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1、毕业论文汽车液压起重机设计（液压部分、回转部分）姓 名 田忠员 学 号 150930418 指导教师 于淑政 专 业 机械电子工程 学 院 机械与装备工程学院 2019年6月V河北工程大学毕业设计摘要时代在进步，科技在进步，如今的21世纪，已成为智能化的时代，科技化的时代。家园的建设也日渐完美，楼房，铁路，机场等基建建设迫在眉睫，因此汽车起重机成为其中的重要机械。为了能有更快的建设速度，建设安全性，需要进一步的改善汽车起重机的工作效率和操作安全性。本设计主要对汽车起重机的液压系统和回转系统进行分析，设计，液压系统主要讲述一些液压回路，例如起升回路，变幅回路等。回转系统主要讲述回转机构的构成以及
2、回转机构的工作流程，以及对回转机构进行研究、计算。通过本设计的相关优化，可以进一步的提升汽车起重机的作业效率和操作灵活性，对工程建设中的起重作业，具有很强的现实意义。关键词：液压系统；回转系统；液压回路。AbstractThe times are progressing and science and technology are progressing. Todays 21st century has become an era of intellectualization and science and technology. Home construction is becoming m
3、ore and more perfect, building, railway, airport and other infrastructure construction is imminent, so truck crane has become one of the important machinery. In order to achieve faster construction speed and safety, it is necessary to further improve the working efficiency and operational safety of
4、truck cranes.This design mainly carries on a deep understanding to the hydraulic system and the rotary system of the truck crane. The hydraulic system mainly narrates some hydraulic circuits, such as the lifting circuit, the amplitude-changing circuit and so on. The revolving system mainly describes
5、 the composition of the revolving mechanism and the working flow of the revolving mechanism, as well as the research and calculation of the revolving mechanism.Through the relevant optimization of this design, the operation efficiency and flexibility of truck crane can be further improved, which has
6、 a strong practical significance for lifting operation in engineering construction.Key words: hydraulic system; rotary system; Hydraulic circuit.目 录摘要IAbstractII第一章前言11.1汽车起重机概述11.2国内汽车起重机发展11.3国外起重机发展1第二章汽车起重机的基本参数32.1主要技术参数32.2汽车起重机参数确定42.3起重机的主要结构特点5第三章起重机稳定性分析63.1起重状态的稳定性63.1.1起重机的失稳63.1.2载荷对起重机
7、稳定性的影响73.1.3起重状态计算73.2行驶状态的稳定性9第四章动滑轮组的设计114.1.选型与材料114.2滑轮直径114.3绳最大偏角114.4滑轮轴设计124.5滑轮轴承的设计与校核12第五章吊钩组的设计135.1吊钩组介绍135.2吊钩组的选择135.3吊钩组的构造135.4吊钩挂架135.5横梁13第六章汽车起重机液压系统的基本回路设计156.1液压系统介绍156.2液压系统的应用及特点156.3汽车起重机液压系统发展情况166.4液压系统的全面分析166.5起升回路的设计176.5.1起升回路设计计算175.2.2起升液压回路原理246.3变幅回路的设计计算256.3.1变幅回
8、路的参数确定266.3.2液压马达排量和液压缸缸径的确定286.4伸缩回路的设计296.5回转回路的设计306.5.1回转参数的计算306.5.2回转回路液压原理326.6支腿回路设计326.7液压系统原件计算356.7.1液压泵驱动功率计算356.7.2油管尺寸确定355.7.3油箱容量的计算35第七章回转系统的设计377.1回转机构简介377.2动力装置的选定377.3底盘设计387.3.1底盘轮轴的布置和轴荷的确定387.3.2底盘主要尺寸的确定387.4回转机构设计计算397.4.1载荷计算397.4.2回转阻力矩计算407.4.3马达的选择41第八章总结与展望42参考文献43致谢44
9、 第一章 前言1.1汽车起重机概述汽车起重机可以简单地理解为起重装置与特制拖车的组合，通过整合，促使性能更加优化，操作灵活、稳定性及安全性更高，因此成为基建中的常用机械。1.2国内汽车起重机发展国内汽车起重机产品较国外先进国家主要表现在稳定性差、品种单一、材料落后、不智能化等方面。我国将采购的一些国外的机械设备。更主要的是意识到国内汽车起重机在技术性能方面与国外汽车起重机差距较大。近些年来，我国起重机行业在技术与性能方面取得了很大提高，尽管相比国外仍然存在一些差距，但这些差距将随着我国生产行业生产技术的提高而逐渐减少。近年来，我国汽车起重机的生产质量在逐渐提高，慢慢走上了国际市场的道路，并且逐
10、渐得到了国际工业市场的肯定。虽然与国外相比还有一些距离，但是这个差距正在不断变小。随着国际工业市场越来越壮大，企业在起重机的生产过程不仅要保证起重机的工作性能，还需要添加部分创新元素以满足多变的实际情况。国内汽车起重机发展前景良好，主要依托于坚持自主创新，有着清晰的发展道路，同时增加软件操控技术，通过软件控制性能的调整，以及系统自身的信息反馈，真正意义达到液压与电气的紧密结合。结合国内外汽车起重机的现状，未来汽车起重机的发展方向大致需要从新技术，新材料，两个方面入手。1.3国外起重机发展目前，德国利勃海尔公司生产技术略高超于其他企业，而美国格鲁公司的企业规模之大更是无人可及，但是日本的多田野和
11、藤加公司的生产量在世界范围内居于顶峰。起重机在国际市场面临供货量不足以满足市场的需求，国外各大企业面对彼此如此激烈的竞争，都决定继续增加投资金额、扩大生产规模，甚至用联合或者兼并的方式来提高自身的竞争能力，以满足市场需求。标准化程度高、生产品种多、一机多用都是国外的汽车起重机的特点。加大中、大吨位起重机的生产，除去性能外，把起重机的适应能力和经济性放在首位。随着现代电子计算机高速发展，一些发达国家的起重机制造的企业已经从应用起重机辅助设计系统(CAD)，改为利用计算机来进行起重机的模块单元化设计。例如控制系统应用遥控系统，这样既能改善工作人员的工作环境，又能保证工作人员自身安全；采用无线电信号
12、型的距离检测防撞装置，遇到危险能及时保证人身安全。第二章 汽车起重机的基本参数2.1主要技术参数汽车液压起重机的主要技术参数能够充分得表现出汽车起重机的机构性能，更是设计与制造的标准参考，参数见表2-1。表2-1 汽车起重机参数及意义参数参数意义工作速度v主要机构作业时的速度，包括变幅、起升、回转、伸缩臂和支腿伸缩的运行速度。变幅速度是升降的振幅，即幅度在两个极限位置一次变化所经历的单位时间；起吊速度是当吊钩在稳定工作时，起吊物的竖直移动速度；回转速度则是起重机回转工作时，转盘在单位分钟内的转数；动臂速度是指动臂在伸缩时，顶部沿动臂的轴线移动的速度。起重力矩W起重量的荷载和当时工作幅度R的积。
13、起重力矩的值能够较全面、准确地反映出这台起重机的起重性能。工作幅度R在额定起重量下，起重机回转工作时，转盘中心与起重吊钩中心的水平距离。其大小与起重臂总长度的值和仰角度数都有很大关系。而起重机的作业范围由作业幅度的值决定。额定起重量Fa额定起重量是在实际工作条件下，起重机稳定运行时能够承受的起升最大重量，吊钩的自重也包含在内。起升高度H吊钩被起吊到最大极限高度时，吊钩与放置地面的距离。但是一般记作额定起升高度，即在起吊作业时，在吊钩达到额定起重量情况下，吊钩升至最高位置时，吊钩距离地面的值。通过性能汽车起重机在移动时能够行驶过任意复杂道路的性能。接近角、离去角和离地间隙的值与起重机的通过性能呈
14、现正比例关系，即前者越大，通过性能越好。自重G自重是指工作状态时的机械总重。其值的大小能够体现起重机的性能，更反映出机体材料的优劣，设计和制造的技术水平。2.2汽车起重机参数确定1.工作性能参数2.工作速度3.行驶参数4.质量参数5.尺寸参数6.底盘2.3起重机的主要结构特点1.吊臂采用4节六边形截面结构，同步伸缩方式，低合金高强度钢。2.支腿。采用H式支腿，跨度较大，有助于整机稳定性。腿部操作可以在车辆的两侧分别进行。水平或垂直支腿互相不受限制，可单独工作。3.变幅机构。由单缸变幅，能准确的避免双缸在不同步时吊臂向一侧弯曲侧弯的情况发生。对其铰点多角度强化设计，使变幅更加灵活。4.转盘。选用
15、板式箱形结构，结构刚度较好，且其配重为钢板和矿砂结构，成本很低，外形也美观第三章 起重机稳定性分析3.1起重状态的稳定性3.1.1起重机的失稳起重机在起重的时候，起吊的重物过重、过大惯性力、支承面不够坚实发生沉陷或遇到暴风侵袭等都可以使起重机突然失稳严重时发生倾翻。如图3-1为起重机在失稳时的倾翻线。不论起重机使用或者不使用支腿，起重时与起重机总体重量（包括吊重）的重心垂直距离最短的倾翻线那一边总是最先发生倾翻，当吊臂垂直于侧方倾翻线时最容易发生倾翻。图3-1 起重机的侧翻线1支腿；2轮胎；3吊臂；A用支腿时的倾翻线；B不用支腿时的倾翻线；C重心位置起重机的四个若其中一个支承点与地面有一微小高
16、度，此时起重机还有三个支承点，尚勉强能工作没有失稳，当支承点离地面的高度过高的时候会导致车架发生较大的扭曲，回转机构不能正常工作，将影响工作，所以必须限制单支承点的离地高度（如5cm）；若其中有两个支承点离开地面，两支承点中任何一支承点与地面的距离都不能超过限制高度（如0.51cm）。超过限制高度就意味着失稳。3.1.2载荷对起重机稳定性的影响起重机的稳定性是指在自重和外载荷共同作用下起重机抵抗倾翻的能力，受起重机自身的重量、起升载荷（重物重量）、惯性力和有风时的风力（本设计中不计）的影响。自重对稳定性的影响：起重机的自重对于稳定性而言，它是有利的，但是当起重机所有支点的之间的距离都确定的时候
17、，自重的大小时不能随意增加的。因为起重机自重的增加会在提高稳定性的同时，它的机动灵活性和在复杂地形上行走的能力也会被减弱；同时任意增加起重机的自重会导致起重机的重心偏离回转中心太远，这对于起重机不工作的时候维持其自身的稳定性是非常不利的。汽车起重机在行驶的时候想让它的自重越轻越好，每个机构所处的位置更加合理、紧凑，而起重时又想让起重机的自重越重越好，为了克服二者之间的互斥关系，人们在起重机起重的时候额外的增加起重机的重物来平衡起重机，保证它的稳定性，而在起重机行走的时候再卸掉重物，保证它的机动灵活性和它在复杂地形上的行走能力。起升载荷对稳定性的影响：当吊臂顶部的水平投影没有超过倾翻线时，吊臂变
18、幅时起升载荷越大距离它最近的支腿所受压力也就越大，这时只要支承地面足够牢固结实不至使支腿下陷，起升载荷的增加几乎影响不了起重机的稳定性；但是当起重机吊臂顶部水平投影超出了倾翻线时，幅度越大，离它最近的支腿所受压力就越大，而对面支腿所受压力却越小，直至达到相对平衡的状态。这时起升载荷的增加对稳定性的影响是相当大的，很容易造成倾翻导致事故的发生。惯性力对稳定性影响：简单来讲，惯性力总是对起重机达到某种状态时起阻碍作用。如果外界事物的改变对于提高起重机的稳定性有利时，惯性力的增加对于保证起重机的稳定性是非常不利的；当外界事物的改变对于提高起重机的稳定性不利时，惯性力又对起重机的稳定性是有利的。3.1
19、.3起重状态计算起重状态时，静态和动态都会对起重稳定性有很大的影响。1.静态。起重机静态稳定性主要受起吊物总的质量和机身自重的影响，并且由稳定性安全系数K来确定。稳定性计算图，如图3-2所示。图3-2 稳定性计算图由图内尺寸便可计算 K=M稳M倾=G2L2+G3L3+L2+G4L4+L2-G1(L1+L2)(Q+G吊)(L5-L2) (3.1)2.动态。起重机的动态稳定性跟起重机所处场地的布置、风载大小、动作的惯性力和离心力等因素有很大的关系（当然也需要满足汽车起重机静态的稳定性）。（1）场地的布置。汽车起重机在工作前需要放置在相对水平的场地上，但是在现实情况下，要想达到绝对的水平不是很容易。
20、若使起重臂长度为L、倾角=45，在汽车起重机顺时针倾斜=1的情况下，L3、L4会变小，L5、L1变大，此时的臂长变化量为 L=Lcos-Lcos=0.012L (3.2)而如果发生2或3的倾斜角，臂长就会产生0.024L和0.036L的变化量。由式(2.1)计算可知，起重能力分别降低了7.4%、14.3%和19.8%。所以，起重机的放置需要场地的相对水平。即使一般的起重机械都配备有其专门使用的支撑装置，因为绝大多数的工作场地都无法达到放置的水平要求，所以依然需要借助其他外物辅助，加以预防放置场地在起重机的工作过程中变得松软甚至出现塌陷，而造成起重机的失稳。（2）风载。由于风力作用在起重机机身，
21、而引起起重臂和起重物不稳发生晃动，影响起重机工作时的稳定性。起重机所受风载除了受风速的控制，还受工作场地高度和周围的环境限制。根据公式F=LSv216可知，因风载而引起的失稳力矩为M=FH2=LHSv232。可以看出臂长大小是风载的主要控制因素。所以工作时要做到“大风无作业，小风少伸杆”。如果一定要起吊，要注意调整迎风方位，减少风载对起重机稳定性的影响。（3）惯性力。起重臂突然起吊、下放或制动，会产生的惯性力，影响起重机的稳定性。因F=ma=(Q+G吊)(v2-v1)gt，所以吊臂始末速度，吊臂和吊物重量，以及起吊时间都会影响稳定性。惯性力是影响起重机稳定性的主要因素，起吊过程要注意尽量减少惯
22、性力。作变幅运动时，要保持吊物的平衡，防止吊物发生惯性偏摆。升降时加速度较大，不要突然启动或刹车太快，而是慢慢改变速度。（4）离心力。在回转工作时，起重臂以回转中心为圆心作圆周运动，受到很大离心力。 F离=Q+G离n2Rh-n2R （3.3）所以，起重机所受离心力受到回转半径，回转速度及吊物的摆动长度的影响。而起重机受到离心力的作用产生一个不稳定的力矩，欲将吊物向外侧抛出。而为了降低离心力对稳定性的影响，尽量减小倾翻力矩，起重作业时必须控制转臂的回转速度。3.2行驶状态的稳定性1.纵向形势的稳定性起重机在行驶过程中，坡路对纵向行驶稳定有影响。根据爬坡行驶的受力分析图3-3(a)知，前轮轮压力F
23、=mg(sinH-cosL)L1+L（速度低，忽略风阻和惯性）。所以坡度增大会使前轮轮压力减小，严重时F=0，使起重机前轮偏移，导致失稳翻车。此时tan=LH，所以大轴距与低重心可增强稳定性；另外，当下滑力趋近驱动轮的摩擦力，即mgL1cos=mgHsin/L（f为摩擦系数），此时tan=L1/(L-H)，发生打滑不能上坡。这两种情况对汽车起重机的纵向行驶稳定性都有直接影响。为了安全起见，使打滑发生在翻车之前，所以满足tanL1/(L-H)，即可达到纵向行驶稳定性。本设计起重机的最大爬坡高度为28%，即15.64，且起重机重心高H=1.2m，重心与前桥中心线的水平距离为L1=2.0m，所以ar
24、ctg2.0(4-1.2)=35.54。所以，起重机重心为1.2m时，能够满足上述条件，即可达到纵向行驶稳定性。2.横向行驶稳定性如图3-3（b），汽车起重机行驶时遇到弯路，会引起离心力F离=mv2/R如果其值过大，会克服车轮对地面的附着力发生横向的滑移，更有可能会侧向翻车。为了避免发生侧翻事故，就需要使离心力的侧翻力矩hmv2/R小于起重机的自重产生的稳定力矩mgb/2此时行驶速度最大vmax=BgR2h。而为了避免起重机的滑移失稳，需要尽量使离心力mv2/R小于其摩擦力mg，此时车速最大为vmax=gR。安全起见，横向滑移发生在侧翻之前，要求gRBRg2h，即0.7所以起重机的横向行驶稳定
25、。（a）爬坡受力分析图 （b）转弯受力分析图图3-3 受力分析图第四章 动滑轮组的设计4.1.选型与材料采用HT150，工艺性好，易于加工、价廉，对钢丝绳寿命有利。采用单联滑轮组，它结合导向滑轮使用，倍率为6，这样可以用较小的拉力吊起较重的物品。所以： S=Qaz=14035.1 （4.1）式中 S单绳拉力；Q起升重量；a倍率；z滑轮组效率。 z=1-aa1- （4.2）轴承效率，滚动轴承时为0.98。4.2滑轮直径为了改善绳的使用时间，必须减小绳经过滑轮时的弯曲应力的挤压应力，因此滑轮直径需要正好。 Dh-1d （4.3）式中 d钢丝绳直径：d=10mm；h-与机构工作级别和钢丝绳有关的系数
26、取18。所以D18-110=170mm4.3绳最大偏角钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否则会增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下0=46。本设计取绳槽两侧面夹角2=3545，取0=5，2=45.平衡滑轮直径Dp=170mm。4.4滑轮轴设计材料采用45钢，滑轮组工作时只承受弯矩，是心轴。RA=2S116+2S74+2S32148=2S(116+74+32)148=42105.3NRB=6S-RA=42105.3NMC=RA74-2S42=1937Nm对固定心轴，载荷无变化时=0=95Nmm2d=21.683MCd=21.68319379558.
27、5mm4.5滑轮轴承的设计与校核各轴承受力相同均匀为2S=28070.2N,选用轴承圆柱滚子32511E，校核：Lh=10660n滑轮(fpCrftxp)103=7339h所以这个滑轮轴承是合格的。第五章 吊钩组的设计5.1吊钩组介绍吊钩组是汽车起重机中常用的一种吊具。吊钩分类极广，一般包括：卸扣、吊环、圆环、梨形环、长吊环、组合吊环、S钩等。5.2吊钩组的选择吊钩一旦发生故障，会有很大的危险，因此吊钩的材料要求没有突然断裂的危险，从减轻吊钩重量出发，要求吊钩的材料具有足够的强度。本吊钩采用DG20Mn。5.3吊钩组的构造采用锻造的单钩，制造与使用方便，梯形断面，受力情况合理。选取钩号LYD6
28、-MGB10051.5强度等级M6。5.4吊钩挂架推力球轴承选：GB301-84.8310。校核： C0=S0P0C0a （5.1）式中 S0安全系数,为2P0对a=90的推力轴承而言，P0=Fa=80000N所以，C0=280KN=160KNC0a，由此可见，吊钩挂架合格。5.5横梁只受弯矩，不受转矩的心轴，采用45钢：Ra=80000N2=40000NMC=Ra1482=400001482=2960NmW=D3321-a4 （5.2）a=dD=50120=0.4167W=120332(1-0.41674)=164533=MCW=2960000N164533=18N/mm2h=30mmbmi
29、n3S4h=38000043035=57.1mm故bmin=60mm第六章 汽车起重机液压系统的基本回路设计6.1液压系统介绍液压系统是由液压能源、执行元件、控制元件和辅助元件等组成，以完成一定动作的系统。液压系统分类见表6-1。表6-1 液压系统分类循环方式开式系统、闭式系统执行元件泵-马达系统、泵-系统、混合系统系统回路并联回路、串并联回路、复合回路6.2液压系统的应用及特点汽车起重机作为建筑中最重要的机械之一，主要由起升装置、变幅装置、回转装置、起重臂和汽车底盘组成。随着21世纪到来，时代的进步，科技的发展，汽车起重机占据着重要的地位，因此汽车起重机也得到了大量的改善，采用了大量的液压技
30、术、电子技术，并且采用了大量的新材料和新工艺。自重大、操作性差、移动性差和启动时间长的汽车起重机已经被市场淘汰。目前的汽车起重机具有如下优势：1.操作自由行动灵活，在允许的起重范围内及物理尺寸下，使其能够在整个施工区内承担绝大部分的起重任务。2.它除了起重功能之外，可以与其它装置进行搭配使用来实现其它的功能，如搭配爪子，可以有效的进行一些抓取工作；搭配钻头，可以有效的进行一些钻取工作。3.该汽车起重机无需架空轨道等固定结构，因此具有很多优势，如：操作平稳、转移快速、方便灵活、安全系数高、起重速度快等优点，因此，可用于基建起重施工。4.该汽车起重机装有独立的动力装置，无需装设接触导电装置。液压式
31、汽车起重机的产品特点：1.油耗小，功率大，噪音低；2.起重机的整体布局为全覆盖式台板，在车上就可完成很多事项：如：工作与检修。3.起重机的支腿系统采用双面操纵，操作稳定性高，方便实用；起重机属于中型起重机械，传统起重机移动缓慢，体型笨重，而汽车起重机经过不断的革新，使其结构和液压系统结构更加紧凑，因此，整机重量轻，起重性能提高。由于各机构通过操作可以稍微调动，故作业更平稳，安全、快速。6.3汽车起重机液压系统发展情况随着李克强总理提出的全面创新，以及国家为了振兴传统制造业出台的“工艺4.0”以及“中国智造”等一系列政策，使得国内的汽车起重机行业迎来了全面改革，同时每个制造商都着眼与液压系统的开
32、发，在液压系统的不足与未发掘方面进一步完善和开发，促使国内整个行业快速提升，以至于在全球占有一席之地，得到了国际市场的高度评价，这些都为未来汽车起重机行业的再发展提供了良好的基础。目前，国内像徐州重工等重量级的汽车起重机制造厂家，经过数十年的自主研发与创新，已经成熟掌握了全路面液压式汽车起重机的核心技术，成功地制造出了200吨级（包括200吨级）以上的超大型液压式汽车起重机，可以与国外先进的液压式汽车起重机相媲美，这说明我国的汽车起重机在国际市场站稳了脚跟。6.4液压系统的全面分析汽车起重机是臂式全液压汽车起重机械，其作业机构有回转机构、支腿机构，变幅机构、伸缩机构和起升机构，如图6-1所示。
33、提升机构可提升重物。伸缩机构回路用于改变起重臂的总长度。支腿回路在起升工作时承受整个机械的负载，包括吊臂的自重。变幅机构回路可使吊臂仰角发生改变，从而改变起重臂的振幅。液压系统作为起重机传动装置，通过动力元件将液压能与机械能互相转换，以达到机构作业的目的。要求系统动作反应迅速，自动化程度比较高，且安全可靠，结构合理，噪声低，重量轻，成本低。确定起重机液压系统方案必须与起重机总体设计方案全面考虑。首先需要明确主机对液压系统的性能要求，对国内外同类型起重机液压系统资料进行分析研究，并根据我国的实际情况，进行方案分析比较，按照可靠性、经济性、并尽量采用先进技术，选择最优方案。图6-1 汽车起重机工作
34、状态6.5起升回路的设计重物的升降依靠起升回路，如图6-2。起升回路的液压系统能够快速的实现合分流方式转换，通过液压泵提供动力，调节三位四通换向阀来带动双向定量马达，进而带动圈扬机的正反转动，实现起吊重物的升降，并通过制动液压缸（弹簧复位缸）来制动双向定量马达，实现起吊重物的极速制动。保证了作业的安全性。图6-2 起升回路1. 三位四通换向阀；2-双向定量马达；3-弹簧复位缸6.5.1起升回路设计计算（1）正常起动时的惯性载荷起升直线运动的惯性力，用Fi表示。则 Fi=Qg+qgv/gt （6.1）式中 Qg+qg最大额定起重量，80000Nv最大起升速度，0.14m/st起重时间，1s所以，
35、Fi=Qg+qgv/gt=1120N（2）动载荷结合实际设计，一般用动载荷系数以分析惯性载荷的作用。吊具自重（相对于起重量来说小的很多，忽略不计），所以Qg=80000N。又已知动载荷系数=1.11.2，这里取=1.1。所以动载荷用W表示为W=(Qg+qg)=88000N（3）起升液压马达负载力矩起升机构的初始作业时段，液压马达就已经达到了最大的负载力矩。因此液压马达负载力矩应该以起动阻力矩来分析考虑。则起升液压马达的负载力矩为 M=Qg+qgD/2ai （6.2）式中 D卷筒直径，D=0.28；a滑轮组倍率，a=3；i卷筒与马达之间传动比，i=40；起升机构总传动效率，=0.80；动载荷系数
36、所以，M=Qg+qgD/2ai=128.3Nm（4）起升功率已知吊钩的额定起升速度为v=0.14m/s，取起升机构的总传动效率=0.80。所以，起升功率为N=Qg+qgv/=14000W（5）起升液压马达角速度由起升速度的要求，起升液压马达角速度=2aiv/D （6.3）式中 D卷筒直径，D=0.592m；V吊钩起升速度，v=0.14m/s。所以，=2aiv/D=56.8rad/s（6）起升液压马达排量q=M/mp (6.4)式中 M起升马达，M=130.9Nm；p，p=2107Pa；m马达的机械效率，m=0.95。所以，q=M/mp=43.27ml/r。马达进出口压力差p=p1-p2。为马达
37、进口压力，也就是液压系统的作业压力。为液压马达的背压。当背压为零时，液压系统的工作压力是20Mpa。（7）起升马达输入流量起升作业所需实际输入流量为Q=q/v （6.5）式中 v液压马达，取v=0.93。所以，Q=q/v=4.210-4m3/s。由上述的计算，选取型号的液压马达，其94.5ml/r，20.7MPa，最大输出扭矩271Nm。（8）控制油路工作压力控制油路一般设置蓄能器，用其来贮存油路的液压能，并用其当作调控油路的压力源，来操纵离合器液压缸，并且在重力下降时控制制动器液压缸，达到保护的效果。因此，控制油路的工作压力不可高于蓄能器的最低工作压力。并根据制动器液压缸、离合器液压缸的载荷
38、情况分析，取控制油路的工作压力为3MPa。（9）离合器液压缸已知控制油路工作压力P控=3106Pa，根据离合器传递扭矩的要求，离合器液压缸活塞杆的推力F=20500N。所以液压缸内径为D=F4P控=73.210-2m又根据离合器的结构设计，离合器液压缸活塞工作行程S=0.5m。所以离合器液压缸工作容积为v=4D2S=2.110-3m3（10）蓄能器的选择计算蓄能器按其结构可分为重力式、弹簧式和充气式三种。在当前大型液压机械中，使用最多的是气囊式蓄能器，其优点是低损耗，活动敏捷，减缓过大的压力脉冲，体积小且重量轻。a蓄能器工作容积VH=ViK （6.6）式中 K，取K=1.2；Vi最大负荷时各工
39、作点的，也就是同时由蓄能器供油的各液压缸工作容积的总和。所以，VH=ViK=2.5210-3m3b蓄能器总容积蓄能器总容积就是被封进气体的最大容积。V0=10.95P1P0(P2P2-P1) （6.7）式中 P0蓄能器内密封气体的，P0=0.471P2；V0气体在P0时的体积；P1气体最低工作压力，P1=P0/0.8；V气体在P1时的体积1；P气体最高工作压力2；V2气体在最高工作压力时体积；VH，VH=V1-V2。对折合型气囊蓄能器，P0/P1=0.8。P1和P2的大小由控制油路作用要求的最低压力和最高压力来决定。于是将以上数据代入式（6.7），可以求出蓄能器总容积为V0=6.4510-3m
40、3根据V0的数值选择蓄能器。在起重机起升控制油路所用的蓄能器，主要起贮能和保压的作用，经过分析考虑采用折合型气囊蓄能器。（11）制动器液压缸的设计a工作压力的确定起重机在受重力作用下降时，便由控制油路操纵。在动力升降过程中，制动器松开时，制动器液压缸由升起马达主油回路控制。由于主油路的压力较高，控制油路的工作压力较低，所以，应该按控制油路工作压力设计制动器液压缸。但需要特别的说明，当吊重在动力下降过程中，起升马达进油路的压力油会使平衡阀开锁并打开制动器。因此设计的制动器油缸的工作压力应该与平衡阀的开锁压力相一致。确定制动器液压缸工作压力的原则a).当制动器液压缸完全由起升马达主油路控制时，应根
41、据起升油路平衡阀的开锁压力确定。b).当制动器液压缸在吊重动力升降时，由起升马达主油路控制，重力下降时，由控制油路控制。按下列两种方法确定方法1：如果控制油路工作压力低于平衡阀开锁压力时，则按控制油路工作压力确定。方法2：如果控制油路工作压力高于平衡阀开锁压力时，则按平衡阀开锁压力确定。松闸力FK由制动器设计给出。制动器液压缸活塞行程S，由制动器设计给出。制动器液压缸的内径D1=0.14m，制动器液压缸推杆直径d1=0.1m。根据以上参数，选用型号的液压缸。（12）脚踏泵的设计a.脚踏泵的工作原理吊重在由动力升降过程中，制动器液压缸由起升控制油路来操纵，而在重力下降过程中，由脚踏泵操纵。为了使
42、油路简洁，可以选用带有单向阀的脚踏泵，其结构原理如图6-3所示。带单向阀的脚踏泵由限位螺栓1，回位弹簧3，脚踏泵缸体5，活塞6，小弹簧7，阀芯9，推杆11等组成。当蓄能器控制油路压力油从B孔进入脚踏泵右腔，经活塞6上的D腔和E腔，通过阀芯上的小孔再进入缸体左腔，从C孔进入制动器油缸，使制动器松闸。当制动器阀紧时，制动器液压缸与回油路接通。这时，制动器液压缸活塞在弹簧力的作用下，使制动器液压缸内的油从C孔进入脚踏泵左腔，经阀心上的小孔，经E孔，D孔进入脚踏泵右腔，由B孔流回油箱。当踏动脚踏板时，推杆14推动活塞6向左移动，使阀芯离开定位螺栓10，阀芯在左端弹簧7的作用下关闭E孔，使得左端回油路被
43、切断。当脚踏泵活塞向左移动时，脚踏泵压力油推动制动器液压缸活塞，使制动器松闸，并可以调整制动力矩，控制重物的下将速度，直至重物可以自由下落。图6-3 脚踏泵结构原理图1推杆；2护罩；3泵体；4垫圈；5贮油杯；6贮油杯接头；7放气阀保护罩；8放气阀；9脚踏泵出油口接头；10接头垫圈；11回位弹簧；12内密封圈；13活塞垫片；14脚踏泵活塞；15密封圈；16活塞止推圈；17活塞止推圈锁簧当不踏动脚踏泵时，活塞6在回位弹簧3的作用下，向右移动至极限位置，单向阀芯9由于定位螺栓10的阻挡而被打开，恢复到图6-4所示位置。图6-4 带单向阀的脚踏泵结构原理图b.脚踏泵的设计计算a).已知参数：由制动器设计求得松闸力Fk；制动器液压缸活塞直径D1；制动器液压缸活塞行程S1。b).设计计算根据Mj=QD02aj=74.7Nm所以MZKMj=112.05Nm查表可选YW型规格为200300制动器，则Fk=90N。 脚踏泵与制动器液压缸油路工作压力P=Fk4D12 （6.8）式中 Fk制动器，Fk=90N；D1制动器液压缸内径，D1=0.125m。由已知数值代入式，可得P=Fk4D12=7337.58Pa 脚踏泵缸体内径由已知制动器最大松闸力，Fk=90N；脚踏泵工作压力，P=7337