QAY50起重机总体研究及优化臂架毕业论文.doc

吉林大学本科毕业设计QAY50起重机总体研究及优化臂架毕业论文1.1 QAY50起重机基本特点（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景，提高起重性能，使材料的机械性能得到进一步利用;（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、液压先导控制阀、液控操纵回路，使回转抗冲击能力增强、操纵更加方便;（5）演压辅件采用新型锥面密封与O型圈相结合的双重密封，提高管路密封性。（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，己适应其他吨位产品的开发。1.2 起重机用途及类型1.2.1 起重机的用途在一定范围内垂直提升和水平搬运重物的多动作起重机械。又称吊车。属于物料搬运机械。起重机的工作特点是做间歇性运动，即在一个工作循环中取料、运移、卸载等动作的相应机构是交替工作的。 中国古代灌溉农田用的桔臂架型起重机的雏形。14世纪，西欧出现了人力和畜力驱动的转动臂架型起重机。19世纪前期，出现了桥式起重机；起重机的重要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金属材料制造，并开始采用水力驱动。19世纪后期，蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机。20世纪20年代开始，由于电气工业和内燃机工业迅速发展，以电动机或内燃机为动力装置的各种起重机基本形成。 起重机主要包括起升机构、运行机构、变幅机构、回转机构和金属结构等。起升机构是起重机的基本工作机构，它们大多是由吊挂系统和绞车组成，也有通过液压系统升降重物的。运行机构用以纵向水平运移重物或调整起重机的工作位置，一般是由电动机、减速器、制动器和车轮组成。变幅机构只配备在臂架型起重机上，臂架仰起时幅度减小，俯下时幅度增大，分平衡变幅和非平衡变幅两种。回转机构用以使臂架回转，是由驱动装置和回转支承装置组成。金属结构是起重机的骨架，主要承载件如桥架、臂架和门架可为箱形结构或桁架结构，也可为腹板结构，有的可用型钢作为支承梁。1.2.2 起重机的类型起重机根据结构的不同可以分为：桥架型起重机。可在长方形场地及其上空作业，多用于车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸，有梁式起重机、桥式起重机、龙门起重机、缆索起重机、运载桥等。臂架型起重机。可在圆形场地及其上空作业，多用于露天装卸及安装等工作，有门座起重机、浮游起重机、桅杆起重机、壁行起重机和甲板起重机等。塔式起重机。一般用在工地上，吊运物资。门座起重机。一般用于港口哦。另外，起重机也可以根据驱动方式、工作类型、机动性和用途等进行分类。图1-1 桥式起重机图1-2 臂架型起重机图1-3 塔式起重机图1-4 门座式起重机1.3 起重机国内外发展概况1.3.1 国内起重机发展历程我国随车起重机的生产起步较晚，到70年代末，全国生产的随车起重机产品品种还很单一，生产规模很小，到80年代，随车起重机产品的品种及产量均呈增长趋势，近几年来，随车起重机在国内市场的产销总量增长势头更猛，从行业统计结果可以看出，1999年市场总量为1000台左右，2000年市场总量约为1300台，2001年市场总量约为1700台，目前的市场总量约为2000台。 全国生产随车起重机的厂家约有10多家，主要企业有徐州随车起重机公司、石家庄煤矿机械厂、山西长治清华机械厂、武汉汽车起重机厂、湖南专用汽车制造厂等。另外，近年锦州重型机械股份有限公司与韩国广林特装车株式会社组建的合资公司也开始涉足随车起重机领域，且发展势头良好；常林股份有限公司与奥地利的PALFINGER公司也将开始合作生产随车起重机。 徐州随车起重机公司组建于2001年9月，在消化吸收国外先进技术的基础上生产SQ系列伸缩臂式、折叠臂式随车起重机，并由航天部定点生产国防工程专用随车起重运输装填车、雷达车等产品，其产品曾批量出口伊拉克等国家。近两年来，依靠技术创新，取得了较快发展，2002年开发了近20个新产品，在国内处于领先地位，成为我国随车起重机行业的后起之秀。石家庄煤矿机械厂是我国较早生产直臂卷扬随车起重机的工厂，其产品风格和日本多田野TM-23系列相似，具有一定的市场覆盖率。山西长治清华机械厂是航空航天部直属企业，早期生产直臂式随车起重机。该厂引进瑞典希亚伯（HIAB）公司生产技术后，生产折臂式产品，无起升机构，采用变幅方式进行重物升降，具有欧洲产品的风格。武汉汽车起重机厂是较早生产随车起重机的厂家，其产品为直臂式卷扬起重机，与东风、解放及黄河汽车配套，可在汽车底盘的尾部又加装了10t液压绞盘，特别适合于电业部门抢险与施工需要。湖南专用汽车制造厂始建于1950年，系湖南省机械行业重点企业，是国家计委、国家经贸委和机械工业部在全国唯一定点的随车起重运输车生产基地。主要产品有随车起重运输车、自卸车、厢式车、运输加油车、后装压缩式垃圾车等。 由于我国随车起重机起步于70年代，相对较晚，而且发展速度不快，只是近几年才有较大发展，和国外相比，还有很大的差距。具体表现在： 品种少、产量低 我国随车起重机现处于初级发展阶段，品种较少。中小吨位重复较多，至今尚未形成大、中、小完整的系列，年产量只相当于国外一个厂家的生产能力。 起重力矩小，技术水平低 我国随车起重机以直臂卷扬为主，受国内汽车底盘的限制，起重力矩小，其他性能指标也一般低于国外先进产品。目前国内企业对随车起重机的研究开发投入很少，液压系统、控制系统的技术水平也有一定差距。 安全装置不齐全，操作不方便 我国随车起重机仅装有起升高度限位及平衡阀、溢流阀等一般安全装置，全部为手动操作。而国外早已将电子技术广泛运用到随车起重机上，如带有微电脑的力矩限制器及防倾翻保护器等，并且已实现了有线与无线遥控。 4功能单一 我国随车起重机以起重作业及运输功能为主，而国外随车起重机均有多种附具，主要加装在吊臂头部，如工作斗、抓斗、高空作业平台、各种抓具、夹具、吊篮、螺旋钻、板叉、装轮胎机械手、拔桩器等，使随车起重机具备了一机多用的功能。另外，国外一些厂家进一步开发了铁路专用随车起重机等专用产品。 外形不美观 我国随车起重机设计单调，忽视了和汽车外形的协调，而国外对随车起重机的着色非常严格，不仅在外形和着色上实现和卡车的一体化，还要求和城市的景观相协调。图1-5 国内起重机 1.3.2 国外起重机发展概况发展超大型起重机由于各重点工程向大型化发展，所需构件和配套设备重量不断增加，对超大型起重设备的需求日趋增长。1992年200t以上伸缩臂式起重机的世界销量为90台，到1997年增至130台。德国厂商在起重机大型化发展进程中处于领先地位。世界市场150y以上的大吨位起重机多数是由利渤海尔和德马泰克公司提供的。利渤海尔LTM1800型是目前世界最大AT产品，起重量800t，安装朝装之后型号变更为LTM1000t。该机售价为540万德国马克。上述三种机型在行驶状态需拆下吊臂等装置分别进行运输。 德马泰克公司1997年推出的AC650安装超装置后，最大起重量可从650t增至800t。该机售价500万德国马克。AC650时目前世界上起重对为最大的整装式伸缩臂起重机，行驶状态下不需拆下吊臂分别运输。住友建机、多天野和加藤公司曾于1989年相继推出360t汽车起重机。住友建机在90年代开发出80t250t共4种AT产品。多田野也在90年代相继推出100t550t共6重特大型AT产品。加藤公司则研制成NK5000型500t汽车起重机。目前日本生产的特大型起重机仅在国内销售。 “迷你”起重机大量涌现起重机向微型发展，是适应现代建设要求而出现的新趋势。10年前开发的神钢RK70（7t）是世界首台装有下俯式凋敝的“迷你”（MiMi）RT产品。目前下俯式吊臂已成功移植到德马泰可AC25（25t）和加藤CR-250（250t）等较大吨位起重机上小宋公司曾在上世纪90年代初、中期相继推出了装有下俯式吊臂的LW80(8t)和LW100-1(10t)“迷你”RT。据资料介绍，LT300型与LT500型是世界首批装有全自动水平伸缩副臂轮式起重机。它们将轮式起重机公路行驶能力与专用伸缩臂架技术融为一体，且具有塔机功能，可越过屋顶或其它障碍物靠近作业面，能期待小型自行架设塔机或大型叠臂式随车起重机。伸缩臂结构不断改进利渤海尔LTM1090/2(90t)和LTM1160/2型(160t)AT产品，采用了装有“Telematik”单缸自动伸缩系统的卵圆形截面主臂。这种卵圆形截面主臂在减轻结构重量和提高起重性能方面具有良好的效果。目前卵圆形吊臂已列入利渤海尔产品标准部件，装有世界最长的7节84m卵圆形截面主臂的LTM1500型（500t）AT产品，也采用这种单缸伸缩系统。格鲁夫开发的单缸伸缩系统要早于利渤海尔公司，单格鲁夫早期采用的单缸伸缩系统伸缩速度较慢。此外，德马泰克大吨位起重机主臂也采用卵圆形截圆。 格鲁夫GMK6250(250t)和GMK5180(180t)两种AT产品。采用了装有双销双锁自动伸缩系统的U形截面主臂，伸缩速度较快（平均9m/s左右）。伸缩系统由电子式起重机操作装置控制，可将主臂自动伸直各种选定臂长。据报道，美国谢迪格鲁夫工厂将采用德国工厂的主臂制造技术，原有体形主臂将被淘汰，原因是焊接工艺复杂，造成成本高。 数据总线技术得到应用利渤海尔LTM1030/2型（30t）是世界首台装有数据总线管理系统的高技术双轴AT产品。该机采用CANBUS（控制域网总线）技术，完成发动机传动系统各功能之间的数字式数据传输和电子控制。CANBUS总线及电气、液压、绳长和风力等数据又被输入到LSB控制装置之中。LSB控制装置式Liccon起重机控制系统的组成部分，可对整个系统数据流及监控特性进行编程。采用数据总线管理系统，可降低起重油耗及排放值，简化布线，提高整机可靠性于维修方便性。目前已有多中新机型装有LSB系统数据总线（包括TM1500）。格鲁夫GMK6250和GMK5180也采用了数据总线技术静液压传动起重机进入市场 首台静液压传动起重机是原克虏伯公司1992年研制的双轴KMK2035型（35t）AT产品。瑞士Compact Truxk公司1993年推出的双轴ct2(35T)AT产品式世界第一台投放市场的静液压传动RT起重机。意大利Rigo公司在1994年推出了RT200(20t)静液压传动RT起重机。随后Compack Truck公司在1997年推出了两种采用静液压传动的3轴ct3（70t/80t）全地面起重机。该机装有8节7.1m40.5m主臂，最大时速75km/h。采用静液压传动，上车发动机即可驱动起重装置，还可驱动行走装置。此外，可将发动机横向装在上撤回转式操纵室后部起到整体式配重作用。据介绍，某些机型采用静液压传动后，可大约减重1/3。混合型起重机得到发展过去10年中日本RT产品居世界领先地位，许多产品装有传统型号不具备的适于公路行驶的驱动装置，因而可在日本公路合法行驶。这样就促使用户对欧美制造厂商也提出了新要求。据报道，1997年世界RT产品总销量2800台，美国为1250台。 起重机工业中除了许多新概念设计。Compack Truck公司双轴CT2型（35t）、三轴CT3型（70t80t）和2000年推出的4轴/6轴（110t/150t）AT产品，打破了传统驱动模式，采用静液压传动，装有下俯式主臂，整体结构紧凑。 德马泰克双轴AC250型(25t)、加藤双轴CR-250型(25t)AT产品和格鲁夫3轴ATS40型(36.3t)全地面汽车起重机也属于混合型起重机，前两种机型也属于混合型起重机。 汽车起重机也在不断发展为与RT和AT产品抗衡，汽车起重机新技术、新产品也在不断发展。近年来汽车起重机在英、美等国市场的复兴，使人们对汽车起重机产生新的认识，随着工程起重机各机种间技术的相互渗透与竞争，汽车起重机灰在世界市场中继续占有一席之地。 随车起重机产销量不断增长上世纪80年代末和90年代，国外随车起重机发展极其迅速。世界年总产量已达10万台左右。发展趋势是多功能、大型化，已开发出装有6-8节伸缩臂产品。液压系统油缸压力已达30-33Mpa，比10年签约提高50%，从而导致油缸尺寸的缩小，可在油泵规格不便或略有减小的情况下，提高油缸工作速度。遥控装置也有可能获得更广泛的使用。图1-6龙口昱华500吨图1-7 格鲁夫(GROVE)轮式起重机系列图1-8万国(NATIONAL) 随车式起重机1.4 课题研究内容及重要意义（一）研究徐州重型QAY50型起重机为例对起重机的臂架进行分析和改进：（1）起重机整机及校核计算（2）臂架计算（3）轮距计算（4）整机尺寸计算另外，根据起重机设计规范， 对起升机构、回转机构、臂架强度、伸缩油缸的稳定性等进行设计计算。工作量A0图纸2张，A1图纸一张，三维的有限元分析。（二）随着经济建设的迅速发展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通，机场，港口，水利水电，市政建设等基础设施的建设规模也越来越大，市场对大吨位起重机的需求将大大增加。1.5 研究方法(一) 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。它的发展与应用，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，而且己成为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。(二) 有限元设计有限元设计是根据离散原理求解数学、物理问题的一种数值计算方法。它能整体、个别、多功能随意组合，进行静力、动力、电场、磁场等分析。对完成结构复杂的系统分析十分有效，现己在起重机结构计算中应用。(三)改进设计改进设计方法可根据产品要求，合理的确定和计算各种参数， 以期达到最佳的设计目的。(四)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，即用计算机对机构与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。61第1章 QAY50起重机的总体设计2.1 QAY50起重机主要参数的确定表2-1 行使状态主要参数类别项 目单位参数与尺寸尺寸参数整机全长mm12200整机全宽mm2750整机全高mm3200轴 距一、二轴mm2850二、三轴mm1725轮 距mm2340前 悬mm3000后 悬（不计备胎）mm2038重量参数行驶状态总质量kg36800轴荷一轴kg12200二、三轴kg24600行驶参数行驶速度最高行驶速度km/h70最低稳定行驶速度km/h2底盘参数发动机型号D6114ZLQ1B发动机功率kW/(r/min)205/（2200）驱动型式64钢板弹簧片数油气悬挂轮胎规格14.00R24轮胎数（不包括备胎）6表2-2 起重作业状态主要参数类别项 目单位参数与尺寸主要性能参数最大额定总起重量t50最小额定工作幅度m3最大起重力矩基本臂1739.5最长主臂721.3最长主臂+副臂417支腿距离(全伸)纵 向m7.375横 向m6.8起升高度基本臂m10.4最长主臂m38.5最长主臂+副臂m53.4起重臂长度基本臂m10.2最长主臂m38最长主臂+副臂m38+152.2 底盘轮轴的布置QAY50全地面起重机底盘的轮轴(也称桥)布置有多样形式。驱动桥的数目取决于所需的牵引力的大小,然而某轮轴总数,取决于整机的重量。换言之,轮轴数目受到轮轴许用载荷的控制。一根轮轴的许用载荷取决于桥壳强度和轮胎的许用负荷。但还必须考虑到道路和桥梁的标准的许用承载能力。我国的公路工程技术标准规定公路车辆的单后桥轴荷最大为13吨，而双后桥为212吨。将QAY50全地面起重机总重除以许用轴荷可得到最少的轮轴数目。由于转向桥上转向阻力矩与轴荷成正比，为减少转向力，减轻驾驶员疲劳强度，转向桥的轴荷希望小一些，同时，为减少转向力矩，转向桥常用单胎，故许用轴荷必然是用双胎轴荷的一半。在采用液压转向装置的QAY50全地面起重机中，转向桥的轴荷可以大一些。见参数表1-1。图2-1驱动桥的虚拟装配图采用64-(1)+2 方式布置轮轴驱动型式。表示法:2轴数2驱动桥数目-前桥数目+后桥数目(驱动桥加括号)。如图2.2所示。图2-2 驱动桥布置图设前桥希望得到的轴载荷为R1,上车行驶状态的重量为G0 ,其重心离回转中心距离为,下车重量为 ,其重心离后桥中心线的距离为,上车回转中心离后桥中心线的距离为x(在后桥中心线前为正号,在后为负号),轴距为L。如图2-2所示。则 回转中心线到2，3桥中心线的距离x，对QAY50全地面起重机的总体设计有十分总要的意义，例如上车和下车工作装置的布置，轴荷的分配，全车重量的分配等等。这些都是本次毕业设计的重点。根据起重机设计手册的要求，再结合参数表，取得已知数据，带入公式进行计算。计算过程和原理，具体如下。计算的数据将纳入总体设计中，并参与车身图纸的绘制。图2-3 回转中心布置图若已知 ，则x可得：式中=12200、 L=3000、=12200、=24600、 =2000、 =500。由公式可得QAY50全地面起重机的回转中心距离2、3轴中心线的距离为4。2.3 QAY50全地面起重机轮胎的选取图2-4 轮胎尺寸规格表2-3轮胎的速度级别速度标志速度/km速度标志速度/km速度标志速度/kmF80M130S180G90N140T190J100P150U200K110Q160H210L120R170V240表2-4轮胎的载荷能力负荷级别对应层级负荷级别对应层级负荷级别对应层级A2E10J18B4F12L20C6G14M22D8H16N24根据资料，可知轮胎系数：14.00-24、帘布层数16、花纹越野60km/h以上速度时的最大负荷能力4200kg、充气压力4.0kg/cm 轮胎外径13658。若一轴上有轮胎x个，则其轴荷R不应大于在相应速度小的轮胎负荷P； R轮胎负荷的速度系数最高行驶速度70/h ；r=1.0时 危险行使稳定行驶速度2/h。 r=2 所以轮胎选用合适。2.4 底盘主要尺寸的确定QAY50全地面起重机底盘的轴距L是总体设计的较主要的参数设计，可参照同类起重机确定。它将决定和影响整机的长度、吊臂长度，转弯半径、底盘重量和轴荷的分配等。起重机底盘的轴距L的大小直接影响到起重机的行使性能、重量和总体布置。它受到总长度的控制。在全地面起重机中吊臂探出车长，一般都在两米左右，在起重机中还要大些，为34m左右，回转平台尾部一般也略伸出车架外，故一般起重机底盘长度限在79m以下。底盘长度是由前悬长度和后悬长度及轴距形成的。当QAY50全地面起重机选用通用的汽车底盘时,要根据QAY50全地面起重机通用的载重量和载重后的总重量来选择。底盘长度是由前悬长度、后悬长度和轴距形成的。在QAY50全地面起重机中，轮胎间距以不能夹石块为宜，一般取515cm左右。因此底盘长度和轴距的关系见下式：前悬的距离取决于发动机的位置、驾驶室的形式及所需的轴荷分布。前悬距离长，则前桥轴荷大，接近角小。前悬距离一般为轴距L的3040%左右，但在采用前悬下沉式驾驶室时，前悬距离还要大一些。而后悬距离主要取决于后支腿离上车回转中心的距离，一般也为3040%左右。轴距还受到上车回转平台尾部长度的控制。因为QAY50全地面起重机回转中心常靠近在后桥轴线左右。轴距要保证回转平台可以自由回转，故不能太小了。一般回转平台尾部长度，取决于平台上各机构的布置和配重的位置。全地面起重机的轴距长短也影响行驶的平顺性和稳定性，轴距短、重心高的全地面起重机行驶时前后起伏摆动较烈，轴荷移动系数也大。为了保证行驶纵向稳定性，应使轴距大于重心高度的2倍左右。QAY50全地面起重机的重心高度在1.2m左右。这就确定了QAY50全地面起重机的轴距和轴荷见参数表。 图2-4 臂架长度则由以上理论，可确定QAY50全地面起重机的尺寸为：L=12200mm、lF=2000mm、LF=3000mm、Lr=2038mm、L1=2850mm、L2=1725mm。如图2-3所示。2.5 QAY50全地面起重机轮距的确定QAY50全地面起重机的轮距B往往按所采用的通用底盘的轮距。轮距小，车架宽度就窄，影响车架受力情况。轮距大对QAY50行驶时的横向稳定和不用支腿吊重时的稳定有利，但受起重机总宽的尺寸的限制。轮距的尺寸，是指同一桥上左、右两轮中心的距离。在双胎时，指双胎中心之间的距离，故同样条件下双胎时的轮距比单胎的反而小。图2-5 轮距图根据工厂的制造条件和我国路况的限制，结合作业实际情况的需要。轮距取2340mm，单胎形式。即b=2340mm，全机总宽B=2750mm 。如图2-5所示。2.6 QAY50发动机主要性能指标的选择 QAY50全地面起重机的主要参数：发动机额定功率及额定转速。发动机应满足工程机械作业工况和行驶工况的动力要求，发动机功率越大则工程机械的动力性能越好，但功率过大会使发动机功率的利用率降低，燃料经济性能下降，动力传动系统的质量也要加大。因此，应合理地选择发动机功率。工程机械作业过程中，工作阻力变化范围大，载荷波动频率大，经常选用发动机每小时的标定功率作为工程机械发动机的额定功率，及其额定转速。在初选发动机功率时，应参照国内外同类起重机，同级别且动力性能相近的工程机械，初步确定发动机功率。按工程机械最大车速计算：若已知给定了工程机械最大车速，选择发动机的功率应大于等于，但不小于 最高车速行驶时的行驶阻力速率之和，即式中：-发动机额定功率，KW-传动系的传动效率，视工程机械的传动类型，传动系的组成而定G-工程机械重量,Nf-滚动阻力系数,轮式工程机械一般取f=0.03-工程机械最高行使速度 km/h-空气阻力系数,工程机械一般取 =0.8A-工程机械在前进方向上的投影面积所以=205 KW，选取D6114ZLQ1B发动机。行驶用的下车发动机功率很大,发动机很昂贵,起重机上车发动机的额定功率为下车发动机的额定功率的1/3。2.7 QAY50全地面起重机吊臂尺寸的确定根据实际工况的需要，QAY50全地面起重机工作装置最大举升高度为38.5m，基本臂（第1节臂）举升高度为10.4m；所以设计手册和工厂的实际制造经验将举升臂的总长设计为38m，基本臂长10.2m。由本设计说明书可知，第三章计算出举升臂为4节，采用U型截面。图2-6 臂架结构图2-7 臂架截面根据公式 = +0.14 ，四节的尺寸依次为：455660、420600、385540、350480 （mm）第2章 QAY50起重机吊臂设计与计算 图3-1 臂架QAY50起重机吊臂设计是本次毕业设计的重点内容,优化起重机吊臂来完成对于起重机的优化设计.为提高起重机的起重作业性能，最直接的办法就是减轻起重吊臂的质量。根据查阅国内外资料,决定采用U形臂,U型吊臂是液压伸缩式的，变幅是用刚性的变幅油缸来实现，故吊臂是个悬臂梁受弯构件。吊臂自重和吊臂重心直接影响其中性能，不同的伸缩方式使吊臂自重和重心位置在吊臂伸缩过程中起着程度不同的作用。在起重特性相同时，顺序伸缩机构的吊臂可以比同步伸缩机构的设计的轻一些，这是因为后者伸缩的危险截面、位置变化较多，不易做成变截面结构。吊臂全伸和全缩时，重心位置一定，与伸缩方式无关。但是在相同的中间臂长作业时，同步伸缩的吊臂重心距回转中心较近，起重性能可以提高。收缩式吊臂有多节，节数视起升高度而定。伸缩式U型吊臂的基本臂可做成直臂形，也可以做成折叠臂。吊臂由两节箱形断面的臂组成，其最下一节为基本节，基本节下端铰装在转台上，由变幅液压缸改变其倾角。吊臂为两节伸缩式，在基本节内叠套有顶臂，利用装在臂内的伸缩液压缸使吊臂伸长，从而使起升高度或工作幅度发生变化（一些中吨位汽车起重机吊臂由三节或四节组成，大吨位汽车起重机可多至10多节）。吊臂的伸缩由伸缩液压缸和顺序阀来控制。吊臂内装有伸缩液压缸和顺序阀，伸缩时，压力油经过顺序阀进入顺序阀使两节伸缩臂一起伸出，伸到最长位置以后，顺序阀接通伸缩液压缸油路，使伸缩液压缸推动一节臂（顶臂）继续伸出，吊臂缩回时顺序相反，这种机构又能使各节臂顺序伸缩，其操作简便，动作可靠。起升系统由低速大扭矩轴向柱塞马达驱动，通过双速型直圆柱齿轮减速器、平行槽式卷筒带动钢丝绳及吊钩。3.1 QAY50全地面起重机吊臂各节尺寸的确定QAY50全地面起重机主吊臂的最大长度x是由基本臂机构长度l10和伸缩臂外伸长度组成：式中、 为伸缩臂的伸缩长度,而伸缩长度往往取决于同一长度, 则外伸长度 = = 。为第二、三节臂缩回后外露部分的长度，一般也取同一数值a0.25m。若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a0即为基本臂的工作长度：= + = 。而带入公式，则得：式中k为吊臂的节数，取决于吊臂的最大长度和基本臂长度。基本臂工作长度可以取得比公式大一些，但受到整车极限长度的限制。而主吊臂最大长度取决于最大起升高度。如表3-1。表3-1起重机吊臂节数最大起升高度（m）10-1515-1920-2930-40吊臂节数(K)22-33-44-5搭接长度力求短些，以减轻吊臂重量。但是太短了，将使搭接部分反力增大，引起搭接部分吊臂的盖板或侧板局部失稳，同时也使吊臂的间隙变形增大。因此，搭接长度要选的适当，一般为伸缩臂外伸长度（吊臂较长者取后者，较短者取前者，同步伸缩者可取后者）。由设计参数表可得，最大起升高度为38.5m，则查出k=4 。此时可计算得： =38.5m 、 =10.2m 、=（0.2-0.25） 所以，38.5=10.2+3 、 =9.43m、 搭接长度了 =0.2 、=0.5m又根据实际工厂的制造经验，变幅油缸和吊臂铰接点的位置确定如下：变幅油缸到大臂末端铰接处的长度约占基本吊臂全部伸出长度的0.47。由上述结论可得=4700mm。3.2 QAY50起重机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。3.3 QAY50起重机吊臂受力分析 3.3.1 QAY50起重机吊臂受力规律QAY50全地面起重机的截面形式已经确定，根据起重机设计手册可知：不同的起升高度和起升幅度决定了起重机的起重量。下面3个图就是在起升不同高度不同幅度时臂架受力图。通过图片可以更直观的看出起升高度和起升幅度对起重量的决定作用。臂架带载伸缩时的主要载荷有：1.臂架搭接处的摩擦力；2.伸缩臂和货物重量在臂架轴线方向的分力；3.起重钢绳分支拉力。通常在臂架最大仰角状态时计算伸缩阻力。图3-2起升角度30度图3-3起升角40度图3-4 起升角60度通过观察图片总结规律：可以得出起重机受力分析在QAY50全地面起重机4节臂全部伸出，举升到最高处（举升角为80），并工作负载为额定最大起重量（10t）。此时，QAY50起重机举臂最容易折断，这种情况下进行强度和刚度校核。如果此时满足强度和刚度，则其他情况下必然符合要求。在对QAY50起重机举臂进行强度和刚度校核的时候，把举臂抽象为理想化的模型。对外界环境也模拟为理想化环境，对于当地风载荷，以及外界各种影响均忽略，在此环境下计算。3.3.2 QAY50起重机吊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， =10t、 =1050kg、 =1.15、m=1、 =0.98计算得到：T=138370N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=1.15X（10000+1050）X9.8=124533.5N 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：e1-臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心距 e2-臂端导向滑轮与吊臂轴线的偏心距 -伸缩臂在变幅平面倾角=58868-41608=17260NM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=R+ T1，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 表3-2 摆角 类型摆角 轻型中型重型特重3 456=4,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 =3635 NM3.3.3 U形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5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=0 的情况下，仅由变幅平面横向载荷引起的臂端挠度Z-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 Z=13mm K-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-吊臂在旋转平面的临界力吊臂在轴向压力F=0 的情况下，仅由旋转平面侧向载荷引起的臂端挠度y 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。3.3.4 U形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，故旋转平面的临界力，按下式计算 E=200Gpa式中： -由伸缩臂在旋转平面的支承条件决定的长度系数，此处取2-由变截面伸缩臂决定的长度系数；-起升钢丝绳影响的长度系数；-第一节臂（基本臂）的截面惯性矩。变截面吊臂决定的长度系数箱型伸缩臂是一个双向压弯构件，同时也是一个阶梯形变截面构件，计算公式如下：式中：-第i 节臂伸出后的长度与吊臂全长比；-第i 节臂的截面惯性矩；-第一节臂（基本臂）的截面惯性矩。计算如下：F=+2Fh =bb1 =l2h = 表3-3 臂架受力R基本臂0.00360.0190.00330.00120.22450.27二节臂0.003360.0190.0030.00100.21450.52三节臂0.003080.0190.00270.00100.20450.77四节臂0.00280.0170.00220.0090.18451 则 可带入公式,计算出: =0.77起升绳长度系数伸缩臂采用油缸变幅，起升钢丝绳对吊臂产生有利影响。长度系数可由下式计算:Ney=可知道 =1.34104N变幅平面的临界力求临界力时，伸缩臂在变幅平面情况与旋转平面主要有两点不同:一是吊臂在变幅平面的计算简图是简支外伸梁，由支承情况决定的长度系数 可根据具体支承情况得到；二是起升绳拉力方向的改变在旋转平面中对吊臂旁弯起维持平衡的作用，而在变幅平面不起这个作用，因此在求临界力时不必顾及起升绳拉力方向的影响，即变幅平面临界力计算式为: 变幅平面的臂端挠度变幅平面内的箱型多节伸缩臂在臂端横向载荷的作用下产生的弯曲变形,若伸缩臂有K节,则臂端挠度可按以下公式计算:同理可求: 旋转平面的臂端挠度参照伸缩臂在变幅平面由侧向载荷引起的臂端挠度的计算方法可以写出伸缩臂在旋转平面由侧向载荷引起的臂端挠度的计算式，其中不同的是伸缩臂在变幅平面按简支外伸梁计算，而在旋转平面则按悬臂梁计算。便可得到旋转平面中吊臂挠度相应计算式。原理和变幅平面相同,得到=0.069m则可得 校核结果,此举臂在这种工况下刚度合适.3.3.5 伸缩臂的强度校核 伸缩臂计算截面角点正应力直接可按下式计算：、表3-4 臂架受力基本臂0.00320.0072993860980235480373325二节臂0.00290.0066736860723235391154965三节臂0.00240.0072479860466235284381967四节臂0.00200.0081172603635123321384则可根据材料力学和材料成型技术等专业课，推算出举臂材料为合金结构钢，其为885mpa。第3章 QAY50起重机举升臂有限元分析在 ANSYS环境下进行优化设计，存在设计变量、状态变量及目标函数三类变量。由于吊臂的长度是由起重机作业范围确定的，不能改变，优化设计变量应是截面参数，即截面形状和壁厚参数。因而吊臂的优化设计归结为其截面的参数优化设计问题。状态变量制约设计变量的取值，是设计变量的函数，而对状态变量的约束则构成了约束方程。吊臂设计中，为保证强度、刚度，可设定应力和位移为状态变量，控制应力和位移的大小以达到吊臂的强度和刚度要求。目标函数为吊臂的重量，最终使重量最轻。而对于吊臂而言，计算应力、变形的精确模型应为有限元模型D，即需要建立参数化有限元分析模型。由于优化过程是不断在设计域内进行搜索以寻求最优解，这样有限元分析过程就得反复进行，亦即有限元分析的整个过程是作为优化设计中的一个文件，并进一步生成优化循环文件，以便优化过程反复调用，若是有限元模型较大，则分析时间长，优化迭代时间也就很长。4.1 伸缩吊臂结构分析QAY50起重机采用四节伸缩式U形吊臂，各节臂之间可以相对滑动，靠它们搭接的上下滑块来传递作用力。基本臂根部与转台通过水平销轴铰接，且其中部还与变幅液压缸铰接，可实现吊臂在变幅平面内自由转动。吊臂伸缩采用一级伸缩液压缸、双绳排滑轮机构（两伸、两缩）以实现二、三、四节吊臂同步伸缩。解决这样一个变截面板壳模型受力问题，比较行之有效的方法是有限元法。故我们应用此法，并采用功能强大、技术上非常成熟的商用有限元软件ANSYS为工具来进行分析。基于吊臂的实际工况较多,现仅以全伸臂工况为例，进行QAY50起重机伸缩吊臂结构有限元的分析过程。 4.2 伸缩吊臂有限元模型建立 (一) 实体建模 考虑到吊臂的重量，在解算时由ANSYS自动计算。为确保其重心位置的正确性，必须以吊臂的真实工况位置（仰角）进行建模，亦即先要计算仰角的大小，再激活工作平面（workplane），将工作平面旋转角，在工作平面内造型。各节臂的筒体由薄板构成，取中面尺寸造型。基于基本臂的尾部及四节臂的头部结构异常复杂且刚性很大，故将其简化成实体，利用ANSYS强大的造型功能，如：拉伸、移动、拷贝、布尔加减运算、粘接等，可方便地建模。 (二) 单元选取及网格划分 图4-1 网格板采用板壳元Shell63来离散。Shell63是一种4节点线弹性单元，它遵循基尔霍夫假定，即变形前垂直中面的法线变形后仍垂直于中面，而且这种单元可以同时考虑弯曲变形及中面内的膜力，比较符合吊臂的实际受载情况。实体单元选用8节点的6面体单元Solid45。 考虑到每节臂之间都有搭接部分，不易选中，且大部分板厚都不一样，若是每块板逐个进行网格划分，效率低下，容易出错，为此我们先在实体模型上指定属性，即赋予所有实体需划分的单元、材料特性、实常数等，然后由程序一次对所有板、块进行网格划分，同时也避免了在网格划分操作中重复设置属性。若是对某些网格形状不满意，则可对这部分重新进行划分，因为重新划分时，可删除已有的网格，但不会删除所指定的属性。 最终形成吊臂的有限元模型规模. 各节臂筒体采用自由（free）及映射（mapped）方式划分。滑块处采用扫掠（sweep）划分，以保证其形状为六面体。整个网格划分，控制单元形状尽可能规则，避免形状畸形。 (三) 滑块接触处模型处理 由于吊臂工作时，各节臂之间靠