【文章內(nèi)容簡介】 K1 —油箱散熱系數(shù)，見下表 ，取 K1 =16； K 2 —管路散熱系數(shù)，見下表 ； A1 、 A2 —分別為油箱。管道的散熱面積， m 2 ； ?T —油溫與環(huán)境溫度之差，℃。表 油箱散熱系數(shù) K1 /[W/( m ℃)] 2 24 冷卻條件 通風條件很差 通風條件良好 用風扇冷卻 循環(huán)水強制冷卻表 管道散熱系數(shù) K 2 /[W/( m ℃)] 2 K1 8～9 15～17 23 110～170 管道外徑/m 風速/m s ?1 0 1 5 8 25 69 6 14 40 5 10 23 若系統(tǒng)達到熱平衡，則 Phr = Phc ，油溫不再升高，此時，最大溫差[2] ?T = Phr K1 A1 + K 2 A2 (312) 環(huán)境溫度為 T0 ， T0 =25℃。查下表 可知 T≤90，則△T≤T T0 =75℃。取△T=75℃ 表 各種機械允許油溫/℃ 液壓設備類型 數(shù)控機床 一般機床 正常工作溫度 30～50 30～55 最高允許溫度 55～70 55～70 40 機車車輛 船舶 冶金機械、液壓機 工程機械、礦山機械 （1） 油箱散熱面積 A1 的計算 40～60 30～60 40～70 50～80 70～80 80～90 60～90 70～90 25 油箱容積一般為液壓泵流量的 3～8 倍， 由于汽車起重機的冷卻效果較好， 故取油箱 容量為液壓泵流量的 6 倍，即 V=8 qv max =8= l = m3 。 如令油箱尺寸的高、 寬、 長之比為 1∶1∶1 至 1∶2∶3， 油面高度選油箱高度的 ， 油箱靠自然冷卻使系統(tǒng)保持在允許溫度以下時，則油箱的散熱面積可近似用以下公式計 算[2]： A1 = 3 V 2 (313) 式中 V—油箱的有效體積， m3 ； A1 —油箱的散熱面積， m 2 。 則油箱的散熱面積 A1 = m 2 。 （2） 管路散熱面積 A2 的計算 液壓泵吸油管道內(nèi)徑d[2]: d= 4qv πv (314) 式中 qv —通過管道內(nèi)的流量， qv = l /min= m3 / s ； v —管道允許流速，m/s。 管道 液壓泵吸油管道 液壓系統(tǒng)壓油管道 液壓系統(tǒng)回油管道 液壓泵吸油管道內(nèi)徑 推薦流速/（m/s） ～，一般常取1以下 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 ～ db = 4 = = 56mm 40 管道壁厚 δ 的計算[2]: 26 δ= pd 2 [δ ] (315) 式中 p —管道內(nèi)最高工作壓力， p =22M Pa ； d —管道內(nèi)徑，m； [δ ] —管道材料的許用應力， Pa ， [δ ] = δ b —管道材料的抗拉強度， Pa ； MPa 時，取 n = 4 。 δb ； n n —安全系數(shù)，對鋼管來說，p＜7 MPa 時，取 n = 8 ；p＜ MPa 時，取 n = 6 ；p＞由于液壓泵的吸油管道內(nèi)徑 d b = 56mm ＜80mm， 故管道材料采用10鋼， 的力學性質(zhì)得到10鋼消除應力退火后的抗拉強度 δ b = 333 N / mm 2 。故: δ 333 = N / mm 2 [δ ] = b = n 4 管道壁厚： δ= pd 22 56 = = 。 2 [δ ] 2 交貨狀態(tài) 冷加工/硬（Y） 抗拉強度 牌號 冷加工/軟（R） 抗拉強度 伸長率 /% 消除應力退火(T) 抗拉強度 δb /（N/mm2） δb /（N/mm2） 伸長率 /% δb /（N/mm2） 伸長率 /% 不小于 10 20 30 40 412 510 588 647 6 5 4 4 373 451 549 628 2 2 10 8 6 5 3 333 432 520 608 2 12 10 8 7 管道散熱面積 A2 =（56247。2+） =3935mm =10 m 。 K 2 =40 油箱的散熱功率： Phc = ( K1 A1 + K 2 A2 )?T = 8kw 40 27 由 于 散 熱 功 率 Phc =8 kw ＜ Phr = kw ， 所 以 需 要 裝 設 冷 卻 器 。 根 據(jù) 熱 交 換 量 =。油的流量（+）ml/r 1500r/min= L/min。查[3] ，它能保持油溫50℃左右。 主要液壓輔助裝置的選擇 液壓油的選擇 由于工作溫度在 60℃以下，載荷較輕，故選用機械油。查[3]表 《液壓泵用 油粘度推薦值》得到所選液壓油的粘度為 63～88mm2/s，查[3]表 《機械油質(zhì)量指 標及應用》選 70 號機械油，代號為 HJ70。 濾油器的選擇 查[3]表 《過濾精度與液壓系統(tǒng)壓力的關(guān)系》得到顆粒大?。?5 ? m 。查[3]表 《濾油器類型及其特性》選擇燒結(jié)式濾油器。根據(jù)液壓泵的流量查[3]表 《SU3 型技術(shù)規(guī)格》選擇 SU3F15016 型燒結(jié)式濾油器。 壓力表的選擇 根據(jù)系統(tǒng)壓力查[3]表 選擇彈簧管壓力表。根據(jù)液壓泵的吸油進內(nèi)徑查[3] 表 選擇壓力表的直徑為 60mm。 采用徑向有邊形式， 選擇壓力表的型號為 Y60T。 閥類元件的選擇 閥類元件的選擇（參看液壓系統(tǒng)圖） （1）回路操縱閥 根據(jù)工作要求查[3]表 《耳閥機能》選擇 4WMMT 型手動換向閥。根據(jù)工作 壓力及液壓泵的出油進內(nèi)徑查[3]表 《技術(shù)規(guī)格》選擇通徑為 16mm。則各個回 路的操縱閥（7/11/14/19/20/32） ，型號為 4WMM16T50B10。 （2）回路切換閥 根據(jù)回路切換的工作要求查[3]表 耳閥機能》 《 選擇 3WMMA 型手動換向閥。 根據(jù)工作壓力及液壓泵的出油進內(nèi)徑查[3]表 《技術(shù)規(guī)格》選擇通徑為 16mm。 回路切換閥 5 的型號為 3WMM16A50FB10。 （3）回路平衡閥 根據(jù)工作要求查[3]表 《技術(shù)規(guī)格》選擇變幅平衡閥 1伸縮平衡閥 1回 轉(zhuǎn)平衡閥 23 的型號為 XD3FL20H，起升平衡閥的型號為 XD4FL32H。 （4）其它閥類元件 支腿液壓鎖：根據(jù)工作原理選擇 Z2S 型疊加式液控單向閥作為鎖緊回路，查[3]表 《技術(shù)規(guī)格》選擇支腿液壓鎖 8 的型號為 Z2S22。 支腿回路安全閥： 根據(jù)工作要求 DBD 型直動式溢流閥做為支腿回路的安全閥， 查[3] 40 表 《技術(shù)規(guī)格》選擇支腿回路安全閥 10 的型號為 DBDH25P10/20。 28 起升快慢電磁閥：根據(jù)工作要求查[3]表 《耳閥機能》選擇起升快慢電磁閥 33 的型號為 。 4 變幅液壓缸設計 變幅液壓缸設計. 變幅液壓缸的受力分析 全液壓汽車起重機的變幅機構(gòu)使用液壓缸來驅(qū)動動臂變幅。液壓缸的布置形式有三 種，分別是前傾式、后傾式和后拉式。前傾式如圖 所示。因液壓缸前傾，其對動臂 作用力臂較長，變幅缸的推力可以較小些，故缸徑較小。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[4]。 變幅機構(gòu)三鉸點的幾何關(guān)系簡化成?ABC （）。AB為油缸，A、B 點 為變幅油缸在轉(zhuǎn)臺和吊臂上的鉸點 OO1 為起重機的回轉(zhuǎn)中心線。當在工作幅度 R 吊 40 起載荷 Q 時，對吊臂后鉸點 C 的平衡方程式為： FP h = Q( R + a ) + GB lB cos α ? Se FP h = Ql cos α + GB lB cos α ? Se 式中： FP —變幅油缸推力； Q—工作負載的重量； h—變幅油缸推力對吊臂鉸點C的力臂； 29 (41) α —吊臂的仰角； l —吊臂的長度； GB —吊臂的重量； lB —吊臂的重心距C點的距離； S—起升繩的拉力； e—隨 α 角變的起升繩到鉸點C的距離。 因為Se Q(R+a)，式(41)可簡化為： FP h = Ql cos α + GB lB cos α (42) 式（42）表明，當起重機的額定載荷Q確定后，油缸的推力 FP 是仰角α和力臂h的函 數(shù)。仰角 α 和力臂h是由變幅機構(gòu)三鉸點的幾何形裝決定的，即?ABC的形狀決定油缸推 力 FP 。 變幅機構(gòu)三鉸點合理幾何形狀的分析 前支式變幅機構(gòu)的鉸點?ABC中，令液壓缸全縮時長 l0 ，全伸時長 l ，即有 l = λ l0 ， 其中 λ 為變幅液壓缸的伸縮比，液壓缸全縮時，吊臂仰角為0176。，液壓缸全伸時，吊臂仰 40 角為 α ， α max =80176。 30 設鉸點C與A的距離為p，? 為油缸與鉸耳點AC間的夾角，則在變幅過程中，油缸推 力 FP 對C點的力臂h有： h = p sin ? (43) 當 ? = 90 時，在△ABC中h=p。取 0 K= h p 則有 K = sin ? 因為 sin ? ≤1，則K≤1。用作圖法可得到隨吊臂仰角 α 變化的 α ? h 、α ? K 、α ? M 、 曲線，它反應變幅過程中油缸的推力變化情況。 設變幅油缸全縮時為單位長，即 l0 = 1 ，則一般全伸時 l = λ = ，吊臂仰角 α 由0176。變到 80176。，能滿足此變幅油缸的鉸點A布置可有軌跡ad（） ，例如取三種狀態(tài)： 取p=△ A1 B1C 取p=△ A2 B2C 取p=△ A3 B3C 40 、 α ? h 、 α ? K 曲線。 31 α ? h 圖 α ? K 圖 40 。 32 起臂時力臂較小，在仰角 油缸工作條件好，壓力參 為58176。時，力臂h=p，在吊 △ A1 B1C 數(shù)變化小，油缸參數(shù)選擇 臂仰角較大時，力臂h較 較易合理，結(jié)構(gòu)緊湊 大 變幅過程中力臂h變化平 油缸工作條件較好，結(jié)構(gòu) △ A2 B2C 緩， 在仰角為38176。時， 力臂 緊湊 h=p 起臂時力臂h較大，在變 油缸工作條件惡劣，油缸 △ A3 B3C 幅過程中h＜p，在吊臂仰 參數(shù)選擇不合理，結(jié)構(gòu)緊 角較大時，力臂h小 湊 ，油缸鉸點A布置在 A2 A1 段上，可以使油缸工作壓力變化平穩(wěn)而且 機構(gòu)緊湊，所以A點應該布置在段 A2 A1 上，在 α =40176?！?0176。時，力臂h=p。 變幅機構(gòu)鉸點三角形 1 1 ?1 1 ? 吊臂與油缸的鉸點B一般位于 L到 L吊臂上，故 BC= ? L, L ? ，L =10 .4m，取BC 3 2 ?3 2 ? =5，確定變幅鉸點三角形幾何尺寸[5]。 40 33 變幅液壓缸的機械設計 變幅液壓缸受到的推力 FP ： FP = Ql cos α + GBlB cos α AC sin ? (44) 式中： α —變幅耳線與水平線的夾角； l —工作臂長； GB —吊臂的重量； lB —吊臂重心到鉸點C的距離； ? —變幅液壓缸與AC的夾角； R—起重機工作幅度； a—鉸點C與回轉(zhuǎn)中心的距離。 鉸點 C 與回轉(zhuǎn)中心的距離 a 的取值范圍為 ～3m[6]，此時 α Q =67176。； 額定工作幅度下起重量Q=78400N； 吊臂質(zhì)量的取值范圍是起重機總質(zhì)量（10t）的15%～20%，由于采用的是組合式伸 縮臂，所以取吊臂的重量 GB = 10 103 15% = 14700N ； 40 工作繩拉力 S max =； 吊臂基本臂長 l =； 鉸點A到C的距離AC=947mm； AC與AB的夾角 ? =62176。； 變幅液壓缸最大長度 ABmax =1800mm； 變幅液壓缸最小長度 ABmin =2800mm。 將以上參數(shù)帶入公式（44）得到變幅液壓缸的受到的推力： 34 FQ = Ql cos α Q + GB lB cos α Q AC sin ? = 105 N 變幅液壓缸主要幾何參數(shù)的計算 變幅液壓缸（1）變幅液壓缸壓力 PN 的選取 系統(tǒng)的工作壓力為△P=20 MPa ，因為系統(tǒng)中有一定的背壓，所以選擇液壓缸的被壓 力為2 MPa ，故取液壓缸的工作壓力 PN =22 MPa 。 （2）變幅液壓缸內(nèi)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 Db = 4 FQ π PN = 4 105 = 155mm 22 106 =200mm。（單位mm） （摘自GB234880） 8 63 10 80 12 100 16 125 20 160 25 200 32 250 40 320 50 400 （3）變幅液壓缸活塞桿直徑 d 的計算 由于活塞桿受到壓力作用，且 PN =22 MPa ＞7 MPa ，故d== 160mm=112mm。 =140mm。（4）活塞桿理論推力 F1 和拉力 F2 的計算 40 35 。 當活塞桿伸出時理論推力 F1 ： F1 = A1 PN = 105 N 當活塞桿回縮時理論拉力 F2 F2 = A2 PN = 10 4 N 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 =22 MPa 。 （5）變幅液壓缸活塞桿行程 S 的確定 由于液壓缸全伸時： ABmax =1800mm 變幅液壓缸全縮時： ABmin =2800mm 得到變幅液壓缸行程S： S= ABmax — ABmin =1000mm 查[3]=1000mm。 （6）液壓缸最小導向長度 H 的確定 導向長度過短，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，設計必須保證缸有一定的最小導向長度，液壓缸的最小導向長度應滿足 [2]： H≥ S D + 20 2 (45) 式中：S 是變幅液壓缸的最大行程，S=1000mm； D 是變幅液壓缸的內(nèi)徑，D=200mm； 40 故有： H≥ S D 1000 200 + = + = 150mm 。 20 2 20 2 36 （7）液壓缸缸筒壁厚 σ b 的計算 查[3]表 工程機械用缸外徑系列取變幅液壓缸外徑為 245mm，液壓缸體材料 為 45 號無縫鋼管。因此，壁厚為 σ b=（245—200）/2=。 （8）液壓缸的缸底厚度 hb 計算 設計此缸為平行缸底，查[3]得 hb = AL py [δ ] (46) 式中：hb—缸底厚度，m； φ AL —液壓缸內(nèi)徑，m； [δ ] —缸底材料的許用應力， MPa 。 δ s ≥355MPa，伸長率 δ 5 ≥16％，斷面收縮率為ψ ≥40％，沖擊功為 39J。則 [δ ] =600 MPa 。變幅液壓缸的工作壓力 PN =22 MPa ，取 p y = PN = MPa h = AL py = 21mm 600 p y —試驗壓力， MPa ； 缸底材料選用 45 鋼，查[7]表 65 得到 45 鋼的抗拉強度 δ b ≥600MPa，屈服強度 [δ ] = 綜合以上計算，查 [3] 表 可知液壓缸相關(guān)尺寸為：缸徑 φ AL =200mm ， D=245mm ， UE=270mm ， 耳環(huán)耳動耳承CD=80mm ， Y=85mm ， PM=105mm ， MREW=9090，進出油進尺寸2EE為M422，耳環(huán)連耳耳耳為M853*95。 40 37 總結(jié)本次畢業(yè)設計使我受益匪淺，讓我系統(tǒng)性地認識和掌握了汽車起重機液壓系統(tǒng)的設 計過程，對汽車起重機的發(fā)展應用及前景有了初步的認識，對液壓元件的使用有了切身 的體會。通過本次畢業(yè)設計讓我將大學期間學習的課程整體進行了復習，對資料的查閱 有了很大的提高。在畢業(yè)設計的過程中讓我更加明白各個學科是相互聯(lián)系的，以后的工 作中要繼續(xù)學習提高自己綜合運用的能力。 首先，尋找與設計有關(guān)的資料并且研究設計方案，進行設計的總體規(guī)劃。理清設計 思路，但是在方案的具體實施中難免會出現(xiàn)一些錯誤，這就需要在設計的過程中利用所 掌握的知識認真的排查錯誤的原因，查閱相關(guān)資料，進行多方面的思考，不斷的改正自 己的設計不足之處。 其次，運用所學的知識對汽車起重機的液壓系統(tǒng)各個回路進行具體的設計，最終完 成總的液壓系統(tǒng)設計。在設計過程中需要查閱文獻確定各個設計公式及其參數(shù)，進行計 算。在這個設計階段中完成設計思路的具體化，主要解決各個部分的匹配問題。在設計 過程中要不斷的進行參數(shù)的重新選定使之符合整個系統(tǒng)的運行要求。 通過本次畢業(yè)設計使我認識到液壓系統(tǒng)的應用廣泛，使用方便。仍然處于不斷的發(fā) 展之中，在機械設備的控制系統(tǒng)中仍然占有著十分重要的位置。在畢業(yè)設計的過程中不 僅鞏固了我的基礎(chǔ)理論知識，而且使我各個方面的能力有了很大提高。從一開始的無從 下手，到資料的查閱，到設計方案的擬定，到設計方案的具體實施，到液壓系統(tǒng)圖的繪 制，無疑是對我查閱資料的能力、設計報告的能力、電腦繪圖等能力的一次很好的鍛煉， 對理論知識與實際的應用也有了很大的提高。為以后的工作積累了經(jīng)驗，增強了信心。 畢業(yè)設計既讓我懂得了怎樣把理論應用于實際，又讓我知道了在實踐中遇到問題應該怎 樣去解決，是對自己自己綜合運用所學知識，發(fā)現(xiàn)、提出、分析和解決問題，實踐能力 的很好鍛煉。 40 38 致謝畢業(yè)設計是對我們知識運用能力的一次全面考核，也是對我們進行科學研究的基本 功的訓練，培養(yǎng)了我們綜合運用所學知識獨立分析和解決問題的能力，為以后撰寫專業(yè) 學術(shù)論文和工作打下了良好的基礎(chǔ)。 本次畢業(yè)設計能夠順利完成， 首先要感謝我的母校， 是她提供了我學習知識的殿堂； 其次要感謝機械與材料學院的老師們，他們不僅讓我學會了專業(yè)方面的知識而且教會我 很多做人做事的道理，尤其是要感謝在本次畢業(yè)設計中給予我很大幫助的 XXX 老師， 是他的教導使我對畢業(yè)設計從最初的一無所知到順利完成；還要感謝我的同學們，他們 的幫助我解決了很多的問題；最后還要感謝相關(guān)資料的編著者和給予我支持的社會各界 人士，感謝你們?yōu)槲姨峁┝艘粋€良好環(huán)境，使本次畢業(yè)設計順利完成。 40 39 參考文獻 [1]蔡文彥．液壓傳動系統(tǒng)[M]. 上海:上海交通大學出版社,1996. 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