30吨汽车式起重机伸缩臂

沈阳理工大学学士学位论文PAGE21PAGEPAGE目录TOC\o"1-3"\h\u286371绪论 1294781.1国内汽车起重机的发展概况及发展趋势 171711.1.1国内汽车起重机的发展概况 1309631.1.2国内汽车起重机发展趋势 2195791.2国外汽车起重机发展概况及发展趋势 291.2.1国外汽车起重机发展概况 2213481.2.2国外汽车起重机发展趋势 3260951.3本设计内容 317508230吨汽车式起重机伸缩臂的主要技术参数及工作级别 4294312.130吨汽车式起重机伸缩臂的主要技术参数 494362.230吨汽车起重机的工作级别 4174073对30吨汽车起重机主臂尺寸的确定 8161473.1对吊臂根部铰点位置的确定 880803.2对吊臂各节尺寸的确定 9141753.3对变幅液压缸铰点的确定 11309303.4对吊臂截面的选择及截面尺寸确定 13153054主臂伸缩机构的设计计算 15141134.1臂架伸缩机构的驱动形式 15107054.2臂架伸缩液压缸的计算及选择 16202984.2.1计算液压油缸缸筒的内径 1690084.2.2活塞杆直径 17255334.2.3缸筒壁厚及外径计算 1945565零部件的选择 2028645.1钢丝绳的计算和选择 20236145.1.1钢丝绳结构形式的选用 2065435.1.2起升用钢丝绳直径的计算 20224295.1.3主臂伸缩用钢丝绳的选用 21258955.2滑轮及滑轮组的选择 21103335.2.1构造和材料的选用 2147185.2.2起升用滑轮尺寸的确定及选用 2250075.2.3滑轮组的选择 23734结论 232761参考文献 2510162致谢 2820589声明 29摘要：汽车起重机因其方便快捷，在社会生活中越来越受欢迎，国内外汽车起重机技术飞速发展，主要方向体现在整体轻量化，性能更强，整机成本不断降低，稳定性，可靠性得到保障。汽车起重机的伸缩机构的设计直接影响整个机器的性能。因此，汽车起重机的伸缩臂设计技术被视为汽车起重机迫切需要解决的主要关键技术之一。本次设计通过查阅资料，对汽车起重机伸缩臂架进行优化设计。伸缩臂的性能优劣对于起重机的整机性能来说至关重要，本设计就优化汽车起重机伸缩臂架方面进行研究，通过对臂架系统的伸缩机构形式，臂架截面形式进行探究，研究结构与控制的优化设计。通过本次伸缩臂架设计，来尽可能降低整机重量，提高起重机工作效率。关键词：伸缩臂；液压系统；臂架结构DesignofTelescopicBoomSystemof30tTruckCraneAbstract:Truckcranesarebecomingmoreandmorepopularinsociallifebecauseoftheirconvenienceandspeed.Therapiddevelopmentoftruckcranetechnologyathomeandabroadismainlyreflectedintheoveralllightweight,strongerperformance,continuousreductioninoverallmachinecost,stabilityandreliability.Thedesignofthetelescopicmechanismofthetruckcranedirectlyaffectstheperformanceoftheentiremachine.Therefore,thetelescopicboomdesigntechnologyoftruckcranesisregardedasoneofthekeytechnologiesthattruckcranesurgentlyneedtosolve.Thisdesignoptimizesthetelescopicboomoftruckcranebyreferringtothedata.Theperformanceofthetelescopicboomiscriticaltotheoverallperformanceofthecrane.Thisdesignstudiestheoptimizationofthetelescopicboomofthetruckcrane.Byexploringtheformofthetelescopicmechanismandthecross-sectionalformoftheboom,thestructureOptimizeddesignwithcontrol.Throughthistelescopicboomdesign,theweightofthewholemachineisreducedasmuchaspossible,andtheworkingefficiencyofthecraneisimproved.Keywords:telescopicboom;hydraulicsystem;boomstructure1绪论1.1起重设备的工作特性及其在国民经济中的作用起重机是现代工业生产建设中不可或缺的重要设备，可被应用于搬运各种物料，运输物资，也可被用于进行安装作业。通过起重机可以完成大量高强度的作业，大大提高企业的生产效率，降低工人的工作负担，同时也能对工人提供一定的安全防护。起重机是一种通过在范围内进行水平搬运或垂直起升工作的机械。其起重驾驶室和行驶驾驶室合二为一，方便驾驶员操作。常见的起重机类型有汽车起重机，随车起重机，塔吊式起重机，门式起重机等。因为需要满足生产过程中的各种要求，各式各样的起重机被开发出来。有被用于处理垃圾的起重机，有被用于建设道路的，有被用于生产运输的。随着中国的不断发展，各类基础设施建设进入高潮，对于起重机的需求也会越来越高，同时起重机也进入了大型化的趋势。市场对于起重机的起重量要求越来越高，起重机的轻量化，安全化和经济化刻不容缓。国内汽车起重机的发展概况及发展趋势国内汽车起重机的发展概况中国的汽车起重机诞生于20世纪60年代左右，在几十年的发展中，有过三次主要的技术改进，分别引进了苏联，日本，德国的先进技术。中国的汽车起重机行业一直走在自主创新的道路上，有着自己独特的发展方向。特别是这几年来，中国的汽车起重机行业取得了长足的进步，虽然和国外的技术相比仍有很大差距，但差距正在不断缩小。并且，目前中国的中小吨位汽车起重机的性能优异，完全可以满足实际生产的要求。相信在不久以后，中国的汽车起重机行业必将发展成为具有稳定发展和高市场化的成熟行业。许多专家认为，国内快速发展的市场经济，有利于国内各个厂商进行技术创新，有利于国内汽车起重机行业的进一步发展。近几年来，国内汽车起重机行业的各个厂家一直在进行独立研发，坚持自主创新，使汽车起重机的生产设计带有了中国特色，同时也一直在追赶国外先进技术。目前国内外的生产技术差距在逐步缩小，中国汽车起重机行业有实力也有信心在未来超越国外企业，跻身于世界顶尖行列。国内的汽车起重机已经开始广泛使用PLC可编程集成控制技术。具有总线接口的液压阀块，液压马达，油泵以及其他控制和执行器组件已经相对成熟，并且液压和电气设备也已经实现了紧密结合。厂家可以通过软件对控制性能进行调整，从而大大简化控制系统，减少液压元件的数量，大幅提高系统的稳定性，并具有自动故障诊断和远程控制的能力。目前，我国新一代汽车起重机产品，起重作业的操作方式，大多使用先导比例控制，这种控制系统具有良好的微调性能和精细控制性能，并且操作简便。用先导比例手柄实现多载荷比例传动的无级调速，可以有效地防止起升过程中的二次滑行现象，大大提高了起升过程的可靠性，安全性和作业效率。国内一些大型汽车起重机还在起重机伸缩臂架上使用了单缸插销伸缩技术。通过液压销的作用，单个液压油缸就可以完成多节支腿的移动，并实现各种工作条件的控制程度和自动伸缩，实现了一定程度的控制和各种情况自动伸缩，改变了以前气缸没有内部绳工作方法使起重机相对轻质并且使起重机进行扩展到更高的工作高度。中国汽车起重机行业在近年来的高速发展得到了国际上的广泛关注，同时也为中国带来了一大批国际客户。近几年来国内产品的高质量受到了国际客户的一致好评，这位中国汽车起重机行业打开国际市场走向世界打下了坚实的基础，也有利于国内汽车起重机行业的进一步发展。国内汽车起重机发展趋势中国汽车起重机行业目前虽然发展迅速，但想要进一步满足市场需求，还有很多工作要做。厂家需要不断进行自主创新，研发新技术，迎合市场需求，这样才能不断扩大优势，不断壮大。主要趋势包括:增加产品种类厂家需要不断进行研究研发，扩大生产的规模，进行模块化生产，使产品种类多种多样，更具市场竞争力。（2）增大起重力矩。目前国内生产的汽车起重机以中小型居多，但市场对于大型汽车起重机的需求越来越高。厂家应开始着重研究开发大型的汽车起重机来适应时代的需求，这样才能一直发展壮大下去。（3）增加起重机功能随着社会经济的高速发展，机械设备的一机多用化已成为时代的主流。为汽车起重机提供更多的功能来适应客户的需求已经刻不容缓。（4）努力打造国内自主品牌一味地模仿国外是始终超越不了国际先进技术的，企业应加大对于专业人员的培训与福利，扩大研发团队，并不断进行自主创新，使产品具有自己的特色，打造自己的品牌，走向世界。（5）改革优化进一步进行改革创新，完善技术，结构优化。国外汽车起重机发展概况及发展趋势国外汽车起重机发展概况目前，国外汽车起重机的制造商所使用的技术较国内来说较为先进。采用计算机对生产开发过程进行控制，能更好的监控生产过程。同时，在设计过程中采用的设计方式是模块单元化设计，该种设计方式是一种革新，在设计过程中只需要将模块进行重新组合，就能组装出不同性能规格的起重机，大大提高了开发设计的效率。同时用这种方式生产出的部件还大大提高了通用化程度，使一些部件能够批量化生产，大大提高了生产开发效率，使企业在市场上更具竞争力。国外厂商在起重机的控制元件方面也远超国内水平。采用的遥控系统能够及时准确的将起重机的工作情况进行反馈，还能够通过微操作来对起重机的制动系统进行控制，即时进行刹车。这样不仅大大提高了起重机的工作效率，同时也很大程度上的提高了安全性。与此同时，国外汽车起重机的自动化程度也普遍高于国内。这使得操作更为方便快捷，大幅提升了工作效率。国外汽车起重机发展趋势目前国外汽车起重机的发展方向一个是起重机材料的改进。随着越来越多的新材料被生产出来，在起重机材料的选用上有了更多的可能。当前对起重机最重要的要求之一就是起重量，这意味着起重机的伸缩臂需要具有很大的强度，而这也会导致整机重量的提升以及成本的提升，因此，找出具有高强度低重量的新材料刻不容缓。国外起重机发展的另一个方向是生产过程的专业化。通过提高生产专业化程度，能大幅提高生产效率，快速生产出各类部件，这不仅为新技术的开发创造了一定的基础，也为企业在市场上提高了竞争力。1.4本设计内容设计内容：本次设计通过查阅资料，对汽车起重机伸缩臂架进行优化设计。汽车起重机因其方便快捷，在社会生活中越来越受欢迎，国内外汽车起重机技术飞速发展，主要方向体现在整体轻量化，性能更强，整机成本不断降低，稳定性，可靠性得到保障。而伸缩臂的性能优劣对于起重机的整机性能来说至关重要，本设计就优化汽车起重机伸缩臂架方面进行研究，通过对臂架系统的伸缩机构形式，臂架截面形式进行探究，重点研究结构与控制的优化设计。主要包括以下内容：（1）汽车起重机伸缩臂架系统的总体构型设计。包括了对伸缩臂的总体结构的确定，吊臂各部分应力的计算及稳定性的校核，选择何种截面来提高吊臂稳定性。（2）汽车起重机伸缩臂架系统的机械结构及关键零部件设计。这其中伸缩臂各铰点位置的确定是核心问题。（3）汽车起重机伸缩臂架系统的驱动控制系统设计。主要包括了驱动控制系统的选用，及对控制方式的研究。30吨汽车式起重机伸缩臂的主要技术参数及工作级别30吨汽车式起重机伸缩臂的主要技术参数起重机伸缩臂的主要技术参数有起重量，起重力矩，起升高度，幅度等。它表征了汽车起重机的各项作业能力，是设计起重机的基本依据，同时也是相关从业者必须掌握的基础知识。（1）起重量起重量是汽车起重机起吊物体的重量。通常可以用Q来表示，单位是千克或吨。设计中一般采用额定起重量来表示该起重机的起重量。额定起重量是该起重机在起吊重物时在安全情况下能够起吊的最大重量，受幅度影响。吊钩和滑轮组的自重不算在起重机的额定起重量中。同时，额定起重量会随汽车起重机吊臂方位的不同而产生一定的变化。综上，因为在设计汽车起重机伸缩臂架时要考虑的因素众多，所以当有多个额定起重量时，通常把额定起重量叫做最大起重量。因为此次设计中，设计的是30t汽车起重机的伸缩臂架，因此取重量为Q=30t。幅度幅度是水平位置下，旋转臂式起重机的回转中心线和取物设备中心线的水平距离。此次设计中，汽车起重机的幅度为3m。起升高度起重机从地面到取物机械上最高点的垂直距离被叫做起重机的起升高度。汽车起重机的起升高度会随着起重机伸缩臂架的仰角和长度来变化，不同的仰角和臂架长度对应不同的起升高度。同时在确定起重机起升高度时，应多方位综合考虑，结合汽车自身高度，吊具等因素来进行确定，以确保起吊工作的正常运行。起重力矩起重力矩是起重机工作幅度与额定起重量的乘积，单位为t·m。起重力矩是起重机在工作时重要参数之一，是防止起重机在工作时发生倾翻事故的重要参数。在本次设计中，起重力矩为30×3=90t·m。30吨汽车起重机的工作级别（1）起重机利用等级起重机是具有总工作循环数的，一次循环可视为其从准备开始起吊到下一次起吊。起重机的工作循环次数是在设计时需要考虑的重要参数，表征了其利用程度。工作循环次数可以根据下列公式进行计算：式中:Y—表示该起重机的使用寿命，单位为年，通常受起重机的类型用途技术等因素影响而有些微变化。由于本设计为30吨，可参考《起重机设计手册》来得知不同类型的汽车起重机使用寿命表，如表2.2所示，可知Y=12年。B—表示该汽车起重机在一年内的工作总天数，可取B=300天。H—表示该汽车起重机每一天的工作时间，单位是小时，取H=8小时。T—表示该汽车起重机一个工作循环的时间，设定为T=300秒。根据已知数据计算可得，参考《起重机设计手册》起重机利用等级表，如表2.1所示，可以选择起重机的利用等级为，起重机的使用情况为，经常中等的使用。起重机利用等级总的工作循环次数N几种不同类型的起重机的使用等级轮胎起重机和汽车起重机（专用底盘）起重量（t）塔式起重机桥式和门式起重机工作级别、、、、履带起重机门座和铁路起重机(2)起重机的载荷状态负载状态是在起重机水平另一个基本参数，表明该起重机的主要机构的升降机构处于负载下。液体比重计。负荷状况取决于两个因素：一个正比于实际提升负载，一个正比于额定起重负载，另一个是正比于实际起吊货物的数量N1，另一个是正比于工作周期的数量。在本次设计中，根据实际情况和汽车起重机的实际使用情况，可以根据表2.3选择=0.125，也就是说，悬挂额定负荷的情况较少，一般可以进行悬挂轻负荷。起重机的载荷状态及其名义载荷谱系数(3)起重机工作级别的确定起重机的工作级别表明了起重机能完成相应工作的能力。由下表可知，本次设计的汽车起重机的工作级别为A4起重机工作级别的划分对30吨汽车起重机主臂尺寸的确定对汽车起重机伸缩臂主臂的确定主要分为以下几点对吊臂根部铰点位置的确定；对吊臂各节尺寸的确定；对液压缸铰点的确定；截面的选择及截面尺寸的确定。本次设计的是30t汽车起重机伸缩臂，该伸缩臂的最大起升高度为10m，因此选择吊臂的节数为4。对吊臂根部铰点位置的确定吊臂根部铰点的位置受吊臂长度，起升高度，以及幅度等因素影响，因此可以设吊臂的工作长度为。即：从而可以得出式中：H—该汽车起重机基本臂的起升高度，取H=10.2m。b—该汽车起重机吊头距滑轮组的最短距离，取b=1.5m。、—汽车起重机根部铰点和头部滑轮轴心离吊臂基本截面轴心的距离，并带有正负号，在中心线以下者为正，以上为负。由于此项数值较小，所以在计算时可以不计。h—该汽车起重机根部铰点离地距离，取h=2.4m。—该汽车起重机的吊臂仰角，其值小于最大仰角，即。即。起重机吊臂根部离铰点的距离e通过计算可以得出起重机吊臂根部离铰点的距离。因此可以取距离。该起重机吊臂根部铰点离回转平面的高度为式中：——表示系统中回转支承装置的高度，。——表示该起重机汽车底盘的高度，。通过代入起重机最大起升高度可得。式中：H—该汽车起重机的最长主臂作业长度，取H=38m。b—该汽车起重机吊头距滑轮组的最短距离，取b=1.5m。、—汽车起重机根部铰点和头部滑轮轴心离吊臂基本截面轴心的距离。对吊臂各节尺寸的确定起重机的外伸长度和它的基本臂长度组成了主吊臂的最长长度，可以用来表示。即式中﹑﹑是汽车起重机各节伸缩臂的长度，在设计起重机伸缩臂时，伸缩臂的伸缩长度通常可以取同一个数值，即。那么可以得出起重机伸缩臂的外伸长度，﹑﹑为该起重机的第二节臂，第三节臂以及第四节臂在缩回后的外露部分的长度，通常在计算时可以取同一数值（a=0.20米）。若假设为该起重机臂头滑轮中心距离该汽车起重机基本臂端面的距离，那么将它的基本臂结构长度加上就可以得出该起重机基本臂的工作长度。又知道将该式子代入上述式子可得即从中可以得出=9.43（m）。式中：K-为该起重机伸缩臂的吊臂的节数。从而得出外伸长度为=9.63（m）。在第i节臂退回后，除外露部分长度a外，在前节（i-1）节臂中的长度加上伸出后仍在前节臂中的那部分搭接长度，第i节臂插在前节臂内的长度为（+），假设第i节臂的结构长度为，则可以通过缩短搭接长度来达到减轻吊臂重量的目的。但是，如果搭接长度过短，会导致搭接部分的反作用力增大，这样会造成起重机搭接部分的盖板和侧板局部失去稳定性，同时这也会让吊臂的间隙变形进一步扩大。因此，搭接部分的设计应该考虑多方面因素，视实际情况和设备要求而定。一般可以取起重机伸缩臂外伸长度的1/4—1/5。在起重机的各节伸缩臂插入前一节之前，都应该要确保能够留有一段距离c，这是机械设计结构上的要求，在这个距离内需要设置伸缩油缸的铰支座，同时还要考虑到其它结构的构件，这一大小应该参照具体情况来决定，在此次设计中可以选择c=0.55m。所以相邻的两节伸缩臂之间有这样的关系，从上述式子可知，将上述两式代入上述式子，可得。已知，，，从上面的式子可以看出来，后一节的搭接长度，臂前一节的搭接长度小一些，由于在一般情况下起重机的结构空间c臂外露空间a大一些，可以得出在本设计中起重机伸缩臂总计有4节伸缩臂，它的第四节的搭接长度为使其等于1/5的外伸长度，目前和从上述计算中已经可以得出，那么根据式子，该汽车起重机伸缩臂吊臂的各节搭接长度和结构长度可以通过下列计算来得出各节臂长度尺寸的验算为了使四节伸缩臂的长度满足本次设计的需要，需要保证基本臂的工作长度满足下列式子的要求式中：所以上述式子可以成立，所计算的各节伸缩臂满足设计要求。上面计算的是起重机伸缩臂的各节臂的长度尺寸，根据实际需求参考相关汽车起重机各节伸缩臂的尺寸，最终确定各节伸缩臂长度为:、、、。对变幅液压缸铰点的确定变幅液压缸可将液压能转化为机械能，从而让机械可以做循环往复运动。液压缸结构简单，工作方便，因此在机械系统中广受欢迎。在本次设计中，综合考虑各方面因素，决定采用双作用液压缸，该液压缸的铰点离它的回转中心的距离f主要受双缸距离B的影响,可以用下列式子计算得到：因为回转支撑装置D以及吊臂宽度B都和汽车起重机的起重能力有着直接联系，一般取D=(2.1～2.4)B。则上述式子可以得出，m式中：D-该汽车起重机的底盘直径，取D=2m。这样就可以计算得出其中的一个铰点铰点在之前计算得到和已经可以得到，即=0.84m，e=1.73m，因此可以判定铰点其实已知。又由于液压缸铰点和滚道面的距离是视构造所定的，一般可以取=0.18m。所以现在可以发现，目前只有固定在起重机基本臂上的铰点还没有得到确定。铰点的取得要满足下述条件，在该变幅液压缸缩回时，吊臂处于行驶状态，变幅液压缸长度应该是最短的；相反，在变幅液压缸全伸时，吊臂应该处于它的最大仰角状态，液压缸长度变为最大值。连接吊臂铰点（），变幅缸铰点（）和（），形成或。在中，在中，.面角是与水平线的夹角，可以通过下列式子来进行计算得出：式中：，，，。通过计算可以得出：。在和确定后，的位置可以通过用三角关系来进行计算得出，在中，其边角关系为：在中，已知，，=（1.6～1.7），并带入上述2式并消去、，可得的二次方程式，式中：=2.71m，，。一般会根据实际要求来定的值，在本次设计中，所要设计的铰点应该是在基本臂工作长度的中点处，这样可以有利于汽车起重机的受力分布，这样能够取得最好的工作效果。将上述值代入得出：当时，=7.23或1.01，当=50时，=4.24或1.73，当=40时，=5.59或1.32，所以可以看出当时，计算结果离中点值较为相似，因此可以确定铰点位置为：时，=5.59或1.32，在=5.59时，根部铰点的大致位置应该是落在前方的轨道上，=1.32时，根部铰点大致落在后方轨道上。通过上面的计算可以确定该汽车起重机在液压缸上的各个铰点的位置。对吊臂截面的选择及截面尺寸确定伸缩臂的横截面形状多种多样，通常有四边形，五边形，六边形，梯形，U型等。在本次的设计中，高度比处于1.3~1.8之间，通常来说选用薄钢板来当作吊臂的侧板，并且需要保证它的厚度在3.2-10之间。为了降低伸缩臂的重量，可选择降低侧板的厚度，但由于它的局部不稳定性，应考虑要在钢板上有一定的距离穿过的横向筋；或为了实现轻量化，有时可以选择开大孔在侧板上，并将该边缘卷起以便加固。通常下底板一般做得会比上底板厚一些，一方面来说，这样做可以下移横截面的中性轴，而且可以减少对下底板的压缩应力。另一方面来说，这样可以满足吊臂下底板的局部应力要求。为了降低其自身的重量，可以做成等强度式梁的吊臂。箱形悬臂可以做成上窄下宽的形状，但目前大多数通过添加加强板的方式来满足实际需求，改变吊臂截面面积。通常会采用局部加强版的方式来对高应力的地方进行加强。矩形框架部的最危险的部分是矩形四个角缝处的焊接，这个位置不仅是所有结构中应力最大的地方，也是最容易发生应力集中的地方，所以为了尽量避免这种情况的发生，通常会采用其他形式的截面。梯形的截面的抗弯能力和抗扭能力都要明显优于矩形截面，正梯形侧板的上半部分的拉伸应力相对而言比较大，这样能使侧板的稳定系数显著提高；倒梯形的吊臂截面可以有效防止下底板的局部失稳问题。圆形的吊臂下截面，就是为了有效的防止下底板出现局部失稳的情况，并可以通过这种方式来降低吊臂侧板的计算宽度，这样可以将钢板的强度更好地利用起来，用相对较薄的钢板，尤其是在使用具有高强度的钢板时。由于具有高强度的钢板，它的抗局部失稳的能力其实可以说和一般的钢板差不多，所以这样来看，降低局部失稳就显得格外重要。角钢组合式的截面主要是通过将材料集中于四个最大受力点上，并尽量把焊接的缝隙移到中间部分，通过这样来解决应力集中带来的负面影响，但这种方法存在一个很大的问题，那就是工艺较为复杂且制作成本较高。在综合考虑各种原因并对实物进行观察的情况下，本次设计决定采用U型截面。在统一起重能力的前提下，将矩形截面作为比较的标准，将其它截面的截面面积的下降百分比数（即耗钢量）列于表中。各种截面形状的比较表各节臂截面尺寸的确定选择的横截面形状被设计为U型，如上所述。通过采用U型的横截面，可以有效避免当滑块在盖板上方和侧板下方时产生的局部失稳问题，从而引发一系列的安全事故。此外，在U型截面上，通过滑动件的布置中，所述伸缩臂可自动在滑块对齐，从而可以减小侧向间隙饶度，这样可以使吊臂的受力情况得到很大程度的改善，有利于工作的正常进行，并显著提高了系统的安全性。本次设计参考相似汽车起重机各节伸缩臂的设计，从而可以确定该起重机基本臂尺寸为780×650。第二三四各节臂的相关尺寸，如下图所示，各节臂截面尺寸的确定主臂伸缩机构的设计计算臂架伸缩机构的驱动形式起重机伸缩臂架的结构多种多种，但具体来说可以从两个方面来进行分类，其中一种是根据其驱动形式的差别来进行分类，而另外一种则是根据起重机各节臂的伸缩次序差别来进行分类。如果是根据伸缩臂的驱动形式来看，大致可以将其分为液压驱动，液压-机械驱动和人力驱动这三种。在通过液压进行驱动的过程中，一般使用液压油缸作为系统的执行元件，通过液压缸和和活塞杆之间的相对运动来实现这一功能。通常在设计起重机三节伸缩臂时，可以通过调节各伸缩臂之间的伸缩比例来降低吊臂的自重，要实现各节臂的伸缩，可以通过滑轮组和钢丝绳之间的传动作用来实现，之前提到的液压-机械驱动基本就是靠这个原理运作的。在有些时候，会用人力驱动的方式来取代伸缩机构，或者采用一些人工的装置来实现要达到的效果。在设计三节以内的起重机伸缩臂时，通常可以采用上述的几种方法。但当设计三节以上的起重机伸缩臂时，通常会选用不同的伸缩方式来实现各节臂的伸缩运动，大体上而言，可以分为以下的三类：（1）要求起重机各节吊臂需要按照一定的伸缩顺序来进行伸缩的伸缩方式，通常可以称为顺序伸缩。（2）要求起重机各节吊臂在同一时间按照一定的形成比例来进行伸缩，通常把这种伸缩方式称为同步伸缩。（3）要求起重机各节吊臂都能独立进行伸缩运动的伸缩方式，一般被称为独立伸缩。在实际生产设计的过程中，在设计不小于三节伸缩臂的伸缩系统时，通常会综合使用上述的几种伸缩形式，从而达到理想中的传动关系，进一步降低生产成本，因此一般不会出现只使用一种伸缩形式的情况。一般在设计三节伸缩臂时，该系统的同步伸缩机构通常会采用一个液压油缸再搭配一个滑轮组的液压-机械驱动来实现功能。当设计三节以上的起重机伸缩臂时，伸缩机构一般会选用两个液压油缸再搭配一个滑轮组来实现传动。对于五个臂，可将两对滑轮添加到两个缸中，或者可以通过手动的或者插销装置来实现最后一节臂的伸缩。此次设计的是四节臂的伸缩，由于第二张方法相对较为落后，因此决定采用第一种的伸缩方式。也就是说，采取一个液压缸搭配两个滑轮组的方式来实现各节吊臂的伸缩。30吨汽车起重机伸缩机构设计下图为此次起重机伸缩臂设计的同步伸缩机构，从图中可以看出它的传动过程是：伸缩油缸6向外伸出从而带动二节臂2向外伸出，这样一来钢丝绳7就会缩短，这样会导致三节臂3通过固定在伸缩油缸6上的导向轮8向外伸出，由于钢丝绳的总长是不变的，所以在三节臂3向外伸出时，四节臂会因为之前固定在三节臂上的滑轮而向外伸出。30吨汽车起重机伸缩机构设计臂架伸缩液压缸的计算及选择计算液压油缸缸筒的内径主臂液压缸定为1节，通过下列计算可得出该液压油缸的尺寸形状，当起重机主臂仰角为56°时，该吊臂的工作幅度为3米时，又因为之前已知的最大载荷Q=30T,所以可以计算得到此时伸缩缸所承受的最大压力：伸缩缸在在伸缩时受到的工作压力视具体情况而定，可以取30MPa，通过下列公式可以计算得出：式中:D—该伸缩缸的内径F—伸缩缸的最大载荷P—伸缩缸在工作时受到的工作压力经过计算，得出伸缩缸内径D=117mm,参考下表，取伸缩缸内径D=125mm。缸桶内径选择表活塞杆直径（1）活塞杆直径的计算通常可以用液压缸往复运动速度比来计算活塞杆的直径d，公式如下：式中：D—伸缩缸直径--往复运动速度比，可以参考下表，得到=2。通过计算可以得出：活塞杆直径d=88mm；参考下表，取活塞杆直径d=90mm。（2）强度验算由于活塞杆在运动时，往往受轴向主要拉压作用力最多，所以可以通过按直杆拉压强度验算来对活塞杆的强度进行验算，直杆拉压的公式计算如下，即式中：--表示活塞杆内应力。F—表示伸缩缸的负载力。--表示活塞杆材料许用应力，，材料的抗拉强度通常用来表示，采用45号钢作为材料，因此取600MPA，n为系统的安全系数，计算时取n≥3～5，本次计算中n取5。代入计算可得，式子成立，所以该活塞杆的强度满足设计要求。（3）稳定性验算当活塞杆直径与液压缸安装长度之比超过1/10时，该活塞杆会经常处于一种不稳定的状态，这会导致发生纵向弯曲破坏，因此在设计时需要对受压稳定性进行计算。在计算过程中，可以把液压缸当作一个杆件，其截面与活塞杆相同，临界压缩载荷可通过欧拉公式计算得出，再将其代入压杆稳定公式验算。已知欧拉公式为：式中：E—该材料的弹性模数，钢的弹性模数为。J—该活塞杆截面的惯性矩，=。L—伸缩缸的安装长度，取L=14.9m，l=7.5米。--长度折算系数，取=1。计算可得=。压杆稳定公式为： 式中：--安全系数，一般取=3.5。将带入上式，所得结果符合要求，取活塞杆直径d=90mm.缸筒壁厚及外径计算液压缸壁厚和外径由强度条件确定（1）缸筒壁厚的确定缸筒有两种，通常在缸筒内径D和壁厚的比值时，缸筒为厚壁缸筒，当比值大于等于10时，缸筒为薄壁缸筒。对薄壁缸筒式中：--液压缸的耐压试验压力，当P＜16MPa时，=1.5P。当P＞16MPa时，=1.25P，P为液压缸工作压力为30MPa。--同上。D—缸筒内径D=125mm。将这些数值代入上述式子可得，=20mm。此时，与不相符，因此该液压缸应该是厚壁缸筒。对厚壁缸筒通过计算得出=8.36，取整为=9mm。即所得缸筒壁厚为10mm。（2）缸筒外径计算缸筒外径的计算公式为计算得=143mm。通过计算得出液压缸的基本参数为：缸筒内径：125mm活塞杆直径：90mm缸筒外径：143mm结合徐工液压件厂的伸缩缸技术参数，现采用如下液压缸尺寸：缸径：160，杆径：140，工作压力：20Mpa，实验压力：25Mpa，行程：7500。零部件的选择钢丝绳的计算和选择本设计中钢丝绳的选择主要有两个需要注意的地方，一个是钢丝绳的结构形式，还有一个是钢丝绳的直径。下面对这两点来进行确定。钢丝绳结构形式的选用钢丝绳的种类主要有线接触钢丝绳和镀锌钢丝绳，前者多被应用于有滑轮或滚筒的机械结构，后者多被用于在高腐蚀性的环境下工作。本设计系统中带有滑轮，因此可以选用线接触钢丝绳。起升用钢丝绳直径的计算钢丝绳的直径d可通过下式计算即式中：C—选择系数。S—钢丝绳最大工作静拉力。选择系数C的确定与机构的工作级别由关，可通过下式确定。式中：n—安全系数，取n=5k—钢丝绳捻制拆减系数，取k=0.82.--钢丝绳充满系数，可由下式确定，。取=0.46。--钢丝绳的公称抗拉强度，取=1850N/。将这些代入上述式子可得C=0.096。最大静拉力S的确定可以通过单连滑轮组最大工作静拉力计算得出式中：—该滑轮组的起升载荷，由于=+，额定起升载荷可以用来表示，取物装置的重力用q来表示，取=0.03，因此=51.5。m—滑轮组倍率，取m=10。--滑轮组效率，取=0.92。将这些数据代入上述式子可得S=5.6(N)。把后两个式子代入第一个式子可以通过计算得出，本设计中钢丝绳直径d=22.72mm。参考实际情况，得出钢丝绳型号为。主臂伸缩用钢丝绳的选用已知在起重机满载的情况下，起重机大臂仰角为56°，液压缸上的轴向力为：=N,系统采用八根钢丝绳来承担这个轴向力（其中4根拉第4节臂，），计算得到各根绳承受的拉力为N。参照实际，设计中选用直径为13mm的钢丝绳，钢丝绳的公称抗拉强度为1700N/，最小破断拉力为113KN。即型号为：。滑轮及滑轮组的选择滑轮的作用是改变力的方向，进行传动。可以用多个滑轮来组成滑轮组。在本设计中，滑轮被用于支承钢丝绳也可以改变其方向。构造和材料的选用由于尺寸不是很大，通常把低负载的滑轮制作成实体结构，并采用强度较高的材料来进行制造。通常会通过把承受载荷较大载荷的齿轮做成带孔的结构，来达到减轻重量优化结构的目的，通常会选用强度高于铸铁HT200，球铁QT40―17和铸钢ZG230―450的材料来进行制造。大型滑轮是用轮缘及带筋板的轮辐和轮毂焊接而成的，在进行单件产品的生产时也易于选择焊接滑轮。在工作级别M4以下的机械结构中工作时，通常会选用铸铁滑轮，而当在工作级别高于M4的机械结构中工作时，通常会选用钢制滑轮。为了降低绳索的磨损，应该保证钢丝绳出入绳槽的偏角不能过大，这样可以降低绳槽受到的压力，起到保护作用。垫衬材料通常会选用铝和聚酰胺，但是这样会让整体结构变得比较复杂，进而导致生产成本的提高，所以通常不会使用。综上所述，此次设计中选择滑轮的材料为铸铁HT200，其结构为多筋板带孔的结构。起升用滑轮尺寸的确定及选用滑轮直径D,轮毂宽度B和绳槽尺寸是索要得到的滑轮主要尺寸，可以通过钢丝绳直径来对滑轮尺寸进行确定。（1）工作滑轮直径式中：--按钢丝绳中心计算的滑轮直径（mm）。d—钢丝绳直径。--轮绳直径比系数与机构工作级别，钢丝绳结构有关。有下表可知，由于工作级别为M4，因此选用轮绳直径比系数为18。代入上述式子可得起升用滑轮414mm。（2）轮毂宽度B一般情况下，B=（1.5～1.8）式中：--滑轮轴径，此处设计为30mm。参照上式取得B=54mm。注：①采用不旋转钢丝绳时，e值应该比机构工作级别高一级的值选取。②对于流动式起重机，建议取e=18，与工作级别无关。（3）滑轮绳槽尺寸本次设计使用的是铸造滑轮，该滑轮绳槽的半径经查验得出为11.5，绳槽断面的表面粗糙度为2，标记为绳槽断面。由此确定起升用滑轮规格为：=414mm，B=54mm，绳槽断面为11.5-2ZBJ8006.1-87。主臂伸缩用滑轮计算即选用主臂伸缩用滑轮的设计与起升用滑轮一致，故按式（5.1）及式（5.2）确定，滑轮由于受空间的制约在此选择e=12，滑轮轴径=20主臂伸缩用滑轮的规格为：=156，B=26，绳槽断面为6.5-2ZBJ8006.1-87。滑轮组的选择滑轮组是由多个滑轮通过绳索连接而成的装置。其主要参数为传动倍率和传动效率滑轮组的倍率和效率参照实际选取m=10，=0.92。结论此次毕业设计，通过回顾利用所学知识，明确了关于汽车起重机的结构，熟悉了其核心工作原理，在搜集参考材料和图纸的过程中，也增长了自身绘图和识别的技能，受益匪浅。

具体而言，本次设计要求在参考数据资料后，首先计算需要设计的起重机主臂部分，计算三铰点的位置值，每个节臂的长度及液压缸的主要尺寸。根据计算，选择滑轮和钢丝绳等主要部件，并设计主臂的伸缩机构来确定其工作原理。参考徐工的30吨汽车起重机数据，以选择横截面的形状和尺寸。确定上述值后，对主臂做3D建模处理，初始对零部件建模，然后依照匹配关系做出组装。组装后，在许多地方发生干涉，可从中得出：实际的设计与装配整机间，仍存在一部分距离。但是，应该看到3D建模的重要性，我们能够据其缩短生产周期，减少成本支出，并在问题扩展前分析解决它，从而为生产制造打下前期的条件基础。参考文献付俊华,王欣,王丹虹.集装箱正面吊运起重机曲臂伸缩液压缸铰点位置分析[J].起重运输机械,2017(12):108-113.崔竹君,刘莹莹,张笑.起重机变幅液压系统仿真研究[J].液压气动与密封,2017,37(12):19-22.金耀,贺欣,夏毅敏,YANWu,曾雷,康辉梅.汽车起重机变幅机构的耦合建模仿真与运动学分析[J].机械设计,2017,34(09):12-17.刘伟.伸缩臂起重机三铰点的合理确定[J].工程机械与维修,2015(S1):132-138.石川,刘石坚,黄加佳.折臂式随车起重机臂架模块优化设计方法探讨[J].信息记录材料,2018,19(01):15-17.谢雪如,谈建平.汽车起重机液压平衡回路振动原因及防治措施[J].装备制造技术,2015(09):224-226.刘冬一,丁小峰.起重机液压变幅机构抖动现象分析及改进措施[J].公路与汽运,2016(03):140-142叶鹏彦,赵秋霞,姚平喜.汽车起重机起升机构液压系统的节能改进[J].液压与气动,2015(09):52-55+105.李武,邓玲.起重机液压系统的效率和功率适应控制探讨[J].科技创新导报,2016,13(17):53+55.陈玲玲,何莉.基于AMESim/MATLAB的汽车起重机双向液压锁结构优化[J].筑路机械与施工机械化,2016,33(07):94-97.Stressanalysisincontactzonebetweenthesegmentsoftelescopicboomsofhydraulictruckcranes.MileSavković,MilomirGašić,GoranPavlović,RadovanBulatović,NebojšaZdravkovićFailureanalysisofthefoundrycranetoincreaseitsworkingparameters.JozefKulkaa,MartinMantica,EvaFaltinovaa,VieroslavMolnarb,GabrielFedorkob,⁎王余贤,高崇仁,孙迪,殷玉枫.高空作业车伸缩臂臂架截面优化[J].太原科技大学学报,2019,40(01):59-62.岳俊泽,周