起重機(jī)變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)【帶CAD圖紙】
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IMPLEMENTATION OF HYDRAULIC
SERVO CONTROLLERS WITH ONLYPOSITION MEASURE
Abstract
Hydraulic actuators have nonlinear dynamics and are often used in environments (robotic, aerospace, underwater explo-rations/inspections, mining) where uncertain disturbances are present. Linear controllers designed using a linearized model of the hydraulic system are widespread. In alternative, nonlinear and ro-bust control techniques can be used to achieve better performances. Among these techniques, sliding mode control with dynamics inversion is a good choice, but it usually requires measurements of actuator’s velocity and hydraulic pressures in addition to actu-ator’s position. This paper presents the design and experimental evaluation of a position controller for an hydraulic actuator where the only available measure is the actuator’s position. A detailed description of servosystem components is firstly presented. Then a linear control law, whose design is based on a linearized model of the actuator, is designed and tested. Finally, a sliding mode control law is developed. Experimental results, carried out on a real case study, have shown the ectiveness of the proposed controllers even when only actuator’s position is available for feedback.
Key Words :Hydraulic actuators nonlinear systems nonlinear control system sliding mode control.
1. Introduction
Hydraulic actuators are used in many industrial appli-cations as they over the following advantages: ness; compactness; payload capability; high immunity to wear thanks to lubricant action of fluid; high speed of response, with fast starts, stops and speed reversals;
ability to main-tain their loading capacity indefinitely, while this would usually cause excessive heat generation in electrical com-ponents [1, 2]. Furthermore, their high power-to-weight ratio allows their use in a direct-drive manner, as e.g., in industrial robots, so that wear-sensitive gear-boxes can be avoided.
? DIIIE, Universit`a degli Studi di Salerno, Via Ponte Don Melillo, 1-84084, Fisciano(SA), Italy; e-mail: {fbasile, ddel-grosso}@unisa.it
Recommended by Prof. Zhihua Qu (paper no. 206-3128)
One of their major drawbacks is their strongly non-linear behaviour. The main nonlinearities are: magnetic hysteresis in the armature of the servovalve driving the actuator, usually neglected [3, 4]; static nonlinear relation between the control input and the flow to the actuator; ori-fices tolerances (overlap/underlap), which generate dead-zones; pressure and temperature dependency of isothermal bulk modulus; asymmetry of the hydraulic cylinder [5]; friction force acting on the actuator [6]. Another ma-jor drawback is the dis culty of accurately estimating the model’s parameters, and their variations under dis erent operating conditions. Therefore, to design a servo posi-tion system for an hydraulic actuator nonlinear and robust control techniques have to be used to achieve good per-formances. Today more complex control laws, like inverse dynamics laws, are successfully used in many applications and have been recently applied also to hydraulic servosys-tems [4, 7–10]. It is important to point out that in all these works control laws are presented which rely on mea-surement of at least actuators’s position and velocity and hydraulic pressures.
Figure 1. Control architecture’s overview.
The hydraulic actuator considered in this work is com-posed of a flapper-nozzle type two-stage servovalve and an asymmetric hydraulic cylinder. A servo position system has to be devised. First, an accurate model of the actu-ator has been written obtained which takes into account the main phenomena influencing its behaviour. Dynamic parameters were partly available by the supplier. To vali-date these parameters and identify the others, it was not possible to procede with open-loop experiments but it was mandatory for safety requirements to move the actuator only if closed-loop controlled. To this purpose, a discrete-time linear controller has been first designed based on a linearized model of the actuator. Then, a sliding mode con-trol law has been designed in the continuous-time domain by using a Lyapunov-based approach and implemented in discrete-time without requiring direct measurements of ve-locity and pressures. As it is commonly accepted in prac-tice [11] for control engineers the sliding mode controller designed in continuous-time domain has been implemented in the discrete-time by selecting a ciently fast sampling rate. The model uncertainties, the fact that pressures are not directly measured and frictions are not compensated,
and the time delays make the chattering reduction crit-ical [11]. To avoid this undesirable phenomenon [12] a boundary layer approach has been adopted.The main contribution of this paper is to prove that low-cost robust control of hydraulic actuators is possible even if not all the required direct measurements are avail-able. In fact, the proposedcontrollers requires only direct measurement of actuator’s position.
2. Experimental Setup
2.1 Control Architecture
The hydraulic actuator taken into account in this work is a linear single-rod cylinder whose piston’s position is measured by a Linear Variable Dis erential Transformer (LVDT) sensor. The digital control architecture, shown in Fig. 1, has the following features:
PowerPC CPU running at 500 MHz; The sampling rate is 500 Hz; 12 bit A/D and D/A converters; Voltage-to-current and current-to-voltage converters with a bandwidth of 10 KHz; LVDT Current Conditioningand Transmitter (LCCT) with a bandwidth of 250 Hz; A 100 Hz second-order Butterworth anti-aliasing filter; Hydraulic system (the actuator) including an LVDT sensor for position measuring. Notice that The only available measure is piston’s position; The digital implementation and the presence of limited bandwidth circuits and filters makes possible to neglect all components over 100 Hz; The presence of quantizers produces a measurement noise, in fact the measures resolution is 2.3 · 10?5 m; The actuator has to work in a wide and variable range of temperatures.
2.2 Implementation Issues
Experimental tests on the real architecture have drawn the attention to some important aspects for the design of both the linear and the robust controller.
1. Time delays on feedback chain: A time delay on the feedback chain of about 6 ms has been measured which
heavily influences the dynamics and must be taken into account in designing the controllers.
2. Noise in the position’s measure: The LVDT sensor’s non-ideal behaviour, joint with the presence of quan-tizers, produces a not-negligible measurement noise. Then, it is necessary to verify the filtering capacity of the controllers, to avoid vibrations of the actuator.
3. Unavailable measures: The only available measure is the actuator’s position. Thus, the proposed sliding mode controller works without the chambers’ pressure measures as commonly required. Actuator’s velocity and acceleration have instead been obtained from the position measure by using a derivative filter (see Fig. 2) for which the considered transfer function is:
Filter’s parameters have been tuned to realize a deriva-tive behaviour up to 100 Hz without amplifying high-frequency components.
Figure 2. Re-constructor filter.
3. Model Description
The structure of the electro-hydraulic servoactuator, com-posed of a nozzle-flapper flow control servovalve and an asymmetric hydraulic actuator, is shown in Fig. 3 where the scale factors for the valve and the actuator are erent for sake of clarity. All the symbols reported in Fig. 3 are defined in Table 1 and will be used in the model description below.
Figure 3. Hydraulic servoactuator layout.
3.1 Servovalve Model
3.1.1 Servovalve Nonlinear Model
The nonlinear model of the nozzle-flapper valve [1, 2] can be represented by the scheme in Fig. 4 where its main elements are shown. The input is the electrical current of the torque motor I which is transformed in a torque at the armature:
As the rotation of the armature is very small, a simplified linear relation is often considered:
The equation describing the armature flapper’s dy-namics relating armature torque to flapper displacement (in case of small rotation) is:
The equations describing nozzle’s flows relating flapper displacement to flows on spool’s sides are:
液壓伺服控制器的執(zhí)行位置測(cè)量
摘 要
液壓執(zhí)行器有非線性動(dòng)力特性，并且經(jīng)常在機(jī)械，航空航天，水下檢驗(yàn)環(huán)境中使用，檢測(cè)其中的不確定干擾存在。線性控制器的設(shè)計(jì)普遍采用線性模型的液壓系統(tǒng)。如果使用非線性和魯棒控制技術(shù)作為替代可以實(shí)現(xiàn)更好的性能。在這些技術(shù)中，采用動(dòng)態(tài)逆滑模控制是一個(gè)很好的選擇，但它通常需要除了實(shí)際位置的測(cè)量還需要執(zhí)行器的速度和液壓壓力測(cè)量。本文提出的是一個(gè)液壓制動(dòng)器的位置控制器設(shè)計(jì)的實(shí)驗(yàn)。一個(gè)詳細(xì)說(shuō)明的伺服系統(tǒng)組件首先被提出。然后，是基于線性模型的執(zhí)行機(jī)構(gòu)的線性控制法的設(shè)計(jì)和測(cè)試。最后，研制了一種滑?？刂坡伞?shí)驗(yàn)結(jié)果，在一個(gè)真實(shí)的案例研究，證明所提出控制器即使當(dāng)只有致作動(dòng)器的位置是可用于反饋的時(shí)候依然有效。
關(guān)鍵詞 ： 液壓作動(dòng)器 非線性系統(tǒng) 非線性控制系統(tǒng) 滑模控制
第一章 介紹
液壓執(zhí)行器有許多工業(yè)應(yīng)用因?yàn)橐韵聝?yōu)點(diǎn)：剛性，緊湊性，載荷能力，由于液體流動(dòng)的高抗磨損性；響應(yīng)速度快，具有快速啟動(dòng)，停止和速度逆轉(zhuǎn)；保持無(wú)限容量裝載的能力，但這通常會(huì)導(dǎo)致電氣部件過(guò)熱。此外，他們的高功率重量比允許他們使用直接驅(qū)動(dòng)的方式，例如，在工業(yè)機(jī)器人中，這樣可以避免磨損敏感的齒輪箱。
其主要缺點(diǎn)之一是其強(qiáng)烈的非線性行為。主要的非線性是：伺服閥驅(qū)動(dòng)致動(dòng)器電樞中的磁滯，這經(jīng)常被忽視；在輸入控制和執(zhí)行器流動(dòng)中的靜態(tài)非線性關(guān)系；產(chǎn)生死區(qū)的孔公差；壓力和等溫體積彈性模量的溫度依賴性；液壓缸的不對(duì)稱；作用在致動(dòng)器摩擦力。另一個(gè)主要的缺點(diǎn)是難以準(zhǔn)確估計(jì)模型的參數(shù)和不同試驗(yàn)條件下的變化的參數(shù)。
因此，為了為液壓致動(dòng)器技術(shù)的非線性設(shè)計(jì)一個(gè)伺服位置系統(tǒng)，需要應(yīng)用魯棒控制技術(shù)以獲得更好的性能。今天，更復(fù)雜的控制規(guī)律，如逆動(dòng)力學(xué)規(guī)律，成功地應(yīng)用在許多應(yīng)用程序并且最近也適用于液壓伺服系統(tǒng)。需要指出的是，在所有這些工作的控制律的提出依靠執(zhí)行器位置和液壓壓力的測(cè)量。
這項(xiàng)工作中的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)是由噴嘴擋板式二級(jí)電液伺服閥和非對(duì)稱液壓缸組成。一個(gè)伺服位置系統(tǒng)必須設(shè)計(jì)。
首先，已經(jīng)提到執(zhí)行器的精確模型需要考慮到那些影響其性能的主要現(xiàn)象。一部分動(dòng)態(tài)參數(shù)可從供應(yīng)商獲得。為了驗(yàn)證這些參數(shù)并確定其他參數(shù)，進(jìn)行開(kāi)環(huán)試驗(yàn)是不可能的，安全需求當(dāng)閉環(huán)控制去移動(dòng)執(zhí)行器是強(qiáng)制性的。為了這個(gè)目的，基于線性模型的執(zhí)行器首先設(shè)計(jì)出了一個(gè)離散時(shí)間線性控制器。然后，一個(gè)滑動(dòng)模式控制法已被設(shè)計(jì)在連續(xù)時(shí)間域通過(guò)使用一個(gè)Lyapunov為基礎(chǔ)的方法，在離散時(shí)間實(shí)現(xiàn)而不需要速度和壓力的直接測(cè)量。通過(guò)選擇一個(gè)快速采樣率，在連續(xù)時(shí)間域設(shè)計(jì)的控制工程師的滑動(dòng)模式控制器在離散時(shí)間實(shí)施的設(shè)計(jì)在實(shí)踐中普遍被接受。模型的不確定性，事實(shí)上，壓力并不是直接測(cè)量和摩擦沒(méi)有補(bǔ)償，并且時(shí)間的延遲使抖振臨界降低。為了避免這種不良現(xiàn)象，采納邊界層的方法。
圖1 控制架構(gòu)的概述
第二章 實(shí)驗(yàn)設(shè)置
2.1控制結(jié)構(gòu)
這項(xiàng)工作中的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)是一個(gè)線性單桿缸，線性單桿缸活塞的位置由一個(gè)線性可變地微分變壓器（LVDT）傳感器測(cè)量。數(shù)字控制結(jié)構(gòu)，有以下特點(diǎn)：
?powerpc CPU運(yùn)行在500 MHz；
?采樣率是500 Hz；
?12位A / D和D / A轉(zhuǎn)換器；
?10 kHz帶寬的電壓-電流和電流-電壓轉(zhuǎn)換器；
?250Hz帶寬的電流調(diào)節(jié)和發(fā)射機(jī)；
?100Hz的二階巴特沃斯抗混疊濾波器；
?液壓系統(tǒng)包括一個(gè)LVDT傳感器的位置測(cè)量
注意
?唯一的變量是活塞的位置；
?數(shù)字實(shí)現(xiàn)和有限的帶寬的電路存在和過(guò)濾器可以忽略所有組件在100赫茲；
?量化器產(chǎn)生的測(cè)量噪聲的存在，事實(shí)上，測(cè)量分辨率為2.3 · 10?5米；
?執(zhí)行器在一個(gè)廣泛的和可變的溫度范圍內(nèi)工作。
2.2實(shí)施問(wèn)題
關(guān)于真實(shí)結(jié)構(gòu)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，注意一些重要的關(guān)于線性和魯棒控制器的設(shè)計(jì)方面問(wèn)題
1.時(shí)間延遲反饋鏈：一個(gè)約6毫秒的已嚴(yán)重影響動(dòng)態(tài)的時(shí)間反饋鏈延遲被檢測(cè)出測(cè)量，而且這是設(shè)計(jì)控制器必須考慮的問(wèn)題。
2.位置測(cè)量的噪聲：LVDT傳感器的非理想特性，與量化器的連接處，產(chǎn)生一個(gè)不可忽略的測(cè)量噪聲。然后，為了避免致動(dòng)器的振動(dòng)，驗(yàn)證控制器的過(guò)濾能力是很重要的。
3.不變量測(cè)量：可用的唯一變量是執(zhí)行器的位置。因此，建議的滑動(dòng)模式控制器在沒(méi)有腔內(nèi)壓力作為一般工作條件進(jìn)行工作。執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度和加速度通過(guò)使用微分濾波器測(cè)量得到，這種方式定義為傳遞函數(shù)：
濾波器的參數(shù)在沒(méi)有放大高頻組件的情況下已經(jīng)實(shí)現(xiàn)導(dǎo)數(shù)的行為上升到100赫茲
第三章 模型描述
電液伺服執(zhí)行器的結(jié)構(gòu)，由一個(gè)噴嘴擋板式流量控制閥和一個(gè)非對(duì)稱液壓作動(dòng)器，如圖3所示。圖中閥門(mén)和執(zhí)行器為了看得清楚，調(diào)大了比例。所有的符號(hào)在圖3報(bào)告表1所示，將用下面的模型描述：
圖3 液壓伺服作動(dòng)器布局
3.1伺服閥模型
3.1.1伺服閥的非線性模型
噴嘴擋板閥的非線性模型可以表示在圖4中，其主要內(nèi)容是所示的方案。輸入的轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)我這電流轉(zhuǎn)化成扭矩在電樞：
當(dāng)電樞旋轉(zhuǎn)是非常小的，通常被認(rèn)為是一個(gè)簡(jiǎn)化的線性關(guān)系：
電樞擋板的動(dòng)力學(xué)與電樞轉(zhuǎn)矩?fù)醢逦灰品匠蹋ㄔ谛〗嵌刃D(zhuǎn)的情況下）是：
噴嘴的流量與擋板位移對(duì)閥芯的側(cè)流方程：
12
摘 要
隨著我國(guó)科技水平的快速發(fā)展，各行各業(yè)都取得了巨大的進(jìn)步，其中起重機(jī)起到了重要的作用，起重機(jī)在建筑、開(kāi)采、挖掘等領(lǐng)域不可或缺。尤其是汽車(chē)起重機(jī)，因?yàn)槠渚邆淦?chē)的特點(diǎn)，即可快速移動(dòng)，又具有起重機(jī)的功能，所以應(yīng)用的領(lǐng)域更加廠泛。汽車(chē)起重機(jī)由變幅系統(tǒng)、伸縮系統(tǒng)、卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、支腿系統(tǒng)組成。
變幅系統(tǒng)對(duì)起重機(jī)的工作穩(wěn)定性以及起重機(jī)的工作性能有十分重要的影響。在本次QY50K起重機(jī)變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，我以汽車(chē)起重機(jī)的三鉸點(diǎn)設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)，首先確定三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)位置，確定變幅系統(tǒng)的機(jī)械結(jié)構(gòu)尺寸，進(jìn)而對(duì)起重機(jī)的變幅液壓缸及液壓油箱的各部分進(jìn)行選型與計(jì)算，確定液壓缸及油箱的結(jié)構(gòu)。最后對(duì)液壓系統(tǒng)中的其他元器件進(jìn)行選型與介紹，完成對(duì)于變幅液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。
關(guān)鍵字: 汽車(chē)起重機(jī) 變幅 液壓系統(tǒng) 三鉸點(diǎn) 液壓油箱
ABSTRACT
With the rapid development of China's science and technology, all walks of life have made great progress. The crane has played a major role, crane especially plays an indispensable role in building, mining and other fields. Especially the automobile crane, because of its characteristics of a car can move quickly, but also has the function of the crane, it is widely used. Automobile crane has luffing system, telescopic system, winch system, rotation system, supporting legs system.
Luffing system will affect the stability of crane. In the design of crane hydraulic system in this QY50K, I based on the three points of truck crane design, First determine the design of position three hinge point, that will determine the dimensions of mechanical structures of luffing system, so that it can be the amplitude hydraulic cylinder and luffing tank on the crane selection and calculation, Determining the structure of hydraulic cylinder and oil tank. Finally, selection and introduction of other components in the hydraulic system, complete the luffing hydraulic system schematic drawing.
Keywords: crane luffing hydraulic system three joint hydraulic tank
目 錄
緒 論 1
第一章 課題主要研究 2
1.1課題背景及意義 2
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況 2
1.2.1國(guó)內(nèi)起重機(jī)研究狀況 2
1.2.2國(guó)外起重機(jī)研究狀況 3
1.2.3汽車(chē)起重機(jī)的發(fā)展趨勢(shì) 4
1.3課題研究方法 4
第二章 變幅系統(tǒng)方案設(shè)計(jì) 5
2.1 變幅機(jī)構(gòu)布置形式 5
2.2三鉸點(diǎn)示意圖 6
2.3三鉸點(diǎn)受力分析 6
2.4三鉸點(diǎn)位置確定 7
2.4.1吊臂下鉸點(diǎn)0的確定 7
2.4.2變幅液壓缸上鉸點(diǎn)B的確定 8
2.4.3變幅液壓缸下鉸點(diǎn)A的確定 9
2.5本章小結(jié) 10
第三章 變幅液壓缸設(shè)計(jì)計(jì)算 12
3.1 變幅液壓缸介紹 12
3.2 變幅液壓缸參數(shù)設(shè)計(jì) 13
3.2.1變幅液壓缸中液壓油壓力確定 13
3.2.2變幅液壓缸中缸筒內(nèi)徑徑確定 13
3.2.3變幅液壓缸中活塞桿尺寸的確定 13
3.2.4變幅液壓缸中活塞桿行程確定 14
3.2.5變幅液壓系統(tǒng)液壓泵流量確定 14
3.3 變幅油缸缸筒 14
3.3.1變幅液壓缸的缸筒與端蓋的連接 14
3.3.2變幅油缸的缸筒壁厚的設(shè)計(jì) 15
3.3.3變幅油缸的缸筒壁厚的校核 16
3.4活塞 17
3.4.1活塞的結(jié)構(gòu)形式 17
3.4.2 活塞寬度的確定 18
3.4.3活塞密封元件確定 18
3.4.4活塞的材料 18
3.4.5 活塞與活塞桿的連接 19
3.5活塞桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算 19
3.5.1活塞桿的結(jié)構(gòu) 19
3.5.2活塞桿的強(qiáng)度計(jì)算 19
3.5.3活塞桿彎曲穩(wěn)定性計(jì)算 19
3.6導(dǎo)向套 20
3.6.1導(dǎo)向套的材料 20
3.6.2導(dǎo)向套的密封與防塵 20
3.6.3導(dǎo)向套的固定 21
3.7 后缸蓋的的設(shè)計(jì) 21
3.7.1后缸蓋的材料 21
3.7.2后缸蓋的連接 21
3.8進(jìn)出油口尺寸 22
3.9安裝連接元件確定與校核 22
3.9.1安裝耳的結(jié)構(gòu) 22
3.9.2 安裝連接元件的確定 23
3.9.3 安裝連接處銷(xiāo)軸的校核 23
3.10本章小結(jié) 24
第四章 變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及元器件的選擇 25
4.1變幅系統(tǒng)液壓原理圖設(shè)計(jì) 25
4.1.1變幅液壓回路介紹 25
4.1.2 各閥芯在中位時(shí) 26
4.1.3 液壓缸在伸出時(shí) 26
4.1.4 液壓缸在縮回時(shí) 26
4.2液壓泵的選擇 26
4.2.1液壓泵的作用 26
4.2.2液壓泵的選擇 26
4.3平衡閥 27
4.3.1平衡閥的作用 27
4.3.2平衡閥的選擇 27
4.4多路閥換向閥 28
4.5 先導(dǎo)控制閥 29
4.6油管 30
4.6.1 油管的選擇 30
4.6.2 油管管徑設(shè)計(jì) 30
4.6.3管接頭 30
4.7濾油器 30
4.7.1濾油器的作用 30
4.7.2 濾油器的要求 30
4.7.3 濾油器的安裝位置 31
4.7.4 濾油器的選擇 31
4.8本章小結(jié) 31
第五章 液壓油箱的設(shè)計(jì) 32
5.1開(kāi)式液壓油箱結(jié)構(gòu)特點(diǎn)介紹 32
5.2開(kāi)式液壓油箱的容積確定 32
5.3 油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 33
5.3 .1油箱的結(jié)構(gòu)及設(shè)計(jì)要點(diǎn)與需要注意的事項(xiàng) 33
5.4油箱結(jié)構(gòu)的詳細(xì)設(shè)計(jì) 34
5.4.1油箱長(zhǎng)、寬、高的確定 34
5.4.2液壓油箱壁板厚度的確定 34
5.4.3液壓油箱腳的設(shè)計(jì) 34
5.4.4液壓油箱頂蓋設(shè)計(jì) 35
5.4.5液壓油箱吊耳設(shè)計(jì) 35
5.4.6液壓油箱隔板設(shè)計(jì) 35
5.4.7液壓油箱油箱底板設(shè)計(jì) 35
5.4.8液壓油箱清洗孔設(shè)計(jì) 35
5.4.9后處理 36
5.5 油箱配件的計(jì)算與選用 36
5.5.1液壓空氣過(guò)濾器的設(shè)計(jì)與選用 36
5.5.2液位液溫計(jì)的計(jì)算與選用 37
5.5.3 熱交換器的使用 37
5.6本章小結(jié) 38
結(jié) 論 39
參考文獻(xiàn) 40
致 謝 42
附 錄 43
IV
緒 論
進(jìn)入21世紀(jì)，各行各業(yè)都在高速發(fā)展，尤其是制造業(yè)，作為國(guó)民經(jīng)濟(jì)的命脈，更是發(fā)展迅猛，制造技術(shù)與制造水平都達(dá)到新的高峰。起重機(jī)作為重要的工程機(jī)械，起到了十分重要的作用。起重機(jī)是工程中裝卸的主要工具，在橋梁建造，資源開(kāi)采，貨物搬運(yùn)等領(lǐng)域中不可或缺。汽車(chē)起重機(jī)作為起重機(jī)的一種，既具備起重機(jī)優(yōu)點(diǎn)又可以像貨載汽車(chē)一樣快速移動(dòng)，所以汽車(chē)起重機(jī)的運(yùn)用日益廣泛。除了移動(dòng)迅速之外，汽車(chē)起重機(jī)還具備結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低的特點(diǎn)。而且起重機(jī)的吊臂除了可以安裝吊鉤吊起重物以外，還可以換做電磁吸、打樁設(shè)備等，實(shí)現(xiàn)一機(jī)多用的特點(diǎn)。
在本次課程設(shè)計(jì)中，將先整體上了解變幅系統(tǒng)的組成與作用，然后先對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，進(jìn)而研變幅系統(tǒng)的液壓結(jié)構(gòu)，對(duì)液壓系統(tǒng)的的液壓元件進(jìn)行確定完成最終設(shè)計(jì)。變幅系統(tǒng)設(shè)計(jì)，以起重機(jī)三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)。三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)對(duì)起重機(jī)的性能的穩(wěn)定性，起重機(jī)的起重量都有巨大的影響。確定三鉸點(diǎn)結(jié)構(gòu)后，對(duì)起重機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)，首先對(duì)液壓缸的參數(shù)進(jìn)行確定，進(jìn)而對(duì)變幅系統(tǒng)的油箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，通過(guò)流量、壓力、對(duì)液壓系統(tǒng)的元器件機(jī)型選擇，最終完成液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。
國(guó)外的起重機(jī)發(fā)展體現(xiàn)出多樣化的特點(diǎn)。尤其為適應(yīng)不同工作環(huán)境的需求，尤其是在工作條件惡劣的情況下完成工作，相繼研發(fā)出越野型、微型和全地面型汽車(chē)起重機(jī)，這樣使得外國(guó)的汽車(chē)起重機(jī)在特點(diǎn)上，靈活性更優(yōu)，更加方便技術(shù)人員的操縱，在工作中的效率高。在起重機(jī)的結(jié)構(gòu)方面，例如在伸縮臂的結(jié)構(gòu)上，伸縮臂的數(shù)量不斷改進(jìn)，在截面形狀上，德國(guó)的公司率先研發(fā)出橢圓型的起重機(jī)伸縮臂，在機(jī)構(gòu)質(zhì)量，載重性能方面得到優(yōu)化。
1
第一章 課題主要研究
1.1課題背景及意義
起重機(jī)在工程建設(shè)的不斷應(yīng)用也促使著起重機(jī)的不斷發(fā)展?，F(xiàn)階段，工程建設(shè)中需求研發(fā)具有更大起吊能力，具備更大的工作半徑，具有更快移動(dòng)速度的汽車(chē)起重機(jī)。
隨著液壓技術(shù)的日臻成熟，液壓汽車(chē)起重機(jī)快速發(fā)展。液壓傳動(dòng)以液壓油為載體流動(dòng)傳動(dòng)。液壓傳動(dòng)與電子技術(shù)，尤其是PLC技術(shù)，使得液壓系統(tǒng)在控制方面更容易的實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制[1]。
汽車(chē)起重機(jī)有許多重要的零部件結(jié)構(gòu)，組要可分為以下幾個(gè)主要的系統(tǒng)。卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)，變幅系統(tǒng)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，支腿系統(tǒng)與伸縮系統(tǒng)等五部分，五個(gè)系統(tǒng)如圖1-1所示
圖1-1 起重機(jī)系統(tǒng)圖
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況
1.2.1國(guó)內(nèi)起重機(jī)研究狀況
我國(guó)的起重機(jī)發(fā)展較晚，直到19世紀(jì)六七十年代才開(kāi)始建立。自建立后，起重機(jī)行業(yè)不斷發(fā)展，現(xiàn)在已經(jīng)具備一定規(guī)模，對(duì)我國(guó)的經(jīng)濟(jì)、建設(shè)起到了巨大的作用。
汽車(chē)起重機(jī)的發(fā)展，從5噸的小型機(jī)械式汽車(chē)起重機(jī)開(kāi)始，到最大起重量增大到12t。然后采取合作的方式，與加藤、格魯夫等企業(yè)合作，逐步制造出25t，50t，80t，125t，起重機(jī)的研發(fā)水平達(dá)到了中等水平。
目前，我國(guó)起重機(jī)制造企業(yè)比較出色的有徐工集團(tuán)、長(zhǎng)江起重機(jī)廠等。圖為圖1-2徐工集團(tuán)的QY50K起重機(jī)[2]。
圖1-2 QY50K汽車(chē)起重機(jī)
目前中國(guó)的汽車(chē)起重機(jī)發(fā)展面臨著全新的機(jī)遇和挑戰(zhàn)：
(1).隨著我國(guó)改革開(kāi)放與加入世貿(mào)組織，我國(guó)的發(fā)展與世界的聯(lián)系更加緊密。我國(guó)的起重機(jī)行業(yè)可以更快地學(xué)習(xí)國(guó)外的先進(jìn)技術(shù)，加速使我國(guó)的起重機(jī)設(shè)計(jì)追趕上世界的先進(jìn)水平，但同時(shí)，我國(guó)的起重機(jī)企業(yè)也面臨著國(guó)外廠商的沖擊。尤其是對(duì)于小型的起重機(jī)企業(yè)，面臨著與外企合作，然后被吞并的命運(yùn)[3]。
(2)國(guó)產(chǎn)的起重機(jī)在自身的設(shè)計(jì)上存在問(wèn)題與差距。我國(guó)在起重機(jī)行業(yè)上，整體對(duì)技術(shù)研發(fā)上投入不夠，對(duì)技術(shù)人員的培養(yǎng)，對(duì)科研設(shè)備的投入不夠，使得我國(guó)在起重機(jī)領(lǐng)域的技術(shù)創(chuàng)新能力較弱，對(duì)于起重機(jī)制造的核心技術(shù)掌握不夠，尤其在高、精、尖的設(shè)備的制造上能力較弱。
此外，我國(guó)起重設(shè)備的制造水平一般，國(guó)產(chǎn)起重機(jī)普遍存在噪聲大、電氣故障等問(wèn)題。此外，我國(guó)汽車(chē)起重機(jī)的產(chǎn)品類(lèi)型單一，不能滿足行業(yè)上對(duì)于起重機(jī)適應(yīng)各種工作環(huán)境的需要。此外，由于材料技術(shù)的落后，我國(guó)起重機(jī)的使用壽命，質(zhì)量也都和國(guó)外有較大的差距。
1.2.2國(guó)外起重機(jī)研究狀況
國(guó)外的起重機(jī)發(fā)展體現(xiàn)出多樣化的特點(diǎn)。尤其為適應(yīng)不同工作環(huán)境的需求，尤其是在工作條件惡劣的情況下完成工作，相繼研發(fā)出越野型、微型和全地面型汽車(chē)起重機(jī)，這樣使得外國(guó)的汽車(chē)起重機(jī)在特點(diǎn)上，靈活性更優(yōu)，更加方便技術(shù)人員的操縱，在工作中的效率高。在起重機(jī)的結(jié)構(gòu)方面，例如在伸縮臂的結(jié)構(gòu)上，伸縮臂的數(shù)量不斷改進(jìn)，在截面形狀上，德國(guó)的公司率先研發(fā)出橢圓型的起重機(jī)伸縮臂，在機(jī)構(gòu)質(zhì)量，載重性能方面得到優(yōu)化[4]。
1.2.3汽車(chē)起重機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)
國(guó)內(nèi)外的汽車(chē)起重機(jī)，在研發(fā)方向上趨勢(shì)主要體現(xiàn)在以下這幾個(gè)方面：
(1).運(yùn)用新技術(shù)、運(yùn)用新的制造工藝?，F(xiàn)代的技術(shù)更新迅猛，我們只有以前衛(wèi)的視角，不固步自封，要將新的技術(shù)運(yùn)用在汽車(chē)起重機(jī)中，注重創(chuàng)新，采用新的制造方式，這樣起重機(jī)才會(huì)快速發(fā)展。
(2).向機(jī)電液一體化模式發(fā)展。機(jī)電液一體化，是機(jī)械行業(yè)的發(fā)展方向。電氣設(shè)備、液壓設(shè)備、機(jī)械設(shè)備一體化發(fā)展，使得機(jī)械的控制得到優(yōu)化，半自動(dòng)甚至全自動(dòng)的設(shè)備可以使得操作者更加輕松，對(duì)行業(yè)的發(fā)展具有重大意義。
(3).發(fā)展一機(jī)多用，起重機(jī)的吊臂不單單能夠吊取重物，也可以有其他功用。例如 ，可以在起重機(jī)的吊臂上安裝電磁設(shè)備，可以使得起重機(jī)具有其他的功用。我國(guó)應(yīng)注重對(duì)于其配套設(shè)備的研發(fā)，使得起重機(jī)可以一機(jī)多用，使得起重機(jī)的利用率得到提高。
(4).起重機(jī)的起重量向多元化發(fā)展。我國(guó)的起重機(jī)類(lèi)型單一，與國(guó)外相比，差距明顯?，F(xiàn)階段，迷你型起重機(jī)與全路面起重機(jī)在國(guó)外興起，迷你型起重機(jī)的靈巧的優(yōu)點(diǎn)可以使得起重機(jī)可以在極端條件下得到運(yùn)用。此外，超大型的起重機(jī)械的研發(fā)也應(yīng)得到重視，只有我國(guó)具備了制造了各種類(lèi)型的機(jī)械，我國(guó)機(jī)械行業(yè)的發(fā)展才會(huì)更加均衡[5]。
1.3課題研究方法
在本次課程設(shè)計(jì)中，將先整體上了解變幅系統(tǒng)的組成與作用，然后先對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，進(jìn)而研變幅系統(tǒng)的液壓結(jié)構(gòu)，對(duì)液壓系統(tǒng)的的液壓元件進(jìn)行確定完成最終設(shè)計(jì)。變幅系統(tǒng)設(shè)計(jì)，以起重機(jī)三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)。三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)對(duì)起重機(jī)的性能的穩(wěn)定性，起重機(jī)的起重量都有巨大的影響。確定三鉸點(diǎn)結(jié)構(gòu)后，對(duì)起重機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)，首先對(duì)液壓缸的參數(shù)進(jìn)行確定，進(jìn)而對(duì)變幅系統(tǒng)的油箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，通過(guò)流量、壓力、對(duì)液壓系統(tǒng)的元器件機(jī)型選擇，最終完成液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。
本次課設(shè)的主要思路如下流程圖1-3所示
圖1-3 設(shè)計(jì)流程圖
第二章 變幅系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)
2.1 變幅機(jī)構(gòu)布置形式
QY50K起重機(jī)變幅形式采用液壓形式進(jìn)行。變幅機(jī)構(gòu)以變幅液壓缸作為主體結(jié)構(gòu)，變幅液壓缸驅(qū)動(dòng)汽車(chē)起重機(jī)的主臂完成變幅。變幅液壓缸在汽車(chē)起重機(jī)的布置位置主要有以下幾種形式：前頃式布置、后拉式布置還有后頃式布置。液壓缸前傾式布置，在起重機(jī)吊起重物時(shí)，變幅液壓缸對(duì)起重機(jī)吊臂臂的作用力臂較長(zhǎng)，所以可以選擇采取較小的變幅推力，可以采用直徑較小的液壓缸。采用前傾式變幅吊臂的懸臂部分長(zhǎng)度縮短，這樣大大改善了吊臂的受力狀態(tài)，對(duì)吊臂受力有利。但這種方案的缺點(diǎn)是：液壓缸行程較大，吊臂下方的空間較小，小幅度地起吊體積較大的重物不方便。后傾式變幅機(jī)構(gòu)，變幅液壓缸受力的特點(diǎn)與前傾式相反，后傾式變幅，變幅液壓缸行程短，而且由于液壓缸后傾，重心后移，便于變幅機(jī)構(gòu)總體布置，可以使平衡配重質(zhì)量減少。采取后拉式變幅機(jī)構(gòu)，變幅液壓缸固定位置選擇在在起重機(jī)吊臂后方。這樣的油缸布置方式優(yōu)點(diǎn)吊臂下方的有效空間大。后拉式變幅機(jī)構(gòu)，在吊臂起升時(shí)液壓油只能從液壓缸有桿腔進(jìn)入，所以采用這種方式，推力較小。因此，后拉式起重機(jī)只能用于起重量較小的起重機(jī)上。起重機(jī)前傾式變幅機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下圖2-1中所示[6]。
圖-1前傾式變幅機(jī)構(gòu)
前傾式變幅機(jī)構(gòu)有好的力學(xué)性能，起重機(jī)可以吊起質(zhì)量較大的重物。絕大部分的汽車(chē)起重機(jī)采用液壓缸前傾式布置的變幅機(jī)構(gòu)。這種變幅機(jī)構(gòu)可以用一個(gè)變幅液壓缸，也可以使用兩個(gè)變幅液壓缸。在本次QY50K汽車(chē)液壓起重機(jī)設(shè)計(jì)中，采用了前傾式設(shè)計(jì)，一個(gè)變幅液壓缸的結(jié)構(gòu)。變幅液壓缸選用雙作用單桿液壓缸。
2.2三鉸點(diǎn)示意圖
汽車(chē)起重機(jī)三鉸點(diǎn)如下圖2-2 所示。
圖2-2 起重機(jī)三鉸點(diǎn)示意圖
起重機(jī)吊臂與回轉(zhuǎn)裝置、變幅油缸上端與吊臂、變幅油缸下端與回轉(zhuǎn)裝置三個(gè)位置需要鉸接連接。變幅上鉸點(diǎn)、變幅下鉸點(diǎn)、吊臂下鉸點(diǎn)稱為變幅機(jī)構(gòu)的三鉸點(diǎn)。變幅機(jī)構(gòu)三鉸點(diǎn)的布置對(duì)起重機(jī)的性能有十分重要的重要，對(duì)起重機(jī)的起重穩(wěn)定性，起重能力，起升高度等有重要的影響[7]。
2.3三鉸點(diǎn)受力分析
設(shè)起重機(jī)最大起重量是Q、額定的工作幅度是R，則這時(shí)變幅機(jī)構(gòu)的受力情況，變幅機(jī)構(gòu)受力示意圖，如圖3-2所示
對(duì)吊臂的下鉸點(diǎn)O取力矩，由力矩的平衡方程式可以列出平衡方程式，
（2-1）
其中，是變幅油缸的作用力臂；F是變幅油缸推力；e是回轉(zhuǎn)中心與O點(diǎn)之間的距離；G是吊臂的質(zhì)量；l是吊臂質(zhì)心位置與O點(diǎn)之間的距離;S是起升鋼繩的拉力;是基本臂的最大仰角；h是卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)中的額起升鋼繩與O點(diǎn)之間的距離。
圖2-3 變幅機(jī)構(gòu)受力示意簡(jiǎn)圖
在實(shí)際計(jì)算時(shí)，因?yàn)?
（2-2）
因此可以忽略Sh，原式可改寫(xiě)為：
（2-3）
2.4三鉸點(diǎn)位置確定
2.4.1吊臂下鉸點(diǎn)0的確定
吊臂下鉸點(diǎn)O的位置由起重機(jī)的吊臂的長(zhǎng)度、起重機(jī)額定工作的最小幅度和重物被起升的高度一同確定。我們?cè)诖_定O點(diǎn)的位置，可以首先確定和e這兩個(gè)參數(shù)，這樣便設(shè)計(jì)得出O點(diǎn)的位置[8]。
吊臂基本臂的工作長(zhǎng)度是，由圖3-2，可以得出
（2-4）
（2-5）
在等式中，是吊鉤與臂頭滑輪中心之間的距離，由起重機(jī)吊鉤滑輪組大小和起重機(jī)卷?yè)P(yáng)裝置等部件的參數(shù)參數(shù)決定，的取值范圍一般情況下為1.2-2m，的取值范圍與起重機(jī)吊起重物的質(zhì)量有關(guān)，數(shù)值隨著重物質(zhì)量增大而增大，設(shè)計(jì)初期，通常將的參數(shù)值確定一數(shù)值。取=1.8m
R: R為起重機(jī)額定工作幅度,由設(shè)計(jì)題目易知R=3m；
H: H是當(dāng)?shù)醣厶幱谌s的狀態(tài)下，吊臂可以將重物吊起的最大高度。H是起重機(jī)設(shè)計(jì)中給
出的設(shè)計(jì)基本參數(shù)，由設(shè)計(jì)任務(wù)可以確定參數(shù)H的數(shù)值。H=10.75m；
在式（2-4）中可以得出，吊臂的長(zhǎng)度還與吊臂與回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的鉸接點(diǎn)與地面的距離有關(guān)，相同的起升高度時(shí)，增越大，吊臂便會(huì)縮短。但過(guò)大會(huì)使的起重機(jī)重心偏高，不利于起重機(jī)起吊重物時(shí)的穩(wěn)定性。所以應(yīng)適當(dāng)?shù)倪x取，一般為2-3m，取=2.8
在等式中，較小，可忽略不計(jì)。
:為全縮狀態(tài)下吊臂的長(zhǎng)度；由公式（4）可得，=10.7m
忽略，等式（5）可化簡(jiǎn)為
（2-6）
將=10.7代入等式（2-6），可得e = 0.77
當(dāng)取值較小時(shí)，則當(dāng)取某一定值時(shí)，e數(shù)值變大（即O點(diǎn)遠(yuǎn)離回轉(zhuǎn)中心），反之，則當(dāng)取某一定值時(shí)，角度增大，e數(shù)值變?。碠點(diǎn)與回轉(zhuǎn)中心距離變?。?。在選取e值時(shí)，在滿足機(jī)構(gòu)要求的情況下，0點(diǎn)與回轉(zhuǎn)中心的距離e的數(shù)值盡量大的數(shù)值。將吊臂下鉸點(diǎn)與回轉(zhuǎn)中心O點(diǎn)距離取大，可以在起重機(jī)整車(chē)長(zhǎng)度一定的條件下，可以將吊臂的長(zhǎng)度設(shè)計(jì)的更長(zhǎng)，從而獲得更大的起升高度；距離取大，鉸點(diǎn)0后移，上車(chē)質(zhì)心后移，對(duì)底盤(pán)的前橋載荷更有利。e值取值范圍一般為1.5-3.5。所以，e取值為1.5。
2.4.2變幅液壓缸上鉸點(diǎn)B的確定
假設(shè)坐標(biāo)原點(diǎn)為O點(diǎn)，則變幅液壓缸的上鉸點(diǎn)B可以表示為，由起重機(jī)吊臂結(jié)構(gòu)易知， ，落在吊臂上，坐標(biāo)值由吊臂的結(jié)構(gòu)確定。起重機(jī)的下鉸點(diǎn)的布置位置，應(yīng)盡量采取布置形式，對(duì)起重機(jī)變幅過(guò)程中的受力有利，起重機(jī)的結(jié)構(gòu)更加簡(jiǎn)單的原則，將起重機(jī)下鉸點(diǎn)布置在起重機(jī)的側(cè)蓋板上，會(huì)使得起重機(jī)的回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，回轉(zhuǎn)半徑增大，變幅液壓缸的尺寸長(zhǎng)度增加，所以變幅液壓缸的上鉸點(diǎn)B的布置位置選擇，起重機(jī)基本臂的上蓋板上。變幅油缸上鉸點(diǎn)值的大小對(duì)變幅液壓缸及起重機(jī)主臂的結(jié)構(gòu)有很大的影響[9]。由懸臂的受力狀態(tài)易知，通過(guò)的增大變幅液壓缸的工作壓力會(huì)降低，這對(duì)吊臂的受力狀態(tài)有利，所以的值應(yīng)盡量取大。的值一般取吊臂的全縮狀態(tài)下工作長(zhǎng)度，即的1/2-1/3。本次設(shè)計(jì)中取
取值與起重機(jī)吊臂的尺寸有關(guān)。吊臂截面高78cm，根據(jù)變幅液壓缸兩短連接耳尺寸與吊臂截面尺寸確定，取=0.7m。
2.4.3變幅液壓缸下鉸點(diǎn)A的確定
參照《起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》中的設(shè)計(jì)要求，變幅液壓缸與回轉(zhuǎn)底座的鉸點(diǎn)A點(diǎn)的位置坐標(biāo)的設(shè)計(jì)確定應(yīng)滿足這兩個(gè)條件：1）.變幅液壓缸的最大推力大小需要大于滿足“額定工作幅度、最大起重量”工況條件下的正常使用時(shí)的推力；2）.起重機(jī)吊臂處于水平位置時(shí)，空載工況，吊臂全伸時(shí)，起重機(jī)變幅液壓缸能實(shí)現(xiàn)起臂動(dòng)作[10]。
1）.分析當(dāng)起重機(jī)在額定工作幅度、吊臂處于全縮、最大的起重量的狀態(tài)下工作時(shí)，變幅系統(tǒng)的受力狀況，由公式（3-5），易得
（2-7）
為這個(gè)工作狀況下的作用力臂。這個(gè)情況下，由經(jīng)驗(yàn)選取確定變幅液壓缸的缸徑以及變幅液壓缸液壓油的最大工作油壓，這樣，變幅油缸的最大工作推力F可以作為已給出的參數(shù)。如圖2-3所示，將起重機(jī)吊臂下鉸點(diǎn)0作為圓心，畫(huà)圓，半徑的長(zhǎng)度取為。并且設(shè)在此工況下，變幅油缸的上鉸點(diǎn)為如圖2-3所示。
圖2-3
G:G為吊臂質(zhì)量。起重機(jī)整機(jī)自重約為40t，由起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)知，吊臂質(zhì)量約為起重機(jī)重量的8%-15%，所以取吊臂重量5t。
D:D為變幅液壓缸缸徑，由設(shè)計(jì)題目初選，缸徑 D=220mm；
P:P是變幅液壓缸最大工作油壓，由經(jīng)驗(yàn)選定，P=25Mpa；
F:F是變幅液壓缸工作中的最大推力值。
由設(shè)計(jì)題目易知，最大起重量Q=50t，吊臂質(zhì)心與O點(diǎn)之間的距離為5m，起重機(jī)吊臂全縮狀態(tài)下最大仰角=69.36°
2）.起重機(jī)吊臂在水平位置全伸，不提升任何重物的情況下，由力矩的平衡原理易知
（2-8）
:是此時(shí)工作狀況下變幅液壓缸的作用力臂；
:是起重機(jī)吊具的質(zhì)量，=1t；
:是吊臂全部展開(kāi)時(shí)吊臂的工作長(zhǎng)度，=40.1m;
:是伸縮機(jī)構(gòu)與起重機(jī)吊臂的重心與O點(diǎn)之間的距離。
再一次以起重機(jī)吊臂下鉸點(diǎn)O為圓心，以為半徑畫(huà)圓。并且假設(shè)在這種工況下，變幅機(jī)構(gòu)上鉸點(diǎn)是。
(3).做通過(guò)最大載重變幅機(jī)構(gòu)上鉸點(diǎn)做以為半徑的圓的切線，做通過(guò)吊臂全伸空載狀態(tài)變幅機(jī)構(gòu)的上鉸點(diǎn)做以為半徑的圓的切線。兩條切線相交點(diǎn)，即為A點(diǎn)。A點(diǎn)便是需要確定的變幅液壓缸的下鉸點(diǎn)位置[11]。
特別指出的是，如圖3-3所示，由起重機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)易知，A距離為液壓缸的安裝尺寸。點(diǎn)是起重機(jī)主臂最大仰角工況下（即=80°），油箱上鉸點(diǎn)。A距離是起重機(jī)變幅系統(tǒng)的最大變幅長(zhǎng)度。而A與A的差值則為變幅液壓缸行程。
距離可以在所畫(huà)的變幅系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中測(cè)得。
A=3307.8mm
A=6073.3mm
變幅液壓缸的行程 S= A- A=2702.4mm
2.5本章小結(jié)
本章節(jié)重點(diǎn)是變幅系統(tǒng)中的三鉸點(diǎn)位置的確定。起重機(jī)三鉸點(diǎn)的位置是起重機(jī)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，三鉸點(diǎn)的確定有利于起重機(jī)吊臂，回轉(zhuǎn)支撐等結(jié)構(gòu)的尺寸的確定。通過(guò)三角點(diǎn)位置的確定也可以得出變幅液壓缸的安裝尺寸與變幅機(jī)構(gòu)最大尺寸，變幅液壓缸的行程。為以后的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。
第三章 變幅液壓缸設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1 變幅液壓缸介紹
在本次的畢業(yè)設(shè)計(jì)中，變幅液壓缸的形式選用單桿雙作用液壓油缸，液壓缸的結(jié)構(gòu)采用焊接型液壓缸的結(jié)構(gòu)。焊接型液壓缸在船舶，礦山機(jī)械和車(chē)輛中有廣泛應(yīng)用。焊接型液壓缸有很少的部分零件暴露在外面，這樣的結(jié)構(gòu)使得焊接型液壓缸在承受一定強(qiáng)度的沖擊負(fù)載，可以在惡劣的工作環(huán)境下使用。焊接型液壓缸有較小的外形尺寸，缸筒的內(nèi)徑和液壓缸的額定壓力由于受到液壓缸前端蓋和缸筒焊接處強(qiáng)度的限制所以不能過(guò)大[12]。當(dāng)加工的條件允許時(shí)，焊接型液壓缸的行程可以達(dá)到15-20米。一般焊接型液壓缸的額定壓力，液壓缸的缸筒內(nèi)徑：
P ≤ 25MPa D ≤ 320mm
焊接型變幅液壓缸結(jié)構(gòu)如圖3-1所示，主要零件如表3-1列出。
表3-1焊接型變幅液壓缸的主要零件
序號(hào)
名稱
數(shù)量
No.
Part Name
1
缸 筒
Cylinder
1
2
Yx孔用密封
Y-Seal
2
3
活塞
Piston
1
4
O型圈
O-Ring
1
5
活塞桿
Rod
1
6
導(dǎo)向套
Front Cover
1
7
O型圈
O-Ring
1
8
斯特封
Assembled Seal
1
9
Yx軸用密封
d220×240×12
Y-Seal d220×240×12
1
10
防塵圈d220×240×18
Series Wiper
1
圖3-1 變幅液壓缸結(jié)構(gòu)圖
3.2 變幅液壓缸參數(shù)設(shè)計(jì)
結(jié)合畢業(yè)設(shè)計(jì)題目的要求及焊接型變幅液壓缸的一般參數(shù)，并參照QY50K汽車(chē)液壓起重機(jī)的基本參數(shù)，我們可以對(duì)一下參數(shù)進(jìn)行取值確定。
3.2.1變幅液壓缸中液壓油壓力確定
工程機(jī)械液壓缸壓力一般取，20MPa ≤ P ≤ 25MPa ，取P = 25MPa
3.2.2變幅液壓缸中缸筒內(nèi)徑徑確定
剛筒內(nèi)徑的確定可以參照國(guó)標(biāo)中規(guī)定的液壓缸缸筒內(nèi)徑的尺寸系列，變幅液壓缸缸筒內(nèi)徑的尺寸系列選取確定液壓缸剛筒內(nèi)徑
3.2.3變幅液壓缸中活塞桿尺寸的確定
變幅液壓缸中的活塞桿直徑一般由缸筒內(nèi)徑和液壓缸往返速度比共同來(lái)確定：
（3-1）
的取值可參照表3-2選取[13]
表3-2 液壓缸往返速度比的選取
壓力/MPa
≤10
12.5-20
≥20
速度比
1.33
1.46
2
參照表3-2，因?yàn)閴毫 = 25MPa，所以 = 2。
將 = 2，D = 220，代入公式4-1中，可得
液壓缸活塞桿外徑尺寸系列可參照國(guó)標(biāo),選取 d = 160mm。
3.2.4變幅液壓缸中活塞桿行程確定
由第2章，變幅機(jī)構(gòu)的三鉸接點(diǎn)設(shè)計(jì)計(jì)算中得到：
A=3307.8mm
A=6073.3mm
變幅液壓缸的行程 S= A- A=2702.4mm
3.2.5變幅液壓系統(tǒng)液壓泵流量確定
本次設(shè)計(jì)的變幅液壓系統(tǒng)液壓泵的流量可由公式3-2確定[14]
（3-2）
是液壓缸活塞桿伸出的線速度。由液壓缸變幅行程和變幅時(shí)間可以算出
（3-3）
變幅時(shí)間由設(shè)計(jì)參數(shù)可知 t = 88 s
=30.7mm/s
代入公式（4-2），可以得出 = 1166ml/s=90L/min
3.3 變幅油缸缸筒
3.3.1變幅液壓缸的缸筒與端蓋的連接
液壓缸缸筒與缸蓋的連接有多種方式，連接方式的原則取決于液壓缸的工作地點(diǎn)環(huán)境，液壓缸中液壓油壓力的大小等有關(guān)[15]。
端蓋包括液壓缸的前端蓋和液壓缸的后端蓋。后端蓋將得缸筒一端密封，并可以作為連接件，將油缸與其他機(jī)件相連。前端蓋起著為活塞桿導(dǎo)向?qū)⒒钊麠U腔密封、防止灰塵進(jìn)入液壓缸內(nèi)腔的作用。
端蓋與缸筒常用的連接形式有法蘭、拉桿、焊接、外螺紋、內(nèi)螺紋、外卡環(huán)、內(nèi)卡環(huán)、擋圈等八種形式。在這八種形式中，焊接只用于后端蓋的連接方式，如圖3-2A所示，這種連接方式外形尺寸小，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，缺點(diǎn)是液壓缸不容易清洗與拆裝。前端蓋的連接方式選擇如圖3-2B所示的內(nèi)螺紋連接，這種方式優(yōu)點(diǎn)是重量輕、體積小，易于拆裝，但缺點(diǎn)是內(nèi)螺紋結(jié)構(gòu)使得缸筒前段結(jié)構(gòu)復(fù)雜。
圖3-2 缸筒（1）與端蓋（2）的連接示意圖
3.3.2變幅油缸的缸筒壁厚的設(shè)計(jì)
變幅液壓油缸的壁厚設(shè)計(jì)可參照以下情況計(jì)算：
當(dāng)/ D ≤ 0.08 時(shí)，可參照薄壁缸的使用計(jì)算式進(jìn)行計(jì)算
（3-4）
當(dāng) 0.3 ≥ / D≥ 0.08 時(shí)
（3-5）
當(dāng)/ D≥ 0.3 時(shí)
（3-6）
公式中，D是液壓缸缸筒直徑，D = 220mm；Pmax是液壓系統(tǒng)最高許用壓力，Pmax=1.5P=25X1.5=37.5MPa；是變幅油缸缸筒材料的許用應(yīng)力[16]。
（3-7）
n是安全系數(shù)，一般為1.5-2.5，取n = 2；是缸筒材料屈服強(qiáng)度。
查起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)，取=40mm，得：
所以，由公式（4-5）可知，
（MPa）
則缸筒材料的所需達(dá)到的最低屈服強(qiáng)度由公式（4-7）可得
（MPa）
缸筒材料的選取可參照表格3-3
表3-3高精度冷拔無(wú)縫鋼管機(jī)械性能參數(shù)
材料
抗拉強(qiáng)度
屈服強(qiáng)度
伸長(zhǎng)率
硬度（HV）
20號(hào)鋼
500
400
8
140
35號(hào)鋼
600
500
6
170
45號(hào)鋼
700
600
4
210
選擇45號(hào)鋼作為變幅油缸的缸筒材料
3.3.3變幅油缸的缸筒壁厚的校核
在求得壁厚值后，為保證變幅液壓缸的安全工作，需要滿足以下四點(diǎn)，
a. 變幅液壓缸應(yīng)在確保安全的條件下工作，額定壓力應(yīng)低于液壓系統(tǒng)壓力可承受的的極限值
(3-8)
液壓缸額定壓力= 25MPa，液壓缸缸徑=220mm，活塞桿直徑D=160mm，將數(shù)值代入公式3-8得
符合校核要求
b.液壓缸的額定壓力值要小于塑性變形的比例范圍,以防止塑性變形在缸筒移動(dòng)時(shí)產(chǎn)生
(3-9)
將代數(shù)值代入公式（3-9）
符合校核要求
c.液壓缸缸筒筒壁徑向變形的大小應(yīng)該在允許的范圍內(nèi)，不能超過(guò)密封條件允許范圍
（3-10）
公式中，是材料的泊桑系數(shù)，鋼材=0.3；E是材料的彈性模數(shù)，45號(hào)鋼E=206GPa;是變幅液壓缸耐壓試驗(yàn)壓力,代入公式4-8，得
=0.12
d.要確保液壓缸安全使用，液壓缸缸筒的爆裂壓力需要大于
(3-11)
將數(shù)據(jù)代入公式得出
=222.67＞31.25所以，液壓缸筒壁設(shè)計(jì)符合校核[17]。
3.4活塞
3.4.1活塞的結(jié)構(gòu)形式
活塞的結(jié)構(gòu)形式即缸筒內(nèi)壁與活塞的滑動(dòng)與密封，及活塞與活塞桿之間的連接與密封。活塞的結(jié)構(gòu)與密封件的形式有關(guān)，密封件的結(jié)構(gòu)選擇需要綜合考慮活塞工作壓力、活塞的移動(dòng)速度、活塞的工作溫度等條件?；钊山Y(jié)構(gòu)形式分類(lèi)，可分為整體式和分體式兩種。在這次的設(shè)計(jì)中，參照其他工程機(jī)械的活塞形式，活塞的結(jié)構(gòu)形式選擇為整體式?；钊慕Y(jié)構(gòu)尺寸也需要考慮密封圈、導(dǎo)向環(huán)等零件的安裝溝槽結(jié)構(gòu)形式來(lái)綜合確定[18]。
活塞還應(yīng)具備導(dǎo)向裝置，導(dǎo)向環(huán)不僅可以使活塞的運(yùn)動(dòng)方向更加精確，還可使得活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的側(cè)向力減小。導(dǎo)向裝置采用耐磨材料，導(dǎo)向環(huán)的合理使用也可以使得活塞的使用壽命延長(zhǎng)。
活塞的結(jié)構(gòu)形式如圖3-3所示。
圖3-3 活塞結(jié)構(gòu)示意圖
3.4.2 活塞寬度的確定
活塞寬度的確定一般由以下公式確定
(3-12)
公式中D為活塞內(nèi)徑，D = 220mm，代入公式4-11中，
取整，寬度B = 150mm
3.4.3活塞密封元件確定
活塞與液壓缸缸筒之間的密封形式，可以采用使用活塞環(huán)、O型圈橡膠密封件的方式密封[19]。
密封圈可以根據(jù)液壓缸的工作范圍進(jìn)行選擇。工作范圍包括工作壓力、工作溫度、活塞移動(dòng)速度等參數(shù)?；钊c缸筒之間的密封，選擇兩個(gè)Yx孔用密封，活塞與活塞桿之間的密封選擇O型圈密封。
3.4.4活塞的材料
活塞的結(jié)構(gòu)是整體式有導(dǎo)向的結(jié)構(gòu)。由《液壓工程手冊(cè)》可以選定，活塞的材料為45號(hào)鋼。
3.4.5 活塞與活塞桿的連接
活塞與活塞桿的連接，選擇直接通過(guò)螺紋連接的連接方式。螺紋連接的防松方式選擇在活塞與活塞桿的徑向加緊固螺釘?shù)姆绞椒浪伞?
3.5活塞桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.5.1活塞桿的結(jié)構(gòu)
活塞桿在結(jié)構(gòu)上可分為實(shí)心桿和空心桿。在起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算中，由于變幅機(jī)構(gòu)行程較長(zhǎng)，所以選擇空心桿?？招臈U厚度選擇40mm?；钊麠U材料選擇為45號(hào)鋼。
3.5.2活塞桿的強(qiáng)度計(jì)算
校核活塞桿的拉伸壓縮強(qiáng)度：
（3-13）
F是變幅液壓缸額最大推力；n是安全系數(shù)；，45號(hào)鋼的屈服強(qiáng)度355MPa。將數(shù)據(jù)代入可得，
d≥85mm
3.5.3活塞桿彎曲穩(wěn)定性計(jì)算
活塞桿的結(jié)構(gòu)通常是細(xì)長(zhǎng)桿體，因此，我們可以用“歐拉公式”對(duì)活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進(jìn)行校核
（3-14）
E是活塞桿的彈性模量，45號(hào)鋼的彈性模量206GPa；J是活塞桿的橫截面慣性矩，環(huán)形截面：；K是活塞的安裝及導(dǎo)向系數(shù)，K = 1;是活塞安裝距，及螺紋的導(dǎo)向距離，=40mm。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-13得 =
在達(dá)到彎曲失控臨界負(fù)荷時(shí)時(shí)，活塞桿將會(huì)縱向彎曲，因此
3.6導(dǎo)向套
導(dǎo)向套一般布置在活塞桿的前端。導(dǎo)向套內(nèi)孔主要可以使得活塞桿的運(yùn)動(dòng)，方向穩(wěn)定。導(dǎo)向套還起著密封與防塵的作用，導(dǎo)向套與缸筒之間，及導(dǎo)向套與液壓桿之間都有密封裝置，特別的，導(dǎo)向套與活塞桿之間還應(yīng)具有密封裝置。導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)如圖3-4所示[20]。
3.6.1導(dǎo)向套的材料
導(dǎo)向套的材料一般選取耐磨材料，一般選用球墨鑄鐵，材料選用QT200
3.6.2導(dǎo)向套的密封與防塵
導(dǎo)向套與液壓缸缸筒之間的密封元件選擇O型圈密封；導(dǎo)向套與活塞桿之間的密封選擇使用組合密封圈的方式密封。組合式密封圈的結(jié)構(gòu)形式，如圖3-5所示。
在導(dǎo)向套的外側(cè)還應(yīng)布置防塵機(jī)構(gòu)，防止雜質(zhì)通過(guò)導(dǎo)向套，使得液壓缸的正常工作受到影響。防塵圈選擇A 型防塵圈，材料為丁晴橡膠。截面形狀如圖3-6所示
圖3-5 組合式密封
圖3-6 A型防塵圈
3.6.3導(dǎo)向套的固定
導(dǎo)向套沿缸筒軸向方向的固定利用軸套的法蘭面使得位置，導(dǎo)向套沿缸筒徑向的固定是由剛筒內(nèi)徑和活塞桿完成固定。
3.7 后缸蓋的的設(shè)計(jì)
后缸蓋的示意圖3-7所示。
3.7.1后缸蓋的材料
后缸蓋的材料選用45號(hào)鋼
3.7.2后缸蓋的連接
后缸蓋采用耳式的結(jié)構(gòu)，使得整個(gè)缸體交接固定。耳的內(nèi)部需要安裝軸套，軸套與耳的連接選擇過(guò)盈配合連接，在耳與軸套的連接處選擇用8個(gè)緊固螺釘緊固定位。后缸蓋與缸筒選擇焊接的方式連接。
圖3-7 后缸蓋
3.8進(jìn)出油口尺寸
液壓缸的進(jìn)油口與出油口，布置在液壓缸筒兩側(cè)，采用螺紋方式連接。螺紋連接的進(jìn)出油口如圖3-8所示[21]。
圖3-8 油口尺寸示意圖
系統(tǒng)壓力25MPa，根據(jù)液壓工程手冊(cè)查得，
3.9安裝連接元件確定與校核
3.9.1安裝耳的結(jié)構(gòu)
后缸蓋的耳的結(jié)構(gòu)為帶軸套的單耳環(huán)結(jié)構(gòu)，前端耳的結(jié)構(gòu)為球環(huán)較耳結(jié)構(gòu)如圖3-9 所示
3-9 球鉸耳環(huán)結(jié)構(gòu)
3.9.2 安裝連接元件的確定
變幅液壓缸的兩端為雙耳結(jié)構(gòu)，變幅液壓缸通過(guò)兩端耳環(huán)鉸接固定。鉸接結(jié)構(gòu)如圖3-10所示
圖3-10 液壓缸鉸接點(diǎn)示意圖
銷(xiāo)軸為一端固定，在另一端開(kāi)溝槽的結(jié)構(gòu)。壓板嵌入溝槽與吊臂連接，螺栓使得壓板固定，保證整個(gè)鉸接點(diǎn)結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定。
鉸接銷(xiāo)軸直徑D = 100mm，螺旋選擇M10螺栓，蓋板厚度30mm。
3.9.3 安裝連接處銷(xiāo)軸的校核
通常情況下，軸銷(xiāo)處的受力情況如圖3-11所示。
圖3-11 軸銷(xiāo)受力圖
由圖示結(jié)構(gòu)易知，銷(xiāo)軸同時(shí)受到彎曲載荷和剪切載荷的作用。所以在校核銷(xiāo)軸時(shí)應(yīng)綜合考慮彎曲載荷與剪切載荷的作用。
銷(xiāo)軸截面積是A:A = =100X(120+2X40)=0.02
抗彎截面系數(shù)W，銷(xiāo)軸截面形狀是矩形，沿高度方向彎曲：W = =0.00067
剪切力F液壓缸推力：F=95KN
，
，＞
選擇材料為45號(hào)鋼，很明顯符合要求
3.10本章小結(jié)
液壓缸的結(jié)構(gòu)影響液壓缸的性能。通過(guò)對(duì)液壓缸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)、選定與校核，使得對(duì)液壓缸的原理有了更深入了解。
第四章 變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及元器件的選擇
4.1變幅系統(tǒng)液壓原理圖設(shè)計(jì)
4.1.1變幅液壓回路介紹
變幅機(jī)構(gòu)在變幅過(guò)程中，應(yīng)具有平穩(wěn)、限速、安全的特性。本次設(shè)計(jì)中變幅系統(tǒng)的液壓回路，由液壓油箱、液壓油泵、先導(dǎo)控制閥、多路變向閥、液壓變幅液壓缸等組成。在液壓回路機(jī)構(gòu)中平衡閥安裝位置在液壓缸的下部，可以使得吊臂下降過(guò)程中，變幅平穩(wěn)，同時(shí)可以避免變幅過(guò)程中液壓缸的下沉。平衡閥與液壓缸的連接特別注意，軟管老化會(huì)造成吊臂的突然下落，所以應(yīng)使用高壓鋼管。隨著變幅油的缸縮回時(shí)，變幅的跨距增大，變幅角度隨著變幅油缸的縮回而減小，起重機(jī)的起重量變少。變幅油缸伸出時(shí)情況恰好相反。變幅系統(tǒng)液壓控制原理圖如下所示[22]。
圖4-1 變幅液壓系統(tǒng)原理控制圖
4.1.2 各閥芯在中位時(shí)
液壓泵P1從油箱吸油，經(jīng)過(guò)液壓泵，液壓油壓力升高。多路變相閥中控制變幅油缸的電磁閥中位阻斷，液壓油不通過(guò)多路換向閥，經(jīng)溢流閥流回油箱，此外，溢流閥可以起到保壓的作用，當(dāng)多路閥切換到伸出位置，或縮回位置時(shí)，保證了回路的安全穩(wěn)定。
4.1.3 液壓缸在伸出時(shí)
液壓泵P1從油箱吸油，經(jīng)過(guò)液壓泵，液壓油壓力升高。方向控制閥向上推動(dòng)，液壓油經(jīng)過(guò)單向閥到達(dá)液壓油無(wú)桿腔推動(dòng)油箱，使得液壓缸伸出。在多路閥內(nèi)，通過(guò)阻尼孔的油液，同時(shí)流入減壓閥內(nèi)，減壓閥的作用保證了從吸油泵流出的油液與負(fù)載處的油液壓力差的恒定。這樣液壓系統(tǒng)的流量大小僅由多路閥開(kāi)口的大小決定。通過(guò)改變控制手柄的角度可以改變閥芯處開(kāi)口的大小，進(jìn)而可以改變液壓系統(tǒng)中，液壓油的流動(dòng)速度，達(dá)到控制變幅油缸伸出速度的目的。
4.1.4 液壓缸在縮回時(shí)
液壓泵P1從油箱吸油，經(jīng)過(guò)增壓泵液壓泵，液壓油壓力升高。方向閥向下推動(dòng)，液壓油經(jīng)方向閥到達(dá)有桿腔。當(dāng)控制閥由中位轉(zhuǎn)至縮回時(shí)，液壓缸仍是靜止的，補(bǔ)償滑閥阻斷無(wú)桿腔的的回油路，回油路壓力升高，直到客服補(bǔ)償滑閥的彈力作用，是補(bǔ)償滑閥閥芯左移，接通液壓缸的回油油路。變幅液壓缸縮回。
4.2液壓泵的選擇
4.2.1液壓泵的作用
液壓泵是液壓系統(tǒng)中重要的能量轉(zhuǎn)化結(jié)構(gòu)，液壓泵可以將電機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液壓系統(tǒng)的液壓能。液壓泵種類(lèi)繁多，主要包括柱塞泵、齒輪泵、葉片泵等。齒輪泵通過(guò)齒輪的嚙合、分離而吸油、排油。外嚙合齒輪泵的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本較低，所以在工程機(jī)械中，由廣泛應(yīng)用。齒輪泵的結(jié)構(gòu)圖如圖4-2所示[23]。
4.2.2液壓泵的選擇
液壓泵的主要性能參數(shù)包括，壓力（）、流量（）、轉(zhuǎn)速（n）等。液壓泵的選用主要是根據(jù)變幅機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)的壓力，以及電機(jī)的轉(zhuǎn)速來(lái)選擇的。特別的，在起重機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，液壓泵是由4個(gè)齒輪泵連接而成，并且在液壓回路的設(shè)計(jì)中體現(xiàn)雙泵合流的原理。
變幅液壓系統(tǒng)的壓力是25MPa，變幅液壓缸系統(tǒng)的流量70L/min。點(diǎn)擊選擇為2000r/min，所以齒輪泵的排量為55ml/r.
因?yàn)殡p泵合流，兩個(gè)液壓泵之間選擇串聯(lián)，串聯(lián)雙泵合流，要求兩個(gè)液壓泵之間的排量近似，所以最終選擇的液壓泵的型號(hào)為CBZ 2080，排量80ml/r，轉(zhuǎn)速2000r/min。
1－從動(dòng)齒輪 2－主動(dòng)齒輪 3－從動(dòng)軸
4－主動(dòng)軸 5，6－端蓋 7－鍵 8－殼體
圖4-2 齒輪泵工作原理圖
4.3平衡閥
4.3.1平衡閥的作用
平衡閥也叫做限速閥。變幅液壓系統(tǒng)中平衡閥安裝在液壓缸無(wú)桿腔一端，平衡閥主要作用是，在變幅油缸收縮時(shí)，由于起重機(jī)吊臂的重力作用，使得變幅油缸的收縮過(guò)快。彈簧彈力的大小和供油壓力共同作用于平衡閥的閥芯，控制閥芯移動(dòng)位置的大小，決定平衡閥的開(kāi)口程度。當(dāng)?shù)醣劢德渌俣冗^(guò)大時(shí)，流速大壓強(qiáng)小，供油壓力變小，所以平衡閥的開(kāi)度減小從而使吊臂降落速度減?。划?dāng)?shù)醣劢德渌俣冗^(guò)小時(shí)，供油壓力將會(huì)變大變大，平衡閥的閥芯移動(dòng)，平衡閥的開(kāi)口增大從而使吊臂降落速度增大，這樣便保證了落臂速度的相對(duì)穩(wěn)定。
平衡閥閥體是由補(bǔ)償滑閥和單向閥組成。補(bǔ)償滑閥的控制是由先導(dǎo)活塞處的供油壓力與彈簧的彈力共同控制。平衡閥的液壓元件符號(hào)如圖4-4所示。
4.3.2平衡閥的選擇
對(duì)于平衡閥的選擇，要求平衡閥具有良好的密封性能，只有良好的密封結(jié)構(gòu)才會(huì)使得變幅機(jī)構(gòu)在高壓條件下，沒(méi)有內(nèi)部漏油現(xiàn)象的發(fā)生。此外，平衡閥的性能還需要取決于平衡閥在不阻塞的情況下的最小流量。這個(gè)最小流量值決定了平衡閥的微調(diào)性能。
平衡閥選擇型Cindy12-B-S型調(diào)速閥，該調(diào)速閥具有結(jié)構(gòu)緊湊，性能穩(wěn)定的特點(diǎn)。
圖4-3 平衡閥
圖4-4 平衡閥液壓元件符號(hào)圖
4.4多路閥換向閥
工程設(shè)備中，通常需要機(jī)構(gòu)各個(gè)系統(tǒng)，協(xié)調(diào)工作達(dá)到預(yù)定的作用。多路閥將使得起重機(jī)可以完成這一功能。多路閥由結(jié)構(gòu)可以分為整體式多路閥和組合式多路閥。組合式多路換向閥是由單片換向閥通過(guò)功能要求組合而成。整體式換向閥閥體結(jié)構(gòu)是整體鑄造而成。液壓起重機(jī)多選用組合式的多路換向閥。
在本次設(shè)計(jì)中要求多路閥可以控制整個(gè)上車(chē)的液壓回路，包括伸縮系統(tǒng)、變幅系統(tǒng)、卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)。通過(guò)多路閥可以實(shí)現(xiàn)液壓系統(tǒng)中各個(gè)回路的自動(dòng)切換，進(jìn)而達(dá)到對(duì)液壓油的方向、壓力、流量的復(fù)合控制并可實(shí)現(xiàn)對(duì)油路的比例無(wú)極調(diào)速控制。
多路換向閥的結(jié)構(gòu)如圖4-5所示。
圖4-5 多路換向閥
設(shè)計(jì)中選擇的多路閥如圖所示。多路閥控制液壓系統(tǒng)的變幅回路，卷?yè)P(yáng)回路和伸縮回路以及回轉(zhuǎn)回路。這個(gè)多路閥是由4個(gè)、高壓溢流閥、、分流閥、二次溢流閥等元件組成。
4.5 先導(dǎo)控制閥
設(shè)計(jì)題目中要求，汽車(chē)起重機(jī)上車(chē)液壓系統(tǒng)要求為液動(dòng)控制的液壓系統(tǒng)，所以液壓系統(tǒng)的元器件選擇中應(yīng)包含對(duì)于先導(dǎo)控制閥的選型。先導(dǎo)控制閥也是組合閥，由多個(gè)電磁換向閥、減壓閥、溢流閥、蓄能器及單向閥組成。先導(dǎo)控制閥主要功能是完成對(duì)上車(chē)夜路系統(tǒng)的多路換向控制閥的先導(dǎo)油液的控制，進(jìn)而控制上車(chē)組合換向閥的換向。先導(dǎo)閥也對(duì)起升機(jī)構(gòu)的控制器進(jìn)行控制，控制起升結(jié)構(gòu)，使機(jī)構(gòu)的制動(dòng)器打開(kāi)。先導(dǎo)控制閥也可同樣的完成對(duì)于回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的控制。先導(dǎo)控制閥也可完成對(duì)與液壓系統(tǒng)右路的安全卸荷及保護(hù)。先導(dǎo)控制閥在汽車(chē)起重機(jī)上的布置如圖4-6所示
圖4-6 先導(dǎo)控制閥
4.6油管
4.6.1 油管的選擇
橡膠軟管的使用壓力可以達(dá)到，符合液壓系統(tǒng)的使用要求。高壓橡膠軟管一般具有一層鋼絲編織層，使得工作油壓得到提高。又因?yàn)槠渌簤河凸艿氖褂脡毫^(guò)低，所以選擇橡膠油管。
4.6.2 油管管徑設(shè)計(jì)
對(duì)于橡膠油管的管徑設(shè)計(jì)參照公式
（4-1）
式中：管路流量（L/min），由計(jì)算易知，= 70L/min；是液壓油在油管中的流速，橡膠管一般3-6m/s。取=4m/s。
mm
即，選擇膠管內(nèi)徑19mm
4.6.3管接頭
由于選擇的管是橡膠軟管，所以選用擴(kuò)口式軟管接頭。
4.7濾油器
4.7.1濾油器的作用
濾油器的主要作用是過(guò)濾掉液壓油中混入的固體雜質(zhì)。固體雜質(zhì)包擴(kuò)密封元件由于受到壓力作用產(chǎn)生的碎片，液壓元器件運(yùn)動(dòng)磨損而產(chǎn)生的粉末，及液壓油變質(zhì)而產(chǎn)生的廢物，這些固體混在液壓油中，對(duì)液壓系統(tǒng)的性能產(chǎn)生很大的影響。
4.7.2 濾油器的要求
濾油器對(duì)液壓油的過(guò)濾精度要滿足系統(tǒng)的要求，此外，濾油器的材料也有要求，濾油器的材料應(yīng)該滿足濾油器在受到高壓的情況下，沒(méi)有破壞。
4.7.3 濾油器的安裝位置
濾油器的位置安裝在回油回路上。將濾油器安裝在回油回路上，保證了流回油箱的油液中沒(méi)有雜質(zhì)。此外將濾油器安裝在回油回路，與安裝在壓油管路與回油管路相比，不會(huì)造成主液壓油路上的壓力下降。此外回油回路上，油液壓力小，將濾油器安裝在回油回路上，濾油器不用承受系統(tǒng)的高壓力。
4.7.4 濾油器的選擇
濾油器采用，管路總流量為200L/min，所以選擇的濾油器型號(hào)為,其技術(shù)規(guī)格，如表4-2所示。
表4-2 RLF回油濾油器技術(shù)規(guī)格
型號(hào)
通徑/mm
公稱流量/L/min
功率精度/m
公稱壓力/MPa
40
240
3
1.6
壓力損失（初始）/MPa
壓力損失（最大）/MPa
發(fā)訊裝置電壓/V
發(fā)訊裝置功率/W
0.2
0.35
24
48
4.8本章小結(jié)
液壓系統(tǒng)中，對(duì)液壓系統(tǒng)原理圖的原理有透徹的了解是十分重要的。在這一章節(jié)中，研究思路是通過(guò)對(duì)液壓系統(tǒng)原理進(jìn)行分析，進(jìn)而選出符合液壓系統(tǒng)功能的元器件，到最終液壓系統(tǒng)原理圖的確定。只有了解液壓系統(tǒng)原理，才會(huì)更好理解變幅系統(tǒng)的原理
第五章 液壓油箱的設(shè)計(jì)
5.1開(kāi)式液壓油箱結(jié)構(gòu)特點(diǎn)介紹
油箱在液壓系統(tǒng)中作用除了在液壓系統(tǒng)中儲(chǔ)油以外，還具有分離液壓油液中的氣泡，散發(fā)熱量，沉淀液壓油中雜質(zhì)的作用。液壓油箱根據(jù)液面是否與大氣連通分為開(kāi)式和閉式。開(kāi)式液壓油箱有封閉式的容積箱體，箱內(nèi)液壓油面與大氣相通，在油箱頂部布置有空氣濾清器，以防備液壓油被大氣污染，空氣濾清器也同樣的作為液壓油箱的注油口使用。閉式油箱一般用作液壓油箱，在液壓油箱內(nèi)裝有一定壓力的惰性氣體。在本次QY50K起重機(jī)變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)中選擇使用開(kāi)式油箱[24]。
油箱中需要安裝許多副件，例如空氣過(guò)濾器，液位計(jì)，加熱器，冷卻器等。油箱的設(shè)計(jì)對(duì)液壓系統(tǒng)的工作穩(wěn)定性有很大影響。對(duì)油箱設(shè)計(jì)的要求為：
1） 液壓油箱中的油液容積足夠大可以滿足液壓系統(tǒng)正常工作的需要。
2） 油箱需要由足夠大的表面積用于加快散發(fā)液壓系統(tǒng)工作時(shí)產(chǎn)生的熱量。
3） 油箱中液壓油的流動(dòng)應(yīng)足夠平緩，平緩便于油液中空氣分離與油液中雜質(zhì)的沉淀。
4） 油箱的結(jié)構(gòu)應(yīng)便于箱內(nèi)元件的維修和拆裝，而且便于油液的注入放出。
5.2開(kāi)式液壓油箱的容積確定
油箱的容積可由經(jīng)驗(yàn)公式確定。經(jīng)驗(yàn)公式為：
（5-1）
—變幅系統(tǒng)中液壓油流量（m^3/min）
表5-1油箱經(jīng)驗(yàn)系數(shù)選擇表
a
1～2
2～4
5～7
6～12
10
由設(shè)計(jì)要求知，本次設(shè)計(jì)為汽車(chē)液壓起重機(jī)，屬于行走機(jī)械。故a = 2液壓系統(tǒng)中最大流量每分鐘排出油的體積為240L/min，所以
5.3 油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
液壓油箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中油箱的輔件主要包括液面指示器、空氣濾清器、上蓋、隔板等。
5.頂蓋6.液位計(jì)7，9隔板8.放油塞
圖5-1 油箱結(jié)構(gòu)示意簡(jiǎn)圖
5.3 .1油箱的結(jié)構(gòu)及設(shè)計(jì)要點(diǎn)與需要注意的事項(xiàng)
油箱一般為長(zhǎng)方體，其長(zhǎng)、寬、高的大小可以自己擬定，主要要依據(jù)起重機(jī)各部件的布置，英式起重機(jī)的各部分布置合理、不干涉。中、小型液壓油箱用鋼板焊接制成，大型液壓油箱應(yīng)先用角鋼作為油箱的骨架，再焊上鋼板制成。
箱板的厚度與油箱容積的大小有關(guān)，在滿足條件的情況下，應(yīng)將液壓油箱的壁厚盡量選的薄一些，這樣可以使得液壓油箱的重量減輕。一般當(dāng)液壓油箱的容量小于100L時(shí)，油箱的壁厚為3mm，；液壓油箱的容量在100L與320L之間時(shí)，液壓油箱的壁厚為3mm至4mm；液壓油箱的
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