CL01-093@东风金霸随车起重运输车改装设计
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-093@东风金霸随车起重运输车改装设计,机械毕业设计车辆工程
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I nts nts 1 第 1章 绪 论 1.1 概述 随车起重运输车是指安装在汽车底盘上 ,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，又称随车吊，属于物料搬运机械。 随车起重起重运输车是安装在普通载货汽车上的一种起重设备，主要由稳定支腿、回转基座、吊臂总成、吊钩等组成。随车起重机和载货汽车操纵系统是完全分开的，所以随车起重机既能够实现起重作业，又不影响汽车底盘的载货运输。随车起重机的应用非常广泛，因其机动灵活等特点，在许多工况下都可代替中小型汽车起重机进行起重作业，深受广大用户的欢迎。 1.2 随车起重运输车发展现状 1.2.1 随车起重运输车行业发展分析 1 国际环境：近年来，国际工程机械市场需求景气指数一直向好发展。 2004年全球工程机械整机销售额达到 1050亿美元，增长 20%。目前国际市场发展表现主要特征为：一是制造基地和市场明显向中国转移，零部件采购全球化；二是制造商之间重组整合步伐加快；三是大部分企业变为产品开发和组装厂，关键零部件均为外包生产采购；四是 100 马力以下的小型工程机械发展迅速；五是租赁市场增长很快。据工程机械权威机构英国工程咨询公司预测，全球未来 4-5 年内将继续保持 良好的市场发展环境。 汽车行业运行状况。 06年卡车市场在轻微卡市场的带动下稳步增长，而中重卡市场则还碍着去年调整的余威，在翻身路上举步维艰。今年一季度卡车市场共计产销451062辆和 421211辆，同比增长 5.37%和 5.5%。其中， 3月份产销 204014 辆和 207508辆，同比增长 6.06%和 2.69%，比 2月份分别增长了 50.86%和 71.15%。 从市场上不难看出，国家实施的宏观调控压缩基建投资对中重型卡车的影响的确显著。此外，就是迟迟没有恢复启动的汽车消费信贷对商用车市场的制约影响。从银行角度来说， 商用车消费信贷比轿车消费信贷的情况更复杂，风险也更大。但是对于越来越趋于高端、同时售价也越来越昂贵的中重型卡车来说，卡住了信贷的资金流，无疑就是抑制了消费者的消费需求。 影响卡车市场的因素就是执行不力、屡禁不止的超载超限现象。这种现象的长期存在，始终动摇着用户对现有公告产品的信任，动摇着用户对运输市场长期投入的信任，进而对卡车的销售直接产生影响。 nts 2 汽车起重机行业运行状况。据国内主要汽车起重机生产厂家分析， 2006年汽车起重机市场将呈现小幅下滑的发展趋势。其中 8-12吨等小吨位汽车起重机市场容量将继续保持一定 的下降速度，这在一定程度上将有利于大吨位随车起重机的发展。但据有关人士分析，专业吊装行业的盈利能力相对高于物流行业，这又是对随车起重机市场发展的不利因素。另外，国内随车起重机行业起步较晚，目前的产品与同吨位汽车起重机相比，在技术性能上（如臂长、起升高度等等）还有一定的差距，在一定时期内完全取代小吨位汽车起重机还不可能。 从国际看，油价的攀升、国外随车起重机企业对国内吞并；从国内看，国家宏观经济调控的长期持续、固定资产投资结构的持续调整、汽车行业与起重机行业的低迷、目前随车起重机行业存在的不规范以及随车起重机 企业间产品同质化、不正当竞争等，对随车起重机市场的发展将带来一定的风险。 随着国家对基础建设投入的增加，特别是劳动力成本的提高，将给随车起重机发展提供一个机会，其发展的空间将十分广阔。另一方面，目前我国随车起重机的底盘销量只占卡车销售量的 1，而日本随车起重机底盘销量占卡车销量的 25%左右，欧美也在 20%左右 ,，随着我国汽车产业的快速发展，将给随车起重机行业带来新的发展机遇。 目前国内随车吊的产销量还比较低，从 2001 年到 2003年产销量一直在 1200台左右徘徊。从 2004 年的 1-9 月，据我分会统计，销量 已经达到了 1262台，比 2003年同期相比，增长了 30%。可以说这个阶段是随车吊增速最快的一个时期。那么与其他工程机械以及汽车起重机相比，要受到宏观调控的影响还是较小的。 工程起重机产品的结构与发达国家相比，有很大的不同。我国目前仍然是以汽车起重机为主。数据显示，从日本我们了解到各大机型，例如随车吊、汽车越野吊和轮胎吊来看，日本随车吊占 80%、轮胎吊占 1.9%、越野吊占 7.6%、履带吊占 2.5%，而在我国今年的市场情况看，今年随车吊占 9.8%、汽车吊占 87%、越野轮胎吊占 1.4%、履带吊占 1.5%。 这是我国产品结构的一个缩影。 我国随车起重机的发展并不火爆的原因有以下两点 ： 1、 我国随车吊的起步比较晚，认识度比较低，宣传力度不大 ： 2、 我国劳动力成本较低，我国物流发展程度影响我国的产业政策，对随车吊的发展形成了瓶颈。 但是我相信随车吊这一产业在我国有比较大的发展空间，是一个非常有前途的产业。那么随着我国经济的发展，随车吊市场会逐步的成熟，会以较快的速度来发展，现在国外的产品在中国的销售，将有助于提高我国随车吊产品的档次，促进市场的繁nts 3 荣。我相信我们国内的随车吊市场会有一个比较好的市场前景。 1.2.2 我国随车 起重运输车发展现状 1、技术水平落后 由于我国随车起重机起步相对较晚，最初是湖南专用汽车制造厂（大汉汽车制造有限公司）引进日本技术开发了国内的产品。和国外产品相比，还在技术上还存在一定的差距。 （ 1） 我国随车起重机现处于初级发展阶段，品种较少，由于中国载货汽车以 5-8吨为主，所以国内企业随车起重机产品主要集中的 3-8 吨的品种，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。 （ 2） 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。 （ 3） 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。 （ 5） 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。 2、研发能力薄弱 中国企业还不够重视随车起重机的技术开发投入，没有哪一个企业愿意花费大的人力、物力去开发和培育市场，这导致随车起重机的应用价值远未开发出来。 在欧美等发达国家的企业视用户为上 帝，不是流于形式，而是通过仔细的市场研究后，对市场将来需求什么产品有一个预测，然后开发出更加满足和符合用户需求的产品来引导和指导市场消费。他们想在用户的前面、走在用户的前面，始终处于主动地位。而国内企业仅仅是被动地跟着用户走，缺乏市场开拓意识，主动性不强。 随车起重机在产品的研发方面没有取得突破性的进展，其原因主要有：国内企业制造水平和工艺装备落后，企业对制造水平、工艺装备的投入比较少，新的产品就算nts 4 是设计出来了也制造不出来。应该说，国内企业对随车起重机的研发多数处在产品系列的扩展和功能扩展水平上，产品的 研发同企业的经济效益、国内基础元器件、产品售价、市场需求量等都有密切的关系。 3、产业政策制约 随着行业不断发展，目前随车起重机统一执行汽车公告与“ 3C”认证管理制度，同时列入特种设备的管理范畴。 国家将随车起重机列入公告管理是一把双刃剑：一方面，提高了进入门槛，规范了产品市场秩序，保护了现有的随车起重机生产厂商的利益；另一方面，它影响了随车起重机与汽车底盘的组合，阻碍了随车起重机的发展，主要体现在：一种规格的随车起重机安装一种载货汽车必须上一个产品公告和“ 3C”认证；随车起重机只能进行新车 的改装；随车起重机列入特种设备管理，就面临着多头管理、重复检查。 从国外该产品的行业规范来看，我国实行的政策确实对随车起重机发展有一定的制约，因此目前没有一个厂家会把所有可用于装配随车起重机的底盘都拿去完成公告的申报。而检测过程的烦琐、检测费用的昂贵、公告周期的漫长、效率低下、审批批准的不一致性、执行部门的随意性等问题都影响着随车起重机厂的生产销售和用户的使用。 4、品牌意识缺失 国内随车起重机企业宣传意识普遍淡薄，很多企业根本不做宣传或几乎没有什么新的宣传手段。目前很多物流公司对随车起重机 的了解很有限，有的根本不知其为何物。至于市场上目前都有哪些品牌的随车起重机，就更无从谈起了。 国内随车起重机最大的优势就是价格低廉，但随着国外随车起重机企业以合资等方式不断入侵，国内企业仅以原有价格优势将难以与之全面抗衡，国内新兴的随车起重机行业也面临重新洗牌的局面。 目前，全国生产随车起重机的主要企业有徐州徐工随车起重机公司、石家庄煤矿机械厂、湖北程力起重机有限公司等。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开始涉足随车起重机领域，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。 因此，面对企业利润率不断下降的微利时代，随车起重机企业必须选择差异化竞争谋求生存发展的空间，抢占市场占有率、扩大利润空间，而尽快树立起国内随车起重机的自有品牌形象也是当务之急。 1.3 本课题研究的意义 全面训练资料查询能力和专业知识综合运用能力，综合训练独立设计能力和工程nts 5 设计软件的应用能力，提高独立工作能力和素质。 由于随车起重运输车在民用方面表现出比较良好的发展趋势，它在一定程度上节省了劳动力，一车两用，一车多用是它的最大特点，它在一定程度上节省了劳动力，在工程 、运输等市场得到广泛推广。在社会上，它给社会提供了适用的车辆，满足了社会需求，给人类带来了更多的便利。所以对随车起重运输车的研究意义重大。因此，本课题设计研究的内容，对于全面提高学生工程设计能力和素质，研究随车起重运输车改装设计等问题具有重要的现实意义和良好的使用意义。 nts 6 第 2章 随车起重运输车总体设计 2.1 随车起重运输车的总体布置 2.1.1 总体布置的设计 随车起重运输车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件。使取力装置、回转装 置、支腿机构等其他附件与选定的汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能的要求。在进行总体布置时应遵循以下原则。 1、 尽量避免对汽车底盘个总成位置的变动 因为一些总成部件位置的变动，不仅仅会增加成本，而且也可能影响到整车的性能。但又是为了满足个工作装置的性能要求，也需要做一些改动，如截断原汽车底盘的后悬、对油箱和备胎架的位置做适当的调整。但调整的原则是不影响整车性能。 2、 应满足工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥 3、 装载质量、轴载质量分配等参数的估算和校核 为适应汽车底盘或 总成件的承载能力和整车性能要求，在总布置初步完成后应对某些参数，其中最主要涉及的是装载质量的确定和轴载质量的分配进行估算和校核，这些参数对整车性能有很大影响。若不能满足要求，应修改总体布置方案。 4、 应避免工作装置的布置对车架造成集中载荷 5、 应尽量减少随车起重运输车的整车整备质量，提高装配质量 由于专用汽车工作装置的增加，使得专用汽车的整备质量比同类底盘的普通货车要增加。据统计，一般自卸车要增加耗材 5%10%，一般罐式车要增加耗材 15%25%，因此，减少整备质量，充分利用底盘的装载质量，增大质量利用系数，是专 用汽车改装设计过程中要追求的主要指标之一。 6、 应符合有关法规的要求 应对整车的长、宽、高、后悬等尺寸在相关法规中有明确的规定，一定不能超出标准要求。 2.1.2 整车总体参数的确定 图 2.1所示为东风金霸随车起重运输车的外形图，其发动机的外特性如图 2.5所示，整车的有关参数见表 2.1 和表 2.3。 nts 7 图 2.1 东风金霸随车起重运输车外形图 表 2.1 东风金霸随车起重运输车计算有关的整车参数 名称 符号 数值与单位 发动机最大功率 emP102kw 发动机最大功率时的转 速 pn2000r/min 发动机最大转矩 emT1430N m 发动机最大转矩时的转速 tn1300 r/min 车轮动力半径 dr0.38m 车轮滚动半径 r 0.395m 主减速比 0i4.72 汽车列车迎风面积 A 5.63m2 汽车列车总质量（满载） am6495kg 2.1.3 取力器的布置 除了少量专用汽车的工作装置因考虑工作可靠的要求而配备专门的动力驱动外（例如部分冷藏汽车的机械制冷系统），绝大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车底盘自身的发动机为动力源，经过取力器，用来驱动齿轮液压泵、真空泵、柱塞泵、轻质油液压泵、自吸液压泵、水泵、空气压缩机等，从而为自卸车、加油车、牛奶车、nts 8 垃圾车、随车起重运输车、高空作业车、散装水泥车、拦板起重运输车等 诸多专用汽车配套使用。因此，取力器在专用汽车的设计和制造方面显得尤为重要。 根据取力器相对于汽车底盘变速器的位置，取力器的取力方式可以分为前置、中置、后置 3 种基本形式，每一种基本形式有包括若干种具体的结构。 此次设计的随车起重运输车的结构形式是前置的，综合多方满考虑，取力器的取力方式为中置式变速器侧盖取力。 2.1.4 轴荷分配 汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载状态下，各车轴对支承平面的垂直载荷，可以用载荷的绝对值表示，也可以用占空载或满载质量的百分比表示。 轴荷分配直接影响轮胎寿命和汽车使用性能。而汽车的 发动机布置和驱动形式对轴荷分配有显著影响。影响和决定轴荷分配的因素主要包括以下几个方面： 设计轴荷必须符合国家标准规定的车辆最大允许轴荷限值； 从轮胎磨损均匀和使用寿命相近考虑，每个车轮的载荷应相差不大； 为了保证汽车有良好的动力性和通过性，希望驱动桥应有足够大的载荷，从动轴载荷可以适当减小； 为了保证汽车的操纵稳定性，希望转向轴的载荷不要太小。 GB1589 2004道路车辆外廓尺寸、 轴荷及质量限值中对不同类型汽车的最大允许轴荷限值如表 2.2 所示。 表 2.2 汽车及挂车单轴的最大载荷的最大限值（ kg） 车辆类型 最大允许轴荷最大限值 挂车及二轴货车 每侧单轮胎 6000 每侧双轮胎 10000 客车、半挂牵引车及三轴以上（含三轴）货车 每侧单轮胎 7000 每侧双轮胎 非驱动轴 10000 驱动轴 11500 起重机作业时，所吊重物在正前方时，支腿的支撑反力最大，如图 2.2 所示。所吊重物在正后方时，后轴的轴荷最大，如图 2.3 所示。 又经查询，前轴轴荷 kg2580 ，后轴轴荷 kg3915 。 nts 9 图 2.2 重物在正前方，支腿及后轴受力图 图 2.3 重物在正后方，支腿及后轴受力图 式 中 ZF 支腿的支撑反力； hF 后轴的轴荷 反力 ； 1l 支腿距重物的水平距离 ， 50221 l mm； 2l 支腿与后轴间的水平距离 ， 25522 l mm； 3l 后轴距重物的水平距离 ， 24703 lmm； 如图 2.2 所示 020 00 221 lFll z zh FF 2000所以 NFz 7.5935 ， NFh 7.3935 kg3915， 合格 起重机不工作时，前后轴的受力，如图 2.4 所示。 图 2.4 起重机运输状态时，前轴及后轴受力图 nts 10 式 中 qF 前轴的轴荷反力； hF 后轴的轴荷 反力 ； qG 起重机所受重力 ， 8330qGN； 3l 起重机与前轴间的水平距离， 7483 lmm； 4l 起重机与后轴间的水平距离， 25524 l mm； hF 33 102552107488330qqh GFF 所以 6.2441hFN 3915 kg， 4.5888qFN 2580 kg， 合格 2.2整车性能计算分析 2.2.1动力性计算 整车的动力性计算步骤如下： 1、 确定动力性计算时所需的有关系数 系数 、 、of和 DC 的确定劫结果见表 2.4，回转质量换算系数 见表 2.5。 表 2.3 随车起重运输车变速器比 挡位 1 2 3 4 5 gi5.568 2.832 1.634 1 0.794 表 2.4 动力性计算需确定的有关系数 名称 符号 数值 发动机外特性修正系数 0.82 直接挡时传动效率 0.89 其他挡时传动效率 0.86 空气阻力系数 DC 0.8873 滚动阻力系数 of0.012 k 0 nts 11 的计算公式为 2211 gi （ 2.1） 式中 5.03.021 。低挡时取上限，高档时取下限。 表 2.5 旋转质量换算系数 计算结果 挡位 1 2 3 4 5 1.2548 1.1471 1.1003 1.034 1.007 2、 确定发动机外特性曲线的数学方程 图 2.5 CY4102发动机的外特性 利用拉氏三点插值法来拟合该发动机的外特性。首先在图 2.2和表 2.1中选择 3点有代表性的坐标值，即 m in/13001 rnn Te mNTT eme 14301 min/17002 rn e mNTe 12402min/20003 rn e pepe n pTT 14.3 1 0 0 0303 mN 3.487200014.3 102100030由公式 2313 33212 23121 1 eeee eeeee eeeee e nnnn Tnnnn Tnnnn Ta （ 2.2） nts 12 231332132122313121132eeeeeeeeeeeeeeeeeeeee nnnn Tnnnnnn Tnnnnnn Tnnb （ 2.3） 2313 3213212 2313121 132 eeee eeeeeee eeeeeee eee nnnn Tnnnnnn Tnnnnnn Tnnc （ 2.4） 求得 3121 11 eeee e nnnn Ta 21051.02000130017001300 1430 3212 22 eeee e nnnn Ta 21003.12 0 0 01 7 0 01 3 0 01 7 0 0 1 2 4 0 2313 33 eeee e nnnn Ta 210952.01 7 0 02 0 0 01 3 0 02 0 0 0 2 0 0 0 则 321 aaaa 2222 104 3 2.0109 5 2.01003.11051.0 321231132 annannannb eeeeee 222 10952.0)17001300()1003.1()20001300(1051.0)20001700( 101398.0 321231132 annannannc eeeeee 222 10952.017001300)1003.1(200013001051.020001700 3105971.0 即发动机的外特性的数学方程如下 cbnanTeee 2（ 2.5） 322 105 9 7 1.0101 3 4 4.0103 5 9.1 ee nn3、 计算各档位时的系数 A 、 B 、 1C 、 2C 和 D 值 将上面确定的有关参数和系数分别代入以下计算，计算的结果见 表 2.6。 ACrraiiADdog 0 4 7.01 4 2.0233 （ 2.6） nts 13 dg rrbiiB 377.0 202 （ 2.7） dg r ciiC 01 （ 2.8） gmCa2（ 2.9） 20122 4 CfCAkCBD （ 2.10） 表 2.6 各档的 A 、 B 、 1C 、 2C 和 D 值 挡位 A B 1C 2C D 1 4101173.0 5101533.0 5102514.0 5106365.0 5101765.0 2 3104814.0 4107942.0 5101988.0 5106365.0 5100887.0 3 3101856.0 4105112.0 5101374.0 5106365.0 4103877.0 4 2106897.0 4102833.0 4100997.0 5106365.0 4101799.0 5 2103104.0 4101587.0 4106968.0 5106365.0 4100989.0 4、 计算最高车速maxv将直接挡（第 4 挡）的 A 、 B 、 1C 、 2C 和 D 值代入 A DkCBv 2 )( 2m a x （ 2.11） 可得该随车起重运输车的最高车速maxv，即 A DkCBv 2 )( 2m a x 2453106897.02 101799.0106365.00102833.0 32.82 （ km/h） 5、 计算最大爬坡度maxints 14 将最低档（第 1 挡）的的 A 、 B 、 1C 、 2C 和 D 值代入 2124 4ACACBE （ 2.12） 545425101765.0101173.04106365.0101173.04101533.0 1987.0 将 E 值代入式 20m a x 1a r c s i n EfE （ 2.13） 21 9 8 7.01012.01 9 8 7.0a r c s in 77.10 所以得 到该车的最大爬坡度 1902.077.10t a nt a nm a xm a x i6、 计算最大加速度maxj将各挡的 A 、 D 和 值代入amADj42max ，可得到该随车起重运输车在各档时的最大加速度maxj，有 ADmADja 64954422m a x 其结果见表 2.7。 表 2.7 各档的最大加速度 挡位 1 2 3 4 5 2max / smj 1.1952 1.1267 1.0945 1.0496 1.0233 同理，由式 DkCBAv DkCBAvDkCBAv DkCBAvDmt a21212222 22ln22ln AkCBfCCvkCBAv fCCvkCBAvAms a 2ln2 20211221 0212222 nts 15 可求得该车的加速时间 t、加速行程 s 等性能曲线。如图 2.6 和图 2.7 所示。 图 2.6 原地起步连续换挡加速特性图 图 2.7 直接挡加速特性图 2.2.2 燃油经济性 专用汽车的燃油经济性通常用车辆在水平的混凝土或沥青路面上以经济车速 v 满载行驶的百公里耗油量来评价，又称百公里油耗或等速百公里油耗 Q ，其计算公式为 rviin age 377.00 (r/min) （ 2.14）然后计算 出 道路清障车 在该车速时的整车驱动功率或发动机的有效输出功率eP（平坦路面上匀速行驶时，iP=0，jP=0） 37614036001aDDaae vACvgfmP（ kw） (2.15) 根据eP和en的计算值，在万有特性图上查出有效燃油消耗 率eg（ g/kw h），再利用下式计算百公里燃油消耗量 Q （ kg/100km） ： nts 16 vgPQ ee02.1(kg/100km) (2.16) 式中 ： 燃油的密度， （ kg/L） 。汽油可取 =6.96N/L 7.15N/L；柴油 可取 =7.94N/L 8.13N/L。 随着车速的不同，各挡位燃油消耗量也不同，下面来计算一下 道路清障车 在直接挡时经济速度 hkm5540 下的燃油消耗量，代入式 (2.14)中，得： 4.121267.0377.0 551568.5377.0 0 rviin age r/min 由公式 (2.15)，得： 37614036001 aDaae vACvgfmP 88.11557 6 1 4 032.468.0553 6 0 00 0 4 3.0106 4 9 59.01 3 kw 由 公 式 （ 2.16） ，得： 48.894.75502.1 31888.1102.1 aee vgPQ kg/100km 2.2.3 静态稳定性性计算 由普通汽车底盘改装成的专用汽车，其质心位置均较普通货车高，其原因是由于副车架或工作装置，使装载部分的位置提高了，如罐体、箱体等，因此应对整车的静态稳定性进行计算。 对有些专用汽车，不仅要对运输状态进行稳定性计算，而且对作业状态的稳定性也应进行计算，如自卸汽车在举升卸货时，就有纵向或侧向失稳的可能性。 车辆的稳态稳定性是指车辆停放或等速行驶在坡道上，当整车的重力作用线越过车轮的支承点 (接地点 )，则车辆会发生翻倾。若整车的重力作用线正好通过支承 点，则车辆处于临界的倾翻状态，此时的坡度角称为最大倾翻稳定角max。 另一方面，当车辆停放在坡道或在坡道行驶时，若坡道阻力大于附着力时车辆由于附着力不足而向下滑移，同样也会出现失稳，其最大滑移角maxa仅取决于车轮和路面间的附着系数 ，有： nts 17 maxtan a（ 2.17） 由于侧翻是一种危险的失稳工 况，因此，为避免侧翻，依据测滑先于侧翻的条件 有： ghB2（ 2.18） 取 随车起重运输 车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数 =0.7，则 随车起重运输 车的最大侧倾稳定角不小于 35 。 侧向稳定的临界状态，有： 99.34100.12 540.1a r c t a n2a r c t a nm a x ghB 式中： B 轮距（ m ） 所以交通设施 随车起重运输 车的横向稳定性能够保证。 ba ，所以 75.110 0.119 80ghb ， 所以交通设施 随车起重运输 车的纵向稳定性得到保证 。 2.3 本章小结 专用汽车的设计有其自身的特点和要求，既要满足汽车设计的一般要求，同时又要获得好的专用性能。专用汽车性能参数计算是总体设计的主要内容 之一，其目的是检验整车参数选择是否合适，使用性能参数能满足要求，这就要求汽车和专用工作装置合理匹配，构成一个协调的整体，使汽车的动力性、经济性和稳定性等主要性能和专用功能得到充分发挥。 nts 18 第 3章 随车起重运输车结构与总体设计 3.1随车起重运输车的结构 随车起重运输车是在定型载货汽车上装有臂架式起重机的运输汽车，能实现货物自行装卸的专用车。因而它既有普通载货汽车的性能，又具有起重机的功能。除完成本车厢的货物装卸之外，还能完成车厢与车厢之间的货物装卸，以及完成其他装卸工作，近年来取得较大发展。 随车起 重运输车的起重机类型可分为液压式和机械式两类。由于液压式起重机具有结构紧凑、操作方便、质量小等优点，因此随车起重运输车几乎均装备液压起重机。 3.1.1 随车起重运输车的结构形式 按照起重机相对于汽车的位置，随车起重运输车可分为前置、中置、和后置 3 种结构形式，如图 3.1 所示。 图 3.1 随车起重运输车的整车结构形式 1、 前置式 前置式的起重机安装在汽车驾驶室和车厢之间，如图 3.1 (a)所示。这种形式多为nts 19 起重能力小于 1t 的中、小型随车起重运输车，适用于装卸 包装成件的货物和集装箱等。这种布置形式可充分利用货箱面积，并保证起重在允许的伸出长度内和相应的运动条件下，能达到车厢的所有位置。此外，因液压泵安装在汽车前部的发动机处，故从液压泵到起重机液压缸的管道较短，流动阻力小，液压传动效率比其他布置形式高。所以，多采用这种结构形式，在进行这种车型的整车布置时，要注意防止前轴超载。 2、 中置式 中置式的起重机安装在汽车车厢中间，如图 3.1 (b)所示。这种形式的起重能力一般在 1 3t 的范同内，且采用加长的大、中型汽车底盘。这种布置形式的特点是起重臂短，轴荷分配易于满足要 求，基本可保持原车的质心位置，适于装卸和运输长度整齐的管材、建筑材料、条状物件及木材等，货物沿车厢纵向安放。但由于起重机布置在车厢中部，使车厢面积的利用率较低。 3、 后置式 后置式的起重机安装在汽车车厢后部，如图 3.1(c)所示。这种布置适用于带有挂车的随车起重运输车。其特点是车厢面积利用率高，起重臂能完成汽车和挂车之间的装卸作业。但由于这种布置是起重机安放在车辆的尾部，因此带来的不利影响是改变了原车的轴荷分配，使操纵性变差。此外，主车架需做改装设计，并且受载情况变坏。 此次设计车为前置折臂式随车起 重运输车，其结构如图 3.2 所示。 1 载货汽车 2 支腿 3 回转机构 4 支架 5 支架液压缸 6 下节臂 7 下节臂液压缸 8 伸缩臂液压缸 9 上节臂 10 吊钩 图 3.2 随车起重运输车的整车结构形式 nts 20 3.2 变幅机构的设计 吊臂是随车起重机的主要受力构件，吊臂的设计合理与否直接影响着起重机的承载能力、整机稳定性和自重。为了提高产品的竞争力，吊臂截面的选择与外观均要合理。本设计采用折臂式吊臂。 3.2.1 三铰点设计 9 三铰点定位： 在计算臂前，首先要确定三铰点的位置。已知条件起升高度是 8m，最大工作幅度为 6m。暂定汽车从地面到臂的后铰点距离为 2.6m，臂后铰点距回转中心的距离为a=0.2m，起升角 75 。其参数暂定如下： 1L 变幅缸原始长度 8001 L mm a 起重臂后铰点距回转中心的距离 200a mm； b 变幅缸下铰点距回转中心的距离 220b mm； c 变幅缸上铰点距臂后铰点的距离 240c mm。 可得： e 22)( cba 7.483240)220200( 22 mm 74.297.483240a r c s ina r c s in ec 96.671 1 2 2 800240a r c s in/a r c s in 1 dLc 式 中 d 221 )()( baLc 22 )220200()800240( 1122 mm 2L 变 幅缸全伸时的长度 2L )96.6774.2975c o s (222 dede )96.6774.2975c o s (11227.483211227.483 22 9.1385 mm 732.1/ 12 LL nts 21 根据经验， 8.17.1/ 12 LL 之间，液压缸做的方便、实用，所以符合实际，所选值合适。 3.2.2 起重臂基本参数计算与选用 9 1、初步估起重臂的基本尺寸 下节臂的长度为 mml 19881 ， 上节臂的长度为 mml 19862 ， 伸缩臂的长度为mml 16163 。 2、 各段支臂结构长度确定 如图 3.3所示，各段支臂结构长度为： mma 1386 , mmb 323 , mmc 252 , mmd 1281 , mme 159 , mmf 1699 ，mmg 1256 图 3.3 支臂机构图 3、 支臂液压缸长度计算 支架液压缸： nts 22 完全收回 1al1420 mm 完全伸出 1527110c o s323138623231386 222 almm 折叠液压缸： 完全收回 7.8501 blmm， 完全伸出 6.13372 blmm 伸缩液压缸： 完全收回 6.17831 clmm， 完全伸出 31542 clmm 4、 支臂截面取值 下节臂截面尺寸如图 3.4所示 ， 上节臂截面尺寸如图 3.5所示 ， 伸缩臂截面尺寸如图3.6所示 图 3.4 下节臂截面尺寸图 图 3.5 上 节臂截面尺寸图 图 3.6 伸缩 臂截面尺寸图 5、 各工作件质量估算 查表知 Q345密度为： 33108.7 mkg钢nts 23 下节臂： kgm 82.96108.7988.12007.025.0014.021.0 31 取 kgm 971 上节臂 : kgm 86.72108.7986.12007.019.0014.016.0 32 取 kgm 732 伸缩臂： kgm 17.45108.7616.12007.015.0014.012.0 33 取 kgm 452 6、 起重臂的校核 ，受力分析图 如图 3.7所示 图 3.7 起重臂的受力分析图 3213 lllFM 3105001 6 1 61 9 8 61 9 8 88.92 0 0 0 mN 99764 mNMll lM 9.4 9 8 5 69 9 7 6 41 9 8 61 9 8 8 1 9 8 6321 223321 11 500500 Mlll lM 99764198619885001616 5001616 mN 6.21873 dAyIy 22 2 dyydyy 20 8 8.0020 9 5.0 0 8 8.0 007.0216.02nts 24 5333 103.10088.03014.0088.0095.0316.0 4m 4522 1037.10 9 5.0 103.1219.0 yIW 3mdAyIy 21 2 dyydyy 20 6 8.0020 7 5.0 0 6 8.0 007.0212.02 5333 1057.000 6 8.030 1 4.00 6 8.00 7 5.0312.0 4m 4511 1076.0075.0 1057.0215.0 yIW 3m 经查 GB/T707-1988， 知 3W 341091.1 m（ 1)校核 点： 111 WM M P a81.2 8 71076.0 6.2 1 8 7 3 4 MPa630 ，合格 （ 2)校核 点： 222 WM M P a92.3 6 31037.1 9.4 9 8 5 6 4 MPa630 ，合格 （ 3)校核 点： 333 WM M P a32.5221091.1 99764 4 MPa630 ，合格 3.2.3 变幅油缸的计算与选用 1、 变幅油缸推力的计算 )s in (2s ins inc osc os 1111lSLWlWlGLPF qbbqp式中 pF 缸推力（ N ） qP 载荷 5000N bG 臂架自重载荷 2000N bW 作用在起重臂架上的风载荷 200N nts 25 qW 作用在货物上的风载荷 150N 1L 起升臂架长度 3170mm 1l 臂架重心到下铰点的距离 2100mm 2l 油缸活塞杆铰点到臂架下铰点的距离 240mm S 起升液压缸的拉力 12820N 起升臂架的仰角（） 变幅油缸 轴线和水平线的夹角 75 算得 maxpF=1900N 2）变幅油缸缸径的计算： PFpD4 （ m ） 代入得 D 153mm ，取 160mm 3.3 回转机构的设计计算 3.3.1 回转支撑结构的选用 3 本回转机构采用液压缸驱动。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承在固定部分上 ,后者驱动回转部分相对于固定部分回转。 回转支承装置简称回转支承，它保证起重机回转部分作用于它的垂直力、水平力和倾覆力矩。本设计采用滚动轴承式回转支承装置，起重机回转部分固定在大轴承的固定座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架的顶面相固定。采用单排八点接触式回转支承，它由两个座圈组成，结构紧凑、重量轻、高度尺寸小，内外座圈上的滚道是两个 对称的圆弧面，滚柱与和倾弧面滚道八点接触，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。 本设计采用：液压缸 齿轮齿条 转支承。液压驱动的齿条，通过液压回路和换向阀的合适机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。 nts 26 3.3.2 回转载荷的计算 2 1、 垂直载荷pG1GGQKG bp 式中 K 超载系数为 1.1 Q 起重量取起重力矩最大时为 500kg bG 主起重臂重量 2000kg 1G 上车不回转其他部分的重量 1G =290kg 则 pG= 29020005001.1 =2840kg 2、 水平载荷 因为水平载荷 H 是由风吹在生物上的力 1W ,风吹在起重机上的力 1W ,重物的离心力 1P ,回转支承的啮合力 rp 所组成。由于水平力达不到pG的 10%，按 H =10%，pG=284kg 计算。 3、 弯矩 M（倾覆力矩） 112.1 LGLGRQM bb = 12.029.0439.22877.45.02.1 7.77tm 式中 bL 主臂重心到回转中心线距离 bL wL 1C =1.4 0.2 1.2m wL 主臂重心到主臂后铰点距离 1.4m 主臂仰角 0 1C 转中心到吊臂后铰点的距离 0.20m L 上车不回转部分的重量重心到回转中心 线距离 0.08m 4、 偏心距为 pGMe = 84.277.7 2.74m nts 27 5、 考虑风力时最大工作载荷 2 7 9 02902 0 0 05001 GGQG bb kg 11 LGhHLGrQM bb 12.029.05.62 8 4.04 3 8.228 7 7.45.0 8917.8 tm 6、 静态 NFa 33 1055.31084.225.1 71.977.725.1 M tm 7、 动态 NF a 33 1032.41079.255.1 78.1389.855.1 M tm 由起重机设计手册图 2-5-12 查得 型号为 012.30.630 调质后圆周力 NF 4103.8 3.3.3 回转阻力矩的设计计算 1、 回转支承装置的摩擦阻力矩力计算fMZDUNM f /0 0D 回转支承装置轨道中心直径 mD 631.00 0/828.2 DKeGN ep 631.0/2.19.43450828.2 kg3.90917 mNM f 4.2 8 6 82/631.001.03.9 0 9 1 7 2、 回转平台倾斜引起的阻力矩 mNtmrQM s 7 1 7 0717.03s in48
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