汽车起重机支腿液压系统设计

汽车起重机支腿液压系统设计ABSTRACT汽车起重机支腿液压系统设计摘要本设计在分析汽车起重机的功能、组成和工作特点的基础上，并结合国内外汽车起重机的运用现状和发展趋势，设计了一款中小吨位汽车起重机底盘支腿液压系统。在设计本机液压系统中，通过阅读大量国内外相关资料和调研市场上已存在产和工作原理进行了深入的了解和分析，具体分析作特点以及系统类型，总结出液压传动在汽车起重机应用中的优缺点。根据汽车起重机的工作特点对支腿液压系统进行典型工况分析，确定了液压系统要求；结合液压系统原理拟定支腿液压系统底盘分布数对液压系统进行了设计计算，确定了液压系统元件；并结合支腿机构的主要参数对支腿机构强度校核与稳定性分析，对支腿回路的组成原理和性能进行分析；通过对系统压力损失的验算和发热校HydraulicsystemdesignofOutriggeroftruckcraneThedesignanalysisoftruckcraneonthebasisofthefunctions,onandcharacteristicsofworkapplicationsituationanddevelopmenttrendofdomesticandinternationaltruckcrane,designedahydraulicsystemforsmallandmediumtonnagetruckcranechassislegs.aulicsystembyreadingalotofrelevantthemarketandresearchproductsathomeandabroadforsmallandmediumtonnagetruckcranecapabilitiesandin-rstandingandanalysisoftheworkingprinciplespecificsisofcranehydraulicsystemcharacteristicsandsystemfunctionscompositionworktype,summaryofadvantagesanddisadvantagesinapplicationofhydraulictruckcraneLegsaccordingtotheticsoftruckcranehydraulicsystemanalysisoftypicalitionsdeterminethehydraulicsystemrequirementscombinationofhydraulicsystemforhydraulicsystemdevelopedlegbasemap,thehydraulicsupportlegpipe.Accordingtothetechnicalparametersoftheesignandcalculationofhydraulicsystemshydrauliceidentifiedandcombinedwithlegmechanismofmainarametersonlegstrengthandstabilityanalysisofmechanismcompositiontheoryandperformanceanalysisofthelegloopsthroughtoelosscalculationandheatcheckinginspectionofhydraulicsystemdesignofrationality.KEYWORDSTruckcraneHydraulicsystemOutriggerhydraulic,Design前言在我国，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的限制，一度发展较慢。直到进入九十年代，汽车起重机才得到快速发展。汽车起重机生产厂家也从以前的几家发展到现在的数十家，例如：徐州工程机械集团有限公司、三一汽车制造有限公司、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。然而，不得不承认我国汽车起重机水平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。随着国家基础建设的规模不断加大，许多生产场合都需要对设备、产品、零件、货物等进行搬运和位移，汽车起重机在起重运输行业和野外作业发挥的作用也将越来越大，市场也必将越来越大。QY100K全液压汽车起重机属于中型起重机，是工程建设中较常用的一款汽车起重机。与国外汽车起重机行业相比，我国在大吨位汽车起重机方面处于尴尬的地位。因此现在国内很多厂家还没有生产出这款起重机汽车起重机简介来，却不断的向生产大型起重机迈进。随着“神州第一吊”的QY300液压汽车起重机2004年在中联浦沅成功下线，标志着我国已有能力生产出大吨位汽车起重机。然而这是引进国外技术才生产出来的，代表了中国汽车起重机制造的最高水平，而不是设计的最高水平。因此，研究和设计QY100K汽车起重机液压系统，弥补行业技术空缺，具有重大的现实意液压系统设计是汽车起重机的核心技术，本文力主与研究和设计出符合国家建设需要和行业发展的QY100K汽车起重机液压系统。在设计的过程中需要考虑汽车起重机液压液压系统应满足工作可靠、结构简单、性能好、成本低、效率高、维护使用方便等要求，本文在设计时，通过调查研究明确了多方面的要求。通过参考大量国内外的先进技术，并加以自主创新改进，设计出符合QY100K要求的汽车起重机支腿液压系统。以下是QY100K汽车起重机支腿液压系统的设计！希望依此能对我国汽车起重机行业的发展做出些许贡献。第1章液压系统在起重机上的应用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。图所示为徐工QY100K汽车起重机的外形，其起升、变幅、回转、吊臂伸缩及支腿等机构，均采用液压传动。图1-1徐工QY100K汽车起重机QY100K汽车起重机主要性能参数1.2.1行驶状态下的主要技术参数如下1.2.3起重臂性能参数整机全长15230mm，宽3000mm，高3860mm，总质量65000kg最高行驶车速75km/h，最低稳定行驶车速h，最小转弯半径12000mm，比功率t，最小离地间隙310mm，接近角23°，离去角15°，发动机额定功率324/1800kW/(r/min)，额定扭矩2100/1200N·m/(r/min)1.2.2作业状态参数最大额定总起重量100t，最小额定工作幅度3m，最大起重力矩:基本臂3238kN·m，最长主臂1670kN·m，最长主臂+副臂1127kN·m；起重臂变幅时间为60s，伸缩时间(全伸/全缩)140s，最大回转速度2r/min，主起升机构起升速度110m/min，副起升机构起升速度85m/min。基本臂，最长主臂48m，最长主臂+副臂48+；副臂安装角0/15/30。1.2.4支腿技术参数纵向跨距，横向跨距，水平全伸时间25s,全缩时间：15s。垂直全伸时间：45s，全缩时间25s。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。液压传动应用于汽车起重机上的优缺点1.4.1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。1.4.2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。1.4.2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。2.1.2H形支腿的工作原理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。第2章下车支腿的确定、支腿液压系统的设计起重机支腿的选择2.1.1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、X式支腿、辐射式支腿和H形支腿等四种形式，本文设计的支腿回路为H型支腿的液压回路。式支腿如图2—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，对地而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。-1H式支腿1-车架2-水平液压缸3-垂直液压缸2.支腿构造及工作原理：图2-2支腿构造1.支腿盘2.支腿垂直油缸3.Ⅱ级活动支腿4.支腿定位销5.Ⅰ级活动支腿6.支腿定位销7.固定支腿在进行支腿纵作业时，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：全伸和半伸。严禁支腿在其他位置作一级支腿二级支腿绳索滑轮水平油缸车架图2-3支腿构造如图2-3Ⅰ级活动支腿通过两节拉索与Ⅱ级活动支腿相连支腿伸出时，水平液压缸伸出使第一级活动支腿伸出带动第二活动支腿伸出。支腿收缩时，水平液压缸使第一级活动支腿收缩带动第二级活动支腿支腿液压回路的设计2.2.1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。2.2.2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。2.2.3QY100K液压系统原理说明1.本次设计的液压支腿它属于徐工工程机械集团有限公司生产的大吨位汽车起重机中的一种QY100K，根据汽车起重机的工况情况QY100K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2-4液压系统原理图如图2—4所示支腿液压系统还包括:一个从变速箱取力的50号泵，一个从发动机取力的63号泵，两个20号液压马达，下车多路阀，截止阀，单项顺序阀，液控单向阀，截止阀，12MPa和21MPa的可调溢流阀，吸油滤网，回油滤油器，两条主油路，供油路K3，回油路K2，垂直液压缸有单项顺序阀和液压双向锁组成(可防止动臂自然下垂)。2.下车液压支腿包括五个工作状态：(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，液压油经过吸油滤网过滤被50号泵吸入下车主油路，经—Y14三位四通电磁换向阀的中位回到回油主油路经回油过滤后流回油箱，同时63号泵把液压油带到两个20号马达，用来冷却发动机(此动作发动机启动即发生以后不再分析)。第二种：水平同步伸，液压油经吸油滤网过滤后被50号泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀--Y6，--Y7，--Y8，--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50号泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀--Y6，--Y7，--Y8，--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50号泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀—Y12，--Y10，--Y13，--Y11，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50号泵吸入下车主供油路，此时电磁换向阀—Y12，--Y10，--Y13，--Y11，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)。另外要说明的是在液压缸实现水平同步伸缩及垂直同步伸缩时—Y14三位四通阀的左右位会交替的带电，使系统获得足够的压力，多余的压力会经过溢流阀流回油箱。图2-5中小吨位液压系统2.2.4中小吨位汽车起重机支腿液压回路分析1.图2-5为中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。2.2.5两种液压支腿回路的比较比较知大吨位和中小吨位的差别在于大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，同时电磁换向阀布置在每个液压缸的旁边这样可以减少液压油在传输过程中的能量损失，使之腿动作时更加及时有效，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3章起重机支腿液压系统原件的确定系统压力的确定3.1.1液压系统各回路计算及主要元件的选择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。支腿压力计算3.2.1计算工况及载荷1.轮式起重机计算支腿压力或轮胎压力有几种目的，不同目的载荷组合不同。设计支腿载荷用于验算支腿结构强度和支腿液压缸的最大闭锁压力。载荷选择最不利组合，工况是起重最大额定起重量，作正常的起、制动并与回转作复合动作。吊臂位在最不利位置上。此时起升载荷为考虑动载系数的最大额定起重量00pq,水平力为500vpq，臂架位置a2.起重机支腿压力是指支腿在起重机吊重时，所承受的最大法向反作用力。在计算支腿压力前，要先分析一下车架——支腿——支撑面这一体系的变化情况。假如车架一支腿体系的刚度很大，相对变形较小，且支承面又很坚硬，相对沉陷也小，起重机正常吊重时只要总载荷力不落于支腿外，四个支腿可始终不离地面，假如车架刚度较小，则与支腿形成的梁柱体系在起重机正常吊重工作时，此时支腿压力分配可按载荷合力位置距支腿的远近反比分配四个支腿也不会离开地面。3.当车架一支腿一支撑面体系不是上述情况，如车架刚度较大，而支腿或支撑面有弹性，则起重机吊重正常工作时，四个支腿常有一个支腿离地，形成三点支承。起重机是四点支承还是三点支承，要视载荷合力偏离支腿中心的方向而定，也视吊臂位置而定，起重机在正常吊重情况下，经常呈现三点支承，故按弹性支承的假设来计算支腿的压力。3.2.2按三点支撑的压力计算假设吊臂位置在离起重机纵轴线(X轴)角处，令底盘不回转部分重2其重心位置在离支腿中心(坐标原点0)e处，起重机回转中200。上车重量G，臂架重量G，转台与1b配重及其它重G计算起升载荷P它们的合力G，即0...................................(3-0)：r0=:..........................................(3-1)由于回转惯性力、离心力和风力等水平力作用，在吊臂头部作用有水平力T=500pq，则作用在吊臂平面内的力矩M=G0.r0+T(H+b)....................................................................(3-2)按三点支承的支腿压力计算，如图3-1支腿A抬起，支腿B,C.D受力则B=(G0+G2M•sin/a)/2............................................................(3-3)...................(3-............(3-5)臂架转到工况II时，即角为钝角时，则支腿B上抬，支腿C,D.A受力则受力最大的支腿D的压力为:D=(G2•e2/bG0•eo/bM•cos/b+M•sin/a)...............(3-6)当臂架位于工况I位置时，最大受力支腿是C支腿，令dc=0,解得D支腿最大支腿压力。比较其值大小，大者为计算工况。这里忽略了B与C.A与D支腿叉开的实际情况(影响不大)。Ge 220................................(3-7)eoe本身带有符号，如图所示，在O上侧为正，在下侧为负若判2别式为负且大于-1，则吊臂在工况I时C支腿压力达到最大值。若判别式小于-1，则吊臂在工况II时D支腿达到最大值，若e、e在同侧，则o2不必用此判别式，显然可以判断出那个是承受最大压力的支腿。由：G=5KNG=150KNG=222KNG=172KN23bL=1.5mL=3.7mr=0.8mh=13.5mb=2ma=3.8mb=3.78m13R=3m则有式3--0G=1399KN所以0大值由式3-4得C=707KN。图3-1支腿受力分析图水平支腿液压缸作用力的确定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F=100KN。各种液压缸尺寸的确定3.4.1垂直液压油缸尺寸的确定1.缸筒内径D可由以下公式求得：44F........................................(3-4-1)F——垂直液压油缸的作用力，F=707KN；PPMPa则有D=..............(3-4-2)查标准，将其圆整为D=180mm，无杆腔面积为12.活塞直径的确定。d=D1活塞杆直径为。由于系统压力大于20MPa，d=D12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=4Fd2[].............................................................................(3-4-3)式中--活塞杆内应力F--液压缸负载[]--活塞杆材料须用应力，[]=/n，为材料的抗拉强度，n为bb安全系数,一般取n>3--5液压缸材料为45无缝钢，=440Mpab经计算满足要求3.垂直液压油缸缸筒壁厚的计算按薄壁计算缸筒壁厚6，其计算公式为：pDpD (3-4-4)p——最高允许压力，p=1.5p=1.532=48MPa；maxmaxnD——缸筒内径，D=180mm;[]——缸筒材料的许用应力，[]=s=600=300MPa，其中为缸n2s筒材料的屈服强度，缸筒材料为45钢无缝钢管，故=600MPa，n为安sn2。4.各种液压缸尺寸的确定因为各缸工作条件相同，其余液压缸尺寸的计算过程与变幅液压缸的相同。由公式3-2,及公式3-3可得各液压缸尺寸。各液压尺寸如表3-1表3-1各种液压缸的尺寸无杆腔面无杆腔面积有杆腔面积(cm2)活塞杆直径(mm)缸筒内径作用力(KN)壁厚(mm液压缸垂直液压缸水平液压缸7071801251004520635.各种液压缸工作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p可由公式3-4计算得到：p=FA102............................................(3-1F——液压缸作用力；A——液压缸无杆腔的面积。1由表3-1及公式3-4可得各种液压缸的工作压力差，表3-2液压缸工作压力差项目项目液压缸作用力(N)无杆腔面积p(MPa)垂直液压缸(KN)707水平液压缸(KN)100液压缸伸缩速度及流量的计算3.5.1垂直液压缸伸缩速度及流量的计算1.平均伸缩速度为：S——水平液压缸的工作行程，S=450mm；t——伸出时间，t=45s。2.垂直液压缸流量的计算：q=VA=0.6254.26104=15.26L/min1A——垂直支腿液压缸无杆腔面积，A=cm2。1当四个垂直支腿同时工作时的流量为3.5.2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：v=s=2160103=0.0864m/s=5.18m/mint25S——水平液压缸的工作行程，S=2160mm；t——伸出时间，t=25s。2.水平液压缸的平均输入流量为：A——水平支腿液压缸无杆腔面积，A=cm2。1当四个水平支腿同时工作时的流量为：液压泵的工作压力及排量的确定,液压泵的选择3.6.1液压泵额定工作压力的确定1.液压泵的工作压力p可按下式求得：pp=A(p+p).....................................(3—6p11A——储备系数，一般取A=~；p——垂直液压油缸伸腿工作时的压力1p——沿程压力损失和局部压力损失之和12.垂直支腿液压缸额定作用力的计算：则有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3-2所示。则垂直支腿液压缸的作用力R为：图3-2垂直支腿受力情况R=G0.....................................(3—6—2)—0—起重机整车自重，G0=539KN；—a——前支腿到重心的距离，由上面数据得a=2.08m；b——后支腿到重心的距离，由上面数据得b=5.48m。3.6.3液压泵的选择p8Mpa13.p——沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取~，取p=。114.液压泵的工作压力p3.6.2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：K——系统泄漏系统,其值为~,现取K=；q——液压系统需要的最大流量max1.根据液压泵的额定工作压力和额定流量的计算值，可选择斜外啮合齿轮泵CB-100为支腿液压回路油泵。该泵性能参数如下：排量r额定压力10MPa最大压力MPa额定转速1450r/min最大转速1650r/min2.液压泵实际输入流量的计算在本设计中，液压泵由发动机奔驰欧姆1有在变速箱上的取力器驱动，设定取力器的传动比使其满足额定转速为n=145000r/min，故此泵取输入流量为：V——液压泵的排量，V=99.45cm3/r；4.1.2油箱的设计要点n——液压泵的容积效率，n=。VV第4章支腿液压系统附件的选用液压油箱的设计4.1.1油箱的基本功能和分类1.储存工作介质；2、散发系统工作中产生的热量；3、分离油液中混入的空气；4、沉淀污染物及杂质。油箱可分为开式油箱和闭式油箱二种。开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装有空气过滤器。开式油箱结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。闭式油箱一般用于压力油箱，内充一定压力的惰性气体，充气压力可达。如果按油箱的形状来分，还可分为矩形油箱和圆罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液压器件，所以被广泛采用；圆罐形油箱强度高，重量轻，易于清扫，但制造较难，占地空间较大，在大型冶金设备中经常采用。图4-1为油箱简图。设计油箱时应考虑如下几点。图4-1油箱(1)油箱必须有足够大的容积。一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能容纳系统中的所有工作介质；而工作时又能保持适当的液位。(2)吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。吸油管可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。(3)吸油管和回油管之间的距离要尽可能地远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/3~3/4。(4)为了保持油液清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上装有空气过滤器，注油及通气一般都由一个空气过滤器来完成。为便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低处设置放油阀。对于不易开盖的油箱，要设置清洗孔，以便于油箱内部的清理。(5)油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运、放油和散热。在油箱的适当位置要设吊耳，以便吊运，还要设置液位计，以监视液位。(6)对油箱内表面的防腐处理要给予充分的注意。常用的方法有：①酸洗后磷化。适用于所有介质，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能②喷丸后直接涂防锈油。适用于一般矿物油和合成液压油，不适合含水液压液。因不受处理条件限制，大型油箱较多采用此方法。③喷砂后热喷涂氧化铝。适用于除水-乙二醇外的所有介质。1.容量的计算④喷砂后进行喷塑。适用于所有介质。但受烘干设备限制，油箱不过大。考虑油箱内表面的防腐处理时，不但要顾及与介质的相容性，还要考虑处理后的可加工性、制造到投入使用之间的时间间隔以及经济性，条件允许时采用不锈钢制油箱无疑是最理想的选择。4.1.3油箱容积确定油箱容量与系统的流量有关，一般容量可取最大流量的3~5倍。油箱中油液温度一般推荐在30~50℃，最高不应超过75℃。归于工具及其他固定装置，工作温度可允许在40~55℃；对于行走机械，如装载车辆、工程机械的油箱，最高温度允许到75℃，在特殊情况下允许达到85℃；对于高压系统，为减少泄漏，工作温度不应超过50℃，建议当油温超过65℃时，就应采用冷却装置对油液进行冷却。另外，油箱容量大小可从散热角度去设计。计算出系统发热量与散热量，再考虑冷却器散热后，从热平衡角度计算出油箱容量。油箱的容积一般为泵每分钟流量的2-4倍，当系统采用定量泵时油箱的容量不能小于泵每分钟流量的2倍。此系统中泵流量为min，则油箱容积V=141.682=283.36L。油箱的具体尺寸需根据汽车起重机上车系统实际布置情况确定。2.总上油箱结构设计为(1)油箱一般为长六面体，其长、宽、高之比可依主机总体布置决定，约在1：1：1~1：2：3之间；所以选择油箱的尺寸为750、590、670。(2)由于是大型油箱须先用角钢焊成骨架，然后再焊上钢板制成，壁板的厚度应考虑油箱容积的大小及实际工况，在条件允许的情况下，尽量选薄些，以减轻油箱重量；则选定厚度为4mm(3)油箱底脚的高度一般在150mm以上，以便散热、搬移和放油，其壁厚应为箱体壁厚的2~3倍。气相通。通气孔处应设置空气滤清器，它既能过滤空气，又可利用其下部的滤油网作加油时的过滤装置。(4)油箱的底面适当倾斜，并在其最低位置处设置放油阀或放油塞。在箱壁的易见部位应设置油面高度指示器。在油箱的侧壁应开设用于安装清洗、维护的窗口，平时可用密封垫及盖板封死，需要时打开。(5)泵的吸油管口所装滤油器底面与油箱底面应保持一定距离，其侧面离箱壁应有3倍管径的距离，以使油液能从滤油器的四周和上、下面进入滤油器内。回油管口应插入最低油面以下，离箱底距离大于管径的2~3倍，避免飞溅起泡。回油管口应切成45。斜口，以增大出油面积，其斜口应面向箱壁以利于散热、减缓流速和杂质沉淀。阀的泄漏油管应在液面以上(不宜插入油中)，以免增加漏油腔的背压。各进、回油管通过顶盖的孑L均需装密封圈，以防止油液污染。油箱的内壁也必须进行加工处理。理(6)新油箱须经喷丸、酸洗和表面清洗，其内壁可涂一层与工作液相容的塑料薄膜或耐油涂料。4.1.4油箱附件的选取一般根据液压系统的具体要求配置油箱附件。合理选用附件，可使油箱充分发挥作用。油箱附件主要包括空气滤清器、吸油滤清器、回油滤清器、泄露回油口、液位液温计组成其位置分布如下图。图4-1油箱部件分布图1.对于开式油箱，空气滤清器是必备的。它通常兼作注油口，其容量一般按泵最大流量的1．5~2倍选配，即使系统在峰值液面迅速变化时，也能使油箱保持足够大的气压。空气滤清器常置于油箱顶部，对于行走机械，要考虑油箱安装位置，保证车辆行驶在上坡或下坡时油液不溢号单向阀开启压力／MPa空气流量／(m^3/min)10、20、40适应温度／℃联接方式(可据用户要求)-20~1002.吸油滤清器吸油滤清器一般作为保护型过滤器，用于保护液压泵不被较大颗粒的污染物损坏，常安装在液压油箱内。众所周知，在泵口安装过滤器会增加吸油阻力。对于某些变量泵，其吸油口的真空度都有严格的要求。为了达到泵所需的真空度要求，可以不装吸油滤清器，但系统必须安装回油滤清器，以保证液压油箱油液有较高的清洁度，使液压泵不受大颗粒的污染物的损害。设有吸油滤清器的系统，为了达到泵吸油所需的真空度要求，特别在需冷起动的情况下，选配吸油滤清器须考虑：(1)选配的吸油滤清器过滤能力要适当增大；(2)吸油管尽可能短、直；(3)尽量将油箱安装在泵吸油口以上，以增加泵的吸油真空度；(4)吸油滤清器的过滤精度一般选择40~125m；(5)在满足液压系统要求下，尽量选择较小的液压油箱，以短期内达到操作所需的温度和粘度；(6)选择带滤芯和滤壳的滤清器，不仅具有自封能力而且带有真空回油滤清器一般作为工作型过滤器，常选用精滤器，要获得最佳过滤能力，必须满足2个条件：(1)Qd>Qh。实际Qh流量不仅要考虑泵的最大流量，而且要考虑不等面积液压缸、系统的蓄能器等因素。(2)回油滤清器在洁净状态下，一般自身总压差△P≤0．05MPa，以保证滤油器在实际的使用中达到流量及寿命的最佳化。△P为滤壳的压差APlk和滤芯压差△Jpl之和，如果Ap≤0．05MPa，表明所选的滤油器规格合适。否则，要选择一个更大规格的滤油器重新计算，直到满足上述条件为止。回油滤清器过滤精度一般按液压设备对油清洁度要求最高的液压元件来选择确定。回油滤清器可安装在油箱的侧面或顶部，但需保证油液的出口始终在液面以下，以防产生气泡。4.液位液温计油箱液位计的最高刻度线对应油液最高位置，最低刻度线对应油液最低允许油位(为了确保液压泵不被吸空，最低允许油位一般设置在泵吸油口以上75IIlln左右)。大型油箱，在最低允许油位处设置小液位计或液位传感器。当液位达到最低允许油位时，发出报警信号，提醒操作者加油。液位计一般安装在易观察的地方。对于要求比较高的特殊油箱还设有加热器、冷却器和油温测量装置等，可根据实际要求选择配油管的确定表4—1油管流速表推荐各种情况管道中油液的流推荐各种情况管道中油液的流速各种管路吸油管压力管回油管短管及局部收缩处(m/s)注：对于压力管：当压力高、流量大、管路短时取大值，反之取小值。当系统压力P＜25(bar)时，取v=2(m/s)，P=25~100(bar)时，取v=3~5(m/s)，P＞100(bar)时，取v=5~7(m/s)。因为本系统的流量及压力较大，故油管内的允许流速应取大值，对吸油管取s；对回油管可取s；对压力油管，取6m/s。油管的内径由下面的公式确定：qcm(4qcm(4q——流经管路的流量(L/min)vvq——流经管路的流量(m3/S)根据中计算所得液压系统各泵及执行元件流量及各类油管允许流速。经公式(4—1)计算可得系统油管的内径，如表4—2所示：支支腿缸油项目液压泵工作油管管(胶压油管(钢管)总回油管(胶管)支路回油管(钢通过流量L/min允许流速6吸油管(胶管)((m/s)计管径算值(mm)管子内径(mm)管子外径(mm)525342534注：1.为管件统一支路压油管与支路回油管相同2.支腿液压缸工作油管相同，按垂直液压缸的工作油管取值；液压传动的工作介质(液压油)正确的选用液压油对起重机液压系统适应各种环境条件和工作状况的能力、延长系统和元件的寿命、提高设备运转的可靠性、防止事故发生等方面都有重要影响。液压工作介质一般称为液压油，液压介质的性能对液压系统的工作状态有很大影响，主要有石油基液压油和难燃液压液两大下表给出几种不同牌号的液压油及其适用条件。液压系统能量的分析与计算4.4.1各工况下压力损失的计算1.系统的压力损失包括沿程压力损失和局部压力损失，由于系统管路布置的沿程压力损失和弯管处、管接头等局部压力损失无法估算，根据经验，这部分损失定为p1=。回油路上滤油器，其压力损失之和p2=MPa。以下计算中，p1及p2意义相同。液压阀处的压力损失可有以下公p=p=pn||||........................................................................(4—2)p——元件的公称压力损失；nq——通过元件的实际流量；q——元件的公称流量。n2.垂直支腿液压缸同时伸出时的压力损失当垂腿支腿同时伸出时回路的流量为min。由图2-12可知回路电磁换向阀、液控单向阀、溢流阀等。由公式3-6可得各阀处的压力损失p为：33100100250=取集成块处的压力损失为p0.03MPa，则该工况下的压力损失为：j123j小于初定压力损失。3.水平支腿液压缸同时伸出时的压力损失当水平支腿同时伸出时回路的流量为62.4L/min。由图2-12可知回路回路阀有电磁换向阀，液控单向阀等。其中经单向阀，电磁换向阀的流量为15.6L/min。主电磁换向阀的流量为62.4L/min，则由公式3-6可得阀处的压力损失p为：3p=30.840.84100100250=取集成块处的压力损失为p0.03MPa，则该工况下的压力损失ja123j小于初定压力损失。4.4.2溢流阀调定压力的确定1.垂直支腿溢流阀的调定压力垂直支腿的最大压力为p=，回路压力损失为p=。由a1由于液压缸设计是按起重工况计算得则垂直支腿溢流调定压力为：率p2=5490WP=2.由于水平液压缸活塞杆直径较小，由于为防止水平液压缸发生弯曲，参考[1]解决方案，计算得水平液压缸压力不得超过13Mpa,故水平支腿溢流阀的调定压力为：P=12Mpa4.4.3液压系统的发热验算1.工序时间的确定起重机的支腿动作包括水平之腿的外伸，垂直支腿的伸出在吊额定负载时,其中水平之腿外伸需时间25s,垂直支腿全伸需时间45s,则一个工作循环时间为T=70s。2.系统发热功率的计算齿轮泵的做功压力为pp1=,流量qp1=min=2.2110一3m3/s,齿轮泵的总效率为np1=0.82。则齿轮泵的输入功率为:由起重机在伸腿的时间T=45S,伸腿高度H=得支腿液压系统的做功功系统发热总功率在一个循环内系统总的平均发热功率