汽车式起重机液压及其起升机构的毕业设计机械CAD图纸

1、本科生毕业设计QY8汽车式起重机液压及其起升机构的设计系 （部）：专 业：学 号：学生姓名：指导教师： 年 月摘 要 本文着重对QY8型汽车起重机的液压系统、变幅液压缸、起升机构三个部分做了研究和设计。对液压系统的调速回路和回转回路进行了改良设计，调速系统采用了更为合理的双泵分合流开式系统，并且优化了起升机构的结构，选用体积小、传动比大的专用卷扬行星减速机，使起升机构结构更为紧凑。回转系统加转了动态稳定性较好的平衡阀，减少了冲击，提高了操作精度。对变幅液压缸进行结构和参数设计，具体进行了三铰点受力模型的建立和分析，变幅液压缸稳定性的校核等工作。对起升机构进行了初步设计，主要对组合式焊接铸造卷筒

2、作了结构设计，运用完整的理论进行了筒壁的强度校核。关键词：液压系统，变幅液压缸，起升机构，双泵分合流ABSTRACTKeywords: Hydraulic System, Luffing cylinder, Hoisting mechanism, Double-pump sub-confluent 目 录摘 要IABSTRACTII第一章 绪论11.1 汽车起重机简介11.2 液压传动应用于汽车起重机上的优缺点1 优点2 缺点21.3 国内汽车起重机行业发展现状3 汽车起重机产品分类3 汽车起重机市场的规模4 国内汽车起重机市场结构4 市场竞争格局41.4 本课题来源及任务要求51.5 本课题

3、主要研究工作6第2章 液压系统性能分析与原理设计72.1 QY8典型工况分析及对液压系统要求7 QY8典型工况的分析7 对液压系统要求72.2 对QY8液压系统各主要回路的分析82.3 液压系统类型的拟定13 本机液压系统分析13 各机构动作组合、分配及控制132.4 QY8型汽车起重机液压系统的工作原理总成15 支腿收放回路16 吊臂变幅回路17 吊臂伸缩回路17 转台回转回路18 吊重起升回路192.4.6 QY8型汽车起重机液压系统的工作情况表192.4.7 QY8型汽车起重机液压系统的特点20第3章 液压系统计算213.1主要液压元件的选择213.1.1 8 吨液压汽车起重机的主要技术

4、参数的初定213.1.2 起升马达的计算和选择213.1.3 液压泵的计算和选择233.2 液压系统发热温升计算243.2.1 计算液压系统的发热功率243.2.2 计算液压系统的散热功率25第4章 变幅液压缸设计274.1 变幅液压缸的结构设计27 缸体端部连接结构27 活塞与活塞杆的连接方式28 活塞杆头部结构29 缸体安装形式294.1.5 液压缸的缓冲装置30 排气装置304.2 三铰点变幅油缸的受力分析314.3 变幅油缸主要几何的计算33 油缸内径AL的计算34 活塞杆直径计算34 活塞杆弯曲稳定性的校核34 液压缸行程s的确定35 最小导向长度的确定35 缸筒壁厚的计算36 缸底

5、厚度计算36第5章 起升机构设计385.1 起升机构的传动方案的分析385.2 起升机构的调速405.3 起升机构设计计算405.3.1 起升机构405.3.2 起升机构的零部件选择计算415.3.3 卷筒设计43卷筒尺寸的确定43卷筒的强度校核47卷筒筒壁的稳定性验算48 起升机构制动器设计49起升机构制动器相关参数选择50起升机构制动器的设计计算505.4 起升机构传动装置减速器选择及传动比的验算52结论53参考文献54附 录55致 谢57第一章 绪论1.1汽车起重机简介汽车起重机是一种将起重作业部分安装在汽车通用或专用底盘上、具有载重汽车行驶性能的轮式起重机。根据吊臂结构可分为定长臂、接

6、长臂和伸缩臂三种，前两种多采用桁架结构臂，后一种采用箱形结构臂。根据动力传动，又可分为机械传动、液压传动和电力传动三种。因其机动灵活性好，能够迅速转移场地，广泛用于土木工程。现在普遍使用的汽车起重机多为液压伸缩臂汽车起重机，液压伸缩臂一般有24节，最下(最外)一节为基本臂，吊臂内装有液压伸缩机构控制其伸缩。图1.1所示为QY 8型汽车起重机的外形，该机采用黄河牌Jyl50C型汽车底盘，由起升、变幅、回转、吊臂伸缩相交腿机构等组成，全为液压传动。 汽车起重机作业时必须先打支腿，以增大机械的支承面积，保证必要的稳定性。因此，汽车起重机不能负荷行驶。汽车起重机的主要技术性能有最大起重量、整机质量、吊

7、臂全伸长度、吊臂全缩长度、最大起升高度、最小工作半径、起升速度、最大行驶速度等。1.2液压传动应用于汽车起重机上的优缺点液压系统要实现其工作目的必须经过动力源控制机构机构三个环节。其中动力源主要是液压泵,传输控制装置主要是一些输油管和各种阀的连接机构,执行机构主要是液压马达和液压缸。这三种机构的不同组合就形成了不同功能的液压回路。泵马达回路是起重机液压系统的主要回路，按照泵循环方式的不同有开式回路和闭式回路两种。开式回路中马达的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷却及沉淀过滤后再由液压泵送入系统循环，这样可以防止元件的磨损。但油箱的体积大，空气和油液的接触机会多，容易渗入。闭式回路中马达的回油直

8、接与泵的吸油口相连，结构紧凑，但系统结构复杂，散热条件差，需设辅助泵补充泄漏和冷却。而且要求过滤精度高，但油箱体积小，空气渗入油中的机会少，工作平稳。1.2.1优点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。不但使结构紧凑，而且使整机重量大大的减轻，增加了整机的起重性能。同时还很方便的把旋转运动变为平移运动，易于实现起重机的变幅和自动伸缩。各机构使用管路联结，能够得到紧凑合理的速度，改善了发动机的技术特性。便于实现自动操作，改善了司机的劳动强度和条件。由于元件操纵可以微动，所以作业比较平稳，从

9、而改善了起重机的安装精度，提高了作业质量。采用液压传动，在主要机构中没有剧烈的干摩擦副，减少了润滑部位，从而减少了维修和技术准备时间。2在经济上的优点：液压传动的起重机，结构上容易实现标准化，通用化和系列化，便于大批量生产时采用先进的工艺方法和设备。此种起重机作业效率高，辅助时间短，因而提高了起重机总使用期间的利用率，对加速实现四个现代化大有好处。1.2.2缺点液压传动的主要缺点是漏油问题难以避免。为了防止漏油问题，元件的制造精度要求比较高。油液粘度和温度的变化会影响机构的工作性能。液压元件的制造和系统的调试需要较高的技术水平。从液压传动的优缺点来看，优点大于缺点，根据国际上起重机的发展来看，

10、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。1.3国内汽车起重机行业发展现状1.3.1汽车起重机产品分类汽车起重机按结构和性能分为普通汽车起重机、全地面汽车起重机和随车起重运输车。汽车起重机全地面起重机随车起重运输车图片产品定义采用汽车通用底盘或专用底盘的起重机，悬架为板簧结构悬架为油气结构的起重机具有吊重功能的载重汽车适宜吨位范围5130T80500T120T目前市场需求容量20000辆左右100辆左右5000-10000辆左右主要用途物流仓储转运、道路桥梁、建筑、电力/煤炭建设等林业、油田、物流等国际上，汽车起重机的底盘性能等同于同样整车总

11、重的载重汽车，符合公路车辆的技术要求，起重量的范围很大，可从8吨到1000吨，底盘的车轴数可从 2到10根，是产量最大、使用最广泛的起重机类型。1.3.2汽车起重机市场的规模全球起重机市场（包括叉车、工程起重机械在内）总销售额约为1350亿美元左右，主要分布在北美、日本、中国、俄罗斯、西欧等几个主要区域。近年来，中东、东南亚及其他发展中国家及新兴市场伴随城市化进程，固定资产投资巨大，吊装等作业总量呈现迅速提高的趋势；而对路面及作业环境要求不高，使汽车起重机持续景气。中国汽车起重机市场规模相对较小，但由于产品附加值高，年总销售额在40亿元人民币左右。1.3.3国内汽车起重机市场结构国内主要的汽车

12、起重机生产企业包括：重庆大江工业(集团)有限责任公司、徐州工程机械集团有限公司、四川长江工程起重机有限责任公司、沈阳北方交通工程公司、三一汽车制造有限公司、马尼托瓦克东岳重工有限公司、长沙中联重工科技发展股份有限公司、北起多田野(北京)起重机有限公司、安徽柳工起重机有限公司、泰安工程机械总厂等。其中，徐州工程机械集团有限公司、长沙中联重工科技发展股份有限公司是行业内规模较大的企业。从底盘供应企业来看，徐州工程机械集团有限公司、长沙中联重工科技发展股份有限公司基本上用本单位生产的底盘，其底盘涵盖了各个吨位的产品，偶尔也采购部分底盘。中国第一汽车集团公司、中国重型汽车集团泰安五岳专用汽车有限公司、

13、东风汽车有限公司、东风汽车公司、湖北三环汉阳特种汽车有限公司（汉阳特种汽车制造厂）生产起重机底盘。从历年销售情况看，汽车起重机市场主要集中在山东、江苏、河北等中东部地势平坦、矿产资源丰富、交通发达的地区。经过几年的发展，汽车起重机市场用户群体发生了较大的变化，由最初的以施工单位用户为主逐渐转变为以个体用户为主。 1.3.4市场竞争格局国内汽车起重机市场一直呈现徐重独领风骚，中联浦沅紧随的竞争格局，近年来，三一成为汽车起重机行业的黑马。徐重、浦沅集中在16、20和25吨的竞争区间，长起和泰起集中在8吨产品。当前，汽车起重机行业的市场竞争呈现以下态势：1.二类底盘改装的随车起重运输车因其因地制宜、

14、兼有起重和运输的双重功能将发展成为市场热点；2.开发高附加值的大吨位产品、全地面起重机成为企业追求利润的增长点；3.汽车起重机操纵方式由机械式向先导式和电比例式方向发展；4.主臂的不断改进是产品竞争的亮点；5.行驶驾驶室与起重操纵室自动化设置；6.国内品牌主导市场的格局仍将维持很长时间。1.4本课题来源汽车起重机的液压系统起着驱动和控制汽车起重机各机构动作的作用。其性能好坏对起重机有着十分重要的影响。目前，我国生产8吨汽车起重机的厂家较多，品种也很杂，不同的厂家和不同的品种，其液压系统和液压元件都不一致，给生产、使用及维修带来很多麻烦，同时其性能也较低，不适于现代智能高效小型汽车起重机发展的需

15、要。为此对传统型QY8汽车起重机的液压系统进行了如下几方面的研究。老8吨汽车起重机都是采用单泵单马达（定量式)、串联油路、开式系统，所有的工作机构都靠一个油源供油，难于同时满足不同机构的速度和功率匹配的需要，例如起升机构为了满足起升速度的要求，需要较大的流量，而伸缩、变幅、回转及支腿则需要较小的流量即可，因此只好靠控制发动机的油门及在机构上采取一些措施解决这一矛盾，但这是有一定限度的。还存在一些问题，起升速度低，最高起升速度只有8mmin，起升速度调节范围小。(式1-1)如下式所示9：式中：-卷筒直径 -液压马达的容积效率 -液压油泵的排量 -卷扬机的减速比 -钢丝绳的倍率 -液压马达的排量

16、-液压油泵的容积效率 -发动机的转速 由上式可见，起升速度的大小，主要靠发动机的油门调节，当油门过小时，发动机的动力特性较差，容易灭火，轻载及空载时，速度太慢，生产率低。新型QY8汽车起重机，采用了双泵单马达、分合流油路、开式系统，根据各机构的不同速度和功率的要求，变幅、伸缩、回转及支腿用小泵2供油，起升用大泵l供油，起升与其余各机构都可以进行联合动作，提高工作效率，同时起升轻载及空载时，泵2与泵l可以同时合流供给起升，提高起升速度，扩大调速范围，如下式所示9：(式1-2)式中：-泵1的排量 -泵2的排量 -泵1及泵2的容积效率 由上式可见，除发动机的油门调节起升速度外，还可以通过分合流型式调

17、节起升速度，当重载时，用分流方式，即泵2不参与起升工作，此时提升速度为低速；当空载或轻载时用合流方式。1.5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轻型汽车起重机（QY8）液压系统。在设计本机液压系统时，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。在做好以上两点的基础上。进行以下研究工作：1、分析已有的汽车起重机，结合本设计任务，了解其优缺点，把握其发展方向。 2、对当下具有成熟技术的液压回路进行分析研究和学习。3、根据本机液压系统工作特点，在满足高效

18、节能的功能前提下可以进行液压系统原理创新设计。4、对设计好的液压原理系统进行计算，选择合适的液压元件，并对其性能进行验算，包括压力损失和系统发热等。5、对起升机构进行分析计算和结构设计，使其结构紧凑合理，寿命长。6、选取变幅液压缸进行计算设计，提高其可靠性。注：整机基本参数应符合汽车起重机基本参数标准。第2章 液压系统性能分析与原理设计2.1 QY8典型工况分析及对液压系统要求 QY8典型工况的分析根据起重机试验规范，以及很多操作者的实际经验，可确定表2.1的三种工况，作为轻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。表2.1 汽车起重机典型工况表序号工 况一次

19、循环内容特 点 1基本臂；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全长臂相应的工作幅度卷扬起升回转卷扬下降卷扬起升回转卷扬下降（中间制动一次）运用较多的情况，能满足小吨位的工作 3最长臂；主臂加副臂；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）起重吨位小，一般在一到两吨之间 对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）能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。（2）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

20、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。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三节臂（含有两个液压缸），由于本机为轻型起重机为了使本机运用广泛，实现各节臂顺序伸缩。各节臂能按顺序伸缩，但不能实现同步伸缩。5. 控制回路（1）为了使操纵方便总体要

21、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）要求前后组支腿可以进行单独调整。（3）要求支腿能够承载最大起重时的压力，并且有足够的防倾翻力矩。（4）起重机行走时不产生掉腿现象。2.2 对QY8液压系统各主要回路的分析具有三节或三节以上的吊臂，各节臂的伸缩基本有三种形式：顺序伸缩、同步伸缩和独立伸缩。顺序伸缩就是各节伸缩臂按一定先后次序完成伸缩动作。同步伸缩是指各节伸缩臂以相同的行程比率同时伸缩。独立伸缩是指各节伸缩臂无关联地独立进行伸缩动作。显然，独立伸缩机构同样也可以完成顺序伸

22、缩或同步伸缩的动作。如图2.5所示。 （a）-顺序伸缩 （b）-同步伸缩为了使起重机各节伸缩臂伸出后的载荷和起重机的起重量特性相适应，伸臂的顺序为2（二节臂）3（三节臂）的顺序伸出，1为基本臂，而缩回按相反的顺序，即32的顺序缩回。下面介绍实现顺序伸缩的几种方案。图2.6是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺,即号伸缩油缸活塞面积大，.号伸缩油缸活塞面积逐次减小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I号伸缩油缸先伸出，其次是号和号伸缩油缸伸出。平衡阀Ki可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变

23、化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1最大，K3最小。图2.7是用单向顺序阀控制顺序的一种方案。扳动操纵阀S，使A与P接通，同时B与O也通，此时伸缩油缸I伸出。油缸I伸出到位后，随着活塞腔油压力的升高，单向顺序阀S1被打开，于是伸缩油缸伸出。油缸伸出到位后，油压继续升高单向顺序阀S2也开启，于是伸缩油缸量开始伸出。该机构缩回过程同前一方案。与前一方案比较，此方案对油缸面积无特殊要求，有利于减轻自重。图中的双单向阀d1与d2，其作用是使顺序阀中的溢流流入主油道，这样可以省去两根回油管和软管卷简。图2.8是电液操纵阀控制顺序的一种方案。扳动操纵阀S，A和P、B和O接通。压力油经电液换向阀C

24、l及平衡阀Kl进入到伸缩油缸I活塞腔，伸缩油缸I开始伸出。若电液换向阀Cl换位，则压力油改道上行，经电液换向阀C2及平衡阀K2进入伸缩油缸，于是伸缩油缸E开始伸出。若电液换向阀C2换位，则压力油二次改道上行，进入伸缩油缸伸出。与前述方案比较，由于该机构装有电液阀，从而需要设置电线和电线卷简，但该方案的伸缩顺序有可靠保证。综上所述QY8伸缩回路选择差积式顺序伸缩回路。图2.6 差积式顺序伸缩原理 图2.7 单向顺序阀顺序伸缩原理 图2.8电液换向阀顺序伸缩原理、-伸缩油缸；S-操纵阀； d1.d2-双向液压阀；-平衡阀； 、-伸缩油缸；S-操纵阀； -平衡阀。 S1.s2-单项顺序阀；、-伸缩油

25、缸；S-操纵阀； c1.c2-电液换向阀5.支腿回路：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。起重机设置支腿机构，目的是增加起重机的稳定性及起重能力。支腿机构在作业时承受整机的自重和吊重，要求结构坚固，动作可靠。目前支腿大都采用液压支腿。支腿机构有三种基本形式：蛙式支腿、H型支腿和X型支腿（如图2.9、2.10）。蛙式支腿结构简单，跨距小，只适用于中小吨位起重机上使用。 图2.9 H型支腿 图 2.10 X型支腿 1-水平液压缸；2-垂直液压缸 1-垂直液压缸；2-车架；3-伸缩液压缸；4-固定腿；5-活动腿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

26、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。还可以根据地面情况对各支腿进行单独调节。2.3液压系统类型的拟定本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，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。为了使液压系统更加易于检修和使结构更简单明了，在起升、回转、伸缩、变幅、支腿和控制6个液压回路中全部采用开式油路。由于本机属于轻型起重机，回转比较频繁，所以回转油路由变量泵和定量马达组成。伸缩回路有两节伸缩臂和两个液压缸，液压缸与钢绳组合实现同时伸缩。轻型起重机的变幅机构，采用单缸回路。为了提高效率，本轻型起重机回转、伸缩、变

27、幅回路可以协调工作。因此采用了三个三位四通换向阀来分别控制三个动作，这样操作起来十分方便，简单。支腿回路采用H式支腿，因为本机为轻型起重机，支腿不外伸，每一支腿只有一个垂直液压缸，支腿伸出后成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。回路中支腿油路液控单向阀可以防止支腿软腿现象。根据汽车起重机的工况，支腿回路、回转回路、伸缩回路和变幅回路通常单独工作，所以可以采用同一个液压泵并联组合供油。各机构动作组合、分配及控制1. 各机构组合情况起伸机构伸缩机构回转机构变幅机构支腿机构图211 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，起升与

28、变幅，伸缩、回转回路要有组合动作功能，回转、伸缩、变幅回路之间不需要组合动作。各机构组合情况如图2.11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2.12所示：变幅机构回转机构伸缩机构支腿机构卷扬机构 合流 泵2泵1分动箱图2.12上车动力分配情况2.4 QY8型汽车起重机液压系统的工作原理总成图2.13 QY8型汽车起重机液压系统图表2.2 液压系统主要元器件2.4.1支腿收放回路 吊臂变幅回路 吊臂伸缩回路本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺,即号伸缩油缸活塞面积大，号伸缩油缸活塞面积小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I号伸缩油缸先

29、伸出，其次是号伸缩油缸伸出。 平衡阀Ki可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1大，K2小。转台回转回路 吊重起升回路 2.4.6 2.4.7 QY8型汽车起重机液压系统的特点分合流油路、分合流油路可方便实现高低速切换外，第3章 液压系统计算3.1主要液压元件的选择 8 吨液压汽车起重机的主要技术参数的初定最大起重量8吨；最高提升速度=15；起升减速传动比=21.6、效率=0.92；起升卷筒上钢丝绳最外层直径=411mm；吊钩滑轮组倍率为=6,效率=0.9

30、5；钢丝绳导向滑轮效率=0.96；液压系统额定压力初定为=18=18×106；以上参数在下述计算中不再标出。 起升马达的计算和选择(式3-1)(1) 作用于钢丝绳上的最大静拉力9 式中: 起重量(N) =8000kg=8000kg×9.8N/kg=78400N(2) 起升马达所受最大扭矩9(式3-2)式中: 动力系数= 1+0.35 V 则 = 1+ 0.35×0.25 =1.088V 最高起升速度V =15m/min =0.25m/s(式3-3)(3) 液压马达的排量9 液压马达机械效率,通常取= 0.92(式3-4)(4) 液压马达转速9(5) 液压马达的选择

31、齿轮式和叶片式输出扭矩较小, 且不适于低速传动, 因此, 一般情况下均采用柱塞式液压马达。柱塞式液压马达可分为径向柱塞式和轴向柱塞式两种。轴向柱塞式液压马达除具有转速范围宽、扭矩大的优点外,还具有结构紧凑、径向尺寸小、转动惯量小等优点,故选用之。根据对国产轴向柱塞式液压马达产品的性能比较,8 吨液压汽车起重机选用了上海液压泵厂引进西德海卓玛蒂克公司技术生产的A2F6.1系列斜轴式定量马达,型号为A2F56W6.1,输入排量为56.1cm3/r,最高转2390r/min最大输入流量131L/min,最大功率78, 最大输出扭312N·m,其详细数据见附录1。 液压泵的计算和选择(1)

32、液压泵的工作压力9(式3-6)(式3-5) + 式中: 液压马达的最大工作压力 式中: 起升马达所受最大扭矩= 141.6 起升马达排量(cm3/r), = 56.1cm3/r 起升马达机械效率 = 0.92 沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取515bar , 则液压泵的最大工作压力17.3 + 1.5 = 18.8(2) 液压泵的流量> 式中: 系统泄漏系统,其值为1.11.3,现取= 1.3 液压马达所需最大流量 = 式中:液压马达最高转速,=1506 r/min = 1506 ×56.1=84486.6cm3/min = 84.5 l/min则液压泵的流量=1.3&#

33、215;84.5=109.9 l/min(3) 液压泵的选择液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵三种。对于汽车起重机,其液压系统负载大、功率大、精度要求不高。所以, 一般采用齿轮泵。根据系统的要求以及压力、流量的需要,8 吨液压汽车起重机选择了40/32 型双联齿轮泵,型号为：CBG40/32-H，其最高工作压力25,最高转速2500r/min ,两泵的理论排量分别为40cm3/r 和32cm3/r，合流最大流量为180L/min。当发动机经分动箱输出速度为1500 r/min时，流量为108L/min。型号为：CBG40/32-H。3.2 液压系统发热温升计算 计算液压系统的发热功率由于液压阻

34、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°（见1）。对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，通常用下式计算液压系统的发热功率1：式中是液压系统的总输入功率，是输出的有效功率1。 (式3-7) (式3-8)式中为工作周期 s z、n、m分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量、分别为第i台泵的

35、实际输出压力、流量、效率为第i台泵工作时间 s、为液压马达的外载转矩、转速、工作时间 、rad/s、s、为液压缸外载荷及此载荷时的行程，N、m 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。在整个循环中，依据经验估算出所需时间为280 s 总的发热功率为=37.6-23.5=14.1 计算液压系统的散热功率液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且计算发热功率时，也应考虑管路表面散热1： (式3-9)式中为油箱散热系数，见1，选择=15； 为管路散热系数，见1，选择=14； 、分别为油箱、管道的散热面积 为油温与环境温度之差若系统达到热平衡

36、，则，油温不再升高，此时，最大温差1 (式3-10)环境温度为，则油温。油箱散热面积的计算在以上章节计算油箱的容量为2.45，据1，V=0.8abh现假设油箱底面为正方形a=b=1.5m，求得h为1.36m=1.8h(a+b)+1.5ab=10.719=87.67+25=112.67计算出来的温度远远高于所限制的温度，现在采用安装冷却器的方法来降低温度。据1，根据热交换量14.1和油的流量(40+32)ml/r ×1500r/min合108L/min，在表37.10-36中选择型号为2LQFLA1.46F的冷却器，它能保持油液温度在55左右。油箱的尺寸基本确定如下：长a=1.5m、宽

37、b=1.5m、高h=1.36m。第4章 变幅液压缸设计 液压缸设计包括结构设计和基本参数计算两部分。由于各种液压缸的用途和工作要求不同，其主要参数间又互有联系，故设计时需要反复比较，综合考虑才能得到较理想的结果。液压缸设计没有严格规定的步骤和统一的格式，而是根据掌握的原始资料基本上按如下步骤和内容进行。4.1变幅液压缸的结构设计 液压缸的结构设计包括缸筒和缸盖的连接形式、活塞和活塞杆的连接形式排气装置的选择和最小导向长度的确定。缸体端部连接结构 缸体端部连接结构与液压缸的工作压力、材料及工作条件有关。在工程机械常用的连接形式如图4.1至4.4。 图4.1所示为外螺纹连接。缸体1的端部加工有外螺

38、纹与缸盖2连接，螺纹连接质量轻，外径小，但结构较复杂，装卸时要有专用工具，同心度要求高。 图4.2所示为卡簧连接。其结构简单、拆装方便，外径较小；缺点是连接强度差，当液压缸工作压力较高或受到较大冲击载荷时，导向套的环槽易被压坏而使卡簧脱出。 图4.3所示为内卡环连接(又称半环连接)结构紧凑，加工容易，装卸方便，能承受较大的冲击载荷，避免了卡簧连接安全可靠性差的缺点。这种连接要在缸体上开环形槽，在一定程度上削弱了缸体的强度。这是液压缸设计中应注意的。图4.4所示为法兰连接。其加工、装卸方便，连接强度高，安全可靠；但缸体外径和质量都比较大。因此，在液压缸工作压力高，或经常受到冲击载荷的情况下选用法

39、兰连接才较为适宜。综上所述，缸体连接形式选用无缝钢管焊接配合导向套螺栓连接形式。 图4.1外螺纹连接 图4.2卡簧连接1缸体，2缸盖，3导向套，4紧固螺钉 ，5活塞杆 1缸盖，2卡簧，3导向套，4缸体 图4.3内卡键连接 图4.4 法兰连接 图4.5 活塞与活塞杆的连接结构 1缸体，2导向套，3内卡键 1缸体，2 O型密封圈， （a）螺纹连接，（b）卡环连接（平环），4套筒，5轴向弹簧挡圈， 3 Y型密封圈，4 螺栓，6活塞杆，7防尘圈，8 Y型密封圈， 5法兰盘， 6活塞杆9 O型密封圈 活塞与活塞杆的连接方式 活塞与活塞杆的连接方式一般采用螺纹连接和卡环连接。螺纹连接如图4.5a所示，结构

40、简单、实用，应用较为普遍。当工作机械振动较大时螺纹易松动，故必须采取防松措施。 卡环连接如图4.5b所示，这种连接比较可靠，可以承受较大的工作压力和机械振动，且结构简单、装卸方便。多用于工程机械。此外，也有采用焊接方式的。焊接结构简单、轴向尺寸紧凑，但不能拆换。活塞杆头部结构 活塞杆头部直接与工作机构连接，根据与负载连接的要求不同，活塞杆头部主要有以下几种结构，见图4.6。其中图4.6a)、4.6c)为单耳环不带衬套的结构；图4.6b)为单耳环带衬套的结构；图4.6d)为双耳环结构；图4.6e)为球头结构；图4.6f)、4.6g)分别为外螺纹及内螺纹结构。图4.6 活塞杆头部结构缸体安装形式

41、工程机械上液压缸的安装形式常采用单耳环形、单耳球铰形和铰轴形，见图4.7。单耳球铰形能更好地保证液压缸为轴心受力。缸底耳环通常与缸做成整体式或焊接而成。铰轴可根据卞机的要求焊接在缸体的任意中间部位。缸体安装和活塞头部结构形式的具体尺寸，在设计时可根据负载连接要求、不同的缸径和不同的使用压力按JBl06867选取。图4.7 液压缸的安装形式 液压缸的缓冲装置 一般的液压缸可不考虑缓冲装置。但当液压缸驱动质量较大的工作机构作快速往复运动时，为了防比活塞在行程终点处与缸盖或缸底碰撞产生冲击和噪声，甚至造成液压缸、油管和阀类元件损坏，常在液压缸内设有缓冲装置。 液压缸缓冲都是利用油液的节流作用实现的，

42、形式很多，常用的有间隙缓冲装置和阀式缓冲装置。图4.8所示为利用间隙缓冲装置的液压缸。当活塞将近行程终点时，活塞杆端部的排油只能通过柱塞与导向孔形成的环形间隙流出。由于环形间隙的节流作用使回油腔的压力迅速升高，从而对活塞产生一个制动力，减缓活塞的运动速度以免活塞撞击缸底c 间隙缓冲装置的缓冲作用与径向间隙的大小有关，一般根据经验确定。通常取(d0.50.8mm)。径向间隙过大，不起缓冲作用，过小则缓冲效果不理想。 图4.8液压缸间隙缓冲装置排气装置 液压缸中如果有残留空气，将引起活塞低速运动时爬行和振动，产生噪声和发热，甚至使整个系统不能正常工。因此在设计和安装液压缸时，要保证能及时排出残留在

43、缸内的空气。一般利空气密度小的特点，在液压缸内腔的最高部位设置进、出油口；对于要求较高的液压缸还要安装排气阀。图4.9为两种排气结构。对于大型双作用液压缸，排气结构设置在往复运动行程终点附近；对于单作用液压缸设置在靠近缸盖的位置。图4.9排气螺栓的结构4.2三铰点变幅油缸的受力分析由汽车起重机吊臂的根部铰点和变幅油缸上下铰点所组成的变幅机构三铰点是整机总体设计的重要部分，如图4.10所示为三铰点安装简图。三铰点布置的合理与否，对总体设计影响很大。通常在设计三铰点时，是通过作图和计算相结合的方法得到的，这种方法对变幅油缸受力、油缸参数是否合理以及整机重量、桥荷分配和起重性能的影响均不清楚。 图4

44、.10 吊臂及油缸安装图 如图6.2所示，分别对应图6.1，AB1、AB2分别为变幅缸未伸出和伸出时的长度，OB1、OB2分别表示吊臂处于不同位置，B1CB2表示随着起升高度的增加 图4.11 吊臂及油缸安装图B点的运动轨迹。设r为动摇杆OB的长度，d为机架OA长度，L为AB长度，为摇杆OB的摆角，为机构运动的传动角，符号角码1和2分别表示机构处于初始位置和终止位置，=现取18°。设机架为单位长，, , =为油缸伸长系数。在此三铰点设计中，采取图所示方法来实现优化设计，这是一个>1的情况，由几何关系（余弦定理）可以得出18+2×××cos=1 （式

45、4-1） 2 +2×××cos=1 (式4-2) 在工作过程中尽量使变幅液压缸推力随臂架仰角而变化的曲线平衡，也就是机构的传动角变化要小，只有这样变幅液压缸能够具有良好的工作环境和合理的机构铰点形状。为了方便制造，在1.6到1.8之间，现取1.6。把和代入上式得=2.64、=1.93、=3.01 把=/3(见下文)，=7.5m(参考QY8系列8吨吊车技术要求)为基本臂长度，代入上式=(7.5/3)/d=2.64，d=947mmOA=d=947mm 、AB=1.93d =1828 mm、AB´=3.01d =2850mm为方便计算和制造，将AB、AB

46、80;分别取为1800mm、2800mm。因为油缸受力在匀速阶段是不变的，我们所计算的油缸的受力是以当起重为最大的时候油缸所受的力为最大力。 见图4.12分析受力图。可得出如下关系式 ： 计算得，当=2313mm时，=22.3°。此时OA、OB夹角为67.7°时，这样所计算出的结果是较为安全可靠的，此时+AOB=90°，有油缸力臂L=947mm。图4.12 变幅油缸受力分析图作业幅度为R=3.75m，起吊额定重量Q时，对起点O取矩=0（略去钢丝绳的重量），即18F×LQ×（R+E）××Cos=0 (式4-3)式中F为油缸推力

47、，为吊臂与水平线之夹角（67.7-34.3=33.4°），为吊臂总重，（包括副臂、伸缩油缸总重量，的取值范围是起重机总质量的15%20%，因为采用的是组合式伸缩臂，所以取臂重为起重机总质量的15%），为基本臂长度。铰点B的确定由B（，）决定。可以看成是常数，的取值为/3/2，现取为/3 18。铰点O至回转中心的距离为E，E的取值范围为1.53m之间18，现取为1.5m。 当负载最大，即为8t时，油缸受力最大，计算油缸最大推力为F =(Q×（R+E）+××)/L =（9.8×8××（3.75+1.5）+9.8×10&

48、#215;×15%×7.2×）/0.947 =5.27×105N4.3 变幅油缸主要几何的计算液压缸主要几何尺寸，包括液压缸的内径AL，活塞杆直径MM，导向套尺寸和液压缸行程S等。油缸内径AL的计算 变幅回路中液压缸所受的最大外负载力为F=5.27×105N，因为系统中有一定的背压，所以选择液压缸的背压力为2 MPa,，系统压力为18 MPa，选择=d/D为0.7 19。AL = (式4-5) = =0.199m=200mm查标准，将内径圆整为200 mm。查阅机械设计手册19表37.7-10得其外径为D=245mm。活塞杆直径计算d=0.7A

49、L=0.7×200mm=140mm活塞杆弯曲稳定性的校核 由材料力学理论知，受压细长杆，当载荷力接近某一临界值时，杆将推动原有平衡而产生纵向弯曲，且其挠度值随压缩载荷的啬而急剧增大，以至屈曲破坏。液压缸的稳定性条件为3 (式4-6)式中F为液压缸的活塞杆最大载荷，为活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为稳定安全系数，一般取=24,现取3。计算临界压力，现采用等截面计算法。当活塞杆细长比L/k时3， (式4-7)当活塞杆细长比L/k时， (式4-8)材料为中碳钢，m为柔性系数、fc为材料强度实验值、为实验常数，依据3表4-14，取值分别为85、490 MPa、1/5000；n为末端条件系数，依

50、据3表4-13，为两端铰接形式，取值为1；活塞杆细长比L/k=2800/140=20<=85；所以3 (式4-9) =2.72×108 N有FK/nk=2.72×108/3=9.1×107 NF=5.27×105N即稳定性良好。液压缸行程s的确定 依据液压缸的最短和最长长度分别为1800mm和2800mm，为了简化工艺和降低成本，采用标准系列查文献3表4-4 液压过活塞行程系列(摘自GBT 23491980)选取行程为s=1000mm。最小导向长度的确定导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证

51、缸有一定的最小导向长度，液压缸的最小导向长度应满足： (式4-10)4.13 液压缸基本尺寸图L为液压缸最大行程1000mmD为缸筒内径d为活塞杆直径B为活塞宽度，B=（0.61.0）DA为导向套的长度，在缸径小于80mm时，取A=（0.61.0）D；当缸径大于80mm时，取A=（0.61.0）d=1000/20+200/2=150 mm 综合得H=158mm。 缸筒壁厚的计算通过文献19查的工程机械缸筒外径为245mm，液压缸体材料为45号无缝钢管。因此，壁厚为=（245200）/2=22.5mm。缸底厚度计算此缸设计为平形缸底1h=0.433 AL (式4-11)缸底材料选用的材料为45钢

52、（GB/T699-1999标准规定45钢抗拉强度为600MPa，屈服强度为355MPa，伸长率为16，断面收缩率为40，冲击功为39J），为缸底材料的许用应力，为600 MPa。为试验压力，工作压力时，据3表14-17 =1.5p=1.5×18=27MPah0.433×200=18.37mm 综合以上计算，查阅机械设计手册19表37.7-10可知液压缸相关尺寸为：AL=200mm，D=245mm，UE=270mm，耳环滑动轴承CD=80mm、MR×EW=90×90，进出油口尺寸2-EE为M42×2，耳环连接螺纹为M85×3*-95。第

53、5章 起升机构设计起升机构是实现重物升降运动的机构。起升机构按起重机传动方式不同，分为机械传动、电力机械传动(电力传动)、液压机械传动(液压传动)等型式。图5.1为一起升机构的传动示意图。它由原动机1、联轴器2、减速器3、卷筒4、制动器5、离合器6、滑轮组7和吊钩8组成。原动机通过减速器驱动卷筒旋转，使绕过滑轮组的钢丝绳绕进卷筒或由卷筒放出，从而使吊钩和重物以定的速度作垂直升降运动。图5.1 起升机构的传动示意图5.1起升机构的传动方案的分析 随着液压汽车起重机的发展，对起升机构的性能要求越来越高，不仅重量要轻，工作可靠，而且还要求调速。 目前我国汽车起重机的起升机构还不能完全适应新技术发展的需要，绝大多数老产品主要采用下列二种结构形式：一、单卷筒其构造形式如图1所示，动力从液压马达1，通过联轴器2 减速器4传到卷筒5。制动器3为瓦块式，置于高速轴上，