5吨汽车吊起重伸缩臂结构分析和设计

05吨汽车吊起重伸缩臂结构分析和设计摘要:汽车吊是利用通用汽车底盘安装成的汽车起重机,它具有汽车的行驶通过性能,机动灵活,用于流动性大,不固定的工作场合.汽车吊臂架采用伸缩式箱形吊臂,吊臂重量在整机的设计中比重较大,自重会影响整机的倾覆稳定性,此外,吊臂的结构设计的优劣,决定了整机的重心高度,整机的重量以及整机的稳定性,从而影响整机的起重性能.所以在设计中要在安全的情况下,尽量减小吊臂自重,增大吊臂刚度以改善起重性能.本次设计利用传统方法计算吊臂三饺点位置,各节臂长度,确定截面形状,对吊臂进行载荷确定和强度分析.关键词:伸缩臂,臂架结构,起重性能,设计计算1Thelifting5tonscarstelescopicstructureanalysisanddesignAbstract:theautomobilecranetruckcranechassisisinstalledbygeneralmotors,itisthevehiclethroughtheperformance,flexibility,formobility,theworkplaceisnotfixed.Theautomobilecraneframewithtelescopicboxjibcrane,theweightofalargeproportionoftheoveralldesign,theweightwillaffecttheoverturningstabilityinaddition,thestructuredesign,theadvantagesanddisadvantagesoftheboom,determinestheoverallheightofthecenterofgravity,theweightofthemachineandthestabilityofthewholemachine,thusaffectingtheliftingperformance.Sointhedesigninthesecuritysituation,toreducetheweightofthejibcrane,increasethestiffnesstoimprovetheliftingperformance.Thisdesignusingthetraditionalcalculationmethodofcranethreedumplingspointposition,thearmlength,thesectionshape,theboomofloaddeterminationandstrengthanalysis.Keywords:telescopicboom,boomstructure,liftingperformance,designcalculation2目录1绪论.31.1国内外起重机的发展概况和趋势.31.2伸缩臂结构的发展状况.51.3本课题的内容及意义.62QY5汽车起重机的主要参数.63传动形式及伸缩臂伸缩方式的确定.103.1传动形式的确定.103.2伸缩方式的确定.113.2.1伸缩方式的类型.113.2.2伸缩方式对吊臂受力和起重性能的影响.114伸缩臂连接尺寸的设计计算.134.1根部饺点位置的确定.134.2吊臂各节尺寸的确定.154.3变幅油缸铰点的确定.164.3.1变幅油缸根部饺点位置的确定.161O4.3.2变幅油缸与吊臂支撑点的确定.1625吊臂截面的确定以及箱形结构的截面特性.175.1吊臂截面的确定.175.2箱形结构的截面特性.196载荷的确定及强度分析.206.1作用于吊臂的载荷的确定及其组合.206.1.1自重.216.1.2吊重.216.1.3惯性力.216.1.4风载荷W.226.1.5载荷的组合.236.2对吊臂的强度分析计算.246.2.1求截面轴向压力.24N6.2.2求截面剪力.25yxT,6.2.3求截面扭矩.25ZM6.2.4求截面上的弯矩.25yx,6.2.5吊臂强度计算.27总结.29参考文献.30致谢.3101绪论1.1国内外起重机的发展概况和趋势最近几年随着工程建设规模的不断扩大，尤其是石油，化工，电站，高层建筑的作业不断增多，我们对工程起重机，尤其是大功率起重机的需求不断加大，伴随着现代科学技术的飞速发展，起重机上广泛应用了各种新技术，新材料，新工艺。这些都有力促进着起重机的发展。综合了解国内外现有工程起重机的产品及技术资料，发现起重机的发展趋势主要有以下几方面。第一，广泛应用液压技术，因为液压传动有重量轻，体积小，可以无极调速，而且结构紧凑，操作轻便，运转平稳等优点，近年来，各种类型的工程起重机都广泛采用液压传动。最近几年，我国的主要工程机械厂，产品大多是液压起重机。国内现在已经成功研制了3581216324065等吨位级的伸缩臂式液压起重机。在国外，起重机在品种和产量方面发展较大，尤其大吨位级的起重机发展迅速。目前已经产出200吨位级液压起重机，而中小吨位级起重机已普遍用液压传动形式。液压及重机还会随着液压技术与原件的发展，得到更进一步的发展。第二，通用性起重机还是以中小型为主，且专用起重机向大型大功率发展。工程起重机仍然以发展中小型起重机为主，因为现代生活的建设工程量很多，中小型起重机的应用可以大幅提高装卸与安装作业的机械化程度。国外目前普遍采用的工程起重机，数量上还是以中小型为主。但随着大型石油化工，高层建筑的发展，大型以及特大型起重机的发展势在必行，目前，国内外均已经生产出100吨位级以上的起重机。从发展的情况看，大型起重机以行家臂式起重机为主，伸缩臂式液压起重机因为受到臂重和行驶长度的限制，其发展有待进一步研究。第三，逐步采用国际标准，向着“三化”发展。三化即标准化，系列化，通用化。各国在发展起重产品时都制定了自己的国家标准以及起重量系列，有的国家虽然未有起重量系列，但是各制造厂采用通用零件，为整个国家的生产和使用提供了便利。有的国家按照起升机构，回转机构，驱动桥，转向桥等，不分用于什么起重机，一律标准化，系列化，通用化，使部件可以应用于两种类型起重机上。有的国家设计了系列化吊臂，比如大起重量起重机的副臂可作为小起重量起重机的主臂，而小起重量起重机的基本臂可作为大起重机的二节臂。还有的在设计时把相近吨位1级的起重机部件通用化，如主副起升机构通用，回转机构通用。我国在这方面也有改进，分别制定了轮胎式起重机和塔式起重机的基本参数系列，还统一了产品型号等级，制定了技术条件标准。在未来为了发展品种，增加产量，也为了满足现代化专业生产，起重机的“三化”水平势必进一步提高。现在许多国家不仅制定自己的产品标准，还很注重采用国际标准，这样有助于借助外国发展成果，推动本国起重机的发展。第四，重视产品多样性，发展一机多用的产品。例如在设计工作装置时，除了设计钓钩外，还配备了电磁吸盘，抓斗，抓取器等取物装置。有的还可以设计钻孔，打桩等功能的一机多用产品。第五，多采用新技术，新材料，新工艺。这样可以有效减轻自重，提高起重性能，使起重机更加可靠安全的工作。新技术方面采用液压技术已经很成熟，有的已经采用液力传动。液力变矩器可与发动机匹配，有使发动机自动适应行驶条件的功能。此外，为防止起重机倾翻，又研制出了电子式起重力矩限制器。这种安全装置较为完善，载荷接近额定值时，会自动报警，超载时，这种装置可自动切断工作，以保证起重机整机的安全。利用新技术完善造作条件是国外发展起重机的一个倾向，保证司机视野良好，司机室隔热隔温外，还有远距离联系设备等。随着钢铁工业发展，高强度低合金钢被广泛应用于液压汽车起重机，这对减轻吊臂自重，提高起重性能有了突破性的进展。新材料，新技术的应用促使计工工艺的革命性改变，比如国外先进制造厂特别重视高强度钢的焊接工艺等。1.2伸缩臂结构的发展状况伸缩臂是汽车起重机的主要受力构件，他的自重占整机重量的比重很大，一般13%20%,在越大型的起重机中，其吊臂自重所占的比重更大。所以，在起重机执行大幅度，大起升高度的动作时，伸缩臂的性能显得尤其重要，所以，设计伸缩臂的核心目的就是减轻臂的自重，增大吊臂刚度。而关键技术在于伸缩机构形式和臂架截面形式的确定。汽车起重机在我国以中小吨位为主，其伸缩机构采用的大多是伸缩油缸加绳排的形式，但在细节上略有不同。这种机构的特点是最末一二节伸缩臂利用钢丝绳伸缩，不同于其它伸缩臂用油缸伸缩，这样最末届伸缩臂截面变化增大，在起重机大幅的工作时，起重性能大大降低。而在国外，一些发达国家设计的中大吨位的轮式2起重机，单缸插销形式的伸缩机构被普遍应用，这种伸缩机构大幅提高了起重机起重性能。椭圆形的截面，上板是大圆弧槽形板，下板为椭圆槽形板，并且自下而上的收缩使重量优化，使稳定性跟抗扭能力加大。徐工集团目前是国内较先进的重型机械厂，QAY130,QAY160,QAY200,QAY240,QAY300这五种吨位的有单缸插销式伸缩臂技术的全地面起重机被先后推出。并且采用了高强度钢材，伸缩机构创新性的采用了双杠加双绳排的形式。吊臂伸缩时，臂节间的滑块保证了主臂同心度，这样可增大起重能力，重量跟受力也会较好传递。这种独特的吊臂对中装置国内其它企业还没有这种截面形式。伸缩式吊臂是个双向压弯构件，不但受整机强度，刚度稳定性的约束，还受局部稳定性约束，从这点考虑，把伸缩臂制成箱形截面是比较合理的，关于伸缩臂截面选择的问题，本文后面会有阐述。1.3本课题的内容及意义最近几年，随着社会经济的不断发展，人们生活水平的不断提高，起重机的需求量也越来越大，尤其是对中小型汽车起重机的需求，因为汽车起重机有着别的起重机没有的一些特点，特别适应人们的现代生活，比如它灵活机动，方便快捷。但是与国外汽车起重机相比，还有很大差距。国外汽车起重机最近十年的发展取得了突飞猛进的胜利，为了降低整机成本，提高起重性能，整机质量也是越来越小，在不影响起重性能的情况下，吊臂自重比十年前降低了20%。在这种情况下，车辆可以尽可能少的安装轴，这大大简化了车辆结构，降低了成本，又提高了起重作业能力，很经济实惠。随着这种起重机进入中国市场，由于其售价较低，性价比更好，因此，国产起重机行业面临相当大的挑战。臂架是起重机主要受力构件，起重时重物通过臂架吊载，实现高度和幅度的变化。臂架的强度决定着最大起重量下整机的起重性能，而自重会影响整机的稳定性，所以臂架结构设计的好不不好，将会决定整机的质量是否合格，所以要在保证安全工作的前提下，尽量减轻臂架自重，对于提高整机质量有很大意义，并且经济性也得到了提高，具有很大的现实意义。本文依据QY5汽车起重机的工作要求及技术参数，利用传统设计方法对主臂三个饺点的位置，各节臂的长度，变幅油缸的饺点位置进行计算，对臂架进行载荷分析，受力分析，并计算其强度。32QY5汽车起重机的主要参数(1)起重量Q汽车起重机起重量不包括钓钩重q.起重量随吊臂的长短及角度的变化而变化，它由吊臂强度及整机稳定性所决定。临界起重量指吊起重物时，起重机处于稳定和倾覆的临界点时的起重量。额定起重量比临界起重量小，起重机铭牌上的数据指最大额定起重量。(2)工作幅度R，有效幅度A(如图2-1)工作幅度R，与吊臂长度l和仰角有关，根据其几何关系有（2-1），吊臂仰角一般可从0度到75度。elcos在系列标准中规定了一个值A，叫做有效幅度A的极限值，要满足下列公式；A（2-2），可见有效幅度的值不能规定的过大，如果有效幅度aAmin值过大，最大起重量时的工作幅度也会变大，吊臂受力也会增大。如此看来，吊臂的自重就会增大，从而使大幅度时的起重量变小，恶化起重性能。(3)起重力矩M4最大额定起重量与相应工作幅度的乘积，可以更合适，更确切地比较起重机的起重能力，起重力矩在系列标准中做出规定，知道了起重力矩，也就知道了最大额定起重量时的工作幅度R=MQ（2-3），结合式（2-2），可以有出支腿跨距2a2(Rmin-A).(2-4)因此在设计时，支腿跨距不能大于系列标准中规定的数值，也不能取太小，否则整机稳定性会下降。起重力矩参数表表格2-1(4)起升高度H起重机在使用时不但要满足起重量的要求，而且必须要考虑工作幅度，起升高度的要求。由图（2-1）知（2-5）。可见，起升高度与吊臂长度bhlsin和仰角有关。当吊臂长度一定时，起升高度随起重量的增大而增大，随着幅度的增大而减小。在建筑安装工程中起升高度是一个很重要的参数。在系列标准中，规定了各种起重机的最大起升高度，以及基本臂跟接长后主臂的最短长度。(5)吊臂自重G在起重机伸缩臂的设计中，吊臂自重是一个绝不能忽视的问题，前面说过，吊臂自重能影响起重机的稳定性及起重性能。设计时要在保证吊臂安全工作的前提下，尽量减轻自重。起重机自重是评价起重机综合性指标的一个参数，反映了起重机在设计制造，及材料应用上的技术水平。机重量Q3581216254065有效幅度A1.251.351.451.501.501.251.000.85支腿横向跨距2a3.13.33.54.04.55.05.56.0工作幅度R2.83.03.23.53.753.753.753.85起重力矩M8.41525.6426094150250系列规定的起重力矩815254060951502505在此，引入一个重量系数K，用来考量起重机重量指标，K表示起重机在单位自重下的起重能力。以起重量表示起重能力为以起重力矩表示起重能力为：GQ1；以起重力矩和与此相应的起升高度表示为：；式中GRQMK2GQRHK3Q是最大额定起重量，R，H，是对应的幅度和起升高度。在系列标准中规定了起重机的重量利用系数，如下表：轮胎式起重机系列标准中重量利用系数表格2-2起重量Q35812162540自重G681518243344起重力矩M81525406095150基本臂高H5.56.57.07.58.08.591K0.50.6250.5250.6670.6670.7590.9121.331.871.662.222.502.873.4237.3012.111.616.62024.430.8汽车起重机技术参数表表格2-3起重力矩M(不小于）起重高度H（不小于）基本臂最长主臂基本臂最长主臂最大额定起重量Q（t)最小额定幅度R(m)（t.m)(m)作业状态整机质量不大于2K332.88.16.05.5104.553.015.010.56.711.158.01.8712.5683.024.015.07.51213.51.7813.33103.030.022.08.01315.02.015123.035.024.09.02217.02.12186163.048.028.09.52323.02.0818.8203.066.038.010.02525.02.422.8国产起重机系列产品技术性能表表格2-4参考以上表格，本文中选取起升高度基本臂作业6.7米，最长主臂作业高度为11.15米。型号类型QY5汽车起重机QY8汽车起重机QY16汽车起重机臂长（米）6.66.598.8最大吊重（吨）5816幅度范围（米）363.25.53.87.4基本臂最大吊高（米）6.77.58.4臂长（米）6.6+4=10.66.95+4.75=11.708.8+5.6=14.4最大吊重（吨）353.210幅度范围（米）3104.910.55122节主臂最大吊高（米）11.151214.6臂长（米）14.4+5.6=20最大吊重（吨）4幅度范围（米）7.4143节主臂最大吊高（米）_19臂长（米）最大吊重（吨）起重性能4节主臂幅度范围（米）_73传动形式及伸缩臂伸缩方式的确定3.1传动形式的确定起重机传动装置的形式有三种，分别是机械传动式，电力-机械传动式，液压机械传动式。机械传动的特点是：传动效率较高，装置工作可靠。但也有机构复杂，操纵不便，调速性差等缺点，随着起重机的发展，机械传动的方式已经逐渐被淘汰。电力机械传动相比于机械传动，它的传动系统简单，调速性好了，操纵也方便了，而且电器元件的应用使得结构布置方便，而且易于三化。但他的缺点是价格昂贵，不易获得直线伸缩动作。液压机械传动是现在起重机广泛应用的传动形式，伸缩式箱形吊臂的实现，就是依赖于液压伸缩机构的出现。这种传动方式的优点是：传动平稳、操作省力、结构紧凑，液压元件重量轻、尺寸小，而且易于三化。他的最大优点是能获得直线运动，所以液压技术的发展极大的推动了起重机的发展。本次设计采用的也是液压缸伸缩带动起重机吊臂伸缩的形式。3.2伸缩方式的确定3.2.1伸缩方式的类型根据吊臂伸缩过程的不同，吊臂伸缩机构可分为三种类型：顺序伸缩机构、同步伸缩机构、独立伸缩机构。顺序伸缩机构是指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂按照先后顺序完成伸缩的全部动作。同步伸缩机构是指各节伸缩臂在伸缩过程中同时与相同的速度进行伸缩。独立伸缩机构是指各节吊臂在伸缩过程中均能独立进行伸缩，也就是说独立伸缩同样也可以进行顺序伸缩和同步伸缩。3.2.2伸缩方式对吊臂受力和起重性能的影响8Q(t)30基本臂2418二节臂12三节臂6四节臂036912151821R（m)起重性能曲线图（1）如上起重性能曲线图所示，当臂长增长，幅度增大时，起重量减小直至接近于零，是因为吊臂自重将使整机倾翻。所以吊臂自重及重心位置，能影响起重性能。而伸缩方式的选择会对自重有一定影响，根据设计经验，一般独立伸缩机构最重。在起重性能相同的情况下，顺序伸缩的吊臂可以设计的轻一些。另外，采用不同的油缸系统，伸缩臂本身的重心位置和重量也有不同。采用同步伸缩时，吊臂重心距回转中心较近，所以相较其它伸缩方式，在中间臂长时，起重性能可以提高。（2）吊臂重心位置的变化，将会直接影响各节面应力。臂长相同的情况下，由于伸缩方式的不同，各节臂的搭接长度也不同，由此搭接处支反力也不同。由下图可知，在中间臂长时，顺序伸缩的支反力大于同步伸缩支反力。支反力A（T）8060409201015202530L(m)不同伸缩方式对搭接支反力的影响实线表示顺序伸缩，虚线表示同步伸缩。此外，不同的伸缩方式还摩影响擦力与臂长的关系，如下图：摩擦力E(t)15105015202530L(m)不同伸缩方式对摩擦力的影响图中实线为顺序伸缩时的摩擦力，虚线为同步伸缩时的摩擦力。可见顺序伸缩时，总的摩擦力并不大，而同步伸缩时，摩擦力越来越大。综上所述，本次设计采用顺序伸缩的方式较为合理。4伸缩臂连接尺寸的设计计算按照传统的设计方法，箱形吊臂间接尺寸的计算包括：吊臂根部饺点的确定，各节臂尺寸的确定，变幅油缸饺点的确定，其中确定变幅油缸饺点，包含变幅油缸根部饺点和与吊臂支撑点的确定。4.1根部饺点位置的确定10下图为箱形吊臂有关尺寸图：图（4-1-1）假设为吊臂的工作长度，由图（4-1-1）所示的几何关系得：wl(4-1-1)sincos)()(10ehbHlw(4-1-2)co)(10eRl式中:b为吊钩滑轮组的距离，在这b取1.5米；H为吊臂的起升高度；为吊臂仰角；e为吊臂根部饺点到回转中心的距离；R为幅度；为吊臂根部饺点离吊臂基0e本截面中心线的距离；为吊臂端部滑轮轴心离基本截面中心线的距离；h为根部饺1e点离地面的高度，h的取值会影响吊臂长度，如果h取大点，吊臂可以短点，但整车的重心却高了，反而会影响整车稳定性，所以h的取值要合适，此处，h取2米；以系列标准中规定的基本臂极限起升高度H=6.7米，=0.8=0.8=max75代入（4-1-1）式，得到基本臂工作长度；将、60l16.0sin2)5.176(00l11最小幅度=3m代入（4-1-2）式，求得根部饺点到回转中心的距离是：minReRle58.036cos17sin)(10min0由图可知吊臂根部饺点离回转平面的高度为：；其中是回0h120h2转支撑装置高度，取0.2m;而由式（2-5）求得，；取1.2hmlbHsin.求得mh6.0至此，吊臂根部饺点的位置就确定了。4.2吊臂各节尺寸的确定计算前，先要确定吊臂有几节，根据下表确定：起重机吊臂节数表（4-2-1）最大起升高度H1015161920293040吊臂节数K2233445因为主臂作业最高起升高度是11.5米，所以，需设计2节吊臂。由式（4-1-1）求得主吊臂的最大长度为：mhbHl3.1260sin5.1sin)(max而；为基本臂结构长度，为外伸长度；20101ll；为伸缩臂的伸缩长度，为第二节臂缩回后的外露长度；取llaa0.25；由基本臂工作长度；求得基本臂结构长度；al01malo91.625.01701再由；求得伸缩长度；当第二节臂缩回lKl)(0maxml4.56.732后，除外露部分长度外，在第一节臂中的长度为伸缩长度，加上伸出后仍在第2l一节臂中的搭接部分的长度。2l12第二节臂的结构长度为：=；一般，搭接长度取外伸长度的all2022l到，取；至此，求出第二节臂的结构长度为：415mll78.1)(.02m.68.2.0l到此，两节主臂的长度都已求出，分别为=6.91m，=6.46801l02l4.3变幅油缸铰点的确定4.3.1变幅油缸根部饺点位置的确定1O在设计变幅油缸的根部饺点位置时，为了改善回转平台的受力情况，往往使其落在支撑装置的滚道上。如图（4.3-1）所示，采用单变幅油缸，饺点离回转中心的距离就是回转支撑装置半径，所以有。f2D2f由系列标准中规定了回转速度，则频率为0.043，由min6.rfsr，所以，。mDTf32.012f102回转平台高度为，取。目前为止，吊臂根部饺点求得跟后已经确h15.0he定了，油缸根部饺点位置在求得，并知道的情况下也是定了的，唯一的问题就fh剩下如何确定变幅油缸跟吊臂支撑点的位置，即的位置。2O4.3.2变幅油缸与吊臂支撑点的确定2O如图（4.3-1）所示，在变幅油缸缩回时，变幅油缸处在最短长度，此时；当变幅油缸伸长到使吊臂处于最大仰角时，油缸长度达到最长，有min211O；而单级油缸在伸缩过程中，它的基本长度和外伸长度存在下面的关ax2系：min2121in1)4.03(OScS所以，min1)7.06(O故，in21i2max21)7.6(需要指出的是，吊臂根部饺点与支撑饺点不一定与臂架截面形心纵轴线重合，如图（4.3-2）所示，夹角可以这样求出：13)(sin201Oe实际上，在设计时，为了简便计算，竟量将吊臂做成水平，也就是说，在计算时，这里假定=0。连接吊臂根部饺点与变幅油缸的两个饺点，形成与。则在21O21中，；在中，；其中角可由21Omax1221下式关系求得：得出。6.0.580tn0feh。36.0arctn根据三角余弦公式，中：21O.(1)122121221cosO中：1.(2)121222121cosO因为，代入（1）、（2）两式，可以消去2)7.6(O与，得到关于的二次方程式，如下：21O20)cos(3.0)cos(18.321max又因为，将，feh86.74.5)(222075max，代入上式，求得或2.32；显然应该取。OO32.至此，变幅油缸与吊臂支撑饺点的位置也确定了。25吊臂截面的确定以及箱形结构的截面特性5.1吊臂截面的确定箱形吊臂的各种截面形式图（5.1-1）14一般，汽车起重机伸缩臂材料用16钢，现在，吊臂大多采用具有高强度的Mn低合金钢，本文中采用常用的16Mn材料。伸缩吊臂的箱形截面形状有多种：a矩形、b正梯形、c倒梯形、d八角形、e椭圆形、f大圆角形、g五角形、h槽形等，不同的箱形截面，应力状况也不同。我们知道，在钢材截面积也相同的情况下，由于截面形式的不同，可以得到不同的抗弯模量，所以抵抗局部失稳的能力也不同，比如，提醒截面的抗弯、抗扭刚度就比矩形要好。截面做成正梯形，则上半部的拉应力较大，从而提高了侧板安全系数，而截面做成倒梯形时，下底板窄，就可以避免下底板的局部失稳，而这恰恰是吊臂破坏的主要起因。还有一种较复杂的截面，如图i所示，这种角钢组合式截面将材料的用料集中在四个角上，因为角上受力最大，另外将焊缝移到中部，很大改善了应力集中的现象。其侧板上冲压菱形孔，不仅减轻了吊臂自重，而且将侧板变成了腹板，这样就避开了板的局部失稳的问题。但是这种截面形式工艺复杂，成本高，除非特殊需要，一般的起重机不采用。有时，吊臂截面下部会做成圆形、折线形、也都是为了提高吊臂下底板抵抗局部失稳的能力。要想进一步减轻吊臂重量，一方面采用高强度材料，另外必定要研究合理的截面形式从而改善板的局部稳定能力，在大起重量的起重机上，这个问题显得更为重要。对本次设计的5吨汽车吊起重伸缩臂，属于小型起重机，对于吊臂板的局部失稳的情况影响相对较小，所以箱形截面设计成矩形，其高度比在1.31.8范围内，15厕板厚度一般在3.26毫米，薄一些有利于减轻吊臂自重。为了考虑局部失稳的问题，可在钢板上隔一定距离轧一条横向筋，这样可以加强刚度。有的在侧板上开大孔是为了减轻重量。一般，下底板比上底板做的厚些，这样可以使截面中性轴下移从而减小下底板压缩能力，另外还能满足下底板局部稳定的需要。本次设计，截面是矩形，尺寸为：基本臂长宽分别是560mm、350mm;二节臂长宽尺寸分别为520mm、325mm。5.2箱形结构的截面特性吊臂的箱形截面如图，图（5.2-1）（1）面积F，hb21,11bb22bFh（2）中性轴位置yFyhb1(3)面积惯性矩)3(32)(22221yhFyhIhbbx16212)(bFFIhby（4）上部抗弯模量12bxsxyhIW（5）下部抗弯模量2bxlxyI（6）横向抗弯模量bFbIWhbyy6)(21（7）中心线包容面积h基本臂截面尺寸，m560b350mh4b72mb41二节臂截面尺寸，h22hb41均代入述公式，求得的数据如下：b72FSxWLxyW第一节臂0.00830.0030.0060.0050.2第二节臂0.00770.00250.00330.00380.176载荷的确定及强度分析176.1作用于吊臂的载荷的确定及其组合首先分析箱形吊臂的支撑情况是：根部与回转平台由水平销轴连接，可在变幅平面自由转动，变幅油缸支撑在基本臂的后半部分。所以，在变幅平面内可视其为一外伸梁，而在回转平面视为悬臂梁，作用在吊臂的外载荷要考虑：吊重、吊臂自重、惯性力、风力。6.1.1自重计算弯矩时，自重等效为吊臂端的集中载荷值为：bbGMGlzPM2)(计算挠度时，等效集中载荷近似为：bfbGf31校核因吊臂自重引起的压杆稳定时，等效为集中力：bKbGKGP31为整个吊臂伸缩机构的总自重；为重量转化系数。bGbfbM,6.1.2吊重吊重是作用于吊臂端部的一个集中载荷，所以在强度计算中要考虑其动力影响。)(qQG是其重量，是吊钩重量，是动力系数，在中小型起重机上，由于工作速度较Qq高，根据系列标准的规定，取=1.25。186.1.3惯性力（1）主要考虑水平惯性力，垂直惯性力在自重及吊重的动力系数中已经考虑了，而吊臂自重所引起的水平惯性力与回转运动引起的离心力均位于变幅平面内，而且值很小（因为变幅速度缓慢），与吊臂载荷比起来可忽略不计。（2）假设吊臂自重为均布载荷，在回转运动起动和制动时，吊臂自重引起的水平切向惯性力为为：bRGP03.此力合力作用在离吊臂端部处，但为了方便计算，我们将水平力一律)cos(1el移到端部处理。所以，吊臂惯性力在根部引起相同弯矩时转化吊臂端部的等效力为：bpmbdmGRPp02.3吊臂惯性力在根部产生相同挠度时转化到吊臂端部的等效力为：bpfbdf02.21.是自重惯性力转化系数。Rpfpm0.（3）吊臂的偏摆，由离心力、惯性力、风力引起，摆角为，大，作用在吊臂上的水平力就大，所以，作用在吊臂上的水平力为：)(tan)(qQqQT是水平载荷系数，根据系列标准规定，在中小型起重机上，取。53408.6.1.4风载荷W作用在吊臂上的均布载荷，等效为端部载荷时可类比自重载荷的转化，风载bW荷的计算公式为：qffACq)(19式中：为标准风压值，取；fq10fqC为风载荷体型系数，查表得；2.C为吊臂的有效迎风面积，查表得；qA5mAq为起重机各部分有效迎风面积，；ef是起重机金属结构充满系数，；f.0f为除了重物外垂直于风向的投影面积，查表取；e24.0e求得风载荷4.51W6.1.5载荷的组合（1）在变幅平面内，如图（6.1.5-1）中平面，受力有吊重，起yz)(qQ升绳的拉力，吊臂自重载荷；全部转化到吊臂端部为：iqQTk)(lGqb式（6.1.5-1)iqQeqQeMGHiNxbyb)(sin)(coscosin)(sin)(120（2）在回转平面，如图（6.1.5-2）中平面内，除了吊重、起升绳拉力，xz吊臂自重载荷外，还要考虑因吊臂自重引起的水平惯性力，吊重物偏摆水平载bpG荷，风载荷。载荷等效到吊臂端部为：)(qQWb式（6.1.5-WGqQHiqQNbbxb)(sin)(sin2）（3）在吊臂的截面平面内，即面内，有扭矩yx0ZM式（6.1.5-20)(eqMZ3）20上述公式中：是吊钩滑轮组倍率；i是滑轮组效率；为起升绳导向滑轮轴心到吊臂中性轴线的距离；1e为吊钩定滑轮轴心到吊臂中性轴线的距离；2为均布载荷转化系数；b为惯性力的转化系数，其值为0.002R；p6.2对吊臂的强度分析计算计算伸缩式箱形吊臂的强度时，首先要做以下近似假定：（1）忽略弯扭现象，即分别在变幅平面与回转切向平面分析吊臂的受力及变形，至于双向弯曲引起的弯扭现象，对于箱形截面的影响相对不大。（2）吊臂横截面变形时，按平面假定处理。（3）吊臂的变形是微小变形，挠度曲线是以连续光滑的，满足几何条件的抛物线函数描绘，；)2cos1(),2cos1(lzfxlzfy；或。)3(),3(2zlfxzlfy2,lzfxlfy假定（1）会导致计算结果偏大，但假定（3）又使计算结果偏小（因为忽略了吊臂各节之间的间隙影响），如此，可以简化吊臂强度计算。6.2.1求截面轴向压力N大多伸缩臂中，吊臂的轴向压力是由箱体内的伸缩油缸直接承受的，前文说过，各节臂搭接处存在摩擦阻力，所以吊臂也要分担一部分轴向压力，按照实测经验，不同的伸缩机构，吊臂承受的轴向压力也不同，在机械式同步伸缩机构N31中，某些节段的吊臂可能承受双倍的轴向压力，；而轴销固定的伸缩臂中，N2；下面按照式（6.1.5-1）求：Nsin)(sin)(bGiqQq21由设计手册查得：起重量，吊钩重量，动力系数，8.95tQ8.952kgq25.1，重量转化系数，代入求得：1i98.0403.12lzb674N6.2.2求截面剪力yxT,计算时，截面取吊臂各节的中部截面，这样端部的横向力就是剪力，所以有：，按照式（6.1.5-1）和式（6.1.5-2）计算剪力为：yxHT,WGqQbp)(将水平载荷系数=0.08，惯性力转化系数85.1)cos(02.0elRp均布载荷转化系数代入得：4.0b96852xT求得=coscos)(byGqQH62976.2.3求截面扭矩ZM距离吊臂根部z处的截面扭矩为：如果)()(0xfHyfMyxZz，代入上面式子中得到：22,lfxlfy)1()1(220lzfHlzfMxyyxZz分别是吊臂端部在不同平面内的挠度，实际上在具体计算中，考虑到吊臂的yxf,挠度变形是微小变形，所以，上式可以简化成：（6.2.3-1）0Zz用上式（6.2.3-1）求得截面扭矩为：6.17324.0895208.)(20eqQMz6.2.4求截面上的弯矩yx,22（1）吊臂看作受压杆件，其许用临界载荷的计算公式为：回转切向平面内：；式（6.2.4-21lnEINycry1）变幅平面内：；式（6.2.4-21lyIxcrx2）式中：为第一节臂的平均惯性矩；I为弹性模量，钢材的弹性模量为；EE610.2为吊臂支撑系数，由表（6.2.4-1）查得；y87.y为许用应力安全系数，见表（6.2.4-2）求得；nMPab306.149；MPa1763，分别为吊臂在回转平面和变幅平面的计算长度系数；它们综合了吊yx臂支撑状况，截面变化，起升绳拉力变化造成的影响。系数值表（6.2.4-1）y为吊臂全长，为油缸在吊臂上支撑点到吊臂根部焦点距离。la许用应力法的安全系数表（6.2.4-2）la00.10.20.30.40.50.60.70.8y10.940.870.800.740.680.640.570.53受力情况结构件焊缝23注：分别为材料屈服极限，强度极限。bs,本次设计所采用的16钢材的。nMMPaabs490,305由于两节臂的惯性矩比为：；根据系列标准中的表格6.1.12II数据得：代入式（6.2.4-1）跟式（6.2.4-2）得：9.1yx，402crN41032.crxN（2）求fC从压杆稳定理论可知由轴向力引起挠度增大，增大系数为；fCcrfN1注意求轴向力时，式中重量转化系数要以代入；将上面求得的b3.0M代入得：crxyN,3.0,6.0yxffC（3）截面弯矩zxM)()(10yfNzlHyxxy其中，外力矩、横向力引起的截面弯矩是前两项；后一项是吊臂挠度、轴向压力引起附加的弯矩。上式可以简化为：拉、压、弯3.1s6b同结构件剪切32挤压4.1a24fymyxxCzlHM)(0xfyy为修正系数，则，在设计中，应该设法消除，myxC,)(102zlNfCyxomxoyf所以取1.0，而由设计手册经验值取0.8。代入上式得：y15302M6947y6.2.5吊臂强度计算利用二阶应力理论强度的验算公式有：任一截面最大的压应力，；yLxWMFN1任一截面最大拉应力：；ysx3截面剪应力为，上盖板：；1211)(bZbbT下盖板：；2212)(bzbxbM侧板：；hzhyT在第五章中已经求出了截面特性，；截面尺寸也已知了FlxWsy；hb,21正压力N，剪力，弯据，扭矩都已求得，分别把基本臂，二节臂截yxT,yxM,Z面特性的参数代入上述公式，可以求出两节臂上各自的应力