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中国矿业大学2011届本科生毕业设计 第99页1 绪 论1.1 概论 汽车起重机是起升输送物料的机具，是国民生产各部门提高劳动生产率、生产过程机械化不可或缺的大型机械设备，对提高生产各部门的机械化，缩短生产周期和降低生产成本起着非常重要的作用。汽车起重机可以广泛应用于工矿企业、建筑工地、港口码头、油田、铁路、仓库及货场等工况下的起重作业和吊装工作。随着国民经济的飞速发展，汽车起重机在各行业的作用也越来越大，经济杠杆作用与日俱增。 目前，国内汽车起重机主要从8t300t不同吨位的10多类产品。国内比较著名的起重机生产商有徐州重型机械厂三一重工、中联重工等，如图1.1所示为三一重工生产的QY25C汽车起重机。随着技术水平的不断提高，产品吨位也在朝着更大吨位的方向发展。起重机的设计制造也从一个侧面反映了国家的工业现代化水平。图1.1 三一重工QY25C汽车起重机 分析国内这几年市场需求情况，8t产品增长幅度不大，16t、25t、50t销量2001年比2000年分别增长了33.2%、62.8%、101.6%，这说明市场将更多的需求中大吨位的汽车起重机。为了增加产品的竞争力，锦州重型机械股份有限公司决定研制新型25t汽车起重机。新型起重机的特点主要体现在如下几个方面：（1）吊臂采用易于定心、对腹板抗失稳能力、抗扭曲变形能力强的大圆角六边形截面；（2）转台采用立板加筋结构；这种结构在满足强度要求的同时减轻了重量，提高起重性能，使材料的机械性能得到进一步的利用； （3）采用前悬下沉全景驾驶室专用汽车底盘。这种底盘车身长，适合较长吊臂的布置（吊臂的增长，使整机的起升高度增加），且乘坐舒适、视野开阔。 （4）液压系统增设回转制动阀、液压先导阀、液控操纵回路，使回转抗冲击能力增强、操纵更加方便；（5）液压辅件采用新型锥面密封与O型圈相结合的双重密封，提高管路密封寿命； （6）利用现代设计方法和手段，开发、编制相关的计算软件，提高设计质量和效率，缩短产品研发周期。软件要有良好的通用型，已适应其他吨位产品的开发。1.2 国外汽车起重机的发展状况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。就分布于三大市场的产品而言，以德国为主的欧洲市场，其产品主要特点为：（1）全地面起重机占主导地位，约占市场份额的80%。（2）大吨位产品为主，利勃海尔公司占销售额的70%80%式100t以上的产品。（3）技术先进，及时采用世界最新的技术成果。（4）专用配套件多，这以为欧洲发展汽车起重机的得天独厚的条件。以日本为主的东亚市场和以美国为主的北美市场，其产品主要特点有：（1）越野汽车起重机占主导地位，约占70%80%，其次为轮式起重机，全地面起重机所占比例较小。（2）多系列生产，中大吨位居多。（3）注重适应性和经济性。在保证产品性能和功能的前提下，大量采用通用配套件，而不强调追赶新技术，故产品可靠性较好。 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。1.3 国内汽车起重机的发展状况 我国在1957年生产出了第一台5T机械式起重机，到现在已有50多年的历史，它的生产大致经历了以下几个阶段：19571966年以生产5t机械式起重机为主；19671976年以生产12t以下的小型液压起重机为主；19771996年16t -50t中大吨位液压汽车起重机产品发展较快。 自1979年开始，我国采用进口汽车底盘和关键液压件自行设计生产出 了6t、 20t液压汽车起重机之后，国内一些起重机生产厂家采用技贸结合方式，分别引进日本多田野、加藤、美国格鲁夫和德国利勃海尔、克虏伯的起重机产品技术，以合作生产的方式相继制造出25t、35t、45t、50t、80t、125t汽车起重机和25t越野轮胎起重机以及32t、50t、70t全路面起重机。这些企业经过多年来对引进技术的消化、吸收、移植，使国产轮式起重机某些新产品的性能水平达到了国际80年代初的水平，产品产量也逐年有所提高。 由于受客观条件的限制，当年的技术引进主要着重体现在技术软件的引进（如产品、图纸、工艺等），而没有引进全套的先进加工设备，与之相关的配套件的引用没有同时进行，因此国内长时间不能提供高质量、高性能的基础配套件（如液压元件，电子元件等），到了90年代我国汽车起重机的技术水平与世界先进水平相比曾缩小的差距又拉大了。当前，国内汽车起重机厂自行设计的产品技术水平还只相当于国际70年代初、中期的水平，只有少数产品在吸收国外先进技术基础上，经过更新换代达到了80年代初的水平。随着国家经济建设的蓬勃发展，国家重点工厂项目建设的纷纷上马，一些大型关键工程一般都采用国际公开招标的方式采购机械设备。国外新型汽车起重机和二手设备因此大量进入中国市场，使国内用户对国外起重机性能、作业可靠性、效率等方面有了较深刻的了解，从而也认识到国产起重机无论在制造质量、外观造型等方面，更主要的是技术性能方面与国外汽车起重机的差距较大。国内不少用户为了达到作业高效率以确保工期按时完成，宁可花较多的钱购买进口起重机或购买国外二手起重机。在这种形势下，国产汽车起重机当然面临很大的冲击和压力。目前国内汽车起重机产品差距主要表现在以下几个方面：（1）质量稳定性差部分产品发生早期故障多，保修期内返修率高。故障多发生在液压系统、底盘、发动机与传动件上。液压系统渗漏问题普遍存在，其主要原因是制造、装配工艺不良和密封件质量问题。国产汽车起重机平均无故障时间仅为93.4h,最多的为185h，最少的为66.6h。整机工作寿命按主要零部件寿命计算，约为2000-3000h，而国外同类产品一般可达到12500h。（2）产品自动化和智能化的不足 目前，国外已将自动化技术与机械传动技术相结合，将先进的微电子技术、电力电子控制技术、液压技术、数据总线通信技术等应用到机械驱动和控制管理系统，实现了自动化和半自动化控制，从而大大提高了起重机的安全性和可靠性，并且降低了发动机油耗与排放值。国内产品在这方面差距较大，安全保护方面的设备可靠性也较差。（3）材料方面的不足国内除部分产品的某些结构采用了HG60或HQ70钢材外，广泛采用的材料主要为Q235，Q345，Q395等，而国外已广泛采用低合金高强钢和其它轻型材料，并且正酝酿向超高强钢发展如概念钢960，所以国产汽车起重机一般显得笨重，性能也受到较大影响。（4）产品结构不完善 由于技术能力有限，国产汽车起重机在产品结构上也不完善，难以与国外匹敌。中国国际招标网的资料显示，技术要求较高的全路面起重机和履带式起重机这两种产品在我国产能较低，目前只有徐州重型机械厂等少数几家行业内的龙头企业具备一定的生产能力。而这两种产品室起重机众多类别当中吨位最大的，其价格也远远高于普通的汽车或轮胎式起重机，这一领域国内产能的匮乏使得我们不得不付给国外厂商更多的成本。（5）技术实力尚不足 应该说国内的起重机制造技术还是位于世界前列的，众多产品也在国内外拥有广阔的市场。然而，与欧美日等发达地区相比，国内的技术实力还是有一定的差距的。根据中国国际招标网的数据显示，超过100T的汽车起重机大多要进行国际招标，这说明目前国内在这方面尚不具备大量生产的能力。徐州重型机械公司的QAY300型全路面起重机的额定起重量为300T，这已是目前国内之最，与利勃海尔、马尼托瓦克等国际起重机的行业巨头在技术方面还是有很大的差距。1.4汽车起重机的发展趋势（1）提高起重机的起重量 由于现代工程项目向大型化发展，所需构件和配套设备的重量在不断增加，对超大型起重设备的需求也越来越多。在汽车起重机向大型化发展过程中，德国始终处于遥遥领先的地位。现在，最大吨位的轮式起重机为德国利勃海尔公司生产的LTM11000D型，最大额定起重量为1000t，售价为550万美元。（2）微型起重机大量涌现汽车起重机的微型化是适应现代建设工作的需要而出现的一种新的发展趋势。走在前面的是日本的神户制钢公司，它于10多年前开发的RK70(7t)型是世界第一台装有下俯式臂架的“迷你”越野轮胎式起重机。目前，下俯式臂架已成为“迷你”起重机的重要标志。（3）混合型起重机在发展混合型起重机是为了特定用途而开发出来的。如利勃海尔公司生产的LTL1160型越野轮胎起重机就是为了维修庞大的斗轮挖掘机而专门研制的。德马格双桥AC25(25t)全路面起重机，结构非常紧凑，车身长9m，非常适应城市狭窄地段工作，所以又被称为城市型起重机。（4）伸缩臂结构不断改进 利勃海尔公司于90年代中期推出的LTM1092/2(90t)和LTM1160/2(160t)，装有6节60m主臂，采用了装有TeleImatik单缸自动伸缩系统的椭圆形截面的主臂。这种椭圆形截面的主臂对静、动态应力的适应性很强，有利于吊臂定心，并且抗扭曲变形能力得以增强，对减轻重量和提高起重性能具有良好的效果。Telematik单缸伸缩系统主要由1个双作用伸缩液压缸、1个与液压缸底座连锁的气动夹紧装置、将各节臂互相连锁的气控臂架锁定销和电子传感系统等部件组成。（5）数据总线系统得到应用利勃海尔公司的LTM10302 (30 t )是世界上首台装有数据总线管理系统的高技术双桥全路面起重机。它采用CANBUS(现场总线)，进行发动机-传动系各功能块之间的数据传输与电子控制。同时CANBUS总线以及电气、液压、臂长和风力等数据又输入到LSB(利勃海尔系统总线)控制装置中。LSB控制装置是Liccon起重机控制系统的组成部分，可用于对整个系统的数字流程和监控特性进行编程。采用控制总线管理系统可降低发动机油耗及排放值，大大简化布线，提高整机可靠性与维修方便性。（6）静液压传动起重机进入市场采用静液压传动，安装的上车发动机即可以用来驱动起重机上车各工作装置，又可以用来驱动行走装置。此时将发动机横放在上车操纵室后面，使其起到整体式配重的作用。（7）一机多能，扩大工作范围 意大利玛奇蒂公司于1995年推出的MG10.28（10T）越野轮胎起重机，使用吊钩时成为10t起重机；安装起重叉后成为2.5t级伸缩叉车；安装双人作业平台后成为高空作业车。（8）设计、制造的计算机化、自动化 随着电子计算机的广泛应用，许多起重机制造商从应用起重机辅助设计系统（CAD）,提高到应用计算机进行起重机的模块设计。起重机采用模块单元化设计，不仅是一种设计方法的改革，而且将影响总个起重机行业的技术、生产和管理水平，老产品的更新换代，新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进，只需要改几个模块；设计新的起重机只需新的不同模块组合，提高了通用化程度，可使单件小批量的产品，改成相对批量的模块生产，能使较少的模块形式，组合成不同规格的起重机，满足市场的需求，增强了竞争力。（9）新材料、新工艺的应用由于钢铁工业新技术的应用，钢材质量得以提高，在设计起重机主梁强度时，可使用较高的许用应力，而不需要较高的安全系数，以便减少起重机材料用量，从而降低设备的重量和价格，起重机配套的零部件的制造也得益于新材料的不断产生，使得起重机向更轻、更好的方向发展。 在机加工方面，大量采用少切削的精密铸件，尤其是铝合金铸件居多，加工设备大量采用高精度、高效的加工中心，数控数控自动机床等，及保证了质量，又提高了劳动生产率，降低了成本，同时在机械线使用机械代替人工操作如焊接机械手和配用机械手等。总而言之，汽车起重机的未来发展之路是走向专业化、标准化和系列化，汽车起重机的制造、装配质量和产品的规格都会有质的飞跃。1.5 个人工作重点本次设计的汽车式液压起重机为国内技术发展较为成熟的额定起重量为25t的汽车起重机。通过借鉴国内外生产水平较高的厂家同等吨位的产品，结合现有的先进设计方法，设计出25T的汽车式全液压起重机。工作重点在于：（1）起重机的总体结构设计，力求总体布局结构紧凑。然后对总机的稳定性进行校核，如果不符和国家标准，应另行设计。（2）起重机的臂架系统的设计，臂架是起重机的主要承载构件，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。应参照国内外同类产品的臂架系统设计，设计出本机的臂架系统。然后校核是否满足强度、刚度及稳定性要求，在ansys11.0中对主臂进行两种恶劣工况下的校核。（3）起重机的起升机构设计选型，起升机构是实现重物升降运动的机构，通常由原动机、减速器、卷筒、制动器、离合器、钢丝绳、滑轮组和吊钩组成。首先选择起升机构的具体形式，然后根据具体的设计要求设计出起升机构的零部件和传动装置。（4）在AMESim中对起重机液压系统中最重要的起升回路进行动态仿真，依据仿真结果改进液压回路，提高系统的动态响应性能。（5）起重机的回转装置设计，参照国内外同类产品的回转机构的结构布局，对回转支承装置进行具体的受力分析，根据相关国家标准，选择回转支承装置的型号并进行校核，然后计算出回转阻力矩，设计出回转驱动装置。（6）参考国内生产厂家的转台结构，设计出本机的转台，采用立板加筋结构，然后在ansys11.0中对转台进行两种恶劣工况的校核，并参照分析结构改进转台的结构，使转台的结构更加紧凑，加工工艺更为简便。2 汽车起重机的总体设计2.1 汽车起重机的底盘选型底盘的作用是支承、安装汽车发动机及各部件、总成，构成汽车起重机的总体，并接受发动机的动力。2.1.1 汽车起重机的底盘类型汽车起重机底盘按总体性能可分为通用汽车底盘（图2.1a）、专用汽车底盘（图2.1b）两种。通用汽车底盘指通用汽车的二类底盘。由于原汽车车架的强度和刚度满足不了起重机在起重作业时的要求，故需要在原汽车底盘上增设带有固定支腿和回转支承连接的副车架以实现对上车的支撑，所以总个起重机的重心较高，重量也较大，从而导致整机性能下降。但由于通用底盘的价格较低，在中小吨位的汽车起重机上比较常用。 图2.1 不同类型底盘示意图专用的汽车底盘是按起重机要求专门设计制造的。专用底盘轴距较长，车架刚性好，其驾驶室的布置有三种形式，一是正置驾驶室（与通用汽车一样），如图2.1a。二是侧置的偏头式驾驶室（图2.1b），三是前悬下沉式驾驶室（图2.1c）。正置平头驾驶室的汽车起重机行驶状态，臂架放置在驾驶室上面，所以总车重心较高；侧置偏头式驾驶室的汽车起重机，其臂架位于驾驶室侧方，行驶状态下总机重心大大降低，但驾驶室视野不良；前悬下沉式驾驶室的汽车起重机，尽管臂架置于驾驶室上方，但臂架位置不高，故起重机重心低，其驾驶室悬挂在前桥前面，使车身较长，适合使用较长臂架，且乘坐舒适、视野开阔；不足之处在于驾驶室悬挂在前桥前，故前桥轴荷大，同时使车身增长，接近角减小，通过性稍差。2.1.2 汽车起重机的底盘选型本机选择通用汽车底盘，选择时要根据载重汽车的承载能力和最大总质量来选择。中、小型汽车起重机总质量分别约为额定起重量的120%和140%，即将汽车满载后的总重量乘上0.700.83得到的数值为改装后的起重机最大额定起重量。为了保持原车轴荷的合理分配，在总布置时可通过改变上车三铰点位置及配重的重量和距回转中心的位置来调整。当选用专用底盘时，按起重机总质量和底盘的桥荷来确定桥数，按发动机取力器来选择传动传动系各总成。专用底盘的变速箱、传动轴、主传动和桥箱一般都选用现有的通用汽车底盘部件。汽车起重机的桥荷受到道路、桥梁标准的限制。在一般双桥起重机底盘中，若前后桥都是单胎，则前、后桥荷各为总重的50%；若后桥为双胎，则后桥为70%的总重。在三桥起着底盘中，双胎后双桥总载荷为240%的总重，这主要是按轮胎数目来确定。由于本机要达到较高的起升高度，主臂较长，故选用前悬下沉式驾驶室底盘。考察国内底盘情况选用泰安汽车底盘厂生产的TAZ5180J/02底盘，技术参数见表2.1。 表2.1 底盘技术参数项目名称单位参数底盘型号TAZ5281J/02驱动形式64起重能力kNm253.5车辆（长宽高）mm1026024902260底盘整备质量（含固定支腿）kg11200桥荷分配（前轴）kg4300桥荷分配（中、后桥）kg6900厂定最大总质量kg28450前桥最大允许载重质量kg6500中、后桥最大允许载重质量kg22000接近角/离去角16/11最大车速km/h70最小转弯直径m12额定功率kW/(r/min)206/2200额定扭矩Nm/(r/min)880/1400发动机额定转速r/min22002.2 汽车起重机的工作级别 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合理的基础，也为用户和制造厂家进行协商时提供一个参考范围，它能使起重机胜任它需要完成的工作任务。在确定起重机的工作级别时，应考虑两个因素：利用等级和载荷状态。2.2.1 起重机利用等级 起重机在有效工作期间有一定总的工作循环数，起重机作业的工作循环是从准备起吊物品开始到下一次起吊物品为止的过程。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。对于要完成多种不同任务的流动式起重机，只能根据经验估出适当的数值。工作循环总数是起重机在规定使用寿命期间所有工作循环次数的总和。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。查文献1，选择起重机的利用等级为U5（经常断续使用）。2.2.2 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结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Qi与 额定起升载荷Qmax之比，另一个是实际起升载荷Qi的作用次数Ni与工作循环总数N之比。此次设计的起重机的载荷状态可依据文献1。选择其载荷状态为，名义载荷谱系数为。2.2.3 起重机工作级别的确定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确定的，依据文献1可以确定起重机的工作级别为A4。2.3 起重机主要技术参数的确定2.3.1 技术参数简介汽车起重机的技术参数表征起重机的作业能力，是设计起重机的基本依据，起重机的主要技术参数有：起重量、工作幅度、起重力矩、工作速度、起升高度、工作速度等。(1)额定起重量 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。(2)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。如上所述，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。此次设计的汽车起重机的额定起重量为Q=25t。(3)工作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铅垂线之间的水平距离称为幅度（R）。幅度的最小值Rmin和最大值Rmax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。参考文献1，由于本机的额定起重量为25t,故其最小额定幅度R=3.0m。（4）起重力矩 起重力矩是臂架类型起重机主要技术参数之一，它等于额定起重量（Q）和与其相应的工作幅度（R）的乘积，即M=QR。起重力矩一般用tm为单位。起重力矩比起重量能更全面说明臂架类型起重机的工作能力。（5）起升高度吊钩起升到最高位置时，钩口中心到支撑地面的距离。在标定起重机性能参数时，通常以额定起升高度表示。额定起升高度是指满载时吊钩上升到最高极限位置时从沟口中心至支撑面的距离。（6）工作速度起重机的工作速度主要是起升、回转、变幅、伸缩臂机构及与支腿收放的速度。起升速度指吊钩平稳运动时，起吊物品的垂直位移速度；回转速度指起重机转台每分钟转数；变幅速度指变幅时，幅度从最大（最小）变到最小（最大）所用的时间；伸缩臂速度指起重主臂伸缩时，其头部沿伸缩轴线的移动速速。2.3.2 起重机技术参数的确定参考国内外厂家的同吨位的产品技术参数（如表2.2）初定本机的技术参数。表2.2 各厂家产品的技术参数型号QY25EQY25QY25FQY25BQY25生产厂家徐重浦沅北起长起多田野最大额定起重量/kN250250250250250最大起重量力矩/kNm735915.3735882735起重臂节数43444起重臂长度/m10.231.510.225.59.930.13103110.031.0副臂节数11111副臂长度/m7.57.37.587.5主臂最大起升高度/m31.525.53030.730.2副臂最大起升高度/m3932.4836.838.6537回转速度/rmin0302.402.501.503.2起升速度/mmin-1090064083.2095支腿形式双H双H双H双H双H支腿跨距（纵横）/m4.86.05.165.94.725.65.055.74.6455.6外形尺寸（长宽高）/m12.382.53.512.722.53.311.992.53.6711.92.53.5611.392.493.37整机重量/kN264273263.6299264.9 初定本机的技术参数如表2.3所示。表2.3 本设计产品的技术参数类别项目单位参数尺寸参数整机全长mm12550整机全宽mm2490整机全高mm3218行驶参数最高行驶速度km/h70最低行驶速度km/h3接近角16离去角11制动距离（30km/h）m10最大爬坡度%28百公里油耗L38质量参数整机总质量kg270680一轴承载质量kg6000二、三轴承载质量kg210680性能参数最大额定起重量t25最小额定工作幅度m3最大起重力矩（基本臂）KNm1000最大起重力矩（主臂全伸）KNm560最大起重力矩（主臂全伸+副臂）KNm376支腿形式双H副臂节数1副臂长度m8.15支腿跨距（纵向横向）m5.146.0起升高度（基本臂）m10.9起升高度（主臂全伸）m33.9起升高度（主臂全伸+副臂）m42起重臂长度（基本臂）m10.55起重臂长度（主臂全伸）m32.45起重臂长度（主臂全伸+副臂）m40.60副臂安装角0、15、30工作速度参数主卷扬单绳最大速度（空载）m/min120副卷扬单绳最大速度（空载）m/min120起重臂全伸时间s100起重臂全缩时间s60回转速度r/min03水平支腿同时伸时间s35水平支腿同时缩时间s30垂直支腿同时伸时间s40垂直支腿同时缩时间s352.4起重机质心的确定2.4.1主要部件质量的确定如图2.2所示，为25t全液压汽车起重机的整车质量分布示意图，根据国内外现有产品的参数初步估算出整车各部分的质量及分布中心。图中 底盘重量，； 转台重量，； 配重重量，； 臂架重量，； 吊钩重量，； 变幅油缸重量，； 液压油箱重量，； 其他液压管路重量，。图2.2 整车质量分布示意图将各部分的质量折算成集中力，其大小和集中力作用位置如表2.4所示。表2.4 整车各部分质量分布名称符号质量（t）离回转中心的位置（m）前车为正，后车为负质量距离（tm）底盘11.21.8921.168转台4-1.2-4.8续表2.4配重3.43-2.45-8.4035臂架6.43.4922.336吊钩0.258.3582.0895变幅油缸0.712.101.491液压油箱0.491.4130.6924其他液压管路0.588002.4.2整车质心位置的确定由表2.4知上车质量为 下车质量为整车质量为 从而整车的重心位置为 前桥距整车重心的距离为 设前桥的轴荷为，中后桥的轴荷为所以的大小为 从而前桥的轴荷为 而选择的TAZ5180J/02底盘，前桥最大允许载重质量为6500kg，中、后桥最大允许载重质量为22000kg。因为，所以底盘的强度符合实际工作的要求。2.5起重机三铰点位置的确定及其优化 汽车起重机的三铰点是指臂架与转台相接的铰点，臂架与变幅油缸相接的铰点，变幅液压缸与转台相连接的铰点。三铰点的布置是整机设计中需要考虑的一个重要问题。布置是否合理，对整机设计影响较大。理想三铰点可使液压缸受力好，油压波动小，液压缸参数合理，整机重量轻，造型美观，桥荷分配合理，起重性能好。起重机变幅液压缸受载荷、臂长、幅度的影响。在吊臂仰角最小及起重力矩最大时受力最大。在变幅过程中尽量使变幅液压缸的推力使得臂架仰角的变化平稳。2.5.1 吊臂根部铰点位置的确定 如图2.3所示为三铰点有关尺寸图，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）。图2.3三铰点有关尺寸图设是铰点O至基本臂截面中心线距离，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点位置为。在吊臂中心线以下为负，以上为正。则： （2.1） （2.2）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。即： 式中 H基本臂的起升高度，H=10.55m。b吊头距滑轮组的最短距离，b=1.8m。、 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，取h=2.7m。吊臂仰角， =67。吊臂根部离铰点的距离e为得出吊臂根部铰点离回转中心线的距离e=1.1m。吊臂根部铰点离回转平面的高度为=2.7-0.11-1.4=1.19m式中 为回转支承装置的高度，= 0.11m； 为起重机汽车底盘的高度，=1.4m。2.5.2变幅液压缸铰点位置的确定 变幅液压缸的铰点如图2.4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,本机取f=0.30m。则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： （2.3）式中，=1.13m，=1.1m，=0.3m。代入式（2.3）得：=54.7 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，=（1.61.8），并带入上述2式并消去、，可得的二次方程式， （2.4） 式中：=1.385m，=80，=54.7。 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。在=0时，由式2.4解得5.26比较接近中点值，铰点位置确定为：=0时， =5.5 m。图2.4变幅油缸铰点位置示意图2.5.3 三铰点位置的优化模型2.5.3.1 三铰点运动和受力要求（1）运动要求三铰点可简化成图2.5所示的液压缸机构，其中OB为机架（起重机上）,OA为摇杆 图2.5 三铰点简化模型（起重机的臂架）。变幅油缸缸筒与机架铰接于B点。液压缸缸杆与连架杆铰接于A点，为摇杆的摆角，小于90，一般在-280。为机构运动的传动角。当变幅油缸伸长时，A点由A1到A2绕O点做半径为摇杆OA长的圆周运动。AB为变幅油缸长度，ABmax与ABmin之差为液压缸的行程，ABmax与ABmin之比应在1.61.8范围内，以便制造。臂架尾铰点O至回转中心线之距e值的确定，对整机外形尺寸、总重、起重性能以及变幅油缸的受力状态，各桥荷分配等主要性能参数均有很大影响，e值大可使上车重心后移，减小起重机的行驶状态下的前桥载荷，但同时降低工作时的幅度，影响起重机的作业半径，e值的取值范围为1.5m3.5m；臂架尾铰点至地面的距离受整机高度的限制，其值大，整车的重心提高，影响行驶稳定性，一般在23m。（2）受力要求起重机变幅油缸的受力状态受载荷、臂长、幅度的影响，在吊臂仰角最小及起重力矩最大时（仰角大约为65左右）受力最大。在工作过程中尽量使变幅油缸的推力随臂架仰角而变化的曲线平稳，即要求机构的传动角变化较小，只有这样变幅油缸才能具有良好的工作环境和合理的机构铰点形状。2.5.3.2 三铰点的优化模型（1）模型的简化设r为从动摇杆OA的长度，d为机架OB的长度，L为机架铰接点B到活塞杆铰接链点A的距离，为从动摇杆OA的摆角，为机构运动的传动角，下标1、2分别表示初始位置和终止位置。设机架的长度d为单位长，m=r/d，n=L/d，变幅油缸的伸长系数=L2/L1。当机构处于一定位置时，即m为一系列值。由式（2.5）、（2.6）可求得液压缸运动到任意位置时从动件摆角和传动角的变化关系n-和n-。从动件摆角变化关系为： （2.5）传动角的变化关系为： （2.6）式（2.6）对n求导得： （2.7）令，则当时，机构有最大传动角。 （2.8）根据机构在运动过程中传动角的变化，可分成两种情况：第一种：机构在运动的始末位置由大致相同的传动角而中间位置取得最大值。即，又，解得： （2.9） （2.10）第二种：机构在运动的始末位置有相同的传动角而中间某位置取得极大值。图2.6分别为和两种情况下三铰点的模型。时，按几何关系有，又。解得： （2.11） （2.12） （2.13）图2.6三铰点优化模型时，因为，因此、处于同一圆周上。在和可得到： （2.14） （2.15）又有几何关系：、 。解得： （2.16） （2.17） （2.18）两种情况下，当、为已知时，可得到、值，从而确定三角形形状。在图2.6（时）中，当液压缸逐步伸长时，传动角由逐步增加到又再减小到。的三铰点属于后支式三铰点，其优点是传动角大、变幅油缸行程小、结构紧凑，可使上车重心后移，前桥受力小。在起重作业时，可作为配置使用，有利于整机的稳定性。缺点是由于变幅油缸上铰点离吊臂头部距离大，不利于吊臂的受力，从而造成液压缸缸径增大。由于结构上的原因，一般需要双变幅油缸，布置在吊臂的臂架两侧，导致操纵空间减小。的三铰点属于前支式三铰点，其传动角变化比较平稳，如图2.6(b)所示。过O点以为半径作圆弧与圆弧比较接近，而圆弧上任一点传动角恒为定值，所以圆弧上任一点传动角的变化较小。本机采用前支式三铰点，在三铰点中，OA的长度一般为主臂的，由吊臂截面特性、载荷等决定，液压缸伸长系数为，吊臂仰角取。最终确定三铰点的位置如表2.5所示。表2.5 铰点坐标铰 点横坐标X/mm纵坐标Y/mm臂架后铰点-14002870变幅油缸铰点-3001890注：X整车纵向为横坐标，车前方为正；Y回转中心轴为纵坐标，地面向上为正；原点O回转中心轴与地面的交点。2.6 具体的设计计算2.6.1 主臂起升高度、吊臂仰角的计算主臂起升高度H是指吊钩中心在支撑面以上的距离；吊臂仰角是指吊臂轴线与水平线的夹角。吊臂仰角计算公式为 （2.19） 主臂起升高度H为 （2.20）式中 R工作幅度3m； E吊臂铰点到回转中心的水平距离1.28m； L主吊臂长度10.55m； e1吊臂铰点到滑轮中心在垂直吊臂轴线方向的距离1.32m； D吊臂铰点到地面的距离3.145m； B吊钩中心离滑轮组中心距离1.8m。将数据分别代入式（2.19）、（2.20）得：=73.3H=11.07m实际设计主吊臂的长度为10.55m。2.6.2臂架整体受力分析臂架的整体受力如图2.7所示。(1) 吊臂变幅平面的强度计算载荷垂直载荷Q： 图2.7 臂架的整体受力分析(2) 吊臂变幅平面的强度计算载荷垂直载荷Q： 式中 额定载荷，； 吊钩重力，； 臂架自重，； 起升冲击系数， ； 起升载荷动载系数，。滑轮组效率为：式中： 起升滑轮组倍率10； 滑轮组中滑轮的效率0.985。故起升钢丝绳的拉力S:由Q、S引起的轴向力： 式中： 重物与臂架轴线夹角，； 起升钢丝绳与臂架夹角，。由Q、S引起的轴向力：由Q、S引起的臂端力矩： 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，。(3) 旋转平面的强度计算载荷货物的偏转侧向力为： 式中： 重物的偏转角，。转化到臂端得吊载风载荷和惯性载荷：式中： 吊臂侧面迎风面上的风载荷； 其中， C风力系数，查文献7，取C=1.55； 工作状态计算风压，查文献7，； 臂架垂直于风向的实体迎风面积，； 吊臂的惯性载荷，。 其中， 机构驱动动载系数，查文献7，取； 起动（制动）加速度，a=0.1m/s2； M吊臂总质量，M=6400kg。侧向力为：(4) 使吊臂扭转的扭矩2.6.3变幅油缸受力分析已知： Q垂直载荷，；臂架自重，；起升冲击系数，；起升载荷动载系数，；起升钢丝绳与臂架夹角，；变幅油缸与吊臂轴线夹角， ；臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心距，；吊臂铰点与吊臂变幅油缸铰点沿吊臂轴线方向距离，；吊臂铰点与吊臂变幅油缸铰点在垂直轴线方向距离，； 吊臂重心与吊臂铰点沿吊臂轴线方向的距离，； 吊臂重心与吊臂铰点在垂直吊臂轴线方向的距离，； M副臂对主臂头部产生弯矩，因为没安装附臂，M=0。具体受力分析见图2.7，列出各个方向上的力和力矩方程。(1) ，即： （2.21）(2) ，即： （2.22）(3) ，即： （2.23）综合上面三式，解得：2.6.4转台结构受力分析转台的受力如图2.8所示：图2.8 转台受力示意图(1)转台变幅油缸铰点受力横向分力为：纵向向分力为： (2)转台臂架铰点受力横向分力为：纵向向分力为： (3)转台在主卷扬处受力横向分力为： 纵向向分力为： 3伸缩式吊臂的设计计算3.1 伸缩臂截面参数的确定3.1.1 吊臂截面的选取起重机的伸缩式吊臂是一个双向压弯构件，除受整体强度、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、充分利用材料，是伸缩式吊臂设计的关键技术。为了减轻伸缩臂的重量，人们对它的重量作过很多探讨。归纳起来，伸缩臂可做成如图3.1所示的几种典型箱形截面：矩形、梯形、倒置梯形、五边形、六边形、八边形、U形、椭圆形截面等。（1）矩形截面是由上下翼缘板和腹板焊接而成的，它是目前轮式起重机伸缩式吊臂中用得最多的截面形式。与其他界面形式相比，矩形截面的制造工艺简单，具有较好的抗弯能力与抗扭刚度等优点。但是这种截面没有充分发挥材料的承载能力，而且为了使伸缩臂间能能很好地传递扭矩和横向力需设附加支承。由于矩形截面腹板上隔一定距离在腹板受压区设置纵向筋，或在腹板外侧设置斜向筋，以增强腹板的抗屈曲能力。制造时，下盖板比上盖板厚些，一方面可以使中性轴下移，从而减小下盖板的压应力，另一方面满足下盖板的局部稳定性。局部高应力区如滑块支承处附近一般还要用加强板进行局部加强。（2）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。其横向抗弯刚度和抗扭刚度比矩形截面好。正梯形腹板的上半部分拉应力较大，提高了腹板的稳定性系数。倒梯形下盖板较窄，可以避免下盖板的局部失稳。吊臂截面下部做成圆形或其他折线状，都是为了提高下盖板的稳定性。这种结构可以使下盖板较薄，尤其是在采用高强度钢时的大吨位轮式起重机上应用较多。（3）八边形和大圆角矩形截面的下翼缘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，因此这两种面形式的伸缩臂能较好地发挥草料机械性能，减轻结构自重。对大吨位起重机，采用这种截面形式是合适的。（4）两种五边形截面都具有下翼缘板窄的特点，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。（5）六边形截面侧板薄，压成折弯形，手里合理：下盖板较上盖板宽度小，具有较高抗屈曲能力，目前在百吨级别的起重机上有应用。（6）椭圆形截面是一种受力较理想的吊臂截面形式，具有较强的抗屈曲能力，能充分发挥材料的性能。但椭圆截面也需设侧向支承，且制造工艺更为复杂，目前国内尚没有此种截面形式的伸缩臂。焊缝位于左右腹板中部，受力小。该吊臂具有强度高、刚度好、自重轻、自动对中、运行阻力小等特点。（7）文献2对不同截面形状进行了研究工形(U形更佳)的形状最好。以相同的起重能力为条件，以矩形截面的面积为比较基准，将其它形状的截面面积 的下降百分比数（即耗钢量）列于表3.1中。图3.1 箱形吊臂各种截面形式1里节臂尾部滑块；外节臂前部滑块表3.1 各种截面形状的比较表正梯形倒梯形五边形八边形大圆角形U形-20%-5%-25%-24%-31%-35%除截面d、e、f、i外，其余截面在传递扭矩和横向时都需另设侧向滑块支承。另外，滑块支承在盖板上或侧板正方向时，将产生负加局部弯曲或局部压缩，对板的稳定不利。所以，在截面d、e、f、i等形式中避免了这种不利因素。同时，在非四边形截面中，滑块的布置能使伸缩臂节在滑块上自动对中，减少了回转挠度切向平面内的侧向间隙挠度，这可以大大改善吊臂的受力状况。目前国内的25t伸缩臂式汽车起重机的截面形式大多采用大圆角六边形，其加工工艺性较好。下槽板比上槽板厚些，一方面可以使截面中性轴下移，从而减少了下底板的压缩应力，另一方面满足下底板的局部稳定性。考虑到局部失稳的问题，在基本臂的侧板受压区设置纵向筋，斜向筋，以增强其抗屈曲能力。3.1.2 吊臂截面的具体参数参考国内厂家的同类产品的具体参数，设计出四节吊臂的界面具体参数。本机采用的是U形截面，具体形状如图3.2所示，截面的具体参数见表3.2。节臂材料选择BS700， ，。图3.2 节臂截面具体形状表3.2 截面的具体参数B/mH/m1/m2/m3/m基本臂0.5500.7500.0060.0060.008二节臂0.5150.71250.0060.0060.008三节臂0.4850.65250.0040.0040.006四节臂0.4600.6300.0040.0040.0063.2 主臂伸缩机构的设计 具有臂架伸缩机构的起重机，不需要接臂和拆臂，缩短了辅助作业时间。臂架全部缩回以后，起重机外形尺寸减小，提高了机动性和通过性。臂架采用液压伸缩机构，可以实现无级伸缩和带载伸缩，扩大了汽车起重机在复杂使用条件下的使用功能。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，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，独立伸缩机构，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，往往是上述几种伸缩机构的综合，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，或采用三各液压缸的伸缩机构，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。本次设计的起重机伸缩臂为四节臂，采用同步伸缩的双缸加一级绳排系统。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、对整机的稳定性的影响较大。在100t以下的起重机上应用的比较广泛，应用了最简单的滑轮原理。对于四节臂以上的伸缩机构又分成以下两种：多缸或多缸加一级绳排、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，其他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，其他臂节截面的变化较小。在过去，徐重、浦沅、长起跟随利勃海尔技术多年，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难度很大。北起、泰起、锦重等产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加双绳排的技术，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，其他伸缩臂用油缸伸缩，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，对大吨位的起重机，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，但是对于中大吨位的起重机，一般企业还是优先考虑单缸加插销技术。参照国内厂家的同类产品，设计出本机伸缩臂的驱动机构，如图3.2所示。第二、三节臂由液压缸单独驱动，第四节臂由绳排机构驱动。图3.2 双缸加一级绳排系统3.3 主臂机构结构特征本机主臂机构的主要组成部分：四节主臂、臂尖滑轮、臂间滑块、分绳轮组、定滑轮组、压绳滚轮、用于托绳的滑板支架及主臂与转台和变幅缸上铰点的连接轴等。主臂伸缩机构原则讲是一个独立的组成机构，但它与主臂密切相关，紧密相连。该主臂由一、二、三、四节臂套装而成，主臂所用的板材为BS700高强度结构钢。在各节主臂中间，采用MC尼龙滑块支承，在水平或垂直方向上，滑块与臂筒间的双边间隙之和一般为45mm。间隙值的大小取决于主臂的加工水平。组装后的主臂滑块间隙越大，则主臂使用的强度与刚度越低。如果主臂滑块间隙偏小，则因臂体制造误差偏大（直线度、平行度、垂直度和扭曲度超差），易产生干涉，发生伸缩臂抖动或产生异响。在一节臂尾和中间下方部位，分别有两个铰接轴。一个为主臂与转台连接的尾铰点轴，另一个为变幅缸上铰点轴。两个铰点轴心线的平行度、对主臂纵向轴线的垂直度、铰点轴中心平面的对称度是否达标，直接影响主臂的使用质量。良好的制造质量会防止主臂在变幅过程中产生机械抖动或异响，改善主臂的受力状态，防止吊重时侧向扭矩的产生。在尾铰点轴套前侧有伸臂缸安装轴套、三节臂伸臂绳固定点。二节臂的尾部有伸臂缸的安装轴套联接伸臂缸的缸套，四节臂伸臂绳固定点、三节臂缩臂滑轮，口部、尾部上下两侧设在MC尼龙滑块及其调整机构。三节臂的尾部设有四节臂缩臂滑轮，口部设有四节臂伸臂滑轮，口部、尾部上下两侧设在MC尼龙滑块及其调整机构。四节的头部设置分绳滑轮组和定滑轮组，尾部上侧设伸臂绳固定点、上下侧均设MC尼龙滑块在二、三节臂头部的上部，分别设有托绳架；在一节臂头部的上方设有压绳滚轮；在一节臂头部的下方设有托棍；在一节臂尾部的上方设有绳托（托绳滚轮）等结构部件。设置这些构件的目的是保证主臂在任一种工况作业时，托起主、副卷扬钢丝绳，防止钢丝绳外跳，以免造成升降作业时磨损钢丝绳或卡住钢丝绳的事故发生。在四节臂头部的前方，设置臂尖滑轮。臂尖滑轮是单滑轮的起升机构。一般采用副钩单倍率升降作业。使用臂尖滑轮作业，可提高主臂升降作业的效率，但吊载重量受到单股钢丝绳作业的限制，小于2.5吨。在第四节臂的头部，设置分绳滑轮组和定滑轮组。分绳滑轮组有两个滑轮，中间一个滑轮用于副卷扬钢丝绳通过，靠左边滑轮用于主卷扬钢丝绳通过。定滑轮组的滑轮数量为五片滑轮。定滑轮组滑轮片数的多少，决定该滑轮组在使用中钢丝绳倍率的多少。五片滑轮钢丝绳倍率最多为10。3.4 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 （3.1）式中：、为伸缩臂长度，在设计中，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，取。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。 （3.2）而故 （3.3）将具体参数代入式（3.3）得：解得：从而得到外伸长度为。 在第i节臂退回后，除外露部分长度外，在前节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，则搭接长度应该短些，以减轻吊臂重量。但是，太短将使搭接部分的反力增大了，引起搭接部分吊臂的盖板或侧向局部失稳，同时也使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。各节伸缩臂插入前一节都留在一段距离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他的结构构件，其大小视情况而定，此次设计选择。故前后两节臂有这样的关系： （3.4） （3.5） （3.6）整理得到： （3.7）已知：，。从上式可知，后一节的搭接长度比前一节的搭接长度小一些，因为在一般情况下结构空间比外露空间大一些，故。此次设计方案共有四节臂，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。则吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为： 各节臂长度尺寸的验算： 计算的基本臂工作长度l0必须满足下面的不等式，所计算的各节臂的长度值才能满足要求。 （3.8）因为：故满足不等式约束，所计算的各节臂的长度满足要求。3.5 变幅油缸的设计计算 伸缩油缸在工作时能够达到的工作压力按21MPa计算，故缸筒内径D为： （3.9）式中： F最大载荷， P工作压力将数据代入式（3.9）得：查文献1取D=200mm。（1）初算活塞杆直径d一般按液压缸往复运动速度比计算，公式如下： （3.9）式中 D液压缸直径 D=160mm 往复运动速度比，其选择依据文献1表6-4-13，取。 代入式（3.9）得：参考文献1，取活塞杆直径d=140mm。（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。按直杆拉压公式计算，即 （3.10）式中 活塞杆内应力 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b为600MPa，n为安全系数，一般取，此处取n=5。将数据代入式（3.10）得：故满足强度要求。（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。通常计算时把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，再代入压杆稳定公式进行验算。欧拉公式为： （3.10）式中 E材料的弹性模数，对钢而言， J活塞杆横截面惯性矩， L液压缸安装长度 长度折算系数参见文献1，缸体固定方式为铰接，杆端情况为铰接，取。取液压缸安装长度为6.0m，液压缸长度l=3.8m。代入式（3.10）得：压杆稳定性公式为： （3.11）式中 安全系数，一般取，取； F 液压缸受到的最大负载力，。代入式（3.11）得：故稳定性条件满足。（4）缸筒壁厚及外径计算液压缸壁厚和外径由强度条件确定。缸筒分为两种，当缸筒内径D与壁厚的比值时，称为薄壁缸筒，反之称为厚壁缸筒。对薄壁缸筒有： （3.12）式中 液压缸的耐压试验压力，当时，；当时，。为液压缸工作压力，则。 缸筒材料的许用应力，为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5，代入式（3.12）得：因为，故所求液压缸不是薄壁缸筒，为厚壁缸筒。应使用公式 （3.13）将数据代入式（3.13）得：取；则缸筒外径为参见文献1，将圆整至参考标准值，取。3.6 基本臂有限元分析3.6.1 有限元模型吊臂是由空间方向不同的板焊接成的结构。建立其有限元模型所遵循的原则如下：（1）各板件厚度方向的位置以板厚中分面来确定；（2）使用四边形自由网格对臂架进行网格划分；（3）为保证焊接工艺而设计的板边缘对计算结果影响很小，建立模型时忽略；模型的整体坐标系为笛卡尔坐标系，沿臂架轴线前为Z轴正方向，截面纵向向上为y轴正方向。基本臂模型如图3.3所示，模型节点数为39400，单元总数为5048。（a）划分网格前 （b）划分网格后图3.3基本臂有限元分析模型3.6.2 计算工况各铰点载荷按以下两个最不利工况计算：(1) 工况1：额定起升工况，幅度3m，起重量为25t；(2) 工况2：伸缩臂全伸工况，幅度6.5m，起重量为7t。分别在吊臂根部铰点和变幅油缸铰点处添加圆柱副，限制径向和轴向的自由度，释放切向自由度，在基本臂头部滑块所处的圆弧面上施加负载力。吊臂材料采用BS700，。3.6.3 结果分析工况一(1)应力分析基本臂应力云图如图3.4所示，由图可知，基本臂危险截面在变幅油缸铰点附近，最大应力值为。最大应力271.6MPa图3.4工况一应力云图（2）变形分析基本臂位移云图如图3.5，最大位移。吊臂的许用挠度f=0.7L2/1000=0.7(10.55)2/1000=7.791mm,所以，。最大位移6.668mm图3.5工况一位移云图工况二：(1)应力分析基本臂应力云图如图3.4所示，由图可知，基本臂危险截面在变幅油缸铰点附近，最大应力值为。最大应力119.87MPa图3.4工况二应力云图（2）变形分析基本臂位移云图如图3.5，最大位移。吊臂的许用挠度f=0.7L2/1000=0.7 (10.55)2/1000=7.791mm,所以，。最大位移2.663mm图3.5工况二位移云图综上可知，两种情况下均有，。因此，基本臂强度满足要求，但有些部位强度没有充分利用且产生了应力集中，需进一步改进。4 汽车起重机的提升机构设计在汽车起重机中，用以提升或下降货物的机构称为起升机构，一般采用卷扬式。起升机构是起重机中最重要、最基本的机构，其工作的好坏直接影响整台起重机的工作性能。4.1 起升机构形式的选择 起升机构有内燃机驱动、电动机驱动和液压驱动三种驱动方式，本机采用液压驱动。起升机构一般由驱动装置、钢丝绳卷绕装置、取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置包括液压马达、联轴器、制动器、减速器、卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮。本机取物装置为吊钩形式。安全保护装置主要为力矩限制器。 液压驱动的起升机构，由原动机带动液压泵，将工作油液输入液压马达使机构动作，通过控制输入执行构件的液体流量实现调速。液压驱动的优点在于传动比大，可以实现大范围的无级调速，结构紧凑，运转平稳，操作方便，过载保护性能好。缺点是液压传动元件的制造精度要求高，液体容易泄漏。 本机的主、副起升机构型号相同，均采用卷筒内置行星齿轮减速器，主、副起升机构可以实现单泵供油或双泵供油，可实现重载低速，轻载高速等多种速度，工作效率高。内装行星齿轮式卷筒组输入轴与卷筒同轴线布置，行星减速器置于卷筒内腔，结构紧凑，重量较轻，但制造与装配精度要求较高，维修不便，常用于结构要求紧凑，工作级别为M5以下的机构中。4.2 起升机构的零部件选择计算4.2.1 滑轮组倍率 滑轮组的倍率m是省力滑轮组的省力倍数，也是增速滑轮组的增速倍数。滑轮组倍率的选定，对起升机构的总体尺寸影响较大。倍率增大，则钢丝绳分支拉力减小，钢丝绳直径、滑轮和卷筒直径也都减小，在起升速度不变时，需提高卷筒转数，即减小机构传动比。但倍率增大，会使滑轮组本身体积和重量增大，同时也会降低效率，加速钢丝绳的磨损，并使起升机构的空钩难于重力下降。起升机构的滑轮组倍率与额定起重量有关，参见文献1选择本机起升机构的滑轮组倍率为m=10。 通过变化滑轮组的倍率可以实现大起重量低速运行、小起重量高速运行。4.2.2钢丝绳的设计计算钢丝绳的选择包括钢丝绳结构形式的选择和钢丝绳直径的确定。绕经滑轮和卷筒的机构工作钢丝绳应优先选用线接触钢丝绳。在腐蚀性环境中应采用镀锌钢丝绳。钢丝绳的性能和强度应满足安全正常工作的要求。本机选用线接触式钢丝绳。(1)起升机构钢丝绳按选择系数C确定钢丝绳直径d(mm) （4.1）式中 C选择系数，； S钢丝绳中最大工作静压力。其中，选择系数C的取值与机构工作级别有关，参考文献1 式中 n安全系数，取n=5； k钢丝绳捻制折减系数，等于整绳破断拉力F0与钢丝绳破断拉力总和t之比，取k=0.82； 钢丝绳充满系数，取； 钢丝绳公称抗拉强度（），取。起升钢丝绳中最大静拉力S在前面的受力分析中已经求出，。将数据代入式（4.1）得：参见文献1，选择钢丝绳直径为16mm。 (2)钢丝绳用楔形接头选择根据钢丝绳公称直径d=16mm查文献2 （GB/T 5973-2006）得楔形接头公称尺寸为16mm，其他主要尺寸如图4.1所示。图4.1钢丝绳用楔形接头主要尺寸查文献2 （GB/T 5973-2006）得：B=60mm；D=34mm；H=195mm；R=42mm。断裂载荷为85kN、许用载荷28kN、单组质量为3.27kg。相应楔套的型式如图4.2所示。 图4.2 相应的楔套型式4.3 卷筒的设计计算卷筒是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件，用以收放钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并将原动机的回转运动变为直线运动。按照卷筒的外形可有圆柱形与圆锥形之分。起重机械主要采用圆柱形卷筒。在某些特殊的情况下，如在变幅机构中钢丝绳对卷筒的拉力变化范围较大，或者为了保证变幅时物品高度位置不变时，也可以考虑采用圆锥形卷筒。按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数可分为单层绕卷筒和多层绕卷筒。多层绕卷筒可以减小卷筒长度，使机构紧凑，但钢丝绳磨损加快，工作级别M5以上的机构不宜使用。卷筒由铸造或焊接经机加工后制成。铸造卷筒一般可采用不低于HT200的灰铸铁，重要卷筒可采用高强度铸铁或球墨铸铁。必须采用铸钢时，应不低于ZG230450。焊接卷筒多采用Q235钢板弯卷焊接而成，重量轻，与铸造卷筒相比，能减轻重量30%40%，卷筒越大减轻重量愈明显。比较适宜于单件生产和大尺寸卷筒。当卷筒为单件生产时，由于用焊接生产可不用木模，所以还能降低成本。焊接卷筒的筒体可以用轧制无缝钢管、铸造钢管或焊接钢管等制成。随着钢管生产的不断发展，焊接卷筒的应用将逐渐增多。 图4.3 铸造卷筒和焊接卷筒图4.4 端盖与筒体的两种联接结构为了简化铸造工艺和节省管材，目前在起重设备中广泛应用组合式卷筒。组合式卷筒的筒体可用铸造圆筒或用钢管制成，卷筒端盖亦可用铸造或焊接结构。端盖与筒体的联接，有两种常见的结构：利用普通螺栓沿卷筒轴向进行联接的结果；利用铰孔光制螺栓沿卷筒径向进行联接的结构。由于本机的起升高度比较大，又是多倍率的伸缩臂式汽车起重机，所需钢丝绳量大，并为了减小钢丝绳的磨损量，故选用多层光面绕卷筒。多层绕卷筒两端应设挡边，以防止钢丝绳脱出筒外。（1）主卷筒的尺寸卷筒名义直径D： （4.2）式中： 筒绳直径比，查文献1表332，由机构工作级别为M4，取； 钢丝绳直径，。将数据代入式（4.2）得：查起重机用铸造卷筒直径和槽型标准（JB/T 9006.1-1999），取卷筒名义直接D=355mm。卷筒长度L（见图4.5）： 图4.5多层绕卷筒长度设多层绕卷筒的各层直径分别为、表示，共缠绕n层钢丝绳，每层为Z圈，则卷筒的总绕绳量L为： （4.3）又 代入式（4.3）得： 所以每层缠绕的圈数为 （4.4） 起升机构所需钢丝绳的绕绳量为 （4.5）式中： 起重机最大起升高度，； 主臂全伸时滑轮组倍率，； 附加安全圈数，取； 卷筒的计算直径，； 吊臂最大伸缩行程，。将数据代入式（4.5）得：代入式（4.4）中得：所以多层绕卷筒长度l为 式中系数1.1为钢丝绳排列不均匀系数。根据有 解得，取则，为便于加工，取。(2)卷筒边缘直径 多层绕卷筒两端应设置挡边，卷筒边缘直径即卷筒侧板直径，对于多层缠绕，为防止钢丝绳脱落，端板直径应大于钢丝绳最外层直径。端侧板直径用下式计算： （4.6）式中 最外层钢丝绳绳芯直径，； 钢丝绳缠绕层数，。则由卷筒缠绕层数计算卷筒边缘直径为 （4.7） 式中 为保证钢丝绳不越出挡板外缘的安全高度，在多层缠绕中应不小于2倍钢丝绳直径，。代入式（4.7）得综上，取。(3)卷筒强度校核卷筒在钢丝绳拉力作用下，产生压缩、弯曲和扭转剪应力最大。当时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的，只计算压应力即可。当时，要考虑弯曲应力。对尺寸较大，壁厚较薄的卷筒还需对筒壁进行抗压稳定性验算。在前面的计算中，l=450mm，D=355mm，即l3D，只需计算压应力即可。卷筒筒壁的最大压应力出现在筒壁的内表面，压应力c按下式计算： （4.8）式中 卷筒壁压应力(MPa）； 钢丝绳最大静拉力，； 卷筒壁厚，取； 绳槽节距，查文献1 表3-3-3根据钢丝绳直径取； 应力减小系数，在绳圈拉力作用下，筒壁产生径向弹性变形，使绳圈紧度降低，一般取； 多层卷绕系数。多层卷绕时，卷筒外层绳圈的箍紧力压缩下层钢丝绳，使各层绳圈的紧度降低，钢丝绳拉力减小，筒壁压应力不与卷绕层数成正比，查文献1表3-3-4，根据绕卷层数大于4取； 许用压应力，对铸铁，为铸铁抗压强度极限，对钢， 为钢的屈服极限，查文献1表3-3-5，取。代入式（4.8）得：计算弯曲和扭转的合成应力 （4.9）式中 换算力矩，； 弯矩，（L为卷筒计算长度）； 扭矩，； 卷筒断面抗弯模数， 代入式（4.9）得因为，取安全系数，。故强度符合，设计合理。 (5)卷筒稳定性校核如果卷筒较长、筒壁太薄，在过载或急剧制动情况下，可能会出现失稳现象。一般认为：对卷筒直径大于1200mm，容绳宽度大于卷筒直径两倍的大尺寸卷筒，应进行卷筒壁的稳定性验算。稳定性计算，可采用计算稳定性系数K的方法。 （4.10）式中 稳定性系数； 失去稳定时临界压力，； 卷筒壁单位压力，代入式（4.10）得： ，故稳定性满足要求。(6)副卷筒的设计计算副卷筒的结构尺寸与主卷筒完全一致，只是缠绕的钢丝绳量发生变化，钢丝绳缠绕量L： （4.11）式中 起重机最大起升高度，； 附加安全圈数，取； 卷筒的计算直径，； 副臂长度，； 吊臂最大伸缩行程，。代入式（4.11）得： 加上其他未考虑得钢丝绳长度，取。4.4 起升机构减速装置的选型计算起升机构传动装置的总传动比是根据马达转速n1和卷筒转速n2确定。液压马达转速n1由下式计算： （4.12）式中 液压泵的排量，参考徐工的QY25K型起重机，取； 起升液压马达的排量，参考徐工的QY25K型起重机，选择V80HD1D2FZ20550型号的轴向柱塞变量马达，； 液压泵的额定转速，发动机的额定转速为2200r/min，； 液压系统的容积效率，。代入式（4.12）得卷筒转速n2由下式计算 （4.13）式中 重物的提升速度，由已知的设计参数知； 滑轮组倍率，； 卷筒的名义直径，。代入式（4.13）得：故卷筒内置的行星齿轮减速装置的传动比i：选择减速器型号为QJB140.28A行星减速机，其实际传动比为28，传动比误差为（28.35-28）/28.35=1.2%，选型合理。4.5制动器的选择制动器是保证起重机安全正常工作的重要部件，用以防止悬吊的物品，使起升机构减速停车，在特殊的情况下调节或限制机构的运动速度。块式制动器技术成熟，使用可靠，在起重机上应用最为广泛。本机选择内置常闭式制动器。 制动器所需的制动力矩： （4.14）式中 制动安全系数，查文献1，由起升机构工作级别为M4取； 额定起升载荷，； 卷筒的名义直径，； 滑轮组倍率，； 传动机构传动比，； 机构总效率，。代入式（4.14）得：查文献4（JB/ZQ 4388-1997），选取YWZ200/25型电力液压块式制动器，制动力矩为200，电力液压推动器型号为YT1-25。4.6基于AMESim起升机构液压系统仿真研究对于研究人员来说，最大的困难在于如何获得系统和元件的准确参数数据以及如何迅速、方便的建立能够准确描述系统的动态特性的数学模型。对于所研究的液压系统或机、液系统，常用的数字模型是连续的定常集中参数模型。常用的数学模型模型形式有是微分方程形式、传递函数形式、方块图与信号流图以及状态变量数学模型等。常用的建模方法有解析法、状态空间法、功率键合图法及计算机辅助建模法。其中又以计算机辅助建模最为普遍，目前各个领域应经应用了很多仿真软件，如通用软件MATLAB、SIMULINK等；也有针对于某个领域的二维可视化仿真软件，如基于功率键和图自动建模技术为核心的液压系统通用仿真软件包AMESim；还有三维可视化仿真软件，如PRO/E、ADAMS等。4.6.1 AMEsim软件简介基于建模过程的复杂性给仿真研究带来的不便，使得欧美资本主义发达国家陆续研制出一些更为实用的液压和机械仿真软件，并获得了广泛的应用。AMEsim就是其中杰出的代表。它是法国IMAGINE公司于1995年推出的基于键和图的液压、机械系统建模、仿真及动力学分析软件。AMESim全称Advanced Modeling Environment for Simulation of Engineering Systems（高级工程系统仿真建模环境）。该公司包含IMAGINE的专门技术，为工程设计提供交互能力。AMESim为流体动力（流体及气体）、机械、热流体和控制系统提供一个完善、优越的仿真环境及最灵活的解决方案，例如在燃油喷射、制动系统、动力传动、机电系统和冷却系统中的应用。使用户能够借助于其友好的面向实际应用的方案来研究任何元件或回路的动力学特性。面向工程应用的定位使得AMESim在航天工业、汽车制造和传统液压行业等领域得到了广泛的应用。工程设计师完全可以应用集成的一整套AMESim应用库来设计一个系统，所有这些来自不同物理领域的模型都是经过严密的测试和实验验证的。AMESim使得工程师迅速达到建模仿真的最终目标：分析和优化工程师的设计，从而帮助用户降低开发的成本和缩短开发的周期。工程师在一个基于工程应用的AMESim友好环境下课研究任何元件和系统的稳态和动态性能。AMESim的图形化用户界面使得用户可以在完整的应用模型库中选择需要的模块来构建复杂系统的模型。建模仿真过程分为四个步骤：构建方案的模型；选择模型的复杂程度；设定模型的参数；仿真计算分析。简便易用的操作使得用户可以迅速有效的进行产品的设计开发。4.6.2基于AMEsim系统仿真模型的建立QY25全液压汽车起重机起升系统建模主要包括：模型的创建、模型类型的选择、模型参数的设置等三个方面内容。起升机构包括主副卷扬机构，本机的主副卷扬机构类似，故选择主卷扬液压控制系统进行分析。其液压系统原理图如图4.6所示。图4.6 起升系统液压原理图制动器的开闭由两位三通液控阀控制，液控滑阀口接梭阀。液压油推动液控阀阀芯换向，恒压油打开制动器。图4.7 起升机构的AMESim仿真模型在AMESim中建立等效模型时，软件系统中没有部分液压元件，需要进行进行等效处理，使用基本元件库中的元件搭建所需的元件。其具体方法为：（1）三位四通手动换向阀AMESim软件系统中没有三位四通手动换向阀，可用三位四通电磁换向阀代替，采用直接信号加载的方式代替手动加载换向。（2）制动器起升机构液压系统原理图中，制动器由制动油缸加复位弹簧组成，在进油时通过弹簧的伸缩来实现液压马达的制动和正常转动。AMESim中没有制动器模型，可采取等效模型代替，采用马达联接端口连接固定位置可变的摩擦扭矩模型，通过调整扭矩模型参数来实现提升机构的起动、正常运转以及制动。在AMESim的草图模式下搭建等效的模型，具体模型如图4.7所示。系统中每一个元件都必须与一个数学模型相关联，数学模型是一段计算机代码构成的数学方程和其执行的集合。进入AMESim的Submodel model（子模型模式），手工选择各个元件的子模型形式。完成后进入Parameters model（参数模式），根据起升机构的选型计算部分的计算结果，为系统各元件设置相关参数。设置完毕后即可进入仿真模式，观察各种工况下的仿真曲线和结果。4.6.3 起升机构液压系统仿真结果分析假定系统负载提供的扭矩为80，选择起升系统的六个代表工况进行分析。分别是：系统停止后突然上升、停止后突然下降、提升后突然停止、下降后突然停止、提升后突然下降以及下降时突然提升。通过设置三位四通电磁换向阀及制动器力矩的参数模拟出各种工况，下面对各种工况进行。（1）系统停止后突然上升静止状态下电磁换向阀处于中位，当换向阀被推至左位，起升回路提供起升动力。液压马达的压力变化曲线如图4.8所示。图4.8系统停止后突然上升马达口压力变化（2）系统停止后突然下降当换向阀由中位被推至右位时，负载处于下降的状态，即系统由静止状态突然转为下降状态。仿真结果如图4.9所示。图4.9系统停止后突然下降马达口压力变化（3）系统提升后突然停止当换向阀由左位被推至中位时，负载在提升过程中突然被停止。仿真结果如图4.10所示。图4.10系统提升后突然停止马达口压力变化（4）系统下降后突然停止当换向阀由右位被推至中位时，负载在下降过程中突然被停止。仿真结果如图4.11所示。图4.11系统下降后突然停止马达口压力变化（5）系统提升后突然下降当换向阀由左位直接被推至右位时，系统改变工作状态，负载在提升过程中突然转为下降状态。仿真结果如图4.12所示。 图4.12系统提升后突然下降马达口压力变化（6）系统下降时突然提升当换向阀由右位直接被推至左位时，系统改变工作状态，负载在下降过程中突然转为上升状态。仿真结果如图4.13所示。图4.12系统下降后突然提升马达口压力变化从以上的仿真曲线可知，系统的响应时间（制动器从工作状态到非工作状态）超过4s，且有较明显的振荡现象，动态特性较差4.6.4 起升机构液压系统改进改进后液压系统原理如图4.13所示。图4.13起升机构液压系统改进图该回路由换向阀、平衡阀、液压马达、制动液压缸、单向节流阀、压力控制阀和液压泵组成。起升回路是节流调速回路。在系统工作压力调定及供油量一定时，通过调整换向阀的阀口开度来调节供给液压马达的流量、控制液压马达的转速，实现起升、下降作业。换向阀中位时，制动油缸活塞杆在复位弹簧的作用下使制动器制动，这样，即使液压马达有内泄漏也能保证吊重被迅速制动，实现重物空中可靠悬停或就位；换向阀处于右位时，压力油压缩液压缸弹簧使制动器脱开，同时向液压马达供油实现提升作业；当换向阀处于左位时，实现重物下降作业。为防止重物超速下降发生事故，在重物下降的回路放置了起限速作用的平衡阀。同时，平衡阀还起到液压锁的作用防止重物突然下降。其AMESim仿真模型如图4.14所示，图4.14改进后液压系统AMESim仿真模型六种工况下的仿真曲线如图4.154.20所示。图4.15系统停止后突然上升马达口压力变化图4.16系统停止后突然下降马达口压力变化图4.17 系统提升后突然停止马达口压力变化图4.18系统下降后突然停止马达口压力变化图4.19系统提升后突然下降马达口压力变化图4.19系统下降后突然提升马达口压力变化经过仿真后发现，改进后的系统动态响应快，没有明显的振荡现象，动态特性较改进前好。5 汽车起重机回转机构设计回转机构由回转支承装置和回转驱动装置两部分组成。前者将起重机的回转部分支持在固定部分上，后者驱动回转部分相对于固定部分回转。5.1 回转支承的设计计算 回转支承装置简称回转支承。回转支承保证起重机回转部分有确定的回转运动，并承受起重机回转部分作用于它的垂直力、水平力和倾覆力矩。5.1.1 回转支承装置分类回转支承装置分为柱式和转盘式两大类，根据不同的使用要求、各种回转支承的特点以及制造厂的加工条件等合理选定。（1）柱式回转支承装置柱式回转支承又可分为转柱式和定柱式两类，主要用于塔式起重机。使用转柱式回转支承的塔式起重机起重臂架和平衡臂架均通过横梁装在转柱上，转柱安装在塔身顶部的中央，当转柱回转时，起重臂架和平衡臂架随之回转。转柱式回转支承结构简单，制造方便，适用于起升高度和工作幅度以及起重量较大的塔式起重机。使用定柱式回转支承的塔式起重机塔身顶部为定柱，塔帽罩在塔尖上，顶部设有径向止推轴承，塔帽下部设有由回转大齿圈形成的滚道，供装在塔顶井架上的支承滚轮沿滚道回转。当塔帽做360回转时，装在其上的起重臂架及平衡臂架将随之一起回转。定柱式回转支承结构简单，制造方便，起重机回转部分的转动惯量小，自重和驱动功率较小，能使起重机的重心降低。（1） 转盘式回转支承装置转盘式回转支承装置分滚子夹套式回转支承装置和滚动轴承式回转支承装置。滚子夹套式回转支承装置由许多圆锥或圆柱滚子装在上下两个环形轨道之间，固结在转台底面的轨道通常在受力大的前后方制成两段圆弧形。圆锥滚子用于轨道直径较小的情况，可以避免附加的摩擦阻力与磨损。由于锥形滚子产生轴向力，因此滚子装在由许多拉杆构成的保持架。在轨道直径较大的情况下，可以采用圆柱形滚子。圆柱形滚子可制成单轮缘或双轮缘，装在由槽钢制成的保持架上。这种保持架应该具有足够的强度和刚度。滚动轴承式回转支承装置尺寸紧凑、性能完善，可以同时承受垂直力、水平力和倾覆力矩，是应用最广的回转支承装置。为保证轴承装置正常工作，对固定轴承座圈的机架要求有足够的刚度。起重机回转部分固定在大轴承的回转座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架或门座的顶面想固结。滚动轴承式回转支承有四种结构形式。(a)单排四点接触球式回转支承，它由两个座圈组成，结构紧凑、重量轻、高度尺寸小。内外座圈上滚道是两个对称的圆弧面，钢球与圆弧面滚道四点接触，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。适用于中小型起重机。(b)双排球式回转支承，它有三个座圈，采用开式装配，钢球和隔离块可直接排入上下滚道，上下两排钢球采用不同直径以适应受力状态的差异。滚道接触压力角较大（6090），因此能承受很大的轴向载荷和倾覆力矩。适用于中性塔式起重机、汽车起重机。(c)单排交叉滚柱式回转支承，它由两个座圈组成，滚柱轴线11交叉排列，接触压力角为45。由于滚柱与滚道间是线接触，所以承载能力高于单排钢球式。这种回转支承制造精度高，装配间隙小，安装精度要求较高，适用于中小型起重机。(d)三排滚柱式回转支承，它由三个座圈组成，上下径向滚道各自分开。上下两排滚柱水平排列。承受轴向载荷和倾覆力矩，径向滚道垂直排列的滚柱承受径向载荷，是常用四种形式的回转支承中承载能力最大的一种，适用于回转支承直径较大的大吨位起重机。滚动轴承式回转支承尺寸小、结构紧凑、承载能力大，可同时承受垂直力、水平力和倾翻力矩，是目前应用最广的回转支承。在四种形式的滚动式回转支承中，单排四点接触球式的全部滚动体均可同时承受载荷，双排球式和单排交叉滚柱式只有一半滚动体受载荷。三排滚柱式的第三排滚柱垂直于上、下两排滚柱，主要传递径向载荷。因此，可选择25t汽车起重机的回转支承形式为单排四点接触式回转支承。 5.1.2回转支承装置的受力分析参考文献5进行计算。回转支承装置上所受到的力包括垂直力V水平力H和这些力产生的力矩M。垂直力V包括：臂架自重，额定起升载荷，吊钩自重，配重量，上车其他部分重量以及相应的动载荷影响等。水平力H包括：货物的偏摆侧向力，吊臂风载荷和惯性载荷，起重机侧面上的风载荷，回转部分的离心力以及驱动小齿轮与大齿圈的啮合力。这些力均可向回转中心简化成回转支承的计算载荷垂直力V、水平力H和力矩M,其大小为： （5.1） （5.2） （5.3）式中 相应工况下的额定起升载荷； 吊钩的重力，； 臂架的重力，； 其他回转部分重力，主要包括转台和卷扬机构，； 配重重力，； 作用在重物上的风力，为重物偏转角，取5； 作用在重物上的离心力，； 最大回转速度，由起重机的性能参数表知；臂架回转离心力，；作用在回转部分的风力载荷，；齿轮传递的扭矩，由底盘发动机的参数知；驱动小齿轮和回转支承装置大齿圈啮合力，；其他回转部分重力产生的回转离心力，；配重部分产生的回转离心力，； 相应工况下的回转半径； 相应工况下臂架重心到回转中心的水平距离；相应工况下货物重心到回转平台的垂直距离；风力载荷作用在回转部分的作用点到回转平台的垂直距离，；相应工况下臂架重心到回转平台的垂直距离；其他回转部分的重心到回转中心的水平距离，；配重重心到回转重心的水平距离，；其他回转部分重心到回转平台的垂直距离，；配重重心到回转平台的垂直距离，。选取两个典型的工况，确定回转支承装置的载荷，以确定回转支承的型号。工况1：吊臂全缩时，主臂长10.55m，工作幅度3m，额定起升载荷25t，主臂仰角73.3，起升滑轮倍率为10。工况2：吊臂全伸时，臂长32.45m，工作幅度6.5m，额定起升载荷7t，主臂仰角79，起升滑轮倍率为4。(1) 工况1下回转支承装置的受力分析确定距离参数： ； ； ； ；确定各分力参数： ； ； ； ； 将相关参数分别代入式5.1、5.2、5.3，得工况一下个各分力大小： (2)工况2下回转支承装置的受力分析确定距离参数： ； ； ； ；确定各分力参数： ； ； ； ；将相关参数代入式5.1、5.2、5.3得工况二下各分力大小： 5.1.3 回转支承装置的选型参考文献6附录A的选项计算方法进行选型计算。回转支承形式为单排四点接触球式。(1) 按静态工况进行计算计算公式如下： （5.4） （5.5）式中 回转支承静态当量中心轴向力； 回转支承当量倾覆力矩； 回转支承静态工况下安全系数，查文献6表A1，取。工况1：将数据代入式（5.4）、（5.5）得 工况2：将数据代入式（5.4）、（5.5）得参见文献6附录B的各种单排四点接触球式回转支承的承载曲线中选择011.35.1250回转支承。(2) 按动态工况校核寿命计算公式如下： （5.6） （5.7）式中 回转支承静态当量中心轴向力； 回转支承当量倾覆力矩； 回转支承静态工况下安全系数，查文献6表A1，取。工况1：将数据代入式（5.6）、（5.7）得 工况2：将数据代入式（5.6）、（5.7）得查011.35.1250回转支承的承载曲线，动态工况下，的交点落在动态承载能力曲线2下方，故所选回转支承装置满足寿命要求。螺栓选择10.9级，在承载曲线图中，按静态工况计算出来的总轴向力和总倾覆力矩的交点落在所选的10.9级螺栓承载曲线的下方，故所选螺栓强度满足要求。安装螺栓的预紧力应达到螺栓材料屈服强度的0.7倍，预紧力矩为700。5.1.4 回转支承装置结构尺寸查文献6表2，所选型号为011.35.1250回转支承的滚动体直径，滚道中心圆直径。其他尺寸为：(1) 外形尺寸公称直径D：1390mm；公称内径d：1110mm；总高H：110mm。(2) 安装尺寸外圈安装孔分布圆直径：1337mm；内圈安装孔分布圆直径：1163mm;外圈安装孔直径：26mm；内圈安装孔直径：26mm；外圈安装螺纹孔直径：M24；内圈安装螺纹孔直径：M24；安装螺纹孔长度：48mm；安装孔个数：40。(3) 结构尺寸油孔个数：5；内圈外径：1251mm；外圈直径：1248mm；内外圈高度：100mm；内外圈两端面高度差：10mm。(4) 齿轮参数齿宽：90mm；模数：12mm；齿顶圆直径：1449.6mm；齿数：118。具体尺寸见图5-1。图5.1 回转支承装置具体尺寸5.2 回转驱动装置的设计计算本机采用高速液压马达驱动行星齿轮减速机，将动力由输出小齿轮输出，小齿轮与固定在车架上的回转支承外啮合运动，既自转又公转，从而带动上车回转作业。回转机构制动器采用多片湿式制动器，制动器处于常闭状态，当压力油进入制动器时，制动器处于常开状态，机构可以自行滑转。5.2.1回转阻力矩的计算起重机回转时需要克服的回转阻力矩为： （5.8）式中 回转支承装置中的摩擦阻力矩； 坡道阻力矩； 风阻力矩； 惯性阻力矩，仅出现在回转起动和制动时。具体计算数据采用工况1。（1） 摩擦阻力矩 摩擦阻力矩按下式计算： （5.9）式中 回转阻力系数，所选回转支承为滚球式，； 回转支承的滚道直径，； 全部滚球所受的总压力，其计算方法如下。 由于回转支承同时受到垂直力、水平力和力矩，回转支承装置中的滚球承压方向不一致，采用下式计算： （5.10）其中 回转支承装置所受的总垂直力，； 回转支承装置中滚球的压力角，； 回转支承装置所受的合力矩，； 回转支承装置所受的总水平力，； 与滚动体和滚道刚度有关的系数，； ； 将数据代入式（5.10）得 将所有数据代入式（5.9）得（2） 坡道阻力矩起重机回转平面与水平面成角，在回转时产生坡道阻力矩为： （5.11）式中 起重机各回转部件质量的重力； 各部件重心至回转轴线的距离； 坡道角度，； 起机回转角度。当或时，坡道阻力最大： 。臂架回转时，随回转角不断变化，由0转至90或180的等效坡道力矩为：。（3）风阻力矩 臂架与风向垂直时，由风力产生的阻力矩达到最大值。 （5.12）式中 风压值，； 风力系数，； 臂架迎风面积，； 臂架重心距回转中心距离，； 回转部分迎风面积，； 回转部分重心距回转中心距离，。将数据代入式（5.12）得（4）惯性阻力矩起重机回转时的惯性阻力矩，又绕起重机回转中心线回转的物品惯性阻力矩和起重机回转部分的惯性阻力矩组成： （5.13）式中 重物对起重机回转中心线的转动惯量， 起重机各部件和构件绕回转中心线的转动惯量， ； 起重机回转速度，； 回转机构制动或起动时间，。将数据代入式（5.13）得将所有数据代入式（5.8）得5.2.2驱动装置用液压马达选型回转马达最大回转功率为： （5.14）式中 马达系数，； 马达数，； 液压马达取1； 回转速度，； 回转阻力矩，； 液压马达机械总效率，。将数据代入式（5.14）得：选择力士乐液压公司生产的A2F28W2Z8轴向柱塞马达，排量为28.1ml/r，输入功率为49kW，额定压力为35kW，最大输出扭矩125Nm，容积效率v=0.93，机械效率m=0.95。马达转速： （5.15）式中 液压泵的排量，； 液压泵的转速，；将数据代入（5.15）得： 回转减速机选取力士乐液压有限公司生产的GJB17T3B79-01减速机，减速比i=78.9，效率=0.92。减速机输出小齿轮参数为：模数m=12mm，齿数z1=13。 传动装置传动比为：所以马达克服的最大阻力矩Tm： 而马达的最大输出扭矩为125Nm，故所选的液压马达和减速机符合要求。5.3 回转中心距的确定所选的回转单排四点接触球式支承型号为011.35.1250，模数为m=12mm，齿形角=20，齿数Z1=118。回转减速机的齿数Z2=13，齿形角=20。齿顶高系数ha*=1，变位系数x1=x2=+0.5。回转支承的外齿圈为减速机输出小齿轮外啮合。标准中心距为啮合角中心距变动系数 所以实际的回转中心距为：6 汽车起重机转台设计随着汽车起重机向中大吨位的迅速发展，转台作为汽车起重机的三大结构件之一，在设计中需要引起高度的关注与重视。转台结构式汽车起重机起重作业的中心枢纽，它支撑着吊臂，安装着回转机构、起升机构及平衡配重，连接着回转支承。转台结构主体由两片高腹板钢板和大小箱型相互连接而成。现在16t以上的汽车起重机，由于总体设置上的要求，基本上都是采用倒形的高铰点布置，变幅液压缸下铰点布置在回转中心前或后，与主立板连接成箱型。变幅集中力通过主立板均匀地扩散后作用在转台底板上，转台底板用螺栓与回转支承连接，回转支承固定在底架上。起重臂下铰点高置。同时，内装行星减速装置的卷扬机构也高置于转台尾部，省去导向滑轮及支架结构。在变幅平面内，所吊载荷通过转台、回转支承传递给车架，使转台产生较大的弯矩，由于卷扬钢丝绳的拉力位置和起重臂可能承受的侧载，转台还应具有抗扭的能力。转台结构是一个大型、复杂的空间板梁结构。转台是起重机承载的重要联接部件，它通过回转支承，坐落在底盘的专用座圈上。保证转台可以实现360回转。上车的起重臂、上车操纵室、起升机构、回转机构、变幅机构、配重等均与其直接相联接。 转台为总体式焊接结构。按使用功能可分成四个结构部分：底办座圈部分、主体结构部分、连接支架部分、尾箱部分。底板座圈是转台通过回转支承与底盘相连接的基础定位部件。上车在作业过程中，所承受的全部作用力都通过底板座圈传给底盘，因此转台座圈的结构刚性、定位连接面的平面度、与回转支承连接强度等，都关系起重机作业稳定性和安全可靠性。 在底板座圈的下方，通过40个10.9级的M24高强度螺栓与回转支承的外圈紧固连接。在底板的上方，通过24M24螺栓与转台回转机构相连，并通过回转机构的小齿轮与回转支承的外齿圈（回转支承的外圈用40M24高强度螺栓与底盘座圈紧固连接）相啮合，带动转台实现360回转。连接支架坐落在底板上方的前部。其作用是连接变幅油缸的下铰点。铰点孔为2100H9，保证该两孔轴线的同轴度、对转台纵向轴线的垂直度、对座圈基准面的平行度以及两孔对基准的对称度等形位公差的要求，将保证主臂、转台和变幅油缸三者组装后的对中性，有效的防止主臂吊载作业产生偏载。以确保整机的使用性能。尾箱是一个箱型的结构件。其上有两组尺寸与形状完全相同的孔组，用于安装型号相同的主、副卷扬减速机。在减速机卷筒上缠绕主副卷扬钢丝绳，通过钢丝绳带动主、副钩完成升降作业。安装卷扬减速机两组孔的加工精度十分重要，特别要保证两组孔德同轴度和孔组端面对孔组轴线的垂直度。在卷扬机卷筒的后方，分别安置一个压绳器，其作用是保证卷筒缠绳有序进行，防止卷筒乱绳的几率。转台主体结构是指坐落在转台底板上的两个平行竖立的侧板和多组箱型结构的组合，成为一个刚性的结构体。在两个侧立板的后上方有一组290H9孔。该孔通过轴线的同轴度、对转台纵向轴线的垂直度、对座圈基准面的平行度以及两孔对基准对称度等形位公差的要求，将可保证主臂、转台和变幅油缸三者组装后的对中性能，即有效防止主臂吊载作业产生偏载，确保整机稳定性。6.1转台具体结构设计参考三一重工的QY25C型汽车起重机的转台结构，设计出本机转台的具体尺寸，对于重要配合处设置合理的配合公差，如变幅油缸铰点孔直径为100H9，主臂铰点孔直径为90H9。汽车起重机的三维PROE模型如图6.1所示。 图6-1转台的三维模型（初步设计）6.2 转台的有限元分析计算6.2.1 转台有限元模型转台结构的设计过程采用校核与改进交替进行的模式，例如初步设计中为了减小应力集中，转台中间的支座立板设计为圆弧过渡，增加了加工的难度，通过有限元分析结果知道支座立板的受力不是很大，故改为直板连接，加工工艺更简单且节约了材料。另外初步设计两主立板菱形洞的四角圆角半径较小，有限元分析知道此四角易产生应力集中，故增大了圆角的半径，减小了应力集中状况。另外有限元分析知道转台的横向立板应力较大，故在立板处设置了两块加强立板，缓和了其受力状况。在ANSYS中进行有限元分析时，需建立模型，建立模型时对转台结构进行必要的简化，如简化了螺纹孔。转台为箱型焊接结构，建立模型时必须遵循以下原则：（1）各板件厚度方向的位置以板厚中分面来确定；（2）使用四边形自由网格对转台进行网格划分；（3）为保证焊接工艺而设计的板边缘对计算结果影响很小，建立模型不予考虑。转台结构的材料为HG60，许用应力为，弹性模量为，泊松比为，密度为。转台的有限元模型如图6.2所示，模型节点数为60779，单元数为9056。（a）划分网格前（b）划分网格后6.2 转台有限元分析模型6.2.2 计算工况转台的受力简图如图6.3所示，各铰点载荷按以下两个最不利工况计算。（1） 工况1：额定起升工况，幅度3m，起重量为25t；（2）工况2：伸缩臂全伸工况，幅度6.5m，起重量为7t。图6.3 转台的受力简图、为变幅油缸铰点处载荷；、为主臂架铰点处载荷；、为主卷扬处载荷；、为副卷扬处载荷；为配重载荷。各载荷在两种工况下的大小如表6-1所示。表6.1 两种工况下各载荷的大小铰点载荷工况一工况二41666N226300N506790N-678400N235437N414600N-295821N0 -8739N 15400N 25969N 17400N 0 0 00 343000N343000N6.2.3计算结果与分析（1）工况一转台结构应力云图如图6.4所示。由图可知，最大应力位于菱形开口的两对角（为应力集中），最大应力值为。另外从图6.5中还可看出最大变形位于转台后侧，最大位移为。起重机设计规范中对此没有规定限制，从产品的实际生产和使用情况看，完全满足实用要求。最大应力254MPa图6.4 工况一应力云图最大位移216mm图6.5 工况一结构位移云图1）工况二转台结构应力云图如图6.5所示。由图可知，最大应力位于菱形开口的两对角（为应力集中），最大应力值为。另外从图6.6中还可看出最大变形位于转台后侧，最大位移为。起重机设计规范中对此没有规定限制，从产品的实际生产和使用情况看，完全满足实用要求。最大应力221MPa图6.5 工况二应力云图最大位移1.6mm图6.6工况二结构位移云图综合两种工况下的有限元分析，所设计的转台强度均满足使用要求。结论本论文主要内容为QY25型汽车起重机的结构设计，包括汽车起重机的整体设计、伸缩臂的结构设计、起升机构的选型设计、回转装置的设计计算以及转台的结构设计。由于国内中小型汽车起重机技术较为成熟，本设计主要参照国内外同等吨位的产品，结合相关现代设计方法和有限元分析技术，设计出25t汽车起重机，其伸缩臂全伸达到了32.45m，在同类产品中最大。具体工作如下：（1）起重机的总体结构设计，力求总体布局结构紧凑。（2）起重机的臂架系统的设计，参照国内外同类产品的臂架系统设计，设计出本机的臂架系统。然后校核是否满足强度、刚度及稳定性要求，在ansys11.0中对主臂进行两种恶劣工况下的校核。（3）起重机的起升机构设计选型，起首先选择起升机构的具体形式，然后根据具体的设计要求设计出起升机构的零部件和传动装置。在AMESim中对起重机液压系统中最重要的起升回路进行动态仿真，依据仿真结果改进液压回路，提高系统的动态响应。（4）起重机的回转装置设计，参照国内外同类产品的回转机构的结构布局，对回转支承装置进行具体的受力分析，根据相关国家标准，选择回转支承装置的型号并进行校核，然后计算出回转阻力矩，设计出回转驱动装置。（5）参考国内生产厂家的转台结构，设计出本机的转台，采用立板加筋结构，然后在ansys11.0中对转台进行两种恶劣工况的校核，并参照分析结构改进转台的结构，使转台的结构更加紧凑，加工工艺更为简便。主要创新点在于：伸缩机构采用双缸加一级绳排，不同于国内的单缸加一级绳排结构，系统的安全性更高，各节臂的运作独立性更好。对现有起升机构的液压回路进行了改进，使系统的动态响应性能更好。 由于时间关系，某些具体结果没有进行进一步的优化，有限元分析结果没有充分应用于结构改进。但总体来说这次毕业设计是对能力和知识的极大考验和锻炼，大体完成了起重机的整体设计、部件设计和零件设计，熟悉了一种机械产品的完整设计过程。 参考文献1 张质文，虞和谦，等起重机设计手册M北京：中国铁道出版社，19982 全国起重机械标准化技术委员会中国机械工业标准汇编起重机械卷（中）M北京：中国标准出版社，20073 张青，张瑞军工程起重机结构与设计M北京：化学工业出版社，20084 机械设计手册编委会机械设计手册M北京：机械工业出版社，20045 何蓉200t全液压履带式起重机回转机构的回转支承选型计算J重型机械科技2007 （4）：1-96 GB/T 2300-1999回转支承北京：国家机械工业局，20007 GB/T 3811-2008起重机设计规范北京：中国国家标准化管理委员会，20098 同济大学，等工程机械底盘构造与设计M北京：中国建筑工业出版社，19809 姚嘉全地面起重机性能计算及有限元分析D吉林：吉林大学，200910 杨晶汽车起重机吊臂的CAED辽宁：辽宁工学院，200711 徐斌QY25型汽车起重机设计D大连：大连理工大学，200312 郑森汽车起重机转台结构化参数建模软件开发D吉林：吉林大学，200813 付永领，祁晓野AMESim系统建模和仿真从入门到精通M北京：北京航空航天大学出版社，200614 张青，张瑞军工程起重机结构与设计M北京：化学工业出版社，200815 安振伟中小型液压起重机起升系统仿真研究D吉林：吉林大学，200816 张洪涛汽车起重机底盘结构件参数化建模程序开发D吉林：吉林大学，200617 李永旭液压挖掘机工作装置与液压系统设计的研究D上海：同济大学，200618 周良QY20H型汽车起重机转台有限元计算与分析J专用汽车2010：54-5519 唐军，胡晓兵，等起升机构减速器及卷筒的优化设计J机械工程师2006 （3）：53-5520 王欣，黄琳，等起重机伸缩臂截面拓扑化探析J中国工程机械学报2007 （3）：288-29221王建江ANSYS11.0结构与热力学有限元分析实例指导教程M北京：机械工业出版社，200822刘鸿文材料力学 M北京：高等教育出版社，200423韩正铜，王天煜,等机械精度设计与监测 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要重型提升的重要性愈发突出。为了提高起重机的提升容量，可以同时使用两台或者更多的起重机。这样的多起重升降机系统通常被称为串联升降机，但只需一个起重机操作员就可以同步控制所有的起重机。其中一台起重机被称作主起重机，其他起重机被称作从起重机。尽管负载或摇臂具有了额外的运动特征绕一竖直轴旋转，主起重机的控制还是如同往常一样。摇臂的初始位置由起重机或吊钩的初始位置来设定。吊钩的位置由雅各比变换器预先控制，摇臂的位置通过反馈信息来控制。摇臂共有三个参数需要控制：（1）水平位移，（2）竖直位移，（3）吊钩之间的连线与水平轴之间的夹角。本文即展现了这样一种同步起重机的控制概念。.简介当今社会对重型起重机、联合起重机、串联起重机等的需求剧增。大型起重机非常昂贵而且稀少，但是很多时候可以使用两台或更多的起重机联合工作以确保港口货物的快速装卸。使用两台起重机来提升货物是一个避免高昂提升费用最好方法。到目前为止借助于两台起重机提升重物还需要两个起重机操作人员和多个协作人员。另外人员之间通过无线电沟通协作是相当困难的。本论文将阐述一个起重机操作人员同时控制两台起重机的全新概念。其中一台起重机称为主起重机而另一台起重机称为从起重机。为了提升同一个重物两台起重机将被同步控制。1、目的首先给出几个原因和动机解释为什么使用同步多起重机升降系统：1） 虽然只有一个起重机操作人员同时控制这两台起重机，但是仍然和操作单一起重机一样简便可行。因此在起升操作过程中可以使起重机操作人员和协作人员之间的沟通更容易。2） 参考文件 ISO 12480-1 1可知，串联升降系统的提升容量普遍被限制在最大负载容量的75%以内。如果使用同步多起重机升降系统，可以提升更重的货物，甚至可能达到起重机提升容量之和的100%。3） 由于所控制的摇臂长度和高度的不同，没有斜向拉力作用在钢丝绳上。4） 提升规划执行起来更简易。5） 为使起重机操作人员有更好的可视性，可能会切换主/从控制。6） 有可能实现远程控制。7） 最后，操作过程会更安全、更迅速、更具经济效益。从利勃海尔韦尔克Nenzing有限公司的情况来看，LHM(利勃海尔可移动式)起重机已经采用了双同步起重机，详情可参看图一。具体操作过程中采用了动态防碰撞控制系统。这些液压起重机配备了高安全性的线控系统，可以确保采用如此复杂的控制系统。并且这两台起重机通过CAN现场总线连接来传输所有必须的数据。图一 两台利勃海尔LHM600起重机正在串联提升，拥有416t最大的提升容量和72m最大的吊钩高度。2、相关的文献资料两台或更多的起重机同步工作和合作机器人很相似。对于合作机器人已经有许多研究，例如我们可以在Caccavale和Uchiyama的论著2中对此有一个大体的认识。在Murray等著的论文3中机器人的协作提升被归结为机械手问题。为了得到其动力学特性，每个机器人被视作受到相应约束的单一机械手。Change等人的论文4把这种机构视作几个分支的单链。Luh和Zheng的论文5公布了一种控制概念，在这种控制概念中只有主起重机的运动是可变的。即第一个机器人的位置、速度和加速度是已知的，且相关的变量如力和力矩可以通过动态约束来确定。在Chiacchio 和Chiaverini的论文6中PD控制器被运用到合作机器人中。在Chiacchio等人的论著7中力控制概念也被运用到合作机器人的开发中。在Zhang和Hammad的论著8中通过代理基础系统展现了一种多起重机提升过程的概念性设想。与合作机器人的相关文献资料不同，多起重机系统将由输入速度控制而不是由输入力或应力控制。为确保输入速度可以减少重负载的提升速度。3、功能对起重机操作人员来说，整个系统的控制是可以想象的。也就是说，起重机还可以像平常一样操作。唯一让人称奇的事是第二台起重机可以自行移动，除此之外起重机操作人员不会有其他复杂的操作，否则这个系统将不会被使用。在开始本专题的理论性介绍之前，先介绍一些基本的功能概念（可参照Eberharter等的论著9）。起重机的动作像普通操作一样回转、变幅、吊装，唯一的附加特征是摇臂可能会旋转。1）吊装动作：为确保两个吊钩的起吊速度和高度一致，这个动作是由反馈控制的。这对于确保摇臂/载荷的空间平行动作很重要。如果摇臂没有处于合适的位置，载荷将会失去平衡，这会导致其中的一台起重机承受更大的载荷。2）回转动作：将一台起重机的塔身绕回转支承轴旋转，另一台起重机为确保在动作过程中摇臂/载荷处于空间平行状态也要随之