【文章內容簡介】 缸自動伸縮系統(tǒng)的卵圓形截面主臂。這種卵圓形截面主臂在減輕結構重量和提高起重性能方面具有良好效 果。目前卵圓形吊臂已列入利勃海爾新產品標準部件，裝有世界最長的 7節(jié) 84m 卵圓形截面主臂的 LTM1500 型 (500t)AT 產品，也采用這種單缸伸縮系統(tǒng)。格魯夫開發(fā)的單缸伸縮系統(tǒng)要早于利勃海爾公司，但格魯夫早期采用的單缸伸縮系統(tǒng)伸縮速度較慢。此外，德馬泰克大噸位起重機主臂也采用卵圓形截面。 格魯夫 GMK6250(250t)和 GMK5180(180t)兩種 AT 產品，采用了裝有雙銷雙鎖自動伸縮系統(tǒng)的 U 形截面主臂，伸臂速度較快 (平均 9m/s 左右 )。伸縮系統(tǒng)由電子式起重機操作裝置控制，可將主臂自動伸至各種選定臂長。 據報道，美國謝迪 ． 格魯夫工廠將采用德國工廠的主臂制造技術，原有梯形主臂將被淘汰，原因是焊接工藝復雜，制造成本高。 液壓系統(tǒng)的類型 液壓系統(tǒng)的回路 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。 起升液壓系統(tǒng) 對起重機來說，起升動作是最頻繁的動作。目前最常用的起升液壓系統(tǒng)為定量泵、定量或變量馬達開式液壓系統(tǒng)，然而，現(xiàn)代施工對起升系統(tǒng)提出了新的要求：節(jié)能、高效、可靠以及微動性、平穩(wěn)性好。為了適應這些新的要求，以前的定量泵將逐步被先進可靠的具有負載反饋和壓力切斷的恒功率變量泵所取代，先前的定量馬達或液控變量馬達也將被電控變量馬達所取代。這種系統(tǒng)將能有效的 達到輕載高速、重載低速和節(jié)能的效果。 無錫太湖學院學士學位論文 4 操縱、控制系統(tǒng) 機械式操縱是汽車起重機最簡單、最廣泛使用的一種操縱方式，液比例操縱系統(tǒng)在我廠也己廣泛使用并相當成熟，操作性能得到了很大的提高；然而，最有發(fā)展前途的還是電比例操縱系統(tǒng)，借助于計算機技術和可編程技術，汽車起重機將向智能化發(fā)展。 除此之外，液壓系統(tǒng)在以下幾方面也體現(xiàn)出明顯的發(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品的可靠性，另外，國外使用成熟、量大價廉 的元件在國內也廣泛使用。 （ 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，速度分檔技術也應運而生，設計不同的速度檔位，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， 節(jié)約能量， 同時易于維護。 （ 5） 、向計算機技術領域的縱深滲透，汽車起重機將向無線遙控技 術、遠程診斷服務技術、黑匣子自我保護技術等方向發(fā)展，為了實現(xiàn)整機的功能，液壓技術將同計算機技術相互滲透，共同發(fā)展。 液壓起重臺車設計 5 第二章 原始數(shù)據及設計要求 1：承重 500kg ，即 F=500kg 2：工作行程可從 660mm調節(jié)到 960mm。即 300mm 方案一 : 1：用車輪行駛 2：車輪可制動 3：用腳進行液壓提升和下降 外型結構如圖所示： 圖 液壓起重及臺車外形圖 無錫太湖學院學士學位論文 6 圖 液壓起重臺車結構圖 方案二： 用車輪行駛，和制動都可以不變，只要把先前的腳踏泵改為電動機形式，來實現(xiàn)液壓的上升和下降。不過這種方案的缺點就是要求比較高一般不怎么采用。因為設計時也要考慮到該產品的經濟性，廣泛性多方面的渠道考慮的。然而改為電動的液壓千斤頂工作原理一樣。 工作原理及組成部分： 1. 泵體由電動機，油泵，綜合閥，換向閥，油箱，車輪，等組成。 2. 泵體部分：有電機直接帶動偏心軸旋轉，使柱塞沿著大油缸做往返運動，使油分別從 高低壓進 油閥吸入，后從高低壓出油閥壓出分別進入綜合閥的高壓油路和低壓油路。 3. 綜合閥體：由閥體的安全閥，高壓路中的額高壓單向閥，低壓油路中的低壓單向閥，安全閥，減壓閥，換向閥組成。 經分析討論最后決定采用第一種方案。 液壓起重臺車設計 7 第三章 強度及穩(wěn)定性計算 確定液壓缸的工作壓力 液壓缸的工作壓力的決定應從結構尺寸，經濟性等方面綜合考慮。 工作壓力取高。系統(tǒng)結構緊湊。但泵壓高，易引起液壓沖擊，且密封要求高；工作壓力低，則相反。根據教科書表 4— 1 暫取 p= 確定液壓缸內徑 由于本液壓缸采用單作用柱塞缸，故 P2=0 ,P1= 根據教科書公式可得 D== ? 液壓缸的壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來確定。從材料力學可知。承受內壓力的圓筒。其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而異，一般可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒之分。因而計算公式也不一樣。本方 案采用后壁計算公式進行計算。 由公式 424 可得 δ≥ )1][ ][(2 ??? yyPPD ?? 式中 δ — 液壓缸壁厚 yp — 試驗壓力，一般比液壓缸工作壓力 P大（ 20～ 30℅ ） [σ ]— 液壓缸材的許用應力。 鍛鋼 [σ ] =110～ 120MPa 取 [σ ]=110MPa yP =+ 20℅ =+= 代入公式得 無錫太湖學院學士學位論文 8 ? ≥ cm1 0 5 )12 4 1 0 3 8 1 0(1 2 ) 1 0 1 0(2 ????????? ??? D 外 =D+2δ =+2 =+= 由于本缸體結構考慮到穩(wěn)定性等一些因素 ,缸體采用外方內圓的結構 ,外圓方身為 75 =40mmD= : P= 22/4500 cmkgSF ??? ? 缸筒變形的計算 承受內壓的厚壁缸筒，其筒壁任意直徑 Dx的伸長量可由下式進行計算 : cmDuDuDDE PDD x ])1()21[()( 2122221 ?????? 式中 xD? — 筒壁任意直徑的伸長量 D— 缸筒內徑 D=40mm D1— 缸筒外徑 D1=75mm P— 缸體內油壓力 P= E— 材料的彈性模數(shù)， 對于鋼取 E= 106公斤 /厘米 2 U— 泊松系數(shù)，對于鋼取 U= xD? = ])(4)[()( 22622 ???????? ? = cm46 )( 5 9 ???????? 柱塞桿結構示意圖： 液壓起重臺車設計 9 圖 柱塞桿結構示意圖 由于采用柱塞油缸，故柱塞直徑 d=40mm 1：柱塞桿在穩(wěn)定工作狀況。如果盡受軸向拉力或壓力載荷時，便可近似的在于直桿承受拉壓載 荷的簡單計算公式進行計算： 柱塞桿 應力 ][4 2??? ?? dF 式中 F— 柱塞桿所受的軸向載荷 F=500kg D— 柱塞桿的直徑 d=40mm [σ ]— 柱塞桿制造材料的許用應力 取 [σ ]=120MPa=1200kg/ cm2 σ = 22/ 5 0 044 5 0 0 cmkg???? 故穩(wěn)定狀態(tài)下，滿足強度條件。 2：如果柱塞桿在工作時如果受到彎曲作用較大（如承受偏心載荷等），就 要按壓（拉），彎聯(lián)合作用來計算柱塞桿的強度： σ = WMAP? (公斤 /厘米 2) 式中 A— 柱塞桿的面積 A=（π /4） 42=4π（ cm2） W—— 柱塞桿斷面模（ cm3） W=（ 32? ） d3 cmd 4? W=（ 32? ） 43=2π M—— 柱塞所承受的彎曲力矩。因塞桿僅受縱向載荷所以 M=P moxy 無錫太湖學院學士學位論文 10 P=500kg 考慮到最危險情況 取 moxy =20cm σ = WMAP? =500/4π +500 20/2π =1632kg/ cm2 安全系數(shù) n=σ s/σ 式中σ s—— 材料屈服極限 （公斤 /厘米 2） 由手冊查得 45 σ s=3530（公斤 /厘米 2） 所以 n= ???? s 故滿足壓、拉、彎的 聯(lián)合作用的強度條件。 無偏心載荷時的縱向彎曲極限力 油缸受縱向力后 缸體軸線產生彎曲，當縱向力達到極限力 PK后，油缸產生縱向彎曲，即出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)，這是不允許的 當長細比 nmKl ?? 時 按歐拉公式 : 千克）( 624 ??l ndPk 當長細比 nmKl ?? 時 按高登 .拉金公式 : 千克）()(1 2klnaAfP ck ?? 式中： L—— 活塞桿計算長度，即在油缸柱塞全部伸出時，活塞桿頂端的連接點與油缸支承點間的距離 L=76(cm) K—— 活塞桿斷面最小回轉半徑 K= cmdAJ 14 ?? kl =76 m— 柔性系數(shù) 對鋼取 m=85（表 11140） 液壓起重臺車設計 11 n— 末端條件系數(shù)， n=1/4（表 11139） 4185 ??? nm 因為 kl =76 ?? nm 采用歐拉公式計算 KP kgl ndPk 62 4 ??? kg1 1 3 0 21076 622????? 因為 kgPkgP k 50011302 ??? 所以滿足無偏心載荷時 的縱向彎曲極限力的條件 承受偏心載荷時的縱向彎曲極限力 在設計時應盡量使軸向壓縮載荷與油缸的軸線一致，但在實際中如承受偏心載荷時，可以用下列公式計算其縱向彎曲極限力 Pk 千克）(s ec81 ?????? eAP sk 式中：σ s—— 柱塞桿材料的屈服強度 σ s=3530kg/ cm2 d—— 柱塞桿直徑 d=4 a— 活塞桿斷面積 A=（ 4? ） d2=4π e— 載荷的偏心量 e=20(cm) )(klEAPk?? 式中： E—— 材料彈性模數(shù) 106 kg/ cm2 L—— 活塞桿計算長度 L=76(cm) 無錫太湖學院學士學位論文 12 K—— 柱塞桿最小回轉半徑 cmdAJK 14 ??? )176( 11 30 2)( 6 ????? ?? klEAP k 因為 ?? sec1 2 ??tg e c 22 ????? tgtg ?? 所以 kgeAP sk 1081120481 43530s e c81 ???? ????? ???? 因為 PPk? 所以滿足條件 活塞桿最大容許行程的計算 為了保