購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。。【注】：dwg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763
摘 要
起重機在工程建設領域有著重要的作用，利用它可以減輕勞動強度，節(jié)省人力，降低建設成本，提高勞動生產率，加快建設速度等。本設計組主要設計QY8輪胎式起重機回轉部分設計。輪胎式起重機主要包括起升機構，回轉機構，吊臂，變副機構和液壓系統等。這次設計是在初步進行總體參數設計及計算的前提下，主要進行起重機回轉機構的設計及計算和回轉支承裝置的設計及計算?；剞D機構是工程起重機中重要組成部分，它由回轉機構的原動機?；剞D機構使整個回轉平臺在回轉支承裝置上作全回轉，從而將起重物送到一定范圍內的任意位置。
關鍵詞：輪胎起重機 回轉機構 回轉支承
Abstract
The project crane has the important effect in engineering construction field, make use of it can be able to reduce labor intensity, economize manpower, reduce construction cost, improve productivity, accelerate construction speed etc. Our team is mainly design the QY8 tyre style crane. The design includes up of organization, the organization turning round, lazy arm mainly, is changed into subsidiary organization and hydraulic pressure system etc. Under the premise current is designed being that the parameter carrying out population in the first step designs that and secretly schemes against, connection, revolving stage structure and the branch turning round carrying out autohoist gyration organization design and secretly scheming against, as well as the center turns round mainly are indebted to device's for designing that and secretly scheming against. The organization turning round is that the project crane is hit by an important component, it designs middle from organization prime mover, capital turning round adopt the hydraulic pressure motor; The organization mechanical drive device turning round, the pinion tripartite in general, playing speed reduction role and turning round is composed of. The organization turning round makes entire gyration platform do entire the certain range inner turning round, delivering lifting thing to thereby's on the supporting device turning round arbitrarily location.
Keywords: tyre crane the slewing mechanism slewing bearing
目錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 起重機簡介 1
1.2流動式起重機 2
1.3工程起重機的發(fā)展趨勢 3
第2章 輪胎式起重機的總體設計 4
2.1起重機的組成 4
2.2輪胎式起重機的總體方案的確定 4
2.3起重機驅動裝置的選擇 5
2.3.1內燃機—機械驅動 5
2.3.2電力——機械驅動 6
2.3.3復合驅動 6
2.4輪胎式起重機動力裝置的選擇 7
2.5輪胎式起重機底盤的選型 8
2.6輪胎式起重機的主要參數 10
2.7輪胎式起重機的穩(wěn)定性 12
2.7.1輪胎式起重機的行駛穩(wěn)定性 12
2.7.2 輪胎式起重機起重 14
第3章 汽車起重機回轉部分設計計算 18
3.1 回轉支承裝置的選型 18
3.1.1載荷的確定 18
3.1.2回轉支承裝置強度計算及校核 20
3.2 回轉支承裝置連接螺栓的計算及選型 22
3.3 回轉機構傳動裝置的設計 23
3.3.1 回轉機構回轉阻力矩的確定 23
3.3.2回轉馬達的選擇 26
3.3.3回轉機構傳動零件的計算 27
3.4回轉機構減速器部分的設計及計算 27
3.4.1方案設計 27
3.4.2高速級設計計算 29
3.4.3低速級設計計算 41
3.4.4軸及軸承的設計計算 47
3.5行星架設計計算 53
3.5.1高速級行星架 53
3.5.2低速級行星架 54
3.6制動器的選擇及計算 55
3.6.1制動器的選擇 55
3.6.2制動力矩的計算 56
第4章 結 論 57
參考文獻 58
致 謝 59
61
第1章 緒論
1.1 起重機簡介
起重機屬于起重機械的一種，是一種作循環(huán)、間歇運動的機械。一個工作循環(huán)包括：取物裝置從取物地把物品提起，然后水平移動到指定地點降下物品，接著進行反向運動，使取物裝置返回原位，以便進行下一次循環(huán)。
根據水平運動形式的不同分為橋架類型起重機和臂架式起重機兩大類別，此外還有橋架與臂架類型綜合的起重機，例如，在裝卸橋上裝有可旋轉臂架的起重機，在冶金橋式起重機上裝有可旋轉小車等。
橋架類型起重機以橋型結構作為主要承載構件，取物裝置懸掛在可以延主梁運行的起重小車上的起重機，多用于車間、倉庫、露天堆場等處的物品裝卸。根據結構形式不同分為橋式起重機和門式起重機等。
1）橋式起重機 由橋架、起重小車和電氣部分等主要部件構成，使用廣泛的有單主梁或雙主橋梁式起重機，它的主梁和兩個端梁組成橋架，整個起重機直接運行在建筑物高架結構的軌道上。
2）門式起重機 又被稱為帶腿的橋式起重機，其主梁通過支撐在地面軌道上的兩個剛性支腿，形成一個可橫跨鐵路軌道或貨場的門架，外伸到之腿外側的主梁懸臂部分可擴大作業(yè)面積。有時門式起重機制造成單支腿的半門式起重機。
臂架類型起重機其結構都有一個懸伸、可旋轉的臂架作為主要受力構件，除了起升機構外，通常還有旋轉機構和變幅機構，通過起升機構、變幅機構、旋轉機構和運行機構等四大機構的的組合運動，可以實現在圓形或長圓形空間的裝卸作業(yè)，可裝設在車輛或其他運輸其結構都有一個懸伸、可旋轉的臂架作為主要受力構件，除了起升機構工具上，構成了常見的各種運行臂架式起重機。例如，門座式起重機、塔式起重機、鐵路起重機、流動式起重機。
1)門座式起重機 它是回轉臂架安裝在門形座架上的起重機，沿地面軌道運行的門座架下可通過鐵路車輛或其他車輛，多用于港口裝卸作業(yè)，或造船廠進行船體與設備裝配
2) 塔式起重機 塔式起重機的結構特點是有一直立的塔身，起重臂結構在垂直塔身的上部，故塔式起重機起升高度和工作幅度都很大。塔式起重機在房屋建筑，電站建設以及料廠、混凝土預制構件廠等場所得到廣泛的應用[17]。
塔式起重機由于塔身是直立的，起重臂與塔身組成“”型，其有用幅度比輪胎式或履帶式起重機大得多，故可使起重機靠近所施工的建筑物。一般情況下，塔式起重機的有用幅度接近全幅度的80%。同樣情況下，若選用履帶式或輪胎式起重機，其有用幅度則不超過50%，并隨著建筑物的增高而急劇減少。特別是在高層建筑中，塔式起重機與履帶式起重機或輪胎式起重機相比，其優(yōu)越性更為明顯。所以廣泛應用于塔式起重機來建筑多層和高層建筑。
塔式起重機的動力裝置是用外接電源的電動機，而一般施工現場都有動力電源，可很方便的接通電源，不需要造價昂貴的內燃機動力裝置。但是塔式起重機普遍是在專用的寬 軌道上行走的，故需專門平整場地，鋪設軌道，增加鋪軌費用。近年來為適應高層建筑或超高層建筑施工的需要，一種能自行升高的自升塔式起重機的研制和應用日益增多。這種自升塔式起重機無需鋪設軌道，它可安裝在施工的建筑物內部（一般是安裝在電梯井或樓梯間結構上）或附著于建筑物上。在其底架上安裝行走臺車后，也可作為在軌道上行走的自升塔式起重機。七十年代生產的塔式起重機一般多是這種三用或四用自升塔式起重機（將固定式、軌道式、爬升式和附著式）[13]。
1.2流動式起重機
汽車起重機將起重機安裝在通用或專用汽車底盤上低盤性能等同于同樣整車總重的載重汽車，符合公路車輛的技術要求，因而可在各類公路上通行無阻。此種起重機一般備有上、下車兩個操縱室，作業(yè)時必需伸出支腿保持穩(wěn)定。起重量的范圍很大，可從8噸～1000噸，底盤的車軸數，可從2～10根。是產量最大，使用最廣泛的起重機類型。
越野輪胎起重機 越野輪胎起重機是70年代發(fā)展起來的一種起重機，其吊重功能與輪胎起重機相似，也可進行不用支腿吊重及吊重行駛。所不同的是底盤的結構形式及由獨特的底盤結構所帶來的行駛性能的提高。這種起重機的發(fā)動機均裝在底盤上，底盤有兩根車軸及四個大直徑的越野花紋輪胎。四個車輪均為驅動輪及轉向輪，當在泥濘不平的工地上轉移工位時，四個車輪都傳遞動力，即四輪驅動，以提高通過泥濘地面及不平路面的能力。當在平坦路面以較快速度行駛時，只用前軸或后軸的兩個車輪驅動，以減少能耗。在起重機的隨機文件中，用4×4表示四輪驅動，4×2表示4個車軸中有兩個車輪是驅動輪。該車型適合狹小的場地作業(yè)?？蓪崿F連續(xù)無極變速，在路面阻力突變的情況下發(fā)動機也不會熄火，因而極大的方便了司機的操作?？梢运揭拜喬テ鹬貦C是一種性能擴展了的、強力而靈活的輪胎起重機[12]。
履帶式起重機把起重機作業(yè)部分裝設在履帶底盤上，行走依靠履帶裝置的起重機稱為履帶式起重機。它具有全回轉轉臺，起升高度大，牽引系數高，爬坡度大，行駛速度低，行駛過程中可能對路面造成損壞，一般不宜在公路上行駛。履帶式起重機與輪胎式起重機相比，因履帶與地面接觸面積大，故對地面平均比壓小，可在松軟、泥濘地面上作業(yè)[17]。
全地面起重機是一種兼有汽車起重機和越野起重機特點的高性能產品。它既能像汽車起重機一樣快速轉移、長距離行駛，又可滿足在狹小和崎嶇不平或泥濘場地上作業(yè)的要求，即行駛速度快，多橋驅動，全輪轉向，三種轉向方式，離地間隙大，爬坡能力高，可不用支腿吊重等功能，是一種極有發(fā)展前途的產品。但價格較高，對使用和維護水平要求較高。
為完成某種特定任務而研制的專用起重機。例如：為機械化部隊實施戰(zhàn)術技術保障用的、裝在越野汽車或裝甲車上的起重輪救車；為處理交通事故用的公路清障車等，均屬此類[8]。
輪胎起重機可分為通用輪胎起重機和越野輪胎起重機。
1）輪胎起重機 又稱通用輪胎起重機，廣泛用于倉庫、碼頭、貨場等作業(yè)場所。它是利用輪胎式底盤行走的動臂旋轉起重機。由上車和下車兩部分組成。上車為起重作業(yè)部分，設有動臂、起升機構、變幅機構、平衡重和轉臺等；下車為支承和行走部分。上、下車之間用回轉支承連接。吊重時一般需放下支腿，增大支承面，并將機身調平，以保證起重機的穩(wěn)定。
輪胎式起重機總體布置不受汽車底盤的限制，采用行駛操縱和起重作業(yè)操作合一的駕駛室，可在室中控制上下車的動作，具有輪距較寬、穩(wěn)定性好、軸距小、車身短小、轉彎半徑小等優(yōu)點，可適用于狹窄的作業(yè)場所[17]。
1.3工程起重機的發(fā)展趨勢
近年來隨著建設工程規(guī)模不斷擴大，起重安裝工程量越來越大，尤其是現代化大型石油、化工、冶煉、電站以及高層建筑的安裝作業(yè)逐年增多。因此，對工程起重機，特別是大功率的工程起重機的需要量日益增加。隨著現代科學技術的發(fā)展，各種這些因素都有力地促進了工程起重機的發(fā)展。根據國內外現有工程起重機產品和技術的分析，近年來工程起重機的發(fā)展趨勢主要體現在以下幾個方面。
1)廣泛采用液壓技術;
2)通用型起重機以中小型為主，專用起重機向大型大功率發(fā)展
3)重視“三化”，逐步過渡采用國際標準
4)發(fā)展一機多用產品
5 采用新技術、新材料、新結構、新工
本著機動靈活、操作方便、實用可靠的原則，以提高工作效率，適應野外、搶險、倉庫、車站、碼頭等地狹窄工作場合，本文選擇小型汽車起重機作為設計對象
第2章 輪胎式起重機的總體設計
2.1起重機的組成
輪胎式起重機由以下幾部分組成：
⑴ 取物裝置 輪胎式起重機取物裝置主要是吊鉤。
⑵ 吊臂用來支承起升鋼絲繩、滑輪組的鋼結構。
⑶ 上車回轉部分，它是在起重作業(yè)時，可以回轉的部分，它包括裝在回轉平臺
上除了吊臂、配重、吊鉤等外的全部機構和裝置。
⑷ 下車行走部分，它是起重機的底盤，是上車回轉部分的基礎。
⑸ 回轉支承部分，是安裝在下車底盤上用來支承上車回轉部分的。
⑹ 支腿，胎式起重機為了提高它的起重能力，在車架上裝有支腿。
⑺ 配重，起重機平臺尾部常掛有一定重量的鐵塊，以保證起重機的穩(wěn)定。
2.2輪胎式起重機的總體方案的確定
起重機的整體造型主要是根據其用途和作業(yè)場合。本次設計的起重機可用于野外起重、搶險、倉庫、車站、碼頭及狹窄工作場合作業(yè)，需要良好的機動性能，有輪胎式和履帶式兩種設計方案可供選擇
根據現有方案的優(yōu)缺點，小組人員的研究分析，本著機動靈活、操作方便、實用可靠的原則，以提高工作作業(yè)效率，我們選用小型汽車起重機做為設計對象。
本方案有以下幾個特點：
⑴采用EQ-1092F通用底盤，具有馬力大，動力性好，速度高，牽引力大，爬坡度大的特點。
⑵ 起重機作業(yè)部分采用能夠液壓傳動，因此結構緊湊，既提高了作業(yè)效率，又擴大了作業(yè)范圍。
⑶ 采用二級伸縮臂，可按需要在規(guī)定范圍內任意伸縮，動作平穩(wěn)，微動性好，輕便靈活。
⑷ 用前后H型支腿，四個支腿可以分別調平，并在現有8噸汽車起重機的基礎上，適當加大支腿的跨距，提高了整機穩(wěn)定性。
⑸ 采用動力裝置，將汽車發(fā)動機的動力傳于動力油泵，提高了汽車動力的利用率，同時也不再為起重機另配動力原件。
⑹ 行星齒輪減速器直接裝在起升卷筒內，從而獲得非常緊湊的結構，使起升機構能直接布置吊臂尾部。
2.3起重機驅動裝置的選擇
起重機的性能和結構特點在很大程度上取決于驅動裝置（動力裝置和傳動裝置的總稱）。而驅動裝置本身的重量和成本，對起重機的技術經濟指標也起著顯著的影響，因此設計起重機時，合理選擇驅動裝置和確定驅動形式是很重要的。
工程起重機對驅動裝置的要求，主要應從起重機本身的工作特點來考慮，主要的有以下幾點：
⑴ 適應外載荷多變的要求；
⑵ 適應迅速改變運動方向的要求；
⑶ 適應工作速度頻繁變換的要求；
⑷ 適應沖擊振動的要求。
此外，對于需要經常轉移作業(yè)場地的工程起重機，要求有獨立的動力能源裝置。為了避免噪聲的危害，要求低噪聲的驅動裝置。
應于指出，要滿足上述工作特點所指出的各項要求，僅僅依靠動力裝置本身還不能完全達到。而必須有合理的傳動裝置與之相配合，以達到起重機所要求的傳動特點。
2.3.1內燃機—機械驅動
⑴ 概述
在輪胎式起重機和履帶式起重機中，內燃機-機械驅動得到廣泛的應用，它通過機械傳動裝置將內燃機發(fā)出的動力傳遞到那個工作機構上去（簡稱內燃機驅動）。這種驅動裝置有一個獨立的能源，具有較大的機動性，可滿足工程起重機流動性的要求。由于不受外能源的牽制，所以起重機一到達作業(yè)場地后就可隨時投入到工作。此外，內燃機結構緊湊。一般來說，外形尺寸和重量較小。但內燃機-機械驅動與電力-機械驅動比較，前者存在不少缺點：①承受載荷能力差，在超負荷運轉時容易熄火，因此不得不選用大一些功率的內燃機，以較大的功率儲備來適應超載的需要；②內燃機不能帶載啟動，因此在內燃機-機械傳動系統中，必須設置離合器結構，在啟動時脫開離合器；③內燃機不能運轉，為了保證機構的正向和逆向轉動，在機械傳動的起重機必須設置逆轉機構；④內燃機在嚴寒地區(qū)運轉，要采取措施，改善啟動性能。
此外，內燃機噪聲、振動及污染的問題也有待進一步解決。
在工程起重機中使用的內燃機目前常用的有兩種類型，即柴油機和汽油機。柴油機比汽油機更具有使用經濟性和工作可靠的優(yōu)點，所以柴油機得到廣泛的應用。從降低重量和減少外形尺寸考慮工程起重機用的柴油機應該是運輸型的，最好選用工程起重機械用的中轉速的 柴油機以適應工程起重機特點，保證工作可靠性和簡化中間傳動裝置的構造。
⑵ 內燃機驅動功率的確定
起重機的內燃機驅動功率可按下述兩種方法確定：①根據現有的同類型和噸位級相近的起重機參數來確定所需的功率，然后再核算起重機的各項技術參數是否滿足設計要求；②根據起重機設計參數，計算最大阻力距，然后確定所需的內燃機功率。
2.3.2電力——機械驅動
⑴概述
外接電源使電動機傳動，再經機械傳動裝置將動力傳遞到個工作結構的一種驅動方式簡稱電力驅動。
外接電源的電力——機械驅動的方式，在踏式起重機中得到廣泛的應用。在少數輪胎起重機中也有采用這種驅動方式。電力——機械驅動比內燃——機械驅動有以下優(yōu)點；
① 電動機能承受短時間的較大過載，而且可以帶載隨時驅動；
② 電動機容易逆轉，而且可在較大范圍內實現無級調速；
③ 各機構可由獨立的電動機分別驅動，使機械傳動裝置和操縱機構大為簡化；
④ 操縱方便靈活，維修也比較方便；
⑤ 外接電源的驅動，沒有內燃機那樣廢氣污染而且噪聲低。
但這種驅動方式必須依靠外接電源，而且對電動機特性提出了特殊要求，一般最好選擇過載能力強，調速范圍大的直流電動機。但因往往缺乏直流外接電源，并且直流電動機價格昂貴，所以不便采用普遍采用。只有在內燃機——發(fā)電機——電動機這種內燃機——電力驅動系統中直流電動機才獲得采用。
⑵ 電力——機械驅動容量的確定
正確選用電動機的容量是很重要的。如果電動機容量不足，會使電動機過熱，以致很快損壞，同時也會影響起重機的生產率。因為這時起動力矩不足，起動過緩，不能達到所需要的速度。如果電動機容量過大，不僅僅是浪費，而且使機構龐大，自重增加，起動過猛，傳動機構載荷增大。因此，確定電動機容量的原則是：
① 在規(guī)定的工作條件下，電動機的溫升不超過容許值，即不過熱：
② 保證所需要的起動能力。
2.3.3復合驅動
工程起重機通常采用的復合驅動主要有：內燃機——電力驅動；內燃機——液壓驅動。
⑴ 內燃機——電力驅動
內燃機——電力驅動與外接電源的電力驅動的主要區(qū)別是動力源不同。前者是獨立的動力源——內燃機；后者是外接電網電源。內燃機——電力驅動通常是由柴油機驅動發(fā)電機發(fā)電，把內燃機的機械能轉化為電能傳送到工作機構的電動機上，在變?yōu)闄C械能帶動工作機構轉動。直流電和交流電都有采用。但更多的是采用直流發(fā)電機和直流電動機。因此，直流電動機可以在較大范圍內無級調速，過載能力強。
這種驅動形式是以直流電動機的良好工作特點克服內燃機工作缺點，是一種十分適合工程特點的驅動形式。但這種驅動形式電器設備多，它與外接電源的電力驅動比較，由于多了一臺內燃機和一臺發(fā)電機，因而重量大，價格昂貴，使起重機造價顯著增大。
⑵內燃機——液壓驅動
在現代工程起重機中內燃機——液壓驅動得到越來越廣泛的應用，其主要原因，一是由于機械能轉化為液壓能后，實現液壓傳動與許多優(yōu)越性；二是由于液壓 技術本身發(fā)展很快，使起重機液壓傳動技術日趨完善。
這種驅動形式不僅廣泛應用于汽車起重機和輪胎起重機，近年來也應用于履帶起重機代替以往的內燃機——機械驅動形式。由于履帶式起重機的動力裝置裝設在上車回轉平臺上，因此在以往的內燃機——機械驅動系統中，履帶行走機構所需的動力，需要從上車通過逆轉機構等復雜的動力傳送機構傳到下車。而應用液壓傳動，只要通過高壓油管和中心回轉接頭，就可把上車的動力容易而又方便地傳到下車。
內燃機——液壓驅動的主要特點是：
① 減少了齒輪、軸等機械傳動件，而代之以重量輕、體積小的液壓元件和油管，使起重機的重量大為減輕，結構緊湊，外形尺寸??；
② 可以在很大范圍實現無級調速，而且容易變換運動方向；
③ 傳動平穩(wěn)，因為作為傳動介質的液壓油具有彈性，通過液壓閥平穩(wěn)而漸進地操作可獲得平穩(wěn)的柔和的工作特性；
④ 易于防止過載；
⑤ 操作簡單、省力；
這種驅動形式的主要缺點是：
① 傳動效率低，因為能量經過了兩次轉移；
② 液壓元件加工精度要求高，因而加工成本大；
③ 對密封要求也高，如果制造安裝工藝不完善，常有運轉失靈及漏油現象產生。隨著液壓技術的發(fā)展和工藝水平的提高，這些缺點已逐步得到解決。
綜上所述，結合小型起重機的特點，這次設計選用內燃機——液壓驅動。
2.4輪胎式起重機動力裝置的選擇
輪胎式起重機動力裝置的布置有以下幾種方案：
一．一臺電機布置在下車；
二．一臺發(fā)電機布置在上車；
三．兩臺發(fā)電機上、下車各布置一臺。
第一種方案，目前采用得比較廣泛，這是因為：
⑴ 上車起重機構采用液壓傳動，動力傳遞比較方便，液壓泵設在下車，高壓油經回轉接頭送到上車驅動各個液壓馬達或液壓缸。
⑵ 下車行走機構采用一般通用汽車的機械傳動或液力機械傳動，下車行走機構采用一般通用汽車的機械傳動或液力機械傳動，故發(fā)動機設在下車較方便，因此傳動系易布置，操作易實現。
⑶ 目前，輪胎式起重機的行駛速度高，專用底盤的行走機構的傳動裝置也必須設計得與汽車傳動系同樣復雜，故發(fā)動機設在下車也是必須的。
在設計汽車起重機時，有時往往不是選擇發(fā)動機，而是選擇整個通用的汽車底盤，要根據起重機最大額定起重機重量去選擇相應載重量的汽車底盤。
第二種方案在機械傳動和電力傳動的慢速行駛的輪胎起重機中普遍采用的。這種方案，發(fā)動機主要是上車起重機構。下車行走機構的動力由上車經回轉中心下傳而來，由于行走速度低于20，故對傳動系統的要求比較簡單。
第三種方案在大型的汽車起重機中采用得比較廣泛。因為此時行走用的下車發(fā)動機功率很大，發(fā)動機也較昂貴，起重用的功率為其1/3以下，故起重時使用行駛發(fā)動機在功率利用上很不合理。
分析以上三種方案，結合本次設計，輪胎式起重機的動力裝置選用汽車通用底盤。上車其中和下車行走機構共用汽車發(fā)動機，上車起重機構在汽車傳動箱中得到動力，即可以節(jié)省一臺發(fā)動機，又減輕重量。
2.5輪胎式起重機底盤的選型
輪胎式起重機底盤的類型很多，可按不同角度來進行分類。從總的性能上看，可分為：通用汽車底盤、專用汽車底盤和專用的輪胎底盤三種。
所謂通用的汽車底盤，是指除車架更換外（若有必要時），余皆采用原汽車底盤。小型的起重機可在原汽車地盤上附加副車架以支撐上車結構，因為原汽車車架的強度和剛度都滿足不了起重機在起重時的要求。雖然采用附加副車架的工藝比較簡單，但整個起重機的重心較高，重量較大。
專用的汽車底盤是按起重機的要求設計的，軸距較大，車架剛性好。專用汽車底盤的駕駛室布置有三種，一是與通用汽車一樣的正置平頭式駕駛室，二是測量的偏頭式駕駛室，三是前懸下沉式駕駛室。側置偏頭式駕駛室底盤的汽車起重機可使起重吊臂在行駛狀態(tài)時放在駕駛室旁側，使整車重心大大下降，但駕駛室視野不良，坐人不多。前懸下沉式駕駛室視野良好，吊臂位置也不高，故起重機重心低，因此在大型起重機中常采用前懸下沉式的駕駛室。
專用輪胎底盤是專門為輪胎起重機設計的，為提高輪胎起重機的機動性，將底盤設計成短軸距，全輪驅動，甚至全輪轉向的越野型輪胎底盤。由于輪胎起重機只有一個駕駛室，并且往往設在上車，所以下車底盤行走機構的操作通常求助于液壓傳動，輪胎起重機需吊重行駛，要求起動平穩(wěn)，調速自如。因此，越野型輪胎底盤常采用液力變距器和動力換擋變速箱等轉動裝置，以及液壓轉向裝置。
在選用汽車底盤時，考慮到輪胎式起重機始終滿載行駛，要比汽車載荷條件惡劣，但起重機的行駛里程比汽車的要少一半左右，故完全可以選用同等級的汽車底盤的總成。
起重機的軸距L的大小直接影響到起重機的行駛性能、重量和總體布置。他受到總長度LZ的控制，在汽車起重機中吊臂探出車頭LF一般都在兩米左右，在輪胎式起重機中還要大些，為3-4米左右，回轉平臺尾部一般也略伸出車架外面LT，故一般起重機底盤長度LC限在7-9米以下。底盤長度LC是有前懸長度、后懸長度和軸距形成。在復軸式的雙前后橋底盤中，軸距L是指復軸式前橋和后橋中心之間的距離。也可用第一軸距L’,第二軸距L”等于輪胎直徑再加上一定間距。底盤長度的軸距的關系為
（2.1）
前懸的懸臂取決于發(fā)動機位置、駕駛室形式及所需的軸荷分布，后懸臂主要取決于后支腿離上車回轉中心距離，一般為30-40%軸距左右。
輪胎式起重機的軸距直接影響起重機轉彎半徑。最小轉彎半徑與軸距的關系如下：
（2.2）
式中外前輪的最大轉角；
C—主銷中心至外前輪中心的距離。為使轉彎半徑小，從機動性出發(fā)，軸距要取得小些為好。
汽車起重機的中心高度在1.2左右，輪胎式起重機的常在1.5左右。一般中小型汽車起重機和后橋往往是復軸式的多橋，則前橋和后橋之間的軸距就比較大，常在5米以下。輪胎起重機軸距一般在3~3.6左右。
本次設計的輪胎式起重機的底盤是EQ1092F型底盤，主要性能參數：
驅動形式：4×2 軸距：3.95
最大車速：75 最小轉彎半徑：不大于8
爬坡度：不小于28% 發(fā)動機：6135Q型
缸徑沖程：135×140 最大功率：118／1800
最大扭矩：686／1200-1300
底盤重量：3400
2.6輪胎式起重機的主要參數
起重機械的基本參數是用來說明起重機的規(guī)格和性能的一些數據，也是提供設計計算和選擇使用起重機械的主要依據。
1)起重量
輪胎式起重機起重量一般不包括吊鉤的重量?？梢园寻ǖ蹉^重量在內的起重量成為總起重量。輪胎式起重機起重量是隨吊臂伸縮、俯仰而變化，因此起重量是由吊臂強度和整機穩(wěn)定所決定。起重機的額定起重量總比臨界起重量小。所謂臨界起重量，是指當起重機吊起重物后處在穩(wěn)定和傾翻的臨界狀態(tài)時的重量。根據使用需要，利于生產制造，故選擇為8噸。
2)工作幅度和有效幅度
工作幅度指起重機回轉中心軸線至吊鉤中心的距離。它與吊臂長度和仰角有關，可以從～，工作角度在～之間。當輪胎起重機的幅度變小時。起重機可以增大，但當幅度小于支腿跨距的一半時，吊重無法進行。所以在系列標準上規(guī)定有效幅度上的極限值。有效幅度滿足下列公式
（2.3）
查表11-5 =1.45米
但有效幅度不宜規(guī)定過大，因為有效幅度大，意味著最大起重量時的工作幅度也大，吊臂受的力也大。這樣一來吊臂自重就要增大，使大幅度時的起重量急劇下降，惡化了起重性能。
工作幅度=( ) 查表11-5 =3.2m
3)起重力矩
作為輪胎式起重機基本參數的起重力矩是指最大額定起重量和相應的工作幅度的乘積，起重機工作時，不但要求有起重量，還要求有一定的幅度。只比較起重量，不比較其相應的幅度是無法評定兩臺起重機的起重能力的大小。起重力矩作為比較起重機起重能力的指標比較起重量更合適，更確切。本次設計的起重機確定：
=8噸 =3米 則M=Qg×R=800000
4)起升高度
升高度與吊臂長度和仰角有關：
（2.4）
它在裝卸工作中并不重要，但在建筑安裝工程上則是一重要參數。起重機在使用中不但要滿足起重量要求，還要滿足工作幅度和起升高度的要求。本次設計的起升高度為H=13m
5)自重
輪胎式起重機的自重是指工作狀態(tài)時的機械總重。它并不一定等于行駛時的重量。在設計各部分重量時，可以參照同樣類型起重機實物重量，制造后的起重機重量不得大于系列標準規(guī)定重量。超出時應設法改進，把自重降到最低值。根據以上要求，本機總重為9550公斤，根據表11-8查得8噸輪胎式起重機自重15噸，所以合適。
6)工作速度
根據目前輪胎式起重機的統計資料，中小型起重機的吊鉤速度一般在8-20m/min左右。在大型起重機中，起升速度不是主要的，為降低功率，減少沖擊，起升速度取得較低，在5-8m/min左右。起升速度也有以繞入卷筒的單根鋼絲繩速度表示的。雖然，單繩速度和吊鉤速度是差一滑輪組的倍率。實際上輪胎式起重機吊鉤速度不是恒定的，鋼絲繩在卷筒上繞的層次不同，單繩速度也在變化。作為銘牌的參數的起升速度，是指卷筒在驅動機最大工作速度下的第一層鋼絲繩的單繩速度，或與此相對應的吊鉤速度。
變幅速度是指吊臂在頭部沿水平方向移動的速度。變幅速度對生產效率影響不大，而對起重機的平穩(wěn)性和安全性影響較大，故不能取大，幅度時間（從最大臂到最小臂）一般在30-60左右。本機起臂時間為25，落臂時間16。
在伸縮式吊臂的起重機上，吊臂伸縮速度也是需要注明的，一般外伸速度為收縮速度的1/2倍，該機伸縮速度選為伸縮（全程）34，縮臂（全程）18.5
液壓支腿收放速度一般用時間來表示，一般在10-50s之間，本機速度為：
水平支腿伸出時間13.7；
水平支腿縮回時間11.8；
垂直支腿放下時間22；
垂直支腿收起時間21.5；
輪胎式汽車起重機行駛速度是主要參數之一，本機的行駛速度最高可達75。
7)通過性參數
通過性參數指輪胎式起重機正常行駛時能夠通過各種道路的能力，不同車輛有不同的要求：輪胎式起重機的通過性幾何參數基本上接近一般公路車輛。汽車起重機的要求和所采用的汽車底盤一致，經過改裝后，最大出入不超過15%，接近角、離去角和最小離地間隙要大些?？v向通過半徑要小些，由于輪胎式起重機車架下載有支腿，故離地面間隙可能變小。
汽車起重機最大爬坡在～左右。
輪胎式起重機轉彎半徑在7～12米左右。
8)幾何尺寸參數
輪胎式起重機的各部尺寸按需要和可能來確定，力求緊湊。輪胎式起重機在公路行駛狀態(tài)的外形尺寸應考慮到道路、洞橋和鐵路運輸條件，按國家規(guī)定：總長限制在12米以內，總寬在2.6米以內，總高不超過4米。在特殊情況下，大噸位的起重機寬度可超過3米。
2.7輪胎式起重機的穩(wěn)定性
輪胎式起重機有兩種穩(wěn)定性：一是轉移時的行駛穩(wěn)定性；二是工作狀態(tài)下的起重機穩(wěn)定性。
2.7.1輪胎式起重機的行駛穩(wěn)定性
⑴ 縱向行使穩(wěn)定性
起重機在行駛過程中，由于某種原因（如上坡）其前輪（轉向輪）對地面的法向作用力為零時，則起重機 前輪的偏轉，不能確定起重機的行駛方向。此時，可以認為車輛已失去穩(wěn)定，無法控制其行駛方向。當后輪對地面的法向作用力所引起的牽引力為零時，車輛失去行駛能力，也破壞了行駛穩(wěn)定性。
圖2-1為起重機上坡行駛圖。此時，可能失穩(wěn)。地面的反作用力，由于上坡，行駛速度低，不能加速運動，故可忽略一切慣性力和風阻力。其作用力在以后輪與地面接觸點為中心的力矩平衡式表達如下：
（2.5）
式中G—機械總重量；
L2—重心離后軸距離
當=0，則
因此可能失去操縱穩(wěn)定的根據
坡度為： （2.6）
另外，當車輛下滑力接近于驅動輪上的附著力時，車輛就不能上坡，驅動輪開始打滑。
即 （當后輪為驅動輪時）
（當全輪驅動時）
從圖2-1上得，則后輪為驅動輪時的打滑極限坡度角為：
（2.7）
當全輪驅動時：
（2.8）
式中為附著系數，可用0.7～0.8代入。為了行駛安全起見，設計車輛時將使，即寧可上不去坡，而不要失去轉向控制。綜合以上公式，得到后輪驅動與全輪驅動車輛行駛的穩(wěn)定條件:
（2.9）
本機為，所以縱向行駛穩(wěn)定（hg一般在1.2米左右），這里取1.2米。
⑵ 橫向行駛穩(wěn)定性
起重機在彎道上或直邊上行駛時受側向力，諸如離心力、橫向風力等。起重機在側向力作用下有時克服了車輪附著力，從而產生側滑移，或將車輛橫向傾翻。
在車輛重心下作用有二力，起重機重力G和離心力，若,則車向左傾翻的極限條件為：
（2.10）
則
就是說橫向坡度角不得小于。
再分析車輛引起側移的情況，此時側向力大于或等于橫向附著力，即
（2.11）
則其極限條件為：
（2.12）
則
為行駛安全起見，應使側滑發(fā)生在翻轉前，故應使即
（2.13）
所以橫向行駛穩(wěn)定。
（汽車起重機輪距在2米左右，取2米）
這就是橫向行駛穩(wěn)定性的基本條件，式中B是輪距，一般硬路面的取0.7~0.8。一般起重機重心離左右輪的距離相同，故在總體布置時已考慮到盡可能對稱布置。
2.7.2 輪胎式起重機起重
⑴ 輪胎式起重機的失穩(wěn)
輪胎式起重機在起重作業(yè)時，由于起吊過重的重物，操縱失誤引起的過大慣性、支承面的沉陷或過大風力等原因，起重機往往突然喪失穩(wěn)定甚至傾翻肇事。因為輪胎式起重機的穩(wěn)定安全由機械自重來維持，故有一定限度。往往在起重機的結構件和其零件強度還足夠能承受外來載荷時，起重機由于自重不夠而失去穩(wěn)定。但有時起重機穩(wěn)定性過大，在沒有起重量指示器的情況下，吊臂也可以由于超載過大而損壞。因此，起重機在設計要選取適當的穩(wěn)定性。
起重機在失穩(wěn)時的傾翻線，由起重機的支腿尺寸或輪胎尺寸確定。
圖2—1 起重機上坡行駛圖
最危險的傾翻線是在該工況下整個重量的重心離該傾翻線垂直距離最短的那一邊。顯然，最危險的失穩(wěn)工況是吊臂位在垂直于側方傾翻線的位置上。所以，在考慮起重機穩(wěn)定時，以吊臂位在正側方的工況為基準，在這個工況下起重機必須保證最低的穩(wěn)定性。
⑵ 起重機的穩(wěn)定安全系數
起重機在吊臨界起重量時，起重機處于穩(wěn)定的臨界狀態(tài)，即在傾翻線內、外側的靜力矩互相平衡，即。而表示起重機穩(wěn)定性的穩(wěn)定安全系數是位在傾翻線內側的穩(wěn)定力矩和為在外側的穩(wěn)定力矩之比：
（2.14）
當K=1時，即為臨界狀態(tài)。顯然，K必須大于1.若認為起重機引起的一切力矩都是穩(wěn)定力矩，即：
（2.15）
而傾翻力矩僅是起重物和吊具所引起的，即：
（2.16）
則穩(wěn)定系數K可由下式求得
（2.17）
式中：—起重機的穩(wěn)定力矩; —吊臂自重，=434.5
R—起重機的重心距回轉中心的距離，r=1.5米；
—為上車其它部分重量和其重心到回轉中心距離，?。?072.4,
=0.8米；
—起重機底盤不回轉部分重量，=3400；
—配重及其垂心到回轉中心距離，=835.6,=2.1米；
2a—支腿橫向距離，2a=4.1米
則 所以起重機穩(wěn)定。
令K=1，則此時起重量為臨界起重量
（2.18）
由于上公式中沒有考慮到起重機在運動時引起的慣性力以及風力和傾斜的影響，故求得的穩(wěn)定系數稱為靜穩(wěn)定系數。
在計算起重機動態(tài)穩(wěn)定系數時，把起重機的傾斜、回轉離心力、起升慣性力和風力考慮進去，動態(tài)起重穩(wěn)定系數為：
式中—自重的重心高度；
—起重機的傾斜角度，在用支腿時肉眼找平，一般控制在左右，不用支腿時為；
（H+b）—吊臂頭部離地高度；； —重物離地高度；
和—重物吊升速度和起動時間； —重物加速度；
和—作用在起重機上和重物上的風力合力；
—風力作用點的高度； —回轉速度。
在實際計算中，中小型輪胎式起重機可以只計算靜穩(wěn)定系數，所以本次設計中，不必計算動穩(wěn)定系數。
在考慮到傾斜的影響和非工作時風力作用，自身的穩(wěn)定系數也可以由下式求得：
（2.19）
式中:—自重合力G回轉中心距離，=1.5； —合力的重心高度，=1.2；
a—傾斜角度（?。?； —作用在機本身上的風力（以九級風計算）；
—風力作用點高度，2米； ；
—標準風壓值，表3-1為10； —風載體型系數，表3-2為1.2；
—吊重有效迎風面積，查表3-3為6；
A—起重機各部分有效迎風面積，A=；
—起重機金屬結構的充滿系數，即結構的凈面積與結構輪廓面積之比：=1.0；
將各數代入=2.98>1.15，所以起重機自身穩(wěn)定。
第3章 汽車起重機回轉部分設計計算
工程起重機需要將起重物送到一定范圍內任一空間位置，故回轉運動是必不可少的?；剞D機構將整個回轉平臺在回轉支承裝置上作全回轉。回轉運動可在左、右方向上任意進行。本章主要進行這方面的設計計算。
3.1 回轉支承裝置的選型
3.1.1載荷的確定
回轉支承裝置（滾動軸承式）承受回轉平臺上的全部載荷如圖3-1。作用在回轉支承裝置上的垂直力有吊臂自重，配重，上車其他部分重量以及考慮到超載的起重物和吊具重量。同時作用在回轉部分上的還有沿著吊臂方向的水平力，吹在重物上的是，吹在起重機上的是。水平方向的作用力還有回轉是的離心力和垂直于吊臂平面內制動切向慣性力。重物的離心力為，切向慣性力為，起重機回轉部分自重的離心力為，切向慣性力為。由于回轉部分的重心靠近回轉中心，故和?？珊雎?。作用在回轉支承裝置上的水平力還有回轉齒輪的嚙合力，它的大小由小齒輪所傳遞的扭矩所決定，它的方向由小齒輪離吊臂軸線水平投影的位置而定。
現將上述載荷綜合成垂直力，彎矩和水平力三部分。顯然，沿吊臂變副平面內的彎矩大，而在與吊臂變副平面垂直的平面內的水平力和彎矩小。
參考樣機：蚌埠起重機廠QY8型號汽車起重機，其整車重量=9.55，由表1-3-初選下列參數值（本設計的額定其重量8，屬于小型汽車起重機）：
吊臂自重：=×35%×13%=9.55×35%×13%=0.4345
配重：= ×35%×25%=9.55×35%×25%=0.8356
上車除吊臂和配重外所有重量：=×35%×75%=9.55×35%×75%=2.0724
吊臂重心到回轉中心的距離=1.5
上車除吊臂和配重外所有重量的重心到回轉中心距離=0.8
配重重心到回轉中心距離=2.1
圖3-1 回轉支承裝置載荷作用圖
由式8-有綜合垂直力：
=K（Q+q）+++ (3.1)
=1.1×（8+8×2%）+2.0724+0.4345+0.8356
=12.3185
由式8-有彎矩：
M=1.2×（Q+q）×R+-- (3.2)
=1.2×（8+8×2%）×3+0.4345×1.5-2.0724×0.8-0.8356×2.1
=26.61507
水平力：
H=0.1=0.1×12.3185=1.23185 (3.3)
由圖11-初選單排四點接觸滾珠式型號回轉支承裝置，如圖3-2所示：
滾動體之間設隔離套，隔離套用粉末冶金或尼龍組成，厚度為2-3，取隔離套厚度b=2，則回轉支承滾動體總數目：
= (3.4)
==61.35
取=60
圖3-2 回轉支承
其幾何參數如表3-1：
表3-1 回轉支承裝置幾何參數
滾道中心直徑
外形尺寸
安裝尺寸
內齒輪參數
四點滾珠式
D
d
H
h
n
m
x
z
l
820
940
705
95
12.5
893
746
24
20
664.054
672
6
+.35
112
70
40
206
3.1.2回轉支承裝置強度計算及校核
回轉支承裝置的強度計算是校核滾動體上受到的最大正壓力時的變形量。滾動體和滾道的塑性變形量之和不得超過0.01~0.02%的滾動體直徑。選滾動體為軸承鋼，滾道50Mn或5CrMnMo時（表面淬火硬度為HRC50~60，同時其淬硬層厚度為2.5mm）其點接觸的許用應力為 []=33000~42000
考慮到接觸角=，則滾動體上受到最大的正壓力，由式8-13有：
+ ｛｝+ (3.5)
=
= =4.215
由表8-查得綜合曲率:
= (3.6)
==0.554
式中 --滾道橫向凹槽曲面的直徑，在四點接觸滾球式中=1.08
由式8-有，輔助角：
(3.7)
==0.8674
查表8-有，角接觸計算系數：=1.36
由式8-有，點接觸應力：
(3.8)
=
=32047.454/c<=33000～42000/c
又由式8-22有，額定靜容量：
(4.5或5)m (3.9)
=12.3185+(4.5或5)×26.61507/0.82
=161.08或177.31<=206
故選HSN—820型單排四點接觸滾球式旋轉支承強度合適。
3.2 回轉支承裝置連接螺栓的計算及選型
回轉支承裝置的內、外滾圈各有一圈螺栓各自與回轉部分或車架支承部分相連?；剞D部分上的全部載荷通過螺栓傳至支承裝置滾圈，經滾動體傳到另一滾圈上，再經螺栓傳至車架。因此，連接螺栓的可靠性是回轉支承裝置正常工作的保證。連接螺栓在脈動載荷下，不應松動要保持回轉支承與回轉平臺或車架的整體性，連接螺栓要有預緊力。
由式8-32有螺栓中的最大拉力為：
P= (3.10)
==5.43
由式8-34有螺栓的計算拉力為：
p+0.25p=1.75p=1.75×5.43=9.5025 (3.11)
選螺栓材料為40Cr ,調質處理后：
=9000
取安全系數為=1.5，
則 ： =6000
由式8-35螺栓中最細直徑：
=1.42 (3.12)
故初選螺栓M20（GB-88）。
所選螺栓的橫截面面積：
= =226.98 (3.13)
由式8-36有：
則， (3.14)
式中： 3887.1
合金鋼的疲勞強度安全系數為4.0~5.5，取=4.2，=3400
對稱循環(huán)應力：
==299.008 (3.15)
==308.39 (3.16)
<故螺栓不會被破壞,符合強度要求。
扭矩為：
=0.2=0.2×1.5×5.43××0.2=32.58 (3.17)
即=32.58×9.8=319.284
取預緊扭矩320，預緊力=1.5×5.43×=8.145×
3.3 回轉機構傳動裝置的設計
3.3.1 回轉機構回轉阻力矩的確定
回轉機構的工作載荷是回轉阻力矩。起重機在回轉起動時，回轉阻力矩：
= (3.18)
式中 --回轉支承裝置的摩擦阻力矩； --由于回轉平臺傾斜所引起的回轉阻力矩；
--由于風壓力引起的阻力矩；--回轉起動所引起的回轉阻力矩。
(1)回轉支承裝置的摩擦阻力矩
由式8-28，式8-4偏心距：
e== (3.19)
e>0.3=0.3×0.82=0.246
回轉支承裝置全部滾動體上的總正壓力：
(3.20)
=
＝114.98
式中，由表8-1查得=1.72,=1.23
由式8-37有摩擦阻力矩：
= (3.21)
=
=0.4714
(2)回轉平臺傾斜所引起的回轉阻力矩
由于起重機支腿無自動調平裝置，因而可能使回轉平臺傾斜，回轉部分的自重和重物在傾斜方向的分力形成了回轉阻力矩，大小隨轉角的位置而變。
(3.22)
式中 R--起重物的重心離回轉中心的距離； r--吊臂的重心離回轉中心的距離；
--回轉部分自重的重心離回轉中心的距離。
一般與之值相差不大，為簡化計算，則：
=] (3.23)
當角為時，回轉阻力矩達最大值：
]=（0.0175~0.0262）
取=0.0262=0.0262×8.16×3=0.64134
(3)風壓力引起的阻力矩
阻力矩：
(3.24)
式中 --風壓力，在可取60%的標準風壓（9kg/）；--起重物的迎風面積；
--吊臂的迎風面積；--回轉部分的迎風面積；
—起重物的形心離回轉中心的距離；—吊臂的形心離回轉中心的距離；
--回轉部分的形心離回轉中心的距離；--風載體型系數（通常取1.2）。
顯然，風阻力矩與轉角位置有關，其最大值是當角為時，阻力矩可忽略的
影響，其中由表3-3查得=6
則： (3.25)
=9×（6×3+1.2×0.4×7.6×）
=0.28676
(4)慣性引起的回轉阻力矩
慣性引起的回轉阻力矩有三部分組成：起重物的慣性，吊臂和其他回轉部分的慣性以及旋轉零件的慣性所引起的阻力矩。
由式8-43有：
(3.26)
式中 N--回轉速度； --馬達軸上一切零件的飛輪矩。
式中末項比重不大，僅占1%~2%，故可忽略。則：
(3.27)
=
=0.6137
則，回轉阻力矩：
=0.4714+0.64134+0.28076+0.6