毕业设计（论文）-QLY2轮胎起重机变幅机构.pdf

QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 1页共 46页 1 绪论 1.1 课题背景 轮式起重机是工程机械产品中重要组成部分， 他由于机动性好而被广泛应用 于矿山、建筑、港口、油田等领域。轮式起重机主要有 3 种基本类型；汽车起重 机、 轮胎起重机、 全路面起重机。 在国内市场上， 随着国家扩大内需政策的推动， 投资的提高，个体和私营用户的壮大，2001 年产品销售量达到 5208 台，销售收 入为 20.85 亿元，2002 年产品销售量达到 8000 台，销售收入接近 30 亿元1，在 国际市场上，仅北美、欧洲市场年销售额就达 54 亿美元，可以说市场巨大2。 国内汽车起重机在经历了 1993 年的巅峰之后， 从 19941996 年连续三年产销下 滑，企业的订货量和销售收入严重滑坡。19971998 年下滑势头停止，并出现 缓慢回升迹象。1999 年以来，在国家扩大内需政策的指导和拉动下，轮式起重 机行业出现了较快的增长势头。19992001 年销售收入增长了 22，产量增长 了 18。分析近几年市场需求情况，8t 产品增长幅度不大，16t、25t、50t 销量 2000 年比 2001 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，辽宁省抚顺市起重机制造有 限责任公司研制了 QLY2 型轮胎起重机。 QLY2 型轮胎起重机市经优化设计制造而成的全新产品，具有良好的吊重行 驶、牵引性能和行驶性能，它是一种动臂自行是轮胎起重机，作业部分安全装在 专用底盘上。采用液力传动，将发动机的动力，经过液力变矩，中间传动轴、 变 速箱、传动轴、驱动桥传递给车轮。采用前桥驱动，后桥全液压动力转向，前后 桥承载力大；液压换挡变速，且设有二前进挡，一后退挡，换挡灵活、操纵方便、 效率高；采用了综合式液力变矩器，能够随车辆行驶阻力的变化而自动进行无级 变速； 专用底盘轴距短， 转弯半径小， 机动灵活。 臂架伸缩和变幅均为液压传动， 并采用高强钢板压成圆角箱型结构，三级臂伸缩；臂前端可以方便地安装副臂， 进一步扩大了产品的作业范围。 产品密封件和关键液压元件进口， 工作平稳可靠， 广泛适用于煤气、自来水管道安装及仓库、车站、港口、货场、石材行业及部门 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 2页共 46页 等进行装卸、搬运、堆码作业。 1.2 课题任务 本课题的主要目的：通过毕业设计，培养科学严谨的工作态度；掌握工程机 械产品设计的基本方法、 基本技巧和基本过程、熟悉计算机辅助设计和技术文件 的写作方法。 掌握 QLY2 工业轮胎起重机的变幅机构设计及计算和主要零部件的 设计、选用和验算技巧。 1.2.1 课题内容 （1）QLY2 轮胎起重机设计开发的主要内容包括： 1.QLY2 轮胎起重机的总体设计计算； 2.总体设计开发； 3.底盘总体设计开发； 4.回转机构设计开发；5.起升机构设计开发；6.伸缩机构设计开发；7.变幅机构设 计开发；8.臂架设计开发；9.底架设计开发；10.动力系统设计开发；11.支腿机构 设计开发。 （2）主要技术性能参数： 最大起重量（打支腿） ：2T；最大起重量（不打支腿） ：0.5T； 起升速度：7m/min；回转速度：02m/min； 整机自重：5T 1.3 国内外轮式起重机发展概况和发展趋势 1.3.1 国内轮式起重机发展现状 我国在 1957 年生产第一台 5t 机械式汽车起重机到现在已有 50 年历史，它 的生产大致经历了以下几个阶段：19571966 年以生产 5t 机械式汽车起重机为 主；19671976 年以生产 12t 以下小型液压汽车起重机为主；19771996 年以 1650t 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、克勒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，市国产轮式起重机某些新产品的性能水平达到了国际 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 3页共 46页 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 （乳产品、图纸、工艺等） ，而没有引进全套的先进加工设备，没有与相关的配 套件的引用同时进行， 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 年代我国轮式起重机的技术水平与世界先进水 平相比曾一度缩小的差距有拉大了。 当前，国内轮式起重机厂自行设计的产品技术水平大多还相当于国际 70 年 代初、中期水平，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，国家重点工程项目建设的 纷纷上马，一些大型关键工程一般都采用国际公开招标方式采购机械设备。国外 新型轮式起重机和二手设备因此大量进入中国市场， 是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入的了解，从而也认识到国产起重机无论 在制造质量、外观造型方面，更主要的是在技术性能（可靠性与安全性、工作效 率以及操作方便性、舒适性等）方面与国外轮式起重机差距较大。过内不少用户 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。这种形势下，国产轮式起重机当然面临很大的冲击和压力3 目前国内轮式起重机产品差距主要表现在以下几个方面 4。 （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）产品品种单一 轮式起重机是工程机械行业中的一个重要类别，其技术含量、机电液一体化 程度、 对使用材料的要求和制造难度不亚于其他类型的工程机械。轮式起重机按 技术含量划分，全路面起重机产品最高，价格也相应高一些；越野轮胎起重机产 品次之，汽车起重机产品相对较低。当前全路面起重机产品、越野轮胎起重机产 品已分别在世界三大市场（欧洲、北美、日本）占据了主导地位。国内轮式起重 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 4页共 46页 机的生产主要仍以 850t 汽车起重机为主，某些企业对全路面起重机产品和越 野轮胎起重机产品以及大吨位汽车起重机开发虽有一定研究， 但尚未形成商品供 应市场。8t 以下为型起重机基本上是空白，而 60t 以上大型起重机产量有限，从 而形成了一方面生产力过剩， 另一方面许多重点工程所需的大型起重机尚需进口 的局面 。 （3）产品自动化、智能化 目前，国外已将自动化技术于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量，国内产品在这方面差距较大，安全保护方面的 设备可靠也较差。 （4）材料方面 国内除部分产品的某些结构采用了 HG60 或 HG70 钢材外， 广泛采用的材料 主要为 Q235、Q354、Q395 等，而国外已广泛采用低合金高强钢和其他轻型材 料，并且正酝酿向超高强钢发展，所以国产轮式起重机一般显得笨重，性能也受 到较大影响。 1.3.2 国外轮式起重机发展过程及主要机种 轮式起重机最初是诞生于 1869 年的蒸汽轨道式起重机发展而来的，经历了 轨道式。实心轮胎式、充气轮胎式的发展变化过程。充气轮胎式起重机市 20 世 纪 30 年代随着汽车工业的发展而出现的。 由于轮式起重机具有机动灵活、操纵方便、效率高等特点，在二战后修复战 争创伤和经济建设中得到广泛应用。 早期的轮式起重机大多采用机械传动的折臂 式臂架。随着 60 年代中期液压技术的发展，液压伸缩臂轮式起重机得到迅速发 展。到了 80 年代末，中小吨位的轮式起重机以多数采用液压伸缩臂式臂架，仅 有一部分大吨位汽车起重机仍采用折臂式臂架。 20 世纪 60 年代末期，特别是从 70 年代开始，随着大型建筑、石油化工、 水电站等大型工程的发展，对轮式起重机的性能、工作效率和安全性提出了更高 的要求。由于当时液压技术、电子技术、汽车工业的发展及新型高强度钢材的不 断出现，轮式起重机开始向大型化发展，并且在普通轮胎式起重机的基础上开发 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 5页共 46页 出越野轮胎式起重机， 随后又开发出全路面起重机。全路面起重机综合了汽车起 重机高速行驶和越野轮胎起重机吊重行走及高通过性的特点，在近 20 多年得到 很大发展。 目前国外轮式起重机生产国主要有日本、美国、德国、法国、意大利等。 生 产厂商有 100 多个，最著名的仅有 10 来家。世界轮式起重机市场主要划分为以 日本为主的亚洲市场、以美国为主的北美市场、以德国为主的欧洲市场。亚洲约 占世界销售台数的 40，北美和欧洲各占 20，世界其他地区占 20。 日本市场5：从总产量上讲，日本生产的轮式起重机居世界首位。在 1995 年 4 月份1998 年 3 月间，日本轮式起重机平均年销售量为 8140 台，其中越野 轮式起重机约占日本市场的 60，其次为汽车起重机，全路面起重机占比重很 小，但年销售量在不断上升。 美国市场6：美国史卢比式起重机的生产大国，在其中及制造能力及规模上 居世界首位。在美国市场上，越野轮胎起重机占主导地位，约占市场份额的 65 ，其次是工业轮胎起重机和汽车起重机，全路面起重机多占份额较小，不到 10。 德国市场7：德国是欧洲最大的轮式起重机生产国，也是全路面起重机的发 源地，多年来他在开发大型、特大型轮式起重机方面一直处于领先地位。 1.3.3 轮式起重机产品的发展趋势8 （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， 对超大型起重设备需求也越来越多。在轮式起重机向大型化发展过程中，德国始 终处于领先地位，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 轮式起重机的微型化也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 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 6页共 46页 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 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）伸缩臂架结构不断改进9 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“Telematik”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，对减轻重量和提高其中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 锁的启动夹紧装置、将各节臂互相连锁的气控臂架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 （30t） 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 和风力等数据有输入到 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个工作装 置，又可以用来驱动行走装置。此外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 意大利马奇蒂公司于 1995 年推出的 MG1028（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 级伸缩臂叉车；安装双人作业平 台后成为高空作业车。 1.4 变幅机构发展现状和发展趋势10 用来改变起重机幅度的机构称为起重机的变幅机构。 变幅机构可以扩大起重 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 7页共 46页 机的作业范围， 当变幅机构与回转机构协同作业时，起重机的作业范围是一个环 形空间。变幅机构按照工作性质可分为非工作性变幅机构和工作性变幅机构； 按 照结构形式可分为运行式小车式和臂架式（伸缩臂架式和摆动臂架式） ；按照臂 架的变幅性能可分为普通臂架变幅机构和平衡臂架变幅机构。 1.4.1 变幅机构的发展现状 变幅机构主要可分为机械和液压两种形式。 （1）机械式变幅机构 桁架起重机的变幅机构：变幅滑轮组的动滑轮通过钢丝绳绞于臂架的头部， 变幅刚绳的一端和定滑轮固结，绕过滑轮组后固定在卷同上。卷筒可由电动机或 发动机通过齿轮减速装置旋转，卷筒正反旋转就可使臂架提升或下降。因变幅刚 绳是挠性件，故这种变幅机构也可称为挠性变幅机构。 使用齿轮齿条变幅机构： 齿条和臂架铰接，并和固定机构基架的齿轮啮合传 动，齿轮可由电机通过减速装置驱旋转，并由齿条带动臂架动作，已达到变幅。 使用螺杆螺母的变幅机构：螺母和臂架铰接，支撑铰接在基架上，齿轮组件和支 撑可绕支架摆动。电机通过齿轮组件驱动螺杆转动，即可带动臂架变幅。 （2）液压传动的变幅机构 这种变幅机构使用液压缸或液压马达来驱动臂的变幅。 液压传动的变幅机构 家具有工作平稳、结构轻便、造型优美和易于布置等优点，应用较为广泛。 使用液压缸的变幅机构，按液压缸布置形式不同，可分为前倾式，后倾式和 后拉式三种。 图 1-1a图 1-1b QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 8页共 46页 图 1-1c 前倾式如图 1-1a 所示。因液压缸前倾，其对臂作用力较长，变幅缸推力可 小些，故缸径较小。因臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。但它有液压缸行程较 长，臂下方空间较小的缺点。前倾式变幅机构可用一只液压缸，也可用两只并联 液压缸。 后倾式如图 1-1b 所示，因液压缸后倾布置，作用力臂较短，臂架受力较差。 但臂前方空间较大，后倾式一般采用双缸驱动。 后拉式如图 1-1c 所示，液压缸置于臂的后方，臂向上变幅（这是主要受力 工况） 时， 是以缸的有杆腔来驱动的， 活塞杆受力较好， 而且前方有效空间较大。 但液压缸较粗，只适用较小的机械上。 有的起重机变幅机构，不是使用双作用液压缸，而是使用单作用液压缸它是 使用单作用倒置于臂两侧，升臂靠高压油，而落臂是靠自重。在相同缸径下， 其 活塞杆可做得粗些，对受力有利。 现在广泛采用液压缸变幅， 且目前的变幅机构均能保证主臂和副臂作业时主 （副）臂的无级变幅，并且出现了新的承载构件高强度拉板，其具有承载能力 达，屈服极限超过 1000MPa，而且一次成型，无需焊接，由于弹性变形小，不 存在悬垂现象。采用数控加工，控制精度高，可省去平衡拉板间载荷的平衡梁。 国外小吨位产品已普遍使用。 1.4.2 变幅机构的发展趋势 随着科学技术发展的日新月异，对起重机变幅机构的要求也越来越高。不仅 要求副臂五级变幅， 同时也要要求主臂无级变幅，代替原有的多个主臂固定角度 的作业方式（如 85，75，65等） 。这种主副臂的同时无级变幅方式增加了 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 9页共 46页 作业覆盖面及多种作业工况组合的灵活性，也是电子控制技术质的飞跃。根据此 原理， 起重作业时超起配重的位置也实现了无级调整， 无论是水平还是垂直方向， 均可通过油缸或超起桅杆变幅实现，极大地减少了各种辅助环节。即变幅机构今 后的发展趋势为无级调速， 工作平稳， 就位快捷方便， 效率高， 使用维护费用低。 变幅机构设计趋势正不断向液压花、体积小、结构紧凑、重量轻、维修方便等方 向发展。 1.5 轮式起重机现代设计方法概述11 随着计算机技术的广泛应用和系统工程、优化工程、价值工程、人机工程等 现代设计理论的不断发展，促使许多跨学科的现代设计方法出现，使起重机设计 进入高质量、高效率的阶段。 （1）计算机辅助设计（CAD） 计算机辅助设计是随着计算机及其外围设备发展而迅速形成的一门新兴的 现代设计方法。它的发展与运用，对提高设计质量和效率、提高产品的市场生存 和竞争力发挥十分明显的作用。 电子技术和计算机技术的发展使计算机辅助设计 硬件设备性能得以提高，各种硬件设备不仅已形成了产品，而且已成为 CAD 的 一般配置。目前，计算机辅助设计方法已成为工程技术人员进行创造性设计活动 不可缺少的手段。 （2）模块化设计 模块化设计是根据模块化原则，设计一些基本的模块单元，通过不同的组合 形成不同的产品， 以满足用户的多种需要。 起重机模块化设计以功能分析为基础， 将起重机上同一功能的基本部件、元件、零件设计成具有不同用途、不同功能的 模块，这些模块具有相同的连接要素，可以互换，选用不同的模块进行组合可形 成不同类型和规格的产品。 （3）有限元设计 有限元设计是根据变分原理求解数学、物理问题的一种数值计算方法。它能 整体、全面、多功能随意组合，进行静力、动力、电场等分析。对完成结构复杂 的系统分析十分有效，现已在起重机结构计算中应用。 （4）优化设计 优化设计方法可根据产品要求，合理的确定和计算各种参数，以期达到最佳 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 10页共 46页 的设计目的。 （5）动态仿真设计 国外近年来在起重机设计中采用了动态仿真设计的新方法， 即用计算机对机 构结构在各种工况下承受载荷进行运行状态随时间变化过程的仿真模拟， 得到仿 真输出参数和结果， 以此来估计和推断实际运行的各种数据，并在对起重机进行 动态分析计算时采用。 1.6 小结 本章主要介绍了国内外起重机的现状和发展趋势及其变幅机构的发展趋势， 并对现代起重机设计方进行了简要的概述。 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 11页共 46页 2变幅方案的选择 2.1 变幅方案的介绍17 绝大部分工程起重机为了满足重物装、卸工作位置的要求，充分利用其起吊 能力（幅度减少能提高起重量） 。需要经常改变幅度。变幅机构则是实现改变幅 度的工作机构，用来扩大起重机的工作范围，提高起重机的生产率。 工程起重机变幅机构按其工作性质可分为非工作性变幅机构和工作性变幅 机构两种。 非工作性变幅机构只是在空载条件下变幅的机构。它在空载时改变幅度， 以 调核取物装置的位置，而在重物装、卸移动过程中，幅度不再改变，因此变幅过 程属于非工作性的。 这种变幅机构变幅次数一般较少， 而且采用较低的变幅速度， 以减少变幅机构的驱动功率。其优点是构造简单、自重轻。 工作性变幅机构是能在带载的条件下变幅的机构。 为了提高起重机的生产效 率和更好地满足装卸工作的需要，常常要求在吊装重物是改变起重机的幅度。 这 种类型的变幅机构变幅次数频繁，一般采用较高的变幅速度已提高生产效率。 工 作性变幅机构驱动功率较大， 而且要求安装限速和防止超载的安全装置，与非工 作性变幅机构相比，构造较复杂，自重也较大，但工作机动性却大为改善。轮胎 式起重机工作时要使用之腿。故必须带载变幅，其变幅机构属于工作性的。 2.1.1 普通臂架变幅 普通臂架变幅的三种结构形式如图 2-1 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 12页共 46页 a 定长臂架变幅机构b 伸缩臂架变幅机构c 牵引小车式变幅机构 图 2-1 普通臂架变幅机构 2.1.2 摆动变幅机构11 动臂式变幅机构则是通过吊臂俯仰摆动实现变幅的。 可用钢丝绳滑轮组使吊 臂作俯仰运动（如图 2-2） ，动臂变幅具有较大的起升高度，在建筑群中施工不容 易产生死角，拆装也比较方便，其缺点是：幅度的有效利用率低；变幅速度不均 匀：没有装设补偿装置时，重物不能做到水平移动，安装就位不太方便。变幅功 率也大。 图 2-2 摆动臂架变幅机构 2.1.3 液压缸变幅 变幅液压缸布置分为前倾式、后倾式和后拉式三种（图 2-3） 。前倾式缸对吊 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 13页共 46页 臂的作用力较长，此外变幅推力小，可采用小直径液压缸；而且吊臂悬臂部分长 度短，改善了吊臂的受力状况。其缺点是：变幅液压缸行程长，吊臂下方有限空 间小， 小幅度起吊大体积重物不方便。后倾式变幅液压缸的特点和前倾式完全相 反，它除了具有变幅行程短，吊臂下方有效空间大等优点外，由于重心后移， 便 于总体布置，并可减少平衡重。后拉式变幅液压缸布置在吊臂后方。由于吊臂摆 动铰点位置在前，吊臂长度可以设计得短一些，吊臂前方的有效工作也较大。 但 后拉式在提升吊臂时，液压缸只能是小腔进油，推力小，所以只能用在小型轮胎 式起重机上。 图 2-3a图 2-3b 2.2 各种方案的比较及本课题变幅方案的选择 （1）普通臂架变幅机构变幅时会同时引起臂架重心和物品重心升降，耗费额外 驱动功率，适用于非工作性变幅，在偶尔需要带载变幅时也可以应用。 （2）臂架摆动式变幅机构在变幅过程中物品和臂架重心会随着幅度改变而发生 不必要的升降，需要耗费额外的能量，在增大幅度时产生较大的惯性载荷。这种 变幅机构构造简单， 在非工作性变幅或不经常带载变幅的汽车起重机，轮胎起重 机、履带式起重机、铁路起重机桅杆起重机和塔式起重机上被广泛应用。 （3）由于液压油缸变幅具有工作平稳、结构轻便和易于布置等优点，它在刚性 传动的变幅机构中应用最为广泛。变幅力较小的起重机一般采用单缸，变幅力较 大的起重机采用双缸， 为防止吊臂下降时速度失去控制，起重机变幅油路中必须 安装限速平衡阀。 由于本课题为 QLY2 轮胎起重机变幅机构的设计开发， 变幅机构要求结构轻 便、工作平稳并易于布置、本课题采取普通臂架变幅或者摆动臂架变幅不合适， 基于液压缸变幅的特点，本课题采用前倾式液压缸变幅。 2.3 小结 通过对变幅方案的论述和各种变幅方案的比较，本课题用前倾式油缸变幅。 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 14页共 46页 3变幅机构的优化设计 3.1 三铰点的优化15 轮胎起重机的三铰点是指臂架与转台相接的铰点、 臂架与变幅液压缸相接的 铰点、变幅液压缸与转台相接的铰点。三铰点布置是否合理，对总体设计影响较 大。理想的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。 3.1.1 三铰点的运动和受力分析 （1）运动要去 三铰点可简化如图 3-1 所示的液压缸机构，其中 OB 为机架（起重机上的转 台） 。OA 为摇杆（起重机上的臂架） 、液压缸缸筒与机架铰接与 B 点、液压缸缸 杆与连臂杆铰接于 A 点、为摇杆 OA 的摆角，小于 90，一般在-280， 是机构运动的传动角。当液压缸伸长时，A 点由 A1到 A2绕 O 点作半径为摇杆 OA 长的圆周运动；AB 为液压缸长， max AB与 min AB之差为液压缸的行程， max AB 与 min AB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，对整机外形尺寸造型总重，起重性能以及变幅液压缸受力，各桥荷 分配和主要性能参数等均有很大影响，E 值大，可使上车重心后移，减小起重机 行驶状态下的前桥轴荷，但同时降低工作时的幅度影响起重作业工作半径，E 值 取值范围为 1.53.5m；臂架尾铰点 O 至地面的距离受整机高度限制，其值大， 整车重心提高，影响行驶稳定性，一般 23m。 （2）受力要求 起重机变幅液压缸受力受载荷、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 65左右）受力最大。在工作过程中尽量使变幅液压缸 推力随臂架仰角变化的曲线平稳，也就是机构的传动角变化要小，只有这样变幅 液压缸能够具有良好的工作环境和合理的机构铰点形状。 3.1.2 三铰点的优化模型16 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 15页共 46页 （1）问题的简化 设 r 为从动摇杆 OA 长，d 为机架 OB 长，L 为机架铰接点 B 到活塞杆铰接 点 A 的距离，为摇杆 OA 的摆角，是机构运动的传动角，符号角码 1 和 2 分别表示机构处于初始位置和终止位置。设机架 d 为单位长度， r m d =， L n d =， 2 1 L L =为油缸伸长系数。 当机构处于一般位置时， 取 m 为一系列定值由式 3-1,3-2 渴求得液压缸运动到任意位置从动件摆角（小于 90）和传动角大小即 n-， n-的变化关系。 摇杆摆角为： 22 1 arccos 2 mn m n + = （3-1） 传动角为： 22 1 arccos 2 mn m n + = （3-2） 如 3-1,3-2 式 3-2 对 n 求导并令 0 dr dn =（3-3） 则当 2 *1nnm=时，机构有最大传动角；当 max 90= （m1 时 () max 2 1 arccos 11m m =（3-4） m 取一系列值可得到相对应的机构最大传动角的变化曲线，如图 3-4。 图 3-1 液压缸结构 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 16页共 46页 图 3-2 液压缸相对位移与摇杆摆角变化关系曲线 图 3-3 液压缸相对位移与机构传动角变化关系 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 17页共 46页 图 3-3 最大传动角变化关系 根据机构在运动过程中传动角的变化，可分为两种情况17。 第一种：机构在运动的始末位置有大致相同的传动角而中间位置取得极大值。 取 12 * 2 nn n + = （3-5） 即 () 122 1 2 nn m + =则 () 2 1 21 2 1 m n = + （3-6） () 2 2 21 1 m n = + （3-7） 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， QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 18页共 46页 （a）m1(b)m1 图 3-5 传动角最佳设计液压缸传动机构 图 3-5a 为1m时的情况。按几何关系有： 2 12 1n nm= ，又 21 nn=， 则 () 2 1 1m n =， () () 22 2 1 1sincos 22 1 m = + + （3-8） 图 3-5b 为1m使得情况，由于 12 =，因此 1 A、 2 A、O、B 处于同一圆周 上。在 1 OBA和 2 OBA，可得到 () () 2 2 2 cos 41 2 41 m + = + （3-9） 即两种情况当、为已知时，可得到 m ,n 的值，从而得到三角形形状。图 3-5 所示，当液压缸逐步伸长时传动角 1 逐步增加到() max 2 1 arccos 11m m =，又 在减小到 12 =。对于1m的三铰点属于后支式三铰点，其优点传动角变化大、 液压缸行程小、结构紧凑、可使上车重心后移，使前桥受力小、在起重作业可做 为配重使用，有利于整机的作业稳定性。缺点：由于变幅油缸上铰点离吊臂头部 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 19页共 46页 距离大，不利于吊臂受力且力臂小造成液压缸缸径变大，由于结构上的原因， 一 般需要双变幅液压缸，布置在吊臂两侧，是操纵室空间减小。对于1m的三铰 点属于前支式三铰点，其传动角变化比较平稳，这一点可由图 3-6 进一步说明。 过 O 点以 O 1 A为半径作圆弧 12 ACA，由于圆弧 12 ACA与圆弧 12 AFA比较接近，而 圆弧 12 AFA上任意一点有恒为定值，所以，圆弧 12 ACA上任一点传动角的变化较 小。前支式三铰点布置优缺点与后支式三铰点布置相反。 （a）m1(b) m1 图 3-6 前支式与后支式三铰点 综上所述： 由于起重机变幅液压缸在吊臂仰角最小及起重力矩最大， 此时 （仰 角大约 65左右）受力最大，此两处要求传动角相对大，故第二种情况能满足 要求。图 3-6 为第二种情况前、后支式三铰点布置图。 （2）约束条件 再三铰点中，() AA A XY，点横坐标 A X，一般取 1/31/2 的基本臂长，由吊 臂截面特性、载荷等决定；纵坐标 A Y；由吊臂结构尺寸、变幅液压缸缸杆铰点 外边缘尺寸决定。() bb B XY，点纵坐标 b Y绝对值在 0.751.35m，：液压缸伸 长系数 1.61.8，：吊臂仰角一般取-280。 （3）目标函数 通过上述讨论， 不难看到变幅液压缸在整个运动过程中传动角总是由小变 大再逐步减小，始末位置传动角为最小。如果在满足约束条件的情况下，初始传 动 角 是 最 大 值 ， 这 样 的 三 铰 点 是 合 理 的 三 铰 点 。 其 目 标 函 数 为 ： () bA Yf YmnX=， ， ， ，其中：是 m，n，的函数；m，n是的函 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 20页共 46页 数； A X，可以作为定量使用。三铰点得出后因结构不合适可通过调整、 A X 值重新求得直至满意。 3.2 变幅机构三铰点的确定 3.2.1 臂架的运动分析 如图 3-7，把变幅机构三铰点的集合关系简化为三角形 OAB，此三角形随着 变幅油缸的伸长和缩短而变化。 图 3-7 如图 3-8，吊臂位于水平位置时，=0，此时三角形 OAB 为初始三角形， OA，OB 夹角为初始角。当吊臂绕铰点 O 转动到某一位置时，吊臂与水平线夹 角为，变幅油缸也伸长至 AB 图 3-8 3.2.2 变幅油缸安装长度及油缸行程的计算 （1）几何参数的计算 22 AA OAXY=+（3-10） 22 11009501453=+=mm 22 BB OBXY=+（3-11） 22 16001501607=+=mm 1 B B Y arctg X = （3-12） QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 21页共 46页 150 5.3 1600 arctg = 2 A A X arctg Y = （3-13） 1100 49 950 arctg = 012 90= (3-14) 905.34935.7= （2）初始位置安装长度 min AB min 0= 0mini =+(3-15) 35.7035.7=+= 22 min 2cos i ABOAOBOA OB=+(3-16) 22 145216072 1453 1607 cos35.7949=+ = 式中，为吊臂与水平线之间的夹角， min 为吊臂仰角， i 为吊臂任意位置 时，OA与OB之间的夹角。 （3）极限位置时变幅油缸长度 max AB max 80= 0maxi =+(3-17) 35.780115.7=+= 22 max 2cos i ABOAOBOA OB=+(3-18) 22 145316072 1453 1607 cos115.72582=+ = mm 式中，为吊臂与水平线之间的夹角， max 为最大仰角， i 为吊臂任意位置 时，OA与OB之间的夹角。 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 22页共 46页 （4）变幅油缸行程 H min HABH=(3-19) 949400549=mm H为变幅油缸非行程区（死区） 。本课题的变幅油缸的死区 400Hmm= （5）变幅油缸最大长度 max AB maxmin ABABH=+(3-20) 9494001349mm=+= 3.2.3 变幅油缸推力的计算 图 3-9 （1）变幅油缸力臂 sinOA OB L AB =（3-21） 1453 1607 sin35.7 1436 949 mm = （2）作业幅度 R，起吊额定起重量 Q 已知时，对铰点 O 取矩0 O M=，即 ()cos0 BB FLQREGS+=故推出 ()cos BB QREGS F L + =（3-22） ()20003000750800 2500 cos35.7 6354 1436 N + = 式中， F变幅油缸推力 B G吊臂总重（包括副臂和伸缩油缸重量） ：650 150800kg+= B S吊臂重心至下铰点的距离：2500mm QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 23页共 46页 （3）吊臂全伸、副臂展开且处于水平位置，空载起臂时，对铰点 O 取 0 O M=，即 00max 0 BBB FLW LGS=故推出 max 0 0 BBB WLGS F L + =（3-23） 2000 9000800 2300 13816 1436 N + = 式中 0 F该工况下变幅油缸的推力： 0 L该工况下变幅油缸的力臂：1436mm maxB L吊臂全伸、副臂展开时总长：9000mm B S吊臂全伸、副臂展开时，吊臂重心至铰点的距离：2300mm 3.2.4 铰点() 0 O hE，的确定 （1）铰点 O 至地面的高度 0 h，可以根据对于行驶状态的整机高度限制以及吊 臂不致影响底盘驾驶员视野等因素综合考虑，一般在 23m 之间。本课题取 2500mm。 （2）铰点 O 至回转中心线距离 E，对整机性能影响很大。E 值取值范围一般 在 1.02.5m 之间。E 值的确定可根据整机造型、桥荷分配等初定一个值。如果 在其他参数确定的条件下，计算出起重特性曲线偏高（此曲线由油压恒定算出）， 则 E 值一般需要加大；否则 E 值应减小。本课题取 E 为 750mm。 3.2.5 铰点 A 的确定 （1）选定变幅油缸的内径和压力，计算由此变幅油缸产生的推力。 2 4 PDn F =（3-24） 故推出 4F D P n = 4 6354 28 10 3.142 1 = mm（3-25） 式中，F变幅油缸推力：6354N P变幅油缸工作压力，本课题取值 10MPa D变幅油缸内径 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 24页共 46页 n变幅油缸数量，本课题变幅油缸数量为 1 （2）在最大额定起重量工况时，根据最大额定起重量、吊臂总重计算出此时 铰点 O 至变幅油缸中心线的距离（力臂） Q L () max cos BBQ Q QREGS L F + =（3-26） ()20003000750800 2500 cos80 568 13816 mm + = 式中，F由变幅油缸工作压力所决定的变幅油缸的推力 P 一般取 1517MPa，本课题取 P=10MPa Q 最大额定起重量工况下，相应幅度下的吊臂仰角 80 （3）吊臂全伸（空载）且处于水平位置（0= ） ，计算此时吊臂下铰点 O 至 变幅油缸轴心线的距离（力臂） O L () max 0 BBB O WLGS L F + =（3-27） ()2000 9000800 2300 1436 13816 mm + = 式中， 0 F吊臂全伸、副臂全展开且水平起臂时，变幅油缸压力 Po 所决定 的变幅油缸轴向力，Po 一般取 1517MPa； 0 13816FN= （4）A 点坐标() AA XY，的确定，证明可得 0 coscos sinsin m arctg m = + （3-28） cos10.7cos27 59 sin10.7sin27 m arctg m = + 式中， 0 cos L ar OB = ，()BOD= （3-29） 1436 cos27 1607 ar = QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 25页共 46页 cos Q Q L ar OB = （3-30） 568 cos8069.310.7 1607 Q ar = 0 Q L m L =（力臂比）（3-31） 568 0.4 1436 = 201 90= （3-32） 9035.75.349= () 0 0 cos L OA = （3-33） () 1436 1453 cos 2735.7 mm= 2 sin A XOA=（3-34） 1453 sin491096mm= 2 cos A YOA=（3-35） 1453 cos49953mm= 3.2.6 铰点 B 的确定 铰点 B 的确定由其坐标() BB XY，值决定。在设计变幅机构时，变幅油缸的 布置形式采用单缸前支式，故 B Y值可由吊臂结构尺寸决定，可以看成是常数。 本课题150 B Ymm=， B X的取值范围一般为 32 BB B LL X（ B L为全缩时吊臂总长， 其数值为 4000mm） 。本课题中取 B X= 1600mm 3.3 小结 本章通过数学、 力学知识对三铰点的运动和受力进行了问题的简化，同时选 择了优化模型，并且确定了 QLY2 轮胎起重机变幅机构的三铰点。 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 26页共 46页 4变幅机构的设计计算 4.1 轮胎起重机主要性能参数1213 轮式起重机的主要性能参数是起重机工作性能指标，也是设计的依据，主要 包括起重重量、起升高度、工作幅度、工作速度、起重力矩、通过性能等。 1、额定起重量：汽车起重机额定起重量是在各种工况下安全作业所容许起 吊重量的最大质量值，包括取物装置重量。 本课题选取最大额定起重量为 2T。 2、工作幅度：在额定起重量下，起重机回转中心的轴线距吊钩中心的距离。 本课题给定最小工作幅度为3m，仰角范围为0 80。 3、起重力矩：起重机的工作幅度与相应起重量的乘积为起重力矩。 本课题的设计的轮胎起重机起重力矩为6t m。 4、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。 本课题选区基本臂架作业起升高度为4.16m，最长主臂作业起升高度为 9.56m，臂架为 3 节臂。 5、工作速度：汽车起重机的工作速度主要指起升、回转、变幅、伸缩臂机 构及支腿收放的速度。 本课题设计的轮胎起重机工作速度如下：起升速度：7/ minm；回转速度： 0 2 / minr；变幅时间：30s；伸缩时间：30s；支腿收放时间：30s（放），25s （收） ；行驶速度：35/km h。 6、自重：指起重机处于工作状态时起重机本身的全部质量。 根据相关公式计算得起重机总质量：5Gt= 7、通过性能：是汽车起重机正常行驶通过各种道路的能力。 本课题取最小离地间隙为300mm，接近角20，离去角20，纵向通过半径 为2.2m。 4.2 轮胎起重机变幅机构的参数确定14 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 27页共 46页 1、自重载荷 G P 冲击系数 1 ，一般情况下取 1 0.91.1。 本课题取 1 1= ； 1G PGg=（4-1） 4 5000 10 15.0 10N= = 式中，G起重机自重 g重力加速度 2、起升载荷 Q P 起升动载荷系数 2 ， 2 值一般在 0.10.2 范围内 2Q PQg=（4-2） 34 2 1010 1.052.1 10N= 式中，Q起重机自重 g重力加速度 3、水平载荷 （1）运行惯性力 1 P 13 Pma=（4-3） 33 1.5 5 100.53.75 10N= = 式中， 3 考虑起重机机构驱动力（制动力）突变时结构的动力效应， 3 12，平均取 3 1.5=。 （2）回转和变幅运动时的水平惯性力 H P HQ PP tg=（4-4） 43 2.1 1062.2 10tgN= 式中，钢丝绳偏摆角 QLY2 轮胎起重机设计开发（变幅机构的设计开发） 第 28页共 46页 臂架式起重机回转和变幅机构起动或制动时产生的水平力 ()1.5 HwB PQGa=+（4-5） () 33 5 100.65 100.5 1.5=+ 33 4.24 102.2 10 H NNP= 式中，Q起重机的额定起重量， B G臂架自重 4、风载荷 w