【毕业论文】QY20B汽车起重机卷筒机构及其液压系统设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

哈尔滨工程大学本科生毕业设计 本科学生毕业设计 QY20B 汽车起重机卷筒机构及其液压系统设计 系部名称 ： 机电工程系 专业班级 ： 机械设计制造及其自动化 08-3 班 学生姓名 ： 宋洋 指导教师 ： 胡天明 职 称 ： 教授 哈 尔 滨 工 程 大 学 二一二年六月 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 The Graduation Design for Bachelors Degree The Design of QY20B Truck Cranes Creel Mechanism and Hydrahlic System. Candidate： Song Yang Specialty： The Design Of Mechanical Manufacture and Automation Class： 08-3 Supervisor： Prof. Hu Tianming Heilongjiang Institute of Technology 2012-06 Harbin哈尔滨工程大学本科生毕业设计 全套图纸， 扣扣 加 414951605 摘 要 近两年，我国的起重机发展迅速，在各个领域的应用也日趋广泛，但与世界先进水平还有一定的差距，主要原因是国内配套零部件落后，材质差，再有就是制造工艺水平低。 本文对 QY20B汽车起重机的设计做了研究，就汽车起重机整车做了大概的分析和论述，就汽车起重机卷筒机构进行了设计，对于中、小型汽车起重机的发展具有一定的积极意义 QY20B型汽车起重机液压系统的设计是该型起重 机设计过程中最关键的一步。本文根据液压系统的技术指标对该系统进行整体方案设计，对其功能和工作原理进行分析，初步确定了系统各回路的基本结构及主要元件，按照所给机构性能参数和液压性能参数进行元件的选择计算，通过对系统性能的验算和发热校核，以满足该起重机所要达到的要求。 关键字 : 汽车起重机；卷筒机构；汽车起重机；液压系统；性能参数。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 ABSTRACT In the recent two years, our country hoist crane development rapid, in each domain application also day by day widespread, but also has the certain disparity with the world advanced level, the main reason is the domestic necessary spare part backward, material quality bad, again has is makes the technological level to be low. This article has done the research to the QY20B autohoist design, the autohoist entire vehicle has made the general analysis and the elaboration, the autohoist rotation organization has carried on the design, , regarding the center, the small autohoist development had the certain positive sense. Model QY20B automobile crane hydraulic pressure systematic design this type hoist the most key one of the design process.This text analyses , demand to carry on the scheme to work out on this performance systematic in hydraulic pressure.Prove to its function and operation principle have confirmed the basic structure of system every return circuit and main component tentatively. According to giving the organization performance parameters and choice of carrying on the component of performance parameter of hydraulic pressure to calculate .Through to the checking computations and generating heat to check of systematic function, in order to respond to the request that this hoist should reach 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 Key words: Autohoist reel mechanism Crane truck Hydraulic pressure system Performance parameter 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 国内汽车起重机发展现状及发展趋势 1 1.1.1 国内汽车起重机的发展现状 1 1.1.2 国内汽车起重机的发展趋势 2 1.2 国外 汽车 起重机发展趋势及应用情况 2 1.3 汽车起重机产品的发展趋势 3 1.4 课题背景 4 1.5 课题任务 5 第 2 章卷筒的设计计算及强度校核 6 2.1 卷筒的结构与材料 6 2.2 卷筒的钢丝绳 6 2.3 卷筒的主要尺寸 7 2.3.1 卷筒直径 D 7 2.3.2 卷筒的长度 L 7 2.3.3 卷筒的厚度 7 2.4 滚筒受力分析 8 2.5 滚筒强度校核 8 第 3章轴的设计计算及强度校核 10 3.1 按扭矩初算轴径 10 3.2 轴的结构设计 11 3.3 轴的受力分析 11 3.4 轴承的选择及校核计算 13 3.5 键连接 的选择及校核计算 14 3.6 联轴器的选择及校核计算 14 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 3.7 键的设计 15 第 4章 起升机构的液压系统设 计 16 4.1 液压传动应用于汽车起重机上的优缺点 16 4.1.1 优点 16 4.1.2 缺点 16 4.2 液压系统的类型 16 4.3 汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点 17 4.4 汽车起重机液压系统的运用现状和发展趋势 17 4.5 整机主要性能参数 18 4.6 主副卷扬系统 19 4.6.1 性能要求 20 4.6.2 主要元件 20 4.6.3 主要回路 21 4.6.4 工作原理 21 4.7 液压系统类型选择 23 4.7.1 本机液压系统分析 23 4.8 各种执行元件的选择 23 4.9 液压系统工作参数和各机构主要参数 24 4.9.1 作机构主要参 24 4.10 液压系统参数 25 4.11 液压元件选择计算 26 4.11.1 副卷扬回路 26 4.11.2 主卷扬回路 28 4.12 液压阀的选择 30 4.13 液压辅助元件选择 33 4.13.1 油路的通径 33 4.13.2 油箱选择 34 结论 35 参考文献 36 致谢 37 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 国内汽车起重机发展现状及发展趋势 1.1.1 国内汽车 起重机的发展现状 随着经济建设的迅速发展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通，机场，港口，水利水电，市政建设等基础设施的建设规模也越来越大，市场汽车起重机的需求也随之增加。 中国的汽车起重机诞生于上世纪的 10 年代，经过了近 30 年的发展，期间有过 3次主要的技术改进，分别是 70 年代引进苏联的技术， 80 年代引进日本的技术， 90 年代引进德国的技术。但是总体来说，中国的汽车起重机 产业始终走着自主创新的道路，有着自己清晰的发展脉络，尤其是进几年，中国的汽车式起重机产业取得了长足的发展，虽然与国外相比还有一定的差距， 但是这个差距正在逐渐的缩小。而且我国目前在中小吨位的汽车式起重机的性能已经完好，能够满足现实生产的需求。在不久的将来，我国的汽车式起重机行业一定会发展成为一个发展稳定，市场化程度高的成熟产业。 中国汽车式起重机已经大量使用可编程集成控制技术，带有总线接口的液压阀块，液压马达，油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电器已实现了紧密的结合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度简化控制系统，减少液压元件，提高系统的稳定性，具备了实现故障自 动诊断，远程控制的能力。 当前我国新一代汽车起重机产品，起重作业的操作方式，大面积应用先导比例控制，具有良好的微调性能和精控性能，操作力小，不易疲劳。通过先导比例手柄实现比例输送多种负荷的无级调速，有效防止起重作业时的二次下滑现象，极大的提高了起重作业的安全性、可靠性和作业效率。 部分大型汽车式起重机还在伸缩臂上使用了单缸插销的伸缩技术，通过液压销作用，以单个液压油缸可完成多节伸臂的运动，并达到各种工况的程序控制和自动伸缩，改变了以往不能油缸加内部绳排的作业方式，使起重机相对更轻，拓展了起重机向更高工作 高度发展的空间。 在走向国际市场的过程中，我国汽车式起重机产业近几年品质水平的快速提高，也得到了国际拥护的高度肯定，由于产品使用规范，用户的专业素质较高，出口产品哈尔滨工程大学本科生毕业设计 2 的质量反馈比在国内有了明显的减少，产品反映较好。这都为中国汽车式起重机行业的发展打下了良好的基础。 我国的汽车式起重机的生产企业要想在本领域生存与发展，需要做的事情还很多，由于市场需求的增大，也要求生产企业不断创新，在保证起重机性能的基础上还要不断开发出更大吨位的新产品，满足市场的需求。只有这样才能从市场中获得养分和活力使自己生存，在生存中发展 ，在发展中壮大。 1.1.2 国内汽车起重机的发展趋势 主要的发展趋势应该有以下几点： 扩大产品的品种。在企业内部应建立完善的产品研究和开发体系，使产品系列化，品种齐全，要形成大中小完整系列，增多产品数量，使生产规模不断的扩展。 增大起重力矩。目前我国生产的汽车式起重大多是 50吨以下的中小吨位的起重机，大吨位生产的很少，而随着社会的发展，对机动灵活的大型起重机械的需求越来越大，这都是汽车式起重机发展的养分。所以增大其中力矩迫在眉睫。 增加起重机功能。随着国民经济的快速发展，用户对汽车 式起重机的使用上的要求越来越多，希望能够一机多用，已经不仅仅是在搬运重物时使用，而是满足在不同环境和工种和使用，这些都为未来起重机的发展打清了方向。 全力打造自己的品牌。目前中国的汽车起重机生产企业，缺少自己的专业研究人员和开发队伍，而是去模仿别人生产的成品，没有发展方向和竞争力。未来经 济的全球化以及由此引发的一系列问题，使得竞争手 段从传统的产品，价格等层次转嫁到品牌的竞争上来。 所以各大汽车式生产企业应该努力打造自己的品牌，从而使自己发展壮大。 开创自我空间占领市场。我国的各大汽车式起重机生产企 业要不断创新，大胆进行急智的改革，面向市场，结构优化，人员重组，引进设备，进行刻苦的技术研发，在不断完善自我的前提下，占领市场。 近年来，随着社会的发展，社会生活中对起重机的需求越来越大，所以起重机的研发越来越紧迫，由于汽车式起重机转场灵活，从而方便快捷，所以进几年我国的汽车式起重机发展很快 1.2 国外 汽车 起重机发展趋势及应用情况 国外工程起重机从整体情况分析，领先国内 10-20 年 (不同类型产品有所不同 )。随着国外经济发展速度趋于平稳，工程起重机向智能、高性能、灵活、适应性强、多功能方向发展。 25t 以下基本上不生产，产品向高附加值、大吨位发展，如利勃海尔哈尔滨工程大学本科生毕业设计 3 公司汽车起重机基本退出市场，目前市场主导产品为全地面起重机，最小吨位是 35t，而 80t和 160t是主导产品；格鲁夫公司：主导产品是全地面起重机和轮胎起重机，最小吨位是 25t；多田野公司：汽车起重机只占 20%，主导产品是全地面起重机和轮胎起重机，最小吨位 16t。因此行业配套也与国内有所不同： 1） 下车主要是 300kW 以上柴油大功率发动机，与之配套的液力变矩器和自动换档变速箱、 12 吨级驱动转向桥及越野轮胎。 2） 上车：高强度 材料、大扭矩的起升机构、回转机构、回转支承。 3） 液压系统：变量泵、变量马达、电磁换向先导阀及主阀、平衡阀、悬挂系统阀、液压锁、液压缸及管路标准配套件。 4） 智能控制系统：力限器显示控制、记忆通讯及单缸顺序伸缩自动控制。 由于国外工程机械起步较早，形成了成熟的配套件体系。如力士乐的泵马达、阀、起升、回转、行走机构；贝林格的主阀、先导阀、平衡阀；哈威的主阀、先导阀、平衡阀； ZF 的变速箱、分动箱；凯斯兰的桥； PAT 的力限器等等。配套厂能与主机厂协作密切，联合开发，再加上主 机厂家的专有技术，能形成很强的核心竞争优势，能够保证主机性能的发挥和可靠性的提高。 1.3 汽车起重机产品的发展趋势 自 90年代以来，国外工程机械进入了一个新阶段，目前我国汽车起重机在工程机械的发展趋势是： 1、在广泛应用新技术的同时，不断涌现出新结构和新产品。 2、继续完成提高整机可靠性。 3、技术发展的重点在于增加产品的电子信息技术含量，在集成电路、微处理器、微型计算机及电子监控技术等方面都有广泛的应用。 4、努力完善产品的标准化、系列化和通用化，改善驾驶人员的工作条件，向节能、环保方向发展，可靠性、安 全性、舒适性、环保性得到了高度重视。 5、向大型化和微型化方向发展。 借鉴国外工程机械产品的发展趋势，并结合我国实际，我国的科学技术水平不能与国外相提并论，所以我们必须在产品质量、产品开发、产品创新上下大功夫才能与国外大型公司竞争。 我国工程机械产品的发展走势应是： 1 系列化、特大型化 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 4 系列化是工程机械发展的重要趋势。国外著名大公司逐步实现其产品系列化进程，形成了从微型到特大型不同规格的产品。与此同时，产品更新换代的周期明显缩短。特大型工程机械产品特点是科技含量高，研制与生产周期较长，投资大市场容量有限，市场竞争主要集中少数几家公司。因此我国必须在此加大研发力度才不至于在此受制于国外。 2 多用途、微型化 为了全方位地满足不同用户的需求，国外工程机械在朝着系列化、特大型化方向发展的同时，已进入多用途、微型化发展阶段。一方面，工作机械通用性的提高，可使用户在不增加投资的前提下充分发挥设备本身的效能，能完成更多的工作；另一方面，为了尽可能地用机器作业替代人力劳动，提高生产效率，适应城市狭窄施工场所以及在货栈、码头、仓库、舱位、农舍、建筑物层内和地下工程作业环境的使用要求，小型及微型工程机械有了用武之地， 并得到了较快的发展。为占领这一市场，各生产厂商都相继推出了多用途、小型和微型工程机械。 3 电子化与信息化互动 以微电子、 Internet为重要标志的信息时代，不断研制出集液压、微电子及信息技术于一体的智能系统，并广泛应用于工程机械的产品设计之中，进一步提高了产品的性能及高科技含量。 4 安全、舒适、可靠 驾驶室将逐步实施优化设计方法，配装冷暖空调。全密封及降噪处理的“安全环保型”驾驶室，采用人机工程学设计的司机座椅可全方位调节，以及功能集成的操纵手柄、全自动换挡装置及电子监控与故障自诊断 系统，以改善司机的工作环境，提高作业效率。大型工程机械安装有闭路监视系统以及超声波后障碍探测系统，为司机安全作业提供音频和视频信号。微机监控和自动报警的集中润滑系统，大大简化了机器的维修程序，缩短了维修时间。大型工程机械的使用寿命达 2.05万小时，最高可达 2.5万小时。 5 节能与环保 为提高产品的节能效果和满足日益苛刻的环保要求，主要从降低发动机排放、提高液压系统效率和减振、降噪等方面入手。 1.4 课题背景 汽车起重机是各种工程建设广泛运用的重要起重设备，是用来对物料进行起重、运输、装卸或安装等作业的 机械设备，在工业和民用建筑中作为主要施工机械而得到广泛运用。在国内汽车起重机行业，关键部位的制造工艺已经成为行业的热点。通过哈尔滨工程大学本科生毕业设计 5 对 QY20B汽车起重机的液压系统入手，结合国内外先进汽车起重机的技术特点，本着最大限度提高卷筒组的安全系数，对其卷筒进行设计和改造，争取为我国汽车起重机卷筒的制造工艺做出一定的贡献。 为了加快我国工程机械前进的步伐，促进多元化的起重产品结构，且检验自己四年所学，在工作之前对自己进行一次检阅，我选了 QY20B汽车起重机卷筒机构及其液压系统设计这个题目，希望为我四年大学学习生活画上一个圆满 的句号。 1.5 课题任务 通过对汽车起重机卷筒机构设计原理及技术要求的分析，最大起重量为 20T，最大起升高度为 16M，结合实际生产的需要，在现有的资料的基础上，对多种方案进行分析比较，从而初步确定汽车起重机卷筒机构的总体设计框架。在此基础上，设定参数，通过设计、计算、校核、反复对照比较，最终完成整个设计任务。其中包括： QY20B汽车起重机卷筒机构设计， QY20B汽车起重机起升机构液压系统设计，选择离合器与制动器使卷筒机构具有较高的安全系数。要求对液压油路进行优化设计，使其效率更高。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 6 第 2 章 卷筒的设计计算及强度校核 2.1 卷筒的结构与材料 卷筒的结构分为筒体部分和支架部分，筒体部分通过轴支承在支架上，支架用 4枚螺栓固定在起重机上。支架一般铸造制成，本设计选用 45钢，卷筒为保证良好的抗弯强度和抗扭强度选用铸钢，本设计选用 45钢。 卷筒的制造可分为铸造和焊接两种。在一般载荷的起重机中采用灰口铸铁，对于重要的卷筒可用球墨铸铁，对于重载荷的卷筒，可采用铸钢。对于有重量要求的机构，采用铸造卷筒。 2.2 卷筒的钢丝绳 卷筒在起升机构或牵引机构中用来卷绕钢丝绳，将 螺旋运动转换为直线运动。卷筒通常是圆柱形的，特殊的卷筒也有制成圆锥形或曲线形的。卷筒有单层和多层 2种，一般的起重机采用单层卷筒。单层卷筒通常表面切出螺旋槽，是为了增加钢丝绳的接触面积和防止相邻钢丝绳的磨损。绳槽分为标准槽和深槽两种（图 2.1），其尺寸为 R 0.55d。 图 2.1 卷筒槽形 标准槽 ： c1（ 0.30.4） d， t1=（ 24）（ mm） 深槽 ： c2 0.6d， t2=d+（ 68）（ mm） 一 般采用标准槽，由于节距小，机构紧凑，深槽的特点是不易脱槽，但节距大，增加卷筒长度。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 7 2.3 卷筒的主要尺寸 2.3.1 卷筒直径 D 卷筒直径 D 与滑轮直径一样，是以槽底计算的直径。卷筒直径的确定方法与滑轮完全相同，即 D0min=hd。 式中 D0min 按钢丝绳中心计算的滑轮最小卷绕直径 ， mm； h 与机构工作级别和钢丝绳的有关的系数 ， d 钢丝绳的直径 ， mm。 D D0min= hd 350mm 2.3.2 卷筒的长度 L 卷筒的长度 （图 2.2） L=L0+l1+2 l2 （ 2.1） 图 2.2 卷筒的长度 式中 L 卷筒总长度 ； L0 绳槽部分长度 ， 其值为 L0 =0Ha ntD （ 2.2） 式中 H 起升高度 ； a 滑轮组倍率 ； D0 卷筒卷绕直径 ； t 绳槽节距 ； n 附加安全圈数 ， n=1.53 圈 ； l1 固定钢丝绳所需要的长度， l1=3t； l2 两端的边缘长度 。 得 L0 500mm L= L0+2 l2=500+40=540mm （ 2.3） 2.3.3 卷筒的厚度 按经验公式计算，对于铸铁卷筒 ， =0.02D+（ 610）（ mm）； 对于钢卷筒 ，d。 然后进行强度校核 ， 铸铁壁厚不宜小于 12mm。 这里取材料为 45钢，筒壁厚为 22mm。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 8 2.4 滚筒体受力分析 滚筒体作简支梁，两端支撑的端盖在水平及垂直面内均为铰支。作用在筒体上的载荷有钢丝绳对滚筒的张力 F、 圆周驱动力Fu 以及钢丝绳轴向位移产生的轴向力 ， 该力与前两项的相对比值较小，故忽略不计，滚筒筒体受力 及分析见图 2.3。 图中 F1 起升拉力 ， N； Fu 圆周驱动力 ， N； M3 滚筒所受之扭矩 ，（ N/m）； M3=Fu 5002D D Pv（ N/m） ； M 弯矩 N/m ； Mmax 28 2 4q l F l （ N/m） （ 2.4） 正应力， （ N/mm2） 图 2.3 卷筒受力分析 =MW（ N/mm2） （ 2.5） 剪切应力， （ N/mm2） 332nMMWW （ N/mm2） （ 2.6） h 合成应力， （ N/mm2） h= 223 （ N/mm2） （ 2.7） 2.5 滚筒强度校核 圆周驱动力 F u=1000 6310001.2Pv =52500（ N） （ 2.8） 钢丝绳张力 F =Fu =52500（ N） （ 2.9） 扭矩 M 3= Fu 0 . 3 95 2 5 0 0 1 0 2 3 7 . 522D （ N/m） （ 2.10） 弯矩 Mmax= 5 2 5 0 0 0 . 5 7 1 3 7 4 7 . 22 4 2 4Fl （ N/m） （ 2.11） 正应力 =23 7 4 7 . 2 1 0 0 05 . 0 9 3 1 8 . 9 41 9 5 2 6 . 5（ N/mm2） （ 2.12） 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 9 剪切应力 =21 0 2 3 7 . 5 1 0 0 02 . 5 4 7 2 5 . 8 81 9 5 2 6 . 5（ N/mm2） （ 2.13） 将计算的 、 值代入式（ 3-6）： 2 2 2 23 1 8 . 9 4 3 2 5 . 8 8 4 8 . 6 6h （ N/mm2） =65（ N/mm2） （ 2.14） 本章小结 本章主要介绍了卷筒的结构和材料的选择，几卷筒的主要尺寸，为以后的设计做好铺垫，同时也对卷筒进行了强度校核。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 10 第 3 章轴的设计计算及强度校核 3.1 按扭矩初算轴径 1.轴的材料的选择，确定许用应力选用 45号钢 ， 正火处理 b =590MPa, 1b =55MPa 2.按扭转强度，初步估计轴的最小直径 33 1 8 . 61 1 0 7 8 . 8 82 0 . 3 2pdA n mm （ 3.1） 其中：杆pp 298.06.0 （ 3.2） 图 3.1 轴 kwp 3.321055.9 6 3 04 9 0 1 3 01055.9nT66 杆杆杆 圆整为 80mm。 3、 轴承和键 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用 A型普通平键与小齿轮联接，实现周向固定。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 11 3.2 轴的结构设计 （ 1） 、 径向尺寸的确定 从轴段 d1=90mm开始逐渐 选取轴段直径， d2起固定作用，并且与蜗轮配合，取d2=100mm； d3起轴向固定作用，取 d3=120mm，查机械零件设计手册选定轴承型号为 7011C， d4与 d1相同，取 d4=90mm。 d5与小齿轮配合，不且 d4起轴向定位作用，取d5=80mm。 （ 2） 、 轴向尺寸的确定 根据结构取 L1=80mm； b=120mm取轴长段 L2=b-(23)mm=118mm,对定位轴肩 L5=1.4h,取整则 L3=26mm。根据轴承，端盖和伸出距离取 L4=200mm， b=90mm， L3= b-(23)mm=88mm两轴承 的中心的跨度为 250mm，轴的总长为 512mm。 (3)、轴的强度校核 选用 45钢，调质处理，硬度 HBS=230，强度极限 B ，屈服极限 s =360Mpa，弯曲疲劳极限 1 =300Mpa，剪切疲劳极限 1 =155Mpa，对称循环变应力时的许用应力1b =60Mpa。 （ 2）初步估算轴的最小直径 最小直径估算 ： 330 3 2 . 31 2 0 4 4 . 6630Pd A m mn （ 3.3） 轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得 1ca AT K T =1.5490.13=735.2Nm （ 3.4） 查机械零件设计手册表 GB/T4323-2002 LT选 LT9型弹性套柱销联轴器， 标准孔径 d=50mm，即轴伸直径为 50mm 。轴孔长度 L=114mm （ 3）、轴承和键 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用 C型普通平键联接，实现周向固定。 3.3 轴的受力分析 （ 1） 、 径向尺寸的确定 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 12 图 3.2 受力弯矩分析 （ a）受力简图 （ b）水平面的受力和弯矩图 （ c）垂直面的受力和弯矩图 （ d）合成弯矩图 （ e）转矩图 （ f）危险截面弯矩图 从轴段 d1=50mm开始逐渐选取轴段直径， d2起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d范围内， h （ 0.070.1） d1=（ 1.42） mm。应取 d2=54mm； d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取 d3=60mm且 d9=d3=60mm， d4,d8起定位作用d4=d8=70mm,d5,d7根据结构而定取 d5=d7=60mm,d6取圆直 d6=96mm. 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 13 (2)、轴向尺寸的确定 由 GB/T4323-2002查联轴段长度 114mm取 L1=114mm， L2与结构相关，取 L2=120mm，L3， L9为与轴承配合的轴段长度， L3=L9=38mm， L6与蜗轮配合，取 L6=140mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的 设计有关， L4=L8=10mm， L5=L7=26mm轴总长 1253mm。 3.4 轴承的选择及校核计算 计算输出轴轴承 （ 1） 已知 n=20.31r/min aeF=2aF= 122.5N, 2rF=1NHF=3524.85N （ 3.5） 试选 32218 型轴承 根据教材 P322表 13-7得2rd FF Y，则d F=1258.88N （ 3.6） （ 2）计算轴向载荷1aF，2aF 1aF+aeF=dF aeF= 122.5N （ 3.7） 任意用一端为压紧端， 1 为压紧端， 2 为放松端 两轴承轴向载荷：1aF=1136.4N 2aF=dF=1258.88N （ 3.8） （ 3）求系数 x、 y 1aF/1rF=1136.4/3524.85=0.32 （ 3.9） 2aF/2rF=1258.88/3524.85=0.36 （ 3.10） 根据教材 P321 表 11-8 得： e=0.42 1aF/1rFe x1=1 （ 3.12） y1=0 2aF/2rF48000h （ 3.16） 此轴承 合格，预期寿命足够。 3.5 键连接的选择及校核计算 3.5.1 联轴器与输入轴键连接的选择 联轴器与输入轴连接采用平键连接 轴径 d1=50mm， L1=114mm 查机械零件设计手册 P53 表 4-1 选用 C型平键，得： b=14 h=9 L=70即：键 C14 70 GB/T 1096-2003 l=L-b=114-14=100mm T=23.947N m （ 3.17） 根据教材 P106式 6-1得 332 1 0 2 2 3 . 9 4 7 1 0 2 . 1 34 . 5 1 0 0 5 0p T M p ak l d 65 m/min M最大起升力矩 1340 kN.m 最大回转速度 3r/min 最高行驶速度 75 km/h 最大爬坡度 35% 最小转弯半径 20m 行驶状态总重 26.02t 外形尺 寸 12.42. 53. 3m 支腿距离 (纵向 横向 ) 4.97 5.4m 发动机型号 SC8DK260Q3 最大功率 192KW（ 2200rpm） 最大扭矩 1100Nm(1400rpm) 4.6 主副卷扬系统 主副卷扬回路如图 4.2 所示： 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 20 图 4.2 主副卷扬回路 主副卷扬油路由双向电液比例排量调节泵和双向定量马达构成两个 容积调速闭式油路，在主卷扬单动情况下，副卷扬泵通过一电磁换向驱动一液压换向阀向主卷扬油路供油，两泵合流，提高主卷扬作业速度。通过操作先导手柄可以双向改变油泵排量，调节马达转速。回路中设置有功率限制器，从而限制油泵最大功率，防止发动机过载。为避免二次起升下滑和下降下滑，回路中设置有压力记忆阀。 4.6.1 性能要求 副卷扬不工作或低压轻负载时，主泵合流工作；起、制动平稳，微动性好；重物停在空中任意位置能可靠制动。 4.6.2 主要元件 泵 1（ 2）、马达 5（ 6）、冷却阀 13-1（ 13-2）、益流阀 12-1（ 12-2）、压力记忆阀 8-1（ 8-2）、单向可调节流阀 9-1（ 9-2）、制动油缸 10-1（ 10-2）、二位三通液压先导换向阀 11-1（ 11-2）、或门型梭阀 16-1（ 16-2）、功率限制器 17-1（ 17-2）、三位四通液压先导换向阀 14、三位六通电磁换向阀 15。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 21 4.6.3 主要回路 油主路（含补油油路）、冷却油路、防过载油路、记忆阀油路、合流控制油路、防二次下滑油路。 4.6.4 工作原理 1. 主卷扬泵与副卷扬泵合流工作状态 (起升 ) 如图 4.6-1所示 A） 控制油路（含电路） 17-1（左移） 电流 1-4（下） （ 1-4上移） 1-4 油箱 泵 1 1-2 1-4 1-3（下） 1-3（上） 油箱 （ 1-1输出流量） 17-2（左移） 电流 2-4（下） （ 2-4上移） 泵 2 2-4 油箱 2-2 2-4 2-3（下） 2-3（上） 油箱 （ 2-1输出流量） 制动器打开： 12 11-1（上） 9-1 10-1 （ 10-1制动打开） B路（） 8-1（ +） B）主油路 主泵： 11 5 泄油 13-1（左） 12-1 油箱 副泵 2-1 14（下） 5 2-2 DF2（ +） 泄油 13-1（左） 12-1 油箱 2. 主卷扬泵与副卷扬泵合流状态（下降） A）路（含电路） 17-4（右移）电流 1-4（上） （ 1-4下移） 1-4 油箱 泵 1 1-2 1-4 1-3（上） 1-3（下） 油箱 （ 1-1输出流量） （由于利用换向阀 14 可以在下降时不必对副泵进行换向控制） 18-3（左移） 电流 2-4（下） （ 2-4） 上移 泵 2 2-4 油箱 2-2 2-4 2-3（下） 2-3（上） 油箱 （ 2-1 输出流量） 制动器打开油路与起升状态相同。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 22 B）主油路 主泵： 11 5 泄油 13-1（右） 12-1 油箱 副泵 2-1 14（上） 5 2-2 DF1(上 ) 泄油 13-1（右） 12-1 油箱 3. 主卷扬回路分流状态 主卷扬回路分流起升、控制都和合流时的相同，下降时的工作状态跟起升时的操作方式基本相同，只是泵的操作方式跟起升时相反而已。 4. 副卷扬回路分流状态（起升） A)控制油路（含电路） 38-3（左移）电流 2-4（下） （ 2-4上移） 泵 2 2-4 油箱 2-2 2-4 2-3（下） 2-3（上） 油箱 （ 2-1 输出流量） 制动器打开： 22 15(常 ) 11-2(上 ) 9-2 10-2 （ 10-2的刹车打开） B路（） 8-2（ +） A)主油路 泵 2： 21 6 泄油 13-2（左） 12-2 油箱 5. 副卷扬回路分流状态（下降） 下降时跟起升时相同，只是泵的操作方向跟起升时相反。 6. 恒功率控制 如 4.3所示： 图 4.3 功率控制回路 压力过高 17-1-1 左移 17-1-2 开口变大 控制油压力降低 泵的倾角变小，流量降低； 压力过低 17-1-1右移 17-1-2开口减小 控制油压力升高 泵的倾角变大，流量变大。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 23 4.7 液压系统类型选择 4.7.1 本机液压系统分析 根据开式和闭式系统的优缺点、典型工况，结合国内外同类产品的具体情况，上车液压系统决定选用多泵多回路和多种型式的高压变量系统。在起升（主、副卷扬）、回转、伸缩、变幅、支腿和控制 6 个液压回路中，起升和回转采用独立闭式油路，变幅、伸缩和支腿采用开式油路。 起升油路分主卷扬油路和副卷扬油路，液压泵采用具有压力切断功能的双向电液比例排量调节泵，此泵能实现排量与输入电压信号成正比的控制功能，用手动比例电压控制阀来进行调 节，它与定量马达构成了两个独立的容积调速回路。副卷扬油路可通过合流阀向主卷扬油路自动合流。主副卷扬回路中设有压力记忆阀，防止二次起升下坠，缓冲补油和自动冷热油交换等装置。 由于本机属于中型起重机，回转比较频繁，所以回转油路由双向电液比例排量调节泵和定量马达组成，除采用缓冲补油和冷热油自动交换措施外，还采用了防止“打停现象”（在回转过程中出现打停后再回转现象）和防止臂杆因外力（风力等）引起的自由摆动的特殊阀。 控制回路采用电控方式来实现。主、副卷扬回路，回转回路均采用了电液比例排量调节泵，此泵能实现排量与输入 电信号成正比的控制功能。此泵的控制过程为：操纵手控电阀发给电液比例方向阀一定量电信号值，电液比例方向阀有一对应位移，并打开阀口使补油泵的油液进入变量活塞缸，使之对电液比例方向阀有一跟踪位移，并使泵的排量变化，直至变量活塞缸的反馈移动量又使电液比例方向阀的阀口关闭为止。这就使得操纵者搬动手控电阀的角度与泵的排量成正比例变化，达到预期的操纵目的。伸缩、变幅回路也采用电液比例阀控制其速度，操纵方式也是用手动比例电压控制阀。采用电液比例控制的调速系统，不仅可以省力，也可改变主机的设计柔性，并且可以实现远距离有线或无 线控制。 根据汽车起重机的工况，支腿回路、伸缩回路和变幅回路只能一个单独工作，所以采用同一个液压泵供油。主、副卷扬回路，回转回路都用了电液比例排量调节泵，它们都带有副泵，此副泵负责给自己所在闭式回路补油和提供控制油。 4.8 各种执行元件的选择 以上各步完成以后，本机的总体方案也已基本确定，各回路的主要元件也可初步确定了。 1、动力元件 轴向柱塞双向变量泵（含辅助泵）、 轴向柱塞定量泵 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 24 2、执行元件 起升马达、 回转马达、 变幅油缸、 伸缩臂油缸 3、控制元件 功率限制阀、 压力记忆阀、 电磁阀、电液比例方向阀、 先导比例阀 、主副卷扬合流阀、变幅伸缩多路阀、 回转中位浮动阀、平衡阀、单向阀、手动比例电压控制阀 4、辅助装置 油箱、 滤油器、 各种管道及接头 4.9 液压系统工作参数和各机构主要参数 4.9.1 工作机构主要参数 1. 起升机构 主卷扬： 单绳最大速度 (空载 ) 100 m/min 单绳最大拉力 (满载 ) 35.8 KN 卷筒直径 350mm 钢丝绳直径 21mm 钢丝绳层数 4 减速器速比 36.5 副卷扬： 单绳最大速度 (空载 ) 100 m/min 单绳最大拉力 (满载 ) 35.8 KN 卷筒直径 350mm 钢丝绳直径 16mm 钢丝绳层数 3 减速器速比 41.4 2. 回转机构 回转速度 3 r/min 回转阻力矩 48.9 K.Nm 减速器速比 209.87 3. 变幅机构 最大行程 2842mm 变幅油缸最大轴向阻力 1130 KN 变幅时间 75 Sec 4. 伸缩机构 伸缩臂有四节，三节为伸缩臂，采用两套油缸和钢丝绳进行驱 动。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 25 第一级缸 行程 7500mm 油缸最大轴向阻力 900 KN 速比 2.5 第二级缸 行程 7500mm 油缸最大轴向阻力 510 KN 速比 2.5 伸出时间 170 Sec 第三级缸 行程 7500mm 速比 2.5 油缸最大轴向阻力 250 KN 5. 支腿机构 垂直支腿： 吊重时支腿油缸最大反力 460 KN.m 行程 270mm 速比 2.78 水平支腿： 水平支腿伸出最大反力 180 KN.m 行程 1500mm 速比 2.04 4.10 液压系统参数 1. 液压系统型式 采用多泵多回路高压变量液压系统，其中主、副卷扬和回转为独立回路，主卷扬单动自动合流，伸缩、变幅和支腿为单泵集中驱动回路，控制系统采用液压先导操作。 2. 液压系统参数 主卷扬 : 工作压力 30.5 Mpa 补油压力 2.5Mpa； 流量 240 L/min 液压泵转速 2760 rpm 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 26 副卷扬 : 工作压力 30.5 Mpa 补油压力 2.5Mpa； 流量 100 L/min 液压泵转速 2300 rpm 回转 : 工作压力 26.5 Mpa 补油压力 2.5Mpa； 流量 82 L/min 液压泵转速 2760 rpm 变幅、伸缩和支腿 : 工作压力 28 Mpa 补油压力 2.5Mpa； 流量 242 L/min 液压泵转速 2300 rpm 4.11 液压元件选择计算 4.11.1 副卷扬回 路 1. 副卷扬马达的选择 (1) 副起升卷筒扭矩 222 2 jjjFDMn （ 4.1） 式中 : F2 副卷扬单纯最大拉力， F2=35.8KN； （ 4.2） Dj2 钢丝绳卷绕时的卷筒直径 2 0 2( 2 1 ) 3 4 0 ( 2 3 1 ) 1 6 4 2 0 m m 0 . 4 2 mjjD D n d （ 4.3） dj2 钢丝绳直径， dj2 16mm j 卷筒机械效率 ,由 Dj2/ dj2= 25 查起重机设计手册 P91 表 8-7 得 j =0.987 2 3 5 . 8 0 . 4 2 7 . 6 2 K N / m2 0 . 9 8 7jM （ 4.4） (2) 副卷扬马达的扭矩 2222.jM MM i （ 4.5） 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 27 式中 : i2 副卷扬减速器速 比 , i2=41.4 2 马达至减速器输出端机械效率 , 2=0.93； 2 7 . 6 2 0 . 1 9 7 9 . 1 9 7 . 9 .4 1 . 4 0 . 9 3MM K N m N m （ 4.6） (3) 副卷扬马达排量 22222 MM MMMq P （ 4.7） 式中 : PM2 马达最大工作压差 2 3 0 . 5 2 . 5 2 8 M P aMP P P 进 回 （ 4.8） M2m 马达机械效率 , M2m =0.95(以下同 )； 2 2 1 9 7 . 9 4 6 . 7 2 L / m i n2 8 0 . 9 5Mq （ 4.9） (4) 副卷扬马达的型号 查曼勒斯曼公司液压元件手册 P295 表，选取德国曼勒斯曼公司 (以下同 )生产的定量轴向柱塞马达 A2FM32,其性能参数为 : 排量 32.0 cm3/r； 额定压力 40 Mpa； 最大压力 45 Mpa； 允许转速 4750r/min； 冲洗阀 流量 3.1 l/min,压力 2.5Mpa。 2. 副卷扬泵的选择 (1) 副起升卷筒的转速 （ 4.10） 式中 : V2 副卷扬单绳最大速度 V2=100m/min 2 100 7 5 . 8 3 / m i n0 . 4 2jnr （ 4.11） (2) 副卷扬马达转速 2 2 2 4 1 . 4 7 5 . 8 3 3 1 3 9 r / m i nMjn i n （ 4.12） (3) 副卷扬马达输入流量 222.j jVnD哈尔滨工程大学本科生毕业设计 28 22220 . 0 3 2 3 1 3 9 1 0 5 . 7 L / m i n0 . 9 5MMM MVqnQ （ 4.13） 式中 : M2V 副卷扬马达容积效率 , M2V =0.95 (4) 副卷扬泵输出流量 不计管路泄露 22 1 0 5 . 7 L / m i nBMQQ （ 4.14） (5) 副卷扬泵的排量 322221 0 5 . 7 1 0 0 0 4 8 . 3 8 c m / r. 2 3 0 0 0 . 9 5BB B B VQq n （ 4.15） 式中 : nB2 副卷扬泵工作转速 2300r/min B2V 油泵容积效率， B2V 0.95 (6) 副卷扬泵的型号 查曼勒斯曼公司液压元件手册 P161 表，选取轴向柱塞双响液控变量泵A4V56EL1.0，控制方式为 EL即先导电液比例控制双向变量和压力切断，带有一辅助泵和双向缓冲补油 阀。 性能参数为 ： 最大排 量 56cm3/r 额定压力 40 Mpa 最大压力 45 Mpa 允许转速 3400r/min 先导压力变化范围 0.6 1.8Mpa 4.11.2 主卷扬回路 1. 主卷扬马达的选择 (1) 主卷扬卷筒力矩 11 2 jijiFDM （ 4.16） 式中： F1 主卷扬单绳最大拉力 F1=36KN； Dj1 钢绳 4 层卷绕时的卷筒直径 10 ( 2 1 ) 5 0 0 ( 2 4 1 ) 1 6 6 1 2 m m 0 . 6 1 2 mj j iD D n d （ 4.17） dj1 钢丝绳直径， dj1 16mm j 卷筒机械效率 ,由 Dj1/ dj1=31 查起重机设计手册 P91 表 8-7 得 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 29 j =0.99 1 3 5 . 8 0 . 6 1 2 1 1 . 0 7 K N / m2 0 . 9 9jM （ 4.18） (2) 主卷扬马达扭矩 11111 1 . 0 7 0 . 3 1 6 K / N m 3 1 6 N / m3 6 . 5 0 . 9 3jMMMi （ 4.19） 式中： i1 主卷扬减速器速比， i1=36.5 1 马达至减速器输出端机械效率 ， 1=0.93 (3) 主卷扬马达排量 411112 2 3 1 6 0 . 7 4 6 1 0 7 4 . 62 8 0 . 9 5MM M M mMq P 33m / r c m / r （ 4.20） 式中： PM1 马达进出口最大压差， 1 3 0 . 5 2 . 5 2 8MP P P M P a 进回 （ 4.21） M1m 主卷扬马达机械效率 ， M1m=0.95 (4) 主卷扬马达型号 选取定量轴向柱塞马达 A2FM107。 马达性能参数为： 排量 106.7cm3/r 额定压力 40 Mpa 最大压力 45 Mpa 允许转速 3000 r/min 冲洗阀 流量 5.8 l/min,压力 2.5 Mpa 2. 主卷扬泵的选择 （ 1）主卷扬卷筒的转速 111100 5 2 . 0 4 r / m i n. 0 . 6 1 2j jVnD （ 4.22） 式中： V1 主卷扬单纯最大速度， V1=100m/min （ 2）主卷扬马达转速 1 1 1 3 6 . 5 5 2 . 0 4 1 8 9 9 . 5 r / m i nMjn i n （ 4.23） （ 3）主卷扬马达流量 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 30 311111 0 6 . 7 1 0 1 8 9 9 . 5 2 1 3 . 3 L / m i n0 . 9 5MMM MVqnQ （ 4.24） 式中： M1V 主卷扬马达容积效率， M1V=0.95； （ 4）主卷扬泵输出流量 此时为主副卷扬泵联合供油，不计管路泄露，则总流量为 1 1 2M B BQ Q Q（ 4.25） 1 1 2BMBQ Q Q （ 4.26） 式中：2BQ 副卷扬泵流量， 2 2 2 2 4 8 . 3 8 2 3 0 0 0 . 9 5 1 0 5 . 7 L / m i nB B B B VQ q n （ 4.27） 1 2 1 3 . 3 1 0 5 . 7 1 0 7 . 6 L / m i nBQ （ 4.28） （ 5）主卷扬泵排量 311111 0 7 . 6 1 0 412 7 6 0 0 . 9 5BB B B VQqn 3c m / r （ 4.29） 式中： nB1 主卷扬泵工作转速， nB1=2760rpm B1V 主卷扬泵容积效率， B1V=0.95 （ 6）主卷扬泵的型号 查曼勒斯曼公司液压元件手册 P161 表，选取轴向柱塞双向液控变量泵A4V71EL2.0，控制方式为 EL 即先导电液比例控制双向变量和压力切断，带有一辅助泵和双向缓冲补油阀。 性能参数为： 最大排量 71cm3/r 额定压力 40Mpa 最大压力 45Mpa 允许转速 3200r/min 先导压力变化范围 0.6 1.8 Mpa 4.12 液压阀的选择 1. 主副卷扬合流阀 该阀由主阀和先导电磁阀组成，主阀为三位二通液控阀，额定压力为 32 Mpa，阀口最大流量 56cm3/r，电磁换向阀，额定压力 31.5 Mpa，公称流量 12L/min，该阀机能为三位六通常闭型。 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 31 2. 功率限制阀 由于卷扬泵为液压比例变量，压力一定时，其输出功率随排量增大而线性增大，主副卷扬油路中分别设置功率限制器，可以限制主副卷扬油路的极限液压功率，使其不超过规定值，保正多回路总功率不超过发动机分配给液压系统的功率，防止发动机过载。 如图 4.4 所示，功率限制器主要由直动式溢流阀和阶梯形活塞 1 所组成，溢流阀进口与先导控制油相通，压力为 Pst ，出口与油箱相接；阶梯形活塞的两端分别装有先到控制弹簧 2 和功率调节弹簧 3（内外两根），其中的环形面作用有有来自主卷扬（副卷扬）起升回路 A 路的压力 PHD 。阶梯形活塞在先导弹簧了力，功率调节弹簧力和 PHD 油压作用下相平衡，因先导弹簧力随活塞位移的增加而减小，且与先导油压作用力相平衡，因此当油泵转速不变时，油泵流量与先导压力 成正比。 PHD 增加时，活塞右移，先导弹簧力减小，溢流阀开度增加， Pst 减小，伺服滑阀开度减小，油泵排量及流量减小；反之，溢流 PHD减小时， Pst 增加，油泵流量增加。这样即可保持 PHD和 Q（卷扬泵流量）近似按双曲线规律（由内外弹簧所决定的折线）变化，使回路功率不超过规定值。 图 4.4 功率限制器装配图 闭式油路中应对回路的最大功率加以限制，主副卷扬泵的极限功率为 40KW 和30KW。选用曼内斯曼公司生产的恒功率调节阀，型号为 LV061A0，主油路额定压力为40Mpa，最大先导压力为 6 Mpa。 3. 压力值记忆阀 为了防止卷扬二次起升下降和下降启动时下滑，主副卷扬油路在起升管路上各装有压力值记忆阀，该阀为德国曼勒斯曼公司生产，其型号为 2324829。如图 4.5所示 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 32 图 4.5 压力记忆阀装配图 (左 )及示意图 (右 ) 压力记忆阀由由一个固定在电闸开关上的活动翻板、以及两个操纵翻板的承压柱塞所组成。高压柱塞（接口 A）承受来自起升管路来油的压 力并对测力弹簧作功，同时操纵翻板。辅助压力柱塞（接口 G）承受制动压力并使承受高压的翻板复位。电闸开关与起升泵的零位开关一起控制起升制动器的换向阀。 在提升载荷时，开关闭合，翻板的位置与载荷压力成比例，即克服摩擦制动使开关位置产生变化。起升运动停止时，在高压因泄露降低之前，零位开关即切断辅助压力（制动压力）。翻板即保持它此时的位置。只有在“起升”侧的管路中重新达到上一次的载荷压力（工作）时，才能实现继续起升运动，因为只有高压柱塞才能使开关闭合，使制动器松开，从而达到阻止载荷下滑的目的。 载荷从停止位置开始下降 必须首先在“起升”侧管路中建立载荷压力（工作压力）以使电闸开关闭合和使制动器松开。紧接着泵越过零位转动，此时泵的零位开关应接通，以使制动器不产生干涉。（在示例中是通过开关 em来实现的），在下降过程中辅助柱塞决定与工作压力相适应的翻板位置。 在载荷消失时，辅助压力将翻板回调至初始位置，并消去所储存的压力值。 液压参数： 工作压力范围 (接口 A) Pmin约 50bar， Pmax约 385bar 辅助压力范围 (接口 G) PG=12 20bar，参考值 15bar 泄露油压力 (接口 L) 0.5bar 泄露油应尽可能地不与其他泄露油相通。 电动参数： 开关容量 交流 15A 380V； 直流 0.2A 250V； 5A 24V； 4. 先导比例阀 用于控制主副卷扬泵，回转油泵的先导电液比例阀有三套，选取曼内斯曼公司生产的 4TH6T 型先导比例阀，最大输入压力 5 Mpa，回油压力小于 0.3 Mpa，先导流量哈尔滨工程大学本科生毕业设计 33 16 L/min，负载压力损失为 2.2 Mpa。该阀通过手动比例电压控制阀操纵，可控制两组执行元件独立动作并可实现手柄 45摆动时执行元件的复合动作。 用于控制变幅伸缩多路阀的动作的先导电液比例阀有一套，选国产的 CSDY6（射流式力反馈伺服阀），供油压力范围 2.1 31.5Mpa，额定供油压力 21Mpa，额定流量2 450L/min，该阀通过手动比例电压控制阀操纵，可实现手柄 45摆动时执行元件的复合动作。 4.13 液压辅助元件选择 4.13.1 油路的通径 1. 油路的通径 油路的通径按多类油路的许用流速计算 压力管路 V1 = 3 6 m/s，取 V1 = 3 m/s 回油管路 V2 3 m/s 吸油管路 V3 = 0.5 1.5 m/s，取 V3 = 1 m/s 2. 卷扬油路 （ 1）主卷扬泵的工作油路 3114 1 0 / ( 6 0 3 )BdQ （ 4.30） 式中： QB1 主副卷扬泵最大流量之和， QB1 =157.1 L/min 31 4 1 5 7 . 1 1 0 / ( 6 0 3 ) 0 . 0 3 3 3 m 3 3 . 3 m md 查手册取 d1 = 40mm （ 2）主卷扬马达的工作管路 214 / ( )Md Q V （ 4.31） 式中：1MQ 主副卷扬泵最大流量之和， 1 1 2 2 2 2 . 0 L / m i nM B BQ Q Q （ 4.32） 32 4 2 2 2 . 0 1 0 / ( 6 0 3 ) 0 . 0 3 9 6 m 3 9 . 6 m md 查袖珍液压气动手册 P557表 12-49取 d2 = 40mm （ 4.33） （ 3）副卷扬工作管路 3 2 14 /( )Bd Q V （ 4.34） 哈尔滨工程大学本科生毕业设计 34 式中： QB2 副卷扬泵流量， QB2=64.88L/min 33 4 6 4 . 8 8 1 0 / ( 6 0 3 ) 0 . 0 2 1 4 m 2 1 . 4 m md （ 4.35） 查袖珍液压气动手册 P557表 12-49取 d3 = 25mm 3. 回转工作管路 4 3 14 /( )Bd Q V （ 4.36）