QY20B起重机液压系统及回转机构结构设计.doc

哈尔滨理工大学学士学位论文QY20B起重机液压系统及回转机构结构设计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。关键词汽车起重机；液压系统；回转机构；回转支撑装置；液压马达Design and the Computation to Hydraulic System and the Rotation Organization of The QY20BAbstractThis 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;RotatingBlocking ;Hydraulic Motors不要删除行尾的分节符，此行不会被打印- II -目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题背景和研究意义11.2 国内外轮式起重机发展概况和发展趋势11.2.1 国内轮式起重机发展现状11.2.2 国外轮式起重机发展过程及主要机种31.2.3 轮式起重机产品的发展趋势41.3 主要工作5第2章 起重机技术参数的确定62.1 主要性能参数62.2 QY20B型汽车起重机参数确定72.3 起重机主要结构特点82.4 本章小结9第3章 液压系统原理设计103.1 液压系统型式103.1.1 开式、闭式系统103.1.2 单泵、多泵系统103.2 液压系统的控制123.2.1 定量节流控制系统123.2.2 变量系统123.3 QY20B汽车起重机液压系统各油路设计及整体设计133.3.1 支腿回路133.3.2 回转机构153.3.3 伸缩回路153.3.4 变幅回路153.3.5 起升回路153.3.6 系统改进163.4 本章小结16第4章 回转支撑装置的设计174.1 工况及载荷174.2 回转支撑的选型184.3 回转机构的设计184.3.1 回转机构回转阻力矩的确定194.3.2 回转机构功率计算204.3.3 回转机构参数验算214.4 本章小结22第5章 关键零部件设计计算235.1 齿轮的设计计算235.2 蜗轮蜗杆的设计计算265.3 轴的设计计算285.3.1 轴的概述285.3.2 轴的设计及其校核295.3.3 轴的设计315.3.4 键的校核355.3.5 联轴节的选择355.4 本章小结36结论37致谢38参考文献39附录41千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行- IV -第1章 绪论1.1 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1.2.1 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、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。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。第2章 起重机技术参数的确定2.1 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。2.2 QY20B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) 262 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. 303 工作速度主卷扬单绳速度高速/常速(m/min) 副卷扬单绳速度高速/常速(m/min) 回转速度(r/min) 03变幅时间起/落(s) 吊臂伸缩时间伸/缩(s) 85/234 底盘参数型号 XZ20驱动型式 行驶速度(km/h)最高 最低 最小转弯半径(m)前轮轮迹(m) 吊臂端部轨迹(m) 最大爬坡度(%) 23接近角( ) 21离去角( ) 145 发动机参数最大功率(kW) 162最大扭矩(Nm) 785百公里耗油量(kg) 456 支腿跨距(m)纵向 4.72横向 5.407 重量及抽负荷(t)前轴负荷 6.75后轴负荷 18.42行驶重量 25.178 外形尺寸(长宽高)(m) 12.312.53.48 2.3 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，高靠背可调式司机座椅。2.4 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。第3章 液压系统原理设计3.1 液压系统型式3.1.1 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。a单泵系统b多泵系统图3-1 液压系统图3.2 液压系统的控制3.2.1 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。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体设计 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。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。3.3.2 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 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3.3.6.1 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。第4章 回转支撑装置的设计4.1 工况及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b，配重3，上车其它部分重量1，和起升载荷Q，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1吹在起重机上的2，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1，切向惯性力1起重机回转部分自重的离心力2，切向惯性力2。图4-1 回转支撑受力图由于回转部分的重心靠近回转中心，可忽略2、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r，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p，力矩和水平力得: （4-1） （4-2） （4-3）式中 K为超载系数0.55（1+2），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左右，则 （4-4）同时水平力一般远远不到的b.取p。则： （4-5） （4-6） （4-7） 最大计算工况为起重机受最大起重力矩工况，即：kN，m此时kN，m，kN，m， kN，m，把以上数据代入上式得: p=3960000395.63960004.2 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结构尺寸齿轮参数外齿参数内齿参数齿轮圆周力正火调质61001998901080+0.51011881168246910.014.0121158.696820.8312.016.7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SW，它是由回转支撑装置的摩擦回转支撑装置参数(mm)阻力矩f、回转平台倾斜时引起的回转阻力矩S、风压引起的阻力距W、回转惯性引起的回转阻力矩P、吊重偏摆所引起的回转阻力矩Q组成。 回转支撑装置的摩擦阻力矩，起动时摩擦阻力矩最大，为回转支撑全部滚动体上的总压力。当把合成为一个偏心的垂直力，偏心距，最大起重力矩时 (mm)对于滚球式回转支撑，当m时，(kN)式中滚动综合摩擦系数滚球式取 （kNm） 回转平台倾斜时引起的回转阻力矩S，回转阻力矩最大值 （kNm） 吊重偏摆所引起的回转阻力矩 （4-8）式中吊重偏摆角 臂架中心线在水平面的投影与底盘中心线的夹角 （kNm）风压引起的阻力距, （4-9）式中风压值根据设计规范N/m 风力系数 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、（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。 （4-10）式中 回转速度 rad/s 起动时间s 臂架重量kN 回转平台重量 kN 工作幅度m 回转平台重心离回转中心的水平距m （kNm） 回转阻力矩 （kNm） 4.3.2 回转机构功率计算回转马达最大回转功率 （4-11）式中 系数液压马达取1 马达数液压马达取1 回转速度r/min机械总效率 回转阻力矩（Nm）(kW)4.3.3 回转机构参数验算 选择液压马达型号为，排量m=40mL/r，输入功率：kW，额定压力：，最大输出扭矩（Nm），容积效率，机械效率马达转数： （4-12）总传动比： （4-13）式中 泵排量 单位：Ml/rnp泵转数 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 ： 马达克服的最大阻力矩：（Nm）马达工作压力： 马达最大输出功率： （4-14）式中 液压系统中马达最大进、出口压力差=200马达最大输出转矩：（Nm）回转马达最大输出扭矩、输出功率均大于实际输出，故选型号为ZBD40液压马达满足回转要求。4.4 本章小结本章是对QY20B起重机回转机构的结构设计，根据起重机的工况及载荷，对回转机构的支撑装置进行选择，并对回转机构进行了整体设计。第5章 关键零部件设计计算5.1 齿轮的设计计算已知输入功率kW，小齿轮转速，齿数比，由液压马达驱动工作寿命15年(设每年工作300天)，两班制。1 选定大、小齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用直齿圆柱齿轮传动2) 考虑此减速器的功率较大，故大、小齿轮都选用硬齿面。由由文献12选得大、小齿轮的材料均为40，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55。3) 选取精度等级。因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需磨削，故初选7级精度4) 因为是闭式硬齿面齿轮传动，故选小齿轮齿数Z1，大齿轮齿数Z2=u Z1=752 按齿面接触强度设计由文献12查得计算公式进行计算，即 （5-1）(1) 确定公式内的各参数数值1) 试选载荷系数 2) 计算小齿轮传递的转矩（Nmm）3) 由文献12选取齿宽系数由文献12查得材料的弹性影响系数；取，故=2.55) 由文献12按齿面硬度中间值52查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa6) 计算应力循环次数 7) 由文献12查得接触疲劳寿命系数8) 计算接触疲劳许用应力取安全系数，由式(9-44) 12得 (2) 计算齿轮参数1) 试算小齿轮分度圆直径=mm2) 计算圆周速度3) 计算齿宽bmm4) 计算齿宽与齿高之比 5) 计算载荷系数。根据。7级精度，由文献12查得动载系数；直齿轮，假设Nmm，由文献12查得；由文献12查得使用系数A=1.35；由文献12查得(由表中6级精度硬齿面齿轮查得,适当加大)由文献12查得;(由=9.6, 查取.)故载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献12查得 mm 7) 计算模数mm3、按齿根抗弯强度设计由文献12得抗弯强度的设计公式为 （5-2）(1) 确定公式内的各参数数值1) 由文献12查得大、小齿轮的抗弯疲劳强度极限MPa2) 由文献12查得抗弯疲劳寿命系数3) 计算抗弯疲劳许用应力.取抗弯疲劳安全系数，由文献12得 4) 计算载荷系数 5) 查取齿形系数.由文献12查得；插值求得6) 查取应力校正系数，由文献12可查得=1.57；插值求得=1.767) 计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大.(2) 设计计算 mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于由齿根抗弯疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于抗弯强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由抗弯强度计算得的模数2.01,并就近圆整为标准值m=2.5,按接触强度算得的分度圆直径=50, 由 4 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径mm mm 2) 计算中心距mm 3) 计算齿轮宽度mm5 验算N 经验算合适。5.2 蜗轮蜗杆的设计计算闭式普通圆柱蜗杆传动, 已知：蜗杆输入功率P=13.0kW，转速，传动比i=30，双向转动, 载荷不平稳，轻微冲击,要求使用寿命5年，每年工作300天，每天工作8小时。1 选择传动的类型和精度等级考虑到传递功率不