（机械设计及理论专业论文）汽车起重机臂架结构研究.pdf

大连理工大学硕士学位论文 摘要 吊臂是起重机的重要部件，其设计的好坏将直接影响起重机整机的性能和经济成 本。吊臂除了具备足够的强度、刚度和稳定性外，还必须力求轻巧。在现代汽车起重机 吊臂的设计中，为避免吊臂在使用过程中腹板发生局部失稳而破坏，一般采用减小腹板 高度的措施，从而使吊臂截面由矩形变成五边形、六边形、八边形、十二边形甚至椭圆形， 但定量计算却未见报道，特别是六边形以上吊臂结构的局部稳定性计算仍然没有形成 个统一的计算方法。在设计吊臂时，由于不能准确地预测其临界屈曲载荷，以至于尽管采 用高强度钢，但设计应力偏低。 本文依据起重机设计规范中有关臂架载荷、强度以及局部稳定性的计算方法， 用m a n a b 编制计算程序，对六边形吊臂截面各板的受载情况进行计算。当截面的结构 尺寸在底边宽度和折边角度这两个参量同时变化时，计算截面的惯性矩、角点的抗弯模 量、角点复合应力及各板的临界屈曲应力值。在满足结构强度和局部稳定性的前提下分 析：( 1 ) 一定套接长度下，各边盈余量相近时，不同宽度的底边与折边角度的对应关 系；( 2 ) 不同套接长度与该长度下最大起重量的对应关系。得到满足目标函数时两个 参量的对应关系，为起重机臂架设计提供参考。 对q y l 6 型起重机伸缩臂优化后的结构与原结构对比可知，优化后结构各板的受力 更加合理，重量减轻。 关键词：起重机；伸缩臂；套接长度；六边形截面 汽车起重机臂架结构研究 t h eo p t i m a ld e s i g nf o rb o o mo fc r a n e s a b s t r a c t t h eb o o mi s 龃e s s e n t i a lp a r to ft h em o b i l ec r a n e t h ed e s i g no fw h i c hh a sad i r e c t i m p a c to nt h ep e r f o r m a n c ea n dt h ec o s to ft h ew h o l em a c h i n e n eb o o ms h o e dp o s 辩s s e n o u g hs t r e n g t h , r i g i d i t ya n ds t a b i l i t y a m o n go t h e rt h i n g s ，t h ed e f t n e s so f t h eb o o ma p p e a r s t ob em o r ei m p o r t a n t i nt h em o d e r nd e s i g n , t h em e 蜘i eo f d e c r e a s i n gt h eh e i g h to ft h es i d e p l a t ei sa d o p t e dc u r r e n t l yi no r d e rt oa v o i df a i l u r e a n dt h ef a i l u r ei sd u el a r g e l yt ol o c a l i n s t a b i l i t y v v h 翻t lt h i sn k a 鄂ei sa d o p t e d , t h es e c t i o ns h a p eo ft h eb o o mt r a n s f o r m sf r o m r e c t a n g l e t o p e n t a g o n , h e x a g o n , o c t a g o n , d o d e c a g o n , e v e no v a l b u tt h ec a l c u l a t i n g q u a n t i f i c a t i o nh a sn o tb e e ns e 跖y e t e s p e c i a l l y t h e r ei ss t i l ln oe x a c tm e t h o dt oc a l c u l m et h e l o c a ls t a b i l i t yo v e rt h et y p eo fh e x a g o n c f i t i c a lf l e ) 【i o n a ll o a d 咄n o tb ep r e d i c t e de x a c t l y b e f o r et h ed e s i g n , s ot h a tt h es t r e s so ft h ed e s i g ni so nt h el o ws i d e ，t h o u g ht h eh i g hs t r e n g t h s t e e li sa d o p t e d a c c o r d i n gt 0c r a n ed e s i g nc r i t e r i o n sc a l c u l a t i n gm e t h o da b o u tt h el o a d , i n t e n s i t ya n d l o c a ls t a b i l i t yo ft h eb o o m , ic a l c u l a t e de v e r yp l a t e sl o a do fh e x a g o ns e c t i o nb ym a n a b p r o g r a mi nm yp a p e r ia l s oc a l c u l a t e dt h es e c t i o n sm o m e n to fi n e r t i a , b e n d i n gm o d u l u s , c o m p o s i t i o ns 仃e s sa n dc r i t i c a ly i e l ds l i e s sw h e nt h eb a s ep l a t e ss i z ep a r a m e t e ra n di n c l i n e p l a t e sa n g l ep a r a m e t e ra l t e r e dt o g e t h e r o nt h ep r e m i s eo fr e a c h i n gt h ed e m a n d so ft h e b o o m ss 廿e n g t ha n dl o e a ls t a b i l i t y , ia n a l y z e dt h e s et w or e l a t i o n s h i p s ：( 1 ) t h er e l a t i o n s h i p b e t w e e nb a s ep l a t e ss i z ea n di n c l i n ep l a t e sa n g l ew h e nt h eo v e r l a p 1 e n g t hw a sf i x e da n d e v e r yp l a t e ss u r p l u sw a sc l o s e ；( 2 ) t h er e l a t i o n s h i pb e t w e e nv a r i a t i o no v e r l a p - l e n g t ha n dt h e m a x i m a ll o a dw h i c ht h i sc r a n ec a nl i f tu n d e rt h i so v e r l a p l e n g t h t h ec o r r e s p o n d i n gr e l a t i o n o ft h e s et w op a r a m e t e r sw h i c hr e a c h e dt h ed e m a n do ft h et a r g e tf u n c t i o nc a nb ep r o v i d e d r e f e r e n c ef o rt h ed e s i g no f t h eb o o mo f t h ec r a n e a l li na 1 1 t h en e w 硎工l l c t l l r eo f t h eq y l 6m o b i l ec r a n ew h i c hw a so p t i m i z e di nm y p a p e r i so b v i o u sm o r er e a s o n a b l ea n d l e s s - w e i g h t e dt h a nt h eo r i g i n a lo n e k e yw o r d s ：c r a n e ；b o o m ；o v e r l a p - l e n g t h ；h e x a g o n - s e c t i o n 一n 一 独创性说明 作者郑重声明：本硕士学位论文是我个人在导师指导下进行的研究工 作及取得研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外， 论文中不包含其他人已经发表或撰写的研究成果，也不包含为获得大连理 工大学或者其他单位的学位或证书所使用过的材料。与我一同工作的同志 对本研究所做的贡献均己在论文中做了明确的说明并表示了谢意。 )i 作者签名：塑盟日期：芝翌：! ! 。 大连理工大学硕士学位论文 大连理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“大连理工大学硕士、博士学位论文版权使用 规定”，同意大连理工大学保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的复印件和电子 版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大连理工大学可以将本学位论文的全部或部分内 容编入有关数据库进行检索，也可采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编学位论 文。 作者签名 导师签名 左翌) 吐月尘日 旺 大连理工大学硕士学位论文 1 绪论 1 1 轮式起重机发展概况 轮式起重机是工程起重机的主要品种，是一种使用范围广，作业适应适应性大的通 用型起重机。在近2 0 多年中，世界轮式起重机行业发生了很大变化。激烈的市场竞争， 导致了一些早先很有名气的公司倒闭或被兼并。有些公司把市场转向国外，在国外设厂 或收购原先的对手，以扩大市场份额，从而加剧了对世界轮式市场的分割和垄断。就产 品种类而言，最大的变化是越野轮胎起重机和全路面起重机的快速发展。这对我国基本 上以汽车起重机单一产品的工程起重机行业而言，其影响是很大的。 1 1 1国外轮式起重机发展 由于轮式起重机具有机动灵活、操纵方便、效率高等特点，在二战后修复战争创伤 和经济建设中得到了广泛应用。早期的轮式起重机大多采用机械传动结构的桁架式吊 臂。随着6 0 中期液压技术的发展，液压伸缩臂轮式起重机得到迅速发展。到8 0 年代末， 中小吨位的轮式起重机几乎全采用液压伸缩式吊臂，仅有一部分吨位汽车起重机仍采用 桁架式吊臂。6 0 年代末期，特别是从7 0 年代开始，随着大型建筑、石油化工、冶炼设 备、水电站等大型工程的发展，对轮式起重机的起重吨位、工作效率和安全性提出了更 高的要求。由于当时设计方法与设计技术的成熟，液压技术、电子技术、汽车工业的发 展以及新型高强度钢材的不断出现，使轮式起重机有可能向大型化发展。并且在普通轮 式起重机的基础上开发出越野轮胎起重机，随后又开发出全地面起重机。 目前，轮式起重机的主要生产国为日本、美国、德国、意大利和法国等，生产厂商 有1 0 0 家以上，但著名的世界级大公司仅有l o 来家，如德国的利勃海尔公司、泰马泰 克公司、美国格鲁夫国际公司、特雷克起重机公司、林克贝尔特公司、日本的多田野 公司、加藤公司等。轮式起重机市场主要划分为以日本为主的亚洲市场，以美国为主的 北美市场和以德国为主的欧洲市场，其中亚洲约占年销售台数的4 0 。国外起重机产品 发展的主要特点可以归纳为：多品种生产、标准化程度高和一机多用【l 】。 以日本为主的亚洲市场和以美国为主的北美市场，其产品主要有以下特点1 2 j ： 1 越野轮胎起重机占主导地位，约占市场份额的7 0 8 0 ，其次为汽车起重机， 全路面起重机所占比例很小； 2 多系列生产，中吨位居多； 3 注重适应性和经济性。在保证产品性能和的前提下，大量采用通用配套件，而不 强调追赶新技术，故产品可靠性较好。 以德国为主的欧洲市场，其产品的主要特点为【3 】： 汽车起重机臂架结构研究 1 全地面起重机占主导地位，约占市场份额的8 0 2 大吨位产品为主，利渤海尔公司占年销售额的7 0 8 0 是i o o 吨以上的产品； 3 技术先进，及时采用世界最新技术成果； 4 专用配套件多，这已成为欧洲轮式起重机得天独厚的条件。 1 1 2 国内轮式起重机的发展现状 我国轮式起重机的生产大致经历了以下几个阶段：1 9 5 7 1 9 6 6 年，以生产5 t 机械 式汽车起重机为主；1 9 6 7 1 9 7 6 年，以生产1 2 t 以下小型液压汽车起重机为主；1 9 7 7 1 9 9 6 年，1 6 t 5 0 t 的中吨位液压汽车起重机产品产量上升较快。自1 9 7 9 年以来，国内 一些起重机生产厂商采用技贸结合方式，分别引进了日本加藤、多田野、美国格鲁夫、 德国利勃海尔、克虏伯的起重机产品技术，以合作方式相继制造出2 5 t ，3 5 t ，4 5 t ，8 0 t ， 1 2 5 t 汽车起重机和2 5 t r t 起重机，以及3 2 t ，5 0 t ，7 0 t a t 起重机。这些行业经过多年来 对引进技术的消化、吸收、移植使国产起重机某些新技术的性能水平达到了国际8 0 年 代初的水平，产品产量也逐年有所提高。 2 0 0 6 年6 月2 7 日，国内最大吨位、与世界技术水平同步的全路面产品徐工集团 重型机械有限公司研制的2 0 0 吨全路面起重机，顺利通过国家机械质量监督检测中心的 各项检测实验 图1 12 0 0 吨全路面起重机 f i g 1 12 0 0 ta l l - t e r r a i no r a n e 1 1 3 国内轮式起重机与国外的差距 1 质量稳定性差，部分产品发生早期故障频繁。国产起重机平均无故障时间仅为 9 3 4 小时，最多为1 8 5 小时，最少为6 6 6 小时。整机工作寿命按主要零部件寿命计算， 约为2 0 0 0 3 0 0 0 小时，而国外同类产品一般可达1 2 5 0 0 小时。 2 产品品种单一，当前a t 产品和r t 产品已分别在世界三大市场( 欧洲、北美和 - 2 大连理工大学硕士学位论文 日本) 占据了主导地位，而国内轮式起重机生产仍然以8 t 5 0 t 汽车起重机为主，8 t 以 下和6 0 t 以上产品较少，从而造成了一方面生产能力过剩，另一方面许多重点工程急需 的大型起重机尚需进口的局面。 3 产品性能自动化、智能化方面与国外差距较大，安全保护方面的设备可行性也较 差【”。 4 材质差。例如，起重能力差、品种单一的最主要原因是受国产材料的限制。国外 起重机普遍采用9 0 公斤级高强度钢材制造起重机大型结构件，如吊臂、车架等。而我 国目前采用最多的还是6 0 公斤级钢材，7 0 公斤级钢材也只有少数钢厂生产。大型汽车 起重机，如8 0 t 以上汽车起重机大部分采用进口钢材制造。 5 国产大功率发动机不过关。大部分发动机厂只能生产2 0 5 k w 以下的发动机， 2 2 0 k w 以上发动机只有重庆发动机厂生产，2 9 4 k w 以上发动机只能依赖进口，开发8 0 t 汽车起重机采用的发动机要用2 6 5 k w 以上动力。 6 零部件质量不过关。大型起重机的卷扬机构、回转机构( 包括高性能的钢丝绳) ， 目前只有极少数厂家生产，有时只能依靠进口。目前5 0 t 以下汽车起重机配套件存在的 主要问题是传动系统不可靠、漏油、操纵元件失控、不灵等。究其主要原因：一是国产 密封件质量差，二是制造工艺水平低 4 1 1 1 4 轮式起重机发展方向 轮式起重机正在向以下几方面发展： 1 提高起重机吨位 由于各种工程项目向大型化发展，所需构件和配套设备的重量在不断增加，对超大 型起重设备的需求也越来越多。1 9 9 2 年2 0 0 吨以上伸缩臂轮式起重机的世界市场销量为 9 0 台，而1 9 9 7 年猛增到1 3 0 台。在轮式起重机向大型化发展进程中，德国始终处于遥 遥领先的地位。 2 “迷你”起重机大量涌现 轮式起重机向微型化发展，是适应现代建设工程作业而出现的一种新的发展趋势。 日本神户制钢公司于十几年前开发的7 t r k 7 0 型是世界第一台装有下俯式吊臂的“迷 你r t 起重机。该公司还在9 1 年推出了4 9 t r k 7 0 mr t 起重机。 。3 伸缩臂结构不断改进 利勃海尔公司于9 0 年代中期推出的9 0 t u m l 0 9 0 ，2 ( 装有6 节最大长度达6 0 m 主 臂) ，采用了装有“t e l e m a t i k 单缸自动伸缩系统的椭圆形主臂。这种椭圆形截面主臂对 静、动态应力适应性很强，在减轻结构重量和提高起重机性能方面具有良好效果。 4 一机多能，扩大工作范围 意大利马奇蒂公司于9 5 年推出的1 0 t m g l 0 2 8t r i o 型r t 产品是一种多功能起重 汽车起重机臂架结构研究 机，该机使用吊钩时，成为1 0 t 级起重机。安装起重叉后，又成为2 5 t 级叉车，还可以 安装双人高空作业平台1 5 j o 1 2 课题研究的目的和内容 吊臂是起重机的重要部件，其设计的好坏将直接影响起重机整机的性能和经济成 本。随着液压技术的迅速发展，灵活的箱形伸缩式吊臂得到了广泛的应用。吊臂除了应 保证起重机具有良好的性能而必须具备足够的强度、刚度和稳定性外，还必须力求轻巧。 在中、小型液压箱形伸缩臂起重机中，吊臂占整机重量的1 5 左右，大吨位起重机中则 高达2 0 以上。在以往的大型机中，箱形臂应用甚少，就是因为其自重过大，材料利用 率低，降低了起重机整机的重量利用系数，这也是伸缩式箱形吊臂起重机向大型化发展 的主要障碍之一。降低自重不但可以节省原材料、减少劳动量，而且还可以减轻机构的 负荷和承载结构的造价、提高起重机的灵活性与起重特性。因而探索科学、合理的设计 计算方法是现代起重机设计中必须解决的问题哺1 。 目前，国内外对起重机吊臂性能的提高所采用的主要途径有两条； 一是从材料和结构入手，采用高强度结构钢( 口。= 6 0 0 9 0 0 m p a ) ，选择合理的结构 形式和截面形状，采用先进的制造工艺；二是研究科学、切合实际的设计计算方法，尽 量发挥材料的性能，避免浪费。后一种方法，由于计算机技术的高速发展，广泛被设计 人员所采用。目前，国内对起重机零、部件主要采用常规优化设计方法，少数学者融合 了可靠性而采用可靠性设计或可靠性优化设计。 为减轻吊臂质量，一方面采用高强度钢材，另一方面尽可能增大腹板的高厚比。但这 样又有可能使腹板局部稳定性变差，导致吊臂使用过程中腹板发生局部失稳而破坏。于 是在参考国外产品基础上，采用减小腹板高度的措施，将矩形吊臂的腹板压形，从而使 吊臂截面由矩形变成五边形、六边形、八边形、十二边形甚至椭圆形。应该说，提高吊臂 局部稳定性的定性认识已不成问题，但定量计算却未见报道。特别是六边形以上的吊臂结 构的局部稳定性计算，至今还没有形成一个统一的计算方法，导致设计吊臂时，由于不 能较精确地预测其临晃屈曲载荷，以致于尽管采用高强度钢，但设计应力却偏低，唯恐 吊臂受载时发生局部失稳而破坏。本文就是基于此开展的，对六边形吊臂截面的各板受 载荷的情况进行定量计算，在满足结构强度和局部稳定性前提下，以截面各边的强度( 局 部稳定性) 盈余一致为目标，用m a f l a b 编制计算程序，优化计算出在满足各边盈余系 数一致的条件下，不同底边宽度与折边角度的对应关系，设计出较为合理的截面形式【刀。 大连理工大学硕士学位论文 2 臂架结构形式介绍 2 1 臂架结构形式的分类 轮式起重机吊臂的结构形式根据变幅方式的不同分为定长式吊臂和伸缩式吊臂两 种。根据截面形式不同分为桁架式吊臂和箱形吊臂。伸缩式吊臂多数制造成箱形结构( 结 构简图如图2 1 所示) ，箱形结构内装有伸缩液压缸，在吊臂的每个外节段内装有支承内 节段的滚子或滑块支座。吊臂的变幅采用液压缸来实现，吊臂是以受弯为主的双向压弯 构件，由于伸缩式吊臀的长度可以变化，故具有良好的通过性，适用范围广，在轮式起 重机市场中占主要地位。 吊臂是双向压弯构件，除了受整体强度，刚度、稳定性的约束限制以外，局部稳定 性约束也是必须要考虑的。因此采用何种截面形式、设定多大的套接长度，使吊臂的自 重较小，充分利用材料是伸缩式吊臂设计的关键技术网。 1 一伸缩液压缸；2 一支承滑块；3 - 变幅液压缸 图2 1 臂架结构形式 f i g 2 1s l r u e t u r eo f t h eb o o m 2 2 箱形伸缩吊臂截面形式和特点 在生产实践和科学研究中，随着钢材性能的不断提高，为了减轻伸缩臂重量，人们 对它的截面形式作过许多探讨。归纳起来有矩形截面、梯形截面、五边形截面、六边形 截面、八边形截面以及椭圆形截面等不同的截面形式。截面形式的不断变化使臂架的结 构受力更加合理，整体重量更轻。 2 2 1 矩形截面 矩形截面( 结构简图如图2 2 所示) 由上下盖板和腹板板焊接而成，它是目前轮式 起重机伸缩式吊臂中用得最多的截面形式，与其它截面相比它制造工艺简单，具有良好 的抗弯和抗扭刚度等优点，适用于q 3 4 5 或其他强度比较低的材料，一般用于中小吨位 的轮式起重机。但是这种截面对于更高强度的材料则不能充分发挥材料的承载能力，而 汽车起重机臀架结构研究 且为了使各吊臂间能很好地传递扭矩和横向力需设附加支承。由于矩形截面的腹板较 薄，必须考虑其局部失稳问题，一般在腹板上隔一定距离在受压区设置纵向筋，或在腹 板外侧设置斜向筋，以增强腹板的抗屈曲能力。制造时，下盖板比上盖板厚些，一方面 可使中性轴下移，从而减小下盖板的压应力，另一方面满足下盖板的局部稳定性。局部 高应力区如滑块支承处附近一般还用加强板进行局部加强。 图2 2 矩形截面和梯形截面 f i g 2 2r e c t a n g l ea n dt r a p e z i f o r ms e c t i o n 2 2 2 梯形截面 梯形截面( 结构简图如图2 2 所示) 的上盖板窄，下盖板宽，截面中性层靠下能发 挥上盖板的机械性能，提高腹板的稳定性，前部滑块可接近腹板布置，后部滑块传递给 上盖板的集中力因上盖板窄，产生的弯蓝力矩减小。梯形截面的扭转刚度和横向刚度均 较矩形截面大，但是这种截面的下盖板宽，对局部稳定不利，材料性能得不到充分发挥， 且需设侧向支承装置，这是梯形截面的缺点。 倒置梯形截面的下盖板窄，上盖板宽，对提高下盖板的局部稳定性很有好处，材料 能得到充分利用，且和梯形截面一样，具有较大的横向刚度与扭转剐度，倒置梯形伸缩 臂对安装变幅油缸较为有利，但是这种截面对上盖板的局部弯曲和腹板的稳定性并不是 很有利，亦需设侧向支承。 梯形和倒置梯形截面的伸缩臂通常用于大吨位的轮式起重机。 2 2 3 六边形及八边形截面 六边形、八边形( 结构简图如图2 4 所示) 和大圆角矩形截面的下盖板和腹板的实 际计算宽度较小，有利于提高局部抗失稳能力。前后滑块均支承在四角处，伸缩臂各板 不产生局部弯曲，且能较好地传递扭矩与横向力，因此这三种截面的伸缩臂能较好地发 大连理工大学硕士学位论文 挥材料机械性能，减轻结构自重。 图2 4 六边形及八边形截面 f i g 2 4h e x a g o na n do c t a g o n s e c t i o n 2 2 4 椭圆形截面 椭圆形截面( 图2 5 ) 是一种受力较理想的吊臂截面形式，适用于高强度材料，具 有较强的抗屈曲能力，能充分发挥材料的性能，但是该截面需要侧向支承，制造工艺复 杂，目前尚未普遍采用四3 。 图2 5 椭圆形截面 f 追2 5e l l i p s es e c t i o n - 7 - 汽车起重机臂架结构研究 3 m a t l a b 软件介绍 3 1m a t l a b 的概况 m a t l a b 是矩阵实验室( m a t r i xl a b o r a t o r y ) 之意。除具备卓越的数值计算能力 外，它还提供了专业水平的符号计算，文字处理，可视化建模仿真和实时控制等功能。 m a t l a b 的基本数据单位是矩阵，它的指令表达式与数学，工程中常用的形式十分 相似，故用m a t l a b 来解算问题要比用c ，f o r t r a n 等语言完全相同的事情简捷得多。 当前流行的m a t l a b5 3 s i m u l i n k3 0 包括拥有数百个内部函数的主包和三十几种 工具包( t o o l b o x ) 工具包又可以分为功能性工具包和学科工具包功能工具包用来扩充 m a t l a b 的符号计算，可视化建模仿真，文字处理及实时控制等功能学科工具包是专业 性比较强的工具包，控制工具包，信号处理工具包，通信工具包等都属于此类 开放性使m a t l a b 广受用户欢迎除内部函数外，所有m a t l a b 主包文件和各种工 具包都是可读可修改的文件，用户通过对源程序的修改或加入自己编写程序构造新的专 用工具包。 3 2m a t l a b 的语言特点 一种语言之所以能如此迅速地普及，显示出如此旺盛的生命力，是由于它有着不同 于其他语言的特点，正如同f o r t r a n 和c 等高级语言使人们摆脱了需要直接对计算机 硬件资源进行操作一样，被称作为第四代计算机语言的m a t l a b ，利用其丰富的函数 资源，使编程人员从繁琐的程序代码中解放出来。m a t l a b 最突出的特点就是简洁。 m a t l a b 用更直观的，符合人们思维习惯的代码，代替了c 和f o r t r a n 语言的冗长 代码。m a t l a b 给用户带来的是最直观，最简洁的程序开发环境。以下简单介绍一下 m a 肌a b 的主要特点。 ( 1 ) 语言简洁紧凑，使用方便灵活，库函数极其丰富。m a t l a b 程序书写形式自 由，利用起丰富的库函数避开繁杂的子程序编程任务，压缩了一切不必要的编程工作。 由于库函数都由本领域的专家编写，用户不必担心函数的可靠性。可以说，用m a t l a b 进行科技开发是站在专家的肩膀上。 ( 2 ) 运算符丰富。由于m a t l a b 是用c 语言编写的，m a t l a b 提供了和c 语言 几乎一样多的运算符，灵活使用m a t l a b 的运算符将使程序变得极为简短。 ( 3 ) m a t l a b 既具有结构化的控制语句( 如f o r 循环，w h i l e 循环，b r e a k 语句和 i f 语句) ，又有面向对象编程的特性。 - 8 - 大连理工大学硕士学位论文 ( 4 ) 程序限制不严格，程序设计自由度大。例如，在m a t l a b 里，用户无需对矩 阵预定义就可使用。 ( 5 ) 程序的可移植性很好，基本上不做修改就可以在各种型号的计算机和操作系 统上运行。 ( 6 ) m a t l a b 的图形功能强大。在f o r t r a n 和c 语言里，绘图都很不容易，但 在m a t l a b 里，数据的可视化非常简单。m a t l a b 还具有较强的编辑图形界面的能力。 ( 7 ) m a t l a b 的缺点是，它和其他高级程序相比，程序的执行速度较慢。由于 m a t l a b 的程序不用编译等预处理，也不生成可执行文件，程序为解释执行，所以速 度较慢。 ( 8 ) 功能强大的工具箱是m a t l a b 的另一特色。m a t l a b 包含两个部分：核心 部分和各种可选的工具箱。核心部分中有数百个核心内部函数。其工具箱又分为两类： 功能性工具箱和学科性工具箱。功能性工具箱主要用来扩充其符号计算功能，图示建模 仿真功能，文字处理功能以及与硬件实时交互功能。功能性工具箱用于多种学科。而学 科性工具箱是专业性比较强的，如c o m r o l ，t o o l b o x , s i g m a ，p r o c e s s i n gt o o l b o x , c o m m u n i c a t i o n t o o l b o x 等。这些工具箱都是由该领域内学术水平很高的专家编写的，所 以用户无需编写自己学科范围内的基础程序，而直接进行高，精，尖的研究c 1 0 。 汽车起重机臂架结构研究 4 设计计算方法 4 1 现代设计方法简介 4 1 1 满应力设计法 它是一种切实可行，而又是人们比较熟悉，比较容易掌握的一种优化方法，通常采 用应力比的方法逐次逼近满应力( 比例满应力) 。它是选定一个初始方案( 各杆件的初始 截面) ，计算在各种载荷组合下各杆件的最大内力和相应的最大应力，然后将它们与许 用应力相比，其比值k l 即表示杆件原截面富裕，k 1 。但是当实际载荷的减小比实际载荷增大更为危险时f 例 如，作用在门架悬臂端的载荷对跨间计算断面起载荷减小的作用) ，对于这种载荷的超 载系数一_ 三 o 2 m s 时，9 22 伊2 。h + 卢2 ( 圪加2 ) 式中：圪稳定起升速度( m s ) ，与起升荷重有关，由空载电动机或发动机的稳 定转速导出： 院由起升状态级别设定的系数，见表4 1 ： 妒，起升动载系数； 妒：响与起升状态级别相对应的起升动载系数的最小值，见表4 1 。 如果起升驱动控制系统能确保用稳定的微速起升，则就以此微速来确定正常起升时 的系数9 ，值； 如果不是这种情况，则应考虑两种条件：在如下述1 ) 的正常操作时，用9 ，值；在 如下述2 ) 的特殊情况时，用9 ：一值。 1 ) 正常操作 a ) 如果起重机司机可以控制得到某个稳定的微速，则用该微速来确定妒，值。 b ) 如果起升速度可以有无级变速控制，或者起重机司机能够实现这种无级变速起 动的速度控制，则应从图4 1 中选择出与相应起升状态级别所对应的9 ：。值。 2 ) 特殊情况 起重机的控制属于上述1 ) 正常操作中的a ) 型，但因电动机或发动机是空载起动， 从而得到的是最大额定速度圪值，见h 应选用表4 1 中的9 ：一值。 起重机的控制属于上述1 ) 正常操作中的b ) 型，则对应于该起升状态级别的妒：。 值，应按不小于0 5 倍的空载电动机或发动机能给出的最大额定速度圪值推导得出。 大连理工大学硕士学位论文 通常，由不同的动力载荷引起的动态响应，可用动力系数妒乘以各个质量产生的重 力以及由于刚体运动产生的惯性力来考虑，但对于例如由振动引起发生附加弯曲这一类 的动态响应，除非它们是小到可以忽略不计，则应进行弹性动力分析或试验，而不能用 动力系数9 来表达其动载效应，各动力系数妒。取值见附录d 。 ( 5 ) 水平惯性力 起重机在回转和变幅运动起动或制动时，应根据加在机构电动机轴上的加速( 或减 速) 转矩计算水平惯性力。在起重机金属结构的计算中，起重机的自身质量和起升荷载 产生的水平力，也按其该质量与该质量中心的加速度的乘积的砍倍计算，并把起升荷 载视为与起重机臂端刚性固接。加速度值取决于起重机本身。对一般的起重机，根据其 速度和半径的不同，臂架头部的加速度值可在o 1 m s 2 0 6 m s 2 之间选取，加速时间在 5 1 0 s 之间选取。 注：臂架式起重机回转和变幅机构起动或制动时起升质量产生的水平力( 包括风力、 变幅和回转起制动时产生的惯性力和回转运动时的离心力) ，也可以按吊重绳索相对于 铅垂线的偏摆角引起的水平分力来计算：用吊重绳正常偏摆角a 。计算电动机功率( a ，= ( 0 2 5 0 3 ) a1 i ) 和机械零件的疲劳及磨损( a 。= ( 0 3 o 4 ) a ) ；用吊重绳最大 偏摆角ai i 计算机构强度和抗倾覆稳定性，a 的取值见表5 - 4 。 表4 3 嘞的推荐值 t a b 4 3r e c o m m e n d a t o r yv a l u eo f 。n 起重机类型装卸用门座起重机安装用门座起重机轮胎式和汽 及回转速度 力2 r m i n九 2 r m i n挖0 3 3 r m i n玎 0 3 3 r m i n 车式起重机 架平面内 1 2 。1 0 0 垂直于臂架 4 0 2 。3 。6 0 1 4 。1 2 0 的平面内 4 2 3 风载荷 。 在露天工作的起重机应考虑风载荷名的作用，由于风力的实际情况比较复杂，而 要对起重机受风力作用后动态响应产生的载荷精确的计算则是更加复杂，因此通常都只 进行起重机风载荷的估算，其目的是验证起重机在规定( 或约定) 的风力条件下是否能 够正常、安全地工作，计算方法见附录e 。 4 2 4 载荷组合 汽车起重机臂架结构研究 只考虑基本载荷组合者为组合a 。考虑基本载荷与附加载荷组合者为组合b ；考虑 基本载荷与特殊载荷、或者三类载荷都组合者为组合c 。每一类组合中列出了若干种组 合方式、计算时应根据机种、工况计算目的选取对所计算的结构最不利的组合方式。流 动式起重机载荷与载荷纵使表见附录c 。 在本设计计算中只考虑起升动载荷和起重机在回转时产生的水平惯性力载荷【1 1 】。 4 3 结构刚度计算 刚度计算一般分静态和动态两个方面。 4 - 3 1 静态刚度 受弯结构的静态刚度以在规定的载荷作用于指定位置时，结构在某一位置处的静态 弹性变形值来表征，静态刚度应满足下述要求： y s k 】 ( 4 6 ) 式中沙。】结构许用静位移( m m ) 耽额定载荷( 对桥式类型起重机包括小车自重) 位于规定位置时结构的静位移 ( m m ) 。 计算静位移时不考虑冲击系数和动力系数。 4 3 2 动态刚度 一般起重机可不校核动态刚度，当用户或设计本身对此有要求时才校核动态刚度。 动态刚度以满载情况下，钢丝绳绕组下入悬吊长度相当于额定颠簸高度时，系统在 垂直方向的最低阶固有频率( 简称满载自振频率) 来表示。动态刚度应满足下述要求： 厂扩】 ( 4 7 ) 式中满载自振频率许用值。 厂满载自振频率( h z ) 。 厂的计算方法如下： 对桥式类型起重机，当满载小车位于跨中，物品处于最低悬挂位置时在垂直方向的 自振频率，可按单自由度系统的简化公式计算： 厂。j 1ig 而 4 8 ) 式中g 重力加速度( i n s 2 ) ； y 。结构在吊重悬挂点，起升载荷引起的静变位( m ) ；( 设计初，对桥式类型起重 大连理工大学硕士学位论文 机，小车在跨中时可取弘= 0 7 0 0 - 1 8 0 0 ) l ，小车在悬臂端时可取) ，= l 3 5 0 ，为有效悬 臂端长；对动臂起重机，取y 气1 2 0 0 - 1 2 5 0 ) r , r 为最大幅度) 九起升滑轮在颠簸载荷作用下的静变位，与起升高度h 有关，设计开始时， 可初始九：o 0 0 2 9 h 。 卢系数，由下式确定 卢2 罢l l 煮y , j ” 肌2 + j 金属结构的换算质量( k g ) ，各种龙门起重机金属结构的换算质量； r t l 2 吊重的质量( k g ) 。 对门座起重机和轮式起重机，垂直方向的满载自振频率可按下面公式计算： 广一 小1 煮恤 “_ 式中y 。额定起升载荷在臂架端部引起的垂直方向的静位移( 鼬) ： 九不考虑结构的弹性时钢丝绳绕组在额定荷重悬挂处的静伸长( 鼬) ，计算时必 须计及从臂架端部滑轮至卷简之间的绳长。 4 4 构件材料的许用应力 4 4 1拉伸、压缩、弯曲许用应力 ( 1 ) 对屉6 o 8 e r ，时 b 。】：垃 抑 b 。】= 垒 疗 式中：撑安全系数，取与强度安全系数一致，见表4 5 ： o - 。i 临界复合应力的折减临界应力。 局部稳定性按式( 4 2 8 ) 验算： 后i 虿i 万b 。】 - 2 2 ( 4 2 6 ) “2 8 ) 大连理工大学硕士学位论文 5 伸缩臂受力分析 5 1吊臂在变幅平面承受的的载荷 吊臂在变幅平面所受的载荷如图5 1 所示： ( 1 ) 垂直载荷q 按式( 5 1 ) 验算： q = 9 2 昂 ( 5 1 ) 易额定起重量； 9 ：动载系数按式( 5 2 ) 验算 妒2 = 仍。m + 卢2 ( 圪一0 2 ) ( 5 2 ) 卢，与起升状态级别对应的系数； 圪稳定起升速度； 轮式起重机属于安装起重机，起升升状态级别为h c 2 h c 3 ，取卢2 = o 4 、妒2 。= 1 0 5 ， 当重物的提升速度k 为3 0 m m i n 时，中2 = 1 1 7 。 ( 2 ) 起升绳拉力s 按式( 5 3 ) 验算： s ：! ( 5 3 ) m r 所起升滑轮组倍率： 订起升滑轮组效率。 ( 3 ) 轴向力按式( 5 ，4 ) 验算： n = s + 易s i n ( u ) ( 5 4 ) “伸缩臂在变幅平面的倾角。 ( 4 ) 横向力r 按式( 5 5 ) 验算 = o e o s ( u ) ( 5 5 ) ( 5 ) 由易和s 对吊臂轴线偏心引起的力矩坳按式( 5 6 ) 验算： m y = 9 2 p e e l s i n ( u ) - s e 2 ( 5 6 ) d 臂端定滑轮与吊臂轴线的偏心矩； e 2 臂端导向滑轮与吊臂轴线的偏心矩。 汽车起重机臂架结构研究 5 2 吊臂在旋转平面承受的载荷 吊臂在变幅平面所受的载荷如图5 1 所示： ( 1 ) 货物的偏摆载荷巧按式( 5 7 ) 验算 弓= 岛t a l l 口 a 货物的偏摆角( 度) 。 由表5 4 可得：轮胎式和汽车式起重机a 的推荐值为3 0 6 。 ( 2 ) 矽作用在定滑轮处产生的扭矩m n 按式( 5 8 ) 验算： m 。= 瓦d 图5 1 臂架受力简图( 正侧方、正后方) f i g 5 1t h el o a do f b o o m ( s i d e & r e a r ) ( 5 7 ) ( 5 8 ) 5 3 滑块支承处截面的应力分析 靠近臂前端滑块支承处是危险截面，该处臂架受力最大，只要这个截面的强度及局 部稳定性满足要求，臂架的其他部分也能满足。 5 3 1 腹板应力分析 垂直载荷q 和货物的偏摆载荷砂产生的弯矩，以及由忍和s 对吊臂轴线偏心引起 大连理工大学硕士学位论文 的力矩m l y 共同作用在该截面处使腹板受到弯曲应力，臂架截面的上角点受拉为正，下 角点受压为负。 滑块支承处的支反力对腹板和底板产生挤压作用，其作用长度与滑块的长度相同。 货物偏摆载荷砂作用在定滑轮处产生的扭矩m n 使截面各板受到剪切力。 臂架上侧滑块的支反力作用对腹板产生的剪切应力。 5 3 2 折边应力分析 垂直载荷q 产生弯矩的作用使折边的两侧受到不均匀的压应力，偏摆载荷黟的作 用是使一侧的折边受拉，另一侧的折边受压，r 和s 对吊臂轴线偏心引起的臂端变矩 m y 使两侧的折边都受到压应力。 折边的两则受到腹板和底边不均匀的挤压应力。 l 产生的剪切力不作用在折边的面内，分析时不计。 5 3 3 底边应力分析 垂直载荷q 产生弯矩的作用使底边受到均匀的压应力，偏摆载荷巧的作用是使底 边一侧受拉，另一侧受压，岛和s 对吊臂轴线偏心引起的力矩m y 使底边受到均匀压应 力，底边总体上是两侧受到不均匀的压应力。 底边两侧受到两折边滑块支承产生的均匀挤压应力。 产生的剪切力不作用在底边面内，分析时不计。 汽车起重机臂架结构研究 6 优化程序设计 六边形汽车起重机伸缩臂的截面形状简图如图6 1 所示。截面高度日和宽度b 以及 板的厚度子为定值，当截面底边宽度x 1 和折边角度口变化时，引起截面其它尺寸也发 生变化，各边角点应力以及各边的临界力都发生变化。臂架在最大额定载额工况下工 作时，一定存在一个截面尺寸，在该截面形状下，各边的安全盈余量最接近，臂架在 该截面尺寸时的受力更合理，材料的利用率更高。 z 图6 1 臂架截面尺寸 f 逸6 1b o o ms e c t i 0 i ld i m e n s i o n y 6 1 有约束条件的优化命令 m i n ( 功 s u b j e t t oc ( 0 l b x u b ( 工) 是优化的目标函数，取各边安全盈余量的均方差，对目标函数取最小值。 厂(功：x(nl-no)2+(n2-no)2+(n3-no)2 - 2 6 大连理工大学硕士学位论文 式中：一l ，阼2 ，一3 分别为腹板、折边和底边的安全盈余系数，行o 为 1 ，以2 ，珂3 的平均值。 c ( x ) 为约束条件。 强度约束： 仃一纠0 f p 】s o 仃。一b 口】o 扛i 虿= 丽一1 啦】o 式中叮、盯。和f 分别为截面所受的正应力、挤压应力和剪切应力，其计算见4 5 ； b 】、p 。】和【f 】分别为许用正应力，许用挤压应力和许用剪切应力，其计算见4 4 ； 材料的强度极限仃，= 6 0 0 m p a 。 局部稳定性约束条件： 扛f 巧二瓦了万一p ，】s o 式中b 。】的计算见4 6 ： 舾和幻为自变量的变化范围约束。 底边宽度变化范围约束( b 为臂架的宽度) ： o 2 5 b x l 0 7 5 b 折边角度变化范围约束： 2 0 口s 5 0 6 2 危险截面位置的确定 取臂架的第一节臂进行计算，由臂架的弯矩图( 图6 2 ) 可知，靠