混凝土泵车支腿部分的设计

1、i 摘要 随着现代科学技术的迅速发展，混凝土泵车在现代化生产过程中应用越来越广。本 文首先介绍了混凝土泵车的结构和特点，重点对混凝土泵车支腿各部分进行了设计；支 腿机构通过水平液压缸和垂直液压缸实现各支腿的收缩动作，采用并联控制系统实现各 支腿的同时动作，本文对支腿的液压原理进行了相关设计，并根据需要对一些液压元件 进行了选择。具体内容主要包括：支腿的选型与跨距的确定,支腿危险截面强度的校核。 整车稳定性的计算。支腿液压部分的设计，液压元件的选用。本设计的主要特点是：机 构简单,节省投资，控制方便。 关键词关键词：混凝土泵车；支腿；稳定性 ii abstract with the rapid

2、development of the modern science and technology. concrete pump is widely used in the modernization production process. first this paper introduced concrete pump on the structure and features, focusing on designing of the parts of a concrete pump stabilizer. stabilizer bodies move through the level

3、hydraulic cylinders and vertical hydraulic cylinder to achieve the contraction action, a parallel control system is used to control the movement of stabilizer. the hydraulic principle of the stabilizer was designed in this paper. some hydraulic components were chosen according to the need. the speci

4、fic contents include: selection and identification the stabilizer span; checking of the strength of the dangerous section of stabilizer calculation of the vehicle stability design of the part of stabilizer hydraulic; selection of hydraulic components. the main features of the design are: simple inst

5、itutions; savings investment; easy to control. key words: concrete pump stabilizer stability i 目录目录 1 绪论 .1 1.1 混凝土泵车的概述 .1 1.2 国内外混凝土泵车的发展概况 .1 1.3 混凝土泵车现代设计方法概述 .2 2 技术参数确定 .4 2.1 主要性能参数 .4 2.2 混凝土泵车参数的确定 .4 3 支腿形式及相关尺寸确定 .5 3.1 常见支腿结构形式 .5 3.2 回转支承的相关参数 .5 4 最小安全跨距的确定 .6 4.1 混凝土泵车的最不利工作状况 .6 4.2

6、最不利工况时整车合重心范围 .6 4.2.1 最不利工况时臂架合重心 .6 4.2.2 臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离 .7 4.2.3 臂架折叠状态下整车的重心 .8 4.2.4 最危险工况时重心的范围 .9 4.3 泵车支腿长度的确定 .10 5 展开角度的优化 .11 5.1 整机重心轨迹方程的确定.11 5.2 泵车整机稳定性的衡量指标 .12 5.3 最佳展开角度所在值域区间的判断 .13 5.4 求解整机稳定性的最佳支腿展开角度 .13 5.4.1 求解过程的注意点 .13 5.4.2 稳定性指标的数学表达式 .13 5.5 确定支腿跨距 .14 6 支腿反力的计算 .16

7、 6.1 数学模型及受力分析 .16 6.2 四点支承支腿竖直方向反力计算方法 .17 6.2.1 载荷 p 和 g 引起的支腿反力 .17 6.2.2 力矩 m 引起的支腿反力 .17 6.3 三点支承支腿竖直反力的计算方法 .19 6.4 最大竖直反力的求解 .20 6.4.1 前支腿最大竖直反力 .20 ii 6.4.2 后支腿最大竖直反力 .21 7 支腿的强度校核 .23 7.1 受力、危险截面分析 .23 7.2 支腿的强度校核计算 .23 7.2.1 危险截面 a 的强度校核计算 .24 7.2.2 危险截面 b 的强度校核计算 .24 8 销轴校核计算 .25 8.1 材料的选

8、择 .25 8.2 后支腿销轴的设计 .25 8.3 前支腿销轴的设计 .26 8.4 销轴的润滑 .26 9 液压系统原理设计 .27 9.1 液压系统型式 .27 9.1.1 开式和闭式系统 .27 9.1.2 单泵和多泵系统 .27 9.2 液压系统的控制 .28 9.2.1 定量节流控制系统 .28 9.2.2 变量系统 .28 9.3 液压系统设计 .29 9.4 其它液压元件的设计计算 .30 9.5 液压系统性能验算.37 结论 .41 致谢 .42 参考文献 .43 附录 1.44 英文原文.44 译文：.56 1 1 绪论 1.1 混凝土泵车的概述 混凝土泵车也称臂架式混凝土

9、泵车，其型式定义为：将混凝土泵和液压折叠式臂架 都安装在汽车或拖挂车底盘上，并沿臂架铺设输送管道，最终通过末端软管输出混凝土 的机器。由于臂架具有变幅、折叠和回转功能，可以在臂架所能及的范围内布料。 目前，在国家重点建设项目的混凝土施工中都采用了混凝土泵车泵送技术，其使用 范围已经遍及水利、水电、地铁、桥梁、大型基础、高层建筑和民用建筑等工程中。近 年来已经成为泵送混凝土施工机械的首选机型。 混凝土泵车可以一次同时完成现场混凝土的输送和布料作业，具有泵送性能好、布 料范围大、能自行行走、机动灵活和转移方便等特点。尤其是在基础、低层施工及需频 繁转移工地时，使用混凝土泵车更能显示其优越性。采用它

10、施工方便，在臂架活动范围 内可任意改变混凝土浇筑位置，不需在现场临时铺设管道，可节省铺助时间，提高工效。 特别适用于混凝土浇筑需求量大、超大体积及超厚基础混凝土的一次浇筑和质量要求高 的工程，目前地下基础的混凝土浇筑有 80%是由混凝土泵车来完成的。 1.2 国内外混凝土泵车的发展概况 随着国内商品混凝土行业和建设机械租赁业务的快速发展，施工规模和范围的扩大 及西部大开发，建设机械以及相关混凝土输送机械行业得到了高速发展，混凝土泵车的 市场空间进一步扩大。 我国混凝土泵车团体用户主要是年生产能力在 30 立方米以上有资质的商品混凝土供 应商、行业比较大的建设施工单位、各类有一定经济实力和经营规

11、模的施工机械租赁企 业、从原建设施工单位分离出来的设备管理部门等;个体用户主要是沿海发达地区的个体 搅拌站和个体机械租赁部。目前在国内团体用户至少有 800 家以上，按国际常规每家 5 辆的规模，今后几年其泵车拥有量将会达到 4000 辆左右，再加上个体用户的 1000 辆， 这个数字非常可观。现在年成交量约在 180 辆左右，主要是团体消费，而个体消费增长 缓慢的原因是价格问题。 目前，国内此类产品型谱和生产企业不断增加，产品性能、质量都在迅速提升。随 着商品混凝土行业的发展，混凝土泵送机械规格更全，档次更高，泵车布料臂架朝更长 的方向发展，由过去的 37m 占主流，逐步过渡到 4245m

12、为主，4756m 同样受到市场青 睐，如三一重工生产的 sy5500thb-56 泵车，臂架长度已达到 56m，为目前国产最长臂架 的泵车。随着工程进度的加快，泵送排量也有增大的要求，过去排量在 6080m3/h 的占 60左右，现在排量要求 80120m3/h 的工程越来越多，如杭州湾跨海大桥使用的混凝土 2 泵，基本上都是 120m3/h 的。 对混凝土泵的机动性要求越来越高。主要表现在泵车的市场需要增长很快，2002 年 比 2001 年增长 95.56，2003 年比 2002 年的增长幅度更大，超过了 100。另外，车载 泵的市场也逐步活跃起来，三一、楚天、中联、鸿得利等厂家都有新品

13、上市。目前，柴 油机动力越来越多，不仅泵车和车载泵要求使用柴油机动力，单拖式泵的比例也逐步增 大。 液压系统向集成方向发展，普遍采用开式系统及恒功率控制，特别是大流量的泵， 开式系统具有油温低、可靠性高、维修方便等诸多优势。同时，全液压控制技术、计算 机控制技术取得了突破性进展。如三一产品的全液压换向和计算机闭环控制技术已经广 泛应用。泵送压力已经有了大幅度提高，1971 年以前，混凝土出口压力大多不超过 0.94mpa，后提高到 5.888.38mpa，现在已达到 22mpa，而且还有继续提高的趋势。同 时，液压系统的压力也在不断提高，基本都在 32mpa 以上。因此，输送距离也在不断增 加

14、，最大水平输送距离已超过 2000m，最大垂直泵送高度也可达 500m 以上。 提高设备的节能、环保性能也是一大趋势，风冷却逐步替代水冷却，发动机的排放 标准提高，大多达到欧或欧标准。 1.3 混凝土泵车现代设计方法概述 随着计算机技术的广泛应用和系统工程、优化工程、价值工程、人机工程等现代设 计理论的不断发展，促使许多跨学科的现代设计方法出现，使混凝土泵车设计进入高质 量、高效率的阶段。 1.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

15、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。 2.模块化设计 模块化设计是根据模块化原则，设计一些基本的模块单元，通过不同的组合形成不 同的产品，以满足用户的多种需要。混凝土泵车模块化设计以功能分析为基础，将混凝 土泵车上同一功能的基本部件、元件、零件设计成具有不同用途、不同功能的模块，这 些模块具有相同的连接要素，可以互换，选用不同的模块进行组合可形成不同类型和规 格的产品。 3.有限元设计 有限元设计是根据变分原理求解数学、物理问题的一种数

16、值计算方法。它能整体、 3 全面、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，现己在混凝土泵车机结构计算中应用。 4.优化设计 优化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。 5.动态仿真设计 国外近年来在混凝土泵车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，并在对混凝土泵车进行动态分析 计算时用。 4 2 技术参数确定 2.1 主要性能参数 混凝土泵车的主要性能参数是泵车工作性能指标，

17、也是设计的依据，主要包括作： 理论输送量、最大混凝土压力、布料杆可达高度、布料杆可达深度、前支腿横跨距、后 支腿横跨距、支腿纵跨距、输送管管径、布料杆旋转范围、满载总质量、第一轴轴荷、 第二、三轴轴荷等。 2.2 混凝土泵车参数的确定 参考同类型产品技术参数初定主要技术参数如表 2-1 所示： 表 2-1 混凝土泵车主要技术参数 理论输送量（m3/h）138/90 最大混凝土压力（mpa）8.7/13 布料杆可达高度（m）37.4 布料杆可达深度（m）23.7 前支腿横跨距（mm）6600 后支腿横跨距（mm）7280 支腿纵跨距 （mm）67.45 输送管管径 （mm）1.33 布料杆旋转范

18、围（）3.7 满载总质量 （kg）257.5 第一轴轴荷 （kg）62.7 第二、三轴轴荷（kg）194.8 5 3 支腿形式及相关尺寸确定 3.1 常见支腿结构形式 常见支腿结构特点上可分为四类： 1.蛙式支腿：特点结构简单，液压缸数量少(一条腿一个液压缸)、重量轻。由于支 腿摇臂尺寸有限，支腿跨距就不能很大，蛙式支腿在小型机械上使用。 2. h 式支腿：此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，即水平伸缩（或略带倾 斜的）和垂直支承液压缸，支腿呈 h 形。为保证有足够距离，左右支腿相互叉开。h 式支 腿对地面适应性好，易于调平，广泛采用在中、大型轮式专用机械上。但 h 式支腿高度 高，影响作

19、业空间。同时，支腿必须与横梁固接，以保证支腿结构体系的稳定。 3. x 式支腿：x 式支腿的垂直支承液压缸作用在活动支腿的中间，活动支腿外伸端 直接支承在地面上，使支承更加稳定。但 x 式支腿离地间隙小，在支腿向下运动时端部 有水平位移。 4.辐射式支腿：此结构适合大型轮式专用机械上，由于大型轮式专用机械支腿反力 非常大，所以车架结构的高度大。为了减轻车架重量，减少车架变形，将支腿做成辐射 式，使回转支承装置承受的全部力和力矩直接作用在支腿结构上，这样处理可减轻整个 底盘重量 5-10%。而对回转支撑装置处的变形可比通常的形式减轻一半左右。 综上选择常用的支腿结构型式辐射式支腿支腿。 3.2

20、回转支承的相关参数 为后支腿回转中心 为后支腿摆动油缸回转中心 为前支腿回转中心 为前支腿摆动油缸会转中心 为臂架回转中心 图 3-1 回转支撑简图 6 4 最小安全跨距的确定 4.1 混凝土泵车的最不利工作状况 混凝土泵车在作业时，由于臂架、液压缸、输送管以及输送管中混凝土的重量，作 业时产生的震动，以及支撑面沉陷等原因，可能会造成失稳甚至倾翻事，因此混凝土的 作业稳定性非常重要。混凝土泵车的稳定性由车辆的自重、配重以及支腿的跨距来决定， 当稳定性不足时容易产生事故，稳定性过大时则可能造成材料的浪费，丧失经济性，并 且还会对车辆的行驶性能造成影响。因此要通过计算来确定一个合理的跨距，既要保证

21、 车辆的作业安全性，又要保证良好的经济性，同时具有良好的行驶性能。 根据 qct252-1998 中指出“稳定性计算应考虑最不利位置” 。根据这个原则对混凝提 泵车的工作装快分析如下： 当混凝土泵车施工时，四条支腿召开以支撑地面，此时前后四条支腿支点的连线构 成倾覆线。对泵车其稳定作用的稳定力矩主要由无臂架部分的车辆自重产生，而造成车 辆不稳定的倾覆力矩主要有臂架产生。而无臂架部分的重心基本时稳定的，而臂架时可 以转动的，因此只要臂架产生的倾覆力矩最大，那就是最危险的工况。据此分析当泵车 臂架水平向外伸出时为最危险的工况。 4.2 最不利工况时整车合重心范围 4.2.1 最不利工况时臂架合重心

22、 本设计中将利用 excel 表格法来进行臂架合重心的求解，如表（4-1） ，表格中未加 粗的数据为本设计中已知的相关数据，加粗的数据为通过 excel 软件的相关计算功能计 算得出的结果。 表格中所指的力臂为臂架上相关部件的重心到臂架回转重心的距离，因此所求出的 合重心的数值也是相对与臂架回转中心的距离。 在表 4-1 中用到的相关公式： ii c i fx x f 式中：为重心与臂架回转中性的距离， c x 为个组成部分的重力。 i f 7 表 4-1 求解臂架重心 名称质量（kg）力臂（mm）力矩（nmm） 臂节1 153034905232906052329060 臂节2 8011217

23、09553206695532066 臂节3 475200409328620093286200 臂节4 196275505291804052918040 拐臂1 96861081002888100288 拐臂2 29.486102480713.22480713.2 拐臂3 82.41637013219102.413219102.4 拐臂4 231637036897983689798 拐臂5 272413063847986384798 拐臂6 112413026012142601214 液压缸1 26388022681122268112 液压缸2 28575502108715021087150 液

24、压缸3 144163702310134423101344 液压缸4 68241301608023216080232 终端软管 50318301559670015596700 软管（平行臂节） 205.663612231591532076736.60832076736.608 软管（拐角1） 6.46131361068610545192.71984545192.71984 软管（拐角2） 7.7535763328163701243875.23681243875.2368 软管（拐角3） 5.16905088852413012223461398 水泥（水平） 998.42

25、89894715915155721974.2155721974.2 水泥1弯 31.36754600986102646730.79722646730.7972 水泥2弯 37.641055211163706038603.92336038603.9233 水泥3弯 25.094036807241305934087.265934087.26 合计 5398.37918065398.379180611607.87498711607.874987614104364.49614104364.49 4.2.2 臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离 8 运用 excel 表格法进行求解，表格如下： 表 4

26、-2 部件名称质量kg力臂mm力矩(nmm) 臂节1153034905232906052329060 臂节280150503964149039641490 臂节347545202104060021040600 臂节4196519099689529968952 拐臂196861081002888100288 拐臂229.486102480713.22480713.2 拐臂382.4850686392686392 拐臂423850191590191590 拐臂527861022782062278206 拐臂6118610928158928158 液压缸126388022681122268112 液

27、压缸228575502108715021087150 液压缸314485011995201199520 液压缸468861057377045737704 终端软管50291014259001425900 软管155.63191018843052347054.65892347054.6589 软管250.13979361951552533012.23382533012.2338 软管350.13979361951552533012.23382533012.2338 软管449.75211480247602320836.65132320836.6513 软管拐角16.461313610686105

28、45192.71984545192.71984 软管拐角27.753576332885064587.29085264587.290852 软管拐角35.1690508885861043615417587 和重心4305.84755314305.84755314269.08023654269.0802365180143685.16180143685.16 如表 4-2 所示，臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离为 4269mm 4.2.3 臂架折叠状态下整车的重心 在此状态下，整车的重心可用以下公式求得： 12 32 3 12 3 5250 g lgl ll 1 式中

29、： 9 g1-前桥的重量 g2-3-后两桥的重量 l1-前桥与合重心的距离 l2-3-后两桥中心与合重心的距离 g1=6270kg,g2-3=25750-6270=19480kg 代入公式中,求得 l1=3972mm,l2-3=1278mm. 这部分的想对位置可用以下公式求得： 由于和力矩等于个分力矩的和，即，得到 车臂架合 mmm 所以 车车臂臂合合 lglglg 式 合 车车臂臂 合 g lglg l （4.1） 式中： -合重 和 g -合重心相对前桥的距离 和 l -臂架重 臂 g -臂架重心相对前桥的距离 臂 l -车架重 车 g -车架重心相对前桥的距离 车 l 已知: g合=25

30、750kg,l合=3972mm，g臂=4306kg,l臂=1430+4269=5699mm,g车=25750- 4306=21444kg。代入公式中得 l车=3623mm. 4.2.4 最危险工况时重心的范围 以臂架系统的回转中心为坐标原点，车头方向为 y 轴正方向，建立关于重心的坐标 系。如图 3-1 所示，得臂架重心的方程为（x-0）2+(y-0)2=116082；无臂架部分的整车的 重心位于图中点 o,坐标为（0，-2193） ，为整车重心轨迹的圆心。 1 o 10 臂架部分 重心轨迹 整车重心 轨迹中心 图 4-1 重心轨迹坐标系 在计算支腿的稳定性时还应当乘以一个安全系数 k,k 一

31、般取 1.1。 根据此图分析，当臂架水平向前时，可以求得此方向的 ymax(+)，公式： max + max + k y 1160821935398 1.1 y2193860.0 26842 rlg l g mm 111 1 当臂架水平向后时，可求得 y 负方向的极值 max - y max - max - y 1160821935398 1.1 y21934275.7 26842 rlgk l g mm 111 1 当臂架水平向右（左）时，可求出 x 轴正（负）方向的 xmax(+)（xmax(-)） 。 11 max(+)max(-) max(+) max(-) xx 11608 5398

32、 1.1 x2567.84 26842 x25678.4 rgk g mm mm 综合上述可知，支腿的跨距必须满足以下条件：支腿四个支承点的连线（倾覆线） ， 前方必须超过臂架回转中心 860.0mm。后方必须距离臂架回转中心 4275.7mm。左右必须 距离臂架回转中心 256.84mm。 4.3 泵车支腿长度的确定 qc/t 718-2004中规定：泵车行驶状态的外廓尺寸应不超过表4-3规定的数值，其车辆 后悬应不大于3.5m。 11 表4-3 泵车外轮廓极限 泵车最大布料高度整车长度整车宽度整车高度 37122.54 48142.54 48 1634 根据已有的同类产品的设计资料，以及本

33、设计中回转支承的相关参数，并满足支腿 跨距的要求，前支腿采用伸缩结构，长度（伸出后）定为 3050mm。后支腿长度定为 3500mm。这样基本能满足跨距的稳定性要求，又可以满足泵车外轮廓极限的要求。 12 5 展开角度的优化 选择辐射式支腿后，当算，表明在其它结构未变而仅对展开角度进行调整，泵车的 整机稳定性可得到大幅度提高底架与支腿的参数一定时，可已通过支腿展开角度的优化， 来达到本车的最大稳定性，以支腿的展开角度为设计参数，确立优化目标函数，确定出 评价泵车稳定性的指标。通过对现有泵车参数的实际验。 5.1 整机重心轨迹方程的确定 臂架在展开形式一定的情况下，绕回转中心转动时，整机重心位置

34、的变化规律如图 5-1。 图 5-1 整车重心位置变化规律 设点a、b、c、o 分别为整机重心、臂架重心、机体重心（除臂架以外的部分） 、臂 架回转中心在水平面的投影位置。以臂架回转中心o 为坐标原点，o 点与c 点之间的连 线为纵轴，建立坐标系。设ob=r，oc=b，臂架在某一位置时与x 轴的夹角为 ，则b 点的坐标值为b（ rcos ， rsin ） ， c点的坐标值为c（o， -b） 。根据解析几何和重 心理论，其整机重心a 必在b、c 两点之间的连线上，且a (xa，ya)点的坐标为： 11 12 1212 12 coscos sinsin a a w rw r x www w rbw

35、w rbw y www （5.1） 显然，上式是以 角为参数的参数方程，消除 角，经变换得： 13 2 22 21 a x() a bwrw y ww （5.2） 可见，泵车整机重心变化的轨迹为一个圆，圆心 o1（见图 1）的坐标为（0， ） ，半径为 。 2 bw w 1 rw w 式中： w1为臂架的重量，w1=5398kg w2为无臂架部分的重量 w2=21444kg w 为整车的重量，w=26842kg r 为臂架系统重心与臂架回转中心的距离，r=11608mm， b=2193mm，得：整车重心轨迹方程。 2 22 a x(1752)2333 a y 圆心o1坐标为（0，-1752）

36、，半径为 2333mm。 5.2 泵车整机稳定性的衡量指标 图5-2 泵车支腿展开示意图 设泵车前、后支腿的转轴位置和支腿长度一定，若前、后支腿的展开角度分别为 、 、 、 （见图5-2） ，显然 （ n=1，2，3，4）各角度值的变化范围应为0 1234 14 ，900，不同的值构成了以支腿为4个顶点的不同的四边形支承面。衡量各支腿在某一n 展开角度时，所构造的支承面对整机稳定性的好坏，先要求出臂架在3600回转时，整机重 心距该支承面边缘的最短距离。 先以轨迹圆的圆心点 o1为起始点，以点 g 为垂足，作四边形中的任意一条边如 m-n 线段的垂线，交轨迹圆于点 q，交线段 m-n 于点 g

37、。设线段 qg 的长度值为 l1，则 l1 为轨迹圆上的点（即臂架回转时整机重心的位置）到线段 m-n 的最短距离，用同样的方 法找出四边形支承面另外 3 条边与轨迹圆所对应的最短线段长度 l2、l3、l4。比较 l1、l2、l3、l4 值的大小，找出 4 个长度中最短的一个，设该最短距离为 s min，即：s min=minl1，l2，l3，l4 ，则 s min的长度值便可用来衡量此时整机稳定性的指标。显然， s min越大，稳定性越好，反之则稳定性越差。由稳定性理论，各线段长度 l1、l2、l3、l4 必须大于零是比较的前提，否则将导致泵车倾翻。 5.3 最佳展开角度所在值域区间的判断

38、假设支腿的展开角度 （ n=1，2，3，4）的数值往两极方向变化，显然，当 n 值过小（00）或过大（900）时， s min值均会减小甚至是负值，由于 s min为 的nn 连续函数，因此必有一个 00 900 (n=1，2，3，4) ，可使 s minmax，也就是说，nn 支腿按该角度布置展开，泵车的整机稳定性最好。 5.4 求解整机稳定性的最佳支腿展开角度 5.4.1 求解过程的注意点 在求解过程中需要注意两点： （1）5.2.1中所用的方法是在臂架展开形式一定的情况下推导出来的。显然，臂架 全部展开且在水平位置回转时，整机重心偏移机体支承面的程度最大，即整机的稳定性 最差。因此研究泵

39、车的稳定性问题，就可归结为研究泵车臂架全部展开且在水平位置回 转时的稳定性问题，故将臂架全部展开且水平回转时，臂架重心距离回转中心的长度作 为式（5-1）中的回转半径r的数值。r=11608mm。 （2）支腿在实际进行角度调整时，因支腿本身具有重量，因此支腿重心变动时对机 体重心位置的影响。为此，可将泵车分为 3 个部分：臂架部分、支腿部分以及车体部分。 对于一定的 （n=1，2，3，4） ，则 4 个支腿的重心就可完全确定，求出该重心与车体n 重心的共同重心，并作为式（5-2）中的机体重心 w2，便可利用式（5-2）求出重心轨迹 圆方程。在本设计中为了简化问题，所以不考虑支腿角度变化对车辆重

40、心的影响。 5.4.2 稳定性指标的数学表达式 参见图5-2，设点p、s 与点m、n 分别为相邻两支腿的转轴中心与支承点，rm、rn 分别等于线段pm 和线段sn， 即pm、sn分别为前、后支腿的受理点与会换点的距离。 15 则点m的坐标为： 1 1 cos sin mmp mmp xrx yry 式中：， pp xy、为p点的坐标100 pp xy =1041、 44 44 cos()cos sin()sin nsnsn nsnsn xxrxr yyryr 式中：， ss xys、为点的坐标2250 ss xy =1041、 1 ykxb 式中： 1 , mn nn mn yy kbykx

41、xx 设轨迹圆圆心o1 的坐标为（0，y01）=(0，-1752)，点o1到直线 mn 的距离为l1，则： 111 1 2 1 o byrw l w k 由于混凝土本车可视为左右对称结构，所以l1=l3, 11 2141 |,| mono rwrw lyylyy ww 泵车的稳定性指标s min可表示为： min1234 min,sl l l l 优化所要达到的效果就是使取得最大值。 min s 在实际的优化过程中可以运用excel进行试凑，过程如下：首先取、=45o。然后14 运用excel的计算功能求出，并判断出其中的最小值。然后改变、中的一 1234 ,l l l l14 个值，这种改变

42、的趋势应当使这个最小值向着变大的趋势变化。并且应当每次改变的精 度。直到改变角度不能使变大为止。实际过程见附件excel文件附 min1234 min,sl l l l 表1。这种精度已经能够满足实际需求。 经优化得：=29.6o、=54.9o时，取得最大值。14 min1234 min,sl l l l 5.5 确定支腿跨距 16 在泵车的实际运用中，一般都是泵车面向施工建筑进入施工现场，并且臂架的回转 中心位于整车的前部，所以为了获得更大的施工范围，并使商品混凝土运输车容易与泵 车对接，通常多是面朝施工建筑进行作业，因此，在设计泵车支腿的时候，应多考虑此 施工方向的安全性。并且考虑到在实际

43、过程中支腿的摆动将会使整车的中心向前转移。 考虑上述原因，最终将支腿的标称跨距定为： 前支腿横跨距（mm）： 6600 后支腿横跨距（mm）： 7280 支腿纵跨距（mm）： 6745 17 6 支腿反力的计算 6.1 数学模型及受力分析 支腿反力是指混凝土泵车进行泵送作业时支腿所承受的地面反作用力。考虑到个臂 节伸足且水平状态时，臂架系统的自重以及输送管中的混凝土载荷产生的倾覆力矩最大， 所以取这个工况来进行研究。 如图 5-1 所示，支腿所受载荷为： 6-1 工作状态下的四个支承点 混凝土泵车旋转部分的自重（臂架、管中混凝土的自重） ，简化为通过国回转中心 o 点点俄竖直向下的集中载荷 p

44、 和力矩 m，m 与轴的夹角为。 除去上车旋转部分之外的其余部分的质量 g 竖直向下作用在 o点。 振动、冲击引起的动载荷。 18 风载荷影响，非旋转部分的风载荷可以忽略，旋转部分的风载荷可简化为通过 o 点的风载平移力 f风、扭矩 t风以及弯矩 m风。由混凝土泵车的结构特点可知在所示的工 况下，m风和 f风对支腿作用力的影响可以忽略不计，只考虑 t风的作用。 综上、和部分载荷造成支腿竖直方向的反力，部分载荷造成支腿支承平面 内的反力。在正常载荷作用下，当臂架系统在底盘一侧泵送时，可能造成另一侧的一条 支腿离开地面，形成三点支承。混凝土泵车的特点是三点支承视结构重量、重心位置和 臂架方向决定。

45、 6.2 四点支承支腿竖直方向反力计算方法 6.2.1 载荷 p 和 g 引起的支腿反力 集中载荷 p 和 g 引起的前后支腿的反力分别为，方向竖直向上。 1234 1111 , oooo ffff和 由 1 2 0 o o m 和 3 4 0 o o m 及，可得 21 11oo ff 43 11oo ff 12 34 1134353 11453 /2 , /2 oo oo ffllpllgl ffl pl gl 6.2.2 力矩 m 引起的支腿反力 将力矩 m 沿 x 轴和 y 轴分解为 mx 和 my. cos ,sin xy mmmm 取竖直向上为 正方向，由 mx引起的支腿反力分别为

46、:, 。mx分配到前支腿的力矩为 1234 2222 , oooo ffff和 343 / x mlll ，致使地面对前两个支腿的支撑反力一个增大，另一个减小，增大量和减 小量形成力矩与其平衡，所以， 12 23431,23431 ()/()/ oxox fmlll l fmlll l 同理，得： 34 24322432 /,/ oxox fm ll l fm ll l 与 mx引起的支腿反力相类似，my引起的支腿反力与形成一对力偶，大小为 1 3o f 3 3o f 24 /233 , yoo mff与 形成一对力偶，大小同样为 my/2,所以， 1234 333333 /2 ,/2 ooy

47、ooy ffml ffml 综合前述，可以求得四点支承竖直方向的反力为： 19 1 2 3 4 3435 34 33 13 3435 34 33 13 454 33 23 454 33 23 () 22 () 22 22 22 y ox y ox y ox y ox mllpll g ll fm ll ll mllpll g ll fm ll ll m l pl gl fm ll ll m l pl gl fm ll ll 求的最大值，令其对的导数,即 1 o f 1 0 o f 341 3 1334 1 sincos0,tan 22 lll mm l llll 得 结合图 6-1 明显看出臂

48、架位于 xoy 坐标系的第三象限时前支腿 1 的竖直反力出现最 大值，即最大时臂架与 x 轴正方向的夹角为-90，应位于第三象限。所以， 1 o f 1 34 arctan 2 l ll 此时臂架系统位于图所示的位置 1，与 x 轴正方向的夹角为-90。当前支腿 1 的竖 直反力最大时，后支腿 2 可能离地，将位置 1 对应的代入的计算公式，若， 4 o f 4 0 o f 说明后支腿 2 已经离地，按三点支承重新计算前支腿的最大竖直反力。否则，将代入 的计算公式所得的值即为钱支腿 1 的最大竖直反力。同理，后支腿 1 的竖直反力最大 1 o f 时，臂架系统所在位置 3 与 x 轴正方向的夹

49、角为 arctan(l2/2l4)-90,将 =arctan(l2/2l4)代入 fo2的计算公式，若，说明前支腿 2 已经离地，按三点支承重新计算后支腿的最大 2 0 o f 竖直反力，否则，将的值代入即可得到后支腿 1 的最大竖直反力 。支腿四点支承平 3 o f 面关于 x 轴对称，前支腿 2 和支腿 1，后支腿 2 和后支腿 1 的最大竖直反力分别相等，对 应的臂架位置分别关于 x 轴对称。 20 6.3 三点支承支腿竖直反力的计算方法 图 6-2 三点支承支腿竖直反力计算简图 腿 1 最大竖直反力对应的臂架位置。设 o1,o3,o4的竖直反力分别为 fo1,fo3和 fo4,则 13

50、4 3 41 1 344 033435 :0 :sin0 :cos()0 ooo o o o ooopg ffffpg mf lp llg llm mf hphghm 式中： 4 2 14 15 cos /2tancos /2tancos o p g hl hll hll 由上式可得： 1 3444 44 34353 43533 sin/ (/)/sin/cos/ cos/ o opogoo opgo fp llg llml fp llhhg llhhmlmh fphghmh 21 求后支腿 1 支腿反力最大时臂架的位置 ，令对的导数，得 3 o f 3 0 o f 34 3 cos/sin(

51、)/0 oo fmlmh 故。臂架的位置 与 x 轴的夹角 2323213123 tan/tan/()/2/2llllllllll 为，将位置 对应的值代入支腿 2 的四点 123 arctan/290lll 123 arctan/2lll 支承计算公式 fo2,通常，说明当臂架位于位置 时，前支腿 2 已经离地，按三点 2 0 o f 支承计算所得的后支腿 1 的最大反力为所求。反之，说明从位置 3 到位置 时，前支腿 由离地变为不离地，在夹角内找出=0，即前支腿离地临界点所对应的，代入三点支 2 o f 承的计算公式，得后支腿 1 的最大竖直反力。其他支腿的竖直反力可应相同的方法求 3 o

52、 f 得。 6.4 最大竖直反力的求解 6.4.1 前支腿最大竖直反力 臂架系统的自重简化为通过回转中心 o 点的集中载荷 p=52900n，m=614063.2nm 臂架以外的部分重 g=210151.2n 振动、冲击引起的动载荷系数取 1.1 l1=6600mm，l2=7280mm，l3=6745mm，l4=2150mm，l5=4343mm。 首先求得 p 和 g 对四个支腿产生的竖直反力，公式： 12 34 1134353 11453 /2 , /2 oo oo ffllpllgl ffl pl gl 式中： p=52900n，g=210151.2n，l1=6600mm，l2=7280m

53、m，l3=6745mm，l4=2150mm，l5=43 43mm，代入上述公式得： 12 34 11 11 55438 76088 oo oo ffn ffn 由公式: ,得=-35.68o，将值代入公式： 1 34 arctan 2 l ll 22 ， 4 454 33 23 22 y ox m l pl gl fm ll ll 得 4 2.15 529004.343 21083 614063.2 0.812 614063.2 2 6.7457.28 6.7452 6.745 80793.70 o f 所以，此时后支腿 2 没有离地，可以用公式， 1 3435 34

54、33 13 () 22 y ox mllpll g ll fm ll ll 求前支腿的竖直反力，得 1max 80366 o fn 所以 1max 803661.1 8036688402.6 o rkn 6.4.2 后支腿最大竖直反力 首先运用四点支承发来计算求得此时相对应的： =arctan(l2/2l4) 得：59.43o 所以，m 在 x,y 方向的分量分别为： cos614063.2 0.508311944.1 sin614063.2 0.861528721.1 x y mmnm mmnm 代入公式 ，得： 2 3435 34 33 13 () 22 y ox mllpll g ll

55、fm ll ll 此时前支腿 2 已经离地，所以改用三点支撑法来计算支腿的竖直反力。 2 0 o f 由公式，得45.816o。将代入公式： 123 arctan/2lll ，得 2 3435 34 33 13 () 22 y ox mllpll g ll fm ll ll =-21724n0。所以此时前支腿 2 依然离地。 2 o f 所以依然使用三点支承发来计算，此时相对应的系数， ， 由下列公式求得。 4 o h p h g h 23 44 2 14 15 cos7270.7 /2tancos3404.5 /2tancos3515.5 oo pp gg hlhmm hllhmm hllh

56、mm 后支腿 3 的竖直反力由以下公式求得： 得： 3444 43533 (/)/sin/cos/ opogoo fp llhhg llhhmlmh 3 146792 o fn 所求得的竖直支腿反力还应当乘上一个振动冲击载荷系数， 3 3 max k161471.2 oo rfn 综合前述，得前后支腿的最大竖直反力分别为： 12 34 maxmax maxmax 88402.6 161471.2 oo oo rrn rrn 24 7 支腿的强度校核 7.1 受力、危险截面分析 在上一章中已经求得前后支腿所受的最大竖直反力，ro1(max)=ro2(max) =88402.6n。ro3(max)

57、=ro4（max）=161471.2n。强度校核应当在最危险状况下进行，所以在本 设计中，分别对前后支腿的受最大竖直反力的情况来进行支腿的强度校核。 由于泵车（除回转部分）是近似左右对称的结构，左右两侧的支腿结构也是对称的， 所以只要对其中的一条支腿进行强度的校核即可。 7.2 支腿的强度校核计算 后支腿的受力分析如图 7-1 后支腿受力分析图 支腿在油缸连接处受到竖直向上的反力 fr,另一端通过销轴与底架相连，6 个自由度 中，只有绕 o 轴的转动没有被限制。在截面 a 向左的部分，支腿的横截面由“口”型变 为“目”型，相对应的抗弯能力也就变强了，所以截面 a 是危险截面。因此要对截面 a

58、进行强度校核。 将支腿所受竖直反力等效为通过 o 轴的力 fr,fr=161471.2n 方向沿 o 轴向上，以及 扭矩 m,m=fr3.5m。方向逆时针。通过力的平衡原理可以分析出，下底板受到一个竖直 向下的力 f,f=161471.2n 很明显，由于 f 的作用，b 截面是一个危险截面，所以要对截面 b 进行强度校核。 截面 a、b 的简图如图 7-2 所示。 25 7-2 截面简图 7.2.1 危险截面 a 的强度校核计算 33 4 0.25 (0.5)0.23 (0.48) 4.84486667 10 1212 z a i ，式中：=0.25m，得：1.937946667。 max z

59、 z i w y max y z w 3 10 3 m ， max max z m w 式中，为危险截面所受的最大扭矩，= max m max m 3 max 3.11500465 o rnm 故=258mpa,所以截面 a 处强度是足够的。 max 7.2.2 危险截面 b 的强度校核计算 33 6 0.25 (0.08)0.23 (0.06) 6.526667 10 1212 z b i 式中， = =0.04m，得 =1.63166610-4m3。，式中 () max z z b i w y max y ()z b w max max z b m w =fd，f=161471.2n,d=

60、145mm. 146mpa，强度够。 max m max 26 8 销轴校核计算 8.1 材料的选择 在机械设计和制造过程中，合理的选择刚才是一个十分重要的问题，尤其是对大批 量生产的零件，这个问题更是不能忽视。选材不当，可能会造成零件的力学性能满足不 了使用要求而引起过早地失效；也可能选用的材料过于高级，超过了零件的实际需要， 浪费了钢材。应此选材时必须从多方面考虑，既要满足零件使用中各项性能要求（主要 是力学性能要求）有要考虑其工艺性（如切削性、焊接性、可锻性、热处理性能等）和 经济性，以便合理地使用钢材。 销轴是连接支腿与底架的重要零件，他的结构安全性对泵车的安全性起着至关重要 的作用，