【導(dǎo)讀】對液壓系統(tǒng)的調(diào)速回路和回轉(zhuǎn)回路進行了改良設(shè)計，調(diào)速系統(tǒng)采用了更為。用卷揚行星減速機，使起升機構(gòu)結(jié)構(gòu)更為緊湊?；剞D(zhuǎn)系統(tǒng)加轉(zhuǎn)了動態(tài)穩(wěn)定性較好的平衡。閥，減少了沖擊，提高了操作精度。鉸點受力模型的建立和分析，變幅液壓缸穩(wěn)定性的校核等工作。對起升機構(gòu)進行了初步

　　

【正文】 [9] maxP ≥ 1p + 1p?? 式中 : 1p — 液壓馬達的最大工作壓力 式中 : maxM — 起升馬達所受最大扭矩 maxM = mN? 1q — 起升馬達排量 (cm3/r),1q = 1m? — 起升馬達機械效率 1m? = 1p?? — 沿程壓力損失和局部壓力損失之和 ,一般取 5～ 15bar , 則液壓泵的最大工作壓力 maxP ≥ + = (2) 液壓泵的流量 pQ maxKQ 式中 : K — 系統(tǒng)泄漏系統(tǒng) ,其值為 ～ ,現(xiàn)取 K = maxQ — 液壓馬達所需最大流量 maxQ = 1max qn ? 式中 : maxn — 液壓馬達最高轉(zhuǎn)速 , maxn =1506 r/min maxQ = 1506 =則液壓泵的流量 pQ = = l/min (3) 液壓泵的選擇 液壓泵主要有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵三種。對于汽車起重機 ,其液壓系統(tǒng)負載大、功率大、精度要求不高。所以 , 一般采用齒輪泵。根據(jù)系統(tǒng)的要求以及壓力、流量的需要 ,8 噸液壓汽車起重機選擇了 40/32 型雙聯(lián)齒輪泵 ,型號為： CBG40/32H，其最高工 作壓力 25Mpa ,最高轉(zhuǎn)速 2500r/min ,兩泵的理論排量分別為 40cm3/r 和 32cm3/r，合流最大流量為 180L/min。當(dāng)發(fā)動機經(jīng)分動箱輸出速度為 1500 r/min時，流量為 108L/min。型號為： CBG40/32H。 2611m a x1 / mNq MPm ??? ?M pap ????則(式 35) (式 36) 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 由于液壓阻力產(chǎn)生的壓力損失以及整個系統(tǒng)的機械損失和容積損失組成了能量的總損失，這些能量根據(jù)守恒定律，它不會自行消失而是轉(zhuǎn)化成了熱 能，從而使油液的溫度升高，油溫過高，不僅使油的性質(zhì)發(fā)生變化，影響系統(tǒng)工作，而且會引起容積效率的下降，因此，油溫必須控制在一定的范圍內(nèi)，保證基本臂最大起重量 40 個工作循環(huán)后，油箱內(nèi)液壓油的相對溫升在不加冷卻器的情況下，不超過 75176。（見 [1]）。 對于復(fù)雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 [1]： hr r cp p p?? 式中 rp 是液壓系統(tǒng)的總輸入功率， cp 是輸 出的有效功率 [1]。 11 z i i irit piPQ tp T ??? ? (式 37) 111 nmc W i i W j j jijtp F s T tT ????????????? (式 38) 式中 tT 為工作周期 s z、 n、 m分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量 iP 、 iQ 、 pi? 分別為第 i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率 it 為第 i臺泵工作時間 s WjT 、 j? 、 jt 為液壓馬達的外載轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、工作時間 Nm? 、 rad/s、 s WiF 、 is 為液壓缸外載荷及此載荷時的行程， N、 m 起重機的一個工作循環(huán)包括起升、回轉(zhuǎn)、變幅、伸縮臂、下降、空載、回轉(zhuǎn)、裝料等工序。在整個循環(huán)中，依據(jù)經(jīng)驗估算出所需時間為 280 s 總的發(fā)熱功率為 hrp == 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且計算發(fā)熱功率時，也應(yīng)考慮管路表面散熱 [1]： tAKAKp hc ??? )( 2211 (式 39) 式中 1K 為油箱散熱系數(shù)，見 [1]，選擇 1K =15； 2K 為管路散熱系數(shù)，見 [1]，選擇 2K =14； 1A、 2A 分別為油箱、管道的散熱面積 t? 為油溫與環(huán)境溫度之差 若系統(tǒng)達到熱平衡，則 hr hcpp? ，油溫不再升高，此時，最 大溫差 [1] 1 1 2 2hrpt K A K A?? ? (式 310) 環(huán)境溫度為 0T ，則油溫 0T T t? ?? 。 油箱散熱面積的計算 在以上章節(jié)計算油箱的容量為 3m ，據(jù) [1]， V= 現(xiàn)假設(shè)油箱底面為正方形 a=b=，求得 h為 1A =(a+b)+= 2m Kws rmlrM p aP r /)3240(m in60280m in/?? ?????KwP c2806060 55??????????????? CKwt ? 2 ??????? 0T T T?? ? =+25= C 計算出來的溫度遠遠高于所限制的溫度，現(xiàn)在采用安裝冷卻器的方法來降低溫度。據(jù) [1]，根據(jù)熱交換量 Kw 和油的流量 (40+32)ml/r 1500r/min 合 108L/min，在表 中選擇型號為 的冷卻器，它能保持油液溫度在 55 C 左右。 油箱的尺寸基本確定如下： 長 a=、寬 b=、高 h=。 第 4 章 變幅液壓缸設(shè)計 液壓缸設(shè)計包括結(jié)構(gòu)設(shè)計和基本參數(shù)計算兩部分。由于各種液壓缸的用途和工作要求不同，其主要參數(shù)間又互有聯(lián)系，故設(shè)計時需要反復(fù)比較，綜合考慮才能得到較理想的結(jié)果。液壓 缸設(shè)計沒有嚴格規(guī)定的步驟和統(tǒng)一的格式，而是根據(jù)掌握的原始資料基本上按如下步驟和內(nèi)容進行。 變幅液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計包括缸筒和缸蓋的連接形式、活塞和活塞桿的連接形式排氣裝置的選擇和最小導(dǎo)向長度的確定。 缸體端部連接結(jié)構(gòu) 缸體端部連接結(jié)構(gòu)與液壓缸的工作壓力、材料及工作條件有關(guān)。在工程機械常用的連接形式如圖 至 。 圖 所示為外螺紋連接。缸體 1 的端部加工有外螺紋與缸蓋 2 連接，螺紋連接質(zhì)量輕，外徑小，但結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，裝卸時要有專用工具，同心度要求高。 圖 所示為卡簧連接。其結(jié)構(gòu)簡單、拆裝方便，外徑較??；缺點是連接強度差，當(dāng)液壓缸工作壓力較高或受到較大沖擊載荷時，導(dǎo)向套的環(huán)槽易被壓壞而使卡簧脫出。 圖 所示為內(nèi)卡環(huán)連接 (又稱半環(huán)連接 )結(jié)構(gòu)緊湊，加工容易，裝卸方便，能承受較大的沖擊載荷，避免了卡簧連接安全可靠性差的缺點。這種連接要在缸體上開環(huán)形槽，在一定程度上削弱了缸體的強度。這是液壓缸設(shè)計中應(yīng)注意的。 圖 所示為法蘭連接。其加工、裝卸方便，連接強度高，安全可靠；但缸體外徑和質(zhì)量都比較大。因此，在液壓缸工作壓力高，或經(jīng)常受到?jīng)_擊載 荷的情況下選用法蘭連接才較為適宜。 綜上所述，缸體連接形式選用無縫鋼管焊接配合導(dǎo)向套螺栓連接形式。 圖 外螺紋連接 圖 卡簧連接 1 缸體， 2 缸蓋， 3 導(dǎo)向套， 4 緊固螺釘 ， 5 活塞桿 1 缸蓋， 2 卡簧， 3 導(dǎo)向套， 4 缸體 圖 內(nèi)卡鍵連接 圖 法蘭連接 圖 活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu) 1 缸體， 2 導(dǎo)向套， 3 內(nèi)卡鍵 1 缸體， 2 O 型密封圈， （ a）螺紋連接，（ b）卡環(huán)連接 （平環(huán)）， 4 套筒， 5 軸向彈簧擋圈， 3 Y 型密封圈， 4 螺栓， 6 活塞桿， 7 防塵圈， 8 Y 型密封圈， 5 法蘭盤， 6 活塞桿 9 O 型密封圈 活塞與活塞桿的連接方式 活塞與活塞桿的連接方式一般采用螺紋連接和卡環(huán)連接。螺紋連接如圖 所示，結(jié)構(gòu)簡單、實用，應(yīng)用較為普遍。當(dāng)工作機械振動較大時螺紋易松動，故必須采取防松措施。 卡環(huán)連接如圖 所示，這種連接比較可靠，可以承受較大的工作壓力和機械振動，且結(jié)構(gòu) 簡單、裝卸方便。多用于工程機械。 此外，也有采用焊接方式的。焊接結(jié)構(gòu)簡單、軸向尺寸緊湊，但不能拆換。 活塞桿頭部結(jié)構(gòu) 活塞桿頭部直接與工作機構(gòu)連接，根據(jù)與負載連接的要求不同，活塞桿頭部主要有以下幾種結(jié)構(gòu)，見圖 。其中圖 )、 )為單耳環(huán)不帶襯套的結(jié)構(gòu)；圖 )為單耳環(huán)帶襯套的結(jié)構(gòu)；圖 )為雙耳環(huán)結(jié)構(gòu)；圖 )為球頭結(jié)構(gòu)；圖 )、 )分別為外螺紋及內(nèi)螺紋結(jié)構(gòu)。 圖 活塞桿頭部結(jié)構(gòu) 缸體安裝形式 工程機械上液壓缸的安裝形式 常采用單耳環(huán)形、單耳球鉸形和鉸軸形，見圖 。單耳球鉸形能更好地保證液壓缸為軸心受力。缸底耳環(huán)通常與缸做成整體式或焊接而成。鉸軸可根據(jù)卞機的要求焊接在缸體的任意中間部位。缸體安裝和活塞頭部結(jié)構(gòu)形式的具體尺寸，在設(shè)計時可根據(jù)負載連接要求、不同的缸徑和不同的使用壓力按 JBl068— 67選取。 圖 液壓缸的安裝形式 液壓缸的緩沖裝置 一般的液壓缸可不考慮緩沖裝置。但當(dāng)液壓缸驅(qū)動質(zhì)量較大的工作機構(gòu)作快速往復(fù)運動時，為了防比活塞在行程終點處與缸蓋或缸底碰撞產(chǎn)生沖擊和噪聲，甚至造成液壓缸、油管和閥類元件損壞，常在液壓缸內(nèi)設(shè)有緩沖裝置。 液壓缸緩沖都是利用油液的節(jié)流作用實現(xiàn)的，形式很多，常用的有間隙緩沖裝置和閥式緩沖裝置。圖 所示為利用間隙緩沖裝置的液壓缸。當(dāng)活塞將近行程終點時，活塞桿端部的排油只能通過柱塞與導(dǎo)向孔形成的環(huán)形間隙流出。由于環(huán)形間隙的節(jié)流作用使回油腔的壓力迅速升高，從而對活塞產(chǎn)生一個制動力，減緩活塞的運動速度以免活塞撞擊缸底 c 間隙緩沖裝置的緩沖作用與徑向間隙的大小有關(guān)，一般根據(jù)經(jīng)驗確定。通常取 (d＝ ~)。徑向間隙過大，不起緩沖作用，過小則緩沖 效果不理想。 圖 液壓缸間隙緩沖裝置 排氣裝置 液壓缸中如果有殘留空氣，將引起活塞低速運動時爬行和振動，產(chǎn)生噪聲和發(fā)熱，甚至使整個系統(tǒng)不能正常工。因此在設(shè)計和安裝液壓缸時，要保證能及時排出殘留在缸內(nèi)的空氣。一般利空氣密度小的特點，在液壓缸內(nèi)腔的最高部位設(shè)置進、出油口；對于要求較高的液壓缸還要安裝排氣閥。圖 為兩種排氣結(jié)構(gòu)。對于大型雙作用液壓缸，排氣結(jié)構(gòu)設(shè)置在往復(fù)運動行程終點附近；對于單作用液壓缸設(shè)置在靠近缸蓋的位置。 圖 排氣 螺栓的結(jié)構(gòu) 三鉸點變幅油缸的受力分析 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(gòu)三鉸點是整機總體設(shè)計的重要部分，如圖 所示為三鉸點安裝簡圖。三鉸點布置的合理與否，對總體設(shè)計影響很大。通常在設(shè)計三鉸點時，是通過作圖和計算相結(jié)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。 圖 吊臂及油缸安裝圖 如圖 所示，分別對應(yīng)圖 ， AB AB2分別為變幅缸未伸出和伸出時的長度， OBOB2分別表 示吊臂處于不同位置， B1CB2表示隨著起升高度的增加 圖 吊臂及油缸安裝圖 B 點的運動軌跡。設(shè) 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(gòu)運動的傳動角，符號角碼 1和 2分別表示機構(gòu)處于初始位置和終止位置， 1? = 2? 現(xiàn)取 18176。設(shè)機架為單位長， drm /? , dLn /? , ? = 21/LL= 12/nn 為油缸伸長系數(shù)。 在此三鉸點設(shè)計中，采取圖所示方法來實現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計， 這是一個 m 1 的情況，由幾 何 關(guān)系（余弦定理）可以得出 [18] 21n + 2m — 2 1n m cos 1? =1 （ 式 41） 2n 2 + 2m — 2 2n m cos 2? =1 (式 42) 在工作過程中盡量使變幅液壓缸推力隨臂架仰角而變化的曲線平衡，也就是機構(gòu)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(gòu)鉸點形狀。為了方便制造， 21/LL在 到 之間，現(xiàn)取 。 把 ? 和 ? 代入上式得 m =、 1n =、 2n = 把 r = BS /3(見下文 )， BS =(參考 上海固塔機械設(shè)備有限公司 QY8 系列 8噸吊車技術(shù)要求 )為基本臂長度，代入上式 drm /? =()/d=， d=947mm OA=d=947mm 、 AB= =1828 mm、 AB180。= =2850mm 為方便計算和制造，將 AB、 AB180。分別取為 1800mm、 2800mm。 因為油缸受力在勻速階段是不變的，我們所計算的油缸的受力是以當(dāng)起重為最大的時候油缸所受的力為最大力。 見圖 分析受力圖?？傻贸鋈缦玛P(guān)系式 ： 計算得，當(dāng) AB =2313mm 時， max? =176。 此時 OA、 OB夾角為 176。時，這樣所計算出的結(jié)果是較為 安全可靠的，此時