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汽车起重机伸缩臂系统设计.doc

汽车起重机伸缩臂系统设计

wearef4
2011-03-03 0人阅读 举报 0 0 暂无简介

简介:本文档为《汽车起重机伸缩臂系统设计doc》,可适用于工程科技领域

汽车起重机伸缩臂系统设计毕业设计(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专业机械设计制造及自动化班级指导教师谭宗柒评阅教师完成日期年月日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: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:、保密□在年解密后适用本书授权。、不保密□。(请在以上相应方框内打“√”)目录前言………………………………………………………………………摘要………………………………………………………………………TOCo""hzu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QAY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DesignoftruckcraneTelescopicboomsystemStudent:XiaoWentaoSupervisor:TanZhongqi(CollegeofMechanicalMaterialEngineering,ChinaThreeGorgesUniversity)Abstract:BoomisthemainhostofcranecomponentsDirectlythroughthejibcranehangingload,toachievegreatheightandrangeoperationsArmstrengthdeterminesthemaximumtimefromtheweightliftingmachineperformance,itsweightdirectlyaffectthemachineoverturningstability,structuraldesignandthereforemeritsofboom,willdirectlyaffecttheoverallperformance,suchastheweightofthewholemachinecenterofgravityheightandmachinestabilityThus,toensuresafeworkingconditionsofboomtominimizetheweightofboom,whichimprovesoverallqualityandeconomyofgreatpracticalsignificanceMainlybasedonXCMGtruckcranetonsofrequeststodeterminethestructureandtransmissionexpansionprogram,andthenusingthetraditionaldesignmethodisthemainarmofthethreenodes,themainarmlength,armlength,andeachsection,Boomstructure,determinethesizeofhydrauliccylindersKeywords:TelescopicboomhydrauliccylinderStructureofboomansys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t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。绪论国内外汽车起重机发展概况及趋势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年代经过了近年的发展期间有过次主要的技术改进分别为年代引进苏联的技术年代引进日本的技术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。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。东亚约占销售量的北美和欧洲各约占。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。如年美国格鲁夫公司收购了英国老牌企业科尔斯公司。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年又被美国格鲁夫公司收购。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。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~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B~aChina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。LTM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QAY、QAY、QAY、QAY、QAY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GroveFMCGottwaldPPMKATOLiebherr伸缩臂机构形式介绍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。现在大多数节臂的起重机使用的是双缸双绳排的技术一般为第节臂独立伸缩第节臂同步伸缩节臂的一般单缸双绳排为节同步伸缩。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。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).伸缩缸、.拔销机构、.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(TADANOFAUN)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。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20%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QAY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。QAY汽车起重机主要技术参数和工作级别QAY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。()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。此次设计的是吨汽车式起重机的主臂所以取起重量为Q=t。()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h和轨面以下的下放深度h之和H=hh。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所示吨汽车式起重机的基本臂的范围为∕(米)最长主臂范围为∕(米)及QAY吨汽车起重机的参考值选择起升高度为基本臂作业米重机的参考值选择起升高度为基本臂作业米最长主臂作业米。图所示为汽车起重机起升高度图图汽车起重机起升高度图()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如图所示。参见表此次汽车式起重机的幅度R=m。()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=Q×R起重力矩一般用t·m为单位。参见表Q=tR=m,此次设计的汽车式起重机的起重力矩为M=Q×R=×=t·m。同时参见表可知基本臂起重力矩为t·m最长主臂的起重力矩为t·m。QAY汽车起重机的工作级别()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:()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。由于本设计为吨参见《起重机设计手册》不同类型起重机使用寿命表如表所示可知Y=年。B起重机一年中的工作天数取B=天。H起重机每天工作小时数取H=小时。T起重机一个工作循环的时间设定为T=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起重机使用情况经常中等的使用不经常繁忙使用不经常使用繁忙的使用经常清闲的使用表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)轮胎起重机和汽车起重机(专用底盘)起重量(t)小于~>~大于塔式起重机小于等于和大于桥式和门式起重机工作级别、、、、履带起重机门座和铁路起重机()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N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选择=即很少吊起额定载荷一般起吊轻载荷。表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很少起升额定载荷一般起升轻微载荷中有时起升额定载荷一般起升中等载荷重经常起升额定载荷一般起升重载荷特重频繁的起升额定载荷()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所示可以确定此汽车式起重机的工作级别为A。表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中重特重伸缩臂传动方案和臂架截面的确定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。()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。()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。()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。传动方案如图图伸缩臂传动方案图传动过程:液压缸向外伸出带动第节臂伸出同时由于钢丝绳的长度是不变的而液压缸向外伸出时钢丝绳变长从而钢丝绳变短使得第三节臂通过固定在液压缸上的滑轮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变长从而钢丝绳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。伸缩臂架截面的确定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LTM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QYA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。。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~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Mn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~范围之内。侧板一般选用薄钢板厚度在~mm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。QAY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Mn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。图臂架截面尺寸图根据公式=四节的尺寸依次为:×、×、×、×(mm)见图伸缩臂设计计算起重机伸缩臂尺寸的确定此次设计的吨汽车式起重机的起升高度为米臂架材料选用HGO。参见表选择吊臂的节数为。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。表起重机吊臂节数最大起升高度H(m)~~~~吊臂节数K~~~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(eh)见图。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=…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:()从而得出=m。式中:H基本臂的起升高度H=m。b吊头距滑轮组的最短距离b=m。、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QAY的h值取h=m。吊臂仰角其值小于最大仰角=°即=amax。即=°。吊臂根部离铰点的距离e()得出吊臂根部离铰点的距离e=m。所以取距离e=m。吊臂根部铰点离回转平面的高度为==m式中:为回转支承装置的高度=m。为起重机汽车底盘的高度=m。将最大起升高度H带入公式得出主吊臂最大长度。()式中:H最长主臂作业长度=m。arbh同上。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(()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=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)将上式带入式()可得=(K)(K)=(K)(K)=(K)()即=()从中可以得出=(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(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=()(m)。在第i节臂退回后除外露部分长度a外在前节(i)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=()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=m。因此前后两节臂由这样的关系=ca()从式可知=a=a将上述两式代入式()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=(ca)()此次设计共有节臂其最后一节的搭接长度为使其等于的外伸长度现在和已经得出则根据式()吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为=(ca)=(m)=(ca)=(m)=×(ca)=(m)=×(ca)=(m)=×(ca)=(m)=×(ca)=(m)=×(ca)=(m)=×(ca)=(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)≥(K)c=()(K)c()式中:=×()=(m)()(K)c=×()()×=(m)即式()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QAY吨汽车起重机设计各节臂尺寸的确定最终确定长度为:=(m)、=(m)、=(m)、=(m)变幅液压缸铰点的确定变幅液压缸的铰点如图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:()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=(~)B。则从式得出m式中:D起重机底盘直径D=m。从而可以得出铰点已经确定。图三铰点相互位置图铰点在求得和已经确定即=me=m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=m。在图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:()式中:=m=m=m=m。从而可以得出:=°。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=(~)并带入上述式并消去、可得的二次方程式:()式中:=m=°=°。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()得出:=时=或=时=或=时=或在=时比较接近中点值所以铰点位置确定为:=时=或在=时根部铰点的位置落在前方轨道上=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。臂架伸缩液压缸的计算及选择缸筒内径计算主臂液压缸定为节尺寸形状可按如下进行设计计算当主臂仰角为时工作幅度为米时主臂吊最大载荷Q=T,此时伸缩缸承受最大压力T()伸缩缸在工作时能够达到的工作压力按MPa计算根据公式如下=mm()式中:D液压缸的内径F最大载荷P工作压力可得出D=mm,参见表取D=mm。表缸桶内径选择表活塞杆直径()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()式中:D液压缸直径往复运动速度比参见表选择=。可得出:d=mm参见表选择d=mm。表速度比选择压力MPa≤~≥速度比表活塞杆直径尺寸系列()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()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号钢故为MPan为安全系数一般取n≥~n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:()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〔〕可知此处选择为L=m液压缸长度l=米。长度折算系数由文献〔〕可知=。计算可得=N。压杆稳定公式为:()式中:安全系数一般取=。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d=mm。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=N。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d=mm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D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P<MPa时=P。当P>MPa时=PP为液压缸工作压力为MPa。缸筒材料的许用应力,为材料的抗拉强度材料为号钢取=MPaN为安全系数一般取N=。D缸筒内径D=mm。将上述数值代入式()可得=mm。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=mm。即所得缸筒壁厚为mm。()缸筒外径计算缸筒外径为()所得结果为=mm。通过计算得出液压缸的基本参数为:缸筒内径:mm活塞杆直径:mm缸筒外径:mm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:Mpa实验压力:Mpa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T:式中:额定起重质量吊钩质量吊臂动力系数m吊钩滑轮组的倍率滑轮组效率由设计手册中查得=t、=kg、=、m=、=计算得到:T=N计算时将起升绳拉力T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Q分解为垂直吊臂轴线方向的分力β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Q=()=N伸缩臂有两个支点一是臂根与车架的铰接点另一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Q和起升绳拉力T对吊臂轴线偏心引起的力矩为:式中:e臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心距e臂端导向滑轮与吊臂轴线的偏心距β伸缩臂在变幅平面倾角==N•M由起升载荷以及吊臂重量引起的垂直载荷Q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一样即T=RT轴向力F可以分解为当吊臂旁弯时不变方向的轴向力R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类型摆角轻型中型重型特重°°°°表摆角α=°,则不装副臂力矩侧向力中的货物偏摆载荷S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=N•M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()F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F=的情况下仅由变幅平面横向载荷引起的臂端挠度ΔZ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ΔZ=~mmK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m伸缩臂臂长(m)()旋转平面()式中:吊臂在旋转平面的临界力吊臂在轴向压力F=的情况下仅由旋转平面侧向载荷引起的臂端挠度Δy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一端固定而另一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

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