资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共32页)
编号：116817956
类型：共享资源
大小：6.85MB
格式：ZIP
上传时间：2021-03-06
上传人：QQ14****9609
认证信息
个人认证
郭**（实名认证）
陕西
IP属地：陕西
45
积分
- 关 键 词：
-
25
轮胎
起重机
液压
系统
设计
CAD
- 资源描述：
-
25t轮胎起重机液压系统设计含6张CAD图,25,轮胎,起重机,液压,系统,设计,CAD
- 内容简介：
-
25t 轮胎起重机液压系统设计摘要轮胎式起重机是将起重作业部分安装在专门设计的特制的充气自行轮胎底盘上的起重机。本设计目的着重在于 25t 轮胎起重机的下车液压系统设计（包括水平支腿油缸 ， 垂直支腿油缸和转向油缸的设计。）根据设计参数中的承受外部载荷和各个油缸的伸出和缩回速度，以及各项需要达到的设计要求来进行的，实现利用液压力达到起重机的各种工作要求。文中详细的论述了设计的过程和各种数据的选择以达到安全的目的，借鉴了许多其他文章及书籍的研究成果。关键词：轮胎起重机液压系统液压系统原理垂直油缸水平油缸THE DESIGN OF 25T WHEEL CRANES HYDRAULIC SYSTEMSABSRTRACTTire wheel crane is part of the insta lla tion at the post-secondary The specia l door design tires infla ted to the crane chassis. The article is designed to focus on the 25twheel tires off the hydraulic system design (including the level of the fuel tank outrigger, vertica l support Legs and turned the fuel tank of the fuel tank design. ) In accordance with the design parameters under the external load and the tank and back out Speed, as well as the need to meet the requirements of the design and realization of the use of fluid pressure to achieve a variet y of crane work Requirements. The article discusses the detailed design process and the choice of a variet y of data in order to achieve the purpose of security, drawing on a number of Other articles and research books.Key words: crane tireshydraulic systems hydraulic systems theor yhe vertica l tanks horizontal tanks目录1 绪论11.1 课题背景及目的11.2 国内外研究状况11.2.1 国内研究状况：21.2.2 国外研究状况：41.2.3 国内外轮胎起重机的发展趋势51.3 课题研究方法72 液压系统方案设计82.1 开式与闭式的选择82.1.1 开式系统82.1.2 闭式系统82.2 单泵或多泵的选择92.2.1 单泵系统92.2.2 双泵系统92.2.3 多泵系统92.3 定量与变量系统的选择92.4 支腿方案的选择102.4.1 蛙式支腿102.4.2 H 式支腿102.4.3 X 式支腿112.4.4 辐射式支腿112.5 25t 轮胎起重机液压系统工作原理113 液压系统设计计算133.1 水平支腿液压缸的计算133.2 垂直支腿液压缸的计算143.3 转向液压缸计算164 液压元件的选择184.1 液压泵的选择184.1.1 确定系统液压泵的最大工作压力 pp184.1.2 确定液压泵的流量 qVp184.1.3 选择液压泵的规格184.2 电动机功率的确定194.3 液压元件的选择194.4 管道尺寸的确定204.4.1 管道内径计算204.4.2 管道壁厚 的计算204.5 油箱容量的确定215 液压系统性能验算225.1 液压系统压力损失225.1.1 沿程压力损失225.1.2 局部压力损失225.2 液压系统的发热温升计算235.2.1 计算液压系统的发热功率23 液压泵的功率损失23 液压执行元件的功率损失23 油液流经阀或管路的功率损失245.2.2 计算液压系统的散热功率245.2.3 冷却器所需冷却面积的计算256 设计总结26致谢27参考文献281 绪论1.1 课题背景及目的轮胎式起重机是将起重作业部分安装在专门设计的特制的充气自行轮胎底盘上的起重机。轮胎式的上下车合用一台发动机，它的行驶速度比汽车起重机慢，一般不超过30 千米每小时，其机动性不及汽车起重机，但与履带式起重机相比，它具有便于转移和城市道路上通过的性能。轮胎式起重机轮距较宽，稳定性好、轴距小、车身短小、转弯半径小，适用于狭窄的作业场所。轮胎式起重机总体布置不受汽车底盘限制，它可前后 、左右四面作业，在平坦的地面上还可不用支支腿吊重及吊重慢速行驶，它适用于货场、 码头、工地等移动距离有限的场所的吊重作业。轮胎式起重机采用行驶操纵和起重作业操作合一的驾驶室，可在驾驶室中控制上下车的动作1 。为适应市场发展的需要，提高港口装卸能力，国际上装卸机械的发展有了很大进步 。轮胎起重机由于具有机动性好、移动作业现场快、利用率高等特点,在港口得到了普遍的应用2 。而轮胎起重机也一直是我国港口杂货码头的重要装卸设备之一。它对节省人力、减轻劳动强度、降低建设成本、提高建设质量、加快建设速度、实现工程施工机械化起着十分重要的意义。随着工业建设和民用建设的飞速发展，轮胎式起重机已成为水利、电力、冶金、化工、港口装卸、国防建设及房屋建设必不可少的工程机械。近几年来，从轮胎起重机的发展来看，虽然它的基本原理和基本结构没有很大的变化，动力源基本也仍为两种：电动机及发动机（或发动机带动电动机），但它的起重吨位越来越大，质量要求越来越高，尤以起重量为 25 吨级的起重机最受欢迎3。本课题针对 25 吨轮胎起重机液压系统为设计对象，着重于液压转向系统及支腿液压控制回路的设计，以使轮胎起重机在行驶过程中转向更加省力、可靠；支腿的拉伸更加快速、准确和安全。它对轮胎起重机的发展具有实际意义，另一方面可以达到巩固拓新自身知识、锻炼自己的目的。1.2 国内外研究状况轮胎起重机与汽车起重机、越野轮胎式起重机和全地面起重机一起被统称为轮式起重机。而轮胎起重机在轮式起重机中所占份额比较小，但是近些年轮胎起重机的发展非常迅速。第 28 页 共 28 页1.2.1 国内研究状况：我国轮胎起重机的发展较晚，起步于 1954 年，当时由原一机部三局设计处对进口的苏联 5tK51 型机械式汽车起重机进行了测绘，并引进了苏联 3tK32 型汽车起重机全套图纸和技术资料，由大连起重机厂试生产。到 1956 年,北京起重机器厂的前身北京市机械厂开始试制 K32、K51 起重机，1957 年该厂试制成功采用国产解放底盘的 K32 型起重机,成为当时我国第一个定点生产轮胎起重机的厂家。之后,我国轮胎起重机的生产大致 经历了以下几个阶段：19571966 年,以生产 5t 机械式轮胎起重机为主；19671976 年，以生产 12t 以下小型液压轮胎起重机为主；从 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 16t、20t 液压汽车起重机之后，国内一些起重机生产厂家采用技贸结合方式，分别引进了日本加藤、多田野、美国格鲁夫和德国利勃海尔、克 虏伯的起重机产品技术，以合作生产的方式相继制造出 25t、35t、45t、50t、80t、125t 汽车起重机和 25t 越野轮胎式起重机,以及 32t、50t、70t 全地面起重机。这些企业经过多年来对引进技术的消化、吸收、移植等,使国产轮胎起重机某些新产品性能水平逐年有所提高。由于受客观条件限制,当年的技术引进主要着重体现在技术软件的引进(如产品图纸、工艺等),而没有引进全套的先进加工设备,没有与相关配套件的引进同步进行。由于国内长时间不能提供高质量、高性能的基础配套件(如液压元件,电子元件等),到了 90 年代我国轮胎起重机的技术水平与世界先进水平相比曾一度缩小的差距又拉大了。当前国内轮胎起重机厂自行设计生产的产品技术水平多数还相当于国际70 年代初、中期水平,只有少数产品在吸收国外先进技术的基础上,经过更新换代达到了国际 80 年代初的水平。随着国家经济建设的蓬勃发展,国家重点工程项目纷纷上马,一些大型、关键工程一般都采用国际公开招标方式采购机械设备。国外新型轮胎起重机和二手旧起重机因此大量进入中国市场,使国内用户对国外起重机性能作业可靠性、效率等方面有了较深入的了解,从而也认识到国产起重机无论在制造质量、外观造型方面更主要的是在技术性能(可靠性与安全性、工作效率以及操作方便性、舒适性等)方面与国外轮式起重机差距很大。国内不少用户为了达到作业高效率以确保工期按时完成,宁愿花较多的钱购买进口起重机或购买与国内新机价格相当但工作可靠性仍然较高的国外二手起重机。在这种形势下,国产轮胎起重机当然面临很大的冲击和压力4。经过40 多年的发展，我国轮胎起重机行业已经建立了一个比较完整的生产体系,中 、小型起重机的批量生产也已经有了 30 多年的历史。特别是从 80 年代开始一些骨干生产企业先后引进了日本多田野、加藤,美国格鲁夫和德国利勃海尔公司的先进技术,经过多年的消化吸收和国产化工作,已经大大促进了我国轮胎起重机行业的技术进步和产品水平的提高。但是与此同时，国外一些著名的起重机生产企业，如利勃海尔、德马格、格鲁夫、多田野、加藤等近年来都不断地推出新一代的轮胎起重机产品,力图占领我国市场的更大份额。随着大型建筑、石油、化工、冶金、水电站等大型工程的不断涌现,从 70年代开始国外就开发出越野轮胎起重机,而且在近 20 年中得到了快速发展。这对几十年来基本上以汽车起重机单一产品为主的我国工程起重机行业而言 ,无疑是巨大的挑战5 。“十五”期间，随着国民经济的快速发展，工程起重机行业也取得了长足的发展， 我国成为全球最大的工程起重机生产大国。我国的工程起重机行业从 1994 年开始一路下滑，全行业出现亏损。2003 年以后，整个行业进入快速发展期，工程起重机行业在 2004 年宏观调控中“先热后冷”，全年销量依然同比增长约 20，2004 年产销量和经济效益创历史新高。2005 年，我国工程起重机行业进入平稳发展阶段。据中国工程机械工业协会工程起重机分会统计，“十五”期间我国主要工程起重机产品销售情况有喜有忧。2005 年，我国工程起重机年产销量巨大，名列全球第一，但需要指出的是，所生产的起重机主要是汽车起重机产品，并且主要在 8100t 范围，我国市场上的百吨级以上的汽车起重机和全路面起重机，主要是国外进口产品。在产品销售上，汽车起重机的产量集中在 16t 到 25t 的吨位区间内，虽然 35t 以上的中、大吨位起重机占销售总量的比例较低，但 35t、50t、65t 的汽车起重机的销量增加较快，需求比例逐年增大，100t 的汽车起重机也开始拥有一定的市场份额。百吨级以上大吨位起重机市场也快速膨胀，但在这个区间，用户更多地接受了全路面产品，大吨位起重机已经成为我国工程起重机的发展方向6 。因为我国轮胎起重机主要用于港口及其他特种用途，因此市场份额很小，虽然在“十五”期间也得到了发展，但是轮胎起重机在我国工程起重机行业中所占份额仍然不是很 大。目前，我国生产轮胎起重机的企业约有 35 家,其中骨干企业有徐州重型机械厂、北京起重机器厂、浦沅集团公司、四川长江起重机有限责任公司、锦州重型机械厂、泰安起重机械厂、哈尔滨四海工程机械厂、新沂市八达特种工程机械有限公司等。几十年来国内轮胎起重机产品已经在华东、中南、华北、西南、西北等地区以及军品供应中占有了比较稳定的市场份额，这些都为我国轮胎起重机行业的进一步发展奠定了基础。1.2.2 国外研究状况：国外轮胎起重机市场竞争十分激烈。频繁地通过相互收购、兼并等手段调整产业结构。各主要公司不断增加投资，扩大生产规模，以提高市场竞争能力7。国外轮胎起重机发展的主要特点是：多品种生产、标准化程度高和一机多用。主要的起重机制造厂家一般都生产多种产品，以美国格鲁夫公司的品种最为齐全，总共 60 多个型号。轮式起重机最初是以诞生于1869 年的蒸气轨道式起重机发展而来的,它的发展经历了轨道式到实心轮胎式再到充气轮胎式的过程。充气轮胎起重机是上世纪 30 年代随着汽车工业的发展而出现的。由于轮式起重机机动灵活、操纵方便、效率高,在二战后修复战争建设中得到了广泛应用。早期的轮式起重机多采用机械传动桁架式吊臂。随着液压技术的发展,液压伸缩臂轮式起重机得到迅速开发。到 80 年代末,中小吨位的轮式起重机已几乎全采用液压伸缩式吊臂。 60 年代末期,特别是从 70 年代开始,随着大型建筑、石油化工、冶炼设备、水电站等大型工程的发展,对轮式起重机的起重吨位、工作效率和安全性提出了更高要求。由于当时设计方法与设计技术的成熟,液压技术、电子技术、汽车工业的发展以及新型高强度钢材的不断出现,使轮式起重机有可能向大型化发展,并且在普通轮胎式起重机的基础上开发出越野轮胎起重机,随后又开发出全地面起重机。在近 20 多年中,世界轮式起重机行业发生了很大变化。一些早先很有名气的公司倒闭或被兼并,一些公司将生产转向国外,在国外设厂或收购原先的竞争对手,以扩大市场份额,从而加剧了对世界轮式起重机市场的分割和垄断。目前,轮式起重机的主要生产国为日本、美国、德国、意大利和法国等,生产厂商有 100 家以上,但著名的世界级大公司仅有 10 来家,如德国利勃海尔公司、德马泰克公司,美国格鲁夫国际公司、特雷克斯起重机公司、林克贝尔特公司,日本多田野公司、加藤公司等。世界轮式起重机市场主要划分为以日本为主的亚洲市场、以美国为主的北美市场和以德国为主的欧洲市场。亚洲约占世界年销售台数的 40%,北美和欧洲各占 20%,世界其他地区占 20%。从年总产量上讲,日本生产的轮式起重机居世界首位。由于各国国情和法规上的差异,欧洲选择了全地面起重机,而日本于 80 年代中期实现了市场重心从汽车起重机向越野轮胎起重机的转移。目前,越野轮胎起重机产品约占日本市场 60%的份额,其次为汽车起重机,全地面起重机产品所占比例较小,但其产品年销售量也在不断上升。世界最大的轮胎起重机制造商是多田野公司，而美国的特雷克斯起重机公司是近年来世界轮胎起重机行业发展最快的厂商,其前身是位于美国依阿华州的科林起重机厂。自 1995 年以来,该公司连续收购了法国 PPM 公司、美国南卡州的 PPM 起重机股份公司(原P&H 起重机公司)和意大利本迪尼公司等轮胎起重机制造商,随后又兼并了美国马克工业公司(主产高空作业车),1997 年收购了美国西蒙高空作业车公司和巴拉格产品公司(主产叉车),1998 年又陆续吞并了美国阿美利坎起重机公司(主产履带起重机)、意大利Italmacchine 公司(主产伸缩臂叉车)、德国佩纳公司(主产塔吊)和意大利康迈迪尔公司(主产塔吊)。通过一系列收购和兼并活动,特雷克斯起重机公司已成为美国第二大轮胎起重机制造商,年销售额已从 1992 年的 5000 万美元猛增到 1998 年的 7.71 亿美元。该公司在北美越野轮胎起重机和汽车起重机市场中占有 40%的份额,在法国市场所占份额达 50%。公司总裁兼首席执行官费尔透露,该公司下一个收购对象将是折叠臂式随车起重机制造商。另一家轮胎起重机主要制造商是林克贝尔特公司，它近年来起重机年销量也很大 。1998 年 9 月,林克贝尔特的母公司住友建机与美国凯斯公司组建了一家各占 50%股份的挖掘机合资企业 LBX 公司,将林克贝尔特的挖掘机制造部门归入 LBX 公司。改组后的林克贝尔特公司以生产起重机为主,仍归属住友建机公司。在欧洲方面，德国是欧洲最大的轮胎起重机生产国,也是全地面起重机发源地。利勃海尔、原克虏伯和德马泰克等德国厂商对推动全地面起重机的发展起到了突出的作用。多年来,德国在开发制造大型、特大型轮式起重机方面一直处于领先地位。在目前世界最大的 15 种全地面起重机中,绝大多数是由德国厂商提供的。与此同时，德国也是欧洲最大的轮胎起重机市场。美国是轮胎起重机生产大国,在起重机制造能力、规模方面居世界前列。由于日本、 德国起重机工业的迅速发展,美国起重机产品曾在 60 年代、70 年代世界市场中占有的主导地位受到削弱,并形成了日本、美国和德国三足鼎立之势8 。在近几年，中国起重工业迅速掘起，虽然起重产品与国外的比存在些许的不足，可是国产起重机在世界的影响力以及竞争力已经不容忽视了。1.2.3 国内外轮胎起重机的发展趋势国内轮胎起重机在 1993 年以后,生产连续几年下滑,三分之二以上的企业出现了亏损,很多企业面临减产或停产局面。但从 1997 年开始,下滑势头得到制止,轮胎起重机年销售量首次调头直上，1998 年全社会固定资产投资规模比 1997 年有较大增长,而且为拉动国民经济增长 8%，国家决定再增加财政债券和银行贷款 2000 多亿元,以加大基础设施建设。但资金到位晚,因而轮胎起重机行业头 9 个月生产增幅不大,到 1998 年 10 月开始才有较大回升。1998 年全国 16 家生产企业所生产的轮胎起重机的总产值远低于国外一家著名厂商(如多田野、格鲁夫等)的年总产值。到了 2005 年,我国轮胎起重机的市场需求出现了稳定的增长。同时，随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，起重机正经历着巨大的变革。各个企业都在加紧市场调研与产品开发工作,以适应国内轮式起重机市场发展的需要。现根据起重机的新理论、新技术和新动向，简要论述国外先进起重机的特点和发展趋势。1、重点产品大型化，高速化和专用化。2、系列产品模块化、组合化和标准化3、通用产品小型化、轻型化和多样化4、产品性能自动化、智能化和数字化5、产品组合成套化、集成化和柔性化6、产品构造新型化、美观化和实用化9另外，因为液压传动质量小、体积小；并且动作迅速、换向快，液压马达可实现高频正反转的性能；同时液压传动可实现无级调速，调速范围大，且运动平衡、不易受外界负载的影响；能实现恒力和恒转矩运行；而且液压系统借助安全阀等可自动实现过载保护，同时以液压油为介质，相对运动表面间可自行润滑，这使得液压传动的使用寿命较长。虽然液压传动也有其自身的缺点：如液压油比较脏，并且要完全消除泄漏是不可能的，外泄会造成环境污染并造成液压油的浪费，内泄会降低传动效率；液压元件制造精度要求高，因而目前液压系统成本较高；液压油粘度受温度影响大，高温和低温环境下传动性能受影响等等10 。但是液压技术在起重机械中的应用越来越受到重视，并且液压系统在以下几方面体现出明显的发展趋势：1、采用国际化配套，对系统性要求较高液压元件如泵、阀、马达等采用国际化配套可提高产品可靠性，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，由于不同施工项目不同要求，对起重机各动作速度要求也不一样，速度分档技术应运而生，设计不同速度档位，以适用不同工况要求。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， 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11 。1.3 课题研究方法本课题针对 25 吨轮胎起重机液压系统为设计对象，着重于液压转向系统及支腿液压控制回路的设计。液压转向系统是通过驾驶员操作转向盘带动液压转向控制阀转动， 压力油进入转向油缸使轮胎转过一定的角度。支腿液压系统由四个支腿水平液压缸和四个支腿垂直液压缸及其一定数量的液压控制阀组成。控制阀控制液压的伸缩，使轮胎起重机达到最佳工作状态。本次设计通过参照国内外同类产品的情况下，针对我国的基本国情，具体研究方法如下：1、液压系统方案的确定：首先确定液压系统的工作要求，选择执行元件，从而确定液压系统的基本形式，拟定液压基本回路，进而合成整机液压系统图。2、液压系统的计算及验算：首先确定液压系统的工作压力，确定液压泵的流量、工作压力、输入功率等，液压元件的计算包括油管的计算，同时还有液压系统压力损失的计算，以及发热的计算等。3、液压元件的选择：参照液压系统的计算、验算等所得出的数据,根据各种元件的特征和相关液压手册及液压产品手册对液压元件进行选择。2 液压系统方案设计确定起重机总体方案必须和起重机液压系统方案综合考虑。首先明确主机对液压系统性能的要求，对国内外同类型起重机液压系统资料进行分析研究。并根据我国的实际情况进行方案分析比较，按照可靠性、经济性，尽量采用先进技术，选择最优方案。2.1 开式与闭式的选择按油液循环方式的不同，液压系统可分为开式系统和闭式系统。2.1.1 开式系统开式系统是指液压泵从液压油箱吸油，通过换向阀给液压缸（或液压马达）供油以驱动工作机构，液压缸的回油再经换向阀流回液压油箱。在泵出口处装溢流阀。这种系统结构较为简单。由于系统本身具有油箱，因此可以发挥油箱的散热、沉淀杂质的作用。但因油液常与空气接触，使空气易于渗入系统，导致工作机构运动的不平稳及其它不良后果。为了保证工作机构运动的平稳性，在系统的回油路上可设置背压阀，但又会引起附加能量的损失，使油温升高。在开式系统中，采用的液压泵为定量泵或单向变量泵，考虑到泵的自吸能力和避免产生吸空现象，对自吸能力差的液压泵，通常将其工作转速限制在额定转速的 75%以内， 或增设一个辅助泵。工作机构的换向则借助于换向阀。换向阀换向时，除了产生液压冲击外，运动部件的节流损失将转变为热能，而使油温增加。但由于开式系统结构简单， 因此仍为大多数工程机械所采用。2.1.2 闭式系统在闭式系统中，液压泵的进油管直接与执行元件回油管相联，工作液体在系统的管路中进行封闭循环。闭式系统结构较为紧凑、泵的自吸性好、系统与空气接触的机会较少，空气不易渗入系统，故传动的平稳性较好。工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失。但闭式系统较开式系统复杂，由于闭式系统本身没有油箱，油液的散热和过滤的条件较开式系统差。为了补偿系统中的泄漏，通常需要一个小容量的补油泵和油箱，因此这种系统实际上是一个半闭式系统。一般情况下，闭式系统中的招待元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于大、小腔流量不等，在工作过程中，会使功率利用下降。所以闭式系统中的招待元件一般为液压马达。如大型液压挖掘机、液压起重机中的回转系统，全液压压路机的行走系统与振动系统中的招待元件均为液压马达。本系统采用开式系统。2.2 单泵或多泵的选择按系统中液压泵的数目，系统可分为单泵系统、双泵系统和多泵系统。2.2.1 单泵系统由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统，即为单泵液压系统。单泵系统结构简单，造价便宜，维修方便，但在系统中有几个执行元件时，油泵压力必须满足工作压力最高的执行要求，流量也必须满足最大的招待元件的要求，因而不能充分发挥油泵的作用。单泵开式系统适用于不需要进行多种复合动作的工程机械，如推土机、铲运机等铲土运输机械的液压系统。或者虽然机器的几个招待机构需要复合动作，但总功率和压力不超过油泵的工作能力工况，这种液压系统使用单泵时，各机构回路之间是串联的关系。2.2.2 双泵系统双泵液压系统实际上是两个单泵系统的组合。每台泵可以分别向各自回路中的执行元件供油。每台泵的功率是根据各自回路中所需要的功率而定，可以保证进行复合动作 。当系统中只需要进行单个动作而又要充分利用发动机功率时，可采用合流供流方式，即将两台液压泵的流量同时供给一个执行元件。这样可使工作机构的运动速度加快一倍。这种又泵液压系统在中小液压挖掘机和起重机中已被广泛采用。2.2.3 多泵系统为了进一步改进液压挖掘机和液压起重机的性能，近年来在大型液压挖掘机和液压起重机中开始采用三泵系统。本课题所设计的液压系统主要针对 25 吨轮胎起重机的支腿及其转向系统，故采用单泵系统。2.3 定量与变量系统的选择当系统中使用定量泵和定量马达活塞液压缸时，被称为定量系统。当系统中使用变量泵和变量马达活塞液压缸时，被称为变量系统。定量系统主要优点是定量泵和定量马达构造简单，价格便宜，维修使用方便。开式定量系统可用换向阀控制元件的开、停、换向，还可以作节流调速，简单方便。适用多数工程机械的要求。定量系统的主要缺点是传动效率和功率较低。因为阀控系统节流损失较大，在发动机转速一定时，传动功率仅随负载压力变化，而工程机械满负荷工况不多，因此泵和马达的功率利用率较低，例如挖掘机供油泵的功率利用率为 50%60%。轮胎起重机油泵的平均利用率也为 50%左右。此外，用换向阀作节流调速虽然方便，但传动刚性差。变量系统的主要优点是传动功率和功率利用率较定量系统高。开始变量系统出了容积调速个，还可以兼用节流调速，从而扩大了调速范围，提高了作业效率。工程机械常用恒功率变量泵变量马达，均能随负荷的变化自动调节执行元件的速度，达到重载满速，轻载快速的要求，而且避免了截流损失，能充分利用油泵和马达的功率。目前在挖掘机的工程起重机上已使用总功率控制方式，在用双变量泵是可以充分利用发动机的功率。变量系统的主要缺点是变量泵和变量马达的构造复杂、成本高。但正确选用变量元件又可简化系统，可使系统总的经济指标提高。本次设计中我们选用定量系统。2.4 支腿方案的选择对轮胎式起重机来说，为了扩大作业面积和增加整体稳定性，需要在车架上向轮胎外侧伸出支腿，将整体支撑起来，使重心可以在轮胎覆盖范围以外、支腿覆盖范围以内变化。目前，起重机广泛应用的支腿方案有蛙式、H 式、X 式和辐射式等。2.4.1 蛙式支腿蛙式支腿的特点是结构简单，每一个支腿只需要一个液压缸，重量轻，支腿油路简单，操纵方便但支腿跨距小，一般应用在小型起重机和轮胎式挖掘机上。2.4.2 H 式支腿H 式支腿外伸后呈 H 型，每个支腿由一个水平液压缸和一个垂直液压缸构成，并完成收放动作。H 式支腿具有支腿跨距大，支承力强，作业稳定性好，对地面适应能力强等特点。水平液压缸将支腿推出轮胎覆盖范围，而垂直液压缸可以单独操作，将车架顶起，使轮胎从地面抬起不再支撑车架，这样整体就在支腿机构的支撑下进行作业。由于垂直液压缸可以单独操作，所以它易于调平。但支腿离地间隙小，从而影响作业空间。目前它广泛应用在中、大型起重机上。2.4.3 X 式支腿X 式支腿垂直液压缸与车架固接并作用横梁的中间，而横梁绕绞点上、下摆动，伸缩液压缸带动伸缩横梁外伸或者缩回，这样来完成支腿的收放。X 式支腿的特点是横梁直接斜支在地面上，比 H 式支腿稳定。并可以使利用空间增大，垂直液压缸行程较小， 但是离地间隙较小，打开支腿时有水平位移，而且同样支腿反力情况下，X 式支腿垂直液压缸的个载荷比 H 式支腿大的多。2.4.4 辐射式支腿在大型起重机上广泛采用辐射式支腿。其特点是回转支撑装置承受的全部力和力矩直接作用在支腿结构上。这样它能减轻整个底盘的重量。辐射式支腿也是由垂直液压缸和伸缩液压缸完成其收放动作的，并且能够回转，平时支腿收藏在下车两侧，支腿回转可以采用手动来实现。这样，使支腿油路简单，但操作费事。也可以通过支腿液压马达经行星减速器，小齿轮和齿圈来实现支腿转动。这样操作方便省力，但支腿油路比较复杂。本系统选用 H 式支腿2.5 25t 轮胎起重机液压系统工作原理25t 轮胎起重机的液压系统原理如图 1 所示。液压系统由支腿回路和转向回路组成。支腿回路中，支腿多路换向阀由溢流阀 12.1， 液控单向阀 12.2，选择阀 12.3，以及四个相同手动换向阀 12.4 组成。液压油经泵 1， 电磁换向阀 8，多路换向阀 12，油管进入水平或垂直液压缸 13 或 14。若电磁换向阀在上位工作，当选择阀 12.3 被扳至上位，四个手动换向阀也同时被扳至上位时，压力油进入水平缸无杆腔，四个水平缸伸出；当手动换向阀被扳至下位时，压力油进入垂直油缸无杆腔，四个垂直油缸伸出。然后，将手动换向阀扳至中位，起重机就能起重作业。当选择阀被扳至下位，同时手动换向阀被扳至上位，则压力油经液控单向阀 12.2 进入垂直油缸有杆腔，支腿收回。待垂直油缸完全收缩后，将手动换向阀被扳至下位时，压力油经液控单向阀进入水平油缸有杆腔。水平油缸缩回。双向液压锁 15 分别控制一个垂直液压缸，当支腿支撑车架静止时，垂直液压缸上腔液体承受重力负载，为了避免车架沉降，故需要用连通上腔的液控单向阀起锁紧作用，防止俗称的“软腿”现象。当轮胎支撑车架时，垂直液压缸下腔液体承受支腿本身的重量，为了避免支腿降到地面，防止俗称的“掉腿”现象，故需要用连通下腔的液控单向阀起锁紧作用。 1 齿轮泵 2 电动机 3 滤油器 4 油箱 5 回油滤油器 6 压力表与开关 7 单向阀8 电磁换向阀 9 溢流阀 10 转向油缸 11 转向阀 12 多路换向阀 13 水平油缸14 垂直油缸 15 双向液压锁 16 高压油管图 2.1 液压系统原理图转向机构液压系统工作原理：当液压系统压力大于 13Mpa 时，压力油经溢流阀 9 直接回到油箱，支腿及转向系统均不工作。当液压系统压力小于 13Mpa 时，将电磁换向阀 8 打到下位，油液进入转向系统。此时，驾驶员操作转向盘，假定顺时针转动一定的角度，在液压方向机中的阀芯与转向盘连接并随其顺时针转过相同的角度。由于阀体没有转动，控制阀就由中位变至下位通路，泵的高压液体压入液压马达，而液压马达的排出液体通过油路流入转向油缸 10 的有杆油腔和另一转向油缸的无杆油腔，从而使车轮顺时针方向偏转。当驾驶员操作转向盘逆时针转动一定角度时，控制阀由中位变至上位通路，泵的高压液体压入液压马达， 而液压马达的排出液体通过油路流入转向油缸 10 的无杆油腔和另一转向油缸的有杆油腔，从而使车轮逆时针方向偏转。3 液压系统设计计算液压系统设计参数25t 轮胎起重机液压系统设计参数如下：支腿垂直液压缸外部载荷112700N支腿水平液压缸外部载荷18800N转向油缸外部载荷43100N支腿垂直液压缸伸出速度0.02m/s支腿水平液压缸伸出速度0.07m/s转向油缸工作速度0.07m/s3.1 水平支腿液压缸的计算根据运动要求，参照机械设计手册表 23.6-39，确定水平支腿液压缸为双作用单杆活塞液压缸，并设定导轨为水平导轨。已知作用在垂直支腿液压缸活塞杆上的外部载荷 FW = 18800N则 F = FWm= 18800 N = 20434.8N 0.92式中m 液压缸机械效率，一般取 0.900.95，此处取m =0.92计算液压缸主要结构尺寸一般情况下，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为：1A = F + P2 A2P1式中 A = D 2 液压缸无杆腔活塞有效作用面积为 (m2 ) ；14A = d 2 液压缸有杆腔活塞有效作用面积为 (m2 ) ；24P1 液压缸工作腔压力 (Pa)，取 10 MPa ；P2 液压缸回油腔压力 (Pa) ，即背压力。根据系统工作情况并参照机械设计手册表 23.4-4 选取 P2 =0.5 MPaD活塞直径（m）d活塞杆直径（m）令 = d D 并参照机械设计手册表 23.4-5 选取 = d D =0.7，则D =m=51.68mm取标准值 D=63mm则 d = D = 63 0.7mm = 44.1mm取标准值 d = 45mm已知水平支腿液压缸无杆腔活塞运动速度1 = 0.07 m s则液压缸工作时所需流量：q = A= D 24= 3.14 632 0.07 60 106 103 L4min= 13.085 Lmin取 s = 1400mm ，支腿完全伸出所需时间t = s =v114001030.07s = 20s3.2 垂直支腿液压缸的计算根据运动要求，参照机械设计手册表 23.6-39，确定垂直支腿液压缸为双作用单杆活塞液压缸，并设定导轨为水平导轨。已知作用在垂直支腿液压缸活塞杆上的外部载荷 FW = 112700N则 F = FWm= 112700 N = 122500N0.92 式中m 液压缸机械效率，一般取 0.900.95，此处取m =0.92计算液压缸主要结构尺寸一般情况下，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为：1A = F + P2 A2P1式中 A = D 2 液压缸无杆腔活塞有效作用面积为 (m2 ) ；14A = d 2 液压缸有杆腔活塞有效作用面积为 (m2 ) ；24P1 液压缸工作腔压力 (Pa)，取 10 MPa ；P2 液压缸回油腔压力 (Pa) ，即背压力。根据系统工作情况并参照机械设计手册表 23.4-4 选取 P2 =0.5 MPaD活塞直径（m）d活塞杆直径（m）令 = d D 并参照机械设计手册表 23.4-5 选取 = d D =0.7，则D =m= 126.54mm取标准值 D = 125mm则 d = D = 125 0.7mm = 87.5mm取标准值 d = 90mm已知垂直支腿液压缸无杆腔活塞运动速度1 = 0.02 m s则液压缸工作时所需流量：q = A= D 24= 3.14 1252 0.02 60 106 103 L4min= 14.719 L min取 s = 320mm，支腿完全伸出所需时间t = s =v13.3 转向液压缸计算320 1030.02s = 16s根据运动要求，参照机械设计手册表 23.6-39，确定转向液压缸为双作用单杆活塞液压缸，并设定导轨为水平导轨。已知作用在垂直支腿液压缸活塞杆上的外部载荷 FW = 43100N则 F = FWm= 43100 N = 46847.8N 0.92式中m 液压缸机械效率，一般取 0.900.95，此处取m =0.92计算液压缸主要结构尺寸一般情况下，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为：1A = F + P2 A2P1式中 A = D 2 液压缸无杆腔活塞有效作用面积为 (m2 ) ；14A = d 2 液压缸有杆腔活塞有效作用面积为 (m2 ) ；24P1 液压缸工作腔压力 (Pa) ，取 10 MPa ；P2 液压缸回油腔压力 (Pa)，即背压力。根据系统工作情况并参照机械设计手册表 23.4-4 选取 P2 =0.5 MPaD活塞直径（m） d活塞杆直径（m）令 = d D 并参照机械设计手册表 23.4-5 选取 = d D =0.7，则D =m=78.26mm取标准值 D=80mm则 d = D = 800.7mm = 56mm已知转向油缸无杆腔活塞运动速度1 = 0.07 m s因为转向油缸是同时动作的，因此液压缸工作时所需流量：q = A1v1 + A2v2= D 2 + D 241 142 1= 3.14 0.07 (802 + 562 ) 60 106 103 L4= 31.44 L minmin 4 液压元件的选择4.1 液压泵的选择4.1.1 确定系统液压泵的最大工作压力 pppp p1 + p式中 p1 液压缸或液压马达最大工作压力，取 10 MPa ；p 从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。本系统属于管路简单，流速不大的，一般取 p =（0.2-0.5） MPa ,本处取 p =0.3 MPa 。故：pp p1 + p =10 MPa +0.3 MPa =10.3 MPa4.1.2 确定液压泵的流量 qVp本系统为多液压缸同时工作，液压泵的输出流量应为qVp K (qV max )式中K 系统泄漏系数，一般取 K =1.1-1.3，此处取 K =1.2；q同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量。V max则qVp K (qV max )= 1.2 31.44 L min= 37.728L min4.1.3 选择液压泵的规格参照机械设计手册表23.5-5，选取由榆次液压件厂生产的 CB-G 型外啮合齿轮泵 ， 其具体参数如下：排量16-200 mL r1额定压力12.5 MPa最高压力16 MPa额定转速2000 r min1最高转速2500 r min1容积效率 91%在本系统中，选取液压泵工作排量为 20 mL r 1 ，转速为 2000 r min 1 ，则液压系统流量为：Vq = 20 2000 103 L min1= 40L min 1确定液压泵的驱动效率P = pPqVPp式中Pp 液压泵的最大工作压力（Pa）；qVP 液压泵的流量（m2/s）；P 液压泵的总效率，参照机械设计课程设计表 23.4-9 选取P =0.65则P = pPqVPp= 16106 40 103 W0.65 60=16.41kW4.2 电动机功率的确定参照液压传动系统及设计表5-14，选取 Y160L-2 型电动机，其额定功率为 18.0kW， 满载转速为 2900r/min，电流 35.5A，效率 89%，最大转矩 2.2N m，净重为 147kg.4.3 液压元件的选择选择液压元件主要根据液压元件的工作压力和通过元件的流量。本系统工作压力在10MPa 左右，所以液压元件都选用中、高压元件。所选液压元件的规格型号见表 1 如下。表 4-1 液压元件规格及型号序号名称选用规格生产商7单向阀S40F2上海立新液压件厂8电磁换向阀24D1-OB10H长江液压件厂 序号名称选用规格生产商9溢流阀DBDS10G上海立新液压件厂10转向油缸HSGL-80/56E-Ec长江液压件厂11转向阀ZF-E32F长江液压件厂12多路换向阀DL-8长江液压件厂12.1溢流阀DBDS10G上海立新液压件厂13水平油缸HSGL-63/45E-Ec长江液压件厂14垂直油缸HSGK-125/90E-Ec长江液压件厂15双向液压锁SYS-B10长江液压件厂续表4-14.4 管道尺寸的确定4.4.1 管道内径计算d =V式中q 通过管道内的流量 (m3 s) ；v 管内允许流速 (m s) ，参照机械设计手册表 23.4-10 选取 v = 5 m s 。则d = 13.033mm取标准值 d = 15mm参照机械设计手册表 23.9-2，可取钢管外径 22 mm，管子壁厚为 2 mm的管道。4.4.2 管道壁厚 的计算管道壁厚 的计算公式为： =pd2 式中p 管道内最高工作压力 ( pa) ，此处取 p =10 106d 管道内径 (m )；pa ； 管道材料的许用应力 ( pa)，选择管道材料为 20 钢，其许用应力为 100-110 MPa ，此处取 =105106 MPa则 =pd2 = 10 106 15 1032105106m = 0.714mm参照机械设计手册表 23.9-2 选取 = 2mm4.5 油箱容量的确定油箱容量经验公式为V = aqVV式中q 液压泵每分钟排出压力油的容积 (m3) ；a 经验系数，参照机械设计手册表 23.4-11 选取 a =10V则V = aq = 10 40103 m3 = 0.4m3 5 液压系统性能验算5.1 液压系统压力损失5.1.1 沿程压力损失此管路长 5 m ，管内径 32 m m ,快速时通过流量1.5 m3 min ，选用 20 号机械系统损耗油，正常运转后油的粘度 = 27 mm2 s ，油的密度 = 918 kg m3 。油在管路中的实际流速为v = qV d 2=0.0460 3.14 0.0152m s = 3.774m s44Re = vd= 3.774 0.015 = 2096.7 23202.7 10 5油在管路中呈层流流动状态，其沿程阻力系数为： = 64Rel v2按式 p1 = d 求得沿程压力损失为：2p1 =64 5 3.7742 9182096.7 0.015 2MPa = 0.0665MPa5.1.2 局部压力损失单向阀 7 的额定流量为 250 Lmin ，额定压力损失为 0.4 MPa 。电磁换向阀 8 的额定流量为 40 L min ，额定压力损失为 0.3 MPa .通过各阀的局部压力损失之和为p = 0.4 ( 40 ) 2 +0.3 ( 40) 2 MPa225040= 0.3102MPa因此系统的总的压力损失为：p = p1 + p2 = 0.0665 + 0.3102MPa = 0.377MPa5.2 液压系统的发热温升计算5.2.1 计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热能，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式： 液压泵的功率损失TP = 1 P (1 )th1rp t式中Tt 工作循环周期（s）；Pr 液压泵的输入功率（W）； p 液压泵的效率；t 泵的工作时间。而Tt = 20 4 + 16 4 = 144sT则 ； P = 1 P (1 )t =1 18.5103 (1 0.91) 150 W = 1.734 kWh1rp t144MP =1 液压执行元件的功率损失h 2 Prj (1 j )t j t j=1T式中M 液压执行元件的数量；Prj 液压执行元件的输入功率（W）； j 液压执行元件的效率；M1t j 第 j 个元件工作时间（s）。h 2 Prj (1 j )t j t j=1TP =则= 1144410106 0.07 (1 0.90) 20+ 4 10 106 0.02 (1 0.90) 16 W= 25.357kW 油液流经阀或管路的功率损失Ph3 = pqV式中p 通过阀或管路的压力损失（Pa）；Vq 通过阀可管路的流量 (m3则Ph3 = pqVs) 。= 0.377106 = 0.251kW40 103W60由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率Phr = Ph1 + Ph2 + Ph3= 1.734 + 25.357 + 0.251kW= 27.342kW5.2.2 计算液压系统的散热功率前面初步求得油箱的有效容积为 0.4m3 ，按Va b h = 0.4 m3 = 0.5m30.8取 a 为 0.5m ， b 、 h 分别为1m 。由此可求得油箱散热面积为：At = 1.8h(a + b) +1.5ab= 0.8abh 求得油箱各边之积：= 1.81 (0.5 +1) +1.5 0.51m2= 3.45m2油箱的散热效率为：Phc = Kt AtT式 中Kt =16WKt 油 箱 散 热 系 数 ， 参 照 机 械 设 计 手 册 表 23.4-12 取(m2 C) ；T 油温与环境温度之差，取 T = 35C则Phc = Kt AtT = (16 3.45 35) kW = 1.932 kW Phr = 27.342 kW由此可见，油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，管路散热是极小的，需要另设冷却器。5.2.3 冷却器所需冷却面积的计算冷却面积为：A = Phr PhcKtm式
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号