半岛真人汽车起重机说明书QY40汽车起重机液压系统设计 摘 要 QY40型汽车起重机液压系统的设计是该型起重机设计过程中比较典型的一种。 为了设计出符合汽车起重机性能要求的液压系统，主要做了以下四项工作。第一，通过阅读大量国内外相关资料和调研市场上已存在产品，本文对QY40T型汽车起重机的功能和工作原理进行了深入的了解和分析；具体分析了汽车起重机液压系统的功能、组成、工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。第二，根据QY40T型汽车起重机的工作特点，确定了系统的起升回路、回转回路、变幅回路、伸缩回路和支腿回路的...
摘 要 QY40型汽车起重机液压系统的设计是该型起重机设计过程中比较典型的一种。 为了设计出符合汽车起重机性能要求的液压系统，主要做了以下四项工作。第一，通过阅读大量国内外相关资料和调研市场上已存在产品，本文对QY40T型汽车起重机的功能和工作原理进行了深入的了解和
；具体分析了汽车起重机液压系统的功能、组成、工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。第二，根据QY40T型汽车起重机的工作特点，确定了系统的起升回路、回转回路、变幅回路、伸缩回路和支腿回路的基本结构，并针对各单元回路的特点进行了具体的分析，进而对液压系统进行了整体设计。第三，根据汽车起重机的技术参数对液压系统进行了设计计算，并确定了液压系统元件；通过对系统压力损失的验算和发热校核，检验液压系统设计的合理性。第四，根据汽车起重机的工作特点，确定了液压装置的形式，并进行了集成块的设计。 在设计过程中，本文参考一些同类产品的液压系统设计。结合工程实际，最终设计出了功能完善、性能良好，适合我国生产制造的汽车起重机液压系统。 关 键 词：汽车起重机，液压系统，性能参数，集成块 THE DESIGN OF QY40 TYPE AUTOMOBILE CRANE HYDRAULIC SYSTEM ABSTRACT The design of the QY40 type automobile crane hydraulic system is the typical crane designing process. In order to scheme out the hydraulic system that meets the performance requirements of automobile crane, this article mainly do the following four tasks. First, through reading a large number of domestic and foreign information and researching about existing products on the market, this article makes in-depth understanding and analysis of the functions and working principle of the QY40 type automobile crane; having concretely analyzed the automobile crane hydraulic system of its function, composition, work characteristics and the type of system; summarized the advantages and disadvantages of hydraulic transmission in automobile crane applications. Second, according to the working characteristics of the QY40 type automobile crane, determines the basic structure of the hoisting loop, rotary loop, bluffing loop, telescopic loop and leg loop, and in the light of the characteristics of each unit circuit, make a concrete analysis. And then makes overall design for the hydraulic system. Third, according to the technical parameters of automobile crane, the calculation on design of the hydraulic system is made to determine the hydraulic system components. By calculating of system pressure loss and heat checking, tests the rationality of the design of hydraulic system. Fourth, according to the working characteristics of automobile crane, determines the form of hydraulic equipment, and makes the design of integrated block. In the design process, this article references some similar products hydraulic system design. Combined with the engineering practice, the final. Eventually, the automobile crane hydraulic system is designed as perfect function, performance good, and suitable for Chinas manufacturing. KEY WORDS: Automobile crane, Hydraulic system, Performance parameter, integrated block 目 录 前 言 1 第1章 绪 论 2 §1.1 汽车起重机简介 2 §1.2 汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点 2 §1.3 液压系统的类型 5 §1.4 液压传动应用于汽车起重机上的优缺点 5 §1.4.1 优点 5 §1.4.2 缺点 6 第2章 液压系统组成原理和性能分析 7 §2. 1 典型工况分析及对系统要求 7 §2.1.1 典型工况分析 7 §2.1.2 对液压系统的要求 8 §2.2 液压系统类型的拟定 9 §2.2.1 本机液压系统分析 9 §2.2.2 各机构动作组合、分配及控制 10 §2.3 各液压回路设计原理及性能分析 11 §2.3.1 起升回路 11 §2.3.2 变幅回路 14 §2.3.3 伸缩回路 16 §2.3.4 回转回路 17 §2.3.5 支腿回路 18 §2.4 QY40T汽车起重机液压系统工作原理 19 第3章 液压系统设计计算 21 §3.1 液压系统各回路计算及主要元件的选择 21 §3.1.1 系统压力的确定 21 §3.1.2 起升回路计算及主要元件选择 21 §3.1.3 回转回路计算及主要元件选择 27 §3.1.4 变幅回路计算及主要元件选择 31 §3.1.5 伸缩回路计算及主要元件选择 34 §3.1.6 支腿回路计算及主要元件选择 38 §3.2 液压元件的选择 42 §3.2.1 蓄能器的选择 42 §3.2.2 油箱容积的确定 43 §3.2.3 油管的确定 43 §3.2.4 液压系统元件的选择 44 §3.3 系统压力损失的验算 44 §3.3.1 各工况下压力损失的计算 44 §3.3.2 溢流阀调定压力的确定 47 §3.4 液压系统的发热验算 48 §3.4.1 工序时间的确定 48 §3.4.2 系统发热功率的计算 48 §3.4.3 油箱散热功率 50 §3.4.4 冷却器的选择 50 第四章 集成块的设计 52 结 论 53 参考文献 54 致谢 55 附 录 56 前 言 工程起重机是各种工程建设广泛运用的重要起重设备，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，在工业和民用建筑中作为主要
机械而得到广泛运用。它对减轻劳动强度、节省人力，降低建设成本，提高施工质量，加快建设速度，实现工程施工机械化起着十分重要的作用。目前我国是世界上使用工程起重机最大的国家之一。 近年来，随着工程建设规模的扩大，起重安装工程量越来越大，吊装能力、作业半径和机动性能的更高要求促使起重机发展迅速，具有先进水平的塔式起重机和汽车起重机已成为机械化施工的主力。 相对于其他起重机，汽车起重机不仅具有移动方便，操作灵活，易于实现不同位置的吊装等优点，而且对其进行驱动和控制的液压系统易于实现改进设计。随着液压传动技术的不断发展，汽车起重机已经成为各起重机生产厂家主要发展对象。 QY40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QY40汽车起重机液压系统，弥补行业技术空缺，具有重大的现实意义。 第1章 绪 论 §1.1 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。图1.1所示为徐工QY40K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QY40K汽车起重机 汽车起重机的主要技术性能有最大起重量、整机质量、吊臂全伸长度、吊臂全缩长度、最大起升高度、最小工作半径、起升速度、最大行驶速度等。 §1.2 汽车起重机液压系统功能、组成和工作特点 汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、支腿和控制六个主回路组成。从图1-2可以看出，各个回路之间具有不同的功能、组成和工作特点： 一、起升回路 起升回路起到使重物升降的作用。 起升回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压制动器及离合器和液压马达组成。 起升回路是起重机液压系统的主要回路，对于大、中型汽车起重机一般都设置主、副卷扬起升系统。它们的工作方式有单独吊重、合流吊重以及共同吊重三种方式，其中对于吊大吨位且要求速度不太高时用主卷扬吊的方式，对于吊小吨位且要求速度不太高时用副卷扬吊的方式；对于吊大吨位且要求速度比较高时用泵合流吊的方式；对于吊比较长的物体时用共同吊重方式。 图1-2 汽车起重机各回路工作状态图 二、回转回路 回转回路起到使吊臂回转，实现重物水平移动的作用。 回转回路主要由液压泵、换向阀、液压锁紧装置和液压马达组成。回转机构使重物水平移动的范围有限，所需功率小，所以一般汽车起重机都设计成全回转式的，即可在左右方向任意进行回转。 三、变幅回路 绝大部分工程起重机为了满足重物装、卸工作位置的要求，充分利用其起吊能力（幅度减小能提高起重量），需要经常改变幅度。变幅回路则是实现改变幅度的液压工作回路，用来扩大起重机的工作范围，提高起重机的生产率。 变幅回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀和变幅液压缸组成。 工程起重机变幅按其工作性质可分为非工作性变幅和工作性变幅两种。非工作性变幅指只是在空载条件下改变幅度。它在空载时改变幅度，以调整取物装置的位置，而在重物装卸移动过程中，幅度不改变。这种变幅次数一般较少，而且采用较低的变幅速度，以减少变幅机构的驱动功率，这种变幅的变幅机构要求简单。工作性变幅能在带载的条件下改变幅度。为了提高起重机的生产率和更好地满足装卸工作的需要，常常要求在吊装重物时改变起重机的幅度，这种类型的变幅次数频繁，一般采用较高的变幅速度以提高生产率。工作性变幅驱动功率较大，而且要求安装限速和防止超载的安全装置。与非工作性变幅相比，这种变幅要求的变幅机构较复杂，自重也较大，但工作机动性却大为改善。 四、伸缩回路 伸缩回路可以改变吊臂的长度，从而改变起重机吊重的高度。 伸缩回路主要由液压泵、换向阀、液压缸和平衡阀组成，根据伸缩高度和方式不同其液压缸的节数结构也就大不相同。 汽车起重机的伸缩方式主要有同步伸缩和非同步伸缩两种，同步伸缩就是各节液压缸相对于基本臂同时伸出，采用这种伸缩方式不仅可以提高臂的伸出效率，而且可以使臂的结构大大简化，提高起重机的吊重。伸缩回路只能在起重机吊重之前伸出。 五、支腿回路 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半岛真人。 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。 §1.3 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—马达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。 开式回路中马达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。 闭式回路中马达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。 §1.4 液压传动应用于汽车起重机上的优缺点 §1.4.1 优点 1、在起重机的结构和技术性能上的优点 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，增加了整机的起重性能。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。 采用液压传动，在主要机构中没有剧烈的干摩擦副，减少了润滑部位，从而减少了维修和技术准备时间。 2、在经济上的优点 液压传动的起重机，结构上容易实现
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。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。 §1.4.2 缺点 液压传动的主要缺点是漏油问题难以避免。为了防止漏油问题，元件的制造精度要求比较高。油液粘度和温度的变化会影响机构的工作性能。液压元件的制造和系统的调试需要较高的技术水平。总的来看，使用液压传动，优点大于缺点，在未来起重机的发展中，不论大小吨位都采用液压传动系统。 第2章 液压系统组成原理和性能分析 §2.1 典型工况分析及对系统要求 §2.1.1 典型工况分析 根据各机构的实际作业情况，起重机试验
，以及很多操作者的实际经验，可确定表2-1的五种工况，作为大中型汽车起重机的典型工况。设计液压系统时要求各系统的动作能够满足这些工况要求。 表2-1 汽车起重机典型工况表 序号 工况 一次循环内容 特点 1 基本臂； 额定起重量的80％； 相应的工作幅度； 吊重起升－回转－下降－起升－回转－下降（中间制动一次） 起重吨位大，动作单一，很少与回转等机构组合动作 2 基本臂； 额定起重量的80％； 相应的工作幅度； （主+副）卷扬起升－回转－（主＋副）卷扬下降－（主＋副）卷扬起升－回转－（主＋副）卷扬下降 （中间制动一次） 主、副卷扬组合动作主要用于平吊安装或空中翻转。 3 中长臂； 中长臂最大额定起重量的1/2； 相应的工作幅度； （起升＋回转）－变幅－下降－（起升＋回转）－下降 （中间制动一次） 起重机在额定起重量的（50～60）％的作业工况最多。 4 中长臂； 中长臂最大额定起重量的1/2； 相应的工作幅度； （主+副）卷扬起升－回转－变幅－（主＋副）卷扬下降－（主＋副）卷扬起升－回转－（主＋副）卷扬下降 （中间制动一次） 中长臂，中等起重量工况出现机率大，此时的台装作业或空中翻转作业也很常用 表2-1（续） 序号 工况 一次循环内容 特点 5 最长臂； 最长臂最大额定起重量的1/2； 相应的工作幅度； （主＋副）卷扬起升－回转－变幅－（主+副）卷扬下降－（主＋副）卷扬下降 （中间制动一次） 很多工况并不是利用汽车起重机起吊吨位大的特点，而是利用它臂长特点进行高空作业。 §2.1.2 对液压系统的要求 根据汽车起重机的典型工作状况对系统的要求主要反映在对以下几个液压回路的要求上。 1、起升回路 （1）起声液压马达必须具有足够的输出力矩，满足最大起重量的要求。 （2）起升回路回路必须有良好的调速性能，要求调速范围大，平稳可靠，操纵方便。 （3）起升液压马达必须具有足够的输出转数，以便满足起升速度的要求。 （4）必须设置制动器液压缸和离合器液压缸的控制油路，通过控制来保证主、副起升机构能够独立工作或者同时工作。 2、回转回路 （1）具有独立工作能力。 （2）设置缓冲补油装置，解决制动时巨大压力冲击的问题。 （3）保证回转停止位置的可靠性，安装液压锁紧装置。 3、变幅回路 （1）带平衡阀保护装置。 （2）要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意允许幅值位置能可靠锁死。 （3）要求在有载荷情况下能微动。 4、伸缩回路 本机伸缩机构采用三节臂（含有两个液压缸），本机采用液压缸和钢丝绳相结合的方式，通过换向阀实现顺序伸缩，使伸缩机构具有较好的工作特性。 5、支腿回路 （1）支腿液压回路必须满足支腿的动作要求，起重机支腿必须做成可伸缩式，每个支腿回路必须设置一个伸缩液压缸和垂直液压缸。 （2）支腿液压回路必须满足支腿绝对安全可靠的要求，起重机作业时，完全由支腿支撑，为了确保起重机的稳定性，防止发生倾翻事故，即软退现象，必须设置锁紧装置。 （3）支腿回路必须满足起重机的调平要求。 §2.2 液压系统类型的拟定 §2.2.1 液压系统分析 根据开式和闭式系统的优缺点、典型工况，结合国内外同类产品的具体情况，液压系统决定选用多泵多回路系统。为了使液压系统更加易于检修和使结构更简单明了，在起升、回转、伸缩、变幅、支腿五个液压回路中全部采用开式油路。 起升回路设置主、副两套卷扬机构，且由同一液压马达驱动。两套卷扬机构可单独工作，也可共同工作。回路中设置了平衡阀可防止吊物无控制下降。在卷扬机构的控制回路中设置了重力下降装置。该回路能实现向液压马达合流供油。起升回路工作频繁，因此采用单独液压泵供油。 伸缩回路有两节伸缩臂两个液压缸，液压缸与钢绳组合实现同时伸缩。设置平衡阀和调速装置。 起重机的变幅机构，采用了单缸回路，安装平衡阀，起到液压缸下降时的限速作用。 支腿回路采用H式支腿，此支腿外伸距离大，每一支腿有两个液压缸，一个水平的，一个垂直的，支腿外伸后成H形。根据汽车起重机的工况，伸缩回路和变幅回路通常单独工作，所以可以采用同一个液压泵串联组合供油。 回转比较频繁，所以回转回路采用定量马达来实现回转动作，回转回路设置缓冲补油装置，防止制动巨大冲击，液压锁紧保证在任意位置的可靠性。 离合器和制动器液压缸工作压力较小，所需流量不大，可以采用蓄能器供油。 §2.2.2 各机构动作组合、分配及控制 1、各机构组合情况 各机构组合情况如图2-1所示： 图2-1 各机构动作组合情况 支腿机构在起升过程中不能动作，但是支腿回路不工作时其他的回路均不能工作，起升与变幅，伸缩、回转回路要有组合动作功能，回转、伸缩、变幅回路之间不需要组合动作。但本机型工作负载较大，且在组合动作时对操作者要求较高，因此在实际工作中，不提倡采用组合动作。 2、动力分配情况 根据设计要求、工作情况，起重机构需要单独的泵供油，考虑到变幅机构和伸缩机构工作压力情况，以串联方式共用一个泵，回转机构和支腿机构工作压力没有其他机构压力大，可以共用一个泵。本机的动力分配如图2-2所示。 图2-2 动力分配情况 3、各机构控制情况 鉴于现在大多工程机械的控制方式为手动控制，本设计中的支腿回路、回转回路、变幅回路、伸缩回路、起升回路都使用手动换向阀控制。其中支腿回路由于各支腿情况一样，可是使用多路换向阀，占用空间少，操作方便。 §2.3 各液压回路设计原理及性能分析 §2.3.1 起升回路 汽车起重机起升机构的作用是实现重物的升降运动，控制重物的升降速度，并可使重物停止在空中某一位置，以便进行装卸和安装作业。本文所设计的液压传动式起升机构通常由液压马达、平衡阀、减速器、卷筒、制动器、离合器、滑轮组和吊钩等组成。起升回路的原理图如图2-3所示： 图2-3 起升回路原理图 为了扩大起重机起重机的应用范围，起升机构设置了主、副卷扬两套装置。起升机构由一个液压马达通过机械减速器驱动。主、副卷筒支承在同一根传动轴上，但并不和传动轴固定连接，而是通过两套常开式离合器分别与传动轴联系起来。两卷筒上各有一套常闭式制动器。当打开制动器，合上离合器时，液压马达才能带动卷简转动。若同时松开制动器和离合器，卷筒便可在支承轴上自由转动，进行重力下降。卷扬机构如图2-5所示。这种型式结构紧凑，有利于整个机构的布置。 图2-4双卷筒式起升机构 1-液压马达 2-减速器 3-主卷扬离合器 4-主卷扬制动器 5-主卷筒 6-副卷筒 7-副卷扬制动器 8-副卷扬离合器 本文起升回路的工作原理如下：如图2-3所示，开机后，液压泵4首先通过减压阀13及单向阀14向蓄能器5供油。蓄能器通过换向阀17向制动缸和离合缸供油。液压泵3通过换向阀24向起升马达供油。操纵制动器和离合器操纵阀17使处于左位，离合器接合，制动器松开，卷筒在起升液压马达驱动下转动。阀17处于右位时，卷筒与离合器分开，同时制动器夹紧，卷筒不工作。控制油路的压力油由蓄能器提供。起升回路的主、副卷扬机构可单独工作，也可同时工作。通过两个制动器和离合器操纵阀可进行工作形式的控制。 回路中，起升回路合流供油，可提高起升速度，扩大调速范围。本文采用阀内合流的方式进行设计。泵2为伸缩回路和和变幅回路供油，当需要合流时，通过单向阀26与泵3实现合流，单向阀4的作用是防止液压泵3倒流。 回路中的调速由单向节流阀23实现。 起重机的起升机构作带载下降运动时，如果无控制，必然在重力作用下加快运动速度，产生超速下降，造成事故。因此，必须设置限速油路。目前主要有两种方法，用平衡阀限速及用单向节流阀和液控单向阀限速。两种方法均是将阀串联在重物下降时的回油路。使用平衡阀方法特点是工作平稳，安全可靠，但能量损失较大，会使系统油温升高。使用单向节流阀和液控单向阀方法的特点是，元件简单，体积小，安全可靠，但稳定性较差。考虑到汽车起重机起升回路的重要性，本文采用平衡阀进行限速。 图2-5 液压缸受力分析图 图2-6 分离式平衡阀结构 1-主阀芯 2-导控活塞 3-单向阀 平衡阀的作用就是自动保证液压缸受力平衡条件，如图2-5。在缸活塞杆带重力负载G不断下降时，当主阀芯2开口不够大时，泵压力Pd‘因油的不可压缩性而迅速升高，压缩弹簧使开口增大。当开口太大，趋使活塞超速下降时，泵压力Pd迅速下降，使开口变小，以维待匀速下降条件。经过Pw,Pd和缸速度的自动平衡，必将得到必要的Pw，来平衡重力负载G，使活塞杆匀速下降。在稳态下降时，泵压力Pd—实际是通过导控活塞2来控制主阀芯1的适当开口的压力。 §2.3.2 变幅回路 为适应工作的需要，要求汽车起重机工作臂的位置(主要是幅角和幅度)能任意改变，都设有变幅机构。本文采用的是液压传动的变幅机构。液压传动的变幅机构具有工作平稳、结构轻便、造型优美和易于布置等优点。本文设计的变幅回路的原理图如2-8所示。 变幅回路采用了液压缸完成变幅动作，按前倾式变幅机构布置（如图2-7所示）。因液压缸前倾，其对臂作用力臂较长，变幅缸推力可小些，故臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。为了便于布置，采用了单缸变幅的形式。 图2-7 前倾式变幅机构 1-臂 2-液压缸 3-机架 图2-8 变幅回路原理图 本文变幅回路的工作原理如下：开机后，当换向阀27-2处于左位时，油液经过平衡阀进入变幅缸的无杆腔，液压缸伸出。同理，当换向阀处于左位时，液压缸缩回。 汽车起重机的变幅机构在吊臂作业时，其液压缸常处于闭锁状态，受负载较大，要求不能无控制自动缩回。但变幅缸的内漏和外漏会使工作幅度变大而造成重大事故。另外，变幅机构落臂时，因载荷的重力作用，会产生重力超速现象，需有限速措施半岛真人。本文在回路中设置了平衡阀30-3，平衡阀可以保证臂架准确可靠地停留在某一位置。在变幅缸缩回时，油液需经平衡阀30-3回油箱，此时阀30-3又起到限速的作用。 §2.3.3 伸缩回路 为了机动性和获得更好工作性能，提高汽车起重机的工作臂应该可根据工作要求自行调节。本文为此设计了工作臂的伸缩回路，其回路原理图如图2-9所示： 图2-9 伸缩回路原理图 本文设计的工作臂为三节臂，利用两个液压缸实现工作臂的伸缩。伸缩机构液压回路的形式有很多，大致归为顺序伸缩液压回路和同步伸缩回路大类。本文采用顺序伸缩回路的形式，伸缩个节臂按一定顺序一节一节得伸出和缩回，本回路中采用电磁阀实现顺序控制，操作方便。 本文伸缩回路的工作原理如下：开机后，当换向阀27-1处于左时，油液经过单向调速阀28供油，液压缸32先伸出，当伸出完毕后，使换向阀34处于右位，油液进入液压缸29，活塞杆伸出。回油时，液压缸29活塞杆先缩回，缩回完成后换向阀34处于左位，液压缸32缩回。 使工作臂伸出后能可靠地停留在某一位置，并防止在工作臂缩回时出现超速下降的现象。在伸缩回路中设置了平衡阀30-1和30-2,。 §2.3.4 回转回路 液压系统中，回转机构的起动和制动比较频繁，发热量较大。因此，对回转回路的设计及其性能有较高的要求。图2-10为本文回转回路的原理图。为了提高工作效率和整机的机动性，汽车起重机一般都有回转机构，本文所设计的回转机构为全回转式回转机构，即可进行多圈回转运动的回转机构。回转机构采用低速大扭矩液压马达通过减速比较小的减速装置来驱动，这种传动方式结构简单， 便于布置，同时也可实现正反转。因回转回路的功率较其他回路较小，故回转回路采用单泵供油的开式回路，可实现功率较好匹配。并且开式回路具有较好的散热性。 图2-10 回转回路原理图 本文回转回路的工作原理如下：开机后，当需要回转机构工作时，可通过操纵三位四通换向阀7-2实现液压马达的回转，单向阀37提供背压。液控单向阀的锁紧功能保证回转停止的可靠性。回转机构负载惯性较大，起、制动频繁，制动过程时间较短，会产生很大冲击，制动非常猛烈。液压马达在制动时，有一腔会产生真空，因此需要进行补油。如图2-10：顺序阀35 组成了缓冲补油装置。这种形式的组合可实现双向缓冲。使回转机构不仅有液压制动作用，而且制动比较平稳、冲击小。 §2.3.5 支腿回路 汽车起重机设置支腿可提高其工作性能，增加稳定性。汽车起重机一般设置四个支腿，要求支腿坚固可靠，操纵方便，在行驶时收回，工作时外伸撑地。支腿回路必须有良好的闭锁能力。本文支腿回路原理图如图2-11所示。 本文设计的支腿回路为H型支腿的液压回路。H式支腿如图2-12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，垂直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。 图2-11 支腿回路原理图 支腿回路的工作原理如下：如图2-11所示，三位四通换向阀7控制水平液压缸的伸出和缩回，多路换向阀9控制垂直液压缸的伸出和缩回，水平回路与垂直回路串联，即工作时水平液压缸伸出后，才进行垂直液压缸的伸出，多路换向阀保证了四个液压既能同时工作，又能单独工作，解决了垂直液压缸的调平问题。 图2-12 H式支腿 1-车架 2-水平液压缸 3-垂直液压缸 支腿回路需要解决垂直支腿液压缸在工作时的“软腿”现象及在行驶时的“掉腿”现象。如图2-11所示，垂直支腿液压缸安装液控单向阀，可防止发生“软腿”现象，以及起重机行驶时发生“掉腿”现象。 §2.4 QY40汽车起重机液压系统工作原理 通过对以上各个回路的分析和系统要求，设计出了QY汽车起重机液压系统原理图，整个系统由起升、回转、变幅、伸缩、支腿等五个工作回路组成。系统设置三个泵供油，起升回路有单独的泵供油，伸缩回路和变幅回路由一个泵供油，支腿回路和回转回路有一个泵供油，这个泵也向蓄能器充油，蓄能器控制离合缸和制动缸的工作。支腿回路先工作，然后通过换向阀5向蓄能器充油，当压力到达一定，压力继电器控制电磁换向阀12工作，使油液流向回转回路。泵2实现变幅回路和伸缩回路的工作，由于两个油路的控制阀是串联关系，加上作业安全性的考虑，两个回路要单独工作。在伸缩和变幅都完成后，泵2还可以向起升回路供油，实现起升回路的合流。还有液压系统的过滤器、冷却器等辅助元件。 图2-13 QY40汽车起重机液压系统原理图 第3章 液压系统设计计算 §3.1 液压系统各回路计算及主要元件的选择 §3.1.5 伸缩回路计算及主要元件选择 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。 QY40汽车起重机属于中型汽车起重机。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。 §3.1.2 起升回路计算及主要元件选择 一、起升回路的基本参数 额定起升速度 110 m/min 卷筒直径 450mm 钢丝绳直径 22mm 钢丝绳层数 3 减速器速比 28.5 滑轮组倍率 10 二、起升液压马达的选择计算 1、起升液压马达负载力矩的计算 起升机构在起动阶段，起升液压马达的负载力矩最大。因此液压马达负载力矩应以起动阻力矩来考虑。在起动时，其阻力矩包括静阻力矩和惯性阻力矩。以动载荷系数 来考虑惯性载荷的作用。则起升液压马达的负载力矩计算公式为： （3-1） 式中： ——动载荷系数，一般 。 ——最大额度起重量， N； ——钢绳3层卷绕时的卷筒直径， =560mm ——钢丝绳直径， ＝22mm； ——滑轮组倍率 ； ——减速器传动比 ； ——卷筒机械效率，一般取 ； ——马达至减速器输出端机械效率, 一般取 ； 则有 N·m 2、起升液压马达转速的计算 根据起升速度的要求，计算起升液压马达转速 为： 3、起升液压马达排量的计算 根据起升液压马达的负载扭矩，计算起升马达排量。其公式为： （3-2） 式中： ——马达进出口压力差， ， 为马达进口压力，初选压力为25MPa,则 =25MPa； 为液压马达的回油背压，取 =0.5MPa， MPa； ——液压马达的机械效率 取 。 则有 cm3/r 4、起升马达的选择 根据初选的系统压力为25MPa，所需液压马达的排量为142.88cm3/r，故起升马达选定为轴向柱塞马达 A7V160,其性能参数如下： 排量 160cm3/r 额定压力 35 MPa 最大压力 40 MPa 额定转速 2200 r/min 三、起升回路液压泵的选择计算 1、液压泵额定工作压力的计算 （1）、液压马达的最大工作压力 液压马达的最大工作压力 可由下式确定： (3-3) 式中： ——起升马达所受最大扭矩 = 529.54 N·m； ——起升马达排量(cm3/r), = 160cm3/r； ——起升马达机械效率 = 0.93。 则有 MPa （2）液压泵的额定工作压力 液压泵的工作压力 可按下式求得： (3-4) 式中： ——储备系数，一般取 =1.05～1.4； ——起升马达的工作压力， =22.35MPa； ——沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取0.5～1.5MPa，取 =1.5MPa。 则有 MPa 2、液压泵的额定流量的计算 （1）、起升马达所需最大流量 起升马达所需最大流量 为： L/min 式中： ——液压马达转速， =1782.87r/min； ——起升马达排量, = 160cm3/r； ——起升马达容积效率， =0.89。 （2）、液压泵额定流量 液压泵额定流量由以下公式求得： (3-5) 式中： ——系统泄漏系统,其值为1.1～1.3,现取 = 1.1； ——液压马达所需最大流量。 则有 L/min 3、液压泵的选择 根据液压泵的额定工作压力和额定流量的计算值，可选择定量齿轮泵CB1F5-80为起升回路液压泵。该泵性能参数如下： 排量 80cm3/r 额定压力 25 MPa 最大压力 28 MPa 额定转速 2500r/min 最大转速 3000r/min 4、液压泵的实际输入流量的计算 在本设计中，参考徐工QY40K汽车起重机的发动机，液压泵由发动机斯太尔WD615.334直接驱动，发动机额定转速为 =2200r/min，故此泵输入流量为： 式中： ——液压泵的排量， =80cm3/r； ——液压泵的容积效率， =0.95。 差值流量由泵2提供。 四、制动器液压缸及离合器液压缸的计算 1、制动器的松闸力的计算 卷筒力矩 为： (3-6) 式中： ——卷扬单绳最大拉力 =39200N； ——钢绳3层卷绕时的卷筒直径， =0.56m。 则有 N·m 则制动器的松闸力 为： 式中： ——制动安全系数， =1.25； ——卷筒力矩， = N·m； ——制动轮直径， =0.45m； ——制动带与制动轮间的摩擦系数， =0.35； ——制动带在制动轮上的包角， = ； ——制动系统效率， =0.92 则有 N 2、制动器液压缸尺寸的确定 制动器液压缸内径 为： mm 式中： ——制动器的松闸力， =16464.14N； ——制动液压缸工作压力， = MPa。 查标准，取标准值 =50mm,无杆腔的面积 ，若取速比 ，则活塞杆直径为 ，有杆腔的面积 。 3、制动液压缸工作所需流量的确定 制动液压缸的工作速度为： 式中： ——制动液压缸行程，根据经验取 =20mm； ——液压缸全部伸出的时间， =1s。 则制动液压缸工作所需流量为： L/min 4、离合器液压缸的确定 在本设计中，离合器液压缸的尺寸及工作所需流量均与制动器液压缸的相同，不再进行计算。 §3.1.3 回转回路计算及主要元件选择 一、回转回路的基本参数 最大回转速度 2r/min 减速器速比 180 二、回转马达的选择计算 1、回转总阻力矩的确定 在不考虑风压及机械不水平引起的回转阻力矩的情况下，回转总阻力矩 可按以下公式近似计算： (3-7) 式中： ——回转机构摩擦阻力矩； ——回路机构起动时，回转惯性阻力矩。 在工程机械回转机构中，惯性阻力矩 占整个阻力矩比重较大。惯性阻力矩 可由下式确定： (3-8) 式中： ——回转机构转速， rad/s； ——起动时间， =5s； ——吊物重量， =392000N； ——重力加速度， ； ——吊物到回转中心水平距离， =3m； ——回转机构所驱动的回转部件对回转中心的转动惯量总和，参考同类设计取 =334924N·m·s 。 则有 N·m 回转机构的摩擦阻力矩 由下式确定： (3-9) 式中： ——回转支承中心滚道直径， =1m； ——回转机构摩擦系数， ； ——回转支承上的总压力， =489263.24N 则有 N·m 由公式（3-1）可得，回转总阻力矩为： N·m 2、回转马达阻力矩的计算 回转马达阻力矩 为： N·m 式中： ——回转总阻力矩， N·m； ——回转减速器速比， ； ——回转机械传动效率， 。 3、回转马达的排量的计算 回转马达的排量 为 m3/r=130.38cm3/r 式中： ——回转马达工作压差， MPa，其中 为马达进口压力，初选压力为 MPa； 为液压马达的回油背压，取 MPa； ——回转马达机械效率， 。 4、回转马达的选择 根据初选的系统压力为16MPa，所需液压马达的排量为130.38cm3/r，故回转马达选定为低速大扭矩定量马达CMG3140。其性能参数如下： 排量 140cm3/r 额定压力 16 MPa 最大压力 20 MPa 最低转速 500r/min 最高转速 2500r/min 三、回转回路液压泵的选择计算 1、液压泵额定压力的计算 （1）液压马达的最大工作压力 (3-10) 式中： ——起升马达所受最大扭矩， = 305.61N·m； ——起升马达排量(cm3/r), = 140cm3/r； ——起升马达机械效率， = 0.92。 则有 MPa （2）液压泵的额定工作压力 液压泵的额定工作压力 可按下式求得： 式中： ——储备系数，一般取 =1.05～1.4； ——回转马达的工作压力， =14.87MPa； ——沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取0.5～1.5MPa，取 =1.5MPa。 则有 MPa 2、液压泵额定流量的计算 （1）、回转马达最大转速 回转马达最大转速 为： r/min 式中: ——回转速度， =2r/min。 （2）、回转马达流量 回转马达所需流量 为： L/min 式中： —回转马达容积效率， =0.98。 （3）、液压泵的额定流量 液压泵的额定流量为：
式中： ——系统泄漏系统,其值为1.1～1.3,现取 = 1.1； ——液压马达所需最大流量, =51.42L/min。 则有 L/min §3.1.4 变幅回路计算及主要元件选择 因变幅、伸缩回路的执行元件均为液压缸，且工作时均由同一液压泵供油，因此可在一起进行计算。 一、各种液压缸作用力的确定 1、变幅液压缸作用力的计算 刚性变幅机构受力简图如图3-1所示：由静力学可知对臂转动铰 ，在最小幅度3m的工况下半岛真人，则变幅缸作用力 为： (3-11) 式中： ——工作负载， =392000N； ——工作臂长度，基本臂为10.7m； ——工作臂和水平线的夹角，吊钩到铰点A的水平距离设为3.5m,则 ； ——臂架自重，包括伸缩机构的重量，由《工程起重机》可知臂架自重占整机重量的15%~20%。参考同类产品，整机重量为40400Kg。因此， = =59388N。 ——铰点A到臂重心的距离， = m； ——作用在臂架上的风负载； ——作用在负载上的风负载； ——起升钢绳拉力， N; ——铰点A到铰点B的距离， = m； ——钢绳到铰点A的垂直距离，取 =0.5m； ——变幅缸的轴线和水平线夹角，取 。 不考虑风的作用， = =0，则有 N 图3-1 刚性变幅受力简图 液压缸尺寸的确定，选择液压缸的背压力为 =1MPa，系统压力为 =25MPa, 。 = = 查标准，将其圆整为D=280mm， =615.44 。则 ，取标准值，即 ， =314 。 计算缸筒壁厚 ，当 时，其计算公式为： 式中 ——最高允许压力， = ； ——缸筒内径， =280mm; ——缸筒材料的许用应力，缸筒材料为45钢无缝钢管， = ； ——壁厚余量， mm； 为壁厚系数，取 。 = mm， 所以取 mm。 因 ，3.2
= 式中 ——系统泄漏系统,其值为1.1～1.3,现取 = 1.1。 §3.1.5 伸缩回路计算及主要元件选择 1、伸缩缸Ⅰ的计算 当主臂仰角为 ，工作幅度为3m时，主臂最大载荷为 =392000N。此时，伸缩缸承受最大负载为： 系统压力为 =25MPa, 。故液压缸的内径为： = = 查标准，其为标准值D=160mm， =200.96 。则 取标准值，即 ， =122.65 。 计算缸筒壁厚 ，当 时半岛真人，其计算公式为： 式中 ——最高允许压力， = ； ——缸筒内径， =160mm; ——缸筒材料的许用应力，缸筒材料为45钢无缝钢管， = ； ——壁厚余量， mm； 为壁厚系数，取 。 = = 22.12mm， 所以取 mm。 因 ，3.2
= 式中 ——系统泄漏系统,其值为1.1～1.3,现取 = 1.1。 （4）液压泵的额定工作压力 液压泵的额定工作压力 可按下式求得： 式中： ——储备系数，一般取 =1.05～1.4； ——液压缸的工作压力， MPa； ——沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取0.5～1.5MPa，取 =1MPa。 则有 MPa 由于变幅回路与伸缩回路共用一个泵， 根据两个回路流量和压力情况，以及向起升回路的供油量 ，按照最大流量 ， 选择斜轴式柱塞泵A2F10780。该泵性能参数如下： 排量 107cm3/r 额定压力 35 MPa 最大压力 40 MPa 额定转速 2500r/min 最大转速 3000r/min 在本设计中，液压泵有发动机直接带动，发动机转速为 =2200r/min，故此泵输入流量为： 式中 ——液压泵的排量， =86.5cm3/r； ——液压泵的容积效率， =0.95。 §3.1.6 支腿回路计算及主要元件选择 1、水平支腿液压缸的选择 垂直支腿液压缸的作用是撑起起重机，并且在吊重作业时，仍然能保持撑起状态。为安全起见，对垂直支腿液压缸的支腿反力进行如下计算，假定起重机及吊物的重量只有两个垂直支腿液压缸来承受，则垂直支腿液压缸的支腿反力 为： (3-12) 式中 ——起重机整车自重， =395920N； ——计算吊重， ——最大额定起重量， =392000N； ——前支腿到重心的距离， =2.57m； ——后支腿到重心的距离， =3.08m。 则有 系统压力为 =14MPa,。故液压缸的内径为： = = 查标准，其为标准值D=140mm， =153.86 。 活塞杆直径d的计算公式： 许用应力， 最大闭锁力，取 ， 查标准，取d=90mm， 计算缸筒壁厚 ，当 时，其计算公式为： 式中 ——最高允许压力， = ； ——缸筒内径， =140mm; ——缸筒材料的许用应力，缸筒材料为45钢无缝钢管， = ； ——壁厚余量， mm； 为壁厚系数，取 。 = =13.67mm， 所以取 mm。 因 ，3.2
= 式中 ——系统泄漏系统,其值为1.1～1.3,现取 = 1.1。 液压泵的工作压力 可按下式求得： 式中： ——储备系数，一般取 =1.05～1.4； ——起升马达的工作压力， =22.35MPa； ——沿程压力损失和局部压力损失之和,一般取0.5～1.5MPa，取 =1MPa。 则有 MPa 综合考虑支腿回路和回转回路的压力与流量需求，选择柱销式定量叶片泵PFE-70, 液压泵性能参数为： 排量 70cm3/r 额定压力 21 Mpa 最大压力 28 Mpa 最高转速 2500r/min §3.2 液压元件的选择 §3.2.1 蓄能器的选择 蓄能器的作用是向离合器液压缸及制动器液压缸供油。故蓄能器的储油量及调定压力需满足工作需要。 蓄能器总容工作容积 为： L 式中： ——各工作点的总耗油量，即四个液压缸的工作容积总和，液压缸无杆腔面积为19.64 ，行程为20mm。则 = L； ——油的漏损系数，一般取 =1.2。 则蓄能器总容工作容积 为： L 本系统的蓄能器的调定压力为12MPa,故选择蓄能器NXQ-L1.6/31.5-A。总容积为1.6L，最大工作压力为31.5MPa。 §3.2.2 油箱容积的确定 油箱的容积一般为泵每分钟流量的3-5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3倍。此系统中泵流量为 L/min，则油箱容积 L。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。 §3.2.3 油管的确定 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）。 油管的内径由下面的公式确定： （3-5） 式中： ——流经管路的流量； ——油管内的允许流速。 根据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（3-5）计算可得系统油管的内径。 1. 起升回路。 圆整为40mm。 2. 变幅回路 圆整为32mm。 3. 伸缩回路 圆整为50mm。 4. 回转回路 圆整为20mm。 5. 支腿回路 圆整为32mm。 对于回油管，取 =2.5m/s，最大流量q=320.52L/min §3.2.4 液压系统元件的选择 根据液压系统的流量及工作压力，进行了液压及辅助元件的选择。元件的选择详见附录中的附表1。 §3.3 系统压力损失的验算 §3.3.1 各工况下压力损失的计算 系统的压力损失包括沿程压力损失和局部压力损失，由于系统的具体管路布置尚未确定，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 =0.5MPa。回油路上设有冷却器和滤油器，其压力损失之和 =0.1 MPa。以下计算中， 及 意义相同。液压阀处的压力损失可有以下公式得到： (3-13) 式中： ——元件的公称压力损失； ——通过元件的实际流量； ——元件的公称流量。 1、起升工况下的压力损失 合流工况下，起升回路所需流量为320.5L/min。起升回路阀有单向节流阀23、换向阀24、平衡阀22等。其中通过顺序阀33的流量为115.6L/min。则由附表1及公式3-6可得阀处的压力损失 为： = MPa 取集成块处的压力损失为 MPa，则起升回路的压力损失为： MPa 小于初定的压力损失1.5MPa。 2、回转工况下的压力损失 回转所需流量为56.57L/min。回转回路有换向阀7、顺序阀35半岛真人、液控单向阀36。则由附表1及公式3-6可得阀处的压力损失 为： = MPa 取集成块处的压力损失为 MPa，则回转回路的压力损失为： MPa 小于初定压力损失1.5MPa。 3、变幅工况下的压力损失 变幅所需流量为144.87L/min。回路阀有换向阀27、平衡阀30。则由附表1及公式3-6可得阀处的压力损失 为： = MPa 取集成块处的压力损失为 MPa，则变幅回路的压力损失为： MPa 小于设定压力损失1.5MPa。 4、伸缩工况下的压力损失 伸缩所需流量为199.68L/min。回路阀有换向阀27、单向节流阀28等元件处的压力损失 为： = 取集成块处的压力损失为 MPa，则伸缩回路的压力损失为： MPa 小于初定压力损失1.5MPa。 5、支腿工况下的压力损失 （1）、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73.84L/min，每支腿的18.46L/min。回路回路阀有多路换向阀9、液控单向阀10。则由附表1及公式3-6可得阀处的压力损失 为：处的压力损失 为： = MPa 取集成块处的压力损失为 MPa，则该工况下的压力损失为： MPa 小于初定压力损失1.5MPa。 （2）、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113.04 L/min，2,路回路阀有换向阀7。则由附表1及公式3-6可得阀处的压力损失 为： = MPa 取集成块处的压力损失为 MPa，则该工况下的压力损失为： MPa 小于初定压力损失1.5MPa。 §3.3.2 溢流阀调定压力的确定 1、起升回路溢流阀25调定压力 起升马达进出口压力差为 =22.35MPa，回路压力损失为 =1.26MPa。则溢流阀25调定压力为： MPa 2、回转回路溢流阀6的调定压力 回转马达进出口压力差为 =14.87MPa，回路压力损失为 =0.77MPa。则溢流阀6的调定压力为： MPa 3、串联回路液压泵溢流阀25-2调定压力 取回路最大压力差 =23.96MPa，回路压力损失为 =1.33MPa。则溢流阀25-2调定压力为： MP 4、支腿回路溢流阀6-1的调定压力 液压缸进出口压力差为 =14.65MPa，回路压力损失为 =0.79MPa。则溢流阀6-1的调定压力为： MPa 由以上计算可以看出液压系统的油路机构、元件的参数是合理的，满足要求。 §3.4 液压系统的发热验算 §3.4.1 工序时间的确定 起重机的一个工作循环包括起升、回转、变幅、伸缩臂、下降、空载回转、 装料等工序。在吊额定负载时,起升及下降工序（起升高度为11m）所用时间各为 =60s；回转工序（正反转各 ）所用时间为 =30s；在吊额定负载时,不允许变幅和伸缩的，故所用时间为0s；根据经验，装料工序所用时间为200s。则一个工作循环时间为 =400s。 §3.4.2 系统发热功率的计算 1、起升工序发热功率的计算 在起升马达以最大转速工作时有两个泵向其供油，齿轮泵的出口压力为 = MPa,流量 L/min= m3/s,齿轮泵的总效率为 。则齿轮泵的输入功率 为: W 柱塞泵的出口压力为 =26.5MPa,流量 =199.7L/min = ,柱塞泵的总效率为 =0.88。则泵的输入功率 为: W 双泵合计输入功率 为： W 起升马达输出功率 为： W 式中： ——马达工作扭矩， =529.54N·m； ——马达转速， =1782.87r/min。 则起升工序平均发热功率为： W 2、回转工序的发热功率的计算 回转马达是由叶片泵供油，该泵的出口压力为 = MPa,流量 L/min= m3/s,齿轮泵的总效率为 。则叶片泵的输入功率 为： W 回转马达输出功率 为： W 式中： ——马达工作扭矩， =305.61N·m； ——马达转速， =360r/min。 回转工序平均发热功率 为： W 3、系统发热总功率 在一个循环内系统总的平均发热功率 为： W §3.4.3 油箱散热功率 已知油箱容积为 ，则油箱近似散热面积 为： 油箱的散热功率为： 式中： ——油箱散热系数， 取17W/( · C)； ——油温与环境温度之差，取 ＝50 C。 则有 ＝17×6.74×50＝5729W＜ =24313.6W 由此可见，油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，管路散热是极小的，需要另设冷却器。 §3.4.4 冷却器的选择 冷却器所需冷却面积为： (3-14) 式中： ——传热系数，用空气冷却器时，取 ＝55W／(m2· C)； ——平均温升( C)， 取油进入冷却器的温度 ＝75 C，油流出冷却器的温度 ＝50 C，空气入口温度tl＝25 C，冷却水出口温度t2＝30 C。则： C 所需冷却器的散热面积为： 考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢、水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30％，实际选用冷却器散热面积为： ＝1.3×10.08m2＝13.1 可选择空气冷却器FL-16,换热面积16 。 第四章 集成块设计 液压系统中液压元件的配置形式目前多采用集成化配置，将液压阀集成在液压阀块的表面，其组合体称之为液压阀组，液压阀组摒弃了管式连接的整体结构复杂凌乱、易泄漏、体积大、不便安装等缺点，具有结构紧凑、密封性能好、维护方便、便于技术保密等优点。 随着液压系统复杂程度的提高，液压阀组的设计、制造和调试的难度越来越大，若设计考虑不周，就会造成制造工艺复杂、加工成本提高、原材料浪费、使用维护麻烦等一系列的问题，所以对于阀的集成块的设计一定要认真负责。 在设计集成块时应遵循以下设计原则为： （1）合理选择集成阀的个数，若集成的阀太多，会使阀块的体积过大，设计、加工困哪；集成的太少，集成的意义又不大。在本次设计中，每个块上集成3个阀。 （2）在阀块设计时，块内的油路应尽量简捷，尽量减少深孔、斜孔，阀块中的孔径应与通过的流量相匹配。 （3）阀块设计时应注意进出油口的方向和位置，应与系统的总体布置及管道连接形式匹配，并考虑安装操作方便。 （4）阀块设计时还要考虑有水平或垂直安装要求的阀，必须符合要求。需要调节的阀应放在便于操作的位置，需要经常检修的阀应安装在阀块的上方或外侧。 （5）阀块设计时要设置足够数量的测压点，以供阀块试用。 结 论 对本次的QY40汽车起重机液压系统的设计，有以下方面的认识。设计中采用传统的手动换向阀控制，结构简单，操作方便，便于维修，经济性好， 符合人们的操作习惯。由于汽车起重机的工况十分恶劣，根据实际情况，本文在设计时多处设置了安全装置。例如：在起升回路设置了平衡阀，起到缓冲限速的作用，加上离合缸和制动缸的控制，是起升作业安全可靠。在变幅和伸缩回路也设置了可防止无控制下滑和超速下降的平衡阀；在回转回路中设置了缓冲补油装置，加大回转马达制动性能，使工作安全可靠；在支腿回路中设置了防止垂直支腿液压缸“软腿”、“掉腿”的液控单向阀，对于垂直液压缸的控制采用了多路换向阀，结构紧凑，节省空间，可是实现各个液压缸的单独控制，保证了起重机的调平问题。因为系统中各回路功率相差较大，本文在设计使用多泵多回路的形式。有较好的功率匹配，降低了能耗。总之，本文设计的液压系统为具有工作可靠，性能良好的QY40汽车起重机液压系统。 通过这次的课题设计，使自己对液压系统设计有了深刻的认识，使自己所学的各科知识得到全面应用，同时也认识到自己的不足，在设计中缺少的能力等等，使自己明白以后需要更多的努力，这也为以后进入工作岗位奠定了坚实基础。 参考文献 [1] 李壮云.液压元件与系统[M]．机械工业出版社．2005.6 [2] 徐福玲 陈尧明.液压与气压传动[M]．机械工业出版社．1997.1 [3] 马永辉等.工程机械液压系统设计计算[M]．机械工业出版社．1985.3 [4] 扬国平 刘忠编.现代工程机械液压与液力实用技术［M］.人民交通出版社 [5] 张志文等.起重机设计手册 [S].中国铁道出版社1998.3 [6] 雷天觉.新编液压工程手册 [S].北京理工大学出版社.1998 [7] 周恩涛.液压系统设计元器件选型手册 [S].机械工业出版社.2007.8 [8] 顾迪民.工程起重机 [M］.中国建筑工业出版社.1987.12 [9] 卜克明．液压集成块的空间管路设计与造型[J]．系统仿线] 陈丽华 朱兴龙 陈书乔．液压系统集成块设计方法的研究[J]．泰州职业技术学院学报．2003，第三卷第三期：8~10． [11] 杨志辉.起重机液压系统优化设计[J].机械与电子.2010,第17期：42 [12] 魏宏宇.起重机起升液压系统[J］.徐州工程机械研究所 [13] 邓子龙 王玉良 王桂霞.QUY50A液压履带起重机提升机构液压系统动态仿真[J］.辽宁石油化工大学机械工程学院.2002.9 [14] 数字化手册编委会.机械设计手册新版软件版[S].化学工业出版社.2008 [15] 朱学敏.起重机械.北京：机械工业出版社,2003 [16] 杨培元 朱福元.液压系统设计简明手册.北京：机械工业出版社,2011 致谢 在毕业设计的最后，我要感谢在设计中帮助过我的老师和同学，没有他们的帮助，自己就不可能在三个月的时间完成这份设计，而且在他们的影响下，让我学到了很多的东西，学会了独立设计液压系统，以及如何查阅资料。为以后的走上工作岗位打下了良好的基础。 在这里要特别感谢我的导师郭冰菁老师对我的悉心指导。在这期间郭老师帮助了我很多。在郭老师的帮助下，毕业设计得以顺利完成。郭老师的治学严谨、为人朴实的作风给我们所有同学都留下了良好的印象，使我受益匪浅。老师辛苦了，再次向郭老师表示最诚挚的谢意！ 感谢和我一起做毕业设计的同学们。没有你们的帮助，我不能顺利完成设计。感谢你们在我遇到困难时给予我的帮助。和你们一起努力的日子，让我无法忘记。 感谢所有给予我帮助，关心我的老师和同学们。 附 录 `液压元件表 ` 名称 型号 规格 压力损失（MPa） 调定压力（MPa） 数量 1 滤油器 WU-250 1.6Pa，250L/min 3 2 柱塞泵 AF2107 35MPa,107 cm3/r 1 3 齿轮泵 CB1F5-80 25MPa，80 cm3/r 1 4 叶片泵 PFE-70 35MPa，70 cm3/r 1 5 二位三通换向阀 DMG-04-3D-21 21MPa，200L/min 0.6 1 6 溢流阀 DBDS20P 31.5 MPa 200 L/min 15.44/15.64 2 7 三位四通换向阀 WMM16 35MPa，200 L/min 0.6 2 8 水平液压缸 100X70X1800 1 9 多路换向阀 DL25 32MPa / 160L/min 1 10 液控单向阀 DFY-L32H3 21MPa / 170L/min 0.3 8 11 垂直液压缸 140X90X600 4 12 二位三通换向阀 4WE-10-20 31.5MPa / 120L/min 1 13 减压阀 DR10 31.5MPa / 60L/min 7 1 14 单向阀 AF3-Ea10B 16MPa / 40L/min 1 15 蓄能器 NXQ-1.6/31.5-A 25MPa，129 cm3/r 1 16 压力继电器 1PD01-Hb6L-Y3 20MPa / 50L/min 1 附表1（续） ` 名称 型号 规格 压力损失 MPa 调定压力（MPa） 数量 17 两位三通换向阀 DMG-01-3C-10 14MPa / 35L/min 0.8 2 18 单向节流阀 LF2-F10 21MPa / 50L/min 0.3 2 19 制动缸 50X25X20 2 20 离合缸 50X25X20 2 21 起升马达 A7V160 35MPa / 160ml/r 1 22 平衡阀 FD30-B12 31/5MPa / 500L/min 1 23 单向节流阀 MK30G1.2 31.5MPa/ 400mL/min 0.3 1 24 三位四通换向阀 DMG-06-3D-50 31.5MPa / 500L/min 0.8 1 25 溢流阀 DBD-25 31.5MPa / 350L/min 24.73MPa/23.42MPa 2 26 单向阀 S-30 31.5MPa /260L/min 0.2 1 27 三位四通换向阀 DMG-04-3D-21 21MPa / 200L/min 0,6 2 28 单向节流阀 MK20G1.2 31.5MPa /200L/min 1 29 伸缩缸 160X125X8000 1 30 平衡阀 FD16-A12 31.5MPa /200L/min 1 3 31 二位三通换向阀 WH16-50 31.5MPa /260L/min 0.6 1 32 伸缩缸 220X160X8000 1 33 变幅缸 280X200X2500 1 34 回转马达 GMG3140 16MPa /140.3ml/r 1 35 顺序阀 DZ-20 31.5MPa /300L/min 0.6 2 36 液控单向阀 SV20G-30 31.5MPa /300L/min 0.3 2 37 单向阀 S-20 31.5MPa /115L/min 0.3 1 38 冷却器 FL-16 1.6MPa 1 39 滤油器 WU-400 1.6MPa / 400L/min 1
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