车载起重机支撑系统设计大学论文

摘要在我国，汽车起重机的发展已有五十年的历史了，由于受到客观条件的限制，一度发展较慢。进入九十年代发展迅速，但与国际先进水平还相差很远，主要表现在产品质量的稳定性、自动化、智能化等方面。车载起重机支撑系统的设计包括对支撑液压系统的设计和对支撑系统的机械结构设计。本设计的支腿形式采用H型支腿，这种支腿对地面适应性好，易于调平。它由水平和垂直8个液压缸组成。液压系统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。为了提高效率及整机调平需要，单个水平液压缸、垂直液压缸即可同时伸缩又可单独伸缩，结构简单操纵方便。支腿的整体装配采用较为普遍的焊接方式，就是支腿架和汽车底盘的连接采用焊接的方式。同时对液压缸系统分别从力位移、全局应力及局部应力进行了静力计算；进而对液压缸的主要轴向载荷承受部件活塞杆进行了纵向弯曲强度的校核，分析构件稳定性，符合要求。本设计满足40吨起重机工作时的稳定要求，结构简单，安全可靠。本设计对确定大、中型汽车起重机支撑系统设计方案，具有很强的现实意义。关键词：车载起重机；支撑系统；液压系统；液压缸

AbstractInourcountry,theautohoistdevelopmenthad50yearshistory,becauseofthelimitofthedetachmentcondition,oncedevelopedslowly.Inthe90's,developmentisrapid,butitalsodifferswiththeinternationaladvancedlevelveryfar,mainlydisplaysinproductqualitystability,automation,intellectualizationaspectsandsoon.ThedesignofThevehiclecarryingthehoistcranesupportsystemincludesthehydraulicsystemdesignandthemechanismsystemdesign.ThisdesignofthelegformisaHleg,thiskindoflegisgoodwiththegroundcompatibility,easyleveling.Itiscomposedbythehorizontalandthevertical8hydrauliccylinders.Thehydraulicsystemestablishesthebidirectionalhydrauliclockpartinthelegoilduct,whichisinstalleddirectlyontheverticalhydrauliccylinder,topreventtheaccidentthatthepipelinedestroysorthehydrauliccylinderpistonsealpackingcollardamages.Inordertoincreasetheefficiencyandtokeepthelevel,thesinglehorizontalhydrauliccylinderandtheverticalhydrauliccylindercanstretchoutanddrawbacklonelyandtogether.It’seasytocontrolit.Thewholeassemblyusestheweldingmanner.Theconnectionbetweenthelegandthemotorcarchassisisbywelding.Firstsystemoftheglobalstaticcalculationaredonerespectivelyfortheforcedisplacement,stressandlocalstressonthehydrauliccylinder;Andthenstrengthcheckisdoneforthemainaxialloadcomponentsunderthepistonrodofthebuckling,stabilityanalysisofcomponentsisdone.Thehydrauliccylinderisqualified.Thisdesignof40tonshoistcranes‘structureissimpleandreliable.Thisdesigntodeterminedbig,medium-sizedcarhoistcranesupportsystemdesignplan,hastheverystrongpracticalsignificance.Keywords:Thevehiclecarrying，thehoistcrane，SupportsystemHydraulicsystem，Hydrauliccylinder目录TOC\o"1-3"\h\u2765摘要 I17783Abstract II1956第1章绪论 1108251.1概论 119931.2国内轮式起重机发展现状 123600目前国内轮式起重机产品差距主要表现在以下几个方面： 283721.3国外轮式起重机发展过程及主要机种 3134831.4轮式起重机产品的发展趋势 382391.5轮式起重机现代设计方法概述 5173051.6本章小结 621230第2章液压系统在起重机中的应用 7301792.1汽车起重机简介 784702.2QY40型汽车起重机主要性能参数 737072.3液压系统的类型 8142762.4液压传动应用于汽车起重机上的优缺点 8276922.4.1在起重机的结构和技术性能上的优点 8286982.4.2在经济上的优点 9110252.4.3主要缺点 9264552.5本章小结 926292第3章支腿液压系统的设计 964023.1系统压力的确定 10189703.2支腿液压回路的设计 1049223.2.1支腿液压回路的作用 10177433.2.2支腿液压回路的性能要求 10242243.2.3QY40K液压系统原理说明 10154053.2.4小吨位汽车起重机支腿液压回路分析 13159933.3本章小结 1424685第4章起重机支撑系统的结构设计及校核 14212414.1起重机支腿的选择 15146694.1.1支腿形式的确定 15140424.1.2H形支腿的工作原理 15115944.2液压缸作用力的计算 16181094.3液压缸的设计 17131544.3.1缸筒设计与计算 17292844.3.2活塞组件设计 20162504.4支腿梁的设计与校核 2582424.5总装 27139254.6有限元分析 28165344.6.1液压缸的静力分析 28318964.6.2水平活塞杆的屈曲分析 37178514.6.3横梁的变形分析 39303794.7本章小结 3915237第5章支腿液压系统元件的设计 39122665.1各种液压缸压力差的计算 40276645.2液压缸伸缩速度及流量的计算 4012875.2.1垂直液压缸的伸缩速度及流量的计算 40178155.2.2水平液压缸伸缩速度及流量的计算 41180435.3液压泵的工作压力及排量的确定,液压泵的选择 4133995.3.1液压泵额定工作压力的确定 41268575.3.2液压泵额定流量的计算 42247375.3.3液压泵的选择 43188395.4液压油箱的设计 4337215.4.1油箱的基本功能和分类 43121955.4.2油箱的设计要点 43282105.4.3油箱容积确定 45143015.4.4油箱附件的选取 46189545.5油管的确定 4921535.6液压传动的工作介质（液压油） 50264425.7液压系统能量的分析与计算 51211525.7.1各工况下压力损失的计算 51140485.7.2溢流阀调定压力的确定 5273675.7.3液压系统的发热验算 52252895.7.4油箱散热功率 53231815.7.5冷却器的选择 53171735.8本章小结 5421107结论 5424616参考文献 5532654致谢 55第1章绪论1.1概论轮式起重机是工程机械产品中重要组成部分，它由于机动性好而被广泛应用于矿山、建筑、港口、油田等领域。轮式起重机主要有3种基本类型:汽车起重机、轮胎起重机、全路面起重机。在国内市场上，随着国家扩大内需政策的推动，投资的提高，个体和私营用户的壮大，2001年产品销量达5208台，销售收入为20.85亿元，2002年产品销量达8000台，销售收入接近30亿元:在国际市场上，仅北美、欧洲市场年销售额就达54亿美元，可以说市场巨大。1.2国内轮式起重机发展现状我国在1957年生产第一台5t机械式汽车起重机到现在己有50年历史，它的生产大致经历了以下几个阶段:1957-1966年以生产5t机械式汽车起重机为主;1967-1976年以生产12t以下小型液压汽车起重机为主;19771996,16-50t中大吨位液压汽车起重机产品发展较快。自1979年开始，我国采用进口汽车底盘和关键液压件自行设计生产出了6t,20t液压汽车起重机之后，国内一些起重机生产厂家采用技贸结合方式，分别引进日本多田野、加藤、美国格鲁夫和德国利勃海尔、克虏伯的起重机产品技术，以合作生产的方式相继制造出25t、35t,45t,50t,80t,125t汽车起重机和25t越野轮胎起重机以及32t,50t,70t全路面起重机。这些企业经过多年来对引进技术的消化、吸收、移植，使国产轮式起重机某些新产品的性能水平达到了国际80年代初的水平，产品产量也逐年有所提高。由于受客观条件的限制，当年的技术引进主要着重体现在技术软件的引进(如产品、图纸、工艺等)，而没有引进全套的先进加工设备，没有与相关的配套件的引用同时进行，因此国内长时间不能提供高质量、高性能的基础配套件(如液压元件，电子元件等)，到了90年代我国轮式起重机的技术水平与世界先进水平相比曾一度缩小的差距又拉大了。当前，国内轮式起重机厂自行设计的产品技术水平大多还相当于国际70年代初、中期水平，只有少数产品在吸收国外先进技术基础上，经过更新换代达到了80年代初的水平。随着国家经济建设的蓬勃发展，国家重点工程项目建设的纷纷上马，一些大型关键工程一般都采用国际公开招标方式采购机械设备。国外新型轮式起重机和二手设备因此大量进入中国市场，使国内用户对国外起重机性能、作业可靠性、效率等方面有了较深入的了解，从而也认识到国产起重机无论在制造质量、外观造型方面，更主要的是在技术性能(可靠性与安全性、工作效率以及操作方便性、舒适性等)方面与国外轮式起重机差距较大。国内不少用户为了达到作业高效率以确保工期按时完成，宁可花较多的钱购买进口起重机或购买国外二手起重机。这种形势下，国产轮式起重机当然面临很大的冲击和压力。目前国内轮式起重机产品差距主要表现在以下几个方面：(1)质量稳定性差部分产品发生早期故障多，保修期内返修率高。故障多发生在液压系统、底盘、发动机与传动件上。液压系统渗漏问题普遍存在，其主要原因是制造、装配工艺不良和密封件质量问题。国产汽车起重机平均无故障时间仅为93.4h,最多的为185h，最少的为66.6h。整机工作寿命按主要零部件寿命计算，约为0-3000h，而国外同类产品一般可达到12500h.(2)产品品种单一轮式起重机是工程机械行业中的一个重要类别，其技术含量、机电液一体化程度、对使用材料的要求和制造难度不亚于其他类型的工程机械。轮式起重机按技术含量划分，全路面起重机产品最高，价格也相应高一些;越野轮胎起重机产品次之，汽车起重机产品相对较低。当前全路面起重机产品、越野轮胎起重机产品已分别在世界三大市场(欧洲、北美、日本)占据了主导地位。国内轮式起重机的生产主要仍以8--50t汽车起重机为主，某些企业对全路面起重机产品和越野轮胎起重机产品以及大吨位汽车起重机开发虽有一定研究，但尚未形成商品供应市场。8t以下微型起重机基本上是空白，而60t以上大型起重机产量有限，从而形成了一方面生产力过剩，另一方面许多重点工程所需的大型起重机尚需进口的局面。(3)产品自动化、智能化目前，国外己将自动化技术与机械传动技术相结合，将先进的微电子技术电力电子控制技术、液压技术、数据总线通信技术等应用到机械驱动和控制管理系统，实现了自动化和半自动化控制，从而大大提高了起重机的安全性和可靠性，并且降低了发动机油耗与排放值。国内产品在这方面差距较大，安全保护方面的设备可靠性也较差。(4)材料方面国内除部分产品的某些结构采用了HG60或HQ70钢材外，广泛采用的材料主要为Q235,Q345,Q395等，而国外已广泛采用低合金高强钢和其它轻型材料，并且正酝酿向超高强钢发展，所以国产轮式起重机一般显得笨重，性能也受到较大影响。1.3国外轮式起重机发展过程及主要机种轮式起重机最初是以诞生于1869年的蒸汽轨道式起重机发展而来的，经历了轨道式、实心轮胎式、充气轮胎式的发展变化过程。充气轮胎式起重机是20世纪30年代随着汽车工业的发展而出现的。由于轮式起重机具有机动灵活、操作方便、效率高等特点，在二战后修复战争创伤和经济建设中得到广泛应用。早期的轮式起重机大多采用机械传动的析架式臂架。随着60年代中期液压技术的发展，液压伸缩臂轮式起重机得到迅速发展。到80年代末，中小吨位的轮式起重机已多数采用液压伸缩式臂架，仅有一部分大吨位汽车起重机仍采用析架式臂架。20世纪60年代末期，特别是从70年代开始，随着大型建筑、石油化工、水电站等大型工程的发展，对轮式起重机的性能、工作效率和安全性提出了更高的要求。由于当时液压技术、电子技术、汽车工业的发展及新型高强度钢的不断出现，使轮式起重机开始向大型化发展，并且在普通轮胎式起重机的基础上开发出越野轮胎起重机，随后又开发出全路面起重机。全路面起重机综合了汽车起重机高速行驶和越野轮胎起重机吊重行走及高通过性的特点，在近20多年得到很大发展。目前国外轮式起重机生产国主要有日本、美国、德国、法国、意大利等生产厂商有100多个，最著名的仅有10来家。世界轮式起重机市场主要划分为以日本为主的亚洲市场、以美国为主的北美市场、以德国为主的欧洲市场。亚洲约占世界年销售台数的40%，北美和欧洲各占20%，世界其它地区占20%。日本市场:从年总产量上讲，日本生产的轮式起重机居世界首位。在1995年4月一1998年3月间，日本轮式起重机平均年销售量为8140台，其中越野轮胎式起重机约占日本市场的60%，其次为汽车起重机，全路面起重机占比重很小，但年销量在不断上升。美国市场：美国是轮式起重机的生产大国，在起重机制造能力及规模上居世界首位。在美国市场上，越野轮胎起重机占主导地位，约占市场份额的605%,其次是工业轮胎起重机和汽车起重机，全路面起重机所占份额较小，不到10%德国市场:德国是欧洲最大的轮式起重机生产国，也是全路面起重机的发源地，多年来他在开发大型、特大型轮式起重机方面一直处于领先地位。1.4轮式起重机产品的发展趋势(1)提高起重机的起重量由于现代工程项目向大型化发展，所需构件和配套设备的重量在不断增加，对超大型起重设备的需求也越来越多。在轮式起重机向大型化发展过程中，德国始终处于遥遥领先的地位。现在，最大吨位的轮式起重机为德国利勃海尔公司生产的LTM11000D型，最大额定起重量为1000t，售价为550万美元。(2)微型起重机大量涌现轮式起重机的微型化是适应现代建设工作的需要而出现的一种新的发展趋势。走在前面的是日本的神户制钢公司，它于10多年前开发的RK70(7t)型是世界第一台装有下俯式臂架的“迷你”越野轮胎式起重机。目前，下俯式臂架己成为“迷你”起重机的重要标志。(3)混合型起重机在发展混合型起重机是为了特定用途而开发出来的。如利勃海尔公司生产的LTL1160型越野轮胎起重机就是为了维修庞大的斗轮挖掘机而专门研制的。德马格双桥AC25(250全路面起重机，结构非常紧凑，车身长9m，非常适应城市狭窄地段工作，所以又被称为城市型起重机。(4)伸缩臂结构不断改进利勃海尔公司于90年代中期推出的LTM1092/2(90t)和LTM1160/2(160t),装有6节60m主臂，采用了装有“Telematik"单缸自动伸缩系统的椭圆形截面的主臂。这种椭圆形截面的主臂对静、动态应力的适应性很强，有利于吊臂定心，并且抗扭曲变形能力得以增强，对减轻重量和提高起重性能具有良好的效果o"Telematik"单缸伸缩系统主要由1个双作用伸缩液压缸、1个与液压缸底座连锁的气动夹紧装置、将各节臂互相连锁的气控臂架锁定销和电子传感系统等部件组成。(5)数据总线系统得到应用利勃海尔公司的LTM10302(30t)是世界上首台装有数据总线管理系统的高技术双桥全路面起重机。它采用CANBUS(现场总线)，进行发动机--传动系各功能块之间的数据传输与电子控制。同时CANBUS总线以及电气、液压、臂长和风力等数据又输入到LSB(利勃海尔系统总线)控制装置中。LSB控制装置是Liccon起重机控制系统的组成部分，可用于对整个系统的数字流程和监控特性进行编程。采用控制总线管理系统可降低发动机油耗及排放值，大大简化布线，提高整机可靠性与维修方便性。(6)静液压传动起重机进入市场采用静液压传动，安装的上车发动机即可以用来驱动起重机上车各工作装置，又可以用来驱动行走装置。此外将发动机横放在上车操纵室后面，使其起到整体式配重的作用。(7)一机多能，扩大工作范围意大利马奇蒂公司于1995年推出的MG10.28(lot)越野轮胎起重机，使用吊钩时成为lot起重机;安装起重叉后成为2.5t级伸缩臂叉车;安装双人作业平台后成为高空作业车。1.5轮式起重机现代设计方法概述随着计算机技术的广泛应用和系统工程、优化工程、价值工程、人机工程等现代设计理论的不断发展，促使许多跨学科的现代设计方法出现，使起重机设计进入高质量、高效率的阶段。(1)计算机辅助设计(CAD)计算机辅助设计是随着计算机及其外围设备发展而迅速形成的一门新兴的现代设计方法。它的发展与应用，对提高设计质量和效率、提高产品的市场生存和竞争力发挥十分明显的作用。电子技术和计算机技术的发展使计算机辅助设计硬件设备性能得以提高，各种硬件设备不仅已形成了产品，而且已成为CAD的一般配置。目前，计算机辅助设计方法已成为工程技术人员进行创造性设计活动不可缺少的手段。(2)模块化设计模块化设计是根据模块化原则，设计一些基本的模块单元，通过不同的组合形成不同的产品，以满足用户的多种需要。起重机模块化设计以功能分析为基础，将起重机上同一功能的基本部件、元件、零件设计成具有不同用途、不同功能的模块，这些模块具有相同的连接要素，可以互换，选用不同的模块进行组合可形成不同类型和规格的产品。(3)有限元设计有限元设计是根据变分原理求解数学、物理问题的一种数值计算方法。它能整体、全面、多功能随意组合，进行静力、动力、电场、磁场等分析。对完成结构复杂的系统分析十分有效，现己在起重机结构计算中应用。(4)优化设计优化设计方法可根据产品要求，合理的确定和计算各种参数，以期达到最佳的设计目的。(5)动态仿真设计国外近年来在起重机设计中采用了动态仿真设计的新方法，即用计算机对机构与结构在各种工况下承受载荷进行运行状态随时间变化过程的仿真模拟，得到仿真输出参数和结果，以此来估计和推断实际运行的各种数据，并在对起重机进行动态分析计算时采用。1.6本章小结本章研究了国内外车载起重机的发展现状，发展趋势，以及设计的现代方法。第2章液压系统在起重机中的应用2.1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。汽车起重机是用来对物料进行起重、运输、装卸或安装等作业的机械设备，具有移动方便，操作灵活，易于实现不同位置的吊装等优点，在各种工程建设有着广泛的运用。根据吊臂结构可分为定长臂、接长臂和伸缩臂三种，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。汽车起重机的工作机构主要由起升、变幅、回转、吊臂伸缩和支腿机构等组成。由于液压传动技术的不断发展以及汽车起重机的负载大等工作特点，目前汽车起重机的工作机构多采用液压传动。起重机的起升、变幅、回转、吊臂伸缩及支腿等机构，均采用液压传动。2.2QY40型汽车起重机主要性能参数外形尺寸QutlineDimensionm13.65×2.75×3.46整机重量WeightDatat37.51底盘号ChassisModel,自制XZ40发动机型号DieselModel,发动机功率Max.Powerofenglinekw/rpm191/2600最大扭矩Max.TorqueofengineN.m/rpm828/1600最大起重量Max.RatedLiftingCapacitykg40000最大起升高度Max.LiftingHeightm46.8主臂MainBoomm4节11-33.5副臂Jibm2节8.5-13.5M最大起升力矩ax.HoistingMomentkN.m1401最大起升速度(单绳)Max.LiftingRopeSpeedm/min118回转速度SlewingSpeedr/min≤2最小转弯半径Min.TuringRadiusm12最大爬坡度Max.Gradeabilitg%37最高行驶速度Max.TraveLingSpeedkm/h68接近角ApproachAngle°16离去角AngleofDeparture°10支腿距离(纵向×横向)QutriggersDiStancem5.45×6.22.3液压系统的类型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—液压缸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。开式回路中液压缸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。闭式回路中液压缸的回油直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。2.4液压传动应用于汽车起重机上的优缺点2.4.1在起重机的结构和技术性能上的优点(1)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，例如同功率液压马达的重量约只有电动机的1/6左右。增加了整机的起重性能。(2)液压传动的各种元件，可根据需要方便、灵活地来布置；既易实现机器的自动化，又易于实现过载保护，当采用电液联合控制甚至计算机控制后，可实现大负载、高精度、远程自动控制。(3)操纵控制方便，可实现大范围的无级调速(调速范围达2000：1)，它还可以在运行的过程中进行调速；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，从而改善了起重机的安装精度，提高了作业质量。2.4.2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。一般采用矿物油为工作介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长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。2.4.3主要缺点(1)液压传动不能保证严格的传动比，这是由于液压油的可压缩性和泄漏造成的。(2)工作性能易受温度变化的影响，因此不宜在很高或很低的温度条件下工作。(3)由于流体流动的阻力损失和泄漏较大，所以效率较低。如果处理不当，泄漏不仅污染场地，而且还可能引起火灾和爆炸事故。(4)为了减少泄漏，液压元件在制造精度上要求较高，因此它的造价高，且对油液的污染比较敏感。例如调试时出现阀卡现象，溢流阀卡造成液压系统无压力失去动作，方向阀卡致使方向阀不能换向，某一动作丧失等各种现象。2.5本章小结分析了液压系统在起重机中的应用，及其优缺点。第3章支腿液压系统的设计3.1系统压力的确定系统工作压力应按整机性能要求，考虑经济性和液压技术现有水平确定。在给定外负载下。系统的工作压力越高，各液压元件及管路系统的尺寸就越小。重量越轻.结构越紧凑。但由此导致对密封、制造加工精度和元件材质的要越严，维护和修理也越困难。况且系统工作压力高到一定程度后，随着高压力对壁厚和密封要求的提高，系统的尺寸和重量反而会增加。由《起重机设计手册》可知现有轮式起重机采用的工作压力为:(1)中压:10MPa~25MPa，用于中小型轮式起重机；(2)高压:25MPa~32MPa,用于大中型轮式起重机；(3)超高压:32MPa以上，用于特大型或有特殊要求的轮式起重机。QY100K汽车起重机属于大型汽车起重机。结合实际情况，本文在进行系统设计计算时，初选系统压力为25MPa。3.2支腿液压回路的设计3.2.1支腿液压回路的作用支腿回路是用来驱动支腿，支撑整台起重机的。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。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。3.2.2支腿液压回路的性能要求（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿）。（2）要求各支腿可以进行单独调整。（3）要求水平支腿伸出距离足够大，能够满足最大吊重而不至于整机倾翻。（4）要求垂直支腿能够承载最大起重时的压力。（5）起重机行走时不产生掉腿现象。3.2.3QY40K液压系统原理说明(1)本次设计的液压支腿它属于QY40K，根据汽车起重机的工作情况QY40K汽车起重机上下采用单独的供油系统，所以下车支腿回路可以采用单独液压泵供油。在支腿液压系统中共有八个液压缸，即四个水平缸和四个垂直缸，这八个液压缸属于起重机下车液压系统的一部分。图3-1QY40K液压系统原理图如图3-1所示支腿液压系统还包括:一个从变速箱取力的齿轮泵、二位二通换向阀、三位四通电磁换向阀、液控单向阀、12MPa的可调溢流阀、吸油滤网、回油滤油器和两条主油路，供油路、回油路，垂直液压缸有液压双向锁组成（可防止动臂自然下垂）。下车液压支腿包括五个工作状态：无工作、（2）水平同步伸、（3）水平同步缩、（4）垂直同步伸、（5）垂直同步缩五个不同的工作状态的过程分析：第一种：无动作，液压油经过吸油滤网过滤被泵吸入下车主油路，经Y1二位二通换向阀流回油箱。第二种：水平同步伸，液压油经吸油滤网过滤后被泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀--Y3，--Y5，--Y7，--Y9的b端带电，使换向阀右位接通，液压油经换向阀右位进入水平液压缸右侧的无杆腔，实现水平伸的动作，有杆腔的回油经多路阀被过滤后回油箱。第三种：水平同步缩，液压油经吸油滤网过滤后被泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀--Y3，--Y5，--Y7，--Y9的a端带电，使换向阀左位接通，液压油经换向阀左位进入水平液压缸左侧的有杆腔，实现水平缩的动作。第四种：垂直同步伸，液压油经吸油滤网过滤后被泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀—Y2，--Y4，--Y6，--Y8，的b端带电，使换向阀右位接通，液压油经换向阀右位经液控单向阀进入垂直液压缸上侧的无杆腔，实现垂直伸的动作，有杆腔的回油经过单项顺序阀经多路阀被过滤后回油箱（此时单项顺序阀可防止动臂静止时自动下垂）。第五种：垂直同步缩，液压油经吸油滤网过滤后被泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀—Y2，--Y4，--Y6，--Y8，的a端带电，使换向阀左位接通，液压油经换向阀左位经单项顺序阀进入垂直液压缸下侧的有杆腔，实现垂直缩的动作，无杆腔的回油经过液控单项阀经多路阀被过滤后回油箱。（此时单项顺序阀可防止动臂静态时自动下垂）。图3-2小吨位汽车起重机支腿液压回路原理图3.2.4小吨位汽车起重机支腿液压回路分析1.图3-2为小吨位汽车起重机支腿液压回路原理图，它共有八个液压缸，即四个水平缸和四个垂直缸，这八个液压缸属于起重机下车液压系统的一部分支腿液压回路除了八个液压缸外，主要还包括：一个三联齿轮泵，下车多路阀，吸油滤油器，回油滤油器，两条主油路，供油路K3，回油路K2，压力表，每个液压缸都有一个双向液压锁。2.下车液压支腿共有五个工作状态：（1）无工作（2）水平同步伸（3）水平同步缩（4）垂直同步伸（5）垂直同步缩、3.五个不同的工作状态的过程分析：第一种：无动作，液压油经过吸油滤清器过滤被32号泵吸入下车主油路，油压超过规定的压力值时（液压表控制）一部分经溢流阀流回主回油路经回油滤油器回油箱，另一部分经K3进入起重机上车，循环一周后经K2回油箱。第二种：水平同步伸，液压油经吸油滤油器过滤后被32号泵吸入下车主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的上位（此时三位四通阀A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并联的方式连接）分别进入四个水平液压缸的无杆腔，实现水平缸伸长，同时有杆腔中的油液汇集后经V,H手动换向阀的上位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。第三种：水平同步缩，液压油经吸油滤油器过滤后被32号泵吸入下车主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的下位（此时三位四通阀A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并联的方式连接）分别进入四个水平液压缸的有杆腔，实现水平缸缩回，同时无杆腔中的油液汇集后经V,H手动换向阀的下位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。第四种：垂直同步伸，液压油经吸油滤油器过滤后被32号泵吸入下车主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的上位（此时三位四通阀A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并联的方式连接）分别进入四个垂直液压缸的无杆腔，实现水平缸伸长，此时有杆腔受液压双向锁控制可防止静态时动臂自然你那下降同时有杆腔中的油液汇集后经V,H手动换向阀的上位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。第五种：垂直同步缩，液压油经吸油滤油器过滤后被32号泵吸入下车主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的下位（此时三位四通阀A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并联的方式连接）分别进入四个垂直液压缸的有杆腔，实现垂直缸收缩，此时有杆腔受液压双向锁控制可防止静态时动臂自然你那下降同时无杆腔中的油液汇集后经V,H手动换向阀的上位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。3.3本章小结比较知大中吨位和小吨位的差别在于大中吨位有单独的泵供油，能保证系统所需要的液压力，使支腿液压系统不会因上车工况的影响，换向阀由原来的多路阀改为单独的电磁阀，支腿的操作由手动变为电路控制的按钮操作，使支腿系统的操作更加简化方便，设有车载液压站把阀集中在一起，模块化设计使维修更简单。而且采用单独的液压系统可以在保证支腿工作需要的前提下简化下车液压构造，大大减少不必要的高工作压力而造成的成本浪费和能量的损失。

第4章起重机支撑系统的结构设计及校核4.1起重机支腿的选择4.1.1支腿形式的确定为增大起重机在起重时的起重能力，起重机设有支腿，支腿要求坚固可靠；伸缩方便，在起重机行驶时收回，工作时外伸撑地。现代轮式起重机支腿主要有蛙式支腿、H式支腿、X式支腿和辐射式支腿等四种形式:1.蛙式支腿:特点结构简单，液压缸数量少(一条腿一个液压缸)、重量轻。由于支腿摇臂尺寸有限，支腿跨距就不能很大，蛙式支腿在小型起重机上使用。2.H式支腿:此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，即水平伸缩和垂直支承液压缸，支腿呈H形。为保证有足够距离，左右支腿相互叉开。H式支腿对地面适应性好，易于调平，广泛采用在中、大型起重机上。但H式支腿高度高，影响作业空间。3.X式支腿:X式支腿的垂直支承液压缸作用在活动支腿的中间，活动支腿外伸端直接支承在地面上，使支承更加稳定。但X式支腿离地间隙小，在支腿向下运动时端部有水平位移。4.辐射式支腿:此结构适合大型轮胎起重机上，由于大型起重机支腿反力大，所以车架结构的高度大。为了减轻车架重量，减少车架变形，将支腿做成辐射式，使回转支承装置承受的全部力和力矩直接作用在支腿结构上，这样处理可减轻整个底盘重量5-10%。H式支腿对地面适应性好，易于调平，所以选H式支腿。4.1.2H形支腿的工作原理H式支腿如图4-1所示。支腿外伸后呈H形。每个支腿由一个水平液压缸和一个垂直液压缸，完成收放动作。其特点是支腿跨距大，对地面适应性好垂支腿液压缸可以单独操纵，易于调平广泛应用在中、大型汽车起重机上。支腿结构如图4-2所示1-车架2-水平液压缸3-垂直液压缸图4-1H式支腿图4-2支腿结构图3.在进行支腿作业时，切记务必将驾驶室中驻车制动手柄拉到制动位置，请确认驻车制动起作用后再进行支腿作业。水平支腿伸出工况有两种位置：全伸和不伸。严禁支腿在其他位置作业。4.2液压缸作用力的计算图4-3支腿受力分析图起重机工作时，当吊起最大的重物时，吊臂的转矩M=1401KNm,吊车质量为37.51t，自重G=367598N,当吊臂转到与A点或B点重合时，支腿的受力最大。支腿的支反力=580KN水平支腿液压缸的作用是将支腿臂在需要的时候推出固定支腿，使支腿的到一定的跨距，其作用力较小，参考同类设计，这里假定其所受的最大外负载力为40KN。4.3液压缸的设计活塞外径D和活塞杆直径d是液压缸的基本结构参数，D与d的选择与液压缸的负载和速度要求相关；选择出适当的工作压力和供液流量满足负载和速度要求后，D和d可初步确定下来。除D和d外，液压缸的结构参数尚有活塞行程S、导向距离H和油口直径d等。液压缸的行程应根据工作需要设定，为简化制造工艺和节约制造成本，应采用标准化行程尺寸系列参数。为减小活塞杆伸出时与缸体轴线的偏斜，液压缸应有合理的导向长度。4.3.1缸筒设计与计算1.缸筒与缸盖的连接方式端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将活塞杆（柱塞）腔封闭，并起着为活塞杆导向、密封和防尘之作用。后端盖即缸底一端封闭，通常起着将液压缸与其他机件连接的作用。缸筒与端盖常见的连接方式有8种：拉杆式、法兰式、焊接式、内螺纹式、外螺纹式、内卡环式、外卡环式和钢丝挡圈式，其中焊接式只适应缸筒与后端盖的连接。选用法兰式连接。2.对缸筒的要求缸筒是液压缸的主要零件，有时还是液压缸的直接做功部件（活塞杆或柱塞固定时）；它与端盖、活塞（柱塞）构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而对其有强度、刚度、密封等方面的要求。3.缸筒的材料选择缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或热轧的无缝钢管，市场上已有内孔经过珩磨或内孔经过精加工的半成品，只需要按所要求的长度切割无缝钢管，材料有20、35、45号钢和27SiMn合金钢。本文选45号钢。4.缸筒的计算缸筒内径可由以下公式求得：=（4-1）式中:——垂直液压油缸的作用力，=580KN；——系统压力，=25MPa；则有查标准，将其圆整为D=180mm，无杆腔面积为。同样的方法可得到水平液压缸的缸筒内径D=63mm，无杆腔面积为A=31.36.5.液压缸缸筒壁厚的计算按薄壁计算缸筒壁厚，其计算公式为：（4-2）式中：——最高允许压力，=MPa；——缸筒内径，=180mm;——缸筒材料的许用应力，=MPa，其中为缸筒材料的屈服强度，缸筒材料为45钢无缝钢管，故=600MPa，为安全系数，取=2。圆整为=20mm。因小于10，故为薄壁缸同样的方法得到水平液压缸的壁厚为7.5mm。6.端盖和缸底的设计缸筒底部厚度：(4-3)式中——缸底止口外径()；——油口直径()；——工作压力()；——材料许用应力安全系数（）()。代入数据得h=22.7mm，圆整为h=25mm。用同样的方法得到水平液压缸的缸盖和缸底的厚度为20mm。7.缸筒头部法兰厚度的计算选择螺钉连接法兰，法兰厚度为（4-4）式中——法兰厚度()；——法兰受力总和，()；；——密封环平均直径，()；；——工作压力，；——密封环内径,=0.18；——密封环外径,=0.2m；——附加密封压力(),若采用金属材料时，值即屈服极限点；——螺钉孔分布圆直径,=0.24；——法兰材料的许用应力,=。代入数据得=0.023mm圆整取25mm用同样的方法得到水平液压缸的法兰厚度为20mm。8.缸盖固定螺栓的计算(4-5)式中——液压缸负载()；——螺纹拧紧系数，k=1.12—1.5；——固定螺栓个数；——螺栓材料许用应力，，为材料屈服点。得选M30的螺钉，用同样的方法得到水平液压缸螺钉选M10的。4.3.2活塞组件设计1.活塞设计（1）活塞的结构形式和密封件形式活塞的密封件形式要根据液压缸的设计（额定）压力、速度和温度等工作条件来选择，而选择的密封件形式则决定了活塞的结构形式。活塞常用的结构形式可分为整体式和分体（组合）式两种。整体式活塞要在活塞圆周上开沟槽以安装密封件和支承环，结构简单，零件活塞加工困难，另外，密封件安装时也容易拉伤和扭曲，影响密封性能和密封件使用寿命。分体（组合）式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。在通常情况下，支承环是活塞件的不可缺少的结构原件，它不但可以精确雕像，还可以吸收活塞运动时随时产生的侧向力，因而大多数密封件都与支承环联合使用，大大降低了活塞加工成本。（2）活塞的常用材料活塞材料选用的依据主要从活塞结构形式来考虑。对于有支承环的活塞，常用20号、35号及45号优质碳素钢。对于未采用支承环的活塞多采用高强度铸铁HT200-300、耐磨铸铁、球墨铸铁及锡青铜、铝合金，一些连续工作的高耐久性活塞外表面长烧锡青铜合金或喷镀尼龙等材料。选用分体式，其材料选用45号钢。2.活塞与活塞杆的连接结构活塞与活塞杆的连接结构有多种形式，常见的有螺纹型，其优点是连接稳固可靠，活塞与活塞杆之间无轴向公差要求，缺点是螺纹的加工和装配比较麻烦。还有焊接型，这在结构简单，施工比较方便，但不易拆除，而且，对活塞内外径、活塞杆直径及断面接合处的四个面的同轴度。垂直度要求较高。另外有卡环式，这种结构简单，拆装方便，活塞借助径向间隙有少量浮动，不易卡滞，但活塞与活塞杆之间有轴向公差，该轴向公差会造成活塞与活塞杆的不必要的窜动。该种结构形式在低速液压缸中得到广泛使用。本文选用螺纹连接。3.活塞杆设计（1）基本结构活塞杆有实心杆和空心杆两种，实心杆强度较高，加工简单，应用较多。空心活塞杆多用于活塞杆与缸径比值d/D较大的大型液压缸中，以减轻活塞杆的重量，或用于缸筒带动工作机构的场合如机床中，或用于活塞杆必须带有传感器的伺服液压缸中。本文选用实心杆。（2）活塞杆的材料和技术要求实心活塞杆多采用优碳素钢冷拔料35号钢、45号钢、55号钢制成，以减少切削加工。本文选用45号钢（3）活塞杆外端（头部）结构形式活塞杆外端是液压缸与负载的连接部位，结构形式有多种。活塞杆端部最常用的结构形式为螺纹式、单耳环式和带球铰的单式环式。本文选用螺纹式。（4）活塞杆的导向在液压缸的前端盖的内部，安装有对活塞杆导向的导向套（环）和对缸筒有杆腔进行密封的密封件及防止活塞杆内缩时将灰尘、水分和杂质带入密封圈的防尘圈。1）导向套（环式）的结构形式活塞杆的导向的结构形式有三种：无导向套（环）、金属导向套（环）和非金属导向套（环）。本课题选用金属导向套。2）导向套（环）的长度导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度值后的剩余部分。3）导向套（环）的材料和加工要求导向套（环）外圆与端盖内孔配合多为H8/f7，内孔与活塞杆的配合多为H9/f9。（5）活塞杆的密封与防尘活塞杆处的密封圈和防尘圈都是标准零件，密封圈的方程圈沟槽的设计要符合国家标准的规定。4.液压缸工作行程的确定由离地间隙和液压缸的行程系列表确定竖直液压缸的行程为400mm。由车宽和支腿的跨距及液压缸的行程系列表得到，水平液压缸的行程为1800mm。5.导向套的设计当活塞杆全部伸出时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。对于一般液压缸，最小导向长度应满足下式要求：(4-6)式中L——最大工作行程（m）；D——缸筒内径（m）。代入数得H110mm导向套滑动面的长度A,在缸径大于80mm时取A=（0.6—1.0）d=75—125mm，取100mm。同样的方法得到水平液压缸导向套的滑动面长度为200mm。6.活塞杆直径的设计及校核活塞杆直径为(4-7)式中——速比由于系统压力大于20MPa，取2所以d=127取标准值125mm，=131.60同样的方法得到水平液压缸的活塞杆直径为45mm。活塞杆强度得验算活塞杆工作时，一般主要受轴向拉压作用力，因此活塞杆的强度验算可按直杆拉压力公式计算，即(4-8)式中——活塞杆内应力（pa）；F——液压缸负载（N)；——活塞杆材料须用应力（pa），=/n，为材料的抗拉强度，n为安全系数,一般取n3—5液压缸材料为45无缝钢，=440Mpa经计算满足要求7.活塞宽度的确定活塞宽度B=（0.6—1.0)D=108—180mm，取120mm。水平液压缸的活塞厚度为40mm。8密封件的选用(1）O形密封圈O形密封圈的主要特点是：a.结构小巧，安装部位紧凑，装拆方便；b.具有自封能力，无需经常调整；c.静、动密封都可用；作静密封时，几乎没有泄露；用于动密封时，阻力比较小，但很难做到不泄露；d.使用O形圈，可对两个方向起密封作用；e.若使用安装不当，容易造成O形圈被剪切、扭曲等故障，导致密封失效，故动密封时一般需加保护挡圈；f.价格低廉。（2）Ｖ形密封圈Ｖ形密封圈的密封性能较好，可根据工作压力的大小来确定所用密封圈的数目，通常须借助于压盖的调整来补偿密封圈的磨损量，其致命的弱点是结构复杂，通常须由支承环、密封圈和压环三部分组成，其摩擦阻力较大并随工作压力和密封圈数目的增大而增大。因此Ｖ形密封圈仅适宜于运动速度较低而工作压力较高的液压缸采用。（3）Ｕ形密封圈Ｕ形密封圈的密封性能较好，但单独使用是极易翻滚，因此需与锡青铜质支承环配套使用，其摩擦阻力较大并随工作压力的升高而增大。因此Ｕ形密封圈仅适宜于工作压力较低或运动速度较低的液压缸采用。（4）Ｙ形密封圈Ｙ形密封圈是依靠其张开的唇部紧贴于密封表面而保持密封的，通常可单独使用，其密封性能较好，摩擦阻力较小，耐压性能好，工作稳定性好，使用寿命长。因此Ｙ形密封圈适宜于高速变压、大缸径、大行程的液压缸采用。（5）Yx形密封圈Yx形密封圈是截面高度与宽度之比大于２并且工作唇于非工作唇不等高的Ｙ形密封圈，它分为孔用Yx形密封圈和轴用Yx形密封圈，其密封性能一样，除具有Ｙ形密封圈的一切优点外，Yx形密封圈单独使用时决不翻滚，进一步提高了其耐压性及工作稳定性。因此Yx形密封圈特别适宜于高压、高速变压及快速运动的液压缸采用。因为竖直液压缸压力大，水平液压缸压力小。所以竖直液压缸活塞用U型密封圈动密封，端盖用O形密封圈静密封，水平液压缸活塞两端用Y形密封圈，中间用O形密封圈动密封，端盖用O形密封圈静密封。压盖中间有防尘圈。另外还有排气装置和防尘圈。9各种液压缸尺寸各液压尺寸如表4-1所示：表4-1各种液压缸的尺寸液压缸作用力（KN）缸筒内径(mm）活塞杆直径（mm）活塞厚度（mm）液压缸行程（mm）导向套长度（mm）缸底厚度（mm）法兰厚度（mm）螺栓大小壁厚（mm）垂直液压缸5801801251204001002525M3020水平液压缸4063454018002102020M107水平液压缸结构如图4-4所示，竖直液压缸结构如图4-5所示：图4-4水平液压缸结构图图4-5竖直液压缸结构图4.4支腿梁的设计与校核水平梁为箱型，材料为35号钢，水平伸出梁为600x600mm，厚度为15mm，水平固定梁为615x615mm，厚度为15mm。结构如4-6图：图4-6水平活动横梁结构图水平伸出梁的强度校核如图4-7所示：图4-7水平横梁弯矩图（4-9)(4-10)(4-11)(4-12)(4-13)(4-14)(4-15)符号意义及单位P——集中载荷(N)；R——支座反力，作用方向向上者为正(N)；M——弯矩，使截面上部受压，下部受拉者为正(Nm)；Q——剪力，对邻近截面所产生的力矩沿顺时针方向者为正(N)；f——挠度，向下变位者为正(mm)；θ——转角，顺时针方向旋转者为正(°)；已知条件：悬臂梁总长l=1.8 m集中载荷P=580KN弹性模量E=212GPa截面的长、宽，壁厚h=b=0.6m计算结果：悬臂梁一的危险截面B处的: 支座反力Rb=580 KN反力矩Mb=-1044KN·m最大剪力Qb=-580 KN最大挠度=2.66m最大转角=-2.22°最大正应力最大切应力4.5总装支腿的整体装配采用较为普遍的焊接方式，就是支腿架和汽车底盘的连接采用焊接的方式。这种方式不仅安装简单、结构合理、性能稳定、安全可靠，而且成本也很低。能够增强汽车起重机工作时的稳定性。结构如图4-8：图4-8总装图4.6有限元分析4.6.1液压缸的静力分析1.建立模型考虑到专业的三维建模软件Solidworks与ANSYS具有无缝连接，利用Solidworks首先建立工程液压缸的模型，进而导入ANSYS中，其结果如图4-9：图4-9竖直液压缸模型2.定义材料属性和网格划分工程上HSG型工程液压缸材料为45号钢，其弹性模量为220GPa，泊松比为0.3。该液压缸采用Tet

10node

187单元。此单元是一个高阶3维20节点固体结构单元，每个节点有3个沿x、y和z方向平移的自由度，具有二次位移模式，主要适用于位移、变形等方面。采用自由网格(free)划分，其网格模型如图4-10所示。图4-10网格划分3.施加约束和载荷对构件进行有限元分析时，为使数值解存在且唯一，需要对结构的刚体位移进行消除，使总体刚度矩阵保持非奇异性。考虑到HSG工程用型液压缸在实际工程中的具体应用情况，法兰处添加固定约束。又因为垂直液压缸在受力最大时活塞杆是固定的，所以把液压缸作为一个刚体，同时添加对称约束。由于液压缸的实际工作压力为25MPa，根据国家规定的试验加载方式，对液压缸进行1.25倍载荷的施加，即对液压缸施加31.25MPa的压力，分别对缸体内表面、下表面及活塞底端施加载荷。其约束和载荷的加载情况如图4-11所示。图4-11受力和约束4.结果显示ANSYS后处理部分是将结果可视化，可帮助用户有效、快捷地分析计算结果。启动ANSYS求解器对其进行分析求解，获得总体变形图、位移云图、应力云图结果等具有借鉴意义的数据分析结果。图4-12总体变形图从图4-12中可以看到最大变形处在缸筒的中间部位，变形后液压缸筒呈腰鼓形，最大的变形量为0.114，即0.114mm，变形值不是很大，并不影响安装使用。图4-13位移云图从图4-13中可以看到节点位移最大处是在缸底的中心处。图4-14竖直液压缸应力云图从图4-14中可知，最大应力为300MPa,位于缸筒与活塞的接触处。其中45号钢的屈服强度为360MPa，抗拉强度为610MPa，则液压缸的安全系数为：由于45号钢的安全系数为1.2—1.5，所以液压缸的设计满足强度要求。用同样的方法得到水平液压缸的总体变形图、位移云图、应力云图结果等具有借鉴意义的数据分析结果。（水平液压缸不同处是：a约束是加在活塞杆的连接头和缸底的耳环上的，b添加接触单元因活塞与缸筒之间，活塞杆与导向套之间是相对滑动的，因此需要建立接触对，利用接触向导对话框对活塞杆与导向套之间和活塞与缸筒之间建立接触对能够实现模拟活塞杆与缸筒之间的运动情况。设定接触刚度比例因子为1.0。接触如图4-15）图4-15水平液压缸添加接触约束图4-16水平液压缸整体变形图从图4-16中可以看到最大变形处在活塞杆的中间部位，变形后活塞杆中间弯曲，最大的变形量为0.304，即0.304mm，变形值不是很大，不影响在活动横梁的安装。图4-17水平液压缸位移云图从图4-17中可以看到节点位移最大处是在活塞。图4-18水平液压缸应力云图从图4-18中可知，最大应力为101MPa,位于耳环的内壁。其中45号钢的屈服强度为360MPa，抗拉强度为610MPa，则液压缸的安全系数为：由于45号钢的安全系数为1.2—1.5，所以液压缸的设计满足强度要求。4.6.2水平活塞杆的屈曲分析当结构所受的载荷达到某一值时，若增加一微小的增量，则结构的平衡位形将发生很大的改变，这种现象称为结构屈曲或结构失稳。而在很多工况场合，当液压缸的轴向力达到和超过一定的限度即临界载荷时就会出现失稳，使构件失效，最终导致相关的装置发生坍塌，由于这种突发失效具有突发性，常常带来灾难性的的后果[5]。液压缸活塞杆为关键承载部件，主要承受轴向载荷，特别是当活塞杆直径与活塞杆的计算长度之比大于10时，必须校核活塞杆的纵向弯曲强度。具体校核步骤如下：1.建立模型2.计算特征值屈曲解（包括定义分析类型为屈曲分析、设定分析选项、设定载荷步选项，完成上述设置并保存模型文件后，进入ANSYS求解器进行求解）。对液压缸提取一阶屈曲形态，得到活塞杆失稳变形图，如图4-19，其中特征屈曲系数为81861.3，其单位力为1N，最终活塞杆的失衡屈曲载荷为：F=特征屈曲系数单位力N计算结果看出，其值大于液压推力40KN，所以活塞杆不容易发生屈曲变形，即构件系统是稳定性的，液压缸结构合理。图4-19活塞杆失稳校核4.6.3横梁的变形分析图4-20水平横梁变形图由图4-20知横梁的变形值最大为0.005475m，即为5.475mm，变形值不是特别大，不影响活动横梁的伸缩。4.7本章小结本章通过比较几种不同设计方案的特点，最终选择H形液压缸的设计方案，对该设计方案进行详细设计，并绘制出二、三维模型，也对所设计的结构了进行有限元仿真，有限元仿真证明本文设计的机构合理，能满足起重机的支撑。

第5章支腿液压系统元件的设计5.1各种液压缸压力差的计算假设液压缸回油压力为零，则液压缸的工作压力差可由公式3-4计算得到：(5-1）式中：——液压缸作用力（N)；——液压缸无杆腔的面积（）。由表3-1及公式4-1可得各种液压缸的工作压力差，如表4-1所示：表4-1液压缸工作压力差项目垂直液压缸（KN）水平液压缸（KN）液压缸作用力（N）58040无杆腔面积254.2631.16（MPa）22.8112.845.2液压缸伸缩速度及流量的计算5.2.1垂直液压缸的伸缩速度及流量的计算1.平均伸缩速度为：=0.6m/min（5-2）式中：——竖直液压缸的工作行程，=400mm；——伸出时间，=40s。2.垂直液压缸流量的计算：=15.26L/min（5-3）式中：——垂直支腿液压缸无杆腔面积，=254.26。当四个垂直支腿同时工作时的流量为5.2.2水平液压缸伸缩速度及流量的计算1.水平液压缸平均伸缩速度为：=0.072m/s=4.32m/min（5-4）式中：——水平液压缸的工作行程，=1800mm；——伸出时间，=25s。2.水平液压缸的平均输入流量为：（5-5）式中：——水平支腿液压缸无杆腔面积，=31.16。当四个水平支腿同时工作时的流量为：5.3液压泵的工作压力及排量的确定,液压泵的选择5.3.1液压泵额定工作压力的确定1.液压泵的工作压力可按下式求得：(5-6)式中：——储备系数，一般取=1.05～1.4；——垂直液压油缸伸腿工作时的压力（pa）；——沿程压力损失和局部压力损失之和(pa)。2.垂直支腿液压缸额定作用力的计算：垂直支腿液压缸的作用是撑起起重机，因为垂直液压缸是在起吊重物前工作，当垂直支腿完全伸出后，由单项顺序阀对液压缸进行锁止，此时有液压锁的作用保证起重机在起吊重物时各种工况都满足支腿压力的要求，下车支腿系统液压泵只对支腿伸缩式提供动力，因此支腿系统的液压泵工作压力只需满足起重机伸垂直支腿时垂直液压缸工作压力的需求，为安全起见，对垂直支腿液压缸支腿反力进行如下计算，如图5-1所示。则垂直支腿液压缸的作用力为：图5-1垂直支腿受力情况(5-7)式中：——起重机整车自重，=358KN；——前支腿到重心的距离，由上面数据得=2.45m；——后支腿到重心的距离，由上面数据得=3m。则有所以：=3.——沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取0.5～1.5MPa，取=0.5MPa。4.液压泵的工作压力由经验公式得：5.3.2液压泵额定流量的计算1.液压泵额定流量由以下公式求得：（5-8）式中：——系统泄漏系统,其值为1.1～1.3,现取=1.1；qmax——液压系统需要的最大流量61.04+54=115.04L/min5.