CDZ50计算书.docx
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CDZ50计算书
第一章整机技术参数
第一节底盘技术参数
一.技术性能参数
1.底盘型号ND1320S二类底盘
2.发动机型号OM422V8型水冷柴油机
3.发动机功率213KW/2100发动机
4.发动机输出扭矩1100N.m/1000~1600发动机
5.发动机的油耗
6.变速箱的型号2F5S-111GP（国产）
7.变速箱的档位前进9档后退1档
8.取力器的输出速比1.08
9.取力器的旋向右
10.轮胎规格12.00-20
11.发电机的功率9KW
12底盘自重8800kg
13.驱动方式6*4接2+1
14.离合器GF420单片干式（国产）
15.转向器:
LSTF循环球动力转向（德国奔驰）
16.前桥:
VL4/15D-7.5整体式（北方奔驰）
17.后桥:
整体式主减速比5.263带差速锁（北方奔驰）
18.制动系统工弹簧储能式,双回路全后制动
19.悬架:
前桥:
非独立悬架筒式减振器
后桥:
非独立悬架平衡悬挂
二.几何参数如图1-1-1
第二节
登高平台消防车的主要技术.性能参数
一.主要技术参数
1.整机几何尺寸（长*宽*高）11335*2490*3945
2.整机重量:
27吨
3.轴荷分配:
前:
7000kg后:
20000kg
4.最高行驶速度:
90km/h
5.最小转弯半径:
6.最大爬坡度:
7.最大制动距离:
8.接近角:
260
9.离去角10.50
10.最小越障高度:
340mm
11.前悬:
2470mm
12.后悬:
2815mm
二.主要作业性能参数:
1.额定作业高度:
33m（指平台底平面至地面）
2.额定作业幅度:
18m（指平台中心至回转中心）
3.额定作业载荷:
360kg（标准值云梯上无载荷时）
270kg（云梯上有载荷时）
4.最大作业高度:
35米（指人手可触及高度）
5.最大作业高度时的作业幅度:
6.最大作业幅度时的作业高度:
7.最大作业载荷:
400kg（云梯上无载荷时）
8.主臂仰角:
0~83°
9.最大作业幅度的最大作业高度时的主臂仰角:
10.曲臂的摆角:
0~180°
11.最小作业高度:
-4520mm
12.最小作业高度时的主臂仰角:
0°
曲臂摆角:
90°
13.云梯的安全载荷:
按每节梯上载一标准人计合计为375kg
14.下装展开时间:
≤30s
15.上装展开时间:
≤200s
16.水炮射程:
50m（炮口水压为8Kpa时）
17.水泵最大输出流量:
3900l/min（进口大力泵）
3000l/min（国产华宇泵）
18.外供水接口规格:
KY80或KYK80
三.整机三面图
见图1-2-1
第三节主要执行标准及参考资料
1.GB7956-1998<<消防车消防性能要求和实验方法>>
2.企标:
第二章主要机构结构设计
第一节：
整机几何参数设定
一.几个拟定的几何尺寸
1.主臂截面高度为510
2.曲一臂的理论截面高度为310,曲二臂的理论截面高度为260
3.曲一臂与主一臂的理论间隙为75
4.整机理论标高为3950
5.采用HSN.35.1250回转支承,其外径为1400
6.固定支腿箱的截面为365*298
7.平台的高度为1050,平台底厚度为70
8.在行驶状态时平台与曲二臂.与围板平面的间隙均为80
9.车架与大梁间垫10mm的胶垫
10.围板.框架在车架上平面处的厚度为35
11.回转支承座圈高度为40
二.确定车架的高度
1.已知底盘大梁上平面在满载时距离地面高度为1108
2.车架的高度应为:
3950-1108-10-510-75-（310/2+260/2）-80-1050-70-80-35=647
考虑主臂的加强及在行驶状态时的主臂上仰角,故取车架的高度为:
635（如图2-1-1）
那么整机理论标高为:
3950-（647-635）=3938
三.确定回转中心位置
将回转中心较原CDZ50等的位置后移,目的是调整车轴的负荷
按回转支承外圈宜落在后支腿以外计
1.设支腿的纵向跨距为5800,其中后支腿中心距后桥中心为3100
2.回转中心位置应为:
A≤3100-1400/2-298=2102
取A=2060即回转中心距后桥中心为2060（如图2-1-2）
四.确定臂支架的位置及支撑面的高度
1.
取距前桥中心1000处（即距回转中心为6235）为标高计算点,亦即臂支架安装位置（如图2-1-1）
2.
支架支撑横梁高度为:
3938-1108-10-635-510-75-310=1290
此值为参考,因未计入臂的加强板.防护板的厚度
五.确定车架的工作高度
1.设垂直油缸在收起时距地平面的高度为550
2.设垂直油缸的行程为815
3.垂直油缸全支撑时,使车架抬高的行程为815-550=265
底盘大梁的高度可达1108+265=1373
考虑车架的调平,取车架的理论作业高度为1300
六.确定离去角
1.取围板距地平面高度为535（按侧后防护要求）
2.已知后悬长度为2815
3.概算离去角β=lg-1535/2815=10.76°>10°
基本可以满足要求
七.车架长度
1.设回转中心到转台尾铰点为1350,支脚半边长为130,尾铰点弧圈为R130,则后桥中心到车体尾端长为B=2060+1350+130=3540
2.考虑围板的安装取车架后段长为3500
3.设车架前端距驾驶室为600,则车架长度为:
3500+4450+725+1410-1570-600=7915
八.围板的高度
1.设围板距地平面为535
2.围板的结构高度为:
1108+10+635+35-535=1253
第二节平台设计
一.平台外廓尺寸:
1800*900*（1050+70）其中+70为平台底面附件的空间尺寸（如消防水管.电子眼.水幕等）
二.平台结构采用薄壁方管,其中主框为断面30*30,辅框为20*20
三.在行驶状态时（平台收起状态）取平台上边框与曲二臂的间隙为80
取平台下边缘与围板上平面的间隙为80
四.校核平台允摆角度（收起状态时）
1.平台上摆允摆角度:
如图2-2-1
1）求OA与曲臂轴线夹角α1:
α1=lg-1（80+260/2）/1200=9.926°
2）求OA′与曲臂轴线夹角α2:
OA′=OA=
=1218.236
α2=Sin-1260/2/1218.236=612.6°
3）允摆角Δα
Δα=α1-α2=9.926-6.126=3.8°
2.平台下摆允摆角度:
如图2-2-1
1）求OB与曲臂轴线夹角β1:
β1=lg-1（130+80+1050+70）/（1200+120）=45.216°（注此处考虑了翻转踏板的收折状态）
2）求OB′与曲臂轴线夹角β2:
OB′=OB=
β2=Sin-1（130+80+1050+70+80）/1873-846）=48.804°
3）允摆角Δβ
Δβ=β2-β1=48.804-45.216=3.588°
结论:
允摆角度均大于3°,在调平系统可控范围
五.平台护栏联动机构设计
如图2-2-2是平台护栏联动机构的结构模型
按展开.收折两个状态确定未知杆的长度
设未知长度的两个联杆长度为x,y
1.展开状态,如图中（a）
设y的投影长度为z,那么:
x+z=555+250/
-------
（1）
y2=z2+（250/
-150）2------
（2）
2.收折状态,如图中（b）
y2=x2+（555-250-150）2-------（3）
联立方程
（1）.
（2）.（3）解得
x=349.963取x=350-00.1
y=382.752y=382.50+0.2
3.距离m与机构无关,与平台的结构有关
六．平台侧摆机构设计
如图2-2-3是侧摆机构的结构模型
已知OO1=110，OB=450，AB=50，侧摆角±45°
需设计油缸的行程和直径
1.确立油缸的行程
1）在ΔOAB中
OA=
∠AOB=lg-1AB/OB=lg-150/450=6.340°
2）在ΔO1OA中
∠O1OA=45°-∠AOB=45-6.340°=38.660°
O1A=
=373.253632
故取油缸最小长度为Lmin=370mm
3）在ΔO1’OA中
∠O1’OA=90°+∠O1OA=90°+38.66°=128.66°
O1’A=
=528.512
故取油缸最大长度为Lmax=530mm
4）油缸的行程为ΔL=Lmax-Lmin=530-370=160
油缸的死区长度为:
Δ=Lmin-ΔL=370-160=210
故油缸长度尺寸可设计
2.确定油缸的筒/杆直径
1）平台的转动阻力矩:
按平台倾斜5°计（这实际上是不应存在的）
MT=sin5°*（G*lG’+1.5P*lP’）
式中:
G为平台自重取G=330kg
lG’为质心到转轴O的距离取lG’=0.6m
P为平台最大载荷取P=400kg
lP’为载荷质心到转轴O的距离取lP’=0.9m（即全部集中在平台前缘上）
MT=sin5°*（330*0.6+1.5*400*0.9）=64.321kg.m
2）当有杆腔作功时,且此时作用力臂最小,故此时油缸出力时系统压力最高
Ⅰ）在ΔO1OA中
OA/sinO1’=O1’A/sinO1’OA
∠O1’=sin-1OA*sinO1’OA/O1’A=sin-1452.769*sin128.66/528.512=41.987°
Ⅱ）力臂r=OO1*sinO1’=110*sin41.987=73.585mm
Ⅲ）油缸的拉力T=MT/r=64.321*103/73.585=874.105kg
3）拟用φ45/φ25的油缸,校核工作压力ΔP
ΔP=4T/π（D2-d2）=4*874.105/[π（4.52-2.52）]=79.496kg/cm2远小于系统压力P=21Mpa
故可行
第三节调平机构设计
基本结构仍采用CDZ50的调平机构方案,但要压缩结构的尺寸
一.作用于大链轮的载荷:
如图2-3-1
1.扭矩M=KPPlP+GlG
KP动载系数KP=1.5
P载荷P=400kg
lP载荷中心到大链轮中心距离lP=0.75m
G平台自重G=330kg（含链轮及支架重量）
lG平台质心到大链轮中心距离lG=0.85m
M=1.5*400*0.75+330*0.85=730.5kg.m
扭矩通过链轮经链条传递给调平油缸
2.链轮轴的径向载荷
F=KPP+G=1.5*400+330=930kg
此载荷作用于曲二臂的结构上
3.由于大链轮转速极低,故其惯性载荷不另计
二.设计大链轮
1.选用杭州链条厂生产的24B-1型链条
其节间距为P=38.1破断载荷为Q=16000kg
取安全系数为[ns]=4
则链条许用拉力为[T]=Q/[ns]=16000/4=4000kg
2.确定大链轮的直径
1）M=T*0.5d1
式中M大链轮的扭矩M=730.5kg.m
T链条上的拉力,这里是并列双链条的拉力
d1链轮上的节圆直径
可得,链轮可用节圆直径[d1]
[d1]=2M/2T=2*730.5/2*4000=0.182625m=182.625mm
2）由链轮的计算式:
d1=P/sin180°/Z1得大链轮可用齿数
180°/[Z1]=sin-1P/[d1]=sin-138.1/182.625=12.042°
[Z1]=14.948
圆整,并考虑具体结构的需要,同时使链条的安全系数再大一些,
取Z1=20
3.计算大链轮的几何参数
已知:
P=38.1Z1=20dr=25.4h2=33.2
1）节圆直径d1=P/sin180°/Z1=38.1/sin180°/20=243.552mm取d1=243.50+0.1
2）齿顶圆直径da1=d1+0.8dr=243.5+0.8*25.4=263.8mm
3）齿根圆直径df1=d1-2r1=d1-1.01dr=217.8mm
4）最大工作圆d01=d1+h2=243.5+33.2=276.7mm
5）最大台圆dt1=d1-h2=243.5-33.2=210.3mm
6）轮齿宽b1=250+0.3
4.链条安全系数校核
1）链条的拉力T总=2M/d1=2*730.5*103/243.5=6000kg
单链条的拉力T=T总/2=3000kg
2）安全系数ns=Q/T=16000/3000=5.33
三.设计调平油缸
1.油缸工作载荷为T总=6000kg
2.设油缸工作压力为ΔP/160kg/cm2油缸为有杆腔作功,
确定油缸的缸杆.缸筒的直径
由T总=4π（D2-d2）ΔP得
D2-d2=4T总/π*160=47.7465
当取d=35mm时,D=7.746cm圆整取D=80mm
3.校核杆的强度
1）采用d=35mm的缸杆目的是减重
由于d=50*32与d=40实心杆的截面积相当,故d=35实心杆可减重
2）因杆始终处于受拉状态,其最小截面处为活塞杆头.尾之处
设dj=30mm则δ=T总/（π/4*dj2）=84.883Mpa
3）当采用45#为杆的材料时δb=600Mpaδs=355Mpa
取ns=3（一般为1.5—2.5）
则[δ]=δs/ns=355/3=118.333>δ故安全
4）调平油缸采用D=80d=35其中D=80为精拔管
4.确定油缸的行程
1）应满足大链轮转动270°（实际小于270°）的要求
ΔL=270/360*πd1=573.736mm
考虑调整余量，圆整取ΔL=590mm
2）当采用DAS密封时，缸筒长度按830计
四.设计调平机构各个铰点的位置
1.设计小链轮
1）小链轮仅起一个导向作用,设轮轴径为φ35,采用通轴安装,为防止缸杆与轴相碰,加上一个隔离轴套为φ70,那么小链轮的节圆可用直径
[d2]≥35/2+70/2=52.5
2）当Z2=9时
d2=P/sin180°/Z2=111.396>[d2]故取Z2=9（这是最小齿数）
3）计算小链轮的几何参数
已知:
Z2=9P=38.1dr=25.4h2=33.2
Ⅰ）节圆d2=111.40-0.1
Ⅱ）齿顶圆da2=d2+0.8dr=111.4+0.8*25.4=131.72
Ⅲ）齿根圆df2=d2-2r2=d2-1.01dr=85.764
Ⅳ）最大工作圆d02=d2+h2=144.6
Ⅴ）最大台圆dt2=d2-h2=78.2（>φ70,不与隔套干涉）
Ⅵ）齿宽b2=b1=250+0.3
4）校核轮轴受力
Ⅰ）轮轴直径为dz=35因链轮仅为导向,且转速很低,故不计其惯性载荷及扭转力矩
Ⅱ）剪应力:
τz=T/[（π/4）*dz2]=31.181Mpa
采用45#,取ns=3时
[τ]=0.6[δ]=0.6*355/3=71Mpa>τz 故剪应力安全
Ⅲ）挤压应力:
δjz=T/（dz*b2）=34.286Mpa
[δjz]=1.7[δ]=1.7*355/3=201.167Mpa>δjz
故挤压应力安全
2.确定大.小链轮的中心距:
见图2-3-2
1）取联接体的最小长度为mn=194
2）取联接体的最大长度为mm=214
3）联接体的可调节量为Δm=mm-mn=214-194=20
4）中心距离应满足a>（d01+d02）/2+ΔL+mn
式中a为中心距
d01.d02为两链轮的工作圆
ΔL为油缸的行程
mn为联接体最小长度
a>（276.7+144.6）/2+590+194=994.65
经试算取a=1023
5）链传动的周长c0=π[（d1+d2）/2]+2*
=2607.736
6）链的节数n=（c0-mn）/P=63.353
圆整取奇数n=63节（缺的部分由联接的长度来修正）
7）链条的长度c=nP=63*38.1=2400.3
8）联接体的工作长度m=c0-c=207.436
mn3.确定油缸铰点见图2-3-3
1）油缸铰点到小链轮的距离b应满足
b>φ70/2+缸筒长=70/2+830=865且调平油缸轴线应与链条平行
2）设油缸铰点在大.小链轮中心的延长线上,则有
b/（a+b）=d2/d1b=ad2/（d1-d2）=862.696<865
故不能满足b的要求,因此不能将铰点放在oo1线上
现取b=963.b’=863铰点离轴为x,则有
d2/2/x=
/（963-863）
得X=6.468取X=6.5
4.
调平机构占用空间
s=a+b+50=1023+963+50=2036按2050计
应使曲臂伸缩系统不干涉
第四节曲臂设计
一.曲臂的几何参数
曲臂采用二节伸缩式结构
1.曲臂的长度
如图2-4-1参照西蒙VT330,取曲臂伸展状态下平台可达8.3米
曲臂全伸长度:
LQ=8.3-1.2=7.1m
1）取曲臂全缩长度为:
LQ0=5m
那么曲臂伸缩行程为ΔLQ=LQ-LQ0=2.1m
2）确定各个臂段的长度
Ⅰ）在曲臂全缩状态下,曲二臂前段预留1300mm的空间为平台占据,
如图2-4-2
那么曲一臂的长度为LQ1=5000-1300=3700
Ⅱ）由于曲臂摆动机构须在曲一臂中占用空间,按500计,则曲二臂伸出时最小搭接长度为
LQ=LQ1-500-ΔLQ=3700-500-2100=1100>（1300+2100）*20%=680
故搭接长度可行（具体以结构设计为准）
Ⅲ）考虑调平机构占据曲二臂的内部空间为2050,那么在全缩状态下为曲臂伸缩油缸剩余空间为LQ0-2050=5000-2050=2950
而行程为ΔLQ=2100的油缸在此空间内是可设计的
因此LQ0=5米可行
Ⅳ）曲二臂的长度为LQ2≥1300+ΔLQ+lQ=4500
实际取LQ2=4550 那么lQ=1150
一.曲臂的截面
1.
曲二臂的截面理论结构如图2-4-3
在调平链轮处为适应链轮直径变而采用变截面结构
2.曲二臂的截面力学参数
1）形心:
构件对y.z两轴均为对称形,故其形心为几何中心,Zmax=130mm
2）截面积:
AQ2=2*（260*3+254*3）+4*50*3=3684mm2
3）惯性距：
Iy=∫AZ2dA
Iy1=260∫127130Z2dZ=260*（1/3）（1303-1273）=12880140mm4
Iy2=3∫-127127Z2dZ=4096766mm4
Iy3=3∫77127Z2dZ=1591850mm4
Iy=2（Iy1+Iy2）+4Iy3=40321212mm4
4）.抗弯模量Wy=Iy/Zmax=40321212/130=310163.1692mm3
3.曲一臂的截面理论结构如图2-2-4
曲一臂的尾端为加强其强度和刚度采用变截面结构
4.曲一臂的力学参数
1）形心:
构件对y.z两轴均为对称形,故其形心为几何中心,Zmax=155mm
2）截面积:
AQ1=2*（310*4+302*3）+4*50*3=4942mm2
3）惯性距：
Iy=∫AZ2dA
Iy1=310∫151155Z2dZ=310*（1/3）（1553-1513）=29028813.33mm4
Iy2=3∫-151155Z2dZ=6885902mm4
Iy3=3∫101155Z2dZ=2412650mm4
Iy=2（Iy1+Iy2）+4Iy3=81480030.66mm4
4）.抗弯模量Wy=Iy/Zmax=81480030.66/155=525677.6172mm3
二.应力分析
曲臂在全伸且呈水平状态时有最大应力
1.将平台载荷平移到大链轮中心O点上,考虑动载.等效载荷为
F1=KP+G=1.5*400+330=930kg
M1=KPlp+Glg=1.5*400*750+330*850=730500kg.mm
2.受力分析
1）曲二臂受力分析如图2-4-5
Ⅰ）等效载荷F1=930kgM1=730500kg.mm
Ⅱ）调平系统重量Wt=135kglt=750
Ⅲ）曲二臂重量
包括:
臂筒重量Wq2=165kg
曲二梯重量Wqt2=55kg
曲二水管重量Wqs2=25kg
曲二拖链重量Wql2=50kg
修正重量Wqb2=70kg
WQ2=Wq2+Wqt2+Wqs2+Wql2+Wqb2=365kg
Ⅳ）曲伸缸的作用力Wg2=98kg
Ⅴ）支反力:
2）求支反力
N1-N2=F1+Wt+WQ2+Wg2=1528
1100N1=M1+F1*4550+Wt*（4550-750）+WQ2*2300+Wg2*100
解得:
N1=5794.364kg
N2=4221.364kg
3）求应力:
Ⅰ）在N1截面的作用弯矩MN1=N2*1100=4643500.4kg.mm
Ⅱ）在N1截面处的应力δ=MN1/Wy=149.7115345Mpa
4）曲一臂受力分析如图2-4-6
Ⅰ）N1.N2曲二臂的支反力
Ⅱ）WQ1曲一臂重量,包括:
曲一臂筒重量Wq1=245kg
曲一水管重量Wqs1=30kg
曲一梯重量Wqt1=75kg
曲一链重量Wql1=70kg
修正重量Wqb1=70kg
WQ1=Wq1+Wqs1+Wqt1+Wql1+Wqb1=490kg
Ⅲ）曲伸缸作用力Wg1=4kg
Ⅳ）支反力N3.N4
5）求支反力
N3-N4=N1-N2+WQ1-Wg1=5749.36-4221.364+490-4=2014
200N3=3700N1-2600N2+1850WQ1-300Wg1
解得N3=56012.002kg
N4=53998.002kg
6）求应力
Ⅰ）在N3截面的作用弯矩MN3=N4*200=10799600.4kg.mm
Ⅱ）在N3截面的应力δ=MN3/W
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