8噸汽車起重機液壓系統(tǒng)設計（含CAD圖紙和說明書）,汽車起重機,液壓,系統(tǒng),設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第一章 緒論 1 1.1 汽車起重機簡介 1 1.2 液壓傳動應用于汽車起重機上的優(yōu)缺點 1 1.2.1 優(yōu)點 2 1.2.2 缺點 2 1.3 國內(nèi)汽車起重機行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.3.1 汽車起重機產(chǎn)品分類 3 1.3.2 汽車起重機市場的規(guī)模 4 1.3.3 國內(nèi)汽車起重機市場結構 4 1.3.4 市場競爭格局 4 1.4 本課題來源及任務要求 5 1.5 本課題主要研究工作 6 第2章 液壓系統(tǒng)性能分析與原理設計 7 2.1 汽車典型工況分析及對液壓系統(tǒng)要求 7 2.1.1 汽車典型工況的分析 7 2.1.2 對液壓系統(tǒng)要求 7 2.2 對汽車液壓系統(tǒng)各主要回路的分析 8 2.3 液壓系統(tǒng)類型的擬定 13 2.3.1 本機液壓系統(tǒng)分析 13 2.3.2 各機構動作組合、分配及控制 13 2.4 汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作原理總成 15 2.4.1 支腿收放回路 16 2.4.2 吊臂變幅回路 17 2.4.3 吊臂伸縮回路 17 2.4.4 轉臺回轉回路 18 2.4.5 吊重起升回路 19 2.4.6 汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作情況表 19 2.4.7 汽車起重機液壓系統(tǒng)的特點 20 第3章 液壓系統(tǒng)計算 21 3.1　主要液壓元件的選擇 21 3.1.1 8 噸液壓汽車起重機的主要技術參數(shù)的初定 21 3.1.2 起升馬達的計算和選擇 21 Ⅲ 3.1.3 液壓泵的計算和選擇 23 3.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 24 3.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 24 3.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 25 第4章 變幅液壓缸設計 27 4.1 變幅液壓缸的結構設計 27 4.1.1 缸體端部連接結構 27 4.1.2 活塞與活塞桿的連接方式 28 4.1.3 活塞桿頭部結構 29 4.1.4 缸體安裝形式 29 4.1.5 液壓缸的緩沖裝置 30 4.1.6 排氣裝置 30 4.2 三鉸點變幅油缸的受力分析 31 4.3 變幅油缸主要幾何的計算 33 4.3.1 油缸內(nèi)徑ФAL的計算 34 4.3.2 活塞桿直徑計算 34 4.3.3 活塞桿彎曲穩(wěn)定性的校核 34 4.3.4 液壓缸行程s的確定 35 4.3.5 最小導向長度的確定 35 4.3.6 缸筒壁厚的計算 36 4.3.7 缸底厚度計算 36 第5章 起升機構設計 38 5.1 起升機構的傳動方案的分析 38 5.2 起升機構的調速 40 5.3 起升機構設計計算 40 5.3.1 起升機構 40 5.3.2 起升機構的零部件選擇計算 41 5.3.3 卷筒設計 43 5.3.3.1卷筒尺寸的確定 43 5.3.3.2卷筒的強度校核 47 5.3.3.3卷筒筒壁的穩(wěn)定性驗算 48 5.3.4 起升機構制動器設計 49 5.3.4.1起升機構制動器相關參數(shù)選擇 50 5.3.4.2起升機構制動器的設計計算 50 5.4 起升機構傳動裝置減速器選擇及傳動比的驗算 52 結論 53 參考文獻 54 摘要: 本文著重對汽車起重機的液壓系統(tǒng)做了研究和設計。對液壓系統(tǒng)的調速回路和回轉回路進行了改良設計，調速系統(tǒng)采用了更為合理的雙泵分合流開式系統(tǒng)，并且優(yōu)化了起升機構的結構，選用體積小、傳動比大的專用卷揚行星減速機，使起升機構結構更為緊湊?；剞D系統(tǒng)加轉了動態(tài)穩(wěn)定性較好的平衡閥，減少了沖擊，提高了操作精度。對變幅液壓缸進行結構和參數(shù)設計，具體進行了三鉸點受力模型的建立和分析，變幅液壓缸穩(wěn)定性的校核等工作。對起升機構進行了初步設計，主要對組合式焊接鑄造卷筒作了結構設計，運用完整的理論進行了筒壁的強度校核。 關鍵詞：液壓系統(tǒng)，變幅液壓缸，起升機構，雙泵分合流  第一章 緒論 1.1汽車起重機簡介 汽車起重機是一種將起重作業(yè)部分安裝在汽車通用或專用底盤上、具有載重汽車行駛性能的輪式起重機。根據(jù)吊臂結構可分為定長臂、接長臂和伸縮臂三種，前兩種多采用桁架結構臂，后一種采用箱形結構臂。根據(jù)動力傳動，又可分為機械傳動、液壓傳動和電力傳動三種。因其機動靈活性好，能夠迅速轉移場地，廣泛用于土木工程。 現(xiàn)在普遍使用的汽車起重機多為液壓伸縮臂汽車起重機，液壓伸縮臂一般有2~4節(jié)，最下(最外)一節(jié)為基本臂，吊臂內(nèi)裝有液壓伸縮機構控制其伸縮。 圖1.1所示為汽車 汽車汽車起重機的外形，該機采用黃河牌Jyl50C型汽車底盤，由起升、變幅、回轉、吊臂伸縮相交腿機構等組成，全為液壓傳動。 圖1.1 汽車 汽車汽車起重機 汽車起重機作業(yè)時必須先打支腿，以增大機械的支承面積，保證必要的穩(wěn)定性。因此，汽車起重機不能負荷行駛。 汽車起重機的主要技術性能有最大起重量、整機質量、吊臂全伸長度、吊臂全縮長度、最大起升高度、最小工作半徑、起升速度、最大行駛速度等。 1.2液壓傳動應用于汽車起重機上的優(yōu)缺點 液壓系統(tǒng)要實現(xiàn)其工作目的必須經(jīng)過動力源→控制機構→機構三個環(huán)節(jié)。其中動力源主要是液壓泵,傳輸控制裝置主要是一些輸油管和各種閥的連接機構,執(zhí)行機構主要是液壓馬達和液壓缸。這三種機構的不同組合就形成了不同功能的液壓回路。 泵—馬達回路是起重機液壓系統(tǒng)的主要回路，按照泵循環(huán)方式的不同有開式回路和閉式回路兩種。 開式回路中馬達的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷卻及沉淀過濾后再由液壓泵送入系統(tǒng)循環(huán)，這樣可以防止元件的磨損。但油箱的體積大，空氣和油液的接觸機會多，容易滲入。 閉式回路中馬達的回油直接與泵的吸油口相連，結構緊湊，但系統(tǒng)結構復雜，散熱條件差，需設輔助泵補充泄漏和冷卻。而且要求過濾精度高，但油箱體積小，空氣滲入油中的機會少，工作平穩(wěn)。 1.2.1優(yōu)點 1．在起重機的結構和技術性能上的優(yōu)點： 來自汽車發(fā)動機的動力經(jīng)油泵轉換到工作機構，其間可以獲得很大的傳動比，省去了機械傳動所需的復雜而笨重的傳動裝置。不但使結構緊湊，而且使整機重量大大的減輕，增加了整機的起重性能。同時還很方便的把旋轉運動變?yōu)槠揭七\動，易于實現(xiàn)起重機的變幅和自動伸縮。各機構使用管路聯(lián)結，能夠得到緊湊合理的速度，改善了發(fā)動機的技術特性。便于實現(xiàn)自動操作，改善了司機的勞動強度和條件。由于元件操縱可以微動，所以作業(yè)比較平穩(wěn)，從而改善了起重機的安裝精度，提高了作業(yè)質量。 采用液壓傳動，在主要機構中沒有劇烈的干摩擦副，減少了潤滑部位，從而減少了維修和技術準備時間。 2．在經(jīng)濟上的優(yōu)點： 液壓傳動的起重機，結構上容易實現(xiàn)標準化，通用化和系列化，便于大批量生產(chǎn)時采用先進的工藝方法和設備。此種起重機作業(yè)效率高，輔助時間短，因而提高了起重機總使用期間的利用率，對加速實現(xiàn)四個現(xiàn)代化大有好處。 1.2.2缺點 液壓傳動的主要缺點是漏油問題難以避免。為了防止漏油問題，元件的制造精度要求比較高。油液粘度和溫度的變化會影響機構的工作性能。液壓元件的制造和系統(tǒng)的調試需要較高的技術水平。 從液壓傳動的優(yōu)缺點來看，優(yōu)點大于缺點，根據(jù)國際上起重機的發(fā)展來看，不論大小噸位都采用液壓傳動系統(tǒng)。縱觀眾多用戶的反饋意見，液壓式汽車起重機深受他們的歡迎和好評。 1.3國內(nèi)汽車起重機行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀 1.3.1汽車起重機產(chǎn)品分類 汽車起重機按結構和性能分為普通汽車起重機、全地面汽車起重機和汽車起重運輸車。 汽車起重機 全地面起重機 汽車起重運輸車 圖片 產(chǎn)品定義 采用汽車通用底盤或專用底盤的起重機，懸架為板簧結構 懸架為油氣結構的起重機 具有吊重功能的載重汽車 適宜噸位范圍 5～130T 80～500T 1～20T 目前市場需求容量 20000輛左右 100輛左右 5000-10000輛左右 主要用途 物流倉儲轉運、道路橋梁、建筑、電力/煤炭建設等 林業(yè)、油田、物流等 國際上，汽車起重機的底盤性能等同于同樣整車總重的載重汽車，符合公路車輛的技術要求，起重量的范圍很大，可從8噸到1000噸，底盤的車軸數(shù)可從 2到10根，是產(chǎn)量最大、使用最廣泛的起重機類型。 1.3.2汽車起重機市場的規(guī)模 全球起重機市場（包括叉車、工程起重機械在內(nèi)）總銷售額約為1350億美元左右，主要分布在北美、日本、中國、俄羅斯、西歐等幾個主要區(qū)域。 近年來，中東、東南亞及其他發(fā)展中國家及新興市場伴隨城市化進程，固定資產(chǎn)投資巨大，吊裝等作業(yè)總量呈現(xiàn)迅速提高的趨勢；而對路面及作業(yè)環(huán)境要求不高，使汽車起重機持續(xù)景氣。中國汽車起重機市場規(guī)模相對較小，但由于產(chǎn)品附加值高，年總銷售額在40億元人民幣左右。 1.3.3國內(nèi)汽車起重機市場結構 國內(nèi)主要的汽車起重機生產(chǎn)企業(yè)包括：重慶大江工業(yè)(集團)有限責任公司、徐州工程機械集團有限公司、四川長江工程起重機有限責任公司、沈陽北方交通工程公司、三一汽車制造有限公司、馬尼托瓦克東岳重工有限公司、長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司、北起多田野(北京)起重機有限公司、安徽柳工起重機有限公司、泰安工程機械總廠等。其中，徐州工程機械集團有限公司、長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司是行業(yè)內(nèi)規(guī)模較大的企業(yè)。 從底盤供應企業(yè)來看，徐州工程機械集團有限公司、長沙中聯(lián)重工科技發(fā)展股份有限公司基本上用本單位生產(chǎn)的底盤，其底盤涵蓋了各個噸位的產(chǎn)品，偶爾也采購部分底盤。中國第一汽車集團公司、中國重型汽車集團泰安五岳專用汽車有限公司、東風汽車有限公司、東風汽車公司、湖北三環(huán)漢陽特種汽車有限公司（漢陽特種汽車制造廠）生產(chǎn)起重機底盤。 從歷年銷售情況看，汽車起重機市場主要集中在山東、江蘇、河北等中東部地勢平坦、礦產(chǎn)資源豐富、交通發(fā)達的地區(qū)。 經(jīng)過幾年的發(fā)展，汽車起重機市場用戶群體發(fā)生了較大的變化，由最初的以施工單位用戶為主逐漸轉變?yōu)橐詡€體用戶為主。 1.3.4市場競爭格局 國內(nèi)汽車起重機市場一直呈現(xiàn)徐重獨領風騷，中聯(lián)浦沅緊隨的競爭格局，近年來，三一成為汽車起重機行業(yè)的黑馬。徐重、浦沅集中在16、20和25噸的競爭區(qū)間，長起和泰起集中在8噸產(chǎn)品。 當前，汽車起重機行業(yè)的市場競爭呈現(xiàn)以下態(tài)勢： 1.二類底盤改裝的汽車起重運輸車因其因地制宜、兼有起重和運輸?shù)碾p重功能將發(fā)展成為市場熱點； 2.開發(fā)高附加值的大噸位產(chǎn)品、全地面起重機成為企業(yè)追求利潤的增長點； 3.汽車起重機操縱方式由機械式向先導式和電比例式方向發(fā)展； 4.主臂的不斷改進是產(chǎn)品競爭的亮點； 5.行駛駕駛室與起重操縱室自動化設置； 6.國內(nèi)品牌主導市場的格局仍將維持很長時間。 1.4本課題來源 汽車起重機的液壓系統(tǒng)起著驅動和控制汽車起重機各機構動作的作用。其性能好壞對起重機有著十分重要的影響。目前，我國生產(chǎn)8噸汽車起重機的廠家較多，品種也很雜，不同的廠家和不同的品種，其液壓系統(tǒng)和液壓元件都不一致，給生產(chǎn)、使用及維修帶來很多麻煩，同時其性能也較低，不適于現(xiàn)代智能高效小型汽車起重機發(fā)展的需要。為此對傳統(tǒng)型汽車汽車起重機的液壓系統(tǒng)進行了如下幾方面的研究。老8噸汽車起重機都是采用單泵單馬達（定量式)、串聯(lián)油路、開式系統(tǒng)，所有的工作機構都靠一個油源供油，難于同時滿足不同機構的速度和功率匹配的需要，例如起升機構為了滿足起升速度的要求，需要較大的流量，而伸縮、變幅、回轉及支腿則需要較小的流量即可，因此只好靠控制發(fā)動機的油門及在機構上采取一些措施解決這一矛盾，但這是有一定限度的。還存在一些問題，起升速度低，最高起升速度只有8m／min，起升速度調節(jié)范圍小。 (式1-1) 如下式所示[9]： 式中：-卷筒直徑 -液壓馬達的容積效率 -液壓油泵的排量 -卷揚機的減速比 -鋼絲繩的倍率 -液壓馬達的排量 -液壓油泵的容積效率 -發(fā)動機的轉速 由上式可見，起升速度的大小，主要靠發(fā)動機的油門調節(jié)，當油門過小時，發(fā)動機的動力特性較差，容易滅火，輕載及空載時，速度太慢，生產(chǎn)率低。 新型汽車汽車起重機，采用了雙泵單馬達、分合流油路、開式系統(tǒng)，根據(jù)各機構的不同速度和功率的要求，變幅、伸縮、回轉及支腿用小泵2供油，起升用大泵l供油，起升與其余各機構都可以進行聯(lián)合動作，提高工作效率，同時起升輕載及空載時，泵2與泵l可以同時合流供給起升，提高起升速度，擴大調速范圍，如下式所示[9]： (式1-2) 式中：-泵1的排量 -泵2的排量 -泵1及泵2的容積效率 由上式可見，除發(fā)動機的油門調節(jié)起升速度外，還可以通過分合流型式調節(jié)起升速度，當重載時，用分流方式，即泵2不參與起升工作，此時提升速度為低速；當空載或輕載時用合流方式。 1.5本課題主要研究工作 本課題主要針對汽車起重機的功能、組成和工作特點，結合國內(nèi)外汽車起重機的運用現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，設計一款能夠適應國內(nèi)外工程建設的輕型汽車起重機（汽車）液壓系統(tǒng)。在設計本機液壓系統(tǒng)時，明確設計任務和設計要求，不要偏離題目；仔細研究設計方案，理清設計思路，使設計過程清晰化。在做好以上兩點的基礎上。進行以下研究工作： 1、分析已有的汽車起重機，結合本設計任務，了解其優(yōu)缺點，把握其發(fā)展方向。 2、對當下具有成熟技術的液壓回路進行分析研究和學習。 3、根據(jù)本機液壓系統(tǒng)工作特點，在滿足高效節(jié)能的功能前提下可以進行液壓系統(tǒng)原理創(chuàng)新設計。 4、對設計好的液壓原理系統(tǒng)進行計算，選擇合適的液壓元件，并對其性能進行驗算，包括壓力損失和系統(tǒng)發(fā)熱等。 5、對起升機構進行分析計算和結構設計，使其結構緊湊合理，壽命長。 6、選取變幅液壓缸進行計算設計，提高其可靠性。 注：整機基本參數(shù)應符合《汽車起重機基本參數(shù)》標準。 第2章 液壓系統(tǒng)性能分析與原理設計 2.1 汽車典型工況分析及對液壓系統(tǒng)要求 2.1.1 汽車典型工況的分析 根據(jù)起重機試驗規(guī)范，以及很多操作者的實際經(jīng)驗，可確定表2.1的三種工況，作為輕型汽車起重機的典型工況。設計液壓系統(tǒng)時要求各系統(tǒng)的動作能夠滿足這些工況要求。 表2.1 汽車起重機典型工況表 序號 工 況 一次循環(huán)內(nèi)容 特 點 1 基本臂； 相應的工作幅度 吊重起升－回轉－下降－起升－回轉－下降（中間制動一次） 起重噸位大，動作單一，很少與回轉等機構組合動作 2 全長臂 相應的工作幅度 卷揚起升－回轉－卷揚下降－卷揚起升－回轉－卷揚下降 （中間制動一次） 運用較多的情況，能滿足小噸位的工作 3 最長臂； 主臂加副臂；相應的工作幅度； （起升＋回轉）－變幅－下降－（起升＋回轉）－下降（中間制動一次） 起重噸位小，一般在一到兩噸之間 2.1.2 對液壓系統(tǒng)要求 根據(jù)汽車起重機的典型工作狀況對系統(tǒng)的要求主要反映在對以下幾個液壓回路的要求上。 1. 起升回路 （1）能方便的實現(xiàn)合分流方式轉換，保證工作的高效安全。 （2）要求卷揚機構微動性好，起、制動平穩(wěn)，重物停在空中任意位置能可靠制動，即二次下滑問題，以及二次下降時的重物或空鉤下滑問題，即二次下降問題。 2. 回轉回路 （1）具有獨立工作能力。 （2）回轉制動應兼有常閉制動和常開制動（可以自由滑轉對中），兩種情況。 3. 變幅回路 （1）帶平衡閥并設有二次液控單向閥鎖住保護裝置。 （2）要求起落臂平穩(wěn)，微動性好，變幅在任意允許幅值位置能可靠鎖死。 （3）要求在有載荷情況下能微動。 （4）平衡閥應備有下腔壓力傳感器接口，作為力矩限制器檢測星號源。 4. 伸縮回路 本機伸縮機構采用三節(jié)臂（含有兩個液壓缸），由于本機為輕型起重機為了使本機運用廣泛，實現(xiàn)各節(jié)臂順序伸縮。各節(jié)臂能按順序伸縮，但不能實現(xiàn)同步伸縮。 5. 控制回路 （1）為了使操縱方便總體要求操縱手柄限制為兩個。 （2）操縱元件必須具有45°方向操縱兩個機構聯(lián)動能力。 6. 支腿回路 （1）要求垂直支腿不泄漏，具有很強的自鎖能力（不軟腿）。 （2）要求前后組支腿可以進行單獨調整。 （3）要求支腿能夠承載最大起重時的壓力，并且有足夠的防傾翻力矩。 （4）起重機行走時不產(chǎn)生掉腿現(xiàn)象。 2.2 對汽車液壓系統(tǒng)各主要回路的分析 汽車起重機液壓系統(tǒng)一般由起升、變幅、伸縮、回轉、支腿和控制六個主回路組成。從圖2.1可以看出，各個回路之間具有不同的功能、組成和工作特點。 圖2.1 汽車起重機各回路工作狀態(tài) 1.起升回路： 起升回路起到使重物升降的作用。起升回路的分析詳見第五章起升回路的設計。 2.回轉回路： 回轉回路起到使吊臂回轉，實現(xiàn)重物水平移動的作用?；剞D回路主要由液壓泵、換向閥、平衡閥、液壓離合器和液壓馬達組成。 回轉機構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計成全回轉式的，即可在左右方向任意進行回轉。 液壓驅動的小起重量起重機，通過液壓回路和換向閥的合適機能，可以使回轉機構不裝制動器，同時保證回轉部分在任意位置上停住，并避免沖擊。高速液壓馬達的驅動形式，在汽車式、輪胎式和鐵路起重機上應用廣泛。如圖2.2，低速大扭矩液壓馬達的轉速每分鐘在0-100轉范圍內(nèi)，因此，可以直接在油馬達軸上安裝回轉機構的小齒輪，如馬達輸出扭矩不滿足傳動要求，可以加裝機械減速裝置。該形式在一些小噸位汽車起重機上有所應用。可以在液壓馬達輸出軸上加裝制動器。 圖2.2低速大扭矩液壓馬達回轉機構 采用低速大扭矩液壓馬達可以省去或減小減速裝置，因此機構很緊湊。但低速大扭矩液壓馬達成本高，使用可靠性不如高速液壓馬達，加之可以采用結構緊湊、傳動比大的行星傳動或蝸輪傳動，高速液壓馬達在起重機的回轉機構中使用廣泛。綜上所述，汽車回轉機構設計為高速液壓馬達加裝制動器的回轉機構，其基本回路如下圖2.3。 圖2.3 回轉回路 3.變幅回路： 絕大部分工程起重機為了滿足重物裝、卸工作位置的要求，充分利用其起吊能力（幅度減小能提高起重量），需要經(jīng)常改變幅度。變幅回路則是實現(xiàn)改變幅度的液壓工作回路，用來擴大起重機的工作范圍，提高起重機的生產(chǎn)率。變幅回路主要由液壓泵、換向閥、平衡閥和變幅液壓缸組成（圖2.4）。 圖2.4 變幅回路 工程起重機變幅按其工作性質可分為非工作性變幅和工作性變幅兩種。非工作性變幅指只是在空載條件下改變幅度。它在空載時改變幅度，以調整取物裝置的位置，而在重物裝卸移動過程中，幅度不改變。這種變幅次數(shù)一般較少，而且采用較低的變幅速度，以減少變幅機構的驅動功率，這種變幅的變幅機構要求簡單。工作性變幅能在帶載的條件下改變幅度。為了提高起重機的生產(chǎn)率和更好地滿足裝卸工作的需要，常常要求在吊裝重物時改變起重機的幅度，這種類型的變幅次數(shù)頻繁，一般采用較高的變幅速度以提高生產(chǎn)率。工作性變幅驅動功率較大，而且要求安裝限速和防止超載的安全裝置。與非工作性變幅相比，這種變幅要求的變幅機構較復雜，自重也較大，但工作機動性卻大為改善。汽車起重機由于使用了支腿，除了吊非常輕的重物之外，必須帶載變幅。 4.伸縮回路： 具有臂架伸縮機構的起重機，不需要接臂和拆臂，縮短了輔助作業(yè)時間。臂架全部縮回以后，起重機外形尺寸減小，提高了機動性和通過性。臂架采用液壓伸縮機構，可以實現(xiàn)無級伸縮和帶載伸縮，擴大了汽車和輪胎起重機、鐵路救援起重機在復雜使用條件下的使用功能。 伸縮回路主要由液壓泵、換向閥、液壓缸和平衡閥組成，根據(jù)伸縮高度和方式不同其液壓缸的節(jié)數(shù)結構也就大不相同。 具有三節(jié)或三節(jié)以上的吊臂，各節(jié)臂的伸縮基本有三種形式：順序伸縮、同步伸縮和獨立伸縮。 順序伸縮就是各節(jié)伸縮臂按一定先后次序完成伸縮動作。同步伸縮是指各節(jié)伸縮臂 以相同的行程比率同時伸縮。獨立伸縮是指各節(jié)伸縮臂無關聯(lián)地獨立進行伸縮動作。顯然，獨立伸縮機構同樣也可以完成順序伸縮或同步伸縮的動作。如圖2.5所示。 圖2.5 臂架伸縮方式 （a）-順序伸縮 （b）-同步伸縮 為了使起重機各節(jié)伸縮臂伸出后的載荷和起重機的起重量特性相適應，伸臂的順序為2（二節(jié)臂）→3（三節(jié)臂）的順序伸出，1為基本臂，而縮回按相反的順序，即3→2的順序縮回。下面介紹實現(xiàn)順序伸縮的幾種方案。 圖2.6是利用各油缸有效面積差控制伸縮順,即Ⅰ號伸縮油缸活塞面積大，Ⅱ.Ⅲ號伸縮油缸活塞面積逐次減小。各活塞腔是聯(lián)通的，各油缸活塞桿腔也是聯(lián)通的。很顯然I號伸縮油缸先伸出，其次是Ⅱ號和Ⅲ號伸縮油缸伸出。平衡閥Ki可以保證吊臂在載荷下平穩(wěn)收縮，同時還可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外為了保證吊臂回縮時按預定的順序，不至因自重和滑動阻力變化等因素影響。平衡閥的開啟壓力應該設定為足K1最大，K3最小。 圖2.7是用單向順序閥控制順序的一種方案。扳動操縱閥S，使A與P接通，同時B與O也通，此時伸縮油缸I伸出。油缸I伸出到位后，隨著活塞腔油壓力的升高，單向順序閥S1被打開，于是伸縮油缸Ⅱ伸出。 油缸伸出到位后，油壓繼續(xù)升高單向順序閥S2也開啟，于是伸縮油缸量開始伸出。該機構縮回過程同前一方案。與前一方案比較，此方案對油缸面積無特殊要求，有利于減輕自重。圖中的雙單向閥d1與d2，其作用是使順序閥中的溢流流入主油道，這樣可以省去兩根回油管和軟管卷簡。 圖2.8是電液操縱閥控制順序的一種方案。扳動操縱閥S，A和P、B和O接通。壓力油經(jīng)電液換向閥Cl及平衡閥Kl進入到伸縮油缸I活塞腔，伸縮油缸I開始伸出。若電液換向閥Cl換位，則壓力油改道上行，經(jīng)電液換向閥C2及平衡閥K2進入伸縮油缸Ⅱ，于是伸縮油缸E開始伸出。若電液換向閥C2換位，則壓力油二次改道上行，進入伸縮油缸Ⅲ伸出。 與前述方案比較，由于該機構裝有電液閥，從而需要設置電線和電線卷簡，但該方案的伸縮順序有可靠保證。綜上所述汽車伸縮回路選擇差積式順序伸縮回路。 圖2.6 差積式順序伸縮原理 圖2.7 單向順序閥順序伸縮原理 圖2.8電液換向閥順序伸縮原理 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸縮油缸；S-操縱閥； d1.d2-雙向液壓閥；-平衡閥； Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸縮油缸；S-操縱閥； -平衡閥。 S1.s2-單項順序閥；Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸縮油缸；S-操縱閥； c1.c2-電液換向閥 5.支腿回路：支腿回路主要由液壓泵、水平液壓缸、垂直液壓缸和換向閥組成。 起重機設置支腿機構，目的是增加起重機的穩(wěn)定性及起重能力。支腿機構在作業(yè)時承受整機的自重和吊重，要求結構堅固，動作可靠。 目前支腿大都采用液壓支腿。支腿機構有三種基本形式：蛙式支腿、H型支腿和X型支腿（如圖2.9、2.10）。蛙式支腿結構簡單，跨距小，只適用于中小噸位起重機上使用。 圖2.9 H型支腿 圖 2.10 X型支腿 1-水平液壓缸；2-垂直液壓缸 1-垂直液壓缸；2-車架；3-伸縮液壓缸；4-固定腿；5-活動腿 汽車起重機設置支腿可以大大提高起重機的起重能力。為了使起重機在吊重過程中安全可靠，支腿要求堅固可靠，伸縮方便。在行駛時收回，工作時外伸撐地。還可以根據(jù)地面情況對各支腿進行單獨調節(jié)。 2.3液壓系統(tǒng)類型的擬定 2.3.1本機液壓系統(tǒng)分析 根據(jù)開式和閉式系統(tǒng)的優(yōu)缺點、典型工況，結合國內(nèi)外同類產(chǎn)品的具體情況，液壓系統(tǒng)決定選用多泵多回路和多種型式的高壓變量系統(tǒng)。為了使液壓系統(tǒng)更加易于檢修和使結構更簡單明了，在起升、回轉、伸縮、變幅、支腿和控制6個液壓回路中全部采用開式油路。 由于本機屬于輕型起重機，回轉比較頻繁，所以回轉油路由變量泵和定量馬達組成。 伸縮回路有兩節(jié)伸縮臂和兩個液壓缸，液壓缸與鋼繩組合實現(xiàn)同時伸縮。 輕型起重機的變幅機構，采用單缸回路。 為了提高效率，本輕型起重機回轉、伸縮、變幅回路可以協(xié)調工作。因此采用了三個三位四通換向閥來分別控制三個動作，這樣操作起來十分方便，簡單。 支腿回路采用H式支腿，因為本機為輕型起重機，支腿不外伸，每一支腿只有一個垂直液壓缸，支腿伸出后成H形。支腿回路的各油缸均采用手柄操縱換向閥來實現(xiàn)各種控制?；芈分兄扔吐芬嚎貑蜗蜷y可以防止支腿軟腿現(xiàn)象。 根據(jù)汽車起重機的工況，支腿回路、回轉回路、伸縮回路和變幅回路通常單獨工作，所以可以采用同一個液壓泵并聯(lián)組合供油。 2.3.2各機構動作組合、分配及控制 1. 各機構組合情況 起伸機構 伸縮機構 回轉機構 變幅機構 支腿機構 圖2．11 各機構動作組合情況 支腿機構在起升過程中不能動作，但是支腿回路不工作時其他的回路均不能工作，起升與變幅，伸縮、回轉回路要有組合動作功能，回轉、伸縮、變幅回路之間不需要組合動作。各機構組合情況如圖2.11所示。 2. 動力分配情況 根據(jù)設計要求、工作情況、起重量等，本機的動力分配如圖2.12所示： 變幅機構 回轉機構 伸縮機構 支腿機構 卷揚機構 合流 泵2 泵1 分動箱 圖2.12上車動力分配情況 2.4 汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作原理總成 汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作原理如圖2.13所示。該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，動力源采用雙聯(lián)齒輪泵，由汽車發(fā)動機通過底盤上的分動箱驅動。液壓泵從油箱中吸油，輸出的液壓油經(jīng)手動閥組A和B輸送到各個執(zhí)行元件。整個系統(tǒng)由支腿收放、吊臂變幅、吊臂伸縮、轉臺回轉和吊重起升五個工作回路所組成，且各部分都具有一定的獨立性。整個系統(tǒng)分為上下兩部分，除液壓泵、過濾器、溢流閥、閥組A及支腿部分外，其余元件全部裝在可回轉的上車部分。油箱裝在上車部分，兼作配重。上下兩部分油路通過中心回轉接頭連通。支腿收放回路和其他動作回路采用一個二位三通手動換向閥進行切換。 圖2.13 汽車起重機液壓系統(tǒng)圖 表2.2 液壓系統(tǒng)主要元器件 2.4.1支腿收放回路 由于汽車輪胎支撐能力有限，且為彈性變形體，作業(yè)時很不安全，故在起重作業(yè)前必須放下前、后支腿，用支腿承重使汽車輪胎架空。在行駛時又必須將支腿收起，輪胎著地。為此，在汽車的前、后兩端各設置兩條支腿，每條支腿均配置有液壓缸。前支腿兩個液壓缸同時用一個三位四通手動換向閥（5-2）控制其收、放動作，而后支腿兩個液壓缸則用另一個三位四通手動換向閥（5-3）控制其收、放動作。為確保支腿能停放在任意位置并能可靠地鎖住，在支腿液壓缸的控制回路中設置了雙向液壓鎖。 當三位四通手動換向閥（5-2）工作在左位時，前支腿放下，其油路為： 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）左位→手動換向閥（5-2）左位→前支腿液壓缸上腔。 回油路：前支腿液壓缸下腔→液控單向閥→手動換向閥（5-2）左位→手動換向閥（5-1）左位→油箱。 當三位四通手動換向閥（5-2）工作在右位時，前支腿收回，其油路為： 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）左位→手動換向閥（5-2）右位→前支腿液壓缸下腔。 回油路：前支腿液壓缸上腔→液控單向閥→手動換向閥（5-2）右位→手動換向閥（5-1）左位→油箱。 后支腿液壓缸用三位四通手動換向閥（5-3）控制，其油路流動情況與前支腿油路類似。 2.4.2吊臂變幅回路 吊臂變幅是通過改變吊臂的起落角度來改變作業(yè)高度。吊臂的變幅運動由變幅液壓缸驅動，變幅要求能帶載工作，動作要平穩(wěn)可靠。本機為小噸位吊車采用單個變幅液壓缸變幅方式。為防止吊臂在停止階段因自重而減幅，在油路中設置了平衡閥13,提高了變幅運動的穩(wěn)定性和可靠性。吊臂變幅運動由三位四通手動換向閥（10-1）控制，在其工作過程中，通過改變手動換向閥（10-1）開口的大小和工作位，即可調節(jié)變幅速度和變幅方向。 吊臂增幅時，三位四通手動換向閥（10-1）左位工作，其油路為： 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）右位→手動換向閥（10-1）左位→平衡閥（13）中的單向閥→變幅液壓缸下腔。 回油路：變幅液壓缸上腔→手動換向閥（10-1）左位→手動換向閥（10-2）中位→手動換向閥（10-3）中位一油箱。 吊臂減幅時，三位四通手動換向閥（10-1）右位工作，其油路為 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）右位→手動換向閥（10-1）右位→變幅液壓缸上腔。 回油路：變幅液壓缸下腔→平衡閥1→手動換向閥（10-1）右位→手動換向閥（10-2）中位→手動換向閥（10-3）中位→油箱。 2.4.3吊臂伸縮回路 吊臂由基本臂和伸縮臂組成，伸縮臂套裝在基本臂內(nèi)，由吊臂伸縮液壓缸驅動進行伸縮運動。本系統(tǒng)是利用各油缸有效面積差控制伸縮順,即Ⅰ號伸縮油缸活塞面積大，Ⅱ號伸縮油缸活塞面積小。各活塞腔是聯(lián)通的，各油缸活塞桿腔也是聯(lián)通的。很顯然I號伸縮油缸先伸出，其次是Ⅱ號伸縮油缸伸出。 平衡閥Ki可以保證吊臂在載荷下平穩(wěn)收縮，同時還可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外為了保證吊臂回縮時按預定的順序，不至因自重和滑動阻力變化等因素影響。平衡閥的開啟壓力應該設定為足K1大，K2小。為使其伸縮運動平穩(wěn)可靠，并防止在停止時因自重而下滑，在油路中設置了平衡閥11。吊臂伸縮運動由三位四通手動換向閥（10-2）控制，當三位四通手動換向閥（10-2）工作在左位或右位時，分別驅動伸縮液壓缸伸出或縮回。吊臂伸出時的油路為： 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）右位→手動換向閥（10-1）中位→手動換向閥（10-2）左位→平衡閥11中的單向閥→伸縮液壓缸下腔。 回油路：伸縮液壓缸上腔→手動換向閥（10-2）左位→手動換向閥（10-3）中位→油箱。 吊臂縮回時的油路為： 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）右位→手動換向閥（10-1）中位→手動換向閥（10-2）右位→伸縮液壓缸上腔。 回油路：伸縮液壓缸下腔→平衡閥11→手動換向閥（10-2）右位→手動換向閥（10-3）中位→油箱。 2.4.4轉臺回轉回路 轉臺的回轉由一個小轉矩高速液壓馬達驅動。通過行星減速機構減速，轉臺的回轉速度為0~5r／min。為了提高工作效率，并且確保安全，本系統(tǒng)加裝由平衡閥、二次溢流閥、梭閥、制動器組成的回轉緩沖裝置?；剞D液壓馬達的回轉由三位四通手動換向閥（10-3）控制，當三位四通手動換向閥（10-3）工作在左位或右位時，分別驅動回轉液壓馬達正向或反向回轉。其油路為： 進油路：過濾器0→液壓泵（1-1）→手動換向閥（5-1）右位→手動換向閥（10-1）中位→手動換向閥（10-2）中位→手動換向閥（10-3）左(右)位→正反轉平衡閥（15-3）（15-4）→回轉液壓馬達。 回油路：回轉液壓馬達→正反轉平衡閥（15-3）（15-4）→手動換向閥（10-3）左(右)位→油箱。 2.4.5吊重起升回路 吊重起升是系統(tǒng)的主要工作回路。吊重的起吊和落下作業(yè)由一個大轉矩液壓馬達驅動卷揚機來完成。起升液壓馬達的正反轉有一個三位四通換向閥（10-3）控制。馬達轉速的調節(jié)(即起吊速度) 主要通過改變泵一二分合流方式來實現(xiàn)，還可以通過調節(jié)發(fā)動機轉速及手動換向閥（10-3）的開口來調節(jié)?；芈分性O有平衡閥(19)，用以防止重物因自重而下滑。由于液壓馬達的內(nèi)泄漏比較大，當重物吊在空中時，盡管回路中設有平衡閥，重物仍會向下緩慢滑落，為此，在液壓馬達的驅動軸上設置了制動器。當起升機構工作時，在系統(tǒng)油壓的作用下，制動器液壓缸使閘塊松開，當液壓馬達停止轉動時，在制動器彈簧的作用下，閘塊將軸抱死進行制動。當重物在空中停留的過程中重新起升時，有可能出現(xiàn)在液壓馬達的進油路還未建立起足夠的壓力以支撐重物時，制動器便解除了制動，造成重物短時間失控而向下滑落。為避免這種現(xiàn)象的出現(xiàn)，在制動器油路中設置了單向節(jié)流閥(16)。通過調節(jié)該節(jié)流閥開口的大小，能使制動器抱閘迅速，而松閘則能緩慢地進行。 2.4.6 汽車起重機液壓系統(tǒng)的工作情況表 2.4.7 汽車起重機液壓系統(tǒng)的特點 汽車起重機的液壓系統(tǒng)有如下幾個特點： 1)該系統(tǒng)為雙泵雙回路、分合流油路、開式、串聯(lián)系統(tǒng)，采用了換向閥串聯(lián)組合，不僅各機構的動作可以獨立進行，而且在輕載作業(yè)時，可實現(xiàn)起升和回轉復合動作，以提高工作效率。 2)系統(tǒng)中采用了平衡回路、縮緊回路和制動回路，保證了起重機的工作可靠，操作安全。 3)采用了三位四通手動換向閥換向，不僅可以靈活方便地控制換向動作，還可通過手柄操縱來控制流量，實現(xiàn)節(jié)流調速。在起升工作中，除了分合流油路可方便實現(xiàn)高低速切換外，將節(jié)流調速方法與控制發(fā)動機轉速的方法結合使用，可以實現(xiàn)各工作部件微速動作。 4)各三位四通手動換向閥均采用了M型中位機能，使換向閥處于中位時能使系統(tǒng)卸荷，可減少系統(tǒng)的功率損失，適宜于起重機進行間歇性工作。 注：平衡閥主要的功能不是鎖定執(zhí)行元件的位置,是用來防止執(zhí)行器失速或慣性沖擊的。 第3章 液壓系統(tǒng)計算 3.1　主要液壓元件的選擇 8 噸液壓汽車起重機的液壓元件較多,計算比較復雜,選擇時應盡量選用標準元件,只有在特殊情況下,才考慮設計專用元件。下面僅以起升馬達和液壓泵為例。 3.1.1 8 噸液壓汽車起重機的主要技術參數(shù)的初定 最大起重量8噸； 最高提升速度=15； 起升減速傳動比=21.6、效率=0.92； 起升卷筒上鋼絲繩最外層直徑=411mm； 吊鉤滑輪組倍率為=6,效率=0.95； 鋼絲繩導向滑輪效率=0.96； 液壓系統(tǒng)額定壓力初定為=18=18×106； 以上參數(shù)在下述計算中不再標出。 3.1.2 　起升馬達的計算和選擇 (式3-1) (1) 作用于鋼絲繩上的最大靜拉力[9] 式中: — 起重量(N) =8000kg=8000kg×9.8N/kg=78400N (2) 起升馬達所受最大扭矩[9] (式3-2) 式中: — 動力系數(shù) = 1+0.35 V 則 = 1+ 0.35×0.25 =1.088 V — 最高起升速度 V =15m/min =0.25m/s (式3-3) (3) 液壓馬達的排量[9] —液壓馬達機械效率,通常取= 0.92 (式3-4) (4) 液壓馬達轉速[9] (5) 液壓馬達的選擇 齒輪式和葉片式輸出扭矩較小, 且不適于低速傳動, 因此, 一般情況下均采用柱塞式液壓馬達。 柱塞式液壓馬達可分為徑向柱塞式和軸向柱塞式兩種。軸向柱塞式液壓馬達除具有轉速范圍寬、扭矩大的優(yōu)點外,還具有結構緊湊、徑向尺寸小、轉動慣量小等優(yōu)點,故選用之。根據(jù)對國產(chǎn)軸向柱塞式液壓馬達產(chǎn)品的性能比較,8 噸液壓汽車起重機選用了上海液壓泵廠引進西德海卓瑪?shù)倏斯炯夹g生產(chǎn)的A2F6.1系列斜軸式定量馬達,型號為A2F56W6.1,輸入排量為56.1cm3/r,最高轉2390r/min最大輸入流量131L/min,最大功率78, 最大輸出扭312N·m,其詳細數(shù)據(jù)見附錄1。 3.1.3 液壓泵的計算和選擇 (1) 液壓泵的工作壓力[9] (式3-6) (式3-5) ≥ + 式中: —液壓馬達的最大工作壓力 式中: —起升馬達所受最大扭矩= 141.6 —起升馬達排量(cm3/r), = 56.1cm3/r —起升馬達機械效率 = 0.92 —沿程壓力損失和局部壓力損失之和,一般取5～15bar , 則液壓泵的最大工作壓力≥17.3 + 1.5 = 18.8 (2) 液壓泵的流量 > 式中: —系統(tǒng)泄漏系統(tǒng),其值為1.1～1.3,現(xiàn)取= 1.3 —液壓馬達所需最大流量 = 式中:—液壓馬達最高轉速,=1506 r/min = 1506 ×56.1=84486.6cm3/min = 84.5 l/min 則液壓泵的流量=1.3×84.5=109.9 l/min (3) 液壓泵的選擇 液壓泵主要有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵三種。對于汽車起重機,其液壓系統(tǒng)負載大、功率大、精度要求不高。所以, 一般采用齒輪泵。根據(jù)系統(tǒng)的要求以及壓力、流量的需要,8 噸液壓汽車起重機選擇了40/32 型雙聯(lián)齒輪泵,型號為：CBG40/32-H，其最高工作壓力25,最高轉速2500r/min ,兩泵的理論排量分別為40cm3/r 和32cm3/r，合流最大流量為180L/min。當發(fā)動機經(jīng)分動箱輸出速度為1500 r/min時，流量為108L/min。型號為：CBG40/32-H。 3.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 3.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 由于液壓阻力產(chǎn)生的壓力損失以及整個系統(tǒng)的機械損失和容積損失組成了能量的總損失，這些能量根據(jù)守恒定律，它不會自行消失而是轉化成了熱能，從而使油液的溫度升高，油溫過高，不僅使油的性質發(fā)生變化，影響系統(tǒng)工作，而且會引起容積效率的下降，因此，油溫必須控制在一定的范圍內(nèi)，保證基本臂最大起重量40個工作循環(huán)后，油箱內(nèi)液壓油的相對溫升在不加冷卻器的情況下，不超過75°（見[1]）。對于復雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率[1]： 式中是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，是輸出的有效功率[1]。 (式3-7) (式3-8) 式中為工作周期 s z、n、m分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量 、、分別為第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率 為第i臺泵工作時間 s 、、為液壓馬達的外載轉矩、轉速、工作時間 、rad/s、s 、為液壓缸外載荷及此載荷時的行程，N、m 起重機的一個工作循環(huán)包括起升、回轉、變幅、伸縮臂、下降、空載、回轉、裝料等工序。在整個循環(huán)中，依據(jù)經(jīng)驗估算出所需時間為280 s 總的發(fā)熱功率為=37.6-23.5=14.1 3.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且計算發(fā)熱功率時，也應考慮管路表面散熱[1]： (式3-9) 式中為油箱散熱系數(shù)，見[1]，選擇=15； 為管路散熱系數(shù)，見[1]，選擇=14； 、分別為油箱、管道的散熱面積 為油溫與環(huán)境溫度之差 若系統(tǒng)達到熱平衡，則，油溫不再升高，此時，最大溫差[1] (式3-10) 環(huán)境溫度為，則油溫。 油箱散熱面積的計算 在以上章節(jié)計算油箱的容量為2.45，據(jù)[1]，V=0.8abh 現(xiàn)假設油箱底面為正方形a=b=1.5m，求得h為1.36m =1.8h(a+b)+1.5ab=10.719 =87.67+25=112.67 計算出來的溫度遠遠高于所限制的溫度，現(xiàn)在采用安裝冷卻器的方法來降低溫度。據(jù)[1]，根據(jù)熱交換量14.1和油的流量(40+32)ml/r ×1500r/min合108L/min，在表37.10-36中選擇型號為2LQFLA1.46F的冷卻器，它能保持油液溫度在55左右。 油箱的尺寸基本確定如下： 長a=1.5m、寬b=1.5m、高h=1.36m。 第4章 變幅液壓缸設計 液壓缸設計包括結構設計和基本參數(shù)計算兩部分。由于各種液壓缸的用途和工作要求不同，其主要參數(shù)間又互有聯(lián)系，故設計時需要反復比較，綜合考慮才能得到較理想的結果。液壓缸設計沒有嚴格規(guī)定的步驟和統(tǒng)一的格式，而是根據(jù)掌握的原始資料基本上按如下步驟和內(nèi)容進行。 4.1變幅液壓缸的結構設計 液壓缸的結構設計包括缸筒和缸蓋的連接形式、活塞和活塞桿的連接形式排氣裝置的選擇和最小導向長度的確定。 4.1.1缸體端部連接結構 缸體端部連接結構與液壓缸的工作壓力、材料及工作條件有關。在工程機械常用的連接形式如圖4.1至4.4。 圖4.1所示為外螺紋連接。缸體1的端部加工有外螺紋與缸蓋2連接，螺紋連接質量輕，外徑小，但結構較復雜，裝卸時要有專用工具，同心度要求高。 圖4.2所示為卡簧連接。其結構簡單、拆裝方便，外徑較??；缺點是連接強度差，當液壓缸工作壓力較高或受到較大沖擊載荷時，導向套的環(huán)槽易被壓壞而使卡簧脫出。 圖4.3所示為內(nèi)卡環(huán)連接(又稱半環(huán)連接)結構緊湊，加工容易，裝卸方便，能承受較大的沖擊載荷，避免了卡簧連接安全可靠性差的缺點。這種連接要在缸體上開環(huán)形槽，在一定程度上削弱了缸體的強度。這是液壓缸設計中應注意的。 圖4.4所示為法蘭連接。其加工、裝卸方便，連接強度高，安全可靠；但缸體外徑和質量都比較大。因此，在液壓缸工作壓力高，或經(jīng)常受到?jīng)_擊載荷的情況下選用法蘭連接才較為適宜。 綜上所述，缸體連接形式選用無縫鋼管焊接配合導向套螺栓連接形式。 圖4.1外螺紋連接 圖4.2卡簧連接 1缸體，2缸蓋，3導向套，4緊固螺釘 ，5活塞桿 1缸蓋，2卡簧，3導向套，4缸體 圖4.3內(nèi)卡鍵連接 圖4.4 法蘭連接 圖4.5 活塞與活塞桿的連接結構 1缸體，2導向套，3內(nèi)卡鍵 1缸體，2 O型密封圈， （a）螺紋連接，（b）卡環(huán)連接 （平環(huán)），4套筒，5軸向彈簧擋圈， 3 Y型密封圈，4 螺栓， 6活塞桿，7防塵圈，8 Y型密封圈， 5法蘭盤， 6活塞桿 9 O型密封圈 4.1.2活塞與活塞桿的連接方式 活塞與活塞桿的連接方式一般采用螺紋連接和卡環(huán)連接。螺紋連接如圖4.5a所示，結構簡單、實用，應用較為普遍。當工作機械振動較大時螺紋易松動，故必須采取防松措施。 卡環(huán)連接如圖4.5b所示，這種連接比較可靠，可以承受較大的工作壓力和機械振動，且結構簡單、裝卸方便。多用于工程機械。 此外，也有采用焊接方式的。焊接結構簡單、軸向尺寸緊湊，但不能拆換。 4.1.3活塞桿頭部結構 活塞桿頭部直接與工作機構連接，根據(jù)與負載連接的要求不同，活塞桿頭部主要有以下幾種結構，見圖4.6。其中圖4.6a)、4.6c)為單耳環(huán)不帶襯套的結構；圖4.6b)為單耳環(huán)帶襯套的結構；圖4.6d)為雙耳環(huán)結構；圖4.6e)為球頭結構；圖4.6f)、4.6g)分別為外螺紋及內(nèi)螺紋結構。 圖4.6 活塞桿頭部結構 4.1.4缸體安裝形式 工程機械上液壓缸的安裝形式常采用單耳環(huán)形、單耳球鉸形和鉸軸形，見圖4.7。單耳球鉸形能更好地保證液壓缸為軸心受力。缸底耳環(huán)通常與缸做成整體式或焊接而成。鉸軸可根據(jù)卞機的要求焊接在缸體的任意中間部位。缸體安裝和活塞頭部結構形式的具體尺寸，在設計時可根據(jù)負載連接要求、不同的缸徑和不同的使用壓力按JBl068—67選取。 圖4.7 液壓缸的安裝形式 4.1.5 液壓缸的緩沖裝置 一般的液壓缸可不考慮緩沖裝置。但當液壓缸驅動質量較大的工作機構作快速往復運動時，為了防比活塞在行程終點處與缸蓋或缸底碰撞產(chǎn)生沖擊和噪聲，甚至造成液壓缸、油管和閥類元件損壞，常在液壓缸內(nèi)設有緩沖裝置。 液壓缸緩沖都是利用油液的節(jié)流作用實現(xiàn)的，形式很多，常用的有間隙緩沖裝置和閥式緩沖裝置。圖4.8所示為利用間隙緩沖裝置的液壓缸。當活塞將近行程終點時，活塞桿端部的排油只能通過柱塞與導向孔形成的環(huán)形間隙流出。由于環(huán)形間隙的節(jié)流作用使回油腔的壓力迅速升高，從而對活塞產(chǎn)生一個制動力，減緩活塞的運動速度以免活塞撞擊缸底c 間隙緩沖裝置的緩沖作用與徑向間隙的大小有關，一般根據(jù)經(jīng)驗確定。通常取(d＝0.5~0.8mm)。徑向間隙過大，不起緩沖作用，過小則緩沖效果不理想。 圖4.8液壓缸間隙緩沖裝置 4.1.6排氣裝置 液壓缸中如果有殘留空氣，將引起活塞低速運動時爬行和振動，產(chǎn)生噪聲和發(fā)熱，甚至使整個系統(tǒng)不能正常工。因此在設計和安裝液壓缸時，要保證能及時排出殘留在缸內(nèi)的空氣。一般利空氣密度小的特點，在液壓缸內(nèi)腔的最高部位設置進、出油口；對于要求較高的液壓缸還要安裝排氣閥。圖4.9為兩種排氣結構。對于大型雙作用液壓缸，排氣結構設置在往復運動行程終點附近；對于單作用液壓缸設置在靠近缸蓋的位置。 圖4.9排氣螺栓的結構 4.2三鉸點變幅油缸的受力分析 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三鉸點是整機總體設計的重要部分，如圖4.10所示為三鉸點安裝簡圖。三鉸點布置的合理與否，對總體設計影響很大。通常在設計三鉸點時，是通過作圖和計算相結合的方法得到的，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4.10 吊臂及油缸安裝圖 如圖6.2所示，分別對應圖6.1，AB1、AB2分別為變幅缸未伸出和伸出時的長度，OB1、OB2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4.11 吊臂及油缸安裝圖 B點的運動軌跡。設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，為機構運動的傳動角，符號角碼1和2分別表示機構處于初始位置和終止位置，=現(xiàn)取18°。設機架為單位長，, , ==為油缸伸長系數(shù)。 在此三鉸點設計中，采取圖所示方法來實現(xiàn)優(yōu)化設計，這是一個>1的情況，由幾何關系（余弦定理）可以得出[18] +—2×××cos=1 （式4-1） 2 +—2×××cos=1 (式4-2) 在工作過程中盡量使變幅液壓缸推力隨臂架仰角而變化的曲線平衡，也就是機構的傳動角變化要小，只有這樣變幅液壓缸能夠具有良好的工作環(huán)境和合理的機構鉸點形狀。為了方便制造，在1.6到1.8之間，現(xiàn)取1.6。 把和代入上式得 =2.64、=1.93、=3.01 把=/3(見下文)，=7.5m(參考上海固塔機械設備有限公司汽車系列8噸吊車技術要求)為基本臂長度，代入上式 =(7.5/3)/d=2.64，d=947mm OA=d=947mm 、AB=1.93d =1828 mm、AB′=3.01d =2850mm 為方便計算和制造，將AB、AB′分別取為1800mm、2800mm。 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起重為最大的時候油缸所受的力為最大力。 見圖4.12分析受力圖。可得出如下關系式 ： 計算得，當=2313mm時，=22.3°。此時OA、OB夾角為67.7°時，這樣所計算出的結果是較為安全可靠的，此時+∠AOB=90°，有油缸力臂L=947mm。 圖4.12 變幅油缸受力分析圖 作業(yè)幅度為R=3.75m，起吊額定重量Q時，對起點O取矩=0（略去鋼絲繩的重量），即[18] F×L－Q×（R+E）—××Cos=0 (式4-3) 式中F為油缸推力，為吊臂與水平線之夾角（67.7-34.3=33