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说明书+CAD QY40 液压 汽车起重机 设计 说明书 CAD

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QY40型液压汽车起重机设计【说明书+CAD】,说明书+CAD,QY40,液压,汽车起重机,设计,说明书,CAD

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学号：14072701174 毕 业 设 计题目： QY40型汽车液压起重机设计作 者： 李从祥 届别： 2007 届 院 别：机械工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 李 实 职称： 讲 师 完成时间： 2011年5月11日 V摘 要随着经济迅速发展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通，机场，港口等基础设施的建设规模也越来越大，汽车起重机的需求也随之增加。本文通过对徐工集团的QY40型汽车起重机液压系统的了解，结合自己所学知识，通过对汽车起重机各功能和工作原理进行分析与计算，确定了系统各回路的基本结构及主要元件，并对系统性能的验算和发热进行校核，以满足该起重机所要达到的要求。本文还从电液比例电磁阀的特点阐述了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和效果，展示了电液比例控制技术在汽车起重机液压系统中新发展趋势的希望。关键字: 汽车起重机 液压系统 高效节能 性能参数 电液比例AbstractWith the rapid development of economic, Chinas infrastructure is gradually increasing intensity. Such as road transport, airports, ports and other infrastructure are becoming ever larger. At the same time the demand for cranes increased. Based on the type of XCMG QY40 Truck Crane Groups understanding, and combined with my own knowledge. Through the analysis and calculations of crane and working principle of the functional. Then analysis and calculations to determine the systems basic structure and main circuit components. And checking system performance and heat were checked to meet the requirements to be achieved by crane. In addition, from electro-hydraulic proportional valve described the characteristics of electro-hydraulic proportional variable pump control technology for the intelligent control; using electro-hydraulic proportional control of the amplitude circuit; synchronized telescopic electro-hydraulic proportional control; electro-hydraulic proportional control of the second lift decline; electro-hydraulic proportional control automatic leveling legs stretched out several problems, which obtained using electro-hydraulic proportional control technology on the impact of truck crane hydraulic system and effect. Showing the electro-hydraulic proportional control technology in hydraulic truck crane system and the hope of a new trend.key words: Crane truck Hydraulic pressure system Energy-efficient Performance parameter Proportion of the electric liquid目录摘 要IAbstractII1 概述11.1起重机的特点以及其在国民生产中的作用11.2 液压传动应用于汽车起重机上的规定或限制及其优越性11.2.1 工作环境和工作条件11.2.2 在汽车起重机上应用液压系统的优劣11.3本课题来源、任务要求和整机性能参数21.3.1 课题来源21.3.2 设计任务要求31.3.3 整机主要性能参数31.4 本课题主要研究工作42 分析系统工况，确定主要参数52.1 典型工况分析及对液压系统要求52.1.1 汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点52.1.2 工况分析62.1.3 各液压系统要求62.2 液压系统类型选择82.2.1 该起重机液压系统分析82.2.2 各机构动作组合、分配及控制92.3 各种执行元件的选择102.4 各主要参数的确定112.4.1 工作机构主要参数112.4.2 液压系统参数123. 拟定液压系统原理图和性能分析133.1主副卷扬回路133.1.1性能要求143.1.2主要元件143.1.3主要回路143.1.4功能实现和工作原理143.2回转回路163.2.1 性能要求173.2.2 主要元件173.2.3 主要回路173.2.4 功能实现和工作原理174. 液压元件的计算与选择194.1. 液压马达和液压泵的选择计算194.1.1 副卷扬回路194.1.2. 主扬回路214.1.3 回转回路244.2 液压阀的选择254.2.1 主副卷扬合流阀254.2.2 功率限制阀264.2.3 压力值记忆阀264.2.4 先导比例阀274.2.5 变幅伸缩多路阀284.2.6 回转中位浮动阀284.3 液压辅助元件选择284.3.1 油路的通径284.3.2 油箱选择294.3.3 滤油器的选择305. 液压系统性能的验算315.1 系统各回路功率计算315.1.1 各回路功率选取315.1.2 管路系统容积效率及压力效率计算315.2 系统各回路性能的验算325.2.1 起升回路325.2.2 回转回路365.3 液压系统的发热验算375.3.1 工作循环周期T385.3.2 油泵损失所产生的热能H385.3.4 马达产生的热量395.3.5 油箱散热量396 总 结41参考文献42致 谢43附录1 QY40液压汽车起重机液压系统原理图44附录2 QY40液压汽车起重机液压系统元件图45附录3 QY40液压汽车起重机液压系统元件明细表46翻译：4752湖南理工学院毕业设计（论文）用纸1 概述1.1起重机的特点以及其在国民生产中的作用图1.1所示为QY40型汽车起重机外形简图，图1.2为实物图，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。图1.1 汽车起重机各回路工作状态图1.2 液压传动应用于汽车起重机上的规定或限制及其优越性1.2.1 工作环境和工作条件汽车起重机的工作环境主要考虑到周围介质、环境温度、湿度、尘埃等情况，QY40型汽车起重机的工作环境主要为平时室外环境。1.2.2 在汽车起重机上应用液压系统的优劣1. 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、结构紧凑、整机重量减小、起重性能增加，同时还能方便的旋转或平移，采用电液比例控制，易于实现自动化操作，而且，采用液压传动机构中摩擦减小，有利于延长机器的寿命，减少维修和技术准备时间。另外，液压起重机中很多零件可以实现标准化，便于批量生产和更换零件，因而提高了汽车起重机的总利用率，为实现建设和谐社会、繁荣国家具有重要意义。2.在汽车起重机中运用液压系统的劣势：液压传动的主要缺点是漏油问题难以避免。为防止漏油，绝大部分元件要求精度高，导致加工经费高。另外油的很多性能容易受温度变化的影响。但从总体上看，优点大于劣势，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。 图1.2 汽车起重机实物态图1.3本课题来源、任务要求和整机性能参数1.3.1 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，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。1.3.2 设计任务要求（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247KW(2200r/min),最大扭矩1350Nm(1400r/min),液压系统压力32Mpa. （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。1.3.3 整机主要性能参数最大起重量*幅度 最大起升高度 滑轮组倍率 主臂长 主臂全程伸缩时间 主臂变幅范围 主臂变幅时间 主卷扬单绳速度 副卷扬单绳速度 M最大起升力矩 最大回转速度 最高行驶速度 最大爬坡度 最小转弯半径 行驶状态总重 外形尺寸 支腿距离(纵向横向) 上车空冷发动机 斯太尔 最大功率 最大扭矩 1.4 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。 2 分析系统工况，确定主要参数2.1 典型工况分析及对液压系统要求2.1.1 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支腿收放、起升机构、吊臂变幅、吊臂伸缩、回转机构五个主回路组成。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. 支腿收放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。还可根据地面情况对各支腿进行单独调节。2回转机构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吊臂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吊臂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。2.1.2 工况分析根据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。2.1.3 各液压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. 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. 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。表2.1 汽车起重机典型工况表序号工 况一次循环内容特 点 1基本臂；额定起重量的80；相应的工作幅度；吊重起升回转下降起升回转下降（中间制动一次）起重吨位大，动作单一，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7 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. 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. 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。2.2 液压系统类型选择2.2.1 该起重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，汽车起重机液压系统决定选用多泵多回路和多种型式的高压变量系统。在起升（主、副卷扬）、回转、伸缩、变幅、支腿和控制6个液压回路中，起升和回转采用独立闭式油路，变幅、伸缩和支腿采用开式油路。起升油路分主卷扬油路和副卷扬油路，液压泵采用具有压力切断功能的双向电液比例排量调节泵，此泵能实现排量与输入电压信号成正比的控制功能，用手动比例电压控制阀来进行调节，它与定量马达构成了两个独立的容积调速回路。副卷扬油路可通过合流阀向主卷扬油路自动合流。主副卷扬回路中设有压力记忆阀，防止二次起升下坠，缓冲补油和自动冷热油交换等装置。由于本机属于中型起重机，回转比较频繁，所以回转油路由双向电液比例排量调节泵和定量马达组成，除采用缓冲补油和冷热油自动交换措施外，还采用了防止“打停现象”（在回转过程中出现打停后再回转现象）和防止臂杆因外力（风力等）引起的自由摆动的特殊阀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。2.2.2 各机构动作组合、分配及控制1. 各机构组合情况 图2.1 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. 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。3. 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）图2.2 上车动力分配情况 图2.3 手动比例电压控制阀手柄的工作位置搭配情况2.3 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2.4 各主要参数的确定2.4.1 工作机构主要参数1. 起升机构主卷扬：单绳最大速度(空载) 单绳最大拉力(满载) 卷筒直径 钢丝绳直径 钢丝绳层数 减速器速比 副卷扬：单绳最大速度(空载) 单绳最大拉力(满载) 卷筒直径 钢丝绳直径 钢丝绳层数 减速器速比 2. 回转机构回转速度 回转阻力矩 减速器速比 2.4.2 液压系统参数1. 液压系统型式采用多泵多回路高压变量液压系统，其中主、副卷扬和回转为独立回路，主卷扬单动自动合流，伸缩、变幅和支腿为单泵集中驱动回路，控制系统采用液压先导操作。2. 液压系统参数主卷扬:工作压力 补油压力 流量 液压泵转速 副卷扬:工作压力 补油压力 流量 液压泵转速 回转:工作压力 补油压力 ;流量 液压泵转速 变幅、伸缩和支腿:工作压力 补油压力 流量 液压泵转速 3. 拟定液压系统原理图和性能分析3.1主副卷扬回路主副卷扬回路如图3.1所示：图3.1 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。3.1.1性能要求副卷扬不工作或低压轻负载时，主泵合流工作；起、制动平稳，微动性好；重物停在空中任意位置能可靠制动。3.1.2主要元件泵1（2）、马达5（6）、冷却阀13-1（13-2）、益流阀12-1（12-2）、压力记忆阀8-1（8-2）、单向可调节流阀9-1（9-2）、制动油缸10-1（10-2）、二位三通液压先导换向阀11-1（11-2）、或门型梭阀16-1（16-2）、功率限制器17-1（17-2）、三位四通液压先导换向阀14、三位六通电磁换向阀15。3.1.3主要回路 油主路（含补油油路）、冷却油路、防过载油路、记忆阀油路、合流控制油路、防二次下滑油路。3.1.4功能实现和工作原理1. 主卷扬泵与副卷扬泵合流工作状态(起升)如图3.1所示A） 控制油路（含电路） 由泵1到37-3（左移）控制电流到 1-4（下）（控制1-4上移）1-4 回流到 油箱 再由 1-2 到 1-4 到 1-3（下）控制 1-3（上）油箱（1-1输出流量）由泵2进入 38-3（左移）电流控制2-4（下）（2-4上移）由泵2进入2-4 回到油箱由泵2进入 2-2 2-4 2-3（下）由泵2进入2-3（上）流回油箱（2-1输出流量）制动器打开：12 因B路压力上升 控制8-1（+）影响11-1（上）控制9-1 到10-1 （10-1制动打开） B）主油路主泵：11 到5 另一路到13-1（左）进入 12-1 回流到油箱 副泵2-1 （由于2-2 影响 DF2（+） 影响14（下）5 到13-1（左）12-1回流到油箱2. 主卷扬泵与副卷扬泵合流状态（下降）A）路（含电路）泵1 37-4（右移） 1-4（上） （1-4下移）泵1进入 1-4 回流到 油箱泵1 过1-2 过 1-4 使得1-3（上）泵1过1-3（下） 流入 油箱 然后（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）泵2过 38-3（左移）（电流控制）2-4（下）使得（2-4上移）泵2过 2-4 回流到 油箱泵2 过2-2 再进入 2-4 再到 2-3（下）泵2过2-3（上）流回 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 进入 5有部分泄油由 13-1（右） 到12-1流回 油箱副泵2-1 进入 （由2-2影响 DF1(上) 使得14（上）进入 5有部分泄油由13-1（右）到12-1流回油箱3. 主卷扬回路分流状态主卷扬回路分流起升、控制都和合流时的相同，下降时的工作状态跟起升时的操作方式基本相同，只是泵的操作方式跟起升时相反而已。4. 副卷扬回路分流状态（起升）A)控制油路（含电路）泵2到38-3（左移）电流控制2-4（下） 使得（2-4上移）泵2到2-4 再流回 油箱泵2到2-2过2-4 再 2-3（下）泵2到2-3（上）到 油箱 （2-1输出流量）制动器打开：22到15(常) （因为B路（）8-2（+）的影响对11-2有作用） 到 11-2(上) 9-2过10-2 （10-2的刹车打开）A)主油路泵2：21 到 6（因为泄油）13-2（左）到12-2再回到油箱5. 副卷扬回路分流状态（下降） 下降时跟起升时相同，只是泵的操作方向跟起升时相反。6. 恒功率控制如3.2所示：图3.2 功率控制回路使得压力过高从而17-1-1左移然后17-1-2开口变大使得控制油压力降低 再使得泵的倾角变小，流量降低；如果压力过低 会使得17-1-1右移 这样 17-1-2开口会减小同时控制油压力升高使得泵的倾角变大，流量变大；3.2回转回路回转回路如图3.3所示： 图3.3 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，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。3.2.1 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。3.2.2 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10-33.2.3 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3.2.4 功能实现和工作原理1. 向左旋转A）控制油路泵3油进入38-1（左移）电流控制3-4（下）（3-4上移）泵3油3-4 流回的油箱泵3油3-2 到3-4到3-3（下）泵3油3-3（上）到 油箱 （2-1输出流量）制动器控制油路3-2控制DF3（+）使得10-3（右）（制动器18打开）B）主油路3 到 7部分由13-3（左）再到12-3 回流到油箱2. 向右旋转A）控制油路38-2（右移）电流控制3-4（上） 使得（3-4下移）3-4 到油箱3-2 到3-4 到3-3（上）3-3（下）到 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 到 7部分由13-3（右）到12-3再进入油箱3. 自由滑转对中19-2（+）使得 19-1（+）（马达7处于浮动状态）4. 液压元件的计算与选择4.1. 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：图4.1 双向电掖比例排量调节泵、定量马达闭式回路图1. 主泵 2. 补油泵 3. 制动器 4. 定量马达4.1.1 副卷扬回路1. 副卷扬马达的选择(1) 副起升卷筒扭矩 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 =0.987(2) 副卷扬马达的扭矩式中: 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;(3) 副卷扬马达排量式中: PM2马达最大工作压差 M2m马达机械效率, M2m =0.95(以下同);(4) 副卷扬马达的型号查曼勒斯曼公司液压元件手册P295 表，选取德国曼勒斯曼公司(以下同)生产的定量轴向柱塞马达A2FM32,其性能参数为:排量32.0 cm3/r;额定压力40 Mpa;最大压力45 Mpa;允许转速4750r/min;冲洗阀流量3.1 l/min,压力 2.5Mpa。2. 副卷扬泵的选择 (1) 副起升卷筒的转速式中: V2副卷扬单绳最大速度 V2=50m/min (2) 副卷扬马达转速 (3) 副卷扬马达输入流量式中: 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 (5) 副卷扬泵的排量 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 0.61.8Mpa4.1.2. 主扬回路1. 主卷扬马达的选择(1) 主卷扬卷筒力矩 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 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 =0.99(2) 主卷扬马达扭矩式中：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 式中：PM1马达进出口最大压差， 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. 主卷扬泵的选择（1）主卷扬卷筒的转速式中：V1主卷扬单纯最大速度，V1=110m/min（2）主卷扬马达转速（3）主卷扬马达流量 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 式中：QB2副卷扬泵流量， （5）主卷扬泵排量 式中：nB1主卷扬泵工作转速，nB1=2760rpm B1V主卷扬泵容积效率，B1V=0.95（6）主卷扬泵的型号查曼勒斯曼公司液压元件手册P161 表，选取轴向柱塞双向液控变量泵A4V71EL2.0，控制方式为EL即先导电液比例控制双向变量和压力切断，带有一辅助泵和双向缓冲补油阀。 性能参数为：最大排量71cm3/r额定压力40Mpa最大压力45Mpa允许转速3200r/min先导压力变化范围0.61.8 Mpa4.1.3 回转回路1. 回转马达的选择（1）回转马达阻力矩式中：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）回转马达的排量式中：PM3回转马达工作压差， 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. 回转油泵的选择（1）马达最大转速式中：nH回转速度，nH=01.5r/min,取nHmax=1.5r/min（2）回转马达流量式中：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（4）回转油泵排量式中：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注：（由于时间问题，本设计只对起升、回转回路进行计算）4.2 液压阀的选择4.2.1 主副卷扬合流阀该阀由主阀和先导电磁阀组成，主阀为三位二通液控阀，额定压力为32 Mpa，阀口最大流量56cm3/r，电磁换向阀，额定压力31.5 Mpa，公称流量12L/min，该阀机能为三位六通常闭型。4.2.2 功率限制阀由于卷扬泵为液压比例变量，压力一定时，其输出功率随排量增大而线性增大，主副卷扬油路中分别设置功率限制器，可以限制主副卷扬油路的极限液压功率，使其不超过规定值，保正多回路总功率不超过发动机分配给液压系统的功率，防止发动机过载。如图4.2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，功率调节弹簧力和PHD油压作用下相平衡，因先导弹簧力随活塞位移的增加而减小，且与先导油压作用力相平衡，因此当油泵转速不变时，油泵流量与先导压力成正比。PHD增加时，活塞右移，先导弹簧力减小，溢流阀开度增加，Pst减小，伺服滑阀开度减小，油泵排量及流量减小；反之，溢流PHD减小时，Pst增加，油泵流量增加。这样即可保持PHD和Q（卷扬泵流量）近似按双曲线规律（由内外弹簧所决定的折线）变化，使回路功率不超过规定值。 图4.2 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。4.2.3 压力值记忆阀为了防止卷扬二次起升下降和下降启动时下滑，主副卷扬油路在起升管路上各装有压力值记忆阀，该阀为德国曼勒斯曼公司生产，其型号为2324829。如图4.3所示图4.3 压力记忆阀装配图(左)及示意图(右)压力记忆阀由由一个固定在电闸开关上的活动翻板、以及两个操纵翻板的承压柱塞所组成。高压柱塞（接口A）承受来自起升管路来油的压力并对测力弹簧作功，同时操纵翻板。辅助压力柱塞（接口G）承受制动压力并使承受高压的翻板复位。电闸开关与起升泵的零位开关一起控制起升制动器的换向阀。在提升载荷时，开关闭合，翻板的位置与载荷压力成比例，即克服摩擦制动使开关位置产生变化。起升运动停止时，在高压因泄露降低之前，零位开关即切断辅助压力（制动压力）。翻板即保持它此时的位置。只有在“起升”侧的管路中重新达到上一次的载荷压力（工作）时，才能实现继续起升运动，因为只有高压柱塞才能使开关闭合，使制动器松开，从而达到阻止载荷下滑的目的。载荷从停止位置开始下降必须首先在“起升”侧管路中建立载荷压力（工作压力）以使电闸开关闭合和使制动器松开。紧接着泵越过零位转动，此时泵的零位开关应接通，以使制动器不产生干涉。（在示例中是通过开关em来实现的），在下降过程中辅助柱塞决定与工作压力相适应的翻板位置。在载荷消失时，辅助压力将翻板回调至初始位置，并消去所储存的压力值。液压参数： 工作压力范围(接口A)Pmin约50bar，Pmax约385bar 辅助压力范围(接口G)PG=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；4.2.4 先导比例阀用于控制主副卷扬泵，回转油泵的先导电液比例阀有三套，选取曼内斯曼公司生产的4TH6T型先导比例阀，最大输入压力5 Mpa，回油压力小于0.3 Mpa，先导流量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。4.2.5 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。图4.4 二位六通转阀4.2.6 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。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。4.3 液压辅助元件选择4.3.1 油路的通径1. 油路的通径油路的通径按多类油路的许用流速计算压力管路V1 = 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. 卷扬油路（1）主卷扬泵的工作油路式中：QB1主副卷扬泵最大流量之和，QB1 =157.1 L/min查手册取d1 = 40mm（2）主卷扬马达的工作管路式中：QM1主副卷扬泵最大流量之和， 查袖珍液压气动手册P557表12-49取d2 = 40mm（3）副卷扬工作管路式中：QB2副卷扬泵流量，QB2=64.88L/min查袖珍液压气动手册P557表12-49取d3 = 25mm3. 回转工作管路式中：QB3回转支撑最大流量，QB3=51.46L/min查袖珍液压气动手册P557 表12-49d4 = 20mm4.3.2 油箱选择1、液压系统差流量 2、油箱有效容积查袖珍液压气动手册P526表12-36取V = 1250 L4.3.3 滤油器的选择1、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 。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、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。5. 液压系统性能的验算5.1 系统各回路功率计算5.1.1 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 30KW5.1.2 管路系统容积效率及压力效率计算1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 2 压力效率（1）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(低压合流，压力按计算，即)2）.单动时，只有管路上的压力损失（2）回转：其阀类局部损失（3）伸缩、变幅、支腿机构根据机械设计手册，平蘅阀，换向阀，管路压力取(系统工作压力)则（4）管路系统总效率a.卷扬合流时 b.卷扬单动时 c.回转 d.伸缩、变幅、支腿 5.2 系统各回路性能的验算5.2.1 起升回路1 双泵合流主卷扬泵A4V71EL2.0副卷扬泵A4V56EL1.0马达A2FM107马达转速：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 卷筒速度：单绳最大速度：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 Mpa式中：M马达扭矩， M系统机械效率，取为0.85卷筒扭矩：单绳拉力：合流最大起升重量： 取G =19吨2 副卷扬工作(马达为A2FM32) 马达转速：=3633 r/min卷筒速度：单绳最大速度：V绳max50m/min，副卷扬系统满足要求。3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：起升负载稳定上升作用于马达轴的扭矩：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：=214.6 barPB130.5（系统调定压力）满足要求。马达流量： 马达转速： 卷筒速度： 单绳速度： 滑轮组倍率：负载起升（下降）平均速度：4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泵的限制功率30KW卷筒扭矩： 起升载荷稳定上升作用于马达轴的扭矩： 式中：卷筒到马达轴的传动功率，=0.93马达进出口压差：式中：M2m马达机械效率，M2m=0.95则，泵进、出口压力差：PB21.51r/min,回地转动惯性较大，速度不宜太高，该速度可以满足要求。2 系统的工作压力马达输出最大转矩：式中：M1、M2泵1，泵2（主副卷扬）的总效率，取M1=M2=0.85马达进出口压力差：泵的进出口压力差：由此PB326.5 Mpa,压力满足要求。3马达功率注：（由于时间问题，本设计只对起升、回转回路进行性能验算）5.3 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。5.3.1 工作循环周期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。1 起升工序功率N1=40KW，时间t1=h/V式中：h额定负载时的起升高度=基本臂的60%，V起升工序速度，V=3.36m/min，则2 回转工序（正转180）功率： N2=25KW 式中：n回转速度，n=1.9r/min5.3.2 油泵损失所产生的热能H根据机械设计手册P68公式（11-51）HP=N（1-）860（千卡/小时）式中：N油泵的功率（KW）油泵的总效率1 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）2 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）5.3.4 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，=0.91 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）2 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）3 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。4 系统的总发热量H=Hp1+Hp2+HM1+HM2=3302+280+1808+154=5544（千卡/小时）5.3.5 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）计算由热平衡方程得公式：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（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时当汽车起重机连续工作40个工作循环时，其工作时间：（小时）则 50所以，油箱温升满足要求。6 总 结 本文针对40吨汽车起重机液压系统的主要回路进行设计计算。我国的汽车起重机设计技术已经比较成熟了，本人的设计步骤基本上跟厂里专业人员的一样，主要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。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。参考文献1 张志文主编.起重机设计手册M.北京：中国铁道出版社，19972 刘新德主编.袖珍液压设计手册M.北京：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.4 德国曼勒斯曼公司编写.曼勒斯曼公司液压元件手册S.5 朱才新.液压传动与控制M. 重庆:重庆大学出版社，19986 许福玲， 陈尧明编.液压与气压传动M.北京：机械工业出版社，20017 周士昌主编.液压系统设计图册M.北京：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.北京：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.沈阳：辽宁科学技术出版社10 雷天觉主编.液压工程手册S.北京：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.北京：中国工业出版社,199713 顾迪民主编.工程起重机M.北京：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.杭州：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致 谢本设计是在李实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，并且一讲就是几个小时，平时还多