汽车起重机液压系统设计

湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计汽车起重机液压系统设计THE HYDRAULIC SYSTEM DESIGN OF CRANES学生姓名：邝志华学 号：200841930132年级专业及班级：2008级汽车服务工程（1）班指导老师及职称：肖名涛 讲师学 部：理工学部湖南长沙提交日期：2012年5月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要1关键词11 绪论11.1 课题背景及目的11.2 国内外研究现状21.2.1 国内汽车起重机发展趋势21.2.2 国外汽车起重机发展趋势31.3 课题研究方法42 液压系统性能分析与原理设计42.1 对汽车起重机液压系统各主要回路分析42.1.1 起升回路42.1.2 回转回路52.1.3 伸缩回路52.1.4 支腿回路62.1.5 操纵、控制系统62.1.6 变幅液压系统72.2 汽车起重机液压系统的工作原理总成72.2.1 支腿收放回路72.2.2 吊臂变幅回路82.2.3 吊臂伸缩回路82.2.4 转台回转回路92.2.5 吊重起升回路92.2.6 汽车起重机液压系统总成103 液压系统设计参数103.1 起升液压马达负载分析计算103.2 初选系统工作压力113.3 计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量113.3.1 计算液压缸的主要结构尺寸113.3.2 计算液压马达的排量123.3.3 计算液压执行元件实际工作压力123.3.4 计算液压执行元件实际所需流量134 汽车起重机液压系统主要元件的选择134.1 液压泵的选择134.2 液压马达的选择144.3 液压阀的选择144.4 确定油箱的有效容积155 过滤器、压力表及其开关的选择156 液变幅系统方案确定156.1 变幅机构布置形式确定156.2 变幅油缸的设计与计算166.2.1 变幅油缸推力计算166.2.2 变幅油缸性能参数的确定176.3 其他元件的选择196.3.1压力表的选择196.3.2 阀类元件的选择197 结论20参考文献20致谢21汽车起重机液压系统设计学 生：邝志华指导老师：肖名涛(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：随着经济建设的飞速发展，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，市场上汽车起重机的需求也随之增加。本文对汽车起重机液压系统各个回路的工作原理进行了分析并加以改进，通过计算，合理的选取液压系统各元件，并对汽车起重机的主要机构变幅机构进行了详细说明和计算。设计的汽车起重机能够满足使用功能的要求，安全可靠，操作使用方便，能够适用于许多工程建设，具有很强的现实意义。变幅油缸的设计主要是依照新编液压工程手册和参考中联重科8吨汽车起重机的变幅油缸。对汽车起重机的整体结构做到做合理的设计。关键词：汽车起重机；液压系统；工作原理；变幅机构；变幅液压缸The Hydraulic System Design of CranesStudent: Kuang ZhihuaTutor: Xiao Mingtao(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract：As the increasing development of the economic construction, our countries basic construction is rising. The scale of the construction, some basic construction, like the road transportation, airport, port, water resources and hydro power, urban construction, has an ascending tend. The requirement of automobile lift on the market are going up. This essay analysis every return circuit of the hydraulic system and make advancement, and though calculating choosing the hydraulic system parts, and also have a detailed description and calculation on the main mechanism of the automobile lift. The designed automobile lift can satisfy the required function, safe and reliable, convenient to operate, can apply to lots of the engineering construction, have a strong practical meaning. The design of the changeable amplitude oil tank are mainly based on the new hydraulic engineering handbookand the Zoomlion 8 ton automobile lifts oil tank. It has reasonable design of the overall structure of the automobile lift. Key words: Auto cranes; Hydraulic system; function principle; changeable amplitude mechanism; changeable amplitude hydraulic oil tank1 绪论1.1 课题背景及目的 汽车起重机是将起重作业部分装在载重货车上的一种起重机。汽车起重机由于具备既能起重、又能载货、机动灵活这一独特的优点，而广泛应用于交通运输、土木建筑业、野外作业、石材业、码头的货物装卸及远距离转移货物，加装附加装置后，还可用于桥梁维修、高空架线及检测等作业中。它对减轻劳动强度、节省人力，降低建设成本，提高施工质量，加快建设速度，实现工程施工机械化起着十分重要的作用。由于工业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长。起重量越来越大，工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更高的要求。起重机已成为自动化生产流程中的重要环节。起重机不但要容易操作，容易维护，而且安全性要好，可靠性要高，要求具有优异的耐久性、无故障、维修性和使用经济性。工业生产方式和用户需求的多样性，使专用起重机市场不断扩大，品种也不断更新，汽车起重机新技术、新产品也在不断发展。近年来汽车起重机在英、美等国市场的复兴，使人们对汽车起重机产生新的认识。随着国家基础建设的规模不断加大，汽车起重机在起重运输行业和野外作业发挥的作用也将越来越大，汽车起重机会在世界市场中继续占有一席之地。1.2 国内外研究现状1.2.1 国内汽车起重机发展趋势我国汽车起重机的生产起步较晚，产品品种单一，生产规模很小，中小吨位重复较多，至今尚未形成大、中、小完整的系列，年产量只相当于国外一个厂家的生产能力。我国汽车起重机以直臂卷扬为主，起重力矩小，其他性能指标也一般低于国外先进产品。目前国内企业对汽车起重机的研究开发投入很少，液压系统、控制系统的技术水平也有一定差距。汽车起重机仅装有起升高度限位及平衡阀、溢流阀等一般安全装置，全部为手动操作，安全装置不齐全，操作不方便，功能单一。但是总体来说，中国的汽车式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。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要求。而且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确控制性能，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度控制和自动伸缩，改变了以往能不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。1.2.2 国外汽车起重机发展趋势国外汽车起重机发展较快，已经初具规模，形成了功能多元化、品种系列化、机电液控制一体化的产品体系，瑞典是世界上较早生产汽车起重机的国家，位于瑞典的diksvali城的希亚伯（hiab）公司，是近五十年来世界上居领先地位的、最富有创造力的汽车起重机制造公司，早在1937年就生产了第一台起重机.美国同样重视汽车起重机的生产和发展，grove公司是美国最大的轮式起重机制造商，主要生产汽车起重机、越野式轮胎起重机、全路面起重机，而nationalcrane则是grove专门生产随车起重机的子公司，该公司以生产直臂式汽车起重机见长，近几年又重点开发了铰接的折臂式起重机。该公司生产的直臂式汽车起重机为后置式，设计风格独特，采用了一种全液压高支点弧线摆出式斜伸支腿，支腿的支撑点很高，摆出后成字形，这种支腿有较大的跨距，并能在不平的路面上有效地调平。吊臂断面为矩形，采用高强度钢制造，节数23节，可以装设12节副臂，副臂在主臂侧面折叠存放。吊臂为全动力伸缩，回转结构有齿轮齿条式和回转支承小齿轮式两种，后一种是由一个抗剪切滚珠轴承和低速大扭矩马达带动的小齿轮组成。从产品的市场情况来看，需求量越来越大。 总体上来看，国外起重机的未来发展之路是走向专业化，标准化，和系列化，随着电子计算机的广泛应用， 许多国外起重机制造商从应用起重机辅助设计系统（CAD），提高到应用计算机进行起重机的模块设计。起重机控制元件的也进行了革新与应用，起重机的定位精度多数采用转角码盘，齿轮链，激光头与钢板孔带来保证，定位精度通常为3 ，采用低速运行的起重机吊钩精确定位方法，使起重机的刹车系统也应用微处理进行控制和监视工作。新材料、新工艺的应用减少了起重机材料用量，从而降低设备的重量和价格，使得起重机向更轻，更好的方向发展。目前，随着科学技术进步的加快，世界各国汽车起重机的生产有了较大的发展，从最初的小型单一产品，已发展成全系列、大力矩、多功能、外型美观、操作简单、使用安全，并能进行有线或无线遥控的先进产品，可以说汽车起重机的发展已进入了成熟期。各种新材料，新技术，新结构，新工艺在汽车起重机上得到广泛应用，所有这些因素都有力促进了汽车起重机的发展。1.3 课题研究方法通过查阅相关资料、文献和参考国内使用的汽车起重机实物进行设计和计算。仔细调查研究了汽车起重机液压系统中存在的不足之处，并加以修改，使其能够提高效率，满足生产发展的要求。汽车起重机是一种安装在汽车底盘上的起重运输设备。它主要由起升机构,回转机构变幅机构，伸缩机构和支腿部分等组成,尾车回转系统与起升系统配合,完成尾车液压缸的起升和尾车的升降功能以提高其工作效率。本论文涉及的是整个液压系统的设计,旨在通过本论文设计实现液压站能够满足使用要求,运行稳定,安全性好,维修及改造方便,可以应用在汽车起重机上,使其输出力大，动作平稳，耐冲击，操作灵活，方便，安全可靠。变幅油缸设计主要是参考新编液压工程手册，结合整体尺寸要求进行设计。2 液压系统性能分析与原理设计汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、支腿和控制六个回路组成。各个回路都有其不同的功能和特点，但在工作的时候都是相互协调的。2.1 对汽车起重机液压系统各主要回路分析2.1.1 起升回路起升回路起到使重物升降的作用。起升回路的液压系统能方便的实现分流方式转换，保证工作的高效安全。同时要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置都能可靠制动。 液压传动起升机构的调速，通常是采用调节发动机油门改变液压泵流量和控制换向阀改变通道面积大小进行节流的联合调速法。此种调速法既简单又可靠，调速范围较大，调速平稳无极也可实现起升机构工作速度的微调。但缺点是节流的功率损失较大，而且进一步提高升降速度受液压泵流量限制。为了提高起升机构工作速度，在多泵流量系统中，往往采用液压马达串、并联供油的方法进行调速。此种调速法既简单又可靠，调速范围较大，调速平稳，具有较高的工作效率。当液压马达串联时以高速工作，并联时获低速。在变量系统中可用变量马达调速。此外，当起重机的起升高度较大时，为了进一步提高空钩或轻载时的下降速度，在起升机构上往往设置重力下降装置，即在起升卷筒与传动轴间装有离合器，有液压系统保证空钩和载荷的重力下降时，打开离合器及制动器使起升卷筒与液压马达脱开自由转动，则空钩或重物在重力作用下，以较高的速度下降。本系统为双泵单马达、分合流油路、开式系统如图1所示，根据各机构的不同速度和功率的要求，变幅、伸缩、回转及支腿用小泵2供油，起升用大泵l供油，起升与其余各机构都可以进行联合动作，提高工作效率，同时起升轻载及空载时，泵2与泵l可以同时合流供给起升，提高起升速度，扩大调速范围。当重载时，用分流方式，即泵2不下作，此时提升速度为低速;当空载或轻载时用合流方式，此时提升速度为高速。此起升回路系统能保证汽车起重机高效安全的工作。2.1.2 回转回路回转回路采用液压马达作为执行元件，起到使吊臂回转，实现重物水平移动的作用。回转回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压离合器和液压马达组成。采用高速液压马达加装制动器的回转机构，采用结构紧凑、传动比大的行星传动或蜗轮传动，所需功率小，能实现重物水平移动，增加了平稳性和可靠性，具有独立工作能力。为保证整车工作的安全平稳性，在回转回路中加装了电磁浮动阀，此机构能在一些特殊工况下正常工作，在吊起体积较大的重物时能保证汽车起重机重心的控制，保持工作的稳定。在汽车起重机回转过程中遇到意外情况，需要紧急制动，液压冲击比较严重，造成重物在空中摇摆，严重时可能引起整车的侧翻，这时可按下自由滑动控制开关，使得回转制动控制电磁阀和自由滑转电磁阀同时有电，将回转马达工作口油路沟通，同时回转制动器也被打开，这样整个上车部分就处于浮动状态，从而缓解液压冲击，保护吊臂不弯曲或折断，并防止整车的倾翻。起基本回路如图2。2.1.3 伸缩回路 起重机的吊臂有基本臂和伸缩臂组成，伸缩臂套在基本臂中，为防止因自重而使吊臂下落，油路中设有平衡回路。伸缩回路主要由液压泵、换向阀、液压缸和平衡阀组成，根据伸缩高度和方式不同 其液压缸的节数结构也就大不相同。具有三节或三节以上的吊臂，各节臂的伸缩基本有三种形式：顺序伸缩、同步伸缩 和独立伸缩。顺序伸缩就是各节伸缩臂按一定先后次序完成伸缩动作。同步伸缩是指各节伸缩臂以相同的行程比率同时伸缩。 独立伸缩是指各节伸缩臂无关联地独立进行伸缩动作。 显然，独立伸缩机构同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作。对比几种伸缩方式的优缺点，优先采用顺序伸缩方式。采用两级油缸时，上下两油缸实现内部沟通，一般采用插装式平衡阀，采用单缸插销伸缩机构，这种伸缩机构自重轻，能大幅提高起重机的起重性能，能有效的控制整 机的重量，通过采用多油口和多平衡阀的油路来提高伸缩的效率。顺序伸缩方式的几种方案：顺序伸缩是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即号伸缩油缸活塞面积大，.号伸缩油缸活塞面积逐次减小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然 I 号伸缩油缸先伸出，其次是号和号伸缩油缸伸出。平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和耳动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为可自由调节。 单向顺序阀控制顺序的一种方案基本操作为：扳动操纵阀,使油路联通,此时伸缩油缸 I 伸出油缸 I 伸出到位后,随着活塞腔油压力的升高,单向顺序阀 S1 被打开,于是伸缩油缸伸出油缸伸出到位后,油压继续升高单向顺序阀 S2 也开启,于是伸缩油缸量开始伸出该机构缩回过程与前一方案比较,此方案对油缸面积无特殊要求,有利于减轻自重电液操纵阀控制顺序的一种方案基本回路可简单表示为：扳动操纵阀,使油路接通压力油经电液换向阀及平衡阀进入到伸缩油缸活塞腔,伸缩油缸开始伸出与前述方案比较,由于该机构装有电液阀,从而需要设置电线和电线卷简,但该方案的伸缩顺序有可靠保证经过综合分析,汽车起重机伸缩回路选择差积式顺序伸缩回路2.1.4 支腿回路 汽车起重机设置支腿可以大大提高起重机的起重能力。为了使起重机在吊重过程中 安全可靠，支腿要求坚固可靠，伸缩方便。在行驶时收回，工作时外伸撑地。还可以根 据地面情况对各支腿进行单独调节。目前支腿大都采用液压支腿。支腿机构有三种基本 形式：蛙式支腿、H型支腿和 X 型支腿。蛙式支腿结构简单，跨距小， 适用于中小吨位起重机上使用。因为本机为轻型起重机，支腿不外伸，每一支腿可以只有一个垂直液压缸，所以支腿回路采用 H 型支腿。2.1.5 操纵、控制系统 机械式操纵是汽车起重机最简单、最广泛使用的一种操纵方式，液比例 操纵系统在我厂也己广泛使用并相当成熟，操作性能得到了很大的提高；然 而， 最有发展前途的还是电比例操纵系统， 借助于计算机技术和可编程技术， 汽车起重机将向智能化发展。 除此之外，液压系统在以下几方面也体现出明显的发展趋势： 一是采用国际化配套，对系统性要求较高的液压元件如泵、阀、马达等 采用国际化配套可提高产品的可靠性，另外，国外使用成熟、量大价廉的元 件在国内也广泛使用。二是采用卡套式接头，由于卡套式接头在控制系统污 染、防泄露等方面具有很强的优越性，使用卡套式接头能大大减少故障率和 早期反馈率。三是在系统中设计速度分档，由于不同施工项目的不同要求， 对起重机各动作速度的要求也不一样，速度分档技术也应运而生，设计不同 的速度档位，以适用不同工况的要求。四是广泛使用高度集成的、模块化阀组，能简化管路，有效的减少液组，提高效率，同时易于维护。五是向计算机技术领域的纵深渗透， 汽车起重机将向无线遥控技术、远程诊断服务技术、黑匣子自我保护技术等方向发展，为了实现整机的功能，液压技术将同计算机技术相互渗透，共同发展。2.1.6 变幅液压系统变幅液压系统的发展趋势也体现为节能高效，目前最先进的为变幅下降 时充分利用吊臂和重物的重力势能，实现重力下放,下放的速度由先导手柄来无级控制，变幅平稳没有冲击。变幅回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀和变幅液压缸组成。如图3。 工程起重机变幅按其工作性质可分为非工作性变幅和工作性变幅两种。非工作性变幅指只是在空载条件下改变幅度。它在空载时改变幅度，以调整取物装置的位置，而在重物装卸移动过程中，幅度不改变。这种变幅次数一般较少，而且采用较低的变幅速度，以减少变幅机构的驱动功率，这种变幅的变幅机构要求简单。工作性变幅能在带载的条件下改变幅度。为了提高起重机的生产率和更好地满足装卸工作的需要，常常要求在吊装重物时改变起重机的幅度，这种类型的变幅次数频繁，一般采用较高的变幅速度以提 高生产率。工作性变幅驱动功率较大，而且要求安装限速和防止超载的安全装置。与非工作性变幅相比，这种变幅要求的变幅机构较复杂，自重也较大，但工作机动性却大为改善。 2.2 汽车起重机液压系统的工作原理总成2.2.1 支腿收放回路 由于汽车轮胎支撑能力有限，且为弹性变形体，作业时很不安全，故在起重作业前 必须放下前、后支腿，用支腿承重使汽车轮胎架空。在行驶时又必须将支腿收起，轮胎 着地。为此，在汽车的前、后两端各设置两条支腿，每条支腿均配置有液压缸。如图4前支腿两个液压缸同时用一个三位四通手动换向阀 7 控制其收、放动作，而后支腿两个 液压缸则用另一个三位四通手动换向阀 11 控制其收、 放动作。 当三位四通手动换向阀 7 工作在右位时，前支腿放下，其油路为： 进油路： 过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 左位手动换向阀 7 右位前支腿液压 缸上腔。回油路：前支腿液压缸下腔液控单向阀手动换向阀 7 右位支腿回路安全阀 油箱。 当三位四通手动换向阀 7 工作在左位时，前支腿收回，其油路为：进油路： 过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 左位手动换向阀 7 左位前支腿液压 缸下腔。 回油路：前支腿液压缸上腔液控单向阀手动换向阀 7 左位支腿回路安全阀 油箱。后支腿液压缸用三位四通手动换向阀 11 控制，其油路流动情况与前支腿油路类似。2.2.2 吊臂变幅回路 吊臂变幅是通过改变吊臂的起落角度来改变作业高度。吊臂的变幅运动由变幅液压 缸驱动，变幅要求能带载工作，动作要平稳可靠。如图4在油路中设置了平衡阀15， 提高了变幅运动的稳定性和可靠性。 吊臂变幅运动由三位四通手动换向阀 14 控制， 在其 工作过程中， 通过改变手动换向阀 14 开进的大小和工作位， 即可调节变幅速度和变幅方 向。 吊臂增幅时，三位四通手动换向阀 14 右位工作，其油路为： 进油路： 过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 右位手动换向阀 14 右位平衡阀 15 中的单向阀变幅液压缸下腔。 回油路：变幅液压缸上腔手动换向阀 14 右位手动换向阀 19 中位手动换向阀 20 中位电磁阀 33 左位油箱。 吊臂减幅时，三位四通手动换向阀 14 左位工作，其油路为 ：进油路：过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 右位手动换向阀 14 左位变幅液压 缸上腔。 回油路： 变幅液压缸下腔平衡阀 15手动换向阀 14 左位手动换向阀 19 中位 手动换向阀 20 中位电磁阀 33 左位油箱。 2.2.3 吊臂伸缩回路 吊臂由基本臂和伸缩臂组成，伸缩臂套装在基本臂内，由吊臂伸缩液压缸驱动进行 伸缩运动。本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺序，即号伸缩油缸活塞面积大， 号伸缩油缸活塞面积小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然 I 号伸缩油缸先伸出，其次是号伸缩油缸伸出。 平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成 吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和耳动阻力变化等因素 影响。平衡阀的开启压力应该设定为足够大，也可以调小。为使其伸缩运动平稳可靠，并防止在停止时因自重而下滑， 如图 4在油路中设置了平衡阀 18。 吊臂伸缩运动由三位四 通手动换向阀 19 控制，当三位四通手动换向阀 19 工作在左位或右位时，分别驱动伸缩 液压缸伸出或缩回。 吊臂伸出时的油路为： 进油路：过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 右位手动换向阀 14 中位手动换向 阀 19 右位平衡阀 18 中的单向阀伸缩液压缸下腔。回油路：伸缩液压缸上腔手动换向阀 19 右位手动换向阀 20 中位电磁阀 33 左位油箱。 吊臂缩回时的油路为： 进油路：过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 右位手动换向阀 14 中位手动换向 阀 19 左位伸缩液压缸上腔。 回油路：伸缩液压缸下腔平衡阀 18手动换向阀 19 左位手动换向阀 20 中位 电磁阀 33 左位油箱。 2.2.4 转台回转回路 转台的回转由一个小转矩高速液压马达驱动。通过行星减速机构减速，转台的回转 速度为 05rmin。为了提高工作效率，并且确保安全，本系统加装由平衡阀、二次溢 流阀、制动器组成的回转缓冲装置。如图4 回转液压马达的回转由三位四通手动换向阀20 控制，当三位四通手动换向 20 工作在左位或右位时，分别驱动回转液压马达正向或反向回转。其油路为：进油路：过滤器 2液压泵 3手动换向阀 5 右位手动换向阀 14 中位手动换向 阀 19 中位手动换向阀 20 左(右)位正反转平衡阀 23回转液压马达。回油路：回转液压马达正反转平衡阀 23手动换向阀 20 左(右)位电磁阀 33 左 位油箱。 2.2.5 吊重起升回路 吊重起升是系统的主要工作回路。吊重的起吊和落下作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机来完成。起升液压马达的正反转有一个三位四通换向阀 32（如图4）控制。 马达转速的调节主要通过改变泵一二分合流方式来实现，还可以通过调节发动机转速及电磁换向阀 33 的开进来调节。回路中设有平衡阀 30，用以防止重物因自重而下滑。由于液压马达的内泄漏比较大，当重物吊在空中时，尽管回路中设有平衡阀， 重物仍会向下缓慢滑落，为此，在液压马达的驱动器上设置了制动器 28。当起升机构工 作时，在系统油压的作用下，制动器液压缸使闸块松开，当液压马达停止转动时，在制 动器弹簧的作用下，闸块将其抱死进行制动。当重物在空中停留的过程中重新起升时， 有可能出现在液压马达的进油路还未建立起足够的压力以支撑重物时，制动器便解除了制动，造成重物短时间失控而向下滑落。为避免这种现象的出现，在制动器油路中设置了单向节流阀 27。通过调节该节流阀开进的大小，能使制动器抱闸迅速，而松闸则能缓慢地进行。 2.2.6 汽车起重机液压系统总成 根据各回路的分析得到汽车起重机液压系统的工作原理如图4 所示。整个系统由支腿收放、吊臂 变幅、吊臂伸缩、转台回转和吊重起升五个工作回路所组成，且各部分都具有一定的独立性。整个系统分为上下两部分，除液压泵、过滤器、溢流阀、手动阀组及支腿部分外， 其余元件全部装在可回转的上车部分。3 液压系统设计参数表1液压系统设计参数Table1 Hydraulic system design parameters机构名称设计参数数据钢丝绳所受最大静拉力14.33KN起升卷筒钢丝绳最外层直径411mm起升马达起升转速传动比21.6起升转速传动效率0.923.1 起升液压马达负载分析计算 起升马达所受最大扭矩T =SD/2i式中： S钢丝绳所受最大静拉力,S=14.33KN D起升卷筒钢丝绳最外层直径，D=0.411m i起升减速传动比，i=21.61起升减速传动效率，1=0.92 带入数据：T=143280.411/221.60.92=148.17 N *m 取液压马达的机械效率为0.95,则其负载转矩 T= T/m =148.17/0.95=155.97 N * m3.2 初选系统工作压力 根据液压马达负载，查找机械设计手册，初选系统工作压力 P=18Mpa3.3 计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量 3.3.1 计算液压缸的主要结构尺寸(1）支腿液压缸的设计计算 粗略估计：吊重时支腿油缸最大轴向阻力 F=100KN；吊重时支腿油缸最大工作压力 P1=18Mpa； 查机械设计手册，取油缸背压 P2=0.5MPa; 取液压缸速度比=2； 油缸受压时 F=-则无杆腔油压作用面积 A= F/（-/）=10010000/（18- 0.50.5)=5.63 无杆腔缸径： 取 D=100mm；活塞杆直径d=70.71mm 取d=70mm；(2）伸缩液压缸的设计计算粗略估计：伸出时伸缩油缸最大轴向阻力F=200KN； 吊重时伸缩油缸最大工作压力P1=18Mpa; 查机械设计手册，取油缸背压P2=2MPa ;取液压缸速度比=2； 油缸受压时F=- 则无杆腔油压作用面积: A= F/（-/）= 200103/(18-0.52)=0.012mm 无杆腔缸径:取 D=125mm；活塞杆直径d=0.5D=0.5125=88.39mm取 d=90mm； (3）变幅液压缸的设计计算 粗略估计：变幅时变幅油缸最大轴向阻力 F=260KN； 变幅时变幅油缸最大工作压力 P1=18Mpa； 查机械设计手册，取油缸背压 P2=1MPa; 取液压缸速度比=2； 油缸受压时F=- 则无杆腔油压作用面积 A=F/（-/）=26010/ (18-0.5)10= 0.015mm 无杆腔缸径：取 D=160mm；活塞杆直径d=0.5D=0.5160=113.14mm 取 d=110mm； 3.3.2 计算液压马达的排量 起升马达为双向旋转的，设其回油路背压 0.5MPa,机械效率为 0.95，则Qv=2Tmax/m = 2148.17/18100.95 = 5.4410L/r3.3.3 计算液压执行元件实际工作压力 按确定的液压缸结构尺寸和液压马达排量，计算工况液压执行元件实际工作压力。表 2液压执行元件实际工作压力Table 2 Hydraulic actuators actual work pressure执行元件名称工况载荷背压P/MPa工作压力P1/MP支腿缸伸出100KN0.512.73伸缩缸伸出 200KN217.30变幅缸顶出260KN112.93起升马达吊升起重156N.M-17.503.3.4计算液压执行元件实际所需流量根据最后确定的液压缸的结构尺寸或液压马达的排量及其运动速度或转速， 计算各液压执行元件实际所需流量。表3 液压执行元件实际所需流量Table 3 Hydraulic actuators actual required flow执行元件工况运动速度结构参数数量/L.s支腿缸伸出0.03m/s0.0078m0.23缩回0.03m/s0.0040 m0.12伸缩缸伸出0.08m/s0.0123 m1.05缩回0.12m/s0.0059 m0.71变幅缸伸出0.03m/s0.0201 m0.60缩回0.05m/s0.0106m0.53起升马达吊重起升1505.58r/min0.0544L/r1.374 汽车起重机液压系统主要元件的选择 4.1 液压泵的选择 (1) 液压泵工作压力的确定Pp + P P是液压执行元件的最高工作压力,根据表3知为液压那大吊重起升时的压力 ， P1 = 17.50 MP。P是泵到执行元件间总的管路损失，取 P=0.5MP。液压泵工作压力为 PP = (17.5 + 0.5) MP = 18MP (2) 液压泵流量的确定 q K (q ) 由表 4 知，系统最大流量发生在液压马达吊重起升工况， q= 1.37 Ls 。取泄漏系数K为 1.2，求得液压泵流量为 q= 1.371.2=1.64 Ls=98.64 L/ min (3) 液压泵的型号 查机械设计手册 ，选用P5100F50型高压齿轮泵。 性能参数如下：最大排量 50ml/r额定工作压力 23MPa最高工作压力 28MPa工作转速 2400r/min4.2 液压马达的选择根据 4.1 和 3.3.2 的计算求得液压马达的排量为 54.4 mL/r，系统工作压力为 18MPa,输出转矩为148.17Nm。 查机械设计手册 ，选用 MFB29 型轴向柱塞马达。性能参数如下： 最大排量 61.60ml/r最高转速 2400r/min最低稳定转速 50r/min最高工作压力 20.7MPa 最大输出转矩 178N.m4.3液压阀的选择 查液压气动系统设计手册：表4起重机液压阀明细表Table4 hydraulic control序号代 号名称及规格材料数量1AQF-L32H2-A1M602梭阀成品223S10F30/1S25F10/2单向阀单向阀成品成品91344HWH25P/206AG24NZ5L电液换向阀成品654WEH10H31/20624NZ5T电磁换向阀成品1264WE10E31/CG24NZ5L电磁阀成品107ZDR10DA2-40/150YM减压阀成品28Z2S10-1-20双液控单向阀成品49DR10-1-30/10YM减压阀成品6104WE10D31/CG24NZ5L电磁阀成品211DB25AG25X/315Y溢流阀成品39油管内径: 式中 q 通过管道内的流量（m/s） v 管道内允许流速（ m /s ）表 5管道内径计算选择Table5 Pipe diameter computation sele 管道名称最大通过流量L/s允许流速m/s管道内径m实际取值m泵吸油管20.80.0560.065排油管24.50.0240.025支腿回路换向0.464.50.010.012工作回路压油管道1.374.500.0200.024.4确定油箱的有效容积 初算邮箱容积式中V=aqq液压泵每分钟排出压力油的容积（m3） a经验系数 带入数据V= 50.12=0.6m3 5过滤器、压力表及其开关的选择 过滤器、根据安装位置和液压泵的要求，过滤器选择WU-160180； 压力表选择Y60,测压范围025MPa； 压力表开关选择AF6EA30/X250. 6 液变幅系统方案确定6.1 变幅机构布置形式确定全液压汽车起重机的变幅机构使用液压缸来驱动动臂变幅。液压缸的布置形式有三种，分别是前倾式、后倾式和后拉式。 前倾式因液压缸前倾，其对动臂作用力臂较长，变幅缸的推力可以较小些，故缸径较小。因臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。但也有液压缸行程较长，臂下方空间较小的缺点。大多数全液压汽车起重机都采用此布置形式。前倾式变幅机构可以采用一个油缸也可采用两个油缸。本次变幅系统方案确定为前倾式变幅机构，采用一个变幅油缸。液压缸采用双作用液压缸。6.1.1. 变幅机构液压回路方案确定变幅机构在工作装置作业时，其液压缸处于闭锁状态，受负载较大，要求不能无控制自动回缩。变幅缸的内漏和外漏会使工作幅度变大而造成重大事故。另外，变幅机构落臂时，因载荷的重力作用，会产生重力超速现象，需要限速措施。因此，在此机构中必须设置限速装置。国内外大都采用使用平衡阀(限速阀)的限速回路。平衡阀不仅能防止超速下行，也能保证整个下降过程为匀速过程。由图5可见，平衡阀的开度大小是由供油压力Pp 控制的，当落臂速度过大时，Pp 减小，而平衡阀的开口减小落臂速度下降；反之，落臂速度过小时，Pp增大平衡阀，而落臂速度上升，最终保证落臂速度恒定。在变幅机构工作时，平衡阀又能具有良好的密封性。6.2变幅油缸的设计与计算6.2.1 变幅油缸推力计算根据受力简图对动臂转动铰点A取矩，变幅缸推力F 为： （1） 式中：变幅轴线与水平线的夹角； l工作臂长； 吊臂的重量； L 吊臂重心到铰点C 的距离； 变幅油缸与AC 的夹角； R起重机工作幅度； A铰点C 与回转中心的距离；由给定的起重机起重特性数据表得最大额定起重量和极限变幅位置时各铰点位置由图中数据得：B是工作幅度R=3时吊臂的位置，Q=670 ；额定工作幅度下Q=3.510（N）；吊臂重量G=1.010（N）；工作绳拉力S=1Q=8.7510（N）；吊臂基本臂长l=10.4（m）；铰点A到铰点C的距离AC=1.858（m）；AC 与AB 的夹角=620；变幅油缸最大 =5938（mm）；变幅油缸最小=3552（mm）；将以上参数带入公式（1）得到变幅油缸的推力：6.2.2 变幅油缸性能参数的确定（1）变幅油缸压力的选取液压缸公称压力N p 也称额定压力，是液压缸能以长期工作压力。根据国家标准规定的公称压力系列标准。综合本次汽车起重机的整体设计选取公称压力Np = 35 MPa。最高允许压力是液压缸在瞬间能承受最大的极限压力。国家规范规定为： =52.5 (2) 耐压测试压力P是液压缸在检查质量时需要承受的测试压力。在此压力测试时间内，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。国家规范规定为： =43.75 (3)（2） 变幅油缸缸径D 的确定变幅油实际缸推力计算公式： (4）变幅油缸推力FQ和已经确定，变幅油缸实际推力F FQ 得到： (mm) 179(mm) (5)式中:F=8.794105(N ) ； = 35(MPa )。可得出D 182mm ,参见国家标准液压缸径尺寸系列表，取D=200mm(3）变幅油缸负载率的计算液压缸负载率 为实际使用推力与理论额定推力的比值： （6）式中:F Q = 8.794 105 (N) ； =35(MPa ) ；D = 200(mm)。值是以衡量液压缸在工作时负载，其取值范围在 0.45 0.83中，故选取的缸径和液压缸额定压力合格。 (4）变幅油缸活塞杆直径d 确定活塞杆直径d 一般按液压缸往复运动速度比（两腔面积比） 计算，公式如下： 141,4mm （7)式中：D液压缸直径200（mm）； 往复运动速度比，参见国家标准速度比选择表，选取 =2；得出：d141.42mm；参见国家标准活塞杆直径尺寸系列表，取d=180mm。 (5）活塞杆理论拉力和推力计算当活塞杆伸出时理论推力F1 ： （8）当活塞杆回缩时理论拉力F2 ： （9）式中： A1和A2分别为无杆腔和有杆腔的受力面积；p系统额定压力35MPa。(6）变幅油缸活塞杆行程确定变幅油缸全伸时尺寸： =5938（mm）；变幅油缸全缩时尺寸： =3552 （mm）；得变幅油缸行程L： =5938-3552mm=2386mm （10） 取L=2386mm。(7）变幅系统液压泵流量Q 确定液压泵流量Q 按如下公式确定： （11)式中:D液压缸内径200（mm）；v是活塞杆伸出的线速度，参考徐工机械选取： v=0.04m/s。6.3其他元件的选择6.3.1压力表的选择 根据系统压力查3表 37.10-48 选择弹簧管压力表。根据液压泵的吸油进内径查3 表 37.10-49 选择压力表的直径为 60mm。 采用径向有边形式， 选择压力表的型号为 Y-60T。 6.3.2 阀类元件的选择 阀类元件的选择（参看液压系统图） ：（1）回路操纵阀 根据工作要求查3表 37.8-191滑阀机能选择4W