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1、第1章 绪 论毕 业 论 文 汽车起重机吊臂结构分析与优化 学 院 年级专业 学生姓名 指导教师 专业负责人 答辩日期 III目 录摘 要I第1章 绪 论11.1 课题背景11.2 国内外汽车起重机的发展趋势21.3 项目研究的背景和意义21.4 论文组织结构31.5 本章小结3第2章 汽车起重机简介52.1 汽车起重机的分类和结构组成52.1.1 汽车起重机的分类52.1.2 汽车起重机的结构组成52.2 汽车起重机吊臂的结构与工作原理62.2.1 汽车起重机吊臂的结构62.2.2 汽车起重机吊臂的工作原理72.3 本章小结8第3章 QY-8型汽车起重机吊臂设计93.1汽车起重机主要技术参数
2、和工作级别93.1.1汽车起重机主要技术参数93.1.2汽车起重机的工作级别113.2 汽车起重机主臂尺寸的确定133.3 主臂零部件的设计计算163.3.1 主臂伸缩臂液压缸的设计计算163.3.2 钢丝绳的计算和选择183.3.3滑轮及滑轮组的选择203.4 本章小结22第4章 起重机吊臂力学模型建立和求解234.1 起重机计算载荷的确定234.2 各节吊臂受力模型的分析274.2.1第三节吊臂受力模型的分析274.2.2第二节吊臂受力模型的分析304.2.3基本臂受力模型的分析324.3 本章小结33第5章 基于ANSYS的吊臂力学模型结构分析355.1有限元分析及有限元分析软件ANSY
3、S355.1.1有限元方法的介绍355.1.2大型有限元分析软件ANSYS概述365.2 吊臂力学模型的结构分析375.2.1第三节吊臂的结构分析375.2.2第二节吊臂的结构分析425.2.3基本臂的结构分析445.3 本章小结46第6章 吊臂运动学仿真与减重可行性分析476.1 吊臂的建模与装配476.1.1 吊臂组成零件的建模476.1.2 吊臂的装配476.1.3 吊臂的运动学仿真486.2 吊臂的减重可行性分析496.2.1 第三节吊臂的减重可行性分析506.2.2 第二节吊臂的减重可行性分析526.3 本章小结55第7章 结论与展望577.1结论577.2展望57参考文献59致 谢
4、61摘要摘 要汽车起重机作为起重运输机械的一个发展分支，已经越来越受到人们的关注。汽车起重机的主要工作部分是吊臂，通过调研了解吊臂伸缩与起升的基本原理和确定吊臂所受的载荷状态，利用起重机设计手册完成对一个额定起重量为8吨的3节伸缩式吊臂的设计，该设计内容主要包括：各节吊臂尺寸的确立，伸缩液压缸、钢丝绳和滑轮及滑轮组的选择。并用CAD软件对吊臂进行三维零件图及装配图和二维工程图的绘制，根据调研所得吊臂伸缩和变幅速度与时间关系完成吊臂工作时的运动学仿真。本项目通过分析吊臂的极端工况，利用其所受载荷分布状态，建立各节吊臂的力学模型。利用有限元分析软件ANSYS对合理简化后的吊臂进行建模，并添加实际工
5、况下的各种约束和载荷，进行在危险工况下的有限元分析，得出应力分布云图和位移云图，利用所得结果对吊臂结构减重可行性进行分析。关键词 汽车起重机；吊臂；结构分析与优化；运动学仿真ABSTRCATTruck crane, as a development branch of elevating machinery, has received increasing attention. The main part of truck crane is a boom, through the investigation and study, we can get basic principle of li
6、fting and stretching-and-back of the truck crane boom, and determine the loading conditions of the boom, using crane design manual, we have finished a three-arm stretching-and-back booms design whose fixed lifting capacity is 8 tons.The main content of this design includes: the establishment of each
7、 booms size, the selection of the telescopic hydraulic cylinder, wire rope, pulley and block and tackle. By CAD software we get the three-dimensional modle and two-dimensional engineering graphics. According to the research about the relation between the telescopic and amplitudings speed and time, w
8、e have compeleted the booms kinematic simulation in working condition.In this project, we can establish the mechanical model of the boom through analysising the extreme condition of the boom and the state of its loading distribution. we use the finite element analysis software ANSYS to finish the mo
9、dling of the reasonable simplified model of the truck crane boom. Through exerting actual constraints and loads of actual conditions, and finite element analysising of dangerous condition, we can get the Displacement vector sum and von Mises stress, using the results, we can analysis the feasibility
10、 of the booms weight loss.Keywords：the truck crane；crane boom；structural analysis and optimization；kinematic simulationI第1章 绪 论第1章 绪 论1.1 课题背景 目前世界上约有百余家企业生产汽车起重机，但著名的也就有十余家，如美国的格鲁夫、德国的利勃海尔、徳马克、日本加藤、多田野等。生产的汽车起重机品种有数百种，90年代以来，生产，销售各种吨位的起重机万余台。在起重机行业内，国外的大型汽车起重机的发展比我国迅速，在技术和运用上已相当成熟，目前国际市场对汽车起重机的需求在不
11、断增加，从而使国外各大汽车式起重机制企业在生产中更多的应用优化设计，机械自动化和自动化设备，这对起重机行业的发展造成了很大的影响。目前国外的起重机企业主要是生产大吨位的起重机，而且有完善的设计体系，和一批先进的研发人员，不断的进行创新和完善。国外的制造企业现在已经达到规模化的生产，技术含量比较高，而且液压技术和电子技术在汽车起重机的设计中也已广泛的应用，很多企业的品牌在用户的心中已经打上了坚实的烙印，这也使的国外起重机的继续发展占有了更大的优势。中国的汽车式起重机诞生于上世纪的70年代，经过了近40年的发展，期间有过3次主要的技术改进，分别为70年代引进苏联的技术，80年代引进日本的技术，90
12、年代引进德国的技术。但是总体来说，中国的汽车式起重机产业始终走着自主创新的道路，有着自己清晰的发展脉络，尤其是进几年，中国的汽车式起重机产业取得了长足的发展，虽然与国外相比还有一定的差距，但是这个差距正在逐渐的缩小。而且我国目前在中小吨位的汽车式起重机的性能已经完好，能够满足现实生产的要求。在不久的将来，我国的汽车式起重机行业一定会发展成为一个发展稳定，市场化程度高的成熟产业。中国汽车式起重机已经大量使用PLC可编程集成控制技术，带有总线接口的液压阀块，液压马达，油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电器已实现了紧密的结合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度简化控制系统，减少液压元件，提高系
13、统的稳定性，具备了实现故障自动诊断，远程控制的能力。当前我国新一代汽车起重机产品，起重作业的操作方式，大面积应用1先导比例控制，具有良好的微调性能和精控性能，操作力小，不易疲劳。通过先导比例手柄实现比例输送多种负荷的无级调速，有效防止起重作业时的二次下滑现象，极大的提高了起重作业的安全性、可靠性和作业效率1,2。1.2 国内外汽车起重机的发展趋势国外汽车起重机发展趋势为：（1）设计、制造的计算机化、自动化。（2）起重机控制元件的革新与应用。（3）新材料、新工艺的应用。在机加工方面，大量采用少切削的精密铸件，尤其是铝合金铸件见多，加工设备大量采用高精度，高效的加工中心，数控自动机床等，及保证了质
14、量，又提高了劳动生产率，降低了成本，同时在机械线使用机械代替人工操作如焊接机械手和配用机械手等。国外起重机的未来发展之路是走向专业化，标准化，和系列化，只有这样才能最快的制造和装配出品种多样化的产品。我国的汽车式起重机的生产企业要想在本领域生存与发展，需要做的事情还很多，由于市场需求的增大，也要求生产企业不断创新，在保证起重机性能的基础上还要不断开发出更大吨位的新产品，满足市场的需求。只有这样才能从市场中获得养分和活力使自己生存，在生存中发展，在发展中壮大3。我国国内汽车起重机的发展趋势应该有以下几点：（1）扩大产品的品种。（2）增大起重力矩。（3）增加起重机功能。（4）全力打造自己的品牌。（
15、5）开创自我空间占领市场3，4。1.3 项目研究的背景和意义目前汽车起重机主要存在一下几个问题：（1）汽车起重机设计主要以经验设计为主，缺乏科学的数值分析。（2）汽车起重机经常发生安全生产事故造成重大的人员伤亡。（3）汽车起重机在保证强度和节约材料之间没有达到平衡，可以进一2步优化。 随着计算机辅助设计和制造技术的日趋成熟，设计人员迫切需要一种对所做的设计进行精确评价和分析的工具，而不再仅仅依靠以往积累的经验和知识去估计。鉴于这种目的，人们希望将工程领域里广泛应用的有限元分析方法与CAD技术相集成，共同实现“设计评价再设计”任务的自动化，以缩短设计和分析的循环周期，增加产品和工程的可靠性，采用
16、优化设计，降低材料的消耗和成本。近些年，起重机发展趋势是趋向于发展超大型起重机，随着起重量的不断增大，其吊臂的重量也不断的增大，汽车起重机伸缩吊臂一般占总机重量的20%，因此减轻吊臂重量，提高吊臂的强度、刚度和稳定性是改善吊臂性能的主要途径，也是保证整车稳定性的主要途径。本项目所研究的对象是额定载重量为8吨吊臂，三节伸缩式箱形吊臂同步伸缩的吊臂结构。采本文以ANSYS软件为工具：对起重机的吊臂进行了有限元优化设计，为设计和改造提供理论依据。一般认为，大吨位型起重机能保证好的起重性能，但同时给吊臂的强度、刚度以及整车的稳定性带来了严峻的强度问题。显然，只有深入研究各项因素对起重机吊臂性能的影响，
17、才可能综合地解决重量和强度两方面的矛盾。所以利用有效的有限元分析方法对其结构进行研究，特别对其具有代表意义的工况下工作的吊臂进行应力与应变的分析，寻求解决其起重量与强度、刚度之间的矛盾的方法。因此对起重机吊臂进行有限元分析是非常有必要的。1.4 论文组织结构本文将由绪论开始，介绍本文的研究背景、国内外现状、研究的意义及主要研究内容。首先介绍了汽车起重机的分类和结构组成，并详细说明了吊臂的工作原理，在此基础上完成了额定起重量为8t的三节吊臂设计。其次完成了吊臂的三维模型和力学模型的建立，并用有限元分析软件ANSYS分析了吊臂在极端工况下的应力与位移分布状况。再次，通过有限元分析结果完成了对吊臂尺
18、寸的简单优化并进行了简单的运动学分析。1.5 本章小结本章通过介绍国内外汽车起重机发展概况和趋势，了解该项目研究的背景，并指出当前汽车起重机存在的主要问题，通过介绍有限元分析的意义，最终得出用ANSYS分析软件对吊臂进行有限元分析的必要性。3第2章 汽车起重机简介第2章 汽车起重机简介2.1 汽车起重机的分类和结构组成汽车起重机，是指起重作业的工作装置安装在轮胎地盘上的自行式回转类起重机械，总体分为汽车起重机和轮胎式起重机，广泛应用于建筑工地、露天货场、仓库、车站、码头、车间等生产部门，从事装卸和安装等工作，特别适用于工作场地分散、货物零星的安装和装卸作业。汽车起重机的规格、性能和系列化程度都
19、较高，发展也很快，它的机动性好，可迅速转移作业场地。与塔式起重机相比，其起升高度小，幅度小且幅度利用率低5。2.1.1 汽车起重机的分类（1）按起重量大小分类起重量3-12t为小型；16-50t为中型；65-125t为大型；125t以上为特大型。（2）按臂架形式分类按臂架形式可分为桁架臂式和箱型伸缩臂式两种。（3）按底盘的特点分类按底盘的特点可分为汽车式起重和轮胎式起重机，两者在结构、性能和用途方面有很多相同之处，汽车式起重机采用通用载重汽车底盘或专用汽车底盘，轮胎式起重机则采用特制的轮胎底盘。（4）按转动装置的形式分类按传动装置的形式不同，可分为机械传动式、电力-机械传动式和液压-机械传动式
20、三种。2.1.2 汽车起重机的结构组成起重汽车完成起重工作时，其作业循环通常是起吊回转卸货返回，有时还需作间歇短距离的行驶。起重汽车的主要组成部分如下：（1）起重装置完成货物的提升和降落作业，包括提取装置(如吊钩、抓斗等)、钢丝绳、滑轮组、起重绞车、吊臂、吊臂伸缩和变幅的驱动装置等。4（2）回转装置回转装置用以完成吊臂的转动作业，包括转台(其上装有吊臂、起重绞车和起重操作室等)、回转机构及其驱动装置。（3）传动装置指动力由发动机到起重装置和回转装置的传动机构。（4）行走装置包括汽车的底盘、汽车驾驶室和支腿装置等。起重装置通常都安装在转台上，称为上车；转台以下的运载车部分(包括支腿)称为下车，如
21、图2-1 所示。图2-1 汽车起重机的主要结构2.2 汽车起重机吊臂的结构与工作原理2.2.1 汽车起重机吊臂的结构汽车起重机通常利用伸缩式箱形吊臂，几节吊臂套装在一起，利用吊臂伸缩来改变吊臂的长短。为了进一步增加吊臂伸出长度，在吊臂顶端安装一节或两节挺杆(副臂)，可将较轻的货物举升到更高的空间。吊臂的伸缩是利用伸缩液压缸和钢丝绳联合驱动的。吊臂有两节、三节、四节、五节等不同的节数。一般额定起重量越大，起升高度相应也越高，吊臂的节数也越多。在额定起升高度以内可选用任一伸出长度，用完后将各节吊臂收藏在第一节吊臂内，便于吊车的移动。基础吊臂下端用轴铰接在转台架上，而吊臂中后部由变幅液压缸铰接，变幅
22、液压缸下端用轴也支承在转台架上。变幅液庄缸可采用一支或两支，通过伸缩共同来改变吊臂的倾斜角度，使吊臂仰起或俯下。箱形吊臂伸缩机构种类很多。可以按驱动形式不同和各节臂间的伸缩次序关系不同两种方式进行分类：（1）按驱动形式不同分类按驱动动力形式不同。可分为液压、油压-机械和人力驱动三种。（2）按伸缩次序关系分类三节或三节以上吊臂、各节臂的伸缩次序关系可分为下面三类：（a）顺序伸缩 顺序伸缩是指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂必须按一定的先后顺序完成伸缩动作。（b）同步伸缩 同步伸缩是指吊臂在伸缩过程中，各节伸缩臂同时以相同的行程比率进行伸缩。（c）独立伸缩 独立伸缩是指吊臂在伸缩过程中，各节臂均能独立
23、进行伸缩，显然，独立伸缩机构同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作。实际上，三节和三节以上的伸缩机构，往往是上述几种伸缩机构的综合，三节伸缩时，往往采用一个液压缸加上滑轮组系统的同步伸缩机构，超过三节伸缩臂时，常用两个液压缸加上滑轮系统的伸缩机构，或采用三个液压缸的伸缩机构6。2.2.2 汽车起重机吊臂的工作原理本项目是以三节箱型伸缩臂，额定起重量为8吨的吊臂为研究对象，如图2-2中液压缸的活塞杆通过销轴与基本臂铰接，液压缸与第二节臂通过销轴铰接，缩臂滑轮通过销轴与第二节吊臂左端铰接，伸臂滑轮通过销轴与液压缸铰接。液压缸相对于活塞杆伸出时，带动第二节吊臂伸出；伸臂钢丝绳一端通过销轴与基本臂左端
24、相接，绕过伸臂滑轮，另一端通过销轴与第三节吊臂左端相接，液压缸在伸出的过程中，直接带动第二节吊臂向前运动，这时由于伸臂钢丝绳的长度是不变的，导致钢丝绳上端变长，另一端也得随之运动，故通过伸臂滑轮带动第三节吊臂向前运动。 液压缸相对与活塞杆缩回时，带动第二节吊臂缩回；缩臂钢丝绳一端通过销轴与第三节吊臂左端相接，经过缩臂滑轮，另一端通过销轴与基本臂右端相接， 液压缸缩回过程中，直接带动第二节吊臂缩回，而缩臂钢丝绳长度是不变的，钢丝绳下端变长，另一端随之运动，通过缩臂滑轮带动第三节吊臂缩回7，8。图2-2 三节伸缩臂原理图2.3 本章小结本章内容主要讲述了汽车起重机的分类方法，包括按起重量大小、臂架
25、形式、底盘的特点和传动装置的形式；其结构组成为起重装置、回转装置、传动装置和行走装置；详细阐述了起重机吊臂的内部结构和吊臂的伸缩原理，为汽车起重机吊臂的设计打下基础。5第3章 QY-8型汽车起重机吊臂设计第3章 QY-8型汽车起重机吊臂设计3.1汽车起重机主要技术参数和工作级别3.1.1汽车起重机主要技术参数（1）起重量（a）起重量：起吊物品的重量。（b）总起重量：起吊物品重量与取物装置重量之和。（c）额定总起重量：起重机在各种工况和规定使用条件下所允许起吊的最大总起重量。（d）最大额定总起重量：起重机用基本臂处于最小额定幅度，用支腿进行起吊的额定总起重量，以此作为起重机的名义起重量。（e）稳
26、定临界状态总起重量：起重机在稳定临界状态时起吊的总起重量。（2）幅度（a）幅度：起重钩空钩时，回转中心垂线到起重钩中心垂线的水平距离。（b）工作幅度：起重作业时，起重机回转中心垂线到起重钩中心垂线的水平距离。（c）最小工作幅度：起重臂处于允许的最大仰角时的工作幅度。（d）额定幅度：某一额定总起重量所允许的最大工作幅度。（e）最小额定幅度：最大额定总起重量时的工作幅度。（3）起重力矩总起重量与相应的工作幅度的乘积。（4）起升范围取物装置向上、向下的垂直移动距离，如图3-1所示。图3-1 汽车起重机示意图（a）起升高度：起重钩起升到最高位置时，起重钩钩口中心到支承地面的距离。（b）下放深度：起重钩
27、下放到支承地面以下，支承地面到起重钩钩口中心的距离。（c）总起升高度：起升高度与下放深度之和。（d）基本臂起升高度：基本臂处于允许的最大仰角时，起重钩升到最高位置，从钩口中心到支承地面的距离。（e）最长主臂起升高度：最长主臂处于允许的最大仰角时，起重钩升到最高位置，从钩口中心到支承地面的距离。（5）微动性能起重机各工作机构能以稳定的最低速度运动的性能。（6）倍率动滑轮组的承载钢丝绳数与引入卷筒的钢丝绳数之比。（7）起升速度在平稳运动时，起吊物品的垂直位移速度9。（a）钢丝绳单绳速度：动力装置在额定转速下，在卷筒计算直径处第一层钢丝绳的速度。（b）额定钢丝绳单绳速度：起吊最大额定总起重量，卷筒处
28、到最大转速时，第一层钢丝绳的速度。（c）起重钩的起升(下降)速度：钢丝绳单绳速度除以起升滑轮组倍率得到的值。（d）起重钩的额定起升(下降)速度：额定钢丝绳单绳速度除以起升滑轮组倍率得到的值。（e）动力下降速度：动力下降时，钢丝绳单绳速度除以倍率得到的值。3.1.2汽车起重机的工作级别划分起重机的工作级别是为了对起重机金属结构和机构设计提供合理的基础，也为用户和制造厂家进行协商时提供一个参考范围，它能使起重机胜任它需要完成的工作任务。（1）起重机利用等级起重机在有效工作期间有一定总工作循环数，起重机作业的工作循环是从准备其吊物品开始到下一次其吊物品为止的过程。工作循环次数表征起重机的利用程度，是
29、起重机分级的基本参数之一。确定适当的使用寿命时要考虑经济，技术和环境等因素，同时还要考虑设备老化的影响。工作循环次数除了可根据经验确定，还可根据下式进行计算：式中:Y起重机的使用寿命以年计算，与起重机的类型、用途、环境、技术、经济因素有关。由于本设计为8吨，参见起重机设计手册不同类型起重机使用寿命表，如表3-1所示，可知Y=10年。B起重机一年中的工作天数，取B=300天。H起重机每天工作小时数，取H=8小时。T起重机一个工作循环的时间，设定为T=300秒。参见起重机设计手册起重机利用等级表，如表3-2 所示，可以选择起重机的利用等级为U5，起重机的使用情况为，经常中等的使用。表3-1 几种不
30、同类型的起重机的使用等级起重机类型使用寿命（年）汽车起重机（通用汽车底盘）10轮胎起重机和汽车起重机（专用底盘）起重量（t）小于16111640124010013大于10015塔式起重机小于1010等于和大于1016桥式和门式起重机工作级别、30、25、20履带起重机10门座和铁路起重机25表3-2 起重机利用等级利用等级总的工作循环次数N起重机使用情况利用等级总的工作循环次数N起重机使用情况1.65经常中等的使用3.21不经常繁忙使用6.3不经常使用21.254繁忙的使用2.5经常清闲的使用4（2）起重机的载荷状态载荷状态是起重机分级的另一个基本参数，它表明起重机的主要机构起升机构受载的轻重
31、程度。载荷状态与两个因素有关：一个是实际起升载荷，与额定起升载荷之比，另一个是实际起升载荷的作用次数，与工作循环次数N之比10。此次设计根据实际情况及汽车式起重机实际的使用情况，可根据表3-3 选择=0.25，即有时起升额定载荷，一般起升中等载荷。表3-3 起重机的载荷状态及其名义载荷谱系数载荷状态名义载荷谱系数说明轻0.125很少起升额定载荷，一般起升轻微载荷中0.25有时起升额定载荷，一般起升中等载荷重0.5经常起升额定载荷，一般起升重载荷特重1.0频繁的起升额定载荷（3）起重机工作级别的确定划分起重机的工作级别，是为了对起重机金属结构和机构设计提供了合理的基础，它能使起重机胜任它需要完成
32、的工作任务，起重机的工作级别是根据起重机的利用等级和起重机的载荷状态而确定，根据起重机设计手册中，起重机工作级别的划分，如表3-4 所示，可以确定，此设计的起重机的工作级别为。表3-4 起重机工作级别的划分载荷状态名义载荷谱系数利用等级轻0.125中0.25重0.5特重1.03.2 汽车起重机主臂尺寸的确定经调研，得知起重机吊臂的材料大部分采用高强度合金钢，主要为16Mn。16Mn又称Q345，密度为，弹性模量，泊松比。综合力学性能良好，抗拉强度，屈服强度，低温性能亦可，塑性和焊接性良好，用做中低压容器、油罐、车辆、起重机、矿山机械、电站、桥梁等承受动荷的结构、机械零件、建筑结构、一般金属结构
33、件，热轧或正火状态使用，可用于-40以下寒冷地区的各种结构。本项目也将吊臂材料确定为16Mn。主臂尺寸的的确定包含以下的的内容：a.吊臂各节尺寸的确定；b.变幅液压缸铰点的确定；c.截面尺寸的确定。由于此次设计的8吨汽车式起重机要求为：基本臂最长长度为18.3m，起升高度19.5m，工作幅度为4.74m是起重量为3.2吨。参见表3-5 ，选择吊臂的节数为3。表3-5 起重机吊臂节数最大起升高度H(m)10-1516-1920-2930-40吊臂节数K32-33-44-5（1）吊臂各节尺寸的确定经查阅资料，得知吊臂最短工作长度为=7.50m=7500mm。主吊臂的最长长度是由基本臂结构长度和外伸
34、长度所组成。即 （3-1）式中为各节伸缩臂的外漏长度，、为各节伸缩臂的伸出长度，在设计当中，伸出长度往往取同一数值，即。为二、三节臂缩回后外漏部分的长度，在计算时取=0.2m=200mm，=0.4m=400mm。带入3-1式可得=+500=18300，=5150mm、分别为各节吊臂的结构长度，若假设为臂头滑轮中心离基本臂端面的距离，则基本臂结构长度加上即为基本臂的工作长度，=+，而=+。得出=6900mm。各节吊臂伸出后，重叠部分称作搭接长度，搭接长度应该短些，以减轻吊臂重量。但是，太短将搭接部分反力增大了，引起搭接部分吊臂的盖板或侧板局部失稳，同时，也是吊臂的间隙变形增大。因此，搭接部分要根
35、据实际经验和优化设计而定，一般为伸缩臂外伸长度的1/51/6。在此，暂取搭接长度均为1000mm。各节伸缩臂完全缩入前一节都留有一段距离c，这是结构上的需要，在此距离内要设置伸缩油缸的铰支座和其它的结构构件，其大小视情况而定，在此次设计中选择=400mm。由=6900mm，=400mm，=0.2m=200mm，=0.4m=400mm，得出：，。最终确定各节吊臂的尺寸如下：=6900mm，=6700mm，=6700mm（2）变幅液压缸铰点的确定经过调研，得知在设计中，大体是所设计的铰点应位于基本臂工作长度的中点处，由利于起重机的受力分布，使支点能够达到最大的作用效果，又结合调研资料确定出铰点距离
36、基本臂左端的距离为3200mm。（3）吊臂截面尺寸确定伸缩吊臂的截面形状由很多种，主要包括：矩形、正梯形、倒梯形、六边形、槽形、角钢组合式等。其在总体设计中，高度比一般在1.31.8范围内，侧板一般选用薄钢板，厚度在3.210范围内，侧板薄一些对减轻吊臂重量极为有效，但必须考虑其局部失稳的问题，有的在钢板上格一段距离扎一条横向筋，或者在侧板受压区设置纵向筋，以增加其抗屈曲能力。有的为了减轻重量也可在侧板上开大孔，并卷边加强。下地板一般做的比上底板后些，一方面可以使截面中性轴下移，从而减少下底板上的压缩应力，一方面满足下底板局部应力的需要，为了减轻自重，吊臂应尽量做成等强度式梁。整个箱形吊臂也可
37、做成头稍细，根稍粗的棱锥体状，但大多采用贴加强板的方法来改变截面的面积特性，在局部高应力处采用局部加强板局部加强。由调研资料，本项目将吊臂设计为矩形截面，从第一节到第三节的钢板厚度分别为8mm、12mm、16mm，其各节截面尺寸暂定如图3-2所示：图3-2 吊臂横截面尺寸3.3 主臂零部件的设计计算3.3.1 主臂伸缩臂液压缸的设计计算（1）液压缸内径的设计计算液压缸承受最大压力时，主臂仰角为，工作幅度为3m，主臂承受最大载荷为Q=8t，此时液压缸承受最大压力为 伸缩缸在工作时能够达到的工作压力按P=32MPa计算，根据如下公式：式中：D液压缸的内径； F最大载荷； P工作压力。参见表3-6，
38、取D=63mm。表3-6 缸筒内径（GB 234880）（mm）810121620253240506380100125160200250320400（2）活塞杆的设计计算活塞杆直径d一般按液压缸往复运动速度比计算，公式如下：式中：D液压缸直径，-往复运动速度比，参见表3-7，选择=2。可得出：d=44.5mm；参见表3-8，选择d=45mm。表3-7 速度比选择压力MPa1012.52020速度比1.331.462表3-8 活塞杆直径尺寸系列（GB 234580）（mm）45681012141618202225283235404550566370809010011012514016018020
39、0220250280320360（3）液压缸壁厚和外径的确定（a）液压缸壁厚的确定缸筒分为2种，当缸筒内径D和壁厚的比值时，称为薄壁缸筒，反之称为厚壁缸筒。对薄壁缸筒： （3-2）式中：-液压缸的耐压试验压力，当P16MPa时，=1.5P；当P16MPa时，=1.25P，P为液压缸工作压力为35MPa。-缸筒材料的许用应力，,为材料的抗拉强度，材料为45号钢取=600MPa，N为安全系数，一般取N=5。D缸筒内径D=63mm。将上述数值代入式（3-2）可得，=9.844mm。此时，不满足式，所以所求液压缸不是薄壁缸筒，为厚壁缸筒。对厚壁缸筒：=16.9 mm通过上式求得，取整为=17mm。即所
40、得缸筒壁厚为17mm。（b）缸筒外径的确定缸筒外径为：3.3.2 钢丝绳的计算和选择（1）钢丝绳结构形式的选用绕经滑轮和卷筒的工作机构钢丝绳应选用线接触钢丝绳；在腐蚀环境中采用镀锌钢丝绳。本机构所需钢丝绳为绕经滑轮和卷筒，故选择线接触钢丝绳。（2）起升用钢丝绳直径的设计计算钢丝绳的直径d可通过下式计算即 (3-3)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。 （3-4）式中：n安全系数，本项目取n=5 k钢丝绳捻制拆减系数，一般选取k=0.82.-钢丝绳充满系数，由下式确定，通常选取为=0.46。-钢丝绳的公称抗拉强度，经查阅资料可知，=1
41、850N/。将上述值带入式（3-4）可得C=0.096。本项目采用双联滑轮组，其最大工作静拉力S为 （3-5）式中：即。m滑轮组倍率，本项目取m=3。-滑轮组效率，有资料可知，=0.99。将上述值代入式（3-5）可得S=。将式（3-4）和式（3-5）所得数值代入式（3-3）可得出钢丝绳直径d=15.6mm，取整得d=16mm。由起重机设计手册可知，可选用钢丝绳型号为6T(25)161850光右交GB110274。（3）伸缩用钢丝绳的设计计算当满载时，主臂仰角为66.4，作用在缸的轴向力为：=,由4根钢丝绳来承担，每根钢丝绳绳承受的拉力为。选择钢丝绳公称抗拉强度为1850N/，经计算，取整得即型
42、号为：6T（25）-14-1850-I-光-右交GB1102-74。3.3.3滑轮及滑轮组的选择滑轮用以支撑钢丝绳，并能改变钢丝绳的走向，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组达到省力或增速的目的。（1）构造和材料的选用承受负载不大的滑轮，结构尺寸较小（直径D350mm），通常做成实体结构，用强度不低于铸铁HT200的材料制造。承受大载荷的滑轮，为了减轻重量，多做成筋板带孔的结构，用强度不低于铸铁HT200、球铁QT40-17和铸钢ZG230-450等材料制造。大型滑轮（直径D800mm）由轮缘及带筋板的轮辐和轮毂焊接而成，单件生产时也易选择焊接滑轮。铸铁滑轮适用于工作级别M4以下的机构，钢制滑轮用
43、于工作级别M4以上的机构。滑轮大多装在滚动轴承上，用尼龙和其它材料做成的滑动轴承，也开始在起重机的滑轮上使用。 钢丝绳出入钢丝绳绳槽的偏角过大时（5），绳槽侧壁将受到很大横向力的作用，容易使槽口损坏，使钢丝绳脱槽，为了减小钢丝绳的磨损，在滑轮绳槽中可用铝或聚酰胺作为垫衬材料，这使滑轮构造复杂，只有当钢丝绳很长，在技术和经济上要求较高时，才推荐使用。根据上述描述，选择滑轮的材料为铸铁HT200，滑轮的构造为实体结构。（2）滑轮尺寸的确定及选用滑轮的主要尺寸是滑轮直径D，轮毂宽度B和绳槽尺寸，滑轮结构尺寸可按钢丝绳直径进行选定。（a）工作滑轮直径 （3-6）式中：-按钢丝绳中心计算的滑轮直径（mm
44、）。 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。参见下表3-9，由于机构工作级别为M4，于是选得轮绳直径比系数为18。将数值带入式（3-6）得出起升用滑轮288mm。（b）轮毂宽度B一般情况下，B=（1.51.8） （3-7）式中：滑轮轴径，此处设计为30mm。参照上式取得B=45mm。表3-9 轮绳直径比系数 机构工作级别e16182022.42528注：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。 对于流动式起重机，建议取e=18，与工作级别无关。（3）滑轮绳槽尺寸由于选用滑轮为铸造滑轮，参考起重机设计手册可选用，滑轮绳槽半径为9.0，表面粗糙度为2级的绳槽断面，标记为绳槽断面9.0-2ZBJ8006.1-87。由此确定起升用滑轮规格为：=288mm，B=45mm，绳槽断面为11.5-2ZBJ8006.1-87。主臂伸缩用滑轮的设计与起升用滑轮一致，故按式（3-6）及式（3-7）确定，滑轮由于受空间的制约在此选择e=12，滑轮轴径=30mm，主臂伸缩用滑轮的规格为：=198mm，B=45mm，滑轮绳槽半径为7.5，表面粗糙度为2级的绳槽断面标记为7.5-2ZBJ8006.1-87。（3）滑轮组的确定
