中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 1 頁1 緒 論1.1 概論 汽車起重機是起升輸送物料的機具，是國民生產各部門提高勞動生產率、生產過程機械化不可或缺的大型機械設備，對提高生產各部門的機械化，縮短生產周期和降低生產成本起著非常重要的作用。汽車起重機可以廣泛應用于工礦企業(yè)、建筑工地、港口碼頭、油田、鐵路、倉庫及貨場等工況下的起重作業(yè)和吊裝工作。隨著國民經濟的飛速發(fā)展，汽車起重機在各行業(yè)的作用也越來越大，經濟杠桿作用與日俱增。目前，國內汽車起重機主要從 8t 300t 不同噸位的 10 多類產品。國內比較著名的起~重機生產商有徐州重型機械廠三一重工、中聯(lián)重工等，如圖 1.1 所示為三一重工生產的QY25C 汽車起重機。隨著技術水平的不斷提高，產品噸位也在朝著更大噸位的方向發(fā)展。起重機的設計制造也從一個側面反映了國家的工業(yè)現(xiàn)代化水平。圖 1.1 三一重工 QY25C 汽車起重機分析國內這幾年市場需求情況，8t 產品增長幅度不大， 16t、25t、50t 銷量 2001 年比2000 年分別增長了 33.2%、62.8%、101.6%，這說明市場將更多的需求中大噸位的汽車起重機。為了增加產品的競爭力，錦州重型機械股份有限公司決定研制新型 25t 汽車起重機。新型起重機的特點主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）吊臂采用易于定心、對腹板抗失穩(wěn)能力、抗扭曲變形能力強的大圓角六邊形截面；（2）轉臺采用立板加筋結構；這種結構在滿足強度要求的同時減輕了重量，提高起重性能，使材料的機械性能得到進一步的利用； （3）采用前懸下沉全景駕駛室專用汽車底盤。這種底盤車身長，適合較長吊臂的布置（吊臂的增長，使整機的起升高度增加） ，且乘坐舒適、視野開闊。 （4）液壓系統(tǒng)增設回轉制動閥、液壓先導閥、液控操縱回路，使回轉抗沖擊能力增強、操縱更加方便；（5）液壓輔件采用新型錐面密封與 O 型圈相結合的雙重密封，提高管路密封壽命； （6）利用現(xiàn)代設計方法和手段，開發(fā)、編制相關的計算軟件，提高設計質量和效率，縮短產品研發(fā)周期。軟件要有良好的通用型，已適應其他噸位產品的開發(fā)。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 2 頁1.2 國外汽車起重機的發(fā)展狀況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(shù)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%。國外汽車起重機發(fā)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。就分布于三大市場的產品而言，以德國為主的歐洲市場，其產品主要特點為：（1）全地面起重機占主導地位，約占市場份額的 80%。（2）大噸位產品為主，利勃海爾公司占銷售額的 70%～80%式 100t 以上的產品。（3）技術先進，及時采用世界最新的技術成果。（4）專用配套件多，這以為歐洲發(fā)展汽車起重機的得天獨厚的條件。以日本為主的東亞市場和以美國為主的北美市場，其產品主要特點有：（1）越野汽車起重機占主導地位，約占 70%～80%，其次為輪式起重機，全地面起重機所占比例較小。（2）多系列生產，中大噸位居多。（3）注重適應性和經濟性。在保證產品性能和功能的前提下，大量采用通用配套件，而不強調追趕新技術，故產品可靠性較好。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。而生產量則是日本的多田野和藤加最多。市場總的趨勢式供大于求，面對激烈競爭，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(lián)合或兼并來提高在國際市場的份額。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發(fā)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)的發(fā)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(xiàn)在已經達到規(guī)?；纳a，技術含量比較高，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)發(fā)展占有了更大的優(yōu)勢。1.3 國內汽車起重機的發(fā)展狀況我國在 1957 年生產出了第一臺 5T 機械式起重機，到現(xiàn)在已有 50 多年的歷史，它的生產大致經歷了以下幾個階段：1957～1966 年以生產 5t 機械式起重機為主；1967～1976年以生產 12t 以下的小型液壓起重機為主；1977～ 1996 年 16t -50t 中大噸位液壓汽車起重中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 3 頁機產品發(fā)展較快。 自 1979 年開始，我國采用進口汽車底盤和關鍵液壓件自行設計生產出 了 6t、 20t液壓汽車起重機之后，國內一些起重機生產廠家采用技貿結合方式，分別引進日本多田野、加藤、美國格魯夫和德國利勃海爾、克虜伯的起重機產品技術，以合作生產的方式相繼制造出 25t、35t、45t、50t、80t、125t 汽車起重機和 25t 越野輪胎起重機以及32t、50t、70t 全路面起重機。這些企業(yè)經過多年來對引進技術的消化、吸收、移植，使國產輪式起重機某些新產品的性能水平達到了國際 80 年代初的水平，產品產量也逐年有所提高。由于受客觀條件的限制，當年的技術引進主要著重體現(xiàn)在技術軟件的引進（如產品、圖紙、工藝等） ，而沒有引進全套的先進加工設備，與之相關的配套件的引用沒有同時進行，因此國內長時間不能提供高質量、高性能的基礎配套件（如液壓元件，電子元件等） ，到了 90 年代我國汽車起重機的技術水平與世界先進水平相比曾縮小的差距又拉大了。當前，國內汽車起重機廠自行設計的產品技術水平還只相當于國際 70 年代初、中期的水平，只有少數(shù)產品在吸收國外先進技術基礎上，經過更新?lián)Q代達到了 80 年代初的水平。隨著國家經濟建設的蓬勃發(fā)展，國家重點工廠項目建設的紛紛上馬，一些大型關鍵工程一般都采用國際公開招標的方式采購機械設備。國外新型汽車起重機和二手設備因此大量進入中國市場，使國內用戶對國外起重機性能、作業(yè)可靠性、效率等方面有了較深刻的了解，從而也認識到國產起重機無論在制造質量、外觀造型等方面，更主要的是技術性能方面與國外汽車起重機的差距較大。國內不少用戶為了達到作業(yè)高效率以確保工期按時完成，寧可花較多的錢購買進口起重機或購買國外二手起重機。在這種形勢下，國產汽車起重機當然面臨很大的沖擊和壓力。目前國內汽車起重機產品差距主要表現(xiàn)在以下幾個方面：（1）質量穩(wěn)定性差部分產品發(fā)生早期故障多，保修期內返修率高。故障多發(fā)生在液壓系統(tǒng)、底盤、發(fā)動機與傳動件上。液壓系統(tǒng)滲漏問題普遍存在，其主要原因是制造、裝配工藝不良和密封件質量問題。國產汽車起重機平均無故障時間僅為 93.4h,最多的為 185h，最少的為66.6h。整機工作壽命按主要零部件壽命計算，約為 2000-3000h，而國外同類產品一般可達到 12500h。（2）產品自動化和智能化的不足目前，國外已將自動化技術與機械傳動技術相結合，將先進的微電子技術、電力電子控制技術、液壓技術、數(shù)據(jù)總線通信技術等應用到機械驅動和控制管理系統(tǒng)，實現(xiàn)了自動化和半自動化控制，從而大大提高了起重機的安全性和可靠性，并且降低了發(fā)動機油耗與排放值。國內產品在這方面差距較大，安全保護方面的設備可靠性也較差。（3）材料方面的不足國內除部分產品的某些結構采用了 HG60 或 HQ70 鋼材外，廣泛采用的材料主要為Q235，Q345，Q395 等，而國外已廣泛采用低合金高強鋼和其它輕型材料，并且正醞釀向超高強鋼發(fā)展如概念鋼 960，所以國產汽車起重機一般顯得笨重，性能也受到較大影響。（4）產品結構不完善由于技術能力有限，國產汽車起重機在產品結構上也不完善，難以與國外匹敵。中國國際招標網的資料顯示，技術要求較高的全路面起重機和履帶式起重機這兩種產品在中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 4 頁我國產能較低，目前只有徐州重型機械廠等少數(shù)幾家行業(yè)內的龍頭企業(yè)具備一定的生產能力。而這兩種產品室起重機眾多類別當中噸位最大的，其價格也遠遠高于普通的汽車或輪胎式起重機，這一領域國內產能的匱乏使得我們不得不付給國外廠商更多的成本。（5）技術實力尚不足應該說國內的起重機制造技術還是位于世界前列的，眾多產品也在國內外擁有廣闊的市場。然而，與歐美日等發(fā)達地區(qū)相比，國內的技術實力還是有一定的差距的。根據(jù)中國國際招標網的數(shù)據(jù)顯示，超過 100T 的汽車起重機大多要進行國際招標，這說明目前國內在這方面尚不具備大量生產的能力。徐州重型機械公司的 QAY300 型全路面起重機的額定起重量為 300T，這已是目前國內之最，與利勃海爾、馬尼托瓦克等國際起重機的行業(yè)巨頭在技術方面還是有很大的差距。1.4 汽車起重機的發(fā)展趨勢（1）提高起重機的起重量由于現(xiàn)代工程項目向大型化發(fā)展，所需構件和配套設備的重量在不斷增加，對超大型起重設備的需求也越來越多。在汽車起重機向大型化發(fā)展過程中，德國始終處于遙遙領先的地位。現(xiàn)在，最大噸位的輪式起重機為德國利勃海爾公司生產的 LTM11000D 型，最大額定起重量為 1000t，售價為 550 萬美元。（2）微型起重機大量涌現(xiàn)汽車起重機的微型化是適應現(xiàn)代建設工作的需要而出現(xiàn)的一種新的發(fā)展趨勢。走在前面的是日本的神戶制鋼公司，它于 10 多年前開發(fā)的 RK70(7t)型是世界第一臺裝有下俯式臂架的“迷你 ”越野輪胎式起重機。目前，下俯式臂架已成為“迷你”起重機的重要標志。（3）混合型起重機在發(fā)展混合型起重機是為了特定用途而開發(fā)出來的。如利勃海爾公司生產的 LTL1160 型越野輪胎起重機就是為了維修龐大的斗輪挖掘機而專門研制的。德馬格雙橋 AC25(25t)全路面起重機，結構非常緊湊，車身長 9m，非常適應城市狹窄地段工作，所以又被稱為城市型起重機。（4）伸縮臂結構不斷改進利勃海爾公司于 90 年代中期推出的 LTM1092/2(90t)和 LTM1160/2(160t)，裝有 6 節(jié)60m 主臂，采用了裝有 TeleImatik 單缸自動伸縮系統(tǒng)的橢圓形截面的主臂。這種橢圓形截面的主臂對靜、動態(tài)應力的適應性很強，有利于吊臂定心，并且抗扭曲變形能力得以增強，對減輕重量和提高起重性能具有良好的效果。Telematik 單缸伸縮系統(tǒng)主要由 1 個雙作用伸縮液壓缸、1 個與液壓缸底座連鎖的氣動夾緊裝置、將各節(jié)臂互相連鎖的氣控臂架鎖定銷和電子傳感系統(tǒng)等部件組成。（5）數(shù)據(jù)總線系統(tǒng)得到應用利勃海爾公司的 LTM10302 (30 t )是世界上首臺裝有數(shù)據(jù)總線管理系統(tǒng)的高技術雙橋全路面起重機。它采用 CANBUS(現(xiàn)場總線)，進行發(fā)動機---傳動系各功能塊之間的數(shù)據(jù)傳輸與電子控制。同時 CANBUS 總線以及電氣、液壓、臂長和風力等數(shù)據(jù)又輸入到 LSB(利勃海爾系統(tǒng)總線) 控制裝置中。LSB 控制裝置是 Liccon 起重機控制系統(tǒng)的組成部分，可用于對整個系統(tǒng)的數(shù)字流程和監(jiān)控特性進行編程。采用控制總線管理系統(tǒng)可降低發(fā)動機油耗及排放值，大大簡化布線，提高整機可靠性與維修方便性。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 5 頁（6）靜液壓傳動起重機進入市場采用靜液壓傳動，安裝的上車發(fā)動機即可以用來驅動起重機上車各工作裝置，又可以用來驅動行走裝置。此時將發(fā)動機橫放在上車操縱室后面，使其起到整體式配重的作用。（7）一機多能，擴大工作范圍意大利瑪奇蒂公司于 1995 年推出的 MG10.28（10T）越野輪胎起重機，使用吊鉤時成為 10t 起重機；安裝起重叉后成為 2.5t 級伸縮叉車；安裝雙人作業(yè)平臺后成為高空作業(yè)車。（8）設計、制造的計算機化、自動化隨著電子計算機的廣泛應用，許多起重機制造商從應用起重機輔助設計系統(tǒng)（CAD）,提高到應用計算機進行起重機的模塊設計。起重機采用模塊單元化設計，不僅是一種設計方法的改革，而且將影響總個起重機行業(yè)的技術、生產和管理水平，老產品的更新?lián)Q代，新產品的研制速度都將大大加快。對起重機的改進，只需要改幾個模塊；設計新的起重機只需新的不同模塊組合，提高了通用化程度，可使單件小批量的產品，改成相對批量的模塊生產，能使較少的模塊形式，組合成不同規(guī)格的起重機，滿足市場的需求，增強了競爭力。（9）新材料、新工藝的應用由于鋼鐵工業(yè)新技術的應用，鋼材質量得以提高，在設計起重機主梁強度時，可使用較高的許用應力，而不需要較高的安全系數(shù)，以便減少起重機材料用量，從而降低設備的重量和價格，起重機配套的零部件的制造也得益于新材料的不斷產生，使得起重機向更輕、更好的方向發(fā)展。在機加工方面，大量采用少切削的精密鑄件，尤其是鋁合金鑄件居多，加工設備大量采用高精度、高效的加工中心，數(shù)控數(shù)控自動機床等，及保證了質量，又提高了勞動生產率，降低了成本，同時在機械線使用機械代替人工操作如焊接機械手和配用機械手等。總而言之，汽車起重機的未來發(fā)展之路是走向專業(yè)化、標準化和系列化，汽車起重機的制造、裝配質量和產品的規(guī)格都會有質的飛躍。1.5 個人工作重點本次設計的汽車式液壓起重機為國內技術發(fā)展較為成熟的額定起重量為 25t 的汽車起重機。通過借鑒國內外生產水平較高的廠家同等噸位的產品，結合現(xiàn)有的先進設計方法，設計出 25T 的汽車式全液壓起重機。工作重點在于：（1）起重機的總體結構設計，力求總體布局結構緊湊。然后對總機的穩(wěn)定性進行校核，如果不符和國家標準，應另行設計。（2）起重機的臂架系統(tǒng)的設計，臂架是起重機的主要承載構件，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。應參照國內外同類產品的臂架系統(tǒng)設計，設計出本機的臂架系統(tǒng)。然后校核是否滿足強度、剛度及穩(wěn)定性要求，在 ansys11.0 中對主臂進行兩種惡劣工況下的校核。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 6 頁（3）起重機的起升機構設計選型，起升機構是實現(xiàn)重物升降運動的機構，通常由原動機、減速器、卷筒、制動器、離合器、鋼絲繩、滑輪組和吊鉤組成。首先選擇起升機構的具體形式，然后根據(jù)具體的設計要求設計出起升機構的零部件和傳動裝置。（4）在 AMESim 中對起重機液壓系統(tǒng)中最重要的起升回路進行動態(tài)仿真，依據(jù)仿真結果改進液壓回路，提高系統(tǒng)的動態(tài)響應性能。（5）起重機的回轉裝置設計，參照國內外同類產品的回轉機構的結構布局，對回轉支承裝置進行具體的受力分析，根據(jù)相關國家標準，選擇回轉支承裝置的型號并進行校核，然后計算出回轉阻力矩，設計出回轉驅動裝置。（6）參考國內生產廠家的轉臺結構，設計出本機的轉臺，采用立板加筋結構，然后在ansys11.0 中對轉臺進行兩種惡劣工況的校核，并參照分析結構改進轉臺的結構，使轉臺的結構更加緊湊，加工工藝更為簡便。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 7 頁2 汽車起重機的總體設計2.1 汽車起重機的底盤選型底盤的作用是支承、安裝汽車發(fā)動機及各部件、總成，構成汽車起重機的總體，并接受發(fā)動機的動力。2.1.1 汽車起重機的底盤類型汽車起重機底盤按總體性能可分為通用汽車底盤（圖 2.1a） 、專用汽車底盤（圖2.1b）兩種。通用汽車底盤指通用汽車的二類底盤。由于原汽車車架的強度和剛度滿足不了起重機在起重作業(yè)時的要求，故需要在原汽車底盤上增設帶有固定支腿和回轉支承連接的副車架以實現(xiàn)對上車的支撐，所以總個起重機的重心較高，重量也較大，從而導致整機性能下降。但由于通用底盤的價格較低，在中小噸位的汽車起重機上比較常用。圖 2.1 不同類型底盤示意圖專用的汽車底盤是按起重機要求專門設計制造的。專用底盤軸距較長，車架剛性好，其駕駛室的布置有三種形式，一是正置駕駛室（與通用汽車一樣） ，如圖 2.1a。二是側置的偏頭式駕駛室（圖 2.1b） ，三是前懸下沉式駕駛室（圖 2.1c） 。正置平頭駕駛室的汽車起重機行駛狀態(tài)，臂架放置在駕駛室上面，所以總車重心較高；側置偏頭式駕駛室的汽車中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 8 頁起重機，其臂架位于駕駛室側方，行駛狀態(tài)下總機重心大大降低，但駕駛室視野不良；前懸下沉式駕駛室的汽車起重機，盡管臂架置于駕駛室上方，但臂架位置不高，故起重機重心低，其駕駛室懸掛在前橋前面，使車身較長，適合使用較長臂架，且乘坐舒適、視野開闊；不足之處在于駕駛室懸掛在前橋前，故前橋軸荷大，同時使車身增長，接近角減小，通過性稍差。2.1.2 汽車起重機的底盤選型本機選擇通用汽車底盤，選擇時要根據(jù)載重汽車的承載能力和最大總質量來選擇。中、小型汽車起重機總質量分別約為額定起重量的 120%和 140%，即將汽車滿載后的總重量乘上 0.70 0.83 得到的數(shù)值為改裝后的起重機最大額定起重量。為了保持原車軸荷的合理~分配，在總布置時可通過改變上車三鉸點位置及配重的重量和距回轉中心的位置來調整。當選用專用底盤時，按起重機總質量和底盤的橋荷來確定橋數(shù)，按發(fā)動機取力器來選擇傳動傳動系各總成。專用底盤的變速箱、傳動軸、主傳動和橋箱一般都選用現(xiàn)有的通用汽車底盤部件。汽車起重機的橋荷受到道路、橋梁標準的限制。在一般雙橋起重機底盤中，若前后橋都是單胎，則前、后橋荷各為總重的 50%；若后橋為雙胎，則后橋為 70%的總重。在三橋起著底盤中，雙胎后雙橋總載荷為 2×40%的總重，這主要是按輪胎數(shù)目來確定。由于本機要達到較高的起升高度，主臂較長，故選用前懸下沉式駕駛室底盤。考察國內底盤情況選用泰安汽車底盤廠生產的 TAZ5180J/02 底盤，技術參數(shù)見表 2.1。表 2.1 底盤技術參數(shù)項目名稱 單位 參數(shù)底盤型號 TAZ5281J/02驅動形式 6×4起重能力 kN·m 25×3.5車輛（長×寬×高） mm 10260×2490×2260底盤整備質量（含固定支腿） kg 11200橋荷分配（前軸） kg 4300橋荷分配（中、后橋） kg 6900廠定最大總質量 kg 28450前橋最大允許載重質量 kg 6500中、后橋最大允許載重質量 kg 22000接近角/離去角 ° 16/11最大車速 km/h 70最小轉彎直徑 m 12額定功率 kW/(r/min) 206/2200額定扭矩 N·m/(r/min) 880/1400發(fā)動機額定轉速 r/min 22002.2 汽車起重機的工作級別中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 9 頁劃分起重機的工作級別是為了對起重機金屬結構和機構設計提供合理的基礎，也為用戶和制造廠家進行協(xié)商時提供一個參考范圍，它能使起重機勝任它需要完成的工作任務。在確定起重機的工作級別時，應考慮兩個因素：利用等級和載荷狀態(tài)。2.2.1 起重機利用等級起重機在有效工作期間有一定總的工作循環(huán)數(shù)，起重機作業(yè)的工作循環(huán)是從準備起吊物品開始到下一次起吊物品為止的過程。工作循環(huán)次數(shù)表征起重機的利用程度，是起重機分級的基本參數(shù)之一。對于要完成多種不同任務的流動式起重機，只能根據(jù)經驗估出適當?shù)臄?shù)值。工作循環(huán)總數(shù)是起重機在規(guī)定使用壽命期間所有工作循環(huán)次數(shù)的總和。確定適當?shù)氖褂脡勖鼤r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。查文獻 [1]，選擇起重機的利用等級為 U5（經常斷續(xù)使用） 。2.2.2 起重機的載荷狀態(tài)載荷狀態(tài)是起重機分級的另一個基本參數(shù)，它表明起重機的主要結構—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 Qi 與 額定起升載荷 Qmax之比，另一個是實際起升載荷 Qi 的作用次數(shù) Ni 與工作循環(huán)總數(shù) N 之比。此次設計的起重機的載荷狀態(tài)可依據(jù)文獻 [1]。選擇其載荷狀態(tài)為 ，名義載荷譜系2數(shù)為 。Q0.25K?2.2.3 起重機工作級別的確定起重機的工作級別是根據(jù)起重機的利用等級和起重機的載荷狀態(tài)確定的，依據(jù)文獻 [1]可以確定起重機的工作級別為 A4。2.3 起重機主要技術參數(shù)的確定2.3.1 技術參數(shù)簡介汽車起重機的技術參數(shù)表征起重機的作業(yè)能力，是設計起重機的基本依據(jù)，起重機的主要技術參數(shù)有：起重量、工作幅度、起重力矩、工作速度、起升高度、工作速度等。(1)額定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 kg 或 t。起重機的起重參數(shù)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安全作業(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。(2)汽車式起重機的額定起重量隨著吊臂的方位（側方、后方、前方三個基本作業(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。如上所述，由于汽車式起重機的各種工況比較復雜，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重量。此次設計的汽車起重機的額定起重量為Q=25t。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 10 頁(3)工作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鉛垂線之間的水平距離稱為幅度（R） 。幅度的最小值 Rmin 和最大值 Rmax 根據(jù)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。參考文獻 [1]，由于本機的額定起重量為 25t,故其最小額定幅度 R=3.0m。（4）起重力矩起重力矩是臂架類型起重機主要技術參數(shù)之一，它等于額定起重量（Q ）和與其相應的工作幅度（R）的乘積，即 M=QR。起重力矩一般用 t·m 為單位。起重力矩比起重量能更全面說明臂架類型起重機的工作能力。（5）起升高度吊鉤起升到最高位置時，鉤口中心到支撐地面的距離。在標定起重機性能參數(shù)時，通常以額定起升高度表示。額定起升高度是指滿載時吊鉤上升到最高極限位置時從溝口中心至支撐面的距離。（6）工作速度起重機的工作速度主要是起升、回轉、變幅、伸縮臂機構及與支腿收放的速度。起升速度指吊鉤平穩(wěn)運動時，起吊物品的垂直位移速度；回轉速度指起重機轉臺每分鐘轉數(shù)；變幅速度指變幅時，幅度從最大（最小）變到最?。ㄗ畲螅┧玫臅r間；伸縮臂速度指起重主臂伸縮時，其頭部沿伸縮軸線的移動速速。2.3.2 起重機技術參數(shù)的確定參考國內外廠家的同噸位的產品技術參數(shù)（如表 2.2）初定本機的技術參數(shù)。表 2.2 各廠家產品的技術參數(shù)型號 QY25E QY25 QY25F QY25B QY25生產廠家 徐重 浦沅 北起 長起 多田野最大額定起重量/kN250 250 250 250 250最大起重量力矩/kN·m735 915.3 735 882 735起重臂節(jié)數(shù) 4 3 4 4 4起重臂長度/m 10.2 31.5~ 10.2 25.5~ 9.9 30.13~ 10 31~ 10.0 31.0~副臂節(jié)數(shù) 1 1 1 1 1副臂長度/m 7.5 7.3 7.5 8 7.5主臂最大起升高度/m31.5 25.5 30 30.7 30.2副臂最大起升高度/m39 32.48 36.8 38.65 37回轉速度/rmin 0 3~ 0 2.4~ 0 2.5~ 0 1.5~ 0 3.2~起升速度 0 90~ 0 64~ 0 83.2~ 0 95~中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 11 頁/m min-1?支腿形式 雙 H 雙 H 雙 H 雙 H 雙 H支腿跨距（縱橫） /m×4.8 6.0× 5.16 5.9× 4.72 5.6× 5.05 5.7× 4.645 5.×6外形尺寸（長寬 高）/m× ×12.38 2.5×3.5×12.72 2.5×3.3×11.99 2.×5 3.67×11.9 2.5×3.56×11.39 2.×49 3.37×整機重量/kN 264 273 263.6 299 264.9初定本機的技術參數(shù)如表 2.3 所示。表 2.3 本設計產品的技術參數(shù)類別 項目 單位 參數(shù)整機全長 mm 12550整機全寬 mm 2490尺寸參數(shù)整機全高 mm 3218最高行駛速度 km/h 70最低行駛速度 km/h 3接近角 ° ≥16離去角 ° ≥11制動距離（30km/h） m ≤10最大爬坡度 % 28行駛參數(shù)百公里油耗 L 38整機總質量 kg 270680一軸承載質量 kg 6000質量參數(shù)二、三軸承載質量 kg 210680最大額定起重量 t 25最小額定工作幅度 m 3最大起重力矩（基本臂） KN·m 1000最大起重力矩（主臂全伸） KN·m 560最大起重力矩（主臂全伸+副臂）KN·m 376支腿形式 雙 H副臂節(jié)數(shù) 1副臂長度 m 8.15支腿跨距（縱向×橫向） m 5.14×6.0起升高度（基本臂） m 10.9起升高度（主臂全伸） m 33.9起升高度（主臂全伸+副臂） m 42起重臂長度（基本臂） m 10.55起重臂長度（主臂全伸） m 32.45性能參數(shù)起重臂長度（主臂全伸+副 m 40.60中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 12 頁臂）副臂安裝角 ° 0、15、30主卷揚單繩最大速度（空載） m/min 120副卷揚單繩最大速度（空載） m/min 120起重臂全伸時間 s 100起重臂全縮時間 s 60回轉速度 r/min 0 3~水平支腿同時伸時間 s 35水平支腿同時縮時間 s 30垂直支腿同時伸時間 s 40工作速度參數(shù)垂直支腿同時縮時間 s 352.4 起重機質心的確定2.4.1 主要部件質量的確定如圖 2.2 所示，為 25t 全液壓汽車起重機的整車質量分布示意圖，根據(jù)國內外現(xiàn)有產品的參數(shù)初步估算出整車各部分的質量及分布中心。圖中 ——底盤重量， ；dGd12kNG?——轉臺重量， ；zz40——配重重量， ；pp3.——臂架重量， ；bGb6kNG?——吊鉤重量， ；gg2.5——變幅油缸重量， ；y y71——液壓油箱重量， ；xGx4.9kNG?——其他液壓管路重量， 。t t58中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 13 頁圖 2.2 整車質量分布示意圖將各部分的質量折算成集中力，其大小和集中力作用位置如表 2.4 所示。表 2.4 整車各部分質量分布名稱 符號 質量（t） 離回轉中心的位置（m）前車為正，后車為負質量×距離（t·m）底盤 dm11.2 1.89 21.168轉臺 z4 -1.2 -4.8續(xù)表 2.4配重 pm3.43 -2.45 -8.4035臂架 b6.4 3.49 22.336吊鉤 g0.25 8.358 2.0895變幅油缸 ym0.71 2.10 1.491液壓油箱 x0.49 1.413 0.6924其他液壓管路 t 0.588 0 02.4.2 整車質心位置的確定由表 2.4 知上車質量 為smzpbgyxtmm????43.60.2571.49058158t下車質量 為d d.t?整車質量 為ms15.86.2m?27.0t從而整車的重心位置為 kii=0osXm???中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 14 頁21.684.0352.6.08951.40.6927?????.m前橋距整車重心的距離 為1L1oLX??(4.50.67)1.28?38m設前橋的軸荷為 ，中后橋的軸荷為1N2N所以 的大小為2 12(4.5./2)gL???7068k3(/)2N?從而前橋的軸荷 為1N12mg?70.68.3k?而選擇的 TAZ5180J/02 底盤，前橋最大允許載重質量為 6500kg，中、后橋最大允許載重質量為 22000kg。因為 ， ，所以底盤的強度符合實際工作的163.8kN5?2.3N2要求。2.5 起重機三鉸點位置的確定及其優(yōu)化汽車起重機的三鉸點是指臂架與轉臺相接的鉸點，臂架與變幅油缸相接的鉸點，變幅液壓缸與轉臺相連接的鉸點。三鉸點的布置是整機設計中需要考慮的一個重要問題。布置是否合理，對整機設計影響較大。理想三鉸點可使液壓缸受力好，油壓波動小，液壓缸參數(shù)合理，整機重量輕，造型美觀，橋荷分配合理，起重性能好。起重機變幅液壓缸受載荷、臂長、幅度的影響。在吊臂仰角最小及起重力矩最大時受力最大。在變幅過程中盡量使變幅液壓缸的推力使得臂架仰角的變化平穩(wěn)。2.5.1 吊臂根部鉸點位置的確定如圖 2.3 所示為三鉸點有關尺寸圖，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 到回轉支承裝置上表面的垂直距離，則鉸點 O 的坐標為（e，h） 。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 15 頁圖 2.3 三鉸點有關尺寸圖設 是鉸點 O 至基本臂截面中心線距離，下標 i 表示不同位置的 值的序號0e 0e（i=1， 2，… ，n） 。當?shù)?i 個 值為 時，鉸點 O 點位置為 。 在吊臂中心線以0ei (,)ihi下為負，以上為正。則：（2.1）i1i20i2hhe???（2.2）i i1cos()snel R???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 。即： 0l010()()si(0.518)2.7.5mcosin6Hbhel????????式中 H——基本臂的起升高度，H=10.55m。b——吊頭距滑輪組的最短距離，b=1.8m。、 ——根部鉸點和頭部滑輪軸心離吊臂基本截面軸心的距離，并帶有正負號，0e1在中心線以下者為正，以上為負。由于 此項數(shù)值較小，所01()sine??以在計算時可以不計。h——根部鉸點離地距離，取 h=2.7m?！醣垩鼋?， =67°。??吊臂根部離鉸點的距離 e 為 ' '0min01cos()si0.5cos6731.0()lRe m????????得出吊臂根部鉸點離回轉中心線的距離 e=1.1m。吊臂根部鉸點離回轉平面的高度 為h=2.7-0.11-1.4=1.19m021?式中 —— 為回轉支承裝置的高度， = 0.11m；2h——為起重機汽車底盤的高度， =1.4m。1中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 16 頁2.5.2 變幅液壓缸鉸點位置的確定變幅液壓缸的鉸點如圖 2.4 所示，變幅液壓缸根部鉸點（ ）的位置，一般使其落在1O回轉支撐裝置的滾道上，從而改變了平臺的受力情況,本機取 f=0.30m。則只有在基本臂上固定的鉸點 尚未確定。鉸點 的取得要滿足下述條件，在變幅2O2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)，液壓缸長度達到最大長度。連接吊臂鉸點 ，變幅缸鉸點 和 ，形成12或 。在 中 ，在 中， .12O?'1212?1max??????'12'?????面角 是 與水平線的夾角，它可由下式求得：?0rctan()hef?（2.3）式中， =1.13m， =1.1m， =0.3m。0hef代入式（2.3）得：=54.7°?在 和 確定后，用三角公式求得 的位置，在 中，其邊角關系為：O1 2O12O?21112cos????在 中，'12?'' ' '1已知， ， =（1.6～1.8） ，并帶入上述 2 式并消去 、'212'12 12，可得 的二次方程式，'12（2.4） ??21 max213.06cos()0.35cos()0OO????????????式中： =1.385m， =80°， =54.7°。221hef?的值是根據(jù)實際的情況而定，在設計中，大體是所設計的鉸點應位于基本臂工作長?度 的中點處，由利于起重機的受力分布，使支點能夠達到最大的作用效果。在 =0 時，0l ?由式 2.4 解得 5.26 比較接近中點值，鉸點位置確定為： =0 時， =5.5 m。2 ?2中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 17 頁圖 2.4 變幅油缸鉸點位置示意圖2.5.3 三鉸點位置的優(yōu)化模型2.5.3.1 三鉸點運動和受力要求（1）運動要求三鉸點可簡化成圖 2.5 所示的液壓缸機構，其中 OB 為機架（起重機上）,OA 為搖桿 圖 2.5 三鉸點簡化模型中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 18 頁（起重機的臂架） 。變幅油缸缸筒與機架鉸接于 B 點。液壓缸缸桿與連架桿鉸接于 A 點，φ 為搖桿的擺角，φ 小于 90°，一般在-2° 80°。γ 為機構運動的傳動角。當變幅油缸伸長~時，A 點由 A1 到 A2 繞 O 點做半徑為搖桿 OA 長的圓周運動。AB 為變幅油缸長度，ABmax 與 ABmin 之差為液壓缸的行程，AB max 與 ABmin 之比應在 1.6 1.8 范圍內，以便制造。~臂架尾鉸點 O 至回轉中心線之距 e 值的確定，對整機外形尺寸、總重、起重性能以及變幅油缸的受力狀態(tài)，各橋荷分配等主要性能參數(shù)均有很大影響，e 值大可使上車重心后移，減小起重機的行駛狀態(tài)下的前橋載荷，但同時降低工作時的幅度，影響起重機的作業(yè)半徑，e 值的取值范圍為 1.5m 3.5m；臂架尾鉸點至地面的距離受整機高度的限制，其值大，~整車的重心提高，影響行駛穩(wěn)定性，一般在 2 3m。~（2）受力要求起重機變幅油缸的受力狀態(tài)受載荷、臂長、幅度的影響，在吊臂仰角最小及起重力矩最大時（仰角大約為 65°左右）受力最大。在工作過程中盡量使變幅油缸的推力隨臂架仰角而變化的曲線平穩(wěn)，即要求機構的傳動角變化較小，只有這樣變幅油缸才能具有良好的工作環(huán)境和合理的機構鉸點形狀。2.5.3.2 三鉸點的優(yōu)化模型（1）模型的簡化設 r 為從動搖桿 OA 的長度，d 為機架 OB 的長度，L 為機架鉸接點 B 到活塞桿鉸接鏈點 A 的距離，φ 為從動搖桿 OA 的擺角，γ 為機構運動的傳動角，下標 1、2 分別表示初始位置和終止位置。設機架的長度 d 為單位長，m=r/d，n=L/d，變幅油缸的伸長系數(shù) λ=L2/L1。當機構處于一定位置時，即 m 為一系列值。由式（2.5） 、 （ 2.6）可求得液壓缸運動到任意位置時從動件擺角和傳動角的變化關系 n-φ 和 n-γ。從動件擺角變化關系為：21arcosmn????（2.5）傳動角的變化關系為：（2.6）21arcosmn????式（2.6）對 n 求導得：22211(1)()dnmnmn????????（2.7）令 ，則當 時，機構有最大傳動角 。0dn??21nm???max?中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 19 頁max290(1)rcos()m??????????（2.8）根據(jù)機構在運動過程中傳動角的變化，可分成兩種情況：第一種：機構在運動的始末位置由大致相同的傳動角而中間位置取得最大值。即 ，又 ，解得：212()/n????21n??1()/(nm??（2.9）22()/(1?????（2.10）第二種：機構在運動的始末位置有相同的傳動角而中間某位置取得極大值。圖 2.6 分別為 和 兩種情況下三鉸點的模型。1m??時，按幾何關系有 ，又 。1212nm???1n??解得：（2.11）21()/?（2.12）2n??（2.13）2216si()m???圖 2.6 三鉸點優(yōu)化模型時，因為 ，因此 、 、 、 處于同一圓周上。在 和 可得1m?12??1A2OB1OBA:2中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 20 頁到：（2.14）211cosnm????（2.15）222又有幾何關系： 、 。1??1n?解得：21()/nm???（2.16）22()（2.17）221()4sinm?????（2.18）兩種情況下，當 、 為已知時，可得到 、 值，從而確定三角形形狀。在圖 2.6（??mn時）中，當液壓缸逐步伸長時，傳動角由 逐步增加到 又再減小到 。1m? 1?max?21??的三鉸點屬于后支式三鉸點，其優(yōu)點是傳動角大、變幅油缸行程小、結構緊湊，?可使上車重心后移，前橋受力小。在起重作業(yè)時，可作為配置使用，有利于整機的穩(wěn)定性。缺點是由于變幅油缸上鉸點離吊臂頭部距離大，不利于吊臂的受力，從而造成液壓缸缸徑增大。由于結構上的原因，一般需要雙變幅油缸，布置在吊臂的臂架兩側，導致操縱空間減小。的三鉸點屬于前支式三鉸點，其傳動角變化比較平穩(wěn)，如圖 2.6(b)所示。過 O1m?點以 為半徑作圓弧 與圓弧 比較接近，而圓弧上任一點 傳動角恒OA:12CA:12F:12AF為定值，所以圓弧 上任一點傳動角的變化較小。本機采用前支式三鉸點，在三鉸點中，OA 的長度一般為主臂的 ，由吊臂截/3面特性、載荷等決定，液壓缸伸長系數(shù) 為 ，吊臂仰角取 。?1.68:280??:最終確定三鉸點的位置如表 2.5 所示。表 2.5 鉸點坐標鉸 點 橫坐標 X/mm 縱坐標 Y/mm臂架后鉸點 -1400 2870變幅油缸鉸點 -300 1890注：X——整車縱向為橫坐標，車前方為正；Y——回轉中心軸為縱坐標，地面向上為正；原點 O——回轉中心軸與地面的交點。2.6 具體的設計計算2.6.1 主臂起升高度、吊臂仰角的計算中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 21 頁主臂起升高度 H 是指吊鉤中心在支撐面以上的距離；吊臂仰角是指吊臂軸線與水平線的夾角。吊臂仰角 計算公式為??（2.19）211costanLeRe?????????????????主臂起升高度 H 為 （2.20）1sinθcedb式中 R——工作幅度 3m；E——吊臂鉸點到回轉中心的水平距離 1.28m；L——主吊臂長度 10.55m；——吊臂鉸點到滑輪中心在垂直吊臂軸線方向的距離 1.32m；??1D——吊臂鉸點到地面的距離 3.145m；B——吊鉤中心離滑輪組中心距離 1.8m。將數(shù)據(jù)分別代入式（2.19）、（2.20）得： ??=73.3°??=11.07??實際設計主吊臂的長度為 10.55m。2.6.2 臂架整體受力分析臂架的整體受力如圖 2.7 所示。(1) 吊臂變幅平面的強度計算載荷垂直載荷 Q：2sg1b()3QG???1.502).064???.8N中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 22 頁圖 2.7 臂架的整體受力分析(2) 吊臂變幅平面的強度計算載荷垂直載荷 Q：2sg1b()3QG???1.502).064???.8N式中 ——額定載荷， ；sQsQ?——吊鉤重力， ；gGg250G——臂架自重， ；bb64——起升沖擊系數(shù)， ；1?1.??——起升載荷動載系數(shù)， 。2 20滑輪組效率 為：B?中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 23 頁mB1()???10.985921()??式中： ——起升滑輪組倍率 10；m——滑輪組中滑輪的效率 0.985。?故起升鋼絲繩的拉力 S: 2sgB()QGSm????41.0520).710N.91???由 Q、S 引起的軸向力 ：zTcosQS????542.8016.7210cos.9????9N式中： ——重物與臂架軸線夾角， ；?3?????——起升鋼絲繩與臂架夾角， 。?19?由 Q、S 引起的軸向力 ：yTsiniQS???542.8016.7210sin.9????479N由 Q、S 引起的臂端力矩 ：LyMLy2sg12()cossMGeS??????41.50536.1.7103.5cos1.9?????9.34Nm?式中： ——臂端定滑輪與吊臂軸線的偏心距， ；1e 16.me?——臂端導向滑輪與吊臂軸線的偏心距， 。2 305中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 24 頁(3) 旋轉平面的強度計算載荷貨物的偏轉側向力為 ：hTsg()tanQG???25052091N???式中： ——重物的偏轉角， 。?轉化到臂端得吊載風載荷和慣性載荷 ：bTbWH0.4()TP??92675.N??式中： ——吊臂側面迎風面上的風載荷；WP1.0.92CA?其中， C——風力系數(shù)，查文獻 [7]，取 C=1.55；——工作狀態(tài)計算風壓，查文獻 [7]， ；1 210.659N/mP??——臂架垂直于風向的實體迎風面積， ；A .31.6.A?——吊臂的慣性載荷， 。HPH5.40aM?其中， ——機構驅動動載系數(shù)，查文獻 [7]，取 ；5?5.?——起動（制動）加速度， ；a??=0.1??/??2M——吊臂總質量，M =6400kg。側向力 為：xTxhbT??209175.6284.N(4) 使吊臂扭轉的扭矩 nsg1()taMQGe???7250536.tan1.850m?????2.6.3 變幅油缸受力分析已知： Q——垂直載荷， ；52.801NQ?中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 25 頁——臂架自重， ；bG4b6.10NG??——起升沖擊系數(shù)， ；1??——起升載荷動載系數(shù)， ；2 2.——起升鋼絲繩與臂架夾角， ；?19???——變幅油缸與吊臂軸線夾角， ；? ?——臂端定滑輪與吊臂軸線的偏心距， ；1e 1536.me——吊臂鉸點與吊臂變幅油缸鉸點沿吊臂軸線方向距離， ；L 15.2L?——吊臂鉸點與吊臂變幅油缸鉸點在垂直軸線方向距離， ；1h 4h——吊臂重心與吊臂鉸點沿吊臂軸線方向的距離， ；2 27——吊臂重心與吊臂鉸點在垂直吊臂軸線方向的距離， ； 0.5m?M——副臂對主臂頭部產生彎矩，因為沒安裝附臂，M=0。具體受力分析見圖 2.7，列出各個方向上的力和力矩方程。(1) ，即： Z0F??Zbsincoscos0NGFSQ????????（2.21）(2) ，即：y0?ybcosinsiin0S???????（2.22）(3) ，即：0M??112b2b21cosinsicoscossincosFhLGhhGLQeL?????????????????20SM???（2.23）綜合上面三式，解得： 51.40NZN???y3中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 26 頁5.081NF??2.6.4 轉臺結構受力分析轉臺的受力如圖 2.8 所示：圖 2.8 轉臺受力示意圖(1)轉臺變幅油缸鉸點受力橫向分力 為：xFxcos()F????5.081(73.12)46N???縱向向分力 為：yysin()F?????5.081si(73.12)50679N?????(2)轉臺臂架鉸點受力橫向分力 為：xNijcosinN???5 53.1073.140sin73.2547N??????縱向向分力 為：yNijsncosN???中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 27 頁553.10sin73.140cos73.29581N?????????(3)轉臺在主卷揚處受力橫向分力 為：xScos()S????42.71073.19)873N????縱向向分力 為：ysin()S???42.710si(73.19)256N????中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 28 頁3 伸縮式吊臂的設計計算3.1 伸縮臂截面參數(shù)的確定3.1.1 吊臂截面的選取起重機的伸縮式吊臂是一個雙向壓彎構件，除受整體強度、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、充分利用材料，是伸縮式吊臂設計的關鍵技術。為了減輕伸縮臂的重量，人們對它的重量作過很多探討。歸納起來，伸縮臂可做成如圖 3.1 所示的幾種典型箱形截面：矩形、梯形、倒置梯形、五邊形、六邊形、八邊形、U 形、橢圓形截面等。（1）矩形截面是由上下翼緣板和腹板焊接而成的，它是目前輪式起重機伸縮式吊臂中用得最多的截面形式。與其他界面形式相比，矩形截面的制造工藝簡單，具有較好的抗彎能力與抗扭剛度等優(yōu)點。但是這種截面沒有充分發(fā)揮材料的承載能力，而且為了使伸縮臂間能能很好地傳遞扭矩和橫向力需設附加支承。由于矩形截面腹板上隔一定距離在腹板受壓區(qū)設置縱向筋，或在腹板外側設置斜向筋，以增強腹板的抗屈曲能力。制造時，下蓋板比上蓋板厚些，一方面可以使中性軸下移，從而減小下蓋板的壓應力，另一方面滿足下蓋板的局部穩(wěn)定性。局部高應力區(qū)如滑塊支承處附近一般還要用加強板進行局部加強。（2）梯形和倒置梯形截面的伸縮臂通常用于大噸位的輪式起重機。其橫向抗彎剛度和抗扭剛度比矩形截面好。正梯形腹板的上半部分拉應力較大，提高了腹板的穩(wěn)定性系數(shù)。倒梯形下蓋板較窄，可以避免下蓋板的局部失穩(wěn)。吊臂截面下部做成圓形或其他折線狀，都是為了提高下蓋板的穩(wěn)定性。這種結構可以使下蓋板較薄，尤其是在采用高強度鋼時的大噸位輪式起重機上應用較多。（3）八邊形和大圓角矩形截面的下翼緣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，因此這兩種面形式的伸縮臂能較好地發(fā)揮草料機械性能，減輕結構自重。對大噸位起重機，采用這種截面形式是合適的。（4）兩種五邊形截面都具有下翼緣板窄的特點，對提高下翼緣板的局部穩(wěn)定性很有好處，材料能得到充分利用。（5）六邊形截面?zhèn)劝灞?，壓成折彎形，手里合理：下蓋板較上蓋板寬度小，具有較高抗屈曲能力，目前在百噸級別的起重機上有應用。（6）橢圓形截面是一種受力較理想的吊臂截面形式，具有較強的抗屈曲能力，能充分發(fā)揮材料的性能。但橢圓截面也需設側向支承，且制造工藝更為復雜，目前國內尚沒有此種截面形式的伸縮臂。焊縫位于左右腹板中部，受力小。該吊臂具有強度高、剛度好、自重輕、自動對中、運行阻力小等特點。中國礦業(yè)大學 2011 屆本科生畢業(yè)設計 第 29 頁（7）文獻 [2]對不同截面形狀進行了研究工形(U 形更佳)的形狀最好。以相同的起重能力為條件，以矩形截面的面積為比較基準，將其它形狀的截面面積 的下降百分比數(shù)（即耗鋼量）列于表 3.1 中。圖 3.1 箱形吊臂各種截面形式1－里節(jié)臂尾部滑塊；２－外節(jié)臂前部滑塊表 3.1 各種截面形狀的比較表正梯形 倒梯形 五邊形 八邊形 大圓角形 U 形-20% -5% -25% -24% -31% -35%除截面 d、e、 f、i 外，其余截面在傳遞扭矩和橫向時都需另設側向滑塊支承。另外，滑塊支承在蓋板上或側板正方向時，將產生負加局部彎曲或局部壓縮，對板的穩(wěn)定不利。所以，在截面 d、e、f、i 等形式中避免了這種不利因素。同時，在非四邊形截面中，滑塊的布置能使伸縮臂節(jié)在滑塊上自動對中，減少了回轉撓度切向平面內的側向間隙撓度，這可以大大改善吊臂的受力狀況。目前國內的 25t 伸縮臂式汽車起重機的截面形式大多采用大圓角六邊形，其加工工藝性較好。下槽板比上槽板厚些，一方面可以使截面中性軸下移，從而減少了下底板的壓縮應力，另一方面滿足下底板的局部穩(wěn)定性?？紤]到局部失穩(wěn)的問