【文章内容简介】 中小吨位 汽车起重机支腿液压回路分析 1. 图 25 为中小吨位汽车起重机支腿液压回路原理图，它共有八个液压缸，即四个水平缸和四个垂直缸，这八个液压缸属于起重机下车液压系统的一部分支腿液压回路除了八个液压缸外，主要还包括：一个三联齿轮泵，下车多路阀，吸油滤油器，回油滤油器，两条主油路，供油路 K3，回油路 K2，压力表，每个液压缸都有一个双向液压锁。 ：（ 1）无工作（ 2）水平同步伸（ 3）水平同步缩（ 4）垂直同步伸（ 5）垂直同步缩、 3. 五个不同的工作状态的过程分析： 第一种：无动作，液压油 经过吸油滤清器过滤被 32 号泵吸入下车主油路，油压超过规定的压力值时（液压表控制）一部分经溢流阀流回主回油路经回油滤油器回油箱，另一部分经 K3 进入起重机上车，循环一周后经K2 回油箱。 第二种：水平同步伸，液压油经吸油滤油器过滤后被 32 号泵吸入下车洛阳理工学院业设计（论文） 12 主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的上位（此时三位四通阀 A2,B2， A3，B3， A4， B4， A5， B5 采用的是并联的方式连接）分别进入四个水平液压缸的无杆腔，实现水平缸伸长，同时有杆腔中的油液汇集后经 V,H 手 动换向阀的上位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。 第三种：水平同步缩，液压油经吸油滤油器过滤后被 32 号泵吸入下车主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的下位（此时三位四通阀 A2,B2， A3，B3， A4， B4， A5， B5 采用的是并联的方式连接）分别进入四个水平液压缸的有杆腔，实现水平缸缩回，同时无杆腔中的油液汇集后经 V,H 手动换向阀的下位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。 第四种：垂直同步伸，液压油经吸油滤油器过滤后被 32 号泵吸入下车主供油路 ，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动三位四通换向阀的上位（此时三位四通阀 A2,B2， A3，B3， A4， B4， A5， B5 采用的是并联的方式连接）分别进入四个垂直液压缸的无杆腔，实现水平缸伸长，此时有杆腔受液压双向锁控制可防止静态时动臂自然你那下降同时有杆腔中的油液汇集后经 V,H 手动换向阀的上位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。 第五种：垂直同步缩，液压油经吸油滤油器过滤后被 32 号泵吸入下车主供油路，经压力表测试，多余的油液会经溢流阀流回下车主回油路，另一部分油液经手动 三位四通换向阀的下位（此时三位四通阀 A2,B2， A3，B3， A4， B4， A5， B5 采用的是并联的方式连接）分别进入四个垂直液压缸的有杆腔，实现垂直缸收缩，此时有杆腔受液压双向锁控制可防止静态时动臂自然你那下降同时无杆腔中的油液汇集后经 V,H 手动换向阀的上位进入主回油路再由回油滤油器过滤后回油箱。 两种液压支腿回路的比较 比较知大吨位和中小吨位的差别在于大吨位有单独的泵供油，能保证系统所需要的液压力，使支腿液压系统不会因上车工况的影响，换向阀由原来的多路阀改为单独的电磁阀，支腿的操作由手动变为电 路控制的按钮洛阳理工学院业设计（论文） 13 操作，使支腿系统的操作更加简化方便，同时电磁换向阀布置在每个液压缸的旁边这样做才能够减少液压油在传输过程中的能量损失，使之腿动作时更加及时有效，而且采用单独的液压系统能在保证支腿工作需要的前提下简化下车液压构造，大幅度减少不必要的高工作所承受的压力而造成的成本浪费和能量的损失。 洛阳理工学院业设计（论文） 14 第 3章 起重机支腿液压系统原件的确定 系统压力的确定 液压系统各回路计算及主要元件的选择 系统工作所承受的压力应按整机性能要求，考虑经济性和液压技术现有水平确定。在给定外负载下。系统的工 作压力越高，各液压元件及管路系统的尺寸就越小。重量越轻 .结构越紧凑。但由此导致对密封、制造加工精度和元件材质的要越严，维护和修理也越困难。况且系统工作所承受的压力高到一定程度后，随着高压力对壁厚和密封要求的提高，系统的尺寸和重量反而会增加。由《起重机设计手册》可知现有轮式起重机采用的工作所承受的压力为 : :10MPa~25MPa，用于中小型轮式起重机； :25MPa~32MPa,用于大中型轮式起重机； :32MPa 以上，用于特大型或有特殊要求的轮式起重机。 QY100K 汽车起重机属于大型汽车起 重机。结合实际情况，本文在进行系统设计计算时，初选系统压力为 25MPa。 支腿压力计算 计算工况及载荷 1. 轮式起重机计算支腿压力或轮胎压力有几种目的，不同目的载荷组合不同。设计支腿载荷用于验算支腿结构强度和支腿液压缸的最大闭锁压力。载荷选择最不利组合，工况是起重最大额定起重量，作正常的起、制动并与回转作复合动作。吊臂位在最不利位置上。此时起升载荷为考虑动载系数的最大额定起重量 pq0 ,水平力为 pq005 ，臂架位置 abarctg 。 2. 起重机支腿压力是指支腿在起重机吊重时，所承受的最向反作用力。 在计算支腿压力前，要先分析一下车架 —— 支腿 —— 支撑面这一体系的变化情况。 假如车架一支腿体系的刚度很大，相对变形较小，且支承面又很坚硬，相对沉陷也小，起重机正常吊重时只要总载荷力不落于支腿外，洛阳理工学院业设计（论文） 15 四个支腿可始终不离地面，假如车架刚度较小，则与支腿形成的梁柱体系在起重机正常吊重工作 时，此时支腿压力分配可按载荷合力位置距支腿的远近反比分配四个支腿也不会离开地面。 3. 当车架一支腿一支撑面体系不是上述情况，如车架刚度较大，而支腿或支撑面有弹性，则起重机吊重正常工作时，四个支腿常有一个支腿离地，形成三点支承。起重机是四点支承还是三点支承，要视载荷合力偏离支腿中心的 方向而定，也视吊臂位置而定， 起重机在正常吊重情况下，经常呈现三点支承， 故按弹性支承的假设来计算支腿的压力。 按三点支撑的压力计算 假设吊臂位置在离起重机纵轴线 (X 轴 )  角处，令底盘不回转部分重量为 G2 , 其重心位置在离支腿中心 (坐标原点 0 ) e2处，起重机回转中心(o0)，离支腿中心 0 的距离为 e0。上车重量 G1，臂架重量 Gb， 转台与配重及其它重 G3， 计算起升载荷 Pq， 它们的合力 G0，即 G0=G1+Gb+G3+Pq. (30) 合力 距 0 点的距离为 ： GLGLGrG bRp qr033110  (31) 由于回转惯性力、离心力和风力等水平力作用，在吊臂头部作用有水平力 T= pq005 ，则 作用在吊臂平面内的力矩  bHTrGM  00 (32) 按三点支承的支腿压力计算，如图 31 支腿 A 抬起，支腿 B, C. D 受力则   2//s i n20 aMGGB  (34)      2//c o s/212/010 bMbeGbeGD  (35)臂架转到工况 II 时，即  角为钝角时，则支腿 B 上抬，支腿 C, 则受力最大的支腿 D 的压力为 :  aMbMbe oGbeGD /s i n/c o s/0/22   (36) 洛阳理工学院业设计（论文） 16 当臂架位于工况 I 位置时，最大受力支腿是 C 支腿，令 0ddc,解得 角值即是 C 支腿压力为最大时的  角值，其值为abarctg0。将 0 值代入公式 34 或将  0 代入公式 95 可求得 C 支腿的最大支腿压力或 D 支腿最大支腿压力。 比 较其值大小，大者为计算工况。这里忽略了 B 与 C. A 与 D 支腿叉开的实际情况 (影响不大 )。 比较 C 和 D 的公式，可以先用判别式： eeGG 00 22 .(37) eo 、 e2 本身带有符号， 如图所示，在 O 上侧为正，在下侧为负若判别式为负且大于 1，则吊臂在工况 I 时 C 支腿压力达到最大值。若判别式小于 1，则吊臂在工况 II 时 D 支腿达到最大值，若 eo 、 e2 在同侧，则不必用此判别式，显然 可以判断出那个是承受最大压力的支腿。 由： G1 =5KNG2 =150KN G3 = 222KN Gb = 172KN L1 = L3 = r= h= b=2m a= b= R=3m 则有式 30 G0 1399KN 所以 eeGG 00 22大于 1，则 C 支腿压力达到最大值 由式 34 得 C=707KN。 洛阳理工学院业设计（论文） 17 图 31 支腿受力分析图 水平支腿液压缸作用力的确定 水平支腿液压缸的作用是将支腿臂在需要的时候推出固定支腿，使支腿的到一定的跨距，其作用力较小，参考同类设计，这里假定其所受的最大外负载力为 F =100KN。 各种液压缸尺寸的确定 垂直液压油缸尺寸的确定 D 可由以下公式求得： D = PF4 .（ 38） 式中 : F —— 垂直液压油缸 的作用力， F =707KN； P —— 系统压力， P =32MPa； 则有 4  D==167mm （ 39） 洛阳理工学院业设计（论文） 18 查标准，将其圆整为 D=180mm，无杆腔面 积为1A= 2cm 。 2. 活塞直径的确定。 活塞杆直径为 1Dd 。由于系统压力大于 20MPa，  取 2 所以d=127 取标准值 125d mm，2A= 2cm 活塞杆强度得验算 活塞杆工作时，一般主要受轴向拉压作用力，因此活塞杆的强度验算可按直杆拉压力公式计算，即    dF24 (310) 式中  活塞杆内应力 F液压缸负载  活塞杆材料须用应力，  =b /n， b 为材料的抗拉强度， n 为安全系数 ,一般取 n 35 液压缸材料为 45 无缝钢， b=440Mpa 经计算满足要求 3. 垂直液压油缸缸筒壁厚的计算 按薄壁计算缸筒壁厚  ，其计算公式为：   2maxDp （ 311） 式中： maxp —— 最高允许压力， maxp = np MPa； D —— 缸筒内径， D =180mm。  —— 缸筒材料的许用应力，  = 3002600 ns MPa，其中 s 为缸筒材料的屈服强度，缸筒材料为 45 钢无缝钢管，故 s =600MPa， n 为安全系数，取 n =2。 1 4. 4 m m3 002 1 8048  洛阳理工学院业设计（论文） 19 圆整为  =20mm。因 920/180/ D 小于 10，故为薄壁缸 4. 各种液压缸尺寸的确定 因为各缸工作条件相同，其余液压缸尺寸的计算过程与变幅液压缸的相同。由公式 32,及公式 33 可得各液压缸尺寸。各液压尺寸如表 31 所示： 表 31 各种液压缸的尺寸 液压缸 作用力（ KN） 缸筒内径 (mm） 活塞杆直径（ mm） 无杆腔面积(cm2) 有杆腔面积（ cm2） 壁厚 （ mm） 垂直液压缸 707 180 125 20 水平液压缸 100 63 45 7 5. 各种液压缸工作所承受的压力差的计算 假设液压缸回油压力为零，则液压缸的工作压力差 p 可由公式 34 计算得到： 21 10 A Fp (312） 式中： F —— 液压缸作用力； 1A —— 液压缸无杆腔的面积。 由表 31 及公式 34 可得各种液压缸的工作压力差， 如表 32 所示： 洛阳理工学院业设计（论文） 20 表 32 液压缸工作压力差qy8汽车起重机液压系统及其起升机构的设计起升设计工程qy8汽车qyqy8液压系统汽车起重机-资料下载页

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