汽車式起重機液壓及其起升機構的畢業(yè)設計機械CAD圖紙

1、本科生畢業(yè)設計QY8汽車式起重機液壓及其起升機構的設計系 （部）：專 業(yè)：學 號：學生姓名：指導教師： 年 月摘 要 本文著重對QY8型汽車起重機的液壓系統(tǒng)、變幅液壓缸、起升機構三個部分做了研究和設計。對液壓系統(tǒng)的調速回路和回轉回路進行了改良設計，調速系統(tǒng)采用了更為合理的雙泵分合流開式系統(tǒng)，并且優(yōu)化了起升機構的結構，選用體積小、傳動比大的專用卷揚行星減速機，使起升機構結構更為緊湊?；剞D系統(tǒng)加轉了動態(tài)穩(wěn)定性較好的平衡閥，減少了沖擊，提高了操作精度。對變幅液壓缸進行結構和參數(shù)設計，具體進行了三鉸點受力模型的建立和分析，變幅液壓缸穩(wěn)定性的校核等工作。對起升機構進行了初步設計，主要對組合式焊接鑄造卷筒

2、作了結構設計，運用完整的理論進行了筒壁的強度校核。關鍵詞：液壓系統(tǒng)，變幅液壓缸，起升機構，雙泵分合流ABSTRACTKeywords: Hydraulic System, Luffing cylinder, Hoisting mechanism, Double-pump sub-confluent 目 錄摘 要IABSTRACTII第一章 緒論11.1 汽車起重機簡介11.2 液壓傳動應用于汽車起重機上的優(yōu)缺點1 優(yōu)點2 缺點21.3 國內汽車起重機行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀3 汽車起重機產品分類3 汽車起重機市場的規(guī)模4 國內汽車起重機市場結構4 市場競爭格局41.4 本課題來源及任務要求51.5 本課題

3、主要研究工作6第2章 液壓系統(tǒng)性能分析與原理設計72.1 QY8典型工況分析及對液壓系統(tǒng)要求7 QY8典型工況的分析7 對液壓系統(tǒng)要求72.2 對QY8液壓系統(tǒng)各主要回路的分析82.3 液壓系統(tǒng)類型的擬定13 本機液壓系統(tǒng)分析13 各機構動作組合、分配及控制132.4 QY8型汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作原理總成15 支腿收放回路16 吊臂變幅回路17 吊臂伸縮回路17 轉臺回轉回路18 吊重起升回路192.4.6 QY8型汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作情況表192.4.7 QY8型汽車起重機液壓系統(tǒng)的特點20第3章 液壓系統(tǒng)計算213.1主要液壓元件的選擇213.1.1 8 噸液壓汽車起重機的主要技術

4、參數(shù)的初定213.1.2 起升馬達的計算和選擇213.1.3 液壓泵的計算和選擇233.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算243.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率243.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率25第4章 變幅液壓缸設計274.1 變幅液壓缸的結構設計27 缸體端部連接結構27 活塞與活塞桿的連接方式28 活塞桿頭部結構29 缸體安裝形式294.1.5 液壓缸的緩沖裝置30 排氣裝置304.2 三鉸點變幅油缸的受力分析314.3 變幅油缸主要幾何的計算33 油缸內徑AL的計算34 活塞桿直徑計算34 活塞桿彎曲穩(wěn)定性的校核34 液壓缸行程s的確定35 最小導向長度的確定35 缸筒壁厚的計算36 缸底

5、厚度計算36第5章 起升機構設計385.1 起升機構的傳動方案的分析385.2 起升機構的調速405.3 起升機構設計計算405.3.1 起升機構405.3.2 起升機構的零部件選擇計算415.3.3 卷筒設計43卷筒尺寸的確定43卷筒的強度校核47卷筒筒壁的穩(wěn)定性驗算48 起升機構制動器設計49起升機構制動器相關參數(shù)選擇50起升機構制動器的設計計算505.4 起升機構傳動裝置減速器選擇及傳動比的驗算52結論53參考文獻54附 錄55致 謝57第一章 緒論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。根據(jù)吊臂結構可分為定長臂、接

6、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(jù)動力傳動，又可分為機械傳動、液壓傳動和電力傳動三種。因其機動靈活性好，能夠迅速轉移場地，廣泛用于土木工程。現(xiàn)在普遍使用的汽車起重機多為液壓伸縮臂汽車起重機，液壓伸縮臂一般有24節(jié)，最下(最外)一節(jié)為基本臂，吊臂內裝有液壓伸縮機構控制其伸縮。圖1.1所示為QY 8型汽車起重機的外形，該機采用黃河牌Jyl50C型汽車底盤，由起升、變幅、回轉、吊臂伸縮相交腿機構等組成，全為液壓傳動。 汽車起重機作業(yè)時必須先打支腿，以增大機械的支承面積，保證必要的穩(wěn)定性。因此，汽車起重機不能負荷行駛。汽車起重機的主要技術性能有最大起重量、整機質量、吊

7、臂全伸長度、吊臂全縮長度、最大起升高度、最小工作半徑、起升速度、最大行駛速度等。1.2液壓傳動應用于汽車起重機上的優(yōu)缺點液壓系統(tǒng)要實現(xiàn)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。泵馬達回路是起重機液壓系統(tǒng)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。開式回路中馬達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(tǒng)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。閉式回路中馬達的回油直

8、接與泵的吸油口相連，結構緊湊，但系統(tǒng)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)。1.2.1優(yōu)點1在起重機的結構和技術性能上的優(yōu)點：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，增加了整機的起重性能。同時還很方便的把旋轉運動變?yōu)槠揭七\動，易于實現(xiàn)起重機的變幅和自動伸縮。各機構使用管路聯(lián)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(xiàn)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

9、而改善了起重機的安裝精度，提高了作業(yè)質量。采用液壓傳動，在主要機構中沒有劇烈的干摩擦副，減少了潤滑部位，從而減少了維修和技術準備時間。2在經濟上的優(yōu)點：液壓傳動的起重機，結構上容易實現(xiàn)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。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(xiàn)四個現(xiàn)代化大有好處。1.2.2缺點液壓傳動的主要缺點是漏油問題難以避免。為了防止漏油問題，元件的制造精度要求比較高。油液粘度和溫度的變化會影響機構的工作性能。液壓元件的制造和系統(tǒng)的調試需要較高的技術水平。從液壓傳動的優(yōu)缺點來看，優(yōu)點大于缺點，根據(jù)國際上起重機的發(fā)展來看，

10、不論大小噸位都采用液壓傳動系統(tǒng)。縱觀眾多用戶的反饋意見，液壓式汽車起重機深受他們的歡迎和好評。1.3國內汽車起重機行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀1.3.1汽車起重機產品分類汽車起重機按結構和性能分為普通汽車起重機、全地面汽車起重機和隨車起重運輸車。汽車起重機全地面起重機隨車起重運輸車圖片產品定義采用汽車通用底盤或專用底盤的起重機，懸架為板簧結構懸架為油氣結構的起重機具有吊重功能的載重汽車適宜噸位范圍5130T80500T120T目前市場需求容量20000輛左右100輛左右5000-10000輛左右主要用途物流倉儲轉運、道路橋梁、建筑、電力/煤炭建設等林業(yè)、油田、物流等國際上，汽車起重機的底盤性能等同于同樣整車總

11、重的載重汽車，符合公路車輛的技術要求，起重量的范圍很大，可從8噸到1000噸，底盤的車軸數(shù)可從 2到10根，是產量最大、使用最廣泛的起重機類型。1.3.2汽車起重機市場的規(guī)模全球起重機市場（包括叉車、工程起重機械在內）總銷售額約為1350億美元左右，主要分布在北美、日本、中國、俄羅斯、西歐等幾個主要區(qū)域。近年來，中東、東南亞及其他發(fā)展中國家及新興市場伴隨城市化進程，固定資產投資巨大，吊裝等作業(yè)總量呈現(xiàn)迅速提高的趨勢；而對路面及作業(yè)環(huán)境要求不高，使汽車起重機持續(xù)景氣。中國汽車起重機市場規(guī)模相對較小，但由于產品附加值高，年總銷售額在40億元人民幣左右。1.3.3國內汽車起重機市場結構國內主要的汽車

12、起重機生產企業(yè)包括：重慶大江工業(yè)(集團)有限責任公司、徐州工程機械集團有限公司、四川長江工程起重機有限責任公司、沈陽北方交通工程公司、三一汽車制造有限公司、馬尼托瓦克東岳重工有限公司、長沙中聯(lián)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(lián)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)。從底盤供應企業(yè)來看，徐州工程機械集團有限公司、長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司基本上用本單位生產的底盤，其底盤涵蓋了各個噸位的產品，偶爾也采購部分底盤。中國第一汽車集團公司、中國重型汽車集團泰安五岳專用汽車有限公司、

13、東風汽車有限公司、東風汽車公司、湖北三環(huán)漢陽特種汽車有限公司（漢陽特種汽車制造廠）生產起重機底盤。從歷年銷售情況看，汽車起重機市場主要集中在山東、江蘇、河北等中東部地勢平坦、礦產資源豐富、交通發(fā)達的地區(qū)。經過幾年的發(fā)展，汽車起重機市場用戶群體發(fā)生了較大的變化，由最初的以施工單位用戶為主逐漸轉變?yōu)橐詡€體用戶為主。 1.3.4市場競爭格局國內汽車起重機市場一直呈現(xiàn)徐重獨領風騷，中聯(lián)浦沅緊隨的競爭格局，近年來，三一成為汽車起重機行業(yè)的黑馬。徐重、浦沅集中在16、20和25噸的競爭區(qū)間，長起和泰起集中在8噸產品。當前，汽車起重機行業(yè)的市場競爭呈現(xiàn)以下態(tài)勢：1.二類底盤改裝的隨車起重運輸車因其因地制宜、

14、兼有起重和運輸?shù)碾p重功能將發(fā)展成為市場熱點；2.開發(fā)高附加值的大噸位產品、全地面起重機成為企業(yè)追求利潤的增長點；3.汽車起重機操縱方式由機械式向先導式和電比例式方向發(fā)展；4.主臂的不斷改進是產品競爭的亮點；5.行駛駕駛室與起重操縱室自動化設置；6.國內品牌主導市場的格局仍將維持很長時間。1.4本課題來源汽車起重機的液壓系統(tǒng)起著驅動和控制汽車起重機各機構動作的作用。其性能好壞對起重機有著十分重要的影響。目前，我國生產8噸汽車起重機的廠家較多，品種也很雜，不同的廠家和不同的品種，其液壓系統(tǒng)和液壓元件都不一致，給生產、使用及維修帶來很多麻煩，同時其性能也較低，不適于現(xiàn)代智能高效小型汽車起重機發(fā)展的需

15、要。為此對傳統(tǒng)型QY8汽車起重機的液壓系統(tǒng)進行了如下幾方面的研究。老8噸汽車起重機都是采用單泵單馬達（定量式)、串聯(lián)油路、開式系統(tǒng)，所有的工作機構都靠一個油源供油，難于同時滿足不同機構的速度和功率匹配的需要，例如起升機構為了滿足起升速度的要求，需要較大的流量，而伸縮、變幅、回轉及支腿則需要較小的流量即可，因此只好靠控制發(fā)動機的油門及在機構上采取一些措施解決這一矛盾，但這是有一定限度的。還存在一些問題，起升速度低，最高起升速度只有8mmin，起升速度調節(jié)范圍小。(式1-1)如下式所示9：式中：-卷筒直徑 -液壓馬達的容積效率 -液壓油泵的排量 -卷揚機的減速比 -鋼絲繩的倍率 -液壓馬達的排量

16、-液壓油泵的容積效率 -發(fā)動機的轉速 由上式可見，起升速度的大小，主要靠發(fā)動機的油門調節(jié)，當油門過小時，發(fā)動機的動力特性較差，容易滅火，輕載及空載時，速度太慢，生產率低。新型QY8汽車起重機，采用了雙泵單馬達、分合流油路、開式系統(tǒng)，根據(jù)各機構的不同速度和功率的要求，變幅、伸縮、回轉及支腿用小泵2供油，起升用大泵l供油，起升與其余各機構都可以進行聯(lián)合動作，提高工作效率，同時起升輕載及空載時，泵2與泵l可以同時合流供給起升，提高起升速度，擴大調速范圍，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的容積效率 由上式可見，除發(fā)動機的油門調節(jié)起升速度外，還可以通過分合流型式調

17、節(jié)起升速度，當重載時，用分流方式，即泵2不參與起升工作，此時提升速度為低速；當空載或輕載時用合流方式。1.5本課題主要研究工作本課題主要針對汽車起重機的功能、組成和工作特點，結合國內外汽車起重機的運用現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，設計一款能夠適應國內外工程建設的輕型汽車起重機（QY8）液壓系統(tǒng)。在設計本機液壓系統(tǒng)時，明確設計任務和設計要求，不要偏離題目；仔細研究設計方案，理清設計思路，使設計過程清晰化。在做好以上兩點的基礎上。進行以下研究工作：1、分析已有的汽車起重機，結合本設計任務，了解其優(yōu)缺點，把握其發(fā)展方向。 2、對當下具有成熟技術的液壓回路進行分析研究和學習。3、根據(jù)本機液壓系統(tǒng)工作特點，在滿足高效

18、節(jié)能的功能前提下可以進行液壓系統(tǒng)原理創(chuàng)新設計。4、對設計好的液壓原理系統(tǒng)進行計算，選擇合適的液壓元件，并對其性能進行驗算，包括壓力損失和系統(tǒng)發(fā)熱等。5、對起升機構進行分析計算和結構設計，使其結構緊湊合理，壽命長。6、選取變幅液壓缸進行計算設計，提高其可靠性。注：整機基本參數(shù)應符合汽車起重機基本參數(shù)標準。第2章 液壓系統(tǒng)性能分析與原理設計2.1 QY8典型工況分析及對液壓系統(tǒng)要求 QY8典型工況的分析根據(jù)起重機試驗規(guī)范，以及很多操作者的實際經驗，可確定表2.1的三種工況，作為輕型汽車起重機的典型工況。設計液壓系統(tǒng)時要求各系統(tǒng)的動作能夠滿足這些工況要求。表2.1 汽車起重機典型工況表序號工 況一次

19、循環(huán)內容特 點 1基本臂；相應的工作幅度吊重起升回轉下降起升回轉下降（中間制動一次）起重噸位大，動作單一，很少與回轉等機構組合動作 2全長臂相應的工作幅度卷揚起升回轉卷揚下降卷揚起升回轉卷揚下降（中間制動一次）運用較多的情況，能滿足小噸位的工作 3最長臂；主臂加副臂；相應的工作幅度； （起升回轉）變幅下降（起升回轉）下降（中間制動一次）起重噸位小，一般在一到兩噸之間 對液壓系統(tǒng)要求根據(jù)汽車起重機的典型工作狀況對系統(tǒng)的要求主要反映在對以下幾個液壓回路的要求上。1. 起升回路（1）能方便的實現(xiàn)合分流方式轉換，保證工作的高效安全。（2）要求卷揚機構微動性好，起、制動平穩(wěn)，重物停在空中任意位置能可靠制

20、動，即二次下滑問題，以及二次下降時的重物或空鉤下滑問題，即二次下降問題。2. 回轉回路（1）具有獨立工作能力。（2）回轉制動應兼有常閉制動和常開制動（可以自由滑轉對中），兩種情況。3. 變幅回路（1）帶平衡閥并設有二次液控單向閥鎖住保護裝置。（2）要求起落臂平穩(wěn)，微動性好，變幅在任意允許幅值位置能可靠鎖死。（3）要求在有載荷情況下能微動。（4）平衡閥應備有下腔壓力傳感器接口，作為力矩限制器檢測星號源。4. 伸縮回路本機伸縮機構采用三節(jié)臂（含有兩個液壓缸），由于本機為輕型起重機為了使本機運用廣泛，實現(xiàn)各節(jié)臂順序伸縮。各節(jié)臂能按順序伸縮，但不能實現(xiàn)同步伸縮。5. 控制回路（1）為了使操縱方便總體要

21、求操縱手柄限制為兩個。（2）操縱元件必須具有45°方向操縱兩個機構聯(lián)動能力。6. 支腿回路（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很強的自鎖能力（不軟腿）。（2）要求前后組支腿可以進行單獨調整。（3）要求支腿能夠承載最大起重時的壓力，并且有足夠的防傾翻力矩。（4）起重機行走時不產生掉腿現(xiàn)象。2.2 對QY8液壓系統(tǒng)各主要回路的分析具有三節(jié)或三節(jié)以上的吊臂，各節(jié)臂的伸縮基本有三種形式：順序伸縮、同步伸縮和獨立伸縮。順序伸縮就是各節(jié)伸縮臂按一定先后次序完成伸縮動作。同步伸縮是指各節(jié)伸縮臂以相同的行程比率同時伸縮。獨立伸縮是指各節(jié)伸縮臂無關聯(lián)地獨立進行伸縮動作。顯然，獨立伸縮機構同樣也可以完成順序伸

22、縮或同步伸縮的動作。如圖2.5所示。 （a）-順序伸縮 （b）-同步伸縮為了使起重機各節(jié)伸縮臂伸出后的載荷和起重機的起重量特性相適應，伸臂的順序為2（二節(jié)臂）3（三節(jié)臂）的順序伸出，1為基本臂，而縮回按相反的順序，即32的順序縮回。下面介紹實現(xiàn)順序伸縮的幾種方案。圖2.6是利用各油缸有效面積差控制伸縮順,即號伸縮油缸活塞面積大，.號伸縮油缸活塞面積逐次減小。各活塞腔是聯(lián)通的，各油缸活塞桿腔也是聯(lián)通的。很顯然I號伸縮油缸先伸出，其次是號和號伸縮油缸伸出。平衡閥Ki可以保證吊臂在載荷下平穩(wěn)收縮，同時還可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外為了保證吊臂回縮時按預定的順序，不至因自重和滑動阻力變

23、化等因素影響。平衡閥的開啟壓力應該設定為足K1最大，K3最小。圖2.7是用單向順序閥控制順序的一種方案。扳動操縱閥S，使A與P接通，同時B與O也通，此時伸縮油缸I伸出。油缸I伸出到位后，隨著活塞腔油壓力的升高，單向順序閥S1被打開，于是伸縮油缸伸出。油缸伸出到位后，油壓繼續(xù)升高單向順序閥S2也開啟，于是伸縮油缸量開始伸出。該機構縮回過程同前一方案。與前一方案比較，此方案對油缸面積無特殊要求，有利于減輕自重。圖中的雙單向閥d1與d2，其作用是使順序閥中的溢流流入主油道，這樣可以省去兩根回油管和軟管卷簡。圖2.8是電液操縱閥控制順序的一種方案。扳動操縱閥S，A和P、B和O接通。壓力油經電液換向閥C

24、l及平衡閥Kl進入到伸縮油缸I活塞腔，伸縮油缸I開始伸出。若電液換向閥Cl換位，則壓力油改道上行，經電液換向閥C2及平衡閥K2進入伸縮油缸，于是伸縮油缸E開始伸出。若電液換向閥C2換位，則壓力油二次改道上行，進入伸縮油缸伸出。與前述方案比較，由于該機構裝有電液閥，從而需要設置電線和電線卷簡，但該方案的伸縮順序有可靠保證。綜上所述QY8伸縮回路選擇差積式順序伸縮回路。圖2.6 差積式順序伸縮原理 圖2.7 單向順序閥順序伸縮原理 圖2.8電液換向閥順序伸縮原理、-伸縮油缸；S-操縱閥； d1.d2-雙向液壓閥；-平衡閥； 、-伸縮油缸；S-操縱閥； -平衡閥。 S1.s2-單項順序閥；、-伸縮油

25、缸；S-操縱閥； c1.c2-電液換向閥5.支腿回路：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。起重機設置支腿機構，目的是增加起重機的穩(wěn)定性及起重能力。支腿機構在作業(yè)時承受整機的自重和吊重，要求結構堅固，動作可靠。目前支腿大都采用液壓支腿。支腿機構有三種基本形式：蛙式支腿、H型支腿和X型支腿（如圖2.9、2.10）。蛙式支腿結構簡單，跨距小，只適用于中小噸位起重機上使用。 圖2.9 H型支腿 圖 2.10 X型支腿 1-水平液壓缸；2-垂直液壓缸 1-垂直液壓缸；2-車架；3-伸縮液壓缸；4-固定腿；5-活動腿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過

26、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(jù)地面情況對各支腿進行單獨調節(jié)。2.3液壓系統(tǒng)類型的擬定本機液壓系統(tǒng)分析根據(jù)開式和閉式系統(tǒng)的優(yōu)缺點、典型工況，結合國內外同類產品的具體情況，液壓系統(tǒng)決定選用多泵多回路和多種型式的高壓變量系統(tǒng)。為了使液壓系統(tǒng)更加易于檢修和使結構更簡單明了，在起升、回轉、伸縮、變幅、支腿和控制6個液壓回路中全部采用開式油路。由于本機屬于輕型起重機，回轉比較頻繁，所以回轉油路由變量泵和定量馬達組成。伸縮回路有兩節(jié)伸縮臂和兩個液壓缸，液壓缸與鋼繩組合實現(xiàn)同時伸縮。輕型起重機的變幅機構，采用單缸回路。為了提高效率，本輕型起重機回轉、伸縮、變

27、幅回路可以協(xié)調工作。因此采用了三個三位四通換向閥來分別控制三個動作，這樣操作起來十分方便，簡單。支腿回路采用H式支腿，因為本機為輕型起重機，支腿不外伸，每一支腿只有一個垂直液壓缸，支腿伸出后成H形。支腿回路的各油缸均采用手柄操縱換向閥來實現(xiàn)各種控制。回路中支腿油路液控單向閥可以防止支腿軟腿現(xiàn)象。根據(jù)汽車起重機的工況，支腿回路、回轉回路、伸縮回路和變幅回路通常單獨工作，所以可以采用同一個液壓泵并聯(lián)組合供油。各機構動作組合、分配及控制1. 各機構組合情況起伸機構伸縮機構回轉機構變幅機構支腿機構圖211 各機構動作組合情況支腿機構在起升過程中不能動作，但是支腿回路不工作時其他的回路均不能工作，起升與

28、變幅，伸縮、回轉回路要有組合動作功能，回轉、伸縮、變幅回路之間不需要組合動作。各機構組合情況如圖2.11所示。2. 動力分配情況 根據(jù)設計要求、工作情況、起重量等，本機的動力分配如圖2.12所示：變幅機構回轉機構伸縮機構支腿機構卷揚機構 合流 泵2泵1分動箱圖2.12上車動力分配情況2.4 QY8型汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作原理總成圖2.13 QY8型汽車起重機液壓系統(tǒng)圖表2.2 液壓系統(tǒng)主要元器件2.4.1支腿收放回路 吊臂變幅回路 吊臂伸縮回路本系統(tǒng)是利用各油缸有效面積差控制伸縮順,即號伸縮油缸活塞面積大，號伸縮油缸活塞面積小。各活塞腔是聯(lián)通的，各油缸活塞桿腔也是聯(lián)通的。很顯然I號伸縮油缸先

29、伸出，其次是號伸縮油缸伸出。 平衡閥Ki可以保證吊臂在載荷下平穩(wěn)收縮，同時還可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外為了保證吊臂回縮時按預定的順序，不至因自重和滑動阻力變化等因素影響。平衡閥的開啟壓力應該設定為足K1大，K2小。轉臺回轉回路 吊重起升回路 2.4.6 2.4.7 QY8型汽車起重機液壓系統(tǒng)的特點分合流油路、分合流油路可方便實現(xiàn)高低速切換外，第3章 液壓系統(tǒng)計算3.1主要液壓元件的選擇 8 噸液壓汽車起重機的主要技術參數(shù)的初定最大起重量8噸；最高提升速度=15；起升減速傳動比=21.6、效率=0.92；起升卷筒上鋼絲繩最外層直徑=411mm；吊鉤滑輪組倍率為=6,效率=0.9

30、5；鋼絲繩導向滑輪效率=0.96；液壓系統(tǒng)額定壓力初定為=18=18×106；以上參數(shù)在下述計算中不再標出。 起升馬達的計算和選擇(式3-1)(1) 作用于鋼絲繩上的最大靜拉力9 式中: 起重量(N) =8000kg=8000kg×9.8N/kg=78400N(2) 起升馬達所受最大扭矩9(式3-2)式中: 動力系數(shù)= 1+0.35 V 則 = 1+ 0.35×0.25 =1.088V 最高起升速度V =15m/min =0.25m/s(式3-3)(3) 液壓馬達的排量9 液壓馬達機械效率,通常取= 0.92(式3-4)(4) 液壓馬達轉速9(5) 液壓馬達的選擇

31、齒輪式和葉片式輸出扭矩較小, 且不適于低速傳動, 因此, 一般情況下均采用柱塞式液壓馬達。柱塞式液壓馬達可分為徑向柱塞式和軸向柱塞式兩種。軸向柱塞式液壓馬達除具有轉速范圍寬、扭矩大的優(yōu)點外,還具有結構緊湊、徑向尺寸小、轉動慣量小等優(yōu)點,故選用之。根據(jù)對國產軸向柱塞式液壓馬達產品的性能比較,8 噸液壓汽車起重機選用了上海液壓泵廠引進西德海卓瑪?shù)倏斯炯夹g生產的A2F6.1系列斜軸式定量馬達,型號為A2F56W6.1,輸入排量為56.1cm3/r,最高轉2390r/min最大輸入流量131L/min,最大功率78, 最大輸出扭312N·m,其詳細數(shù)據(jù)見附錄1。 液壓泵的計算和選擇(1)

32、液壓泵的工作壓力9(式3-6)(式3-5) + 式中: 液壓馬達的最大工作壓力 式中: 起升馬達所受最大扭矩= 141.6 起升馬達排量(cm3/r), = 56.1cm3/r 起升馬達機械效率 = 0.92 沿程壓力損失和局部壓力損失之和,一般取515bar , 則液壓泵的最大工作壓力17.3 + 1.5 = 18.8(2) 液壓泵的流量> 式中: 系統(tǒng)泄漏系統(tǒng),其值為1.11.3,現(xiàn)取= 1.3 液壓馬達所需最大流量 = 式中:液壓馬達最高轉速,=1506 r/min = 1506 ×56.1=84486.6cm3/min = 84.5 l/min則液壓泵的流量=1.3&#

33、215;84.5=109.9 l/min(3) 液壓泵的選擇液壓泵主要有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵三種。對于汽車起重機,其液壓系統(tǒng)負載大、功率大、精度要求不高。所以, 一般采用齒輪泵。根據(jù)系統(tǒng)的要求以及壓力、流量的需要,8 噸液壓汽車起重機選擇了40/32 型雙聯(lián)齒輪泵,型號為：CBG40/32-H，其最高工作壓力25,最高轉速2500r/min ,兩泵的理論排量分別為40cm3/r 和32cm3/r，合流最大流量為180L/min。當發(fā)動機經分動箱輸出速度為1500 r/min時，流量為108L/min。型號為：CBG40/32-H。3.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率由于液壓阻

34、力產生的壓力損失以及整個系統(tǒng)的機械損失和容積損失組成了能量的總損失，這些能量根據(jù)守恒定律，它不會自行消失而是轉化成了熱能，從而使油液的溫度升高，油溫過高，不僅使油的性質發(fā)生變化，影響系統(tǒng)工作，而且會引起容積效率的下降，因此，油溫必須控制在一定的范圍內，保證基本臂最大起重量40個工作循環(huán)后，油箱內液壓油的相對溫升在不加冷卻器的情況下，不超過75°（見1）。對于復雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率1：式中是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，是輸出的有效功率1。 (式3-7) (式3-8)式中為工作周期 s z、n、m分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量、分別為第i臺泵的

35、實際輸出壓力、流量、效率為第i臺泵工作時間 s、為液壓馬達的外載轉矩、轉速、工作時間 、rad/s、s、為液壓缸外載荷及此載荷時的行程，N、m 起重機的一個工作循環(huán)包括起升、回轉、變幅、伸縮臂、下降、空載、回轉、裝料等工序。在整個循環(huán)中，依據(jù)經驗估算出所需時間為280 s 總的發(fā)熱功率為=37.6-23.5=14.1 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且計算發(fā)熱功率時，也應考慮管路表面散熱1： (式3-9)式中為油箱散熱系數(shù)，見1，選擇=15； 為管路散熱系數(shù)，見1，選擇=14； 、分別為油箱、管道的散熱面積 為油溫與環(huán)境溫度之差若系統(tǒng)達到熱平衡

36、，則，油溫不再升高，此時，最大溫差1 (式3-10)環(huán)境溫度為，則油溫。油箱散熱面積的計算在以上章節(jié)計算油箱的容量為2.45，據(jù)1，V=0.8abh現(xiàn)假設油箱底面為正方形a=b=1.5m，求得h為1.36m=1.8h(a+b)+1.5ab=10.719=87.67+25=112.67計算出來的溫度遠遠高于所限制的溫度，現(xiàn)在采用安裝冷卻器的方法來降低溫度。據(jù)1，根據(jù)熱交換量14.1和油的流量(40+32)ml/r ×1500r/min合108L/min，在表37.10-36中選擇型號為2LQFLA1.46F的冷卻器，它能保持油液溫度在55左右。油箱的尺寸基本確定如下：長a=1.5m、寬

37、b=1.5m、高h=1.36m。第4章 變幅液壓缸設計 液壓缸設計包括結構設計和基本參數(shù)計算兩部分。由于各種液壓缸的用途和工作要求不同，其主要參數(shù)間又互有聯(lián)系，故設計時需要反復比較，綜合考慮才能得到較理想的結果。液壓缸設計沒有嚴格規(guī)定的步驟和統(tǒng)一的格式，而是根據(jù)掌握的原始資料基本上按如下步驟和內容進行。4.1變幅液壓缸的結構設計 液壓缸的結構設計包括缸筒和缸蓋的連接形式、活塞和活塞桿的連接形式排氣裝置的選擇和最小導向長度的確定。缸體端部連接結構 缸體端部連接結構與液壓缸的工作壓力、材料及工作條件有關。在工程機械常用的連接形式如圖4.1至4.4。 圖4.1所示為外螺紋連接。缸體1的端部加工有外螺

38、紋與缸蓋2連接，螺紋連接質量輕，外徑小，但結構較復雜，裝卸時要有專用工具，同心度要求高。 圖4.2所示為卡簧連接。其結構簡單、拆裝方便，外徑較小；缺點是連接強度差，當液壓缸工作壓力較高或受到較大沖擊載荷時，導向套的環(huán)槽易被壓壞而使卡簧脫出。 圖4.3所示為內卡環(huán)連接(又稱半環(huán)連接)結構緊湊，加工容易，裝卸方便，能承受較大的沖擊載荷，避免了卡簧連接安全可靠性差的缺點。這種連接要在缸體上開環(huán)形槽，在一定程度上削弱了缸體的強度。這是液壓缸設計中應注意的。圖4.4所示為法蘭連接。其加工、裝卸方便，連接強度高，安全可靠；但缸體外徑和質量都比較大。因此，在液壓缸工作壓力高，或經常受到沖擊載荷的情況下選用法

39、蘭連接才較為適宜。綜上所述，缸體連接形式選用無縫鋼管焊接配合導向套螺栓連接形式。 圖4.1外螺紋連接 圖4.2卡簧連接1缸體，2缸蓋，3導向套，4緊固螺釘 ，5活塞桿 1缸蓋，2卡簧，3導向套，4缸體 圖4.3內卡鍵連接 圖4.4 法蘭連接 圖4.5 活塞與活塞桿的連接結構 1缸體，2導向套，3內卡鍵 1缸體，2 O型密封圈， （a）螺紋連接，（b）卡環(huán)連接（平環(huán)），4套筒，5軸向彈簧擋圈， 3 Y型密封圈，4 螺栓，6活塞桿，7防塵圈，8 Y型密封圈， 5法蘭盤， 6活塞桿9 O型密封圈 活塞與活塞桿的連接方式 活塞與活塞桿的連接方式一般采用螺紋連接和卡環(huán)連接。螺紋連接如圖4.5a所示，結構

40、簡單、實用，應用較為普遍。當工作機械振動較大時螺紋易松動，故必須采取防松措施。 卡環(huán)連接如圖4.5b所示，這種連接比較可靠，可以承受較大的工作壓力和機械振動，且結構簡單、裝卸方便。多用于工程機械。此外，也有采用焊接方式的。焊接結構簡單、軸向尺寸緊湊，但不能拆換。活塞桿頭部結構 活塞桿頭部直接與工作機構連接，根據(jù)與負載連接的要求不同，活塞桿頭部主要有以下幾種結構，見圖4.6。其中圖4.6a)、4.6c)為單耳環(huán)不帶襯套的結構；圖4.6b)為單耳環(huán)帶襯套的結構；圖4.6d)為雙耳環(huán)結構；圖4.6e)為球頭結構；圖4.6f)、4.6g)分別為外螺紋及內螺紋結構。圖4.6 活塞桿頭部結構缸體安裝形式

41、工程機械上液壓缸的安裝形式常采用單耳環(huán)形、單耳球鉸形和鉸軸形，見圖4.7。單耳球鉸形能更好地保證液壓缸為軸心受力。缸底耳環(huán)通常與缸做成整體式或焊接而成。鉸軸可根據(jù)卞機的要求焊接在缸體的任意中間部位。缸體安裝和活塞頭部結構形式的具體尺寸，在設計時可根據(jù)負載連接要求、不同的缸徑和不同的使用壓力按JBl06867選取。圖4.7 液壓缸的安裝形式 液壓缸的緩沖裝置 一般的液壓缸可不考慮緩沖裝置。但當液壓缸驅動質量較大的工作機構作快速往復運動時，為了防比活塞在行程終點處與缸蓋或缸底碰撞產生沖擊和噪聲，甚至造成液壓缸、油管和閥類元件損壞，常在液壓缸內設有緩沖裝置。 液壓缸緩沖都是利用油液的節(jié)流作用實現(xiàn)的，

42、形式很多，常用的有間隙緩沖裝置和閥式緩沖裝置。圖4.8所示為利用間隙緩沖裝置的液壓缸。當活塞將近行程終點時，活塞桿端部的排油只能通過柱塞與導向孔形成的環(huán)形間隙流出。由于環(huán)形間隙的節(jié)流作用使回油腔的壓力迅速升高，從而對活塞產生一個制動力，減緩活塞的運動速度以免活塞撞擊缸底c 間隙緩沖裝置的緩沖作用與徑向間隙的大小有關，一般根據(jù)經驗確定。通常取(d0.50.8mm)。徑向間隙過大，不起緩沖作用，過小則緩沖效果不理想。 圖4.8液壓缸間隙緩沖裝置排氣裝置 液壓缸中如果有殘留空氣，將引起活塞低速運動時爬行和振動，產生噪聲和發(fā)熱，甚至使整個系統(tǒng)不能正常工。因此在設計和安裝液壓缸時，要保證能及時排出殘留在

43、缸內的空氣。一般利空氣密度小的特點，在液壓缸內腔的最高部位設置進、出油口；對于要求較高的液壓缸還要安裝排氣閥。圖4.9為兩種排氣結構。對于大型雙作用液壓缸，排氣結構設置在往復運動行程終點附近；對于單作用液壓缸設置在靠近缸蓋的位置。圖4.9排氣螺栓的結構4.2三鉸點變幅油缸的受力分析由汽車起重機吊臂的根部鉸點和變幅油缸上下鉸點所組成的變幅機構三鉸點是整機總體設計的重要部分，如圖4.10所示為三鉸點安裝簡圖。三鉸點布置的合理與否，對總體設計影響很大。通常在設計三鉸點時，是通過作圖和計算相結合的方法得到的，這種方法對變幅油缸受力、油缸參數(shù)是否合理以及整機重量、橋荷分配和起重性能的影響均不清楚。 圖4

44、.10 吊臂及油缸安裝圖 如圖6.2所示，分別對應圖6.1，AB1、AB2分別為變幅缸未伸出和伸出時的長度，OB1、OB2分別表示吊臂處于不同位置，B1CB2表示隨著起升高度的增加 圖4.11 吊臂及油缸安裝圖B點的運動軌跡。設r為動搖桿OB的長度，d為機架OA長度，L為AB長度，為搖桿OB的擺角，為機構運動的傳動角，符號角碼1和2分別表示機構處于初始位置和終止位置，=現(xiàn)取18°。設機架為單位長，, , =為油缸伸長系數(shù)。在此三鉸點設計中，采取圖所示方法來實現(xiàn)優(yōu)化設計，這是一個>1的情況，由幾何關系（余弦定理）可以得出18+2×××cos=1 （式

45、4-1） 2 +2×××cos=1 (式4-2) 在工作過程中盡量使變幅液壓缸推力隨臂架仰角而變化的曲線平衡，也就是機構的傳動角變化要小，只有這樣變幅液壓缸能夠具有良好的工作環(huán)境和合理的機構鉸點形狀。為了方便制造，在1.6到1.8之間，現(xiàn)取1.6。把和代入上式得=2.64、=1.93、=3.01 把=/3(見下文)，=7.5m(參考QY8系列8噸吊車技術要求)為基本臂長度，代入上式=(7.5/3)/d=2.64，d=947mmOA=d=947mm 、AB=1.93d =1828 mm、AB´=3.01d =2850mm為方便計算和制造，將AB、AB

46、80;分別取為1800mm、2800mm。因為油缸受力在勻速階段是不變的，我們所計算的油缸的受力是以當起重為最大的時候油缸所受的力為最大力。 見圖4.12分析受力圖?？傻贸鋈缦玛P系式 ： 計算得，當=2313mm時，=22.3°。此時OA、OB夾角為67.7°時，這樣所計算出的結果是較為安全可靠的，此時+AOB=90°，有油缸力臂L=947mm。圖4.12 變幅油缸受力分析圖作業(yè)幅度為R=3.75m，起吊額定重量Q時，對起點O取矩=0（略去鋼絲繩的重量），即18F×LQ×（R+E）××Cos=0 (式4-3)式中F為油缸推力

47、，為吊臂與水平線之夾角（67.7-34.3=33.4°），為吊臂總重，（包括副臂、伸縮油缸總重量，的取值范圍是起重機總質量的15%20%，因為采用的是組合式伸縮臂，所以取臂重為起重機總質量的15%），為基本臂長度。鉸點B的確定由B（，）決定。可以看成是常數(shù)，的取值為/3/2，現(xiàn)取為/3 18。鉸點O至回轉中心的距離為E，E的取值范圍為1.53m之間18，現(xiàn)取為1.5m。 當負載最大，即為8t時，油缸受力最大，計算油缸最大推力為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 變幅油缸主要幾何的計算液壓缸主要幾何尺寸，包括液壓缸的內徑AL，活塞桿直徑MM，導向套尺寸和液壓缸行程S等。油缸內徑AL的計算 變幅回路中液壓缸所受的最大外負載力為F=5.27×105N，因為系統(tǒng)中有一定的背壓，所以選擇液壓缸的背壓力為2 MPa,，系統(tǒng)壓力為18 MPa，選擇=d/D為0.7 19。AL = (式4-5) = =0.199m=200mm查標準，將內徑圓整為200 mm。查閱機械設計手冊19表37.7-10得其外徑為D=245mm?；钊麠U直徑計算d=0.7A

49、L=0.7×200mm=140mm活塞桿彎曲穩(wěn)定性的校核 由材料力學理論知，受壓細長桿，當載荷力接近某一臨界值時，桿將推動原有平衡而產生縱向彎曲，且其撓度值隨壓縮載荷的嗇而急劇增大，以至屈曲破壞。液壓缸的穩(wěn)定性條件為3 (式4-6)式中F為液壓缸的活塞桿最大載荷，為活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷為穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=24,現(xiàn)取3。計算臨界壓力，現(xiàn)采用等截面計算法。當活塞桿細長比L/k時3， (式4-7)當活塞桿細長比L/k時， (式4-8)材料為中碳鋼，m為柔性系數(shù)、fc為材料強度實驗值、為實驗常數(shù)，依據(jù)3表4-14，取值分別為85、490 MPa、1/5000；n為末端條件系數(shù)，依

50、據(jù)3表4-13，為兩端鉸接形式，取值為1；活塞桿細長比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即穩(wěn)定性良好。液壓缸行程s的確定 依據(jù)液壓缸的最短和最長長度分別為1800mm和2800mm，為了簡化工藝和降低成本，采用標準系列查文獻3表4-4 液壓過活塞行程系列(摘自GBT 23491980)選取行程為s=1000mm。最小導向長度的確定導向長度過短，將使缸因配合間隙引起的初始撓度增大，影響液壓的工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計必須保證

51、缸有一定的最小導向長度，液壓缸的最小導向長度應滿足： (式4-10)4.13 液壓缸基本尺寸圖L為液壓缸最大行程1000mmD為缸筒內徑d為活塞桿直徑B為活塞寬度，B=（0.61.0）DA為導向套的長度，在缸徑小于80mm時，取A=（0.61.0）D；當缸徑大于80mm時，取A=（0.61.0）d=1000/20+200/2=150 mm 綜合得H=158mm。 缸筒壁厚的計算通過文獻19查的工程機械缸筒外徑為245mm，液壓缸體材料為45號無縫鋼管。因此，壁厚為=（245200）/2=22.5mm。缸底厚度計算此缸設計為平形缸底1h=0.433 AL (式4-11)缸底材料選用的材料為45鋼

52、（GB/T699-1999標準規(guī)定45鋼抗拉強度為600MPa，屈服強度為355MPa，伸長率為16，斷面收縮率為40，沖擊功為39J），為缸底材料的許用應力，為600 MPa。為試驗壓力，工作壓力時，據(jù)3表14-17 =1.5p=1.5×18=27MPah0.433×200=18.37mm 綜合以上計算，查閱機械設計手冊19表37.7-10可知液壓缸相關尺寸為：AL=200mm，D=245mm，UE=270mm，耳環(huán)滑動軸承CD=80mm、MR×EW=90×90，進出油口尺寸2-EE為M42×2，耳環(huán)連接螺紋為M85×3*-95。第

53、5章 起升機構設計起升機構是實現(xiàn)重物升降運動的機構。起升機構按起重機傳動方式不同，分為機械傳動、電力機械傳動(電力傳動)、液壓機械傳動(液壓傳動)等型式。圖5.1為一起升機構的傳動示意圖。它由原動機1、聯(lián)軸器2、減速器3、卷筒4、制動器5、離合器6、滑輪組7和吊鉤8組成。原動機通過減速器驅動卷筒旋轉，使繞過滑輪組的鋼絲繩繞進卷筒或由卷筒放出，從而使吊鉤和重物以定的速度作垂直升降運動。圖5.1 起升機構的傳動示意圖5.1起升機構的傳動方案的分析 隨著液壓汽車起重機的發(fā)展，對起升機構的性能要求越來越高，不僅重量要輕，工作可靠，而且還要求調速。 目前我國汽車起重機的起升機構還不能完全適應新技術發(fā)展的需要，絕大多數(shù)老產品主要采用下列二種結構形式：一、單卷筒其構造形式如圖1所示，動力從液壓馬達1，通過聯(lián)軸器2 減速器4傳到卷筒5。制動器3為瓦塊式，置于高速軸上，