车辆工程毕业设计9HGC5080随车起重运输车的改装设计说明书

第1章绪论1.1选题背景、研究目的及意义随着我国经济的发展，人民生活水平的提高。现在人们对随车起重运输车的需求量越来越大，随车吊将成为一种重要的运输工具。随车吊在交通运输中发挥了非常重要和不可替代的作用。随车起重运输车具有运输效率高、可实现装卸机械化、运输成本低、安全、环保等特点。伸缩臂式随车起重运输车近年来国内市场需求量越来越大，市场前景十分广阔。随着经济的发展，随车吊呈现出重型化、智能化、高档化，多极化发展的趋势。随车起重运输车是指装有随车起重机，能实现货物自行装卸和运输的专用汽车。它既有普通载货汽车的运输功能，有具有起重机的起吊装卸功能；除能完成本车货物的装卸之外，还能完成车与车之间的货物装卸。因此，使用随车起重运输车，可以大大提高运输效率，降低搬运成本，减轻劳动强度，保障作业安全，故近年来得到较大发展。它是以汽车本身的动力源来驱动车厢栏板或附加栏板进行升降的栏板起重运输车；在载货汽车或其二类底盘上加设举升装置，能迅速把作业人员和器材运送到作业现场，并举升到空中的高空作业车。通过对随车起重运输车的研究和学习，熟练的掌握了随车起重运输车的相关知识。培养了本人的综合分析和解决问题的能力和独立工作能力，是学习深化、拓宽、综合运用所学知识的重要过程是学生学习、研究与实践成果的全面总结；是综合素质与工程实践能力培养效果的全面检验；是实现从学校学习到岗位工作的过渡环节；是毕业及学位资格认定的重要依据；是衡量高等教育质量和办学效益的重要评价内容［1］。1.2随车起重运输车的发展方向与前景我国随车起重机的生产起步较晚，到0年代末，全国生产的随车起重机产品品种还很单一，生产规模很小，到80年代，随车起重机产品的品种及产量均呈增长趋势，近几年来，随车起重机在国内市场的产销总量增长势头更猛，从行业统计结果可以看出项99年市场总量为1000台左右，2000年市场总量约为1300台，2001年市场总量约为1700台，目前的市场总量约为2000台。全国生产随车起重机的厂家约有10多家，主要企业有徐州随车起重机公司、石家庄煤矿机械厂、山西长治清华机械厂、武汉汽车起重机厂、湖南专用汽车制造厂等。另外，近年泰安东岳重工机械有限公（原泰安起重机厂）与日本古河UNIC机械金属株式会社合资成立了泰安古河机械有限公司；常林股份有限公司与奥地利的PLAFINGER公司也将开始合作生产随车起重机。由于我国随车起重机起步于70年代，相对较晚，而且发展速度不快，只是近几年才有较大发展，和国外相比，还有很大的差距。具体表现在：（1） 品种少、产量低：我国随车起重机现处于初级发展阶段，品种较少。中小吨位重复较多，至今尚未形成大、中、小完整的系列，年产量只相当于国外一个厂家的生产能力。（2） 起重力矩小，技术水平低：我国随车起重机以直臂卷扬为主，受国内汽车底盘的限制，起重力矩小，其他性能指标也一般低于国外先进产品。目前国内企业对随车起重机的研究开发投入很少，液压系统、控制系统的技术水平也有一定差距。（3） 安全装置不齐全，操作不方便：我国随车起重机仅装有起升高度限位及平衡阀、溢流阀等一般安全装置，全部为手动操作。而国外早已将电子技术广泛运用到随车起重机上，如带有微电脑的力矩限制器及防倾翻保护器等，并且已实现了有线与无线遥控。（4） 功能单一：我国随车起重机以起重作业及运输功能为主，而国外随车起重机均有多种附具，主要加装在吊臂头部，如工作斗、抓斗、高空作业平台、各种抓具、夹具、吊篮、螺旋钻、板叉、装轮胎机械手、拔桩器等，使随车起重机具备了一机多用的功能。另外，国外一些厂家进一步开发了铁路专用随车起重机等专用产品。（5） 外形不美观：我国随车起重机设计单调，忽视了和汽车外形的协调，而国外对随车起重机的着色非常严格，不仅在外形和着色上实现和卡车的一体化，还要求和城市的景观相协调随宜。在2008年岁末举行的中国车展上，希尔博（Hiab）、PM、古河（UNIC）、易发（EFFER）、海沃（Hyva）等国际随车起重机均都参加。而徐工集团、石家庄煤矿机械厂、长冶清华机械厂等国产品牌也同样受人瞩目，充分展示了国内外随车起重机行业近年来开发应用高新技术的水平和能力。整个展会给人最强烈的感觉就是求新求变。国际一流企业新产品发展迅猛，而国内各生产制造企业日新月异的发展变化，快速进步的能力，对新技术的消化吸收以及为我所用的能力也同样在不断进步1。国际品牌加大对国内市场的分析和研究，依托其强大的品牌优势，采用以高带低、以点带面的营销策略，在结合其全新的价格优势冲击中、低端市场，因此势必对当地原有市场格局产生一定的冲击。在技术上，国际品牌依托其自身强大的技术实力，针对各个市场的实际情况增加本土化的研究投入，开发针对较强的区域性产品，提高产品的适应性，进一步加强其品牌影响力。国内需求旺盛，行业持续增长。一方面，随车起重机的传统市场发展保持相对稳定的状态，另一方面，随着大型项目的开工，物料的吊装和转运为随车起重机提供了更为广阔的市场。技术方面，起重能力和工作幅度继续走高，控制系统成为研发主要内容。降重，减排，节能成为随车起重机设计主题之一；个性化、自动化成为随车起重机主要要求之一。只有提高产品规模化、系列化程度，实线规模效应，才能降低生产成本，寻求更大的利润空间。1.3本设计的目标和主要内容本次的设计目标是设计一种装载质量为4t的随车起重运输汽车，其性能参数与原载货车接近。随车起重运输汽车是装备有起重装置的载货汽车，因此本设计的主要研究内容是：二类底盘的选择；整车的整体布置；起重装置的选型、设计、计算；液压装置的选型、设计、计算；整车性能计算分析。主要解决的问题有：（1） 随车起重运输车的整车基本参数选择尺寸参数：轴距、轮距、外廓尺寸，符合GB7258-1997。质量参数：最大总质量、装载质量、质量利用系数。（2） 轴载质量分配（3） 起重装置的参数选择与设计参数选择：起重量、起升高度、幅度、工作速度。起吊支腿的设计计算：支腿型式的选取、支腿跨距的确定、支腿压力计算和支承液压缸的选择。（4） 液压装置设计计算与选型工作机构：由液压支腿、变幅机构、臂架伸缩机构、起升机构及制动机构等组成。支腿回路：采用双向液压锁，以保证支撑绝对可靠。变幅回路：要求能带负载变幅，动作平稳。伸缩回路：主要用以改变作业高度以及减小行驶状态下的整体尺寸，以提高机动能力。回转回路：用以改变作业方位。起升和制动回路：是起重机的主要工作机构。液压系统的形式：中小型汽车起重机常采用单泵、串联、开式系统。（5） 起重运输车的稳定性校核作业稳定性校核静态稳定性校核1.4本设计的方法本设计将参考随车起重运输车的基本形状，并根据设计要求查找相关资料进行的设计，在设计完整车后，对轴荷进行合理的分配，使之符合使用要求。最后进行整车的性能分析计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘折叠臂式随车起重运输车的整体图及主要部件的零件图。第2章随车起重运输车方案设计与分析2.1随车起重运输车的结构2.1.1随车起重运输车的概念随车起重运输车是指装有随车起重机，能实现货物自行装卸和运输的专用汽车。它既有普通载货汽车的运输功能，又具有起重机的起吊装卸功能；除能完成本车货物的装卸之外，还能完成车与车之间的货物装卸。2.1.2随车起重运输车的分类根据随车起重运输车的安装位置不同，随车起重运输车可分为前置、中置、后置三种结构形式，其中前置式的起重机安装在汽车驾驶室和车厢之间，多为起重能力小的中、小型随车起重运输车所采用，适用于装卸包装成件的货物和集装箱等。因液压泵安装在汽车前部的发动机处，到起重机液压缸的管道较短，功率损失小，液压传动效率比其他布置形式高，所以本设计采用前置式的起重机。根据起重装置的结构形式分可分为伸缩臂起重式和折臂起重式。图2-1所示为伸缩臂式随车起重运输车整车图，由于起重装置是由液压系统及滑轮组共同组成，因此它结构比较复杂。K1图2.1伸缩臂式随车起重运输车整车图1-伸缩臂2-吊钩3-回转机构4-卷扬装置5-机架6-支腿7-伸缩臂支架8-起伏液压缸图2.2所示为折叠臂式随车起重运输车整车图。这种起重机无卷扬装置，起吊作业结束后，臂架可折叠成倒三角形横置于驾驶室和车厢之间，本设计采用折臂式。图2.2折叠臂式随车起重运输车整车图1-机架2-下节臂3-上节臂4-伸缩液压缸5-伸缩臂6-吊钩7-中间臂8-附加吊钩9-折叠液压缸10-载荷限位杆11-举升液压缸12-操纵阀13-回转机构14-机架15-支腿2.1.3随车起重运输车的组成随车起重运输车由两大部分组成，即二类底盘和起重装置。其中起重装置是随车起重运输汽车的主要结构部分，它又包括回转机构、起重臂、液压系统、动力系统及附件组成。2.2随车起重运输车参数的估算2.2.1随车起重运输车的整车基本参数的估算整车尺寸参数随车起重运输车的尺寸参数，主要是指行驶状态是整车的外廓尺寸，即车辆的长、宽、高，必须符合GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》中有关车辆外廓尺寸限制的规定。本设计估算随车起重运输车的长为7440mm、宽为2250mm、高为3108mm。整车质量参数额定起吊质量是随车起重运输车基本使用性能的参数。由设计要求知道，本设计的车辆额定起重质量定为2000kg。整车整备质量也是随车起重运输车的重要性能参数。在随车起重运输车的设计过程中，主要采用同类产品提供的数据进行估算整车整备质量。整车整备质量包括底盘质量、底盘以外外加的副车架、车厢、起重装置、支架以及液压系统等装置的质量，是加满各种油液料后的质量。本设计的整车整备质量估算为8000kg。汽车总质量是指装备齐全，装满额定货物后的汽车质量，包括驾驶员在内的额定载员质量。本设计的总质量估算为10000kg。2.2.2随车起重运输车起重装置的参数选择与设计起重装置的参数，决定了起重举升汽车的工作特性，其选择应根据使用要求和实际生产条件确定，并须考虑相关的标准和规定。起重装置的主要参数有：起重量根据任务书要求确定本设计的最大起重量为20000kg起升高度参考同类车型确定本设计的最大起升高度⑶为5637mm2.3随车起重运输车底盘的选取根据我国目前生产的各类型专用车辆的基本模式，大多是为了满足国民经济某一服务领域的特定使用要求，主要是在已定型的基本车型底盘的基础上，进行车身及工作装置的设计，与此同时对底盘各总成的结构与性能进行局部的更改设计与合理匹配，以达到满足使用需求的较为理想的整车性能囹。2.3.1汽车底盘选型要求汽车底盘一般应满足以下要求：（1） 适用性专用汽车底盘应适用于专用汽车的特殊使用功能要求，在此基础上进行改装造型设计；（2） 可靠性汽车底盘工作可靠,出现故障的几率要小，零部件要有足够的强度刚度和使用寿命，并且各总成零部件的使用寿命趋于一致；（3） 先进性所选汽车底盘，在动力性,经济性，操作稳定性，行驶稳定性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平，并且满足国家或行业标准；（4） 方便性所选底盘要便于改装，检查保养及维修，结构紧凑与调试装配空间合理匹配。2.3.2底盘选型专用车辆采用的底盘主要分为二类，三类和四类。二类底盘，是在整车的基础之上去掉厢体；三类底盘，是从整车上去掉货箱和驾驶室；四类底盘，是在三类底盘上再去掉车架总成后剩余的散件。选取的底盘的好坏，直接影响到专用车的性能。在选取汽车底盘时，主要是根据专用车的用途，装载质量，使用条件，性能指标，专用装置或设备的外形尺寸及动力匹配等进行。目前，进80%的专用车辆采用二类底盘进行改装设计。选取二类汽车底盘进行改装设计时，重点工作是整车总体布置和有特殊工作需求的装置的设计，对底盘仅做辅助的性能分析和必要的强度校核，确保改装后的整车性能在

基本上与底盘接近，达到合理的匹配［5］。2.3.3底盘的选取根据底盘的选取要求、随车起重运输车的参数估算及参考同类车型，本设计所用底盘主要参数如下：主要技术参数外形尺寸(长X宽X高)(mm)：长：7435 宽：2250高：3095,2895,2695货厢栏板内尺寸(长X宽X高)(mm):长：4650 宽：2050高：550总质量(kg)：8395额定载质量(kg)： 3250,3450,3600整备质量(kg)： 4950,4750,4600,4350准拖挂车总质量(kg)：载质量利用系数：半挂车鞍座最大允许承载质量(kg)：驾驶室准乘人数(人)：3额定载客(含驾驶员)(人)：接近角/离去角(°)：18/14轴荷(kg)： 2800/5595前悬/后悬(mm)：1110/2225底盘相关信息：最高车速(km/h)：95底盘ID号： 底盘型号：底盘类别：底盘名称：1213546 EQ1081T40DJ4A二类东风汽车股份有限公司2.4本章小结本章主要介绍了随车起重运输车的整车结构特点、工作原理以及整车参数的估算。确定随车起重运输车为前置折叠臂式，并根据参数的估算及参考同类车型进行二类底盘的选择。主要对东风汽车EQ1081T40DJ4A底盘进行了分析，确定为这次设计的底盘，给出了选用底盘的主要参数。第3章随车起重运输车工作装置的设计3.1副车架的改装设计3.1.1副车架外形设计在设计随车起重运输车时，所选取的二类底盘只有主车架，为了增加车架的强度刚度，延长车架的使用寿命，在原有主车架的基础上增加了副车架。其形状同主车架，在主副车架之间加一定厚度的松质木条。其长度同副车架的长度，宽度同副车架的厚度。主副车架用止推连接板进行加固连接。副车架示意简图见图3.1。0Z ^0 Lu ^0图3.1副车架示意简图3.1.2副车架选材在汽车制造工艺中，钢板冲压成型工艺占有十分重要的位置。冲压成形的零件具有互换性好、能保证装配的稳定性、生产效率高和生产成本低等优点。载重汽车用中板数量较多，受力的车架纵梁和横梁、车厢的纵梁和横梁均采用中板冲制且多以低合金高强度钢板冲压生产，也是适应提高汽车承载能力、延长使用寿命、降低汽车自重和节能节材以及安全行驶等要求的发展趋势。目前，我国载重汽车车架的纵梁和横梁已经全部采用低合金高强度钢钢板制造。纵梁可以用抗拉强度为510MPa的16MnL和09SiVL（必须是用往复式扎机生产的）、10TiL和B510L钢板生产，横梁可以用抗拉强度为390MPa的08TiL和B420L钢板来生产。由以上，副车架材料选用载重汽车横纵梁的一般选用材料，纵梁、横梁均采用Q345。3.2起重机机架的设计3.2.1、机架的外形设计如下图3.2所示为一种随车起重运输车的机架，它由横梁3和13、纵梁4和14等组成。机架中部设计有安装回转机构的连接螺栓孔，对称焊有托架15和支腿支架10，随车起重运输车机架借助U形螺栓6、垫板5和7固定在汽车主车架上。图3.2随车起重运输车起重机架图1-螺旋顶杆2-垫木3、13-横梁4、14-纵梁5、7-垫板6-U形螺栓8-固定板9-软垫10-支腿支架11-液压箱安装处12-固定座15-托架16-缓冲垫3.2.2、机架选材在全面分析支架的工作条件、受力状态、工作环境和零件失效等各种因素的前提下，选用Q345工程用钢材。3.3起重臂的设计计算及校核3.3.1参数的确定初定吊臂长度，如图3.2所示：下节臂长度l=1980mm1上节臂长度12=2352mm仰角6=45。

2.初定吊臂各段长度，如图3.4所示:l=600mm=262.初定吊臂各段长度，如图3.4所示:l=600mm=26mm匕3=950mml=480mm122=170mm1=.〈I50=2318mm图3.4状态二质量估计初选用18号槽钢mi=11x23=2.19x23=50.37kgm2=12x23=1.76x23=40.48kg3.3.2起重机起重臂的运动学分析起重机起重臂的运动由2个动作构成：以立臂上孔为中心旋转运动、以下节臂右端

孔为中心旋转运动。均由液压缸驱动。1、旋转运动的运动学分析（1）翻转运动的位置分析翻转运动时，O、A点固定，铰接点D受OD杆的限制而固定，整个机构可视为以OD和OA为固定边的平面四杆机构,完成上止点位置的翻转运动，其翻转示意图如图4.1所示。其中O点为举升臂ODF与固定机架的铰接点，C点为AC与DCE铰接点，A点为关门缸与固定机架的铰接点，B点为举升缸与固定机架的铰接点，F点为举升缸与举升臂ODF的铰接点。以下用复数向量法对此平面连杆机构进行运动学分析。在平面四杆机构中，每一杆可用一个位移矢量来表示，大写表示矢量，小写表示杆长。设&、气和七分别为举升臂ODF的角位移、角速度、角加速度，初始位置处P=P0。a、o2和e2分别为上节臂的角位移、角速度和角加速度，其中a=0。〜90。。v3为缸活塞杆相对于液压缸的速度。Z=l，l=l，l=l，l=l。此时，选机构初始位1OD2DC3AC4OA置P=P0。作为其特定的标定位置，并建立以O点为坐标原点的wy直角坐标系。各角度的度量从矢量始点引x轴方向线，顺时针为正。对该四杆机构ODCA建立闭环矢量方程分别向x、y轴上投影，得联立可求得L+L=分别向x、y轴上投影，得联立可求得L+L=L+L12 3 4lco&+1coa=lco羊〈1 0 2 3lsii&-1sia=lsiix-1l=「Gco&+1coa》+Gsii&-1sia+11 0 2 1 0 2 -lsii&一lsiia+lX=arctgo2 4lco§+lcoa=lcos+lcoa=lsii&-lsia（2）旋转运动的速度分析对时间求导，得siix+B)+1co」l1 0 43-lVO3=12卜1妁+&0)+14coa]（3.1）（3.2）（3.3）（3.4）（3.5）（3.6）（3.7）V3V3的计算公式为2Q(3.8)式中Q——液压系统供油量，mm3/s；D3 关门缸的缸径，mm。（3）旋转运动的加速度分析HcoSHcoSd+g)_lsi血]lco』l13siix+g)+1cOd]20 4 21 0 4(3.9)—V(3.9)2lHsind+g3）+3.3.3起重机起重臂的校核1、销的校核起重臂的所有铰接处均用销进行连接，外套销轴套。销均用35钢制造，作调制处理。其屈服强度为Z]=315MPa，选取安全系数为2，则其许用剪切应力t]=0.5卜]=157.5MPa。下节臂与立臂的铰接点O处销轴直径为20mm，其最大剪切应力为t=-^=——42236——=134.5MPa<t]=157.5MPa （3.10）兀・R2 3.14X102X10-6上节臂与下节臂铰接处D点的销轴直径为20mm，其最大剪切应力为t=-^= 39051——=124.4MPa<t]=157.5MPa （3.11）K-R23.14X102X10-6举升缸与下节臂连接的B点处销轴直径为20mm，其最大剪切应力为t=—^= 24640——=78.5MPa<t]=157.5MPa （3.12）K-R2 3.14X102X10-6折叠缸与下节臂铰接的F点处的销轴直径为20mm，其最大剪切应力为t=-^= 24640——=78.5MPa<曰=157.5MPa （3.13）K-R2 3.14X102X10-6折叠缸与上节臂铰接的A点处销轴直径为20mm，其最大剪切应力为t=T= 35355 =112.6MPa<t]=157.5MPa （3.14）k-R2 3.14X102X10-6由上可知，所选用的销轴均有足够的抗剪切能力。2、起重臂的校核起重臂选用Q345低合金高强度结构钢，其屈服强度为□=345MPa，选取安全系数为2,则其许用剪切应力T]=0.5卜]=172.5MPa。起重臂的截面尺寸为15mmx40mm，则其最大剪切应力为t=^=42236=70.39Mpa<Iq］=172.5MPa (3.15)A15x40x10-6至此，起重机构参数确定并校核完成［6］。3.4起重机回转机构设计3.4.1回转机构外形设计随车起重运输车在作业时要将货物送到一定范围内的任意空间位置，故回转运动是必不可少的，因此起重机的起重臂必须具有回转功能。图3.5所示为齿轮齿条式的回转机构。主臂(起重臂)的下端加工成齿轮，与回转机构的齿条啮合，齿条由双作用液压缸中的活塞驱动。也可以采用液压马达驱动，通过蜗轮蜗杆传动或行星齿轮传动的减速回转机构，最后驱动转盘的内齿圈实现回转。图3.5齿轮齿条式回转机构1-箱体2-端盖3-回转机构齿轮轴4-卡环5-轴承6、7-螺栓8-齿条9-双作业液压缸10-圆柱滚子11-回转支撑12-密封圈3.4.2回转机构选材在全面分析支架的工作条件、受力状态、工作环境和零件失效等各种因素的前提下，箱体和端盖选用灰口铸铁HT200，齿轮齿条选用20CrMTi，转台及回转支撑选用45号钢。3.5本章小结本章主要进行了随车起重运输车工作装置的设计。确定了副车架及机架的外形和材料，并且对举升机构进行了运动分析和受力分析，从而计算车各缸的工作行程及受力大小、举升臂的受力，同时确定了举升机构的主要尺寸参数并加以校核。最后对所选用的销轴和举升臂也作了确定和校核，充分证明所得举升机构的相关参数符合其工作要求。第4章液压系统的设计与选型4.1液压系统设计分析随车起重运输车的液压系统原理图如下图4.1所示，本章主要完成对液压元件的计算、选型以及设计。由于液压泵、举升液压油缸、折叠液压油缸、回转机构、液压阀等常见液压元件已实现高度标准化、系列化与通用化并由专业化液压件厂集中生产供应。因此对于这些液压元件只需要计算选型，其内容为液压缸的直径与行程、液压泵的工作压力与流量、液压阀的通径、以及油箱的容积与管路内径等。而对于增压缸，虽然各液压厂家也有生产，但对于此次设计均不合适，故需要对其进行设计。图4.1随车起重运输车液压传动系统1、2、4、8-液压缸3-液压锁5、14-分配阀6、9-流量控制阀7也转机构10、12-滤清器11-由箱13-液压泵15-安全阀16-益流阀4.1.1夜压缸的选型与设计液压缸是液压系统中的执行元件，其形式多样，按照其结构特点可分为活塞式、柱塞式和摆动式按照作用方式分又可分为单作用和双作用两种。其中以双作用活塞式液压缸应用最多。活塞式液压缸重量轻、结构简单、工作可靠、拆装方便，易于维修的特点，广泛适用于车辆、工程机械、起重运输机械、矿山机械及其它机械工业的液压传动系统中。柱塞式液压缸适用于行程较长的场合。摆动式液压缸加工工艺较复杂一般用于回转

机构。举升液压缸和折叠液压缸均采用双作用单杆活塞4.1.2液压缸的最大载荷1、举升液压缸状态一：如图4.2所示F•l11图4.2工作状态=(m+m)g•〈，4+mg(l+1)=1 2 2 1 21758.40+77420

04=197.946KN(4.1)l=600mm，l=1980mm，l=2352mm(2)状态二:F-111m1=50.37kg，m=40.48kg如图4.3所示=(m+m)g.—+mg(l+1)=您.40+77420=197.946KN1 2 2 10.4(4.2)l=600mm，l=1980mm，l=2352mmm1=50.37kg，m2=40.48kg

2、折叠液压缸如图4.4所示，在图示状态液压缸受力最大（4.3）F-sin45。-121=m2g-12sin15。+mg-12-sin15（4.3）l=l=480mm，l=1700mmm=2000kg，m=40.48kg图4.4图4.4受力分析图3、支腿液压缸（1）打开支腿时，如图4.5所示支腿跨距的确定a=—k1m+（4.4）(m+m)+PRK1.880x90.85+3.76x2000x1.21,f——兰——\a=—k1m+（4.4）(m1+m2)+Q 4000+90.85+2000l=600mm，l=1980mm，l=2352mmm=50.37kg，m=40.48kg=4000kgei®4.5支腿跨距的m^g确定tz最大载荷时支腿力压力的计算则每个支腿上所受的支撑载荷F户:(则每个支腿上所受的支撑载荷F户:(4.5)F广%=仲5；9.8=27424N4.1.3确定系统工作压力由经验知道工程机械中，对于大负载机械，为了使机器紧凑、轻便一般都使用高压或中高压系统，一般取16〜20MPa。高空作业车由于载重较小，故可取较小的系统工作压力此处初定为16MPa,即p=16MPa4.1.4液压缸的内径计算,,由D压力此处初定为16MPa,即p=16MPa4.1.4液压缸的内径计算,,由D=1.13cmF max——ApF(4.6)式中Ap 系统压力差Ap=p-p0其中p为回油背压，按一般的推荐值取0Po=0.5MPao故Ap=16-0.5=15.5MPa。门-cm门-cm1、举升液压缸内径液压缸效率，对于橡胶密封圈门顷=0.95。D=1.13x：197.946机0.131=131mm1 \15.5x0.95按GB2348-80,取推荐D1=140mm。2、折叠液压缸内径:87112D=1.13x， 牝0.087=87mm2 V14.725x106取推荐值D2=100mm3、支腿液压缸D=1.13x：—27424—r0.049=49mm3 14.725x106查手册，取推荐系列D3=50mm4.1.5液压缸缸筒壁厚和外径计算液压缸最大密封压强为(4.7)P= max—(4.7)□八-D24式中F-max液压缸最大载荷，N。D——液压缸缸筒内径由壁厚3= L° +c(2.&［—p中。)原液压缸试验压力，pa，此处p广P(4.8)式中pyD 液压缸内径，m中。一一强度系数，对于无缝钢管取为1。c——考虑壁厚公差和浸蚀的附加厚度，

c=0.002。通常取 0.001〜0.002m，此处取［。］——缸筒许用应力，［b］=孑，其中，ab=600MPan为安全系数，取n=3.5[a]=600=171428571P3.5 a(1)举升液压缸缸筒壁厚和外径计算-^z^-D丸 1D2412865332.12x0.14+C—(2.3x171428571-12865332.12)x1+0.02=7mm2.31]-FmaxD1=D]+251=140+2x7=154mm(2)折叠液压缸缸筒壁厚和外径计算F (2)折叠液压缸缸筒壁厚和外径计算F mzx■D丸一1—D242466029.724+C—(2.3x171428571-13700165.13)x1+0.02=8mm2.3A] max丸一D1=D2+252=100+2x8=116mm(3)支腿液压缸缸筒壁厚和外径计算Fmzx■D丸1—D24698700.6369+C(3)支腿液压缸缸筒壁厚和外径计算Fmzx■D丸1—D24698700.6369+C—(2.3x171428571-13974012.74)x1+0.02=4mm2.31]-F max:D2]D1=D+25=50+2x4=58mm3查表取推荐值:D1=1681D=2192=60故实际壁厚:举升液压缸:，D—D—1 12168-140 =14mm2折叠液压缸:219-180_i95 19.5mm2,支腿液压缸：8= 一3=一-——=5mm3 2 24.1.6液压缸活塞杆直径的计算根据活塞杆往返速度比：D24=—= D2—d22由起臂时间和收臂时间"=2It故（1）由起臂时间和收臂时间"=2It故（1）d=0.707D举升液压缸总98.99mm按GB2348-80取标准值 《=10mm（2）折叠液压缸一一T d=87X\；—牝127.28mm按GB2348-80按GB2348-80取标准值d2=12mm（3）支腿液压缸■1=49x」_\2牝35.36mm按GB2348-80取标准值d3=32mm4.1.7液压缸活塞杆强度校核(4.9)4F

b= <—s(4.9)兀d2ns式中 F'—液压缸最大载荷，即Fmax，Nb——材料的屈服极限，P

屈服极限安全系数，取，=3.51、举升液压缸4F——max1= / 丸d2丸屈服极限安全系数，取，=3.51、举升液压缸4F——max1= / 丸d2丸x©.1力14X197946。25.22<客17MPa.故举升液压缸活塞杆强度满足强度条件2、折叠液压缸4F 4x348450“.600%=B七x(0.1251"28.4<方=171MPa2= max2=故折叠液压缸活塞杆强度满足强度条件3、支腿液压缸4x27424 600a34.12< =171MPa3.5a4F——max3= f Kd2 丸xS.032力3故支腿液压缸活塞杆强度满足强度条件4.1.8液压缸活塞杆稳定性校核当液压缸支承长度时，需要校核活塞杆弯曲稳定性，液压缸弯曲示意图如图4.6所F=兀EIx106

k~K2.L2B(4.10)式中Fk——活塞杆弯曲失稳临界压索力，NE——实际弹性模数，E1=1.8x106MPa活塞杆横截面惯性矩，对于圆形截面兀d4I= 64液压缸安装及导向系数，查表取为K=1。深长时的总长度，m图4.6液压缸弯曲图1、举升液压缸(1)状态一：如图4.2所示，压缩力最大时广 兀EIX106F=——1 k1 K2•L2B1兀x(0.056)4兀2X1.8X106 —X106= 64 12X(1.42)2=4253217N故，F=67495<4253217=1215204N3.5（2）状态二：如图4.3所示，液压缸达到最大长度时兀x0.0562兀2X1.8X106X X106F= 64 =2144046Nk1 12X22故，F=72495<2144046=612584N1 3.5可知，举升液压缸满足稳定性要求。2、折叠液压缸兀x0.090264兀2X1.8X106X X1066412x1.2962F= 6412x1.2962k2F21266306=6076087N3.5-k2ns故，F=181325N<Mns折叠液压缸满足稳定性要求。3、对支腿液压缸兀2X1.8X106XFk3兀x0.05626412X1.422X106 =2702996NF2702996=772284N3.5满足稳定性要求。可见，F=<M，满足稳定性要求。ns4.1.9液压缸的工作压力max4Fmax兀D叫cm(D2-d2)pD2(4.11)式中门cm液压缸效率，门cm=0.951、P。回油背压，取P=0.5MPae举升液压缸P= ma1x+1max丸D2门1cm4x197946G.14*x0.95D2-d2PD21.14*—(0.1*0.5x106-13.79MPa2、折叠液压缸0.5X1062、折叠液压缸0.5X1064X348450G.18*x0.95p4F *D2—d2P2max兀D2门 D2-14.68MPa3、支腿液压缸P3m4x27424兀xG.05* +X0.954F D2—d2Px兀D2门 D23cm 3板05*-(0.032*1G.05*0.5X106-15.00MPa4.1.10液压缸的流量液压缸流量应该按伸缩速度计算，随车起重运输车，可以只按伸出速度计算流量即因为采用单泵供油，缩回速度要求不严格［7］。(4.12)八兀D2V(4.12)Q= 4门V式中D——液压缸的内径V——伸出速度，V=1、门-1、门-V举升压缸容积效率，取门v=12、折叠液压缸八 兀D2、折叠液压缸八 兀D2VQ=——2—2 4门VfW=25.4X10-5mm-3、支腿液压缸Q=1 4门V阳=g血4*X0.01=15.4Q=1 4门V4x1 sX0.01八 冗D2v 3.14xk0.05>X0.01Q= 33=3 4门 4X1V4.1.11液压缸选择选择HSG型工程机械液压缸尺寸如上尺寸如上尺寸如上尺寸如上尺寸如上折叠液压缸：支腿液压缸：4.2液压阀的选型系统中选取二位二通液压阀、二位三通液压阀、二位四通电磁阀及三位四通电磁阀，同时，由于系统流量小，液压阀的通径选取为10mm的即可满足要求［8］。4.3本章小结本章主要是对液压系统的各组成元件进行了主要参数计算，将由取力器取出的发动机动力，通过液压泵转换成液压能，然后经液压系统的各种装置将液压能转换能机械能，使随车起重运输车得工作装置作业。重点完成了对液压缸的选型。另外，还对液压阀进行了简单的计算选型。第5章随车起重运输车主要性能计算专用汽车性能参数计算是总体设计的主要内容之一，其目的是检验整车参数选择是否合理，使用性能参数能否满足要求。主要的性能参数计算包括整车的动力性计算、经济性和稳定性计算。5.1动力性计算5.1.1发动机外特性发动机外特性是指发动机油门全开时的速度特性，是汽车动力性计算的主要依据。在外特性图上，发动机的输出转矩和输出功率随发动机转速变化的二条重要特性曲线，为非对称曲线。工程实践表明，可用二次三项式来描述汽车发动机的外特性，即T=an2+bn+c （5.1）式中-——发动机输出转矩，（N・m）；n 发动机输出转速，（r/min）；a、b、c——待定系数，由具体的外特性曲线决定［9］。1、已知外特性曲线时，根据外特性数值建立外特性方程式如果知道发动机外特性曲线时，则可利用拉格朗日三点插值法求出公式（5.1）中的待定系数a、b、c。在外特性曲线上选取三个点，即T、n，T、n，T、n，1 e1 e2e2 e3 e3依拉氏插值三项式有：T=T(」en2)(nene3)ee1(n-n)(n-T=T(」en2)(nene3)ee1(n-n)(n-n)e1 e2 e1 e3e2(n-n)(n-n) e3(n-n)(n-n)e2 e1 e2 e3 e3 e1e3e2(5.2)将上式展开，按幕次高低合并，然后与51）式比较系数，即可得三个待定系数a、2、无外特性曲线时，按经验公式拟合外特性方程式如果没有所要的发动机外特性，但从发动机铭牌上知道该发动机的最大输出功率T-TT=T-—em——」T-TT=T-—em——」(n-n)2

eem(n-n)2 TeTp发动机最大输出转矩(N・m)；（5.3）式中T-emnT 发动机最大输出转矩时的转速（r/min）；np 发动机最大输出功率时的转速（r/min）；TP发动机最大输出功率时的转矩（N・m），T,=9549由公式（5.1）和公式（5.3）,可得Pemnpa=一七+丁,(n-n)2b=2；tH-Tp)(n-n)2c=T-、T)nem (n-n)2(5.4)发动机外特性曲线是在室内试验台架上测量出来的，应对台架试验数据用修正系数目进行修正，才能得到发动机的使用外特性。5.1.2汽车的行驶方程式汽车的动力性可由汽车的行驶方程式表示，其计算公式［1。］为：（5.5）fiwjF滚动阻力，N；F——空气阻力，N；式中F——驱动力，N；F——坡道阻力，N；F——加速阻力，N。1、驱动力Ft随车起重运输汽车在地面行驶时受到发动机限制所能产生的驱动力F^与发动机输出转矩T的关系［11］为:

e（5.6）式中ig——变速器某一挡的传动比；i。——主减速器传动比；n——传动系统某一挡的机械效率;七 驱动轮的动力半径（m）；目——发动机外特性修正系数。2、滚动阻力Ft随车起重运输汽车的滚动阻力F由下式计算:F=mgfcosa（5.7）式中in,——随车起重运输汽车的总质量（Kg）;a——道路坡度角（°）;f——滚动阻力系数。3、 坡道阻力Fi随车起重运输汽车上坡行驶时，整车重力沿坡道的分力为坡道阻力，其计算公式为:F=mgsina （5.8）4、 空气阻力Fw大量试验结果表明，汽车的空气阻力与车速V的平方成反比，即F=0.047CDADV2 （5.9）式中CD——空气阻力系数，专用汽车可取为0.5〜0.9；AD——迎风面积（m2），可按A=BH估算，B为轮距（m），H为整车高度（m）。5、 加速阻力Fj加速阻力是汽车加速行驶时所需克服的惯性阻力，有：F=5mj （5.10）式中j 汽车加速度（m/s2）；8——传统系统回转质量换算系数。5的计算公式为£IIi2i2门5=1+ w+^_0__g （5.11）mr2 mr2a a式中七——车轮的转动惯量（Kg・m2）；,——发动机飞轮的转动惯量（Kg・m2）；r——车轮的滚动半径（m）。进行动力性计算时，若不知道Iw、If值，则可按下述经验公式估算5值：8=1+8+8i2 （5.12）1 2g式中8尸82=0.03〜0.05。低挡时取上限，高挡时取下限。A=七就。3坐-0.047CA0.142r2r ddd式中(5.13)i2i2Rr|b

—0.377rr

d

式中(5.13)1rdC=-mg5.1.3动力性评价指标的计算衡量汽车动力性能的评价指标有三个，即最高车速、最大爬坡度和加速性能。1、车速vmax根据最高车速的定义，有,a=0,j=0，由式（5.12）可得:Av2+Bv2+C+Cf=0

a a1 2将式(5.8)代入上式，有：Av2+(B+kC)v2+(C+Cf)=0

a 2a 1 20因 (B+kC2*-4A(C1+f0C2)>0所以令D=.\：所以令D=.\：(B+kC2)2-4A(C1+C2f°)（5.14）又因A<0,(B+kC又因A<0,(B+kC2)>0，可确定专用汽车的最高车速为vmax-（B+kC）-Dv= 2 max 2A2、最大爬坡度imax当汽车以最低挡稳定速度爬坡时，有j=0，为简化，可设f-f0，（5.15）可得:（5.15）则由式Av2+Bv+C]+C2(f0coa+sia)=0对上式两边以v为自变量求导，可得：八 “. da八2Av+B+C(-fsia+coa)=0（5.16）（5.17）当d；=0时，a取最大值，此时有：v=-b代入式（5.17），可得:二 B2-4ACfcosa+sina= 12令则对上式进行整理后可得:B令则对上式进行整理后可得:B2-4AC14AC2f°co&+sM=E(5.18)sin仪=E土fJ1+f2-E2Sm<X "1+f20当f0=0时，sina=E,但实际上滚动阻力总是存在，并且滚动阻力系数愈大，汽车爬坡能力愈小。因此上式中应取负号，又因八《1,1+fjQ1，则上式可简化为a =arcsim-fv'1-E2） （5.19）由此可得到专用汽车的最大爬坡度七x，为：i=tan （5.20）3、加速度j maXmaXmax专用车辆在水平路面上的加速度的计算公式如下：（5.21）j=^L[Av2+Bv+C1+C2(f0+kv)]a（5.21）专用车辆在某一挡位加速过程中最大加速度可由j=f（v）的极值点求出，令得到极值点的车速v0为专用车辆在某一挡位加速过程中最大加速度可由j=f（v）的极值点求出，令得到极值点的车速v0为djdv』[2Av+B+kCom 2aB+kC

v=— 2-0 2A（5.22）将（5.22）式代入（5.21）式，可得专用汽车在该挡时的最大加速度为:j=二[。+cf—B+kC2]=—e

maxOm1 20 4A 4AOma a5.1.4随车起重运输车整车动力性计算随车起重运输车整车的有关参数见表5.1和表5.2。（5.23）表5.1与计算有关的整车参数名称符号 数值与单位发动机最大功率Pem 193KW发动机最大功率时的转速np2400r/min发动机最大转矩Tem860N・m发动机最大转矩时的转速nT1500r/min车轮动力半径rd0.530m车轮滚动半径r0.556m主减速比i05.571汽车列车迎风面积AD5.80m2汽车列车总质量（满载）ma25000Kg表5.2随车起重运输车变速器速比挡位1234567倒挡ig9.2046.0823.9822.5061.5861.000.8299.059系数r、门、f。、k和CD的确定结果如表5.3所列，回转质量换算系数如表5.4所列［12］表5.3动力性计算需确定的有关系数名称符号数值发动机外特性修正系数R0.90直接挡时传动系效率n0.89其它挡时传动系效率n0.87空气阻力系数CD0.564滚动阻力系数f00.011k0.00022挡位123456753.57142.13971.50571.21841.10551.061.0506表5.4质量换算系数5的计算结果倒挡3.49202、确定发动机外特性曲线的数学方程由于没有所要的发动机外特性，故采用经验公式拟合外特性方程式［13］。将表（5.1）中相关数值代入公式（5.5），可得

T=9549二=9549x_193=767.9N・m

pn 2400-860+767.97T+T --860+767.9=-0.1137x10-3a==-0.1137x10-32x1500x(860-767.9)(15002x1500x(860-767.9)(1500-2400*=0.3411(860-767.9)x15002=860— (1500-2400) =604-2即得发动机外特性的数学方程如下:T=an2+bn+c=-0.1137x10-3n+0.3411n+604.23、计算各挡位时的系数A、B、q、。2和D的值依据公式（5.11）和（5.12依据公式（5.11）和（5.12），将上面确定的有关参数分别代入计算，计算的结果如表5.5所列。4、计算随车起重运输车的最高车速vmax将直接挡（第6挡位）A、B、C「C2和D值代入公式（5.13），可得该随车起重运输车的最高车速Vmax为Vmax-(B+kC)-D-(64.23-0.00022x250000)—182.7Vmax— 1 = / \ =84.55km/h2A 2x(—1.135)5、计算最大坡度imax将最低挡（第一挡位）A、B、C「C2的值代入公式（5.22）,可得:B2-4AC_60112+4x553.4x466704AC21 4x553.4x250000 .-0.011E-0.28822Z16.12。-0.011E-0.28822Z16.12。a=arcsin（E-fJ1-E2）=arcsin0.2882随车起重运输车的最大爬坡度为：i=tana =tan16.12。=0.28906、计算最大加速度jmax将各挡的A、D、8的值代入公式（5.23），有：D2 D2j=- _ =- _max 4A8m 4x22645A8a其计算结果如表(5.6)所列。挡位1234567jmax1.0110.9940.81540.60220.43110.29870.1932表5.6各挡的最大加速度倒挡0.98925.2燃油经济性计算专用汽车的燃油经济性通常用车辆在水平的混凝土或沥青路面上，以经济车速V满载行驶的百公里油耗量来评价，也称百公里油耗或等速百公里油耗2，它可以根据发动机的负荷特性或万有特性来计算［14。首先根据随车起重运输车的行驶初速度Va开始，计算出相应的发动机转速，有:n=0ga（r/min） （5.24）e0.377然后计算出随车起重运输车在该车速时的整车驱动功率或发动机的有效输出功率P（平坦路面上匀速行驶时，P=0，P=0）e ij

(KW)(5.25)一,A3]

"3600a76140a)(KW)(5.25)根据Pe和\的计算值，在万有特性图上查出有效燃油消耗率七（g/kw・h）,再利用下式计算百公里燃油消耗量Q（kg/100km）： £(5.26)Q=Pege （L/100km）(5.26)1.02vy式中Y一燃油的密度，kg/L。汽油可取y=6.96N/L〜7.15N/L；柴油可取y=7.94N/L〜8.13N/L。随着车速的不同，各挡位燃油消耗量也不同，下面来计算一下随车起重运输车在直接挡时经济速度（40〜50km/h）下的燃油消耗量，代入式（5.24）得n=—=%571x1x50=1378.5（r/min）e 0.377r0.377x0.536由公式（5.25）得P=1P=1fmgfe叭1f25000x9.8x0.0110.89v由式（5.26）得3600CA)T——v+—d—v33600a76140a)0.564x4.99sAx50+ x503=45.31KW76140 )Q=Pege=45.31x306=33.98Kg/100km

1.02vy 1.02x50x8.0a5.3随车起重运输车稳定性计算1.随车起重运输车静态稳定性计算由普通汽车底盘改装成的专用汽车，其质心位置均较普通货车为高，其原因是由于副车架或工作装置的布置，使装载部分的位置提高了，因此需对整车的静态稳定性重新进行计算。分析专用汽车的静态稳定性，首先应计算出整车的质心位置。当随车起重运输车的总布置基本完成后（见总装配图），即可对该车的质心位置进行计算。计算时可根据已有的资料，或利用试验结果，也可用计算方法来确定专用车各总成的质量及其质心位置坐标，然后按照力矩平衡方程式，求出整车的质心位置［15。根据EQ1081T40DJ4A汽车满载轴荷分配（前轴2800kg，双后轴5595kg），可以估算出随车起重运输汽车满载轴荷分配情况，初定前轴2800kg，双后轴5590kg，因前轴至后轴的距离是4.100m，则整车重心离前轴长为a=||芬x4.100=2.053m，离后轴距离为b=l-a=2.047m。重心离地高度估算为h=1.250m。车辆的稳态稳定性是指车辆停放或等速行驶在坡道上，当整车的重力作用线越过车轮的支承点（接地点），则车辆会发生翻倾。若整车的重力作用线正好通过支承点，则车辆处于临界的倾翻状态，此时的坡度角称为最大倾翻稳定角P皿弑另一方面，当车辆停放在坡道或在坡道行驶时，若坡道阻力大于附着力时车辆由于附着力不足而向下滑移，同样也会出现失稳，其最大滑移角amax仅取决于车轮和路面间的附着系数中，有：tana=中 （5.27）图5.1为厢式货车侧向稳定的临界状态，有tg^ =-B （5.28）max2hg式中B 轮距（m）。图5.1侧向稳定性的计算图由于侧翻是一种危险的失稳工况，因此，为避免侧翻，依据测滑先于侧翻的条件有:—>9 （5.29）2hg取随车起重运输车轮胎和普通混凝土路面间的横向附着系数9=0.7,则专用汽车的最大侧倾稳定角不小于35。同理，可以推出专用汽车纵向稳定条件：（1） 若a>b，则上坡时易后翻，有：b , 、>9 （5.30）hg（2） 若a>b，则下坡时易于前翻，有：由公式（5.27）、（5.28）可知C • 1.800p =arctan^2^=arctan七]250=35.75。>45。g所以随车起重运输车的横向稳定性能够保证。因a>n则上坡时易于后翻，由公式（5.31）可知±二螳=1.432>0.7h1.250所以随车起重车的纵向稳定性得到保证[16。由上述分析可知，随车起重运输车在进行装卸工作时能够保证其稳定性。5.4本章小结本章是对本次改装设计结果的检验，以此判断整车改装设计的合理性及实用性。