工程起重机完工正文

1、河北工程大学毕业设计 IIII整机机重心位位置 最最危险的的倾翻线线是在该该工况下下整个重重量的重重心离该该倾翻线线垂直距距离最短短的那一一边。显显然，最最危险的的失稳工工况是吊吊臂位在在垂直于于侧方倾倾翻线的的位置上上。所以以，在考考虑起重重机稳定定时，以以吊臂位位在正侧侧方的工工况为基基准，在在这个工工况下起起重机必必须保证证最低的的稳定性性。3.4.22起重机机的稳定定安全系系数起重机在吊吊临界起起重量时时，起重重机处于于稳定的的临界状状态，即即在倾翻翻线（A点）内、外外侧的静静力矩互互相平衡衡（如图图5），即即。而表表示起重重机稳定定性的稳稳定安全全系数是是位于倾翻线线内侧的的稳定力力

2、矩和为为在外侧侧的稳定定力矩之之比 【式155-8】2 当K=1时时，即为为临界状状态。显显然，KK必须大大于1。若认为为起重机机引起的的一切力力矩都是是稳定力力矩，即即：而倾翻力矩矩仅是起起重物和和吊具所所引起的的，即：则稳定系数数K可由下下式求得得 【式155-9】2式中符号见见图5，其其中 起重重机的稳稳定力矩矩； 吊臂臂自重，=17775KKg；R起重重机的重重心距回回转中心心的距离离，R=3.2m rr=1.5m；为上车车其它部部分重量量和其重重心到回回转中心心距离，取取m；起重机机底盘不不回转部部分重量量，=34000kgg；配重及及其垂心心到回转转中心距距离，=11881kgg，

3、=22.1米米；2a支支腿横向向距离，22a=44米则所以起重重机稳定定。令K=1，则则此时起起重量为为临界起起重量 【式155-100】2由于上式中中没有考考虑到起起重机在在运动时时引起的的惯性力力以及风风力和倾倾斜的影影响，故故求得的的稳定系系数称为为静稳定定系数。在计算起重重机动态态稳定系系数时，把把起重机机的倾斜斜、回转转离心力力、起升升惯性力力和风力力考虑进进去动态态起重机机稳定系系数为：【式15-14】2式中h1, h2, h3, hhb自重重力G1, GG2, GG3, GGb的重心心高度； 起重机机的倾斜斜角度，在在用支腿腿时肉眼眼找平，一一般控制制在10-1030左右，不用支

4、支腿时为为（而）； （H+bb）吊吊臂头部部离地高高度； h重物物离地高高度； v和t重物物吊升速速度（米米/秒）和和起动时时间（秒秒）； g重重力加速度度（9.881米/秒2）； 和作用用在起重重机上和和重物上上的风力力合力（工工作风压压时的风风力）； 风力力作用点点的高度度； n回转转速度(转/分分）。计算起重机机动态稳定定系数时时的图为为图6。在实际计算算中，中中小型轮轮胎式起起重机可可以只计计算静稳稳定系数数，所以以本次设设计中，不不必计算算动稳定定系数。在考虑到倾倾斜的影影响和非非工作时时风力作作用，自自身的稳稳定系数数也可以以由下式式求得： 【式155-155】2图6 动动稳定计计

5、算图式中l自重合合力G离回转中中心距离离，l=1.5m；h合力力G的重心心高度，h=1.2m；倾斜角角度（取取），；作用在在机身上上的风力力（以九九级风计计算）；风力作作用点高高度，=2m；其中； 标准准风压值值，查文文献33表33-1为为10；C风载载体型系系数，查查文献3表表3-22为1.2；吊重有有效迎风风面积，查文献3表3-3为6；A起重重机各部部分有效效迎风面面积。将各数代入入=2.981.115，所以起起重机自自身稳定定。第4章 液压系系统总体体设计4.1 液压系系统总体体设计起重机液压压系统是是用来控控制起重重机的起起升机构构、变幅幅机构、回回转机构构、伸缩缩的系统统。液压系系统

6、包括括吊臂的的伸缩、重重物的起起升、上上车的回回转、吊吊臂的变变幅和支支腿的收收放等部部分。本设计中QQY8型型汽车起起重机得得便最大大重量为为8吨（幅幅度为33米时）具具有两节节伸缩臂臂，其最最大幅度度为100.8米米（这时时允许吊吊重为00.044吨），最最大起升升高度为为13.6米，起起升速度度为155.8米米/分，平平台回转转速度为为最大33转/分分。该起重机行行走部分分采用EEQ10092型型通用汽汽车底盘盘，起重重部分要要求全液液压传动动。 4.2 确定对对起重机机液压系系统的工工作要求求4.2.11 系系统构成成 根根据主机机设计需需要，对对吊臂的的伸缩、变变幅、起起升，回回转机

7、构构采用液液压传动动。同时时，起重重机支腿腿的收放放亦采用用液压传传动，以以缩短作作业前的的准备时时间，在在满足机机器要求求和使用用要求条条件的要要求的前前提下，系系统构成成的先进进性主要要表现在在系统简简单、结结构紧凑凑，元件件选择合合理，三三化（标标准化、系系列化、通通用化）程程度高，便便于安装装、调试试、使用用、维护护、工作作安全可可靠，应应急能力力强的方方面。要要达到这这些要求求，仅有有良好的的元件是是不够的的，还必必须有良良好的系系统设计计方案。4.2.22经济性性 经经济性指指标包括括系统的的造价和和使用费费，系统统传动效效率和功功率利用用等。这这几项指指标不是是相互独独立的，需需

8、做综合合分析。4.2.33技术性性能技术性能包包括调速速范围、微微动性能能、启动动、制动动及换向向动作灵灵敏性，传传动平稳稳性，限限速性能能，缓冲冲、锁紧紧、补油油、限压压、缸荷荷等完善善的功能能及振动动、噪声声和外泄泄大小等等。根据以上三三点，设设计液压压系统具具体应满满足以下下几点要要求：a: 能够够调速。当当空钩或或轻载时时，吊钩钩可以快快速升降降；当满满载就位位时，应应满足缓缓慢升降降。b :可以以微动，微微动是为为了在工工作机构构起动获获停止时时，不至至于引起起吊重的的振动与与冲击，以以保证起起重机作作业的安安全。c :当吊吊重在空空中停止止时，不不得产生生下滑现现象。这这对吊装装作

9、业，以以及使吊吊重长时时间停留留在空中中都是必必要的。d :能同同时对几几个动作作联合操操作。起起重机的的主要动动作为起起升、回回转、变变幅、吊吊臂伸缩缩、要求求这四种种动作可可以单独独或前一一种与后后三种任任意一种种组合进进行，以以提高作作业效率率。在联联合操作作中，希希望各机机构的工工作速度度一定。e :液压压系统应应结构紧紧凑，安安全可靠靠，使用用维修方方便。4.3 拟定起起重机的的液压系系统原理理图4.3.11 选选择执行行元件 吊吊臂伸缩缩、变幅幅及四个个腿，都都采用双双作用液液压缸驱驱动。为为了使传传动机构构结构紧紧凑，布布置方便便，起重重机的回回转与起起升机构构直接采采用低速速大

10、扭矩矩马达驱驱动。4.3.22 确确定液压压系统的的基本形形式为了使系统统结构简简单，油油液冷却却条件尽尽可能改改善，该该机构采采用开式式液压传传动系统统。考虑虑到各机机构同时时动作的的需要，以以及合理理分配功功率，采采用大小小泵供油油的液压压双泵系系统，即即起升液液压马达达单独由由大泵供供油。回回转液压压马达变变幅、吊吊臂伸缩缩与支腿腿液压缸缸等组成成串连系系统，由由小泵供供油。4.3.33 调调速抉择择方案 对对于小型型起重机机，可以以采用定定量泵，通通过调节节发动机机的转速速，以改改变液压压泵的输输出流量量，从而而达到调调速的目目的。同同时，再再配合以以换向阀阀节流调调速，基基本上能能满

11、足该该机对调调速性能能方面的的要求，这这种调速速方法具具有系统统简单，工工作可靠靠等优点点。4.3.44 选选择拟定定液压基基本回路路，并组组成整机机液压传传动系统统a、起升机机构工程起重机机需要的的起升机机构，即即卷筒吊索索机构实实现垂直直起升和和下放重重物。液液压起升升机构用用液压马马达通过过减速器器驱动卷卷筒。为为了保证证起重作作业中的的平稳性性和稳平平的衡动动性，防防止吊重重超载下下降，在在该机构构的起升升油路中中设置起起升平衡衡阀，以以组成平平衡回路路。同时时在卷筒筒上安装装起升机机构制动动器，以以防止因因马达内内漏而造造成的吊吊重打滑滑。液压压起升机机构不靠靠平衡阀阀来锁住住液压马

12、马达，而而是利用用闸瓦制制动。所所以平衡衡阀的承承重静止止能力没没有严格格要求，固固此用于于液压马马达系统统的平衡衡结构简简单，造造价便宜宜。b、伸缩臂臂机构液液压回路路和变幅幅机构伸缩臂机构构也是一一种举升升和下放放重物的的机构，伸伸缩臂可可以用不不同的方方法，即即不采用用电磁阀阀而用顺顺序阀，液液压缸差差动，机机械结构构等办法法实现多多个液压压缸的顺顺序动作作，还可可以采用用同步措措施实现现液压缸缸的同时时动作。本本设计起起重机的的变幅和和吊臂伸伸缩机构构均采用用双作用用液压缸缸，为了了使变幅幅和伸缩缩动作平平衡，以以及停止止动作后后能保持持固定的的位置，在在其油路路安装平平衡阀，以以构成

13、平平衡回路路。c、回转油油路变幅机构在在起重机机中，用用改变臂臂架的位位置，增增加主机机的工作作范围，回回转油路路使作业业架作旋旋转运动动，也是是为了实实现这个个目的。起起重机的的回转动动作要求求平稳、准准确，为为了回转转动作平平稳，以以及停止止动作后后的工作作位置能能保持固固定，在在回转机机构内安安装回转转机构制制动器，以以防止因因马达内内漏而造造成滑移移，对于于回转机机构来说说，缓冲冲是非常常重要的的，必须须设置一一对缓冲冲阀。d、支腿机机构液压压回路对于汽车起起重机来来说，为为了扩大大作业面面积和提提高整体体稳定性性需要在在车架上上向轮胎胎外测伸伸出支腿腿，将整整体支撑撑起来，使使重心可

14、可以在轮轮胎覆盖盖范围以以外，支支腿覆盖盖范围内内变化。支支腿种类类有整式式、H式式、X式式和辐射射式等。本本设计选选用H式式，H式式支腿由由四组液液压缸组组成，每每组包括括一个水水平缸和和一个垂垂直缸，四四个双向向液压锁锁分别控控制一个个垂直液液压缸，当当支腿支支撑车架架静止时时，垂直直液压缸缸上腔液液体承受受重力负负载，为为了避免免车架沉沉降，故故需用连连通上腔腔的液控控单向阀阀起锁紧紧作用，防防止俗称称的“软腿现现象”。当轮轮胎支撑撑车架时时，垂直直液压缸缸下腔液液体承受受支腿本本身的重重量，为为了避免免支腿降降到地面面，防止止俗称的的“掉腿”现象，故故需要连连通下腔腔的液控控单向阀阀起

15、锁紧紧作用，组组合操作作阀可使使四个支支腿同时时动作，亦亦使每个个支腿单单独动作作。将上列的基基本的回回路有机机的组合合起来，即即可组成成液压传传动系统统图，为为了使回回转马达达工作平平稳，利利用单向向阻尼阀阀产生备备压（备备压为22-3Mppa）e、设置辅辅助元件件考虑到管路路使用寿寿命和布布置紧凑凑起见，液液压系统统中主要要管路均均采用无无缝钢管管。在液液压泵的的吸油管管路，安安装网式式滤油器器，以防防止较大大的机械械杂质进进入液压压泵内，在在系统回回路中安安装精滤滤油器，以以防止回回油中的的杂质。图7 液液压传动动系统原原理图4.4 液压系系统概况况 当当起重机机工作机机构处于于非工作作

16、状态时时，CBBQLF40/F32齿齿轮油泵泵由取力力箱通过过传动轴轴驱动后后，吸油油口通过过精滤油油器从液液压油箱箱吸油，332泵输输出的工工作油经经过下车车操纵组组合阀后后，再通通过中心心回转接接头进入入上车组组合操纵纵阀流出出，通过过中心回回转接头头流回液液压油箱箱，400泵输出出的工作作油直接接通过中中心回转转接头进进入上车车组合操操纵阀，再再从上车车组合操操纵阀流流出，通通过中心心回转接接头流入入油箱。当操纵下车车组合操操纵阀的的换向阀阀时，332泵输输出的工工作油不不再进入入上车，而而进入下下车操纵纵阀的绽绽阀中，再再操纵实实现下车车水平支支腿的伸伸缩及垂垂直支腿腿的收放放动作。当

17、下车工作作完毕后后（即支支腿打起起后），上上车即可可工作，上上车工作作时，回回转、变变幅、伸伸缩时由由32泵泵供油，起起升由440泵供供油，同同时400泵和332泵还还可以同同时供起起升机构构，以实实现快速速起升和和快速下下降，440泵和和32泵泵的分流流是靠起起升操纵纵阀的机机能来实实现的，回回转油路路可实现现滑转功功能，即即回转操操纵阀处处于过渡渡位置时时，回转转制动器器在回油油备压下下打开，并并将回转转马达的的进油口口连通，使使回路马马达处于于浮动状状态，避避免回路路和停止止时的惯惯性冲击击。4.5 确定液液压系统统的工作作压力QY8型汽汽车起重重机时以以EQ10092通通用汽车车底盘为

18、为基础设设计，为为了减轻轻汽车承承载量，要要求液压压传动装装置机构构紧凑，重重量轻，参参考其他他液压汽汽车起重重机的系系统工作作压力，初初定该机机构的液液压系统统工作压压力在116M-25MPPa范围围内，根根据初定定压力，选选用CBBQLF40/F32联联齿轮油油泵，该该泵额定定工作压压力为220MPPa，为为了保证证液压泵泵的使用用寿命，系系统压力力应控制制在不超超过液压压泵工作作压力以以下，因因此，最最后确定定系统工工作压力力为200MPaa。第5章 确定液液压马达达的主要要参数和和所需流流量5.1 确定起起升和回回转马达达的计算算依据5.1.11 确定起起升马达达驱动的的最大载载荷力矩

19、矩起升马达驱驱动的最最大载荷荷力矩，可可按下式式确定： 【式7-10】3式中： 钢丝丝绳绕卷卷筒直径径，当多多层卷绕绕，而而n为卷绳绳最多层层数，DD为卷筒筒槽底直直径，dd为钢丝丝绳直径径。 起重重机最大大额定起起重量与与吊具重重量。 卷筒筒至离合合器轴间间的传动动比。 起重重滑轮倍倍率。 机构构总传动动效率。注：(D2500mm； n=33； d=13mmm； Q+q=88.166t； ； ； a=4 )根据已知：所以有：5.1.22 确确定回转转马达驱驱动的最最大载荷荷力矩回转机构的的工作载载荷就是是回转阻阻力矩，起起重机在在回转起起动时，回回转阻力力矩有下下列阻力力矩组成成：式中：回转

20、支支撑装置置的摩擦擦阻力矩矩； 由回转转平台倾倾斜所引引起的回回转阻力力矩； 风压力力所引起起的阻力力矩； 回转起起动所引引起的回回转阻力力矩。 回回转支撑撑受回转转平台上上的全部部载荷（图图8），作作用在回回转支撑撑方面的的垂直力力有吊臂臂自重，配配重,上上车其它它部分重重量以及及考虑到到超载的的重物和和吊具重重量。同时，除作作用在回回转部分分上的垂垂直力外外，还有有沿着吊吊臂方向向的水平平风力。吹吹在重物物上的是，吹吹在起重重机上的的是,水水平方向向的作用用力还有有回转时时的离心心力和垂垂直于吊吊臂面内内的制动动切向惯惯性力，重重物的离离心力为为，切向向惯性力力为，起起重机回回转部分分自重

21、的的离心力力为，切切向惯性性力为，由由于回转转部分的的重心靠靠近回转转中心，故故和常可忽忽略。作作用在回回转支撑撑装置上上的水平平力还有有回转齿齿轮的啮啮合力，它它的大小小由小齿齿轮所传传递的扭扭矩所决决定，它它的方向向由小齿齿轮离吊吊臂轴线线水平投投影的位位置而定定，若回回转中心心有两个个并成对对布置，则则此力相相互抵消消。现将上述载载荷集合合成垂直直力，弯弯矩和水水平力三三部分。显显然，沿沿臂变幅幅面内（ZZX平面面）的弯弯矩大，而而在与吊吊臂变幅幅平面垂垂直的面面内（ZZY平面面）的水水平力和和弯矩较较小，在在综合时时，ZY平面面内的力力矩和力力可不予予考虑。则则：符号见图88所示，必必

22、须指出出，在确确定回转转支撑装装置载荷荷时，是是要选取取受力最最不利的的工况，即即起重机机力矩为为最大时时的工况况。式中中K为超超载系数数，考虑虑到正常常试验载载荷为1110的额定定载荷，故故取K1.11。而在在汽车起起重机上上离心力力和风力力W引起起的弯矩矩一般占占重物引引起的弯弯矩的110，若若简化计计算可取取：由于水平力力一般远远远不到到10的，故故在计算算回转支支撑时，也也往往可可以不计计及水平平力的影影响，故故：所以有：回转支撑装装置在工工作时受受到垂直直力，弯弯矩M和和水平力力H三个个载荷，实实际上，支支撑装置置还受一一偏心力力矩为ee的垂直直力和水水平力的的载荷，而而偏心矩矩 (

23、滚滚球式)。（注注：e1.773； ）故：所以有， （值查查表取得得） 【表8-1、88-2】3 （查表表得） 【表8-1】3所以有式中：为偏偏心垂直直力引起起得总正正压力，为水平载荷引起得总正压力。分布讨论如如下： 11、回转转支撑装装置得摩摩擦阻力力矩式中为摩擦擦系数，不不考虑正正常回转转和起动动时的区区别，可可近似的的一律取取0.001；为为回转支支撑装置置得滚道道中心直直径。所以：2、回转平平台倾斜斜引起的的矩由于有的起起重机支支腿无自自动调平平装置，因因而可能能使回转转平台倾倾斜，回回转部分分得自重重和重物物在倾斜斜方向得得分力形形成了回回转阻力力矩：倾斜阻力矩矩的大小小随转角角的变

24、化化而变化化，式中中分别为为起重物物、吊臂臂及回转转部分自重的的重心离离回转中中心的距距离，在在一般工工程起重重机中与与之值相相差不大大，为简简化计算算，可将将公式改改为：对液压支腿腿能个别别调平的的起重机机来说，倾倾角可以以保证在在以下，对对于H式支腿腿起重机机，因调调平性不不佳，角角应取大大一些。当当角为时，回回转阻力力矩达最最大值：所以有（0.001755-0.002622）（QQ+q）RR0.02662816609.8362285.5N.m 图99 倾倾斜引起起的回转转阻力矩矩 图100 风风压引起起的回转转阻力矩矩 33、风压压引起的的回转阻阻力矩为为式中为风力力压力，在在此可选选取

25、600的标标准风压压，和R、rr和分别别为起重重物，吊吊臂和回回转部分分的迎风风面积及及其形心心离回转转中心的的距离，CC为风载载体形系系数（通通常取11.2）。显然，风阻力矩与转角位置有关，其最大值是当时，所以有1599.860%(63+11.20.447.61.55)220700N.m标准风压压，单位位：公斤斤/平方方米。取取=155。4、惯性引引起的回回转阻力力矩惯性引起的的惯性阻阻力矩由由三部分分组成：起重物物的惯性性，吊臂臂和其它它回转部部分的惯惯性以及及旋转零零件的惯惯性所引引起的阻阻力矩，起起重物所所引起的的回转阻阻力矩：起重机吊臂臂和其它它回转部部分的惯惯性所引引起的回回转阻力

26、力矩为： 回转机构旋旋转零件件的惯性性所引起起的阻力力矩：将各回转力力矩加起起来，即即得总得得惯性回回转阻力力矩：式中：为机机械传动动效率，可可取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： 根据实际需需要，忽忽略部分分则可算算得总阻阻力矩为为： 所以有：46644+62885.55+20070.2+664299.5194445.2N.m则马达轴的的最大载载荷阻力力矩为：则：=38.99N.mm5.2 马达的的工作转转速为了保证马马达的寿寿命正常常，选取取马达的的工作转转速其额额定转速速，即：起升马达的的工作速速度为 回转马达的的工作速速度为 确定马达的的主

27、要参参数：QY8型汽汽车起重重机在设设计的过过程中初初选的马马达均符符合工况况，其中中1台用用作油泵泵，2台台用作马马达，带带动起升升及回转转机构工工作。这这里只需需确定起起升马达达的主要要参数，所所以：1、计算起起升马达达的有效效工作压压力 已已知液压压系统压压力，回回油路背背压力为为，马达达进油路路系统的的压力损损失为，则则起升马马达的有有效工作作压力为为: 22、计算算马达的的每转排排量取马达的机机械效率率，分别别求出起起升和回回转时马马达的每每转排量量起升时：回转时：根据马达的的排量和和最大的的工作压压力，起起升和回回转时液液压柱塞塞马达为为均符合合要求。第6章 选择液液压泵及及计算其

28、其输出功功率6.1 计算起起升、回回转马达达的所需需流量 取取液压马马达的容容积效率率，则液液压马达达的所需需流量为为： 11、起升升马达的的所需流流量 2、回转马马达所需需流量 6.2 选择油油泵并计计算输入入功率1、确定液液压泵的的流量取管路系统统漏油系系数K1.11则： 22、确定定液压系系统中泵泵的工作作压力 在在确定液液压系统统压力时时，就已已确定了了起升泵泵和回转转泵的工工作压力力，。 33、计算算液压系系统中泵泵的工作作压力和和输入功功率 在在确定液液压系统统压力时时，就已已确定了了起升泵泵和回转转泵的工工作压力力，取取齿轮的的总效率率。则：起升泵的输输入功率率：回转泵的输输入功

29、率率： 整整车的液液压系统统回路属属于并联联油路，在在起重机机实际的的现场操操作中起起升时回回转、吊吊臂的伸伸缩及变变幅只有有一项可可与其同同时动作作，由于于回转时时泵的输输入功率率较大，故故选泵需需同时考考虑起升升和回转转，需使使泵的流流量和功功率均大大于前二二者的。依依次查得得CBQQL-FF40/32双双联高压压齿轮油油泵符合合此工况况要求，它它得额定定压力220Mppa，最最高压力力25MMpa，最最高转速速30000r/minn，公称称排量：前泵440mll/r，后后泵322ml/r。第7章 液压缸缸的计算算7.1 支腿液液压缸的的计算 支支腿跨距距的确定定：为增大大汽车起起重机在在

30、起重工工作时的的起重能能力，起起重机设设有支腿腿。支腿腿要求坚坚固可靠靠，伸缩缩方便。在在行驶时时收回，工工作时外外伸撑地地,H式支支腿外伸伸距离大大，对地地面适应应性好，易易于调平平，故广广泛采用用此支腿腿。汽车起重机机支腿是是前后设设置的，并并向两侧侧方向伸伸出。但但在汽车车起重机机中，前前方作业业区域一一般不吊吊重，所所以取：2b=38335mmm7.1.11支腿垂垂直液压压缸的计计算7.1.11.1 支腿压压力 按按四点支支撑的支支腿压力力计算假定汽车式式起重机机在吊重重工作时时支撑在在A、BB、C、DD四个支支腿上如如图11所示示，在这这里忽略略了B与与C、AA与D支支腿叉开开的实际

31、际情况，因因为影响响不大，吊吊臂位置置是在任任意方向向，吊臂臂位置在在高起重重机纵轴轴线角处处。令假假定起重重机底盘盘不回转转部分的的重量为为，其重重心位置置在离支支腿中心心处，本身身带有符符号，在在0上侧侧为正，下下侧为负负。起重重机回转转中心，离离支腿中中心0的的距离为为，也带有有符号，其其上车自自重，吊吊臂自重重和配重重自重和和计算吊吊重的合合力则：+ （其其中，由由-118655mm, 5550mmm）则：+（3445444+17755+11881+881600）9.81143.67 KN合力矩的距距离为： 所以有：图11 四点支支撑的支支腿受力力情况 由由于回转转惯性力力，离心心力和

32、风风力等风风力水平平力的作作用，在在吊臂头头部作用用有水平平力T，则则作用在在吊臂平平面内有有力矩MM，其大大小为：其中为吊臂臂头部离离地面的的距离，7.5米。水平力T为为： 则：从上已知，作作用在支支腿上的的载荷有有：底盘盘自重，上上车回转转部分，以以及在吊吊臂平面面内的力力矩M，则则四个支支腿上的的压力各各为： 当当时，且且带入数数据可得得A=226.667KNN ;BB=233.022KN ;C=78.6KNN ;DD=733.5KKN放支腿时，最最少有两两个液压压缸受力力，则单单个液压压缸的最最大载荷荷：起重量为88吨时，作作用在支支腿液压压缸上的的最大外外载荷：7.1.11.2 计算

33、算垂直油油缸的主主要参数数 该油缸用于于控制汽汽车起重重机垂直直支腿，使使之工作作时起到到支撑起起重机的的作行驶驶时应收收回，选选用双向向液压驱驱动的单单杆活塞塞缸。确定液压缸缸的内径径D和活活塞杆直直径d在确定缸筒筒内径DD时，必必然保证证液压缸缸在系统统给定的的工作压压力下，具具有足够够的牵引引力来驱驱动工作作负载。对对于双作作用单活活塞杆液液压缸，当当活塞杆杆是以推推力驱动动工作负负载时，即即压力油油输入无无杆腔时时，工作作负载为为缸筒内径DD可由下下式求得得： 式中：液压缸缸的有效效工作压压力；19MMPa； 液压缸缸的机械械效率；0.95； 液压缸缸所承受受的外载载荷。所以垂直缸缸的

34、内径径D为： 取标准系列列为D63mmm，选选取速比比系数，查查取标准准活塞杆杆直径dd455mm.7.1.11.3 计算算垂直液液压缸的的壁厚液压缸的壁壁厚可由由下式求求得：式中：液压缸缸内最达达油压力力； 液压缸缸内径，单单位mmm； ； 强度系系数； 附加厚厚度。 取标准壁厚厚。7.1.11.4 缸筒筒壁厚与与活塞杆杆的校核核缸筒上无焊焊接零件件，一般般采用445号钢钢，调质质处理。 强度足够。活塞杆材料料可用445号钢钢做实心心杆，其其强度一一般是足足够的。7.1.22 支支腿水平平液压缸缸的计算算支腿的水平平液压缸缸主要参参数可以以与垂直直液压缸缸的相同同，但水水平液压压缸有车车架的

35、金金属箱板板共同抗抗弯，故故其活塞塞杆直径径可以小小一些，故故取D63mmm，选选取D=63mmm,选选取过比比系数，查查取标准准活塞杆杆直径dd=355mm,。液压缸的强强度和活活塞杆的的强度及及稳定性性的计算算雷同垂垂直液压压缸，都都能满足足条件。7.2 变幅液液压缸的的计算7.2.11由于液压油油缸变幅幅具有工工作稳定定，结构构轻便和和便于布布置，变变幅力较较小时一一般采用用单缸，否否则采用用双缸，变变幅油缸缸的受力力较复杂杂，具体体分析如如下：变幅油缸受受的支撑撑力 ： 式中：冲击载载荷系数数一般为为 = 1.22； 起升动动载荷系系数 ，=（11.155-1.33）之间间，取=1.2

36、2； n变变幅油缸缸数n=1 ， l为变幅幅油缸的的力臂； 般取小小于122， 取=11； 得：=0.1991 ， ll=7.6=11.455=17.3395KKN; =1.5m; =/=0.51将以上各式式带入NN得：N=1466.766KN =+=700.344 根根据计算算，当起起重8吨吨时，变变幅油缸缸与水平平面呈的的角，则则起重为为8吨时时作用在在液压缸缸上的最最大外载载荷，当当吊物重重量为88吨斜支支起重时时，液压压缸承受受的最大大外载荷荷为，则则变幅液液压缸DD：由于变幅油油缸形成成较大，受受力复杂杂，为了了保证液液压缸的的稳定性性，取标标准缸径径D1110mmm。选取速速比系数

37、数，查取取标准活活塞杆直直径d=80mmm。则缸壁厚取标准壁厚厚 7.2.22变幅油油缸缸筒筒壁厚与与活塞杆杆的校核核缸筒上无焊焊接零件件，一般般采用445号钢钢，调质质处理。 强度足够。对于活塞杆杆： 满足强强度要求求。 QQY8的的变幅缸缸行程为为11445mmm，当它它全缩时时，吊臂臂有负仰仰角，使使吊臂头头部离地地面在118000mm左左右，便便于安装装调整付付臂。由由于油缸缸行程大大，为了了保证其其稳定性性，取标标准缸径径D=1100mmm，选选取速比比系数，查查取标准准活塞杆杆直径dd=700mm。7.3 伸缩液液压缸的的计算7.3.11 伸伸缩油缸缸是双作作用缸，由由活塞杆杆、活

38、塞塞、缸筒筒及密件件组成。QQY8的的伸缩缸缸行程为为5米，活活塞杆全全部伸出出时较长长，本身身自重会会引起较较大的弯弯曲变形形，对于于伸缩缸缸，液压压缸最大大封闭压压力就是是系统压压力即。则缸壁厚：取标准壁厚厚7.3.22伸缩油油缸缸筒筒壁厚与与活塞杆杆的校核核缸筒上无焊焊接零件件，一般般采用445号钢钢，调质质处理。 强度足够。对于活塞杆杆： 满足足强度要要求。第8章 辅助装装置的计算和和选择8.1 油管计计算 液液压系统统的工作作液体用用油管输输送，油油管应由由足够的的强度，良良好的密密封，并并且要求求压力损损失小，拆拆装方便便。无缝缝钢管具具有耐压压高、变变形小、耐耐油、抗抗腐蚀能能力

39、强等等优点，故故选取无无缝钢管管为主要要管用管管。8.1.11 油油管通经经的计算算 合合理选择择油管的的通经，对对于正确确决定液液压系统统所需的的安装空空间，方方便安装装工艺，保保持一定定的系统统效率和和其它工工作性能能都很重重要，油油管通经经d按下下式计算算： 式中：Q管内内通过的的流量，l/min； V液液体在管管内的最最大允许许流速； 高压压管：VV3-55m/ss 回油油管：VV1.55-2.5m/ss 吸油油管：VV0.55-1.5m/ss高压管通经经油两种种情况： 对于小小泵：取取d=115mmm 对于大大泵：取取d=116.99mm回油管通经经油两种种情况： 对于小小泵：取取

40、对于大大泵：取取吸油管通经经油两种种情况： 对于小小泵：取取 对于大大泵：取取8.1.22 金金属管壁壁厚的计计算对于金属油油管的壁壁厚可按按薄壁筒筒公式计计算：式中：d油管管内径，mm； P管管内液体体最大工工作压力力，Paa；P=20MMPa； 油管材材料的许许用应力力，Paa； ； 管材抗抗拉强度度，Paa；对于于20号号钢无缝缝管，； N安安全系数数，n4。则：高压油管壁壁厚：对于小泵： 对于大泵： 回油管壁厚厚： 8.2 油箱容容积计算算该系统不使使用冷却却器，依依靠油箱箱散热，且且油管又又作为配配件使用用，故取取油箱容容积V为为液压泵泵每分钟钟流量的的4倍，即即： 取取油箱体体积V

41、5000升8.3 滤油器器计算粗滤油器选选用网式式滤油器器，过滤滤精度1180HHm,精精滤油器器选用线线隙式滤滤油器，过过滤精度度1000 Hmm。滤油器型号号根据流流量和过过滤精度度选择，粗粗滤油器器选择WWv-6631800和Wvv-10001800，分别别安装在在小、大大泵的吸吸油口，精精滤油器器选择XXV-11601000，安装装于回油油口，另另有ZUU-6331000安装于于液压系系统原理理图中。第9章 控制阀阀的选择择 根根据管路路流量及及液压要要求，上上车操纵纵阀选择择QYZZ25/20上上车组合合操纵阀阀，下车车操纵阀阀选用QQYZ220/110下车车组合操操纵阀，起起升、变

42、变幅、伸伸缩油路路的平衡衡阀可用用CP200插装平平衡阀。9.1 QYZZ25/20上上车组合合操纵阀阀QYZ255/200上车组组合操纵纵阀适用用于起重重量：88-12吨吨的双泵泵液压系系统上车车组合操操纵阀中中的溢流流阀仅对对起升油油路起安安全阀作作用，重重物起升升时，高高压先导导阀调节节起作用用，其调调节范围围为166-25MPPa，一一般使用用时调定定压力为为额定吊吊重（最最大吊量量）时系系统压力力的1.2-1.33倍，防防止液压压系统过过载，起起保护作作用的液液压元件件和管路路。 当操纵起升升阀时，可可分别操操纵变幅幅、伸缩缩和回转转阀片，即即实现联联合动作作，但变变幅、伸伸缩、回回

43、转三片片阀不能能同时操操作。9.2 QYZZ20/10下下车组合合操纵阀阀QYZ200/100下车组组合操纵纵阀，用用于液压压汽车起起重机的的支腿操操纵，根根据主油油路确定定，它可可用于各各种吨位位液压起起重机的的支腿回回路。 QYZ200/100下车组组合操纵纵阀的旋旋阀的aa、b、cc、d出出口分别别接支腿腿的前左左、前右右、后右右、后左左的油缸缸上腔（即即无杆腔腔）。EE接水平平缸的伸伸出缸，ff接各支支腿下腔腔及水平平缸伸缩缩腔。支腿液压回回路采用用一个三三位五通通换向阀阀和一个个七位八八通的旋旋阀组成成，工作作时应选选操纵旋旋阀道水水平位置置，再操操纵换向向阀使水水平缸动动作，水水平

44、缸伸伸出后，将将旋阀转转至全通通位置，再再操纵换换向阀使使四个垂垂直缸同同时动作作，如果果将旋阀阀转至某某个液压压缸位置置，再操操纵换向向阀，即即可进行行支腿单单独动作作，以便便起重机机的调平平，工作作时应注注意换向向阀操纵纵手柄处处于下压压位置时时水平缸缸或支腿腿油缸伸伸出，手手柄处于于上拉位位置时水水平缸或或支腿油油缸收回回。严禁旋阀和和换向阀阀同时操操纵，当当支腿全全部调整整完毕，旋旋手柄应应置于全全闭位置置，操纵纵手柄处处于中位位，这时时油泵来来油从PP口经D口流入入上车操操纵阀。溢流阀的调调节范围围位166-25MPPa，使使用时调调定压力力为额定定吊重时时，系统统压力的的1.11-

45、1.225倍，它它可防止止液压系系统过载载，起保保护液压压元件和和管路的的作用。第10章 结论论 经经过两个个多月的的努力，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。 起重机的的性能已已达到了了前所未未有的高高水平，但但是它不不会就此此而停止止发展，随随着科技技技术的的发展，计

46、计算机会会应用于于起重机机的各个个部分，以以后会出出现全自自动化的的液压起起重机，给给定程序序，计算算机会按按照设定定好路线线起吊、安安装货物物，必定定会减少少劳动强强度，提提高生产产率。中中国的起起重机工工业价格格竞争激激烈，普普遍技术术水平不不高，设设计思想想落后，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。本次设计的的特点是是计算量量大、重重复性强强，需要要计算校校核的部部件多，工工作量大大。需要要设计者者耐心细细致的计计算。与与实际联联系紧密密，需不不断的实实地考察察、记录录。很多多数据参参考参数数都没有有给出，需需要查找找有关设设计手册册，及测测量实物物。总之，通过过毕业设设计,我我深刻体体会到要要做好一一个完整整的事情情，需要要有系统统的思维维方式和和方法，对对待要解解决的问问题，要要耐心、要要善于运运用已有有的资源源来充实实自己。同同时我也也深刻的的认识到到，在对对待一个个新事物物时，一一定要从从整体考考虑，完完成一步步之后再再作下一一步，这这样才能能更加有有效。