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6张CAD图纸+说明书打包文件 QY 20 汽车起重机 液压 系统 油箱 设计 CAD 图纸 说明书 打包 文件

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I摘 要汽车起重机式工程机械产品中重要组成部分，它由于机动性好而被广泛应用于矿山、建筑、港口、油田等领域。主要由变幅机构、伸缩机构、起升机构、回转机构、支腿机构组成。本文讲述了 QY-20 汽车起重机液压系统的设计。首先，通过对汽车起重机总体构成及工作原理进行分析，在此分析基础上提出了提液压系统各功能回路的设计方案，并把各回路组合后得出了液压系统原理图；接着，设计并选择了液压系统各液压元件并进行了相应计算；然后，对主要执行机构-液压缸进行了设计与强度校核；最后，通过 AutoCAD 制图软件绘制了本 QY-20 汽车起重机液压系统原理图的非标零件装配图及主要零件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：液压与气动传动、机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了起重机械产品的设计方法并能够熟练使用 AutoCAD 制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键字：关键字：起重机，起升，支腿，变幅，回转IIAbstractAs an important part of automobile crane engineering machinery products, it is widely used in mining, construction, port, oil field and other fields because of its good maneuverability. Mainly consists of variable amplitude mechanism, telescopic mechanism, lifting mechanism, rotating mechanism and supporting leg mechanism.This paper describes the design of hydraulic system of QY-20 truck crane. First of all, based on truck crane overall composition and working principle analysis, this analysis based on the proposed design scheme of hydraulic system and the function of the loop and to each circuit combination obtains the principle diagram of hydraulic system; then, design and selection of hydraulic system and the hydraulic pressure component and the corresponding calculation; then, on the main actuator hydraulic cylinders were design and strength check. Finally, through the AutoCAD drawing software drawn the QY-20 truck crane hydraulic system principle diagram of non-standard parts assembly drawing and main parts figure.Through the design, the consolidation of the University of the professional knowledge, such as: hydraulic and gas dynamic transmission, mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerance and interchangeability theories, mechanical drawing; master the design method of hoisting machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software, for future work in life is of great significance.Key words: Crane, Lifting, Supporting legs, Amplitude, RotationIII目 录摘 要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 研究背景及意义.11.2 国内外汽车起重机发展现状.11.2.1 国内发展现状.11.2.2 国外发展现状.21.3 汽车起重机的类型.21.4 汽车起重机对液压系统的要求.31.5 主要内容.3第 2 章 总体分析.52.1 设计要求.52.1.1 功能要求.52.1.2 主要技术参数要求.52.2 结构及功能分析.52.3 工况分析.72.3.1 运动分析.72.3.2 动力分析.82.3.3 负载分析.9第 3 章 液压系统设计.103.1 额定压力的确定.103.2 基本回路设计.103.2.1 支腿机构回路的设计.103.2.2 起升机构回路的设计.113.2.3 变幅机构回路的设计.113.2.4 伸缩机构回路的设计.123.2.5 回转机构回路的设计.123.3 液压系统原理图.13第 4 章 液压元件的设计与选择.144.1 液压马达和液压泵的选择.14IV4.1.1 卷扬马达的选择.144.1.2 回转马达的选择.144.1.3 泵的选择.154.2 液压阀的选择.164.3 液压辅助元件选择.174.3.1 液压油的选择.174.3.2 滤油器的选择.174.3.3 压力表的选择.174.3.4 阀类元件的选择.174.4 液压油箱的设计.184.5 液压油管设计.194.5.1 油管通径的计算.194.5.2 壁厚的计算.204.6 液压系统的验算.214.6.1 压力损失的验算.214.6.2 发热温升的验算.22第 5 章 液压缸的设计.245.1 支腿液压缸的设计.245.1.1 支腿垂直液压缸.245.1.2 支腿水平液压缸.275.2 变幅液压缸的计算.285.3 伸缩液压缸的计算.29总 结.31参考文献.32致 谢.331第 1 章 绪论1.1 研究背景及意义汽车起重机式工程机械产品中重要组成部分，它由于机动性好而被广泛应用于矿山、建筑、港口、油田等领域。在国内市场上，随着国家扩大内需政策的推动，投资的提高，个体和私营用火的壮大，2001 年产品销量达 5208 台，销售收入为 20.85 亿元，2002 年产品销量达 8000 台，销售收入接近 30 亿元；在国际市场上，仅北美、欧洲市场年销售额就达 54 亿美元，可以说市场巨大。汽车起重机的液压系统起着驱动和控制汽车起重机各机构动作的作用。其性能好坏对起重机有着十分重要的影响。目前，我国生产汽车起重机的厂家较多，品种也很杂，不同的厂家和不同的品种，其液压系统和液压元件都不一致，给生产、使用及维修带来很多麻烦，同时其性能也较低，不适于现代智能高效小型汽车起重机发展的需要。为此对传统汽车起重机的液压系统进行研究非常重要。1.2 国内外汽车起重机发展现状1.2.1 国内发展现状自 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集贸结合方式，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机制造出 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，使国产汽车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） ，而没有引进全套的现金加工设备，没有与相关的配套件的引进同时进行，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（如液压元件，电子元件等） ，到了 90 年代我国汽车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，国内汽车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等纷纷上马，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。国外新型汽车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2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）方面与国外汽车起重机差距较大。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。这种形式下，国产汽车起重机当然面临很大的冲击和压力。1.2.2 国外发展现状汽车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。由于汽车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。早期的汽车起重机大多采用机械传动的臂架。随着 60年代中期液压技术的发展，液压伸缩臂汽车起重机得到迅速发展。到 80 年代末，中小吨位的汽车起重机已多数采用液压伸缩臂架，仅有一部分大吨位汽车起重机人采用臂架。20 世纪 60 年代末期，特别是从 70 年代开始，随着大型建筑、是由化工、水电站等大型工程的发展，对汽车起重机的性能、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，使汽车起重机开始想大型化暗战，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，再近 20 多年得到很大发展。目前国外汽车起重机生产国主要由日本、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。世界汽车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%，时间诶其它地区占 20%。1.3 汽车起重机的类型汽车起重机的种类很多，其分类方法也各不相同，主要有：（1）按起重量分类：轻型汽车起重机(起重量在 5 吨以下)，中型汽车起重机(起重量在 5-15 吨)，重型汽车起重机(起重量在 5-50 吨)，超重型汽车起重机(起重量在 50 吨以上)。近年来，由于使用要求，其起重量有提高的趋势，如已生产出 50-100 吨的大型汽车起重机。（2）按支腿型式分：蛙式支腿、X 型支腿、H 型支腿。蛙式支腿跨距较 0?仅适用于较小吨位的起重机；X 型支腿容易产生滑移，也很少采用；H 型支腿可实现较大跨距，对整机的稳定有明显的优越性，所以我国目前生产的液压汽车起重机多采用 H 型3支腿。（3）按传动装置的传动方式分：机械传动、电传动、液压传动三类。（4）按起重装置在水平面可回转范围(即转台的回转范围)分：全回转式汽车起重机(转台可任意旋转 360)和非全回转汽车起重机(转台回转角小于 270)。（5）按吊臂的结构形式分：折迭式吊臂、伸缩式吊臂和桁架式吊臂汽车起重机。1.4 汽车起重机对液压系统的要求根据汽车起重机的典型工作状况对系统的要求主要反映在对以下几个液压回路的要求上。1）起升回路（1）能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。（2）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能可靠制动，即二次下滑问题，以及二次下降时的重物或空钩下滑问题，即二次下降问题。2）回转回路（1）具有独立工作能力。（2）回转制动应兼有常闭制动和常开制动（可以自由滑转对中） ，两种情况。3）变幅回路（1）带平衡阀并设有二次液控单向阀锁住保护装置。（2）要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意允许幅值位置能可靠锁死。（3）要求在有载荷情况下能微动。（4）平衡阀应备有下腔压力传感器接口，作为力矩限制器检测星号源。4）伸缩回路本机伸缩机构采用三节臂（含有两个液压缸） ，由于本机为轻型起重机为了使本机运用广泛，实现各节臂顺序伸缩。各节臂能按顺序伸缩，但不能实现同步伸缩。6）支腿回路（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿） 。（2）要求前后组支腿可以进行单独调整。（3）要求支腿能够承载最大起重时的压力，并且有足够的防倾翻力矩。（4）起重机行走时不产生掉腿现象。1.5 主要内容（1）汽车起重机支腿机构液压系统的设计；（2）汽车起重机起升机构液压系统的设计；（3）汽车起重机变幅机构、回转机构等液压系统的设计；（4）绘制轮式汽车起重机液压系统总原理图；4（5）确定液压系统的各项主要参数；（6）汽车起重机液压系统相应标准元件的设计与选择；（7）非标件的结构设计及计算；（8）绘制非标件总装配图；（9）绘制非标件零件图；（10）汽车起重机液压系统的分析。5第 2 章 总体分析2.1 设计要求2.1.1 功能要求对于汽车起重机，要求装备有臂架式起重机，其额定起重量、起重臂伸长长度、变幅角度、回转角度等均能满足工作要求。对于高空作业车，其工作装置主要由支撑机构、回转机构和举升机构三大总成组成，一般要求：（1）整车回转部分，包括举升机构作业斗，均支撑在回转装置上；（2）支撑回转装置采用转盘式，可实现 360的全回转；（3）举升机构可由液压或机械装置实现。2.1.2 主要技术参数要求（1）最大起重量 20 吨；（2）最高提升速度=12；maxVmin/m（3）起升减速传动比 =21.6、效率=0.92；ich（4）起升卷筒上钢丝绳最外层直径=415mm；maxD（5）吊钩滑轮组倍率为=6,效率=0.95；m2（6）钢丝绳导向滑轮效率=0.96；（7）液压系统额定压力初定为=18=18106；PMpa2/mN2.2 结构及功能分析汽车起重机主要由 1-变幅机构、2-伸缩机构、3-起升机构、4-回转机构、5-支腿机构组成。液压系统也就由起升、变幅、伸缩、回转、支腿五个主回路组成。从图 2.1 可以看出，各个回路之间具有不同的功能、组成和工作特点。61-变幅机构 2-伸缩机构 3-起升机构 4-回转机构 5-支腿机构图 2-1 汽车起重机结构简图（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合分流方式转换，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能可靠制动。（2）回转回路回转回路起到使吊臂回转，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。（3）变幅回路绝大部分工程起重机为了满足重物装、卸工作位置的要求，充分利用其起吊能力（幅度减小能提高起重量） ，需要经常改变幅度。变幅回路则是实现改变幅度的液压工作回路，用来扩大起重机的工作范围，提高起重机的生产率。变幅回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀和变幅液压缸组成。（4）伸缩回路具有臂架伸缩机构的起重机，不需要接臂和拆臂，缩短了辅助作业时间。臂架全部缩回以后，起重机外形尺寸减小，提高了机动性和通过性。臂架采用液压伸缩机构，可以实现无级伸缩和带载伸缩，扩大了汽车和轮胎起重机、铁路救援起重机在复杂使用条件下的使用功能。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。（5）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。72.3 工况分析主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求；主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求；液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。2.3.1 运动分析主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(Lt)，速度循环图(vt)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。（1）位移循环图 st图 2-2 为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标 s 表示活塞位移，横坐标 t 表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚的表明了汽车起重机的主液压缸的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。ot1t2t3t4t5t6ts123 456图 2-2 位移循环图（2）速度循环图 vt(或 vs) 工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图 2-6 为三种类型液压缸的 vt 图，第一种如图 2-3 中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动， voetdbea8图 2-3 速度循环图最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度与减速度的数值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。vt 图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。2.3.2 动力分析动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。（1）液压缸的负载及负载循环图ot1t2t3t4tFeFfdFfsFaF图 2-4 负载循环图（2）液压缸的负载力计算工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成bmgifcFFFFFFF式中：Fc 为切削阻力；Ff 为摩擦阻力；Fi 为惯性阻力；Fg 为重力；Fm 为密封阻力；Fb 为排油阻力。（3）液压缸运动循环各阶段的总负载力液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。 启动加速阶段：这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率计算)、重力和惯9 . 0m性力等项，即：bmgifFFFFFF快速阶段：bmgfFFFFF9工进阶段：bmgfcFFFFFF减速：bmgifFFFFFF对简单液压系统，上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的总负载力。2.3.3 负载分析工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：ifeMMMM1)工作负载力矩 Me。工作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。2)摩擦力矩 Mf。 为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：)(MNGFRMf式中：G 为旋转部件的重量(N)；f 为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数；R 为轴颈半径(m)。3)惯性力矩 Mi。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为： )(MNtJMi式中： 为角加速度(r/s2)； 为角速度的变化(r/s)；t 为加速或减速时间(s)；J 为旋转部件的转动惯量()。为回转部件的飞轮效应()。2mKg 2GD2MN 10第 3 章 液压系统设计3.1 额定压力的确定系统工作压力应按整机性能要求，考虑经济性和液压技术现有水平确定。在给定外负载下。系统的工作压力越高，各液压元件及管路系统的尺寸就越小。重量越轻.结构越紧凑。但由此导致对密封、制造加工精度和元件材质的要越严，维护和修理也越困难。况且系统工作压力高到一定程度后，随着高压力对壁厚和密封要求的提高，系统的尺寸和重量反而会增加。由起重机设计手册可知现有轮式起重机采用的工作压力为: 1)中压:10MPa25MPa，用于中小型轮式起重机；2)高压:25MPa32MPa,用于大中型轮式起重机；3)超高压:32MPa 以上，用于特大型或有特殊要求的轮式起重机。QY-20 汽车起重机属于中小型汽车起重机。结合实际情况，本文在进行系统设计计算时，初选系统压力为 18MPa。3.2 基本回路设计3.2.1 支腿机构回路的设计本车采用 H 式支腿结构比较合理。H 式支腿，此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，一水平的(或略带倾斜的)，一垂直的支承液压缸，支腿外伸后呈 H 形。为保证足够的外伸距离，左右支腿相互叉开。对于支腿跨距的确定所示，汽车起重机支腿是前后设置的，并向两侧方向伸出，形成矩形稳定面。因此，支腿横向跨距选取要适当，原则上是起重机在吊臂强度允许的起重量时，其稳定度达到规定的要求即可。支腿全部外伸时可将起重机作业区域分四块:即右侧方作业区、前方作业区、左侧方作业区和后方作业区。支腿跨距的确定，完全从稳定角度出发。支腿横向外伸跨距的最小值是要保证起重机在正侧方吊重的稳定，也即是在起吊临界起重量时，全部重量的合力将落在支腿中心线上。也就是要使支腿中心连线内、外的力矩处于平衡状态。11图 3-1 支腿液压回路原理图1)图 3-6 为中小吨位汽车起重机支腿液压回路原理图，它共有八个液压缸，即四个水平缸和四个垂直缸，这八个液压缸属于起重机下车液压系统的一部分支腿液压回路除了八个液压缸外，主要还包括：一个三联齿轮泵，下车多路阀，吸油滤油器，回油滤油器，两条主油路，供油路 K3，回油路 K2，压力表，每个液压缸都有一个双向液压锁。3.2.2 起升机构回路的设计起升机构是起重机械的主要机构，用以实现重物的升降运动。起升机构通常由原动机、减速器、卷筒、制动器、离合器、钢丝绳滑轮组和吊钩等组成。起升液压油路回路起到使重物升降的作用。起升液压油路回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压离合器、液压制动器和液压马达组成。起升液压回路设计原理图如图 3-2 所示。图 3-2 起升机构液压回路图起升回路是起重机液压系统的主要回路，对于大、中型汽车起重机一般都设置主、副卷扬起升系统。它们的工作方式有单独吊重、合流吊重以及共同吊重三种方式，其中对于吊大吨位且要求速度不太高时用卷扬吊的方式，对于起吊小吨位且要求速度不太高时用副卷扬吊单独吊重的方式；对于吊大吨位且要求速度比较高时用卷扬泵合流12吊重的方式；对于吊比较长的物体时用共同吊重的方式。3.2.3 变幅机构回路的设计变幅回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀和变幅液压缸组成。最常见的液压变幅机构是用双作用液压缸作液动机，也有采用液压马达和柱塞缸。因此本设计采用双作用液缸作液动机。液压油路设计原理图如图 3-3 所示。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。国内外太都采用使用平衡阀(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。图 3-3 变幅机构回路3.2.4 伸缩机构回路的设计吊臂伸缩机构是一种多级式伸缩起重臂伸出与缩回的机构。采用液压驱动时，执行元件选用液压液压缸，利用缸体和活塞杆的相对运动推动下级吊臂的伸缩。通常，n节吊臂则相应要有（n-1）个液压缸一活塞组。在设计相邻的三节臂伸缩机构时，为了减轻重量，还可以利用吊臂之间伸缩的比例关系，采用钢丝绳滑轮组(或链条链轮）实现第三节臂的伸缩以代替一只液压缸，这就形成了液压机械驱动形式。伸缩机构简图如图 3-4 所示。13图 3-4 伸缩机构液压油路回路图3.2.5 回转机构回路的设计工程起重机能将起重物送到指定工作范围内的任意空间位置，除了依靠起升机构实现重物的垂直位移外，回转运动是实现水平位移的方法之一，尽管此种运动形式的水平移动范围有限，但所需功率小，要求也比较简单，故在大多数工程起重机中被采用，而且一般还都设计成全回转式的，即可在左右方向任意进行回转。液压油路设计原理图如图 3-5 所示。图 3-5 回转机构液压回路图回转回路起到使吊臂回转，实现重物水平移动的作用。它主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压离合器和液压马达组成，由于回转力比较小所以其结构没有起升回路复杂。回转机构使重物水平移动的范围有限，但所需功率小，所以一般汽车起重机都设计成全回转式的，即可在左右方向任意进行回转。3.3 液压系统原理图14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 2.13 所示。该系统为中压系统，动力源采用双联齿轮泵，由汽车发动机通过底盘上的分动箱驱动。液压泵从油箱中吸油，输出的液压油经手动阀组输送到各个执行元件。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。油箱装在上车部分，兼作配重。上下两部分油路通过中心回转接头连通。支腿收放回路和其他动作回路采用一个二位三通手动换向阀 5 进行切换。如图 3-6 所示为汽车起重机液压系统原理图。图 3-6 汽车起重机液压系统原理图15第 4 章 液压元件的设计与选择4.1 液压马达和液压泵的选择4.1.1 卷扬马达的选择(1)卷扬卷筒力矩112jijiFDM式中：F1卷扬单绳最大拉力 F1=40KN;Dj1钢绳 4 层卷绕时的卷筒直径为 415mmdj1钢丝绳直径，dj114mmj卷筒机械效率,由 Dj1/ dj1=27 查起重机设计手册10表 8-7 得 j =0.95140 0.2244.72.2 0.95JMKN m(2)卷扬马达扭矩1114.720.101.49 0.95JMMMKN mi式中：i1卷扬减速器速比，i1=21.61马达至减速器输出端机械效率，1=0.92(3)卷扬马达排量311112210129.04/23 0.95MMMM mMqcmrP式中：PM1马达进出口最大压差，16125223MPPPMPa回进 M1m 卷扬马达机械效率，M1m=0.95(4) 卷扬马达型号选取博世力士乐公司4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6300r/min;4.1.2 回转马达的选择(1)回转马达阻力矩 (5-10)max31240.076476.41707.6 0.95HMMMKNmNmi式中：MHmax回转总阻力矩，MHmax=124KN.m; i回转减速器速比， i=1707.6 回转机械传动效率，=0.95(2)回转马达的排量 (5-11)3336332276.428.06/18 100.95MMMM mMqcmrP式中：PM3回转马达工作压差，320218MPPPMPa回进 M3m回转马达机械效率，M3m=0.95(3)回转马达的型号选取博世力士乐10定量轴向柱塞马达 A2FM28。马达性能参数为：排量28cm3/r额定压力40 Mpa最大压力45 Mpa允许转速6300r/min4.1.3 泵的选择(1)卷扬卷筒的转速17 11169009805.1 / min.0.224jjVnrD式中：V1卷扬单纯最大速度，V1=130m/min(2)卷扬马达转速11149 51.112500 /minMjninr(3)卷扬马达流量 31111200 102500526 /min0.95MMMM VqnQL式中：M1V卷扬马达容积效率，M1V=0.95;(4)卷扬泵排量 331111448 1089/2500 0.95BBBB VQqcmrn式中：nB1卷扬泵工作转速，nB1=2500rpmB1V卷扬泵容积效率，B1V=0.95(5)卷扬泵的型号选取博世力士乐轴向柱塞变量泵 A2F090，控制方式为恒功率控制。性能参数为：最大排量 90cm3/r额定压力 40 Mpa最大压力 45 Mpa允许转速 3350r/min先导压力变化范围 0.61.8Mpa。4.2 液压阀的选择1)多路换向阀多路换向阀是手动控制换向阀的组合阀，主要用于起重运输车辆、工程行走机械及其他行走机械，以进行多个工作机构（液压缸、液压马达）的集中控制。阀由 25个三位六通手动换向阀、溢流阀、单向阀组成。根据不同用途，阀在中间位置时，主油路有中间全封闭式、压力口封闭式及 B 腔常封闭式等，中间位置时压力油短路卸荷。选用 ZFS-B20H-4T-2Y 型，公称压力 20MPa，公称流量 100L/min。2)主副卷扬合流阀18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。3)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。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。电动参数：开关容量交流 15A380V； 4)平衡阀变幅油路采用德国曼内斯曼的平衡阀，型号为 MHRB22F，其性能参数如下：额定压力 35 Mpa最大闭锁压力 42 Mpa微调压力范围 0.52.0 Mpa最大流量 12L/min伸缩油路选用上海立新液压件厂生产的 FD25PA10/B00 平衡阀。4.3 液压辅助元件选择4.3.1 液压油的选择由于工作温度在 60以下，载荷较轻，故选用机械油。查3表 37.3-30液压泵用油粘度推荐值得到所选液压油的粘度为 6388mm2/s，查3表 37.3-15机械油质量指标及应用选 70 号机械油，代号为 HJ-70。4.3.2 滤油器的选择查3表 37.10-2过滤精度与液压系统压力的关系得到颗粒大小25。查3m表 37.10-3滤油器类型及其特性选择烧结式滤油器。根据液压泵的流量查3表37.10-18SU3 型技术规格选择 SU3-F15016 型烧结式滤油器。4.3.3 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。根据液压泵的吸油口内径查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。194.3.4 阀类元件的选择（1）回路操纵阀根据工作要求查3表 37.8-191滑阀机能选择 4WMMT 型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查3表 37.8-192技术规格选择通径为 16mm。则各个回路的操纵阀（7/11/14/19/20/32） ，型号为 4WMM16T50B10。（2）回路切换阀根据回路切换的工作要求查3表 37.8-191滑阀机能选择 3WMMA 型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查3表 37.8-192技术规格选择通径为16mm。回路切换阀 5 的型号为 3WMM16A50FB10。（3）回路平衡阀根据工作要求查3表 37.8-55技术规格选择变幅平衡阀 15、伸缩平衡阀 18、回转平衡阀 23 的型号为 XD3F-L20H，起升平衡阀的型号为 XD4F-L32H。（4）其它阀类元件支腿液压锁：根据工作原理选择 Z2S 型叠加式液控单向阀作为锁紧回路，查3表37.8-248技术规格选择支腿液压锁 8 的型号为 Z2S22。支腿回路安全阀：根据工作要求 DBD 型直动式溢流阀做为支腿回路的安全阀，查3表 37.8-7技术规格选择支腿回路安全阀 10 的型号为 DBDH25P10/20。起升快慢电磁阀：根据工作要求查3表 37.8-155滑阀机能选择起升快慢电磁阀 33 的型号为 WE5A6.2LW220-50NZ5L。4.4 液压油箱的设计油箱可分为开式油箱和闭式油箱二种。开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装有空气过滤器。开式油箱结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。闭式油箱一般用于压力油箱，内充一定压力的惰性气体，充气压力可达0.05MPa。如果按油箱的形状来分，还可分为矩形油箱和圆罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液压器件，所以被广泛采用；圆罐形油箱强度高，重量轻，易于清扫，但制造较难，占地空间较大，在大型冶金设备中经常采用。20图 4-1 液压油箱结构简图1液位计；2吸油管；3空气过滤器；4回油管；5侧板；6入孔盖；7放油塞；8地脚；9隔板；10底板；11吸油过滤器；12盖板；（1）液压系统流量19094.74 / min0.95BBVQQL（2）油箱有效容积油箱容量与系统的流量有关，一般容量可取最大流量的 35 倍。油箱中油液温度一般推荐在 3050，最高不应超过 75。归于工具及其他固定装置，工作温度可允许在 4055；对于行走机械，如装载车辆、工程机械的油箱，最高温度允许到 75，在特殊情况下允许达到 85；对于高压系统，为减少泄漏，工作温度不应超过 50，建议当油温超过 65时，就应采用冷却装置对油液进行冷却。另外，油箱容量大小可从散热角度去设计。计算出系统发热量与散热量，再考虑冷却器散热后，从热平衡角度计算出油箱容量。油箱的容积一般为泵每分钟流量的 2-4 倍，当系统采用定量泵时油箱的容量不能小于泵每分钟流量的 2 倍。此系统中泵流量为 141.68L/min，则油箱容积(1 2)(1 2) 94.7494.74 189.48 / minVQL查表取 V = 116 L4.5 液压油管设计液压系统的工作液体用油管输送，油管应由足够的强度，良好的密封，并且要求压力损失小，拆装方便。无缝钢管具有耐压高、变形小、耐油、抗腐蚀能力强等优点，故选取无缝钢管为主要管用管。4.5.1 油管通径的计算21合理选择油管的通经，对于正确决定液压系统所需的安装空间，方便安装工艺，保持一定的系统效率和其它工作性能都很重要，油管通经 d 按下式计算：VQd63. 4式中：Q管内通过的流量，l/minV液体在管内的最大允许流量高压管：35/Vm s:回油管：1.52.5/Vm s:吸油管：0.51.5/Vm s:高压管通经油两种情况： 对于小泵：取 d=15mm332 1016504.63156dmm340 1016504.6316.96dmm对于大泵：取 d=16.9mm回油管通经油两种情况：3132 1016504.6321.22.5dmm对于小泵：取25mmd13140 1016504.6323.72.5dmm对于大泵：取1d25mm吸油管通经油两种情况：3032 1016504.6327.51.5dmm对于小泵：取0d30mm340 1016504.6330.71.5dmm22对于大泵：取1d32mm4.5.2 壁厚的计算对于金属油管的壁厚可按薄壁筒公式计算： 2pd式中：d油管内径，mmP管内液体最大工作压力，Pa；P=20MPa油管材料的许用应力，Pa； nb管材抗拉强度，Pa；对于 20 号钢无缝管，bMPab400n安全系数，n4则：6400 10 1004bMPan高压油管壁厚：对于小泵：mmmm6 . 1,5 . 110100215102066取对于大泵：mmmm2,210100220102066取回油管壁厚：mmmm5 . 2,5 . 210100225102066取4.6 液压系统的验算4.6.1 压力损失的验算（1）工作进给时的进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为231.2m/mmin。进给时的最大流量为 14.73L/min。则液压油在管内流速 v1 为v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min24qd324 14.73 103.14 1.2管道流动雷诺数为1Re = = = 1111Re1v dv139 1.21.52300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数1Re = = = 0.681175Re75111进油管道 BC 的沿程压力损失为 = = Pa1 1p:22vld22920 1.39(1.70.3)0.681.2 102查阅换向阀 4WE6E50/AG24 的压力损失 = Pa。忽略油液通过管接1 2p:60.05 10头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为1p = + = Pa = Pa1p1 1p:1 2p:660.1 100.05 1060.1 10（2）工作进结时的回油路压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，并且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 = = 69.5cm/s2v12v = = = 55.52Re2v dv69.5 1.21.5 = = = 1.392275Re7555.5回油管道的沿程压力损失为2 1p: = = Pa = Pa2 1p:22vld22920 0.69521.391.2 10260.05 1024查产品样本知换向阀 3WE6A50/ OAG24 的压力损失 = 0.025Pa，换向阀2 2p:6104WE6E50/OAG24 的压力损失 = 0.025Pa，调速阀 2FRM5-20/6 的压力损失2 3p:610为 = 0.5Pa。2 4p:610回油路总压力损失为2p:=+=（0.05+0.025+0.025+0.5）Pa =0.6Pa2p:2 1p:2 2p:2 3p:2 4p:610610（3）变量泵出口处的压力pp = + pp211/cmFApA1p466421500/0.9540.05 100.6 100.15 1078.54 10=3.2Pa610查阅产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：4WE6E50/OAG24 的压力损失为 = Pa2 1p:60.17 103WE6A50/OAG24 的压力损失为 = Pa2 2p:60.17 10据分析在差动连接中，泵的出口压力为pp = + +pp1 12 p:1 2p:1 3p:2 1p:2 2p:2cmFA = Pa6425002 0.360.0320.0180.170.171040.5 100.95= 1.93Pa610上述验算表明，不需要修改原设计。4.6.2 发热温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，注意考虑工进时的发热量。一般情况下工进速度大时发热量大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值最大者进行分析。当 v = 10cm/min 时25= = = 0.785L/minq230.10.1/min4m30.785 103/minm此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 3.2MPa，则有= kw = 0.42 kwp输入3.2 0.78560 0.1= Fv = kw = 0.034kwp输出231020500101060此时的功率损失为=- = （0.718-0.41kw = 0.31kwPp输入p输出可见在工进速度低时，功率损失为 0.386kw，发热量最大。假定系统的散热状况一般，取 K =kw/(.),油箱的散热面积 A 为310 102cmA = 0.065 = 0.065 = 1.9223v223160 m2m系统的温升为= = 20.1tPKA30.38610 100.92对于一般机械允许温升 2530，数控机床油液温升应该小于 25，工程机械等允许的温升为 3540。验算表明系统的温升在许可范围内，不必采取其他的冷却措施。26第 5 章 液压缸的设计5.1 支腿液压缸的设计支腿跨距的确定：为增大轮胎式起重机在起重工作时的起重能力，起重机设有支腿。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,H 式支腿外伸距离大，对地面适应性好，易于调平，故广泛采用此支腿。汽车起重机支腿是前后设置的，并向两侧方向伸出。但在汽车起重机中，前方作业区域一般不吊重，所以取：2b=3835mm5.1.1 支腿垂直液压缸（1）按四点支撑的支腿压力计算假定轮胎式起重机在吊重工作时支撑在 A、B、C、D 四个支腿上如 3-5 所示，在这里忽略了 B 与 C、A 与 D 支腿叉开的实际情况，因为影响不大，吊臂位置是在任意方向，如图示，吊臂位置在高起重机纵轴线角处。令假定起重机底盘不回转部分的 重量为，其重心位置在离支腿中心处，本身带有符号，如图示，在 0 上侧为正，2G2e2e下侧为负。起重机回转中心，离支腿中心 0 的距离为，也带有符号，其上车自0O0e0l重，吊臂自重和配重自重和计算吊重的合力则：1GbG3GcQ0G+ （其中，由-1865mm, 550mm）0G1GbG3GcQ2e0e则：+（34544+1755+1181+8160） 9.8143.67 KN0G1GbG3GcQ合力矩的距离为：0O0331100GLGLGrGRQrc所以有：0rm48. 11047.1438 . 9) 1 . 211818 . 034555 . 1175538160(327图 3-5 四点支撑的支腿受力情况由于回转惯性力，离心力和风力等风力水平力的作用，在吊臂头部作用有水平力T，则作用在吊臂平面内有力矩 M，其大小为：)(00bHTrGM其中为吊臂头部离地面的距离，7.5 米)(bH )(bH 水平力 T 为：0T(Qq)tg8160 9.8 tg4 356493N则：3M143.7 101.486410.7 7.3261.4KN.m28从上已知，作用在支腿上的载荷有：底盘自重，上车回转部分，以及在吊臂2G0G平面内的力矩 M，则四个支腿上的压力各为：)sincos()1 ()1 (410022abMbeGbeGA)sincos()1 ()1 (410022abMbeGbeGB)sincos()1 ()1 (410022abMbeGbeGC)sincos()1 ()1 (410022abMbeGbeGD当时，且带入数据可得 A=26.67KN ;B=23.02KN ;C=78.6KN ;D=73.5KN090放支腿时，最少有两个液压缸受力，则单个液压缸的最大载荷：54.7PKN外起重量为 20 吨时，作用在支腿液压缸上的最大外载荷KNP1 .53外（2）计算垂直液压缸的主要参数该液压缸用于控制轮胎式起重机垂直支腿，使之工作时起到支撑起重机的作行驶时应收回，选用双向液压驱动的单杆活塞缸。确定液压缸的内径 D 和活塞杆直径 d在确定缸筒内径 D 时，必然保证液压缸在系统给定的工作压力下，具有足够的牵引力来驱动工作负载。对于双作用单活塞杆液压缸，当活塞杆是以推力驱动工作负载时，即压力油输入无杆腔时，工作负载为外P缸筒内径 D 可由下式求得：4PDPI外缸式中：液压缸的有效工作压力；19MPaIPIP液压缸的机械效率；0.95取取液压缸所承受的外载荷。取P29所以垂直缸的内径 D 为： 3453.1 1062.118.5 0.95Dmm取标准系列为 D63mm，选取速比系数，查取标准活塞杆直径 d45mm.2（3）计算垂直液压缸的壁厚液压缸的壁厚可由下式求得：2.30PDcp式中：液压缸内最达油压力PPP 液压缸内径，单位 mmDMPa1715 . 3600强度系数0附加厚度cMPaDPP7 .3010634106 .9542332）（外cc3 . 57 .301713 . 2637 .30取标准壁厚mm5 . 6（4）缸筒壁厚与活塞杆的校核缸筒上无焊接零件，一般采用 45 号钢，调质处理，3 . 0103. 0635 . 608. 0D 强度足够。maxmax20632.3 171320spDp 活塞杆材料可用 45 号钢做实心杆，其强度一般是足够的。45 号钢多用于小截面，中载荷的调质钢，如主轴，曲轴，齿轮，连杆，链轮等。力学性能：a=600Mpa, b=355Pma5.1.2 支腿水平液压缸支腿的水平液压缸主要参数可以与垂直液压缸的相同，但水平液压缸有车架的金30属箱板共同抗弯，故其活塞杆直径可以小一些，故取 D63mm，选取 D=63mm,选取过比系数，查取标准活塞杆直径 d=35mm,46. 1mm5 . 6液压缸的强度和活塞杆的强度及稳定性的计算雷同垂直液压缸，都能满足条件。5.2 变幅液压缸的计算（1）由于液压液压缸变幅具有工作稳定，结构轻便和便于布置，变幅力较小时一般采用单缸，否则采用双缸，变幅液压缸的受力较复杂，具体分析如下：图 3-6 变幅液压缸的受力分析变幅液压缸受的支撑力 ： 12coscos/bbNG LQqRenl式中 ： 为冲击载荷系数一般为 = 1.211 为起升动载荷系数 =（1.151.3）之间，取=.1.2222为变幅液压缸数=1 , l 为变幅液压缸的力臂nn一般取小于 12， 取=11=0.191 l=7.6X=1.45sinsin=17.395KN; =1.5m; =/=0.51bGbLcosReL基 将以上各式带入 N 得 N=146.76KN =+=70.34根据计算，当起重 20 吨时，变幅液压缸与水平面呈的角，则起重为 20 吨070.34时作用在液压缸上的最大外载荷，当吊物重量为 20 吨斜支起重时，液146.76PKN外压缸承受的最大外载荷为，则变幅液压缸 D：198PKN外31 344146.76 10101.7416 0.95IPDmmP外缸由于变幅液压缸形成较大，受力复杂，为了保证液压缸的稳定性，取标准缸径D110mm。选取速比系数，查取标准活塞杆直径 d=80mm2则缸壁厚 CCCPPD4 . 5201713 . 210020 3 . 20取标准壁厚 11.5mm变幅液压缸缸筒壁厚与活塞杆的校核：缸筒上无焊接零件，一般采用 45 号钢，调质处理