汽車起重機伸縮臂系統(tǒng)設計_【汽車專業(yè)畢業(yè)論文】【答辯通過】

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1、 畢業(yè)設計〔論文〕 題目 汽車起重機伸縮臂系統(tǒng)設計 目 錄 前言……………………………………………………………………… 1 摘要……………………………………………………………………… 2 1 緒論 2 國內外汽車起重機開展概況及趨勢 2 伸縮臂結構開展現狀 4 伸縮臂機構形式介紹 6 本課題內容及重要意義 7 2 QAY50汽車起重機主要技術參數和工作級別 7 2.1 QAY50起重機主要技術參數 7 2.2 QAY50汽車起重機的工作級別 9 3伸縮臂傳動方案和臂架截面確實定 12 伸

2、縮臂傳動方案確實定 12 伸縮臂架截面確實定 14 4伸縮臂設計計算 17 起重機伸縮臂尺寸確實定 17 臂架伸縮液壓缸的計算及選擇 22 4.3伸縮臂受力計算 25 5伸縮臂有限元分析 31 伸縮吊臂有限元模型建立 32 5.2 計算結果與分析 34 總結 37 致謝 38 參考文獻 39 汽車起重機伸縮臂系統(tǒng)設計 摘 要：臂架是起重機的主要承載構件。起重機通過臂架直接吊載，實現大的作業(yè)高度與幅度。臂架的強度決定了最大起重量時整機起重性能，其自重直接影響整機傾覆穩(wěn)定性，因而臂架結構設計的優(yōu)劣，將直接影響整機的性能，如整機重量、整機重心高度和整機穩(wěn)定性等。所以要在

3、保證臂架平安工作的條件下盡量減輕臂架的重量，這對提高整機質量和經濟性具有很大的現實意義。本文主要根據QAY50噸汽車起重機工作要求來確定伸縮機構的結構和傳動方案，進而采用傳統(tǒng)的設計方法對主臂的三鉸點、主臂的長度、及每節(jié)臂的長度、臂架的結構、液壓缸尺寸進行確定，對臂架進行受力分析，利用有限元對臂架進行分析。 關鍵詞：伸縮臂；液壓缸；臂架結構，有限元分析 Design of truck crane Telescopic boom system Abstract：Boom is the main host of crane components. Directly through the

4、jib crane hanging load, to achieve great height and range operations. Arm strength determines the maximum time from the weight lifting machine performance, its weight directly affect the machine overturning stability, structural design and therefore merits of boom, will directly affect the overall p

5、erformance, such as the weight of the whole machine center of gravity height and machine stability. Thus, to ensure safe working conditions of boom to minimize the weight of boom, which improves overall quality and economy of great practical significance. Mainly based on XCMG truck crane 50 tons of

6、requests to determine the structure and transmission expansion program, and then using the traditional design method is the main arm of the three nodes, the main arm length, arm length, and each section, Boom structure, determine the size of hydraulic cylinders. Keywords：Telescopic boom; hydraulic

7、cylinder; Structure of boom ；ansys 前言 近年來，隨著社會的開展，社會生活中對起重機的需求越來越大，但是，與國外汽車起重機相比，國外汽車起重機技術得到了飛速開展，所以國內起重機的研發(fā)越來越緊迫。然而對于汽車起重機整機而言，汽車起重機伸縮機構設計的好壞直接影響整機的性能。因此汽車起重機的伸縮臂架設計技術被作為目前汽車起重機急需解決的主要關鍵技術之一。本課題針對徐工50t汽車起重機伸縮機構的分析和研究，從而改良汽車起重機的整機性能，降低本錢，同時提高了起重機的作業(yè)能力及使用經濟性。目前伸縮臂機構有兩種形式，繩排系統(tǒng)和單缸插銷式。繩排系統(tǒng)在中國已經應用的比擬成熟

8、，也是一種歷史比擬悠久的技術。此技術的優(yōu)點是臂長變化容易、工作臂長種類多、可以帶載伸縮、實用性很強，缺點是自重重、對整機穩(wěn)定性的影響較大。而單缸插銷式伸縮臂技術是典型的機、電、液一體化系統(tǒng).而本課題的汽車起重機伸縮臂采用的是雙缸雙繩排系統(tǒng)，槽形截面，通過傳統(tǒng)的設計方法對主臂的三鉸點、主臂的長度、及每節(jié)臂的長度、液壓缸尺寸進行確定，對臂架進行受力分析，利用有限元對臂架進行分析。 1 緒論 中國的汽車式起重機誕生于上世紀的10年代，經過了近30年的開展，期間有過3次主要的技術改良，分別為70年代引進蘇聯的技術，80年代引進日本的技術，90年代引進德國的技術。但是總體來說，中國的汽車式起

9、重機產業(yè)始終走著自主創(chuàng)新的道路，有著自己清晰的開展脈絡，尤其是進幾年，中國的汽車式起重機產業(yè)取得了長足的開展，雖然與國外相比還有一定的差距，但是這個差距正在逐漸的縮小。而且我國目前在中小噸位的汽車式起重機的性能已經完好，能夠滿足現實生產的要求。在不久的將來，我國的汽車式起重機行業(yè)一定會開展成為一個開展穩(wěn)定，市場化程度高的成熟產業(yè)。 許多專家認為，高速開展的市場，是中國汽車式起重機產業(yè)各個廠商有利的技術創(chuàng)新根底和環(huán)境。近幾年，中國汽車式起重機產業(yè)除了一家較小的公司與日本起重機品牌廠家合資以外，其余廠家一直在追趕國外先進水平的進程中，一直堅持自主的技術創(chuàng)新道路，根本上沒有整體引進國外技術

10、的做法，也使的中國汽車式起重機產業(yè)在到達和接近國際先進水平的同時，在產品技術上有明顯的中國特質。 中國汽車式起重機已經大量使用PLC可編程集成控制技術，帶有總線接口的液壓閥塊，液壓馬達，油泵等控制和執(zhí)行元件已較為成熟，液壓和電器已實現了緊密的結合?？赏ㄟ^軟件實現控制性能的調整，大幅度簡化控制系統(tǒng)，減少液壓元件，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，具備了實現故障自動診斷，遠程控制的能力。 當前我國新一代汽車起重機產品，起重作業(yè)的操作方式，大面積應用先導比例控制，具有良好的微調性能和精控性能，操作力小，不易疲勞。通過先導比例手柄實現比例輸送多種負荷的無級調速，有效防止起重作業(yè)時的二次下滑現象，極大的提高了起重

11、作業(yè)的平安性、可靠性和作業(yè)效率。 局部大型汽車式起重機還在伸縮臂上使用了單缸插銷的伸縮技術，通過液壓銷作用，以單個液壓油缸可完成多節(jié)伸臂的運動，并到達各種工況的程度控制和自動伸縮，改變了以往能不油缸加內部繩排的作業(yè)方式，使起重機相對更輕，拓展了起重機向更高工作高度開展的空間。 在走向國際市場的過程中，我國汽車式起重機產業(yè)近幾年品質水平的快速提高，也得到了國際擁護的高度肯定，由于產品使用標準，用戶的專業(yè)素質較高，出口產品的質量反應比在過內有了明顯的減少，產品反映較好。這都為中國汽車式起重機行業(yè)的開展打下了良好的根底。 目前世界上約有百余家企業(yè)生產汽車起重機，但著名的也就右十余家，如美國

12、的格魯夫、德國的利勃海爾、徳馬克、日本加藤、多田野等。生產的汽車起重機品種有數百種，90年代以來，生產，銷售各種噸位的起重機萬余臺。 汽車起重機的市場主要集中在東亞、北美和歐洲。東亞約占銷售量的40%，北美和歐洲各約占20%。國外汽車起重機開展的主要特點可以歸納為：多品種生產，標準化程度高和一機多用。 目前，世界汽車起重機的生產，從技術上講，德國利勃海爾公司略占優(yōu)勢，但從企業(yè)規(guī)模上講，美國格魯公司居世界首位。而生產量那么是日本的多田野和藤加最多。市場總的趨勢式供大于求，面對劇烈競爭，國外各大公司除了紛紛增加投資、擴大生產、提高自身的競爭能力外，還通過聯合或兼并來提高在國際市場的份額

13、。如1984年，美國格魯夫公司收購了英國老牌企業(yè)科爾斯公司。1987年，德國克虜伯公司收購了格的瓦爾德公司，稱為當時德國最大的起重機公司，但該公司1995年又被美國格魯夫公司收購。1990年，日本多田野兼并了德國法恩公司等。 在起重機行業(yè)內，國外的大型汽車起重機的開展比我國迅速，在技術和運用上已相當成熟，目前國際市場對汽車起重機的需求在不斷增加，從而使國外各大汽車式起重機制企業(yè)在生產中更多的應用優(yōu)化設計，機械自動化和自動化設備，這對起重機行業(yè)的開展造成了很大的影響。目前國外的起重機企業(yè)主要是生產大噸位的起重機，而且有完善的設計體系，和一批先進的研發(fā)人員，不斷的進行創(chuàng)新和完善。國外的制造企業(yè)現

14、在已經到達規(guī)?；纳a，技術含量比擬高，而且液壓技術和電子技術在汽車起重機的設計中也已廣泛的應用，很多企業(yè)的品牌在用戶的心中已經打上了堅實的烙印，這也使的國外起重機的繼續(xù)開展占有了更大的優(yōu)勢。 伸縮臂作為輪式起重機的主要受力構件，其重量一般占整機的13%~20%，而其在大型起重機的重量中所占的比例那么更大。因此，伸縮臂的性能對大噸位輪式起重機在大幅度、高起升高度情況下性能的影響至關重要，而伸縮臂的關鍵技術在于伸縮機構的形式和臂架截面形式。 目前我國生產的輪式起重機以中、小噸位為主，普遍采用伸縮油缸加繩排的伸縮機構的形式，只是在細節(jié)上各具特點。該伸縮機構的特點是最末一、二節(jié)伸縮臂采用鋼絲

15、繩伸縮，其它伸縮臂用油缸伸縮，因而最末節(jié)伸縮臂的截面變化較大，大大降低了起重機在大幅度下的起重性能。同時采用該形式的起重機在五節(jié)以上伸縮臂應用時難度較大。西方興旺國家生產50噸以上的中、大噸位輪式起重機時，普遍采用單缸插銷形式的伸縮機構。該形式伸縮機構的采用大幅度提高了起重機的起重性能。 從B~aChina2007年博覽會上可以看出，橢圓形伸縮臂、單缸插銷式伸縮機構、自動伸縮臂系統(tǒng)構成了以德國利勃海爾(UEBHERR)代表的西方先進伸縮臂技術的核心，代表當前世界最高水平，是輪式起重機伸縮臂技術的開展方向。LTM1300起重臂的截面也采用了橢圓形截面，其截面上彎板為大圓弧槽形板，下彎板為橢圓形

16、槽形板，且由下向上收縮，其重量優(yōu)化，抗扭性能顯著，具有固有的獨特穩(wěn)定性和抗屈曲能力。 GROVE和TADANO采用大圓弧六邊形截面，根據需要，腹板上設計橫向和縱向加強筋，提高腹板的抗屈曲能力。KATO采用四邊形截面，也采用加筋解決腹板的抗屈曲能力，大圓弧六邊形截面在國內己廣泛使用。 目前國內僅徐工集團徐州重型機械廠一家推出QAY130、QAY160、QAY200、QAY240、QAY300五種噸位單缸插銷式伸縮臂技術的全地面起重機，并采用進口高強度鋼板，雙缸加雙繩排的伸縮機構，在吊臂伸縮時，臂節(jié)之間有寬大的滑塊，保證了主臂的同心度，使重量和受力較好的傳遞，增大起重能力。獨特的吊臂對中裝置，

17、使伸縮更方便，但國內其它廠家目前還沒有使用這種截面形式。 輪式起重機的伸縮式吊臂是一個雙向壓彎構件，除受有整體強度、剛度、穩(wěn)定性的約束外，主要受局部穩(wěn)定性約束，因此把伸縮臂制成為箱形截面是合理的。歸納起來，伸縮臂可以制成幾種典型箱形截面:矩形、梯形、倒置梯形、五邊形、六邊形、八邊形、大圓角矩形以及橢圓形截面等。目前，利勃海爾推出的橢圓形截面是全地面起重機針對不同機型，它所設計的截面形狀也有一定的差異。起重機制造廠商所選用的吊臂截面形狀。 表1.2 國外主要起重機制造廠商選用的吊臂截面形式及特點 公司 截面形式 截

18、面特點 高強度鋼四板拼焊，腹板薄，制有大量密集重孔，孔邊鑲固，孔之間加筋，自重輕，承載力大，垂直方向及側向繞度小 Grove 高強鋼四角鋼加固，側板較薄，大強度/重量比，吊臂垂直于側向繞度較小 F.M.C Gottwald σc=700Mpa調制合金鋼，八角形壓型后焊接 五邊形，“V〞型底部突緣，重量輕而鞏固，受壓穩(wěn)定性好，側向移動小 KATOσ1=70

19、0Mpa，高強鋼，焊接工藝先進 Liebherr兩塊不同厚度板壓制成大圓角槽形，在中線拼焊，受力合理 繩排系統(tǒng)在中國已經應用的比擬成熟，也是一種歷史比擬悠久的技術。此技術的優(yōu)點是臂長變化容易、工作臂長種類多、可以帶載伸縮、實用性很強，缺點是自重重、對整機穩(wěn)定性的影響較大。現在在100噸以下的起重機上應用的比擬廣泛，其原理如圖，就是簡單的滑輪原理。對于四節(jié)臂以上起重臂的伸縮機構又分為以下兩種：多缸或多級缸加一級繩排、單缸或多缸加兩級繩排。DEMAG和TADANO局部產品采用第一種伸縮機構，這種伸縮機構的特點是最末一節(jié)伸縮臂采用鋼絲繩伸縮，其它伸縮臂采用多級缸或多

20、個單級缸或多級缸和單級缸套用等方式直接用液壓缸伸縮。因而最末伸縮臂的截面變化較大，其它臂節(jié)截面的變化較小。在過去，徐重、浦沅、長起跟隨LIEBHERR技術多年，普遍使用第二種伸縮機構，使用單缸或雙缸加繩排實現四節(jié)或五節(jié)臂的伸縮。這種伸縮方式在國內最先進，但解決五節(jié)臂以上起重臂的伸縮難度很大。北起、泰起、錦重等廠家采用第一種伸縮機構〔多個單級缸加一級繩排〕，但由于技術落后，第二缸、第三缸的進回油依靠軟管卷筒輸送?，F在，大多數5節(jié)臂的起重機使用的是雙缸雙繩排的技術，一般為第2節(jié)臂獨立伸縮，第3.4.5節(jié)臂同步伸縮；4節(jié)臂的一般單缸雙繩排為2.3.4節(jié)同步伸縮。其局限性在于最末一、二節(jié)伸縮臂采用鋼絲

21、繩伸縮，其它伸縮臂用油缸伸縮，因而最末伸縮臂的截面變化較大，大大降低了起重機在大幅度下的起重性能；同時，對于大噸位的起重機，對鋼絲繩的要求也非常高，符合要求鋼絲繩非常難加工。雖然有些日本企業(yè)有將繩排技術開展到6節(jié)甚至更多，但是對于中大噸位起重機，一般企業(yè)還是優(yōu)先考慮單缸插銷技術。 單缸插銷式伸縮臂技術是典型的機、電、液一體化系統(tǒng).以較典型的德國利勃海爾為例，作為伸縮臂伸縮的執(zhí)行機構，主要由〔見圖〕1．伸縮缸、2．拔銷機構、3．缸銷等組成，為保證伸縮臂伸縮過程的平安性、可靠性，該機構采用內置式互鎖系統(tǒng)即在伸縮油缸上裝的彈簧驅動缸銷銷定伸縮臂后，才機械釋放該節(jié)臂和其他節(jié)臂的連接。該方式確保某

22、一節(jié)伸縮臂和伸縮油缸互相鎖定后才能釋放該節(jié)臂和其它節(jié)臂的聯接。利勃海爾將拔銷裝置置于伸縮機構上方，其優(yōu)點是結構簡單，自鎖性強，便于實現；格魯夫GROVE、德馬格〔DEMAG〕、多田野〔TADANO&FAUN〕將拔銷裝置置于伸縮機構兩側，結構布置上比擬困難，對加工、裝配精度要求高，插拔銷難度相對較大。缸銷那么都布置在伸縮機構的側方。單缸伸縮機構要求動作靈活、可靠性高、響應速度快、互鎖性好，否那么，很難實現吊臂的可靠伸縮。 此技術采用單缸、互鎖的缸銷和臂銷、精確測長電子技術，優(yōu)點是重量最輕，對整機穩(wěn)定性的影響最小，但技術難度大、本錢較高、臂長種類少、伸縮時間長、臂長變化時麻煩。現在，徐重和浦沅等國

23、內企業(yè)也成功研制出了此項技術，采用的是和LIEBHERR相似的拔銷裝置置于伸縮機構上方的形式。由于此技術對于電液的要求較高，尤其是在自動伸縮的PLC控制和伸縮系統(tǒng)的液壓回路的設計上，國內企業(yè)的技術還不是太成熟，可靠性還不是太高，還有較長的路去走。 近年來，隨著社會的開展，社會生活中對起重機的需求越來越大，所以起重機的研發(fā)越來越緊迫，由于汽車式起重機轉場靈活，從而方便快捷，所以進幾年我國的汽車式起重機開展很快。但是，與國外汽車式起重機相比，國外汽車式起重機技術得到了飛速開展，為了降低整機本錢，提高性能，整機質量越來越小，在起重性能相同的情況下，自重約比十年前降低了２０％左右，由于車輛自重的

24、減小，使車輛采用盡可能少的軸數〔尤其是大噸位起重機〕，這樣，大大簡化了車輛的結構，本錢降低，同時提高了起重機的作業(yè)能力及使用經濟性，所以，同等噸位的銷售價較前十年有大幅下降，對中國國內市場造成了很大沖擊，因此，對我國的汽車式起重機的生產者來說是一個嚴峻的考驗。臂架是起重機的主要承載構件。起重機通過臂架直接吊載，實現大的作業(yè)高度與幅度。臂架的強度決定了最大起重量時整機起重性能，其自重直接影響整機傾覆穩(wěn)定性，因而臂架結構設計的優(yōu)劣，將直接影響整機的性能，如整機重量、整機重心高度和整機穩(wěn)定性等。所以要在保證臂架平安工作的條件下盡量減輕臂架的重量，這對提高整機質量和經濟性具有很大的現實意義。 根據Q

25、AY50汽車起重機工作要求來確定伸縮機構的結構和傳動方案，進而采用傳統(tǒng)的設計方法對主臂的三鉸點、主臂的長度、及每節(jié)臂的長度、臂架的結構、液壓缸尺寸進行確定，對臂架進行受力計算，采用ANSYS對臂架進行有限元分析。 2 QAY50汽車起重機主要技術參數和工作級別 2.1 QAY50起重機主要技術參數 起重機的技術參數表征起重機的作業(yè)能力，汽車式起重機的主要技術參數包括起重量、起升高度、幅度、起重力矩等。這些參數表名起重機工作性能和技術經濟指標，它是設計起重機的技術依據，也是生產使用中選擇起重機技術性能的依據。 〔1〕起重量 起重機起吊重物的質量稱為起重量，通常以Q表示，單位為k

26、g或t。起重機的起重參數通常是以額定起重量表示的。所謂額定起重量是指起重機在各種工況下平安作業(yè)所容許的起吊重物的最大質量的值，它是隨著幅度的加大而減小的。帶有吊鉤的起重機的額定起重量不包括吊鉤和滑輪組的自重。 汽車式起重機的額定起重量隨著吊臂的方位〔側方、前方、前方三個根本作業(yè)方位〕不同而有所變化。汽車式起重機的額定起重量還分支腿全伸、不用支腿吊臂行駛3種情況。起重機吊重行使時，起重臂必須前置。起重機不用支腿作業(yè)和吊重行使時的額定起重量決定于輪胎、車橋〔或輪對轉向架〕的承載能力。 如上所術，由于汽車式起重機的各種工況比擬復雜，考慮的因素較多，額定起重量不只一個時，通常稱額定起重量為最大起

27、重量。此次設計的是50噸汽車式起重機的主臂，所以取起重量為Q=50t。 〔2〕起升高度 起升高度是指從地面或軌道頂面至取物裝置最高起生位置的鉛垂距離〔吊鉤取取鉤環(huán)中心〕，單位為米。如果取物裝置能下落到地面或軌面以下，從地面或軌面至取物裝置最低下放位置間的鉛垂距離稱為下放深度。此時總起升高度H為軌面以上的起升高度h2和 軌面以下的下放深度h3之和，H=h2+h3。 由于汽車式起重機的起升高度隨著臂架仰角和臂架長度變化，在各種臂長和不同臂架仰角時可得相應的起升高度曲線。汽車式起重機起升高度的選擇按作業(yè)要求而定。在確定起升高度時，應考慮配屬的吊具、路基和汽車高度保證起重機能將最大高度的物品裝入

28、車內。 ∕9.0〔米〕，最長主臂范圍為38∕ 〔3〕幅度 旋轉臂架式起重機處于水平位置時，回轉中心線與取物裝置中心線垂直之間的水平距離稱為幅度〔R〕。幅度的最小值Rmax和最大值Rmin根據作業(yè)要求而定。在臂架變幅平面內起重機機體的最外邊至取物中心鉛垂線之間的距離稱為有效幅度，有效幅度可為正值或副值。 汽車式起重機有效幅度通常是指使用支腿工作，臂架位于側向最小幅度時，取物裝置中心鉛垂線至該側兩支腿中心連線的水平距離，它表示汽車式起重機在最小幅度時工作的可能性。汽車式起重機的幅度R如圖2

29、.1所示。參見表2.1，此次汽車式起重機的幅度R=3m。 〔4〕起重力矩 起重力矩是臂架類起重機主要技術數據之一，它等于額定起重量Q和其相對應的工作幅度R的乘積，即M=Q×R，起重力矩一般用t·m為單位。參見表1，Q=50t，R=3m,此次設計的汽車式起重機的起重力矩為M=Q×R=50×3=150t·m。同時參見表1可知，根本臂起重力矩為150 t·m，最長主臂的起重力矩為85 t·m。 2.2 QAY50汽車起重機的工作級別 〔1〕 起重機利用等級 起重機在有效工作期間有一定總工作循環(huán)數，起重機作業(yè)的工作循環(huán)是從準備其吊物品開始到下一次其吊物品為止的過程。工作循環(huán)次數表征

30、起重機的利用程度，是起重機分級的根本參數之一。確定適當的使用壽命時要考慮經濟，技術和環(huán)境等因素，同時還要考慮設備老化的影響。工作循環(huán)次數除了可根據經驗確定，還可根據下式進行計算： 〔2.1〕 式中 : Y—起重機的使用壽命以年計算，與起重機的類型、用途、環(huán)境、技術、經濟因素有關。 由于本設計為50噸，參見?起重機設計手冊?不同類型起重機使用壽命表，如表2.3所示，可知Y=13年。 B—起重機一年中的工作天數，取B=300天。 H—起重機每天工作小時數，取H=8小時。 T—起重機一個工作循環(huán)的時間，設定為T=300秒。 根據以上計算所得出的數據，(次)

31、 參見?起重機設計手冊?起重機利用等級表，如表2.2所示，可以選擇起重機的利用等級為，起重機的 使用情況為 ，經常中等的使用。 表2.2 起重機利用等級 利用等級 總的工作循環(huán)次數N 起重機使用情況 利用等級 總的工作循環(huán)次數N 起重機使用情況 5 經常中等的使用 1 不經常繁忙使用 不經常使用 2 4 繁忙的使用 經常清閑的使用 4 表2.3 幾種不同類型的起重機的使用等級 起重機類型 使用壽命 〔年〕 汽車起

32、重機〔通用汽車底盤〕 10 輪胎起重機和汽車起重機〔專用底盤〕 起 重 量 〔t〕 小于16 11 16～40 12 ＞40～100 13 大于100 15 塔式起重機 小于10 10 等于和大于10 16 橋式和門式起重機 工作級別 、 30 、、 25 、 20 履帶起重機 10 門座和鐵路起重機 25 (2) 起重機的載荷狀態(tài) 載荷狀態(tài)是起重機分級的另一個根本參數，它說明起重機的主要機構—起升機構受載的 輕重程度。載荷狀態(tài)與兩個因素有關：一個是實際起升載荷，與額定起升載荷之比，令一個是實際起升載荷的作用次

33、數N1，與工作循環(huán)次數N之比。 =0.125，即很少吊起額定載荷，一般起吊輕載荷。 表2.4 起重機的載荷狀態(tài)及其名義載荷譜系數 載荷狀態(tài) 名義載荷譜系數 說明 —輕 很少起升額定載荷，一般起升輕微載荷 —中 有時起升額定載荷，一般起升中等載荷 —重 經常起升額定載荷，一般起升重載荷 —特重 頻繁的起升額定載荷 (3) 起重機工作級別確實定 劃分起重機的工作級別，示為了對起重機金屬結構和機構設計提供了合理的根底，它能使起重機勝任它需要完成的工作任務，起重機的工作級別使根據起重機的利用等級和起重機的載荷狀態(tài)而確定，根據?起重機設計手冊?中，起重

34、機工作級別的劃分，如表2.5所示，可以確定，此汽車式起重機的工作級別為A4。 表2.5 起重機工作級別的劃分 載荷狀態(tài) 名義載荷譜系數 利用等級 —輕 —中 —重 —特重 3 伸縮臂傳動方案和臂架截面確實定 3.1 伸縮臂傳動方案確實定 主臂的伸縮機構很多，可以從兩種角度進行分類，即按驅動形式的不同，以及各節(jié)臂間的伸縮次序關系不同進行分類。 按驅

35、動形式的不同，可分為液壓、液壓—機械和人力三種。采用液壓驅動時，執(zhí)行元件選用液壓油缸，利用缸體和活塞桿的相對運動推動，推動下節(jié)臂的伸縮，在設計三節(jié)臂伸縮機構時，為了減輕重量，還可以利用吊臂之間的伸縮比例，采用鋼絲繩和滑輪組實現第三節(jié)臂的伸縮，以實現第三節(jié)臂的伸縮，這就形成了液壓機械驅動。在某些情況下可以取消伸縮機構，代之采用人力驅動，或采用推桿和繩索的器件，而輔之以人工安裝插銷等方法伸縮吊臂，這就形成了人力驅動。這幾種方法往往在小于等于三節(jié)臂的情況下使用。 對于擁有三節(jié)或三節(jié)以上的吊臂來講，各節(jié)臂的伸縮方式可以由不同的選擇，但是，由前面提到的大致可以分為三類。 〔1〕順序伸縮：指吊臂在伸縮

36、過程中，各節(jié)伸縮臂必須按一定先后順序，完成伸縮動作。 〔2〕同步伸縮：指吊臂在伸縮過程中，各節(jié)伸縮臂同時以相同的形成比例進行伸縮。 〔3〕獨立伸縮：指吊臂在伸縮過程中，各節(jié)臂均能獨立進行伸縮。顯然，獨立伸縮構，同樣也可以完成順序伸縮或同步伸縮的動作。 在現實中，三節(jié)伸縮臂或三節(jié)以上的伸縮機構，往往式上述幾種伸縮機構的中和，而很少單獨采用某一種伸縮機構。在三節(jié)伸縮臂時，根本上采用一個液壓缸加一個滑輪組的同步伸縮機構。超過三節(jié)臂時，常用兩個液壓缸加一個滑輪組的伸縮機構，或采用三各液壓缸的伸縮機構，五節(jié)臂時為兩個液壓缸加兩個滑輪組，或最后一節(jié)的伸縮可用手動的或簡單的插銷式伸縮機構。

37、 圖3.1 伸縮臂傳動方案圖 傳動過程：液壓缸2向外伸出帶動第2節(jié)臂伸出，同時由于鋼絲繩的長度是不變的，而液壓缸2向外伸出時鋼絲繩1變長，從而鋼絲繩6變短，使得第三節(jié)臂通過固定在液壓缸2上的滑輪3向外伸出，當第三節(jié)臂向外伸出的時候由于鋼絲繩的長度是不變的，鋼絲繩8變長，從而鋼絲繩9變短，使得第四節(jié)臂通過固定在三節(jié)臂上的滑輪向外伸出，最終按順序的伸長，反之縮回過程同理。 3.2 伸縮臂架截面確實定 伸縮臂是受彎為主的雙向壓彎構件，除受有整體強度、剛度、穩(wěn)定性的約束限制外，主要受局部穩(wěn)定性約束。因此采用何種截面形式使吊臂的自重較小、材料的

38、利用充分，是伸縮式吊臂設計的關鍵技術。 以下是目前伸縮式吊臂常見的截面形式(如圖2.2所示): . 歸納起來，伸縮臂可以制成幾種典型箱形截面:矩形、梯形、倒置梯形、五邊形、六邊形、八邊形、大圓角矩形以及橢圓形截面等。 其中，矩形截面是由翼緣板和腹板焊接而成的，它是目前輪式起重機伸縮臂中用得最多的截面形式。與其他截面形式相比，矩形截面的制造工藝簡單，具有較好的抗彎能力和抗扭剛度，因此，中、小噸位輪式起重機的伸縮臂通常都采用這一形式，但是這種截面沒有充分發(fā)揮材料的承載能力，為了使伸縮臂各節(jié)之間能很好地傳遞扭矩和橫向力，需設附加支承。

39、梯形截面的上翼緣板窄，下翼緣板寬，截面中性層靠下能發(fā)揮上翼緣板的機械性能，提高腹板的穩(wěn)定性，前部滑塊可接近腹板布置，后部滑塊傳遞給上翼緣板的集中力，因上翼緣板窄，產生的彎曲力矩減小。梯形截面的扭轉剛度和橫向剛度均較矩形截面大，但是，這種截面的下翼緣板寬，對局部穩(wěn)定不利，材料性能得不到充分發(fā)揮，且需設側向支承裝置，這是梯形截面的缺點。 倒置梯形的下翼緣板窄，上翼緣板寬，對提高低翼緣板的局部穩(wěn)定性很有好處，材料能得到充分利用，且和梯形截面一樣，具有較大的橫向剛度和扭轉剛度，倒置梯形伸縮臂對安裝變幅油缸較為有利，但是這種截面對上翼緣板的局部彎曲和腹板的穩(wěn)定性不是很有利，亦需設側向支承。 梯形和倒

40、置梯形截面的伸縮臂通常用于大噸位的輪式起重機。八邊形和大圓角矩形截面的下翼緣板和腹板的實際計算寬度較小，有利于提高抗失穩(wěn)的能力。前后滑塊均支承在四角處，伸縮臂各板不產生局部彎曲，且能較好地傳遞扭矩與橫向力，因此這兩種截面形式的伸縮臂能較好的發(fā)揮材料機械性能，減輕結構自重。對大噸位輪式起重機采用這種截面形式是適宜的。制造這兩種截面形式的吊臂，需要大型軋床，但是隨著工業(yè)的開展，這兩種形式的吊臂應用會逐漸增多。 LIEB班RR的LTM1300起重臂的截面采用了橢圓形截面，其截面上彎板為大圓弧槽形板，下彎板為橢圓形槽形板，且由下向上收縮，其重量優(yōu)化，抗扭性能顯著，具有固有的獨特穩(wěn)定性和抗屈曲能力。D

41、EMAG也使用橢圓形吊臂截面形式。GROVE和TADANO采用大圓弧六邊形截面，根據需要，腹板上設計橫向和縱向加筋，提高腹板的抗屈曲能力。KATO采用四邊形截面，也采用加勁筋解決腹板的抗屈曲能力。大圓弧六邊形截面在國內己廣泛使用，泰起在其新品QY50A上也首次使用，其它廠家目前還在使用四邊形截面。目前，橢圓形起重臂的技術代表最高水平，其優(yōu)勢很明顯，由于不需采用加筋，因而每節(jié)臂截面的變化很小，有利于減輕起重臂的重量，提高起重機的起重能力。但是截面的成型難度大，生產周期長。。 對吊臂截面的設計是本次畢業(yè)設計的重點內容，因此參閱了國內外大量的資料，伸縮吊臂是輪式起重機中至關重要的部件，其重量一

42、般占整機的13%~20%，而大型起重機這個比例那么更大，這就導致起重機在大幅度下的起重量和大起重量下的起升高度急劇降低。因此，在滿足各項設計指標的前提下，采用優(yōu)化設計，盡可能降低吊臂自重，尤其對大噸位起重機具有十分重要的意義。減輕吊臂重量，增大吊臂剛度是改善起重性能的重要途徑。因此我從這個角度來確定吊臂截面，下面是我確定截面為U型截面的過程。 首先是選擇吊臂的材料，是最直接的減輕吊臂重量的途徑，全地面起重機伸縮臂的材料一般是16Mn，最好采用高強度的低合金鋼。但在材料確定的條件下，只能改良吊臂的形狀，也就是吊臂截面的形狀，來改良吊臂的性能。吊臂的截面形狀是決定吊臂重量的主要因素，近幾年來，隨

43、著吊臂材料強度級別的提高，如何充分利用材料的性能，結構專家提出了如何解決強度平安儲藏與薄板局部失穩(wěn)平安儲藏均衡的問題，從而推動吊臂截面從四邊形向六邊形、多邊形、橢圓形、U形開展。根據吊臂材料的開展趨勢，在最近幾年內，材料強度級別的提高將受到限制，更高強度級別的材料將很難面世，U形吊臂技術將是最近幾年內的最高水平。然而，吊臂是一個可以伸縮的階梯梁，目前，除根本臂可以加強外，許多生產廠家將伸縮臂設計成等截面梁，根據吊臂的受力特點，變截面伸縮臂將使吊臂更輕，性能更強。為了提高起重作業(yè)性能，減輕自重，起重臂截面形狀采用“U〞形截面。該種截面是經過優(yōu)化計算得出的最優(yōu)的截面形式，從而能最大限度地發(fā)揮材料的

44、力學性能。 ~~8mm范圍內，側板薄一些對于減輕吊臂重量極為有效，但必須認真考慮其局部失穩(wěn)的問題，有的在鋼板上隔一定距離軋一條橫向筋，以增加其強度。有的為了減輕重量也可在側板上開大孔，并卷邊加強。下底板一般做得比上蓋板厚些，一方面滿足下底板局部穩(wěn)定性的需要，為了減輕自重，吊臂應盡量做成等強度梁。具體到每節(jié)臂的優(yōu)化設計問題，我們考慮兩個非常重要的工況:根本臂工況和全伸臂工況。由根本臂工況通過優(yōu)化設計確定根本臂截面尺寸和壁厚，并由各節(jié)臂之間的間隙確定其余各節(jié)臂的截面尺寸，然后再由全伸臂工況確定其它節(jié)臂的壁厚。 U型的截面最危險處為四角焊縫處，該處應力最大，也是最易產生應力集中的地方。U型截面有

45、大的抗彎模量和較高的抵抗局部失穩(wěn)的能力。確定U型為較合理的形狀。U型截面的橫向抗彎剛度和抗扭剛度比其他形式好。U型側板的上半部拉應力較大，提高了側板的穩(wěn)定系數。下底板做成圓形，是為了提高低底板的抗局部失穩(wěn)的能力，和減少側板的計算寬度。這樣以來可以采用更薄鋼板，而充分利用鋼板的厚度，特別在采用高強度鋼材時。因為高強度鋼材的抗局部失穩(wěn)的能力并不比普通鋼板高。吊臂不同部位可以采用不同強度的鋼材，以充分發(fā)揮鋼材作用，如上蓋板才高強度，下蓋板采用普通鋼。 根據以上闡述的理論，在以下的設計中，將采用焊接方式為主〔各種焊接方式應用到適宜的位置〕，螺紋連接以及鉸接為輔方式進行臂架的連接。QAY50全地面起重

46、機的舉升臂主體材料為合金結構鋼適當的選取16Mn進行加固。上下底板和腹板承受不同的載荷有的彎矩大，有的正應力大，故采用不同的材料。在選取材料時應遵循性價比最高選擇，以優(yōu)化減輕臂架重量為最終目的。以到達對臂架乃至起重機性能的優(yōu)化的目的。 根據公式 = ，四節(jié)的尺寸依次為：455×660、420×600、385×540、350×480 〔mm〕 4伸縮臂設計計算 此次設計的50噸汽車式起重機的起升高度為38米，臂架材料選用HG6O。參見表4.1，選擇吊臂的節(jié)數為4。主臂尺寸的確實定包含以下的的內容：一、 吊臂根部鉸點位置確實定，二、吊

47、臂各節(jié)尺寸確實定，三、變幅液壓缸鉸點確實定，四、臂架的受力計算和分析，五、伸縮臂結構的校核。 表4.1 起重機吊臂節(jié)數 最大起升高度H(m) 10～15 16～19 20～29 30～40 吊臂節(jié)數K 3 2～3 3～4 4～5 4.1.1 吊臂跟部鉸點位置確實定 設e為吊臂根部鉸點O至回轉中心線的水平距離，h為鉸點O到回轉支承裝置上外表的垂直距離，那么鉸點O的坐標為〔e，h〕見圖5.1.1。設是鉸點O至根本臂截面中心線距離，設下標i表示不同位置的值的序號〔i=1，2，…，n〕當第i個值為時，鉸點O的位置為。帶有符號，在吊臂中心線以下為負，反之為正。那么：

48、 圖4.1.1 三鉸點有關尺寸圖 吊臂根部鉸點的位置與吊臂長度，起升高度和幅度有關。設吊臂的工作長度為lw。即： 〔4.1〕 從而得出=10.2m。 式中：H—根本臂的起升高度，H=10.2m。 b—吊頭距滑輪組的最短距離，b=1.5m。 、 —根部鉸點和頭部滑輪軸心離吊臂根本截面軸心的距離，并帶有正負號，在中心線以下者為正，以上為負。由于此項數值較小，所以在計算時可以不計。 h—根部鉸點離地距離，參見QAY50的h值，取h=2.4m。 —吊臂仰角，其值小于最大仰角=80°即=0.7amax。即=56°。 吊臂根部離鉸點的距離e

49、 〔4.2〕 得出吊臂根部離鉸點的距離e=1.73m。所以取距離e=1.73m。 吊臂根部鉸點離回轉平面的高度為 式中：——為回轉支承裝置的高度，= 0.16m。 ——為起重機汽車底盤的高度，=1.4m。 將最大起升高度H1帶入公式得出主吊臂最大長度。 〔4.3〕 式中：H1—最長主臂作業(yè)長度，=38m。 a，r，b，h同上。 4.1.2 吊臂各節(jié)尺寸確實定 主吊臂的最長長度是由根本臂結構長度和外伸長度所組成。 即 〔 〔4.4〕 式中﹑﹑為各節(jié)伸縮臂的伸縮長度，在設計當中，伸縮長度往往取同一數值，即。那么外伸長度， ﹑﹑為二，三，四

50、節(jié)臂縮回后外漏局部的長度，在計算時取同一數值〔a=0.25米〕。 假設假設為臂頭滑輪中心離根本臂端面的距離，那么根本臂結構長度加上即為根本臂的工作長度。 =+=+ 而=++=〔K-1〕 將上式帶入式〔4.4〕可得 =-〔K-1〕+〔K-1〕=+〔K-1〕+〔K-1〕=+〔K-1〕〔4.5〕 即 38.5=10.2+〔4-1〕 從中可以得出=9.43〔m〕。 式中：K-為吊臂的節(jié)數。 通常搭接長度應該短些，以減輕吊臂重量。但是，太短將搭接局部反力增大了，引起搭接局部吊臂的蓋板或側板局部失穩(wěn)，同時，也是吊臂的間隙變形增大。因此，搭接局部要根據實際經驗和優(yōu)化設計而定，

51、一般為伸縮臂外伸長度的1/4—1/5〔吊臂較長者取后者，較短者取前者，同步伸縮者可取后者〕。 從而得出外伸長度為=〔0.2-0.25〕〔m〕。 在第i節(jié)臂退回后，除外露局部長度a外，在前節(jié)〔i-1〕節(jié)臂中的長度加上伸出后仍在前節(jié)臂中的那局部搭接長度，第i節(jié)臂插在前節(jié)臂內的長度為〔+〕，假設第i節(jié)臂的結構長度為，那么 =++a =+ 〔4.6〕 各節(jié)伸縮臂插入前一節(jié)都留有一段距離c，這是結構上的需要，在此距離內要設置伸縮油缸的鉸支座和其它的結構構件，其大小視情況而定，在此次設計中 選擇c=0.55m。 因此前后兩節(jié)臂由這樣的關系

52、，=+c-a 〔4.7〕 從式4-6可知，=++a =++a 將上述兩式代入式〔4.7〕，可得。 ++a=++c ，==，==，從上式可知，后一節(jié)的搭接長度，臂前一節(jié)的搭接長度小一些，因為一般情況下結構空間c臂外露空間a大一些，得出 =+〔c-a〕 〔4.8〕 此次設計共有4節(jié)臂，其最后一節(jié)的搭接長度為使其等于1/5的外伸長度，現在和已經得出，那么根據式〔4.7〕，吊臂的各節(jié)搭接長度和結構長度分別為， +〔c-a〕=2.186〔m〕

53、 +〔c-a〕=9.117〔m〕 +2×〔c-a〕=2.486〔m〕 +2×〔c-a〕=9.488〔m〕 +3×〔c-a〕=2.786〔m〕 +3×〔c-a〕=9.848〔m〕 +4×〔c-a〕=3.086〔m〕 +4×〔c-a〕=10.186〔m〕 各節(jié)臂長度尺寸的驗算 計算的根本臂工作長度必須滿足下面的式子，所計算的各節(jié)臂的長度值才能滿足需要， =+〔K-1〕≥+〔K-1〕c=1.2〔+〕+〔K-1〕c 〔4.9〕 式中： ×10.186+0.2〔4-1〕=12.823〔m〕

54、 1.2〔+×〔9.43+0.2〕+〔4-1〕×0.55=12.632〔m〕 即式〔4.9〕成立，所計算各節(jié)臂的長度滿足要求。 上述為所計算出的各節(jié)臂的長度尺寸，參考QAY50噸汽車起重機設計各節(jié)臂尺寸確實定，最終確定長度為:=10.186〔m〕、=9.848〔m〕、 =9.488〔m〕、 =9.117〔m〕 4.1.3 變幅液壓缸鉸點確實定 變幅液壓缸的鉸點如圖4.1.3所示，變幅液壓缸根部鉸點〔〕的位置，一般使其落在回轉支撐裝置的滾道上，從而改變了平臺的受力情況。采用雙作用液壓缸，其鉸點離回轉中心的距離f取決于雙缸間的距離B,可通過下式算得：

55、 〔4.10〕 由于回轉支撐裝置D和吊臂寬度B都與起重能力有關，一般取D=(2.1～2.4)B。那么從式4-10得出， m 式中：D-起重機底盤直徑，D=2m。 從而可以得出鉸點已經確定。 圖4.1.3 三鉸點相互位置圖 鉸點在求得和已經確定即=0.84m，e=1.73m，所以認定鉸點已經確定。因為鉸點離滾道面的距離式構造所定，一般取=0.18m。 在圖4.1.3中可以看出，只有在根本臂上固定的鉸點尚未確定。鉸點的取得要滿足下述條件，在變幅缸縮回時， 吊臂位在行駛狀態(tài)，變幅液壓缸長度為最短長度；而當全伸時吊臂位在最大仰角狀態(tài)，液壓缸長度到達最大

56、長度。連接吊臂鉸點〔〕，變幅缸鉸點〔〕和〔〕，形成或。在中，在中，.面角是與水平線的夾角，它可由下式求得： 〔4.11〕 式中：=0.84m，=0.18m，=1.73m，=0.9m。 從而可以得出：°。 在和確定后，用三角公式求得的位置，在中，其邊角關系為： 在中， ，，=〔1.6～1.7〕，并帶入上述2式并消去、，可得的二次方程式： 〔4.12〕 式中：=2.71m，=80°，°。 的值是根據實際的情況而定，在設計中，大體是所設計的鉸點應位于根本臂工作長度的中點處，由利于起重機的受力分布，使支點能夠到達最大的作用效果。

57、 將上述值帶入式(4.12)得出：=0時，=7.23或1.01， =50時，=4.24或1.73， =40時，=5.59或1.32， 在=40時，比擬接近中點值，所以鉸點位置確定為：=40時，=5.59或1.32，在=5.59時，根部鉸點的位置落在前方軌道上，=1.32時，根部鉸點落在前方軌道上。根據上述計算，汽車起重機鉸點的位置已經確定。 4.2 臂架伸縮液壓缸的計算及選擇 4.2.1 缸筒內徑計算 主臂液壓缸定為1節(jié)，尺寸形狀可按如下進行設計計算，當主臂仰角為56時，工作幅度

58、為3米時，主臂吊最大載荷Q=50T,此時伸縮缸承受最大壓力 T 〔4.12〕 伸縮缸在工作時能夠到達的工作壓力按30MPa計算，根據公式如下 =mm (4.13) 式中:D—液壓缸的內徑 F—最大載荷 P—工作壓力 可得出，D=159mm,參見表4-2，取D=160mm。 表4-2 缸桶內徑選擇表 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 40

59、0 〔1〕計算 活塞桿直徑d一般按液壓缸往復運動速度比計算，公式如下： mm 〔4.14〕 式中：D—液壓缸直徑 --往復運動速度比，參見表4-2-1，選擇=2。 可得出：d=113mm；參見表4-2-2，選擇d=125mm。 表4-2-1 速度比選擇 壓力MPa ≤10 12.5～20 ≥20 速度比 2 表4-2-2 活塞桿直徑尺寸系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 35 40 45 5

60、0 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 〔2〕強度驗算 活塞桿工作時，一般主要受軸向主要拉壓作用力，因此活塞桿的強度驗算，可按直桿拉壓強度驗算，可按直桿拉壓公式計算， 即 〔4.15〕 式中：--活塞桿內應力。 F—液壓缸負載力。 --活塞桿材料許用應力 ，為材料的抗拉強度，材料為45號鋼，故為600MPa，n為平安系數，

61、一般取n≥3～5，n取5。 將上述值代入， 式〔4.15〕成立，所以強度滿足要求。 〔3〕穩(wěn)定性驗算 當活塞桿直徑與液壓缸安裝長度之比為1：10以上時，活塞桿容易出現不穩(wěn)定狀態(tài)，產生縱向彎曲破壞，這時需要進行受壓穩(wěn)定性計算。 計算時吧液壓缸整體看成一個和活塞桿截面相等的桿件，采用歐拉公式計算出臨界壓縮載荷，再帶入壓桿穩(wěn)定公式進行計算。 歐拉公式： (4.16) 式中：E—材料的彈性模數，對鋼而言，E=MPa。 J—活塞桿截面慣性矩，=。 L—液壓缸安裝長度，由文獻〔1〕可知，此處選擇為L=14

62、.9m液壓缸長度l=7.5米 。 --長度折算系數，由文獻〔1〕可知，=1。 計算可得=N。 壓桿穩(wěn)定公式為： 〔4.17〕 式中：--平安系數，一般取=3.5。 將帶入上式，所得結果與式〔4.15〕不符合。 參見表4-3-2，重新選擇活塞桿直徑d=140mm。 將上述值代入式〔4.15〕進行強度驗算，式〔4.15〕成立，即滿足強度要求。 所得N。將上述數值再次代入式〔4.17〕，進行穩(wěn)定性驗算，計算可知，所得結果與式〔4.17〕相符合，可以確定尺寸為d=140mm

63、 液壓缸壁厚和外徑由強度條件確定 〔1〕缸筒壁厚確實定 缸筒分為2種，當缸筒內徑D和壁厚的比值時，稱為薄壁缸筒，反之稱為厚壁缸筒。 對薄壁缸筒 (4.18) 式中：--液壓缸的耐壓試驗壓力，當P＜16MPa時，=1.5P。當P＞16MPa時，=1.25P，P為液壓缸工作壓力為30MPa。 --缸筒材料的許用應力，,為材料的抗拉強度，材料為45號鋼取=600MPa，N為平安系數，一般取N=5。 D—缸筒內徑D=160mm。 將上述數值代入式〔4.18〕

64、可得，=25mm。 此時，不滿足式，所以所求液壓缸不是薄壁缸筒，為厚壁缸筒。 對厚壁缸筒 〔4.19〕 通過上式求得=9.13，取整為=10mm。 即所得缸筒壁厚為10mm。 〔2〕缸筒外徑計算 缸筒外徑為 〔4.20〕 所得結果為=180mm。 通過計算得出液壓缸的根本參數為： 缸筒內徑：160mm 活塞桿直徑：140mm 缸筒外徑：180mm 根據上述數值，參見徐工液壓

65、件廠的伸縮缸技術參數選擇液壓缸的參數如下： 缸徑：160，桿徑：140，工作壓力：20Mpa，實驗壓力：25Mpa，行程：7500。 起升繩拉力T： 式中： --額定起重質量 --吊鉤質量 --吊臂動力系數 m--吊鉤滑輪組的倍率 --滑輪組效率 由設計手冊中查得， =10t、 =1050kg、 =1.15、m=1、 計算得到：T=138370N 計算時將起升繩拉力T分解為平行吊臂軸線方向的分力和垂直吊臂軸線方向的分力 ；將垂直載荷Q分解為垂直吊臂軸線方向的分力β和平行吊臂軸線方向的分力 。伸縮臂在變幅平面受力情況如下

66、 〔10000+1050〕 伸縮臂有兩個支點，一是臂根與車架的鉸接點，另一個是吊臂與變幅油缸的鉸接點，因此在變幅平面內可把吊臂視為簡支外伸梁。由垂直力Q 和起升繩拉力T 對吊臂軸線偏心引起的力矩為： 式中：e1------臂端定滑輪與吊臂軸線的偏心距 e2------臂端導向滑輪與吊臂軸線的偏心距 β------伸縮臂在變幅平面傾角 =5.8868-4.1608=1.7260N?M 由起升載荷以及吊臂重量引起的垂直載荷Q為： 伸縮臂在旋轉平面視為根部固定、端部自由的懸臂梁。它承受的軸向力與在變幅平面受力情況一樣，即T=R+ T1，軸向力F 可以分解為當吊臂旁彎時不變方向的軸向力R 和變方向軸向力 伸縮臂在旋轉平面的側向載荷包括貨物的偏擺載荷 類型擺角 輕型 中型 重型 特重 3° 4° 5° 6° 表4-3-2 擺角 α=4°,那么 不裝副臂，力矩，側向力中的貨物偏擺載荷S貨原來作用于臂端定滑輪的軸心處，因此吊臂還受有扭矩 可知 =3.635 N?M 箱型伸縮式