QY-12汽车起重机液压系统换向阀设计论文

毕业设计题 目QY-12汽车起重机液压系统（换向阀）设计学生姓名学 号系 部专 业班 级指导教师二一五年三月 毕业设计（论文）报告纸摘要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施工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。本文主要对QY-12汽车起重机液压系统进行设计。包括液压原理图的确认，液压站的设计、液压阀的选择等。对变幅液压缸进行了结构和参数的设计，具体进行了三铰点受力模型的建立和分析，以及对变幅液压缸的稳定性进行校核。设计的汽车起重机能够满足使用功能的要求，安全可靠，操作使用方便，能够适用于许多工程建设，具有很强的现实意义。关键词：汽车起重机，液压系统，液压站，液压缸AbstractCrane is important hoisting equipment widely used in a variety of engineering construction, and is used to the material for mechanical equipment, transportation, loading and unloading or installation, etc., in industrial and civil buildings as the main construction machinery and has been widely used. It to reduce labor intensity, save manpower, reduce construction costs, improve the quality of construction, accelerate the construction speed, and plays a very important role to realize mechanization of construction. At present, our country is one of the worlds largest country use crane.This paper mainly carries on the design of the hydraulic system of QY-12 truck crane. Including the confirmation of hydraulic drawing, hydraulic valve hydraulic station design, selection etc. To amplitude hydraulic cylinder were structure and parameters design, specifically the three hinge point force model is established and analyzed, and the stability of amplitude hydraulic cylinder is checked out. Design of truck crane can meet the requirements of the use of functional, safe and reliable, convenient operation and use, can be used in many engineering construction, with a strong practical significance.Keywords: truck crane, hydraulic system, hydraulic station, hydraulic cylinder目录摘要iAbstractii第一章 引言11.1 课题研究的目的及意义11.2汽车起重机的研究现状及发展趋势11.2.1国内的研究现状11.2.2国外研究现状11.2.3 发展趋势21.3液压系统的发展31.4 课题设计思路41.5课题设计结构4第二章 QY-12汽车起重机液压系统原理图的设计52.1 对汽车起重机液压系统各主要回路的分析52.1.1 起升回路52.1.2回转回路：62.1.3变幅回路72.1.4 伸缩臂回路82.1.5支腿回路92.2汽车起重机液压系统的工作原理总成102.2.1支腿收放回路122.2.2吊臂变幅回路122.2.3吊臂伸缩回路132.2.4转台回转回路132.2.5吊重起升回路14第三章 QY-12汽车起重机液压系统设计计算153.1 QY-12汽车起重机主要性能参数153.2 主要液压部件的计算153.2.1 系统压力的确认153.2.2 起升马达的计算和选择163.2.3液压泵的计算与选择173.3主要液压辅助装置的选择183.3.1液压油的选择183.3.2滤油器的选择193.3.3压力表的选择193.3.4阀类元件的选择193.4油箱的选择193.4.1油箱的主要作用：193.4.2油箱的计算与选择203.5 手动换向阀的设计21第四章 QY-12汽车起重机变幅油缸的设计计算244.1 变幅油缸受力计算244.2 变幅液压缸的设计计算254.2.1 油缸效率分析254.2.2 系统背压的选择264.2.3 液压缸缸径的确认264.2.4 导向长度的确认274.2.5活塞宽度的确定274.2.6 缸体长度的确定284.2.7缸筒壁厚的计算284.2.8 缸体外径尺寸的计算294.2.9 活塞杆强度和液压缸稳定性计算294.2.10缸筒壁厚的验算314.2.11活塞设计314.2.12密封件的选用314.2.13 活塞杆的设计334.2.14缓冲装置和排气阀34第五章 结论365.1 本论文所取得的结果365.2 技术展望36参考文献38致谢40iii 第一章 引言1.1 课题研究的目的及意义目的：在对QY12起重机总体及液压系统设计的过程中，先对起重机的结构及工作原理有一定的认识。了解液压传动的知识，重点对液压系统的六个回路进行设计，并根据国内外起重机液压系统的发展趋势对这六个回路部分进行改进。在支腿的液压设计中要解决打“软腿”和脱落现象。这样就需要在四个支腿的锁紧回路中的液压缸前放液控单向阀，构成双向液压锁将前后腿锁定在一定的位置上。回转液压系统是开式回路一般都设计过载阀防止过载对液压元件的损害。在平衡回路中设计平衡阀起到对急停或快速方向改变时产生的剧烈冲击的缓冲作用，防止在起升、吊臂伸缩和变幅作业过程中因重物自重而下降。在调速的回路中应考虑用手动调节换向阀的开度大小来调整汽车起重机工作机构的速度。 意义：巩固和进一步熟练掌握所学知识，提高自己的学习能力、设计能力和制图能力，熟悉设计流程，提高设计能力及实践经验综合能力，为今后从事设计工作打好基础。1.2汽车起重机的研究现状及发展趋势1.2.1国内的研究现状目前，国内专业生产大型起重机的厂家很多。其中以中联重科、三一重工、抚挖等公司产品系列较全，市场占有率较高。中联重科在2007年12月宣布实行品牌统一战略后。现已成功开发了50t600t履带式起重机产品系列。作为中国起重机行业的领跑者，徐州重型机械有限公司现在已经形成了以汽车起重机为主导，履带式起重机和全路面起重机为侧翼强势推进的庞大型谱群。国内最具历史的履带式起重机生产企业抚挖现已拥有 35t350t的履带式起重机产品系列。QUY350是抚挖2007年推出的国产首台350t履带式起重机，填补了国内350t履带式起重机的产品型谱空白 1 。三一科技自 2004年初进入履带式起重机的研发和生产领域至今，已 成功开发出50t900t共10个型号的全系列产品并全部实现销售。其900t履带起重机的顺利下线，标志着我国在大型、超大型履带起重机自主研发领域已走在亚洲前列，成为目前亚洲最大吨位的履带式起重机。据悉，日前三一科技已具备3200t以下履带式起重机的开发能力。1.2.2国外研究现状目前，国外专业生产大型起重机厂家很多。其中利勃海尔、特雷克斯-德马格、马尼托瓦克与神钢等公司产品系列较全，市场占有率较高 3 。利勃海尔公司的产 品技术先进、工作可靠，其生产的LR系列履带起重机最大起重量已达1200t。其桁架臂履带式起重机系列在 2007年又喜添新品LR1600/2，使其产品型谱更加完善4。 德马格公司主要生产起重量从50t1600t的CC系列履带起重机。最近推出了世界最大的履带式起重机 CC8800-1。双臂新增功能套件使其起重能力达到3200t5。 马尼托瓦克公司团推出了新研发的31000型履带式起重机。其独特的创新是可变位配重(VPC)。与使用普通的吊运能力增强附件相比，可大量减少所需的地面准备工作。此外，配备可变位配重的起重机能够起吊和运送所有等级的额定负荷，可以很方便地在工地上移动。 神钢公司开发的履带起重机产品系列化程度高、性价比高，深受发展中国家的欢迎，在全球范围内占有一定比例。近两年神钢在中国市场中吨位履带起重机的销售业绩较好。 日本产品的技术性能与德国产品还是有相当差距，但其进步较快，价格比德国产品更有竞争力，所以它们比较适合我国一般履带起重机用户1.2.3 发展趋势（1） 起重机的大型化。近年来，火电发电机组的功率不断增大，由以前的30万KW为主转为60万KW乃至100万KW为主，对起重机的吨位需求增大。由于美国核电技术的推广应用，使大件吊装量大幅增加催生了大型起重机市场的需求。大型石化项目，同样需求大吨位的大型起重机特别是履带式起重机。 （2） 创新设计。开展对起重机传动型式创新、结构构造创新和功能原理创新等方面理论及技术基础研究，为此着重研究新材料、新工艺、新的传动装置，从而通过对不同设计方案的优选、分解和组合来产生新的设计方案，不断推出创新设计成果。 （3） 核心技术化。各大知名企业均具有其独特的核心技术，并不断创新，努力保持在同行业内的领先地位。现在各大公司均大力研究开发自己的核心技术，以不断提升自己的产品档次和竞争能力。 （4） 模块化和组合化。极短交货期的市场需求要求开展基于网络的协同异地设计技术、并行工程技术研究，这样可以缩短产品的开发周期。用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途，有相同联接要素和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合，形成不同类型和规格的起重机。达到改善整机性能，降低制造成本，提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、多规格的系列产品，充分满足用户需求 13 。（5） 大吨位的自拆装系统。履带起重机体太笨重在公路上无法自由行走，必须拆卸才可运输，到达工作地点后再进行组装，需要辅助吊车。为减少或不用辅助吊车，节省施工费用，因此研制自拆装系统势在必行。目前中吨位履带起重机的自拆装系统已比较完善，大吨位的自拆装系统仍是亟待解决的难题。 （6） 混合型起重机。履带起重机和轮式起重机各有利弊，将两者取长补短后，混合型起重机应运而生，这也是起重机新型式的大胆尝试与突破。它集履带起重机桁架臂大起重量、大作业空间的优势和轮式起重机的机动灵活优势于一体，主要用于大型起重机。 我们已经看到世界上工业发达国家已经开始进入新的技术革命时代。我国目前仍然处在设计、生产周期化阶段，起点低、设备落后，相对发达国家落后20年左右。如果我国能从国外工业发展中得到启示，将可加快我国起重机械工业的发展。1.3液压系统的发展随着液压技术的深入普及和应用领域的日益扩大，对液压缸的工作性能、结构、使用范围、制造精度、外观、材料、试验方法都不断提出新的要求。在新的形势下，液压缸的发展趋势为：（1） 高压化、小型化高压化是减小液压缸径向尺寸和减轻重量，并缩小整套液压装置体积尺寸的有效途径，目前超高压泵的输出压力已经高达250MPa以上，一台工作压力为100MPa的15t轻型压力机，可以制造成手电筒一般大小。（2） 新材质、轻型化不久前，日本采用新组份的铝合金，从液态开始进行新的热处理工艺，结果最终成型铝合金材料的抗拉强度等机械性能可达到45号优质碳素钢的水平。这将使现用的液压缸的重量减轻三分之二以上。此外，国外在航空航天工业中已采用高弹性纤维复合树脂塑料制作液压缸筒和活塞杆。据资料记载：该材料的比重仅为铝的1/2左右，强度为碳素钢的2倍。随着新型材料的社会需求总量的扩大以及成形、加工方法的不断更新，价格下降后，将会在其他机械结构中推广应用。（3） 新型机构复杂化随着社会分工的进一步细化以及液压缸在社会生产活动的普及应用。为了适应液压缸应用范围的扩大，各种新颖结构的液压缸不断出现。（4） 高性能、多品种化高速、低速性能以及密封件的寿命是评价液压缸的重要指标。国外，超高速性能的液压杆在高速达2000mm/s的工况下能均匀运动，且换向平稳。低速液压缸能在8mm/s至零的最易发生液压振荡的速度区间，要不存在爬行，别劲等现象，液压缸的工作温度扩大到-60至+200。因此，对新型密封件，密封件的材料与摩擦体间的匹配性，以及液压缸的加工工艺均提出了相应的要求（5） 节能化与耐腐蚀高水基工质和水质液压缸，以及用于深海开发的耐蚀海水用传动液压缸也在不断的完善、发展，在我国也已进入适用和试制阶段1.4 课题设计思路1） 参考所有与汽车起重机产品相关数据，了解整个汽车起重机的液压系统的组成。 2）汽车起重机液压原理图的确认。3）汽车起重机机液压系统的设计。4）汽车起重机变幅油缸的设计。1.5课题设计结构本文以汽车起重机项目作为应用背景，对其机械结构进行了研究。全文共分为五章，各章的主要内容如下：第一章前言部分，主要介绍汽车起重机的研究现状和课题研究的目的及意义；第二章对整个汽车起重机的液压原理图进行确认。第三章完成整个汽车起重机液压系统进行设计计算；第四章对汽车起重机变幅油缸进行设计计算；第五章总结了全文的研究工作，给出了存在的问题和进一步研究的方向。第二章 QY-12汽车起重机液压系统原理图的设计2.1 对汽车起重机液压系统各主要回路的分析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2-1可以看出，各个回路之间具有不同的功能、组成和工作特点。图2-1 汽车起重机各回路工作状态2.1.1 起升回路起升回路起到使重物升降的作用。起升回路的液压系统能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。同时要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可靠制动。液压传动起升机构的调速，通常是采用调节发动机油门改变液压泵流量和控制换向阀改变通道面积大小进行节流的联合调速法。此种调速法既简单又可靠，调速范围较大，调速平稳无极，也可实现起升机构工作速度的微调。但缺点是节流的功率损失较大，而且进一步提高升降速度受液压泵流量限制。为了提高起升机构工作速度，在多泵定量系统中，往往采用油泵并联调速，在系统中采用液压马达串、并联供油的方法进行调速。当液压马达串联时以高速工作，并联时获低速。在变量系统中可用变量马达调速。此外，当起重机的起升高度较大时，为了进一步提高空钩或轻载时的下降速度，在起升机构上往往设置重力下降装置，即在起升卷筒与传动轴间装有离合器，有液压系统保证空钩和载荷的重力下降时，打开离合器及制动器使起升卷筒与液压马达脱开自由转动，则空钩或重物在重力作用下，以较高的速度下降。汽车起重机基本处于负载作业情况之下，因此为了防止重物因自重而下滑，回路中应设有平衡阀。同时为了控制整个起升回路的油压值稳定，在回路中应设有溢流阀。主、副卷扬的制动与离合通过一个换向阀来控制，制动器采用常闭式，离合器采用常开式。在制动器油路中应该设置单向阻尼阀，通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器延时张开，迅速紧闭，从而有效的避免了卷筒在启动或停止产生溜车下滑现象。由以上信息可知，起升回路主要由液压泵、液压马达、换向阀、平衡阀、溢流阀以及主、副卷扬制动和离合器等组成。下图2-2是起升回路油路图。图2-2起升回路2.1.2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、平衡阀、液压离合器和液压马达组成。回转机构使重物水平移动的范围有限， 但所需功率小，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。回转回路动作比较简单，结合以上条件可知，回转回路由液压泵、液压马达、换向阀和溢流阀等组成。初步确定油路图2-3。 图2-3 回转回路2.1.3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如图2-3。图2-3 变幅回路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。汽车起重机由于使用了支腿，除了吊非常轻的重物之外，必须带载变幅。2.1.4 伸缩臂回路汽车起重机具有臂架伸缩机构的，不需要接臂和拆臂，缩短了辅助作业时间。臂架全部缩回以后，起重机外形尺寸减小，提高了机动性和通过性。臂架采用液压伸缩机构，可以实现无级伸缩和带载伸缩。在设计此回路时应保证伸缩臂缸以相应于供油泵的供油速度缩回，所以设置了平衡阀来防止此液压缸在外负载作用下超速缩回，同时还防止在油管破裂时伸缩臂突然缩回。此外，为了保证整个回路的压力在允许值范围内，可以添设溢流阀。由以上条件可知伸缩回路主要由液压泵、换向阀、液压缸、溢流阀和平衡阀等组成组成。初步确定其油路图如图2-4图2-4 伸缩臂回路2.1.5支腿回路起重机设置支腿机构，目的是用于在作业时承受整机的自重和吊重，要求在作业时能独立调整单个支腿，以调整整车平衡。同时必须设有液压锁以保证在负载作用下以及油管破裂时不会缩回，从而避免翻车事故。还有在行驶或停放时，支腿不会在重力作用下自动下降。由以上要求可知，支腿回路由液压泵、水平液压缸、垂直液压缸、换向阀、溢流阀、液压锁和转阀等组成。 同时可以初步确定其油路如图2-5。图2-5 支腿回路2.2汽车起重机液压系统的工作原理总成系统液压原理图如图2-6所示：图2-6 QY-12汽车起重机液压原理图0-油箱; 1-主泵; 2-滤油器; 3-阻尼器; 4-压力表; 5-支腿操纵阀; 6-双向液压锁; 7-前支腿缸; 8-后支腿缸; 9-摆腿缸; 10-主分配阀(多路阀); 11-伸缩臂平衡阀; 12-伸缩臂缸; 13-变幅平衡阀; 14-变幅双缸; 15-回转马达; 16-单向阻尼阀; 17-起升制动缸; 18-起升马达; 19-起升平衡阀; 20-中心回转接头; (5-1)-互锁切换阀; (5-2) 、(5-3)-摆腿、支腿操纵阀； （5-4）-支腿回路安全阀（5-4）； （10-1）、（10-2）、（10-3）、（10-4）-伸缩臂、变幅、回转、起升操纵阀； （10-5）-起重回路安全阀2.2.1支腿收放回路由于汽车轮胎支撑能力有限，且为弹性变形体，作业时很不安全，故在起重作业前必须放下前、后支腿，用支腿承重使汽车轮胎架空。在行驶时又必须将支腿收起，轮胎着地。为此，在汽车的前、后两端各设置两条支腿，每条支腿均配置有液压缸，同时每条支腿还可以摆动，工作时支腿摆出放下。如图2-6前、后支腿四个液压缸同时用一个三位四通手动换向阀(5-3)控制其收、放动作，而前、后摆腿四个液压缸则用另一个三位四通手动换向阀(5-2)控制其动作。为确保支腿能停放在任意位置并能可靠地锁住，在支腿液压缸的控制回路中设置了双向液压锁。当三位四通手动换向阀（5-3）工作在右位时，支腿放下，其油路为：进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）左位手动换向阀（5-3）右位前支腿液压缸上腔。回油路：前支腿液压缸下腔液控单向阀手动换向阀（5-3）右位支腿回路安全阀（5-4）油箱。当三位四通手动换向阀（5-3）工作在左位时，前支腿收回，其油路为：进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）左位手动换向阀（5-3）左位前支腿液压缸下腔。回油路：前支腿液压缸上腔液控单向阀手动换向阀（5-3）左位支腿回路安全阀（5-4）油箱。摆腿液压缸用三位四通手动换向阀（5-2）控制，其油路流动情况与支腿油路类似。2.2.2吊臂变幅回路吊臂变幅是通过改变吊臂的起落角度来改变作业高度。吊臂的变幅运动由变幅液压缸驱动，变幅要求能带载工作，动作要平稳可靠。本机为小吨位吊车采用单个变幅液压缸变幅方式。为防止吊臂在停止阶段因自重而减幅，如图2-6在油路中设置了平衡阀13，提高了变幅运动的稳定性和可靠性。吊臂变幅运动由三位四通手动换向阀（10-2）控制，在其工作过程中，通过改变手动换向阀（10-2）开口的大小和工作位，即可调节变幅速度和变幅方向。吊臂增幅时，三位四通手动换向阀（10-2）右位工作，其油路为：进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）右位手动换向阀（10-2）右位平衡阀13中的单向阀变幅液压缸下腔。回油路：变幅液压缸上腔手动换向阀（10-2）右位油箱。吊臂减幅时，三位四通手动换向阀（10-2）左位工作，其油路为进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）右位手动换向阀（10-2）左位变幅液压缸上腔。回油路：变幅液压缸下腔平衡阀13手动换向阀（10-2）左位油箱。2.2.3吊臂伸缩回路吊臂由基本臂和伸缩臂组成，伸缩臂套装在基本臂内，由吊臂伸缩液压缸驱动进行伸缩运动。本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即号伸缩油缸活塞面积大，号伸缩油缸活塞面积小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I号伸缩油缸先伸出，其次是号伸缩油缸伸出。平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1大，K2小。为使其伸缩运动平稳可靠，并防止在停止时因自重而下滑，如图2-6在油路中设置了平衡阀11。吊臂伸缩运动由手动换向阀（10-1）控制，当手动换向阀（10-1）工作在左位或右位时，分别驱动伸缩液压缸伸出或缩回。吊臂伸出时的油路为：进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）右位手动换向阀（10-1）右位平衡阀11中的单向阀伸缩液压缸下腔。回油路：伸缩液压缸上腔手动换向阀（10-1）右位油箱。吊臂缩回时的油路为：进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）右位手动换向阀（10-1）左位伸缩液压缸上腔。回油路：伸缩液压缸下腔平衡阀11手动换向阀（10-1）左位油箱。2.2.4转台回转回路转台的回转由一个小转矩高速液压马达驱动。通过行星减速机构减速，转台的回转速度为05rmin。为了提高工作效率，并且确保安全，本系统加装由平衡阀、二次溢流阀、制动器组成的回转缓冲装置。如图2-6回转液压马达的回转由三位四通手手动换向阀（10-3）控制，当三位四通手动换向阀（10-3）工作在左位或右位时，分别驱动回转液压马达正向或反向回转。其油路为：进油路：液压泵1过滤器2手动换向阀（5-1）右位手动换向阀（10-3）左(右)位回转液压马达。回油路：回转液压马达正反转平衡阀23手手动换向阀（10-3）左(右)位油箱。2.2.5吊重起升回路 吊重起升是系统的主要工作回路。吊重的起吊和落下作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机来完成。起升液压马达的正反转有一个三位四通换向阀（10-4）（如图2-6）控制。回路中设有平衡阀19，用以防止重物因自重而下滑。由于液压马达的内泄漏比较大，当重物吊在空中时，尽管回路中设有平衡阀，重物仍会向下缓慢滑落，为此，在液压马达的驱动轴上设置了制动器17。当起升机构工作时，在系统油压的作用下，制动器液压缸使闸块松开，当液压马达停止转动时，在制动器弹簧的作用下，闸块将轴抱死进行制动。当重物在空中停留的过程中重新起升时，有可能出现在液压马达的进油路还未建立起足够的压力以支撑重物时，制动器便解除了制动，造成重物短时间失控而向下滑落。为避免这种现象的出现，在制动器油路中设置了单向节流阀16。通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器抱闸迅速，而松闸则能缓慢地进行。第三章 QY-12汽车起重机液压系统设计计算3.1 QY-12汽车起重机主要性能参数如下表3-1所示表3-1 QY-12汽车起重机性能参数最大起重力矩411600N.m最大起升高度 主臂 主臂+付臂16.5m23m回转速度3.2r/min外形尺寸（长宽高）10.708X2.5X3.065支退跨距（纵横）3.6X4.2整机重量14.8t最小转弯半径（按转向外轮轨迹算）8.76m发动机型号6135Q功率X转速（KWXrpm）117.6X1800最大扭矩686 N.m最大起升速度 主钩 付钩0.208ms-10.63ms-13.2 主要液压部件的计算3.2.1 系统压力的确认如下表3-2所示，我们初选系统压力为25MPA表3-2各种机械常用的系统工作压力机械类型机床 农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/0.823528810101820303.2.2 起升马达的计算和选择（1） 作用于钢丝绳上的最大静拉力1：(3-1)式中Smax作用于钢丝绳上的最大静拉力，N；Q起重量, Q=12000kg9.8N/kg=117600NM吊钩滑轮组倍率；吊钩滑轮组效率；钢丝绳导向滑轮效率。N(2)起升马达所受最大扭矩1(3-2)式中:动力系数，= 1+0.35V，其中V是最高起升速度，由于V =18m/min =0.3m/s则 = 1+ 0.350.3 =1.105；Smax作用于钢丝绳上的最大静拉力，N；起升卷筒上钢丝绳最外层直径，=400mm；起升传动比，=20；起升效率，=0.95。(3)液压马达的排量2(3-3) 式中：Mmax起升马达受到的最大扭矩，Mmax=252.6 ；P系统的工作压力，P=25Mpa；液压马达机械效率，通常取= 0.92；（4）液压马达转速1(3-4)式中：M吊钩滑轮组倍率；起升传动比，=20；最高提升速度，=18；起升卷筒上钢丝绳最外层直径，=400mm；(5) 液压马达的选择根据马达所受到的压力、最大扭矩以及需要的转速和排量查2表3.2-3决定采用型号为CM5型的齿轮马达，该马达的具体参数如下：额定压力为32MPa，转速1502000r/min，排量80125ml/r，输出转矩220300。3.2.3液压泵的计算与选择（1）液压泵的工作压力1(3-5) 式中：液压马达的最大工作压力起升马达所受最大扭矩= 252.6Qm 起升马达排量(cm3/r)，Qm = 68.9cm3/r 起升马达机械效率， = 0.92查2得到液压泵的最大工作压力：(3-6)式中从液压泵出口到液压马达入口之间总的管路损失，由于管路复杂故取=0.51.5M，。则液压泵的最大工作压力25 + 1.5 = 26.5。(2) 查2得到确定液压泵的流量(3-7)式中： K系统漏油系数，一般取K=1.11.3，这里取K=1.3；包括液压马达的最大总流量，同时由于工作过程中用到节流调速所以要加上溢流阀的最小溢流量一般取=0.0008/min。液压泵的流量：=1.3（118.5+0.0008）=154/min(3) 液压泵的选择液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵三种。对于汽车起重机，其液压系统负载大、功率大、精度要求不高。所以， 一般采用齿轮泵。根据系统的要求以及压力、流量的需要，型号为查液压传动设计指南表8-1，选取外啮合齿轮泵CBZ60，可组成三联泵，适用于起重运输。性能参数：排量 60ml/r 额定压力 25MPa最高压力 31.5MPa 允许转速 2500r/min3.3主要液压辅助装置的选择3.3.1液压油的选择由于工作温度在60以下，载荷较轻，故选用机械油。查3表37.3-30液压泵用油粘度推荐值得到所选液压油的粘度为6388mm2/s，查3表37.3-15机械油质量指标及应用选70号机械油，代号为HJ-70。3.3.2滤油器的选择查3表37.10-2过滤精度与液压系统压力的关系得到颗粒大小25。查3表37.10-3滤油器类型及其特性选择烧结式滤油器。根据液压泵的流量查3表37.10-18SU3型技术规格选择SU3-F15016型烧结式滤油器。3.3.3压力表的选择根据系统压力查3表37.10-48选择弹簧管压力表。根据液压泵的吸油口内径查3表37.10-49选择压力表的直径为60mm。采用径向有边形式，选择压力表的型号为Y-60T。3.3.4阀类元件的选择（1）回路操纵阀根据工作要求查3表37.8-191滑阀机能选择4WMMT型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查3表37.8-192技术规格选择通径为10mm。则各个回路的操纵阀（7/11/14/19/20/32），型号为4WMM10T50B10。（2）回路切换阀根据回路切换的工作要求查3表37.8-191滑阀机能选择3WMMA型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查3表37.8-192技术规格选择通径为16mm。回路切换阀5的型号为3WMM16A50FB10。（3）回路平衡阀根据工作要求查3表37.8-55技术规格选择变幅平衡阀15、伸缩平衡阀18、的型号为XD3F-L20H，起升平衡阀的型号为XD4F-L32H。（4）其它阀类元件支腿液压锁：根据工作原理选择Z2S型叠加式液控单向阀作为锁紧回路，查3表37.8-248技术规格选择支腿液压锁的型号为Z2S22。支腿回路安全阀：根据工作要求DBD型直动式溢流阀做为支腿回路的安全阀，查3表37.8-7技术规格选择支腿回路安全阀的型号为DBDH25P10/20。3.4油箱的选择3.4.1油箱的主要作用：1) 贮存充足的油液，以满足液压系统正常工作的需要；2) 散发热量，保证油温不超过规定值（60）；3) 使油中污染物沉淀，空气逸出。3.4.2油箱的计算与选择油箱的容量主要依据散热的需要来确定,同时还必须保证在液压系统工作的整个过程中,无论流量如何波动,油箱中的油面都能保持一定的高度,使渗入油液中的空气和污染物有足够的时间分离出来.对于一般的开式液压系统,其油箱的有效容量可按下列经验公式确定: V = ( 2 4 ) Q (3-8)式中 V 油箱的容积（L）; Q 泵的额定流量(L/min)。各式中的系数选择原则是:不连续工作时取小值,连续工作时取大值;使用变量泵时取小值,使用定量泵时取大值.对于本液压系统,压力P8Ma,故油箱的有效容积 V为：V = 2Q= 2601400= 168 L对于本液压系统，由于油箱盖用来作为液压泵、电机、液压阀等元件的安装底版，故要求体积足够大，油箱的有效容积选为170L。油箱有效容积大时，有利于散热，油液中的杂质能够充分沉淀，渗入在油液中的空气也可以充分逸出。油箱设计图如图3-1所示：图3-1 油箱设计图3.5 手动换向阀的设计题目需要设计二位四通手动阀作为先导阀，如图3-2所示：图3-2 二位四通手动阀结构图此二位四通阀的公称通径为10mm，允许的额定压力为35Mpa，允许背压（T口）为10Mpa，工作压力（P口、A口、B口）35Mpa。设计要求如下：公称压力 公称流量 压力损失 内泄漏量 换向时间 对中时间 压力冲击量 回油口允许背压（1）进、出油口直径 ,取 （3-9）（2）阀芯运动阻力 （3-10）取：；阀芯运动平均速度； （3-11）阀芯与阀体孔单边配合间隙下限。则 （3-12） （3）稳态液动力、稳态液动力大小计算。考虑阀芯在移动过程中打开阀口时稳态液动力阻碍移动，而当关闭阀口时则促进移动，为安全起见，忽略促进阀芯移动的稳态液动力。因为设计的手动阀机能多，当阀芯对中打开阀口时， （3-13）取：高水基液压液，在温度为50、油液压力为35Mpa时，。则 （3-14） （3-15）（4）液压卡紧阻力、 （3-16）取：;。则（5）推杆O型密封圈处的摩擦阻力 （3-17）取：；。则 （6）弹簧最小工作负荷和最大工作负荷的初步确定手动阀结构决定了在手动阀中间的钢球，它的两侧都与P口相通，有相同的液压力，因此，当电磁铁不通电的时候，手动阀中的钢球初始位置被右边的弹簧压杂左边的阀座上 。因此，从力学来看，弹簧承受的压力极限，一种情况是在初始位置；另一种情况是，当电磁铁通电之后，钢球被压向右阀座时候，弹簧被压缩受的力。下面对这两种情况分别进行校核，从而确定弹簧的受力情况。初始位置：弹簧原长60mm，安装后初始位置弹簧长度36mm，压缩量；弹簧刚度则弹簧产生的力 （3-18）前述阀芯阻力为48N，则在初始位置时，弹簧工作负荷为120N。第四章 QY-12汽车起重机变幅油缸的设计计算4.1 变幅油缸受力计算图4-1 变幅液压缸额定工作幅度的各参数图变幅液压缸受到的推力：(4-1)式中：变幅轴线与水平线的夹角； 工作臂长； 吊臂的重量； 吊臂重心到铰点C的距离； 变幅液压缸与AC的夹角； R起重机工作幅度； a铰点C与回转中心的距离。铰点C与回转中心的距离a的取值范围为1.53m6，此时=67；额定工作幅度下起重量Q=117600N；吊臂质量的取值范围是起重机总质量（10t）的15%20%，由于采用的是组合式伸缩臂，所以取吊臂的重量=；工作绳拉力=14478.3N；吊臂基本臂长=10.4m；铰点A到C的距离AC=947mm；AC与AB的夹角=62；变幅液压缸最大长度=1800mm；变幅液压缸最小长度=2800mm。将以上参数带入公式得到变幅液压缸的受到的推力：4.2 变幅液压缸的设计计算4.2.1 油缸效率分析 油缸的效率由以下三种效率组成： A.机械效率，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常可取=0.9 B.容器效率，由各密封件泄露所造成，通常容积效率为： 装弹性体密封圈时 1 装活塞环时 0.98 C.作用力效率，由出油口背压所产生的反作用力而造成。 一般取=0.9 所以 =0.9 =1 =0.9 总效率为。4.2.2 系统背压的选择系统被压如表4-1所示表4-1 执行元件背压力系统类型背压力 P/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短，且直接回油箱可忽略不计 按表3-1可取p2 为0.5MPa4.2.3 液压缸缸径的确认 (4-2) =93.3m 按设计手册取d/D 为0.7 ， 故 得d65mm 表4-2 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80） 810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250 表4-3 活塞杆直径系列（GB2348-80）456810121416182022252832364045505663708090100110125140根据表4-2和表4-3将这些直径圆整成进标准值时得：油缸有：D=100mm 和活塞d=70mm由此求得液压缸面积的实际有效面积为：A1=0.00785m A2=0.0040m4.2.4 导向长度的确认当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点距离为H，称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设计时必须保证有一定的最小导向长度。图4-2液压缸最小导向长度对一般的液压缸，最小导向长度应满足： 式中：液压缸的最大行程(mm) 设计要求=200mm 液压缸内径(mm)取H=70mm4.2.5活塞宽度的确定活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）100=（60-100）mm取=35mm4.2.6 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程L与活塞宽度B的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径的20-30倍。即：缸体内部长度400+35=435mm4.2.7缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为 （4-3） 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。=, 为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（4-4）计算 (该设计采用无缝钢管) （4-4）根据缸径查手册预取=30此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以： =251.5=37.5MP=100110（无缝钢管），取=100，其壁厚按公式(4-4）计算为 满足要求，就取壁厚为16mm。4.2.8 缸体外径尺寸的计算缸体外径查机械手册表：外径取132mm 4.2.9 活塞杆强度和液压缸稳定性计算1、活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核 (4-5 式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求2、液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行 (4-6)式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 (4-7) b.当活塞杆的细长比时 (4-8)式中，为安装长度，其值与安装方式有关；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表4-4； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表4-5。表4-4 液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表4-5 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式两端固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。4.2.10缸筒壁厚的验算液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： （4-9）根据式（4-9）得到：显然，额定油压=25MP，满足条件； 4.2.11活塞设计1、活塞结构的设计活塞分为整体式和组合式，组合式制作和使用比较复杂，所以在此选用整体式活塞，形式如下图：图4-2 整体式活塞此整体式活塞中，密封环和导向套是分槽安装的。2、活塞的材料选用高强度球墨铸铁QT600-33、加工公差活塞的配合因为使用了组合形式的密封器件，所以要求不高，这里不加叙述。活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，断面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差之半。 4.2.12密封件的选用1、对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。2、O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。3、动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图4-3 密封方式图4.2.13 活塞杆的设计1、活塞杆杆体的选择此次设计选用的是实心杆件，形式如下图：图4-4 活塞杆2、活塞杆与活塞的连接形式此次设计采用的是锁紧螺母型连接，如下图：图4-5 锁紧螺母型3、.活塞杆材料和技术要求a.因为没有特殊要求，所以选用45号钢作为活