混凝土泵车支腿部分的设计（可编辑）

1、 毕业设计 论文 混凝土泵车支腿部分的设计DESIGN OF THE CONTRETE PUMP TRUCK STABILIZER学生姓名学院名称机电工程学院专业名称机械设计制造及其自动化指导教师随着现代科学技术的迅速发展，在现代化生产过程中应用越来越广AbstractWith the rapid development of the modern science and technology. Concrete pump is widely used in the modernization production process. First this paper introduced co

2、ncrete pump on the structure and features, focusing on designing of the parts of a concrete pump stabilizer. Stabilizer bodies move through the level hydraulic cylinders and vertical hydraulic cylinder to achieve the contraction action, a parallel control system is used to control the movement of st

3、abilizer. The hydraulic principle of the stabilizer was designed in this paper. Some hydraulic components were chosen according to the need. The specific contents include: Selection and identification the stabilizer span; checking of the strength of the dangerous section of stabilizer calculation of

4、 the vehicle stability design of the part of stabilizer hydraulic; selection of hydraulic components. The main features of the design are: simple institutions; savings investment; easy to control.Key words: concrete pump stabilizer stability目录1 绪论11.1混凝土泵车的概述11.2国内外混凝土泵车的发展概况11.3混凝土泵车现代设计方法概述22 技术参数

5、确定42.1主要性能参数42.2混凝土泵车参数的确定43 支腿形式及相关尺寸确定53.1常见支腿结构形式53.2回转支承的相关参数54 最小安全跨距的确定64.1混凝土泵车的最不利工作状况64.2最不利工况时整车合重心范围6工况时臂架合重心6叠时臂架合重心距离回转中心的距离7叠状态下整车的重心8工况时重心的范围94.3泵车支腿长度的确定105 展开角度的优化115.1 整机重心轨迹方程的确定115.2泵车整机稳定性的衡量指标12135.4求解整机稳定性的最佳支腿展开角度13程的注意点13指标的数学表达式135.5确定支腿跨距146 支腿反力的计算166.1数学模型及受力分析166.2四点支承支

6、腿竖直方向反力计算方法17和G引起的支腿反力17引起的支腿反力176.3三点支承支腿竖直反力的计算方法196.4最大竖直反力的求解20最大竖直反力20最大竖直反力217 支腿的强度校核237.1受力、危险截面分析237.2支腿的强度校核计算23面A的强度校核计算24面B的强度校核计算248 销轴校核计算258.1材料的选择258.2后支腿销轴的设计258.3前支腿销轴的设计268.4销轴的润滑269 液压系统原理设计279.1液压系统型式27闭式系统27多泵系统279.2液压系统的控制28流控制系统28统289.3液压系统设计299.4其它液压元件的设计计算309.5 液压系统性能验算37结论

7、41致谢42参考文献43附录144英文原文44译文：561 绪论混凝土泵车也称臂架式混凝土泵车，其型式定义为：将混凝土泵和液压折叠式臂架都安装在汽车或拖挂车底盘上，并沿臂架铺设输送管道，最终通过末端软管输出混凝土的机器。由于臂架具有变幅、折叠和回转功能，可以在臂架所能及的范围内布料。目前，在国家重点建设项目的混凝土施工中都采用了混凝土泵车泵送技术，其使用范围已经遍及水利、水电、地铁、桥梁、大型基础、高层建筑和民用建筑等工程中。近年来已经成为泵送混凝土施工机械的首选机型。混凝土泵车可以一次同时完成现场混凝土的输送和布料作业，具有泵送性能好、布料范围大、能自行行走、机动灵活和转移方便等特点。尤其是

8、在基础、低层施工及需频繁转移工地时，使用混凝土泵车更能显示其优越性。采用它施工方便，在臂架活动范围内可任意改变混凝土浇筑位置，不需在现场临时铺设管道，可节省铺助时间，提高工效。特别适用于混凝土浇筑需求量大、超大体积及超厚基础混凝土的一次浇筑和质量要求高的工程，目前地下基础的混凝土浇筑有80%是由混凝土泵车来完成的。随着国内商品混凝土行业和建设机械租赁业务的快速发展，施工规模和范围的扩大及西部大开发，建设机械以及相关混凝土输送机械行业得到了高速发展，混凝土泵车的市场空间进一步扩大。我国混凝土泵车团体用户主要是年生产能力在30立方米以上有资质的商品混凝土供应商、行业比较大的建设施工单位、各类有一定

9、经济实力和经营规模的施工机械租赁企业、从原建设施工单位分离出来的设备管理部门等;个体用户主要是沿海发达地区的个体搅拌站和个体机械租赁部。目前在国内团体用户至少有800家以上，按国际常规每家5辆的规模，今后几年其泵车拥有量将会达到4000辆左右，再加上个体用户的1000辆，这个数字非常可观。现在年成交量约在180辆左右，主要是团体消费，而个体消费增长缓慢的原因是价格问题。目前，国内此类产品型谱和生产企业不断增加，产品性能、质量都在迅速提升。随着商品混凝土行业的发展，混凝土泵送机械规格更全，档次更高，泵车布料臂架朝更长的方向发展，由过去的37m占主流，逐步过渡到4245m为主，4756m同样受到市

10、场青睐，如三一重工生产的SY5500THB-56泵车，臂架长度已达到56m，为目前国产最长臂架的泵车。随着工程进度的加快，泵送排量也有增大的要求，过去排量在6080m3/h的占60左右，现在排量要求80120m3/h的工程越来越多，如杭州湾跨海大桥使用的混凝土泵，基本上都是120m3/h的。对混凝土泵的机动性要求越来越高。主要表现在泵车的市场需要增长很快，2002年比2001年增长95.56，2003年比2002年的增长幅度更大，超过了100。另外，车载泵的市场也逐步活跃起来，三一、楚天、中联、鸿得利等厂家都有新品上市。目前，柴油机动力越来越多，不仅泵车和车载泵要求使用柴油机动力，单拖式泵的比

11、例也逐步增大。液压系统向集成方向发展，普遍采用开式系统及恒功率控制，特别是大流量的泵，开式系统具有油温低、可靠性高、维修方便等诸多优势。同时，全液压控制技术、计算机控制技术取得了突破性进展。如三一产品的全液压换向和计算机闭环控制技术已经广泛应用。泵送压力已经有了大幅度提高，1971年以前，混凝土出口压力大多不超过.94MPa，后提高到5.888.38MPa，现在已达到22MPa，而且还有继续提高的趋势。同时，液压系统的压力也在不断提高，基本都在32MPa以上。因此，输送距离也在不断增加，最大水平输送距离已超过2000m，最大垂直泵送高度也可达500m以上。提高设备的节能、环保性能也是一大趋势，

12、风冷却逐步替代水冷却，发动机的排放标准提高，大多达到欧或欧标准。2 技术参数确定混凝土泵车的主要性能参数是泵车工作性能指标，也是设计的依据，主要包括作：理论输送量、最大混凝土压力、布料杆可达高度、布料杆可达深度、前支腿横跨距、后支腿横跨距、支腿纵跨距、输送管管径、布料杆旋转范围、满载总质量、第一轴轴荷、第二、三轴轴荷等。 参考同类型产品技术参数初定主要技术参数如表2-1所示：表2-1 混凝土泵车主要技术参数?理论输送量（m3/h）138/90?最大混凝土压力（MPa）8.7/13布料杆可达高度（m）37.4m）23.7前支腿横跨距（mm）6600mm）7280支腿纵跨距?（mm）67.45输送

13、管管径?（mm）1.33布料杆旋转范围（°）3.7?满载总质量?（kg）257.5kg）62.7第二、三轴轴荷（kg）194.8图3-1 回转支撑简图4 最小安全跨距的确定混凝土泵车在作业时，由于臂架、液压缸、输送管以及输送管中混凝土的重量，作业时产生的震动，以及支撑面沉陷等原因，可能会造成失稳甚至倾翻事，因此混凝土的作业稳定性非常重要。混凝土泵车的稳定性由车辆的自重、配重以及支腿的跨距来决定，当稳定性不足时容易产生事故，稳定性过大时则可能造成材料的浪费，丧失经济性，并且还会对车辆的行驶性能造成影响。因此要通过计算来确定一个合理的跨距，既要保证车辆的作业安全性，又要保证良好的经济性，

14、同时具有良好的行驶性能。根据QCT252-1998中指出“稳定性计算应考虑最不利位置”。根据这个原则对混凝提泵车的工作装快分析如下：当混凝土泵车施工时，四条支腿召开以支撑地面，此时前后四条支腿支点的连线构成倾覆线。对泵车其稳定作用的稳定力矩主要由无臂架部分的车辆自重产生，而造成车辆不稳定的倾覆力矩主要有臂架产生。而无臂架部分的重心基本时稳定的，而臂架时可以转动的，因此只要臂架产生的倾覆力矩最大，那就是最危险的工况。据此分析当泵车臂架水平向外伸出时为最危险的工况。工况时臂架合重心本设计中将利用EXCEL表格法来进行臂架合重心的求解，如表（4-1），表格中未加粗的数据为本设计中已知的相关数据，加粗

15、的数据为通过EXCEL软件的相关计算功能计算得出的结果。表格中所指的力臂为臂架上相关部件的重心到臂架回转重心的距离，因此所求出的合重心的数值也是相对与臂架回转中心的距离。在表4-1中用到的相关公式：式中：为重心与臂架回转中性的距离，为个组成部分的重力。表4-1求解臂架重心名称质量（kg）力臂（mm）力矩（N?mm）臂节11530349052329060臂节28011217095532066臂节34752004093286200臂节41962755052918040拐臂19686108100288拐臂229.486102480713.2拐臂382.41637013219102.4拐臂423163

16、703689798拐臂527241306384798拐臂611241302601214液压缸12638802268112液压缸2285755021087150液压缸31441637023101344液压缸4682413016080232终端软管503183015596700软管（平行臂节）205.663612231591532076736.608软管（拐角1）6.46131361068610545192.71984软管（拐角2）7.7535763328163701243875.2368软管（拐角3）5.1690508885241301222346.1398水泥（水平）998.428989471

17、5915155721974.2水泥1弯31.36754600986102646730.7972水泥2弯37.641055211163706038603.9233水泥3弯25.094036807241305934087.26合计5398.379180611607.874987614104364.49叠时臂架合重心距离回转中心的距离运用EXCEL表格法进行求解，表格如下：表4-2部件名称质量kg力臂mm力矩 N?mm 臂节11530349052329060臂节2801505039641490臂节3475452021040600臂节419651909968952拐臂19686108100288拐臂2

18、29.486102480713.2拐臂382.4850686392拐臂423850191590拐臂52786102278206拐臂6118610928158液压缸12638802268112液压缸2285755021087150液压缸31448501199520液压缸46886105737704终端软管5029101425900软管155.63191018843052347054.6589软管250.13979361951552533012.2338软管350.13979361951552533012.2338软管449.75211480247602320836.6513软管拐角16.4613

19、1361068610545192.71984软管拐角27.753576332885064587.290852软管拐角35.16905088858610436154.17587和重心4305.84755314269.0802365180143685.16如表4-2所示，臂架折叠时臂架合重心距离回转中心的距离为4269mm叠状态下整车的重心在此状态下，整车的重心可用以下公式求得：式中：G1-前桥的重量G2-3-后两桥的重量L1-前桥与合重心的距离L2-3-后两桥中心与合重心的距离G1 6270kg,G2-3 25750-6270 19480kg代入公式中,求得L1 3972mm,L2-3 1278

20、mm.这部分的想对位置可用以下公式求得：由于和力矩等于个分力矩的和，即，得到所以 式（4.1）式中：-合重-合重心相对前桥的距离-臂架重-臂架重心相对前桥的距离-车架重-车架重心相对前桥的距离已知:G合 25750kg,L合 3972mm，G臂 4306kg,L臂 1430+4269 5699mm,G车 25750-4306 21444kg。代入公式中得L车 3623mm.工况时重心的范围以臂架系统的回转中心为坐标原点，车头方向为Y轴正方向，建立关于重心的坐标系。如图3-1所示，得臂架重心的方程为（X-0）2+ Y-0 2 116082；无臂架部分的整车的重心位于图中点O,坐标为（0，-219

21、3），为整车重心轨迹的圆心。图 4-1 重心轨迹坐标系在计算支腿的稳定性时还应当乘以一个安全系数K,K一般取1.1。根据此图分析，当臂架水平向前时，可以求得此方向的y + ，公式：当臂架水平向后时，可求得y负方向的极值当臂架水平向右（左）时，可求出x轴正（负）方向的x + （x - ）。综合上述可知，支腿的跨距必须满足以下条件：支腿四个支承点的连线（倾覆线），前方必须超过臂架回转中心860.0mm。后方必须距离臂架回转中心4275.7mm。左右必须距离臂架回转中心256.84mm。QC/T 718-2004中规定：泵车行驶状态的外廓尺寸应不超过表4-3规定的数值，其车辆后悬应不大于3.5m。表

22、4-3 泵车外轮廓极限泵车最大布料高度整车长度整车宽度整车高度37122.5448142.54481634根据已有的同类产品的设计资料，以及本设计中回转支承的相关参数，并满足支腿跨距的要求，前支腿采用伸缩结构，长度（伸出后）定为3050mm。后支腿长度定为3500mm。这样基本能满足跨距的稳定性要求，又可以满足泵车外轮廓极限的要求。5 展开角度的优化选择辐射式支腿后，当算，表明在其它结构未变而仅对展开角度进行调整，泵车的整机稳定性可得到大幅度提高底架与支腿的参数一定时，可已通过支腿展开角度的优化，来达到本车的最大稳定性，以支腿的展开角度为设计参数，确立优化目标函数，确定出评价泵车稳定性的指标。

23、通过对现有泵车参数的实际验。5.1 整机重心轨迹方程的确定臂架在展开形式一定的情况下，绕回转中心转动时，整机重心位置的变化规律如图5-1。图5-1 整车重心位置变化规律设点A、B、C、O 分别为整机重心、臂架重心、机体重心（除臂架以外的部分）、臂架回转中心在水平面的投影位置。以臂架回转中心O 为坐标原点，O 点与C 点之间的连线为纵轴，建立坐标系。设OB R，OC b，臂架在某一位置时与X 轴的夹角为 ，则B点的坐标值为B（ Rcos ， Rsin ）， C点的坐标值为C（O， -b）。根据解析几何和重心理论，其整机重心A 必在B、C 两点之间的连线上，且A xA，yA 点的坐标为： （5.1

24、）显然，上式是以 角为参数的参数方程，消除 角，经变换得： （5.2）可见，泵车整机重心变化的轨迹为一个圆，圆心O1（见图1）的坐标为（0， ） ，半径为 。式中：W1为臂架的重量，W1 5398kgW2为无臂架部分的重量W2 21444kgW为整车的重量，W 26842kgR为臂架系统重心与臂架回转中心的距离，R 11608mm，b 2193mm，得：整车重心轨迹方程。圆心O1坐标为（0，-1752），半径为2333mm。图5-2 泵车支腿展开示意图设泵车前、后支腿的转轴位置和支腿长度一定，若前、后支腿的展开角度分别为 、 、 、 （见图5-2），显然 （ n 1，2，3，4）各角度值的变化

25、范围应为0 ，900，不同的值构成了以支腿为4个顶点的不同的四边形支承面。衡量各支腿在某一展开角度时，所构造的支承面对整机稳定性的好坏，先要求出臂架在3600回转时，整机重心距该支承面边缘的最短距离。先以轨迹圆的圆心点O1为起始点，以点G为垂足，作四边形中的任意一条边如M-N线段的垂线，交轨迹圆于点Q，交线段M-N于点G。设线段QG 的长度值为L1，则L1 为轨迹圆上的点（即臂架回转时整机重心的位置）到线段M-N的最短距离，用同样的方法找出四边形支承面另外3 条边与轨迹圆所对应的最短线段长度L2、L3、L4。比较L1、L2、L3、L4 值的大小，找出4个长度中最短的一个，设该最短距离为S mi

26、n，即：S min minL1，L2，L3，L4，则S min的长度值便可用来衡量此时整机稳定性的指标。显然，S min越大，稳定性越好，反之则稳定性越差。由稳定性理论，各线段长度L1、L2、L3、L4 必须大于零是比较的前提，否则将导致泵车倾翻。假设支腿的展开角度 （ n 1，2，3，4）的数值往两极方向变化，显然，当 值过小（00）或过大（900）时， S min值均会减小甚至是负值，由于S min为 的连续函数，因此必有一个 00 900 n 1，2，3，4 ，可使S min，也就是说，支腿按该角度布置展开，泵车的整机稳定性最好。程的注意点在求解过程中需要注（n 1，2，3，4），则4个

27、支腿的重心就可完全确定，求出该重心与车体重心的共同重心，并作为式（5-2）中的机体重心W2，便可利用式（5-2）求出重心轨迹圆方程。在本设计中为了简化问题，所以不考虑支腿角度变化对车辆重心的影响。指标的数学表达式参见图5-2，设点P、S 与点M、N 分别为相邻两支腿的转轴中心与支承点，RM、RN 分别等于线段PM 和线段SN， 即PM、SN分别为前、后支腿的受理点与会换点的距离。则点M的坐标为：式中：，式中：，式中：设轨迹圆圆心O1 的坐标为（0，y01） 0，-1752 ，点O1到直线 MN 的距离为L1，则：由于混凝土本车可视为左右对称结构，所以L1 L3,泵车的稳定性指标S min可表示

28、为：优化所要达到的效果就是使取得最大值。在实际的优化过程中可以运用excel进行试凑，过程如下：首先取、 45O。然后运用excel的计算功能求出，并判断出其中的最小值。然后改变、中的一个值，这种改变的趋势应当使这个最小值向着变大的趋势变化。并且应当每次改变的精度。直到改变角度不能使变大为止。实际过程见附件excel文件附表1。这种精度已经能够满足实际需求。经优化得： 29.6o、 54.9o时，取得最大值。在泵车的实际运用中，一般都是泵车面向施工建筑进入施工现场，并且臂架的回转中心位于整车的前部，所以为了获得更大的施工范围，并使商品混凝土运输车容易与泵车对接，通常多是面朝施工建筑进行作业，因

29、此，在设计泵车支腿的时候，应多考虑此施工方向的安全性。并且考虑到在实际过程中支腿的摆动将会使整车的中心向前转移。考虑上述原因，最终将支腿的标称跨距定为：前支腿横跨距（mm）： 6600后支腿横跨距（mm）： 7280支腿纵跨距（mm）： 67456 支腿反力的计算支腿反力是指混凝土泵车进行泵送作业时支腿所承受的地面反作用力。考虑到个臂节伸足且水平状态时，臂架系统的自重以及输送管中的混凝土载荷产生的倾覆力矩最大，所以取这个工况来进行研究。如图5-1所示，支腿所受载荷为：6-1 工作状态下的四个支承点混凝土泵车旋转部分的自重（臂架、管中混凝土的自重），简化为通过国回转中心O点点俄竖直向下的集中载荷

30、P和力矩M，M与轴的夹角为。除去上车旋转部分之外的其余部分的质量G竖直向下作用在O'点。振动、冲击引起的动载荷。风载荷影响，非旋转部分的风载荷可以忽略，旋转部分的风载荷可简化为通过O点的风载平移力F风、扭矩T风以及弯矩M风。由混凝土泵车的结构特点可知在所示的工况下，M风和F风对支腿作用力的影响可以忽略不计，只考虑T风的作用。综上、和部分载荷造成支腿竖直方向的反力，部分载荷造成支腿支承平面内的反力。在正常载荷作用下，当臂架系统在底盘一侧泵送时，可能造成另一侧的一条支腿离开地面，形成三点支承。混凝土泵车的特点是三点支承视结构重量、重心位置和臂架方向决定。和G引起的支腿反力集中载荷P和G引起

31、的前后支腿的反力分别为，方向竖直向上。由和及，可得引起的支腿反力将力矩M沿X轴和Y轴分解为Mx和MY. 取竖直向上为正方向，由Mx引起的支腿反力分别为:, 。Mx分配到前支腿的力矩为，致使地面对前两个支腿的支撑反力一个增大，另一个减小，增大量和减小量形成力矩与其平衡，所以，同理，得：与MX引起的支腿反力相类似，MY引起的支腿反力与形成一对力偶，大小为形成一对力偶，大小同样为My/2,所以，综合前述，可以求得四点支承竖直方向的反力为：求的最大值，令其对的导数,即结合图6-1明显看出臂架位于xOy坐标系的第三象限时前支腿1的竖直反力出现最大值，即最大时臂架与X轴正方向的夹角为-90，应位于第三象限

32、。所以，此时臂架系统位于图所示的位置1，与X轴正方向的夹角为-90。当前支腿1的竖直反力最大时，后支腿2可能离地，将位置1对应的代入的计算公式，若，说明后支腿2已经离地，按三点支承重新计算前支腿的最大竖直反力。否则，将代入的计算公式所得的值即为钱支腿1的最大竖直反力。同理，后支腿1的竖直反力最大时，臂架系统所在位置3与X轴正方向的夹角为arctan l2/2l4 -90,将 arctan l2/2l4 代入Fo2的计算公式，若，说明前支腿2已经离地，按三点支承重新计算后支腿的最大竖直反力，否则，将的值代入即可得到后支腿1的最大竖直反力 。支腿四点支承平面关于x轴对称，前支腿2和支腿1，后支腿2

33、和后支腿1的最大竖直反力分别相等，对应的臂架位置分别关于x轴对称。图6-2三点支承支腿竖直反力计算简图腿1最大竖直反力对应的臂架位置。设O1,O3,O4的竖直反力分别为fo1,fo3和fo4,则式中：由上式可得：求后支腿1支腿反力最大时臂架的位置，令对的导数，得故。臂架的位置与x轴的夹角为，将位置对应的值代入支腿2的四点支承计算公式Fo2,通常，说明当臂架位于位置时，前支腿2已经离地，按三点支承计算所得的后支腿1的最大反力为所求。反之，说明从位置3到位置时，前支腿由离地变为不离地，在夹角内找出 0，即前支腿离地临界点所对应的，代入三点支承的计算公式，得后支腿1的最大竖直反力。其他支腿的竖直反力

34、可应相同的方法求得。最大竖直反力臂架系统的自重简化为通过回转中心O点的集中载荷P 52900N，M 614063.2N?mL1 6600mm，L2 7280mm，L3 6745mm，L4 2150mm，L5 4343mm。首先求得P和G对四个支腿产生的竖直反力，公式：式中：P 52900N，G 210151.2N，L1 6600mm，L2 7280mm，L3 6745mm，L4 2150mm，L5 4343mm，代入上述公式得：由公式: ,得 -35.68o，将值代入公式：，得所以，此时后支腿2没有离地，可以用公式，求前支腿的竖直反力，得所以最大竖直反力首先运用四点支承发来计算求得此时相对应的

35、： arctan l2/2l4 所以，M在x,y方向的分量分别为：代入公式，得：此时前支腿2已经离地，所以改用三点支撑法来计算支腿的竖直反力。由公式，得45.816o。将代入公式：，得 -21724N 0。所以此时前支腿2依然离地。所以依然使用三点支承发来计算，此时相对应的系数， ， 由下列公式求得。后支腿3的竖直反力由以下公式求得：得：所求得的竖直支腿反力还应当乘上一个振动冲击载荷系数，综合前述，得前后支腿的最大竖直反力分别为：7 支腿的强度校核7.1受力、危险截面分析 在上一章中已经求得前后支腿所受的最大竖直反力，RO1 RO2 88402.6N。RO3 RO4（） 161471.2N。强

36、度校核应当在最危险状况下进行，所以在本设计中，分别对前后支腿的受最大竖直反力的情况来进行支腿的强度校核。由于泵车（除回转部分）是近似左右对称的结构，左右两侧的支腿结构也是对称的，所以只要对其中的一条支腿进行强度的校核即可。后支腿的受力分析如图7-1后支腿受力分析图支腿在油缸连接处受到竖直向上的反力FR,另一端通过销轴与底架相连，6个自由度中，只有绕O轴的转动没有被限制。在截面A向左的部分，支腿的横截面由“口”型变为“目”型，相对应的抗弯能力也就变强了，所以截面A是危险截面。因此要对截面A进行强度校核。将支腿所受竖直反力等效为通过O轴的力Fr',Fr' 161471.2N方向沿O

37、轴向上，以及扭矩M,M Fr×3.5m。方向逆时针。通过力的平衡原理可以分析出，下底板受到一个竖直向下的力F,F 161471.2N很明显，由于F的作用，B截面是一个危险截面，所以要对截面B进行强度校核。截面A、B的简图如图7-2所示。7-2截面简图面A的强度校核计算，式中： 0.25m，得：1.937946667。，式中，为危险截面所受的最大扭矩， 故 258Mpa ,所以截面A处强度是足够的。面B的强度校核计算×10-4m3。，式中 F×D，F 161471.2N,D 145mm. 146MPA ，强度够。8 销轴校核计算在机械设计和制造过程中，合理的选择刚才

38、是一个十分重要的问题，尤其是对大批量生产的零件，这个问题更是不能忽视。选材不当，可能会造成零件的力学性能满足不了使用要求而引起过早地失效；也可能选用的材料过于高级，超过了零件的实际需要，浪费了钢材。应此选材时必须从多方面考虑，既要满足零件使用中各项性能要求（主要是力学性能要求）有要考虑其工艺性（如切削性、焊接性、可锻性、热处理性能等）和经济性，以便合理地使用钢材。销轴是连接支腿与底架的重要零件，他的结构安全性对泵车的安全性起着至关重要的作用，一旦它失效断裂，将产生很严重的后果，应此设计时要保证它有足够的强度。查阅相管资料，并参考已有设计，在本设计中选则42CrMo作为销轴的材料。42CrMo

39、是合金结构钢其中一种，执行标准GB/T30771999。统一数字代号A30422；牌号42CrMo；化学成分：C0.380.45，Si0.170.37，Mn0.500.80，Cr0.901.20，Mo0.150.25；试样毛尺寸25mm；热处理：（淬火850度；冷却剂：油；回火温度560度；冷却剂：水、油）；力学性能：抗拉强度1080MPa，屈服点930MPa，伸长率12%，断面收缩率45%，冲击吸收功Ak63,钢材退火或高温回火供应状态布氏硬度GBW小于等于217；用途：用作比普通合金结构钢要求强度更高或断面更大的锻件，如机车牵引用大齿轮，增压器传动齿轮、后轴、发动机气缸，12002000m

40、石油深井钻杆接头与打捞工具等，可代替含镍较高的调质钢。8-1销轴受力分析简图首先，分析销轴的受力情况，如图所示为上方销轴的受力简图。公式： 式（8.1）式中：Fr为支腿所受的最大竖直反力，Fr 160921.2N。D为Fr作用点与销轴轴心的距离，D 3500mm。D1为上下两销轴所受力F作用点的间距，D1 490mm。代入公式求得：F 1149437N。 式（8.2）由于销轴的表面右润滑用的黄油槽，会产生应力集中，所以需要将此尺寸适当的放大。所以取D 105mm。受力分析与后支腿类似，但是所受力的大小不同。公式依然为8-1式，但式中：Fr 88402.6N 、D 3050mm、D1 490mm

41、。得F 550261N.公式： 式（8.3）由于油槽的存在故后支腿销轴的直径也要适当放大。取D 100mm。机器中在相互摩擦下工作的零件很多，其结果将造成能量损耗、效率降低、温度升高、表面磨损。过度磨损会时机器丧失应有的精度，产生振动和噪声，缩短使用寿命。失效零件中，因磨损失效的零件占有很大的比例，约为80%。润滑是降低摩擦和功耗、提高机器效率、减轻磨损的最经济、最有效、也是常用的方法。销轴与支腿、底架处有相对运动，所以要进行合理润滑。由于支腿的动作频率不是很高，只在施工开始与结束时进行动作。而且速运动速度相对较低。支腿的重量比较大，拆卸比较困难，工作环境比较恶劣。所以采用润滑脂润滑。9 液压

42、系统原理设计闭式系统按油液循环方式不同，液压系统可分为开式系统和闭式系统。开式系统是指液压泵从油箱吸油，把压力油输给执行元件，执行元件排出的油则直接流回油箱 图9-la 。开式系统结构简单，液压油能够得到较好的冷却，油液中杂质易沉淀，但油箱尺寸较大，空气、脏物容易进入系统中去，会导致工作机构运动的不平稳。在实际应用中多用于发热较多的液压系统，如具有节流调速回路的系统。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

43、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采用。闭式系统是指液压泵的排油腔直接与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，油液在系统的管路中进行封闭循环 图9-lb油路II 。闭式系统油箱尺寸小、结构紧凑、执行元件回油管和液压泵吸油腔直接连通，减少了空气及脏物进入系统的机会，但油液的冷却条件差，需要辅助泵进行换油冷却和补偿漏油，结构比较复杂。一般情况下，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于两腔流量不等，在工作中会使功率利用下降。所以闭式系统的执行元件一般为液压马达。综合上述，结合泵车的工作特点，在本设

44、计中选择开式系统。多泵系统按系统中的液压泵数量，液压系统可分为单泵系统和多泵系统。单泵系统是指由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统 图9-la 。 单泵系统适合于不需要进行多种复合动作的工程机械，如推土机等铲土运输机械的液压系统。多泵系统是多个单泵系统的组合 图9-lb 。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的功率而定。例如: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，可采用合流供油方式，即几个液压泵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。图7-1b为三泵液压系统原理图，特点是回转机构采用独立的闭式系统，而其它两个回路为开

45、式系统，这样可以按照主机的工作情况，把不同的回路组合在一起，以获得主机最佳的工作性能。图9-1液压系统图流控制系统定量系统是指采用定量泵的液压系统。定量系统所用的液压泵为齿轮泵、叶片泵或柱塞泵。由于是定量泵，当发动机转速一定时，流量也一定。而压力是根据工作循环中需要克服的最大阻力确定的，因此液压系统工作时，液压泵功率是随工作阻力变化而变化的。在一个工作循环中液压泵达到满功率的情况是很少的，这就造成了发动机的功率损耗。在定量系统中，执行元件的速度是由控制元件以节流方式控制的，如图9-la中，泵输出的流量一定，进入油缸的油液流量大小由换向阀控制，当需要控制液压缸的速度时，操纵换向阀阀杆使阀芯与阀体

46、之间的流油通道变小，从而减少流入液压缸的油量，减少的部分过溢流阀流回油箱，从而不可避免的造成能量损耗。定量节流控制系统特点:结构简单、控制方便、价格便宜、发动机的功率有一定的损耗。统变量系统是指采用变量泵的液压系统。图9-2的变量系统中所用到的液压泵为恒功率控制的轴向柱塞泵。图中功率调节器中控制活塞右面有压力油作用，控制活塞左面有弹簧力作用，当泵的出口压力低于弹簧装置的预紧压力时，弹簧装置未被压缩，液压泵摆角处于最大摆角位置，此时泵的排量最大。随着液压泵出口压力的增高，弹簧被压缩，液压泵的摆角也就随之减小，排量也随之减少。当液压泵出口压力大于起调压力时，由于调节器中弹簧压缩力与其行程有近似双曲

47、线的变化关系，因而在转数恒定的情况下，液压泵与流量也呈近似双曲线关系，这样液压泵在调节范围之内始终保持恒功率特性。由于液压泵工作压力随外载荷大小而变化，因此，可使工作机构的速度随外载荷的增大而变小，或随外载荷的减小而增大，使发动机功率在液压泵调定范围内得到充分的利用。其缺点是结构和制造工艺复杂、成本高。图9-2 恒功率控制变量泵在变量系统中，虽然发动机功率在液压泵调定范围内可得到充分的利用，但是其成本太高，性能价格比体现得不明显。而定量系统中，用控制油门大小来改变发动机的转速所得到的变量与控制换向阀开度进行旁路节流相结合可获得适当范围的无级调速，能满足混凝土泵车微调性能的要求，其性能价格比与变

48、量系统比要高。所以采用定量系统。油路组成及其特点垂直支腿油缸在混凝土泵车工作时，支撑着整个机重和输送管中水泥的重量，要求安全可靠，不能发生软腿现象，如发生软腿，就有使整个混凝提泵车有倾覆的危险，另外在车辆行驶过程中不可以发生掉腿现象，因此在支腿油路中设置双向液压锁元件，且直接安装在垂直液压缸上，防止管路破坏或液压缸活塞密封圈损坏时可能发生的事故。为了提高效率及整车调平需要，要求单个水平液压缸、垂直液压缸即可同时伸缩又可单独伸缩。液压系统压力选择混凝土泵车液压系统有向高压发展的趋势，但液压元件在克服漏油、软管爆破方面存在一定的困难，特别是大直径的软管困难更大，同时考虑齿轮泵的额定压力在22MPa

49、左右，现多采用系统压力为20Mpa支腿油路的设计图9-3支腿液压原理图该支腿液压系统由液压泵，电液换向阀，溢流阀，水平支腿液压缸，垂直支腿液压缸，双向液压锁，电磁阀，单向节流阀，滤油器等组成。溢流阀控制泵和支腿油路的最大工作压力，它的调定压力为20Mpa。电液换向阀2只起初步切换液压泵向支腿液压缸油路共有的作用。在图示位置，液压泵1卸荷，当将换向阀通电时，液动阀处于位置，液压泵1向支腿液压缸油路供油。水平支腿液压缸和垂直支腿液压缸通过电磁阀组并联，适当的控制这些电磁阀，这些液压缸可以单独或同时动作。单向节流阀的作用是控制收腿速度，当打开支腿时，单向节流阀中的单向阀向垂直支腿液压缸的无杆腔供油，

50、而收支腿时是向有杆腔供油，其回油经节流阀回油箱，来控制收支腿的速度，防止收支腿的速度过快。每个垂直液压缸均有一双向液压锁，它保证泵车支腿在负载作用下不会缩回，此外，若油管破裂时，液压油缸的活塞杆也不会突然回缩，防止发生翻车事故，当行驶或停放时，支腿不会在重力作用下自动下降，保证起泵送作业、行使的安全。（1）垂直支腿油的选择计算活塞和活塞杆的密封件的选择。常见活塞和活塞杆的密封件：O型密封圈加挡圈，O型密封圈加弧形挡圈，特康双三角封圈，星型密封加挡圈，T型特康格莱圈，特康AQ封，5型特康AQ封。K型特康斯特封。佐康威士密封圈，佐康雷姆封，DAS特康密封,U型密封圈，M2型特康泛塞密封。W型特康泛

51、塞密封,洁净型特康泛塞密封。根据混凝土泵车对支腿油缸的工作要求，并参照已有的设计，并综合考虑经济性、可靠性。选择ZW 0160 00260活塞封。杆封采用BD 0140 00042。这两种密封圈的截面都时经过特别设计的几何形状，可以防止安装的时候产生扭曲，有力于保障液压缸的工作稳定性。图9-4ZW系列活塞封截面图图9-5 BD系列杆封截面图活塞杆的防尘圈选择。常见活塞杆的防尘圈有：2型特康防尘圈（埃落特），5型特康防尘圈（埃落特），DA17型防城圈，DA22型防城圈，ASW型防城圈，SA型防尘圈，A型防尘圈，金属防尘圈。根据混凝土泵车对支腿油缸的工作要求，并参照已有的设计，并综合考虑经济性、可

52、靠性。最终选择A1 E010 N3587密封圈，图9-6 A1系列防尘圈常见缸筒结构。法兰连接，优点：结构简单；易加工，一装卸。缺点：重量不螺纹简介的大，但比拉杆连接的小；外径比较大。内、外螺纹连接，质量较轻；外径较小。缺点：端部结构复杂；装卸时要用专门的工具；拧端部时有可能吧密封圈拧扭。外半环连接，优点：质量不拉杆连接的轻。缺点：缸体外径要加工；半环槽削弱了缸体，相应的要加厚缸体壁厚。内半环连接，优点：结构紧凑，重量轻。缺点：安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油口边缘擦伤。拉杆连接，优点：缸体最易加工；最易装卸；结构通用性大，缺点：重量较重，外型尺寸较打。焊接，结构简单，尺寸小。缺点：

53、缸体有可能变形。钢丝连接，优点：结构简单重量轻，尺寸小。本设计中采用焊接缸筒结构，主要是由于它结构简单尺寸小适合混凝土泵车的工作状况，且经济性好。加工性比较好，经济实惠。表9-1常见缸筒材料材料:204202502530500300183554032017456103601415MnVn7505002627SiMn10008501230CrMo9508001235CrMo10008501238CrMoAlA100085015铸钢钢管ZG230-45045023022铸钢钢管ZG270-50056027018铸钢钢管ZG310-57057021015铸造铝合金ZL105160230- -6.5常见的缸筒材料如表9-1所示，本设计采用45刚作为缸筒的材强度组后满足工作需要杆体的设计杆体分文空心杆和实心杆，一般情况下大多用实心杆，空心杆多在以下情况下使用，1.缸筒运动的液压缸，用来导通油路2.大型液压刚的活塞杆（或柱塞杆）为了减轻重量3.为了增加活塞杆的抗弯能力4.d/D比值较大或甘心需装有如位置传感器等机构。为了减少重量本设计将采用空心杆设计。油缸内径的计算根据泵车打开支腿作业时垂直支腿液压刚的工作载荷F和支腿油路的工作压力p来计算液压缸的内径D,其公式为：式中:F-垂直油缸的工作载荷， P-支腿油路的工作压力，取为14mpa得D 143mm.更具工程机械用液压缸内径