【文章內容簡介】 中小噸位 汽車起重機支腿液壓回路分析 1. 圖 25 為中小噸位汽車起重機支腿液壓回路原理圖，它共有八個液壓缸，即四個水平缸和四個垂直缸，這八個液壓缸屬于起重機下車液壓系統(tǒng)的一部分支腿液壓回路除了八個液壓缸外，主要還包括：一個三聯齒輪泵，下車多路閥，吸油濾油器，回油濾油器，兩條主油路，供油路 K3，回油路 K2，壓力表，每個液壓缸都有一個雙向液壓鎖。 ：（ 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）一部分經溢流閥流回主回油路經回油濾油器回油箱，另一部分經 K3 進入起重機上車，循環(huán)一周后經K2 回油箱。 第二種：水平同步伸，液壓油經吸油濾油器過濾后被 32 號泵吸入下車洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 12 主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動三位四通換向閥的上位（此時三位四通閥 A2,B2， A3，B3， A4， B4， A5， B5 采用的是并聯的方式連接）分別進入四個水平液壓缸的無桿腔，實現水平缸伸長，同時有桿腔中的油液匯集后經 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。 第三種：水平同步縮，液壓油經吸油濾油器過濾后被 32 號泵吸入下車主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經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 采用的是并聯的方式連接）分別進入四個水平液壓缸的有桿腔，實現水平缸縮回，同時無桿腔中的油液匯集后經 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。 第四種：垂直同步伸，液壓油經吸油濾油器過濾后被 32 號泵吸入下車主供油路 ，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動三位四通換向閥的上位（此時三位四通閥 A2,B2， A3，B3， A4， B4， A5， B5 采用的是并聯的方式連接）分別進入四個垂直液壓缸的無桿腔，實現水平缸伸長，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有桿腔中的油液匯集后經 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。 第五種：垂直同步縮，液壓油經吸油濾油器過濾后被 32 號泵吸入下車主供油路，經壓力表測試，多余的油液會經溢流閥流回下車主回油路，另一部分油液經手動 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 采用的是并聯的方式連接）分別進入四個垂直液壓缸的有桿腔，實現垂直缸收縮，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 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。 兩種液壓支腿回路的比較 比較知大噸位和中小噸位的差別在于大噸位有單獨的泵供油，能保證系統(tǒng)所需要的液壓力，使支腿液壓系統(tǒng)不會因上車工況的影響，換向閥由原來的多路閥改為單獨的電磁閥，支腿的操作由手動變?yōu)殡?路控制的按鈕洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 13 操作，使支腿系統(tǒng)的操作更加簡化方便，同時電磁換向閥布置在每個液壓缸的旁邊這樣可以減少液壓油在傳輸過程中的能量損失，使之腿動作時更加及時有效，而且采用單獨的液壓系統(tǒng)可以在保證支腿工作需要的前提下簡化下車液壓構造，大大減少不必要的高工作壓力而造成的成本浪費和能量的損失。 洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 14 第 3章 起重機支腿液壓系統(tǒng)原件的確定 系統(tǒng)壓力的確定 液壓系統(tǒng)各回路計算及主要元件的選擇 系統(tǒng)工作壓力應按整機性能要求，考慮經濟性和液壓技術現有水平確定。在給定外負載下。系統(tǒng)的工 作壓力越高，各液壓元件及管路系統(tǒng)的尺寸就越小。重量越輕 .結構越緊湊。但由此導致對密封、制造加工精度和元件材質的要越嚴，維護和修理也越困難。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。由《起重機設計手冊》可知現有輪式起重機采用的工作壓力為 : :10MPa~25MPa，用于中小型輪式起重機； :25MPa~32MPa,用于大中型輪式起重機； :32MPa 以上，用于特大型或有特殊要求的輪式起重機。 QY100K 汽車起重機屬于大型汽車起 重機。結合實際情況，本文在進行系統(tǒng)設計計算時，初選系統(tǒng)壓力為 25MPa。 支腿壓力計算 計算工況及載荷 1. 輪式起重機計算支腿壓力或輪胎壓力有幾種目的，不同目的載荷組合不同。設計支腿載荷用于驗算支腿結構強度和支腿液壓缸的最大閉鎖壓力。載荷選擇最不利組合，工況是起重最大額定起重量，作正常的起、制動并與回轉作復合動作。吊臂位在最不利位置上。此時起升載荷為考慮動載系數的最大額定起重量 pq?0 ,水平力為 pq?005 ，臂架位置 abarctg?? 。 2. 起重機支腿壓力是指支腿在起重機吊重時，所承受的最大法向反作用力。 在計算支腿壓力前，要先分析一下車架 —— 支腿 —— 支撐面這一體系的變化情況。 假如車架一支腿體系的剛度很大，相對變形較小，且支承面又很堅硬，相對沉陷也小，起重機正常吊重時只要總載荷力不落于支腿外，洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 15 四個支腿可始終不離地面，假如車架剛度較小，則與支腿形成的梁柱體系在起重機正常吊重工作 時，此時支腿壓力分配可按載荷合力位置距支腿的遠近反比分配四個支腿也不會離開地面。 3. 當車架一支腿一支撐面體系不是上述情況，如車架剛度較大，而支腿或支撐面有彈性，則起重機吊重正常工作時，四個支腿常有一個支腿離地，形成三點支承。起重機是四點支承還是三點支承，要視載荷合力偏離支腿中心的 方向而定，也視吊臂位置而定， 起重機在正常吊重情況下，經常呈現三點支承， 故按彈性支承的假設來計算支腿的壓力。 按三點支撐的壓力計算 假設吊臂位置在離起重機縱軸線 (X 軸 ) ? 角處，令底盤不回轉部分重量為 G2 , 其重心位置在離支腿中心 (坐標原點 0 ) e2處，起重機回轉中心(o0)，離支腿中心 0 的距離為 e0。上車重量 G1，臂架重量 Gb， 轉臺與配重及其它重 G3， 計算起升載荷 Pq， 它們的合力 G0，即 G0=G1+Gb+G3+Pq. (30) 合力 距 0 點的距離為 ： GLGLGrG bRp qr033110 ???????? (31) 由于回轉慣性力、離心力和風力等水平力作用，在吊臂頭部作用有水平力 T= pq?005 ，則 作用在吊臂平面內的力矩 ? ?bHTrGM ???? 00 (32) 按三點支承的支腿壓力計算，如圖 31 支腿 A 抬起，支腿 B, C. D 受力則 ? ? 2//s i n20 aMGGB ????? (34) ? ? ? ?? ? 2//c o s/212/010 bMbeGbeGD ???????? (35)臂架轉到工況 II 時，即 ? 角為鈍角時，則支腿 B 上抬，支腿 C, 則受力最大的支腿 D 的壓力為 : ? ?aMbMbe oGbeGD /s i n/c o s/0/22 ?? ????????? (36) 洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 16 當臂架位于工況 I 位置時，最大受力支腿是 C 支腿，令 0?ddc?,解得 ?角值即是 C 支腿壓力為最大時的 ? 角值，其值為abarctg??0。將 ?0 值代入公式 34 或將 ?? 0? 代入公式 95 可求得 C 支腿的最大支腿壓力或 D 支腿最大支腿壓力。 比 較其值大小，大者為計算工況。這里忽略了 B 與 C. A 與 D 支腿叉開的實際情況 (影響不大 )。 比較 C 和 D 的公式，可以先用判別式： eeGG 00 22 .(37) eo 、 e2 本身帶有符號， 如圖所示，在 O 上側為正，在下側為負若判別式為負且大于 1，則吊臂在工況 I 時 C 支腿壓力達到最大值。若判別式小于 1，則吊臂在工況 II 時 D 支腿達到最大值，若 eo 、 e2 在同側，則不必用此判別式，顯然 可以判斷出那個是承受最大壓力的支腿。 由： G1 =5KNG2 =150KN G3 = 222KN Gb = 172KN L1 = L3 = r= h= b=2m a= b= R=3m 則有式 30 ?G0 1399KN 所以 eeGG 00 22大于 1，則 C 支腿壓力達到最大值 由式 34 得 C=707KN。 洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 17 圖 31 支腿受力分析圖 水平支腿液壓缸作用力的確定 水平支腿液壓缸的作用是將支腿臂在需要的時候推出固定支腿，使支腿的到一定的跨距，其作用力較小，參考同類設計，這里假定其所受的最大外負載力為 F =100KN。 各種液壓缸尺寸的確定 垂直液壓油缸尺寸的確定 D 可由以下公式求得： D = PF?4 .（ 38） 式中 : F —— 垂直液壓油缸 的作用力， F =707KN； P —— 系統(tǒng)壓力， P =32MPa； 則有 610327070004 ???? ?D==167mm （ 39） 洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 18 查標準，將其圓整為 D=180mm，無桿腔面 積為1A= 2cm 。 2. 活塞直徑的確定。 活塞桿直徑為?? 1??Dd 。由于系統(tǒng)壓力大于 20MPa， ? 取 2 所以d=127 取標準值 125?d mm，2A= 2cm 活塞桿強度得驗算 活塞桿工作時，一般主要受軸向拉壓作用力，因此活塞桿的強度驗算可按直桿拉壓力公式計算，即 ? ???? ?? dF24 (310) 式中 ? 活塞桿內應力 F液壓缸負載 ??? 活塞桿材料須用應力， ??? =?b /n， ?b 為材料的抗拉強度， n 為安全系數 ,一般取 n? 35 液壓缸材料為 45 無縫鋼， ?b=440Mpa 經計算滿足要求 3. 垂直液壓油缸缸筒壁厚的計算 按薄壁計算缸筒壁厚 ? ，其計算公式為： ? ??? 2maxDp? （ 311） 式中： maxp —— 最高允許壓力， maxp = ???np MPa； D —— 缸筒內徑， D =180mm。 ??? —— 缸筒材料的許用應力， ??? = 3002600 ??ns? MPa，其中 s? 為缸筒材料的屈服強度，缸筒材料為 45 鋼無縫鋼管，故 s? =600MPa， n 為安全系數，取 n =2。 1 4. 4 m m3 002 1 8048 ????? 洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 19 圓整為 ? =20mm。因 920/180/ ??D? 小于 10，故為薄壁缸 4. 各種液壓缸尺寸的確定 因為各缸工作條件相同，其余液壓缸尺寸的計算過程與變幅液壓缸的相同。由公式 32,及公式 33 可得各液壓缸尺寸。各液壓尺寸如表 31 所示： 表 31 各種液壓缸的尺寸 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 707 180 125 20 水平液壓缸 100 63 45 7 5. 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 p? 可由公式 34 計算得到： 21 10??? A Fp (312） 式中： F —— 液壓缸作用力； 1A —— 液壓缸無桿腔的面積。 由表 31 及公式 34 可得各種液壓缸的工作壓力差， 如表 32 所示： 洛陽理工學院業(yè)設計（論文） 20 表 32 液壓缸工作壓力差