【YY040】QY40型液压起重机液压系统设计【机械专业类毕业设计论文】【通过答辩】

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QY40型液压起重机液压系统设计【机械专业类毕业设计论文】【通过答辩】.zip

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关键词：: qy40 液压起重机系统设计机械专业毕业设计论文通过答辩

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内容简介：: 翻译：译文 1：随车液压起重机的轨迹控制问题描述这项方案是根据如图 1所示的多自由度随车液压起重机控制问题提出来的。控制随车起重机要求操作人员技术相当高，它的操作机动范围很小。如果可以让现代的起重机实现遥控控制的话，操作人员只需要控制他手中的遥控器就可以控制起重机把重物放在他要求的任何地方。一个按钮控制一个自由度方向上的转动。因此只需要让操作人员得到熟练的训练他就可以每次控制更多的按钮来实现多个自由度的转动。图 1 所示为一台随车液压装载起重机部分液压系统控制图实例这项工程的目标是设计一台非熟练操作人员都能够控制的移动式液压起重机。操作人员根据吊具总成的合成轨迹控制一根操纵杆。这样不同的自由度就可以同时被控制。多数随车液压起重机的结构就像图 1所示的那样，大多数都是非常柔性化的，因此当受载时它们就会弯曲。这样做可以使起重机吊重比最低。事实上吊重顶端位置也是制约控制系统结构偏差的因素。这种问题可以通过一个好的位置偏差补偿控制系统解决，这个系统还可以消除操作初期结构上发生的摆动。继续使结构轨迹偏差补偿控制系统在起重机上进一步发展，起重机的装载能力将可以大大得到提高。当这种在起重机里的摆动可以被控制系统抑制的方法能够得到充分证明，在一个长的期限里可能有一个降低动力学安全系数的机会。这将使起重机生产商和用户节省一大笔费用。吊具总成图 2 测试起重机图片方案内容现以一台如图 2 所示的 80随车液压起重机来分析这些问题。在这台起重机的不同位置安装了传感器来监视系统上的不同参数值，它们都是一些起重机上很重要的不同连接位置的压力、流量、应变参数值。实验测试可以证实起重机性能，所以可以通过精确的模型来测试起重机的性能。为了使所含盖的几个问题能够描述得更清楚，这些问题被简略的表述如下： 1. 分析系统要求说明书系统的执行标准分析已被完成。基于系统的这种要求连同确保系统的执行的检验程序将被列入清单。 2. 机械子系统模型许多技术模型已经存在，因此这些部件包括研究明确的模型局部动力学的表达方法。机械子系统的分析与局部模型偏差的详细分析相同。这样做是为了使计算的有效性能够明确表达出来，同时使系统的动作在控制过程中能够十分精确。基于这种非常有前景的用公式表示一个数学子系统模型的方法已经完成，它将从起重机试验台的实验结果中得到校验。 3. 液压子系统模型跟机械子系统建模一样，液压子系统模型由液压泵、不同的液压阀、激励源和液压导管组成。然而，并不是这些都要建模，只是那些对系统动力学部件影响比较大的成分才建模。液压子系统模型也需要用实验的方法来证明。除此之外是否在对偏差进行补偿时，系统中用了比重比较大的电液比例控制阀都必须被分析，即对机械结构的摆动进行分析。基于上述修正，对液压系统如果有必要都要做。起重机相对于底部有一个可以操作的特定空间，即吊具总成能达到的范围。这是公认的起重机工作范围。有的部位要通过不同的路线才可以达到。因此有必要在这些区域确定最佳的运动结构。有不同的参数标准，习惯上用起重机上总负荷的最小值，也就是在临界状态点的最小压力值。为了做这个重要的结构压力分析，基于实现这个运算法则的控制系统将进一步得到发展。为了实现起重机结构偏转补偿，需要知道起重机承受的有效载荷。因此，有必要进行不同的载荷在线可能情况分析，这样就可以判断哪一个传感器需要进行载荷复合鉴定。基于这种鉴定方案分析，可以实现最终的运算法则。 6. 控制运算法则的发展基于这种机械液压子系统模型，一种吊具总成位置轨迹控制的控制规律将会得到发展。这种控制规律可以保证系统按照吊臂顶的运动轨迹运行，并且系统在工作情况下保持稳定。这包含在载荷判断和运动学最佳参数方案的分析中。 7. 控制系统的执行最后系统的控制规律已经通过仿真试验得出，应该实现通过处理器或者数据信号处理检验系统实物了，即测试起重机。用这种测试方法将可以实现对系统制定测试，到测试结束的整个过程。这种测试技术还可以对一些典型系统进行控制。译文 2：随车液压起重机的控制摘要：本文主要是描述随车液压起重机的控制过程。这篇论文分为五个部分：需求分析，液压系统以及存在的问题的分析，不同结构产生不同问题的分析，基于更加先进复杂电液比例控制阀的新技术的发展趋势的分析。本文的研究工作是和实际的工业相结合的，比纯粹的研究理论更有意义。关键字：随车液压起重机，控制策略，电液比例控制阀本文主要叙述的是对随车起重机控制系统的改进方法随车汽车起重机可以看成是一种大型柔性控制机械结构。这种控制系统把操作人员的命令由机械结构变为执行动作。这样定义这种控制系统是为了避免在设计它事产生模糊的思想这是一种通过人的命令把能量转化成机械动作的控制系统。本文所写的就是这种控制系统。以这个目标为指导方针来分析怎样设计出新的控制系统。文章分为五个部分：强度，高效性，稳定性，安全性。同的操作方式，不同的控制方法，不同的组织结构。效率，易控制等的比较好的控制系统。它将成为今后研究的比较经济高效的一种方案。 2. 论文部分控制系统必备条件的分析在一种新的操作系统开始正式投入工作之前，对这种控制系统据有严格的要求。对控制系统的影响有很多因素。例如：机械结构的可实行性因素，可操作性因素，效率因素，符合工业标准。工业需求必须放在第一位。这与在控制系统中导管破裂保护和超载保护有同等的地位。其次稳定性要求也很重要；系统不稳定就没法正常工作。一旦稳定性要求得以确定，控制系统性能要求就可以进一步确定。机械结构决定了起重机的可操作性。机械机构是随车起重机中可以往复转动固有频率低的大型柔性结构。为了防止起重机振动，必须使起重机在固有频率下工作，或者提高起重机的固有频率。如果它的固有频率太低或者太高，操作人员将无法给它进行操作。最后传动效率可以在工业标准，稳定性，执行机构确定的基础上得到最优的方案。目前这种控制系统的分析在设计一种新的起重机之前，研究目前起重机存在的问题是很有必要的。当前液压随车起重机主要存在以下三个问题：稳定性不稳定性是一个严重问题，他可能会损伤操作人员或者会是设备受到毁坏。当一个系统不稳定时通常产生严重振动。为了消除当前系统的不稳定性，设计人员既花费了很多时间来研究又花费了很多财力设计出更加复杂的机构。如图 1所示为一种起重机，它适合于在高速下工作。但是为了可以安全的工作必须合理控制其运行速度。要提高它的控制速度又必须增加更加昂贵复杂的机械系统。液压系统的参数，如温度或压力同样影响系统的稳定性。一个参数合理的液压系统比一个设计参数不合理的液压系统稳定，为了使整个系统运行稳定，有时必须降低次要的参数值。经济性目前的液压系统是纯液压的机械系统，因此如果用户想实现一个功能，他就必须买一个能使现这个功能的液压机械组件。因为大多数用户又不同的使用要求，要求同一个设备可以进行升级。这就意味着这些标准设备可以人为的改造，这就增加了组件升级费用。效性液体在液压系统的两个液压缸之间流动时效率较低。这是因为大多数液压阀都是用一个阀心来控制两个节流口，由于这个链接不可能使阀芯两侧的压力相等，因此在流出端就产生一个与液流方向相反的背压力，同时也增加了流入端的压力。由激励源产生的这个背压力与阀芯两端的压力差成正比的，给油缸的实际压力没有被有效的作用在油缸上。例如，给液压缸的压力为 1000600到液压缸时就只有 000 。无论如何，这样的话，提供的电量必须高于有效电量，这些额外的电量就被白白的浪费了制系统不同的控制方法目前主要用电液比例控制阀来控制液压阀的运动。然而对控制筒有不同的控制方法。电液比例控制阀对阀的关 /开，公共汽车系统，电源的智能激励，泵的调节方案控制精度都较高。必须对这种系统的优缺点进行分析，找出合理的方案。期方案即使这种十分新的系统最佳外形的布局已经得以证明是可行的，但是起重机制造商和配件商还不能立刻就接受这种技术。这是一个渐进的过程，所以提出了一种临时解决的方案。这种方案是由微型计算机和升缩机构组成。这种离合阀可使这种更加高效稳定的执行控制机构得以实现。微型计算机可以对阀进行柔性控制。可以把这些变量编入软件。这样就消除了制造商许许多多不同的变量问题。起重机制造厂家可以根据产品功能选择不同型号的液压阀。配件商也将不得不生产这种型号的阀，这样不仅降低了制造成本，而且使起重机的性能得到提高。高效方案的分析这种分析依赖于不同布局结果，液压泵控制的区域决定将要用的控制方法，再依次对这个区域进行分析。不同的区域将用不同的方法探讨，用不同的刀具位置控制。 3. 实验设备本文的中心是研究发展中的经济型机械控制方案的可实现问题，更多重点是先进的实验结果。实验结果由两种方法获得。第一种是通过研究单自由起重机实验台获得，第二种是通过研究一台由丹麦一家起重机厂送给英国的一所军校的起重机获得。如图 1 所示图 1系统实验台左：单自由度起重机模型右：随车起重机实物虽然目前这种升缩分离机构在生产商中没有被普遍接受，但是两分离阀将会被逐渐取代。如图 2所示是一种幅度是通过数字信息处理器 /奔腾双信息处理器运行程序来控制液压阀的。由数字信号处理器运行控制代码，奔腾处理器来判断并提供图形用户界面。 4. 当前工作线轴流控珐当今市场常见的直线流控器都需要压力补偿。压力补偿器可以使阀芯突然受压时保持恒定的压力。但是新增加的压力补偿器会使阀的结构比简单的随动阀更加复杂。另一种解决方法是用流控器测量阀的压力降来调整阀芯的位置来实现。这种想法虽然简单，但是由于压力传感器和微控器的费用比较高，想普遍运用于商品上是很难的。然而目前这种利用微控器和压力传感器的思想对于生产商来说是可以接受的。虽然依据方程来看很简单，但是要实现却很难。流控器的位置精度取决于位置传感器的精度压力传感器的精度。噪声会影响位置传感器和压力传感器的稳定性。采用延时控制可以消除影响稳定性的噪声，这样，超过阀的运行范围的特征值用就不能用柏努力方程计算，应用更复杂的方程来计算。图 2升缩分离机构压缸控制方法根据不同的受力方向和速度方向这种液压缸有四种工作情形。如图 3所示：多数是普通的随动液压阀，它这种控制方法已经在文献中可以找到，依靠一般的测量法测液压缸的速度位移相当复杂。它们也需要相当复杂的运算法则来控制。本文主要分析基于简单的种系统的控制方法比复杂的控制方法简单得多，由于它不需要特殊的传感器而且容易被大多数工程师理解所以比较容易被厂商采用。在设计一种控制方法时另一种特别的控制方法也需要了解，它也是液控中常用的一种方法。移动液压阀要求低泄漏，以前的液压阀大们通常有很大的交迭。然而，使生产商能够接受的这种线轴式液压缸的驱动性能相当慢。这种具有很大交迭的重合以及激发很慢的液压阀很难满足现在的要求。交迭和较慢的驱动使压力控制变得相当困难。图 3 起重机工作的不同情形图 4 减压控制器新的控制方法可以用一个例子清楚简单的描述出来。从入口端实行流控制，出口端就实现液压力。流控制符合柏努力方程。液压控制过程中些都是为了解决大交迭和较低的驱动所做的工作，压力控制器仅仅能排除控制中的一点问题。这就意味着如果控制人员想提高压力，却不能使液压缸移动，只能够降低控制口的开口量。这样做的作用只能使操作人员想改变活塞的方向时使它准时脱离零位。这种情况下外力方向和活塞运动仍然不能改变，这种方式需要改进。既然这样，需要压力控制器在出口变大时提供与外力方向相反的有用压力，当已知入口端的压力下降的时候，它可以增加与外力相反的压力。这个压力也受图 4所示就是是一个这种控制系统的控制模型结构。在写本文的时候这种控制的实验已经在图 1所示的实验台上完成了，由于起重机上安装了载荷单向阀，所以稳定性没有达到要求。然而，用液压单向阀取代这种载荷单向阀，可以使系统的稳定。在液压系统中，载荷闭式阀可以实现超载保护和卸载保护两种功能。由于在这种控制方法中使用伸缩阀机构对卸载保护很起作用，因此在起升机构中很有必要使用有这种功能的单向阀。一个操作单向阀的驾驶员可以做这一点，没有增加复杂的动力来阻止起重机的倾。安装了这种单向阀，起重机操作人员不需要再增加更复杂的外力来防止起重机产生倾翻。 5. 结束语即使没有大量的实验设施，但是实验还是完成了，一个好的开始是成功的一半。这个论文题的大轮阔已经确定，它是有意义而且合理的。这个工作分为需求分析、目前的系统分析、不同布局分析、近期的解决办法的分析和最优解决方案的发展趋势分析五个部分。在本论题的最后，液压随车起重机的控制模将会被修改。 6. 感谢语感谢。也感谢 A/上的支持开题报告：重庆大学本科毕业设计(论文)开题报告1. 课题的目的及意义（含国内外研究现状）随着国家现代化建设的飞速发展，科学技术的不断进步，现代施工项目对汽车起重机的要求也越来越高，高、深、尖液压技术在汽车起重机上的应用也越来越广泛，汽车起重机液压系统展示了强大的发展趋势。汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、控制、支腿六个主回路组成。为了使起重机能够满足高性能、高可靠性、操作更方便、舒适、安全的要求，以及使起重机能够向智能、高性能、灵活、适应性强、多功能、吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展方向发展，设计者不但要改进起重机的结构和提高材料的强度，更重要的是在这六个液压系统上下工夫。这六个回路分别有以下发展趋势：起升液压系统工作最为频繁。目前最常用的起升液压系统为定量泵、定量或变量马达开式液压系统，然而，现代施工对起升系统提出了新的要求：节能、高效、可靠以及微动性、平稳性好。为了适应这些新的要求，以前的定量泵将逐步被先进可靠的具有负载反馈和压力切断的恒功率变量泵所取代，先前的定量马达或液控变量马达也将被电控变量马达所取代。这种系统将能有效的达到轻载高速、重载低速和节能的效果。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。对于具有五节以下伸缩臂的伸缩液压系统，国内一般采用同步或顺序加同步的伸缩方式，当采用两级油缸时，上下两油缸实现内部沟通，一般采用插装式平衡阀；对于具有五节以上伸缩臂的液压系统，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。回转液压系统使用也频繁，但相对而言，回转所需功率最少，因而回转系统的最高要求是：回转平稳，起重作业无侧载；回转系统的发展趋势为通过小马达、大传动比来实现操作平稳，通过设立回转缓冲阀和自由滑转机能来实现吊重的自动对中功能，从而有效防止侧载的产生。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，液比例操纵系统也己广泛得到使用并相当成熟，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。为增大轮胎起重机在起重工作是的起重能力，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。因此，轮胎起重机的支腿必须做成可伸缩的。在老式的起重机上支腿的伸缩都是人力的，极为不便。在现代的液压起重机中，支腿的伸缩也是液压传动的。目前支腿结构主要有蛙式、H式、X式辐射式和铰接式五种。在对QY40起重机液压系统设计的过程中，本人主要对这六个回路进行设计，并根据国内外起重机液压系统的发展趋势对这六个主要回路的部分进行改进。取其精华去其不足，选择更加合理的方案，最终设计出满足市场需求、经济、可靠、性能更强的中型起重机液压系统。2. 主要任务：以QY40汽车起重机液压系统作为设计研究对象，根据总体技术指标，在确定各工作机构型式和参数的基础上，进行液压系统设计计算，并对该液压系统进行分析与研究。3. 设计要求：1.绘制QY40汽车起重机液压系统原理图（零号）；2.编制QY40汽车起重机液压系统设计计算书；3.撰写QY40汽车起重机液压系统关键技术研究报告。4. 设计（论文）的主要技术指标：1.整机基本参数应符合汽车起重机基本参数标准。2.各工作机构既能单独单独作业又能复合作业，其中主卷扬单独作业时能实现合流。3.发动机功率80KW(2500r/min),最大扭矩300Nm(1650r/min),液压系统压力250Mpa.4.液压系统采用多泵多回路变量液压系统，主、副卷扬和回转采用闭式回路，变幅、伸缩和支腿采用开式回路。操作方式为先导伺服操作。5.所设计的汽车起重机液压系统构成合理，技术性能先进，在满足可靠性前提下具有一定的创新性。技术资料完整、正确。撰写的汽车起重机液压系统关键技术研究报告具有一定的理论性、使用性和独创性。5实现途径及设计规划：阅读起重机方面的书籍（工程起重机），对起重机的结构、工作原理等有一定的认识；阅读液压传动方面的书籍（液压传动及控制），了解各种液压部件的工作原理及其作用，同时挑选出一些可以运用在起重机液压系统上的各种液压部件和子系统；查阅一些相关的国内外最新期刊，了解汽车起重机发展情况和相关技术；阅读一些相关书籍，根据自己的知识水平，结合比较先进的技术设计出比较经济合理的QY40汽车起重机液压系统。 4-5周：查阅资料，撰写实习报告，文献综述和译文。5-7周：系统方案和元件选择，绘制液压系统图。8-11周：液压系统性能验算，编制设计计算书。12 周：结合设计难点，选择专题，资料检索。13-16周：撰写液压系统专题研究报告。 18周：论文答辩报告人签名：年月日指导教师意见：导师签名：年月日重庆大学毕业设计（论文）用纸第 I 页摘要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。本文还针对当前汽车起重机所采用的一项先进技术电液比例控制技术，从原理、控制部件、回路控制、控制措施以及对汽车起重机的影响等进行专题研究。由此对电液比例控制技术在汽车起重机中的运用给以充分的肯定，对汽车起重机的发展前景有了很大的希望。关键字 : 汽车起重机液压系统高效节能性能参数电液比例重庆大学毕业设计（论文）用纸第 of to on to on in to of to of on of of to to to of in to to to an at of of on on to of of in of he of 重庆大学毕业设计（论文）用纸第 3 页目录摘要 . I . 1 章概述 . 错误 !未定义书签。于汽车起重机 . 错误 !未定义书签。压传动应用于汽车起重机上的优缺点 . 错误 !未定义书签。点 . 错误 !未定义书签。点 . 错误 !未定义书签。压系统的类型 . 错误 !未定义书签。汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点 . 错误 !未定义书签。车起重机液压系统的运用现状和发展趋势 . 错误 !未定义书签。本课题来源、任务要求和整机性能参数 . 错误 !未定义书签。课题主要研究工作 . 错误 !未定义书签。第 2 章液压系统元件选择 . 错误 !未定义书签。型工况分析及对系统要求 . 错误 !未定义书签。缩机构的作业情况 . 错误 !未定义书签。臂的作业情况 . 错误 !未定义书签。个以上机构的组合作业情况 . 错误 !未定义书签。型工况的确定 . 错误 !未定义书签。统要求 . 错误 !未定义书签。压系统类型选择 . 错误 !未定义书签。机液压系统分析 . 错误 !未定义书签。机构动力组合、分配及控制 . 错误 !未定义书签。种执行元件的选择 . 错误 !未定义书签。第 3 章各液压回路组成原理和性能分析 . 错误 !未定义书签。副卷扬回路 . 错误 !未定义书签。能要求 . 错误 !未定义书签。要元件 . 错误 !未定义书签。要回路 . 错误 !未定义书签。能实现和工作原理 . 错误 !未定义书签。转回路 . 错误 !未定义书签。能要求 . 错误 !未定义书签。要元件 . 错误 !未定义书签。要回路 . 错误 !未定义书签。能实现和工作原理 . 错误 !未定义书签。缩回路 . 错误 !未定义书签。能要求 . 错误 !未定义书签。要元件 . 错误 !未定义书签。要回路 . 错误 !未定义书签。重庆大学毕业设计（论文）用纸第 4 页能实现和工作原理 . 错误 !未定义书签。幅回路 . 错误 !未定义书签。能要求 . 错误 !未定义书签。要元件 . 错误 !未定义书签。要回路 . 错误 !未定义书签。能实现和工作原理 . 错误 !未定义书签。腿回路 . 错误 !未定义书签。能要求 . 错误 !未定义书签。要元件 . 错误 !未定义书签。要回路 . 错误 !未定义书签。能实现和工作原理 . 错误 !未定义书签。第 4 章液压系统设计计算 . 错误 !未定义书签。压系统工作参数和各机构主要参数 . 错误 !未定义书签。作机构主要参数 . 错误 !未定义书签。压系统参数 . 错误 !未定义书签。压元件选择计算 . 错误 !未定义书签。压马达和液压泵的选择计算 . 错误 !未定义书签。压阀的选择 . 错误 !未定义书签。压辅助元件选择 . 错误 !未定义书签。第 5 章系统各回路性能计算 . 错误 !未定义书签。统各回路功率计算 . 错误 !未定义书签。回路功率选取 . 错误 !未定义书签。路系统容积效率及压力效率计算 . 错误 !未定义书签。统各回路性能的验算 . 错误 !未定义书签。升回路 . 错误 !未定义书签。转回路 . 错误 !未定义书签。缩回路 . 错误 !未定义书签。幅回路 . 错误 !未定义书签。腿回路 . 错误 !未定义书签。压系统的发热验算 . 错误 !未定义书签。作循环周期 T . 错误 !未定义书签。泵损失所产生的热能 H . 错误 !未定义书签。达产生的热量 . 错误 !未定义书签。箱散热量 . 错误 !未定义书签。第 6 章起重机液压系统电液比例控制专题研究 . 错误 !未定义书签。液比例控制原理和特点 . 错误 !未定义书签。重机部件电液比例控制 . 错误 !未定义书签。液比例对各回路的控制 . 错误 !未定义书签。液比例对起重机液压系统的影响及发展趋势 . 错误 !未定义书签。第 7 章总结 . 错误 !未定义书签。计总结 . 错误 !未定义书签。重庆大学毕业设计（论文）用纸第 5 页作展望 . 错误 !未定义书签。致谢 . 错误 !未定义书签。参考文献 . 错误 !未定义书签。附录 1 压汽车起重机液压系统原理图 . 错误 !未定义书签。附录 2 压汽车起重机液压系统电磁铁动作顺序表 . 错误 !未定义书签。附录 3 压汽车起重机液压系统元件明细表 . 错误 !未定义书签。任务书 . 错误 !未定义书签。文献综述 . 错误 !未定义书签。开题报告 . 错误 !未定义书签。翻译 . 错误 !未定义书签。重庆大学毕业设计（论文）用纸第 I 页摘摘要要QY40 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。本文还针对当前汽车起重机所采用的一项先进技术电液比例控制技术，从原理、控制部件、回路控制、控制措施以及对汽车起重机的影响等进行专题研究。由此对电液比例控制技术在汽车起重机中的运用给以充分的肯定，对汽车起重机的发展前景有了很大的希望。关键字关键字: 汽车起重机液压系统高效节能性能参数电液比例重庆大学毕业设计（论文）用纸第 II 页AbstractModel QY40 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 principleHave 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 This text, still to an advanced technology that the automobile crane adopts at present Control technology of proportion of the electric liquid .Carry on the case study from principle , controlling part , return circuit controlling , control measure and impact on automobile crane ,etc. Therefore give the abundant affirmation to the application of the proportion of the electric liquid in the automobile crane of control technology The development prospect has very great hopes. key words:Crane truck Hydraulic pressure system Energy-efficient Performance parameter Proportion of the electric liquid 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页目录目录摘要.IABSTRACT.II第 1 章概述.1.1 关于汽车起重机.1.2 液压传动应用于汽车起重机上的优缺点.1.2.1 优点.1.2.2 缺点.1.3 液压系统的类型.1.4 汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点.1.5 汽车起重机液压系统的运用现状和发展趋势.1.6 本课题来源、任务要求和整机性能参数.1.7 本课题主要研究工作.第 2 章液压系统元件选择.2.1 典型工况分析及对系统要求.2.1.1 伸缩机构的作业情况.2.1.2 副臂的作业情况.2.1.3 三个以上机构的组合作业情况.2.1.4 典型工况的确定.2.1.5 系统要求.2.2 液压系统类型选择.2.2.1 本机液压系统分析.2.2.2 各机构动力组合、分配及控制.2.3 各种执行元件的选择.第 3 章各液压回路组成原理和性能分析.3.1 主副卷扬回路.3.1.1 性能要求.3.1.2 主要元件.3.1.3 主要回路.3.1.4 功能实现和工作原理.3.2 回转回路.3.2.1 性能要求.3.2.2 主要元件.3.2.3 主要回路. 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页3.2.4 功能实现和工作原理.3.3 伸缩回路.3.3.1 性能要求.3.3.2 主要元件.3.3.3 主要回路.3.3.4 功能实现和工作原理.3.4 变幅回路.3.4.1 性能要求.3.4.2 主要元件.3.4.3 主要回路.3.4.4 功能实现和工作原理.3.5 支腿回路.3.5.1 性能要求.3.5.2 主要元件.3.5.3 主要回路.3.5.4 功能实现和工作原理.第 4 章液压系统设计计算.4.1 液压系统工作参数和各机构主要参数.4.1.1 工作机构主要参数.4.1.2 液压系统参数.4.2 液压元件选择计算.4.2.1 液压马达和液压泵的选择计算.4.2.2 液压阀的选择.4.2.3 液压辅助元件选择.第 5 章系统各回路性能计算.5.1 系统各回路功率计算.5.1.1 各回路功率选取.5.1.2 管路系统容积效率及压力效率计算.5.2 系统各回路性能的验算.5.2.1 起升回路.5.2.2 回转回路.5.2.3 伸缩回路.5.2.4 变幅回路.5.2.5 支腿回路.5.3 液压系统的发热验算.5.3.1 工作循环周期 T.5.3.2 油泵损失所产生的热能 H . 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页5.3.4 马达产生的热量.5.3.5 油箱散热量.第 6 章起重机液压系统电液比例控制专题研究.6.1 电液比例控制原理和特点.6.2 起重机部件电液比例控制.6.3 电液比例对各回路的控制.6.4 电液比例对起重机液压系统的影响及发展趋势.第 7 章总结.7.1 设计总结.7.2 工作展望.致谢.参考文献.附录 1 QY40 液压汽车起重机液压系统原理图 .附录 2 QY40 液压汽车起重机液压系统电磁铁动作顺序表 .附录 3 QY40 液压汽车起重机液压系统元件明细表 .任务书.文献综述.开题报告.错误错误!未定义书签。未定义书签。翻译.错误错误!未定义书签。未定义书签。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页第第1章章概述概述1.11.1 关于汽车起重机关于汽车起重机工程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。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。目前我国是世界上使用工程起重机最大的国家之一。近年来，随着工程建设规模的扩大，起重安装工程量越来越大，吊装能力、作业半径和机动性能的更高要求促使起重机发展迅速，具有先进水平的塔式起重机和汽车起重机已成为机械化施工的主力。相对于其他起重机，汽车起重机不仅具有移动方便，操作灵活，易于实现不同位置的吊装等优点，而且对其进行驱动和控制的液压系统易于实现改进设计。随着液压传动技术的不断发展，汽车起重机已经成为各起重机生产厂家主要发展对象。1.21.2 液压传动应用于汽车起重机上的优缺点液压传动应用于汽车起重机上的优缺点.1 优点优点1.1. 在起重机的结构和技术性能上的优点在起重机的结构和技术性能上的优点：来自汽车发动机的动力经油泵转换到工作机构，其间可以获得很大的传动比，省去了机械传动所需的复杂而笨重的传动装置。不但使结构紧凑，而且使整机重量大大的减轻，增加了整机的起重性能。同时还很方便的把旋转运动变为平移运动，易于实现起重机的变幅和自动伸缩。各机构使用管路联结，能够得到紧凑合理的速度，改善了发动机的技术特性。便于实现自动操作，改善了司机的劳动强度和条件。由于元件操纵可以微动，所以作业比较平稳，从而改善了起重机的安装精度，提高了作业质量。采用液压传动，在主要机构中没有剧烈的干摩擦副，减少了润滑部位，从而减少了维修和技术准备时间。2 2在经济上的优点在经济上的优点液压传动的起重机，结构上容易实现标准化，通用化和系列化，便于大批量生产时采用先进的工艺方法和设备。此种起重机作业效率高，辅助时间短，因而提高了起重机总使用期间的利用率，对加速实现四个现代化大有好处。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页.2 缺点缺点液压传动的主要缺点是漏油问题难以避免。为了防止漏油问题，元件的制造精度要求比较高。油液粘度和温度的变化会影响机构的工作性能。液压元件的制造和系统的调试需要较高的技术水平。从液压传动的优缺点来看，优点大于缺点，根据国际上起重机的发展来看，不论大小吨位都采用液压传动系统。纵观众多用户的反馈意见，液压式汽车起重机深受他们的欢迎和好评。所以 QY40 型汽车起重机决定采用液压传动的形式。1.31.3 液压系统的类型液压系统的类型液压系统要实现其工作目的必须经过动力源控制机构机构三个环节。其中动力源主要是液压泵；传输控制装置主要是一些输油管和各种阀的连接机构；执行机构主要是液压马达和液压缸。这三种机构的不同组合就形成了不同功能的液压回路。泵马达回路是起重机液压系统的主要回路，按照泵循环方式的不同有开式回路和闭式回路两种。开式回路中马达的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷却及沉淀过滤后再由液压泵送入系统循环，这样可以防止元件的磨损。但油箱的体积大，空气和油液的接触机会多，容易渗入。闭式回路中马达的回油直接与泵的吸油口相连，结构紧凑，但系统结构复杂，散热条件差，需设辅助泵补充泄漏和冷却。而且要求过滤精度高，但油箱体积小，空气渗入油中的机会少，工作平稳。1.41.4 汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、支腿和控制六个主回路组成。从图 1-1 可以看出，各个回路之间具有不同的功能、组成和工作特点：1 1、起升回路、起升回路起升回路起到使重物升降的作用。起升回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压离合器和液压马达组成。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、合流吊重以及单独共同吊重三种方式，其中对于吊大吨位且要求速度不太高时用主卷扬吊的方式，对于吊小吨位且要求速度不太高时用副卷扬吊的方式；对于吊大吨位且要求速度比较高时用主副卷扬泵合流吊的方式；对于吊比较长的物体时用单独共同吊重方式。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 1-11-1 汽车起重机各回路工作状态图汽车起重机各回路工作状态图2 2回转回路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，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变幅回路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。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，这种变幅重庆大学毕业设计（论文）用纸第页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。汽车起重机由于使用了支腿，除了吊非常轻的重物之外，必须带载变幅。4 4伸缩回路伸缩回路伸缩回路可以改变吊臂的长度，从而改变起重机吊重的高度。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。汽车起重机的伸缩方式主要有同步伸缩和非同步伸缩两种，同步伸缩就是各节液压缸相对于基本臂同时伸出，采用这种伸缩方式不仅可以提高臂的伸出效率，而且可以使臂的结构大大简化，提高起重机的吊重。伸缩回路只能在起重机吊重之前伸出。5 5支腿回路支腿回路支腿回路是用来驱动支腿，支呈整台起重机的。支腿回路主要由液压泵、水平液压缸、垂直液压缸和换向阀组成。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。1.51.5 汽车起重机液压系统的运用现状和发展趋势汽车起重机液压系统的运用现状和发展趋势随着国家现代化建设的飞速发展，科学技术的不断进步，世界能源的不断短缺，现代施工项目对汽车起重机的要求也越来越高，高、深、尖、高效节能的液压技术在汽车起重机上的应用也越来越广泛，汽车起重机液压系统展示了强大的发展趋势。汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、控制五个主回路组成，本文通过对五个主回路现状的分析来探讨其发展趋势。起升液压系统起升液压系统对起重机来说，起升动作是最频繁的动作。目前最常用的起升液压系统为定量泵、定量或变量马达开式液压系统，然而，现代施工对起升系统提出了新的要求：节能、高效、可靠以及微动性、平稳性好。为了适应这些新的要求，以前的定量泵将逐步被先进可靠的具有负载反馈和压力切断的恒功率变量泵所取代，先前的定量马达或液控变量马达也将被电控变量马达所取代。这种系统将能有效的达到轻载高速、重载低速和节能的效果。. . 变幅液压系统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。. . 伸缩液压系统伸缩液压系统对于具有五节以下伸缩臂的伸缩液压系统，国内一般采用同步或顺序加同步的伸缩方式，当采用两级油缸时，上下两油缸实现内部沟通，一般采用插装式平衡阀；对于具有五节以上伸缩臂的液压系统，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，通过采重庆大学毕业设计（论文）用纸第页用多油口和多平衡阀的油路来提高伸缩的效率。. . 回转液压系统回转液压系统回转也是起重机使用频繁的动作，但相对而言，回转所需功率最少，因而回转系统的最高要求是：回转平稳，起重作业无侧载；回转系统的发展趋势为通过小马达、大传动比来实现操作平稳，通过设立回转缓冲阀和自由滑转机能来实现吊重的自动对中功能，从而有效防止侧载的产生。. . 操纵、控制系统操纵、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：（1）、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。（2）、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。（3）、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。（4）、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，节约能量，同时易于维护。（5）、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。1.61.6 本课题来源、任务要求和整机性能参数本课题来源、任务要求和整机性能参数1.1. 课题来源课题来源 QY40 全液压汽车起重机属于中型起重机，是工程建设中较常用的一款汽车起重机。现在国内很多厂家还没有生产出这款起重机来，却不断的向生产大型起重机迈进。随着“神州第一吊”的 QY300 液压汽车起重机 2004 年在中联浦沅成功下线，这是引进国外技术才生产出来的，代表了中国汽车起重机制造的最高水平，而不是设计的最高水平。生产厂家把生产的起重机所能够吊的吨位作为生产能力的主要标志，而忽视中小型起重机的技术发展，从某种方面来说是不完美的。本机液压系统采用的液压元件主要是由德国曼勒斯曼公司生产的，其中大多数是电液比例液压元件。这种元件具有操作方便，微调性能好，可以对油路实现连续控制等特点，是目前世界上比较先进的技术。采用这种技术设计出来的液压系统操作性能和各机构的控制性能都比较高，不仅各机构的定位准确，安全可靠，重庆大学毕业设计（论文）用纸第页稳定，而且操作灵活方便。为了使设计出来的起重机具有高的性能，设计时不竟要采用一些国内外的先进技术，也要有自己的创新技术。这样，才能使自己设计出来的产品具有一定的先进性，很高的性价比，才能在市场中具有很强的竞争能力。因此，设计这样一款汽车起重机不仅很有必要而且是可行的。2.2. 任务要求任务要求（1）、整机基本参数应符合汽车起重机基本参数标准。（2）、各工作机构既能单独单独作业又能复合作业，其中主卷扬单独作业时能实现合流。（3）、发动机功率 80KW(3000r/min),最大扭矩 300Nm(1650r/min),液压系统压力 250Mpa. （4）、液压系统采用多泵多回路变量液压系统，主、副卷扬和回转采用闭式回路，变幅、伸缩和支腿采用开式回路。操作方式为先导伺服操作。（5）、所设计的汽车起重机液压系统构成合理，技术性能先进，在满足可靠性前提下具有一定的创新性。技术资料完整、正确。（6）、撰写的汽车起重机液压系统关键技术研究报告具有一定的理论性、使用性和独创性。3.3. 整机主要性能参数整机主要性能参数最大起重量*幅度 40t*3m最大起升高度 46 m滑轮组倍率 11主臂长 11-33.5m（4 节）主臂全程伸缩时间 162Sec主臂变幅范围 -2-80degree主臂变幅时间 60Sec主卷扬单绳速度 0-110 m/min副卷扬单绳速度 40 m/minM 最大起升力矩 1401 kN.m最大回转速度 0-2.0 r/min最高行驶速度 68 km/h最大爬坡度 37%最小转弯半径 12m行驶状态总重 37.51t外形尺寸 13.652.753.46m支腿距离(纵向横向) 5.456.2m上车空冷发动机斯太尔 WD615.61 最大功率 191KW（2600rpm）最大扭矩 828Nm(1600rpm) 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页1.71.7 本课题主要研究工作本课题主要研究工作本课题主要针对汽车起重机的功能、组成和工作特点，结合国内外汽车起重机的运用现状和发展趋势，设计一款能够适应国内外工程建设的中型汽车起重机（QY40）液压系统。在设计本机液压系统时，在明确设计任务和设计要求，不要偏离题目；仔细研究设计方案，理清设计思路，使设计过程清晰化，这两点的基础上。进行以下研究工作：1、分析已有的汽车起重机，结合本机特点，对液压元件进行选择。2、对各工作机构液压回路进行设计，对个回路的组成原理和性能进行分析。3、根据本机液压系统工作参数和各机构主要参数对液压系统进行设计计算，即对各种类型的主要元件进行设计计算，并且对其进行选择。4、液压元件选好以后需要对各回路进行性能计算，其中包括系统各回路功率计算，各回路性能验算以及对整个系统的发热进行验算。5、由于本机多处采用了电液比例控制技术，所以还需要对起重机液压系统电液比例控制技术进行专题研究。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页第第2章章液压系统元件选择液压系统元件选择2.12.1 典型工况分析及对系统要求典型工况分析及对系统要求.1 伸缩机构的作业情况伸缩机构的作业情况汽车起重机工作中主要用到的机构是主、副卷扬机构，回转机构；在重物下降定位时常常用到变幅机构。带载伸缩是比较危险的，在实际作业中很少使用，空载吊臂伸缩循环仅占试验基本工况作业循环次数的 5，故伸缩及带载伸缩不是典型工况。.2 副臂的作业情况副臂的作业情况大多数汽车起重机都带有副臂，它的作用是增加起重机的最大起升高度。很多大型汽车起重机主臂前都有一个突出滑轮，在副卷扬工作时，顺着滑轮吊下副钩，用于主、副卷扬的组合动作，而很少用副臂与主卷扬进行组合动作。本机属于中型起重机，不提倡采用副臂，不过可以增加臂的节数来增大最大起升高度。.3 三个以上机构的组合作业情况三个以上机构的组合作业情况有些大型汽车起重机要求有三、四个动作同时组合功能，是靠手柄的 45联动功能实现的，即一个手柄同时控制两个机构的运动，这种操作方式对司机的操作水平要求很高，且有危险，实际作业中很少使用。本机为中型起重机实现功能没有大型的多，操作也没大型的那么复杂，采用电液比例伺服系统来控制，操作灵活稳定，因此，对操作人员要求不是很高。.4 典型工况的确定典型工况的确定根据以上原则，各机构的实际作业情况，起重机试验规范，以及很多操作者的实际经验，可确定表 2-1 的五种工况，作为大中型汽车起重机的典型工况。设计液压系统时要求各系统的动作能够满足这些工况要求。表表 2-12-1 汽车起重机典型工况表汽车起重机典型工况表序号工况一次循环内容特点基本臂；吊重起升回转下降起升回转起重吨位大，动重庆大学毕业设计（论文）用纸第页1额定起重量的 80；相应的工作幅度；下降（中间制动一次）作单一，很少与回转等机构组合动作 2基本臂；额定起重量的 80；相应的工作幅度；（主+副）卷扬起升回转（主副）卷扬下降（主副）卷扬起升回转（主副）卷扬下降（中间制动一次）主、副卷扬组合动作主要用于平吊安装或空中翻转 3中长臂；中长臂最大额定起重量的 1/2；相应的工作幅度；（起升回转）变幅下降（起升回转）下降（中间制动一次）起重机在额定起重量的（5060）的作业工况最多 4中长臂；中长臂最大额定起重量的 1/2；相应的工作幅度；（主+副）卷扬起升回转变幅（主副）卷扬下降（主副）卷扬起升回转（主副）卷扬下降（中间制动一次）中长臂，中等起重量工况出现机率大，此时的台装作业或空中翻转作业也很常用 5最长臂；最长臂最大额定起重量的 1/2；相应的工作幅度；（主副）卷扬起升回转变幅（主+副）卷扬下降（主副）卷扬下降（中间制动一次）很多工况并不是利用汽车起重机起吊吨位大的特点，而是利用它臂长特点进行高空作业.5 系统要求系统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。1.1. 起升回路起升回路（1）主、副卷扬既能单动，又能同时动作，要求自动分流合流并将保证低压合流高压自动分流。（2）副卷扬只要求单泵供油。（3）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。2.2. 回转回路回转回路重庆大学毕业设计（论文）用纸第页（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。3.3. 变幅回路变幅回路（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。4.4. 伸缩回路伸缩回路本机伸缩机构采用四节臂（含有三个液压缸），由于本机为中型起重机为了使本机运用广泛，采用电液阀控制液压缸实现各节臂顺序伸缩。各节臂具有任意伸缩的选择性，但不能实现同部伸缩。5.5. 控制回路控制回路（1）为了使操纵方便总体要求操纵手柄限制为两个。（2）操纵元件必须具有 45方向操纵两个机构联动能力。6.6. 支腿回路支腿回路（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿）。（2）要求各支腿可以进行单独调整。（3）要求水平支腿伸出距离足够大，能够满足最大吊重而不至于整机倾翻。（4）要求垂直支腿能够承载最大起重时的压力。（5）起重机行走时不产生掉腿现象。2.22.2 液压系统类型选择液压系统类型选择.1 本机液压系统分析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）和防止臂杆因外力重庆大学毕业设计（论文）用纸第页（风力等）引起的自由摆动的特殊阀（图中 18）。伸缩回路有四节液压缸，使用电液阀控制使液压缸实现顺序伸缩和各节臂单独伸缩。回路中，电磁阀仅通过推动液动阀所需的流量，流量较小，而流动阀才是通过工作机构所需的大流量。这样电磁阀可靠性大大提高。液动阀可通过很大流量，从而提高伸缩速度。大中型起重机的变幅机构，为了减小变幅缸的缸径，通常采用双缸并联回路，即两个等直径的变幅缸分别置于臂的两侧跟臂一起刚性连接。本机采用液控单向阀来锁紧臂自动下滑，才用了一平衡阀来防止在变幅下降时产生超速现象。伸缩、变幅回路在工作时只能一个单独工作，用电液比例换向阀来控制它们的伸缩速度。本机采用了一个二位六通转阀来切换伸缩、变幅油路，这样不但可以实现一个操作手柄单独操作伸缩、变幅工作，而且用一个二位六通转阀替换了一个电液比例换向阀和一个电路切换开关降低了生产成本。支腿回路采用 H 式支腿，此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，一个水平的，一个垂直的，支腿外伸后成 H 形。支腿回路的各油缸均采用手柄操纵换向阀来实现各种控制。回路中支腿油路转阀可以对各支腿进行单独调节和共同伸缩，液控单向阀可以防止支腿软腿现象。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。.2 各机构动作组合、分配及控制各机构动作组合、分配及控制1.1. 各机构组合情况各机构组合情况重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 2-12-1 各机构动作组合情况各机构动作组合情况支腿机构在起升过程中不能动作，但是支腿回路不工作时其他的回路均不能工作，回转可以与各个机构进行组合动作，主副起升之间，以及主、副起升分别与变幅，伸缩回路要有组合动作功能，伸缩、变幅之间不需要组合动作，在相同手柄上控制的两个是靠手动比例电压控制阀的手柄 45联动功能完成，应尽量少用，免得使操纵变得复杂。各机构组合情况如图 2-1 所示。2.2. 动力分配情况动力分配情况根据设计要求、工作情况、起重量等，本机的动力分配如图 2-2 所示：动力元件：3 双向电液比例排量调节泵，1 个单向柱塞泵图图 2-22-2 上车动力分配情况上车动力分配情况3.3. 各机构的组合控制情况各机构的组合控制情况对于支腿回路伸缩速度控制、伸缩回路、变幅回路、回转回路、主副卷扬回路都采用了电液比例控制方式，用手动比例电压控制阀手柄做操纵工具，其搭配情况如图 2-3 所示，控制量由比例电压控制阀的手柄 45联动完成（支腿电液比例方向阀单独控制，它与支腿油路转阀一起安装在底盘上）重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 2-32-3 手动比例电压控制阀手柄的工作位置搭配情况手动比例电压控制阀手柄的工作位置搭配情况2.32.3 各种执行元件的选择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、各种管道及接头重庆大学毕业设计（论文）用纸第页第第3章章各液压回路组成原理和性能分析各液压回路组成原理和性能分析3.13.1 主副卷扬回路主副卷扬回路主副卷扬回路如图 3-1 所示：重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 3-13-1 主副卷扬回路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。.1 性能要求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。.2 主要元件主要元件泵 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- 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页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。.3 主要回路主要回路油主路（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 功能实现和工作原理功能实现和工作原理1.1. 主卷扬泵与副卷扬泵合流工作状态主卷扬泵与副卷扬泵合流工作状态( (起升起升) )如图 3-1 所示A）控制油路（含电路） 37-3（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） 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：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） 52-2 DF2（+）泄油 13-1（左） 12-1 油箱重庆大学毕业设计（论文）用纸第页2.2. 主卷扬泵与副卷扬泵合流状态（下降）主卷扬泵与副卷扬泵合流状态（下降）A）路（含电路）37-4（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） 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）制动器打开油路与起升状态相同。B）主油路主泵：11 5 泄油 13-1（右） 12-1 油箱副泵 2-1 14（上） 52-2 DF1(上) 泄油 13-1（右） 12-1 油箱3.3. 主卷扬回路分流状态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。4.4. 副卷扬回路分流状态（起升）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 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页泄油 13-2（左） 12-2 油箱5.5. 副卷扬回路分流状态（下降）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。6.6. 恒功率控制恒功率控制如 3-2 所示：图图 3-23-2 功率控制回路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； 3.23.2 回转回路回转回路回转回路如图 3-3 所示：图图 3-33-3 回转回路回转回路回转油路所需功率较小，因此采用小排量的双向电液比例排量调节泵和双向定量马达构成闭式容积调速回路。油泵中设置有电液比例伺服变量机构，辅助泵，重庆大学毕业设计（论文）用纸第页缓冲补油阀，马达两腔并联有冲洗阀，其作用和工作原理与主副卷扬油路中的有关分析相同。由于回转功率小，回转油路没有设置功率限制装置。回路中装有电磁浮动阀，DF4通电后，二位四通阀换向，锥阀控制腔与油箱接通，锥阀开启，回转马达两腔连通形成短路，上车部分在回转方向上可以浮动，从而避免了起重机因起升高度大、起吊重物不易对中而使臂架和卷扬机构承受的不必要的侧向偏载。.1 性能要求性能要求具有独立工作能力；工作过程中可防止“打停现象”和自由摆动；微动性能好。.2 主要元件主要元件泵 3、电磁浮动阀 19、冷却阀 13-3、益流阀 12-3、马达 7、二位三通电磁阀 18、制动油缸 10-.3 主要回路主要回路主油路（含补油油路）、冷却油路、制动油路、变量操纵控制油路.4 功能实现和工作原理功能实现和工作原理1.1. 向左旋转向左旋转A）控制油路38-1（左移）电流 3-4（下）（3-4 上移）泵 3 3-4 油箱 3-2 3-4 3-3（下）3-3（上）油箱（2-1 输出流量）制动器控制油路3-2 DF3（+） 10-3（右）（制动器 18 打开）B）主油路3 7 泄油 13-3（左） 12-3 油箱重庆大学毕业设计（论文）用纸第页2.2. 向右旋转向右旋转A）控制油路38-2（右移）电流 3-4（上）（3-4 下移） 3-4 油箱泵 3 3-2 3-4 3-3（上）3-3（下）油箱（2-1 输出流量）制动器控制油路跟向左转相同。B）主油路3 7 泄油 13-3（右） 12-3 油箱3.3. 自由滑转对中自由滑转对中19-2（+） 19-1（+）（马达 7 处于浮动状态）3.33.3 伸缩回路伸缩回路伸缩回路如图 3-4 所示：图图 3-43-4 伸缩回路伸缩回路此伸缩回路采用电磁液动阀组来控制各臂的伸缩，除了不能同步伸缩外，其他的伸缩方式都可以。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页.1 性能要求性能要求起、制动平稳，各缸应具有一定的伸缩选择性能；.2 主要元件主要元件单向定量泵（4 与变幅、支腿回路共用）、电液比例换向阀（24）、二位六通转阀（23）、缸（25、26、27）、电磁-液控组阀（30、31）、平衡阀（29）、单向阀组（28）.3 主要回路主要回路缸 25、26、27 伸出、缩回油路，控制油路.4 功能实现和工作原理功能实现和工作原理1.1. 缸缸 2525 伸出伸出A）控制回路35-1（常） 35-4（下位）（向伸缩臂油路通油）37-2（右移）电流 24（右）油油箱（24 左移）23 右转（切换成伸缩状态）B）主油路4 35-4（下位） 24（右） 23（左）B 25 30-1（上） 29-1（开） 25（无杆腔）（缸 25 伸出）25（无杆腔）A 23（左） 24（右）油箱（回油）2.2. 缸缸 2525 缩回缩回A）控制回路35-1（常） 35-4（下位）（向伸缩臂油路通油）重庆大学毕业设计（论文）用纸第页37-1（左移）电流 24（左）油油箱（24 右移）23 右转（切换成伸缩状态）B）主油路4 35-4（下位） 24（左） 23（左）A 25（有杆腔）（缩回） 25(无) 29-1(开) 30-1(上) 25 B 23(左) 24(左) 油箱（回油）3.3. 缸缸 2626 伸出伸出A）控制回路35-1（常） 35-4（下位）（向伸缩臂油路通油）37-2（右移电流 24（右）油油箱（24 左移）23 右转（切换成伸缩状态）DF5（+） 30-2（上位） 30-1（下位）（连通缸 26 油路）B）主油路4 35-4(下位) 24(右) 23(左)B 25 30-1(下) B31-1(上)29-2（开） 26（无杆腔）（缸 26 伸出）26(有杆腔) 25(有杆腔) B 23(左) 24(右) 油箱 (回油)4.4. 缸缸 2626 缩回缩回A)控制回路37-1（左移）电流 24（左）油油箱（24 右移）其它的跟伸出相同B）主油路重庆大学毕业设计（论文）用纸第页435-4(下) 24(左) 23(左)A 25(有杆腔)A 26(有杆腔) (26 缩回)26(无杆腔) 29-2（开） 31-1(上) 26 B 30-1(下) 25 B 23（左）24（左）油箱（回油）5.5. 缸缸 2727 伸出伸出A）控制油路DF6（+） 31-1（下位）其它的跟缸 26 伸出控制一样B）主油路跟缸 26 伸出相似6.6. 缸缸 2727 缩回缩回控制和主油路跟缸 26 缩回相似3.43.4 变幅回路变幅回路变幅回路如图 3-5 所示：.1 性能要求性能要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意值允许位置能可靠锁死设有二次液控单向阀锁住保护装置.2 主要元件主要元件泵（4）、电液比例换向阀（24）、二位六通转阀（23）、平衡阀（22）、单向阀（21）、变幅缸（20）.3 主要回路主要回路变幅缸起臂、变幅缸落臂重庆大学毕业设计（论文）用纸第页.4 功能实现和工作原理功能实现和工作原理图图 3-63-6 变幅回路变幅回路1.1. 变幅缸起臂变幅缸起臂A）控制回路35-1（常） 35-4（下位）23（常）（变幅状态）37-2（右转）电流 24（右）油油缸（24 左移）B）主油路4 35-4(下) 24(右) 23(右) 22 21 20(无杆腔) (起臂)20(有杆腔) 23 24 油箱（回油）2.2. 变幅缸落臂变幅缸落臂A）控制回路35-1(常) 35-4(下位)23（常）（变幅状态）37-2（左转）电流 24（左）油油缸（24 右移）重庆大学毕业设计（论文）用纸第页B）主油路4 35-4（下） 24（左） 20（有杆腔）（变幅缩回）20(无杆腔) 21(开) 22(开) 23(右) 24(左) 油箱（回油） 3.53.5 支腿回路支腿回路支腿回路如图 3-7 所示：本机采用 H 式支腿回路，具有防软腿、掉腿和单独调节各支腿伸缩的装置，操作方便，工作安全可靠等特点。.1 性能要求性能要求要求水平液压缸和竖直液压缸伸缩方便；支撑平稳；可防止软腿现象；可单独对各支腿进行调节；在锁死的时候油缸不发生油液泄露。.2 主要元件主要元件泵 4、益流阀 12、水平液压缸（32）、竖直液压缸（33）、液控单向阀（34）、支腿油路控制阀组（35-135-4）、支腿油路转阀（36）.3 主要回路主要回路水平伸缩油路；竖直伸缩油路重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 3-83-8 支腿回路支腿回路.4 功能实现和工作原理功能实现和工作原理1.1. 支腿伸出支腿伸出A）控制回路35-2（左位）（水平伸缩液压缸打开）35-1(左位) 35-4(下位) 35-1 油箱 (向支腿回路通油)35-3（左位）（竖直伸缩液压缸打开）36（旋转）（对各支腿进行竖直方向调节）B）主油路4 35-4(上位) 35-2(左) 32(无杆腔) （水平油缸伸出）32（有杆腔） 35-2 35-3（常）油箱（回油）4 35-4(上位) 35-2(常) 35-3(左) 36 33(无杆腔) (支腿伸出)33（有杆腔） 35-3 油箱（回油）为了提高支腿伸缩速度也可以同时打开 35-2 和 35-3 使水平和竖直液压缸同时伸出，不过为了安全还是常采用分步伸出的方式。2.2. 支腿缩回支腿缩回支腿缩回跟伸出基本相同，只是把 35-2、35-3 换成右位就行了。对各支腿进行调节时，只需要把 36 转向相应的支腿位，把 35-3 打开就行了。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页第第4章章液压系统设计计算液压系统设计计算4.14.1 液压系统工作参数和各机构主要参数液压系统工作参数和各机构主要参数.1 工作机构主要参数工作机构主要参数1.1. 起升机构起升机构主卷扬：单绳最大速度(空载) 110 m/min单绳最大拉力(满载) 36 KN卷筒直径 500mm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) 50 m/min单绳最大拉力(满载) 28 KN卷筒直径 340mm钢丝绳直径 17mm钢丝绳层数 3减速器速比 51.4 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页2.2. 回转机构回转机构回转速度 1.5 r/min回转阻力矩 104 K.Nm减速器速比 1423.083.3. 变幅机构变幅机构最大行程 2842mm 变幅油缸最大轴向阻力 1320 KN变幅时间 60 Sec4.4. 伸缩机构伸缩机构伸缩臂有五节，四节为伸缩臂，采用两套油缸和钢丝绳进行驱动。第一级缸行程 8000mm油缸最大轴向阻力 1190 KN速比 2.5第二级缸行程 8000mm 油缸最大轴向阻力 700 KN速比 2.5 伸出时间 162 Sec第三级缸行程 8000mm速比 2.5 油缸最大轴向阻力 450 KN5.5. 支腿机构支腿机构垂直支腿：吊重时支腿油缸最大反力 700 KN.m行程 335mm速比 2.78水平支腿：水平支腿伸出最大反力 180 KN.m行程 1915mm速比 2.0.2 液压系统参数液压系统参数1.1. 液压系统型式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。2.2. 液压系统参数液压系统参数重庆大学毕业设计（论文）用纸第页主卷扬主卷扬: :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副卷扬副卷扬: :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 rpm4.24.2 液压元件选择计算液压元件选择计算 .1 液压马达和液压泵的选择计算液压马达和液压泵的选择计算为了实现本机的功能和性能要求。本机主、副卷扬回路，回转回路采用的液压泵皆是双向电液比例排量泵。这种泵主要由一个主泵和一个副泵以及其他液压元件组成，如图 4-1 双点划线部分所示：这种泵主要用于闭式回路中。主、副卷扬回路，回转回路采用的执行机构皆为双向定量液压马达，如图4-1 中 4 所示：重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 4-14-1 双向电掖比例排量调节泵、定量马达闭式回路图双向电掖比例排量调节泵、定量马达闭式回路图1.1. 主泵主泵 2.2. 补油泵补油泵 3.3. 制动器制动器 4.4. 定量马达定量马达副卷扬回路副卷扬回路1.1. 副卷扬马达的选择副卷扬马达的选择(1) 副起升卷筒扭矩 2222jjjFDMn式中: F2副卷扬单纯最大拉力，F2=28KN;Dj2钢丝绳卷绕时的卷筒直径202(21)340(23 1) 174250.425jjDDndmmm dj2钢丝绳直径，dj2 17mmj卷筒机械效率,由 Dj2/ dj2= 25 查起重机设计手册P91表 8-7 得j =0.9872280.4256.03.20.987jMKN m(2) 副卷扬马达的扭矩2222.jMMMi式中: i2副卷扬减速器速比, i2=51.4 2马达至减速器输出端机械效率, 2=0.93; 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页26.030.1261.126.1 .51.40.93MMKN mN m(3) 副卷扬马达排量22222MMMMMqP式中: PM2马达最大工作压差230.52.528MPPPMPa进回 M2m马达机械效率, M2m =0.95(以下同);22126.129.77 /min280.95MqL(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 2. . 副卷扬泵的选择副卷扬泵的选择 (1) 副起升卷筒的转速222.jjVnD式中: V2副卷扬单绳最大速度 V2=50m/min 25037.47 /min0.425jnr(2) 副卷扬马达转速 22251.437.471926 /minMjninr(3) 副卷扬马达输入流量重庆大学毕业设计（论文）用纸第页22220.032 192664.88 /min0.95MMMM VqnQL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 2264.88 /minBMQQL(5) 副卷扬泵的排量 3222264.88 100029.69/.23000.95BBBB VQqcmrn式中: nB2副卷扬泵工作转速 2300r/min B2V油泵容积效率，B2V0.95(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 0.61.8Mpa 主卷扬回路主卷扬回路1.1. 主卷扬马达的选择主卷扬马达的选择(1) 主卷扬卷筒力矩 112jijiFDM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重庆大学毕业设计（论文）用纸第页10(21)500(241)216470.647jjiDDndmmm dj1钢丝绳直径，dj121mmj卷筒机械效率,由 Dj1/ dj1=31 查起重机设计手册P91表 8-7 得j =0.991360.6479jMKN m(2) 主卷扬马达扭矩111 111.760.346.346.36.5 0.93jMMMKN mN mi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 4331111223460.817 10/81.7/280.95MMMM mMqmrcmrP式中：PM1马达进出口最大压差，130.52.528MPPPMPa进回 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 Mpa2 2. . 主卷扬泵的选择主卷扬泵的选择（1）主卷扬卷筒的转速重庆大学毕业设计（论文）用纸第页11111054.15 /min.0.647jjVnrD式中：V1主卷扬单纯最大速度，V1=110m/min（2）主卷扬马达转速11136.5 54.151976.5 /minMjninr（3）主卷扬马达流量 31111106.7 101976.5222.0 /min0.95MMMM VqnQL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112MBBQQQ 112BMBQQQ式中：QB2副卷扬泵流量， 222229.6923000.9564.9 /minBBBB VQqnL 1222.064.9157.1 /minBQL（5）主卷扬泵排量 331111157.1 1059.9/27600.95BBBB VQqcmrn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 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页最大压力45Mpa允许转速3200r/min先导压力变化范围 0.61.8 Mpa 回转回路回转回路1.1. 回转马达的选择回转马达的选择（1）回转马达阻力矩max31040.081281.21423.080.9HMMMKNmNmi式中：MHmax回转总阻力矩，MHmax=104KN.m; i回转减速器速比， i=1423.08; 回转机械传动效率， =0.90（2）回转马达的排量43336332281.20.224 10/22.4/24 100.95MMMM mMqm rcmrP式中：PM3回转马达工作压差，326.52.524MPPPMPa进回 M3m回转马达机械效率，M3m=0.95（3）回转马达的型号查曼勒斯曼公司液压元件手册P295 表，选取定量轴向柱塞马达 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4750r/min冲洗阀流量 2.5L/min，压力 2.5 Mpa2.2. 回转油泵的选择回转油泵的选择（1）马达最大转速3MHnin 1423.08 1.52135 /minr 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页式中：nH回转速度，nH=01.5r/min,取 nHmax=1.5r/min（2）回转马达流量3333328 10213562.93 /min0.95MMMM VqnQr式中：M3V回转马达容积效率，M3V=0.95（3）回转油泵的输出流量不计管路泄露3362.93 /minBMQQL（4）回转油泵排量353333362.93 102.4 10/24/27600.95BMBB VQqmrm rn式中：nB3回转油泵工作转速，nB3=2760r/min; B3V回转油泵容积效率，B3V=0.95（5）回转油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A4V40EL1.0，控制方式为 EL 即先导电液比例控制双向变量，带有一辅助泵和双向缓冲补油阀。性能参数如下：排量40cm3/r额定压力40 Mpa最大压力45Mpa允许转速3700r/min冲洗阀流量 2.5L/min，压力 2.5 Mpa 变幅伸缩回路变幅伸缩回路1.1. 变幅油缸的选择变幅油缸的选择（1）无杆腔油压作用面积32161320 100.023572228 10FAmP 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页式中：F1变幅油缸最大轴向阻力，F1=1320KN;P变幅油缸最大工作压力， P=28Mpa;（2）无杆腔缸径3122 1320 100.1733173.328FDmmmP查袖珍液压气动手册P259表 9-7 得：D=200mm;A=314.16 cm2，无杆腔油压作用面积； d=140mm，活塞杆径；A0=160.22 cm2为有杆腔油压作用面积； 2 2、变幅油路变幅油路（1）变幅油缸平均伸缩速度3112842 100.0474/2.84/min60SVm smt式中：S变幅油缸工作行程，S=2842mm； t1升臂变幅时间，t1=60sec（2）变幅油缸平均输入流量43112.84314.16 100.0892/min89.2 /min1PVVAQmL式中： V油缸容积效率，V=1 则双缸流量为 112289.2178.4 /minPPQQL（3）油泵输出流量11178.4187.8 /min0.95PBLVQQL式中：LV管路容积效率，LV =0.953.3. 伸缩油缸的选择伸缩油缸的选择（1）无杆腔油压作用面积3261190 100.042528 10FAmP 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页326700 100.025028 10FAmP326450 100.016128 10FAmP式中：F、F、F第、级油缸的最大轴向反力，F=1190KN，F=700KN，F=450KN；P各级液压缸的工作压力，均选 P=28Mpa; （2）无杆腔缸径3644 1190 100.2327232.728 10FDmmmP 3644700 100.1785178.528 10FDmmmP 3644450 100.1431143.128 10FDmmmP4.4. 伸缩油路伸缩油路（1）伸缩缸平均伸出速度31231(800080008000) 100.148/8.88/min162SSSVm smt式中：S1，S2 ，S3缸，缸，缸工作行程，S1=S2= S3 =8000mm； t1全程伸出时间，t1=162s（2）伸缩缸平均输入流量缸输入流量438.88425.0 100.3774/min377.4 /minVV AQmL缸输入流量438.88250.0 100.222/min222.0 /minVV AQmL 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页缸输入流量438.88 161.0 100.1430/min143.0 /minVV AQmL式中：V油缸容积效率，V=1平均输入流量： 1377.4222.0143.0247.5 /min33PQQQQL（3）液压泵输出流量11247.5260.5 /min0.95PBLVQQL（4）满足变幅伸缩时油泵的输出流量11max(,)260.5 /minBBBQQQL（5）液压泵的排量33441260.5 10119.2/23000.95BBBB VQqcmrn式中：nB4油泵工作转速，nB4 = 2300 r/min； B1V油泵容积效率，B1V = 0.95（6）液压泵的型号查曼勒斯曼公司液压元件手册P137 表，选用轴向柱塞变量泵 A2FO125，控制方式为 LRDS 即恒功率控制，压力切断和负载感应控制。性能参数如下：最大排量125.0 cm3/r额定压力40Mpa最大排量时的转速45 Mpa泵出口和负载的压力差1.42.5 Mpa此泵的性能已满足支腿回路需求了，本机支腿回路也采用此泵。支腿回路支腿回路1 1、垂直支腿油缸的选择、垂直支腿油缸的选择（1）无杆腔油压作用面积重庆大学毕业设计（论文）用纸第页32116700100.02528 10FAmP式中：F1吊重时支腿油缸最大轴向阻力，F1=700KN;P吊重时支腿油缸最大工作压力， P=28Mpa;（2）无杆腔缸径 311644700 100.1785178.528 10FDmmmP2 2、水平支腿油缸的选择、水平支腿油缸的选择（1）无杆腔油压作用面积32226180 100.006428 10FAmP式中：F2伸出时支腿油缸最大轴向阻力，F2=180KN;P伸出时支腿油缸最大工作压力， P=28Mpa;（2）无杆腔缸径322644 180 100.090590.528 10FDmmmP.2 液压阀的选择液压阀的选择1.1. 主副卷扬合流阀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。2.2. 功率限制阀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 4-2 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，重庆大学毕业设计（论文）用纸第页功率调节弹簧力和 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。图图 4-24-2 功率限制器装配图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。3.3. 压力值记忆阀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4-3 所示图图 4-34-3 压力记忆阀装配图压力记忆阀装配图( (左左) )及示意图及示意图( (右右) )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，即克服摩擦制动重庆大学毕业设计（论文）用纸第页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=1220bar，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 15A380V；直流 0.2A250V； 5A24V；4.4. 先导比例阀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 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 2.131.5Mpa，额定供油压力21Mpa，额定流量 2450L/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。5.5. 变幅伸缩多路阀变幅伸缩多路阀由于变幅伸缩回路不同时工作，而它们又同时由同一个液压泵供油，都是用电液比例换向阀对其进行速度控制，为了减少一个电液比例方向阀和一个切换开关，降低成本，所以用一个二位六通重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 4-44-4 二位六通转阀二位六通转阀转阀（如图 4-4 所示）对他们进行转换。此阀厂里可以自己制造。制造参数要与泵 4 即 A2FO160 相适应，工艺参数与二位四通转阀基本相同。6.6. 回转中位浮动阀回转中位浮动阀该阀由主阀和控制阀组成，主阀为插装式逻辑锥阀，额定压力为 32 Mpa，A-A，B-B 油道的额定流量为 80 L/min，A-B，B-A 油道额定流量 40 L/min。控制阀为上海航海仪器厂生产的球式电磁换向阀，其型号为 24QDF6，额定压力 30.5 Mpa，公称流量 12 L/min，阀机能为二位四通常闭型。7.7. 平衡阀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伸缩油路选用上海立新液压件厂生产的 FD25PA10/B00 平衡阀。.3 液压辅助元件选择液压辅助元件选择油路的通径油路的通径1.1. 油路的通径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 = 36 m/s，取 V1 = 3 m/s回油管路V2 3 m/s吸油管路V3 = 0.51.5 m/s，取 V3 = 1 m/s2.2. 卷扬油路卷扬油路（1）主卷扬泵的工作油路311410/(603)BdQ式中：QB1主副卷扬泵最大流量之和，QB1 =157.1 L/min314 157.1 10/(603)0.033333.3dmmm查手册取 d1 = 40mm（2）主卷扬马达的工作管路214/()MdQV式中：QM1主副卷扬泵最大流量之和，重庆大学毕业设计（论文）用纸第页 112222.0 /minMBBQQQL324222.0 10/(603)0.039639.6dmmm查袖珍液压气动手册P557表 12-49 取 d2 = 40mm（3）副卷扬工作管路3214/()BdQV式中：QB2副卷扬泵流量，QB2=64.88L/min33464.88 10/(603)0.021421.4dmmm查袖珍液压气动手册P557表 12-49 取 d3 = 25mm3.3. 回转工作管路回转工作管路4314/()BdQV式中：QB3回转支撑最大流量，QB3=51.46L/min34451.46 10/(603)0.019119.1dmmm查袖珍液压气动手册P557 表 12-49d4 = 20mm4.4. 变幅、伸缩、支腿管路变幅、伸缩、支腿管路（1）变幅缸小腔管路5414/()BdQV式中：QB4伸缩变幅泵最大流量，QB4 = 260.5L/min354260.5 10/(603)0.042942.9dmmm查袖珍液压气动手册P557表 12-49 取 d5 = 50mm（2）伸缩缸管路I、II、缸小腔油管6550ddmmI、II、缸大腔油路由于 I、II、缩回时，油泵压力较大，泵排量较小，泵输出流量较小，故取重庆大学毕业设计（论文）用纸第页7650ddmm（3）支腿缸管路水平支腿和垂直支腿均才用同样型号的油管7650ddmm（3）变幅伸缩泵吸排油管路排油管路7650ddmm吸油管路10434/()BdQV式中：QB4伸缩变幅泵最大流量，QB4 = 260.5L/min3104260.5 10/(601)0.074474.4dmmm取 d10 = 80mm 油箱选择油箱选择1 1、液压系统差流量、液压系统差流量 123BBBBBVQQQQQ157.164.8851.46265.5567.31 /min0.95L2 2、油箱有效容积、油箱有效容积(1 2)(1 2)567.31567.311134.62 /minVQL查袖珍液压气动手册P526表 12-36 取 V = 1250 L 滤油器的选择滤油器的选择1 1、变幅伸缩支腿油路、变幅伸缩支腿油路回油路上采用上海高行液压件厂（以下同）生产的线隙式过滤器，查液压袖珍气动手册P499得，型号为 XU-40040-J，公称流量 400 L/min，过滤精度为 40 微米, 最大压力损失 0.035 Mpa 。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页吸油路上采用线隙式滤油器，型号为 XU-63080-J，公称流量 400 L/min，过滤精度 80 微米, 最大压力损失 0.02 Mpa 。控制油路2 2、控制油路、控制油路压油路上采用纸质滤油器，型号为 ZU-H6380S，公称流量为 63 L/min，公称压力 5 Mpa，最大压力损失 0.35 Mpa，过滤精度 80 微米。吸油管路上采用线隙式滤油器，型号为 XU-2540-J，公称流量为 25 L/min,最大压力损失 0.02 Mpa，过滤精度 40 微米。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页第第5章章系统各回路性能计算系统各回路性能计算5.15.1 系统各回路功率计算系统各回路功率计算.1 各回路功率选取各回路功率选取各个回路均采取恒功率控制（加恒功率器）1.主卷扬回路 40KW2.副卷扬回路 30KW3.回转回路 25KW4.伸缩、变幅、支腿回路 30KW.2 管路系统容积效率及压力效率计算管路系统容积效率及压力效率计算容积效率容积效率1. 卷扬、回转回路由于卷扬、回转是相互独立的闭式油路，流量损失主要是冷却阀块使主油路中一部分油流回油池，以及作为控制油的一部分损失，对此凭经验取 lv=98%。2. 伸缩、变幅、支腿回路伸缩、变幅、支腿机构，其内泄漏的大小与管路中各控制阀的配合间隙，密封长度，运动件直径，两端压降，油液粘度，加工质量等很多因素有关，并且在实际中，泄露值是一个变量，因此由公式 QL=KQ（此公式见流体传动与控制P224公式 8-26）且取泄露系数 0.05，其中 Q 为系统流量，则：QL=0.05Q LLQ10.05100%95%Q1LVQ 压力效率压力效率1 1、卷扬机构、卷扬机构1）.合流时，在插装阀上的压力损失，管路中压力损失取 0.05P，则12Pbar122502220.0514.52PPPbar (低压合流，压力按计算，即)1max2P12502bar 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页P25014.594.2P250LPP2）.单动时，只有管路上的压力损失P95%PLPP2 2、回转：其阀类局部损失、回转：其阀类局部损失0P0.05PPP 0.05P95%PLPP3 3、伸缩、变幅、支腿机构、伸缩、变幅、支腿机构根据机械设计手册，平蘅阀，换向阀，管路压力14Pbar23Pbar取(系统工作压力)则3max0.03PPmax25PMPa30.03 2507.5Pbar123437.514.5PPPPbar LpP25014.594.2%P250P4 4、管路系统总效率、管路系统总效率a.卷扬合流时 .98%94.2%92.3%LLVLPb.卷扬单动时 .98%95%93.1%LLVLPc.回转 .98%95%93.1%LLVLPd.伸缩、变幅、支腿 .95%94.2%89.3%LLVLP5.25.2 系统各回路性能的验算系统各回路性能的验算.1 起升回路起升回路双泵合流双泵合流重庆大学毕业设计（论文）用纸第页主卷扬泵 A4V71EL2.0副卷扬泵 A4V56EL1.0马达 A2FM107马达转速：1211122211()()MVBBB VBBB VM VMMMQQn qn qnqq式中：B1V、B2V主副卷扬泵的容积效率，B1V=B2V=0.95 M1V主卷扬马达的容积效率，M1V=0.95 3313(2760 71 100.952300 56 100.95) 0.952747 /min106.7 10Mnr卷筒速度：11274775.26 /min36.5MJnnri单绳最大速度：1max0.64775.26/minJVDnm绳V绳 max110 m/min,单绳速度满足要求。最大起升重量：起升溢流阀压力为 30.5 Mpa260000nMMN600006000040162.92227600.85MNMNmn式中：M马达扭矩， M系统机械效率，取为 0.85卷筒扭矩：162.936.5 0.935530JMMiNm 单绳拉力：12255300.99169230.647JJJMFND合流最大起升重量：重庆大学毕业设计（论文）用纸第页16923 11189959.8FmGkgg 取 G =19 吨副卷扬工作副卷扬工作( (马达为马达为 A2FM32) ) 马达转速：22222222M VBBB VM VMMMQnqnqq=3633 r/min230056.00.95 0.9532.0卷筒速度：2363370.7 /min51.4Mnnri卷单绳最大速度：2max0.425 70.794.3/minjVD nm绳卷V绳 max50m/min，副卷扬系统满足要求。主卷扬额定载荷下的速度（此时为分流）主卷扬额定载荷下的速度（此时为分流）参数：最大单绳拉力，F = 36Kn 传动比 i = 36.5 卷筒计算直径 D= Dj1 =647mm根据起重机设计手册得卷=0.99卷筒扭矩：12jFDMM卷卷336 100.64720.9911.76.KN m起升负载稳定上升作用于马达轴的扭矩：3111211.76 10346.436.5 0.93jMMMbari式中：2马达至减速器输出端机械效率，2=0.93马达进出口压差：重庆大学毕业设计（论文）用纸第页=214.6 bar11112MMMM mMPq62346.4106.7 100.9511214.6225.90.95MBLBPPbarPB130.5 （系统调定压力）满足要求。马达流量： 612612400.90.9574.8 /280NQL mP马达转速： 113174.80.95666.0 /min106.7 10M VMMQnrq卷筒速度： 1666.018.2 /min36.5Mnnri卷单绳速度： 0.647 18.237.01/minVDnm单卷滑轮组倍率：3340 109.810.891136 10GmF负载起升（下降）平均速度：37.03.36/min11VVmm单副卷扬额定负载的工作速度副卷扬额定负载的工作速度参数：最大单绳拉力F=28KN传动比i=51.4卷筒计算直径D=425mm卷筒效率卷=0.987 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页泵的限制功率30KW卷筒扭矩： 328 100.4256.03220.987FDMKN卷卷起升载荷稳定上升作用于马达轴的扭矩： 2MMMi卷36.03 10126.1551.40.93Nm式中：卷筒到马达轴的传动功率，=0.93马达进出口压差：2262222126.15260.632.0 100.95MMMMmMPbarq式中：M2m马达机械效率，M2m=0.95则，泵进、出口压力差：22260.6274.30.95MBLPPPbarPB21.51r/min,回地转动惯性较大，速度不宜太高，该速度可以满足要求。系统的工作压力系统的工作压力马达输出最大转矩：3max12104 10101.151423.080.85 0.85MMMMNmi式中：M1、M2泵 1，泵 2（主副卷扬）的总效率，取 M1=M2=0.85 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页马达进出口压力差：max63322101.1523928 100.95MM mMPbarq泵的进出口压力差：3323.92520.95MBLPPPbar由此 PB30.148m/s，所以伸缩速度可以满足要求。V伸.4 变幅回路变幅回路参数：各缸的有效内径 D=200mm（双缸），有效活塞杆外径 d=140mm,行程S=2842mm 变副时间变副时间起臂时间： 22360600.22.842230.6344349.6 10DSVtsQQ总起速比： 0314.161.96160.22AiA落臂时间： 30.6315.631.96ttsi起落t起60 s，所以变幅时间满足要求。变副速度变副速度起臂速度：重庆大学毕业设计（论文）用纸第页2.8420.0928/5.57/min30.63SVm smt起起落臂速度： 2.8420.182/10.92/min15.63SVm smt落落结论结论：变副速度没做要求，根据实际情况，此速度可以满足要求。.5 支腿回路支腿回路由于支腿回路在起吊过程中不工作，所以其速度没有严格要求。以下将计算支腿工作时的性能。垂直支腿油路的计算垂直支腿油路的计算（1）垂直油缸的伸出时间垂直支腿各缸无杆腔的有效内径 D1=178.5mm，四只支腿同时伸出，则有： 221360600.17850.3357.36273.1 10BDStsQ伸式中：S1垂直支腿的行程，S1=335mm; QB泵的排量，QB=273.1L/min; （2）垂直油缸的缩回时间 17.362.652.78ttsi伸缩速比 i1=2.78 （3）垂直支腿的伸出速度10.3350.0455/2.73/min7.36sVm smt伸伸（4）垂直支腿的缩回速度10.3350.1264/7.58/min2.65sVm smt缩缩水平支腿油路的计算水平支腿油路的计算重庆大学毕业设计（论文）用纸第页（1）水平油缸的伸出时间四只水平支腿的无杆腔内径均为 D2=90.5mm，四只水平支腿同时伸出，则有： 2222360600.09051.91510.82273.1 10BDStsQ伸式中：S1水平支腿的行程，S2=1915mm; QB泵的排量，QB=273.1L/min; （2）水平油缸的缩回时间 210.825.302.04ttsi伸缩速比i2=2.04 （3）水平油缸的伸出速度 21.9150.177/10.62/min10.82sVm smt伸伸（4）水平油缸的缩回速度21.9150.361/21.66/min5.30sVm smt缩缩5.35.3 液压系统的发热验算液压系统的发热验算由于液压阻力产生的压力损失以及整个系统的机械损失和容积损失组成了能量的总损失，这些能量根据守恒定律，它不会自行消失而是转化成了热能，从而使油液的温度升高，油温过高，不仅使油的性质发生变化，影响系统工作，而且会引起容积效率的下降，因此，油温必须控制在一定的范围内，保证基本臂最大起重量 40 个工作循环后，油箱内液压油的相对温升在不加冷却器的情况下，不超过 75。.1 工作循环周期工作循环周期 T T起重机的一个工作循环包括起升、回转、变幅、伸缩臂、下降、空载、回转、装料等工序。起升工序起升工序功率 N1=40KW，时间 t1=h/V 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页式中：h额定负载时的起升高度=基本臂的 60%，11 60%6.6hmV起升工序速度，V=3.36m/min，则16.6601183.36ts 回转工序回转工序（正转 180）功率： N2=25KW 216016222 1.9Ttsn式中：n回转速度，n=1.9r/min 变幅工序变幅工序因为吊额定负载时，幅度不允许变大，所以 N3=0，t3=0 下降工序下降工序N4=N1=40KW；t4=t1=118 s 空载回转空载回转（反转 180）N5=N2=25KW；t5=t2=16 s 装载工序装载工序N6=0，凭经验 t6=150 s 伸缩工序伸缩工序因吊额定载荷时是不变的，所以不能带载伸缩，此工序不计算发热。于是周期：T T=t1+t2+t3+t4+t5+t6=118+16+0+118+16+150=418 s.2 油泵损失所产生的热能油泵损失所产生的热能 H H根据机械设计手册 P68公式（11-51）HP=N（1-）860（千卡/小时）重庆大学毕业设计（论文）用纸第页式中：N油泵的功率（KW）油泵的总效率主卷扬产生的热量主卷扬产生的热量吊额定负载时副卷扬不工作H升=N（1-）860t/T=40（1-0.83）860118/418=1651（千卡/小时）H降=H升=1651（千卡/小时）Hp1=H升+H降=3302（千卡/小时）回转泵产生的热量回转泵产生的热量H正回=N（1-）860t/T=25（1-0.83）86016/418=140（千卡/小时）H反回=H正回=140（千卡/小时）Hp2=H正回+H反回=1402=280（千卡/小时）.4 马达产生的热量马达产生的热量HM=NM（1-）860（千卡/小时）式中：NM马达的功率马达的总功率，=. 起升马达产生的热量起升马达产生的热量H升=N. L（1-）860t/T =400.931（1-0.9）860118/418=904（千卡/小时） H降=H升=904（千卡/小时） HM1=H升+H降=9042=1808（千卡/小时）回转马达产生的热能回转马达产生的热能H正回=NL（1-）860t/T=250.931（1-0.9）86016/418=77（千卡/小时）H反回=H正回=77（千卡/小时）HM2=H正回+H反回=772=154（千卡/小时）重庆大学毕业设计（论文）用纸第页管路产生的热量管路产生的热量管路发热基本上可以与散热冷却相平衡，忽略不记。系统的总发热量系统的总发热量H=Hp1+Hp2+HM1+HM2=3302+280+1808+154=5544（千卡/小时）.5 油箱散热量油箱散热量油箱的散热面积由机械设计手册下册 P48公式（11-178）计算230.065AV2230.065 12507.54m由热平衡方程得公式：0(1)K AK Ai ii ittC GC Gi ii iHee 式中：K油箱的散热系数，取为 13 千卡/m2.时.（周围通风良好） C1油的比热，取为 0.5 千卡/公斤. C2钢的比热，取为 0.12 千卡/公斤. 30#精密机床液压油的重度，=900 千卡/m3 G1循环油的质量 G2油箱散热部分钢板的质量（千克） t系统的工作时间311250 109001125GVkg278507.540.003178GpAkg钢（钢板厚度取为 3mm，即 =3mm）当油与周围空气在开始工作时的温度 0时13 7.540.1680.5 1350 0.12 1785544(1)56.56(1)13 7.54ttee当汽车起重机连续工作 40 个工作循环时，其工作时间：（小时）40404184.6436003600Tt则 0.168 4.6456.56(1)30.7eC 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页50所以，油箱温升满足要求。第第6章章起重机液压系统电液比例控制专题研究起重机液压系统电液比例控制专题研究摘摘要：要：本文从电液比例电磁阀的特点开题，分别阐述了，大型汽车起重机常用的液控部件；电液比例控制技术对变量泵的智能控制；采用电液比例控制的变幅油路；电液比例控制同步伸缩；电液比例控制二次起升下滑；电液比例控制支腿的伸出自动调平几个问题，由此得出了采用电液比例控制技术对汽车起重机液压系统的影响，还对在汽车起重机液压系统中电液比例控制技术的发展趋势寄以很高的希望。关键字：关键字：电液比例电磁阀；电液比例控制；智能控制；同步伸缩；二次起升；自动调平引言：引言：随着液压技术、工程控制技术、电子技术的不断发展，电液比例控制技术已经成熟。一体化的进程对液控技术提出了更多的需求,而计算机技术和控制理论的发展则为液压技术注入了新的动力。因此，汽车起重机实现自动化智能话已经是一种趋势了。6.16.1 电液比例控制原理和特点电液比例控制原理和特点电液比例控制阀简称比例阀，其结构特点是由比例电磁铁与液压控制阀两部分组成。相当于在普通液压控制阀上装上比例电磁铁以代替原有的手调控制部分。电磁铁接收输入的电信号，连续地或按比例地转换成力或位移。液压控制阀受电磁铁输出的力或位移控制，连续地或按比例的压力和流量。图图 6-16-1 比例型电磁铁原理比例型电磁铁原理图图 6-26-2 比例型电磁铁的静特性比例型电磁铁的静特性1 1磁轭；磁轭；2 2线圈；线圈；3 3 衔铁；衔铁；4 4导磁套；导磁套；吸合区；吸合区；工作行程区；工作行程区； 5 5调整弹簧；调整弹簧；6 6调整螺钉；调整螺钉；7 7推杆；推杆；空行程区；空行程区；8 8限位片；限位片；9 9工作气隙；工作气隙；1010隔磁环；隔磁环；气隙；气隙；比例阀实现连续控制的核心是采用了比例电磁铁，电磁铁是一种通电后使铁磁物质产生电磁吸力，把电能转换成机械能的电器元件。比例电磁铁的工作原理重庆大学毕业设计（论文）用纸第页见图 6-1 所示。当线圈 2 通电后，磁轭 1 和衔铁 3 中都产生磁通，产生电磁吸力，将衔铁吸向轭铁。衔铁上受的电磁力和阀上的或电磁铁上的弹簧力平衡，电磁铁输出位移。当衔铁 3 运动时，气隙保持恒值并无变化，所以比例电磁铁的吸力 F 和无关，其静特性见图 6-2 所示。图中静坐标是比例电磁铁的吸力 F，横坐标是衔铁的行程 S。由图可得出以下结论：（1）在 S 很小，或 S 很大时，力 F 随行程 S 而变化，不宜作为工作区段。（2）在 S 大约为 1.5mm 左右的中间区段，曲线大体上呈水平的平行线，这个区段的曲线可作为工作区段曲线。一般来说，比例电磁铁的有效工作行程小于开关型电磁铁的有效工作行程。（3）比例电磁铁的吸力在有效行程内和线圈中的电流成正比。（4）比例电磁铁的吸力在有效行程内和衔铁位置无关。由于比例阀实现了用经过放大器放大的电信号对液体压力、流量和流向的控制，构成自动控制系统，即可开环控制，也可闭环控制；因其能连续地、按比例地对压力和流量进行控制，控制方便且可避免压力和流量有级切换时的冲击；抗污染性能优于伺服阀，制造比伺服阀简单，价格低于伺服阀，但高于普通液压阀；一个比例阀可兼有几个普通液压阀的功能，可简化回路，减少阀的数量，提高可靠性。随着耐高压直流比例电磁铁的产生，电液比例阀的优越性得到了进一步发展。耐高压直流比例电磁铁除了具有一般电液比例阀的优点，还具有较大的功率重量比，可以输出较大的位移和力，不仅可用来推动比例先导阀，还可以直接驱动主阀。由于它的导套具有足够的耐压强度，所以比例电磁铁可承受 35Mpa 静压力。6.26.2 起重机部件电液比例控制起重机部件电液比例控制1 1大型汽车起重机常用的液控部件大型汽车起重机常用的液控部件图图 6-36-3 先导减压电液比例方向阀原理图先导减压电液比例方向阀原理图图图 6-46-4 先导溢流比例方向阀原理图先导溢流比例方向阀原理图1 1电冶比例减压阀；电冶比例减压阀；2 2液控换向阀；液控换向阀； 1 1电液比例溢流阀；电液比例溢流阀；2 2定值流量控制阀；定值流量控制阀；对大流量高压系统的流量控制，必须采用先导型二级或多级方向比例阀。此类阀有先导减压比例方向阀(原理图见图 6-3)，先导溢流比例方向阀(原理图见重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图 6-4)等。由于此类阀内含有一级或多级液压功率放大器，能较好地克服主阀芯上的液动力干扰，在负载变化时具有较高的稳定裕度。但上述两种阀的先导阀输出压力与主阀位移之间无反馈，仅是开环压力位移变量，必然还受到液动力的干扰，先导阀和主阀上的摩擦力直接影响控制特性的滞环，控制精度较低。如果要求很高的控制电压与换向阀开口量的比例精度，必须采用先导级和主级间带有级间反馈的比例方向阀。反馈形式包括：机械位置反馈，位移力反馈，位移压力反馈和位移电反馈等。大吨位起重机出于节能、调速方面的考虑，它的回转和起升液压回路采用外控变量泵定量马达的开式或闭式容积调速系统。其中变量泵的变量机构的控制是整个系统容积调速的关键。变量机构的基本作用是改变泵的排量，其中变量活塞的位置和泵的排量调节参数(轴向柱塞泵为斜盘或斜轴的倾角，叶片泵为定子对转子的偏心距)一一对应。变量机构本质是一个位置控制系统。图 6-5 所示为一双向电液比例排量调节泵加定量马达的闭式容积调速系统。电冶比例排量调节泵能实现排量与输入电信号成正比的控制功能。从图 6-5 中可以看出，此变量泵有一个主泵和一个补油泵。主泵变量活塞和电冶比例方向阀之间有着位移直接反馈关系，即变量活塞跟踪电液比例方向阀的位移而定位。此泵的变量控制过程为：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，达到预期的操作目的。但由于此泵的容积效率随工作压力升高而降低，故这种泵的输出流量得不到精确控制。如欲精确控制流量，可采用比例控制流量调节泵。2 2电液比例控制技术对变量泵的智能控制电液比例控制技术对变量泵的智能控制在液压汽车起重机的各回路中，工作最频繁，性能要求最高的是起升回路和回转回路。控制这两个回路最关键的是控制回路中的液压泵和液压马达。大中型汽车起重机采用了变量液压泵作为动力源，因此需要对变量泵进行功率、速度控制，以前主要采用的控制方法是纯液压控制。这样不仅性能很难满足要求，而且操作不方便，成本也比较高。当前所使用的变量泵为了满足工作系统对其输出的特殊要求,大多以内部液控的方式对其输出的流量和压力进行自动控制。而这种控制方法的核心技术是电液比例控制技术。图 6-6 所示是采用了电液比例控制技术进行智能控制的起升回路。该回路将变量泵的变量机构设计成电液比例变量方式,再配合流量和压力传感器，用微处理实现智能化的任意特性的输出控制，以满足各式液压系统的工作要求。在图 6-6 中,电液比例控制变量泵出油口(或进油口)装有检测其工作压力和流量的传感器,对于液压泵来说输出特性就是输出压力和流量的函数(、),通过对所检测到的流量和压力信号进行处理后根据工作需要控制变量泵的电液比例控制器工作,改变泵输出的流量和压力以达到液压装置所需的工重庆大学毕业设计（论文）用纸第页作要求。在实现变量泵功率匹配的的过程中,我们可预先将流量和压力的匹配关系输入微电脑,然后把液压泵输出的流量和压力信号反馈给微电脑进行比较处理,控制比例变量泵进行变量,实现液压泵的功率匹配变量。流量和压力的任意组合在微电脑的控制和处理下都可完成。这样就可以使起升回路在实现较高的工作要求。图图 6-56-5 双向电液比例排量调节泵双向电液比例排量调节泵图图 6-66-6 采用电液比例智能控制的采用电液比例智能控制的1 1主泵；主泵；2 2补油泵；补油泵；3 3控制器；控制器；起重机起升回路起重机起升回路在要求输出精度不高的开式液压系统中,也可不使用流量传感器,由输入控制液压泵变量的电液比例控制器的电流或电压的值,计算或实测出其输出的相应流量,对流量的输出做开环控制。如对于恒流泵的实现,我们只需将流量传感器测得的流量信号和所要求的流量信号比较后放大,推动比例电磁铁工作,使液压泵的流量输出保持恒定。对于恒压泵的实现,我们也只需在液压泵的出口处设置一压力传感器,根据传感器的测值和要求值进行电信号比较、放大,推动液压泵的比例电磁铁进行工作,调整输出流量,使其输出压力基本保持不变。图图 6-76-7 变量泵输出特性控制方框图变量泵输出特性控制方框图重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图 6-7 为变量泵输出特性控制方框图,液压泵工作压力和流量经压力和流量传感器检测后，送给信号处理器进行整形放大,整形放大的信号传送到微处理器,经微处理器处理后的信号被信号放大器放大,驱动液压泵变量的电液比例控制器工作,使泵的排量发生变化,使输出特性得到了相应控制。变量泵输出特性的全电控实现,彻底改变以往的液动控制方式,使液压泵的输出更加灵活,控制精度进一步提高,简化了变量泵的结构,易于实现泵的智能化控制,以适应液压传动及控制的高速发展。这种采用电液比例的智能控制技术可以对整个起重机各回路的变量泵进行控制。6.36.3 电液比例对各回路的控制电液比例对各回路的控制1 1变幅回路电液比例控制变幅回路电液比例控制图 6-8 为采用电液比例控制的变幅油路，采用电液比例技术后，把原手动换向阀换成了电液比例方向阀(以弹簧对中型直接控制式即比例电磁铁直接驱动功率级阀芯的电液比例方向阀为例)，原换向阀操作手柄换成手动比例电压控制阀(下称手控电阀)。手控电阀可以向前后左右四个方向搬动。搬动的角度不同，手控电阀下端电位器发给比例电磁铁的电压信号的强弱不同，由于比例电磁铁水平的位移力特性，相应地比例电磁铁压缩阀芯弹簧的力就不同。这样阀的开口量就不同，这就使电液比例方向阀开口量与手控电阀的搬动角度成一定比例。由于手控电阀下面只有四只电位器，搬动手柄只是压缩复位弹簧，所以非常方便。图图 6-86-8 采用电液比例控制的变幅回路采用电液比例控制的变幅回路1 1手动比例电压控制阀；手动比例电压控制阀；2 2电冶比例方向阀；电冶比例方向阀； 3 3平衡阀；平衡阀；4 4液控单向阀；液控单向阀；5 5变幅液压缸；变幅液压缸；2 2电液比例控制同步伸缩电液比例控制同步伸缩解决汽车起重机伸缩机构的同步伸缩问题，在行业中一直比较热门。原因为汽车起重机对整机各部分的重量控制严格。三大结构车架、转台、吊臂是重量控制的主要对象。而如在吊臂伸缩机构中采用同步伸缩，在相同的工况下，各重庆大学毕业设计（论文）用纸第页节吊臂吊臂重量就可减轻。对整机来说，同步伸缩可提高中等幅度的起重量，且吊臂节数越多，提高越明显。因此，同步伸缩具有优越性，但是现同步伸缩比顺序伸缩更复杂。图图 6-96-9 电液比例控制伸缩缸电液比例控制伸缩缸图图 6-106-10 用电液比例顺序阀控制用电液比例顺序阀控制同步伸缩原理图同步伸缩原理图动器的起升回路动器的起升回路1 1电磁换向阀；电磁换向阀；2 2电液比例换向阀；电液比例换向阀； 1 1电磁换向阀电磁换向阀；2 2电液比例顺序阀；电液比例顺序阀；3 3平衡阀；平衡阀；4 4油缸油缸 1 1；5 5油缸油缸 2 2； 3 3平衡阀；平衡阀；图 6-9 为电液比例控制两个伸缩缸同步伸缩的液压与电路原理图(多个伸缩缸同步伸缩原理相同)。其机械部分与顺序伸缩系统没有多大差别，缸 1、缸 2及油管走向完全一样(缸 2 的进、出油路通过缸 1 内，这样可以省掉软管卷筒)，只是增加了一套各液压缸的位置检测、为差反馈运算放大电路，所以实现多缸同步较为容易。另外，由于该系统为带有控制对象主反馈的闭环系统，较之其他同步系统为控制中间量流量的开环系统，其同步精度很高。电路中各节吊臂(或液压缸)的位置检测。可采用配置与液压缸数量相同的带有电位器的测长拉线盒的方法，即可方便地取得各节吊臂地位置反馈信号。图 6-9 中同步过程：操纵电磁换向阀使缸 1 伸出(缩回)，缸 1 的位置反馈装置发出电信号与缸 2 的位置反馈电信号进行运算比较，其差值信号经放大后驱动电液比例方向阀，使缸 2 随之伸出(缩回)，直至差值信号为零，即缸 1、缸 2 伸出(缩回)量相等，达到同步伸缩的目的。如果按各节臂重量计算，结果表明各吊臂按比例伸缩更能提高中幅度的起重量，电液比例控制系统同样能实现这样的动作。3 3电液比例控制二次起升下滑电液比例控制二次起升下滑形成二次起升下滑现象的机理为：当二次起升时，由于起升马达制动器的打开压力较低，在主油路压力达到足以克服载荷作用在起升马达上形成的反力矩之前，制动器已打开，故起升马达的反转趋势至使马达与平衡阀间的油路中油液被重庆大学毕业设计（论文）用纸第页压缩，加之马达的泄露，造成马达反转，重物下滑。解决二次起升下滑现象的关键是在起升马达的驱动力矩等于或稍大于载荷形成的反力矩时，即主油路供油压力值升到或稍超过提升重物所需压力时打开制动器。图图 6-116-11 起升回路电液比例控制起升回路电液比例控制图图 6-126-12 电液比例阀简图电液比例阀简图电路原理框图电路原理框图应用电液比例控制技术能方便地消除二次起升下滑现象。图 6-10，图 6-11为使用电液比例顺序阀控制制动器，消除二次起升下滑现象的油路和电路原理框图。其中电路上与载荷成线性关系的电信号，可以安装在吊钩钢绳系统上的拉（压）力传感器，贴在变幅缸缸头的应变片组成的电桥，安装在变幅缸下腔的油压传感器上取出并放大，然后用此信号控制顺序阀的比例电磁铁。从图 6-12 中可以看出，由于比例电磁铁的水平位移力特性，对应一个控制电信号值，顺序阀中的比例电磁铁控制的先导阀就有一个开启压力调定值，且调定值与电信号成线性关系。已知此电信号与载荷反油压成线性关系，所以，电液比例顺序阀开启压力与载荷反油压成线性关系。如将它们之间的比例关系调整为 1:1 或稍大一点，就实现了防止二次起升下滑的目标。如果汽车起重机装有称重装置或全自动力矩限制器，可直接借用它们的传感装置，只加一个放大电路就可以得到控制顺序比例电磁铁的电信号。另外，如果要限定通往制动器的油压，可在电液比例顺序阀后加一个减压阀。4 4电液比例控制支腿的伸出自动调平电液比例控制支腿的伸出自动调平起重机作业的现象常常不允许支腿完全伸出，各支腿伸出长度也往往不一致。这时，就要求由传感器来检出各支腿的伸出长度，将支腿伸出情况传递给力限器，并根据各个支腿的不同伸出状态和起重机的旋转角，计算允许起重载荷。这样，不仅提高了安全性，而且可以最大限度地发挥起重能力。起重作业过程中，保持车身的水平是不容忽视的安全要素。它对提高起重性能和整机稳定性有好处。一般调平由人工操纵多路阀来进行，调平操作主要靠目测，其调平精度差，时间长，且不易操作。采用带有电液比例阀的自动调平装置可以快速平稳，准确地进行车身的调平工作。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页图图 6-136-13 支腿自动调平装置原理方框图支腿自动调平装置原理方框图图图 6-146-14 支腿地面支承强度不足的情况支腿地面支承强度不足的情况图 6-13 所示为自动调平原理方块图。它一般是由两个在同一平面内相互垂直安装的纵向水平传感器、支腿行程传感器、支腿压力传感器、、微机控制系统、电液比例阀等组成。其工作原理是，在在支腿调节过程中，由于液流分配不均等，而产生车架倾斜，或由于地面支承点的不平以及其他因素使车架产生倾斜时，纵向和横向水平传感器立即将倾斜量转化成电信号传递给微机控制器，控制器根据信号量的大小和方向，给电液比例阀发出一定的控制信号，控制支腿油缸进行自动调平。目前，在支腿控制中有待解决的问题是如何防止由于地面支承强度不足而引起的事故，如图 6-14，特别是大吨位起重机来说很重要，需要继续开发地面支承强度自动检测装置。6.46.4 电液比例对起重机液压系统的影响及发展趋势电液比例对起重机液压系统的影响及发展趋势1 1采用电液比例控制技术对汽车起重机液压系统的影响采用电液比例控制技术对汽车起重机液压系统的影响从以上系统采用电液比例控制后的结果来看，电液比例控制技术用于汽车起重机液压系统中具有以下影响：(1)可明显地简化起重机液压系统,实现复杂程序控制,降低费用,提高了起重机可靠性,可在电控制器中预设斜坡函数,实现精确而无冲击的加速或减速,不但改善了控制过程品质,还可缩短工作循环时间。(2)利用电信号便于实现起重机远距离控制或遥控。将阀布置在最合适的位置,提高起重机液压系统的设计柔性。(3)利用反馈提高了起重机液压系统的控制精度或实现特定的控制目标。(4)能按比例控制液流的流量、压力,从而对起重机部分执行器件实现方向、速度和力的连续控制,并易实现无级调速。电液比例控制系统,由电子放大及校正单元、电液比例控制单元(含机械转换器在内的比例阀、电液比例变量泵及变量马达)、动力执行单元及动力源、工程负载及信号检测反馈处理单元所组成。系统可通过设置液压(压力和流量)和机械参数中间变量检测反馈闭环或动力执行单元输出参数检测反馈闭环,来改善其稳态控制精度和动态品质。信号处理单元可采用模拟电子电路、数字式微处理芯片或微机来实现。数字式集成电路在重庆大学毕业设计（论文）用纸第页精度、可靠性、稳定性等项均占优势,其成本也越来越低廉,故在起重机中应用日益广泛。随着电液比例技术的发展,对于常用的常规阀,一般都有相对应的比例阀。比例阀是介于普通液压阀和电液伺服阀之间的一种液压阀。它可以接收电信号的指令,连续地控制液压系统的压力、流量等参数,使之与输入电信号成比例地变化。它可以用于开环系统中实现随液压参数的遥控,也可以作为信号转换与放大元件用于闭环控制系统。2 2汽车起重机液压系统电液比例控制技术的发展趋势汽车起重机液压系统电液比例控制技术的发展趋势(1)提高控制性能,适应机电液一体化汽车起重机的发展。提高电液比例阀及远控多路阀的性能,提高起重机在野外工作的可靠性。发展低成本比例阀,使主要零件与标准阀通用，大幅度的降低汽车起重机的制造成本。(2)比例技术与二通和三通插装技术相结合,形成了比例插装技术,特点是结构简单,性能可靠,流动阻力小,通油能力大,易于集成;这样就容易实现比例容积控制，使中、大功率汽车起重机控制系统向更加节能的方向发展。(3)尽量使传感器和电子器件更加小型化,促使传感器、测量放大器、控制放大器和阀等元件复合一体化,极大地提高比例阀(电反馈)的工作频宽，大大提高汽车起重机的性价比。从这些发展趋势来看，将来的汽车起重机将向智能化方向发展，它不再只是做一些简单的工作，而是可以像机器人那样做更加复杂的工作，成为真正的“巨人” 。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页第第7章章总总结结7.17.1 设计总结设计总结本文针对 40 吨汽车起重机液压系统进行设计计算并对其中的关键技术电液比例控制技术，进行专题研究。我国的汽车起重机设计技术已经很成熟了，本人的设计步骤基本上跟厂里专业人员的一样，唯一不同的就是设计的具体内容与传统的有很大区别，具有很多自己的新异，主要向起重机自动控制和节能方向设计。本机上车液压系统全部采用电控方式，具有操纵轻便、灵活，工作平稳、可靠等特点。是一款很特别的中型汽车起重机。作为一名本科学生，毕业设计是对所学知识运用的一次很好的考验，在设计的过程中本人充分运用本科四年所学的知识。翻译外文用到英语知识；在设计主要回路时用到液压与气压传动的知识；在设计控制部分时用到机械设计学、机械系统设计、电工电子学、机械工程控制原理、机械电气自动控制与工业控制计算机等；在计算选择元件时用到了一些物理知识和机械学基础知识，还用到了一些专业技巧。由这次毕业设计本人学会了怎样对一项从没见过的课题进行设计。从分析课题，搜集相关材料，阅读并综述相关资料以及设计计算等过程有了清晰的思路。这次设计培养了本人的设计能力，为将来工作奠定了一定的基础。7.27.2 工作展望工作展望本次对 40 吨汽车起重机液压系统进行设计计算只是一些表面设计工作，如果要进一步细致研究的话内容还很多，主要有以下一些工作：（1）对各种液压元件、各主要回路等建立数学模型进行动态仿真分析。（2）对电液比例控制进行分析，其中涉及到各种传感器的选择，各种芯片的选择连接，计算机软件编写等。（3）对汽车起重机防摇的模糊智能控制研究及仿真等一些比较先进的技术分析。（3）对各回路进行实验测试，判断设计的可行性和先进性并且进行改造。（4）为了实现最终设计目标，可能需要设计一些比较先进的液压元件。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页致致谢谢本设计是在杨阳老师的悉心指导和严格要求下完成的。在这期间老师给我提供了不少参考资料，在我设计遇到困难而无法继续做下去时老师给我耐心讲解，并且一讲就是两三个小时，平时还多次到实验室查看我的进展情况。导师广博的专业学识、严谨的治学态度以及执着的事业追求使我受益匪浅，他严紧的科学作风和实事求是的科学态度给我留下了深刻的印象。在导师艰辛教导下，经过这短短几个月时间，我不仅学到了丰富的专业设计知识和技巧，更重要的是使我学到了科学研究的方法和态度。在这里我希望表达对导师最诚挚的感谢。同时也要感谢实验室里的师哥师姐们，特别要感谢谭强俊师哥、涂江和朱士奇两位同学，他们在我设计的过程中给了我很多帮助。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页参考文献参考文献1 编写组编起重机设计手册S机械工业出版社19802 刘新德主编袖珍液压设计手册S机械工业出版社20043 上海煤矿机械研究所编液压传动设计手册S上海人民出版社19764 德国曼勒斯曼公司编写曼勒斯曼公司液压元件手册S5 朱才新主编液压传动与控制M重庆大学出版社19986 许福玲陈尧明编液压与气压传动M机械工业出版社20017 周士昌主编液压系统设计图册M机械工业出版社20038 扬国平刘忠编现代工程机械液压与液力实用技术M人民交通出版社9 赵显新编工程机械液压传动装置原理与检修M辽宁科学技术出版社10 雷天觉主编液压工程手册S机械工业出版社199011 成大仙主编机械设计手册S化学工业出版社12 上海交通起重运输机械教研组编起重运输机的液力传动M中国工业出版社13 顾迪民主编工程起重机M中国建筑工业出版社，198814 宋福荣张志远变量泵及马达输出特性的智能控制J太原重型机械学院，200015 刘新得主编袖珍液压气动手册S机械工业出版社，200416 吴根茂主编实用电液比例技术M浙江大学出版社，199317 王意流体技术和电子技术的结合与竞争J液压气动与密封，1999(1)18 路甬祥电液、电气比例控制技术的新进展J机床与液压，1988(3)19 黄宗益工程起重机电子控制J上海同济大学，1994(10)20 工程机械19952004J21 建筑机械19952004J22 液压与气动19982004J 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页附录附录1 QY40液压汽车起重机液压系统原理图液压汽车起重机液压系统原理图重庆大学毕业设计（论文）用纸第页附录附录2 QY40液压汽车起重机液压系统电磁铁动作顺序表液压汽车起重机液压系统电磁铁动作顺序表重庆大学毕业设计（论文）用纸第页附录附录3 QY40液压汽车起重机液压系统元件明细表液压汽车起重机液压系统元件明细表1.主卷扬泵 21.液控单向阀2.副卷扬泵 22.可调平衡阀3.回转泵 23.二位六通转阀4.变幅、伸缩、支腿泵 24.三位四通电液比例换向阀5.主卷扬马达 25.I 级液压缸6.副卷扬马达 26. II 级液压缸7.回转马达 27.级液压缸 8.压力记忆阀(2 只) 28.梭阀(2 只) 9.单向节流阀(2 只) 29.平衡阀(三只) 10.制动油缸（3 只） 30.电液换向阀组11.二位三通液控换向阀(2 只) 31.电液换向阀组12.益流阀(5 只) 32.水平液压缸(4 只) 13.三位三通液控换向阀(3 只) 33.垂直液压缸(4 只)14.三位四通液控换向阀 34.液控单向阀(4 只)15.三位五通电磁阀 35.支腿油路控制阀组16.梭阀(2 只) 36.支腿油路转阀17.功率限制器(2 只) 37.手动比例电压控制阀 18.二位三通电磁换向阀(带节流阀) 38.手动比例电压控制阀(副卷扬、回转)19.电磁浮动阀 39.滤油器(6 只) 20.变幅液压缸 40.油箱 41.压力传感器重庆大学毕业设计（论文）用纸第页任务书任务书：重庆大学本科学生毕业设计（论文）任务书重庆大学本科学生毕业设计（论文）任务书设计（论文）题目 QY40 起重机液压系统设计计算与关键技术研究学院、专业机械学院、机械制造及自动化学生姓名缪祥爱指导教师姓名、职称杨阳副教授下发日期 2005 年 1 月（任务起止日期：2005 年 3 月 10 日至 2005 年 6 月 30 日）重庆大学毕业设计（论文）用纸第页设计（论文）的主要内容与要求及其主要技术指标：主要内容：以 QY40 汽车起重机液压系统作为设计研究对象，根据总体技术指标，在确定各工作机构型式和参数的基础上，进行液压系统设计计算，并对该液压系统进行分析与研究。设计要求：1. 绘制 QY40 汽车起重机液压系统原理图（零号）；2. 编制 QY40 汽车起重机液压系统设计计算书；3. 撰写 QY40 汽车起重机液压系统关键技术研究报告。设计（论文）的主要技术指标：1 整机基本参数应符合汽车起重机基本参数标准。2 各工作机构既能单独单独作业又能复合作业，其中主卷扬单独作业时能实现合流。3 发动机功率 80KW(2500r/min),最大扭矩 300Nm(1650r/min),液压系统压力 250Mpa.4 液压系统采用多泵多回路变量液压系统，主、副卷扬和回转采用闭式回路，变幅、伸缩和支腿采用开式回路。操作方式为先导伺服操作。5 所设计的汽车起重机液压系统构成合理，技术性能先进，在满足可靠性前提下具有一定的创新性。技术资料完整、正确。6 撰写的汽车起重机液压系统关键技术研究报告具有一定的理论性、使用性和独创性。进度安排序号设计（论文）工作进度日期（起止周数）%1查阅资料，撰写实习报告，文献综述和译文4-5102系统方案和元件选择，绘制液压系统图 5-7203液压系统性能验算，编制设计计算书 8-11204结合设计难点，选择专题，资料检索 1210 重庆大学毕业设计（论文）用纸第页5撰写液压系统专题研究报告 13-1640主要参考文献：1 工程起重机2 工程机械液压与液力传动3 起重运输与工程机械液压传动4 机械设计手册（液压部分）5 起重机设计手册6. 工程机械杂志（2000 年以后）6. 建筑机械杂志（2000 年以后）同组设计（论文）者：杨保成系负责人意见：签字：年月日学院负责人意见：签字：年月日注：1.此任务书由指导教师填写。 2.此任务书最迟必须在第七学期（五年制第九学期）15 周前下达给学生。教务处制文献综述文献综述：汽车式起重机液压系统汽车式起重机液压系统技术现状与发展趋势技术现状与发展趋势摘要摘要本文对目前国内外汽车起重机的发展趋势进行了对比分析，列举了一些国内外汽车起重机常用的新技术解决汽车起重机安全问题的技术；起重机电子控制技术。最后还提了自己对起重机技术发展过程的一点看法。重庆大学毕业设计（论文）用纸第页关键字关键字汽车起重机液压系统智能超载限制器负荷传感系统载荷力矩限制器反力感知系统一、行业背景一、行业背景（一）国外工程汽车起重机的发展趋势（一）国外工程汽车起重机的发展趋势近 20 年世界工程起重机行业发生了很大变化。RT(越野轮胎起重机)和AT(全地面起重机)产品的迅速发展，打破了原有产品与市场格局，在经济发展及市场激烈竞争冲击下，导致世界市场进一步趋向一体化。为与 RT 和 AT 产品抗衡，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。几年前某些工业界人士曾预测，RT和 AT 产品的兴起将导致汽车起重机的衰退。日本汽车起重机在世界各地日益流行，以及最近格鲁夫、特雷克斯、林克贝尔特、德马泰克等公司汽车起重机的产品进展，已向上述观念提出挑战。随着工程起重机各机种间技术的相互渗透与竞争，汽车起重机会在世界市场中继续占有一席之地。国外工程起重机从整体情况分析，领先国内 1020 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，住友建机、多田野和加藤公司曾于 1989 年相继推出 360t 汽车起重机。住友建机在 90 年代开发出 80t250t 共 4 种 AT 产品。多田野也在 90 年代相继推出100t550t 共 6 种特大型 AT 产品。加藤公司则研制成 NK5000 型 500t 汽车起重机。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。（二）国内工程汽车起重机的发展趋势（二）国内工程汽车起重机的发展趋势国内工程机械产品近十年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但同国外工程机械比较来看，还存在较大差距。国内工程起重机行业在 9499 年是发展低谷，5 年中行业几个主要的生产厂家，苦练内功，积极组织产品变型和换代，在产品外观上下功夫。从 99 年以来，随经济建设新一轮启动，工程起重机市场竞争格局发生巨大变化，各企业不断调整思路、更新观念、转换机制、提高核心竞争力，努力开发产品，开拓市场。产品重心也从 8t、12t 向 16t、25t、50t 中大吨位发展，25t 增速最快，产量不断翻新，基本占据主导地位。50t 产品由于需求面较广，技术逐渐成熟，也大批量进入市场。20 世纪末期国内主要产品系列汽车起重机为8t、12t、16t、20t、25t、35t、50t、65t、80t、l00t、125t。整体技术风格是：重庆大学毕业设计（论文）用纸第页下车有全头和半头两种不同风格，多年来半头车因总体布置的方便性及价格因素一直被广泛采用。但近年来随着物质条件的改善，人们的生活条件和质量提高，操作方便、舒适、可靠逐渐成为用户关注的焦点，中大吨位向全头方向发展。上车操纵从传统的机械操作向液比例和电液比例方向发展，起重吊臂也从传统的三节向四节、五节方向发展，产品的起重性能和起重高度有了较大提高，产品的外观和可靠性有了较大幅度提高。加入世贸组织后，虽然国内市场(特别是配套件)受到了较大冲击，但同时也给我们带来新技术的应用，使国内主机和配套件企业更清晰认识到差距，更多地了解国产产品存在的致命问题，迫使国产主机和配套件企业不得不进行技术创新和技术进步。经过几年的努力，国内起重机厂家取得了巨大进步。被誉为神州第一吊的QY300轮式液压汽车起重机2004年在中联浦沅成功下线。它代表了中国汽车起重机制造的最高水平填补了我国自主研制生产该类产品的空白，打破了此类产品完全依赖进口的惯例。缩短了我国起重机行业与国外的差距，但差距还很大，很多厂家主要还是靠购买国外的“落后”技术，缺乏自主研发能力。这让国人感到担忧。二、国内外汽车起重机液压系统新技术二、国内外汽车起重机液压系统新技术（一）关于汽车起重机液压系统安全问题的诸多研究（一）关于汽车起重机液压系统安全问题的诸多研究1.1. 代智能超载限制器在汽车起重机中的运用代智能超载限制器在汽车起重机中的运用第三代微电脑超载限制器(XT一型)，是具有自主知识产权的国产机电一体化装置。该装置由主机部分和传感器部分组成，微电脑控制，模块化结构。安装调试全部采用按键操作、大屏幕液晶点阵显示，在参数设置及显示上非常简明，不用调整任何电位器，使调试变得简单直观，界面友好。限制器采用了数字和大规模集成电路，减少了故障，增加了抗干扰能力，从而提高了可靠性；当起重机超过额定起重量或超行程时，能自动报警并切断起重机向危险方向运动的回路，但允许其向安全方向动作；系统故障自动检测，结果显示；低功耗(整机功耗小于10W)，数字电路全部采用CMOS芯片；黑匣子功能，自动记录超载时间及当时的各工况参数；数据及参数显示全部图形汉字提示，数值准确，直观方便，操作人员一目了然，无需操作人员熟记提示符；密

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