【正文】 驅(qū)動時，執(zhí)行元件選用液壓油缸，利用缸體和活塞桿的相對運動推動下級吊臂的伸縮。通常，n節(jié)吊臂則相應(yīng)要有（n1）個液壓缸一活塞組。在設(shè)計相鄰的三節(jié)臂伸縮機構(gòu)時，為了減輕重量，還可以利用吊臂之間伸縮的比例關(guān)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(qū)動形式。液壓—機械驅(qū)動還有另一種形式，即采用液壓馬達減速后驅(qū)動螺桿旋轉(zhuǎn)，利用螺桿和螺母間的相互運動推動下級吊臂移動 , 這種方法自重較輕，可以提高大幅度時的起重量，另外還大大減少了漏油部位，維修也比較方便。借助液壓作為動力伸縮吊臂的最大優(yōu)點在于可以實現(xiàn)無級伸縮以及不同程度上實現(xiàn)帶載伸縮，這就擴大了起重機在復(fù)雜使用條件下的使用功能，伸縮機構(gòu)簡圖如圖34所示。圖34 伸縮機構(gòu)液壓油路回路圖Figure 34 39。stretching hydraulic circuit circuit diagram 回轉(zhuǎn)機構(gòu)回路的設(shè)計 工程起重機能將起重物送到指定工作范圍內(nèi)的任意空間位置，除了依靠起升機構(gòu)實現(xiàn)重物的垂直位移外，回轉(zhuǎn)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(shè)計成全回轉(zhuǎn)式的，即可在左右方向任意進行回轉(zhuǎn)。全回轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)機構(gòu)由三部分組成:(1)回轉(zhuǎn)機構(gòu)的原動機，是整機的傳動分流裝置中的一個傳動元件，它可以是電機、液壓馬達，或者是某根軸。一般來說，原動機的選擇是由起重機的總動力源所決定的。 (2)回轉(zhuǎn)機構(gòu)的機械傳動裝置，一般起減速作用。(3)回轉(zhuǎn)機構(gòu)小齒輪通過和回轉(zhuǎn)支承裝置上的大齒圈嚙合，以實現(xiàn)回轉(zhuǎn)平臺的回轉(zhuǎn)運動。液壓油路設(shè)計原理圖如圖35所示。圖35 回轉(zhuǎn)機構(gòu)液壓回路圖Figure 35 slewing mechanism hydraulic circuit diagram回轉(zhuǎn)回路起到使吊臂回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)重物水平移動的作用。它主要由液壓泵、換向閥、平衡閥、液壓離合器和液壓馬達組成，由于回轉(zhuǎn)力比較小所以其結(jié)構(gòu)沒有起升回路復(fù)雜?；剞D(zhuǎn)機構(gòu)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(shè)計成全回轉(zhuǎn)式的，即可在左右方向任意進行回轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)由一個大轉(zhuǎn)矩液壓馬達驅(qū)動，它能雙向驅(qū)動轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)。通過齒輪、蝸桿機構(gòu)減速，轉(zhuǎn)臺的回轉(zhuǎn)速度為1r/min～3 r/min。由于速度較低，慣性較小，一般不設(shè)緩沖裝置，液壓馬達的回轉(zhuǎn)由三位六通手動換向閥控制，當(dāng)三位六通手動換向閥工作在左位或右位時，分別驅(qū)動液壓馬達正向或反向回轉(zhuǎn)。 支腿機構(gòu)回路的設(shè)計 汽車起重機的支腿必需做成可伸縮的。在老式的起重機上支腿的伸縮都是人力的，極為不便。在現(xiàn)代的液壓起重機中，支腿的伸縮也是液壓傳動的。本車采用H式支腿結(jié)構(gòu)比較合理。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。為保證足夠的外伸距離，左右支腿相互叉開。H式支腿對地面適應(yīng)性好，易于調(diào)平，廣泛采用在中、大型起重機上。對于支腿跨距的確定,所示，汽車起重機支腿是前后設(shè)置的，并向兩側(cè)方向伸出，形成矩形穩(wěn)定面。因此，支腿橫向跨距選取要適當(dāng)，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。支腿全部外伸時可將起重機作業(yè)區(qū)域分四塊:即右側(cè)方作業(yè)區(qū)、前方作業(yè)區(qū)、左側(cè)方作業(yè)區(qū)和后方作業(yè)區(qū)。支腿跨距的確定，完全從穩(wěn)定角度出發(fā)。支腿橫向外伸跨距的最小值是要保證起重機在正側(cè)方吊重的穩(wěn)定，也即是在起吊臨界起重量時，全部重量的合力將落在支腿中心線上。也就是要使支腿中心連線內(nèi)、外的力矩處于平衡狀態(tài)。圖36 汽車起重機支腿液壓回路原理圖Figure 36 truck crane outrigger hydraulic circuit principle diagram1)圖36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(lián)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。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。第二種：水平同步伸，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上位（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無桿腔，實現(xiàn)水平缸伸長，同時有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。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。第四種：垂直同步伸，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上位（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無桿腔，實現(xiàn)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(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。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。 液壓系統(tǒng)的控制分析 負荷傳感負荷傳感系統(tǒng)作為一種新型液壓控制技術(shù)，在許多新開發(fā)的液壓起重機上得到了應(yīng)用。負荷傳感系統(tǒng)可根據(jù)負載的變化，對泵流量作相應(yīng)的調(diào)節(jié)，使換向閥(包括回轉(zhuǎn)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(diào)節(jié)的流量需求相適應(yīng)。因此，負荷傳感系統(tǒng)不受負載變化的影響，使調(diào)速剛度太為提高。另外，負荷傳感系統(tǒng)使起重機具有良好的復(fù)臺操作性。對起重機而言，操作者要求的流量(與操縱桿的動作幅度成比例)往往設(shè)定的比泵的可能排量大，當(dāng)幾個操縱桿同時動作時，流量就不夠了。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)定陛有較高要求的工作場合。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(zhuǎn)閥)、壓力補償閥和梭閥等。為簡化起見，用手動二位二通閥表示換向閥。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(guān)。變量泵調(diào)節(jié)裝置主要由負荷傳感閥、偏置活塞和控制活塞組成。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。負荷傳感閥的左端與泵出口壓力油相連，右端作用有負載壓力和負荷傳感閥彈簧力。調(diào)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(yīng)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。當(dāng)壓差上升時，負荷傳感閥閥芯移動，使泵的出口壓力油進入控制活塞，變量泵斜盤傾角變小，流量逐步降低，以使壓差回復(fù)到△P0；當(dāng)壓差下降時，負荷傳感閥閥芯反方向移動，使控制活塞的壓力油釋放，變量泵斜盤傾角變太，從而調(diào)節(jié)泵的排量，滿足流量的需求，并使泵出口與負載問的壓差A(yù)P回復(fù)到原設(shè)定值△Pn。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(shù)廣泛應(yīng)用于機床、工程機械、船舶等設(shè)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(diào)節(jié)。液壓系統(tǒng)恒功率控制是要求根據(jù)負載的變化情況調(diào)整其輸出流量，使泵的輸出功率接近于負載所需要的功率，實現(xiàn)動力源和負載之的功率適應(yīng)和功率匹配，使原動機工作在最佳工況下，從而減少原動機的能耗，達到節(jié)能之目的。目前，國內(nèi)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。這兩種方案均是基于階梯變剛度彈簧力與控制力的平衡來實現(xiàn)變量機構(gòu)的調(diào)節(jié)，其結(jié)果為以直代曲近似實現(xiàn)壓力和流量之間的雙曲線函數(shù)關(guān)系，因此很難保證系統(tǒng)工作在最佳工況下。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(diào)、控制精度較高的恒功率控制系統(tǒng)的實現(xiàn)方法。 QY25K汽車起重機液壓系統(tǒng)原理圖如圖38所示為汽車起重機液壓系統(tǒng)原理圖。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(gòu)圖41 前傾式變幅機構(gòu)Figure 41 forward type luffing mechanism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41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。 變幅液壓缸的受力分析圖42 變幅液壓缸的幾何示意圖Figure 42 luffing cylinder geometry diagram變幅機構(gòu)三鉸點的幾何關(guān)系簡化成ΔABC（見圖42）。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(dāng)在工作幅度R吊起載荷Q時，對吊臂后鉸點C的平衡方程式為： （41） 式中：—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； —吊臂的仰角； —吊臂的長度； —吊臂的重量； —吊臂的重心距C點的距離； S—起升繩的拉力； e—隨角變的起升繩到鉸點C的距離。因為Se Q(R+a)，上式可簡化為： (42)式（42）表明，當(dāng)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)。仰角和力臂h是由變幅機構(gòu)三鉸點的幾何形裝決定的，即ΔABC的形狀決定油缸推力。 變幅機構(gòu)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(gòu)三鉸點是整機總體設(shè)計的重要部分，如圖43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43 吊臂及油缸安裝圖Figure 43 boom and cylinder installation drawing如圖44所示，分別對應(yīng)圖44，ABAB2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44 吊臂及油缸安裝圖Figure 44 boom and cylinder installation drawingB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，=現(xiàn)取18176。設(shè)機架為單位長，, , ==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1的情況，由幾何關(guān)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(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，L2/。把和代入上式得m=、n1=、n2=。把r=SB/3(見下文)，SB==()/d=，d=1338mmOA=d=1338mm 、AB= =2582 mm、AB180。= =4027mm。為方便計算和制造，將AB、AB180。分別取為2600mm、4000mm。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)起重為最大的候油缸所受的力為最大力。 見圖44分析受力圖?？傻贸鋈缦玛P(guān)系式 ： (45)計算得，當(dāng)=3000mm時，=176。此時OA、176。時，這樣所計算出的結(jié)果是較為安全可靠的，此時+∠AOB=90176。，有油缸力臂L=1338mm。 變幅液壓缸的推力計算圖45 變幅液壓缸額定工作幅度的