電動輪胎起重機(jī)運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計課件

1、電動輪胎起重機(jī)運(yùn)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(diǎn)為其配備特制的專用底盤較一般裝卸運(yùn)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(yùn)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(yùn)行機(jī)構(gòu)由傳動系統(tǒng)，運(yùn)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。該方案采用串激直流電機(jī)，利

2、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(yùn)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。圖 1-1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，如裝載機(jī)變速器。集中

3、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(yùn)行支承系統(tǒng)輪胎起重機(jī)運(yùn)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(yùn)行時，承受各構(gòu)件的重力和行駛驅(qū)動、

4、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)?shù)目箯潉偠?、抗扭剛度。圖1-3及圖1-4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。圖 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)力較圖 1-4小，各部位、構(gòu)件受力明確，結(jié)構(gòu)能較好地與計算

5、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?，F(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

6、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(yùn)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(diǎn)方式，后橋采用兩個支點(diǎn)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(diǎn)方式，前、（中）后橋均在車橋兩邊通過剛性支點(diǎn)與車架連接。采用第

7、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(diǎn)剛性支承。四支點(diǎn)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)

8、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(yùn)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

9、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(dú)立的操縱裝置，但其制動器可以共用。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

10、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(yùn)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FfFf=mgfcos 2-1m 整機(jī)質(zhì)量,kgg 重力加速度 , 9.8 m/s2。f 道路滾動阻力系數(shù)。 道路坡度角。1.2 坡度阻力FF=mgsin 2-21.3 風(fēng)阻力FwF

11、w=KA0q 2-3 A0 起重機(jī)迎風(fēng)面積, m2。K 風(fēng)力系數(shù)。q 計算風(fēng)壓，N/m2。輪胎起重機(jī)雖然運(yùn)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(yùn)行時的風(fēng)阻力。1.4 慣性阻力FjFj=meqa 2-4meq =m+jeie2/rq2+ j1i12/rq2+ j2i22/rq2+jq/ rq2+ jc/ rc2=m=1+ jeie2/m rq2+ j1i12/m rq2+ j2i22/m rq2+jq/ m rq2+ jc/m rc2meq 電機(jī)、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。 質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù),初步計算時可取=1

12、.21.6。je 電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量,kgm2。j1、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、rc 驅(qū)、從動車輪滾動半徑, m。ie 、i1 、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：起重機(jī)在堅硬水平路面上克服類風(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：起重機(jī)在堅硬路面上克服類平均風(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：起重機(jī)在不良路面上克服類風(fēng)

13、荷，以低速勻速爬上最大坡度。2.1工況電機(jī)功率P1P1= kW 2-5K 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。F1=Ff+Fw NFf 平路上的滾動阻力, N。Fw 類風(fēng)阻力, N。Vmax 設(shè)計最高車速,m/s。 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，=2.02.25。他勵和復(fù)勵電機(jī)，=1.52.0。對交流籠形電機(jī)，=1.62.2。對交流繞線電機(jī), =1.52.0。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

14、壓損失，上述系數(shù)應(yīng)乘以0.72。 電機(jī)轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)，=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=1.151.3, 對他勵電機(jī)和交流電機(jī)取=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。 傳動系統(tǒng)效率, 對機(jī)械傳動取=0.85-0.9, 對液力機(jī)械傳動取=0.75-0.85。2.2 工況電機(jī)功率PP= kW 2-6F=Ff+F+0.7FW NVP 設(shè)計平均車速，一般可取為最高運(yùn)行速度的0.7倍，m/s。計算坡度阻力時按平均坡度2%計算。2.3 工況電機(jī)功率P P= kW 2-7F=Ff+Fmax+FW NVmin 設(shè)計低速運(yùn)行車速, m/s

15、。2.4 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?，按工況核算電機(jī)發(fā)熱和工況計算功率核算電機(jī)過載能力。電機(jī)額定功率PeP1 和 PeP ,并使PeP/3 傳動系統(tǒng)傳動比的確定按車輛最高運(yùn)行速度確定高速檔傳動比，根據(jù)最大爬坡度及低速運(yùn)行速度計算低速檔傳動比。當(dāng)傳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(yùn)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)

16、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(yùn)行時計算功率對應(yīng)點(diǎn)電機(jī)轉(zhuǎn)速，按下式計算。imin= 2-8r=r0 輪胎滾動半徑，m。r0 輪胎自由半徑，m。 輪胎變形系數(shù)，低壓胎，=0.930.95，高壓胎 =0.9450.95n 電機(jī)轉(zhuǎn)速， rpm。vmax 車輛最大運(yùn)行速度，km/h。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(diǎn)的轉(zhuǎn)速和起重機(jī)的最小運(yùn)行車速以式（2-9）計算最大傳動比。imax= 2-9ne 電機(jī)額定轉(zhuǎn)速， rpm。Vmin 車輛低速運(yùn)行速度，km/h。確定imax時,需按下式校核爬坡能力，同時保證

17、驅(qū)動輪不打滑。imax 2-10imax 2-11max 道路最大坡度角。Tmax 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。 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= q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。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(yùn)行時。前橋軸荷

18、，Z1= N 3-1后橋軸荷，Z2= N 3-2m 整機(jī)質(zhì)量，kg。L1、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。1.2 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,Z1= N 3-3后橋軸荷,Z2= N 3-4a 車輛運(yùn)行加速度，m/s2。Hg 整機(jī)重心高度，m。車輛運(yùn)行最大加速度

19、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= Z2/m。前橋軸荷, Z1= N 3-5后橋軸荷, Z2= N 3-6對全輪驅(qū)動時，a=g。前橋軸荷, Z1= N 3-7后橋軸荷, Z2= N 3-81.3車輛制動時。前橋軸荷,Z1= N 3-9后橋軸荷,Z2= N 3-10最大制動減速度受到路面粘著系數(shù)限制，當(dāng)輪胎與地面達(dá)到滑移狀態(tài)時。對單后橋制動，a= Z2/m前橋軸荷,Z1= N 3-11后橋軸荷,Z2= N 3-12對單前橋制動，a= Z1/m前橋軸荷,Z1= N 3-13后橋軸荷,Z2= N 3-14對全輪制動，a= g前橋軸荷, Z1= N 3

20、-15后橋軸荷, Z2= N 3-16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。圖 3-2參見圖3-2。前橋軸荷Z1= N 3-17后橋軸荷Z2= N 3-181.5 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。 3-19 車橋上的動負(fù)荷。 動載系數(shù)，=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

21、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(yùn)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。參見圖3-3。圖 3-3對三支點(diǎn)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:H1=H2= N 3-20 剛性支撐車橋兩側(cè)車輪垂直支反力分別為:N1= 3-21N2= 3-22Z 在車輛縱軸方向剛性支撐橋軸荷B 輪距1 橫向坡度角,一般不得超過對四點(diǎn)支撐剛性懸掛,可認(rèn)為

22、水平側(cè)向力由四點(diǎn)均勻承受。H1=H2= N 3-23車橋兩側(cè)車輪垂直支反力分別為:N1= 3-24N2= 3-253 車橋選擇應(yīng)根據(jù)車輛穩(wěn)定勻速運(yùn)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W= 3-26K 輪胎構(gòu)造系數(shù),K=0.4250.465A 車輛運(yùn)行速度系數(shù),見下表。P 輪胎充氣壓力,kg/cm2。d 輪輞直

23、徑，cm。B 裝在理想輪輞上的輪胎斷面寬度，cm。可按下式計算。B= 3-27B1 輪胎斷面寬度，cm。C 輪輞寬度，cm。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(yùn)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：W1= 3-28W 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。A1 輪胎實際運(yùn)行速度對應(yīng)的速度系數(shù)。P1 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：W1N 3-29N 輪胎最大單胎

24、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1.2B0(B0,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 4-1M1= 4-1M1 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。綜合摩擦系數(shù)，是比值的函數(shù),其區(qū)線見圖4-2。e1,e2 輪胎接地中心至轉(zhuǎn)向主銷中心線與地面交點(diǎn)距離，m。當(dāng)量滾動半徑， =B/3，B 輪胎斷面寬度，m。如為單胎，可直

25、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(yùn)行中，隨著車速提高，其轉(zhuǎn)向阻力矩逐漸減小，穩(wěn)定運(yùn)行時阻力矩約為轉(zhuǎn)向靜阻力矩的三分之一左右。圖 4-2 -曲線圖2 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= 4-2=M1+M2 ,轉(zhuǎn)向橋原地轉(zhuǎn)向靜阻力矩，N.m?？紤]各轉(zhuǎn)動鉸點(diǎn)摩擦及油缸內(nèi)摩擦阻力的效率系數(shù)，可取=0.85-0.9 。L 作用力臂，m。作用力臂L可按下

26、式計算L=R2cos(-/2) 4-3= 4-4 轉(zhuǎn)向接叉轉(zhuǎn)向臂同車軸線夾角。圖 4-3對雙作用轉(zhuǎn)向缸伸出油缸活塞推力F1F1= 4-5縮回缸活塞力F2F2= F1/ 4-6=1/（1-2）=d/D，d、D分別為作用缸桿徑與缸徑。M1 、M2 分別為伸出、縮回油缸側(cè)車輪轉(zhuǎn)向阻力矩，L1、L2 分別為伸出、縮回油缸側(cè)油缸作用力臂，按式4-3分別代入轉(zhuǎn)向臂同車軸夾角計算。t1、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。t1、t2可分別按下式計算。t1= 4-7t2= 4-81、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TT= 4-92.2油缸缸徑計算D= mm

27、4-10= 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)向器排量。3.1 轉(zhuǎn)向器排量q= 4-11n 方向盤允許轉(zhuǎn)動圈數(shù),一般可按58圈確定.從轉(zhuǎn)向器到轉(zhuǎn)向油缸總的容積效率, =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V= 4-12對單作用貫通式油缸V= 4-13S 油缸工作行程。對雙作用

28、油缸 V=+ 4-14 S1、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V0km/h制動距離Szm制動減速度azm/s2Q8251023252063.5Q825102.52.5252073起重機(jī)實際制動距離為:Sz=Szt+So m 5-1Szt 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達(dá)到計算制動力矩時間t0內(nèi),車輛通過距離,So=V0 t0,

29、一般可取t0=0.25s。2 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=m r V02/2Szt N.m 5-2 旋轉(zhuǎn)零部件質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù), =1.21.6,具體計算見第二部分。m 車輛總質(zhì)量r 輪胎滾動半徑，m。V0 制動初速度, m/s。Szt 理論制動距離, 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T1max= N.m 5-3后輪最大制動力矩T2max= N.m 5-43.2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：T

30、max= N.m 5-5r 輪胎滾動半徑，m。輪胎同地面粘著系數(shù)。取=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：Tmax= N.m 5-64 駐車最大制動力矩Tzmax計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)計算。4.1全部車輪制動時,車輪上總制動力矩Tzmax=mgr cos N.m 5-74.2起重機(jī)朝上坡方向,后部車輪制動時,車輪上制動力矩:Tzmax= N.m 5-8 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:Tzmax= N.m 5-9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，使前后車輪同時達(dá)到滑移狀態(tài)，以獲得最大有效制動力。假定