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机械毕业设计车辆工程全套

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CLYY01-003@HGC5080随车起重运输车的改装设计,机械毕业设计车辆工程全套

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1 第 1章 绪 论 1.1选题背景、研究目的及意 义 随着我国经济的发展 ，人民生活水平的提高。现在人们对随车起重运输车的需求量越来越大，随车吊将成为一种重要的运输工具。随车吊在交通运输中发挥了非常重要和不可替代的作用。随车起重运输车具有运输效率高、可实现装卸机械化、运输成本低、安全、环保等特点。伸缩臂式随车起重运输车近年来国内市场需求量越来越大，市场前景十分广阔。随着经济的发展，随车吊呈现出重型化、智能化、高档化，多极化发展的趋势。 随车起重运输车是指装有随车起重机，能实现货物自行装卸和运输的专用汽车。 它既有普通载货汽车的运输功能，有具有起重机的起吊装卸功能；除能完成本车货物的装卸之外，还能完成车与车之间的货物装卸。因此，使用随车起重运输车，可以大大提高运输效率，降低搬运成本，减轻劳动强度，保障作业安全，故近年来得到较大发展。它是以汽车本身的动力源来驱动车厢栏板或附加栏板进行升降的栏板起重运输车；在载货汽车或其二类底盘上加设举升装置，能迅速把作业人员和器材运送到作业现场，并举升到空中的高空作业车。 通过对随车起重运输车的研究和学习 ，熟练的掌握了随车起重运输车的相关知识。 培养了本人的综合分析和解决问题的能力 和独立工作能力，是学习深化、拓宽、综合运用所学知识的重要过程 是学生学习、研究与实践成果的全面总结；是综合素质与工程实践能力培养效果的全面检验；是实现从学校学习到岗位工作的过渡环节；是毕业及学位资格认定的重要依据；是衡量高等教育质量和办学效益的重要评价内容 1。 1.2随车起重运输车的发展方向与前景 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，近年泰安东岳重工机械有限公司（原泰安起重机厂）与日本古河 UNIC机械金属株式会社合资成立了泰安古河机械有限公司；常林股份有限公司与奥地利的nts 2 PLAFINGER公司也将开始合作生产随车起重机。 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： （ 1）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。 （ 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随宜。 在 2008年岁末举行的中国车展上，希尔博（ Hiab）、 PM、古河（ UNIC）、易发（ EFFER）、海沃（ Hyva）等国际随车起重机均都参加。而徐工集团、石家庄煤矿机械厂、长冶清华机械厂等国产品牌也同样受人瞩目，充分展示了国内外随车起重机行业近年来开发应用高新技术的水平和能力。整个展会给人最强烈的感觉就是求新求变。国际一流企业新产品发展迅猛，而国内各 生产制造企业日新月异的发展变化，快速进步的能力，对新技术的消化吸收以及为我所用的能力也同样在不断进步 2。 国际品牌加大对国内市场的分析和研究，依托其强大的品牌优势，采用以高带低、以点带面的营销策略，在结合其全新的价格优势冲击中、低端市场，因此势必对当地原有市场格局产生一定的冲击。在技术上，国际品牌依托其自身强大的技术实力，针对各个市场的实际情况增加本土化的研究投入，开发针对较强的区域性产品，提高产品的适应性，进一步加强其品牌影响力。国内需求旺盛，行业持续增长。一方面，随车起重机的传统市场发展保持相对稳定 的状态，另一方面，随着大型项目的开工，物料的吊装和转运为随车起重机提供了更为广阔的市场。 nts 3 技术方面，起重能力和工作幅度继续走高，控制系统成为研发主要内容。降重，减排，节能成为随车起重机设计主题之一；个性化、自动化成为随车起重机主要要求之一。只有提高产品规模化、系列化程度，实线规模效应，才能降低生产成本，寻求更大的利润空间。 1.3本设计的目标和主要内容 本次的设计目标是设计一种装载质量为 4t 的随车起重运输汽车，其性能参数与原载货车接近。随车起重运输汽车是装备有起重装置的载货汽车，因此本设计的主要研究内容是： 二类底盘的选择；整车的整体布置；起重装置的选型、设计、计算；液压装置的选型、设计、计算；整车性能计算分析。 主要解决的问题有： （ 1）随车起重运输车的整车基本参数选择 尺寸参数：轴距 、 轮距、 外廓尺寸，符合 GB7258-1997。 质量参数：最大总质量 、 装载质量 、 质量利用系数。 （ 2）轴载质量分配 （ 3）起重装置的参数选择与设计 参数选择：起重量 、 起升高度 、 幅度 、 工作速度。 起吊支腿的设计计算：支腿型式的选取 、 支腿跨距的确定 、 支腿压力计算和支承液压缸的选择。 （ 4）液压装置设计 计算与选型 工作机构：由液压支腿、变幅机构、臂架伸缩机构、起升机构及制动机构等组成。 支腿回路：采用双向液压锁，以保证支撑绝对可靠。 变幅回路：要求能带负载变幅，动作平稳。 伸缩回路：主要用以改变作业高度以及减小行驶状态下的整体尺寸，以提高机动能力。 回转回路：用以改变作业方位。 起升和制动回路：是起重机的主要工作机构。 液压系统的形式：中小型汽车起重机常采用单泵、串联、开式系统。 （ 5）起重运输车的稳定性校核 作业稳定性校核 静态稳定性校核 nts 4 1.4本设计的方法 本设计将参考随车起重运输车的基本形状，并根据设计要求查找相关资料进行的设计，在设计完整车后，对轴荷进行合理的分配，使之符合使用要求。最后进行整车的性能分析计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘折叠臂式随车起重运输车的整体图及主要部件的零件图。 nts 5 第 2章 随车起重运输车方案设计与分析 2.1随车起重运输车的结构 2.1.1随车起重运输车的概念 随车起重运输车是指装有随车起重机，能实现货物自行装卸和运输的专用汽车。它既有普通载货汽车的运输功能，又具有起重机的起吊装卸功 能；除能完成本车货物的装卸之外，还能完成车与车之间的货物装卸。 2.1.2随车 起重运输车的分类 根据随车起重运输车的安装位置不同，随车起重运输车可分为前置、中置、后置三种结构形式，其中前置式的起重机安装在汽车驾驶室和车厢之间，多为起重能力小的中、小型随车起重运输车所采用，适用于装卸包装成件的货物和集装箱等。因液压泵安装在汽车前部的发动机处，到起重机液压缸的管道较短，功率损失小，液压传动效率比其他布置形式高，所以本设计采用前置式的起重机。 根据起重装置的结构形式分可分为伸缩臂起重式和折臂起重式。图 2-1所示 为伸缩臂式随车起重运输车整车图，由于起重装置是由液压系统及滑轮组共同组成，因此它结构比较复杂。 图 2.1 伸缩臂式随车起重运输车整车图 1-伸缩臂 2-吊钩 3-回转机构 4-卷扬装置 5-机架 6-支腿 7-伸缩臂支架 8-起伏液压缸 图 2.2所示为折叠臂式随车起重运输车整车图。这种起重机无卷扬装置，起吊作业结束后，臂架可折叠成倒三角形横置于驾驶室和车厢之间，本设计采用折臂式。 nts 6 图 2.2 折叠臂式随车起重运输车整车图 1-机架 2-下节臂 3-上节臂 4-伸缩液压缸 5-伸缩臂 6-吊钩 7-中间臂 8-附加吊钩 9-折叠液压缸 10-载荷限位杆 11-举升液压缸 12-操纵阀 13-回转机构 14-机架 15-支腿 2.1.3随车起重运输车的组成 随车起重运输车由两大部分组成，即二类底盘和起重装置。其中起重装置是随车起重运输汽车的主要结构部分，它又包括回转机构、起重臂、液压系统、动力系统及附件组成。 2.2随车起重运输车参数的估算 2.2.1随车起重运输车的整车基本参数的估算 1.整车尺寸参数 随车起重运输车的尺寸参数，主要是指行驶状态是整车的外廓尺寸，即车辆的长、宽、高，必须符合 GB 7258-1997机动车运行安全技术条件中有关车辆外廓尺寸限制的规定。本设计估算随车起重运输车的长为 7440mm、宽为 2250mm、高为 3108mm。 2.整车质量参数 额定起吊质量是随车起重运输车基本使用性能的参数。由设计要求知道，本设计的车辆额定起重质量定为 2000kg。 整车整备质量也是随车起重运输车的重要性能参数。在随车起重运输车的设计过程中，主要采用同类产品提供的数据进行估算整车整备质量。整车整备质量包括底盘质量、底盘以外外加的副车架、车厢、起重装置、支架以及液压系统等装置的质量，是加满 各种油液料后的质量。本设计的整车整备质量估算为 8000kg。 汽车总质量是指装备齐全，装满额定货物后的汽车质量，包括驾驶员在内的额定载员质量。本设计的总质量估算为 10000kg。 nts 7 2.2.2随车起重运输车起重装置的参数选择与设计 起重装置的参数，决定了起重举升汽车的工作特性，其选择应根据使用要求和实际生产条件确定，并须考虑相关的标准和规定。起重装置的主要参数有： 1. 起重量 根据任务书要求确定本设计的最大起重量为 20000kg 2. 起升高度 参考同类车型确定本设计的最大起升高度 3为 5637mm 2.3随车起重运输车底盘的选取 根据我国目前生产的各类型专用车辆的基本模式，大多是为了满足国民经济某一服务领域的特定使用要求，主要是在已定型的基本车型底盘的基础上，进行车身及工作装置的设计，与此同时对底盘各总成的结构与性能进行局部的更改设计与合理匹配，以达到满足使用需求的较为理想的整车性能 4。 2.3.1汽车底盘选型要求 汽车底盘一般应满足以下要求： （ 1） 适用性 专用汽车底盘应适用于专用汽车的特殊使用功能要求 ,在此基础上进行改装造型设计； （ 2） 可靠性 汽车底盘工作可靠 ,出现故障的几率要小，零部件要有 足够的强度刚度和使用寿命，并且各总成零部件的使用寿命趋于一致； （ 3） 先进性 所选汽车底盘 ,在动力性 ,经济性，操作稳定性，行驶稳定性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平，并且满足国家或行业标准； （ 4） 方便性 所选底盘要便于改装，检查保养及维修，结构紧凑与调试装配空间合理匹配。 2.3.2底盘选型 专用车辆采用的底盘主要分为二类，三类和四类。二类底盘，是在整车的基础之上去掉厢体；三类底盘，是从整车上去掉货箱和驾驶室；四类底盘，是在三类底盘上再去掉车架总成后剩余的散件。 选取的底盘的好坏，直 接影响到专用车的性能。在选取汽车底盘时，主要是根据专用车的用途，装载质量，使用条件，性能指标，专用装置或设备的外形尺寸及动力匹配等进行。目前，进 80%的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。 选取二类汽车底盘进行改装设计时，重点工作是整车总体布置和有特殊工作需求的装置的设计，对底盘仅做辅助的性能分析和必要的强度校核，确保改装后的整车性能在nts 8 基本上与底盘接近 ,达到合理的匹配 5。 2.3.3底盘的选取 根据底盘的选取要求、随车起重运输车的参数估算及参考同类车型，本设计所用底盘主要参数如下： 主要技术参数 外形 尺寸 (长 X宽 X 高 )(mm)： 长： 7435 宽： 2250 高 ： 3095,2895,2695 货厢栏板内尺寸 (长 X宽 X 高 )(mm) ： 长： 4650 宽： 2050 高 ： 550 总质量 (kg)： 8395 额定载质量 (kg)： 3250,3450,3600 整备质量 (kg)： 4950,4750,4600,4350 准拖挂车总质量 (kg)： 载质量利用系数： 半挂车鞍座最大允许承载质量 (kg)： 驾驶室准乘人数 (人 )： 3 额定载客 (含驾驶员 )(人 )： 接近角 /离去角 ()： 18/14 轴荷 (kg)： 2800/5595 前悬 /后悬 (mm)： 1110/2225 最高车速 (km/h)： 95 底盘相关信息： 底盘 ID号： 底盘型号： 底盘类别： 底盘名称： 1213546 EQ1081T40DJ4A 二类 东风汽车股份有限公司 2.4本章小结 本章主要介绍了随车起重运输车的整车结构特点、工作原理以及整车参数的估算。确定随车起重运输车为前置折叠臂式，并根据参数的估算及参考同类车型进行二类底盘的选择。主要对东风汽车 EQ1081T40DJ4A底盘进行了分析，确定为这次设计的底盘，给出了选用底盘的主要参数。 nts 9 第 3章 随车起重运输车工作装置的设计 3.1副车架的改装设计 3.1.1副车架外形设计 在设计随车起重运输车时，所选取的二类底盘只有主车架，为了增加车架的强度刚度，延长车架的使用寿命，在原有主车架的基础上增加了副车架。其形状同主车架，在主副车架之间加一定厚度的松质木条。其长度同副车架的长度，宽度同副车架的厚度。主副车架用止推连接板进行加固连接。副车架示意简图见图 3.1。 图 3.1 副车架示意简图 3.1.2副车架选材 在汽车制造工艺中，钢板冲压成型工艺占有十分重要的位置。冲压成形的零件具有互换性好、能保证装配的稳定性、生产效率高和生产成本低等优点。 载重汽车用中板数量较多，受力的车架纵梁和横梁、车厢的纵梁和横梁均采用中板冲制且多以低合金高强度钢板冲压生产，也是适应提高汽车承载能力、延长使用寿命、降低汽车自重和节能节材以及安全行驶等要求的发展趋势。 目前，我国载重汽车车架的纵梁和横梁已经全部采用低合金高强度钢钢板制造。纵梁可以用抗拉强度为 510MPa的 16MnL和 09SiVL(必须是用往复式扎机生产的 )、 10TiL和 B510L钢板生产，横梁可以用抗拉强度为 390MPa的 08TiL和 B420L钢板来生产。 由以上，副车架材料选用载重汽车横纵梁的一般选用材料 ,纵梁、横梁均采用 Q345。 nts 10 3.2起重机机架的设计 3.2.1、机架的外形设计 如下图 3.2所示为一种随车起重运输车的机架，它由横梁 3和 13、纵梁 4和 14等组成。机架中部设计有安装回转机构的连接螺栓孔，对称焊有托架 15和支腿支架 10，随车起重运输车机架借助 U形螺栓 6、垫板 5和 7固定在汽车主车架上。 图 3.2随车起重运输车起重机架图 1-螺旋顶杆 2-垫木 3、 13-横梁 4、 14-纵梁 5、 7-垫板 6-U形螺栓 8-固定板 9-软垫 10-支腿支架 11-液压箱安装处 12-固定座 15-托架 16-缓冲垫 3.2.2、机架选材 在全面分析支架的工作条件、受力状态、工作环境和零件失效等各种因素的前提下，选用 Q345工程用钢材。 3.3起重臂的设计计算及校核 3.3.1 参数的确定 1.初定吊臂长度，如图 3.2 所示： 下节臂长度 19801 l mm 上节臂长度 23522 l mm 仰角 45 nts 11 图 3.3 状态一 2.初定吊臂各段长度，如图 3.4所示： 60011 l mm 26012 l mm 950013 l mm 48021 l mm 170022 l mm 231 815sin 110 ll mm 图 3.4 状态二 3.质量估计 初选用 18号槽钢 37.502319.22311 lm kg 48.402376.12322 lm kg 3.3.2起重机起重臂的运动学分析 起重机起重臂的运动由 2个动作构成：以立臂上孔为中心旋转运动、以下节臂右端nts 12 孔为中心旋转运动。均由液压缸驱动。 1、 旋转运动的运动学分析 （ 1） 翻转运动的位置分析 翻转运动时， O 、 A 点固定 , 铰接点 D 受 OD 杆的限制而固定 , 整个机构可视为以OD 和 OA 为固定边的平面四杆机构 , 完成上止点位置的翻转运动，其翻转示意图如图4.1所示。其中 O 点为举升臂 ODF 与固定机架 的铰接点， C 点为 AC 与 DCE 铰接点， A点为关门缸与固定机架的铰接点， B 点为举升缸与固定机架的铰接点， F 点为举升缸与举升臂 ODF 的铰接点。以下用复数向量法对此平面连杆机构进行运动学分析。 在平面四杆机构中，每一杆可用 一个位移矢量来表示，大写表示矢量，小写表示杆长。设 、 1 和 1 分别为举升臂 ODF 的角位移、角速度、角加速度，初始位置处0。 、 2 和 2 分别为上节臂的角位移、角速度和角加 速度，其中 900 。 3 为缸活塞杆相对于液压缸的速度。ODll 1，DCll 2，ACll 3，OAll 4。此时，选机构初始位置0。作为其特定的标定位置，并建立以 O 点为坐标原点的 xoy 直角坐标系。各角度的度量从矢量始点引 x 轴方向线，顺时针为正。 对该四杆机构 ODCA 建立闭环矢量方程 4321 LLLL （ 3.1） 分别向 x 、 y 轴上投影，得 432013201s i ns i ns i nc osc osc oslllllll （ 3.2） 联立可求得 2420122013 s i ns i nc o sc o s llllll （ 3.3） c o sc o s s i ns i n 201 4201 ll llla r c t g （ 3.4） s i ns i nc o sc o s201201llyllxcc （ 3.5） （ 2） 旋转运动的速度分析 对时间求导，得 c o ss i n413 223 0 llllv （ 3.6） 得 c oss i n 4012 333 lll vl （ 3.7） nts 13 3的计算公式为 2332DQv（ 3.8） 式中 Q液压系统供油量， mm3/s； 3D关门缸的缸径， mm。 （ 3） 旋转运动的加速度分析 对时间求导，得 24012 4013324012232c oss i ns i nc osc oss i n lllllvllllv （ 3.9） 3.3.3起重机起重臂的校核 1、 销的校核 起重臂的所有铰接处均用销进 行连接，外套销轴套。销均用 35 钢制造，作调制处理。其屈服强度为 315 MPa，选取安全系数为 2，则其许用剪切应力 5.1575.0 MPa。 下节臂与立臂的铰接点 O 处销轴直径为 20mm， 其最大剪切应力为 5.134101014.3 42236 622 RT MPa 5.157 MPa （ 3.10） 上节臂与下节臂铰接处 D 点的销轴直径为 20mm，其最大剪切应力为 4.124101014.3 39051 622 RT MPa 5.157 MPa （ 3.11） 举升缸与下节臂连接的 B 点处销轴直径为 20mm，其最大剪切应力为 5.78101014.3 2 4 6 4 0 622 RT MPa 5.157 MPa （ 3.12） 折叠缸与下节臂铰接的 F 点处的销轴直径为 20mm，其最大剪切应力为 5.78101014.3 24640 622 RT MPa 5.157 MPa （ 3.13） 折叠缸与上节臂铰接的 A 点处销轴直径为 20mm，其最大剪切应力为 6.112101014.3 35355 622 RT MPa 5.157 MPa （ 3.14） 由上可知，所选用的销轴均有足够的抗剪切能力。 2、 起重臂的校核 起重臂选 用 Q345 低合金高强度结构钢，其屈服强度为 345 MPa，选取安全系数为 2，则其许用剪切应力 5.1725.0 MPa。起重臂的截面尺寸为 15mm 40 mm，nts 14 则其最大剪切应力为 39.70104015 42236 6 AT Mpa 5.172 MPa (3.15) 至此，起重机构参数确定并校核完成 6。 3.4 起重机回转机构设计 3.4.1 回 转机构外形设计 随车起重运输车在作业时要将货物送到一定范围内的任意空间位置，故回转运动是必不可少的，因此起重机的起重臂必须具有回转功能。图 3.5所示为齿轮齿条式的回转机构。主臂（起重臂）的下端加工成齿轮，与回转机构的齿条啮合，齿条由双作用液压缸中的活塞驱动。 也可以采用液压马达驱动，通过蜗轮蜗杆传动或行星齿轮传动的减速回转机构，最后驱动转盘的内齿圈实现回转。 图 3.5 齿轮齿条式回转机构 1-箱体 2-端盖 3-回转机构齿轮轴 4-卡环 5-轴承 6、 7-螺栓 8-齿条 9-双作业液压缸 10-圆柱滚子 11-回转支撑 12-密封圈 3.4.2 回转机构选材 在全面分析支架的工作条件、受力状态、工作环境和零件失效等各种因素的前提下，箱体和端盖选用灰口铸铁 HT200，齿轮齿条选用 20CrMTi，转台及回转支撑选用45号钢 。 3.5本章小结 本章主要进行了随车起重运输车工作装置的设计。确定了副车架及机架的外形和材料，并且对举升机构进行了运动分析和受力分析，从而计算车各缸的工作行程及受力大小、举升臂的受力，同时确定了举升机构的主要尺寸参数并加以校核。最后对所选用的销轴和举升臂也作了确定和校核，充 分证明所得举升机构的相关参数符合其工作要求。 nts 15 第 4章 液压系统的设计与选型 4.1液压系统设计分析 随车起重运输车的液压系统原理图如下图 4.1所示，本章主要完成对液压元件的计算、选型以及设计。由于液压泵、举升液压油缸、折叠液压油缸、回转机构、液压阀等常见液压元件已实现高度标准化、系列化与通用化并由专业化液压件厂集中生产供应。因此对于这些液压元件只需要计算选型，其内容为液压缸的直径与行程、液压泵的工作压力与流量、液压阀的通径、以及油箱的容积与管路内径等。而对于增压缸，虽然各液压厂家也有生产，但对于此次 设计均不合适，故需要对其进行设计。 图 4.1随车起重运输车液压传动系统 1、 2、 4、 8-液压缸 3-液压锁 5、 14-分配阀 6、 9-流量控制阀 7-回转机构 10、 12-滤清器 11-油箱 13-液压泵 15-安全阀 16-溢流阀 4.1.1液压缸的选型与设计 液压缸是液压系统中的执行元件，其形式多样，按照其结构特点可分为活塞式、柱塞式和摆动式按照作用方式分又可分为单作用和双作用两种。其中以双作用活塞式液压缸应用最多。活塞式液压缸重量轻、结构简单、工作可靠、拆装方便，易于维修的特点，广泛适用于车辆、工 程机械、起重运输机械、矿山机械及其它机械工业的液压传动系统中。柱塞式液压缸适用于行程较长的场合。摆动式液压缸加工工艺较复杂一般用于回转nts 16 机构。举升液压缸和折叠液压缸均采用双作用单杆活塞 4.1.2 液压缸的最大载荷 1、举升液压缸 （ 1）状态一：如图 4.2 所示 图 4.2 工作状态一 946.1974.0 7742040.17582 21212111 llmgllgmmlF KN (4.1) 60011 l mm， 19801 l mm， 23522 l mm 37.501 m kg， 48.402 m kg （ 2）状态二：如图 4.3所示 图 4.3工作状态二 946.1974.0 7 7 4 2 040.17582 21212111 llmgllgmmlF KN (4.2) 60011 l mm， 19801 l mm， 23522 l mm 37.501 m kg， 48.402 m kg nts 17 2、折叠液压 缸 如图 4.4 所示，在图示状态液压缸受力最大 11.8715s in15s in45s in 22221 lmglgmlF KN （ 4.3） 48021 l mm， 17002 l mm 20001 m kg， 48.402 m kg 图 4.4 受力分析图 3、支腿液压缸 （ 1）打开支腿时，如图 4.5 所示 支腿跨距的确定 5.1200085.904000 2.1200076.385.90880.1210 211 Qmmm P R KmmLa km （ 4.4） 60011 l mm， 19801 l mm， 23522 l mm 37.501 m kg， 48.402 m kg 40000 m kg nts 18 图 4.5 支腿跨距的确定 （ 2）最大载荷时支腿力压力的计算 按最危险的工况考虑，即随车起重运输车的大部分车轮被支腿液压缸 顶起，整车成为三点支撑状态。设载荷平均分配在三个支点上，则每个支腿上所受的支撑载荷 FZ有： 274243 8.983953 GF z N （ 4.5） 4.1.3 确定系统工作压力 由经验知道工程机械中，对于大负载机械，为了使机器紧凑、轻便一般都使用高压或中高压系统，一般取 16 20MPa。高空作业车由于载重较小，故可取较小的系统工作压力，此处初定为 16MPa，即 p =16MPa 4.1.4 液压缸的内径计算 由 m a x1 . 1 3cmFDp （ 4.6） 式中 p 系统压力差 p p p ，其中 p 为回油背压，按一般的推荐值取5.0op MPa。故 5.155.016 p MPa。 cm 液压缸效率 ，对于橡胶密封圈 0.95cm 。 1、 举升液压缸内径 131131.095.05.15 946.19713.11 D mm nts 19 按 GB2348-80,取推荐 1401 D mm。 2、 折叠液压缸内径 87087.010725.14 8711213.1 62 D mm 取推荐值 1002 D mm 3、支腿液压缸 49049.010725.14 2742413.1 63 D mm 查手册，取推荐系列 503 Dmm 4.1.5 液压缸 缸筒壁厚和外径计算 液压缸最大密封压强为 2max4DFp(4.7) 式中 maxF液压缸最大载荷， N。 D 液压缸缸筒内径 由壁厚 ( 2 . 3 )yypD cp (4.8) 式中 yp原液压缸试验压力， ap ，此处 yppD 液压缸内径， m 强度系数，对于无缝钢管取为 1。 c 考虑壁厚公差和浸蚀的附加厚度， 通常取 0.001 0.002m，此处取0.002c 。 缸筒许用应力， bn ，其中， 600baMP n为安全系数，取 3.5n 600 1 7 1 4 2 8 5 7 13 . 5 aP （ 1）举升 液压缸 缸筒壁厚和外径计算 nts 20 702.0112.128653321714285713.214.012.1286533243.2402m a x121 CDFDDF m z xmm 154721402 1111 DD mm （ 2）折叠液压缸 缸筒壁厚和外径计算 802.0113.1370016517142857 13.2724.246602943.2402m a x121 CDFDDF m z xmm 116821002 2212 DD mm （ 3）支腿液压缸缸筒壁厚和外径计算 402.0174.139740121714285713.26369.69870043.2402m a x121 CDFDDF m z xmm 5842502 3313 DD mm 查表取推荐值： 602191683211DDD故实际壁厚： 举升液压缸： 1421401682 111 DD mm 折叠液压缸： 5.1921802192 222 DD mm nts 21 支腿液压缸： 5250602 333 DD mm 4.1.6 液压缸活塞杆直径的计算 根据活塞杆往返速度比： 21222vDv D d 1dD 由起臂时间和收臂时间 122ltlt 故 0.707dD （ 1）举升液压缸 99.98211311 dmm 按 GB2348-80取标准值 1001 d mm （ 2）折叠液压缸 28.12 721872 dmm 按 GB2348-80取标准值 1252d mm （ 3）支腿液压缸 36.3521493 dmm 按 GB2348-80取标准值 323 dmm 4.1.7 液压缸活塞杆强度校核 24 ssFdn (4.9) 式中 F 液压缸最大载荷，即 maxF ， N s 材料的屈服极限， aP nts 22 sn 屈服极限安全系数，取 3.5sn 1、 举升液压缸 1715.360022.251.019794644 221 1m a x1 dFMPa 故 举升液压缸活塞杆强度 满足强度条件 2、折叠液压缸 1715.36004.28125.03 4 8 4 5 044 222 2m a x2 dFMPa 故折叠液压缸活塞杆强度满足强度条件 3、支腿液压缸 1715.360012.34032.02742444 223 3m a x3 dFMPa 故支腿液压缸 活塞杆强度 满足强度条件 4.1.8 液压缸活塞杆稳定性校核 当液压缸支承长度时，需要校核活塞杆弯曲稳定性，液压缸弯曲示意图如图 4.6 所示。 612210kBEIFKL (4.10) 式中 kF 活塞杆弯曲失稳临界压索力， N E实际弹性模数， 61 108.1 E MPa I 活塞杆横截面惯性矩，对于圆形截面 464dI K 液压缸安装及导向系数，查表取为 1K 。 BL 深长时的总长度， m nts 23 图 4.6 液压缸弯曲图 1、 举升 液压缸 （ 1）状态一：如图 4.2 所示，压缩力最大时 611 22110kBEIFKL 42 6 622( 0 . 0 5 6 )1 . 8 1 0 1 0641 ( 1 . 4 2 ) 4253217N 故， 42532176 7 4 9 5 1 2 1 5 2 0 43 . 5FN （ 2）状态二：如图 4.3 所示，液压缸达到最大长度时 22 6 61 220 . 0 5 61 . 8 1 0 1 064 214404612k 故 ， 121440467 2 4 9 5 6 1 2 5 8 43 . 5FN 可知， 举升液压缸 满足稳定性要求。 2、折叠 液压缸 222 6 6220 . 0 9 01 . 8 1 0 1 064 212663061 1 . 2 9 6kFN 2 21266306 60760873 . 5ksF Nn nts 24 故， 22 181325 ksFFNn折叠液压缸 满足稳定性要求。 3、对支腿液压缸 322 6 6220 . 0 5 61 . 8 1 0 1 064 27029961 1 . 4 2kFN 3 2702996 7722843 . 5sF Nn 可见， 33 ksFFn，满 足稳定性要求。 4.1.9 液压缸的工作压力 22m a xm a x 224 ()cmF D d ppDD (4.11) 式中 cm 液压缸效率， 0.95cm p 回油背压，取 5.0ePMPa 1、举升液压缸 21 0212121 1m a xm a x14DPdDDFPcm 26222 14.0105.01.014.095.014.01 9 7 9 4 64 79.13 MPa 2、 折叠液压缸 22 0222222 2m a xm a x24DPdDDFPcm 26222 18.0105.0125.018.095.018.03484504 68.14 MPa 3、支腿液压缸 nts 25 23 0232323 3m a xm a x34DPdDDFPcm 26222 05.0105.0032.005.095.005.0274244 00.15 MPa 4.1.10 液压缸的流量 液压 缸流量应该按伸缩速度计算，随车起重运输车，可以只按伸出速度计算流量即可，因为采用单泵供油，缩回速度要求不严格 7。 由 24 vDvQ (4.12) 式中 D 液压缸的内径 v伸出速度， 21ddvtv 容积效率，取 1v 1、举升压缸 smvDQv3521211 104.151401.014.014.34 2、折叠液压缸 smvDQv3522222 104.251401.018.014.34 3、 支腿液压缸 smvDQ v 3523233 1021401.005.014.34 4.1.11 液压缸选择 选择 HSG型工程机械液压缸 举升液压缸：尺寸如上 折叠液压缸：尺寸如上 支腿液压缸：尺寸如上 4.2液压阀的选型 系统中选取二位二通液压阀、二位三通液压阀、二位四通电磁 阀及三位四通电磁阀，nts 26 同时，由于系统流量小，液压阀的通径选取为 10mm的即可满足要求 8。 4.3本章小结 本章主要是对液压系统的各组成元件进行了主要参数计算， 将由取力器取出的发动机动力，通过液压泵转换成液压能 ，然后经液压系统的各种装置将液压能转换能机械能，使随车起重运输车得工作装置作业。重点 完成了对液压缸的选型。另外，还对 液压阀进行了 简单的计算选型。 nts 27 第 5章 随车起重运输车主要性能计算 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理，使用性能参数能否满足要求。主要的性 能参数计算包括整车的动力性计算、经济性和稳定性计算。 5.1动力性计算 5.1.1发动机外特性 发动机外特性是指发动机油门全开时的速度特性，是汽车动力性计算的主要依据。 在外特性图上，发动机的输出转矩和输出功率随发动机转速变化的二条重要特性曲线，为非对称曲线。工程实践表明，可用二次三项式来描述汽车发动机的外特性，即 cbnanT eee 2 (5.1) 式中 eT发动机输出转矩，（ Nm）； en发动机输出转速，（ r/min）； a 、 b 、 c 待定系数，由具体的外特性曲线决定 9。 1、 已知外特性曲线时，根据外特性数值建立外特性方程式 如果知道发动机外特性曲线时，则可利用拉格朗日三点插值法求出公式（ 5.1）中的待定系数 a 、 b 、 c 。在外特性曲线上选取三个点，即1eT、1en，2eT、2en，3eT、3en，依拉氏插值三项式有 : )( )()( )()( )( 2313 2133212 3123121 321 eeee eeeeeeeee eeeeeeeee eeeeee nnnn nnnnTnnnn nnnnTnnnn nnnnTT （ 5.2） 将上式展开，按幂次高低合并，然后与（ 5.1）式比较系数，即可得三 个待定系数 a 、b 、 c 。 2、 无外特性曲线时，按经验公式拟合外特性方程式 如果没有所要的发动机外特性，但从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率emP及相应转速和该发动机的最大转矩emT及相应转速tn时，可用下列经验公式来描述发动机的外特性 : 22 )()( eTpTpememe nnnnTTTT （ 5.3） 式中 emT发动机最大输出转矩（ Nm）； Tn 发动机最大输出转矩时的转速（ r/min）； nts 28 pn发动机最大输出功率时的转速（ r/min）； pT发动机最大输出功率时的转矩（ Nm），pemp nPT 9549。 由公式（ 5.1）和公式（ 5.3），可得 2222)()()()(2)(pTTpemempTpemTpTpemnnnTTTcnnTTnbnnTTa（ 5.4） 发动机外特性曲线是在室内试验台架上测量出来的，应对台架试验数据用修正系数 进行修正，才能得到发动机的使用外特性。 5.1.2汽车的行驶方程式 汽车的动力性可由汽车的行驶方程式表示，其计算公式 10为： jwift FFFFF （ 5.5） 式中 tF驱动力， N； fF滚动阻力， N； iF坡道阻力， N； wF空气阻力，