩臂机构形式介绍1.3.1绳排系统 绳排系统在中国已经应用的比较成熟，也是一种历史比较悠久的技术。此技术的优点是臂长变化容易、工作臂长种类多、可以带载伸缩、实用性很强，缺点是自重重、对整机稳定性的影响较大。现在在100吨以下的起重机上应用的比较广泛，其原理如图，就是简单的滑轮原理。对于四节臂以上起重臂的伸缩机构又分为以下两种：多缸或多级缸加一级绳排、单缸或多缸加两级绳排。DEMAG和TADANO部分产品采用第一种伸缩机构，这种伸缩机构的特点是最末一节伸缩臂采用钢丝绳伸缩，其它伸缩臂采用多级缸或多个单级缸或多级缸和单级缸套用等方式直接用液压缸伸缩。因而最末伸缩臂的截面变化较大，其它臂节截面的变化较小。在过去，徐重、浦沅、长起跟随LIEBHERR技术多年，普遍使用第二种伸缩机构，使用单缸或双缸加绳排实现四节或五节臂的伸缩。这种伸缩方式在国内最先进，但解决五节臂以上起重臂的伸缩难度很大。北起、泰起、锦重等厂家采用第一种伸缩机构（多个单级缸加一级绳排），但由于技术落后，第二缸、第三缸的进回油依靠软管卷筒输送。现在，大多数5节臂的起重机使用的是双缸双绳排的技术，一般为第2节臂独立伸缩，第3.4.5节臂同步伸缩；4节臂的一般单缸双绳排为2.3.4节同步伸缩。其局限性在于最末一、二节伸缩臂采用钢丝绳伸缩，其它伸缩臂用油缸伸缩，因而最末伸缩臂的截面变化较大，大大降低了起重机在大幅度下的起重性能；同时，对于大吨位的起重机，对钢丝绳的要求也非常高，符合要求钢丝绳非常难加工。虽然有些日本企业有将绳排技术发展到6节甚至更多，但是对于中大吨位起重机，一般企业还是优先考虑单缸插销技术。1.3.2单缸插销系统单缸插销式伸缩臂技术是典型的机、电、液一体化系统.以较典型的德国利勃海尔为例，作为伸缩臂伸缩的执行机构，主要由（见图）1伸缩缸、2拔销机构、3缸销等组成，为保证伸缩臂伸缩过程的安全性、可靠性，该机构采用内置式互锁系统即在伸缩油缸上装的弹簧驱动缸销销定伸缩臂后，才机械释放该节臂和其他节臂的连接。该方式确保某一节伸缩臂和伸缩油缸互相锁定后才能释放该节臂和其它节臂的联接。利勃海尔将拔销装置置于伸缩机构上方，其优点是结构简单，自锁性强，便于实现；格鲁夫GROVE、德马格（DEMAG）、多田野（TADANO&FAUN）将拔销装置置于伸缩机构两侧，结构布置上比较困难，对加工、装配精度要求高，插拔销难度相对较大。缸销则都布置在伸缩机构的侧方。单缸伸缩机构要求动作灵活、可靠性高、响应速度快、互锁性好，否则，很难实现吊臂的可靠伸缩。 此技术采用单缸、互锁的缸销和臂销、精确测长电子技术，优点是重量最轻，对整机稳定性的影响最小，但技术难度大、成本较高、臂长种类少、伸缩时间长、臂长变化时麻烦。现在，徐重和浦沅等国内企业也成功研制出了此项技术，采用的是和LIEBHERR相似的拔销装置置于伸缩机构上方的形式。由于此技术对于电液的要求较高，尤其是在自动伸缩的PLC控制和伸缩系统的液压回路的设计上，国内企业的技术还不是太成熟，可靠性还不是太高，还有较长的路去走。1.4本课题内容及重要意义近年来，随着社会的发展，社会生活中对起重机的需求越来越大，所以起重机的研发越来越紧迫，由于汽车式起重机转场灵活，从而方便快捷，所以进几年我国的汽车式起重机发展很快。但是，与国外汽车式起重机相比，国外汽车式起重机技术得到了飞速发展，为了降低整机成本，提高性能，整机质量越来越小，在起重性能相同的情况下，自重约比十年前降低了左右，由于车辆自重的减小，使车辆采用尽可能少的轴数（尤其是大吨位起重机），这样，大大简化了车辆的结构，成本降低，同时提高了起重机的作业能力及使用经济性，所以，同等吨位的销售价较前十年有大幅下降，对中国国内市场造成了很大冲击，因此，对我国的汽车式起重机的生产者来说是一个严峻的考验。臂架是起重机的主要承载构件。起重机通过臂架直接吊载，实现大的作业高度与幅度。臂架的强度决定了最大起重量时整机起重性能，其自重直接影响整机倾覆稳定性，因而臂架结构设计的优劣，将直接影响整机的性能，如整机重量、整机重心高度和整机稳定性等。所以要在保证臂架安全工作的条件下尽量减轻臂架的重量，这对提高整机质量和经济性具有很大的现实意义。根据QAY50汽车起重机工作要求来确定伸缩机构的结构和传动方案，进而采用传统的设计方法对主臂的三铰点、主臂的长度、及每节臂的长度、臂架的结构、液压缸尺寸进行确定，对臂架进行受力计算，采用ANSYS对臂架进行有限元分析。2 QAY50汽车起重机主要技术参数和工作级别2.1 QAY50起重机主要技术参数起重机的技术参数表征起重机的作业能力，汽车式起重机的主要技术参数包括起重量、起升高度、幅度、起重力矩等。这些参数表名起重机工作性能和技术经济指标，它是设计起重机的技术依据，也是生产使用中选择起重机技术性能的依据。（1）起重量 起重机起吊重物的质量称为起重量，通常以Q表示，单位为kg或t。起重机的起重参数通常是以额定起重量表示的。所谓额定起重量是指起重机在各种工况下安全作业所容许的起吊重物的最大质量的值，它是随着幅度的加大而减小的。带有吊钩的起重机的额定起重量不包括吊钩和滑轮组的自重。汽车式起重机的额定起重量随着吊臂的方位（侧方、后方、前方三个基本作业方位）不同而有所变化。汽车式起重机的额定起重量还分支腿全伸、不用支腿吊臂行驶3种情况。起重机吊重行使时，起重臂必须前置。起重机不用支腿作业和吊重行使时的额定起重量决定于轮胎、车桥（或轮对转向架）的承载能力。 如上所术，由于汽车式起重机的各种工况比较复杂，考虑的因素较多，额定起重量不只一个时，通常称额定起重量为最大起重量。此次设计的是50吨汽车式起重机的主臂，所以取起重量为Q=50t。（2）起升高度起升高度是指从地面或轨道顶面至取物装置最高起生位置的铅垂距离（吊钩取取钩环中心），单位为米。如果取物装置能下落到地面或轨面以下，从地面或轨面至取物装置最低下放位置间的铅垂距离称为下放深度。此时总起升高度H为轨面以上的起升高度h2和 轨面以下的下放深度h3之和，H=h2+h3。由于汽车式起重机的起升高度随着臂架仰角和臂架长度变化，在各种臂长和不同臂架仰角时可得相应的起升高度曲线。汽车式起重机起升高度的选择按作业要求而定。在确定起升高度时，应考虑配属的吊具、路基和汽车高度保证起重机能将最大高度的物品装入车内。汽车式起重机的最大起升高度的确定是根据起重机作业要求和起重机总体设计的合理性综合考虑。参见起重机设计手册汽车式起重机技术参数表，如表2.1所示，50吨汽车式起重机的基本臂的范围为11.09.0（米），最长主臂范围为3832（米），及QAY50吨汽车起重机的参考值，选择起升高度为基本臂作业10.4米，重机的参考值，选择起升高度为基本臂作业10.2米，最长主臂作业38米。图2.1所示为汽车起重机起升高度图图2.1汽车起重机起升高度图 （3）幅度旋转臂架式起重机处于水平位置时，回转中心线与取物装置中心线垂直之间的水平距离称为幅度（R）。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根据作业要求而定。在臂架变幅平面内起重机机体的最外边至取物中心铅垂线之间的距离称为有效幅度，有效幅度可为正值或副值。汽车式起重机有效幅度通常是指使用支腿工作，臂架位于侧向最小幅度时，取物装置中心铅垂线至该侧两支腿中心连线的水平距离，它表示汽车式起重机在最小幅度时工作的可能性。汽车式起重机的幅度R如图2.1所示。参见表2.1，此次汽车式起重机的幅度R=3m。（4）起重力矩起重力矩是臂架类起重机主要技术数据之一，它等于额定起重量Q和其相对应的工作幅度R的乘积，即M=QR，起重力矩一般用tm为单位。参见表1，Q=50t，R=3m,此次设计的汽车式起重机的起重力矩为M=QR=503=150tm。同时参见表1可知，基本臂起重力矩为150 tm，最长主臂的起重力矩为85 tm。2.2 QAY50汽车起重机的工作级别（1） 起重机利用等级 起重机在有效工作期间有一定总工作循环数，起重机作业的工作循环是从准备其吊物品开始到下一次其吊物品为止的过程。工作循环次数表征起重机的利用程度，是起重机分级的基本参数之一。确定适当的使用寿命时要考虑经济，技术和环境等因素，同时还要考虑设备老化的影响。工作循环次数除了可根据经验确定，还可根据下式进行计算： （2.1）式中 : Y起重机的使用寿命以年计算，与起重机的类型、用途、环境、技术、经济因素有关。 由于本设计为50吨，参见起重机设计手册不同类型起重机使用寿命表，如表2.3所示，可知Y=13年。 B起重机一年中的工作天数，取B=300天。 H起重机每天工作小时数，取H=8小时。 T起重机一个工作循环的时间，设定为T=300秒。根据以上计算所得出的数据，(次) 参见起重机设计手册起重机利用等级表，如表2.2所示，可以选择起重机的利用等级为，起重机的 使用情况为 ，经常中等的使用。表2.2 起重机利用等级利用等级总的工作循环次数N起重机使用情况利用等级总的工作循环次数N起重机使用情况1.65经常中等的使用3.21不经常繁忙使用6.3不经常使用21.254繁忙的使用2.5经常清闲的使用4 表2.3 几种不同类型的起重机的使用等级起重机类型使用寿命（年）汽车起重机（通用汽车底盘）10轮胎起重机和汽车起重机（专用底盘）起重量（t）小于16111640124010013大于10015塔式起重机小于1010等于和大于1016桥式和门式起重机工作级别、30、25、20履带起重机10门座和铁路起重机25(2) 起重机的载荷状态载荷状态是起重机分级的另一个基本参数，它表明起重机的主要机构起升机构受载的轻重程度。载荷状态与两个因素有关：一个是实际起升载荷，与额定起升载荷之比，令一个是实际起升载荷的作用次数N1，与工作循环次数N之比。此次设计根据实际情况及汽车式起重机实际的使用情况，可根据表2.4选择=0.125，即很少吊起额定载荷，一般起吊轻载荷。表2.4 起重机的载荷状态及其名义载荷谱系数载荷状态名义载荷谱系数说明轻0.125很少起升额定载荷，一般起升轻微载荷中0.25有时起升额定载荷，一般起升中等载荷重0.5经常起升额定载荷，一般起升重载荷特重1.0频繁的起升额定载荷(3) 起重机工作级别的确定划分起重机的工作级别，是为了对起重机金属结构和机构设计提供了合理的基础，它能使起重机胜任它需要完成的工作任务，起重机的工作级别是根据起重机的利用等级和起重机的载荷状态而确定，根据起重机设计手册中，起重机工作级别的划分，如表2.5所示，可以确定，此汽车式起重机的工作级别为A4。表2.5 起重机工作级别的划分载荷状态名义载荷谱系数利用等级轻0.125中0.25重0.5特重1.03 伸缩臂传动方案和臂架截面的确定3.1 伸缩臂传动方案的确定主臂的伸缩机构很多，可以从两种角度进行分类，即按驱动形式的不同，以及各节臂间的伸缩次序关系不同进行分类。按驱动形式的不同，可分为液压、液压机械和人力三种。采用液压驱动时，执行元件选用液压油缸，利用缸体和活塞杆的相对运动推动，推动下节臂的伸缩，在设计三节臂伸缩机构时，为了减轻重量，还可以利用吊臂之间的伸缩比例，采用钢丝绳和滑轮组实现第三节臂的伸缩，以实现第三节臂的伸缩，这就形成了液压机械驱动。在某些情况下可以取消伸缩机构，代之采用人力驱动，或采用推杆和绳索的器件，而辅之以人工安装插销等方法伸缩吊臂，这就形成了人力驱动。这几种方法往往在小于等于三节臂的情况下使用。对于拥有三节或三节以上的吊臂来讲，各节臂的伸缩方式可以由不同的选择，但是，由前面提到的大致可以分为三类。（1）顺序伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂必须按一定先后顺序，完成伸缩动作。（2）同步伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂同时以相同的形成比例进行伸缩。（3）独立伸缩：指吊臂在伸缩过程中，各节臂均能独立进行伸缩。显然，独立伸缩构，同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作。在现实中，三节伸缩臂或三节以上的伸缩机构，往往式上述几种伸缩机构的中和，而很少单独采用某一种伸缩机构。在三节伸缩臂时，基本上采用一个液压缸加一个滑轮组的同步伸缩机构。超过三节臂时，常用两个液压缸加一个滑轮组的伸缩机构，或采用三个液压缸的伸缩机构，五节臂时为两个液压缸加两个滑轮组，或最后一节的伸缩可用手动的或简单的插销式伸缩机构。本次设计的四节臂伸缩，采用后种方法过于落后，顾采用第一种方法。即，用一个液压缸加两个滑轮组的伸缩方式。传动方案如图3.1图3.1 伸缩臂传动方案图传动过程：液压缸2向外伸出带动第2节臂伸出，同时由于钢丝绳的长度是不变的，而液压缸2向外伸出时钢丝绳1变长，从而钢丝绳6变短，使得第三节臂通过固定在液压缸2上的滑轮3向外伸出，当第三节臂向外伸出的时候由于钢丝绳的长度是不变的，钢丝绳8变长，从而钢丝绳9变短，使得第四节臂通过固定在三节臂上的滑轮向外伸出，最终按顺序的伸长，反之缩回过程同理。3.2 伸缩臂架截面的确定3.2.1伸缩臂架的截面形式分类伸缩臂是受弯为主的双向压弯构件，除受有整体强度、刚度、稳定性的约束限制外，主要受局部稳定性约束。因此采用何种截面形式使吊臂的自重较小、材料的利用充分，是伸缩式吊臂设计的关键技术。以下是目前伸缩式吊臂常见的截面形式(如图2.2所示): .归纳起来，伸缩臂可以制成几种典型箱形截面:矩形、梯形、倒置梯形、五边形、六边形、八边形、大圆角矩形以及椭圆形截面等。其中，矩形截面是由翼缘板和腹板焊接而成的，它是目前轮式起重机伸缩臂中用得最多的截面形式。与其他截面形式相比，矩形截面的制造工艺简单，具有较好的抗弯能力和抗扭刚度，因此，中、小吨位轮式起重机的伸缩臂通常都采用这一形式，但是这种截面没有充分发挥材料的承载能力，为了使伸缩臂各节之间能很好地传递扭矩和横向力，需设附加支承。梯形截面的上翼缘板窄，下翼缘板宽，截面中性层靠下能发挥上翼缘板的机械性能，提高腹板的稳定性，前部滑块可接近腹板布置，后部滑块传递给上翼缘板的集中力，因上翼缘板窄，产生的弯曲力矩减小。梯形截面的扭转刚度和横向刚度均较矩形截面大，但是，这种截面的下翼缘板宽，对局部稳定不利，材料性能得不到充分发挥，且需设侧向支承装置，这是梯形截面的缺点。倒置梯形的下翼缘板窄，上翼缘板宽，对提高下翼缘板的局部稳定性很有好处，材料能得到充分利用，且和梯形截面一样，具有较大的横向刚度和扭转刚度，倒置梯形伸缩臂对安装变幅油缸较为有利，但是这种截面对上翼缘板的局部弯曲和腹板的稳定性不是很有利，亦需设侧向支承。梯形和倒置梯形截面的伸缩臂通常用于大吨位的轮式起重机。八边形和大圆角矩形截面的下翼缘板和腹板的实际计算宽度较小，有利于提高抗失稳的能力。前后滑块均支承在四角处，伸缩臂各板不产生局部弯曲，且能较好地传递扭矩与横向力，因此这两种截面形式的伸缩臂能较好的发挥材料机械性能，减轻结构自重。对大吨位轮式起重机采用这种截面形式是合适的。制造这两种截面形式的吊臂，需要大型轧床，但是随着工业的发展，这两种形式的吊臂应用会逐渐增多。LIEB班RR的LTM1300起重臂的截面采用了椭圆形截面，其截面上弯板为大圆弧槽形板，下弯板为椭圆形槽形板，且由下向上收缩，其重量优化，抗扭性能显著，具有固有的独特稳定性和抗屈曲能力。DEMAG也使用椭圆形吊臂截面形式。GROVE和TADANO采用大圆弧六边形截面，根据需要，腹板上设计横向和纵向加筋，提高腹板的抗屈曲能力。KATO采用四边形截面，也采用加劲筋解决腹板的抗屈曲能力。大圆弧六边形截面在国内己广泛使用，泰起在其新品QY50A上也首次使用，其它厂家目前还在使用四边形截面。目前，椭圆形起重臂的技术代表最高水平，其优势很明显，由于不需采用加筋，因而每节臂截面的变化很小，有利于减轻起重臂的重量，提高起重机的起重能力。但是截面的成型难度大，生产周期长。3.2.2吊臂截面的确定对吊臂截面的设计是本次毕业设计的重点内容，因此参阅了国内外大量的资料，伸缩吊臂是轮式起重机中至关重要的部件，其重量一般占整机的13%20%，而大型起重机这个比例则更大，这就导致起重机在大幅度下的起重量和大起重量下的起升高度急剧降低。因此，在满足各项设计指标的前提下，采用优化设计，尽可能降低吊臂自重，尤其对大吨位起重机具有十分重要的意义。减轻吊臂重量，增大吊臂刚度是改善起重性能的重要途径。因此我从这个角度来确定吊臂截面，下面是我确定截面为U型截面的过程。首先是选择吊臂的材料，是最直接的减轻吊臂重量的途径，全地面起重机伸缩臂的材料一般是16Mn，最好采用高强度的低合金钢。但在材料确定的条件下，只能改进吊臂的形状，也就是吊臂截面的形状，来改进吊臂的性能。吊臂的截面形状是决定吊臂重量的主要因素，近几年来，随着吊臂材料强度级别的提高，如何充分利用材料的性能，结构专家提出了如何解决强度安全储备与薄板局部失稳安全储备均衡的问题，从而推动吊臂截面从四边形向六边形、多边形、椭圆形、U形发展。根据吊臂材料的发展趋势，在最近几年内，材料强度级别的提高将受到限制，更高强度级别的材料将很难面世，U形吊臂技术将是最近几年内的最高水平。然而，吊臂是一个可以伸缩的阶梯梁，目前，除基本臂可以加强外，许多生产厂家将伸缩臂设计成等截面梁，根据吊臂的受力特点，变截面伸缩臂将使吊臂更轻，性能更强。为了提高起重作业性能，减轻自重，起重臂截面形状采用“U”形截面。该种截面是经过优化计算得出的最优的截面形式，从而能最大限度地发挥材料的力学性能。作为吊臂来说，总希望在不发生局部失稳的前提下，壁厚设计得薄一点，截面设计大一些。但由于受整机尺寸的限制，吊臂外形尺寸不能增大，因而只能在截面总高和总宽保持不变的条件下进行截面的优化，伸缩臂的箱形截面采用U型。其高宽比在1.31.8范围之内。侧板一般选用薄钢板，厚度在3.28mm范围内，侧板薄一些对于减轻吊臂重量极为有效，但必须认真考虑其局部失稳的问题，有的在钢板上隔一定距离轧一条横向筋，以增加其强度。有的为了减轻重量也可在侧板上开大孔，并卷边加强。下底板一般做得比上盖板厚些，一方面满足下底板局部稳定性的需要，为了减轻自重，吊臂应尽量做成等强度梁。具体到每节臂的优化设计问题，我们考虑两个非常重要的工况:基本臂工况和全伸臂工况。由基本臂工况通过优化设计确定基本臂截面尺寸和壁厚，并由各节臂之间的间隙确定其余各节臂的截面尺寸，然后再由全伸臂工况确定其它节臂的壁厚。U型的截面最危险处为四角焊缝处，该处应力最大，也是最易产生应力集中的地方。U型截面有大的抗弯模量和较高的抵抗局部失稳的能力。确定U型为较合理的形状。U型截面的横向抗弯刚度和抗扭刚度比其他形式好。U型侧板的上半部拉应力较大，提高了侧板的稳定系数。下底板做成圆形，是为了提高下底板的抗局部失稳的能力，和减少侧板的计算宽度。这样以来可以采用更薄钢板，而充分利用钢板的厚度，特别在采用高强度钢材时。因为高强度钢材的抗局部失稳的能力并不比普通钢板高。吊臂不同部位可以采用不同强度的钢材，以充分发挥钢材作用，如上盖板才高强度，下盖板采用普通钢。根据以上阐述的理论，在以下的设计中，将采用焊接方式为主（各种焊接方式应用到合适的位置），螺纹连接以及铰接为辅方式进行臂架的连接。QAY50全地面起重机的举升臂主体材料为合金结构钢适当的选取16Mn进行加固。上下底板和腹板承受不同的载荷有的弯矩大，有的正应力大，故采用不同的材料。在选取材料时应遵循性价比最高选择，以优化减轻臂架重量为最终目的。以达到对臂架乃至起重机性能的优化的目的。图3.2.2臂架截面尺寸图根据公式 = +0.14 ，四节的尺寸依次为：455660、420600、385540、350480 （mm）见图3.2.24伸缩臂设计计算4.1起重机伸缩臂尺寸的确定此次设计的50吨汽车式起重机的起升高度为38米，臂架材料选用HG6O。参见表4.1，选择吊臂的节数为4。主臂尺寸的的确定包含以下的的内容：一、 吊臂根部铰点位置的确定，二、吊臂各节尺寸的确定，三、变幅液压缸铰点的确定，四、臂架的受力计算和分析，五、伸缩臂结构的校核。表4.1 起重机吊臂节数最大起升高度H(m)1015161920293040吊臂节数K32334454.1.1 吊臂跟部铰点位置的确定设e为吊臂根部铰点O至回转中心线的水平距离，h为铰点O到回转支承装置上表面的垂直距离，则铰点O的坐标为（e，h）见图5.1.1。设是铰点O至基本臂截面中心线距离，设下标i表示不同位置的值的序号（i=1，2，n）当第i个值为时，铰点O的位置为。带有符号，在吊臂中心线以下为负，反之为正。则： 图4.1.1 三铰点有关尺寸图吊臂根部铰点的位置与吊臂长度，起升高度和幅度有关。设吊臂的工作长度为lw。即： （4.1）从而得出=10.2m。式中：H基本臂的起升高度，H=10.2m。b吊头距滑轮组的最短距离，b=1.5m。、 根部铰点和头部滑轮轴心离吊臂基本截面轴心的距离，并带有正负号，在中心线以下者为正，以上为负。由于此项数值较小，所以在计算时可以不计。h根部铰点离地距离，参见QAY50的h值，取h=2.4m。吊臂仰角，其值小于最大仰角=80即=0.7amax。即=56。吊臂根部离铰点的距离e（4.2）得出吊臂根部离铰点的距离e=1.73m。所以取距离e=1.73m。吊臂根部铰点离回转平面的高度为=2.4-0.16-1.4=0.84m式中：为回转支承装置的高度，= 0.16m。 为起重机汽车底盘的高度，=1.4m。将最大起升高度H1带入公式得出主吊臂最大长度。 （4.3）式中：H1最长主臂作业长度，=38m。a，r，b，h同上。4.1.2 吊臂各节尺寸的确定 主吊臂的最长长度是由基本臂结构长度和外伸长度所组成。即 （ （4.4） 式中为各节伸缩臂的伸缩长度，在设计当中，伸缩长度往往取同一数值，即。则外伸长度， 为二，三，四节臂缩回后外漏部分的长度，在计算时取同一数值（a=0.25米）。若假设为臂头滑轮中心离基本臂端面的距离，则基本臂结构长度加上即为基本臂的工作长度。 =+=+而=+=（K-1）将上式带入式（4.4）可得=-（K-1）+（K-1）=+（K-1）+（K-1）=+（K-1）（4.5）即 38.5=10.2+（4-1）从中可以得出=9.43（m）。式中：K-为吊臂的节数。通常搭接长度应该短些，以减轻吊臂重量。但是，太短将搭接部分反力增大了，引起搭接部分吊臂的盖板或侧板局部失稳，同时，也是吊臂的间隙变形增大。因此，搭接部分要根据实际经验和优化设计而定，一般为伸缩臂外伸长度的1/41/5（吊臂较长者取后者，较短者取前者，同步伸缩者可取后者）。从而得出外伸长度为=（0.2-0.25）（m）。 在第i节臂退回后，除外露部分长度a外，在前节（i-1）节臂中的长度加上伸出后仍在前节臂中的那部分搭接长度，第i节臂插在前节臂内的长度为（+），假设第i节臂的结构长度为，则=+a =+ （4.6） 各节伸缩臂插入前一节都留有一段距离c，这是结构上的需要，在此距离内要设置伸缩油缸的铰支座和其它的结构构件，其大小视情况而定，在此次设计中选择c=0.55m。因此前后两节臂由这样的关系，=+c-a （4.7）从式4-6可知，=+a =+a 将上述两式代入式（4.7），可得。+a=+c已知，=，=，从上式可知，后一节的搭接长度，臂前一节的搭接长度小一些，因为一般情况下结构空间c臂外露空间a大一些，得出 =+（c-a） （4.8） 此次设计共有4节臂，其最后一节的搭接长度为使其等于1/5的外伸长度，现在和已经得出，则根据式（4.7），吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为，=0.2+（c-a）=2.186（m） =1.2+（c-a）=9.117（m）=0.2+2（c-a）=2.486（m） =1.2+2（c-a）=9.488（m）=0.2+3（c-a）=2.786（m） =1.2+3（c-a）=9.848（m）=0.2+4（c-a）=3.086（m） =1.2+4（c-a）=10.186（m）各节臂长度尺寸的验算 计算的基本臂工作长度必须满足下面的式子，所计算的各节臂的长度值才能满足需要， =+（K-1）1.2+（K-1）c=1.2（+）+（K-1）c （4.9）式中： =1.210.186+0.2（4-1）=12.823（m） 1.2（+）+（K-1）c=1.2（9.43+0.2）+（4-1）0.55=12.632（m） 即式（4.9）成立，所计算各节臂的长度满足要求。上述为所计算出的各节臂的长度尺寸，参考QAY50吨汽车起重机设计各节臂尺寸的确定，最终确定长度为:=10.186（m）、=9.848（m）、 =9.488（m）、 =9.117（m）4.1.3 变幅液压缸铰点的确定变幅液压缸的铰点如图4.1.3所示，变幅液压缸根部铰点（）的位置，一般使其落在回转支撑装置的滚道上，从而改变了平台的受力情况。采用双作用液压缸，其铰点离回转中心的距离f取决于双缸间的距离B,可通过下式算得： （4.10）由于回转支撑装置D和吊臂宽度B都与起重能力有关，一般取D=(2.12.4)B。则从式4-10得出， m式中：D-起重机底盘直径，D=2m。从而可以得出铰点已经确定。图4.1.3 三铰点相互位置图铰点在求得和已经确定即=0.84m，e=1.73m，所以认定铰点已经确定。因为铰点离滚道面的距离式构造所定，一般取=0.18m。在图4.1.3中可以看出，只有在基本臂上固定的铰点尚未确定。铰点的取得要满足下述条件，在变幅缸缩回时， 吊臂位在行驶状态，变幅液压缸长度为最短长度；而当全伸时吊臂位在最大仰角状态，液压缸长度达到最大长度。连接吊臂铰点（），变幅缸铰点（）和（），形成或。在中，在中，.面角是与水平线的夹角，它可由下式求得： （4.11）式中：=0.84m，=0.18m，=1.73m，=0.9m。从而可以得出：=14.087。在和确定后，用三角公式求得的位置，在中，其边角关系为：在中，已知，=（1.61.7），并带入上述2式并消去、，可得的二次方程式： （4.12）式中：=2.71m，=80，=14.087。 的值是根据实际的情况而定，在设计中，大体是所设计的铰点应位于基本臂工作长度的中点处，由利于起重机的受力分布，使支点能够达到最大的作用效果。将上述值带入式(4.12)得出：=0时，=7.23或1.01， =50时，=4.24或1.73， =40时，=5.59或1.32， 在=40时，比较接近中点值，所以铰点位置确定为：=40时，=5.59或1.32，在=5.59时，根部铰点的位置落在前方轨道上，=1.32时，根部铰点落在后方轨道上。根据上述计算，汽车起重机铰点的位置已经确定。4.2 臂架伸缩液压缸的计算及选择4.2.1 缸筒内径计算主臂液压缸定为1节，尺寸形状可按如下进行设计计算，当主臂仰角为56时，工作幅度为3米时，主臂吊最大载荷Q=50T,此时伸缩缸承受最大压力T （4.12） 伸缩缸在工作时能够达到的工作压力按30MPa计算，根据公式如下 =mm (4.13)式中:D液压缸的内径 F最大载荷 P工作压力可得出，D=159mm,参见表4-2，取D=160mm。表4-2 缸桶内径选择表8101216202532405063801001251602002503204004.2.2活塞杆直径（1）计算活塞杆直径d一般按液压缸往复运动速度比计算，公式如下： mm （4.14） 式中：D液压缸直径 -往复运动速度比，参见表4-2-1，选择=2。 可得出：d=113mm；参见表4-2-2，选择d=125mm。表4-2-1 速度比选择压力MPa1012.52020速度比1.331.462表4-2-2 活塞杆直径尺寸系列456810121416182022252832354045505663708090100110125140160180200220250280320360（2）强度验算 活塞杆工作时，一般主要受轴向主要拉压作用力，因此活塞杆的强度验算，可按直杆拉压强度验算，可按直杆拉压公式计算， 即 （4.15）式中：-活塞杆内应力。 F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45号钢，故为600MPa，n为安全系数，一般取n35，n取5。将上述值代入， 式（4.15）成立，所以强度满足要求。（3）稳定性验算当活塞杆直径与液压缸安装长度之比为1：10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一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： (4.16)式中：E材料的弹性模数，对钢而言，E=MPa。 J活塞杆截面惯性矩，=。 L液压缸安装长度，由文献1可知，此处选择为L=14.9m液压缸长度l=7.5米 。 -长度折算系数，由文献1可知，=1。计算可得=N。 压杆稳定公式为：