電動輪胎起重機(jī)運行機(jī)構(gòu)設(shè)計

1、電動輪胎起重機(jī)運行機(jī)構(gòu)設(shè)計電動輪胎起重機(jī)因其機(jī)動性好，操縱輕便，能很好地滿足多用途裝 卸作業(yè)的需要，因而在港口，貨場，車站得到了廣泛地使用。而根據(jù)輪 胎起重機(jī)的作業(yè)特點為其配備特制的專用底盤較一般裝卸運輸車輛底 盤結(jié)構(gòu)截然不同，其行駛工況和對其行駛機(jī)構(gòu)的要求同其他輪式運行車 輛亦有很大區(qū)別。本文根據(jù)作者從事輪胎起重機(jī)設(shè)計制造的經(jīng)驗，對輪 胎起重機(jī)行駛機(jī)構(gòu)的設(shè)計進(jìn)行了總結(jié)和探討。一行駛機(jī)構(gòu)的典型構(gòu)成、方案及選擇輪胎式起重機(jī)運行機(jī)構(gòu)由傳動系統(tǒng)，運行支承系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和制 動系統(tǒng)四部分組成。1傳動系統(tǒng)如圖1-1為分別驅(qū)動方案，電機(jī)通過聯(lián)軸節(jié)，減速器，鏈輪及鏈傳 動分別驅(qū)動左右驅(qū)動輪。該方案采用串激直

2、流電機(jī)，利用電機(jī)轉(zhuǎn)速可隨 外負(fù)載變化的特性實現(xiàn)起重機(jī)轉(zhuǎn)向時左右輪的差速，同時在電氣控制系 統(tǒng)中通過電機(jī)的并聯(lián)或串聯(lián)運行以實現(xiàn)起重機(jī)高速、低速行駛或在坡度 上爬坡行駛。該傳動方案傳動效率較低，存在開式傳動環(huán)節(jié)，傳動噪音 大，傳動元件磨損較快，機(jī)構(gòu)布置所需空間較大，目前僅在小噸位輪胎 起重機(jī)機(jī)上應(yīng)用，在大噸位輪胎起重機(jī)中較少應(yīng)用。1x如圖1-2為集中驅(qū)動方案，由電機(jī)通過聯(lián)軸節(jié)、變速器、萬向傳動 軸、驅(qū)動橋主減速器、差速器、車輪輪邊減速器驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)動。在該方 案中通過改變變速器的傳動比可適應(yīng)在不同工況路面上行駛。目前，變 速器均采用專用設(shè)計，但通過合理匹配，也可選用其它工程機(jī)械已成系 列并成熟的產(chǎn)品

3、，如裝載機(jī)變速器。集中驅(qū)動方案傳動效率較高，機(jī)構(gòu) 布置緊湊，零部件通用化程度高，應(yīng)于優(yōu)先采用。圖1-2在目前電力傳動輪胎起重機(jī)中，其驅(qū)動機(jī)大都采用直流串激電機(jī)， 其特性曲線軟，可帶載起動及反轉(zhuǎn)，能較好適應(yīng)車輛工作需要，因而得 到了廣泛的應(yīng)用。隨著交流調(diào)速技術(shù)，電力拖動技術(shù)的發(fā)展和對環(huán)保， 節(jié)能要求的不斷提高，交流電機(jī)在電動輪胎起重機(jī)中也將會得到應(yīng)用， 通過變頻調(diào)速、增加液力傳動單元等措施，可較好的改善其牽引性能。2運行支承系統(tǒng)輪胎起重機(jī)運行支承系統(tǒng)由車架、車橋、懸掛裝置、車輪和輪胎組 成。2. 1車架車架將起重機(jī)工作時作用于回轉(zhuǎn)支承裝置上的載荷傳遞給起重機(jī) 支腿或輪胎再傳遞至地面。在起重機(jī)運行

4、時，承受各構(gòu)件的重力和行駛 驅(qū)動、制動系統(tǒng)傳遞的各種力、力矩。車架必須具有足夠的強(qiáng)度，適當(dāng) 的抗彎剛度、抗扭剛度。圖1-3及圖1-/1為兩種常用結(jié)構(gòu)型式。圖1-3為大箱形梁結(jié)構(gòu)。此種結(jié)構(gòu)其抗扭剛度大，在地面很平時可 有效減小或消除支腿抬腿現(xiàn)象。但由于采用封閉箱形結(jié)構(gòu)，在支腿受力 不均或地面不平時，結(jié)構(gòu)中存在著很大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，特別是在與回轉(zhuǎn)支 承部位連接處，由于約束剛性較大，約束剪應(yīng)力往往極大，易于此部位 出現(xiàn)焊縫、焊縫母材開裂。此種結(jié)構(gòu)形式應(yīng)用已趨于少見。1-3圖1-4為雙梁結(jié)構(gòu)，該種結(jié)構(gòu)形式其抗扭剛度雖較箱形梁小，但其 可較好適應(yīng)地面不平和各支腿受力不均情況，結(jié)構(gòu)中約束扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力較小，各部位

5、、構(gòu)件受力明確，結(jié)構(gòu)能較好地與計算簡化模型相符合，計 算結(jié)果可很好的與實際測量值相吻合。現(xiàn)該結(jié)構(gòu)已得到大量應(yīng)用，新設(shè) 計時應(yīng)優(yōu)先考慮。2.2車橋一般采用雙車橋，前橋為轉(zhuǎn)向橋，后橋為驅(qū)動橋。對大噸位起重機(jī) 為提高其通過性能通常采用多橋，前橋轉(zhuǎn)向，中后橋驅(qū)動，其驅(qū)動橋為 貫通式。對大噸位起重機(jī)，也有采用雙前橋的，但為減小行駛轉(zhuǎn)彎半徑， 一般采用多轉(zhuǎn)向橋。確定車橋數(shù)目受輪軸許用載核的限制，同時還應(yīng)考慮作業(yè)場所道路 和橋梁標(biāo)準(zhǔn)的許用承載能力，特別是需經(jīng)常在公路上行駛轉(zhuǎn)場作業(yè)的起 重機(jī)，其軸荷應(yīng)符合我國公路技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)中關(guān)于車輛軸荷規(guī)定（單橋13 噸，雙橋2x12噸）。過去，起重機(jī)車橋一般根據(jù)車架結(jié)構(gòu)和傳動

6、系統(tǒng)的要求進(jìn)行特殊設(shè) 計，車橋結(jié)構(gòu)笨重，生產(chǎn)成本高，制造周期長。隨著工程機(jī)械技術(shù)的不 斷進(jìn)步與發(fā)展，現(xiàn)已有成系列的工程機(jī)械驅(qū)動橋及轉(zhuǎn)向橋可供選用。在 新設(shè)計時應(yīng)優(yōu)先采用外購成品橋。對大噸位輪胎起重機(jī)，現(xiàn)已有大負(fù)荷 承栽能力的車橋可供選用，如作業(yè)場所，道路條件允許，應(yīng)優(yōu)先采用雙橋，以減小整機(jī)尺寸。2.3懸掛裝置由于輪胎起重機(jī)運行速度一般較低，作業(yè)時又有帶載行駛作業(yè)要 求，故一般均采用剛性懸掛。其懸掛主要連接形式有如下兩種。一是采 用三支點方式，后橋采用兩個支點同車架剛性連接，前橋通過中央水平 鉸同車架鉸接，前橋可繞水平鉸中心線上下擺動，在前橋兩端采用限位 裝置限制其上下擺動角度。二是采用四支點方

7、式，前、（中）后橋均在 車橋兩邊通過剛性支點與車架連接。采用第一種連接方式，各車橋及車輪受力明確，能較好的適應(yīng)不平 道路，但車輛在側(cè)坡上行駛時穩(wěn)定性差，吊載行駛時需將前橋固定使其 成為四點剛性支承。四支點連接方式，整機(jī)穩(wěn)定性好，能較好地適應(yīng)吊 載行駛工況，然而在不平路面上行駛時各車橋及車輪受力不均，甚爾會 出現(xiàn)一個或多個車輪騰空現(xiàn)象，但隨著港口路面條件改善，該種連接方 式已得到越來越廣泛的應(yīng)用。設(shè)計時，應(yīng)根據(jù)起重機(jī)用途及將可能適應(yīng) 的作業(yè)場所選擇采用何種懸掛連接方式。當(dāng)起重機(jī)行駛速度大于30 km/h時，則應(yīng)采用彈性懸掛，在吊載作 業(yè)時采用鎖緊裝置將彈性懸掛裝置鎖死使之成為剛性懸掛。常用的彈性

8、 懸掛有鋼板彈簧懸掛，扭桿彈簧懸掛，空氣彈簧懸掛，油氣彈簧懸掛。 國外輪胎起重機(jī)車橋同車架連接已有采用主動式油氣懸掛裝置的應(yīng)用， 其所有車輪都通過油氣懸掛同車架連接，當(dāng)車架位于最低位置時為剛性 懸掛，車架升起時則為彈性懸掛。2.4車輪與輪胎一般采用標(biāo)準(zhǔn)汽車車輪，充氣橡膠輪胎或其它工程機(jī)械車輪與輪胎， 如裝載機(jī)，工程運輸車等。因起重機(jī)自重較大，為提高輪胎承栽能力和 適應(yīng)起重吊栽行駛，應(yīng)選用承栽能力大的高壓輪胎。3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)輪胎起重機(jī)均采用偏轉(zhuǎn)車輪轉(zhuǎn)向。司機(jī)室布置在整機(jī)上車時，均采 用全液壓動力轉(zhuǎn)向操縱系統(tǒng)。該系統(tǒng)由油泵裝置、全液壓轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向 油缸及轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)組成。轉(zhuǎn)向操縱系統(tǒng)通過全液壓轉(zhuǎn)向器的

9、計量供油 驅(qū)動轉(zhuǎn)向油缸，推動轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)。轉(zhuǎn)向油缸有單作用缸和雙作用缸兩 種方式，普通單驅(qū)動油缸由于左右轉(zhuǎn)向速度不一致，而采用貫通式單作 用油缸結(jié)構(gòu)又較復(fù)雜，故單作用油缸方式已較少采用，現(xiàn)已普遍采用雙 驅(qū)動轉(zhuǎn)向油缸方式。由于起重機(jī)軸荷大，其轉(zhuǎn)向橋一般都采用雙胎，軸向所需安裝空間 尺寸較大，同時為避免轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)梯形臂與輪胎輪輞產(chǎn)生干涉，并減 小轉(zhuǎn)向主銷受力，在輪距確定的條件下也希望車輪縱向軸線至主銷距離 盡量小，故應(yīng)最大限度加大主銷間距，所以應(yīng)采用內(nèi)置式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)。4制動系統(tǒng)由行車制動和駐車制動兩套系統(tǒng)組成。制動系統(tǒng)包括制動器和制動 操縱裝置，此兩套系統(tǒng)應(yīng)分別設(shè)獨立的操縱裝置，但其制動器可以

10、共用。 輪胎起重機(jī)一般采用氣動驅(qū)動操縱裝置，內(nèi)漲蹄式制動器。制動方案一 是通過后橋雙腔作用氣室，其前后腔分別由行車制動和駐車制動操縱系 統(tǒng)控制，可實現(xiàn)行車制動和駐車制動。也有采用單作用氣室實現(xiàn)行車制 動，另外在電機(jī)輸出軸上設(shè)中央制動器實現(xiàn)駐車制動。雙腔作用氣室因 零件少，安裝維護(hù)方便，現(xiàn)已得到越來越廣泛應(yīng)用。輪胎起重機(jī)機(jī)一般采用后橋車輪制動，大噸位起重機(jī)也有采用全輪 制動的，具體設(shè)計時應(yīng)根據(jù)實際需要確定。二傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算1運行阻力計算起重機(jī)行駛時受到道路滾動阻力、坡度阻力、風(fēng)阻力及加速時的慣性力作用。1. 1滾動阻力fffi二mgfcos a2-1m整機(jī)質(zhì)量，kg g重力加速度，9.8 m

11、/s2o f遒路滾動阻力系數(shù)。 a道路坡度角。1.2坡度阻力fafa=mgsin a2-21.3風(fēng)阻力fwfw=kaoq i2-3ao起重機(jī)迎風(fēng)面積，m2。k風(fēng)力系數(shù)。 qi計算風(fēng)壓，n/m2。輪胎起重機(jī)雖然運行速度較低，但主要應(yīng)用于海港貨場等開闊多風(fēng) 作業(yè)區(qū)域，且自身迎風(fēng)面積較大，故應(yīng)考慮其運行時的風(fēng)阻力。1.4慣性阻力fjfj=ineqa2-4meq =m+jeie2/rj+ j山2/rq2+ j2i27r<f+.j(/ rq2+ jv rc2=3 m6=1+ jcic2/m rq2+ jiii2/m rq2+ j2i22/m r.j(/ m rq2+ jc/m r(2 meq電機(jī)、

12、傳動軸、其它傳動件及車輪的轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換到驅(qū)動車輪軸上的等效質(zhì)量，kg。5質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù)，初步計算時可取6 =1. 21. 6。 je電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量，kgm2。ji、j2 .變速器、傳動軸、其它傳動件轉(zhuǎn)動慣量，kgm2。 jq、jc驅(qū)、從動車輪轉(zhuǎn)動慣量,kgm2。 rq、r。驅(qū)、從動車輪滾動半徑，m。l、ii、i2 .電機(jī)、傳動軸、其它傳動件到驅(qū)動車輪的速比。a=加速度，可取為0. 5-1.1 m/s2。小噸位取大值，大噸 dt位取小值。2電機(jī)功率計算和電機(jī)選擇應(yīng)分別按下述三種工況計算電機(jī)功率。工況i :起重機(jī)在堅硬水平路面上克服i類風(fēng)荷，以設(shè)計最高車速 勻速直線行駛，并保留一定的動力儲備。工況

13、n:起重機(jī)在堅硬路面上克服i類平均風(fēng)荷，平均連續(xù)爬坡度 為2%，以設(shè)計平均車速勻速直線行駛。工況m:起重機(jī)在不良路面上克服n類風(fēng)荷，以低速勻速爬上最大 坡度。2.1工況i電機(jī)功率pi2-5kwk考慮車輛加速的動力系數(shù)。與起重機(jī)起步加速度相關(guān)，可根據(jù)慣性阻力、滾動阻力、風(fēng)阻力之和同滾動阻力、風(fēng)阻力之和之比值 確定，一般可取k=2. 53.0，要求起步加速快則取大值，反之取小值。fi=ff+fwi nf,平路上的滾動阻力，n。 f,i i類風(fēng)阻力，n。vmax設(shè)計最高車速,m/s。入電機(jī)力矩過載倍數(shù)，對直流串勵電機(jī)取電機(jī)二倍額定電流 時對應(yīng)力矩同電機(jī)額定力比值，a=2.02.25。他勵和復(fù)勵電機(jī)，

14、入 二1.52.0。對交流籠形電機(jī)，入=1.62.2。對交流繞線電機(jī)，入=1.5 2.0。對交流電機(jī)，因當(dāng)發(fā)電機(jī)組容量較小時，還應(yīng)考慮電壓損失，上 述系數(shù)應(yīng)乘以0.72。3電機(jī)轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)，3 =nn/nm，nn,nm分別為電機(jī)額定功率 轉(zhuǎn)速和最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速。對直流串勵電機(jī)取0=1. 151. 3,對他勵電機(jī) 和交流電機(jī)取0=11. 1。對復(fù)勵電機(jī)應(yīng)根據(jù)他（并）、串勵繞組安匝數(shù) 比例確定。t1傳動系統(tǒng)效率，對機(jī)械傳動取n =0.85-0. 9,對液力機(jī) 械傳動取h=0. 75-0.85。kw2.2工況ii電機(jī)功率ph2- 6fn-ff+fa +0. 7fw i nv,設(shè)計平均車速，一般可取為最

15、高運行速度的0. 7倍，m/so 計算坡度阻力時按平均坡度2%計算。2.3工況iii電機(jī)功率pmpnf11 vmin1000"kw2-7fui=ff+fa,nax+fwlimin設(shè)計低速運行車速，m/s2.4電機(jī)選擇及驗算電機(jī)額定功率按s2-60分鐘工作制標(biāo)定，對其它工作制電機(jī)，可按 電機(jī)技術(shù)參數(shù)表和其它換算規(guī)則進(jìn)行換算。按工況i計算功率選擇電機(jī)以保證具有適當(dāng)?shù)钠鸩郊铀倌芰?，按?況ii核算電機(jī)發(fā)熱和工況iii計算功率核算電機(jī)過載能力。電機(jī)額定功率和pepn，并使pcpm/入3傳動系統(tǒng)傳動比的確定按車輛最高運行速度確定高速檔傳動比，根據(jù)最大爬坡度及低速運 行速度計算低速檔傳動比。當(dāng)傳

16、動系的傳動比變化范圍在24時，可 只取兩檔，變化范圍在410或更高時，為減小車輛起步加速時間，充 分利用電機(jī)功率，應(yīng)設(shè)中間檔。3. 1高速檔傳動比的計算按最高運行速度來確定傳動比時，由于此時計算功率小于電機(jī)額定 功率，電機(jī)轉(zhuǎn)速高于額定轉(zhuǎn)速，應(yīng)先根據(jù)電機(jī)外特性曲線繪制電機(jī)功率 -速度曲線，找出等于高速運行時計算功率對應(yīng)點電機(jī)轉(zhuǎn)速，按下式計算。2-8._ 0.377. r."lminvmaxr= e r。輪胎滾動半徑，m。 r。輪胎自由半徑，m。e輪胎變形系數(shù)，低壓胎，e =0.93-.95,高壓胎e 4）. 945-0. 95 n電機(jī)轉(zhuǎn)速，rpm。 vmax車輛最大運行速度，km/h。

17、3. 2低速檔傳動比的計算考慮起重機(jī)爬長坡工況和保證在坡度上的起步加速能力，按電機(jī)額定工作點的轉(zhuǎn)速和起重機(jī)的最小運行車速以式（2-9）計算最大傳動比。-；0.377q_q丄max乙 jne電機(jī)額定轉(zhuǎn)速，rpmvmin車輛低速運行速度，km/h。確定imax時，需按下式校核爬坡能力，同時保證驅(qū)動輪不打滑imax5(sinnax+/cosnax)*r2-10max72-11i z (p rq max道路最大坡度角。tinax電機(jī)最大驅(qū)動力矩，n. m。z驅(qū)動橋?qū)β访娲怪闭龎毫?，n。少道路粘著系數(shù)。3.3中間傳動比的確定為使在各檔位換檔時速度平滑過度，使換檔平穩(wěn)，根據(jù)分析各檔傳 動比的數(shù)值應(yīng)按幾何級

18、數(shù)排列。其檔位數(shù)可根據(jù)實際需要確定，各檔傳 動比的公比系數(shù)q則為：q=，vmaxq值不可超過2，否則會造成換檔困難。三車橋、輪胎的計算載荷、選擇輪胎起重機(jī)應(yīng)按下述情況分別計算橋荷、輪胎負(fù)荷，并據(jù)此選擇車 橋、輪胎或進(jìn)行車橋設(shè)計，強(qiáng)度校核。1車橋垂直方向載荷參見圖3-1。iz2iz1圖3-11.1車輛靜止、臂架位于車輛縱軸方向或在水平路面勻速運行時前橋軸荷，后橋軸荷，n3-13-2m整機(jī)質(zhì)量，kg。l,、l2分別為整機(jī)重心到前、后軸距離，m。l軸距，m。計算時應(yīng)考慮起重機(jī)臂架前置和后置，及臂架角度對整機(jī)重心影響 分別計算。還應(yīng)考慮臂架自地面拉起工況，此時臂架前方所在車橋軸荷 較大。當(dāng)車輛不打支腿

19、吊載或吊載行駛時，需根據(jù)實際吊載重量和幅度計 算出整機(jī)重心位置按上式計算。臂架垂直于起重機(jī)縱軸線吊載時會引起 車橋兩側(cè)受力嚴(yán)重不均，一般不應(yīng)允許。3-53-63-73-83-91.2車輛加速行使時。車輛加速時會改變車輛前后軸的載荷分配前橋軸荷，l后橋軸荷，z2=m隊+鵬坳n3-4a車輛運行加速度，m/s2。hg整機(jī)重心高度，m。車輛運行最大加速度受到路面粘著系數(shù)限制，當(dāng)輪胎達(dá)到滑移狀態(tài) 時，其軸荷分配為：對單驅(qū)動橋后輪驅(qū)動時，a二z2ip/m。前橋軸荷，砌nl-（phg后橋軸荷，1?-nl-他對全輪驅(qū)動時，a=g少。前橋軸荷，z-g-g） nz-z后橋軸荷，燦”汝）n1.3車輛制動時。前橋軸荷

20、，n l后橋軸荷，z2=m成-鵬哚n3-10最大制動減速度受到路面粘著系數(shù)限制，當(dāng)輪胎與地面迗到滑移狀態(tài)時對單后橋制動，a= z2 /m « 軸荷，zl=2311后橋軸荷，喘3-12對單前橋制動，a=前橋軸荷，峰3-13后橋軸荷，對全輪制動，a=3-14前橋軸荷，z，g(£2+砌315后橋軸荷，z-cphg) l3-16由前幾式可以看出，位于車輛前進(jìn)方向的單橋制動時，該車橋上所 受載核較大。由于車輛加速度一般小于由路面粘著條件確定的最大加速度值，而 制動時其制動距離需嚴(yán)格控制，為充分利用粘著重量，輪胎一般進(jìn)入滑 移狀態(tài)，故可只按制動工況計算前后軸載荷。1.4車輛位于坡度上時

21、。n圖3-2參見圖3-2。前橋軸荷 2-cosa-hgsina) n3-17后橋軸荷z2=呵n3-18l1.5車輛通過不平路面時。車輛通過不平路面時，會引其較大的沖擊載荷，軸荷可按下式計算， 此時可不考慮作用于車橋上的水平載荷。z； =szi3-19z：車橋上的動負(fù)荷。8動載系數(shù)，3=2.5。2車橋水平方向載荷水平方向載荷有兩個方向，及車輛縱軸方向與車軸線方向。車輛縱軸方向水平載荷可根據(jù)傳遞到車輪軸上的最大起動轉(zhuǎn)矩、車輪上的制動 力矩、坡度上的水平分力求出。由于起重機(jī)運行速度一般較低，轉(zhuǎn)彎時 由離心力引起的水平載荷較小，可以不計算。當(dāng)車輛位于斜坡上時，車 輪上除有水平側(cè)向力外，坡度還會引起車橋

22、兩側(cè)載荷變化。2.1坡度上車輪上的側(cè)向力及兩側(cè)車輪垂直反力。參見3-3。i圖3-3對三支點懸掛方式，其水平側(cè)向力全部由剛性支撐車橋車輪承受, 水平載荷分別為：h_h_/ng|na,n3-20剛性支撐車橋兩側(cè)車輪垂直支反力分別為:v _ z cos ax mg sin - hgl=12b_ z cos <7, mg sin a - hg 2bz在車輛縱軸方向剛性支撐橋軸荷 b輪距a,橫向坡度角，一般不得超過 對四點支撐剛性懸掛，可認(rèn)為水平側(cè)向力由四點均勻承受。h_h_£7£sin n4車橋兩側(cè)車輪垂直支反力分別為:_ z cos 6, mg sin 6t, - hg12

23、n _ z cos 6 mg sin<z, - hg2- -23-213-223-233-243-253車橋選擇應(yīng)根據(jù)車輛穩(wěn)定勻速運行或靜止時的軸負(fù)荷選擇車橋，并依據(jù)所求 得的垂直方向及水平方向的動載荷校核車橋強(qiáng)度，對轉(zhuǎn)向橋，還需考慮 轉(zhuǎn)向時的水平力。對于驅(qū)動橋，還應(yīng)電機(jī)額定力矩傳遞到主減速器、輪 邊減速器上的扭矩校核相應(yīng)傳動零部件的疲勞強(qiáng)度，按電機(jī)最大力矩傳 遞到驅(qū)動橋傳動零部件上的扭矩校核零部件的靜強(qiáng)度。4輪胎選擇及輪胎承載力計算充氣輪胎承載能力按下式確定3-26w= 2.31 尺.a p°-585b,39(j + b)k輪胎構(gòu)造系數(shù)，k=0. 4250.465a車輛運行速

24、度系數(shù)，見下表。p輪胎充氣壓力，kg/cm2。d輪輞直徑，cm。b裝在理想輪輞上的輪胎斷面寬度，cm。可按下式計算。3-27180° - arcsin 141.3°bc輪胎斷面寬度 輪輞寬度，cm。cibo速度系數(shù)a速度km/h60402515850a1.01. 11. 151.251.61.93.0相同規(guī)格輪胎在運行速度和充氣壓力不同時其承載能力不一樣，輪 胎承載力為：w輪胎技術(shù)規(guī)格表中給定的標(biāo)定承載能力 a輪胎標(biāo)定承載能力對應(yīng)的速度系數(shù)，一般為1。p輪胎標(biāo)定承載能力對應(yīng)的氣壓。ai輪胎實際運行速度對應(yīng)的速度系數(shù)。pi輪胎實際充氣壓力，mpa。輪胎選擇應(yīng)根據(jù)起重機(jī)穩(wěn)定勻速

25、前進(jìn)或吊載低速行駛時的最大單胎輪胎負(fù)荷選取，滿足：w,>n3-29n輪胎最大單胎靜負(fù)荷，由于起重機(jī)一般均采用雙胎，受力時會存在不均現(xiàn)象，可取為單側(cè)車輪總負(fù)荷的0.6倍。同時還需滿足最大單胎動負(fù)荷小于輪胎極限負(fù)荷（3w）。車橋上并裝雙胎時，兩輪胎側(cè)面應(yīng)保證具有一定間隙，雙胎最小中 心距不得小于1.21ub。，新胎斷面充氣寬度）。四轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計計算1轉(zhuǎn)向阻力矩計算如圖4-1，根據(jù)塔布萊克公式可推得雙胎轉(zhuǎn)向阻力矩公式圖 4-1mi= -y -+ p1 + 2+/?2 ）4-1mi轉(zhuǎn)向橋一側(cè)的靜轉(zhuǎn)向阻力矩。n輪胎上的垂直載荷（雙胎），n。u綜合摩擦系數(shù)，是比值j的函數(shù)，其區(qū)線見圖4-2。 e,e

26、2輪胎接地中心至轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點距離，m。p當(dāng)量滾動半徑，p=b/3, b輪胎斷面寬度，i如為單胎，可直接按塔布萊克公式計算。轉(zhuǎn)向橋總轉(zhuǎn)向阻力矩可直 接將橋荷代入上式計算。但校核零部件強(qiáng)度時需考慮兩側(cè)受力不均分別 計算。上式計算結(jié)果為原地轉(zhuǎn)向靜阻力矩，車輛在運行中，隨著車速提 高，其轉(zhuǎn)向阻力矩逐漸減小，穩(wěn)定運行時阻力矩約為轉(zhuǎn)向靜阻力矩的三 分之一左右o圖4-2 u-i曲線圖b2轉(zhuǎn)向油缸的設(shè)計計算2. 1油缸活塞桿的推力參見圖4-3。分析計算表明，一側(cè)轉(zhuǎn)向輪偏角最大時，所需活塞推 力最大，且應(yīng)以原地轉(zhuǎn)向靜阻力矩計算。對單轉(zhuǎn)向作用油缸，其活塞桿推力ff=4-2l”m=nl+m2，轉(zhuǎn)向橋原地

27、轉(zhuǎn)向靜阻力矩，n. m。n考慮各轉(zhuǎn)動鉸點摩擦及油缸內(nèi)摩擦阻力的效率系數(shù)，可取n=0. 85-0. 9l作用力臂，m。作用力臂l可按下式計算 l=r2cos ( a - 0 - ji /2)4-39 -arctg(r2 sma-bk 11 r，cosa-aa轉(zhuǎn)向接叉轉(zhuǎn)向臂同車軸線夾角4圖4-3對雙作用轉(zhuǎn)向缸4尸圳1-2 2油缸缸徑計算)4-54-74-84-9mm4-10伸出油缸活塞推力f：l-, z/丨 f，縮回缸活塞力f2f2= f：/ p4-63- 1/ （1-入 2）x=d/d，d、d分別為作用缸桿徑與缸徑。沁、m2分別為伸出、縮回油缸側(cè)車輪轉(zhuǎn)向阻力矩，u、l2分別為伸出、縮回油缸側(cè)油缸

28、作用力臂，按式4-3分別代入轉(zhuǎn)向臂同車軸夾角計算。ti. t2分別為伸出、縮回油缸側(cè)轉(zhuǎn)向梯形橫桿對轉(zhuǎn)向銷軸作用 力臂，m。u、t2可分別按下式計算。11 /?j sin（j 0'、t，2 sin（於2 + 0）<1）2左右轉(zhuǎn)向梯形臂與車軸線夾角。雙作用缸轉(zhuǎn)向梯形橫桿壓力t（風(fēng)+l） _（1+2）t 二p入=d/d，油缸桿徑比，可按標(biāo)準(zhǔn)系列。p系統(tǒng)工作壓力，mpa。由全液壓轉(zhuǎn)向器額定工作壓力確定。 f油缸活塞桿最大推力，n。3全液壓轉(zhuǎn)向器選擇全液壓轉(zhuǎn)向器選型包括額定工作壓力與排量兩個方面。額定工作壓 力均有標(biāo)準(zhǔn)系列規(guī)定，設(shè)計時只需使至轉(zhuǎn)向系統(tǒng)壓力與之匹配即可。選 擇時主要是確定轉(zhuǎn)向

29、器排量。3.1轉(zhuǎn)向器排量q=-4-11n.r)n方向盤允許轉(zhuǎn)動圈數(shù)，一般可按58圈確定.h從轉(zhuǎn)向器到轉(zhuǎn)向油缸總的容積效率，h =0.80.85。v轉(zhuǎn)向輪從一側(cè)向另一側(cè)偏轉(zhuǎn)最大轉(zhuǎn)角時轉(zhuǎn)向油缸的有效容 積。其容積分情況分別按下式計算。對單作用普通油缸4- 12對單作用貫通式油缸4-134-14s油缸工作行程 對雙作用油缸s：、s2分別為伸出缸與縮回缸工作行程。4轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)采用內(nèi)置式?？刹捎迷O(shè)置目標(biāo)函數(shù)利用計算機(jī)進(jìn)行優(yōu) 化設(shè)計，另文詳述。五制動系統(tǒng)設(shè)計計算 1輪胎起重機(jī)制動性能指標(biāo)輪胎起重機(jī)制動性能指標(biāo)推薦值起重量最高車速vkm/h制動初速度v。km/h制動距離8,m制動減速度az

30、m/s2q彡8251023>252063. 5q彡8彡25102. 52. 5>252073起重機(jī)實際制動距離為:s7=szt+s0m5- 1szt理論制動距離，在制動器制動力矩作用下車輛移動距離，m。 so司機(jī)反應(yīng)時間和踏下制動踏板到制動器迗到計算制動力矩 時間t。內(nèi)，車輛通過距離，sovo to, 一般可取to0. 25s o2車輛正常行駛車輪制動力矩確定正常行駛車輪制動力矩t按規(guī)定的制動距離計算。t=5m r v02/2szt n. m5-2s旋轉(zhuǎn)零部件質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù)，s=l. 21.6,具體計算見第二部分。m車輛總質(zhì)量 r輪胎滾動半徑，m。 vq制動初速度，m/s。 szt理

31、論制動距離，m。3最大制動力矩tmax的計算tmax按車輛在良好水平的瀝青或混凝土路面上緊急制動，車輪抱死 拖滑工況計算，參見圖3-1。3. 1全部車輪制動時。前輪最大制動力矩丁1臟=響砌）” n.m5-3l后輪最大制動力矩t _-hg（p）（p r1 2max5-43.2僅后部車輪（與車輛前進(jìn)方向相反）制動時，車輪所需制動力 矩為：tmax=mglx （p . rl 七（phgn.mr輪胎滾動半徑，in。少輪胎同地面粘著系數(shù)。取巾=0.60.7。3.3僅前部車輪（與車輛前進(jìn)方向相同）制動時，車輪所需制動力 矩為：t腿二"批2 rn.m5-6l-（phg4駐車最大制動力矩tzmax計

32、算駐車最大制動力矩按起重機(jī)最大爬坡度，輪胎與地面粘著系數(shù)計4. 1全部車輪制動時，車輪上總制動力矩tzmax=mg r cos ci n. in5-74.2起重機(jī)朝上坡方向，后部車輪制動時，車輪上制動力矩：mg(p. r(l, cos a + hg sin a)n. m5-8a最大爬坡度。4. 3起重機(jī)朝上坡方向，前部車輪制動時，車輪上制動力矩:mg(p - r(l2 cos a- hg sin a)ln. m5-9起重機(jī)朝下坡方向時，其前部車輪和后部車輪制動力矩分別按式 5-8、5-9 計算。5車輛制動時力矩分配對于采用單橋制動，只需按計算的總制動力矩平均分配給左右側(cè)車 輪制動器即可。全部車輪制動時則應(yīng)充分利用粘著重量，使前后車輪同 時迗到滑移狀態(tài)，以獲得最大有效制動力。假定前后車