毕业设计（论文）-QLY2轮胎起重机底架设计.pdf

QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 1页共 38页 1 绪论 1.1 课题背景及目的 1.1.1 课题背景 工业布局和城市规划等项目结束后，到达稳定维护时期时，起重机的起吊重 量较小，工作场地复杂多变，起吊运输距离较短。为了适应这种特殊的工况， 轮 胎起重机逐渐形成并发展。 而 QLY2 轮胎起重机是一种既有前工作平台进行短距 离搬运，又能在工地吊载行驶。完成起重作业的机动灵活，结构紧凑的小吨位其 中运输设备，广泛的用于发电厂、核电、码头、水利、隧道、石化、冶金、建筑 等行业1。 1.1.2 课题目的 本课题旨在为 QLY2 轮胎起重机进行底架部分的设计，对底架在形式的选 择、 内力计算、 强度校核、 钢材选择等方面进行设计计算， 为其提供一种自重轻， 结构优化，可靠性好，成本低的底架。通过本课题的设计，熟悉掌握工程机械产 品设计的方法，研究过程，熟练使用设计相关软件，培养团队合作的能力3。 1.2 轮式起重机概述 轮式起重机作业部分安装在特定的底盘上，一般只有一个发动机和一个司机 室，有外伸支腿，而且由于起重机的发展需求，汽车起重机和轮胎起重机在结构 形式上有很多相同之处， 轮胎起重机的特点是：当起重量小于额定起重量时可以 再平和地面上掉重行驶，并可回转 360作业。行驶速度一般在 30 公里每小时 以下，它适合在比较固定的场所或需要进行短途运输作业的工况4。分为一般的 轮胎起重机，用于野外作业的越野式轮胎起重机和适应不同工况的全路面起重 机。 越野轮胎起重机是 70 年代发展起来的一种起重机，其吊重功能与轮胎起重 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 2页共 38页 机相似，也可进行不用支腿吊重及吊重行驶。所不同的是底盘结构形式及由独特 的底盘结构形式所带来的行驶性能的提高。 这种形式的起重机发动机均装在底盘 上底盘有两根车轴及四个大直径的越野花纹轮胎，四个车轮均为驱动轮及转向 轮，当在泥泞不平的工地上转移工位时只用前轴或后轴上的两个车轮驱动，能减 少能耗。该起重机型适合狭小的场地作业，可实现连续无极变速，在路面阻力突 变的情况下发动机也不会熄火，因而极大的方便了司机的操作，可以说越野轮胎 起重机是一种性能扩展了的， 强力而灵活的轮胎起重机。对于高速越野轮胎起重 机系列，因为技术应用水平存在差距等一些原因，我国基本是空白的，而国际品 牌都已形成了系列。 1.3 国内外轮胎起重机发展概况 1.3.1 国内轮胎起重机的发展现状与前景 1.3.1.1 国内轮胎起重机的发展现状 我国轮式起重机发展起步于1954年, 当时由原一机部三局设计处对进口的苏 联 5 tK51 型机械式汽车起重机进行了测绘, 并引进了苏联 3 tK32 型汽车起重机 全套图纸和技术资料, 由大连起重机厂试生产。 到 1956 年, 北京起重机器厂的前 身北京市机械厂开始试制 K32、K51 两种型号的汽车起重机, 1957 年该厂试制成 功采用国产解放底盘的 K32 型汽车起重机, 成为当时我国第一个定点生产轮式 起重机的厂家。之后, 我国轮式起重机的生产大致经历了以下几个阶段: 1957 1966年, 以生产5 t 机械式汽车起重机为主; 1967 1976年, 以生产12 t 以下小 型液压汽车起重机为主; 1977 1996 年, 16 50 t 的中大吨位液压汽车起重机 产品产量上升较快。从 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 16 t、20 t 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, 分别引进了日本加藤、多田野、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 25 t、35 t、45 t、50 t、80 t、 125 t 汽车起重机和 25 t 越野轮胎起重机, 以及 32 t、 50 t、 70 t 全地面起重机10。 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 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 3页共 38页 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。 1.3.1.2 国内轮胎起重机的发展前景 液压起重机一般研制开发周期较长, 从新产品试制成功到市场推广又要经 历一个阶段。 因此, 企业应对产品研究开发给以必要投资, 创造必要的物质条件。 日本、美国、德国厂商在开发研究方面的投资,一般为销售额的3% 10% , 而国 内多数企业直接投入到起重机产品上的科研经费还不及销售额的1%。由于科研 投入不足, 再加上基础薄弱, 造成企业自主开发能力低, 主要表现在汽车起重机 产品更新周期长(有的长达10余年) , 技术进步后劲不足, 使国产轮式起重机很难 在国内外市场中占据有利位置。要在激烈的市场竞争中立于不败之地, 必须增强 产品开发能力, 加大技术投入, 加强产品基础技术的研究和用户意见调查, 逐步 建立和完善自己的产品开发技术体系。 应当坚持生产一代、 储备一代、 试制一代、 研究一代, 以确保提供用户满意的产品。 目前中国基本上还是以农业经济为主的发展中国家。中国的基础工业, 包括 冶金、材料、电子机械制造工业及汽车工业等尚比较薄弱, 所以对一些技术很先 进且复杂程度远远超过我们基础技术水平的起重机品种难于消化吸收和投入生 产, 甚至使用和维修都很困难。开发全地面起重机和越野轮胎起重机产品目前在 我国难度很大。国内有几个厂家引进国外著名厂商的技术已有10多年, 却始终未 能实现国产化, 其原因是值得深思的。由于全地面起重机或越野轮胎起重机产品 需采用自制专用底盘, 要求使用特制的大轮胎, 传动、转向、悬架与控制等要求 较高, 目前国内也无配套件厂提供货源。相对来说, 开发汽车起重机难度就小一 些。根据国内外轮式起重机发展历程, 并结合我国基础工业现状来看, 目前我国 轮式起重机行业的技术创新还是应当以国内汽车制造业为基础。 在重视大吨位产 品的同时, 继续重视开发小吨位起重机产品, 而不要走欧、美、日集中开发全地 面起重机或越野轮胎起重机产品之路。为满足油田、矿山和沙漠地区对越野轮胎 起重机产品的需求, 应依靠国内汽车制造业, 在汽车厂提供的专用越野汽车起重 机底盘的基础上开发起重机上装。这样, 无论从技术、制造可行性, 还是从使用、 维修方面来说, 都比较切合实际。汽车制造业重视轮式起重机底盘研制, 将对我 国轮式起重机的发展产生深远影响2。 十几年前, 国产随车起重机年产量仅百余台, 生产厂家仅8家。到1997年, 全 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 4页共 38页 国年产量猛增到762台, 同年的销售量增至800台, 主要生产厂家已达到12家。其 中, 石家庄煤矿机械厂一个企业的年产量就达到了570台。 1999年, 徐州随车起重 机厂向中东地区出口了20台随车起重机。 这表明国产随车起重机已达到了一定的 水平, 可在国内外市场中占有一席之地。预计在今后10年中, 随车起重机的市场 需求仍会保持强劲的增长势头。 1.3.2 国外轮胎起重机的发展过程与发展趋势 1.3.2.1国外轮胎起重机的发展过程 轮式起重机最初是以诞生于 1869 年的蒸气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变化过程。 充气轮胎式起重机是本 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了广泛应用。 早期的轮式起重机大多采用机械传动的桁架式吊臂。 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开发。到 80 年代末, 中小吨位的轮式 起重机已几乎全采用液压伸缩式吊臂, 仅有一部分大吨位汽车起重机仍采用桁 架式吊臂。60 年代末期, 特别是从 70 年代开始, 随着大型筑、石油化工、冶炼 设备、水电站等大型工程的发, 对轮式起重机的起重吨位、工作效率和安全性提 出了更高要求。由于当时设计方法与设计技术的成熟, 液压技术、电子技术、汽 车工业的发展以及新型高强度钢材的不断出现, 使轮式起重机有可能向大型化 发展, 并且在普通轮胎式起重机的基础上开发出越野轮胎起重机, 随后又开发出 全地面起重机。全地面起重机是由德国哥特瓦尔德公司和 P 也可使单件小批量 生产的方式改换成具有相当批量和规模的模块生产 , 实现高效率的专业化生 产。 1.3.3 轮胎起重机的市场分析 目前, 轮式起重机的主要生产国为日本、美国、德国、意大利和法国等, 生 产厂商有100 家以上, 但著名的世界级大公司仅有10 来家, 如德国利勃海尔公 司、德马泰克公司, 美国格鲁夫国际公司、特雷克斯起重机公司、林克贝尔特 公司, 日本多田野公司、加藤公司等。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和以德国为主的欧洲市场。亚洲约占世界 年销售台数的40% , 北美和欧洲各占20% , 世界其他地区占20%。 日本市场 1.4 底架的发展概况 1.4.1 底架的发展现状 起重机的吊臂、回转平台、人字架、底架（车架大梁、门架、支腿横梁等） 等金属结构式起重机的重要组成部分， 起重机的个工作机构的零部件都是安装或 支承在这些金属结构上的。起重机的金属结构是起重机的骨架，它承受起重机的 自重及作业时的各种外载荷。 组成起重机金属结构的构件比较多，其重量通常占 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 6页共 38页 整机重量的一半以上，耗钢量大。因此，起重机金属机构的合理设计，对减轻起 重机自重、提高起重性能、节约钢材、提高起重机的可靠性均有重要意义。 轮式起重机底架的作用，一是将起重机旋转部分的载荷传递给支腿；二是装 置起重机的行走部分。 轮式起重机底架通常有纵梁和横梁组成。底架可制成由两 根纵梁和两根横梁组成的长方形平面框架结构。对于平面框架结构，为了增加底 架的刚性，在框架中间须加装若干联系横梁和斜撑为了支撑起重机的旋转部分， 在底架中部装有旋转机构的大齿圈和环形管道，因此底架中部可称为转台底座。 轮式起重机的底架也可以制成由一根纵梁和两根横梁组成的底架结构（俗称 整体箱型或大箱型底架） 。由于这种结构形式的底架较平面框架式底架的抗扭刚 度大，一次可以减小或消除抬腿现象。且制造构件少。近年来得到更广泛应用。 1.4.2 底架的发展趋势 底架是许多工程机械的主要承载部件。一般说来它的结构形状复杂，尺寸较 大，载荷工况多变，是复杂的高次超静定薄板、梁、块体组合结构。底架设计是 否合理，其制造质量的优劣都直接影响整机的性能及经济性。设计底架时必须考 虑使其具有足够的静强度和刚度。 显然使用传统的计算方法不能得出受力和变形 的全面而准确的结果，不能实现优化设计。 1.5 设计方法概述 参照现行轮胎起重机的设计方法和设计理念，确定如下设计的基本过程： （1） 对整机进行受力分析，计算与底架计算有关的参数。 （2） 对底架形式进行分析选择，确定一种底架形式。由于 QLY2 轮胎起重 机属于小型起重机，因此底架的选择应该更多的往减轻质量的方面考 虑。 （3） 确定一种底架形式以后，将底架进行简化计算。将底架由回转平台分 解为前后两个部分，分别对纵梁和横梁进行受力分析，强度校核，腹 板局部稳定性计算。 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 7页共 38页 2 主要参数的确定 1底盘总长约mL5= 2回转中心到后轴中心距离约mL2 . 2= 则分底架前半部分长约m9 . 2b1=，后半部分长约m9 . 2b2= 图 2.1 整机受力示意图 3上车及吊重质量gkG37502000%355000=+= 4纵梁的抗弯和抗扭惯性矩分别约为 4 b mmI 8 105=， 4 kb mmI 8 102= 5选用 16Mn 钢作梁查工程机械设计规范知 许用正应力 PaM233= 许用切应力 PaM135= 6倾覆力矩 ()() 3bb LGLGRqQ0.1KM 3 +=（2-1） QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 8页共 38页 7支腿跨距 起重机在失稳时的倾翻线，由起重机的支腿尺寸或轮胎尺寸确定，最危险的倾翻 线是在该工况下整个重量 （包括吊重和自重）的重心离该倾翻线垂直距离最短的 那一边。显然，在轮式起重机中不论使用支腿或不适用支腿吊重时，最危险的失 稳工况是吊臂在垂直于侧方倾翻线的位置上。所以，在考虑起重机稳定性时， 都 是以吊臂位在侧方的工况为基准，在这工况下起重机必须保证最低的稳定性。 支腿围绕回转中心横向对称分布，纵向由于回转中心靠后和安装位置的限制， 因 此要使 b1 大于 b2。见图 2.2 支腿分布图 图 2.2 支腿分布图 支腿横向跨距 支腿跨距的确定完全从稳定角度出发， 支腿横向外伸跨距的最小值是要保证起重 机在正侧方吊重的稳定， 即在起吊临界起重量时，全部重量的合力将落在支腿中 心上，也就是要使支腿中心线 A 内外的力矩处于平衡状态，即 ()()() ()()aRQqarGaGalGalG b3 +=+ 2113 （2-2） 则支腿横向跨距之半为 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 9页共 38页 () qQGGGG rGlGlGRQq a b b + + = 123 1133 （2-3） 式中，G1、G2、G3、Gb 分别为上车、下车、配重和吊臂（不计吊钩）的重量， 以力表示；l1、l2、l3、r 分别为其重心离回转中心的距离。而支腿横向跨距的选 取，应大于或等于公式求得的值的两倍。 支腿纵向跨距的确定， 原则上与横向跨距的确定一样，条件也是在支腿中心线内 外的力矩要平衡 ()()()() ()() 1111112213 bRqQbrGblGblGblG b +=+ （2-4） 则支腿在前方里回转中心距离为 () 2 2 123 112233 1 l QqG G a qQGGGG rGlGlGlGRqQ b b b + = + + = （2-5） b GGGGG 321 += （2-6） =1.25G=6250kg m274. 0b min1 = 支腿在后方里回转中心的距离为： 8最大额定起重量：2000kg 9回转速度：02r/min； 10起升速度：7m/min； 11变幅速度：215m/min; 12起升高度： 13本章小结 本章给出了 QLY2 轮胎起重机的主要性能参数，包括底盘总长，倾覆力矩，支腿 跨距，最大额定起重量，回转速度，起升速度，变幅速度，起升高度等，为后面 底架总体的设计奠定了基础。 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 10页共 38页 3底架设计方案的确定 31 底架形式的分析比较 轮胎式起重机底架的作用，一是将起重机旋转部分的载荷传递个支腿，二是 装载起重机的行走部分。 一般分为平面框架式结构和整体箱式结构，两种结构形 式各有优点和缺点。 其中衡量底架刚度的一个标准就是抬腿量，抬腿量是由于抬 腿现象产生的。为了增强底架的刚度，必须尽量消除抬腿现象。 抬腿现象是指轮式起重机在打起支腿起重时，由于受到反对称载荷的作用，底架 仅由三条支腿支撑，有一条支腿离地的现象。 3.1.1 平面框架式底架 底架由两根纵梁和两根横梁组成的长方形平面框架的结构形式即为平面框架式 底架。图 3.1 为 QLY16 轮胎起重机底架的结构简图。纵梁和横梁都是箱型截面， 纵梁可制成箱型变截面的形式。对于平面框架式结构，为了增加底架的刚性， 在 框架中间必须加装若干联系横梁和支撑。为了支撑起重机的旋转部分，在底架中 部装有旋转机构的大齿圈和环形滚道，因此底架中部可称为转台底座。底架简图 如图 3.2 所示 图 3.1QLY-16 轮胎起重机底架结构简图 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 11页共 38页 图 3.2 平面框架式底架简图 1-纵梁 2-横梁 3-联系横梁 4-斜撑 5-转台底座 6-支腿 3.1.2 整机箱型底架 底架由一根纵梁和两根横梁组成的底架结构既是整体箱型底架或称大箱型底架， 如图 3.3 所示。由于这种结构形式的底架较平面框架式底架的抗扭刚度大，因此 可以减少抬腿现象或消除抬腿现象，且制造构件少，近几年得到更广泛应用。 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 12页共 38页 图 3.3 整体箱型底架简图 3.1.3 两种形式底架的比较 平面框架式底架结构和整体箱型底架结构各有优点和缺点， 为了便于分析和 选择，现将两种结构形式的底架列表进行比较。 表表 3.43.43.43.4 平面框架式底架与整体箱型底架比较平面框架式底架与整体箱型底架比较 平面框架式底架整体箱型底架 强度一般一般 结构较复杂简单 相对质量较轻较重 经济性一般较好 制造工艺简单复杂 消除抬腿现象一般减少抬腿或完全消除 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 13页共 38页 计算简单复杂 发展趋势由单框架向多框架发展 3.2 底架方案的选择 通过上述图表可知，平面框架式底架相对质量轻，经济性较好，但是对于抬 腿现象没有很好的解决办法；整体箱型底架结构比较简单，抗扭刚度较好，能够 减少或者消除抬腿现象，但是制造工艺较复杂，相对质量较重。两种结构方案各 有优势，鉴于 QLY2 轮胎式起重机属于小型起重机，考虑到整机质量小以及起重 量方面的因素限制，本设计采用平面框架式底架结构设计方案。 3.3 本章小结 本章主要阐述了底架开发设计的方案选择， 并就平面框架式底架和整体箱型 底架的结构、强度、经济性等各个方面进行了比较。最后根据具体需要确定了本 设计采用平面框架式底架。 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 14页共 38页 4 平面框架式底架的设计计算 框架式底架（如图 4.1a）上的外力垂直作用于框架平面，因此这种底架结构 计算简图属于高次超静定的空间刚架。一般考虑底架在转台支撑处得到加强， 计 算时，通常将转台支撑圈视为刚性平面，于是，刚性平面将底架截分为前后两个 部分。平面框架式底架的前部空间框架如图 4.1b 所示。经过处理可将连系横梁 折算为图 4.1c 所示的结构。为了便于计算，将支腿反力 a V 和 b V 转化为刚架节点 处的对称载荷 1 P （如图 4.1d）以及反对称载荷 2 P （如图 4.1e） 。导出平面框架式 底架的计算公式。 图 4.1 底架计算简图 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 15页共 38页 4.1 平面框架式底架的内力计算 （一）由对称载荷引起的内力 底架在垂直刚架平面的对称载荷 P1（如图 4.2a）作用下，刚架重点切口处 有三个未知内力 （图 4.2） ， 根据结构在对称载荷作用下反对称力内力等于零可知： X2=0,X3=0。因此刚架切口处只有一个未知内力 X1,其方程为： 0 1111 =+ P X （4-1） 式中 P1 为外载荷在刚架中点引起的转角，由图 4.2c 和图 4.2d 可知，在图 示情况下 P1 =0，故 X1=0。由于超静定三个内力均等于零，故底架在对称载荷 作用下可按静定简图计算 则在对称载荷作用下纵梁的最大弯矩和剪力为 弯矩 2 0 11 Gb PM bb = 剪力 2 1 G PQb1=（4-2） QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 16页共 38页 图 4.2 对称载荷作用下的底架计算简图 （二） 由反对称载荷引起的内力 底架在反对称载荷作用下，刚架中点切口处也有三个内力，由于对称结构在 反对称载荷作用下对称内力为零，因此只有两个未知内力 1 Z及 2 Z(图 4.2a） 。若 将横梁取为分离体，则横梁的受力简图如图 4.3b 所示。 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 17页共 38页 图 4.2 反对称载荷作用下的底架计算简图 以横梁为平衡体写出力矩平衡方程式 () 2112 222aPaZaZPMK=+= （4-3） 令使纵梁弯曲的力 12 ZPP=（4-4） 使纵梁扭转的扭矩 1 aZm=（4-5） 将式（4-4）和式（4-5）代入（4-3）中可得 a m PP+= 2 （4-6） 由（4-6）可知，反对称载荷 P2 可分解为使纵梁受弯的力 P 和使纵梁受扭的 扭矩 m 两部分。由于横梁所承受的弯矩很小，因此横梁的弯曲变形也很小。于 是假定在底架变形过程中横梁无弯曲变形而保持直线的关系。 据此可以绘制出底 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 18页共 38页 架纵梁在力的作用下产生扭矩变形时的底架变形图（图 4.4） ，图中横梁保持直线 关系旋转一个和纵梁绕度的几何关系为 af=（4-7） 图 4.4 底架变形图 由纵梁和横梁节点处的变形协调条件可知， 横梁的转角与纵梁的扭转角在节 点处相等，均等于。 根据胡可定律可写出纵梁的变形与外力间的关系式 mC PCf 2 1 = = （4-8） 其中 1 C-纵梁弯曲柔度系数()Nmm/ 2 C-纵梁扭转柔度系数()mmN/1 将式（4-8）代入（4-7）中，则得 P aC C m 2 1 =（4-9） QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 19页共 38页 2 2 2 1 1 1 P Ca C P + = 2 aP=(4-10) 则 2 2 1 1 1 Ca C a + = (4-11) 将(4-11)代入(4-6)得 ()aPam 2 1=(4-12) 将(4-12)代入(4-5)得 () 21 1PaZ=(4-13) 式中 a 称为反对称载荷分配系数，反对称载荷 P2 按 a 的比例分解为纵梁弯 曲的载荷 P 和使纵梁扭转的载荷 m。 a 系数与纵梁的弯曲柔度系数 C1 及扭转柔度 系数 C2 有关。 见图 4.3b 由纵梁转角与横梁扭转角在节点处相等的条件，可列出节点处变形协 调方程 kabb GI aZ EI bZ EI Pb 22 2 2 =(4-14) 由此解得内力 Z2 为 ka b b GI EI b a P Z + = 1 5 . 0 2 (4-15) 见图 7b，纵梁悬臂端的绕度为 bb EI bZ EI Pb f 23 2 2 3 =(4-16) QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 20页共 38页 将式（4-15）代入式（4-16)中，则得 PCP GI EI b a EI b f ka b b 1 3 1 75. 0 1 3 = + = 则 + = ka b b GI EI b a EI b C 1 75 . 0 1 3 2 1 （4-17） 纵梁臂端的扭转角为 mC GI mb kb 2 = kb GI b C= 2 （4-18） 其中 b I与 kb I为纵梁抗扭惯性矩， a I与 ka I为横梁抗弯和抗扭惯性矩。 则反对称载荷作用下纵梁的最大弯矩、扭矩惯性矩和剪力为 弯矩 22 ZPbMb= 扭矩mMkb= 2 （4-19） 剪力PQb= 2 综上对于 QLY2 轮胎起重机的纵梁 对称载荷 kN VV P BA 5 . 22 2 1530 2 1 = + = + = 反对陈载荷 () kN VV P ba 5 . 7 2 1530 2 2 = = = 弯曲柔度系数 C1 和扭转柔度系数 C2 按式（4-17）和式（4-18）计算得 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 21页共 38页 + = ka b b GI EI b aEI b C 1 2 1 1 1 75. 0 1 3 + = 85 83 3 385 83 10125 . 3 108 . 0 102101 . 2 103 . 2 102 . 1 1 75 . 0 1 102101 . 23 103 . 2 Nmm/10252. 2 8 = kb GI b C 2 2 = mmN= = /110255. 1 103 . 2108 . 0 1031. 2 10 85 3 反对陈载荷分配系数，按式（4-12）计算 2 2 1 1 1 Ca C + = 6482 . 0 10255 . 1 10575 . 0 10252 . 2 1 1 1062 5 = + = 反对陈载荷 2 P按比例分解为使纵梁弯曲的载荷P 由式（4-2）和（4-19）得纵梁得最大弯矩、扭矩和剪力为 弯矩 21kk MMM+= QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 22页共 38页 21 0 11 2 ZPb G bP k += 和使纵梁扭转的载荷m，按式（4-11）和（4-13）计算 kNPm kNPP 07.38575. 0 2 . 188)6482 . 0 1 ()1 ( 99.121 2 . 1886482 . 0 2 2 = = 使纵梁弯曲的力矩 2 Z，按式（4-15）计算 ka b GI EI b a Pb Z + = 1 1 2 1 5 . 0 kN16.64 10125. 3108 . 0 1072 . 5 101 . 2 1031 . 2 10575 . 0 1 31 . 2 99.1215 . 0 85 85 3 3 = + = 纵梁得最大弯矩、扭矩和剪力，见图 4.3 和图 4.4 弯矩 20 0 1121 2 ZPb Gb bPMMM bb +=+= mkN= += 65.504 16.6431 . 2 99.121 2 70 31 . 2 4 . 139 扭矩 mkNmMkb=07.38 剪力 P G PQQQ bbb +=+= 2 121 kN39.22699.121354 .139=+= QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 23页共 38页 4.2 平面框架式底架得强度校核 4.2.1 强度理论 在进行结构强度设计时需要有机械所服役的环境与载荷下的强度判据， 包括 特征参数及其临界值， 借以判断其是否有足够的强度。例如在大气中进行简单拉 伸，强度判据的特征参数是主应力，临界值是屈服点值。长期以来，人们根据对 材料破坏现象的分析提出各种各样的假说， 认为材料的某一类型的破坏是由某种 因素所引起的，这种假说通常就称为强度理论。 目前较常用的有四种强度理论，由于材料的破坏按其物理实质可分为脆断和 屈服两类形式，所以，强度理论也就相应地分为两类。 第一类强度理论是以脆断作为破坏标志的，其中包括最大拉应力理论和最大 伸长线应变理论。 4.2.1.1 最大拉应力理论 这一理论是根据最大正应力理论经过修正而得到的。 由于最大正应力理论是 最早提出的强度理论，所以也称最大拉应力理论为第一强度理论。它的根据是： 当作用在构件上的外力过大时， 其危险点处的材料就会沿最大拉应力所在截面发 生脆断破坏。 这一理论对于脆断原因所作的假说是：最大拉应力1 是引起材料 脆断破坏的因素， 也就是认为不论在什么样的复杂应力状态下，只要构件内一点 处的三个主应力中最大的拉应力1 达到材料的极限值jx， 材料就会发生脆断 破坏。 至于材料的极限值jx，则可通过任意一种使试件发生脆断破坏的实验来 确定。所以根据这一强度理论的观点，脆断破坏条件是: 1=jx(4-20) 由于将式(a)右边的极限应力除以安全系数 k 就得到材料的容许拉应力,因 此,对于危险点处于复杂应力状态下的构件,按第一强度理论所建立的强度条件 为: 1(4-21) 应当指出,上式中的1 必须为拉应力。在没有拉应力的三向压缩应力状态下， QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 24页共 38页 显然是不能采用第一强度理论来建立强度条件的。 4.2.1.2 最大伸长线应变理论 这一理论是根据最大线应变理论经过修正后得到的。 由于最大线应变理论是 在最大正应力理论之后提出的，因此，也将最大伸长线应变理论称为第二强度理 论。这一强度理论的根据是：当作用在构件上的外力过大时，其危险点处的材料 就会沿最大伸长线应变的方向发生脆断破坏。这一理论对脆断原因所作的假说 是：最大伸长线应变1是引起材料脆断破坏的因素；也就是认为不论在什么样 的复杂应力状态下，只要构件内一点处的最大伸长线应变1达到了材料的极限 值jx，材料就会发生脆断破坏。与前述道理相同，材料的极限值jx同样也可 通过任意一种使试件发生脆断破坏的实验来确定。 对于在单向拉伸试验时试件沿 横截面发生脆断破坏的材料， 就可以同单向拉伸试件在拉断时的线应变作为材料 的jx 。如果这种材料知道发生脆断破坏时都在线弹性范围内工作，即服从虎 克定律: jx jx E =(4-22) 式中的jx就是单向拉伸试件在拉断时其横截面上的正应力。于是，按照这 一强度理论的观点，脆断破坏条件是: 1 jx jx E =(4-23) 而由广义虎克定律公式: 1123 2213 3312 1 () 1 () 1 () v E v E v E =+ =+ =+ (4-24) 可知，在复杂应力状态下一点处的最大伸长线应变为: 1123 1 ()v E =+(4-25) 所以，式（c）又可改写为: 123 ()v+jx(4-26) QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 25页共 38页 将上式右边的jx除以安全系数 k 即得到材料的容许拉应力，故对危险点 处于复杂应力状态下的构件，按第二强度理论所建立的强度条件应该是: 123 ()v+(4-27) 在以上分析中引用了广义虎克定律，所以，按照这一强度理论所建立的强度 条件应该只适用于以下情况，即材料直到发生脆断前都在线弹性范围内工作。 第二类强度理论是以出现屈服现象或发生显著的弹塑性变形作为破坏标志 的，其中包括最大剪应力理论和形状改变比能理论。这两个理论在塑性理论中即 为屈雷斯卡屈服条件和密赛斯（VonMises）屈服条件。 4.2.1.3 最大剪应力理论 这一理论又称为第三强度理论。 它的根据是： 当作用在构件上的外力过大时， 其危险点处的材料就会沿最大剪应力所在截面滑移而发生屈服破坏。 这一理论对 屈服破坏原因所作的假说是：最大剪应力max是引起材料屈服破坏的因素：也 就是认为不论在什么样的复杂应力状态下，只要构件内一点处的最大剪应力 max达到了材料的极限值jx，该点处的材料就会发生屈服破坏。至于材料的极 限值jx同样可以通过任意一种使试件发生屈服破坏的试验来确定。 对于像低碳 钢这一类的塑性材料， 在单向拉伸试验时材料就是沿斜截面发生滑移而出现明显 的屈服现象的。这是试件在横截面上的正应力就是材料的屈服极限s，而在试 件斜截面上的最大剪应力（即 45斜截面上的剪应力）等于横截面上正应力的 一半。于是，对于这一类材料，就可以从单向拉伸试验中得到材料的极限值jx 为： 2 S jx =(4-28) 所以，按照这一强度理论的观点屈服破坏条件是： max 2 S jx =(4-29) 此外，在复杂应力状态下一点处的最大剪应力为 max(13)(4-30) 其中:1和3分别为该应力状态下的最大和最小主应力。所以，式（h）又可 改写为： (13)s(4-31) QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 26页共 38页 将上式右边的s 除以安全系数 k 即得到材料的容许拉应力，故对危险点 处于复杂应力状态的构件，按第三强度理论所建立的强度条件是： (13) (4-32) 4.2.1.4 形状改变比能理论 这一理论通常也称为第四强度理论。它对屈服破坏原因所作的假说是：形状 改变比能 ud是引起材料屈服破坏的因素；也就是认为不论在什么样的复杂应力 状态下，只要构件内一点处的形状改变比能 ud达到了材料的极限值 udjx，该点 处的材料就会发生屈服破坏对于像低碳钢这一类的塑性材料， 因为在拉伸试验时 当横截面上的正应力达到s时就出现明显的屈服现象，故可通过拉伸试验的结 果来确定材料的 udjx值。 根据公式: 222 122331 (1) ()()() 6 d v u E + =+ (4-33) 将1=s，2=3=0 代入，从而求得材料的极限值 udjx为： 2 (1) 6 djx v us E + = (4-34) 所以，按照这一强度理论的观点，屈服判据 ud=udjx可简化为： 222 122331 1 ()()() 2 S += (4-35) 再将上式右边的s 除以安全系数 k 得到材料的容许拉应力，于是，对于 危险点处于复杂应力状态下的构件，按第四强度理论所建立的强度条件是： 222 122331 1 ()()() 2 + (4-36) 式中：1、2和3是构件危险点处的三个主应力。 各种强度理论的适用范围： 1)不论是脆性材料还是塑性材料，在三向拉伸应力状态下，都会发生脆性断 裂，宜于采用最大拉应力理论。 2)对于脆性材料，在二向拉伸应力状态下应采用最大拉应力理论。 3)对于像低碳钢这一类的塑性材料，在除了三向拉伸应力状态以外的各种复 杂应力状态下，材料都会发生屈服现象，以采用形状改变比能理论为宜。 4)在三向压缩应力状态下，不论是塑性材料还是脆性材料，通常都发生屈服 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 27页共 38页 破坏，故一般应采用形状改变比能理论。 4.2.2 底架的强度校核 根据前面底架的内力分析，可以发现，前车架受力较大，后车架受力较小， 故不必验算后车架的强度，只在安装轴和泵送系统处采取一些加强措施。 4.2.2.1 起重臂在正后方时底架的强度校核 起重臂正后方时，C 点（回转中心）和 D 点（底架重心）受到的力 比较大。 5 7.2096 C M=10 Nm 4 1.545 SC F=10Nm 5 6.7693 D M=10 Nm 4 18.545 SD F=10 Nm 对弯曲中性轴的静矩： 22 *22 (2 )(2 ) () 2424 Z L HLtHt Syy =() 抗弯惯性矩为： 33 33 124 24 (2 ) 1212 2000(2002 14)14 1212 1.3088 Z LHLtt I m m (2 ) = 900 (9002) =10 =10 梁弯曲截面系数为: 22 22 933 22 (2 ) 66 2000(2002 14)14 612 2.09 Z LHLtt W mm m (2 ) = 900 (9002) =10 =10 正应力校核: QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 28页共 38页 5 6 max max 23 7.209 2.09 34.5233 Z MN MPa Wm MPaMPa 10 =10 10 = m 切应力校核： * max 22 22 max 2 (2 ) (2 ) ()() 22424 sz Z s Z FS I t FL HLtHt yy I t = = 22 max max 4 236 24 (2 )(2 ) 288 18.5453 2.09 2 1.30880.0144 7.9135 s Z FLHLt Ht I t N m mm MPaMPa = 10 =1010 10 = 主应力校核： 钢板焊接接缝处的正应力和切应力都接近最大值， 两者的联合作用使这点的 主应力比较大。 所以必须选择适当的强度理论作校核，为此先求出该点的正应力 C和切应力C、正应力D和切应力D。 9002 0.436 2 mmmm ym 14 = 5 6 24 7.20960.436 24 1.3088 Cy C Z M C N mm MPa Im 10 =10= 10 5 6 24 6.76930.436 22.6 1.3088 Dy D Z M D N mm MPa Im 10 =10= 10 此时: ()() 22 *22 2 2 2293 23 (2 )(2 ) () 2424 20002 149002 142000900 436436 2424 1.3024 Z L HLtHt Syy m m =() =10 =10 *423 6 24 1.5451.3024 0.55 22 1.3088 SZ C Z F CSNm MPa I tmm 1010 =10= 100.014 QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 29页共 38页 *423 6 24 18.5451.3024 6.59 22 1.3088 SZ D ZC F DSNm MPa Itmm 1010 =10= 100.014 按第四强度理论进行校核。第四强度理论的相当应力为: C 处 2222 4 324324.02233 r MPaMPa=+=+ 0.55 = D 处 2222 4 322.6325.3233 r MPaMPa=+=+ 6.59 = 在这种工况下，底架箱形结构满足条件。 4.2.2.2 起重臂在正前方时底架的强度校 起重臂正前方时，C 点（回转中心）受到的力比较大。 5 max 3.6502 C MMN=10 m 4 max 18.251 sSC FFN=10 对弯曲中性轴的静矩: 22 *22 (2 )(2 ) () 2424 Z L HLtHt Syy =() 抗弯惯性矩为: 33 33 124 24 (2 ) 1212 2000(2002 14)14 1212 1.3088 Z LHLtt I m m (2 ) = 900 (9002) =10 =10 梁弯曲截面系数为： 22 22 933 22 (2 ) 66 2000(2002 14)14 612 2.09 Z LHLtt W mm m (2 ) = 900 (9002) =10 =10 3 正应力校核： 5 6 max max 23 3.6502 2.09 17.5233 Z MN MPa Wm MPaMPa 10 =10 10 = m 切应力校核： QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 30页共 38页 * max 22 22 max 2 (2 ) (2 ) ()() 22424 sz Z s Z FS I t FL HLtHt yy I t = = 22 max max 4 236 24 (2 )(2 ) 288 18.2513 2.09 2 1.30880.0144 7.8135 s Z FLHLt Ht I t N m mm MPaMPa = 10 =1010 10 = 主应力校核： 钢板焊接接缝处的正应力和切应力都接近最大值， 两者的联合作用使这点的 主应力比较大。 所以必须选择适当的强度理论作校核，为此先求出该点的正应力 C和切应力C、正应力D和切应力D。 9002 0.436 2 mmmm ym 14 = 5 6 24 3.65020.436 12.2 1.3088 Cy C Z M C N mm MPa Im 10 =10= 10 此时 ()() 22 *22 2 2 2293 23 (2 )(2 ) () 2424 20002 149002 142000900 436436 2424 1.3024 Z L HLtHt Syy m m =() =10 =10 *423 6 24 18.5451.3024 6.59 22 1.3088 SZ C Z F CSNm MPa I tmm 1010 =10= 100.014 按第四强度理论进行校核。第四强度理论的相当应力为： 2222 4 312.2316.7233 r MPaMPa=+=+ 6.59 = 在这种工况下，底架箱形结构满足条件。 4.2.2.3 起重臂右侧时底架的强度校核 起重臂在正后方时， D 点（底架重心）受到的力比较大。 5 max 3.88194 D MMN=10m QLY2 轮胎起重机设计开发(底架设计开发) 第 31页共 38页 5 max 10.636 sSD FFN=10 5 max 3.6183 D TTN=10 m 正应力校核： 5 6 max max 23 3.88194 2.09 18.6233 Z MN m MPa Wm MPaMPa 10 =10 10 = 切应力校核 弯曲切应力校核： * max 22 22 max 2 (2 ) (2 ) ()() 22424 sz Z s Z FS I t FL HLtHt yy I t = = 22 max max 4 236 24 (2 )(2 ) 288 10.6363 2.09 2 1.30880.0144 2.9135 s Z FLHLt Ht I t N m mm MPaMPa = 10 =1010 10 = 扭转切应力校核： max 22 (2 )(2 ) t TT WHLHt Lt = 2000 2.22 900 Lmm mm Hmm = 由材料力学中表 12-1 采用插值法求得： 0.251= ()() max 22