铁路起重机设计

第1章铁路起重机的驱动形式回顾我国铁路起重机几十年来的发展历程，铁路起重机的每一次创新与铁路运输的发展密不可分，满足铁路行车救援的需要是铁路起重机不断进行技术革新的主要目的。21世纪，高速、重载和西部开发是我国铁路建设发展的方向，这对铁路起重机的机动性能(回转速度)、作业效率(起重能力、作业时间X可靠性、适应性等提出了新的要求，也成为今后铁路起重机技术革新的方向。结合我国铁路发展的趋势，进一步扩大和加深对铁路起重机各种可能的工作环境(工况)的研究，有助于明确铁路起重机技术的改进方向。未来，铁路起重机仍将作为一种处理铁路行车脱轨事故、排除线路障碍的关键救援起重设备来发展。实现铁路救援作业的网络化亦很重要，也就是要使作业部门、生产厂家及铁路运输控制等相关部门在进行铁路救援作业时形成一个有机整体，这样才能充分发挥铁路起重机作用，有助于铁路起重机的技术革新。为此，老师给我设了铁路起重机这个题目。本次设计将主要完成结构造型及支架平衡装置的结构设计与计算。此外，我还对铁路起重机的部分液压结构和部分的运行功能的实现进行分析。1.1铁路起重机对驱动装置的要求铁路起重机的性能和特点在很大程度上是由驱动装置(动力装置和传动装置的总称)来决定的，驱动装置的优劣对起重机的影响很大，不论选择何种驱动形式，为满足起重作业的特点都应适应如下要求：适应外载荷的多变要求起重机工作时起吊重物的变化较大，时而满载、时而轻载或空载，为了充分利用动力装置的功率，提高起重机作业效率，在外载荷减小时驱动装置应能随之提高速度，也就是说驱动装置具有“软”特性。适应迅速改变运动方向要求起重机作业时起时升，回转机构的运动方向交换频繁，时升时降，回转方向时左时右，因此，要求驱动装置能快速改变运动方向。适应工作速度频繁变化的要求。起重机工作时，对工作速度有不同的要求，在装卸作业中，工作速度要求快一些，但在安装工作中，工作速度不宜太快，特别在安装就位时，需要微速动作，而在启动时希望慢速平稳启动。但在匀速工作中希望快速运动，这就要求驱动装置有较大范围的调速性能。适应冲击震动的要求起重机在作业过程中，各工作机构经常启动和制动，承受着较大的冲击载荷，因此要求驱动装置有足够的强度，要经受得起冲击。此外，驱动装置的动力装置必须是独立的能源，一般铁路起重机的动力装置通常是内燃机，内燃机的工作特性，一般满足不了上述要求，因此必须有合适的传动装置相配。1.2驱动形式铁路起重机的驱动装置有以下几种形式：内燃机——机械驱动电力——机械驱动内燃机——电力驱动内燃机一一液压驱动本设计采用第四种驱动形式：内燃机一一液压驱动。这是一种复合驱动形式，也具有独立的动力源一一内燃机。其动力的传递是液压传动。从机械能转化为液压能(通过液压泵)，再转换为机械能(通过液压马达)带动工作机构，这种形式具有液压传动的全部优点，在现代起重机上被广泛应用。其主要特性如下：1、 液压元件体积小、重量轻；2、 速度性能好，易实现正反运动，惯性小；3、 传递平稳、柔和，减少了运动中的冲击；4、 容易防止过载；5、 操作省力简便。1.3动力装置的功率估算此发动机只能用一台，在行走时供行车用，在起重时供起重机构用，因此，发动机功率要以两者中需要大者选取，此机器按起重功率来选取：Q一一最大额定起重量以吨位计；V——起重钩起重速度以米/分计；Ksw 系数，随起重量计算；Q=16tV=10m/minKsw=0.70。所以Ne>1.1x16(10/4+0.70/1.36)>48.3kw选择WD615(94)直列、水冷、增压、直喷式柴油发动机，标定功率为(2400转/分)372kw，最大扭矩1295N.m/，转速1300转/min。第2章铁路起重机支架机构设计及其稳定性2.1铁路起重机支腿形式的选择为了提高起重机的起重性能，增加整机的稳定性，在起重机的底架上装有可收放和伸缩的支腿。铁路起重机的支腿按其结构可分为：蛙式支腿、H式支腿、X式支腿和辐射式支腿。2.1.1蛙式支腿蛙式支腿的特点是结构简单，只有一个油缸，因此，自重轻。蛙式支腿摇臂尺寸不能过大，所以支腿跨距受到限制，而且支腿板落地后有水平位移，增加了油缸的推力。蛙式支腿多用于小型铁路起重机上。2.1.2H型支腿图2.1为H型支腿的构造图。支腿外伸后呈H型，它由固定在车架上的固定支腿5,外伸支腿4,垂直油缸3,水平油缸1和支腿板6组成。当水平支腿2外伸时，推动外伸支腿4,相对固定支腿5外伸，接着垂直油缸3外伸轮胎着地。]_图2.1H型支腿构造图H型支腿的特点是：固定支腿与车架固接从而加强了车架，改善了车架受力情况。H型支腿跨距较大，适应性好，易于调平，但H型支腿垂直油缸行程大，缸体超出车架上平面较高，因此，影响起重作业的空间。2.1.3X型支腿X型支腿的构造：X型支腿由与车架铰接的支腿、伸缩支腿、脚板、垂直油缸和水平油缸组成。X型支腿的特点是：垂直油缸行程短，油缸的负荷大，缸颈较粗，支腿离地空间

间隙小，脚板着地后有水平位移，但稳定性较好，而且在工作中，不必装卸脚板。2.1.4辐射型支腿辐射型支腿结构，它由回转支撑架、可绕垂直铰轴转动的固定支腿、伸缩支腿、脚板和垂直油缸组成。辐射型支腿的特点是：支腿直接与回转支撑架相连接。起重机作业时，上车的载荷不经车架直接传给支腿，这样，车架的自重就可轻些，从而就降低了整机的自重。本次16t铁路专用起重机支架部分的设计，经过调查和指导老师的建议，将选用H型支腿。它的固定支腿与车架固接，从而加强了车架，改善了车架的受力情况，而且H型支腿的跨距较大，适应性好，并易于调平，这些对于铁路起重机的工作稳定性有较大的益处。2.2支腿机构液压油缸的选用2.2.1液压缸的外型连接及安装尺寸这次设计的16t铁路专用起重机的支腿是由液压缸的活塞杆推动支腿运动来实现支腿的伸缩动作的。液压缸的长度是由行程决定的，而支腿伸出的长度要大于铁轨下的路基的宽度，伸出的长度越长，起重机支腿的稳定性就越好，但并不能伸出过长，因为，如果伸长过长就会受到环境的限制，从而影响到铁路起重机的工作范围。图2.2为液压缸的外型连接及安装尺寸：LL5+行程L6+行程图LL5+行程L6+行程图2.2液压缸的外型连接及安装尺寸f2■A2.2.2水平支腿液压缸的选择本铁路起重机的水平支腿伸出长度设计为单方向1300mm，所以液压缸的长度选为(1300L6)mm。由于铁路起重机其它部分结构上的限制，这次选用缸内径为？140mm的液压缸，选择的产品型号为DG-JA140H-KL，此液压缸为单活塞杆双作用液压缸，重型标准，缸内径为140mm,工作压力为160kgf/cm2，活塞杆为球铰式。因此，本次选用的水平液压缸长度为：1300+540=1840mm2.2.3垂直支腿液压缸的选择垂直支腿的伸出长度为800mm，由于H型支腿垂直油缸的行程较大，缸体超出车架上平面较高，因此，影响起重机的作业空间，所以垂直油缸的缸内径可少一些，这里选为缸内径为°80mm的液压缸，选择产品型号为DG-JA80H-EL型。此油缸为单活塞杆双作用油缸，重型标准，缸内径为80mm，为单耳环式，安装时活塞杆端耳环方向要与油缸中心线方向一致。因此，本次选用的垂直液压缸长度为：800+306=1106mm2.2.4液压缸安装时的注意事项这两个液压缸均为耳环式安装，安装时，活塞杆端耳环方向必须与液压缸中心线方向一致。为保证油缸的使用寿命，油液必须清洁，推荐使用20-30号液压油，粘度为17-18厘斯。过滤精度不低于50微米，正常工作温度为10-60，液压缸在工作前必须以低压（空载）情况下往复运动几次，保证缸内气体排出，并检查各部紧固件有无松动及丢失。2.3液压缸的装配方法2.3.1水平油缸的装配方法由于水平油缸所选用油缸型号的油缸两端均有耳环，油缸无活塞杆一端的耳环由一圆柱销固定于安装在车架上的基座上，在圆柱销上要铣出一个凹槽，用一卡板安装在基座上，其中基座上的孔直径应与液压油缸无活塞杆一端上的耳环的内径尺寸相同，而圆柱销与基座孔和耳环孔之间为过盈配合。如图2.3所示：液压缸耳环卡板圆柱销基座车身图2.3水平液压缸与车身的连接而有活塞杆一端上的耳环是由圆柱销安装在支腿架上，圆柱销与耳环之间的配合也为过盈配合。如图2.4所示：

卡板圆柱销耳环锁紧螺母活塞杆液压缸图2.4卡板圆柱销耳环锁紧螺母活塞杆液压缸图2.4水平液压缸与支腿架的连接2.3.2垂直油缸装配方法垂直油缸所选用的型号油缸只有一端有耳环，又由于结构上的限制本设计将垂直油缸直接焊接在支腿架上，这样既可以减少由于环境和整体结构上的限制，又可以节省材料。而且不影响行程及工作效果，所以将油缸的缸身部分焊接在车架外伸的最外端，而车架的最外端部分设计成只有一通孔死心长方体。油缸的活塞杆则直接安装在支脚上，由活塞杆上螺纹与支脚的螺纹进行联结，安装方法如图2.5所示：支腿架液压缸图2.5液压缸图2.5垂直油缸的安装方法2.3.3支腿架的设计本次设计所采用的支腿架的结构焊接而成，其具体结构如2.3.3支腿架的设计本次设计所采用的支腿架的结构焊接而成，其具体结构如活塞杆形式为两块半工字钢与两块平钢板互相拼装并-I图2.6支腿架的设计结构图这样焊接，既可以保证结构上的刚度，又可以保证不干涉到内部液压缸的工作。支腿架的最外端则设计成与垂直油缸相匹配的形式，以便于安装垂直油缸。2.4支腿跨距的确定铁路起重机支腿跨距应保证支腿吊重工况时有合理的稳定性。因为当跨距过大时，虽然起重机的稳定性好，但当出现过载时，破坏因素将转移到其他构件上去。例如，起重臂弯折，如果跨距取得太小，为保证稳定性，必须加大配重。铁路起重机打开支腿吊重时，可将整个作业范围分为四个作业区，如图2.7所示：经常在2、4两区工作。所以起重机的稳定性常由横向跨距2a决定，因此，在确定横向跨距之后，并取纵向跨距涉2a，即可以保证起重机正常工作。在计算中，初步拟定起重机各部分重量及到回转中心距离后，从稳定条件出发，当起重机吊临界起重量@b时，由倾覆力距等于稳定力矩（如图2.9）可确定跨距（见2.5部分），初选跨距a=2m,b=4m。图2.7支腿工作区的划分2.5铁路起重机稳定性计算2.5.1铁路起重机工作状态下的抗倾覆稳定性工作状态下的抗倾覆稳定性是铁路起重机的一个重要特征，若起重机的稳定性不足，则不能保证起重机的正常起重工作。合理的确定铁路起重机工作状态下的稳定性是设计起重机时的重要内容之一。（1） 铁路起重机在吊重过程中，支腿中心线构成了矩形的支撑平面。矩形各边将成为起重机的倾覆线。当起重机由于各种原因超载时，起重机将围绕其重心距倾覆线最近的倾覆线倾覆。起重机吊重作业时，是处于动平衡过程，所以，起重机倾覆也是一个过程。一般认为起重机自重、配重是维持起重机稳定的因素。而配重、吊具是导致起重机倾翻的因素，设起重机的自重绕倾覆线所形成的力矩为M^；吊具及吊重所形成的倾覆力矩为MT，当Ms〉Mt时，起重机处于稳定状态；当MS〈Mt时，起重机开始倾覆；当Ms=Mt时，起重机处于临界稳定状态。所以，吊臂所吊起的重量为临界起重量，此刻起重机犹如支撑在刀刃上，只要加上一个微小的载荷，起重机就会倾覆。上述分析是理论状态。实际上由于支撑面和起重机的弹性变形，支腿脚板是支撑在一个较窄的平面上。因此，尽管出现ms〈mt的情况，起重机也不会马上倾覆。实际情况表明，当起重机一条支腿离地上翘较高，或两条支腿同时上翘，使起重机无法正常吊重称之为失稳。因此，在JB2629-79中规定了稳定临界状态的确定标准是：与吊臂反向侧某一固定支腿外缘上标定离地高度增加量达到50mm，或同时有两条支腿的标定点离地高度增加量达到5mm。（2） 铁路起重机的抗倾覆稳定性的校核计算铁路起重机的抗倾覆稳定性除了用实验的方法来保证之外，还可以用计算的方法来校核。计算的方法是基于在倾覆边两侧的力矩处于平稳状态为临界状态的原则上的。用公式表示为：M-M>0当起重机在吊重时突然失去动力，匍i动器制动，在起升载荷上除自重力外，还加有惯性力，同时考虑起升载荷的超载能力的可能性，基本公式可以写为：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"Sa(l+a)-1.33(Q+q)(R-a)>0 (2.2)式中：Ea〔(lt+a)为每一个起重机部分重量对倾覆边引起力矩的总和。在图上为：Ea(l+a)=al(l+a)+aa+a(l+a)-a(r-a)1 1 2 33 b当起重机在起升重物时，还作回转运动，同时还受到风力，则稳定性公式可以写成：Ea(l+a)-1.15(Q+q)(R-a)-ZPH-WH-Wh>0 (2.3)E-.11 i W一1._1-.2-W ..一PH为起重机各部分在不稳定运动时产生水平惯性引起的倾彳复力矩。一

般在计算中可忽略起重机本身质量引起的水平惯性力(包括离心力)，EPH,=PH，

式中w，w分别为作用在吊重上和起重机上的风力。 ’’1系数1.115是2考虑到起升重物在临界状态时还有一定的安全稳定程度。a=6x103kga=8x103kg2其中a3=2X103kga=3x103kgbQ=16x103kgR=4ml=1m1a=2mr=2mq=0.5x103kgl=4m即:Ms-Mt=6x(1+2)+8x2+2x(4+2)-3x(2-2)-1.33(16+0.5)x(4-2)=1.4>0故稳定性能满足。图2.9稳定性计算图第3章起升机构起升机构是起重机的主要机构，用以实现重物的升降。起升机构性能的好坏，直接影响起重机的起重性能和生产率。3.1起升机构的组成和布置形式起升机构按其传动方式的不同，可分为机械传动、电力传动和液压传动等形式。本机械产品采用液压传动，具有传动件少、结构紧凑、体积小、自重轻等特点，但由于采用油液为工作介质，对工作环境的温度较为敏感，因此，在寒冷地区，起重机的使用受到某些限制。3.2起重钩、钢丝绳、滑轮及卷筒的选择

在轮式起重机中，主要采用锻造短钩，铁路起重机也是一样。钩的截面为梯形,其材料不低于20号钢材。起重钩已有标准，用时可根据最大额定起重量查标准。2、钢丝绳在铁路起重机中，钢丝绳有两种用途：一是作为索具及桁架吊臂的拉臂丝；二是作为起升、变幅机构用绳。用途不同，钢丝绳的受力状态不同，使用寿命也就不同。所以在选择钢丝绳时，应根据使用情况，选择适宜的钢丝绳。（1） 钢丝绳的构造及特点钢丝绳就其绕制的方向不同，有顺绕、交绕、混合绕之分。在顺绕中，钢丝绳在股中的绕向与股在绳中的绕向相同。其特点是柔韧性好，使用时间长。但在使用时容易松散和打转，因此，适用于作拉臂绳；在交绕中，丝在股中的绕向与股在绳中的绕向相反。其特点是钢性大、易磨损、寿命短，但不易松散，因此，常用于变幅和起升机构用绳；在混合绕绳中，一半顺绕、一半交绕，其特点介于顺绕与交绕之间，但制造工艺复杂、成本高，所以较为少用。按钢丝在绳中的接触情况不同，钢丝绳分点接触和线接触绳，股内各层之间钢丝互相平行，称线接触。其中有外粗式（X型）、粗细式（W型）和填充式（T型）。线接触的特点是：工作中弯应力低，抗疲劳性好，使用寿命比点接触绳高1-2倍。其结构紧凑，金属断面利用系数高。点接触绳：股内各层之间钢丝互相交叉，呈点接触。弯应力较高，但结构简单，成本低，应用广泛。（2） 钢丝绳的选择与计算在铁路起重机中，推荐采用标准的线接触绳。在起升高度大的情况下，建议采用不打转的钢丝绳；对于磨损严重的场合，应选用外粗式（X型）钢丝绳。钢丝绳的直径计算公式：(3.1)，F=400000N。d(3.1)，F=400000N。*max式中：d 钢丝绳的最小直径；c 选择系数mm/<N；Fmax——钢丝绳最大静拉力。查表9.1-5《新羸械设计师手册》可知式中：c=0.096因此d=0.096(40000=0.096x200=192mm所以钢丝绳直径取200mm。本次设计选取的钢丝绳型号为20NAT6X375+NF16702S220.4152.0参数为GB8918-88，抗拉强度为1670Mp，破坏拉力为220.4KN。3、滑轮与卷筒滑轮与卷筒是作为钢丝绳的导向和卷绕部件，轮式起重机的滑轮，可用铸铁HT20-40球铁材料制造(QT45-5)，钢板冲压焊接的滑轮可减轻起重机头部使用其重量，易再起。滑轮、卷筒的尺寸主要有最小卷绕直径D，绳槽尺寸和卷筒长度，其绳槽尺寸根据绳的直径可以从手册上查得。滑轮和卷筒的最小卷绕直径可由下式确定：D>ed (3.2)式中e为与机构的工作级别及绳的结构有关的系数：卷筒e=16，滑轮e=18查手册可得d=20所以D>16x20>320mmD卷>18x20>360mm关于卷筒长度的计算铁路起重机起升机构的卷筒常为多层卷筒，其绳绕部分长度取决于起升高度，滑轮组倍率，起重臂伸缩距离，钢丝绳直径和卷绕层数，可由下式计算：(3.3)Ha二、(3.3)max+Z)p0式中：D——卷筒名义直径；d 钢丝绳直径；Hmax——最大起升高度；a——滑轮组倍率。查手册可得下列数据：D=315+20=335mmd=20mmH=13000mma=4所以l=(13000X1+1.5)x22=1087mm

0 ^x335本次设计选取的形式是双绳绕组，故单绳取为550mm。3.3制动器和离合器1、制动器制动器在起升结构中，用来支撑起吊的重物可靠的悬挂在空中，以及控制重物下降的速度。铁路起重机的制动器多为带式制动器和瓦块式制动器。按其工作原理可分为常闭和常开的。常闭制动器经常处于上闸状态。当机构工作时，借助于松闸装置使制动器松闸。

2、离合器在铁路起重机中，为保证机构切断和传递动力装有内涨带式离合器。内涨带式离合器由带子、弹簧、油缸、传动件、复位弹簧和离合器毂组成。离合器毂与驱动轴之间由花键连接。离合器所有零件均装在离合器毂上。3.4起升机构功率及传动比的效率1、起升机构功率的计算当机构采用液压传动时，要考虑液压马达无超载能力的特点。起升机构功率可按正常启动的最大功率计算，根据公式：n 中（Q+q）v-aNh=612g（kw）式中：V——起吊最大额定起重量时的最高起升速度；Q+q・Q+q・中 动载系数，一般取中=1.15-1.3。本次设计选取：V=10》min，n=0.8，Q+q=18000，中=1.2。所以：1.2x180001.2x18000h6120x0.8x60=7.35kw2、机构总传动比的计算为了设计和选择减速器，应计算机构总传动比。可由下式确定：n兀Dni=1= 11nva式中n1——液压马达的额定转速，对液压马达qn=-pnnm其中：q,q为液压泵、液压马达的排量；n为液压泵的转速;管路及液压马达的容积效率。 「式中n2——卷筒转速va2—兀D1(3.4)(3.5)(3.6)n为液压泵、(3.7)式中（3.7）中D(3.4)(3.5)(3.6)n为液压泵、(3.7)上式中：d 钢丝绳直径；D 卷筒绳槽槽底直径。经过计算可得：10x4n2兀x0.335=38r/./minn=史x2000x0.81107=239r/.min所以传动比i=ni=6.3

n2第4章铁路起重机的变幅机构和回转机构4.1铁路起重机变幅机构的类型铁路起重机依靠改变起重仰角或伸缩吊臂来变幅。驱动起重臂仰俯的方式可分为挠性变幅和刚性变幅两种。1、 铁路起重机变幅机构的类型在铁路起重机中，刚性变幅机构是采用变幅油缸来完成起重臂仰俯动作。刚性变幅机构油缸的控制图中，在油路中设有平衡阀，以防止落臂速度过快。2、 刚性变幅机构刚性变幅机构按其油缸与起重臂的相互位置不同，可分为前支式、后支式和后拉式。前支式的特点：油缸作用力臂长，油缸推力小，因此油缸较细，但行程较长，起重臂下的有效空间小。小幅度时，起吊大工件不利。后支式的特点：油缸行程短，作用力臂短，所需推力大，因此多为双缸。由于油缸上铰点后移，起重臂悬臂部分较长，对于起重臂受力不利。但由于油缸重心后移，有利于提高起重能力。后拉式的特点：后拉油缸工作时受拉，改善了油缸的工作条件。拉臂时，油缸小腔给油，故拉力较小。常用于变幅范围小，起重量小的起重机上。4.2铁路起重机的回转机构1、 回转机构的类型及特点（1） 普通圆柱齿轮传动形式这种传动方式传递的功率较大，传动效率较高，加工容易，但在传动比相同的条件下，与其他传动方式相比，外型尺寸较大，较重。（2） 圆柱齿轮和蜗杆传动形式这种传动方式有较大的传动比，结构较为紧凑，但蜗杆传动效率较低，寿命较短，需经常检查。（3） 级普通行星传递方式其传动比比较大，体积小，自重轻，但制造与安装较难。（4） 少齿差传动的回转机构这种传动方式除具有普通行星传动比的优点外，它的传动件明显减少，具有传动效率较高的特点。2、 回转支撑装置的形式：回转支撑装置主要用来支撑起重机的回转部分，并将其载荷传给车架。铁路起重机的回转支撑装置形式主要有：滚齿式、滚轮夹模式，滚动轴承式。滚动轴承式又分为球轴承式和圆柱滚子式。（1） 少支点的支撑滚子式回转支撑装置，它是将起重机的转台支撑在三个或四个支撑滚轮台车上，滚轮沿固定在车架上的环形轮道滚动。（2） 支点的滚轮夹模式回转支撑装置，在转台的下面有前后两段布置的弧形轨道，轨道将上车的载荷传给支撑在轨道上的许多滚轮，滚轮之间由夹套互相连接，这种回转支撑装置的特点：便于制造，高度尺寸小，多用于大型铁路起重机。（3） 为滚动球轴承式的回转支撑装置，由内圈、上外圈、下外圈和滚球组成。其特点：承载能力大，结构紧凑，高度尺寸小，密封性好，寿命长。（4） 交叉滚柱式回转支撑装置，滚动体为短圆柱，相邻两滚动体为交叉排列，接触压力角为45，由于滚动体与座圈之间为线接触，可提高承载能力。为保证滚珠正常工作，内外座圈应有较高的刚度。典in冶尔车辆市典in冶尔车辆市杨爱国杨华成4.3对铁路起重机用转向架结构形式的分析心国铁路起重机用转向架的费用结构为式结合设寸、制造和维修等心…土」“铁路起重机属于移动式起重机,-与其他移动式起重机相比，具有铁路上运行使用铁路起重崛特点。箫的必须要有像铁道机车车辆一鬼合在线路上运行的转向架。这种转向己重机转！架的结构形巍野铁路起重机的特殊要求。" 1、常用结构形式动式起重机，与我国铁路起重机蟀向架的常用结豚按轴数分，有二轴三轴和四轴专向架，路上运行邮以上薰向架称瞳轴转派按结构形蹩I分斜刑转醐焊接构44^:架转向架。铸钢三大件通常用于二轴转快，而焊接构架通常用于多轴转向架。L车车辆一膈转向架结构形式的选瞧据起重吨位的大小和起重机的自身重量。起重量在中转向架的新郦的小屯位起重机部二轴呻，中央摇枕弹禳灌，，它可由国内大量使朱要求。用的二轴货车转向架变形而来，辐重架止起重量在商前爵的起重机三轴转臆选用向架，轴重21t或2装置］tO弹选两板簧缠货车轴形制动轴重可选用197730型货车轴承或国内内燃机车使祯新型轴濒起重量衡绑构形的起重机弹采用四专向架的常轴转向架瘗重以驾为宜臆选用专来叼吊川出为适应铁路起重机的特殊要求，在三轴以上的多轴转向架上采用了旁承结构，液和四轴转向压均载装置，双卷弹簧与板御食，弓形制动梁的复式制动装置以及安装动轴齿轮等句架。按结结构形河图4.1为三轴焊接构!式转向架式时肠旱接构架转向架。铸钢向架，而焊可架。I选取依据［机的自身t的小吨位架，中央摇寸大量使用而来，轴重:的起重机孑重21t或726型货车?7726型货197730型图1三轴焊接构架式转向架1『弹簧；2-构架；3-轴承；4-基础制动装置；5-动轮对安装;6-轴箱组成；7-旁承组成；8-均载油缸。图4.1三轴焊接构架式转向架1-弹簧；2-构架；3-轴承；4-基础制动装置；5-动轮对安装;6-轴箱组成；7-旁承组成；8-均载油缸2、对常用结构形式的分析（1）旁承组成转向架主要承受垂直载荷。其承载方式有两种，即心盘承载和旁承承载。对三轴以上的多轴转向架，采用焊接构架式结构，有利于采用旁承承载。采用旁承承载可改善转向架的受力状态，变集中载荷为分布载荷，这为减小构架断面尺寸和减轻重量提供了可能性。采用旁承承载还可提高起重机回送时的运行平稳性和吊重时的稳定性。旁承结构的组成如图4.2所示。图2旁承组成1-旁承图:4.2麻承组成-下.旁1-旁承座；2-磨耗板；3-下旁承；4-上旁承（2） 液压均载装置起重机在不打支腿作业时，转向架不仅需要承受机体的全部重量，还要承受重物产生的垂直载荷。这种载荷如果直接作用在转向架弹簧上，不仅由于弹簧继续压缩造成吊重过程中机体晃动，弹簧还会由于超载而损坏。因此，必须有一装置防止弹簧在吊重时增加负载。15t铁路起重机在底架上安装旋转千斤顶，吊重前，将千斤顶旋下去支承在转向架侧架上，可起到这个作用。对于有液压支腿的起重机可设置液压均载装置。如160t铁路起重机，在转向架构架内与每个轴箱对应处设有液压缸，吊重前，将液压缸活塞杆支承在轴箱顶部，使垂直载荷经过轮对作用于轨道上。同一转向架同侧的油缸是连通的，可使油缸承载均匀。（3） 双卷弹簧与板簧组合对于三轴以上的多轴转向架，多采用轴箱弹簧。弹簧形式以双卷圆柱形螺旋弹簧及圆簧与板簧组合为佳。圆柱形螺旋弹簧有利于获得较大的静挠度，以改善整机的动力学性能，且能最大限度的降低转向架整体高度。板簧跨在两轴箱的圆柱弹簧面上，可使转向架同侧的弹簧均匀承载。（4） 基础制动装置为便于转向架的检修，基础制动装置的设计应尽可能采用与货车转向架相通用的零部件。对于三轴或四轴转向架，可在两个从轮对上设置弓形制动梁的复式制动，每个转向架配一个制动缸，制动缸可安装在底架上，通过连杆与基础制动相连。（5）动轴齿轮的安装铁路起重机除了被机车牵引在线路上运行外，还具有依靠自己的动力在线路上运行的性能（称自力走行）。其走行速度一般为612kmh。为此，在转向架上必须设一个动轴，动轴上安装齿轮来传递动力。动轴上安装齿轮的方式有：1） 半轮式。将齿轮沿径向分成两关，用螺栓联接，固定在动轴上。为制造方便，齿轮多采用铸钢或球墨铸铁件。此种齿轮制造精度低，螺栓联接承载能力小，传递功率小，仅适合走行速度低，小吨位的起重机。2） 兰盘联接。在动轴上焊接法兰盘，用螺栓将齿轮安装在法兰盘上。这种方式焊工作量大，焊接质量要求高，焊接工艺难度大。3） 静压联接。将齿轮直接压在动轴上，轴和孔要有合适的过盈量，既保证传递足够的扭矩，又在防止因过盈量太大造成压装时的拉伤。这种安装方式，外观质量好，工艺较简单，传递扭矩大，尤其适用于大吨位起重机。起重机的支腿作业时，支腿油缸支撑在地面上，底架会被抬起，要求转向架也应随之被抬起以防止转向架与底架脱离，同时也要防止轴箱导框与轴箱脱离。为防止转向架与底架脱开，可将心盘销改成螺栓加螺母和开中销。为防止轴箱导框与轴箱脱开，可根据具体结构采取不同方式。如在轴箱导框上装一轴箱托板，可连同轴箱一起被抬起。4） 结论与建议a） 为改善转向架的受力状态，提高起重机运行平稳性和吊重稳定性，对三轴以上的多轴构架式转向架应采用旁承承载结构，且每台转向架以设置四组旁承组成为宜。b） 起重机在回送状态中，其动力学性能应优于或不低于同其联挂的车辆的性能。因此，转向架轴箱应采用圆柱形双卷弹簧，并在相邻的轴箱弹簧间设置板簧连接，以保证转向架具有足够的静挠度。c） 为提高起重机在支腿作业时的稳定性，提高圆弹簧和板簧的使用寿命，应采用液压均载装置。d） 转向架的基础制动应采用在从动轮对上的复式制动，以保证整机的制动效果。5） 转向架采用2D轴焊接构架式转向架（见图4.3）。日字形刚性焊接构架，主梁为凹底结构。采用旁承承载，心盘牵引；轴箱为一级刚度弹簧悬挂系统；设置斜楔摩擦减振装置。此结构在每个轴箱上方设均载油缸，用于不打支腿作业时使用，保证轮对受力均匀。图4.3转向架1.踏面制动单元；2.轴箱；3.圆弹簧；4.主梁；5.旁承；6.下心盘；7.均载油缸。第5章铁路起重机的起重臂和伸缩机构起重机（也称吊臂），是起重机的主要结构件，其长度决定了整个起重机的起升高度和工作幅度，起重臂的强度和刚度直接影响整个起重机的起重特性。铁路起重机起重臂有桁架和箱行两种。两者在外形上有明显的区别，其变幅形式也不同，它们与回转平台有着不同的连接方式。起重臂的工作长度L是经常改变的。行驶状态有一个基本臂长L。，起重机作业时有不同的工作臂长L，桁架臂是靠人工加长，或在一定范围内采用折叠机构来改变工作长度。而箱行臂是靠伸缩机构来改变臂长的。由于箱行伸缩臂能方便而迅速地改变工作长度，因此在中小型起重机上广泛应用。5.1箱行起重臂的伸缩用于起重臂上最简单的连接方式伸缩机构如图5.1：(a)图5.1起重臂的连接方式图5.1(a)的连接方式，油缸重心靠后，对提高起重量有利。但在提高承受轴向载荷时，油缸计算长度长，容量失稳。而且当伸长节数增加时，这种连接将发生困难。因此图5.1(b)的连接方式是国内较常见的连接方式，这里滑块的主要作用是导动和承受摩擦，在起重作业时，臂头的横向载荷和部分轴向载荷也是通向滑块向后传递的。因此在承受载荷较大的前提下，前下滑块部位应没有加强箱。5.2箱行伸缩臂长度尺寸的确定箱行起重臂的长度尺寸包括：基本臂工作长度L。、主臂最长Lmax、伸缩臂结构长度Z、伸缩长度I、外伸长度l、搭接长度l，以及设置加强箱所需要的外露长度a，。 1 C n此外，还有安装伸缩机构所需要的结构空距C等。图5.2以四节臂为例列出尺寸的位置：图5.2四节臂1、起重臂的最大长度:

(5.1)l_(H+b)—h+(10+/JcosOfxmax sin0(5.1)max式中b为起重钩中心到定滑轮轴心的最短距离，约1-2m,1和11分别为起重臂根部铰链和起重头部定滑轮轴心对起重臂纵轴线的偏心距。其数值一般不超过起重臂全长的5%，故初步设计时可忽略(1+1)cos0一项。0 1H_12m选定：b_1.2mh_3.2m所以0max=70。所以7 12+1.2—3.2~1 _ _10.6mmaxsin70。1、1为起重臂根部铰点的离地高度，一般为2-3m；0为起重臂的最大仰角，一般为75。左右；H为最大起升高度，通常取国家标准的规定数值。当用户对产品高度有特殊要求时除外。2、基本臂工作长度确定：当各伸缩节的伸缩长度相等时：_1_1+n1' (5.2)另外，从上图可见，为满足结构上的要求，应max式中n为起重臂中伸缩臂的节数。有：… 1"则 1"_k11_(1则 1"_k11_(1+k)1+二i_1将此式与(5.2)式联立消去1'后可得：1(1+k)(-max+a

n1 1+k1+n_(1_(1+k)(1'+a)+乙i+1)+mci i+1——n=1；1=10.6m；［取0.5m。n=1；1=10.6m；［取0.5m。i+1所以(1+0.2)(1°6+0.4)+0.251_ 1 _6.4m0 1+1.2式中10为定滑轮轴心到额头板边缘的距离，由滑轮直径大小决定。结构空间距之和在无较好的方法事先确定时，可取Ec-0.25m，k在0.2-0.25之间，长臂取最小值0.2,短臂取最大值0.25。此外，系1列标准对基本臂工作的起升高度也有要求。所以，基本臂的长度还应满足下列要求：TOC\o"1-5"\h\zl〉(H0+b)-h+(10+〈)cosO0 (53)\o"CurrentDocument"0_ 0sinO°1 ^0式中H0为系列标准规定的基本臂吊最大额定起重量工况的起升高度，O0可用(0.7-0.8)O代入。 °在总体布局上，基本臂的工作长度直接影响整车在行使状态的总长。因此，基本臂的工作长度还应满足：l0-1△-"min(5.4)式中：la为标准规定的总线长，数值为12m，"心为总长减去基本臂工作长度后的剩余长度。 mn其他尺寸可以按照几何方法确定。图5.3为变幅三角机构的简图：

5.3变幅三角机构起重臂铰点连接的变幅三角机构。。为起重臂的铰点，A,B为变幅油缸上下铰点。这里，我们把油缸全缩时的AABO叫做原三角形，原三角形中的a角叫做原角，分别在原三角形和AA'OB中运用余玄定理，可得：12=a2+b2—2abcosa(al)2=a2+b2—2ab(a+0 )max将上式合并整理得：式中:入2coa-coa+0 )C— ^maxa2(5.5)上式是变幅三角形必须满足的几何条件。式中人是油缸的全伸长度与其全缩长度的比值。由经验可知，对起重机的变幅油缸人通常可取在1.75左右，当变幅机构最大工作角0根据需要确定之后，式中原角a是唯一变量。起重臂的仰角角度为负时，0'max不等于0max。上式表明，对于同一个a角可以得到两个不同的比值ab:a.b—c+\C2+1>1；a.b—c—\：c2+1<1习惯上把采用比值ajb1>1的变幅三角形机构叫做前倾式三角机构；采用比值aJb2<1的变幅三角形机构叫做后倾式三角机构。当原角a相同时，前倾原三角与后倾三角相似；当l1—12时，两原三角形全等。油缸的力臂可按下式计算：absin(+0 )(5.6)Y—— max-(5.6)x：'a2+b2—2abcoso(+0)对起重臂受力情况和整体布局来说，前倾式有利于减轻起重臂自重和降低整机的重心，而后倾式有利于改善操纵者的视野，或适合于副臂。实际上，原三角形确定之后，它的安装位置是多样的。起重臂后铰点O和变幅上铰点A相对于吊臂轴线各有上、中、下三个可能的位置，因而，最终采用哪种布置方案，应根据具体情况选定。一般来说，A点设在中位，会给该铰点支座造成困难，在上臂对吊臂受力不利。。点设在中位不利于伸缩油缸后铰点的安置，在下位不利于充分利用吊臂的长度。第6章铁路起重机的液压系统6.1铁路起重机液压系统的组成液压系统通常包括能源元件、控制元件、执行元件和辅助装置四个组成部分。控制元件有控制某一油路流量的流量阀，控制油流方向的方向阀等。执行元件又称液动机，主要包括能产生旋转运动的马达和能产生直线运动的油缸。它们是起重机各工作结构的动力源，液压系统中其它比备的元件有油箱和油管。在液压系统能源元件就是油泵。它们在发动机带动下使系统中的油液保持一定的压力和流量。常用的油泵有齿轮泵，轴向柱塞泵和叶片泵，控制元件主要是指各种阀类，它们有控制系统中油压的压力阀、管接头以及油管和其他元件，或油管与油管之间的连接处，蓄能器、冷却器、滤油器，以及各种仪表等，统称为辅助装置。在液压系统中，液压油流动的线路通常可分为：工作油路、主油路和泄露油路三个部分。工作油路通常由液压执行元件和带有一定特性的供油系统组合而成，用于起重机各工作机构上的液压执行元件通常有双作用（在正反两个运动方向上均需用液压油来推动）和单作用（只在一个运动方向上需要用液压油来驱动，而在另一个运动方向上可以借助其他能量来带动）两种类型。双作用元件的供油系统一般是以三位换向阀开始，并没有两条管路。单作用油缸的供油系统只有一条油路，在其开始处并没有操纵阀。主油路又称主回路，某一部分液压油从油泵流出后，经系统油路后又返回油泵，这一过程叫一个循环。如果油在循环中并未经过工作油路，则该循环叫做非工作循环。通常把液压油在非工作循环中所经过的油路称为主油路。某些液压元件本身结构上的要求往往设有泄露出少量油液，通常设置专门的管路将这些油液收集起来送回油箱，这就是泄露油路。泄露油路在系统中，一般都是一头接元件，另一头用通油箱的实线来表示。铁路起重机通常是由上、下车两部分组成的，与此相应，整机的液压系统也分为上、下车两部分，上、下车液压系统的连接是用中心回转接头。6.2铁路起重机液压系统的分类1、 控制主回路中液流循环方式的分类在循环中，油箱是主回路中液流循环的必经之路，我们把这种循环方式称为开式循环。在非工作状态下，油泵的进出口直接由管道连接，液流循环不必经过油箱，这种循环方式称为闭式循环。这里的油箱是为补油系统设置的。主油路采用闭式循环的液压系统称为闭式系统。这种系统比较简单，对各工作油路无特殊要求，且散热条件好，其缺点是油箱容量较大，空气容易进入管道。主油路采用闭式循环的液压系统称为闭式系统。补油系统是闭式循环中必不可少的组成部分之一。闭式系统要求工作油路进入和流出主油路的流量尽可能相等。该系统的优点是运动较平稳，空气和杂质不易污染管道。开式系统的优点是机构简单，油液循环冷却效果好。缺点是油箱体积大，空气易经油箱渗入油管中。闭式系统的优点是结构紧凑，空气不易进入油管，工作较平稳，它的缺点是油液冷却较差。目前起重机的工作机构一般采用开式系统。对采用单活塞杆油缸的系统，因油缸有面积差以致进出油流量不等，所以不宜采用闭式系统。闭式系统多用在走行的传动机构。2、 按双工作油路与主油路的连接方式分类（1）串联系统通常我们把从主油路进入工作油路的液流称为来油；把从工作油路中流回主油路的液流称为回油。如果一个双作用工作油路的回油同时也是另一个双作用工作回路的来油，那么，这两个工作回路与主油路的连接方式称为串联。串联系统的优点是：结构简单、几个工作油路可以同时工作，以满足起重机复合动作的要求，能够充分利用油泵的流量和功率，供给每一执行元件的流量较大，工作机构的作业速度较快。适用于空载或轻载下的联合作业（例如回转机构和卷扬机构同时动作）。其缺点是联合作业时油泵的工作压力约等于各执行元件工作压力的总和，因此油泵的压力很高。所以串联系统不适合于要求重载联合作业的情况。（2）并联系统如果两个双作用工作油路的来油出于同一管道，而且回油不经过对方的工作油路，那么，它们与主油路的连接方式称为并联。并联系统不易实现复合运动，即使实现了也没有意义。并联系统的特点是：各执行元件的进油管都接在油泵的出口高压管上，各执行元件的出油管都接在总回油管上。如各执行元件同时动作，则油泵的输出压力也只等于单个执行元件的进油压力。因此，油泵的工作压力较低；在一般情况下工作机构可进行重载下的联合作业。但由于各执行元件的荷载阻力不同，所以进入各执行元件的流量不同，阻力小者流量大；各执行元件的荷载相差过大，则轻载元件动作时，进入重载元件的流量可能为零，以致重载的工作机构不能参加同时动作。并联系统一般适用于大型起重机。3、 按油泵数目分类通常把只有一个油泵的液压系统叫做单泵系统;有两个油泵的液压系统叫做双泵系统；有三个以上油泵的叫做多泵系统。单泵系统的优点是：油路较简单、经济性好。因此在中小型装卸机械液压传动系统中采用单泵方案较多。其缺点是功率利用程度差。因为起重机各机构的荷载不同，运动速度也不同，因此它们所需要的功率不同。多泵系统的优点是：能充分理由多油泵的流量和功率，能在满载的情况下实现复合运动，可以利用双泵合流或多泵合流的措施来改变某些机构的速度。4、 按主油路数目分类通常把只有一条主油路的液压系统称为单回路系统;有两条主油路的称为双回路系统；有三条以上的主油路的称为多回路系统。应当注意的是，主油路的数目并不一定与油泵数相等。例如，几个油泵并联或串联使用时，只需一条主油路即可。5、 按油泵（或液压马达）的排量能否改变来分类只采用定量油泵和定量马达的系统称为定量系统。如采用了变量油泵或变量马达，并在工作中其排量可以改变的系统称为变量系统。6、 压力分类当系统处于非工作循环状态时，油压很低。当系统处于某一工作状态是，油箱接通油路中，油压也不高，而与油泵接通的油路中的油压是随外载荷的变化而变化的。但最高压力是按被安全阀的开启压力所限制的，这个压力叫做工作状态下的工作压力。所谓系统压力，通常是指各工作压力中的最高值。由于系统压力不同，液压系统又可分为低压、中压、高压三类。铁路起重机的液压系统的压力一般为160-320kg-Fcm2低于高压系统。6.3铁路起重机液压系统的油路1、 通往油箱的回油管道上装有滤油器，以保证油箱中油质的清洁。如果把滤油器装在油泵的吸油管道上，固然可以较好的保护系统中各元件，但却增加了油泵的吸油阻力，因此，滤油器通常都装在回油管道上。2、 腿油路以及下车其他工作油路对于H型和X型支腿，支腿油路和垂直油路包括水平支腿油缸工作油路和垂直油缸工作油路，水平支腿油缸工作油路由几个双作用油缸并联在一起，由一个三位换向阀改变供油方向。当无人操作时，阀自动回到中位，切断来油和回油。垂直支腿油缸工作油路，由四个双作用油缸并联在一起，在轮未着地时，整机自重可以作为垂直支腿缩回的动力，在支腿板未着地是，垂直支腿也可能因自重而向下伸去。但这些外来的作用力都不能使油缸的伸缩进行到底，所以这里也必须采用双作用油缸。为了防止垂直支腿在起重作业时自然回缩和在行驶时的自然伸出，通常在各垂直支腿油缸的进出口处装有双向液压锁，垂直支腿油缸除了用一个总的三位阀操纵外，为了可以使随意某个油缸单独动作，以利于调整整机水平。一般在每一个直油缸的供油（或回油）管道上装有截止阀，有的系统装有旋转阀，其作用是一样的。蛙式支腿的油路与上述垂直支腿油缸工作油路基本相同，但一般不装截止阀。3、 变幅油路变幅油路中的执行元件是变幅油缸，通常有单缸和双缸两种。起重臂的外载荷和自重可以使变幅油缸完成收缩动作，因此，变幅油缸可以采用单作用（柱塞式）油缸，这种油缸重量较轻，结构较简单。但目前国内的铁路起重机都采用双作用变幅油缸。为了限制双作用执行机构在外载荷或自重作用下，可能发生某一方向的运动速度。在其工作油路中，通常装有平衡阀，该阀安装在承受外载荷或自重压迫的油腔的油孔上，它不仅可以防止因漏油损失或管道破裂而造成的事故。4、 起重臂伸缩油路起重臂伸缩油路与变幅油路大同小异，所不同的是它的执行元件伸缩油缸的构造具有自己的特点。通常双作用油缸伸缩时，活塞左右两个油腔的供油孔之间会产生相对运动，这个现象对于行程很长的起重臂伸缩油缸尤为严重。为了解决起重臂伸缩油缸在运动中的供油问题，国外一些起重机的起重臂伸缩油路上没有高压软管卷筒，它可以随着起重臂的伸缩、放出或收回给油缸供油的高压软管。然而，通常能够解决这个问题的方法是两条送油路管道一起设置在油塞杆上，从而解决了两个供油孔之间的相对运动问题。当有两个或两个以上的伸缩油缸时，油缸内部一般都没有伸缩油道，用以代替高压软管卷筒，完成变距离送油的任务。对于起重臂伸缩机构最基本的要求是重量轻，因此，伸缩节不超过三节的伸缩臂，一般可以只用一个双作用伸缩油缸。此时，直接靠油缸推动的伸缩节只有一个，其他伸缩节利用别的机构来完成伸缩动作。5、 回转油路回转油路通常由回转马达工作油路和回转制动油缸工作油路组成。有的起重回转制动工作油路。当回转操纵阀处于中间位置时，通向液压马达的两个油道在阀中接通，同时，若起重机上车在惯性力或风力作用下转动起来，回转液压马达就成了油泵，并在自己的工作油路中形成闭式回路，这样的回路，对于回转机构没有闭锁作用，可以大大地削弱回转惯性力，其中缓油阀的设置是为了削弱由于回转制动而引起的油路内的冲击压力。为了使回转中的上车能停在预定位置，需设定位制动器，为了行驶上车转动，需设防转装置。定位制动器有刚的油路系统这套装置可以采用与整机液压系统无关的静压系统，由人力直接提供压力油，也可以采用气动或机械传动系统。所以，其油路用虚线表示。许多起重机设有专为操纵系统供油的小流量油泵。当操纵系统的油缸较多时，这样做是合适的。回转防转装置也可以不用液压方式，而用简单的机械装置。在行驶时将上下车锁死。当采用常闭式的液压操纵制动器作为防转装置时，其工作油路中回转操纵阀兼作脱开油缸的操纵