25t輪胎起重機液壓系統(tǒng)設(shè)計含6張CAD圖,25,輪胎,起重機,液壓,系統(tǒng),設(shè)計,cad 25t 輪胎起重機液壓系統(tǒng)設(shè)計 摘要 輪胎式起重機是將起重作業(yè)部分安裝在專門設(shè)計的特制的充氣自行輪胎底盤上的起重機。本設(shè)計目的著重在于 25t 輪胎起重機的下車液壓系統(tǒng)設(shè)計（包括水平支腿油缸 ， 垂直支腿油缸和轉(zhuǎn)向油缸的設(shè)計。）根據(jù)設(shè)計參數(shù)中的承受外部載荷和各個油缸的伸出和縮回速度，以及各項需要達到的設(shè)計要求來進行的，實現(xiàn)利用液壓力達到起重機的各種工作要求。文中詳細的論述了設(shè)計的過程和各種數(shù)據(jù)的選擇以達到安全的目的，借鑒了許多其他文章及書籍的研究成果。 關(guān)鍵詞：輪胎起重機 液壓系統(tǒng) 液壓系統(tǒng)原理 垂直油缸 水平油缸 THE DESIGN OF 25T WHEEL CRANE’S HYDRAULIC SYSTEMS ABSRTRACT Tire wheel crane is part of the insta lla tion at the post-secondary The specia l door design tires infla ted to the crane chassis. The article is designed to focus on the 25twheel tires off the hydraulic system design (including the level of the fuel tank outrigger, vertica l support Legs and turned the fuel tank of the fuel tank design. ) In accordance with the design parameters under the external load and the tank and back out Speed, as well as the need to meet the requirements of the design and realization of the use of fluid pressure to achieve a variet y of crane work Requirements. The article discusses the detailed design process and the choice of a variet y of data in order to achieve the purpose of security, drawing on a number of Other articles and research books. Key words: crane tires hydraulic systems hydraulic systems theor y he vertica l tanks horizontal tanks 目錄 1 緒論 1 1.1 課題背景及目的 1 1.2 國內(nèi)外研究狀況 1 1.2.1 國內(nèi)研究狀況： 2 1.2.2 國外研究狀況： 4 1.2.3 國內(nèi)外輪胎起重機的發(fā)展趨勢 5 1.3 課題研究方法 7 2 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 8 2.1 開式與閉式的選擇 8 2.1.1 開式系統(tǒng) 8 2.1.2 閉式系統(tǒng) 8 2.2 單泵或多泵的選擇 9 2.2.1 單泵系統(tǒng) 9 2.2.2 雙泵系統(tǒng) 9 2.2.3 多泵系統(tǒng) 9 2.3 定量與變量系統(tǒng)的選擇 9 2.4 支腿方案的選擇 10 2.4.1 蛙式支腿 10 2.4.2 H 式支腿 10 2.4.3 X 式支腿 11 2.4.4 輻射式支腿 11 2.5 25t 輪胎起重機液壓系統(tǒng)工作原理 11 3 液壓系統(tǒng)設(shè)計計算 13 3.1 水平支腿液壓缸的計算 13 3.2 垂直支腿液壓缸的計算 14 3.3 轉(zhuǎn)向液壓缸計算 16 4 液壓元件的選擇 18 4.1 液壓泵的選擇 18 4.1.1 確定系統(tǒng)液壓泵的最大工作壓力 pp 18 4.1.2 確定液壓泵的流量 qVp 18 4.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格 18 4.2 電動機功率的確定 19 4.3 液壓元件的選擇 19 4.4 管道尺寸的確定 20 4.4.1 管道內(nèi)徑計算 20 4.4.2 管道壁厚δ 的計算 20 4.5 油箱容量的確定 21 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 22 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失 22 5.1.1 沿程壓力損失 22 5.1.2 局部壓力損失 22 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 23 5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 23 5.2.1.1 液壓泵的功率損失 23 5.2.1.2 液壓執(zhí)行元件的功率損失 23 5.2.1.3 油液流經(jīng)閥或管路的功率損失 24 5.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 24 5.2.3 冷卻器所需冷卻面積的計算 25 6 設(shè)計總結(jié) 26 致謝 27 參考文獻 28 1 緒論 1.1 課題背景及目的 輪胎式起重機是將起重作業(yè)部分安裝在專門設(shè)計的特制的充氣自行輪胎底盤上的起重機。輪胎式的上下車合用一臺發(fā)動機，它的行駛速度比汽車起重機慢，一般不超過 30 千米每小時，其機動性不及汽車起重機，但與履帶式起重機相比，它具有便于轉(zhuǎn)移和城市道路上通過的性能。輪胎式起重機輪距較寬，穩(wěn)定性好、軸距小、車身短小、轉(zhuǎn)彎半徑小，適用于狹窄的作業(yè)場所。輪胎式起重機總體布置不受汽車底盤限制，它可前后 、左右四面作業(yè)，在平坦的地面上還可不用支支腿吊重及吊重慢速行駛，它適用于貨場、 碼頭、工地等移動距離有限的場所的吊重作業(yè)。輪胎式起重機采用行駛操縱和起重作業(yè)操作合一的駕駛室，可在駕駛室中控制上下車的動作[1] 。 為適應(yīng)市場發(fā)展的需要，提高港口裝卸能力，國際上裝卸機械的發(fā)展有了很大進步 。輪胎起重機由于具有機動性好、移動作業(yè)現(xiàn)場快、利用率高等特點,在港口得到了普遍的應(yīng)用[2] 。而輪胎起重機也一直是我國港口雜貨碼頭的重要裝卸設(shè)備之一。它對節(jié)省人力、減輕勞動強度、降低建設(shè)成本、提高建設(shè)質(zhì)量、加快建設(shè)速度、實現(xiàn)工程施工機械化起著十分重要的意義。隨著工業(yè)建設(shè)和民用建設(shè)的飛速發(fā)展，輪胎式起重機已成為水利、電力、冶金、化工、港口裝卸、國防建設(shè)及房屋建設(shè)必不可少的工程機械。 近幾年來，從輪胎起重機的發(fā)展來看，雖然它的基本原理和基本結(jié)構(gòu)沒有很大的變化，動力源基本也仍為兩種：電動機及發(fā)動機（或發(fā)動機帶動電動機），但它的起重噸位越來越大，質(zhì)量要求越來越高，尤以起重量為 25 噸級的起重機最受歡迎［3］。 本課題針對 25 噸輪胎起重機液壓系統(tǒng)為設(shè)計對象，著重于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及支腿液壓控制回路的設(shè)計，以使輪胎起重機在行駛過程中轉(zhuǎn)向更加省力、可靠；支腿的拉伸更加快速、準確和安全。它對輪胎起重機的發(fā)展具有實際意義，另一方面可以達到鞏固拓新自身知識、鍛煉自己的目的。 1.2 國內(nèi)外研究狀況 輪胎起重機與汽車起重機、越野輪胎式起重機和全地面起重機一起被統(tǒng)稱為輪式起重機。而輪胎起重機在輪式起重機中所占份額比較小，但是近些年輪胎起重機的發(fā)展非常迅速。 第 28 頁 共 28 頁 1.2.1 國內(nèi)研究狀況： 我國輪胎起重機的發(fā)展較晚，起步于 1954 年，當(dāng)時由原一機部三局設(shè)計處對進口的蘇聯(lián) 5tK51 型機械式汽車起重機進行了測繪，并引進了蘇聯(lián) 3tK32 型汽車起重機全套圖紙和技術(shù)資料，由大連起重機廠試生產(chǎn)。到 1956 年,北京起重機器廠的前身北京市機械廠開始試制 K32、K51 起重機，1957 年該廠試制成功采用國產(chǎn)解放底盤的 K32 型起重機,成為當(dāng)時我國第一個定點生產(chǎn)輪胎起重機的廠家。之后,我國輪胎起重機的生產(chǎn)大致 經(jīng)歷了以下幾個階段：1957～1966 年,以生產(chǎn) 5t 機械式輪胎起重機為主；1967～1976 年，以生產(chǎn) 12t 以下小型液壓輪胎起重機為主；從 1979 年開始，我國采用進口汽車底盤和關(guān)鍵液壓件自行設(shè)計生產(chǎn)出 16t、20t 液壓汽車起重機之后，國內(nèi)一些起重機生產(chǎn)廠家采用技貿(mào)結(jié)合方式，分別引進了日本加藤、多田野、美國格魯夫和德國利勃海爾、克 虜伯的起重機產(chǎn)品技術(shù)，以合作生產(chǎn)的方式相繼制造出 25t、35t、45t、50t、80t、125t 汽車起重機和 25t 越野輪胎式起重機,以及 32t、50t、70t 全地面起重機。這些企業(yè)經(jīng)過多年來對引進技術(shù)的消化、吸收、移植等,使國產(chǎn)輪胎起重機某些新產(chǎn)品性能水平逐年有所提高。 由于受客觀條件限制,當(dāng)年的技術(shù)引進主要著重體現(xiàn)在技術(shù)軟件的引進(如產(chǎn)品圖紙、工藝等),而沒有引進全套的先進加工設(shè)備,沒有與相關(guān)配套件的引進同步進行。由于國內(nèi)長時間不能提供高質(zhì)量、高性能的基礎(chǔ)配套件(如液壓元件,電子元件等),到了 90 年代我國輪胎起重機的技術(shù)水平與世界先進水平相比曾一度縮小的差距又拉大了。 當(dāng)前國內(nèi)輪胎起重機廠自行設(shè)計生產(chǎn)的產(chǎn)品技術(shù)水平多數(shù)還相當(dāng)于國際70 年代初、中期水平,只有少數(shù)產(chǎn)品在吸收國外先進技術(shù)的基礎(chǔ)上,經(jīng)過更新?lián)Q代達到了國際 80 年代初的水平。隨著國家經(jīng)濟建設(shè)的蓬勃發(fā)展,國家重點工程項目紛紛上馬,一些大型、關(guān)鍵工程一般都采用國際公開招標方式采購機械設(shè)備。國外新型輪胎起重機和二手舊起重機因此大量進入中國市場,使國內(nèi)用戶對國外起重機性能作業(yè)可靠性、效率等方面有了較深入的了解,從而也認識到國產(chǎn)起重機無論在制造質(zhì)量、外觀造型方面更主要的是在技術(shù)性能(可靠性與安全性、工作效率以及操作方便性、舒適性等)方面與國外輪式起重機差距很大。國內(nèi)不少用戶為了達到作業(yè)高效率以確保工期按時完成,寧愿花較多的錢購買進口起重機或購買與國內(nèi)新機價格相當(dāng)?shù)ぷ骺煽啃匀匀惠^高的國外二手起重機。在這種形勢下,國產(chǎn)輪胎起重機當(dāng)然面臨很大的沖擊和壓力［4]。 經(jīng)過40 多年的發(fā)展，我國輪胎起重機行業(yè)已經(jīng)建立了一個比較完整的生產(chǎn)體系,中 、 小型起重機的批量生產(chǎn)也已經(jīng)有了 30 多年的歷史。特別是從 80 年代開始一些骨干生產(chǎn)企業(yè)先后引進了日本多田野、加藤,美國格魯夫和德國利勃海爾公司的先進技術(shù),經(jīng)過多年的消化吸收和國產(chǎn)化工作,已經(jīng)大大促進了我國輪胎起重機行業(yè)的技術(shù)進步和產(chǎn)品水平的提高。但是與此同時，國外一些著名的起重機生產(chǎn)企業(yè)，如利勃海爾、德馬格、格魯夫、多田野、加藤等近年來都不斷地推出新一代的輪胎起重機產(chǎn)品,力圖占領(lǐng)我國市場的更大份額。隨著大型建筑、石油、化工、冶金、水電站等大型工程的不斷涌現(xiàn),從 70 年代開始國外就開發(fā)出越野輪胎起重機,而且在近 20 年中得到了快速發(fā)展。這對幾十年來基本上以汽車起重機單一產(chǎn)品為主的我國工程起重機行業(yè)而言 ,無疑是巨大的挑戰(zhàn) [5] 。 “十五”期間，隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，工程起重機行業(yè)也取得了長足的發(fā)展， 我國成為全球最大的工程起重機生產(chǎn)大國。我國的工程起重機行業(yè)從 1994 年開始一路 下滑，全行業(yè)出現(xiàn)虧損。2003 年以后，整個行業(yè)進入快速發(fā)展期，工程起重機行業(yè)在 2004 年宏觀調(diào)控中“先熱后冷”，全年銷量依然同比增長約 20％，2004 年產(chǎn)銷量和經(jīng)濟效益創(chuàng)歷史新高。2005 年，我國工程起重機行業(yè)進入平穩(wěn)發(fā)展階段。據(jù)中國工程機械工業(yè)協(xié)會工程起重機分會統(tǒng)計，“十五”期間我國主要工程起重機產(chǎn)品銷售情況有喜有憂。 2005 年，我國工程起重機年產(chǎn)銷量巨大，名列全球第一，但需要指出的是，所生產(chǎn)的起重機主要是汽車起重機產(chǎn)品，并且主要在 8～100t 范圍，我國市場上的百噸級以上的汽車起重機和全路面起重機，主要是國外進口產(chǎn)品。在產(chǎn)品銷售上，汽車起重機的產(chǎn)量集中在 16t 到 25t 的噸位區(qū)間內(nèi)，雖然 35t 以上的中、大噸位起重機占銷售總量的比例較低，但 35t、50t、65t 的汽車起重機的銷量增加較快，需求比例逐年增大，100t 的汽車起重機也開始擁有一定的市場份額。百噸級以上大噸位起重機市場也快速膨脹，但在這個區(qū)間，用戶更多地接受了全路面產(chǎn)品，大噸位起重機已經(jīng)成為我國工程起重機的發(fā)展方向[6] 。 因為我國輪胎起重機主要用于港口及其他特種用途，因此市場份額很小，雖然在“十五”期間也得到了發(fā)展，但是輪胎起重機在我國工程起重機行業(yè)中所占份額仍然不是很 大。目前，我國生產(chǎn)輪胎起重機的企業(yè)約有 35 家,其中骨干企業(yè)有徐州重型機械廠、北京起重機器廠、浦沅集團公司、四川長江起重機有限責(zé)任公司、錦州重型機械廠、泰安起重機械廠、哈爾濱四海工程機械廠、新沂市八達特種工程機械有限公司等。幾十年來國內(nèi)輪胎起重機產(chǎn)品已經(jīng)在華東、中南、華北、西南、西北等地區(qū)以及軍品供應(yīng)中占有 了比較穩(wěn)定的市場份額，這些都為我國輪胎起重機行業(yè)的進一步發(fā)展奠定了基礎(chǔ)。 1.2.2 國外研究狀況： 國外輪胎起重機市場競爭十分激烈。頻繁地通過相互收購、兼并等手段調(diào)整產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)。各主要公司不斷增加投資，擴大生產(chǎn)規(guī)模，以提高市場競爭能力[7]。國外輪胎起重機發(fā)展的主要特點是：多品種生產(chǎn)、標準化程度高和一機多用。主要的起重機制造廠家一般都生產(chǎn)多種產(chǎn)品，以美國格魯夫公司的品種最為齊全，總共 60 多個型號。 輪式起重機最初是以誕生于1869 年的蒸氣軌道式起重機發(fā)展而來的,它的發(fā)展經(jīng)歷了軌道式到實心輪胎式再到充氣輪胎式的過程。充氣輪胎起重機是上世紀 30 年代隨著汽車工業(yè)的發(fā)展而出現(xiàn)的。由于輪式起重機機動靈活、操縱方便、效率高,在二戰(zhàn)后修復(fù)戰(zhàn)爭建設(shè)中得到了廣泛應(yīng)用。早期的輪式起重機多采用機械傳動桁架式吊臂。隨著液壓技術(shù)的發(fā)展,液壓伸縮臂輪式起重機得到迅速開發(fā)。到 80 年代末,中小噸位的輪式起 重機已幾乎全采用液壓伸縮式吊臂。 60 年代末期,特別是從 70 年代開始,隨著大型建筑、石油化工、冶煉設(shè)備、水電站等大型工程的發(fā)展,對輪式起重機的起重噸位、工作效率和安全性提出了更高要求。由于當(dāng)時設(shè)計方法與設(shè)計技術(shù)的成熟,液壓技術(shù)、電子技術(shù)、汽車工業(yè)的發(fā)展以及新型高強度鋼材的不斷出現(xiàn),使輪式起重機有可能向大型化發(fā)展,并且在普通輪胎式起重機的基礎(chǔ)上開發(fā)出越野輪胎起重機,隨后又開發(fā)出全地面起重機。 在近 20 多年中,世界輪式起重機行業(yè)發(fā)生了很大變化。一些早先很有名氣的公司倒閉或被兼并,一些公司將生產(chǎn)轉(zhuǎn)向國外,在國外設(shè)廠或收購原先的競爭對手,以擴大市場份額,從而加劇了對世界輪式起重機市場的分割和壟斷。目前,輪式起重機的主要生產(chǎn)國為日本、美國、德國、意大利和法國等,生產(chǎn)廠商有 100 家以上,但著名的世界級大公司 僅有 10 來家,如德國利勃海爾公司、德馬泰克公司,美國格魯夫國際公司、特雷克斯起重機公司、林克·貝爾特公司,日本多田野公司、加藤公司等。世界輪式起重機市場主要劃分為以日本為主的亞洲市場、以美國為主的北美市場和以德國為主的歐洲市場。亞洲約占世界年銷售臺數(shù)的 40%,北美和歐洲各占 20%,世界其他地區(qū)占 20%。 從年總產(chǎn)量上講,日本生產(chǎn)的輪式起重機居世界首位。由于各國國情和法規(guī)上的差異,歐洲選擇了全地面起重機,而日本于 80 年代中期實現(xiàn)了市場重心從汽車起重機向越野輪胎起重機的轉(zhuǎn)移。目前,越野輪胎起重機產(chǎn)品約占日本市場 60%的份額,其次為汽車起重機,全地面起重機產(chǎn)品所占比例較小,但其產(chǎn)品年銷售量也在不斷上升。 世界最大的輪胎起重機制造商是多田野公司，而美國的特雷克斯起重機公司是近年來世界輪胎起重機行業(yè)發(fā)展最快的廠商,其前身是位于美國依阿華州的科林起重機廠。自 1995 年以來,該公司連續(xù)收購了法國 PPM 公司、美國南卡州的 PPM 起重機股份公司(原 P&H 起重機公司)和意大利本迪尼公司等輪胎起重機制造商,隨后又兼并了美國馬克工業(yè)公司(主產(chǎn)高空作業(yè)車),1997 年收購了美國西蒙高空作業(yè)車公司和巴拉格產(chǎn)品公司(主產(chǎn)叉車),1998 年又陸續(xù)吞并了美國阿美利坎起重機公司(主產(chǎn)履帶起重機)、意大利 Italmacchine 公司(主產(chǎn)伸縮臂叉車)、德國佩納公司(主產(chǎn)塔吊)和意大利康邁迪爾公司 (主產(chǎn)塔吊)。通過一系列收購和兼并活動,特雷克斯起重機公司已成為美國第二大輪胎起重機制造商,年銷售額已從 1992 年的 5000 萬美元猛增到 1998 年的 7.71 億美元。該公司在北美越野輪胎起重機和汽車起重機市場中占有 40%的份額,在法國市場所占份額達 50%。公司總裁兼首席執(zhí)行官費爾透露,該公司下一個收購對象將是折疊臂式隨車起重機制造商。 另一家輪胎起重機主要制造商是林克·貝爾特公司，它近年來起重機年銷量也很大 。 1998 年 9 月,林克·貝爾特的母公司住友建機與美國凱斯公司組建了一家各占 50%股份的挖掘機合資企業(yè) LBX 公司,將林克·貝爾特的挖掘機制造部門歸入 LBX 公司。改組后的林克·貝爾特公司以生產(chǎn)起重機為主,仍歸屬住友建機公司。 在歐洲方面，德國是歐洲最大的輪胎起重機生產(chǎn)國,也是全地面起重機發(fā)源地。利勃海爾、原克虜伯和德馬泰克等德國廠商對推動全地面起重機的發(fā)展起到了突出的作用。多年來,德國在開發(fā)制造大型、特大型輪式起重機方面一直處于領(lǐng)先地位。在目前世界最大的 15 種全地面起重機中,絕大多數(shù)是由德國廠商提供的。與此同時，德國也是歐洲最大的輪胎起重機市場。 美國是輪胎起重機生產(chǎn)大國,在起重機制造能力、規(guī)模方面居世界前列。由于日本、 德國起重機工業(yè)的迅速發(fā)展,美國起重機產(chǎn)品曾在 60 年代、70 年代世界市場中占有的主導(dǎo)地位受到削弱,并形成了日本、美國和德國三足鼎立之勢[8] 。 在近幾年，中國起重工業(yè)迅速掘起，雖然起重產(chǎn)品與國外的比存在些許的不足，可是國產(chǎn)起重機在世界的影響力以及競爭力已經(jīng)不容忽視了。 1.2.3 國內(nèi)外輪胎起重機的發(fā)展趨勢 國內(nèi)輪胎起重機在 1993 年以后,生產(chǎn)連續(xù)幾年下滑,三分之二以上的企業(yè)出現(xiàn)了虧 損,很多企業(yè)面臨減產(chǎn)或停產(chǎn)局面。但從 1997 年開始,下滑勢頭得到制止,輪胎起重機年 銷售量首次調(diào)頭直上，1998 年全社會固定資產(chǎn)投資規(guī)模比 1997 年有較大增長,而且為拉動國民經(jīng)濟增長 8%，國家決定再增加財政債券和銀行貸款 2000 多億元,以加大基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)。但資金到位晚,因而輪胎起重機行業(yè)頭 9 個月生產(chǎn)增幅不大,到 1998 年 10 月開始才有較大回升。1998 年全國 16 家生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的輪胎起重機的總產(chǎn)值遠低于國外一家著名廠商(如多田野、格魯夫等)的年總產(chǎn)值。 到了 2005 年,我國輪胎起重機的市場需求出現(xiàn)了穩(wěn)定的增長。同時，隨著生產(chǎn)規(guī)模的擴大，自動化程度的提高，起重機正經(jīng)歷著巨大的變革。各個企業(yè)都在加緊市場調(diào)研與產(chǎn)品開發(fā)工作,以適應(yīng)國內(nèi)輪式起重機市場發(fā)展的需要。 現(xiàn)根據(jù)起重機的新理論、新技術(shù)和新動向，簡要論述國外先進起重機的特點和發(fā)展趨勢。 1、重點產(chǎn)品大型化，高速化和專用化。 2、系列產(chǎn)品模塊化、組合化和標準化 3、通用產(chǎn)品小型化、輕型化和多樣化 4、產(chǎn)品性能自動化、智能化和數(shù)字化 5、產(chǎn)品組合成套化、集成化和柔性化 6、產(chǎn)品構(gòu)造新型化、美觀化和實用化[9] 另外，因為液壓傳動質(zhì)量小、體積??；并且動作迅速、換向快，液壓馬達可實現(xiàn)高頻正反轉(zhuǎn)的性能；同時液壓傳動可實現(xiàn)無級調(diào)速，調(diào)速范圍大，且運動平衡、不易受外界負載的影響；能實現(xiàn)恒力和恒轉(zhuǎn)矩運行；而且液壓系統(tǒng)借助安全閥等可自動實現(xiàn)過載保護，同時以液壓油為介質(zhì)，相對運動表面間可自行潤滑，這使得液壓傳動的使用壽命較長。雖然液壓傳動也有其自身的缺點：如液壓油比較臟，并且要完全消除泄漏是不可能的，外泄會造成環(huán)境污染并造成液壓油的浪費，內(nèi)泄會降低傳動效率；液壓元件制造精度要求高，因而目前液壓系統(tǒng)成本較高；液壓油粘度受溫度影響大，高溫和低溫環(huán)境下傳動性能受影響等等［10 ］。但是液壓技術(shù)在起重機械中的應(yīng)用越來越受到重視，并且液壓系統(tǒng)在以下幾方面體現(xiàn)出明顯的發(fā)展趨勢： 1、采用國際化配套，對系統(tǒng)性要求較高液壓元件如泵、閥、馬達等采用國際化配套可提高產(chǎn)品可靠性，另外，國外使用成熟、量大價廉的元件在國內(nèi)也廣泛使用。 2、采用卡套式接頭，由于卡套式接頭在控制系統(tǒng)污染、防泄露等方面具有很強的優(yōu)越性，使用卡套式接頭能大大減少故障率和早期反饋率。 3、在系統(tǒng)中設(shè)計速度分檔，由于不同施工項目不同要求，對起重機各動作速度要求也不一樣，速度分檔技術(shù)應(yīng)運而生，設(shè)計不同速度檔位，以適用不同工況要求。 4、廣泛使用高度集成的、模塊化閥組，能簡化管路，有效的減少液組，提高效率， 同時易于維護。 5、向計算機技術(shù)領(lǐng)域的縱深滲透，汽車起重機將向無線遙控技術(shù)、遠程診斷服務(wù)技術(shù)、黑匣子自我保護技術(shù)等方向發(fā)展，為了實現(xiàn)整機的功能，液壓技術(shù)將同計算機技術(shù)相互滲透，共同發(fā)展[11] 。 1.3 課題研究方法 本課題針對 25 噸輪胎起重機液壓系統(tǒng)為設(shè)計對象，著重于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及支腿液壓控制回路的設(shè)計。液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是通過駕駛員操作轉(zhuǎn)向盤帶動液壓轉(zhuǎn)向控制閥轉(zhuǎn)動， 壓力油進入轉(zhuǎn)向油缸使輪胎轉(zhuǎn)過一定的角度。支腿液壓系統(tǒng)由四個支腿水平液壓缸和四個支腿垂直液壓缸及其一定數(shù)量的液壓控制閥組成?？刂崎y控制液壓的伸縮，使輪胎起重機達到最佳工作狀態(tài)。 本次設(shè)計通過參照國內(nèi)外同類產(chǎn)品的情況下，針對我國的基本國情，具體研究方法如下： 1、液壓系統(tǒng)方案的確定： 首先確定液壓系統(tǒng)的工作要求，選擇執(zhí)行元件，從而確定液壓系統(tǒng)的基本形式，擬定液壓基本回路，進而合成整機液壓系統(tǒng)圖。 2、液壓系統(tǒng)的計算及驗算： 首先確定液壓系統(tǒng)的工作壓力，確定液壓泵的流量、工作壓力、輸入功率等，液壓元件的計算包括油管的計算，同時還有液壓系統(tǒng)壓力損失的計算，以及發(fā)熱的計算等。 3、液壓元件的選擇： 參照液壓系統(tǒng)的計算、驗算等所得出的數(shù)據(jù),根據(jù)各種元件的特征和相關(guān)液壓手冊及液壓產(chǎn)品手冊對液壓元件進行選擇。 2 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 確定起重機總體方案必須和起重機液壓系統(tǒng)方案綜合考慮。首先明確主機對液壓系統(tǒng)性能的要求，對國內(nèi)外同類型起重機液壓系統(tǒng)資料進行分析研究。并根據(jù)我國的實際情況進行方案分析比較，按照可靠性、經(jīng)濟性，盡量采用先進技術(shù)，選擇最優(yōu)方案。 2.1 開式與閉式的選擇 按油液循環(huán)方式的不同，液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。 2.1.1 開式系統(tǒng) 開式系統(tǒng)是指液壓泵從液壓油箱吸油，通過換向閥給液壓缸（或液壓馬達）供油以驅(qū)動工作機構(gòu)，液壓缸的回油再經(jīng)換向閥流回液壓油箱。 在泵出口處裝溢流閥。這種系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為簡單。由于系統(tǒng)本身具有油箱，因此可以發(fā)揮油箱的散熱、沉淀雜質(zhì)的作用。但因油液常與空氣接觸，使空氣易于滲入系統(tǒng)，導(dǎo)致工作機構(gòu)運動的不平穩(wěn)及其它不良后果。為了保證工作機構(gòu)運動的平穩(wěn)性，在系統(tǒng)的回油路上可設(shè)置背壓閥，但又會引起附加能量的損失，使油溫升高。 在開式系統(tǒng)中，采用的液壓泵為定量泵或單向變量泵，考慮到泵的自吸能力和避免產(chǎn)生吸空現(xiàn)象，對自吸能力差的液壓泵，通常將其工作轉(zhuǎn)速限制在額定轉(zhuǎn)速的 75%以內(nèi)， 或增設(shè)一個輔助泵。工作機構(gòu)的換向則借助于換向閥。換向閥換向時，除了產(chǎn)生液壓沖擊外，運動部件的節(jié)流損失將轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，而使油溫增加。但由于開式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單， 因此仍為大多數(shù)工程機械所采用。 2.1.2 閉式系統(tǒng) 在閉式系統(tǒng)中，液壓泵的進油管直接與執(zhí)行元件回油管相聯(lián)，工作液體在系統(tǒng)的管路中進行封閉循環(huán)。閉式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為緊湊、泵的自吸性好、系統(tǒng)與空氣接觸的機會較少，空氣不易滲入系統(tǒng)，故傳動的平穩(wěn)性較好。工作機構(gòu)的變速和換向靠調(diào)節(jié)泵或馬達的變量機構(gòu)實現(xiàn)，避免了在開式系統(tǒng)換向過程中所出現(xiàn)的液壓沖擊和能量損失。但閉式系統(tǒng)較開式系統(tǒng)復(fù)雜，由于閉式系統(tǒng)本身沒有油箱，油液的散熱和過濾的條件較開式系統(tǒng)差。為了補償系統(tǒng)中的泄漏，通常需要一個小容量的補油泵和油箱，因此這種系統(tǒng)實際上是一個半閉式系統(tǒng)。 一般情況下，閉式系統(tǒng)中的招待元件若采用雙作用單活塞桿液壓缸時，由于大、小腔流量不等，在工作過程中，會使功率利用下降。所以閉式系統(tǒng)中的招待元件一般為液壓馬達。如大型液壓挖掘機、液壓起重機中的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，全液壓壓路機的行走系統(tǒng)與振動系統(tǒng)中的招待元件均為液壓馬達。 本系統(tǒng)采用開式系統(tǒng)。 2.2 單泵或多泵的選擇 按系統(tǒng)中液壓泵的數(shù)目，系統(tǒng)可分為單泵系統(tǒng)、雙泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng)。 2.2.1 單泵系統(tǒng) 由一個液壓泵向一個或一組執(zhí)行元件供油的液壓系統(tǒng)，即為單泵液壓系統(tǒng)。單泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，造價便宜，維修方便，但在系統(tǒng)中有幾個執(zhí)行元件時，油泵壓力必須滿足工作壓力最高的執(zhí)行要求，流量也必須滿足最大的招待元件的要求，因而不能充分發(fā)揮油泵的作用。單泵開式系統(tǒng)適用于不需要進行多種復(fù)合動作的工程機械，如推土機、鏟運機等鏟土運輸機械的液壓系統(tǒng)?；蛘唠m然機器的幾個招待機構(gòu)需要復(fù)合動作，但總功率和壓力不超過油泵的工作能力工況，這種液壓系統(tǒng)使用單泵時，各機構(gòu)回路之間是串聯(lián)的關(guān)系。 2.2.2 雙泵系統(tǒng) 雙泵液壓系統(tǒng)實際上是兩個單泵系統(tǒng)的組合。每臺泵可以分別向各自回路中的執(zhí)行元件供油。每臺泵的功率是根據(jù)各自回路中所需要的功率而定，可以保證進行復(fù)合動作 。當(dāng)系統(tǒng)中只需要進行單個動作而又要充分利用發(fā)動機功率時，可采用合流供流方式，即將兩臺液壓泵的流量同時供給一個執(zhí)行元件。這樣可使工作機構(gòu)的運動速度加快一倍。這種又泵液壓系統(tǒng)在中小液壓挖掘機和起重機中已被廣泛采用。 2.2.3 多泵系統(tǒng) 為了進一步改進液壓挖掘機和液壓起重機的性能，近年來在大型液壓挖掘機和液壓起重機中開始采用三泵系統(tǒng)。 本課題所設(shè)計的液壓系統(tǒng)主要針對 25 噸輪胎起重機的支腿及其轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，故采用單泵系統(tǒng)。 2.3 定量與變量系統(tǒng)的選擇 當(dāng)系統(tǒng)中使用定量泵和定量馬達活塞液壓缸時，被稱為定量系統(tǒng)。當(dāng)系統(tǒng)中使用變量泵和變量馬達活塞液壓缸時，被稱為變量系統(tǒng)。 定量系統(tǒng)主要優(yōu)點是定量泵和定量馬達構(gòu)造簡單，價格便宜，維修使用方便。開式定量系統(tǒng)可用換向閥控制元件的開、停、換向，還可以作節(jié)流調(diào)速，簡單方便。適用多數(shù)工程機械的要求。定量系統(tǒng)的主要缺點是傳動效率和功率較低。因為閥控系統(tǒng)節(jié)流損失較大，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速一定時，傳動功率僅隨負載壓力變化，而工程機械滿負荷工況不多，因此泵和馬達的功率利用率較低，例如挖掘機供油泵的功率利用率為 50%—60%。輪胎起重機油泵的平均利用率也為 50%左右。此外，用換向閥作節(jié)流調(diào)速雖然方便，但傳動剛性差。 變量系統(tǒng)的主要優(yōu)點是傳動功率和功率利用率較定量系統(tǒng)高。開始變量系統(tǒng)出了容積調(diào)速個，還可以兼用節(jié)流調(diào)速，從而擴大了調(diào)速范圍，提高了作業(yè)效率。工程機械常用恒功率變量泵—變量馬達，均能隨負荷的變化自動調(diào)節(jié)執(zhí)行元件的速度，達到重載滿速，輕載快速的要求，而且避免了截流損失，能充分利用油泵和馬達的功率。目前在挖掘機的工程起重機上已使用總功率控制方式，在用雙變量泵是可以充分利用發(fā)動機的功率。變量系統(tǒng)的主要缺點是變量泵和變量馬達的構(gòu)造復(fù)雜、成本高。但正確選用變量元件又可簡化系統(tǒng)，可使系統(tǒng)總的經(jīng)濟指標提高。 本次設(shè)計中我們選用定量系統(tǒng)。 2.4 支腿方案的選擇 對輪胎式起重機來說，為了擴大作業(yè)面積和增加整體穩(wěn)定性，需要在車架上向輪胎外側(cè)伸出支腿，將整體支撐起來，使重心可以在輪胎覆蓋范圍以外、支腿覆蓋范圍以內(nèi)變化。目前，起重機廣泛應(yīng)用的支腿方案有蛙式、H 式、X 式和輻射式等。 2.4.1 蛙式支腿 蛙式支腿的特點是結(jié)構(gòu)簡單，每一個支腿只需要一個液壓缸，重量輕，支腿油路簡單，操縱方便但支腿跨距小，一般應(yīng)用在小型起重機和輪胎式挖掘機上。 2.4.2 H 式支腿 H 式支腿外伸后呈 H 型，每個支腿由一個水平液壓缸和一個垂直液壓缸構(gòu)成，并完成收放動作。H 式支腿具有支腿跨距大，支承力強，作業(yè)穩(wěn)定性好，對地面適應(yīng)能力強等特點。水平液壓缸將支腿推出輪胎覆蓋范圍，而垂直液壓缸可以單獨操作，將車架頂起，使輪胎從地面抬起不再支撐車架，這樣整體就在支腿機構(gòu)的支撐下進行作業(yè)。由于垂直液壓缸可以單獨操作，所以它易于調(diào)平。但支腿離地間隙小，從而影響作業(yè)空間。目前它廣泛應(yīng)用在中、大型起重機上。 2.4.3 X 式支腿 X 式支腿垂直液壓缸與車架固接并作用橫梁的中間，而橫梁繞絞點上、下擺動，伸縮液壓缸帶動伸縮橫梁外伸或者縮回，這樣來完成支腿的收放。X 式支腿的特點是橫梁直接斜支在地面上，比 H 式支腿穩(wěn)定。并可以使利用空間增大，垂直液壓缸行程較小， 但是離地間隙較小，打開支腿時有水平位移，而且同樣支腿反力情況下，X 式支腿垂直液壓缸的個載荷比 H 式支腿大的多。 2.4.4 輻射式支腿 在大型起重機上廣泛采用輻射式支腿。其特點是回轉(zhuǎn)支撐裝置承受的全部力和力矩直接作用在支腿結(jié)構(gòu)上。這樣它能減輕整個底盤的重量。輻射式支腿也是由垂直液壓缸和伸縮液壓缸完成其收放動作的，并且能夠回轉(zhuǎn)，平時支腿收藏在下車兩側(cè)，支腿回轉(zhuǎn)可以采用手動來實現(xiàn)。這樣，使支腿油路簡單，但操作費事。也可以通過支腿液壓馬達經(jīng)行星減速器，小齒輪和齒圈來實現(xiàn)支腿轉(zhuǎn)動。這樣操作方便省力，但支腿油路比較復(fù)雜。 本系統(tǒng)選用 H 式支腿 2.5 25t 輪胎起重機液壓系統(tǒng)工作原理 25t 輪胎起重機的液壓系統(tǒng)原理如圖 1 所示。 液壓系統(tǒng)由支腿回路和轉(zhuǎn)向回路組成。支腿回路中，支腿多路換向閥由溢流閥 12.1， 液控單向閥 12.2，選擇閥 12.3，以及四個相同手動換向閥 12.4 組成。液壓油經(jīng)泵 1， 電磁換向閥 8，多路換向閥 12，油管進入水平或垂直液壓缸 13 或 14。若電磁換向閥在上位工作，當(dāng)選擇閥 12.3 被扳至上位，四個手動換向閥也同時被扳至上位時，壓力油進入水平缸無桿腔，四個水平缸伸出；當(dāng)手動換向閥被扳至下位時，壓力油進入垂直油缸無桿腔，四個垂直油缸伸出。然后，將手動換向閥扳至中位，起重機就能起重作業(yè)。當(dāng)選擇閥被扳至下位，同時手動換向閥被扳至上位，則壓力油經(jīng)液控單向閥 12.2 進入垂直油缸有桿腔，支腿收回。待垂直油缸完全收縮后，將手動換向閥被扳至下位時，壓力油經(jīng)液控單向閥進入水平油缸有桿腔。水平油缸縮回。雙向液壓鎖 15 分別控制一個垂直液壓缸，當(dāng)支腿支撐車架靜止時，垂直液壓缸上腔液體承受重力負載，為了避免車架沉降，故需要用連通上腔的液控單向閥起鎖緊作用，防止俗稱的“軟腿”現(xiàn)象。當(dāng)輪胎支撐車架時，垂直液壓缸下腔液體承受支腿本身的重量，為了避免支腿降到地面，防止俗稱的“掉腿”現(xiàn)象，故需要用連通下腔的液控單向閥起鎖緊作用。 1 齒輪泵 2 電動機 3 濾油器 4 油箱 5 回油濾油器 6 壓力表與開關(guān) 7 單向閥 8 電磁換向閥 9 溢流閥 10 轉(zhuǎn)向油缸 11 轉(zhuǎn)向閥 12 多路換向閥 13 水平油缸 14 垂直油缸 15 雙向液壓鎖 16 高壓油管 圖 2.1 液壓系統(tǒng)原理圖 轉(zhuǎn)向機構(gòu)液壓系統(tǒng)工作原理： 當(dāng)液壓系統(tǒng)壓力大于 13Mpa 時，壓力油經(jīng)溢流閥 9 直接回到油箱，支腿及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)均不工作。當(dāng)液壓系統(tǒng)壓力小于 13Mpa 時，將電磁換向閥 8 打到下位，油液進入轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。此時，駕駛員操作轉(zhuǎn)向盤，假定順時針轉(zhuǎn)動一定的角度，在液壓方向機中的閥芯與轉(zhuǎn)向盤連接并隨其順時針轉(zhuǎn)過相同的角度。由于閥體沒有轉(zhuǎn)動，控制閥就由中位變至下位通路，泵的高壓液體壓入液壓馬達，而液壓馬達的排出液體通過油路流入轉(zhuǎn)向油缸 10 的有桿油腔和另一轉(zhuǎn)向油缸的無桿油腔，從而使車輪順時針方向偏轉(zhuǎn)。當(dāng)駕駛員操作轉(zhuǎn)向盤逆時針轉(zhuǎn)動一定角度時，控制閥由中位變至上位通路，泵的高壓液體壓入液壓馬達， 而液壓馬達的排出液體通過油路流入轉(zhuǎn)向油缸 10 的無桿油腔和另一轉(zhuǎn)向油缸的有桿油腔，從而使車輪逆時針方向偏轉(zhuǎn)。 3 液壓系統(tǒng)設(shè)計計算 液壓系統(tǒng)設(shè)計參數(shù) 25t 輪胎起重機液壓系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)如下： 支腿垂直液壓缸外部載荷 112700N 支腿水平液壓缸外部載荷 18800N 轉(zhuǎn)向油缸外部載荷 43100N 支腿垂直液壓缸伸出速度 0.02m/s 支腿水平液壓缸伸出速度 0.07m/s 轉(zhuǎn)向油缸工作速度 0.07m/s 3.1 水平支腿液壓缸的計算 根據(jù)運動要求，參照《機械設(shè)計手冊》表 23.6-39，確定水平支腿液壓缸為雙作用單桿活塞液壓缸，并設(shè)定導(dǎo)軌為水平導(dǎo)軌。 已知作用在垂直支腿液壓缸活塞桿上的外部載荷 FW = 18800N 則 F = FW ηm = 18800 N = 20434.8N 0.92 式中 ηm ——液壓缸機械效率，一般取 0.90—0.95，此處取ηm =0.92 計算液壓缸主要結(jié)構(gòu)尺寸 一般情況下，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為： 1 A = F + P2 A2 P1 式中 A = π D 2 ——液壓缸無桿腔活塞有效作用面積為 (m2 ) ； 1 4 A = π d 2 ——液壓缸有桿腔活塞有效作用面積為 (m2 ) ； 2 4 P1 ——液壓缸工作腔壓力 (Pa)，取 10 MPa ； P2 ——液壓缸回油腔壓力 (Pa) ，即背壓力。根據(jù)系統(tǒng)工作情況并參照《機 械設(shè)計手冊》表 23.4-4 選取 P2 =0.5 MPa D——活塞直徑（m） d——活塞桿直徑（m） 令φ = d D 并參照《機械設(shè)計手冊》表 23.4-5 選取φ = d D =0.7，則D = = m =51.68mm 取標準值 D=63mm 則 d = D ×φ = 63× 0.7mm = 44.1mm  取標準值 d = 45mm 已知水平支腿液壓缸無桿腔活塞運動速度ν1 = 0.07 m s 則液壓缸工作時所需流量： qν = Aν = π D 2ν 4 = 3.14 × 632 × 0.07× 60× 10?6 × 103 L 4  min = 13.085 L min 取 s = 1400mm ，支腿完全伸出所需時間 t = s = v1 1400×10?3 0.07  s = 20s 3.2 垂直支腿液壓缸的計算 根據(jù)運動要求，參照《機械設(shè)計手冊》表 23.6-39，確定垂直支腿液壓缸為雙作用單桿活塞液壓缸，并設(shè)定導(dǎo)軌為水平導(dǎo)軌。 已知作用在垂直支腿液壓缸活塞桿上的外部載荷 FW = 112700N 則 F = FW ηm = 112700 N = 122500N 0.92 式中 ηm ——液壓缸機械效率，一般取 0.90—0.95，此處取ηm =0.92 計算液壓缸主要結(jié)構(gòu)尺寸 一般情況下，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為： 1 A = F + P2 A2 P1 式中 A = π D 2 ——液壓缸無桿腔活塞有效作用面積為 (m2 ) ； 1 4 A = π d 2 ——液壓缸有桿腔活塞有效作用面積為 (m2 ) ； 2 4 P1 ——液壓缸工作腔壓力 (Pa)，取 10 MPa ； P2 ——液壓缸回油腔壓力 (Pa) ，即背壓力。根據(jù)系統(tǒng)工作情況并參照《機械 設(shè)計手冊》表 23.4-4 選取 P2 =0.5 MPa D——活塞直徑（m） d——活塞桿直徑（m） 令φ = d D 并參照《機械設(shè)計手冊》表 23.4-5 選取φ = d D =0.7，則D = = m = 126.54mm 取標準值 D = 125mm 則 d = D ×φ = 125× 0.7mm = 87.5mm  取標準值 d = 90mm 已知垂直支腿液壓缸無桿腔活塞運動速度ν1 = 0.02 m s 則液壓缸工作時所需流量： qν = Aν = π D 2ν 4 = 3.14 ×1252 × 0.02× 60× 10?6 × 103 L 4  min = 14.719 L min 取 s = 320mm，支腿完全伸出所需時間 t = s = v1 3.3 轉(zhuǎn)向液壓缸計算 320 ×10?3 0.02  s = 16s 根據(jù)運動要求，參照《機械設(shè)計手冊》表 23.6-39，確定轉(zhuǎn)向液壓缸為雙作用單桿活塞液壓缸，并設(shè)定導(dǎo)軌為水平導(dǎo)軌。 已知作用在垂直支腿液壓缸活塞桿上的外部載荷 FW = 43100N 則 F = FW ηm = 43100 N = 46847.8N 0.92 式中 ηm ——液壓缸機械效率，一般取 0.90—0.95，此處取ηm =0.92 計算液壓缸主要結(jié)構(gòu)尺寸 一般情況下，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為： 1 A = F + P2 A2 P1 式中 A = π D 2 ——液壓缸無桿腔活塞有效作用面積為 (m2 ) ； 1 4 A = π d 2 ——液壓缸有桿腔活塞有效作用面積為 (m2 ) ； 2 4 P1 ——液壓缸工作腔壓力 (Pa) ，取 10 MPa ； P2 ——液壓缸回油腔壓力 (Pa)，即背壓力。根據(jù)系統(tǒng)工作情況并參照《機 械設(shè)計手冊》表 23.4-4 選取 P2 =0.5 MPa D——活塞直徑（m） d——活塞桿直徑（m） 令φ = d D 并參照《機械設(shè)計手冊》表 23.4-5 選取φ = d D =0.7，則D = = m =78.26mm 取標準值 D=80mm 則 d = D ×φ = 80×0.7mm = 56mm 已知轉(zhuǎn)向油缸無桿腔活塞運動速度ν1 = 0.07 m s 因為轉(zhuǎn)向油缸是同時動作的，因此液壓缸工作時所需流量： qν = A1v1 + A2v2 = π D 2ν + π D 2ν 4 1 1 4 2 1 = 3.14 × 0.07× (802 + 562 )× 60× 10?6 × 103 L 4 = 31.44 L min min 4 液壓元件的選擇 4.1 液壓泵的選擇 4.1.1 確定系統(tǒng)液壓泵的最大工作壓力 pp pp ≥ p1 + ∑?p 式中 p1 ——液壓缸或液壓馬達最大工作壓力，取 10 MPa ； ∑?p ——從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。本系統(tǒng)屬于管路簡單，流速不大的，一般取 ∑?p =（0.2-0.5） MPa ,本處取 ∑ ?p =0.3 MPa 。 故： pp ≥ p1 + ∑ ?p =10 MPa +0.3 MPa =10.3 MPa 4.1.2 確定液壓泵的流量 qVp 本系統(tǒng)為多液壓缸同時工作，液壓泵的輸出流量應(yīng)為 qVp ≥ K (∑qV max ) 式中 K ——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 K =1.1-1.3，此處取 K =1.2； ∑ q ——同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量。 V max 則 qVp ≥ K (∑qV max ) = 1.2× 31.44 L min = 37.728L min 4.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格 參照《機械設(shè)計手冊》表23.5-5，選取由榆次液壓件廠生產(chǎn)的 CB-G 型外嚙合齒輪泵 ， 其具體參數(shù)如下： 排量 16-200 mL ? r?1 額定壓力 12.5 MPa 最高壓力 16 MPa 額定轉(zhuǎn)速 2000 r ? min?1 最高轉(zhuǎn)速 2500 r ? min?1 容積效率 ≥ 91% 在本系統(tǒng)中，選取液壓泵工作排量為 20 mL ? r ?1 ，轉(zhuǎn)速為 2000 r ? min ?1 ，則液壓系統(tǒng) 流量為：  V q = 20 × 2000 ×10?3 L ?min?1= 40L ? min ?1 確定液壓泵的驅(qū)動效率 P = pPqVP ηp 式中 Pp —液壓泵的最大工作壓力（Pa）； qVP —液壓泵的流量（m2/s）； ηP —液壓泵的總效率，參照《機械設(shè)計課程設(shè)計》表 23.4-9 選取ηP =0.65 則 P = pPqVP ηp = 16×106 × 40× 10?3 W 0.65× 60 =16.41kW 4.2 電動機功率的確定 參照《液壓傳動系統(tǒng)及設(shè)計》表5-14，選取 Y160L-2 型電動機，其額定功率為 18.0kW， 滿載轉(zhuǎn)速為 2900r/min，電流 35.5A，效率 89%，最大轉(zhuǎn)矩 2.2N ?m，凈重為 147kg. 4.3 液壓元件的選擇 選擇液壓元件主要根據(jù)液壓元件的工作壓力和通過元件的流量。本系統(tǒng)工作壓力在 10MPa 左右，所以液壓元件都選用中、高壓元件。所選液壓元件的規(guī)格型號見表 1 如下。 表 4-1 液壓元件規(guī)格及型號 序號 名稱 選用規(guī)格 生產(chǎn)商 7 單向閥 S40F2 上海立新液壓件廠 8 電磁換向閥 24D1-OB10H 長江液壓件廠 序號 名稱 選用規(guī)格 生產(chǎn)商 9 溢流閥 DBDS10G 上海立新液壓件廠 10 轉(zhuǎn)向油缸 HSGL-80/56E-Ec 長江液壓件廠 11 轉(zhuǎn)向閥 ZF-E32F 長江液壓件廠 12 多路換向閥 DL-8 長江液壓件廠 12.1 溢流閥 DBDS10G 上海立新液壓件廠 13 水平油缸 HSGL-63/45E-Ec 長江液壓件廠 14 垂直油缸 HSGK-125/90E-Ec 長江液壓件廠 15 雙向液壓鎖 SYS-B10 長江液壓件廠 續(xù)表4-1 4.4 管道尺寸的確定 4.4.1 管道內(nèi)徑計算 d = V 式中 q ——通過管道內(nèi)的流量 (m3 s) ； v ——管內(nèi)允許流速 (m s) ，參照《機械設(shè)計手冊》表 23.4-10 選取 v = 5 m s 。 則 d = = = 13.033mm 取標準值 d = 15mm 參照《機械設(shè)計手冊》表 23.9-2，可取鋼管外徑 22 mm，管子壁厚為 2 mm的管道。 4.4.2 管道壁厚δ 的計算 管道壁厚δ 的計算公式為： δ = pd 2[σ ] 式中 p ——管道內(nèi)最高工作壓力 ( pa) ，此處取 p =10 ×106 d ——管道內(nèi)徑 (m )； pa ； [σ ]——管道材料的許用應(yīng)力 ( pa)，選擇管道材料為 20 鋼，其許用應(yīng)力為 100- 110 MPa ，此處取[σ ] =105×106 MPa 則 δ = pd 2[σ ] = 10 ×106 ×15 ×10?3 2×105×106  m = 0.714mm 參照《機械設(shè)計手冊》表 23.9-2 選取δ = 2mm 4.5 油箱容量的確定 油箱容量經(jīng)驗公式為V = aqV V 式中 q ——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積 (m3) ； a ——經(jīng)驗系數(shù)，參照《機械設(shè)計手冊》表 23.4-11 選取 a =10 V 則 V = aq = 10× 40×10?3 m3 = 0.4m3 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失 5.1.1 沿程壓力損失 此管路長 5 m ，管內(nèi)徑 32 m m ,快速時通過流量1.5 m3 min ，選用 20 號機械系統(tǒng)損耗 油，正常運轉(zhuǎn)后油的粘度ν = 27 mm2 s ，油的密度 ρ = 918 kg m3 。 油在管路中的實際流速為 v = qV π d 2 = 0.04 60× 3.14 × 0.0152 m s = 3.774m s 4 4 Re = vd ν = 3.774 ×0.015 = 2096.7 < 2320 2.7 ×10? 5 油在管路中呈層流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數(shù)為： λ = 64 Re l v2 按式 ?p1 = λ d ρ 求得沿程壓力損失為： 2 ?p1 = 64× 5× 3.7742 × 918 2096.7× 0.015× 2  MPa = 0.0665MPa 5.1.2 局部壓力損失 單向閥 7 的額定流量為 250 L  min ，額定壓力損失為 0.4 MPa 。電磁換向閥 8 的額定 流量為 40 L min ，額定壓力損失為 0.3 MPa . 通過各閥的局部壓力損失之和為 ?p = ?0.4 ×( 40 ) 2 +0.3 ×( 40) 2 ? MPa 2 ?? 250 40 ?? = 0.3102MPa 因此系統(tǒng)的總的壓力損失為： ?p = ?p1 + ?p2 = 0.0665 + 0.3102MPa = 0.377MPa 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅(qū)動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉(zhuǎn)化為熱能，使油溫升高。液壓系統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式： 5.2.1.1 液壓泵的功率損失 T P = 1 P (1 ?η )t h1 r p t 式中 Tt ——工作循環(huán)周期（s）； Pr ——液壓泵的輸入功率（W）； η p ——液壓泵的效率； t ——泵的工作時間。 而Tt = 20 × 4 + 16 × 4 = 144s T 則 ； P = 1 P (1 ?η )t = 1 ×18.5×103 ×(1 ?0.91) ×150 W = 1.734 kW h1 r p t 144 M P = 1 5.2.1.2 液壓執(zhí)行元件的功率損失 h 2 ∑ Prj (1?η j )t j t j=1 T 式中 M ——液壓執(zhí)行元件的數(shù)量； Prj ——液壓執(zhí)行元件的輸入功率（W）； η j ——液壓執(zhí)行元件的效率； M 1 t j ——第 j 個元件工作時間（s）。 h 2 ∑ Prj (1?η j )t j t j=1 T P = 則 = 1 144 ??4×10×106 × 0.07× (1? 0.90)× 20+ 4× 10× 106 × 0.02× (1? 0.90)× 16?? W = 25.357kW 5.2.1.3 油液流經(jīng)閥或管路的功率損失 Ph3 = ?pqV 式中 ?p ——通過閥或管路的壓力損失（Pa）； V q ——通過閥可管路的流量 (m3 則 Ph3 = ?pqV s) 。 = 0.377×106 × = 0.251kW 40 ×10?3 W 60 由以上各種損失構(gòu)成了整個系統(tǒng)的功率損失，即液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 Phr = Ph1 + Ph2 + Ph3 = 1.734 + 25.357 + 0.251kW = 27.342kW 5.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 前面初步求得油箱的有效容積為 0.4m3 ，按V a ?b ?h = 0.4 m3 = 0.5m3 0.8 取 a 為 0.5m ， b 、 h 分別為1m 。由此可求得油箱散熱面積為： At = 1.8h(a