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QY12汽车起重机下车系统设计

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QY12 汽车起重机 下车 系统 设计
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QY12汽车起重机下车系统设计,QY12,汽车起重机,下车,系统,设计
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QY12汽车起重机下车系统设计THE SYSTEM DESIGN OF QY12 TRUCK CRANE 1摘要在工业机械不断发展、生活水平日益提高的今天,人们对汽车起重机的需求也上升到了一个新的层面。在许多场合都需要使用起重机来对零件,设备,以及众多器材进行搬运,起重机的广泛应用为起重运输业的发展以及生活的便捷化做出了巨大的贡献。起重机虽然在国内发展迅速,但是与国外相比而言,还是有很多不足。汽车起重机是目前应用最广泛的起重机,尤其是液压系统的应用使它无论在操作上还是在性能上都拥有无可比拟的优越性。QY12汽车起重机属于小型汽车起重机,它容易操作,运转方便,结构简单。在本设计中,结合QY12汽车起重机的参数、结构对其运行的工作原理进行验证分析。虽然QY12起重机结构简单,容易操作,但是为了更好的发展前景,符合市场需求,仍然需要不断地创新。关键词 汽车起重机;液压下车系统;参数计算AbstractIn the continuous development of industrial machinery, todays living standards are improving, demand for truck cranes also rose to a new level. In many cases require the use of a crane to transport the parts, equipment, and numerous equipment, widely used in cranes for lifting and transportation facilitation of the development of life has made a great contribution. Although the cranes in the country developed rapidly, but compared with other countries is concerned, there are still many deficiencies.Crane is currently the most widely used cranes, especially the application of it in terms of the hydraulic system operation or performance has incomparable superiority. QY12 truck crane truck crane is a small, it is easy to operate, convenient, simple structure. In this design, the binding QY12 truck crane parameters, structural analysis to verify their operation works. Although the QY12 crane structure is simple, easy to operate, but in order to better prospects for development, in line with market demand, still requires constant innovation.Keywords truck crane hydraulic system off parameter calculationII目 录摘要IAbstractII1 绪论11.1概述11.2关于汽车起重机的发展趋势11.2.1国内汽车起重机的缺点11.2液压系统在起重机上的应用21.2.1汽车起重机采用液压系统的好处21.2.2汽车起重机采用液压系统的坏处22.总体设计22.1 QY12汽车起重机的基本参数确定32.2汽车起重机的主要性能参数33.支腿型式的选择和计算53.1支腿分类及选择53.2支腿跨距确定53.3支腿受力分析63.4活动支腿危险截面计算74底盘类型及底盘选择84.1 汽车起重机底盘分类84.2底盘选择85 汽车起重机稳定性计算115.1汽车起重机不利工况115.2不利工况时的质量115.3动稳定性校核计算125.4静稳定性校核146 回转机构设计156.1回转机构工况及其载荷156.2 回转机构布置及强度验算156.2.1回转机构的布置型式156.2.2回转支撑强度校核166.2.3螺栓疲劳损坏问题166.3回转机构的组成结构176.4 回转机构驱动装置设计17I6.4.1回转阻力矩确定176.4.2回转小齿轮设计196.4.3马达轴回转功率206.4.4 马达流量216.4.5验算时间217液压系统原理及元件选择227.1液压系统型式227.1.1开式和闭式系统227.1.2单泵和多泵系统227.2液压系统的控制237.2.1定量系统237.2.2变量系统237.3下车液压系统设计237.3.1各机构油路247.3.2液压系统压力选择257.3.3下车液压系统的选择257.3.4液压系统中的油路组合257.4液压缸选择277.4.1垂直液压缸的参数277.4.2水平液压缸的选择297.5其余液压元件的选择307.5.1液压泵307.5.2 阀的选择317.6液压系统性能验算327.6.1液压系统压力损失的验算327.6.2液压系统总效率的验算337.6.3液压系统发热温升的计算33结论35致谢36参考文献37II1 绪论1.1概述汽车起重机是轮式起重机的一种,由于机械性能良好,操作方便,在城市建设以及工程项目中一直扮演着重要的角色,成为机械化施工的主力军。在如今的市场上,由于国家对起重机的重视以及各行各业对起重机的需求,其很快的发展了起来,并在此基础上有着很大的提升空间。本课题的主要研究方向是液压起动问题,通过自己的平时所学,向老师请教,查阅资料来设计汽车起重机的下车液压系统。由于系统需要完成的动作简单,位置精度要求低,所以以手动操作为主,其驾驶室和操作室分开执行。1.2关于汽车起重机的发展趋势起重机是随着市场上的需求而出现的。在汽车起重机刚开始在中国市场上应用的时候,其结构、性能都还很不完善,只能说是在一定程度上方便了人们的生活,在工业机械这一市场上的分量还很小。为更好的拥有市场,开始学习国外的技术,并不断的改进自己。发展到今天,中国的汽车起重机已经有了自己的发展方向,走出了一条属于自己的路。有差距才有进步,如今国内起重机的技术水平已经和国外的差距很小。起重机械行业若想发展新产品,并且走向国际为人所知,以下几点必须要做到:第一是需要有政府的支持。只有政府插手并加强对起重机械的规范化政府化管理,并通过行业协会制定起重机准入标准,产业政策,才能大大缩减社会上不良的产品,提高起重机质量。第二则是通过国家建立起一套完整的培育体系,树立规模化生产的方式。国家参与进来,培养一大批在起重机行业的技术骨干,提升设备水准、产品质量,这样一来,一些低水平生产的企业便会被淘汰,市场上存活下来的便是高质量高效率的起重机。第三则是国内一些大企业可以在自己公司建立起一个研发基地,生产研究起重机的各种发展可能性。考虑到中国的国内市场状态,可以派遣自己公司的技术骨干到一些小型企业带动发展。1.2.1国内汽车起重机的缺点一是起重机的故障问题,质量稳定性差,在起重机的保修期内,发生的故障多,这也导致了返修率很高。在底盘、发动机传动件以及液压系统上发生故障的概率最大,经过分析,主要是因为工艺装配不完善以及本身的质量问题。在寿命问题方面,国外的汽车起重机寿命在12500小时左右,而与国外的同类产品相比,国内的汽车起重机只在2000至3000小时。二是在国内的大环境下,汽车起重机的型号以及性能都太单调。在工程机械行业中,轮式起重机是一个制作难度很大,对材料使用的要求高,而且技术含量要求也很高的工程机械类。目前,国内起重机的制造主要是8至50吨位,而实际上是在市场上8吨以下的微型起重机和50吨以上的大型起重机仍然有着很大的市场,由于国内目前对大型起重机的研究有限,大多数情况下都是从国外进口。在这种形势下,起重机方面的人才很是急缺。三是起重机与现代科技的结合有所欠缺。工业和科技是两个密不可分的行业,只有将先进的科学技术广泛的应用到汽车起重机上,起重机才能发展的更好,在日益发展的社会上才不会被淘汰。只有两者结合了才能知道是否合适,并在此基础上改进,起重机与科技的结合,不仅能提高本身的安全稳定性,能实现在半自动化和自动化控制之间的转换,还能使性能变得可控,在进行操作的时候更能因为技术的系统化而让操作变得简单,这样一来在市场占得的分量更重。四是起重机的材料方面。在国内,起重机材料普遍采用的是以及等等,而在国外已经广泛采用了低合金钢以及其他相对而言轻型的材料,所以由于起重机笨重的原因,大大的影响了起重机的性能。1.2液压系统在起重机上的应用1.2.1汽车起重机采用液压系统的好处采用液压传动,在主要部位便减少了摩擦,减少了需要润滑的部位,提高了工作效率,减少了维修所耗时间。不仅如此,汽车起重机采用液压系统代替原来使用的笨重复杂的传动机构,大大的节省了时间以及空间,使其结构简单明了。大大减轻了机身的重量,使其工作性能更加突出。由于操作简单,减轻了实际的工作量以及司机的劳动强度。在设计中应用速度分挡,由于不同项目有各种要求,所以设计了不同的速度来适应各种工况需求。同时使用高度集中的阀体组,有效地减少了液压元件,提升了效率。1.2.2汽车起重机采用液压系统的坏处使用液压系统有利有弊,这是在所难免的。液压元件的正常运行效率与很多原因息息相关,其中漏油以及其温度等都是一个很大的问题点。 2.总体设计2.1 QY12汽车起重机的基本参数确定基本参数见表2-1。表2-1 QY12汽车起重机的基本参数最大起重量 Max.Rated Lifting Capacitykg12000最大起升高度 Max.Lifting Heightm19.9主臂Main Boomm8.6副臂Jibm20.8最大起升速度(单绳) Max.Lifting Rope Speedm/min70回转速度Slewing Speedr/min2.3外形尺寸Qutline Dimensionm10.22.53.2整机重量Weight Datat16发动机功率Max.Power of englinekw/rpm170/2200最大扭矩Max.Torque of engineN.m/rpm830/1400最小转弯半径Min.Turing Radiusm8最大爬坡度Max.Gradeabilitg%28最高行驶速度Max.Trave Ling Speedkm/h75接近角Approach Angle22离去角Angle of Departure11支腿距离(纵向横向) Qutriggers Di Stancem3.94.82.2汽车起重机的主要性能参数评判汽车起重机工作性能的指标,最重要的便是起重机的主要性能参数。这些参数主要包括:1.额定起重量:是指汽车起重机在起吊过程时,物体的重量以及吊起物体装置的总量之和。2.工作幅度3.起重力矩:是起重机的工作幅度和在此工作幅度范围下,对应的起重量的乘机。4.起升高度 5.工作速度6. 自重7.通过性能3.支腿型式的选择和计算3.1支腿分类及选择汽车起重机支腿结构,从结构特点上可分为四类,见图3-2:1. 蛙式支腿。 2. H式支腿。3.X式支腿。4.辐射式支腿。5.摆动支腿。经过分析与对比选择支腿结构型式为H型支腿,见图3-1。H型支腿的工作原理为:支腿外伸后为H型。图3-1 H型支腿结构3.2支腿跨距确定为了满足有效幅度的要求,因此规定了关于起重机的最小幅度数值,在起重机运行操作过程中,支腿的横向跨距必须小于规定的数值。跨距要取适中,不然当跨距取大了,稳定性就会过大,相对的便会导致司机感受不到超载的压力,当没有自动报警装置的时候,从而会使吊臂受到损伤。支腿的最大起重量和其余重力作用的固定力矩在处于平衡形态时应是支腿朝外伸跨距的极限min值。见图3-2。和支架方向(当支腿处于支撑状态时)相反一侧的支腿外缘上翘量60mm。图3-2 支腿示意简图 长度计算见式(2.1)。 式(3.1)式中 起重臂质心到立柱中间的长度; 工作幅度; 起重臂重量; 起重质量; 不包括的整车整备质量; 动载系数。取,当, ,。代入上式得:。由以上设计计算可以得到,为符合设计汽车起重机支腿的要求,选取的跨距要。为满足汽车起重机设计支腿的要求,选择的跨距由上面计算可知,需2a。选取最大跨距为。3.3支腿受力分析在起重机进行起吊运动时,其所能承受的法向反作用力最大时,便是起重机所受到的支腿压力。一般情况下,支腿的构成以及车架的结构是可以通过支腿的反力来计算的。如果按照最危险工况下的状态分析,汽车的大部分轮胎被支撑油缸顶起,整车处于三点支撑平衡,如果三点处载荷受力均匀,则,其中是单个支腿上的载荷,是满载时的重力,当时,则: 。3.4活动支腿危险截面计算 在汽车起重机的各部分结构中,没被固定的支腿称之为活动支腿,其两支腿之间的相交的地方,便是危险截面。对支腿进行校核时只需对其危险截面进行校核即可,其相关数据如下所示:支腿最大反力:。支腿反力到危险截面的距离:。X轴上部的抗弯模量:。腹板的高度:。X轴下部的抗弯模量:3腹板的厚度:。许用应力(材料选用HG70):。因为,则可知上式所得强度符合设计标准。截面腹板的局部稳定性验算: ,由上计算知:截面局部不失稳。4底盘类型及底盘选择4.1 汽车起重机底盘分类常见的汽车起重机底盘分为一通用型和二专用型两类。通用型底盘就是所谓的二类底盘。底盘类型见图4-1。 图4-1 底盘类型图 在正常运作的条件允许下,起重机的底盘位置处需要放置一个副车架。由于副车架的缘故导致起重机的整机重量增加且重心也随之增高致使自身性能受到影响。当由于其特有的价格优势使其在中小型市场中仍有较为不错的发展。为应对不同的操作环境和对象,除却上述常见的几类常见的底盘外也有少数专用型汽车底盘 。专用底盘轴距长,刚性好。驾驶室的布置有三种。第一种如图a和通用汽车一样的正置驾驶室,当处于行驶状态时,臂架放置在驾驶室的上方,因此重心偏高。b图是侧置的偏头式驾驶室,其臂架在驾驶室的侧方,降低了整车的重心,但是这样不足的地方在于驾驶室的视野不良,司机会有视野偏差。从C图中可以看出,正前方放置着一个驾驶室,其臂架在上方,重心相比较而言较低。这种驾驶室适宜使用较长的臂架,这样一来车身便会拉长,与头式驾驶室不同的是,这种驾驶室视野开阔。但是仍然也有不足之处,便是车身太长的话,会使接近角减小,有较差的通过性。4.2底盘选择在对底盘进行选择时应充分考虑汽车的承载能力也就是其自身总重量。在没有特定要求下时,汽车自身重力约为载荷重力的1.2倍至1.4倍。在进行总体设计时可通过改变相应部件的位置或增减配重来实现载荷分布的实际要求。 与选择通用底盘不同,专用底盘的选择是根据底盘的桥荷和起重机总质量来确定桥数,而桥荷通常受到道路、桥梁标准的限制,因此在大多数条件下,传动系各总成则取决于发动机的扭矩。通用底盘的变速箱和传动轴等一些零件也同样可以满足专用底盘的需求。本课题研究的起重机偏向于是吨位较小的,其自身总重量为额定起重量的1.21.4倍,即:14.4t16.8t。 对比上述几种底盘,为满足起重机较高的工作环境要求,所以选择主臂相对长一点的下沉式驾驶室底盘。选用底盘,见表4-1,技术参数为:表4-1 底盘参数底盘型号ZT12驱动形式42起重能力(tm)48轴距(mm)5600车辆(长宽高) (mm)848625002540底盘整备质量(kg)(含固定支腿箱)9541厂定最大总质量(kg)24020桥荷分配:前轴(kg)520520桥荷分配:后桥(kg)740接近角/离去角34/19最高车速(km/h)85最小转弯直径(m)20额定功率(kw)162最大扭矩(N m/r/min)610/150020 TSTQ16驱动 形式 42起重能力(tm) 48轴距(mm 5600车辆(长宽高) (mm) 848625002540底盘整备质量(kg)(含固定支腿箱) 9541厂定最大总质量(kg) 24020 桥荷分配:前轴(kg) 520后桥(kg) 740接近角/离去角 34/19最高车速(km/h) 85最小转弯直径(m) 20 额定功率(kw) 162最大扭矩(N m/r/min) 610/15004.3起重车轴载质量分配前轴轴载质量:1.空载状态下见式(4.1): 式(4.1)式中 mk1空载时前轴轴载重量; 汽车二类底盘重量; 起重臂重量; 起重装置部件重量; 车厢质量; 汽车一类底盘质心至后轴的长度; 起重臂质心至后轴的长度; 立柱质心至后轴的长度; 轴距。 2.满载状态下见式(4.2): 式(4.2)式中 装载货物的质量; 满载时前轴的轴载质量。带入得:, 。 后轴轴载质量:空载状态下见式(4.3): 式(4.3)式中 空载时后轴轴载质量; 汽车整备质量。由上可知:,代入求得:。满载状态下见式(4.4): 式(4.4)式中 后轴轴载质量; 汽车最大总质量。其中,。代入求得:。5 汽车起重机稳定性计算5.1汽车起重机不利工况汽车起重机在正常时,因起重载荷过大或受环境的影响可能导致起重机丧失正常的工作能力。在对汽车起重机实行设计时,不能只关注各零部件的计算,更需要对其整体设计的平稳性进行校核验证。在起重机的整体平稳性达到需求后,正常工作才能得到保证。 标准ZBT 59001-88指出:在考虑起重机能否正常运作时只需要考虑极限位置时起重机能否正常工作即可。通过分析可知当起重臂状态见图5-1所示时起重机最易倾翻,故只需对此位置进行计算校核即可。图5-1 最不利工况位置 角度见式(5.1)。 式(5.1)式中 AB后悬挂距离; CD支腿跨距; L后轮中心至支腿中心间距。代入数据,上式可以求得:。5.2不利工况时的质量起重机在进行侧方起吊时,汽车整体受力偏向于一侧,此时大部分集中在汽车的一侧。为实现起重机正常的工作安全,需要求部分质量来担保汽车的平稳性,其部分质量见式(5.2)。 式(5.2)式中 前桥质量; 后桥质量。其中, 。代入上式可求得: 。汽车底盘的型式大多都是中心对称的,其受力分布简图见下图5-2: 图5-2 受力简图 式中 支腿到的长度 L车后轴到支腿间距 g重力加速度 式(5.3)是进行汽车起重机稳定性计算的重要因素,相比较而言,用进行计算结果更加精确可靠,更能够满足稳定性要求。如考虑为重力,则。其中,。代入上式可求得:。5.3动稳定性校核计算按标准ZBT 59001-87计算载荷见表5-1。表5-1验算工况载荷值整车整备质量载荷惯性载荷风载荷作业稳定性校核 一为最大起升重量。当起重机吊起货物进行旋转工作时,由于载荷重力和角速度的作用将会产生惯性力,惯性载荷则是由惯性力产生的水平方向上的分力。计算见式(5.4)。 式(5.4)查有关起重机械手册,一般推荐= 4.5。风载荷计算见下式(5.5)。 式(5.5)式中 风载荷 风载体形系数 风压值 迎风面积按标准可得,风载荷2,在这种情况下。通过上述的各因素对起重机稳定性的分析,得出起重机的受力简图见图5-3所示。 图5-3 起重机受力简图 按稳定准则可知,当汽车起重机满足式(5.6)时满足稳定性要求。 式(5.6)式中 稳定力矩之和,计算见式(5.7)。 式(5.7)式中 汽车整备质量重力; 起重机本身重力; 场地倾斜角 ; 倾覆力矩之和计算见式(5.8)。=(+)+1.1(+)+ 式(5.8)式中 起重臂重力 ; 最大臂幅时起升载荷重力; 惯性载荷力; 垂直作用在汽车侧面、起重臂、载荷上的风载荷力。 代入求得:,。 代入公式可得:,。,因此起重机的该设计能够保证对稳定性的标准要求。5.4静稳定性校核静稳定性校核计算见表5-2。 表5-2静稳定性校核验算工况载荷值整车整备质量载荷静稳定性校核 F。载荷F计算见式(5.9)。 式(5.9) 代入数据可求得:。在静止的情况下,汽车起重机的最不稳定形态即为此刻的最不利状况,有上述可知有: 式(5.10)式中 稳定力矩之和。为满足起重机的静稳定性要求,需满足如下条件式(5.11)。 式(5.11) 式中 倾覆力矩之和。 倾覆力矩之和计算见式(5.12)。 式(5.12) 代入数据得:。可知 ,由上述计算设计可知,该数据等符合静稳定性要求。6 回转机构设计6.1回转机构工况及其载荷在回转机构的平台上,在其下方的回转支承装置上承载了大部分的作用力。此作用力由两部分组成,一是垂直力。垂直方向上的力主要有臂架自重,上车部分重量以及起升载荷等作用力。二是水平力。水平方向上的力主要由沿着风力,吹在物体上的,物体的离心力以及切向惯性力等等。一般在当回转重心靠近中心时可以忽略。垂直力计算见下式(6.1)。 式(6.1) 力矩计算见下式(6.2)。 式(6.2) 水平力计算见下式(6.3)。 式(6.3) 式中 超载系数,取值为。 力矩大约为起升载荷力矩的百分之十,则: 式(6.4) 式(6.5) 同时取。则:如果要计算汽车起重机的最大工况,经过分析可知,此情况为当起重机承受最大起重力矩时。即:。代入数据求得:。6.2 回转机构布置及强度验算6.2.1回转机构的布置型式该回转机构的功能是可以让吊臂能够在三百六十度内转动,并且能够在随意的位置实现停止固定。其大体可分为两类。一类是在回转平台上装置回转机构;另一类是安装在其车架上。两种安装方法各有利弊。第一种维修容易简单但机构机构闲的复杂,第二中相比较第一种正好相反。结合本课题的研究综合考虑两种机构的利弊,最终确定选取第二种结构安装方法。回转机构的选择:通过上述分析计算,可以选择型号为QWC80025A的回转机构(JB2300-84系列),其具体主要数据见表6-1。表6-1 回转支承参数钢球直径 滚柱长度 螺栓孔个数内螺栓中心圆直径滚道中心圆直径钢球个数钢球之间的隔离宽度接触角螺栓直径齿数 6.2.2回转支撑强度校核计算额定静容量:滚道表面硬度,座圈材料采用,查表得计算见式(6.6)。 式(6.6)计算当量轴向载荷见式(6.7)。 式(6.7) :系数,其中 ,。 可知在允许范围在1.0倍1.24倍之间,所以选择的该回转机构是符合要求的。 6.2.3螺栓疲劳损坏问题螺栓的最大拉力见式(6.8)。 式(6.8) 螺栓计算拉力: 螺栓直径计算见式(6.9)。 式(6.9) 式(6.10) 材料采用调制热处理,其安全系数是,查表取,。查表得:螺栓公称直径为。关于疲劳破坏的验算:回转支承正常形态运作时,由于回转平面不停地旋转所以其受力也在不停的改变。因此在思量原料的许用应力时应将变化状态中最大受力状态下的应力考虑进去。对称循环应力计算见式(6.11)。 式(6.11) 对称循环的许用应力为:n。式中:疲劳极限的安全系数为n。是经过调制处理的在循环后的应力疲劳的极限。由于,所以被选择的该螺栓在一定的时间范围内不会发生上述情况。6.3回转机构的组成结构在旋转机构中,起重机和起升装置,包括整个旋转平台,用于一个做全回转运动的装置,其方向可以任意在左右方向上进行。回转机构有三部分构成:一是机械传动装置,用来减速;二则是小齿轮;三是原动机,是一个传动元件,起重机的总动力源是原动机的动力来源,而总动力源则是由内燃机提供并经过机械、电能等变化而来。在液压传动中,原动机在其中的作用是液压马达。有两种回转机构选择,也就是低速和高速两种方案选择。高速中选用的是高速液压马达(1)。其中减速装置起到减速的作用,扭矩以此达到了增大的目的;而选择低速方案则是代表选择低速液压马达来促使机构的转动。6.4 回转机构驱动装置设计6.4.1回转阻力矩确定指的是回转装置在工作运转时所能承受的载荷,由摩擦、风压等部分组成的回转阻力矩,由各部分的阻力矩相加求得,见式(6.12)。 式(6.12) 式中 摩擦阻力矩 回转阻力矩 风压阻力矩 回转惯性阻力矩 其中 式(6.13) 由上述计算求得:偏心距为,相对应的:,则相对滚球式的回转支承来说,当时, 式(6.14) 由,查表=1.23,=1.72。则,。 式(6.15) 当转角的位置发生改变时,的大小也随之变化。在时,取得的极限max值。代入数据得:。 式(6.16)式中 风压力(根据设计参数1选择标准风压的60%,即值为90N/m2) 迎风面积(值分别为5、2.7、2) 形心与回转中心间的距离(1.2、1、0.3) 风载体系数(值为1.2)由上可知,当=时,取得max值见式(6.17)。 式(6.17) M4有三部分组成:包括旋转物件以及起吊物体的惯性、回转机构其他部分的惯性等而得到的阻力矩。见式(6.18)。 式(6.18) 式中 回转启动时间(4s10s) 回转速度 GD2马达轴上的零件的飞轮矩。代入数据可得:。回转阻力矩:。6.4.2回转小齿轮设计小齿轮采纳40Cr材料,进行调质热处理,选择的硬度平均值为260HB(由于硬度范围为241HB286HB)。初选小齿轮齿数:。由于,可得 。齿宽系数取。初步齿宽。小齿轮然后进行校核计算:圆周速度精度等级选8级精度。使用系数,动载系数。齿间载荷分配系数见式(6.19)。 式(6.19) 齿向载荷分布系数见式(6.20)。 式(6.20) 载荷系数见式(6.21)。 式(6.21) 弹性系数见式(6.22)。 式(6.22) 节点区域系数:。接触最小安全系数。总工作时间。应力循环次数: 式(6.23) 接触寿命系数。许用接触应力见式(6.24)。 式(6.24) 式(6.25) 由上述计算可知,在此种情况下设计件的疲劳强度是符合实际应用要求的,并且齿轮的尺寸保持不变。可得以下参数值为: 齿顶高值;顶隙系数值;分度圆的压力角为值小齿轮确定参数:分度圆直径:齿顶高:齿根高:齿全高:齿顶圆直径:齿根圆直径:基圆直径:齿距:齿厚:齿槽宽:基圆齿距:法向齿距:顶隙:6.4.3马达轴回转功率 式(6.27) 式中 马达超载系数(机械设计手册2查得,液压马达系数取为1); 计; 转/分计。代入数据可得:。6.4.4 马达流量由相关设计计算可选得,可选择低速大扭矩马达,其型号为NHM6501B。马达的出口流量 :6.4.5验算时间起重机的生产率会因为液压马达的持续作业时间段过长而受到干扰。但是同样的,启动时间如果过短,由此引起的过大的惯性力将会损坏机构零件以及吊臂,更严重的是会使起吊物体偏摆过大使起重机无法正常运作。因此,综合上述,需要按等加速启动来验算时间。 式(6.28) 上式中 回转速度; 启动时间; 马达轴上平均启动扭矩; 回转机构的总传动效率; 回转机构总传动比。代入数据,可得满足要求的启动时间410。,因此选择的马达符合要求。7液压系统原理及元件选择7.1液压系统型式7.1.1开式和闭式系统液压系统种类繁多,其中最为常见的为开式和闭式系统两类,液压系统简图见图7-1。开式系统指的是进油管与执行元件的一端连接,另一端与回油箱连接,整个系统在开式环境下运行。开式系统的优点是可以较好的冷却液压油,且结构简单。但缺点是液中含有杂质,容易沉淀,并且通过尺寸较大的油箱进入系统导致运作的不平稳。尽管缺陷较多,但对于一些特定的系统要求较高热量时同样会选择开式系统。 相比较开式,闭式系统的工作过程是由油泵到执行元件,再由执行元件到回油箱的一个循环过程。与开式系统不同的是,闭式系统的油箱尺寸小,结构复杂,减少了空气和杂物通过油箱进入系统的机会。但是同样的,其缺点是就是对液压油的散热效果不好,需要通过辅助泵来进行替换散热。在闭式系统中,其两端通过的径流不等,从而导致了运行的效率降低,因此在选取执行元件时,会更多的考虑马达。 开式系统 闭式系统 图7-17.1.2单泵和多泵系统除了上述液压系的分类方式外,还可对其分为单泵及多泵系统两大类。其系统原理简图见图7-2。顾名思义所谓当泵系统就是指系统中只需一个液压泵即可满足整个系统的工作需求。一些功能简单单一的工作系统大多采用此设计。与单泵系统不同,多泵系统要求能够同时实现两个或多个执行元件的运动,只靠一个液压泵显然无法实现。多泵系统中各个循环回路中所采用的液压泵的功率大小无需相同。可根据具体的功能需求计算选择最为合适的液压泵。当系统需要快进时也可让多个液压泵同时工作,进行最大功率工作。 a 单泵开式系统 b 多泵系统图7-27.2液压系统的控制7.2.1定量系统定量系统就是在液压回路中增加一个定量泵来实现对油路流量的限制。其种类可分为齿轮泵、液压泵及柱塞泵等。当定量系统正常工作时,定量泵没有限制作用,当油路中流量达到设定值时在定量泵的作用下油路流量保持稳定不能继续增加。也正是由于定量泵的限流作用当所需较大工作压力时发动机功率持续增加当液压流量却保持不变从而导致功率损耗严重。在系统工作时,可通过控制换向阀来改变进入执行元件的流量从而达到对执行元件的速度控制。通过这种控制方法将能量损失降到最低。定量节流控制系统系统原理简单且经济实惠,但发动机功率损耗较多,能量利用率不高。7.2.2变量系统对比上述,变量系统就是将定量系统中的定量泵换成变量泵。一般采用恒功率变量泵进行设计。该系统采用的是柱塞泵式变量泵,其功能原理如下:液压系统初始时油管内压力为零,此时活塞泵进口压力为零,泵内弹簧处于正常状态,开口最大,并且系统回路中的流量最大。随着管路中压力的增大,柱塞泵内的弹簧被压缩,开口变小,流量降低。当出口压力达到设定值时弹簧压缩量达到最大,排量最小。执行机构的运行速度随着变量泵的变换而改变。此系统发动机利用率较高但结构原理较为复杂,成本较高。当起调压力小于液压泵出口压力时,液压泵和流量之间呈现双曲线关系,这样一来,液压泵在一定范围之内。始终保持着恒功率特性。7.3下车液压系统设计7.3.1各机构油路QY12型汽车起重机工作机构简图见图7-3。图7-3汽车起重机机构简图 各机构油路分析如下:1.支腿油路:汽车起重机在正常工作时所有载荷均由起重机的四个支腿承受。在工作时为了保证支腿不会应为载荷过大而导致支腿液压系统失效下沉引发安全事故需对液压系统进行改善。在液压系统回路中增加液压锁元件,防止其支腿非正常下架,避免侧方安全事故。同时本课题两个液压缸来提高机构的工作效率,确保起重机能够安全稳定的完成工作。2.回转油路:回转机构主要是用来实现起重机回转平面内的自由旋转功能,由于离心力的作用,在设计时需要对其平稳性进行校核,已确保工作的完全稳定。3.变幅油路:变幅油路可以在原有的液压系统基础上增加工作的高度。其油路工作要就较高的安全稳定性已能够避免当超载工作时油管压力过大炸裂导致吊臂急速下滑的危险事故。一般小型起重机的变幅油路中都采用单缸式液压系统,该形式变幅小,便于维修。对于大中型汽车起重机则采用双缸式变幅回路来满足较大的推力需求。由于采用两个油缸,所以在工作时存在油缸的同步问题。设计时需根据实际的工作情况选着合适的变幅油路。 4.起升油路:起升油路能够使得起重机具有一定的起升和提升速度、工作时保持平稳,同时微动性能好防止载荷就位时发生冲击的特点,并能够实现方便调速的功能。起升油路的作用是用来实现汽车起重机实现起升运动的。通过调节起升液压系统中的节流控制阀来实现对起升执行元件上升速度的调节与控制,同时通过流量控制也可以很好的保证运动的稳定性。为防止起升装置起升到最高点时由于载荷过重而压坏液压元器件导致起升装置下滑在液压系统中的会有路中需加入单向阀来控制系统的下架机构,防止意外的发生。7.3.2液压系统压力选择随着社会的发展,传统老式的液压系统已越来越难以满足工作的需求。尤其是对一些大载荷起重机的液压系统设计更加的困难。除了要满足多而复杂的工作过程,更需要克服液压元件的精度强度的稳定。本课题采用的齿轮泵的额定压力大约为,根据设计经验选取压力为。 7.3.3下车液压系统的选择汽车起重机正常形态工作时所涉及到的工作机构较多,主要包括起升工作机构、回转以及伸缩臂的伸缩部位三部分组成。在选择液压泵时,如果只按其中一种工作形式来选择确定整个液压系统的液压泵显然不合理,可能导致部分支路的压力不够部分支路能量损耗大等情况,致使起重机无法进行正常运转。参考上述理论分析,本应选择多泵式系统设计方案,按对各支路的工作载荷计算选择合适的液压泵。但结合本课题研究的起重机的实际工作情况,最终仍采取单泵系统设计。在对液压控制系统进行选择时需要综合考虑设计的成本、工作的性能以及能量的损耗等因素。将变量系统与定量系统进行横向对比,变量系统能使发动机的功率得到十足的利用,但价格较高,不适合小型企业。定量泵相比较变量泵价格实惠很多,而且控制换向阀也能实现执行元件速度的调节。结合本课题的实际情况选取性价比更高的定量系统。本课题起重机液压系统设计过程中结合了柱塞泵与齿轮泵两种型式的液压泵。齿轮泵凭借自身结构优势十分适合多泵系统,能够满足正常工作需求。对比开式系统与闭式系统,闭式系统结构复杂,油箱小,油液冷却效果不好且设计费用高。开式系统结构简洁,出现事故后容易修理。性价比更高更适合本课题研究的需要。根据上述分析,最终确定起重机的液压机构为定量-单泵-开式系统。7.3.4液压系统中的油路组合QY12汽车起重机中各机构的运动速度以及载荷相差很大,并且要求独立工作,为了更好地进行工作,采用并联。1支腿油路的设计液压泵支腿系统中的的重要元件为:水平以及垂直支腿液压缸、换向阀、溢流阀、以及滤油器等。在液压回路中的压力都有溢流阀来控制,其额定压力根据承受载荷求得。支腿液压原理简图见图7-4右半部。其工作原理简述如下:水平液压缸工作时,波动开关(3)控制电磁换向阀2和3到下位处。在此时的油液经过液压泵并通过2和3直接流入了水平液压缸的无杆腔一端中,因此液压缸在油液的推动作用下进入工作运转状态。直至运行到终点节点时调动电磁换向阀5到下一个节点处,油液经过液压泵并流经通过单向节流阀,再进入垂直液压缸的无杆腔中,由油液压力推动垂直液压缸进行运动。此时所有支腿全部伸出。若要使支腿回缩回原位则只需调节电池换向阀2和电池换向阀5使其状态与之前的状态相反。调节完成后液压油在液压泵的作用下一次经过电磁换向阀和液压锁。最终结果是流入垂直液压缸中的有杆腔内,并且在油液的推动作用下液压缸开始向里运动复位。同时液压缸里的油液也流过电池换向阀流到水平液压缸的有杆腔内来推动液压杆进行运行复位。为了提高工作效率,本课题采用了图示所示的四个电池换向阀的设计方案。在起重机工作过程中可能会应为超载工作导致支腿液压系统损坏,支腿承受不了载荷而缩回,致使无法正常工作乃至发生安全事故。为避免此类隐患,提高起重机的安全可靠性,在液压系统设计时在油路中加入液压锁元件以保证支腿的正常工作,避免自动缩回。2.回转油路回路系统主要元器件为:平衡阀、手动换向阀、缓冲阀以及回转马达等。其液压系统简图见7-4左半部。回转系统主要完成的时起重机的旋转工作,当起重机载荷旋转停止时即图中电池换向阀1停在中位时,由于载荷重力和自身重力的影响回转机构将会承受较大的惯性力。在惯性力的作用下会使原本本该停止运动的回转机构强行继续转动一定角度,导致液压系统油管中液压油收到压缩,但由于液压系统已停止工作,被压缩的液压油无法流入油箱导致油管压力剧增,油管可能出现炸裂损坏。同时液压马达猛地转动使使其内的压力值骤降,影响本身元件的使用寿命甚至直接损毁马达。针对这种瞬时情况进行改进。在液压系统中增加一个缓冲阀,其作用就如同作为安全阀一样对液压油路中的压力值实行控制。当油路中的压力大于设定值时放出油路中的液压油导入液压马达中来平衡液压马达内的压力。图7-4 回转油路原理图3.液压原理图结合上述各部分原理图,最终设计出整个汽车起重机的液压系统原理图见图7-5。图7-5 液压原理图7.4液压缸选择7.4.1垂直液压缸的参数工作负载取。内径计算见下式(7.1)。 式(7.1)式中 工作压力,选为; 往返速比,根据优先系列; 效率为。将数据代入上式,则 :。通过液压设计手册查表得。活塞杆直径。最小导向长度。根据设计标准应满足:为导向套滑动面长度。根据要求选取活塞杆半径的1.2倍2倍,则为活塞宽度。选为液压缸内径的倍,壁厚计算见下式(7.2)。 式(7.2) 式中 工作压力,; 缸筒材料许用拉应力,= ; 缸筒材料的抗拉强度极限,; 安全系数,一般取。代入求得 ,选用10mm。缸筒外径的确定: 式(7.3) 缸底厚度,取1。垂直液压缸结构图见图7-6。图7-6 垂直液压缸结构图活塞杆强度计算:活塞杆的应力大小见式(7-4)。 式(7.4) 式中 外径; 空心杆孔径,实心杆为0; 最大推力,48000N。取安全系数,。带入数据上式得:,所以活塞杆的强度满足要求。垂直液压缸的闭锁压力: 式(7.5)式中 吊重时液压缸所承受的压力 ,其大小为。 代入数据得:。垂直液压缸的收放时间为15s。液压缸流量 :7.4.2水平液压缸的选择工作负载:。内径计算见式(7.6)。 式(7.6)将代入数据,则:。通过液压设计手册,选取。活塞杆直径:。为最小导向长度。应满足式(7-7)。 式(7.7)为导向套滑动面长度。一般情况下长度取值大约为2(0.6倍1倍)的活塞半径,得;活塞宽度B为液压缸内径的(0.61.0)倍,则。壁厚计算见式(7.8)。 ,选用 式(7.8) 缸筒外径的确定:。缸底厚度见式(7.9)。,取 式(7.9)水平液压缸的收放时间为。液压缸流量:。7.5其余液压元件的选择7.5.1液压泵 式(7.10)式中 液压马达输出扭矩:; 液压马达排量; 液压马达的机械效率。 液压马达背压,取。 液压系统回路中的压力损 ,取 ,则:液压泵P的大小通过其需要的起重机的额定载荷决定。当如果该起重机的液压系统采用单泵系统时,不能随意的按其中一个执行机构所需压力决定整个液压泵的选择,也对所有执行机构进行计算,选取所需的极限液压压力最大值来作为泵的额定压力。为了安全起见,保证系统的可靠性,一般在选取的液压泵压力为所需工作的1到1.25倍。2.液压泵流量见式(7.11)。 式(7.11)式中 液压马达输入流量 ; 泵至马达的容积效率3. 液压泵所需功率: 式(7.12)式中 液压泵总效率 一般情况下轴向柱塞泵约为,齿轮泵约为。取。代入数据求得:。4液压泵转速见式(7-13)。 式(7.13)5.传动比 式(7.14)式中 液压泵驱动装置传动比 柴油机工作转速() 柴油机额定转速()则:。6.液压泵额定流量:。7.5.2 阀的选择 1.溢流阀通过分析起重机各执行元件正常工作所需要的压力值来选取确定溢流阀的型号。在一个液压系统中,如果在其结构中安装了溢流阀的情况下,溢流阀的设定压力就是系统中泵的工作压力,其额定流量也相同。因此选取的阀的型号参数见表7-2。表7-2 溢流阀参数型号通径/mm 压力/MPa额定流量L/min50 32500调压范围质量生产厂82011 长江液压件二厂 2.手动换向阀手动换向阀的分类形式很多,可以将其区分为一是钢球定位式,这是按照结构分类下的一种,另一种便是弹簧复位式。钢球定位式换向阀当外力撤消后仍保持原有的不发生改变。见表7-3.表7-3 手动换向阀参数型号通径 mm滑阀机能压力MPa流量L/min生产厂34SM-F50H50M21370榆次液压件厂 3.单向阀单向阀是结构最为简单的液压控制阀,但由于其安装位置的不同却有着不同的功能效果。见表7-4。表7-4 单向阀参数型号规格/mm流量L/min转速=6m/s液压介质S50P3235350矿物质液压油介质温度范围介质粘度范围工作压力MPa生产厂-30+80至31.5上海立新液压件厂7.6液压系统性能验算7.6.1液压系统压力损失的验算计算液压系统的能量损耗可以更加精确的确定工作压力,从而更为准确的选取液压元件,并根据计算结果验证设计的合理性,以便进一步的设计。系统压力损失见式(7.15)。 式(7.15)式中 油管中的沿程压力损失 局部损失 各类元件中的局部压力损失见式(7-16)。 式(7.16)见式(7-17)。 式(7.17)式中 直管长度和内径; 液流平均速度; 液压油的重度; 、沿程阻力系数和局部阻力系数。将,代入上式可得:,。各类元件的压力损失见式(7-18)。 式(7.18)式中 额定流量; 额定压力损失; 实际流量。代入数据求得:为 。在计算液压系统压力时,要将各个机构的工作压力全部计算出来,并选取最大的作为液压工作压力。溢流阀的设定压力值就为工作压力与各部分损失之和。见式(7-19)。 式(7.19)求得:,7.6.2液压系统总效率的验算1.管道的机械效率与上述的压力损失有关,函数关系见式(7-20)。 式(7.20)2.管路系统的容积效率见式(7-21)。 式(7.20) 式中 系统的最大工作流量3.管路系统的总效率。计算见式(7.21)。 式(7.21) 4.传动系统的总效率。计算见式(7.22)。 式(7.22) 式中: 液压泵的输入功率; 液压系统总
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