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1、设计及说明结果一、25吨汽车起重机伸缩臂架的设计箱型吊臂连接尺寸的确定包含下列的内容：1）吊臂根部铰点位置的确定；2）吊臂各节尺寸的确定；3）变幅油缸铰点的确定。1、吊臂根部铰点位置的确定基本臂工作长度l0和吊臂最大工作长度lmax的确定：由图2.1可知，设lw为工作长度，则有图2.1 三铰点有关尺寸图lw=H+b-h-(e0-e1)cossin式中：H基本臂的起升高度，H=10.2m。b吊钩滑轮组最短距离，取b=1.5m。 e0、e1根部铰点和头部滑轮轴心离吊臂基本截面中心线的距离，并带有符号。由于(e0-e1)cos此项数值较小，所以计算时可以忽略不计。吊臂仰角，取=60。h根部铰接点离地
2、距离，取h=2.4m。吊臂根部离铰点的距离ee=l0cos-Rmin-(e0-e1)sin Rmin最小工作幅度，取Rmin=3m。吊臂根部铰点离回转平面的高度h0h0=h-h2-h1 h2回转支承装置的高度，h2=0.16m h1起重机汽车底盘的高度，h1=1.4m主吊臂最大长度lmaxlmax=H1+b-h-(e0-e1)cossin H1最长主臂起升高度，H1=38m a，r，b，h同上。2、吊臂各节尺寸的确定主吊臂的最长长度lmax是由基本臂结构长度和外伸长度lt所组成。lmax=l10+l2+l3+l4=l10+l2+a2+l3+a3+l4+a4 l2、l3、l4各节臂的伸缩长度，在
3、设计中伸缩长度往往取同一数值，即l。外伸长度l=l+a。 a2、a3、a4为二、三、四节臂缩回后外漏部分的长度，在计算时取同一数值（a=0.25m）若假设a0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a0即为基本臂的工作长度。l0=l10+a0=l1+a0a0=a2+a3+a4=(k-1)a所以有lmax=l0-k-1a+k-1l=l10+k-1l+k-1a=l0+(k-1)l从中可以求出ll=lmax-l0(k-1)k吊臂的节数。lmax 主臂最大长度，初取35m。l0 主臂最小长度，初取11m。通常搭接长度应该短些，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
4、臂的盖板或侧板局部失稳，同时，也使吊臂的间隙变形增大。因此搭接部分要根据实际经验和优化设计而定，一般为伸缩臂外伸长度的1/41/5（吊臂较长者取后者，较短者取前者，同步伸缩者可取后者）。从而搭接长度li为li=(0.20.25)li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li加上伸出后仍在前节臂中的那部分搭接长度li。第i节臂插在前节臂内的长度为（li+li），设第i节臂的结构长度为li0，则li0=li+li+a=li+li各节伸缩臂插入前一节都留有一段距离c，这是结构的需要，在此距离内要设置伸缩油缸的铰支座和其他的结构构件，其大小视情况而定，在此次设计中选择c=0
5、.35m。因此前后两节臂有这样的关系，li0=li+10+c-ali0=li+li+ali+10=li+1+li+1+a从而得到 li+li+a=li+1+li+1+c已知，li=li+1=l，li=li+1=l，从上式可知，后一节的搭接长度比前一节的搭接长度小一些，因为一般情况下结构空间c比外露空间a大一些，得出li=li+1+(c-a)。此次设计共有4节臂，其最后一节的搭接长度为l5使其等于1/5的外伸长度，现在lmax和l0已经得出，则吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为，l4=0.2l l40=1.2ll3=0.2l+(c-a) l30=1.2l+(c-a)l2=0.2l+2(c-a)
6、l20=1.2l+2(c-a)l10=1.2l+3(c-a) 各节臂长度尺寸的验算计算的基本臂工作长度l0必须满足下面的式子，所计算的各节臂的长度值才能满足需要，l0=l10+ak-11.2l+(k-1)c不等式左边为10.95m，右边为10.95m，长度满足要求。 最终求得l0=10.95m，lmax=34.95m。以上所用尺寸如下图所示图2.2 结构尺寸图3、变幅液压缸铰点的确定 变幅液压缸的铰点如图3.1所示。 变幅液压缸根部铰点（O1）的位置，一般使其落在回转支撑装置的滚道上，从而改变了平台的受力情况。采用双作用液压缸，其铰点离回转中心的距离f取决于双缸间的距离B，可通过下式算得： 图
7、3.1 主臂铰点位置图f=(D2)2-(B2)2 D起重机底盘直径，D=2m。B吊臂宽度，由于回转支撑装置D和吊臂宽度B都与起重能力有关，一般取D=(2.12.4)B，这里取D=2.3B。铰点O在求得h0和e时已经确定即 h0=0.84m，e=2.35m，所以认定铰点O已经确定。因为铰点离滚道面的距离是构造所定，一般取h=0.18m。在图3.1中可以看出，只有在基本臂上固定的铰点B1尚未确定。铰点B1的确定要满足下述条件，在变幅缸缩回时，吊臂位在行驶状态，液压缸长度为最短长度；而当全伸时吊臂位在最大仰角状态，液压缸长度达到最大长度。在OAB1中B1OA=max+，在OAB中OAB=+。而角是O
8、B和水平线的夹角，它可由下式求得：=tg-1(h0-he+f) 式中：h0=0.84m，e=2.35m，h=0.18m，f=0.9m。在O和A确定后，用三角公式求得O2的位置，AB12=OB12+OA2-2OAOB1cosB1OAAB2=OB2+OA2-2OAOBcosBOA已知，OB=OB1，AB1=(1.61.7)AB，并带入上述两式并消去AB1、AB，可得OB1的二次方程式：OB12-3.06OAcos+-0.35cosmax+OB1+OA2=0 式中：OA=(h0-h)2+(e+f)2 ，max=80 的值是根据实际情况而定，在设计中，大体是所设计的铰点应位于基本臂工作长度l0的中点处
9、，有利于起重机的受力分布，使支点能够达到最大的作用效果。根据上几式得出：=0时，OB1=8.78或1.25， =50时，OB1=5.69或1.93， =40时，OB1=7.13或1.54，在=50时，比较接近中点值，所以铰点位置确定为：=50时，OB1=5.69或1.93，在OB1=5.69时，根部铰点的位置落在前方轨道上，OB1=1.93时，根部铰点落在后方轨道上。根据上述计算，汽车起重机的铰点位置已经确定。4、吊臂截面的选择及截面尺寸确定 吊臂截面上半部分采用矩形，下半部分采用外凸折板形最好。参见徐工25吨汽车起重机主臂设计尺寸，确定基本尺寸为780650。其余各节臂尺寸，如下图所示。 图
10、4.1 各节臂截面尺寸的确定l0=10.7me=2.35mh0=0.84mlmax=42.8ma=0.25ml=8.0mc=0.35ml4=1.65ml40=9.9ml3=1.75ml30=10.0ml2=1.85ml20=10.10ml10=10.20ml0=10.95mlmax=34.95mf=0.9mh0=0.84me=2.35mh=0.18m=11.479OA=3.316m二、变幅机构液压回路设计采用液压缸驱动刚性变幅机构，其液压回路和受力简图如下两图所示。对臂转动铰点A取矩，MA=0，则变幅液压缸推力Fp为 Fpsinl2cos-Fpcosl2sin=QLcos+Gl1cos+Wbl
11、1sin+WQLsin-ShFp=QLcos+Gl1cos+Wbl1sin+WQLsin-Shl2sin(-) L工作臂的长度；取L=10.7m l1铰点A到臂重心的距离；取l1=5.4m l2铰点A到活塞杆和臂铰点的距离；取l2=5.69m h起升钢丝绳到铰点A的垂线距离；取h=1.5m 工作臂和水平线夹角（幅角）；=50 变幅缸的轴线和水平线夹角；=60 Q工作负载，包括吊具重量(N)；Q=25t9.8 G臂架自重，包括伸缩机构的重量；G=0.45t9.8 WQ、Wb分别作用在负载上和臂架上的风负载；均设为零。 S起升钢丝绳拉力；S=32.343KN假设当相关数据如上取值时得到变幅缸所需最大推力Fp，并以此作为计算马达排量和变幅缸的缸径的依据。刚性变幅机构液压缸缸径D由下式确定：D4Fp(p-p0)-d2p(p-p0) p变幅液压缸入口压力（Pa），取为20 MPap0回油压力（Pa）d 缸活塞杆直径。令回油为0，则上式可简化为D4Fpp液压泵输出流量qp可由下式确定：qp=D2vc4vc缸活塞缸伸出速度，取0.05m/sFp=1811KND339mm取为350mmqp=4.81L/s
