【正文】 ，就是研究液壓缸或液壓馬達的負載情況。例如采用單定量泵供油，只需計算工進階段的總負載力，若簡單系統(tǒng)采用限壓式變量泵或雙聯(lián)泵供油，則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。 為旋轉部件軸頸處的摩擦力矩，其計算公式為： (28)式中：G為旋轉部件的重量(N)；f為摩擦因數(shù)，啟動時為靜摩擦因數(shù)，啟動后為動摩擦因數(shù)；R為軸頸半徑(m)。3 QY25K汽車起重機液壓系統(tǒng)設計 QY25K汽車起重機液壓系統(tǒng)額定壓力的確定系統(tǒng)工作壓力應按整機性能要求，考慮經(jīng)濟性和液壓技術現(xiàn)有水平確定。況且系統(tǒng)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(tǒng)的尺寸和重量反而會增加。 QY25K汽車起重機液壓系統(tǒng)的基本回路設計 起升機構回路的設計起升機構是起重機械的主要機構，用以實現(xiàn)重物的升降運動。起升液壓回路設計原理圖如圖32所示。最常見的液壓變幅機構是用雙作用液壓缸作液動機，也有采用液壓馬達和柱塞缸。變幅缸的內漏和外漏會使工作幅度變大而造成重大事故。平衡閥不僅能防止超速下行，也能保證整個下降過程為勻速過程。在設計相鄰的三節(jié)臂伸縮機構時，為了減輕重量，還可以利用吊臂之間伸縮的比例關系，采用鋼絲繩滑輪組(或鏈條鏈輪）實現(xiàn)第三節(jié)臂的伸縮以代替一只液壓缸，這就形成了液壓—機械驅動形式。stretching hydraulic circuit circuit diagram 回轉機構回路的設計 工程起重機能將起重物送到指定工作范圍內的任意空間位置，除了依靠起升機構實現(xiàn)重物的垂直位移外，回轉運動是實現(xiàn)水平位移的方法之一，盡管此種運動形式的水平移動范圍有限，但所需功率小，要求也比較簡單，故在大多數(shù)工程起重機中被采用，而且一般還都設計成全回轉式的，即可在左右方向任意進行回轉。(3)回轉機構小齒輪通過和回轉支承裝置上的大齒圈嚙合，以實現(xiàn)回轉平臺的回轉運動?；剞D機構使重物水平移動的范圍有限，但所需功率小，所以一般汽車起重機都設計成全回轉式的，即可在左右方向任意進行回轉。 支腿機構回路的設計 汽車起重機的支腿必需做成可伸縮的。H式支腿，此支腿外伸距離大，每一支腿有兩個液壓缸，一水平的(或略帶傾斜的)，一垂直的支承液壓缸，支腿外伸后呈H形。因此，支腿橫向跨距選取要適當，原則上是起重機在吊臂強度允許的起重量時，其穩(wěn)定度達到規(guī)定的要求即可。也就是要使支腿中心連線內、外的力矩處于平衡狀態(tài)。第三種：水平同步縮，液壓油經(jīng)吸油濾油器過濾后被2號泵吸入下車主供油路，經(jīng)壓力表測試，多余的油液會經(jīng)溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經(jīng)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(lián)的方式連接）分別進入四個水平液壓缸的有桿腔，實現(xiàn)水平缸縮回，同時無桿腔中的油液匯集后經(jīng)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。負荷傳感系統(tǒng)可根據(jù)負載的變化，對泵流量作相應的調節(jié)，使換向閥(包括回轉閥)節(jié)流點前后的壓差保持不變，即泵的壓力總是等于負荷壓力與此節(jié)流壓差之和，使泵流量始終與換向閥上調節(jié)的流量需求相適應。在此 隋況下，負荷傳感系統(tǒng)可將不夠充裕的流量恰如其分地分配給各執(zhí)行元件，以解決其因負載不同而產(chǎn)生的速度相互干擾問題，以滿足對速度穩(wěn)定2)負荷傳感系統(tǒng)工作原理變量泵通過檢測和維持泵出口壓力和負載壓力之差，使泵的流量僅決定于系統(tǒng)回路中換向閥開口大小，與負荷壓力無關。調節(jié)負荷傳感閥的彈簧，可以在泵出口和負載壓力之間維持一個相應的恒定壓差△P0 ，以保證泵的供油壓力僅高于負荷壓力一個很小的壓差。目前，國內外出現(xiàn)的恒功率控制方案按提供的控制力可分為：液壓力——彈簧力平衡方式；電磁力——彈簧力平衡方式。圖38 汽車起重機液壓系統(tǒng)原理圖Figure 38 truck crane hydraulic system schematic diagram4 QY25K汽車起重機液壓系統(tǒng)參數(shù)的計算 變幅機構圖41 前傾式變幅機構Figure 41 forward type luffing mechanism液壓汽車起重機的變幅機構使用液壓缸來驅動動臂變幅。因臂的懸臂長度較短，對臂受力有利大多數(shù)全液壓汽車起重機都采用此布置形式。因為Se Q(R+a)，上式可簡化為： (42)式（42）表明，當起重機的額定載荷Q確定后，油缸的推力是仰角α和力臂h的函數(shù)。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。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 （43） （44）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。= =4027mm。 見圖44分析受力圖。有油缸力臂L=1338mm。 工作繩拉力N （47）式中：M=6。2)變幅液壓缸內徑Db的確定由于汽車起重機的變幅液壓缸是以無桿腔作為工作腔的，所以有公式如下 m2 （49）式中：F1—變幅油缸最大軸向阻力，F(xiàn)1=150KN。參看下表42取活塞桿的直徑d=100mm，A2=表42 活塞桿直徑尺寸系列/mm[6] The piston rod diameter size series4568101214161820222528323640455056637080901001101251401601802002202502803203604004)活塞桿理論推力F1和拉力F2的計算圖46 活塞桿受力分析圖Figure 46 piston rod stress analysis diagram當活塞桿伸出時理論推力F1：當活塞桿回縮時理論拉力F2式中：A1和A2分別為無桿腔和有桿腔的受力面積； PN為液壓缸的工作壓力，PN=22MPa。 ——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，n為安全系數(shù)，取n=2。則=600MPa。液壓缸的穩(wěn)定性條件為 (417)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 nk——為穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取n=2~4,現(xiàn)取3。垂直液壓缸所受的最大外負載力是F=707000N。(5)導向套長度A和活塞B的計算B==88mmA==140mm2)水平液壓油缸尺寸的確定(1)水平液壓缸內徑Db的確定由于汽車起重機的變幅液壓缸是以無桿腔作為工作腔的，所以有公式如下 m2 （434）式中：F1—水平液壓缸最大軸向阻力，F(xiàn)1=100KN。參看下表42取活塞桿的直徑d=70mm，A2=.(3)垂直液壓油缸缸筒壁厚的計算表43 各種液壓缸的尺寸 The size of the various kinds of hydraulic cylinder 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707180125水平液壓缸100100708（6）各種液壓缸工作壓力差的計算假設液壓缸回油壓力為零，則液壓缸的工作壓力差可由公式計算得到： (438）式中：——液壓缸作用力； ——液壓缸無桿腔的面積。額定壓力 40 Mpa。(4)主卷揚泵排量 (59)式中：nB1——主卷揚泵工作轉速，nB1=2500rpmηB1V——主卷揚泵容積效率，ηB1V=(5)主卷揚泵的型號選取博世力士樂軸向柱塞變量泵A2F090，控制方式為恒功率控制。允許轉速 6300r/min。當四個水平支腿同時工作時的流量為： (440)5 液壓系統(tǒng)元件選型 液壓馬達和液壓泵的選擇計算 主、副卷揚馬達和泵的選擇1)主卷揚馬達的選擇(1) 主卷揚卷筒力矩 (51)式中：F1——主卷揚單繩最大拉力 F1=40KN。 mm （435）參考表41 液壓缸尺寸系列取液壓缸內徑Db=100mm。由于系統(tǒng)壓力大于20MPa，取2所以d=127mm取標準值mm，=。當活塞桿細長比時， (418)當活塞桿細長比時， (419）材料為中碳鋼，m為柔性系數(shù)、fc為材料強度實驗值、α為實驗常數(shù)，依據(jù)表，取值分別為8490 MPa、1/5000；n為末端條件系數(shù)，依據(jù)表，為兩端鉸接形式，取值為1；活塞桿細長比L/k=2800/125==85；所以 （420） =108 N 有FK/nk=108/3=107 N≥F=105N即穩(wěn)定性良好。PN=. （416）綜合以上計算，查表可知液壓缸相關尺寸為：缸徑D=160mm，d=110mm，耳環(huán)滑動軸承CD=80mm，Y=85mm，PM=105mm，MREW=9090，進出油口尺寸2EE為M422，耳環(huán)連接螺紋為M853*95。因此A==130mm9)液壓缸的缸底厚度hb計算設計此缸為平行缸底，查[3]得 （415）式中：hb—缸底厚度； —液壓缸內徑； —試驗壓力； —缸底材料的許用應力。7)液壓缸缸筒壁厚b的計算按薄壁計算缸筒壁厚，其計算公式[5]為： （413）式中：Pmax——最高允許壓力,MPa。 mm （410）參考表41 液壓缸尺寸系列取液壓缸內徑Db=160mm。；變幅液壓缸最大長度=4000mm；變幅液壓缸最小長度=2600mm。 ～3m，此時=67176。此時OA、176。分別取為2600mm、4000mm。把和代入上式得m=、n1=、n2=。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18176。 變幅機構鉸點三角形 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43所示為三鉸點安裝簡圖。AB為油缸，A、B點為變幅油缸在轉臺和吊臂上的鉸點OO1為起重機的回轉中心線。前傾式如圖41所示。本機提出一種包含壓力反饋與位移反饋修正、輸出功率可調、控制精度較高的恒功率控制系統(tǒng)的實現(xiàn)方法。圖37 負荷傳感系統(tǒng)回路圖[8]Figure 37 load sensing system circuit diagram 恒功率控制液壓技術廣泛應用于機床、工程機械、船舶等設備，而現(xiàn)代液壓控制系統(tǒng)越來越趨向于高壓大功率，因此要求更多的使用功率調節(jié)。工作時，泵出口壓力油連續(xù)不斷地進入偏置活塞，使偏置活塞推動變量泵斜盤向全排量方向擺動。1)組成如圖37所示，1壓力補償閥，2換向閥，3負荷傳感閥，4偏置活塞，5控制活塞負荷傳感系統(tǒng)主要包括變量泵、換向閥(包括回轉閥)、壓力補償閥和梭閥等。另外，負荷傳感系統(tǒng)使起重機具有良好的復臺操作性。第五種：垂直同步縮，液壓油經(jīng)吸油濾油器過濾后被2號泵吸入下車主供油路，經(jīng)壓力表測試，多余的油液會經(jīng)溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經(jīng)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(lián)的方式連接）分別進入四個垂直液壓缸的有桿腔，實現(xiàn)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(jīng)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)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(jīng)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(jīng)溢流閥流回主回油路經(jīng)回油濾油器回油箱，另一部分經(jīng)K3進入起重機上車，循環(huán)一周后經(jīng)K2回油箱。支腿跨距的確定，完全從穩(wěn)定角度出發(fā)。H式支腿對地面適應性好，易于調平，廣泛采用在中、大型起重機上。在現(xiàn)代的液壓起重機中，支腿的伸縮也是液壓傳動的。通過齒輪、蝸桿機構減速，轉臺