汽车起重机液压系统设计.docx

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汽车起重机液压系统设计

一：

汽车起重机的工况分析

根据起重机试验规范，以及很多操作者的实际经验，可确定表的三种工况，作为轻型汽车起重机的典型工况。

设计液压系统时要求各系统的动作能够满足这些工况要求。

表汽车起重机典型工况表

序号

工况

一次循环内容

特点

1

基本臂

相应的工作幅度

吊重起升-回转-下降-起升-回转-下降

中间制动一次

起重吨位大，动作单

一。

很少与回转等机构

组合动作

2

全长臂

相应的工作幅度

卷扬起升-回转-下降-卷扬起升-回转-下降

中间制动一次

运用较多的情况，能满足小吨位的工作

3

最长臂；主臂加副臂

相应的工作幅度

起升+回转-变幅-下降-起升+回转

-下降

中间制动一次

起重吨位小，一般在

1〜2吨之间

二:

汽车起重机对液压系统的要求

根据汽车起重机的典型工作状况对系统的要求主要反映在对以下几个液压回路的要求上。

1.起升回路

（1）能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。

（2）要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可

靠制动，即二次下滑问题，以及二次下降时的重物或空钩下滑问题，即二次下降问题。

2.回转回路

（1）具有独立工作能力。

（2）回转制动应兼有常闭制动和常开制动（可以自由滑转对中），两种情况。

3.变幅回路

（1）带平衡阀并设有二次液控单向阀锁住保护装置。

（2）要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意允许幅值位置能可靠锁死。

（3）要求在有载荷情况下能微动。

（4）平衡阀应备有下腔压力传感器接口，作为力矩限制器检测星号源。

4.伸缩回路本机伸缩机构采用三节臂（含有两个液压缸），由于本机为轻型起重机为了使本机运用广泛，实现各节臂顺序伸缩。

各节臂能按顺序伸缩，但不能实现同步伸缩。

5.控制回路

（1）为了使操纵方便总体要求操纵手柄限制为两个。

（2）操纵元件必须具有45°方向操纵两个机构联动能力。

6.支腿回路

（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿）。

（2）要求前后组支腿可以进行单独调整。

（3）要求支腿能够承载最大起重时的压力，并且有足够的防倾翻力矩。

（4）起重机行走时不产生掉腿现象。

三：

汽车起重机液压系统的工作原理总成

1支腿收放回路由于汽车轮胎支撑能力有限，且为弹性变形体，作业时很不安全，故在起重作业前必须放下前、后支腿，用支腿承重使汽车轮胎架空。

在行驶时又必须将支腿收起，轮胎着地。

为此，在汽车的前、后两端各设置两条支腿，每条支腿均配置有液压缸。

如图前支腿两个液压缸同时用一个三位四通手动换向阀7控制其收、放动作，而后支腿两个液压缸则用另一个三位四通手动换向阀11控制其收、放动作。

为确保支腿能停放在任意位置并能可靠地锁住，在支腿液压缸的控制回路中设置了双向液压锁。

当三位四通手动换向阀7工作在右位时，前支腿放下，其油路为：

进油路：

过滤器2—液压泵3—手动换向阀5左位f手动换向阀7右位f前支腿液压缸上腔。

回油路：

前支腿液压缸下腔—液控单向阀—手动换向阀7右位—支腿回路安全阀—油箱。

当三位四通手动换向阀7工作在左位时，前支腿收回，其油路为：

进油路：

过滤器2—液压泵3—手动换向阀5左位—手动换向阀7左位—前支腿液压缸下腔。

回油路：

前支腿液压缸上腔—液控单向阀—手动换向阀7左位—支腿回路安全阀—油箱。

后支腿液压缸用三位四通手动换向阀11控制，其油路流动情况与前支腿油路类似。

2吊臂变幅回路

吊臂变幅是通过改变吊臂的起落角度来改变作业高度。

吊臂的变幅运动由变幅液压缸驱动，变幅要求能带载工作，动作要平稳可靠。

本机为小吨位吊车采用单个变幅液压缸变幅方式。

为防止吊臂在停止阶段因自重而减幅，如图在油路中设置了平衡阀15，提高了变幅运动的稳定性和可靠性。

吊臂变幅运动由三位四通手动换向阀14控制，在其工作过程中，通过改变手动换向阀14开口的大小和工作位，即可调节变幅速度和变幅方向。

吊臂增幅时，三位四通手动换向阀14右位工作，其油路为：

进油路：

过滤器2-液压泵3一手动换向阀5右位一手动换向阀14右位一平衡阀15中的单向阀—变幅液压缸下腔。

回油路：

变幅液压缸上腔-手动换向阀14右位-手动换向阀19中位-手动换向阀20中位-电磁阀33左位-油箱。

吊臂减幅时，三位四通手动换向阀14左位工作，其油路为

进油路：

过滤器2-液压泵3-手动换向阀5右位-手动换向阀14左位-变幅液压缸上腔。

回油路：

变幅液压缸下腔-平衡阀15-手动换向阀14左位-手动换向阀19中位-手动换向阀20中位-电磁阀33左位-油箱。

3吊臂伸缩回路

吊臂由基本臂和伸缩臂组成，伸缩臂套装在基本臂内，由吊臂伸缩液压缸驱动进行伸缩运动。

本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即I号伸缩油缸活塞面积大，n号伸缩油缸活塞面积小。

各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。

很显然I号伸缩油缸先伸出，其次是n号伸缩油缸伸出。

平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。

此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。

平衡阀的开启压力应该设定为足K1大，K2小。

为使其伸缩运动平稳可靠，并防止在停止时因自重而下滑，如图在油路中设置了平衡阀18。

吊臂伸缩运动由三位四通手动换向阀19控制，当三位四通手动换向阀19工作在左位或右位时，分别驱动伸缩液压缸伸出或缩回。

吊臂伸出时的油路为：

进油路：

过滤器2-液压泵3-手动换向阀5右位-手动换向阀14中位-手动换向阀19右位-平衡阀18中的单向阀-伸缩液压缸下腔。

回油路：

伸缩液压缸上腔—手动换向阀19右位—手动换向阀20中位—电磁阀33左位—油箱。

吊臂缩回时的油路为：

进油路：

过滤器2—液压泵3—手动换向阀5右位—手动换向阀14中位—手动换向阀19左位—伸缩液压缸上腔。

回油路：

伸缩液压缸下腔—平衡阀18—手动换向阀19左位—手动换向阀20中位—电磁阀33左位—油箱。

4转台回转回路

转台的回转由一个小转矩高速液压马达驱动。

通过行星减速机构减速，转台的回转速度为0~5r/min。

为了提高工作效率，并且确保安全，本系统加装由平衡阀、二次溢流阀、制动器组成的回转缓冲装置。

如图回转液压马达的回转由三位四通手动换向阀20控制，当三位四通手动换向20工作在左位或右位时，分别驱动回转液压马达正向或反向回转。

其油路为：

进油路：

过滤器2—液压泵3—手动换向阀5右位—手动换向阀14中位—手动换向阀19中位—手动换向阀20左（右）位—正反转平衡阀23—回转液压马达。

回油路：

回转液压马达—正反转平衡阀23—手动换向阀20左（右）位—电磁阀33左位—油箱。

5吊重起升回路

吊重起升是系统的主要工作回路。

吊重的起吊和落下作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机来完成。

起升液压马达的正反转有一个三位四通换向阀32（如

图）控制。

马达转速的调节（即起吊速度）主要通过改变泵一二分合流方式来实现，还可以通过调节发动机转速及电磁换向阀33的开口来调节。

回路中设有平衡阀30，用以防止重物因自重而下滑。

由于液压马达的内泄漏比较大，当重物吊在空中时，尽管回路中设有平衡阀，重物仍会向下缓慢滑落，为此，在液压马达的驱动轴上设置了制动器28。

当起升机构工作时，在系统油压的作用下，制动器液压缸使闸块松开，当液压马达停止转动时，在制动器弹簧的作用下，闸块将轴抱死进行制动。

当重物在空中停留的过程中重新起升时，有可能出现在液压马达的进油路还未建立起足够的压力以支撑重物时，制动器便解除了制动，造成重物短时间失控而向下滑落。

为避免这种现象的出现，在制动器油路中设置了单向节流阀27。

通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器抱闸迅速，而松闸则能缓慢地进行。

6汽车起重机液压系统总成根据各回路的分析得到汽车起重机液压系统的工作原理如图所示。

该系统为中压系统，动力源采用双联齿轮泵，由汽车发动机通过底盘上的分动箱驱动。

液压泵从油箱中吸油，输出的液压油经手动阀组输送到各个执行元件。

整个系统由支腿收放、吊臂变幅、吊臂伸缩、转台回转和吊重起升五个工作回路所组成，且各部分都具有一定的独立性。

整个系统分为上下两部分，除液压泵、过滤器、溢流阀、手动阀组及支腿部分外，其余元件全部装在可回转的上车部分。

油箱装在上车部分，兼作配重。

上下两部分油路通过中心回转接头连通。

支腿收放回路和其他动作回路采用一个二位三通手动换向阀5进行切换。

图汽车起重机液压系统图

表汽车起重机液压系统的工作情况表

7汽车起重机液压系统的特点

汽车起重机的液压系统有如下几个特点：

1）该系统为双泵双回路、分合流油路、开式、串联系统，采用了换向阀串联组合，不仅各机构的动作可以独立进行，而且在轻载作业时，可实现起升和回转复合动作，以提高工作效率。

2）系统中采用了平衡回路、锁紧回路和制动回路，保证了起重机的工作可靠，操作安全。

3）采用了三位四通手动换向阀换向，不仅可以灵活方便地控制换向动作，还可通过手柄操纵来控制流量，实现节流调速。

在起升工作中，除了分合流油路可方便实现高低速切换外，将节流调速方法与控制发动机转速的方法结合使用，可以实现各工作部件微速动作。

4）各三位四通手动换向阀均采用了M型中位机能，使换向阀处于中位时能使系统卸荷，可减少系统的功率损失，适宜于起重机进行间歇性工作。

是用来防止执行器失速或

注：

平衡阀主要的功能不是锁定执行元件的位置,惯性冲击的。

四：

液压系统计算

1汽车起重机液压系统参数的初定

最大起重量8吨；

最咼提升速度Vmax=18m/min；

吊钩滑轮组倍率为M=6，效率2=；钢丝绳导向滑轮效率=;

起升卷筒上钢丝绳最外层直径Dmax=400mm；起升传动比i=20、效率ch=；

参看下表根据液压马达负载，初选系统的工作压力为P=20MPa。

表各种机械常用的系统工作压力[2]

机械类型

机床

农业机械

小型工程机械建筑机械液压凿岩机

液压机

大中型挖掘机重型机械

起重运输机械

磨床

组合机床

龙门刨床

拉床

工作压力

/MPa

v〜2

3〜5

2〜8

8〜10

10〜18

20〜30

2起升马达的计算和选择

（1）

Smax

作用于钢丝绳上的最大静拉力[1]:

（4-1）

式中Smax—作用于钢丝绳上的最大静拉力，N；

Q—起重量，Q=8000kgkg=78400N

M—吊钩滑轮组倍率;

2—吊钩滑轮组效率;

（2）起升马达所受最大扭矩[1]

（4-2）

式中：

2—动力系数，2=1+,其中V是最高起升速度，由于V=18m/min=sM

—1+X=；

Smax—作用于钢丝绳上的最大静拉力,

Dmax—起升卷筒上钢丝绳最外层直径,

i—起升传动比，i=20；

N；

Dmax=400mm；

（3）液压马达的排量[2]

Qm

式中：

M—吊钩滑轮组倍率；

i—起升传动比，i=20;

Vmax—最高提升速度，Vmax=18m/min；

Dmax—起升卷筒上钢丝绳最外层直径，Dmax=400mm；

式中：

P—液压马达的最大工作压力

Mmax—起升马达所受最大扭矩Mmax=Nm

ch—起升效率，ch=。

查［2］得到液压泵的最大工作压力Pmax:

式中P1—从液压泵出口到液压马达入口之间总的管路损失，由于管路复杂故

取P=〜巳，。

则液压泵的最大工作压力Pmax>18+=Mpa。

⑵查［2］得到确定液压泵的流量qvmax

式中：

K—系统漏油系数，一般取K=〜，这里取K=;

qvmax—包括液压马达的最大总流量Qmax，同时由于工作过程中用到节流调

速所以要加上溢流阀的最小溢流量Qyl一般取Qyl=0.5104m3/s=lmin。

3

QmaxnmaxQm172057.4898865.6m/min98.87l/min

液压泵的流量:

（3）液压泵的选择

液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵三种。

对于汽车起重机，其液压系统负载大、功率大、精度要求不高。

所以，一般采用齿轮泵。

根据系统的要求以及压

力、流量的需要，查［2］表选择了型双联齿轮泵，型号为CBG2050/2040,最高工作压力为20MPa，额定转速为2000r/min,理论排量分别为r和r，合流最大流量为r。

当发动机经分动箱输出速度为1500r/min时，流量为min。

满足以上的设计参数。

所以选择的液压泵型号为：

CBG2050/2040。

经计算得出液压泵的最大工作压力为Pmax>Mpa;因此初选系统压力为

P=20Mpa符合。

五：

变幅液压缸设计

1变幅液压缸的受力分析

图变幅液压缸的工作示意图

全液压汽车起重机的变幅机构使用液压缸来驱动动臂变幅。

液压缸的布置形式有三种，分别是前倾式、后倾式和后拉式。

前倾式如图所示。

因液压缸前倾，其对动臂作用力臂较长，变幅缸的推力可以较小些，故缸径较小。

因臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。

大多数全液压汽车起重机都采用此布置形式[4]。

图变幅液压缸的几何示意图

变幅机构三铰点的几何关系简化成4ABC（见图）。

AB为油缸，A、B点为变幅油缸在转台和吊臂上的铰点001为起重机的回转中心线。

当在工作幅度R吊起载荷Q时，对吊臂后铰点C的平衡方程式为：

（5-1）

FphQ（Ra）GBlBcosSe

FphQlcosGBlBcosSe

式中：

Fp—变幅油缸推力；

Q—工作负载的重量；

h—变幅油缸推力对吊臂铰点C的力臂;

—吊臂的仰角；

l—吊臂的长度；

Gb—吊臂的重量；

Ib—吊臂的重心距C点的距离；

S—起升绳的拉力；

e-随角变的起升绳到铰点C的距离

（5-2）

因为Se<

FphQlcosGBlBcos

式（5-2）表明，当起重机的额定载荷Q确定后，油缸的推力Fp是仰角a和力臂h的函数。

仰角和力臂h是由变幅机构三铰点的几何形装决定的，即4ABC的形状决定油缸推力FPo

2变幅机构三铰点合理几何形状的分析

图变幅机构的铰点三角形

前支式变幅机构的铰点4ABC中，令液压缸全缩时长I。

，全伸时长l，即有llo，其中为变幅液压缸的伸缩比，液压缸全缩时，吊臂仰角为0°液压缸全伸时，吊臂仰角为，max=80°

设铰点C与A的距离为P,为油缸与铰接点AC间的夹角，则在变幅过程中，油缸推力Fp对C点的力臂h有：

（5-3）

hpsin

当900时，在△ABC中h=po取

则有Ksin

因为sinW1则KWl。

用作图法可得到随吊臂仰角变化的h、K、

M、曲线，它反应变幅过程中油缸的推力变化情况。

设变幅油缸全缩时为单位长，即I。

1，则一般全伸时I1.8，吊臂仰角由

0°变到80°能满足此变幅油缸的铰点A布置可有轨迹ad（见图），例如取三种状态：

取卩=时铰点三角形为△AIB1C

取卩=时铰点三角形为△ABC

取卩=时铰点三角形为△ABC

图铰接点A的运动轨迹

图、图是按三个不同的三角形用作图法得到的h、K曲线

M

0/O'抄钳肌r7ZT妙乜

图h图

ILI_j—U.

0砂冶>*他SO*69*75'Wb图K图

这三个三角形的比较如下表。

表不同变幅铰点比较

△ABC

起臂时力臂较小，在仰角为58°时，力臂h=p，在吊臂仰角较大时，力臂h较大

油缸工作条件好，压力参数变化小，油缸参数选择较易合理，结构紧凑

△A2B2C

变幅过程中力臂h变化平缓，在仰角为38°时，力臂

h=p

油缸工作条件较好，结构紧凑

△A3B3C

起臂时力臂h较大，在变幅过程中hvp，在吊臂仰角较大时，力臂h小

油缸工作条件恶劣，油缸参数选择不合理，结构紧凑

有表可以看出，油缸铰点A布置在A2A段上，可以使油缸工作压力变化平稳而且机构紧凑，所以A点应该布置在段A2A1上，在=40°〜50°时，力臂h=p。

3变幅机构铰点三角形

吊臂与油缸的铰点B一般位于-L到-L吊臂上，故BC=-L,-L，L

3232

=10.4m，取BC=5,选择合理的铰点三角形如图，确定变幅铰点三角形几何尺寸⑸。

5

图变幅机构三铰点几何三角形

4变幅液压缸的机械设计

图变幅液压缸额定工作幅度的各参数图变幅液压缸受到的推力FP:

（4-4）

QIcosGbIbCOS

FP

ACsin

式中：

一变幅轴线与水平线的夹角；

I—工作臂长；

Gb—吊臂的重量；

IB—吊臂重心到铰点C的距离；

—变幅液压缸与AC的夹角；

R—起重机工作幅度；

a—铰点C与回转中心的距离。

铰点C与回转中心的距离a的取值范围为〜3m[6]，此时Q=67°

额定工作幅度下起重量Q=78400N;

吊臂质量的取值范围是起重机总质量（10t）的15%〜20%,由于采用的是组合式伸缩臂，所以取吊臂的重量Gb=101039.815%14700N；

工作绳拉力编%=；

吊臂基本臂长丨=;

铰点A到C的距离AC=947mm；

AC与AB的夹角=62°

变幅液压缸最大长度ABmax=2800mm；

变幅液压缸最小长度ABmin=1800mm。

将以上参数带入公式（5-4）得到变幅液压缸的受到的推力:

QlcosqGbIbcosq

ACsin

5变幅液压缸主要几何参数的计算

（1）变幅液压缸压力PN的选取

系统的工作压力为△P=20MPa，因为系统中有一定的背压，所以选择液压缸的被压力为2MFa，故取液压缸的工作压力PN=22MPa。

（2）变幅液压缸内径Db的确定

由于汽车起重机的变幅液压缸是以无杆腔作为工作腔的，所以有公式如下

Db

参考表液压缸尺寸系列取液压缸内径Db=l60mm

表液压缸径尺寸系列（单位mm）（摘自GB2348-80）

8

10

12

16

20

25

32

40

50

63

80

100

125

160

200

250

320

400

（3）变幅液压缸活塞杆直径d的计算

由于活塞杆受到压力作用，且PN=22MPa>7MPa,故d===112mm。

参看下表取活塞杆的直径d=125mm。

表活塞杆直径尺寸系列/mm

4

5

6

8

10

12

14

16

18

20

22

25

28

32

36

40

45

50

56

63

70

80

90

100

110

125

140

160

180

200

220

250

280

320

360

400

（4）活塞杆理论推力F1和拉力F2的计算

图活塞杆受力分析图画活塞杆的受力分析图如图。

当活塞杆伸出时理论推力F1:

F1APN6.9105N

当活塞杆回缩时理论拉力F2

F2APn6.2104N

式中：

A和A2分别为无杆腔和有杆腔的受力面积；

Pn为液压缸的工作压力，Pn=22MPa。

（5）变幅液压缸活塞杆行程S的确定由于液压缸全伸时：

ABmax=2800mm

变幅液压缸全缩时：

ABmin=1800mm得到变幅液压缸行程S：

S=ABmax—ABmin=1000mm

查［3］表选取行程S=1000mm。

（6）液压缸最小导向长度H的确定

导向长度过短，能和稳定性，因此，长度应满足［2］:

将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压的工作性

设计必须保证缸有一定的最小导向长度，液压缸的最小导向

H—D（4-5）

202

式中：

S是变幅液压缸的最大行程，S=1000mm；

D是变幅液压缸的内径，D=160mm；

故有：

HSD1000200150mm。

202202

（7）液压缸缸筒壁厚b的计算

查［3］表工程机械用缸外径系列取变幅液压缸外径为245mm，液压缸体材料

为45号无缝钢管。

因此，壁厚为b=（245—200）/2=。

（8）液压缸的缸底厚度hb计算

设计此缸为平行缸底，查［3］得

式中：

hb—缸底厚度，m；

AL—液压缸内径，m；

Py—试验压力，MPa；

—缸底材料的许用应力，MPa。

缸底材料选用45钢，查[7]表6-5得到45钢的抗拉强度b>600MPa屈服强度s>355MPa伸长率5>1%,断面收缩率为>4%,冲击功为39J。

则

=600MPa。

变幅液压缸的工作压力PN=22MPa，取py=PN=MPa

（3-8）

式中P—液压系统的总输入功率；

R—液压系统输出的有效功率。

综合以上计算，查[3]表可知液压缸相关尺寸为：

缸径AL=200mm，

D=245mm，UE=270mm，耳环滑动轴承CD=80mm，Y=85mm，PM=105mm，M&EW=9Q<90,进出油口尺寸2-EE为M42X2,耳环连接螺纹为M85X3*-95。

六：

汽车起重机液压系统的发热温升计算

1计算液压系统的发热功率

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全

部转化为热量，使油温升高。

油温过高，不仅使油的性质发生变化，影响系统工作，而且会引起容积效率的下降，因此，油温必须控制在一定的范围内。

对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，通常用下式计算液压系统的发热功率[2]:

式中Tt—工作周期，S;

Z、n、m—分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量;

Pi、qvi、P—第i台液压泵的实际输出压力、流量、效率；

t—第i台液压泵工作时间，s；

丁叫、j、tj—液压马达的外载转矩，Nm，转速，rad/s，工作时间，s；

卩叫、s—液压缸外载荷及驱动此载荷的行程，N-m0

起重机的一个工作循环包括起升、回转、变幅、伸缩臂、下降、空载、回转、装料等工序。

在整个循环中，依据经验估算出所需时间为280s。

19.5MPa

280

40.6）ml/r

1500r/minmin

（50.3

P

60

49.2Kw

P

280s0.9

5.2010514.0

105819.5801200竺

19.557.48

80

1600—

60

6024.1Kw

280

总发热功率：

PhrPrP