机械毕业设计（论文）-QY20B起重机液压系统及回转机构结构设计【全套图纸】 .pdf

哈尔滨理工大学学士学位论文 - i - qy20b 起重机液压系统及回转机构结构设计起重机液压系统及回转机构结构设计 摘要摘要 本设计论文主要介绍了当前课题的背景和课题的研究意义,论述了国 内外轮式起重机发展概况和发展趋势,并对 qy20b 起重机的液压系统和回 转机构进行了设计、计算，其中包括液压系统的设计方案的对比、分析， 回转机构结构设计方案的选择，而且对重要零部件进行了设计校核。 回转机构的结构设计是从回转机构的回转速度入手，确定所选结构的 传动比，并对内部的马达、联轴节进行选择。并且对齿轮、蜗轮蜗杆进行 了设计、计算。最后，对回转机构的主要零部件进行了校核，最终实现回 转机构所要求的回转速度。 关键词关键词 汽车起重机；液压系统；回转机构；回转支撑装置；液压马达 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 哈尔滨理工大学学士学位论文 - ii - design and the computation to hydraulic system and the rotation organization of the qy20b abstract this design paper mainly introduced the current background and the significance of study,which elaborated the tendency and development of autohoist in domestic and foreign country. and it has carried on the design and the computation to hydraulic system and the rotation organization of the qy20b autohoist, including the contrast of hydraulic system design program,and the choice of the rotation organization structural.moreover it also made some kinds of the examination on the important spareparts. the design of the rotation organization structural begins with the speed of the rotation organization, determins the velocity ratio, and chooses the internal motor.and it also capulatats the shaft coupling and the gear. finally, it also carries on the examination of the main spare parts, finally the rotation speed which the rotation organization requests is realized. keywords truck crane; hydraulic system; rotation organization;rotating blocking ;hydraulic motors 哈尔滨理工大学学士学位论文 - iii - 目录目录 摘要 i abstract . ii 第 1 章 绪论 1 1.1 课题背景和研究意义 . 1 1.2 国内外轮式起重机发展概况和发展趋势 . 1 1.2.1 国内轮式起重机发展现状 1 1.2.2 国外轮式起重机发展过程及主要机种 3 1.2.3 轮式起重机产品的发展趋势 4 1.3 主要工作 . 5 第 2 章 起重机技术参数的确定 6 2.1 主要性能参数 . 6 2.2 qy20b 型汽车起重机参数确定 7 2.3 起重机主要结构特点 . 8 2.4 本章小结 . 9 第 3 章 液压系统原理设计 10 3.1 液压系统型式 . 10 3.1.1 开式、闭式系统 10 3.1.2 单泵、多泵系统 10 3.2 液压系统的控制 . 12 3.2.1 定量节流控制系统 12 3.2.2 变量系统 12 3.3 qy20b 汽车起重机液压系统各油路设计及整体设计 13 3.3.1 支腿回路 13 3.3.2 回转机构 15 3.3.3 伸缩回路 15 3.3.4 变幅回路 15 3.3.5 起升回路 15 3.3.6 系统改进 16 3.4 本章小结 . 16 第 4 章 回转支撑装置的设计 17 4.1 工况及载荷 . 17 4.2 回转支撑的选型 . 18 4.3 回转机构的设计 . 18 哈尔滨理工大学学士学位论文 - iv - 4.3.1 回转机构回转阻力矩的确定 19 4.3.2 回转机构功率计算 20 4.3.3 回转机构参数验算 21 4.4 本章小结 . 22 第 5 章 关键零部件设计计算 23 5.1 齿轮的设计计算 . 23 5.2 蜗轮蜗杆的设计计算 . 26 5.3 轴的设计计算 . 28 5.3.1 轴的概述 28 5.3.2 轴的设计及其校核 29 5.3.3 轴的设计 31 5.3.4 键的校核 35 5.3.5 联轴节的选择 35 5.4 本章小结 . 36 结论 37 致谢 38 参考文献 39 附录 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 1 - 第第1章章 绪论绪论 1.1 课题背景和研究意义课题背景和研究意义 国内汽车起重机在经历了 1993 年的巅峰之后，从 19941996 年连续 三年产销下滑，企业的订货量和销售收入严重滑坡。19971998 年下滑势 头停止，并出现了缓慢回升迹象。1999 年以来，在国家扩大内需政策的指 导和拉动下，轮式起重机行业出现了较快的增长势头。19992001 年销售 收入增长了 22%，产量增长了 18%，预计到 2010 年国内需求量将达到 10000 台左右。分析近几年市场需求情况，这说明市场将更多的需求中大 吨位的汽车起重机。本次设计的意义是设计出一套结构简单、实用性强的 中型起重机整机液压系统及回转机构的方案，并能满足生产和加工的需 要。轮式起重机按其性能可分为轮胎起重机、汽车起重机、全路面起重 机。汽车起重机主要由底盘、主起重臂、副起重臂、转台、支腿、回转机 构、起升机构、变副机构、液压系统、电器系统等组成。起重机在我国有 着巨大的市场，在工程、建设、运输等行业中扮演着不可或缺的角色。我 国的起重机发展历史并不长，尽管发展速度比较快，但与国际先进水平相 比其差距还是非常大，而我国起重机市场在加速扩大，虽给我国起重机技 术的发展带来活力与生机，但是我国与国际产品技术水平比较仍有很大的 差距，在技术上我国起重机行业技术工作者应该提高技术水平，以期能在 最短的时间内赶超国际水平。进一步推动我国的起重机行业在世界中的的 影响力。 1.2 国内外轮式起重机发展概况和发展趋势国内外轮式起重机发展概况和发展趋势 1.2.1 国内轮式起重机发展现状国内轮式起重机发展现状 我国在 1957 年生产第一台 5t 机械式汽车起重机到现在己有 50 年历 史，它的生产大致经历了以下几个阶段：19571966 年以生产 5t 机械式 汽车起重机为主；19671976 年以生产 12t 以下小型液压汽车起重机为 主；19771996，1650t 中大吨位液压汽车起重机产品发展较快。 自 1979 年开始，我国采用进口汽车底盘和关键液压件自行设计生产 出了 6t、20t 液压汽车起重机之后，国内一些起重机生产厂家采用技贸结 合方式，分别引进日本多田野、加藤、美国格鲁夫和德国利勃海尔、克虏 伯的起重机产品技术，以合作生产的方式相继制造出 25t、35t、45t、 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 2 - 50t、80t、125t 汽车起重机和 25t 越野轮胎起重机以及 32t、50t、70t 全 路面起重机。这些企业经过多年来对引进技术的消化、吸收、移植，使国 产轮式起重机某些新产品的性能水平达到了国际 80 年代初的水平，产品 产量也逐年有所提高。 由于受客观条件的限制，当年的技术引进主要着重体现在技术软件的 引进(如产品、图纸、工艺等)，而没有引进全套的先进加工设备，没有与 相关的配套件的引用同时进行，因此国内长时间不能提供高质量、高性能 的基础配套件(如液压元件，电子元件等)，到了 90 年代我国轮式起重机 的技术水平与世界先进水平相比曾一度缩小的差距又拉大了。 当前，国内轮式起重机厂自行设计的产品技术水平大多还相当于国际 70 年代初、中期水平，只有少数产品在吸收国外先进技术基础上，经过更 新换代达到了 80 年代初的水平。随着国家经济建设的蓬勃发展，国家重 点工程项目建设的纷纷上马，一些大型关键工程一般都采用国际公开招标 方式采购机械设备。国外新型轮式起重机和二手设备因此大量进入中国市 场，使国内用户对国外起重机性能、作业可靠性、效率等方面有了较深入 的了解，从而也认识到国产起重机无论在制造质量、外观造型方面，更主 要的是在技术性能(可靠性与安全性、工作效率以及操作方便性、舒适性 等)方面与国外轮式起重机差距较大。国内不少用户为了达到作业高效率 以确保工期按时完成，宁可花较多的钱购买进口起重机或购买国外二手起 重机。这种形势下，国产轮式起重机当然面临很大的冲击和压力 2。 目前国内轮式起重机产品差距主要表现在以下几个方面 3： 1 质量稳定性差 部分产品发生早期故障多，保修期内返修率高。故障多发生在液压系 统、底盘、发动机与传动件上。液压系统渗漏问题普遍存在，其主要原因 是制造、装配工艺不良和密封件质量问题。国产汽车起重机平均无故障时 间仅为 93.4h，最多的为 185h，最少的为 66.6h。整机工作寿命按主要零 部件寿命计算，约为 2000-3000h，而国外同类产品一般可达到 12500h。 2 产品品种单一 轮式起重机是工程机械行业中的一个重要类别，其技术含量、机电液 一体化程度、对使用材料的要求和制造难度不亚于其他类型的工程机械。 轮式起重机按技术含量划分，全路面起重机产品最高，价格也相应高一 些；越野轮胎起重机产品次之，汽车起重机产品相对较低。当前全路面起 重机产品、越野轮胎起重机产品已分别在世界三大市场(欧洲、北美、日 本)占据了主导地位。国内轮式起重机的生产主要仍以 850t 汽车起重机 为主，某些企业对全路面起重机产品和越野轮胎起重机产品以及大吨位汽 车起重机开发虽有一定研究，但尚未形成商品供应市场。8t 以下微型起重 机基本上是空白，而 60t 以上大型起重机产量有限，从而形成了一方面生 产力过剩，另一方面许多重点工程所需的大型起重机尚需进口的局面。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 3 - 3 产品自动化、智能化 目前，国外己将自动化技术与机械传动技术相结合，将先进的微电子 技术、电力电子控制技术、液压技术、数据总线通信技术等应用到机械驱 动和控制管理系统，实现了自动化和半自动化控制，从而大大提高了起重 机的安全性和可靠性，并且降低了发动机油耗与排放值。国内产品在这方 面差距较大，安全保护方面的设备可靠性也较差。 4 材料方面 国内除部分产品的某些结构采用了 hg60 或 hq70 钢材外，广泛采用的 材料主要为 q235、q345、q395 等，而国外已广泛采用低合金高强钢和其 它轻型材料，并且正酝酿向超高强钢发展，所以国产轮式起重机一般显得 笨重，性能也受到较大影响。 1.2.2 国外轮式起重机发展过程及主要机种国外轮式起重机发展过程及主要机种 轮式起重机最初是以诞生于 1869 年的蒸汽轨道式起重机发展而来 的，经历了轨道式、实心轮胎式、充气轮胎式的发展变化过程。充气轮胎 式起重机是 20 世纪 30 年代随着汽车工业的发展而出现的。 由于轮式起重机具有机动灵活、操作方便、效率高等特点，在二战后 修复战争创伤和经济建设中得到广泛应用。早期的轮式起重机大多采用机 械传动的析架式臂架。随着 60 年代中期液压技术的发展，液压伸缩臂轮 式起重机得到迅速发展。到 80 年代末，中小吨位的轮式起重机已多数采 用液压伸缩式臂架，仅有一部分大吨位汽车起重机仍采用析架式臂架。 20 世纪 60 年代末期，特别是从 70 年代开始，随着大型建筑、石油化 工、水电站等大型工程的发展，对轮式起重机的性能、工作效率和安全性 提出了更高的要求。由于当时液压技术、电子技术、汽车工业的发展及新 型高强度钢材的不断出现，使轮式起重机开始向大型化发展，并且在普通 轮胎式起重机的基础上开发出越野轮胎起重机，随后又开发出全路面起重 机。全路面起重机综合了汽车起重机高速行驶和越野轮胎起重机吊重行走 及高通过性的特点，在近 20 多年得到很大发展。 目前国外轮式起重机生产国主要有日本、美国、德国、法国、意大利 等。生产厂商有 100 多个，最著名的仅有 10 来家。世界轮式起重机市场 主要划分为以日本为主的亚洲市场、以美国为主的北美市场、以德国为主 的欧洲市场。亚洲约占世界年销售台数的 40%，北美和欧洲各占 20%，世 界其它地区占 20%。 日本市场 17：从年总产量上讲，日本生产的轮式起重机居世界首位。 在 1995 年 4 月1998 年 3 月间，日本轮式起重机平均年销售量为 8140 台，其中越野轮胎式起重机约占日本市场的 60%，其次为汽车起重机，全 路面起重机占比重很小，但年销量在不断上升。 美国市场 18：美国是轮式起重机的生产大国，在起重机制造能力及规 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 4 - 模上居世界首位。在美国市场上，越野轮胎起重机占主导地位，约占市场 份额的 65%,其次是工业轮胎起重机和汽车起重机，全路面起重机所占份额 较小，不到 10%。 德国市场 19：德国是欧洲最大的轮式起重机生产国，也是全路面起重 机的发源地，多年来他在开发大型、特大型轮式起重机方面一直处于领先 地位。 1.2.3 轮式起重机产品的发展趋势轮式起重机产品的发展趋势 1 提高起重机的起重量 由于现代工程项目向大型化发展，所需构件和配套设备的重量在不断 增加，对超大型起重设备的需求也越来越多。在轮式起重机向大型化发展 过程中，德国始终处于遥遥领先的地位。现在，最大吨位的轮式起重机为 德国利勃海尔公司生产的 ltm11000d 型，最大额定起重量为 1000t，售价 为 550 万美元。 2 微型起重机大量涌现 轮式起重机的微型化是适应现代建设工作的需要而出现的一种新的发 展趋势。走在前面的是日本的神户制钢公司，它于 10 多年前开发的 rk70(7t)型是世界第一台装有下俯式臂架的“迷你”越野轮胎式起重机。 目前，下俯式臂架己成为“迷你”起重机的重要标志。 3 混合型起重机在发展 混合型起重机是为了特定用途而开发出来的。如利勃海尔公司生产的 ltl1160 型越野轮胎起重机就是为了维修庞大的斗轮挖掘机而专门研制 的。德马格双桥 ac25 (25t)全路面起重机，结构非常紧凑，车身长 9m， 非常适应城市狭窄地段工作，所以又被称为城市型起重机。 4 伸缩臂结构不断改进 利 勃 海 尔 公 司 于90年 代 中 期 推 出 的ltm1092/2 (90t) 和 ltm1160/2(160t),装有 6 节 60m 主臂，采用了装有“telematik”单缸自 动伸缩系统的椭圆形截面的主臂。这种椭圆形截面的主臂对静、动态应力 的适应性很强，有利于吊臂定心，并且抗扭曲变形能力得以增强，对减轻 重量和提高起重性能具有良好的效果。“telematik”单缸仲缩系统主要 由 1 个双作用伸缩液压缸、1 个与液压缸底座连锁的气动夹紧装置、将各 节臂互相连锁的气控臂架锁定销和电子传感系统等部件组成。 5 数据总线系统得到应用 利勃海尔公司的 ltm10302(30t)是世界上首台装有数据总线管理系统 的高技术双桥全路面起重机。它采用 canbus (现场总线)，进行发动机一 传动系各功能块之间的数据传输与电子控制。同时 canbus 总线以及电 气、液压、臂长和风力等数据又输入到 lsb(利勃海尔系统总线)控制装置 中。lsb 控制装置是 liccon 起重机控制系统的组成部分，可用于对整个系 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 5 - 统的数字流程和监控特性进行编程。采用控制总线管理系统可降低发动机 油耗及排放值，大大简化布线，提高整机可靠性与维修方便性。 6 静液压传动起重机进入市场 采用静液压传动，安装的上车发动机即可以用来驱动起重机上车各工 作装置，又可以用来驱动行走装置。此外将发动机横放在上车操纵室后 面，使其起到整体式配重的作用。 7 一机多能，扩大工作范围 意大利马奇蒂公司于 1995 年推出的 mg10.28(10t)越野轮胎起重机， 使用吊钩时成为 10t 起重机；安装起重叉后成为 2.5t 级伸缩臂叉车，安 装双人作业平台后成为高空作业车 5。 1.3 主要工作主要工作 本次设计主要是对 qy20b 汽车起重机液压系统及回转机构结构设计。 主要工作是通过对液压系统的型式及液压系统控制型式进行分析、对比， 确定 qy20b 汽车起重机液压系统的设计方案，并对液压系统进行了整体定 性分析，同时参照设计手册对回转机构的结构以及个机构零件进行设计、 计算，并绘制个零件图及装配图。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 6 - 第第2章章 起重机技术参数的确定起重机技术参数的确定 2.1 主要性能参数主要性能参数 汽车起重机的主要性能参数是起重机工作性能指标，也是设计的依 据，主要包括起重量、工作幅度、起重力矩、起升高度、工作速度、自 重、通过性能等 1 额定起重量 汽车起重机额定起重量是在各种工况下安全作业所容许起吊重量的最 大质量值，包括取物装置重量。 2 工作幅度 在额定起重量下，起重机回转中心的轴线距吊钩中心的距离。工作幅 度决定起重机的工作范围。 3 起重力矩 起重机的工作幅度与相应起重量的乘积为起重力矩，它是综合起重量 与幅度两个因数的参数，能比较全面和确切地反映起重机的起重能力。 4 起升高度 吊钩起升到最高位置时，钩口中心到支撑地面的距离。在标定起重机 性能参数时，通常以额定起升高度表示。额定起升高度是指满载时吊钩上 升到最高极限位置时从钩口中心至支撑地面的跟离。对于动臂式起重机， 当吊臂长度一定时，起升高度随幅度的减小而增加。 5 工作速度 汽车起重机的工作速度主要指起升、回转、变幅、伸缩臂机构及支腿 收放的速度。起升速度指吊钩平稳运动时，起吊物品的垂直位移速度；回 转速度指起重机转台每分钟转数；变幅速度指变幅时，幅度从最大(最小) 变到最小(最大)所用的时间；伸缩臂速度指起重臂伸缩时，其头部沿伸缩 臂轴线的移动速度。 6 自重 指起重机处于工作状态时起重机本身的全部质量，它是评价起重机的 综合指标，反映了起重机设计、制造和材料的技术水平。 7 通过性能 是汽车起重机正常行使通过各种道路的能力。汽车起重机通过性能接 近一般公路车辆。接近角、离去角、离地间隙越大，最小转弯直径越小， 说明整机通过性能越好。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 7 - 2.2 qy20b 型汽车起重机参数确定型汽车起重机参数确定 1 主臂起重参数 参考同类车型主要技术参数设计并确定技术参数 基本臂最大额定起重量( t ) 20 基本臂最小幅度(m) 3 基本臂长度(m) 10.2 基本臂最大起升高度(m) 9.4 主臂长度(三节)(m) 10.226.2 主臂最大起升高度(m) 26 2 副臂起重参数 臂长(m) 7.5 最大额定起重量(t) 2.5 最大起升高度(m) 34 偏置角度( ) 5. 30 3 工作速度 主卷扬单绳速度高速/常速(m/min) 90/40 副卷扬单绳速度高速/常速(m/min) 75/32 回转速度(r/min) 03 变幅时间起/落(s) 65 25 吊臂伸缩时间伸/缩(s) 85/23 4 底盘参数 型号 xz20 驱动型式 6 4 行驶速度(km/h) 最高 63 最低 4 最小转弯半径(m) 前轮轮迹(m) 10 吊臂端部轨迹(m) 12 最大爬坡度(%) 23 接近角( ) 21 离去角( ) 14 5 发动机参数 最大功率(kw) 162 最大扭矩(nm) 785 百公里耗油量(kg) 45 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 8 - 6 支腿跨距(m) 纵向 4.72 横向 5.40 7 重量及抽负荷(t) 前轴负荷 6.75 后轴负荷 18.42 行驶重量 25.17 8 外形尺寸 (长宽高)(m) 12.312.53.48 2.3 起重机主要结构特点起重机主要结构特点 (1) qy20 起重机上车部分安装在 xz20(64 三桥)专用底盘上，其车 架为整体大箱形，重量轻、抗扭曲能力强。采用了引进法国技术的索马 桥。发动机为上柴 6135q-2b，功率大、油耗低、污染少，整个底盘部分均 采用国产件。 (2) 幻吊臂采用三节箱形截面结构，主臂长为 10.226.2m，是目前 20t 起重机中最长的吊臂。吊臂结构布置合理，彻底解决了回缩绳断绳的 问题。吊臂材料为国产化低合金高强度钢，副臂采用析架结构。 (3) 卷扬机构采用国内引进技术生产的斜轴式变量马达与二级行星减 速，其运行平稳能实现重载低速、轻载高速，且微动性能好。 (4) 回转机构采用了叶片马达加二级行星减速，在液压系统中运用了 回转缓冲阀，并且有双向可控自由滑转机能，使吊臂在起吊重物时能自动 对中，减小吊臂的侧向拉力，并保证了回转启制动平稳，安全可靠。 (6) 转台为板式箱形结构，由三部分拼接而成，结构刚度好。配重为 钢板加矿石水泥结构，其成本低，外形美观。 (7) 本机采用 h 支腿：支腿斜支承为“”型封闭结构，改善了支褪 的受力状况，而且增大了支腿的跨距，提高了整机稳定性。支腿操纵可在 车的两侧分别操纵支腿。支腿可全伸或半伸。 (8) 在起重机作业部分装有多种安全保护装置，除安全阀，限速液压 锁外，还有过载限制装置，全自动力矩限制器。力限器以液晶数字显示出 吊臂仰角、臂长及各吊臂仰角下的额定起重量。当实际起重量达到 90% 时，力限器点亮报警灯，蜂鸣器发声报警；当实际起重量达到 100%时，力 限器会自动停止起升、伸臂和降臂等增加危险动作。力限器还可以显示实 际载荷、最大允许载荷、实际工作半径、最大容许起升高度、实际吊臂长 度。 (9) 操纵室宽敞明亮，操作方便，装有刮水器的天窗，保证了充分的 通风及上方视野性能。该操纵室备有大容量的取暖装置，高靠背可调式司 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 9 - 机座椅。 2.4 本章小结本章小结 本章主要是对 qy20b 起重机的各方面参数参照按照国家标准进行设计 及确定，对各参数进行解释和说明，并集中的介绍了 qy20b 起重机各机构 的主要结构特点及作用，对于 qy20b 起重机回转机构的研究及设计有重要 参考使用意义。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 10 - 第第3章章 液压系统原理设计液压系统原理设计 3.1 液压系统型式液压系统型式 3.1.1 开式、闭式系统开式、闭式系统 按油液循环方式不同，液压系统可分为开式系统和闭式系统。 开式系统是指液压泵从油箱吸油，把压力油输给执行元件，执行元件 排出的油则直接流回油箱(图 3-la)。开式系统结构简单，液压油能够得到 较好的冷却，油液中杂质易沉淀，但油箱尺寸较大，空气、脏物容易进入 系统中去，会导致工作机构运动的不平稳。在实际应用中多用于发热较多 的液压系统，如具有节流调速回路的系统。 闭式系统是指液压泵的排油腔直接与执行元件的进油管相连，执行元 件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，油液在系统的管路中进行封闭循 环(图 3-lb 油路 ii)。闭式系统油箱尺寸小、结构紧凑、执行元件回油管 和液压泵吸油腔直接连通，减少了空气及脏物进入系统的机会，但油液的 冷却条件差，需要辅助泵进行换油冷却和补偿漏油，结构比较复杂。一般 情况下，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于两 腔流量不等，在工作中会使功率利用下降。所以闭式系统的。 3.1.2 单泵、多泵系统单泵、多泵系统 按系统中的液压泵数量，液压系统可分为单泵系统和多泵系统。 单泵系统是指由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统 (图 3-la)。单泵系统适合于不需要进行多种复合动作的工程机械，如推土 机等铲土运输机械的液压系统。 多泵系统是多个单泵系统的组合(图 3-lb)。每台泵可以分别向各自回 路中的执行元件供油。每台泵的功率是根据各自回路中的功率而定。例 如：当系统中只需要进行单个动作而又要充分利用发动机功率时，可采用 合流供油方式，即几个液压泵流量同时供给一个执行元件，这样可使工作 机构的运动速度加快。图 3-1b 为三泵液压系统原理图，特点是回转机构 采用独立的闭式系统，而其它两个回路为开式系统，这样可以按照主机的 工作情况，把不同的回路组合在一起，以获得主机最佳的上作性能。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 11 - a 单泵系统 b 多泵系统 图 3- 1 液压系统图 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 12 - 3.2 液压系统的控制液压系统的控制 3.2.1 定量节流控制系统定量节流控制系统 定量系统是指采用定量泵的液压系统。定量系统所用的液压泵为齿轮 泵、叶片泵或柱塞泵。由于是定量泵，当发动机转速一定时，流量也一 定。而压力是根据工作循环中需要克服的最大阻力确定的，因此液压系统 工作时，液压泵功率是随工作阻力变化而变化的。在一个工作循环中液压 泵达到满功率的情况是很少的，这就造成了发动机的功率损耗。在定量系 统中，执行元件的速度是由控制元件以节流方式控制的，如图 3-la 中， 泵输出的流量一定，进入油缸的油液流量大小由换向阀控制，当需要控制 液压缸的速度时，操纵换向阀阀杆使阀芯与阀体之间的流油通道变小，从 而减少流入液压缸的油量，减少的部分通过溢流阀流回油箱，从而不可避 免的造成能量损耗。定量节流控制系统特点：结构简单、控制方便、价格 便宜、发动机的功率有一定的损耗。 3.2.2 变量系统变量系统 变量系统是指采用变量泵的液压系统。图 3-2 的变量系统中所用到的 液压泵为恒功率控制的轴向柱塞泵。图中功率调节器中控制活塞右面有压 力油作用，控制活塞左面有弹簧力作用，当泵的出口压力低于弹簧装置的 预紧压力时，弹簧装置未被压缩，液压泵摆角处于最大摆角位置，此时泵 的排量最大。随着液压泵出口压力的增高，弹簧被压缩，液压泵的摆角就 随之减小，排量也随之减少。当液压泵出口压力大于起调压力时，由于调 节器中弹簧压缩力与其行程有近似双曲线的变化关系，因而在转数恒定的 情况下，液压泵与流量也呈近似双曲线关系，这样液压泵在调节范围之内 始终保持恒功率特性。由液压泵工作压力随外载荷大小而变化，因此，可 使工作机构的速度随外载荷的增大而变小，或随外载荷的减小而增大，使 发动机功率在液压泵调定范围内得到充分的利用。其缺点是结构和制造工 艺复杂、成本高。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 13 - 弹簧行程 调节终了调节开始 调节范围 功率调节器 功率调节器 弹簧装置 特性曲线 弹簧作用力 图 3- 2 恒功率控制变量泵 3.3 qy20b 汽车起重机液压系统各油路设计及整汽车起重机液压系统各油路设计及整体体设计设计 qy20b 汽车起重机为动臂式全回转液压汽车起重机、它由支腿、回转 机构、伸缩机构、变幅机构、起升机构组成。 支腿用于起重作业时承受整机负载，使轮胎不接触地面，清除弹性支 承。 回转机构使吊臂回转。伸缩机构用以改变吊臂长度。变幅机构可改变 吊臂仰角从而改变吊重的幅度，即工作半径。起重机构可使重物升降。初 步回转由 zbd40 型轴向柱塞马达驱动。主臂由三级伸缩液压缸组成。起升 机构由斜轴式轴向柱塞马达驱动主、副两个卷扬筒，另设有液压控制的半 闭式制动器，常开式离合器。 如图 3-3, 为 qy20b 汽车起重机液压系统图，该系统为三泵、开式、 定量系统。 3.3.1 支腿支腿回路回路 支腿回路由三联齿轮泵的 9.1 供油，支腿操纵阀 8 由溢流阀 8.1、选 择阀 8.2、水平液压缸换向阀 8.3、垂直液压缸换向阀 8.4 组成， 溢流阀 8.1 控制泵 9.1 和支腿液压系统的最大工作压力,它的调整压力为 16mpa。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 14 - 图 3-3 液压原理图 当选择阀 8.2 被扳至上位时，泵 9.1 的油经油管 27、选择阀 8.2 、 换向阀 8.3 至水平液压缸 13，当换向阀 8.3 置于上位时，压力油进入水平 液压缸 13 的无杆腔，四个并联的水平液压缸伸出。当换向阀置下位时， 四个并联的水平液压缸缩回。当 8.4 置于上位时，压力油经转阀 15 液压 锁 14，分别进入四个垂直液压缸 12 的无杆腔，支腿伸出当 8.4 置于下位 时，压力油经油管 28、液压锁 14 分别进入四个垂直液压缸有杆腔，支腿 缩回。转阀 15 为四个独立的两位开关闭，可进行垂直支腿缸微调。 液压锁 14 保证了起重时支腿不会缩回和油管破坏时，液压缸活塞杆 也不会突然缩回，防止发生翻车事故。另外，当行驶或停放时，支腿也不 会因重力作用自动下降。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 15 - 3.3.2 回转机构回转机构 当选择阀 8.2 置于下位时，泵 9.1 的油经油管 27、选择阀 8.2、中心 回转接头 7 通至上车，外控顺序阀 6 的调压范围是 59mpa。当控制压力 小于 5mpa 时，顺序阀打不开，压力油经过油管 29、组合阀 17 给蓄能器 18 充液。当蓄能器的压力达到 9mpa 时， 压力油经控制油管 30 打开顺序 阀，泵 9.1 的液压油供给回转机构。 换向阀 5.2 为三位六通阀。中位时，泵卸荷。马达锁住上下位时，马 达正反回转。5.1 为回转回路溢流阀，其调定压力 17.5mpa 。 3.3.3 伸缩回路伸缩回路 压力油由泵 9.3 经中心回转接头 7、油管 31、主伸缩换向阀 5.4，在 换向阀 5.4 至液压缸 2 之间装有平衡阀 3，其作用一是平衡负值负载，二 是当油管破裂时防止伸缩缩回。伸缩臂回路中溢流阀调定压力为 17mpa。 3.3.4 变幅回路变幅回路 由 9.3 供油，换向阀 5.5 与伸缩缸换向阀 5.4 并联，可独立动作也可 单独动作，5.3 是变幅和伸缩回路的溢流阀，其调定压力为 20mpa。 3.3.5 起升回路起升回路 起升回路换向阀 5.6 为五位六通换向阀。操纵此阀可得到快、慢档起 升或下降速度。换向阀置于上位第一档时，泵 9.2 油经中心接头 7、换向 阀 5.6、平衡阀 24 进入液压马达油口 a 使重物起升、慢速。换向阀 5.6 置 于下位第一档时，泵 9.2 油进入马达 b 口使重物下降、慢速。 换向阀 5.6 置于上下位第二档时，泵 9.2 与泵 9.3 的油口合流进入马 达，快速升降起升回路溢流阀 5.7 调定值为 21 mpa。 两个操纵阀 16 分别控制主、副起升的制动器与离合器。 离合器由蓄 能器供给，泵 9.1 的油在供给回转机构前，能给蓄能器充油，为保证离合 器结合绝对可靠，蓄能器还利用起升回路 33 中的压力蓄能器当油管 33 中 压力较高时，减压阀 17.2 保证供给蓄能器压力在 9.5mpa 左右。 组合阀 中的溢流阀 17.3 是在一旦减压阀失效时的安全元件，其调定压力为 10.5 mpa。 开启常闭式制动器的液压油由起升回路经梭阀 19、油管 34 供给。 操纵换向阀 16 中位: 使制动器上闸 离合器脱开 左位: 使制动器松闸 离合器脱开 -抛钩 右位: 使制动器松闸 离合器结合 -起降重物 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 16 - 单向阻尼阀 20，使制动器延时张开，迅速上闸，以免卷筒启动时或停 止时产生溜车下滑现象。 3.3.6 系统改进系统改进 3.3.6.1 防超载防超载 将 5.1、5.7、5.3 、8.1 的遥控口并联接换向阀(电磁开关)，并在系 统中加载荷传感器，来控制电磁开关动作，当超载时，所有溢流阀打开， 泵卸荷。如图 3.4 所示 图 3-4 电磁开关 3.4 本章小结本章小结 本章主要是对 qy20b 起重机的液压系统进行设计，介绍了在设计液压 系统的常见型式及液压系统的控制方式，并简单的 qy20b 起重机的液压系 统了分析，确定设计方案。 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 17 - 第第4章章 回转支撑装置的设计回转支撑装置的设计 4.1 工况及工况及载荷载荷 回转支承装置承受回转平台上的全部载荷(见图 4-1)，作用在回转支 承装置上的垂直力有臂架自重gb，配重g3，上车其它部分重量g1，和起 升载荷fq，以及相应的冲击或动载作用。水平力有沿着臂架方向的风力， 吹在重物上的w1吹在起重机上的w2，回转时的离心力和垂直于臂架平面 内的制动切向惯性力，重物的离心力f1，切向惯性力 f 1起重机回转部分 自重的离心力f2，切向惯性力 f 2。 r lb h gb fq w1 hp l1 g1g3 hw f2 w2 l3 f1 fr fr f n f1+w x xr 图 4- 1 回转支撑受力图 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 18 - 由于回转部分的重心靠近回转中心，可忽略f2、 f 2的作用。在回转 支承装置上的水平力还有回转齿轮的啮合力fr，它的大小由小齿轮上所传 递的扭矩决定，方向由小齿轮离臂架轴线水平投影位置而定。由于沿臂架 变幅平面内(zx 平面)的力矩大，而在与臂架变幅平面垂直平面内(zy 平面)的水平力和力矩较小，在合成时 zy 平面内的力和力矩可不考虑， 把载荷合成为垂直力gp，力矩m和水平力h得: 1pqb gkfggg=+ （4-1） 1133112qbb mkf rg lg lg lfhw hw hw=+-+ （4-2） 121 cos r hwwffr=+- （4-3） 式中 k 为超载系数k =0.55（1+f2） ， 汽车起重机上离心力和风力引起的力矩一般占起升载荷引起的力矩10%左 右，则 1133 1.1 qbb mkf rg lg lg l=+- （4-4） 同时水平力h一般远远不到10%的gb.取0.1h =gp。则： 13pqb gkfggg=+ （4-5） 1133 1.1 qbb mkf rg lg lg l=+- （4-6） 0.1 p hg= （4-7） 最大计算工况为起重机受最大起重力矩工况，即：190 q f =kn， 4r =m 此时57.6 b g =kn，1.13 b l =m， 1 42.1g =kn， 1 1.72l =m， 3 22g = kn， 3 2.79l =m，1.2k =，把以上数据代入上式得: gp=3960000 m =395.6 h =396000 4.2 回转支撑的选型回转支撑的选型 根据以上载荷计算，初选 j$2300-84 系列单排四点球回转支撑，如表 4-1： 4.3 回转机构的设计回转机构的设计 回转机构的布置型式布置两种型式。第一种将回转机构布置在回转平 台上，并随回转平台一起绕回转支撑装置的大齿圈回转，回转小齿圈即作 自转运动又作公转运动。由于大齿圈的滚圈固定在底盘车架上，使回转机 构的维修比较方便，但回转平台显得拥挤。第二种将回转机构布置在回转 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 19 - 车架上，回转小齿轮带动大齿轮回转，而大齿圈的滚圈与回转平台连在一 起。这种布置对回转机构维修不便，但回转平台上显得比较利索。设计中 选择了第一种布置方式。 4.3.1 回转机构回转阻力矩的确定回转机构回转阻力矩的确定 表 4-1 回转支撑装置参数(mm) 表 4-1 回转机构的工作载荷是回转阻力矩msw，它是由回转支撑装置 的摩擦回转支撑装置参数(mm)阻力矩mf、回转平台倾斜时引起的回转阻 力矩ms、风压引起的阻力距 mw、回转惯性引起的回转阻力矩mp、吊重偏摆所引起的回转阻力矩mq 组成。 回转支撑装置的摩擦阻力矩 0 2 f mndm= ，起动时摩擦阻力矩 最大 1.5 fmaxf mm=，n 为回转支撑全部滚动体上的总压力。 当把 p mg、合成为一个偏心的垂直力，偏心距 p em g=，最大起重 力矩时 395.6 10830.36 p em g= (mm) 对于滚球式回转支撑，当 0 0.30.42ed=m 时， 54 1.4141.414 3.96 103.44 3.96 10625 pn ngk h=+=+= (kn) 式中 m滚动综合摩擦系数滚球式取0.007 3 max 1.5 25 100.007 1.435 24.7 f m=（knm） 回转平台倾斜时引起的回转阻力矩m s，回转阻力矩最大值 max 0.026 sq mf r= 4 max 0.026 19 10415.59 s m=（knm） 吊重偏摆所引起的回转阻力矩 q m 结构尺寸 齿轮参数 外齿参数 内齿参数 齿轮 圆周力 1 n 3 d 1 d 1 h h b x m e d z e d z 正火 z 4 10 调质 t 4 10 6 10 01 99 8 90 10 80 +0. 5 10 1188 11 6 824 69 10.0 14.0 12 1158 .6 96 820. 83 12.0 16.7 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 20 - sinsin qq mfraf= （4-8） 式中 吊重偏摆角6a= o f臂架中心线在水平面的投影与底盘中心线的夹角 4 max sin24 10sin64 sin9010 qq mfra= oo （knm） 风压引起的阻力距 w m, () 11 sin wb mqcaca lf=- （4-9） 式中 q风压值根据设计规范150q =n/m c风力系数1.2c = ab、r、a1、l1分别为臂架和回转部分的迎风面积及其离回转中 心的距离，值分别为 2 6.35m、1.13m、 2 2.05m、1.72m () max 150 sin901.2 6.35 1.13 1.2 2.05 1.720.69 w m=-= o （knm） 回转惯性引起的回转阻力矩 mp由臂架和其它回转部分的惯性以及旋转 零件的惯性所引起的阻力距，旋转零件的惯性所引起的阻力距较小计算时 可省略。 () 22 11 9.5543 pb mtg rg lgw=+ （4-10） 式中 w回转速度0.262w= rad/s t起动时间4t =s b g 臂架重量43.61 b g =kn 1 g 回转平台重量 1 42.04g = kn r工作幅度4r =m 1 l 回转平台重心离回转中心的水平距 1 1.72l =m ()() 3232 0.262 9.55 443.61 10442.04 101.723.82 p m=+= （knm） 回转阻力矩 4.715.59 100.693.8234.8 sw m=+=（knm） 4.3.2 回转机构回转机构功率功率计计算算 回转马达最大回转功率 ()() ()9550 swmsw phmmnlh= （4-11） 式中 h系数液压马达取 1 m马达数1m = m l 液压马达取 1 n回转速度2.5n =r/min h机械总效率0.68h= sw m回转阻力矩（nm） 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 21 - ()() 3 34.8 102.59550 0.6813.4 sw p=(kw) 4.3.3 回转机构参数回转机构参数验算验算 选择液压马达型号为zbd40，排量qm=40ml/r，输入功率：38kw，额 定压力：21mpa，最大输出扭矩125（nm） ，容积效率0.93 v h =，机械 效率0.95 m h = 马达转数： 1 ppv m qn n q h = （4- 12） 总传动比： 1 n i n s= （4- 13） 式中 p q 泵排量 单位：ml/r 32ml/r p q = np泵转数 2000r min p n = () 1 3220000.93 1488 r/min 40 n = 1488 595.2 2.5 is= 回转支撑装置的小齿轮分度圆直径为 200mm，模数为 10，齿数为 20。 大齿轮的分度圆直径为 1160mm，模数为 10，齿数为 116。 传动装置传动比 ： 1 1 116 102591.6 20 z ii ii z s= = = 马达克服的最大阻力矩： ()() 3 34.8 10591.2 0.9263.9 sw tmi h s =（nm） 马达工作压力： 哈尔滨理工大学学士学位论文 - 22 - () () max 3 2 1001.59 10034.8 101.5940591.20.95 97.4kg/cm swmm pmq i h s = = = 马达最大输出功率： 3 1