畢業(yè)設(shè)計論文QY20B汽車式起重機液壓系統(tǒng)的設(shè)計 含全套CAD圖紙

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1、 由于部分原因，說明書已刪除大部分，完整版說明書，CAD圖紙等，聯(lián)系153893706 QY20B汽車式起重機液壓系統(tǒng)的設(shè)計 摘 要：本文對QY20B型汽車起重機五個主要運動機構(gòu)的動作進行了分析，再根據(jù)五個動作設(shè)計出五部分液壓系統(tǒng)油路，完成了整機的系統(tǒng)液壓原理圖。根據(jù)機械性能參數(shù)和液壓性能參數(shù)進行了液壓元件的選擇計算，并完成了汽車起重機支腿力學(xué)分析和支腿垂直伸縮油缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后對液壓系統(tǒng)進行性能驗算。 關(guān)鍵詞：汽車起重機；液壓系統(tǒng)；支腿液壓缸；三聯(lián)齒輪泵 The Design for Hydraulic Pressure System of

2、QY20B Crane Truck Author: Tutor: (Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract: This paper QY20B type truck crane five main sports agency action is analyzed . According to five action designed to five parts

3、 hydraulic system lines ,Completed the machine system hydraulic principle diagram. According to the mechanical performance parameters and hydraulic performance parameters for the hydraulic components choice calculation ,And comp- leted the truck crane branch leg mechanics analysis and a leg vertica

4、l telescopic oil cylinder str- ucture designing. Final performance of hydraulic system checked. Keyword:Truck crane；Hydraulic system；A leg hydraulic cylinder；Sanilan gearp pump 1 緒論 1.1 起重機簡介 1.1.1 起重機的種類 中國古代灌溉農(nóng)田用的桔是臂架型起重機的雛形。14世紀(jì)，西歐出現(xiàn)了人力和畜力驅(qū)動的轉(zhuǎn)動臂架型起重機。1

5、9世紀(jì)前期，出現(xiàn)了橋式起重機；起重機的重要磨損件如軸、齒輪和吊具等開始采用金屬材料制造，并開始采用水力驅(qū)動。19世紀(jì)后期，蒸汽驅(qū)動的起重機逐漸取代了水力驅(qū)動的起重機。20世紀(jì)20年代開始，由于電氣工業(yè)和內(nèi)燃機工業(yè)迅速發(fā)展，以電動機或內(nèi)燃機為動力裝置的各種起重機基本形成。 到目前可分為 （1）輕小型起重設(shè)備 輕小型起重設(shè)備的特點是輕便、結(jié)構(gòu)緊湊，動作簡單，作業(yè)范圍投影以點、線為主。輕、小型起重設(shè)備，一般只有一個升降機構(gòu)，它只能使重物作單一的升降運動。屬于這一類的有：千斤頂、滑車、手（氣、電）動葫蘆、絞車等。電動葫蘆常配有運行小車與金屬構(gòu)架以擴大作業(yè)范圍。 圖1 分體式多級液

6、壓千斤頂 Fig.1 Split multi-stage hydraulic jacks （2）橋式起重機 橋式起重機的特點是可以使掛在吊鉤或其他取物裝置上的重物在空間實現(xiàn)垂直升降或水平運移。橋式起重機包括：起升機構(gòu)，大、小車運行機構(gòu)。依靠這些機構(gòu)的配合動作，可使重物在一定的立方形空間內(nèi)起升和搬運。橋式起重機、龍門起重機、裝卸橋、冶金橋式起重機、纜索起重機等都屬此類。 　 圖2 龍門起重機 Fig.2 Gantry cranes （3）臂架式起重機 　　 臂架式起重機的特點與橋式起重機基本相同。臂架式起重機包括：起升機構(gòu)、變幅機構(gòu)、旋轉(zhuǎn)機構(gòu)。依靠這些機

7、構(gòu)的配合動作，可使重物在一定的圓柱形空間內(nèi)起重和搬運。臂架式起重機多裝設(shè)在車輛上或其他形式的運輸（移動）工具上，這樣就構(gòu)成了運行臂架式旋轉(zhuǎn)起重機。如汽車式起重機、輪胎式起重機、塔式起重機、門座式起重機、浮式起重機、鐵路起重機等。 　 　 圖3 汽車起重機 Fig.3 Truck crane （4）升降機 升降機的特點是重物或取物裝置只能沿導(dǎo)軌升降。升降機雖只有一個升降機構(gòu)，但在升降機中，還有許多其他附屬裝置，所以單獨構(gòu)成一類，它包括：電梯、貨梯、升船機等。除此以外，起重機還有多種分類方法。例如，按取物裝置和用途分類，有吊鉤起重機、抓斗起重機、電磁起重機、冶金起重機、堆垛起重機、集

8、裝箱起重機和援救起重機等；按運移方式分類，有固定式起重機、運行式起重機、自行式起重機、拖引式起重機、爬升式起重機、便攜式起重機、隨車起重機等；按驅(qū)動方式分類，有支承起重機、懸掛起重機等；按使用場合分類，有車間起重機、機器房起重機、倉庫起重機、貯料場起重機、建筑起重機、工程起重機、港口起重機、船廠起重機、壩頂起重機、船上起重機等。 1.1.2 汽車起重機的原理 一般汽車起重機由支腿機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、伸縮機構(gòu)、變幅機構(gòu)、起升機構(gòu)所組成，其機構(gòu)如下圖所示： 圖4 汽車起重機機構(gòu)簡圖 Fig.4 Truck crane bodies diagram 根據(jù)以上機構(gòu)運動要求

9、，其相應(yīng)的液壓系統(tǒng)分為支腿回路、回轉(zhuǎn)回路、伸縮回路、變幅回路、起升回路所組成，其各機構(gòu)完成的動作和功能如下： （1）支腿回路 汽車起重機的底盤前后各有兩條支腿，每一第支腿由一個液壓缸驅(qū)動。兩條前支腿和兩條后支腿分別由三位四通手動換向閥A和B控制其伸出或縮回。每個液壓缸的油路均設(shè)有雙向鎖緊回路，以保證支腿被可靠地鎖住，防止在起重作業(yè)時發(fā)生“軟腿”現(xiàn)象或行車過程中支腿自行滑落。 （2）回轉(zhuǎn)回路 回轉(zhuǎn)機構(gòu)采用液壓馬達作為執(zhí)行元件。液壓馬達通過蝸輪蝸桿速箱和一對內(nèi)嚙合的齒輪來驅(qū)動轉(zhuǎn)盤。轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)速較低，每分鐘僅為1~3轉(zhuǎn)，故液壓馬達的轉(zhuǎn)速也不高，就沒有必要設(shè)置液壓馬達的制動回路。 （

10、3）伸縮回路 起重機的吊臂由基本臂和伸縮臂組成，伸縮臂套在基本臂之中，用一個三位四通手動換向閥D控制的伸縮液壓缸來驅(qū)動吊臂的伸出和縮回。為防止因自重而使吊臂下降，油路中設(shè)有平衡回路。 （4）變幅回路 吊臂變幅就是用一個液壓缸來改變起重臂的角度。變幅液壓缸由三位四通手動換向閥E控制。同樣，為防止在變幅作業(yè)時因自重而使吊臂下落，在油路中設(shè)有平衡回路。 （5）起降回路：起降機構(gòu)是汽車起重機的主要工作機構(gòu)，它是一個由大轉(zhuǎn)矩液壓馬達帶動的卷揚機。在液壓馬達的回油路中設(shè)有平衡回路，以防止重物落下。此外，在液壓馬達上還設(shè)有由單向節(jié)流閥和單作用閘缸組成的制動回路，使制動器張開延時而緊閉迅速，以避免卷揚

11、機起停時發(fā)生溜車下滑現(xiàn)象。 1.2 起重機發(fā)展史 1.2.1 汽車起重機的國外發(fā)展史 輪式起重機最初是以誕生于1869年的蒸汽軌道式起重機發(fā)展而來的，經(jīng)歷了軌道式、實心輪胎式、充氣輪胎式的發(fā)展變化過程。 由于輪式起重機具有機動靈活、操作方便、效率高等特點，在二戰(zhàn)后修復(fù)戰(zhàn)爭創(chuàng)傷和經(jīng)濟建設(shè)中得到廣泛應(yīng)用。早期的輪式起重機大多采用機械傳動的桁架式臂架。隨著60年代中期液壓技術(shù)的發(fā)展，液壓伸縮臂輪式起重機得到迅速發(fā)展。到80年代末，中小噸位的輪式起重機己多數(shù)采用液壓伸縮式臂架，僅有一部分大噸位汽車起重機仍采用桁架式臂架。 20世紀(jì)60年代末期，隨著大型建筑、石油化工、水電站等大型工程的發(fā)

12、展，對輪式起重機的性能、工作效率和安全性提出了更高的要求。由于當(dāng)時液壓技術(shù)、電子技術(shù)、汽車工業(yè)的發(fā)展及新型高強度鋼材的不斷出現(xiàn)，使輪式起重機開始向大型化發(fā)展，并且在普通輪胎式起重機的基礎(chǔ)上開發(fā)出越野輪胎起重機，隨后又開發(fā)出全路面起重機。全路面起重機綜合了汽車起重機高速行駛和越野輪胎起重機吊重行走及高通過性的特點，在近20多年得到很大發(fā)展。 1.2.2 汽車起重機國內(nèi)發(fā)展史 1958年，北起在K32型基礎(chǔ)上改進設(shè)計的Q51型5噸汽車起重機，批量生產(chǎn)后擴散到全國多家工廠生產(chǎn)，同年8月正式改名為北京起重機器廠。1960 年，改進設(shè)計的機械傳動Q81型8噸汽車起重機以及100噸橋式起重機試制成功

13、，Q51型5噸汽車起重機出口援外，開始了中國汽車起重機的出口歷史。 ? ? 1963年3月，徐州重型機械廠（徐工集團前身）生產(chǎn)的第一臺Q51型5噸汽車起重機下線。1964年，北起開始研制液壓元件，為生產(chǎn)液壓式起重機打下基礎(chǔ)。1966年，根據(jù)“三線建設(shè)”的方針，北起廠一分為二，將235臺設(shè)備，約2600名生產(chǎn)技術(shù)骨干及家屬，全套起重機技術(shù)圖紙，配套地運往四川瀘州，僅用了一年時間就建立起當(dāng)?shù)刈畲笠?guī)模的國營企業(yè)——長江起重機器廠。1968年，Q84型8噸液壓汽車起重機試制成功，這是我國自行研制的第一臺液壓式汽車起重機。1976年，北起與長沙建設(shè)機械研究所聯(lián)合，試制成功QD100型100噸桁架臂式汽

14、車起重機，并應(yīng)用在唐山大地震搶險中。 從2004年開始，隨著中國經(jīng)濟崛起，電力、石化、鋼鐵、交通基礎(chǔ)設(shè)施進入建設(shè)高潮。國內(nèi)履帶式挖掘機市場快速膨脹。有實力的企業(yè)全力加大了對履帶起重機的研發(fā)投入，撫順挖掘機制造有限責(zé)任公司于2005-2006年年間，先后推出了250噸和350噸履帶起重機，徐州重型機械有限公司2005年推出 300噸履帶起重機。除了以上兩家國內(nèi)原有的履帶起重機生產(chǎn)廠家外。2004年上海三一科技有限公司加入了履帶起重機制造商的行列，陸續(xù)推出50噸、80 噸和150噸履帶起重機，2006年又推出400噸履帶起重機。2004年底，中聯(lián)重科浦沅分公司推出200噸履帶起重機，此后又陸續(xù)推

15、出70噸、100 噸、160噸和50噸履帶起重機。至此，國內(nèi)履帶起重機已有35-400噸十幾個型號，形成了較為全面的產(chǎn)品型譜。撫挖、徐重、三一、中聯(lián)浦沅成為主要生產(chǎn)企業(yè)。 1.2.3 汽車起重機的國內(nèi)外的發(fā)展趨勢 （1）采用國際化配套，對系統(tǒng)性要求較高的液壓元件如泵、閥、馬達等采用國際化配套可提高產(chǎn)品的可靠性，另外，國外使用成熟、量大價廉的元件在國內(nèi)也廣泛使用。 （2）采用卡套式接頭，由于卡套式接頭在控制系統(tǒng)污染、防泄露等方面具有很強的優(yōu)越性，使用卡套式接頭能大大減少故障率和早期反饋率。 （3）在系統(tǒng)中設(shè)計速度分檔，由于不同施工項目的不同要求，對起重機各動作速度的要求也不一樣

16、，速度分檔技術(shù)也應(yīng)運而生，設(shè)計不同的速度檔位，以適用不同工況的要求。 （4）廣泛使用高度集成的、模塊化閥組，能簡化管路，有效的減少液組，提高效率，同時易于維護。 （5）向計算機技術(shù)領(lǐng)域的縱深滲透，汽車起重機將向無線遙控技術(shù)、遠程診斷服務(wù)技術(shù)、黑匣子自我保護技術(shù)等方向發(fā)展，為了實現(xiàn)整機的功能，液壓技術(shù)將同計算機技術(shù)相互滲透，共同發(fā)展 1.3 研究思路及方案 本課題主要針對汽車起重機的功能、組成和工作特點，結(jié)合國內(nèi)外汽車起重機的運用現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，設(shè)計一款能夠適應(yīng)國內(nèi)外工程建設(shè)的中型汽車起重機（QY20B）液壓系統(tǒng)。在設(shè)計本機液壓系統(tǒng)時，在明確設(shè)計任務(wù)和設(shè)計要求，不要偏離題目；仔細研究設(shè)

17、計方案，理清設(shè)計思路，使設(shè)計過程清晰化，這兩點的基礎(chǔ)上。進行以下研究工作： 對各工作機構(gòu)液壓回路進行設(shè)計，對個回路的組成原理和性能進行分析。 根據(jù)本機液壓系統(tǒng)工作參數(shù)和各機構(gòu)主要參數(shù)對液壓系統(tǒng)進行設(shè)計計算，根據(jù)液壓系統(tǒng)要求，對主要液壓元件進行選擇。 液壓元件選好以后需要對特定回路進行性能計算，其中包括系統(tǒng)特定回路功率計算，特定回路性能驗算以及對整個系統(tǒng)的發(fā)熱進行驗算。 2 汽車起重機主要運動機構(gòu)分析 2.1 QY20B型汽車起重機性能參數(shù)要求 最大起重量20噸； 最大起重力矩600 k N·m 最高提升速度=10； 基本臂長 10.5m 最長主臂長 32.55m

18、 最大起升高度 基本臂：11.2m 伸縮臂：32.8m 發(fā)動機型號SC8DK230Q3 發(fā)動機額定功率 170/2200Kw/(r/min) 發(fā)動機額定扭矩 830/1400N.m/(r/min) 發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 2200r/min 以上參數(shù)在下述計算中不再標(biāo)出。 2.2 QY20B型汽車起重機主要機構(gòu)分析 一般汽車起重機主要液壓機構(gòu)有：支腿機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、伸縮機構(gòu)、變幅機構(gòu)、起升機構(gòu)所組成。 2.2.1 伸縮機構(gòu)分析： 主要動作：伸長—保持—縮回 特點：操作簡單，起升噸位大。 （1)一般有三種伸縮方式：順序伸縮、同步伸縮和獨立伸縮。 順序伸縮是指各節(jié)伸縮臂

19、按一定先后次序完成伸縮動作。為了使各節(jié)伸縮臂伸出后的起重能力與起重機的起重特性相適應(yīng)，伸臂順序與縮臂順序相反。 獨立伸縮是指各節(jié)伸縮臂無關(guān)聯(lián)地獨立進行伸縮動作。顯然，獨立伸縮機構(gòu)同樣也可以完成順序伸縮同步伸縮的動作。 同步伸縮是指各節(jié)伸縮臂以相同的行程比率同時伸縮。 （2）驅(qū)動形式： 臂架伸縮機構(gòu)的驅(qū)動形式有機械式、液壓式和復(fù)合式三種。 機械式驅(qū)動裝置構(gòu)造簡單，一般只能在吊鉤空負荷時使臂架伸縮，而且只用于有一節(jié)伸縮臂的小噸位起重機上。臂架伸縮的驅(qū)動型式有鋼繩卷筒驅(qū)動、齒輪條驅(qū)動，或者利用其它工作機構(gòu)驅(qū)動。 液壓驅(qū)動是吊臂伸縮機構(gòu)的主要驅(qū)動型式。設(shè)計相應(yīng)的伸縮液壓缸和油路，可以實現(xiàn)臂

20、架的各種伸縮方式 復(fù)合式驅(qū)動由伸縮液壓缸和機械傳動裝置組成，油缸的數(shù)目和作用方式視活動臂節(jié)數(shù)而定。機械傳動裝置通常才用鋼繩或鏈條滑輪組。鋼繩滑輪組的缺點是，鋼繩伸長量大，而且有可能跳槽，張緊度調(diào)整不當(dāng)時，伸縮運動不平穩(wěn)，使用中的維護工作量增加。鏈條滑輪組雖然能克服上述部分缺點，但重量大。目前以鋼繩滑輪組使用較多 起重臂伸縮機構(gòu)主起重臂是由鋼板焊制的箱形結(jié)構(gòu)，共三節(jié)（基本臂、二節(jié)臂、三節(jié)臂），全動力同步伸縮，全部伸出時臂長24.5m，全部縮回時臂長10.2m。起重機伸縮機構(gòu)工作原理如圖所示。 1、8-滑輪 2-伸臂鋼絲繩 3-二節(jié)臂 4-伸縮液壓缸 5-伸縮鋼絲繩固定點 6-基本臂 7

21、-伸縮鋼絲繩 9-三節(jié)臂 10-縮臂鋼絲繩固定點 圖5 伸縮臂架原理圖 Fig.5 Telescopic boom schematic 此處已刪除 缸筒內(nèi)徑：125mm 活塞桿直徑：90mm 缸筒外徑：150mm 缸徑：125，桿徑：90 4.6 根據(jù)液壓缸運動速度要求，定支腿回路流量和相關(guān)閥的型號 支腿液壓缸速度定為： V=0.01 m/s 支腿回路流量 Q=V×S=32.9L/min 序號 圖號 閥門

22、 數(shù)量 8 DFY-L20H 液控單向閥 1 5.2 34SH-H20B-T 三位四通換向閥 1 5.1 ZS1-L20E 三位六通換向閥 1 4.4 DFY-L20H 液控單向閥 1 4.3 A-Hb20L 單向閥

23、 1 4.2 YF-L20H3-S 溢流閥 1 4.1 YF-L20H1-S 溢流閥 1 4.7 支腿液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計包括剛體材料選擇、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(dǎo)向長度的確定。 4.7.1 缸體材料 液壓缸缸體的常用材料為20、35、45號無縫鋼管。因20號鋼的機械性能略低，且不能調(diào)質(zhì)，應(yīng)用較少。當(dāng)缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件需焊接時，則應(yīng)采用

24、焊接性能較好的35號鋼，粗加工后調(diào)質(zhì)。一般情況下，均采用45號鋼，并應(yīng)調(diào)質(zhì)到241—285HB 4.7.2 缸筒和缸蓋 缸筒和缸蓋的連接式有焊接、螺紋連接、法蘭連接、拉桿連接、半環(huán)連接和鋼絲連接。法蘭連接結(jié)構(gòu)較簡單，易加工，易裝卸，但徑向尺寸較大，質(zhì)量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的缸體端部應(yīng)鐓粗。在此液壓缸中，采用后端蓋焊接方式，前端蓋法蘭連接。焊接方式結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，重量輕，使用廣泛，但缸體焊后可能變形。缸筒和缸蓋采用法蘭連接，這種結(jié)構(gòu)易加工，易裝卸，使用廣泛，徑向尺寸較大，質(zhì)量比螺紋連接的大，非焊接式法蘭的缸體端部應(yīng)鐓粗。 圖19 缸筒與缸蓋安裝

25、 Fig19 Cylinder and cylinder head installation 4.7.3 活塞和活塞桿 活塞和活塞桿有整體結(jié)構(gòu)、螺紋連接、半環(huán)連接。整體式用于工作壓力較大，而活塞直徑又較小的情況，螺紋連接是較常用的方式，半環(huán)連接用于工作壓力、機械振動較大的情況。如圖19所示，活塞和活塞桿的連接形式為螺紋連接 圖20 活塞桿與活塞連接圖 Fig20 Piston rod and piston connection diagram 4.7.4 排氣裝置 為了使液壓缸運動穩(wěn)定，在新裝上

26、液壓缸之后，必須將缸內(nèi)的空氣排出。排氣的方法之一是使液壓缸反復(fù)運動，直到平穩(wěn)。但更可靠的方法是在液壓缸上設(shè)置排氣塞（排氣閥），排氣塞的位置一般放在液壓缸的端部，雙作用液壓缸則應(yīng)設(shè)置兩個排氣塞；但如果進油口和出油口都分布在液壓缸的上端位置，排氣塞就可省略，這里我們設(shè)計液壓缸時使油口朝上，不使用排氣塞。 4.7.5 緩沖裝置 緩沖裝置的作用是減小活塞及活塞桿等運動部件在運動時支缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端實現(xiàn)速度的遞減，直至為零。液壓缸活塞運動速度在0.1m/s以下時，一般不采用緩沖裝置；在0.2m/s以上時，則必須設(shè)置緩沖裝置。變幅液壓缸的速度小于0.1m/s，因此不設(shè)置緩沖裝置。

27、 4.7.6 最小導(dǎo)向長度的確定 導(dǎo)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(shè)計必須保證液壓缸有一定的最小導(dǎo)向長度，一般液壓缸的最小導(dǎo)向長度應(yīng)滿足 (8) 圖21 液壓缸各個尺寸圖 Fig21 Hydraulic cylinders of various dimensions in Figure L為液壓缸最大行程 D為缸筒內(nèi)徑 d為活塞桿直徑 B為活塞寬度，B=（0.6~1.0）D A為導(dǎo)向

28、套的長度，在缸徑小于80mm時，取A=（0.6~1.0）D；當(dāng)缸徑大于 80mm時，取A=（0.6~1.0）d =547/20+125/2=90 mm 4.8 其它液壓元件的計算選擇 各回路最高液壓力如下： 支腿回路 16MPa 回轉(zhuǎn)回路 17MPa 伸縮回路 19MP 變幅回路 19MPa 起升回路 20MPa 4.8.1 起升馬達的計算和選擇 （1）作用于鋼絲繩上的最大靜拉力[9] (9)

29、 式中: — 起重量(N) =8000kg=8000kg×9.8N/kg=196000N (2) 起升馬達所受最大扭矩[9] (10) 式中: — 動力系數(shù) = 1+0.35 V 則 = 1+ 0.35×0.17 =1.06 V — 最高起升速度 V =10m/min =0.17m/s （3）液壓馬達的排量[9] (11) —液壓馬達機械效率,通常取= 0.92 （4）液壓馬達轉(zhuǎn)速[9] (12) 據(jù)此我們選擇 ZDB725型柱塞馬達，性

30、能參數(shù)如下 工作壓力 額定：16MPa 最高：25MPa 轉(zhuǎn)速 額定：1450r/min 最高：2000r/min 輸入功率：43.2KW 排量 106.7 ml/r 扭矩：251N·M 容積效率：0.97 總效率0.90 變量方式：定量 重量：72.5Kg 最大流量為：126L/min 4.8.2 液壓泵的選擇 根據(jù)工況要求，支腿回路最大流量為32.9L/min 變幅回路最大流量為61

31、.4L/min 起升最大流量126L/min 共三個 根據(jù)排量和壓力我們選擇CB—KPL80/63/32型三聯(lián)齒輪液壓泵，性能如下： 壓力 額定：20MPa 最高：25MPa 轉(zhuǎn)速 額定：2000r/min 最高：2500r/min 容積效率：≥90% 總效率：≥81% 驅(qū)動功率：129Kw 重量：35Kg 4.8.3 其他液壓回路液壓閥選擇 表5 其他液壓回路液壓閥 Table5 Other hydraulic circuit hydraulic valves 序號

32、 圖號 閥門 數(shù)量 26 LDF-20C 單向節(jié)流閥 2 22 FD16PA10B00 平衡閥 1 21 ZM227 起升液壓馬達 1 20 FD16PA10B00 平

33、衡閥 1 18 FD16PA10B00 平衡閥 1 15 YF-L20H3-S 溢流閥 1 14.7 YF-L20H3-S 溢流閥 1 14.6 ZS1-L20E-W-H 三位六通換向閥 1 14.5

34、 ZS1-L20E-W-O 三位六通換向閥 1 14.4 ZS1-L20E-W-O 三位六通換向閥 1 14.3 YF-L20H3-S 溢流閥 1 14.2 ZS1-L20E-W-O 三位六通換向閥 1 14.1 YF-L20H3-S 溢流閥

35、 1 11.3 YF-L20H3-S 溢流閥 1 11.2 DF-L20H2 單向閥 1 11.1 QS-6 棱閥 1 9 XU-J400×80F 線隙式濾油器 1

36、 8 DFY-L20H 液控單向閥 1 5.2 34SH-H20B-T 三位四通換向閥 1 5.1 ZS1-L20E 三位六通換向閥 1 4.4 DFY-L20H 液控單向閥 1 4.3 A-HB20L 單向閥

37、 1 4.2 YF-L20H3-S 溢流閥 1 4.1 YF-L20H1-S 溢流閥 1 4.9 油路的通徑 4.9.1 油路的通徑計算參數(shù) 油路的通徑按多類油路的許用流速計算 壓力管路 V1 = 3～6 m/s，取V1 = 3 m/s 回油管路 V2 ≤ 3 m/s 吸油管路 V3 = 0.5～1.5 m/s，取V3 = 1 m/s 4.9

38、.2 卷揚油路 （1）主卷揚泵的工作油路 式中：QB1—主副卷揚泵最大流量之和，QB1 =126L/min =0.029m=29mm 查手冊取d1 = 32mm （2）主卷揚馬達的工作管路 式中：QB1—主副卷揚泵最大流量之和， QB1 =121.8 L/min =0.029m=29mm 查《機械設(shè)計手冊》P645表37.9-1取d2 = 32mm 4.9.3 回轉(zhuǎn)工作管路 （13） 式中：

39、QB3—回轉(zhuǎn)支撐最大流量，QB3=37.5L/min =0.016m=16mm 查《機械設(shè)計手冊》P645表37.9-1 d4 = 20mm 4.9.4 伸縮回路管路 伸縮缸小腔管路 式中：QB4—伸縮缸最大流量，QB4 = 36.3L/min =16mm 查《機械設(shè)計手冊》P645表37.9-1 d4 = 20mm 4.9.5 變幅回路管路 式中：QB4—伸縮缸最大流量，QB4 = 61.4L/min =20.8mm 查《機械設(shè)計手冊》P645表37.9-1 d4 = 25mm 4.9.6 支腿回路管

40、路 式中：QB4—伸縮缸最大流量之和，QB4 =32.9L/min =15.2mm 查《機械設(shè)計手冊》P645表37.9-1 d4 = 20mm 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 液壓系統(tǒng)初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當(dāng)各回路形式、液壓元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對所設(shè)計得系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切地計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統(tǒng)效率，壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)的問題對某些不合理的設(shè)計進行重新調(diào)整，或采取其它必要的措施。 5.1 管路系統(tǒng)容積效率及壓力效率計算 5.1.1 容積效率 （

41、1） 卷揚、回轉(zhuǎn)回路 由于卷揚、回轉(zhuǎn)是相互獨立的閉式油路，流量損失主要是冷卻閥塊使主油路中一部分油流回油池，以及作為控制油的一部分損失，對此憑經(jīng)驗取ηlv=98%。 （2）伸縮、變幅、支腿回路 伸縮、變幅、支腿機構(gòu)，其內(nèi)泄漏的大小與管路中各控制閥的配合間隙，密封長度，運動件直徑，兩端壓降，油液粘度，加工質(zhì)量等很多因素有關(guān)，并且在實際中，泄露值是一個變量，因此由公式QL=KQ（此公式見《 流體傳動與控制》P224公式8-26）且取泄露系數(shù)0.05，其中Q為系統(tǒng)流量，則：QL=0.05Q （14） 5.1.2 壓力效率

42、 （1）卷揚機構(gòu) 合流時，在插裝閥上的壓力損失，管路中壓力損失取0.05P，則 （15） (低壓合流，壓力按計算，即) （16） 單動時，只有管路上的壓力損失 （2）回轉(zhuǎn)：其閥類局部損失 （3）伸縮、變幅、支腿機構(gòu) 根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，平蘅閥，換向閥，管路壓 取(系統(tǒng)工作壓力)則 （4）管路系統(tǒng)總效率 a.卷揚合流時

43、 b.卷揚單動時 c.回轉(zhuǎn) d.伸縮、變幅、支腿 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱驗算 由于液壓阻力產(chǎn)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(zhuǎn)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(zhì)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(nèi)，保證基本臂最大起重量40個工作循環(huán)后，油箱內(nèi)液壓油的相對溫升在不加冷卻器的情況下，不超過75°。 5.3 工作循環(huán)周期T 起重機的一個工作循環(huán)包括起升、回轉(zhuǎn)、變幅、伸縮臂、下降、空載

44、、回轉(zhuǎn)、裝料等工序。 5.3.1 起升工序 功率N1=43KW，時間t1=h/V 式中：h—額定負載時的起升高度=基本臂的60%， h=9.2160%=5.544m V—起升工序速度，V=3.36m/min，則 t= 5.3.2 回轉(zhuǎn)工序 功率： N2=20KW 式中：n—回轉(zhuǎn)速度，n=2.5r/min 5.3.3 變幅工序 因為吊額定負載時，幅度不允許變大，所以N3=0，t3=0 5.3.4 下降工序 N4=N1=40KW； t4=t1=99 s 5.3.5 空載回轉(zhuǎn) N5=N2=20KW； t5=t2=12 s 5

45、.3.6 裝載工序 N6=0，憑經(jīng)驗t6=150 s 5.3.7 伸縮工序 因吊額定載荷時是不變的，所以不能帶載伸縮，此工序不計算發(fā)熱。 于是周期： T=t1+t2+t3+t4+t5+t6=99+12+0+99+12+150=372 s 5.4 油泵損失所產(chǎn)生的熱能H 根據(jù)機械設(shè)計手冊P68公式（11-51） HP=N（1-η）×860（千卡/小時） 式中：N—油泵的功率（KW） η油泵的總效率 5.4.1 主卷揚產(chǎn)生的熱量 吊額定負載時副卷揚不工作 H升=N（1-η）×860×t/T =43×（1-0.83）×860×118/372=167

46、3（千卡/小時） H降=H升=1673（千卡/小時） Hp1=H升+H降=3346（千卡/小時） 5.4.2 回轉(zhuǎn)泵產(chǎn)生的熱量 H正回=N（1-η）×860×t/T =20×（1-0.83）×860×12/372=94（千卡/小時） H反回=H正回=94（千卡/小時） Hp2=H正回+H反回=94×2=188（千卡/小時） 5.4.3 馬達產(chǎn)生的熱量 HM=NM（1-η）×860（千卡/小時） 式中：NM—馬達的功率 η—馬達的總功率，η=0.9 5.4.4 起升馬達產(chǎn)生的熱

47、量 H升=N. ηL（1-η）×860×t/T =43×0.931×（1-0.9）×860×99/372 =916（千卡/小時） H降=H升=916（千卡/小時） HM1=H升+H降=916×2=1832（千卡/小時） 5.4.5 回轉(zhuǎn)馬達產(chǎn)生的熱能 H正回=N×ηL×（1-η）×860×t/T =20×0.931×（1-0.9）×860×12/372=51（千卡/小時） H反回=H正回=51（千卡/小時） HM2=H正回+H反回=51×2=102（千卡/小時） 5.4.6 管路產(chǎn)生的熱量 管路發(fā)熱基本上可

48、以與散熱冷卻相平衡，忽略不記。 5.4.7 系統(tǒng)的總發(fā)熱量 H=Hp1+Hp2+HM1+HM2=3346+188+1832+102=5468（千卡/小時） 5.5 油箱散熱量 油箱的散熱面積由《機械設(shè)計手冊》下冊P48公式（11-178）計算 ==14.2 由熱平衡方程得公式： （17） 式中：K—油箱的散熱系數(shù)，取為13千卡/m2.時.℃（周圍通風(fēng)良好） C1—油的比熱，取為0.5千卡/公斤.℃ C2—鋼的比熱，取為0.12千卡/公斤.℃ γ—30#精密機床液壓油的重度

49、，γ=900千卡/m3 G1—循環(huán)油的質(zhì)量 G2—油箱散熱部分鋼板的質(zhì)量（千克） t—系統(tǒng)的工作時間 3231×10=2907.9Kg （鋼板厚度取為3mm，即δ=3mm） 當(dāng)油與周圍空氣在開始工作時的溫度Δτ0時 =29.62 當(dāng)汽車起重機連續(xù)工作40個工作循環(huán)時，其工作時間： （小時） 帶入得℃ Δτ<50℃所以，油箱溫升滿足要求 參考文獻 [1] 徐灝．機械設(shè)計手冊5[M] ．北京：機械工業(yè)出版社，1992：3-746 [2] 張質(zhì)文，虞和謙

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52、起重運輸機械.化學(xué)工業(yè)出版社 [17] 現(xiàn)代機械傳動手冊編輯委員編. 現(xiàn)代機械傳動手冊 [18] 聯(lián)合編制.機械設(shè)計手冊(上 中 下冊).化工出版社,1982年 [19] 劉又文，彭獻編著.理論力學(xué).高等教育出版社 [20] 孫桓，陳作模，葛文杰編著.機械原理.西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室 [21] Fittch,E.C.Hydraulic Failure-Analysis&Prevention.Stillwater,OK,USA:FES,Inc.1984 [22] Ferenc Furesz etc.Fundamentals of Hydraulic Power Tr

53、ansmission[M].New York.1988 [23] Z.J.Lansky etc.Industrial Pneumatic Control[M].New York.1986 致 謝 在此論文撰寫過程中，要特別感謝向陽老師的指導(dǎo)與督促，同時感謝他的諒解與包容。沒有向陽老師的幫助也就沒有今天的這篇論文。求學(xué)歷程是艱苦的，但又是快樂的。 畢業(yè)設(shè)計是一個系統(tǒng)、嚴謹?shù)墓こ?，設(shè)計量對我們本科生來說也挺大，這期間沒有老師的指導(dǎo)我們是很難單獨完成任務(wù)的。向陽老師的治學(xué)嚴謹、為人樸實的作風(fēng)給我留下了良好的印象。 同時在這四年的學(xué)期中結(jié)識的各位生活和學(xué)習(xí)上的摯友讓我得到了人生最大的一筆財富。在此，也對他們表示衷心感謝。 謝謝我的父母，沒有他們辛勤的付出也就沒有我的今天，在這一刻，將最崇高的敬意獻給你們！ 本文參考了大量的文獻資料，在此，向各學(xué)術(shù)界的前輩們致敬！ 22