工程起重机使用常识及工程起重机完工正文

河北工程大学毕业设计III--整机重心位置最危险的倾翻线是在该工况下整个重量的重心离该倾翻线垂直距离最短的那一边。显然，最危险的失稳工况是吊臂位在垂直于侧方倾翻线的位置上。所以，在考虑起重机稳定时，以吊臂位在正侧方的工况为基准，在这个工况下起重机必须保证最低的稳定性。3.4.2起重机的稳定安全系数起重机在吊临界起重量时，起重机处于稳定的临界状态，即在倾翻线（A点）内、外侧的静力矩互相平衡（如图5），即。而表示起重机稳定性的稳定安全系数是位于倾翻线内侧的稳定力矩和为在外侧的稳定力矩之比【式15-8】2当K=1时，即为临界状态。显然，K必须大于1。若认为起重机引起的一切力矩都是稳定力矩，即：而倾翻力矩仅是起重物和吊具所引起的，即：则稳定系数K可由下式求得【式15-9】2式中符号见图5，其中起重机的稳定力矩；吊臂自重，=1775Kg；R起重机的重心距回转中心的距离，R=3.2mr=1.5m；为上车其它部分重量和其重心到回转中心距离，取m；起重机底盘不回转部分重量，=3400kg；配重及其垂心到回转中心距离，=1181kg，=2.1米；2a支腿横向距离，2a=4米则所以起重机稳定。令K=1，则此时起重量为临界起重量【式15-10】2由于上式中没有考虑到起重机在运动时引起的惯性力以及风力和倾斜的影响，故求得的稳定系数称为静稳定系数。在计算起重机动态稳定系数时，把起重机的倾斜、回转离心力、起升惯性力和风力考虑进去动态起重机稳定系数为：【式15-14】2式中h1,h2,h3,hb自重力G1,G2,G3,Gb的重心高度；起重机的倾斜角度，在用支腿时肉眼找平，一般控制在10-1030'左右，不用支腿时为（而）；（H+b）吊臂头部离地高度；；h重物离地高度；v和t重物吊升速度（米/秒）和起动时间（秒）；g重力加速度（9.81米/秒2）；和作用在起重机上和重物上的风力合力（工作风压时的风力）；风力作用点的高度；n回转速度(转/分）。计算起重机动态稳定系数时的图为图6。在实际计算中，中小型轮胎式起重机可以只计算静稳定系数，所以本次设计中，不必计算动稳定系数。在考虑到倾斜的影响和非工作时风力作用，自身的稳定系数也可以由下式求得：【式15-15】2图6动稳定计算图式中l自重合力G离回转中心距离，l=1.5m；h合力G的重心高度，h=1.2m；倾斜角度（取），；作用在机身上的风力（以九级风计算）；风力作用点高度，=2m；其中；标准风压值，查文献[3]表3-1为10；C风载体型系数，查文献[3]表3-2为1.2；吊重有效迎风面积，查文献[3]表3-3为6；A起重机各部分有效迎风面积。将各数代入=2.98>1.15，所以起重机自身稳定。第4章液压系统总体设计4.1液压系统总体设计起重机液压系统是用来控制起重机的起升机构、变幅机构、回转机构、伸缩的系统。液压系统包括吊臂的伸缩、重物的起升、上车的回转、吊臂的变幅和支腿的收放等部分。本设计中QY8型汽车起重机得便最大重量为8吨（幅度为3米时）具有两节伸缩臂，其最大幅度为10.8米（这时允许吊重为0.04吨），最大起升高度为13.6米，起升速度为15.8米/分，平台回转速度为最大3转/分。该起重机行走部分采用EQ1092型通用汽车底盘，起重部分要求全液压传动。4.2确定对起重机液压系统的工作要求4.2.1系统构成根据主机设计需要，对吊臂的伸缩、变幅、起升，回转机构采用液压传动。同时，起重机支腿的收放亦采用液压传动，以缩短作业前的准备时间，在满足机器要求和使用要求条件的要求的前提下，系统构成的先进性主要表现在系统简单、结构紧凑，元件选择合理，三化（标准化、系列化、通用化）程度高，便于安装、调试、使用、维护、工作安全可靠，应急能力强的方面。要达到这些要求，仅有良好的元件是不够的，还必须有良好的系统设计方案。4.2.2经济性经济性指标包括系统的造价和使用费，系统传动效率和功率利用等。这几项指标不是相互独立的，需做综合分析。4.2.3技术性能技术性能包括调速范围、微动性能、启动、制动及换向动作灵敏性，传动平稳性，限速性能，缓冲、锁紧、补油、限压、缸荷等完善的功能及振动、噪声和外泄大小等。根据以上三点，设计液压系统具体应满足以下几点要求：a:能够调速。当空钩或轻载时，吊钩可以快速升降；当满载就位时，应满足缓慢升降。b:可以微动，微动是为了在工作机构起动获停止时，不至于引起吊重的振动与冲击，以保证起重机作业的安全。c:当吊重在空中停止时，不得产生下滑现象。这对吊装作业，以及使吊重长时间停留在空中都是必要的。d:能同时对几个动作联合操作。起重机的主要动作为起升、回转、变幅、吊臂伸缩、要求这四种动作可以单独或前一种与后三种任意一种组合进行，以提高作业效率。在联合操作中，希望各机构的工作速度一定。e:液压系统应结构紧凑，安全可靠，使用维修方便。4.3拟定起重机的液压系统原理图4.3.1选择执行元件吊臂伸缩、变幅及四个腿，都采用双作用液压缸驱动。为了使传动机构结构紧凑，布置方便，起重机的回转与起升机构直接采用低速大扭矩马达驱动。4.3.2确定液压系统的基本形式为了使系统结构简单，油液冷却条件尽可能改善，该机构采用开式液压传动系统。考虑到各机构同时动作的需要，以及合理分配功率，采用大小泵供油的液压双泵系统，即起升液压马达单独由大泵供油。回转液压马达变幅、吊臂伸缩与支腿液压缸等组成串连系统，由小泵供油。4.3.3调速抉择方案对于小型起重机，可以采用定量泵，通过调节发动机的转速，以改变液压泵的输出流量，从而达到调速的目的。同时，再配合以换向阀节流调速，基本上能满足该机对调速性能方面的要求，这种调速方法具有系统简单，工作可靠等优点。4.3.4选择拟定液压基本回路，并组成整机液压传动系统a、起升机构工程起重机需要的起升机构，即卷筒——吊索机构实现垂直起升和下放重物。液压起升机构用液压马达通过减速器驱动卷筒。为了保证起重作业中的平稳性和稳平的衡动性，防止吊重超载下降，在该机构的起升油路中设置起升平衡阀，以组成平衡回路。同时在卷筒上安装起升机构制动器，以防止因马达内漏而造成的吊重打滑。液压起升机构不靠平衡阀来锁住液压马达，而是利用闸瓦制动。所以平衡阀的承重静止能力没有严格要求，固此用于液压马达系统的平衡结构简单，造价便宜。b、伸缩臂机构液压回路和变幅机构伸缩臂机构也是一种举升和下放重物的机构，伸缩臂可以用不同的方法，即不采用电磁阀而用顺序阀，液压缸差动，机械结构等办法实现多个液压缸的顺序动作，还可以采用同步措施实现液压缸的同时动作。本设计起重机的变幅和吊臂伸缩机构均采用双作用液压缸，为了使变幅和伸缩动作平衡，以及停止动作后能保持固定的位置，在其油路安装平衡阀，以构成平衡回路。c、回转油路变幅机构在起重机中，用改变臂架的位置，增加主机的工作范围，回转油路使作业架作旋转运动，也是为了实现这个目的。起重机的回转动作要求平稳、准确，为了回转动作平稳，以及停止动作后的工作位置能保持固定，在回转机构内安装回转机构制动器，以防止因马达内漏而造成滑移，对于回转机构来说，缓冲是非常重要的，必须设置一对缓冲阀。d、支腿机构液压回路对于汽车起重机来说，为了扩大作业面积和提高整体稳定性需要在车架上向轮胎外测伸出支腿，将整体支撑起来，使重心可以在轮胎覆盖范围以外，支腿覆盖范围内变化。支腿种类有整式、H式、X式和辐射式等。本设计选用H式，H式支腿由四组液压缸组成，每组包括一个水平缸和一个垂直缸，四个双向液压锁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，故需要连通下腔的液控单向阀起锁紧作用，组合操作阀可使四个支腿同时动作，亦使每个支腿单独动作。将上列的基本的回路有机的组合起来，即可组成液压传动系统图，为了使回转马达工作平稳，利用单向阻尼阀产生备压（备压为2-3Mpa）e、设置辅助元件考虑到管路使用寿命和布置紧凑起见，液压系统中主要管路均采用无缝钢管。在液压泵的吸油管路，安装网式滤油器，以防止较大的机械杂质进入液压泵内，在系统回路中安装精滤油器，以防止回油中的杂质。图7液压传动系统原理图4.4液压系统概况当起重机工作机构处于非工作状态时，CBQL—F40/F32齿轮油泵由取力箱通过传动轴驱动后，吸油口通过精滤油器从液压油箱吸油，32泵输出的工作油经过下车操纵组合阀后，再通过中心回转接头进入上车组合操纵阀流出，通过中心回转接头流回液压油箱，40泵输出的工作油直接通过中心回转接头进入上车组合操纵阀，再从上车组合操纵阀流出，通过中心回转接头流入油箱。当操纵下车组合操纵阀的换向阀时，32泵输出的工作油不再进入上车，而进入下车操纵阀的绽阀中，再操纵实现下车水平支腿的伸缩及垂直支腿的收放动作。当下车工作完毕后（即支腿打起后），上车即可工作，上车工作时，回转、变幅、伸缩时由32泵供油，起升由40泵供油，同时40泵和32泵还可以同时供起升机构，以实现快速起升和快速下降，40泵和32泵的分流是靠起升操纵阀的机能来实现的，回转油路可实现滑转功能，即回转操纵阀处于过渡位置时，回转制动器在回油备压下打开，并将回转马达的进油口连通，使回路马达处于浮动状态，避免回路和停止时的惯性冲击。4.5确定液压系统的工作压力QY8型汽车起重机时以EQ1092通用汽车底盘为基础设计，为了减轻汽车承载量，要求液压传动装置机构紧凑，重量轻，参考其他液压汽车起重机的系统工作压力，初定该机构的液压系统工作压力在16M-25MPa范围内，根据初定压力，选用CBQL—F40/F32联齿轮油泵，该泵额定工作压力为20MPa，为了保证液压泵的使用寿命，系统压力应控制在不超过液压泵工作压力以下，因此，最后确定系统工作压力为20MPa。第5章确定液压马达的主要参数和所需流量5.1确定起升和回转马达的计算依据5.1.1确定起升马达驱动的最大载荷力矩起升马达驱动的最大载荷力矩，可按下式确定：【式7-10】3式中：钢丝绳绕卷筒直径，当多层卷绕，，而n为卷绳最多层数，D为卷筒槽底直径，d为钢丝绳直径。起重机最大额定起重量与吊具重量。卷筒至离合器轴间的传动比。起重滑轮倍率。机构总传动效率。注：(D＝250mm；n=3；d=13mm；Q+q=8.16t；；；a=4)根据已知：所以有：5.1.2确定回转马达驱动的最大载荷力矩回转机构的工作载荷就是回转阻力矩，起重机在回转起动时，回转阻力矩有下列阻力矩组成：式中：回转支撑装置的摩擦阻力矩；由回转平台倾斜所引起的回转阻力矩；风压力所引起的阻力矩；回转起动所引起的回转阻力矩。回转支撑受回转平台上的全部载荷（图8），作用在回转支撑方面的垂直力有吊臂自重，配重,上车其它部分重量以及考虑到超载的重物和吊具重量。同时，除作用在回转部分上的垂直力外，还有沿着吊臂方向的水平风力。吹在重物上的是，吹在起重机上的是,水平方向的作用力还有回转时的离心力和垂直于吊臂面内的制动切向惯性力，重物的离心力为，切向惯性力为，起重机回转部分自重的离心力为，切向惯性力为，由于回转部分的重心靠近回转中心，故和常可忽略。作用在回转支撑装置上的水平力还有回转齿轮的啮合力，它的大小由小齿轮所传递的扭矩所决定，它的方向由小齿轮离吊臂轴线水平投影的位置而定，若回转中心有两个并成对布置，则此力相互抵消。现将上述载荷集合成垂直力，弯矩和水平力三部分。显然，沿臂变幅面内（Z—X平面）的弯矩大，而在与吊臂变幅平面垂直的面内（Z—Y平面）的水平力和弯矩较小，在综合时，Z—Y平面内的力矩和力可不予考虑。则：符号见图8所示，必须指出，在确定回转支撑装置载荷时，是要选取受力最不利的工况，即起重机力矩为最大时的工况。式中K为超载系数，考虑到正常试验载荷为110％的额定载荷，故取K＝1.1。而在汽车起重机上离心力和风力W引起的弯矩一般占重物引起的弯矩的10％，若简化计算可取：由于水平力一般远远不到10％的，故在计算回转支撑时，也往往可以不计及水平力的影响，故：所以有：回转支撑装置在工作时受到垂直力，弯矩M和水平力H三个载荷，实际上，支撑装置还受一偏心力矩为e的垂直力和水平力的载荷，而偏心矩(滚球式)。（注：e＝1.73；）故：所以有，（值查表取得）【表8-1、8-2】3（查表得）【表8-1】3所以有式中：为偏心垂直力引起得总正压力，为水平载荷引起得总正压力。分布讨论如下：1、回转支撑装置得摩擦阻力矩式中为摩擦系数，不考虑正常回转和起动时的区别，可近似的一律取0.01；为回转支撑装置得滚道中心直径。所以：2、回转平台倾斜引起的矩由于有的起重机支腿无自动调平装置，因而可能使回转平台倾斜，回转部分得自重和重物在倾斜方向得分力形成了回转阻力矩：倾斜阻力矩的大小随转角的变化而变化，式中分别为起重物、吊臂及回转部分自重的重心离回转中心的距离，在一般工程起重机中与之值相差不大，为简化计算，可将公式改为：对液压支腿能个别调平的起重机来说，倾角可以保证在以下，对于H式支腿起重机，因调平性不佳，角应取大一些。当角为时，回转阻力矩达最大值：所以有＝（0.0175-0.0262）（Q+q）R＝0.0262×81609.8×3＝6285.5N.m图9倾斜引起的回转阻力矩图10风压引起的回转阻力矩3、风压引起的回转阻力矩为式中为风力压力，在此可选取60％的标准风压，和R、r和分别为起重物，吊臂和回转部分的迎风面积及其形心离回转中心的距离，C为风载体形系数（通常取1.2）。显然，风阻力矩与转角位置有关，其最大值是当时，所以有＝15×9.8×60%(6×3+1.2×0.4×7.6×1.5)＝2070N.m—标准风压，单位：公斤/平方米。取=15。4、惯性引起的回转阻力矩惯性引起的惯性阻力矩由三部分组成：起重物的惯性，吊臂和其它回转部分的惯性以及旋转零件的惯性所引起的阻力矩，起重物所引起的回转阻力矩：起重机吊臂和其它回转部分的惯性所引起的回转阻力矩为：回转机构旋转零件的惯性所引起的阻力矩：将各回转力矩加起来，即得总得惯性回转阻力矩：式中：为机械传动效率，可取0.85，为回转机构的总传动比，若将每分钟回转速度n代以角速度w，则上式可写成：根据实际需要，忽略部分则可算得总阻力矩为：所以有：＝4664+6285.5+2070.2+6429.5＝19445.2N.m则马达轴的最大载荷阻力矩为：则：=38.9N.m5.2马达的工作转速为了保证马达的寿命正常，选取马达的工作转速其额定转速，即：起升马达的工作速度为回转马达的工作速度为确定马达的主要参数：QY8型汽车起重机在设计的过程中初选的马达均符合工况，其中1台用作油泵，2台用作马达，带动起升及回转机构工作。这里只需确定起升马达的主要参数，所以：1、计算起升马达的有效工作压力已知液压系统压力，回油路背压力为，马达进油路系统的压力损失为，则起升马达的有效工作压力为:2、计算马达的每转排量取马达的机械效率，分别求出起升和回转时马达的每转排量起升时：回转时：根据马达的排量和最大的工作压力，起升和回转时液压柱塞马达为均符合要求。第6章选择液压泵及计算其输出功率6.1计算起升、回转马达的所需流量取液压马达的容积效率，则液压马达的所需流量为：1、起升马达的所需流量2、回转马达所需流量6.2选择油泵并计算输入功率1、确定液压泵的流量取管路系统漏油系数K＝1.1则：2、确定液压系统中泵的工作压力在确定液压系统压力时，就已确定了起升泵和回转泵的工作压力，。3、计算液压系统中泵的工作压力和输入功率在确定液压系统压力时，就已确定了起升泵和回转泵的工作压力，，取齿轮的总效率。则：起升泵的输入功率：回转泵的输入功率：整车的液压系统回路属于并联油路，在起重机实际的现场操作中起升时回转、吊臂的伸缩及变幅只有一项可与其同时动作，由于回转时泵的输入功率较大，故选泵需同时考虑起升和回转，需使泵的流量和功率均大于前二者的。依次查得CBQL-F40/32双联高压齿轮油泵符合此工况要求，它得额定压力20Mpa，最高压力25Mpa，最高转速3000r/min，公称排量：前泵40ml/r，后泵32ml/r。第7章液压缸的计算7.1支腿液压缸的计算支腿跨距的确定：为增大汽车起重机在起重工作时的起重能力，起重机设有支腿。支腿要求坚固可靠，伸缩方便。在行驶时收回，工作时外伸撑地,H式支腿外伸距离大，对地面适应性好，易于调平，故广泛采用此支腿。汽车起重机支腿是前后设置的，并向两侧方向伸出。但在汽车起重机中，前方作业区域一般不吊重，所以取：2b=3835mm7.1.1支腿垂直液压缸的计算7.1.1.1支腿压力按四点支撑的支腿压力计算假定汽车式起重机在吊重工作时支撑在A、B、C、D四个支腿上如图11所示，在这里忽略了B与C、A与D支腿叉开的实际情况，因为影响不大，吊臂位置是在任意方向，吊臂位置在高起重机纵轴线角处。令假定起重机底盘不回转部分的重量为，其重心位置在离支腿中心处，本身带有符号，在0上侧为正，下侧为负。起重机回转中心，离支腿中心0的距离为，也带有符号，其上车自重，吊臂自重和配重自重和计算吊重的合力则：＝+++（其中，由＝-1865mm,＝550mm）则：＝+++＝（34544+1755+1181+8160）9.8＝143.67KN合力矩的距离为：所以有：图11四点支撑的支腿受力情况由于回转惯性力，离心力和风力等风力水平力的作用，在吊臂头部作用有水平力T，则作用在吊臂平面内有力矩M，其大小为：其中为吊臂头部离地面的距离，＝7.5米。水平力T为：则：从上已知，作用在支腿上的载荷有：底盘自重，上车回转部分，以及在吊臂平面内的力矩M，则四个支腿上的压力各为：当时，且带入数据可得A=26.67KN;B=23.02KN;C=78.6KN;D=73.5KN放支腿时，最少有两个液压缸受力，则单个液压缸的最大载荷：起重量为8吨时，作用在支腿液压缸上的最大外载荷：7.1.1.2计算垂直油缸的主要参数该油缸用于控制汽车起重机垂直支腿，使之工作时起到支撑起重机的作行驶时应收回，选用双向液压驱动的单杆活塞缸。确定液压缸的内径D和活塞杆直径d在确定缸筒内径D时，必然保证液压缸在系统给定的工作压力下，具有足够的牵引力来驱动工作负载。对于双作用单活塞杆液压缸，当活塞杆是以推力驱动工作负载时，即压力油输入无杆腔时，工作负载为缸筒内径D可由下式求得：式中：液压缸的有效工作压力；＝19MPa；液压缸的机械效率；＝0.95；液压缸所承受的外载荷。所以垂直缸的内径D为：取标准系列为D＝63mm，选取速比系数，查取标准活塞杆直径d＝45mm.7.1.1.3计算垂直液压缸的壁厚液压缸的壁厚可由下式求得：式中：液压缸内最达油压力；液压缸内径，单位mm；；强度系数；附加厚度。取标准壁厚。7.1.1.4缸筒壁厚与活塞杆的校核缸筒上无焊接零件，一般采用45号钢，调质处理。强度足够。 活塞杆材料可用45号钢做实心杆，其强度一般是足够的。7.1.2支腿水平液压缸的计算支腿的水平液压缸主要参数可以与垂直液压缸的相同，但水平液压缸有车架的金属箱板共同抗弯，故其活塞杆直径可以小一些，故取D＝63mm，选取D=63mm,选取过比系数，查取标准活塞杆直径d=35mm,。液压缸的强度和活塞杆的强度及稳定性的计算雷同垂直液压缸，都能满足条件。7.2变幅液压缸的计算7.2.1由于液压油缸变幅具有工作稳定，结构轻便和便于布置，变幅力较小时一般采用单缸，否则采用双缸，变幅油缸的受力较复杂，具体分析如下：变幅油缸受的支撑力： 式中：冲击载荷系数一般为=1.2；起升动载荷系数，=（1.15-1.3）之间，取=1.2；n变幅油缸数n=1，l为变幅油缸的力臂；般取小于12°，取=11°；得：=0.191，l=7.6=1.45=17.395KN;=1.5m;=/=0.51将以上各式带入N得：N=146.76KN=+=70.34°根据计算，当起重8吨时，变幅油缸与水平面呈的角，则起重为8吨时作用在液压缸上的最大外载荷，当吊物重量为8吨斜支起重时，液压缸承受的最大外载荷为，则变幅液压缸D：由于变幅油缸形成较大，受力复杂，为了保证液压缸的稳定性，取标准缸径D＝110mm。选取速比系数，查取标准活塞杆直径d=80mm。则缸壁厚取标准壁厚7.2.2变幅油缸缸筒壁厚与活塞杆的校核缸筒上无焊接零件，一般采用45号钢，调质处理。强度足够。对于活塞杆：满足强度要求。QY8的变幅缸行程为1145mm，当它全缩时，吊臂有负仰角，使吊臂头部离地面在1800mm左右，便于安装调整付臂。由于油缸行程大，为了保证其稳定性，取标准缸径D=100mm，选取速比系数，查取标准活塞杆直径d=70mm。7.3伸缩液压缸的计算7.3.1伸缩油缸是双作用缸，由活塞杆、活塞、缸筒及密件组成。QY8的伸缩缸行程为5米，活塞杆全部伸出时较长，本身自重会引起较大的弯曲变形，对于伸缩缸，液压缸最大封闭压力就是系统压力即。则缸壁厚：取标准壁厚7.3.2伸缩油缸缸筒壁厚与活塞杆的校核缸筒上无焊接零件，一般采用45号钢，调质处理。强度足够。对于活塞杆：满足强度要求。第8章辅助装置的计算和选择8.1油管计算液压系统的工作液体用油管输送，油管应由足够的强度，良好的密封，并且要求压力损失小，拆装方便。无缝钢管具有耐压高、变形小、耐油、抗腐蚀能力强等优点，故选取无缝钢管为主要管用管。8.1.1油管通经的计算合理选择油管的通经，对于正确决定液压系统所需的安装空间，方便安装工艺，保持一定的系统效率和其它工作性能都很重要，油管通经d按下式计算：式中：Q管内通过的流量，l/min；V液体在管内的最大允许流速；高压管：V≤3-5m/s回油管：V≤1.5-2.5m/s吸油管：V≤0.5-1.5m/s高压管通经油两种情况：对于小泵：取d=15mm对于大泵：取d=16.9mm回油管通经油两种情况：对于小泵：取对于大泵：取吸油管通经油两种情况：对于小泵：取 对于大泵：取8.1.2金属管壁厚的计算对于金属油管的壁厚可按薄壁筒公式计算：式中：d油管内径，mm；P管内液体最大工作压力，Pa；P=20MPa；油管材料的许用应力，Pa；；管材抗拉强度，Pa；对于20号钢无缝管，；N安全系数，n＝4。则：高压油管壁厚：对于小泵：对于大泵：回油管壁厚：8.2油箱容积计算该系统不使用冷却器，依靠油箱散热，且油管又作为配件使用，故取油箱容积V为液压泵每分钟流量的4倍，即：取油箱体积V＝500升8.3滤油器计算粗滤油器选用网式滤油器，过滤精度180Hm,精滤油器选用线隙式滤油器，过滤精度100Hm。滤油器型号根据流量和过滤精度选择，粗滤油器选择Wv-63×180和Wv-100×180，分别安装在小、大泵的吸油口，精滤油器选择XV-160×100，安装于回油口，另有ZU-63×100安装于液压系统原理图中。第9章控制阀的选择根据管路流量及液压要求，上车操纵阀选择QYZ25/20上车组合操纵阀，下车操纵阀选用QYZ20/10下车组合操纵阀，起升、变幅、伸缩油路的平衡阀可用CP20插装平衡阀。9.1QYZ25/20上车组合操纵阀QYZ25/20上车组合操纵阀适用于起重量：8-12吨的双泵液压系统上车组合操纵阀中的溢流阀仅对起升油路起安全阀作用，重物起升时，高压先导阀调节起作用，其调节范围为16-25MPa，一般使用时调定压力为额定吊重（最大吊量）时系统压力的1.2-1.3倍，防止液压系统过载，起保护作用的液压元件和管路。当操纵起升阀时，可分别操纵变幅、伸缩和回转阀片，即实现联合动作，但变幅、伸缩、回转三片阀不能同时操作。9.2QYZ20/10下车组合操纵阀QYZ20/10下车组合操纵阀，用于液压汽车起重机的支腿操纵，根据主油路确定，它可用于各种吨位液压起重机的支腿回路。QYZ20/10下车组合操纵阀的旋阀的a、b、c、d出口分别接支腿的前左、前右、后右、后左的油缸上腔（即无杆腔）。E接水平缸的伸出缸，f接各支腿下腔及水平缸伸缩腔。支腿液压回路采用一个三位五通换向阀和一个七位八通的旋阀组成，工作时应选操纵旋阀道水平位置，再操纵换向阀使水平缸动作，水平缸伸出后，将旋阀转至全通位置，再操纵换向阀使四个垂直缸同时动作，如果将旋阀转至某个液压缸位置，再操纵换向阀，即可进行支腿单独动作，以便起重机的调平，工作时应注意换向阀操纵手柄处于下压位置时水平缸或支腿油缸伸出，手柄处于上拉位置时水平缸或支腿油缸收回。严禁旋阀和换向阀同时操纵，当支腿全部调整完毕，旋手柄应置于全闭位置，操纵手柄处于中位，这时油泵来油从P口经D口流入上车操纵阀。溢流阀的调节范围位16-25MPa，使用时调定压力为额定吊重时，系统压力的1.1-1.25倍，它可防止液压系统过载，起保护液压元件和管路的作用。第10章结论经过两个多月的努力，工程起重机液压系统设计论文终于完成。在整个设计过程中，出现过很多的难题，但都在张老师的辛勤指导和同学的帮助下顺利解决了。在不断的学习过程中我体会到写论文是一个不断学习的过程，从最初刚写论文时对起重机的模糊认识到最后能够对其有深刻的认识，我认识到实践对于学习的重要性，以前只是学习理论，没有经过实践考察，对知识的理解不够明确，通过这次的设计，真正做到理论实践相结合。起重机的性能已达到了前所未有的高水平，但是它不会就此而停止发展，随着科技技术的发展，计算机会应用于起重机的各个部分，以后会出现全自动化的液压起重机，给定程序，计算机会按照设定好路线起吊、安装货物，必定会减少劳动强度，提高生产率。中国的起重机工业价格竞争激烈，普遍技术水平不高，设计思想落后，起重机的主要原件包括：起升机构，行走机构，主梁，电控和供电等。目前国内企业差距最大的应该是起升机构，在安全和保护方面，我们的机构非常原始和可靠性不高。这和中国起重机行业配套元器件供应企业的落后水平有关系。本次设计的特点是计算量大、重复性强，需要计算校核的部件多，工作量大。需要设计者耐心细致的计算。与实际联系紧密，需不断的实地考察、记录。很多数据参考参数都没有给出，需要查找有关设计手册，及测量实物。总之，通过毕业设计,我深刻体会到要做好一个完整的事情，需要有系统的思维方式和方法，对待要解决的问题，要耐心、要善于运用已有的资源来充实自己。同时我也深刻的认识到，在对待一个新事物时，一定要从整体考虑