汽車起重機支腿液壓系統設計

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1、汽車起重機支腿液壓系統設計 摘 要 本設計在分析汽車起重機的功能、組成和工作特點的基礎上，并結合國內外汽車起重機的運用現狀和發(fā)展趨勢，設計了一款中小噸位汽車起重機底盤支腿液壓系統。在設計本機液壓系統中，通過閱讀大量國內外相關資料和調研市場上已存在產品，對中小噸位汽車起重機的功能和工作原理進行了深入的了解和分析，具體分析了汽車起重機液壓系統的功能、組成、工作特點以及系統類型，總結出液壓傳動在汽車起重機應用中的優(yōu)缺點。根據汽車起重機的工作特點對支腿液壓系統進行典型工況分析，確定了液壓系統要求；結合液壓系統原理擬定支腿液壓系統底盤分布圖、支腿液壓管路圖。根據汽車起重機的技術參數對液壓系統

2、進行了設計計算，確定了液壓系統元件；并結合支腿機構的主要參數對支腿機構強度校核與穩(wěn)定性分析，對支腿回路的組成原理和性能進行分析；通過對系統壓力損失的驗算和發(fā)熱校核，檢驗液壓系統設計的合理性。 關鍵詞：汽車起重機； 液壓系統； 支腿液壓； 設計計算 Hydraulic system design of Outrigger of truck crane ABSTRACT The design analysis of truck crane on the basis of the functions, composition

3、 and characteristics of work, application situation and development trend of domestic and international truck crane, designed a hydraulic system for small and medium tonnage truck crane chassis legs. In the design of the hydraulic system, by reading a lot of relevant information already exists on th

4、e market and research products at home and abroad, for small and medium tonnage truck crane capabilities and in-depth understanding and analysis of the working principle, specific analysis of crane hydraulic system characteristics and system functions, composition, work type, summary of advantages a

5、nd disadvantages in application of hydraulic truck crane. Legs according to the characteristics of truck crane hydraulic system analysis of typical conditions, determine the hydraulic system requirements; combination of hydraulic system for hydraulic system developed leg base map, the hydraulic supp

6、ort leg pipe. According to the technical parameters of the crane on the design and calculation of hydraulic systems, hydraulic system components were identified and combined with leg mechanism of main parameters on leg strength and stability analysis of mechanism, composition theory and performance

7、analysis of the leg loops through to system pressure loss calculation and heat checking, inspection of hydraulic system design of rationality. KEY WORDS: Truck crane Hydraulic system, Outrigger hydraulic, Design calculations 目　錄 前　言 1 第1章 液壓系統在起重機上的應用 2 1.1汽車起重機簡介 2 1.2 QY100

8、K汽車起重機主要性能參數 3 1.2.1 行駛狀態(tài)下的主要技術參數如下 3 1.2.2 作業(yè)狀態(tài)參數 3 1.2.3 起重臂性能參數 3 1.2.4支腿技術參數 3 1.3 液壓系統的類型 3 1.4 液壓傳動應用于汽車起重機上的優(yōu)缺點 4 1.4.1 在起重機的結構和技術性能上的優(yōu)點 4 1.4.2 在經濟上的優(yōu)點 4 第2章 下車支腿的確定、支腿液壓系統的設計 6 2.2起重機支腿的選擇 6 2.1.1支腿形式的確定 6 2.1.2 H形支腿的工作原理 6 2.2支腿液壓回路的設計 8 2.2.1支腿液壓回路的作用 8 2.2.2支腿液壓回路的性能要求 8

9、 2.2.3 QY100K液壓系統原理說明 8 2.2.4 中小噸位汽車起重機支腿液壓回路分析 11 2.2.5 兩種液壓支腿回路的比較 12 第3章 起重機支腿液壓系統原件的確定 14 3.1 系統壓力的確定 14 3.1.1 液壓系統各回路計算及主要元件的選擇 14 3.2 支腿壓力計算 14 3.2.1 計算工況及載荷 14 3.2.2 按三點支撐的壓力計算 15 3.3 水平支腿液壓缸作用力的確定 17 3.4 各種液壓缸尺寸的確定 17 3.4.1 垂直液壓油缸尺寸的確定 17 3.5 液壓缸伸縮速度及流量的計算 20 3.5.1 垂直液壓缸伸縮速度及

10、流量的計算 20 3.5.2 水平液壓缸伸縮速度及流量的計算 20 3.6 液壓泵的工作壓力及排量的確定,液壓泵的選擇 21 3.6.1 液壓泵額定工作壓力的確定 21 3.6.2液壓泵額定流量的計算 23 3.6.3 液壓泵的選擇 23 第4章 支腿液壓系統附件的選用 24 4.1液壓油箱的設計 24 4.1.1油箱的基本功能和分類 24 4.1.2 油箱的設計要點 24 4.1.3油箱容積確定 25 4.1.4油箱附件的選取 27 4.2 油管的確定 30 4.3液壓傳動的工作介質（液壓油） 32 4.4 液壓系統能量的分析與計算 33 4.4.1 各工況

11、下壓力損失的計算 33 結　論 38 謝 辭 39 參考文獻 40 前　言 在我國，汽車起重機的發(fā)展已有五十年的歷史了，由于受到客觀條件的的限制，一度發(fā)展較慢。直到進入九十年代，汽車起重機才得到快速發(fā)展。汽車起重機生產廠家也從以前的幾家發(fā)展到現在的數十家，例如：徐州工程機械集團有限公司、三一汽車制造有限公司、長沙中聯重工科技發(fā)展股份有限公司、北起多田野(北京)起重機有限公司、安徽柳工起重機有限公司、泰安工程機械總廠等。其中，徐州工程機械集團有限公司、長沙中聯重工科技發(fā)展股份有限公司是行業(yè)內規(guī)模較大的企業(yè)。然而，不得不承認我國汽車起重機水平與國際先進水平還相差很遠。主要表

12、現在產品質量的穩(wěn)定性、自動化、智能化等方面。隨著國家基礎建設的規(guī)模不斷加大，許多生產場合都需要對設備、產品、零件、貨物等進行搬運和位移，汽車起重機在起重運輸行業(yè)和野外作業(yè)發(fā)揮的作用也將越來越大，市場也必將越 來越大。 QY100K全液壓汽車起重機屬于中型起重機，是工程建設中較常用的一款汽車起重機。與國外汽車起重機行業(yè)相比，我國在大噸位汽車起重機方面處于尷尬的地位。因此現在國內很多廠家還沒有生產出這款起重機來，卻不斷的向生產大型起重機邁進。隨著“神州第一吊”的QY300液壓汽車起重機2004年在中聯浦沅成功下線，標志著我國已有能力生產出大噸位汽車起重機。然而這是引進國外技術才生產出來的，代

13、表了中國汽車起重機制造的最高水平，而不是設計的最高水平。因此，研究和設計QY100K汽車起重機液壓系統，彌補行業(yè)技術空缺，具有重大的現實意義。 液壓系統設計是汽車起重機的核心技術，本文力主與研究和設計出符合國家建設需要和行業(yè)發(fā)展的QY100K汽車起重機液壓系統。在設計的過程中需要考慮汽車起重機液壓液壓系統應滿足工作可靠、結構簡單、性能好、成本低、效率高、維護使用方便等要求，本文在設計時，通過調查研究明確了多方面的要求。通過參考大量國內外的先進技術，并加以自主創(chuàng)新改進，設計出符合QY100K要求的汽車起重機支腿液壓系統。以下是QY100K汽車起重機支腿液壓系統的設計！希望依此能對我國汽車起

14、重機行業(yè)的發(fā)展做出些許貢獻。 第1章 液壓系統在起重機上的應用 1.1汽車起重機簡介 汽車起重機是一種將起重作業(yè)部分安裝在汽車通用或專用底盤上、具有載重汽車行駛性能的輪式起重機。汽車起重機是用來對物料進行起重、運輸、裝卸或安裝等作業(yè)的機械設備，具有移動方便，操作靈活，易于實現不同位置的吊裝等優(yōu)點，在各種工程建設有著廣泛的運用。根據吊臂結構可分為定長臂、接長臂和伸縮臂三種，前兩種多采用桁架結構臂，后一種采用箱形結構臂。根據動力傳動，又可分為機械傳動、液壓傳動和電力傳動三種。汽車起重機的工作機構主要由起升、變幅、回轉、吊臂伸縮和支腿機構等組成。 由于液壓傳動技術的不斷發(fā)展以及汽車起重

15、機的負載大等工作特點，目前汽車起重機的工作機構多采用液壓傳動。圖1.1所示為徐工QY100K汽車起重機的外形，其起升、變幅、回轉、吊臂伸縮及支腿等機構，均采用液壓傳動。 圖1-1 徐工QY100K汽車起重機 1.2 QY100K汽車起重機主要性能參數 1.2.1 行駛狀態(tài)下的主要技術參數如下 整機全長15230mm，寬3000mm，高3860mm，總質量65000kg 最高行駛車速75km/h，最低穩(wěn)定行駛車速0.5km/h， 最小轉彎半徑12000mm，比功率7.3kW/t，最小離地間隙310mm， 接近角23，離去角15，發(fā)動機額定功率324/1800kW/(r/m

16、in)， 額定扭矩2100/1200 Nm/(r/min) 1.2.2 作業(yè)狀態(tài)參數 最大額定總起重量100t，最小額定工作幅度3m， 最大起重力矩:基本臂3238kNm，最長主臂1670kNm，最長主臂+副臂1127kNm；起重臂變幅時間為60s，伸縮時間（全伸/全縮）140s， 最大回轉速度2r/min，主起升機構起升速度110m/min，副起升機構起升速度 85m/min。 1.2.3 起重臂性能參數 基本臂12.8m，最長主臂48m，最長主臂+副臂48+18.1m；副臂安裝角0/15/30。 1.2.4支腿技術參數 縱向跨距7.56m，橫向跨距7.6m，

17、水平全伸時間25s,全縮時間：15s。 垂直全伸時間：45s，全縮時間25s。 1.3 液壓系統的類型 液壓系統要實現其工作目的必須經過動力源——控制機構——機構三個環(huán)節(jié)。其中動力源主要是液壓泵；傳輸控制裝置主要是一些輸油管和各種閥的連接機構；執(zhí)行機構主要是液壓馬達和液壓缸。這三種機構的不同組合就形成了不同功能的液壓回路。 泵—液壓缸回路是起重機液壓系統的主要回路，按照泵循環(huán)方式的不同有開式回路和閉式回路兩種。 開式回路中液壓缸的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷卻及沉淀過濾后再由液壓泵送入系統循環(huán)，這樣可以防止元件的磨損。但油箱的體積大，空氣和油液的接觸機會多，容易滲入。

18、閉式回路中液壓缸的回油直接與泵的吸油口相連，結構緊湊，但系統結構復雜，散熱條件差，需設輔助泵補充泄漏和冷卻。而且要求過濾精度高，但油箱體積小，空氣滲入油中的機會少，工作平穩(wěn)。 1.4 液壓傳動應用于汽車起重機上的優(yōu)缺點 1.4.1 在起重機的結構和技術性能上的優(yōu)點 1.來自汽車發(fā)動機的動力經油泵轉換到工作機構，其間可以獲得很大的傳動比，省去了機械傳動所需的復雜而笨重的傳動裝置。不但使結構緊湊，而且使整機重量大大的減輕，例如同功率液壓馬達的重量約只有電動機的1/6左右。增加了整機的起重性能。 2.液壓傳動的各種元件，可根據需要方便、靈活地來布置；既易實現機器的自動化，又易于

19、實現過載保護，當采用電液聯合控制甚至計算機控制后，可實現大負載、高精度、遠程自動控制。 3.操縱控制方便，可實現大范圍的無級調速(調速范圍達2000：1)，它還可以在運行的過程中進行調速；同時還很方便的把旋轉運動變?yōu)槠揭七\動，易于實現起重機的變幅和自動伸縮。各機構使用管路聯結，能夠得到緊湊合理的速度，改善了發(fā)動機的技術特性。便于實現自動操作，改善了司機的勞動強度和條件。由于元件操縱可以微動，所以作業(yè)比較平穩(wěn)，從而改善了起重機的安裝精度，提高了作業(yè)質量。 1.4.2 在經濟上的優(yōu)點 液壓傳動的起重機，結構上容易實現標準化，通用化和系列化，便于大批量生產時采用先進的工藝方法和設備。一般采

20、用礦物油為工作介質，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長此種起重機作業(yè)效率高，輔助時間短，因而提高了起重機總使用期間的利用率，對加速實現四個現代化大有好處。 1.4.2 主要缺點 ： 1.液壓傳動不能保證嚴格的傳動比，這是由于液壓油的可壓縮性和 泄漏造成的。 2.工作性能易受溫度變化的影響，因此不宜在很高或很低的溫度條件下工作。 3.由于流體流動的阻力損失和泄漏較大，所以效率較低。如果處理不當，泄漏不僅污染場地，而且還可能引起火災和爆炸事故。 4.為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上要求較高，因此它的造價高，且對油液的污染比較敏感。 例如調試時出現閥卡現象，溢流閥卡造成液壓系統無壓力

21、失去動作，方向閥卡致使方向閥不能換向，某一動作喪失等各種現象。 第2章 下車支腿的確定、支腿液壓系統的設計 2.2起重機支腿的選擇 2.1.1支腿形式的確定 為增大起重機在起重時的起重能力，起重機設有支腿，支腿要求堅固可靠；伸縮方便，在起重機行駛時收回，工作時外伸撐地。現代輪式起重機支腿主要有蛙式支腿、X式支腿、輻射式支腿和H形支腿等四種形式，本文設計的支腿回路為H型支腿的液壓回路。 2.1.2 H形支腿的工作原理 1.H式支腿如圖2—1所示。支腿外伸后呈H形。每個支腿由一個水平液壓缸和一個垂直液壓缸，完成收

22、放動作。其特點是支腿跨距大，對地而適應性好垂支腿液壓缸可以單獨操縱，易于調平廣泛應用在中、大型汽車起重機上。 圖2-1 H式支腿 1-車架 2-水平液壓缸 3-垂直液壓缸 2.支腿構造及工作原理： 圖2-2 支腿構造 1. 支腿盤 2.支腿垂直油缸 3. Ⅱ級活動支腿 4.支腿定位銷 5. Ⅰ級活動支腿 6.支腿定位銷 7.固定支腿 在進行支腿縱作業(yè)時，切記務必將駕駛室中駐車制動手柄拉到制動位置，請確認駐車制動起作用后再進行支腿作業(yè)。 水平支腿伸出工況有兩種位置：全伸和半伸。嚴禁支腿

23、在其他位置作業(yè)。 繩索 一級支腿 滑輪 水平油缸 車架 二級支腿 圖2-3 支腿構造 如圖2-3 Ⅰ級活動支腿通過兩節(jié)拉索與Ⅱ級活動支腿相連 支腿伸出時，水平液壓缸伸出使第一級活動支腿伸出帶動第二活動支腿伸出。 支腿收縮時，水平液壓缸使第一級活動支腿收縮帶動第二級活動支腿收縮。 2.2支腿液壓回路的設計 2.2.1支腿液壓回路的作用 支腿回路是用來驅動支腿，支撐整臺起重機的。 支腿回路主要由液壓泵、水平液壓缸、垂直液壓缸和換向閥組成。 汽車起重機設置支腿可以大大提高起重機的起重能力。為了使起重機在吊重

24、過程中安全可靠，支腿要求堅固可靠，伸縮方便。在行駛時收回，工作時外伸撐地。還可以根據地面情況對各支腿進行單獨調節(jié)。 2.2.2支腿液壓回路的性能要求 （1）要求垂直支腿不泄漏，具有很強的自鎖能力（不軟腿）。 （2）要求各支腿可以進行單獨調整。 （3）要求水平支腿伸出距離足夠大，能夠滿足最大吊重而不至于整機傾翻。 （4）要求垂直支腿能夠承載最大起重時的壓力。 （5）起重機行走時不產生掉腿現象。 2.2.3 QY100K液壓系統原理說明 1. 本次設計的液壓支腿它屬于徐工工程機械集團有限公司生產的大噸位汽車起重機中的一種QY100K， 根據汽車

25、起重機的工況情況QY100K汽車起重機上下采用單獨的供油系統，所以下車支腿回路可以采用單獨液壓泵供油。在支腿液壓系統中共有八個液壓缸，即四個水平缸和四個垂直缸，這八個液壓缸屬于起重機下車液壓系統的一部分。 圖2-4 液壓系統原理圖 如圖2—4所示支腿液壓系統還包括:一個從變速箱取力的50號泵，一個從發(fā)動機取力的63號泵，兩個20號液壓馬達，下車多路閥，截止閥，單項順序閥，液控單向閥，截止閥，12MPa和21MPa的可調溢流閥，吸油濾網，回油濾油器，兩條主油路，供油路K3，回油路K2，垂直液壓缸有單項順序閥和液壓雙向鎖組成（可防止動臂自然下垂）。 2. 下車液壓支腿包括

26、五個工作狀態(tài)： （1）無工作、（2）水平同步伸、（3）水平同步縮、（4）垂直同步伸、（5）垂直同步縮 3.五個不同的工作狀態(tài)的過程分析： 第一種：無動作，液壓油經過吸油濾網過濾被50號泵吸入下車主油路，經—Y14三位四通電磁換向閥的中位回到回油主油路經回油過濾后流回油箱，同時63號泵把液壓油帶到兩個20號馬達，用來冷卻發(fā)動機（此動作發(fā)動機啟動即發(fā)生以后不再分析）。 第二種：水平同步伸，液壓油經吸油濾網過濾后被50號泵吸入下車主供油路，此時電磁換向閥--Y6，--Y7，--Y8，--Y9的b端帶電，使換向閥右位接通，液壓油經換向閥右位進入水平液壓缸右側的無桿腔，實現水平伸的動作

27、，有桿腔的回油經多路閥被過濾后回油箱。 第三種：水平同步縮，液壓油經吸油濾網過濾后被50號泵吸入下車主供油路，此時電磁換向閥--Y6，--Y7，--Y8，--Y9的a端帶電，使換向閥左位接通，液壓油經換向閥左位進入水平液壓缸左側的有桿腔，實現水平縮的動作。 第四種：垂直同步伸，液壓油經吸油濾網過濾后被50號泵吸入下車主供油路，此時電磁換向閥—Y12，--Y10，--Y13，--Y11，的b端帶電，使換向閥右位接通，液壓油經換向閥右位經液控單向閥進入垂直液壓缸上側的無桿腔，實現垂直伸的動作，有桿腔的回油經過單項順序閥經多路閥被過濾后回油箱（此時單項順序閥可防止動臂靜止時自動下垂）。 第五種

28、：垂直同步縮，液壓油經吸油濾網過濾后被50號泵吸入下車主供油路，此時電磁換向閥—Y12，--Y10，--Y13，--Y11，的a端帶電，使換向閥左位接通，液壓油經換向閥左位經單項順序閥進入垂直液壓缸下側的有桿腔，實現垂直縮的動作，無桿腔的回油經過液控單項閥經多路閥被過濾后回油箱。（此時單項順序閥可防止動臂靜態(tài)時自動下垂）。另外要說明的是在液壓缸實現水平同步伸縮及垂直同步伸縮時—Y14三位四通閥的左右位會交替的帶電，使系統獲得足夠的壓力，多余的壓力會經過溢流閥流回油箱。 圖2-5 中小噸位液壓系統 2.2.4 中小噸位汽車起重機支腿液壓回路分析 1. 圖2-5為中小噸位汽車起重機支

29、腿液壓回路原理圖，它共有八個液壓缸，即四個水平缸和四個垂直缸，這八個液壓缸屬于起重機下車液壓系統的一部分支腿液壓回路除了八個液壓缸外，主要還包括：一個三聯齒輪泵，下車多路閥，吸油濾油器，回油濾油器，兩條主油路，供油路K3，回油路K2，壓力表，每個液壓缸都有一個雙向液壓鎖。 2.下車液壓支腿共有五個工作狀態(tài)：（1）無工作（2）水平同步伸（3）水平同步縮（4）垂直同步伸（5）垂直同步縮、 3. 五個不同的工作狀態(tài)的過程分析： 第一種：無動作，液壓油經過吸油濾清器過濾被32號泵吸入下車主油路，油壓超過規(guī)定的壓力值時（液壓表控制）一部分經溢流閥流回主回油路經回油濾油器回油箱，另一部分經K3進入起

30、重機上車，循環(huán)一周后經K2回油箱。 第二種：水平同步伸，液壓油經吸油濾油器過濾后被32號泵吸入下車主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動三位四通換向閥的上位（此時三位四通閥A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并聯的方式連接）分別進入四個水平液壓缸的無桿腔，實現水平缸伸長，同時有桿腔中的油液匯集后經V,H手動換向閥的上位進入主回油路再由回油濾油器過濾后回油箱。 第三種：水平同步縮，液壓油經吸油濾油器過濾后被32號泵吸入下車主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動三位四通換向閥的下位（此時三位四

31、通閥A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并聯的方式連接）分別進入四個水平液壓缸的有桿腔，實現水平缸縮回，同時無桿腔中的油液匯集后經V,H手動換向閥的下位進入主回油路再由回油濾油器過濾后回油箱。 第四種：垂直同步伸，液壓油經吸油濾油器過濾后被32號泵吸入下車主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動三位四通換向閥的上位（此時三位四通閥A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并聯的方式連接）分別進入四個垂直液壓缸的無桿腔，實現水平缸伸長，此時有桿腔受液壓雙向鎖控制可防止靜態(tài)時動臂自然你那下降同時有桿腔中的油液匯集后經V,H手動

32、換向閥的上位進入主回油路再由回油濾油器過濾后回油箱。 第五種：垂直同步縮，液壓油經吸油濾油器過濾后被32號泵吸入下車主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動三位四通換向閥的下位（此時三位四通閥A2,B2，A3，B3，A4，B4，A5，B5采用的是并聯的方式連接）分別進入四個垂直液壓缸的有桿腔，實現垂直缸收縮，此時有桿腔受液壓雙向鎖控制可防止靜態(tài)時動臂自然你那下降同時無桿腔中的油液匯集后經V,H手動換向閥的上位進入主回油路再由回油濾油器過濾后回油箱。 2.2.5 兩種液壓支腿回路的比較 比較知大噸位和中小噸位的差別在于大噸位有單獨的泵供油，能保證

33、系統所需要的液壓力，使支腿液壓系統不會因上車工況的影響，換向閥由原來的多路閥改為單獨的電磁閥，支腿的操作由手動變?yōu)殡娐房刂频陌粹o操作，使支腿系統的操作更加簡化方便，同時電磁換向閥布置在每個液壓缸的旁邊這樣可以減少液壓油在傳輸過程中的能量損失，使之腿動作時更加及時有效，而且采用單獨的液壓系統可以在保證支腿工作需要的前提下簡化下車液壓構造，大大減少不必要的高工作壓力而造成的成本浪費和能量的損失。 第3章 起重機支腿液壓系統原件的確定 3.1 系統壓力的確定 3.1.1 液壓系統各回路計算及主要元件的選擇 系統工

34、作壓力應按整機性能要求，考慮經濟性和液壓技術現有水平確定。在給定外負載下。系統的工作壓力越高，各液壓元件及管路系統的尺寸就越小。重量越輕.結構越緊湊。但由此導致對密封、制造加工精度和元件材質的要越嚴，維護和修理也越困難。況且系統工作壓力高到一定程度后，隨著高壓力對壁厚和密封要求的提高，系統的尺寸和重量反而會增加。由《起重機設計手冊》可知現有輪式起重機采用的工作壓力為: 1.中壓:10MPa~25MPa，用于中小型輪式起重機； 2.高壓:25MPa~32MPa,用于大中型輪式起重機； 3.超高壓:32MPa以上，用于特大型或有特殊要求的輪式起重機。 QY100K汽車起重機屬于大型汽車

35、起重機。結合實際情況，本文在進行系統設計計算時，初選系統壓力為25MPa。 3.2 支腿壓力計算 3.2.1 計算工況及載荷 1. 輪式起重機計算支腿壓力或輪胎壓力有幾種目的，不同目的載荷組合不同。設計支腿載荷用于驗算支腿結構強度和支腿液壓缸的最大閉鎖壓力。載荷選擇最不利組合，工況是起重最大額定起重量，作正常的起、制動并與回轉作復合動作。吊臂位在最不利位置上。此時起升載荷為考慮動載系數的最大額定起重量,水平力為，臂架位置。 2. 起重機支腿壓力是指支腿在起重機吊重時，所承受的最大法向反作用力。 在計算支腿壓力前，要先分析一下車架——支腿——支撐面這一體系的變化情況。假如車架一支腿體系

36、的剛度很大，相對變形較小，且支承面又很堅硬，相對沉陷也小，起重機正常吊重時只要總載荷力不落于支腿外，四個支腿可始終不離地面，假如車架剛度較小，則與支腿形成的梁柱體系在起重機正常吊重工作時，此時支腿壓力分配可按載荷合力位置距支腿的遠近反比分配四個支腿也不會離開地面。 3. 當車架一支腿一支撐面體系不是上述情況，如車架剛度較大，而支腿或支撐面有彈性，則起重機吊重正常工作時，四個支腿常有一個支腿離地，形成三點支承。起重機是四點支承還是三點支承，要視載荷合力偏離支腿中心的方向而定，也視吊臂位置而定，起重機在正常吊重情況下，經常呈現三點支承，故按彈性支承的假設來計算支腿的壓力。 3.2.2 按三

37、點支撐的壓力計算 假設吊臂位置在離起重機縱軸線(X軸)角處，令底盤不回轉部分重量為, 其重心位置在離支腿中心(坐標原點0 ) 處，起重機回轉中心()，離支腿中心0的距離為。上車重量G1，臂架重量Gb，轉臺與配重及其它重G3，計算起升載荷Pq，它們的合力G0，即 G0=G1+Gb+G3+Pq..................................................(3-0) 合力距0點的距離為： :..........................................(3-1) 由于回轉慣性力、離心力和風力等水

38、平力作用，在吊臂頭部作用有水平力T=，則作用在吊臂平面內的力矩 ....................................................................(3-2) 按三點支承的支腿壓力計算，如圖3-1支腿A抬起，支腿B, C. D受力則 ............................................................(3-3) ...................(3-4)............................(3-5)臂架轉到工況II時，即角為鈍角時，則支腿B上

39、抬，支腿C, D. A受力 則受力最大的支腿D的壓力為: ...............(3-6) 當臂架位于工況I位置時，最大受力支腿是C支腿，令,解得角值即是C支腿壓力為最大時的角值，其值為。將值代入公式3-4或將代入公式9--5可求得C支腿的最大支腿壓力或D支腿最大支腿壓力。 比較其值大小，大者為計算工況。這里忽略了B與C. A與D支腿叉開的實際情況(影響不大)。 比較C和D的公式，可以先用判別式： ..........................................................

40、.............(3-7) 、本身帶有符號， 如圖所示，在O上側為正，在下側為負若判別式為負且大于-1，則吊臂在工況I時C支腿壓力達到最大值。若判別式小于-1，則吊臂在工況II時D支腿達到最大值，若、在同側，則不必用此判別式，顯然可以判斷出那個是承受最大壓力的支腿。 由： =5KN=150KN = 222KN = 172KN =1.5m =3.7m r=0.8m h=13.5m b=2m a=3.8m b=3.78m R=3m 則有式3--0 1399KN所以 大于-1，則C支腿壓力達到最大值 由式3-4得C=707KN。

41、 圖3-1 支腿受力分析圖 3.3 水平支腿液壓缸作用力的確定 水平支腿液壓缸的作用是將支腿臂在需要的時候推出固定支腿，使支腿的到一定的跨距，其作用力較小，參考同類設計，這里假定其所受的最大外負載力為=100KN。 3.4 各種液壓缸尺寸的確定 3.4.1 垂直液壓油缸尺寸的確定 1.缸筒內徑可由以下公式求得： = ........................................（3-4-1） 式中: ——垂直液壓油缸的作用力，=707KN； ——系統壓力，=32MPa； 則有 =0.

42、167m=167mm............................................（3-4-2） 查標準，將其圓整為D=180mm，無桿腔面積為=254.26。 2. 活塞直徑的確定。 活塞桿直徑為 。由于系統壓力大于20MPa，取2所以d=127取標準值mm，=131.60 活塞桿強度得驗算 活塞桿工作時，一般主要受軸向拉壓作用力，因此活塞桿的強度驗算可按直桿拉壓力公式計算，即 .............................................................................(3-4-3)

43、式中--活塞桿內應力 F--液壓缸負載 --活塞桿材料須用應力，=/n，為材料的抗拉強度，n為安全系數,一般取n3--5 液壓缸材料為45無縫鋼，=440Mpa 經計算滿足要求 3. 垂直液壓油缸缸筒壁厚的計算 按薄壁計算缸筒壁厚，其計算公式為： （3-4-4） 式中： ——最高允許壓力，=MPa； ——缸筒內徑，=180mm; ——缸筒材料的許用應力，=MPa，其中為缸筒材料的屈服強度，缸筒材料為45鋼無縫鋼管，故=600MPa，為安全系數，取=2。 圓整為=20mm。因小于10，

44、故為薄壁缸 4. 各種液壓缸尺寸的確定 因為各缸工作條件相同，其余液壓缸尺寸的計算過程與變幅液壓缸的相同。由公式3-2,及公式3-3可得各液壓缸尺寸。各液壓尺寸如表3-1所示： 表3-1 各種液壓缸的尺寸 液壓缸 作用力（KN） 缸筒內徑 (mm） 活塞桿直徑（mm） 無桿腔面積(cm2) 有桿腔面積（cm2） 壁厚 （mm） 垂直液壓缸 707 180 125 254.26 131.60 20 水平液壓缸 100 63 45 31.36 15.26 7 5. 各種液壓缸工作壓力差的計算 假設液壓缸回油壓力為零，則液壓缸

45、的工作壓力差可由公式3-4計算得到： ............................................(3-4） 式中： ——液壓缸作用力； ——液壓缸無桿腔的面積。 由表3-1及公式3-4可得各種液壓缸的工作壓力差， 如表3-2所示： 表3-2 液壓缸工作壓力差 項目 垂直液壓缸（KN） 水平液壓缸（KN） 液壓缸作用力（N） 707 100 無桿腔面積 254.26 31.16 （MPa） 27.81 32.09 3.5 液壓缸伸縮速度及流

46、量的計算 3.5.1 垂直液壓缸伸縮速度及流量的計算 1.平均伸縮速度為： =0.06m/min 式中： ——水平液壓缸的工作行程，=450mm； ——伸出時間，= 45s。 2.垂直液壓缸流量的計算： =15.26L/min 式中： ——垂直支腿液壓缸無桿腔面積，=254.26。 當四個垂直支腿同時工作時的流量為 3.5.2 水平液壓缸伸縮速度及流量的計算 1.水平液壓缸平均伸縮速度為： =0.0864m/s=5.18m/min 式中： ——水平液壓缸的工作行程，=2160mm； ——伸出時

47、間，=25s。 2.水平液壓缸的平均輸入流量為： 式中： ——水平支腿液壓缸無桿腔面積，=31.16。 當四個水平支腿同時工作時的流量為： 3.6 液壓泵的工作壓力及排量的確定,液壓泵的選擇 3.6.1 液壓泵額定工作壓力的確定 1.液壓泵的工作壓力可按下式求得： .....................................(3—6—1) 式中： ——儲備系數，一般取=1.05～1.4； ——垂直液壓油缸伸腿工作時的壓力 ——沿程壓力損失和局部壓力損失之和 2.垂直支腿液壓缸額定作用力的計算： 垂直支腿液壓缸的作

48、用是撐起起重機，因為垂直液壓缸是在起吊重物前工作，當垂直支腿完全伸出后，由單項順序閥對液壓缸進行鎖止，此時有液壓鎖的作用保證起重機在起吊重物時各種工況都滿足支腿壓力的要求，下車支腿系統液壓泵只對支腿伸縮式提供動力，因此支腿系統的液壓泵工作壓力只需滿足起重機伸垂直支腿時垂直液壓缸工作壓力的需求，為安全起見，對垂直支腿液壓缸支腿反力 進行如下計算，如圖3-2所示。則垂直支腿液壓缸的作用力為： 圖3-2 垂直支腿受力情況 .....................................(3—6—2) 式中： ——起重機整車自重，=539KN； ——前支腿到重

49、心的距離，由上面數據得=2.08m； ——后支腿到重心的距離，由上面數據得=5.48m。 則有 所以： = 3.——沿程壓力損失和局部壓力損失之和,一般取0.5～1.5MPa，取=1.5MPa。 4. 液壓泵的工作壓力 由式(3—6—1) 得： 3.6.2液壓泵額定流量的計算 1.液壓泵額定流量由以下公式求得： 式中： ——系統泄漏系統,其值為1.1～1.3,現取= 1.1； qmax —— 液壓系統需要的最大流量 3.6.3 液壓泵的選擇 1.根據液壓泵的額定工作壓力和額定流量的計算值，可選

50、擇斜外嚙合齒輪泵CB-100為支腿液壓回路油泵。該泵性能參數如下： 排量 99.45cm3/r 額定壓力 10 MPa 最大壓力 12.5 MPa 額定轉速 1450r/min 最大轉速 1650r/min 2.液壓泵實際輸入流量的計算 在本設計中，液壓泵由發(fā)動機奔馳歐姆460LA.E3A/1有在變速箱上的取力器驅動，設定取力器的傳動比使其滿足額定轉速為=145000r/min，故此泵輸入流量為： 式中： ——液壓泵的排量，=99.45cm3/r； ——液壓泵的容積效率，=0.92。 第4章 支腿液壓系統附件的選用 4.1液壓油箱

51、的設計 4.1.1油箱的基本功能和分類 1.儲存工作介質；2、散發(fā)系統工作中產生的熱量；3、分離油液中混入的空氣；4、沉淀污染物及雜質。 油箱可分為開式油箱和閉式油箱二種。開式油箱，箱中液面與大氣相通，在油箱蓋上裝有空氣過濾器。開式油箱結構簡單，安裝維護方便，液壓系統普遍采用這種形式。閉式油箱一般用于壓力油箱，內充一定壓力的惰性氣體，充氣壓力可達0.05MPa。如果按油箱的形狀來分，還可分為矩形油箱和圓罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液壓器件，所以被廣泛采用；圓罐形油箱強度高，重量輕，易于清掃，但制造較難，占地空間較大，在大型冶金設備中經常采用。 4.1.2 油

52、箱的設計要點 圖4-1為油箱簡圖。設計油箱時應考慮如下幾點。 圖4-1 油箱 1—液位計；2—吸油管；3—空氣過濾器；4—回油管；5—側板；6—入孔蓋；7—放油塞；8—地腳；9—隔板；10—底板；11—吸油過濾器；12—蓋板； （1）油箱必須有足夠大的容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統停止工作時應能容納系統中的所有工作介質；而工作時又能保持適當的液位。 （2）吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。吸油管可安裝100μm左右的網式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器。

53、回油管口要斜切45角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱。 （3）吸油管和回油管之間的距離要盡可能地遠些，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4。 （4）為了保持油液清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上裝有空氣過濾器，注油及通氣一般都由一個空氣過濾器來完成。為便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低處設置放油閥。對于不易開蓋的油箱，要設置清洗孔，以便于油箱內部的清理。 （5）油箱底部應距地面150mm以上，以便于搬運、放油和散熱。在油箱的適當位置要設吊耳，以便吊運，還要設置液位

54、計，以監(jiān)視液位。 （6）對油箱內表面的防腐處理要給予充分的注意。常用的方法有： ① 酸洗后磷化。適用于所有介質，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能太大。 ② 噴丸后直接涂防銹油。適用于一般礦物油和合成液壓油，不適合含水液壓液。因不受處理條件限制，大型油箱較多采用此方法。 ③ 噴砂后熱噴涂氧化鋁。適用于除水-乙二醇外的所有介質。 ④ 噴砂后進行噴塑。適用于所有介質。但受烘干設備限制，油箱不能過大。 考慮油箱內表面的防腐處理時，不但要顧及與介質的相容性，還要考慮處理后的可加工性、制造到投入使用之間的時間間隔以及經濟性，條件允許時采用不銹鋼制油箱無疑是最理想的選擇。 4.1.3油箱容積確

55、定 油箱容量與系統的流量有關，一般容量可取最大流量的3～5倍。油箱中油液溫度一般推薦在30～50℃，最高不應超過75℃。歸于工具及其他固定裝置，工作溫度可允許在40～55℃；對于行走機械，如裝載車輛、工程機械的油箱，最高溫度允許到75℃，在特殊情況下允許達到85℃；對于高壓系統，為減少泄漏，工作溫度不應超過50℃，建議當油溫超過65℃時，就應采用冷卻裝置對油液進行冷卻。另外，油箱容量大小可從散熱角度去設計。計算出系統發(fā)熱量與散熱量，再考慮冷卻器散熱后，從熱平衡角度計算出油箱容量。 1.容量的計算 油箱的容積一般為泵每分鐘流量的2-4倍，當系統采用定量泵時油箱的容量不能小于泵每分鐘

56、流量的2倍。此系統中泵流量為141.68L/min，則油箱容積L。油箱的具體尺寸需根據汽車起重機上車系統實際布置情況確定。 2.總上油箱結構設計為 (1)油箱一般為長六面體，其長、寬、高之比可依主機總體布置決定，約在1：1：1～1：2：3之間；所以選擇油箱的尺寸為750、590、670 。 （2）由于是大型油箱須先用角鋼焊成骨架，然后再焊上鋼板制成，壁板的厚度應考慮油箱容積的大小及實際工況，在條件允許的情況下，盡量選薄些，以減輕油箱重量；則選定厚度為4mm (3)油箱底腳的高度一般在150 mm以上，以便散熱、搬移和放油，其壁厚應為箱體壁厚的2～3倍。氣相通。通氣孔處應設置空氣濾

57、清器，它既能過濾空氣，又可利用其下部的濾油網作加油時的過濾裝置。 (4)油箱的底面適當傾斜，并在其最低位置處設置放油閥或放油塞。在箱壁的易見部位應設置油面高度指示器。在油箱的側壁應開設用于安裝清洗、維護的窗口，平時可用密封墊及蓋板封死，需要時打開。 (5)泵的吸油管口所裝濾油器底面與油箱底面應保持一定距離，其側面離箱壁應有3倍管徑的距離，以使油液能從濾油器的四周和上、下面進入濾油器內?；赜凸芸趹迦胱畹陀兔嬉韵?，離箱底距離大于管徑的2～3倍，避免飛濺起泡。回油管口應切成45。斜口，以增大出油面積，其斜口應面向箱壁以利于散熱、減緩流速和雜質沉淀。閥的泄漏油管應在液面以上(不宜插入油中)，以免

58、增加漏油腔的背壓。各進、回油管通過頂蓋的孑L均需裝密封圈，以防止油液污染。油箱的內壁也必須進行加工處理。 （6）新油箱須經噴丸、酸洗和表面清洗，其內壁可涂一層與工作液相容的塑料薄膜或耐油涂料。 4.1.4油箱附件的選取 一般根據液壓系統的具體要求配置油箱附件。合理選用附件，可使油箱充分發(fā)揮作用。油箱附件主要包括空氣濾清器、吸油濾清器、回油濾清器、泄露回油口、液位液溫計組成其位置分布如下圖。 圖4-1 油箱部件分布圖 1.對于開式油箱，空氣濾清器是必備的。它通常兼作注油口，其容量一般按泵最大流量的1．5～2倍選配，即使系

59、統在峰值液面迅速變化時，也能使油箱保持足夠大的氣壓。空氣濾清器常置于油箱頂部，對于行走機械，要考慮油箱安裝位置，保證車輛行駛在上坡或下坡時油液不溢出。 圖4—2 空氣濾清器 表4—1 型號 PAF2-※-※-※F 單向閥開啟壓力／MPa 0.2、0.35、0.7 空氣流量／(m^3/min) 0.45、0.55、0.75 過濾精度／μm 10、20、40 油過濾網孔／mm 0.5(

60、可據用戶要求) 適應溫度／℃ -20～100 聯接方式 法蘭(6只M416) 重量／kg 0.28 2. 吸油濾清器 吸油濾清器一般作為保護型過濾器，用于保護液壓泵不被較大顆粒的污染物損壞，常安裝在液壓油箱內。眾所周知，在泵口安裝過濾器會增加吸油阻力。對于某些變量泵，其吸油口的真空度都有嚴格的要求。為了達到泵所需的真空度要求，可以不裝吸油濾清器，但系統必須安裝回油濾清器，以保證液壓油箱油液有較高的清潔度，使液壓泵不受大顆粒

61、的污染物的損害。設有吸油濾清器的系統，為了達到泵吸油所需的真空度要求，特別在需冷起動的情況下，選配吸油濾清器須考慮： (1)選配的吸油濾清器過濾能力要適當增大； (2)吸油管盡可能短、直； (3)盡量將油箱安裝在泵吸油口以上，以增加泵的吸油真空度； (4)吸油濾清器的過濾精度一般選擇40～125m ； (5)在滿足液壓系統要求下，盡量選擇較小的液壓油箱，以短期內達到操作所需的溫度和粘度； (6)選擇帶濾芯和濾殼的濾清器，不僅具有自封能力而且?guī)в姓婵毡怼? 3.回油濾清器 回油濾清器一般作為工作型過濾器，常選用精濾器，要獲得最佳過濾能力，必須滿足2個條件： (1)Q d>Q h。

62、實際Q h流量不僅要考慮泵的 最大流量，而且要考慮不等面積液壓缸、系統的蓄能器等因素。 (2)回油濾清器在潔凈狀態(tài)下，一般自身總壓差△P ≤0．05 MPa，以保證濾油器在實際的使用中達到流量及壽命的最佳化。△P 為濾殼的壓差 APlk和濾芯壓差△Jpl 之和，如果Ap ≤0．05 MPa，表明所選的濾油器規(guī)格合適。否則，要選擇一個更大規(guī)格的濾油器重新計算，直到滿足上述條件為止?；赜蜑V清器過濾精度一般按液壓設備對油清潔度要求最高的液壓元件來選擇確定?；赜蜑V清器可安裝在油箱的側面或頂部，但需保證油液的出口始終在液面以下，以防產生氣泡。 4.液位液溫計 油箱液位計的最高刻度線對應油液最高

63、位置，最低刻度線對應油液最低允許油位(為了確保液壓泵不被吸空，最低允許油位一般設置在泵吸油口以上75 IIlln左右)。大型油箱，在最低允許油位處設置小液位計或液位傳感器。當液位達到最低允許油位時，發(fā)出報警信號，提醒操作者加油。液位計一般安裝在易觀察的地方。對于要求比較高的特殊油箱還設有加熱器、冷卻器和油溫測量裝置等，可根據實際要求選擇配 4.2 油管的確定 表4—1 油管流速表 推薦各種情況管道中油液的流速 各種管路 吸油管 壓力管 回油管 短管及局部收縮處 流速V（m/s） 0.5-1.5 2-6 1.5-2.5 ≤10 注：對于壓力管：當壓力高

64、、流量大、管路短時取大值，反之取小值。當系統壓力P＜25（bar）時，取v=2（m/s），P=25～100（bar）時，取v=3～5（m/s），P＞100（bar）時，取v=5~7（m/s）。 因為本系統的流量及壓力較大，故油管內的允許流速應取大值，對吸油管取1.5m/s；對回油管可取2.5m/s；對壓力油管，取6m/s。 油管的內徑由下面的公式確定： 膠管： cm （4—1） 式中： ——流經管路的流量(L/min) ——油管內的允許流速。(m/s) 鋼管： ——流經管路的流量(/S) ——

65、油管內的允許流速。(m/s) 根據3.5中計算所得液壓系統各泵及執(zhí)行元件流量及各類油管允許流速。經公式（4—1）計算可得系統油管的內徑，如表4—2所示： 表4—2 油管內徑 項目 液壓泵工作油管 支腿缸油管（膠管） 總回油管（膠管） 支路回油管（鋼管） 吸油管（膠管） 壓油管（鋼管） 通過流量L/min 132.7 132.7 15.6 132.7 62.4 允許流速（m/s） 1.5 6 6 2.5 2.5 計管徑算值（mm） 13.7 21.6 2.3 13.7 23.1 管子

66、內徑（mm） 16 25 5 16 25 管子外徑 （mm） 29.6 34 15.7 29.6 34 注： 1.為管件統一支路壓油管與支路回油管相同 2.支腿液壓缸工作油管相同，按垂直液壓缸的工作油管取值； 4.3液壓傳動的工作介質（液壓油） 正確的選用液壓油對起重機液壓系統適應各種環(huán)境條件和工作狀況的能力、延長系統和元件的壽命、提高設備運轉的可靠性、防止事故發(fā)生等方面都有重要影響。液壓工作介質一般稱為液壓油，液壓介質的性能對液壓系統的工作狀態(tài)有很大影響 ，主要有石油基液壓油和難燃液壓液兩大類。 下表給出幾種不同牌號的液壓油及其適用條件。 表4—3液壓油性能表 4.4 液壓系統能量的分析與計算 4.4.1 各工況下壓力損失的計算 1.系統的壓力損失包括沿程壓力損失和局部壓力損失，由于系統管路布置的沿程壓力損失和彎管處、管接頭等局部壓力損失無法估算，根據經驗，這部分損失定為=0.5MPa?；赜吐飞蠟V油器，其壓力損失之和=0.1 MPa。以下計算中，及意義相同。液壓閥處的壓力損失可有以下公式得到：