毕业设计（论文）-QY8型汽车起重机蛙式支腿设计

QY8型汽车起重机蛙式支腿的设计第2页共15页第11页共15页QY8型汽车起重机蛙式支腿的设计[摘要]QY8型汽车起重机具有汽车的行驶通过性能，行驶速度高，可快速转移，转移到工作场地后，可迅速投入工作，适用于流动性大、不固定的作业场所。其设有支腿以增强起重作业时的起重能力，并采用全液压控制。其中蛙式滑槽支腿，每个支腿只用一个油缸，减少了液压缸数量，伸缩方便。起重作业时支腿起稳定支撑作用，因此需对其进行整机稳定性的校核。滑槽的设计使得液压缸的推力减小，更便于支腿的伸缩。[关键词]整机稳定性；支腿压力；液压系统ThedesignofQY8crane′sfrog-typeoutriggersAbstract:QY8cranecantravelwithhighspeed,movequickly.Itcouldworkatoncewhenitmovestotheworkplace.Withfouroutriggerstowhichcanbeadjustedseparatelyformakingthechassisup-levelhorizontalandwider,distancebetweenoutriggers,theunithasbetterstability.Frog-typeoutriggerswithonlyonehydrauliccylinderforeveryoutriggers,setdownandupformoreconvenience.Whenitloads,outriggersholdthecranewhichmustmakeitstable.Thecranecontrolsinhydraulicsystem.Thedesignofslipperyslotlowersthepowerofcylinder,andmakesoutriggerssettingupanddownmoreconvenience.Keywords:thestabilityoftheunit;thepowerofoutriggers;thehydraulicsystem

目录1引言 21.1关于汽车起重机及其蛙式支腿 21.2设计任务及范围 31.3主要技术指标 32.计算部分 42.1支腿跨距的确定 42.1.1横向支腿跨距的确定 42.1.2纵向支腿跨距的确定 52.2支腿压力的计算 62.3整机稳定性的校核 82.4滑槽的设计 82.5液压缸的计算及选取 92.6支腿部分及整机的液压系统的设计 102.7销轴的选取 132.8材料的选取 142.8.1支腿、支座及支脚的选材 142.8.2滚轮的选材 14致谢 15参考文献 151引言1.1关于汽车起重机及其蛙式支腿通常习惯上把装在通用或专用载重汽车底盘上的起重机称为汽车起重机。由于其是利用汽车底盘，所以具有汽车的行驶通过性能，机动灵活，行驶速度高，可快速转移，转移到作业场地后能迅速投入工作，因此特别适用于流动性大，不固定的作业场所。但汽车起重机也有弱点，主要是起重机总体布置受汽车底盘的限制，一般车身都较长，转弯半径大，并且只能在起重机左右两侧和后方作业。为增大汽车起重机在起重工作时的起重能力，其设有支腿，这就要求支腿坚固可靠，伸缩方便。在行驶时收回，工作时外伸撑地。支腿驱动有液压和手动两种，近代汽车起重机大多都采用液压驱动。常见的液压支腿形式有蛙式、H式、X式、辐射式等等。蛙式支腿因其外形和动作特征与青蛙相似而得名。支腿的伸缩动作是由一个油缸完成。伸腿时，油缸推动支腿绕车架上的销轴转动。支脚盘着地后，活塞杆继续外伸、支脚盘在地面作横向滑动，车架上抬，车轮离地。这横向滑动引起的摩擦阻力，增大了油缸的推动力。为减少油缸的作用力，将油缸位置抬高，在支腿摇臂上开有曲线滑槽，支腿伸缩时，活塞杆头部的滚子在滑槽内滑动。当支腿支脚着地后，油缸活塞头部沿槽外滑，使力臂从增大到R。因此，滑槽式的蛙式支腿改善了在接地后水平位移的缺点，减少了油缸中的闭锁压力。但是油缸仍承受支腿反力所引起的压力。蛙式支腿结构简单，油缸数量少（一支腿一油缸），重量轻。由于受到支腿摇臂尺寸的限制，支腿跨距的大小有限，而且每个支腿在高度上单独调节困难，不易保证车架水平，这种支腿只在小吨位起重机上使用。1.2设计任务及范围本次设计主要是对QY8型汽车起重机的支腿进行设计。由于蛙式支腿相对于其他类型的支腿，如普通式的、H型的、X型的等等，其只需要一个油缸。操作起来方便，简洁。因此，选用了蛙式支腿，但其也有缺点，跨距较小，不可变化，但用于这种最大吊重量只有8吨的起重机来讲已经足够了。蛙式支腿也分两种滑槽式和连杆式的。在这里选用了滑槽式的。本设计的基本任务为：设计一滑槽式支腿，满足起吊稳定性的要求；支腿支起后，轮胎离地100mm，且收起后能保持稳定不动；并选配支腿部分的液压部件，绘制出整车液压系统图。从基本任务可以看出，重点研究的问题为：支腿压力和整机稳定性的校核；蛙式支腿铰点和滑槽的设计；支腿部分的液压件的选配和整机液压原理。1.3主要技术指标1.最大吊重：7.84×104N，变幅范围：3.2~5.5m，最大吊高：6.7m；第二节臂长：7.36+4.75=12.1m，第二节伸出时最大吊重：2.94×104N，幅度：7.4~14m，第二节伸出时最大吊高19m。2.发动机：6135q，功率：88.2kw，最大扭矩：686Nm，额定转速：1800r/m。3.轴距：4m，轮距：1.927m，桥荷分配：4.8×104N/99.6×104N。最小转弯半径：8.25mm，最小离地间隙：266mm，接近角：27°，离去角：20°，最高车速：71km/h，最大爬坡度27°.4.上车体重20kN，距回转中心400mm；下车体重：85kN，正对回转中心；配重：25kN距回转中心1100mm；吊臂重：17kN，距回转中心3000mm。

2.计算部分2.1支腿跨距的确定支腿支承点位置的确定的原则是：①在各种工况下，臂架在任意幅度和任意位置时，起重机总垂直力的作用线，应在支腿支承点所包围的水平面积之内通过，这样就保证起重机安全工作，不会倾覆。②在保证抗倾覆稳定性的条件下，支腿的支承基底应该最小，这样能使起重机的支腿重量轻，有效作业面积大。2.1.1横向支腿跨距的确定轮式起重机支腿是前后设置的，并向两侧方向伸出，形成矩形。由于轮胎式起重机主要在侧方工作，国家系列中又规定了幅度的最小值，故某一吨位起重机的支腿横向跨距不得超过某规定数值以满足有效幅度的要求。但跨距取大了，虽然在起重机工作时稳定性好，但过大的稳定也是不必要的，有时甚至是有害的；因为当超载时，过大的稳定使起重机司机不感到超载的危险，当无自动报警装置时，而有使吊臂损坏的可能。支腿全部外伸时可将起重机作业区域分为四块：即右侧方作业区、前方作业区、左侧方作业区和后方作业区。一般来说，是不在前方作业区作业的。支腿跨距的确定，完全从稳定角度出发。支腿横向外伸跨距的最小值是要保证起重机在正侧方吊重的稳定，也即是在起吊临界总起重量（）时，全部重量的合力将落在支腿中心上。也就是要使支腿中心线A内、外的力矩处于平衡状态，见图1。图1支腿跨距的确定即，则支腿横向跨距之半为(1)式中、、、分别为上车、下车、配重和吊臂（不计吊钩）的重量；、、、分别为其中心离回转中心的距离。=20kN=400mm=85kN=0mm=25kN=1100mm=17kN=300mm最大吊重：()=7.84×N=78.4kN最小变幅：R=3.2m=3200mm从公式(1)中可见，当起重机工况改变，如临界总起重量（）和相应幅度R改变时，也随着改变。一般是以最大临界起重量和其相应的幅度（常是最小幅度）的数值带入确定支腿跨距的公式(1)中。则：起重机工作时，不但要求有起重量，并要求有一定的幅度。规定了最大额定起重量时的工作幅度（），则轮胎式起重机的支腿跨距也不难求得：因此，式中有效幅度[A]可由[3]的起重力矩参数表11-5查得，起重量为8吨时，有效幅度[A]为[A]=1.45m=1450mm（2）而支腿横向跨距的选取，应大于或等于公式（1）求得的值的两倍，但应小于公式（2）所规定的值。因此选取mm2.1.2纵向支腿跨距的确定支腿纵向跨距的确定，原则上与横向跨距的确定一样，条件也是在支腿中心线（A点）内、外的力矩要平衡：则支腿在后方离回转中心距离为：(3)从上式可见，起重机在后方吊重时，由于底盘重心向前，为取得与侧向吊重具有同样的稳定程度，支腿可以靠里一些，比侧向的距离小。同样，支腿在前方离回转中心的距离。理论上，，即，支腿跨距成方形。但实际上，由于总体布置的不方便，有时要将前支腿前移或后移若干距离，以免妨碍底盘传动轴的穿越或其他机件的布置。所以不一定是等于（）。显然将前支腿前移，对稳定是有利的。若将前支腿后移，即使，好象对稳定不利，但在汽车起重机中，前方作业区域一般不吊重，列为禁区（因有驾驶室在前方）；即使在前方作业区大幅度吊重时，起重机前轮在倾翻时着地支承，增加了起重机的稳定性，故减少是无妨于汽车起重机的起重性能。在轮胎起重机中，由于总体布置的要求常将支腿设在外侧，故支腿纵向跨距（）往往大于支腿的横向跨距（）。因此，选定纵向跨距为：mm。2.2支腿压力的计算轮胎式起重机支腿压力是指支腿在起重机吊重时所承受的最大法向反作用力。根据这支腿反力可以用来设计支腿结构。因此，在设计支腿部件前，必须计算出支腿压力。在计算支腿压力前，要先分析一下车架——支腿——支承面体系的变形情况。假如车架——支腿体系的刚度很大，相对变形较小。而支承面又很坚硬，相对沉陷也小，则起重机在正常吊重时只要总载荷合力不落在支腿外，四个支腿可始终不离地面。假如车架梁较软，则与支腿形成梁柱体系，起重机在正常吊重工作时，四个支腿也不会离开地面。此时支腿压力的分配可按载荷合力位置（位于离支腿中心某一距离处）距支腿的远近反比分配。支腿上始终受有压力。此两种情况都为四点支承。当车架——支腿——支承面体系不是上两种情况时，如车架刚度较大，而支腿或支承面有弹性，起重机吊重正常工作，四个支腿中常有一个支腿离地，形成三点支承。起重机四点支承或三点支承，要视载荷合力偏离支腿中心的大小和方向而定，也视吊臂位置而定。起重机在正常吊重工作时，呈三点支承是经常出现的情况，故按弹性支承的假定来计算支腿压力是较接近实测数据的，因此，设计时应按三点支承来计算支腿压力。设吊臂位在工况Ⅰ位置，见图2，支腿A抬起，支腿B、C、D受力：图2三点支撑受力图则：此时支腿C受力最大；若吊臂转到工况Ⅱ位置时，即角为钝角时，则支腿B上抬，支腿C、D、A受力，则受力最大的为支腿D。取两种工况中大者。在计算之前，依前面计算的跨距先要判别吊臂在哪种工况时，受力最大。由于支腿中心与起重机回转中心O0离支腿中心O的距离，在同一侧，所以此时吊臂在工况Ⅰ，支腿C受力最大。(4)其中正对起重机回转中心，纵向支腿跨距，使支腿后移了200mm，mm要求支腿的最大高峰压力，载荷也应选择最不利的组合。工况是起重最大额定起重量，作正常的起、制动并与回转做复合动作。吊臂在最不利的位置上，吊臂位置：其荷载力：式中为动载系数，由[3]附表一，国产轮胎式起重机系列产品技术性能表查得：对动臂起重机，因此水平力：上车重、吊臂重、配重和吊重的合力为：合力距回转中心的距离：作用在吊臂平面的力矩为：所以即支腿承受的最大压力为136.748kN。2.3整机稳定性的校核起重机的抗倾覆稳定性（通常简称为稳定性）表示起重机在各种情况下抵抗倾翻保持稳定的能力。当起重机承受的外力（包括自身的重力）对支承平面的倾覆轴线产生的倾覆力矩大于稳定力矩时，起重机就绕倾覆轴线倾翻。在设计起重机时，必须保证起重机有足够的抗倾覆稳定性。目前国内外对起重机抗倾覆稳定性的验算采用三种方法：一、稳定系数法；二、按临界倾覆载荷标定额定起重量；三、按力矩不等式校核稳定性。这里主要采用了第一种方法进行校核。起重机在起吊临界起重量时，起重机处于稳定的临界状态，即在倾翻线内、外侧的静力矩互相平衡。而表示起重机稳定性的稳定安全系数（简称稳定系数）是位在倾翻线内侧的稳定力矩和位在外侧的倾翻力矩之比：这是没有考虑到起重机在运动时引起的惯性力以及风力和倾翻的影响，故求得的稳定系数称为静稳定系数。由以上计算可看出其已满足了稳定条件。在实际计算中，中、小型轮胎式起重机可以只计算静稳定系数。因此，不必进行动稳定系数的计算了。按临界倾覆载荷标定额定起重量或按力矩不等式验算抗倾覆稳定性来校核，也可以得到同样的结果。所以，按以上选取整机是稳定的。2.4滑槽的设计滑槽在蛙式支腿起重机中的作用是使活塞作用力的作用线增大，从而减少油缸的推力。所以设计滑槽时，要将滑槽的最远点，即支腿完全伸出时，液压缸的轴线与支腿的斜线平行，以使活塞推力的作用线至转轴的力臂达到最大。同时，在收回时，要使得支腿不会外翻，即在行走时，支腿不会下落。由于支腿伸缩由液压控制，其余均为机械运动。因此，只要保证在收回时，支腿的重心在液压缸轴线的内侧，就不会使其外翻。对支腿进行受力分析，其受地面给其的支撑力N，摩擦力Ff，连接件销轴的受力F1,F2及滚轮所给的反力F。受力图见图3摩擦力由[9]中可查得，石对金属的摩擦系数为0.3~0.4，取0.3。列方程如下：图3受力分析图解得从而可知液压缸的推力。滑槽的长度则以液压缸中心线与支腿斜线平行为准，尽量接近。在收回时，经对支腿结构的几何分析，可得出其在不外翻时，重心在液压缸轴线内侧时，滑槽头部的位置。此时即确定了滑槽。为使滚轮滑动方便，滑槽两端均为半圆弧，头部亦可采用渐开线的形式。2.5液压缸的计算及选取轮胎式汽车起重机的支腿由液压缸控制伸缩。①依主机的运动要求，选取双作用单活塞杆的液压缸。②液压缸安装形式的确定：蛙式支腿要求液压缸是倾斜的，随活塞杆的逐渐伸出，轴线与水平面的夹角也逐渐变化，可以在某一平面内自由摆动，因此选用轴线摆动类的耳环式。③液压缸的压力预选活塞直径为100mm，依上式计算可得因此，选压力为16MPa,活塞直径选为100mm。④活塞杆的直径：其中为速度比，参考[6]表37.7-63，依压力选则即活塞杆的直径为71mm。⑤液压缸筒壁厚：由[6]表37.7-64,由以上计算可选取标准液压缸的外径,取121mm,则液压缸缸筒壁厚圆整后为10mm。⑥液压缸的行程：依主机件运动规律,参考[6]表37.7-3,得液压缸的行程为400mm。由以上计算,查[6],选用DG型车辆用液压缸.选用后的液压缸型号为:DG—J100C—E1E。2.6支腿部分及整机的液压系统的设计起重机的起重部分由起升机构、回转机构、变幅机构、吊臂伸缩机构、支腿机构和稳定器所组成。除稳定器外，全部为液压传动或操纵。通过车上的油门操纵机构，改变发动机转速来控制定量泵的流量，从而调整作业机构的运动速度。整机的液压系统见图4。本机油箱上置，油箱1中的油经滤油器2、节门3、回转接头4到液压泵5。液压泵输出的高压油经安全阀6，精滤油器22到支腿操纵阀7。支腿操纵阀共两联，为串联油路连接，分别操纵前、后支腿油缸10和9。在支腿油缸上装有液压锁8，其结构如图。油泵、安全阀、精滤油器、支腿操纵阀和前后支腿分别安装在底盘上。支腿液压缸由作业手在车下操纵，先放后支腿，后放前支腿，缩回时顺序相反。如果不采用液压锁，当起重机放下支腿进行工作时，虽然换向阀放在中间位置，油路都被换向阀封闭，但由于支腿缸无杆腔内的油压很高，而换向阀又是靠间隙密封的，故仍会有泄露，将造成液压缸活塞杆缓慢缩回，这是不允许的。采用了液压锁，液压缸无杆腔的高压油把锥形单向阀芯压紧在阀座上，油压越高压得越紧，可以使液压油一点都不会漏回油箱，从而避免了液压缸活塞杆自动缩回的现象，真正起到锁的作用。支腿部分的液压锁可见图5。从支腿操纵阀出来的高压油经回转接头又回到转台以上液压系统，由多路阀11控制各机构的动作。多路阀本身为串联油路，第一联换向阀控制伸缩臂液压缸13，第二联换向阀控制变幅液压缸14，第三联换向阀控制回转马达15，第四联控制起重马达21，两马达与油泵结构相同。在通往伸缩臂、变幅液压缸及起重马达的两根油管间装有平衡阀12，其结构如图4所示。缸与马达上的平衡阀控制油路的开启压力为1.96~2.94MPa，伸缩臂液压缸上的平衡阀控制油路的开启压力为2.94~3.92MPa。制动液压缸16（包括制动器）增加回转机构的工作可靠性。转台开始转动时，要求迅速解除制动，而停止转动时要求缓慢制动，以减少因重物的惯性力产生的振摆。为此，在制动液压缸的油路上了带梭阀的单向节流阀17。当回转马达启动时，压力油经单向阀进入制动液压缸，可迅速打开制动器；当转台制动时，制动液压缸的油在弹簧的作用下经节流口，回到操纵阀流回油箱，由于节流作用，制动缓慢。为了防止回转机构在骤然制动或换向时产生压力冲击，在回转油路中还设有双向缓冲阀18。当一边油路过载而另一边产生负压时，相应的过载阀立即打开，形成短路，使液压马达的进油和回油自行循环，使过载油路获得缓冲，而负压油路又得到补油。此双向缓冲阀的调定压力为6.37MPa。图4液压系统图1.油箱2.滤油器3.节门4.回转接头5.液压泵6.安全阀7.支腿操纵阀8.液压锁9.后支腿液压缸10.前支腿液压缸11.多路阀12.平衡阀13.伸缩臂液压缸14.变幅液压缸15.回转马达16.制动液压缸17.带梭阀的单向节流阀通渠道18.双向缓冲阀19.单向阻尼阀20.制动液压缸21.起重马达22.精滤油器QY8型汽车起重机蛙式支腿的设计第14页共14页中南林学院工学士毕业设计论文第15页共14页图5支腿液压锁精滤油器22（ZU1~H160×20S）安装在油泵出口油路上，这样不至于因堵塞而增大油泵吸油阻力。本滤油器装有报警装置，当进、出口压差超过0.34MPa时，发讯指示装置便接通电源，发出堵塞警告讯号。该系统的安全阀6调定压力为20.58MPa（泵的转速1500r/min）。2.7销轴的选取销轴是连接支座和支腿，支腿和支脚的连接件，可按支座上的孔径的大小，支腿上加强座孔径的大小来选取。①支座上的孔径：d=50mm按[10]可查得此销轴可选用GB882-86-50х270的销轴。②支脚上的孔径：d=45mm按[10]可查得，此销轴可选用GB882-86-45х270的销轴。销轴的强度验算：销的剪切力：式中F——为横向力，N；Z——销数；d——销的直径，mm；[]——销的许用剪应力，对于销的常用材料，取80MPa。验算得：因此符合。销轴一般用35号钢或45号钢制造。这里选用了45号钢来制造。3．轴另一端用轴用弹簧挡圈GB894.1—8650卡紧。滚轮轴两端用轴用弹簧挡圈GB894.1—8650卡紧。2.8材料的选取2.8.1支腿、支座及支脚的选材由于蛙式支腿主要在汽车起重机工作吊重时使用，故其要求有一定的强度和韧性，且要能够承受一定量的冲击，其由板件组成，亦要有良好的焊接性能。但又不是十分重要的部件，因此不需选用特别好的钢材。在这里选用了16Mn。16Mn为产量最大、应用广泛的普通低碳合金钢，其综合机械性能良好，低温冲击韧性、冷冲压和切削加工性都好，焊接性能亦佳，但缺口敏感性较明显，