江西现代职业技术学院
毕业设计（论文）
题目：汽车起重机液压系统设计
姓 名 严 杰 学 院 信息工程学院 专 业 班 级 指导 教师 刘小清 提交 时间 年 月 日
论文题目:汽车起重机液压系统设计
姓 名：严杰
班 级：13机电（2）班
指导教师：刘小清
摘 要：本文主要对汽车起重机液压系统的起升回路和回转回路进行了改进。在起升回路中采用双泵单马达、分合流油路的开式系统，根据各机构的不同速度和功率的要求，采用不同的液压泵供油，同时可以根据不同的工作方式采用不同的供油系统从而提高工作效率，降低功率损失。在回转系统使用了动态稳定性较好的平衡阀，减少冲击，提高操作精度。对变幅液压缸进行了结构和参数的设计，具体进行了三铰点受力模型的建立和分析，以及对变幅液压缸的稳定性进行校核。设计的汽车起重机能够满足使用功能的要求，安全可靠，操作使用方便，能够适用于许多工程建设，具有很强的现实意义。
关键词:汽车起重机；液压系统；变幅液压缸；双泵分合流。
摘要 目录
一、绪论 ················································································································ 1
(一）汽车起重机简介 ························· 1
（二）液压系统在汽车起重机上应用及其特点 ··············· 1
（三）汽车起重机液压系统的发展历程 ·················· 2 二、液压系统性能分析与原理设计 ····································································· 4
（一） 汽车起重机典型工况分析及对液压系统要求 ············ 4
（二）对汽车起重机液压系统各主要回路的分析 ·············· 6
（三）汽车起重机液压系统类型的拟定 ·················· 12
（四）汽车起重机液压系统的工作原理总成 ················ 13
三、液压系统计算 ······························································································· 19
（一）汽车起重机液压系统主要液压元件的选择 ·············· 19
（二）汽车起重机液压系统的发热温升计算 ················ 22
（三）主要液压辅助装置的选择 ····················· 28
四、变幅液压缸设计. ··························································································29
（一）变幅液压缸的受力分析 ······················ 29
（二）变幅机构三铰点合理几何形状的分析 ················ 31
（三）变幅机构铰点三角形 ······················· 34
（四）变幅液压缸的机械设计 ······················ 35
（五）变幅液压缸主要几何参数的计算 ·················· 36 总结 ····························· 40
致谢 ····························· 41 参考文献 ··························· 42
一、绪论
（一）汽车起重机简介
汽车起重机是一种将起重作业部分安装在汽车通用或专用底盘上、具有载重汽车行驶性能的轮式起重机。根据吊臂结构可分为定长臂、接长臂和伸缩臂三种，前两种多采用桁架结构臂，后一种采用箱形结构臂。根据动力传动，又可分为机械传动、液压传动和电力传动三种。因其机动灵活性好，能够迅速转移场地，广泛用于土木工程。
汽车起重机的主要技术性能有最大起重量、整机质量、吊臂全伸长度、吊臂全缩长度、最大起升高度、最小工作半径、起升速度、最大行驶速度等。
（二）液压系统在汽车起重机上应用及其特点
1. 液压系统在汽车起重机上的应用
现在普遍使用的汽车起重机多为液压伸缩臂汽车起重机，液压伸缩臂一般有2～4节，最下(最外) 一节为基本臂，吊臂内装有液压伸缩机构控制其伸缩。
液压系统要实现其工作目的必须经过动力源→控制机构→机构三个环节。其中动力源主要是液压泵，传输控制装置主要是一些输油管和各种阀的连接机构，执行机构主要是液压马达和液压缸。这三种机构的不同组合就形成了不同功能的液压回路。汽车起重机的液压系统由起升机构，回转机构，变幅机构，伸缩机构和支腿部分等组成，全为液压传动。
泵—马达回路是起重机液压系统的主要回路，按照泵循环方式的不同有开式回路和闭式回路两种。
开式回路中马达的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷却及沉淀过滤后再由液压泵送入系统循环，这样可以防止元件的磨损。但油箱的体积大，空气和油液的接触机会多，容易渗入。
闭式回路中马达的回油直接与泵的吸油口相连，结构紧凑，但系统结构复杂，散热条件差，需设辅助泵补充泄漏和冷却。而且要求过滤精度高，但油箱体积小，空气渗入油中的机会少，工作平稳。
2. 液压系统在汽车起重机上应用的特点
来自汽车发动机的动力经油泵转换到工作机构，其间可以获得很大的传动比，省去了机械传动所需的复杂而笨重的传动装置。不但使结构紧凑，而且使整机重量大大的减轻，增加了整机的起重性能。同时还很方便的把旋转运动变为平移运动，易于实现起重机的变幅和自动伸缩。各机构使用管路联结，能够得到紧凑合理的速度，改善了发动机的技术特性。便于实现自动操作，改善了司机的劳动强度和条件。由于元件操纵可以微动，所以作业比较平稳，从而改善了起重机的安装精度，提高了作业质量。
采用液压传动，在主要机构中没有剧烈的干摩擦副，减少了润滑部位，从而减少了维修和技术准备时间。
液压传动的起重机，结构上容易实现标准化，通用化和系列化，便于大批量生产时采用先进的工艺方法和设备。此种起重机作业效率高，辅助时间短，因而提高了起重机总使用期间的利用率，对加速实现四个现代化大有好处。
（三）汽车起重机液压系统的发展历程
中国的汽车起重机产业诞生于上世纪70年代，经过了近30年的发展，期间有过三轮主要的技术改进，分别为70年代引进苏联技术、80年代初的日本技术和90年代初的德国技术。但总体来，中国的汽车起重机产业始终走着一条自主创新的道路，有着自己清晰的技术发展脉络。尤其是近5年来，中国汽车起重机产业实现了一轮从外部经济总量到内在运营品质的高速发展，成为了一个发展稳定、市场化程度高的成熟产业。
高速发展的市场，是中国汽车起重机产业各个厂商有利的技术创新基础和环境。近几年来，中国汽车起重机产业的主力厂商在加速追赶国外先进水平的进程中，一直坚持自主的技术创新道路，基本上没有整体引进外国技术的做法，也使得中国汽车起重机产业在达到和接近国际先进水平的同时，在产品技术上拥有明显的中国特质。
受公路车辆行驶的限制，国外工程起重机在70吨级以上，基本发展了全路面底盘技术，采用独立的油气缸悬挂方式，而中国起重机产业则继续在汽车板簧式技术上发展到目前的130吨级产品。这其中，形成了独用的多桥板簧平衡悬挂技术，解决了
多桥车辆在设计中的桥荷平衡，以及行驶过程中单桥过载等问题，并且实现了多桥（四桥以上）车辆的多桥转向系统，满足了国家对公路车辆的最小转弯半径的要求，使得汽车式大吨位起重机行驶基本达到与全路面起重机的独立悬挂相当的行驶能力。
另外，国内像徐州重工等重量级厂家，经过几年的自主摸索与创新，成熟掌握了全路面起重机的全部技术，制造出了200吨级及以上的超大型产品，虽然与国外最大800吨的产品还有一定差距，但是已经不存在不可跨越的障碍，中国汽车起重机行业达到国际最先进水平已经是一个时间和进度问题。
中国汽车起重机底盘到目前已经应用了CAN 总线控制系统，达到点对点、一点对多点（成组）及全局广播集中方式传送和接受数据，达到了防抱死防滑转、电喷发动机控制、自动变速，扭矩实时控制、经济运行速度等的自动计算控制，提高了操纵的自动性、系统的可靠性、人机界面的可视性，达到了真正意义上的信息集成和智能化。
上车起重机部分已经大量应用PLC 可编程集成控制技术，带有总线接口的液压阀块、马达、油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电气已实现了真正紧密的接合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度减化控制系统、减少液压元件、提高系统的可靠性，具备了实现故障自动珍断、远程控制的能力。
最早的汽车起重机液压系统常用单泵供油，后来为了满足起升、变幅、后来为满足起升、变幅、伸缩、回转机构的独立工作、联合动作以及快速提升的要求， 出现了双泵 统选用多联齿轮泵。但齿轮泵存在压力受到限制和不能变量的缺陷，因而不能在闭式回路、功率匹配回路等系统中应用，故高压柱塞泵是发展的必然。
在液压系统的基本回路方面的发展趋势具体如下：（1）在调压回路中，采用安全阀来限制系统最高工作压力，防止系统过载，对起重机实现超重起吊安全保护作用。
（2）在调速回路中，采用手动调节换向阀的开度大小来调整工件机构(起降机构除外) 的速度。（3）在锁紧回路中，采用由液控单向阀构成的双向液压锁将前后支腿锁定在一定位置上，工作可靠，安全，确保整个起吊过程中，每条支腿都不会出现软腿的现象，即使出现发动机死火或液压管道破裂的情况，双向液压锁仍能正常工作，且有效时间长。（4）在平衡回路中，采用经过改进的单向液控顺序阀作平衡阀，以防止在起
升、吊臂伸缩和变幅作业过程中因重物自重而下降，且工作稳定、可靠，但在一个方向有背压，会对系统造成一定的功率损耗。（5）在多缸卸荷回路中，采用多路换向阀结构，其中的每一个三位四通手动换向阀的中位机能都为M 型中位机能，并且将阀在油路中串联起来使用，这样可以使任何一个工作机构单独动作；这种串连结构也可在轻载下使机构任意组合地同时动作，但采用6个换向阀串连连接，会使液压泵的卸荷压力加大，系统效率降低，但由于起重机不是频繁作业机械，这些损失对系统的影响不大。（6）在制动回路中，采用由单向节流阀和单作用闸缸构成的制动器，利用调整好的弹簧力进行制动，制动可靠、动作快，由于要用液压缸压缩弹簧来松开刹车，因此刹车松开的动作慢，可防止负重起重时的溜车现象发生，能够确保起吊安全，并且在汽车发动机死火或液压系统出现故障时，能够迅速实现制动，防止被起吊的重物下落。
二、液压系统性能分析与原理设计
（一） 汽车起重机典型工况分析及对液压系统要求
1. 汽车起重机的典型工况分析
根据起重机试验规范，以及很多操作者的实际经验，可确定表2.1的三种工况，作为轻型汽车起重机的典型工况。设计液压系统时要求各系统的动作能够满足这些工况要求。
表2.1汽车起重机典型工况表
2. 汽车起重机对液压系统的要求
根据汽车起重机的典型工作状况对系统的要求主要反映在对以下几个液压回路的要求上。
1. 起升回路
（1）能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。
（2）要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可靠制动，即二次下滑问题，以及二次下降时的重物或空钩下滑问题，即二次下降问题。
2. 回转回路
（1）具有独立工作能力。
（2）回转制动应兼有常闭制动和常开制动（可以自由滑转对中），两种情况。
3. 变幅回路
（1）带平衡阀并设有二次液控单向阀锁住保护装置。
（2）要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意允许幅值位置能可靠锁死。
（3）要求在有载荷情况下能微动。
（4）平衡阀应备有下腔压力传感器接口，作为力矩限制器检测星号源。
4. 伸缩回路
本机伸缩机构采用三节臂（含有两个液压缸），由于本机为轻型起重机为了使本机运用广泛，实现各节臂顺序伸缩。各节臂能按顺序伸缩，但不能实现同步伸缩。
5. 控制回路
（1）为了使操纵方便总体要求操纵手柄限制为两个。
（2）操纵元件必须具有45°方向操纵两个机构联动能力。
6. 支腿回路
（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿）。
（2）要求前后组支腿可以进行单独调整。
（3）要求支腿能够承载最大起重时的压力，并且有足够的防倾翻力矩。
（4）起重机行走时不产生掉腿现象。
(二） 对汽车起重机液压系统各主要回路的分析
汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、支腿和控制六个主回路组成。从图2.1可以看出，各个回路之间具有不同的功能、组成和工作特点。
图2.1 汽车起重机各回路工作状态
1. 起升回路：
起升回路起到使重物升降的作用。起升回路的液压系统能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。同时要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可靠制动。
液压传动起升机构的调速，通常是采用调节发动机油门改变液压泵流量和控制换向阀改变通道面积大小进行节流的联合调速法。此种调速法既简单又可靠，调速范围较大，调速平稳无极，也可实现起升机构工作速度的微调。但缺点是节流的功率损失
较大，而且进一步提高升降速度受液压泵流量限制。为了提高起升机构工作速度，在多泵定量系统中，往往采用油泵并联调速，在系统中采用液压马达串、并联供油的方法进行调速。当液压马达串联时以高速工作，并联时获低速。在变量系统中可用变量马达调速。此外，当起重机的起升高度较大时，为了进一步提高空钩或轻载时的下降速度，在起升机构上往往设置重力下降装置，即在起升卷筒与传动轴间装有离合器，有液压系统保证空钩和载荷的重力下降时，打开离合器及制动器使起升卷筒与液压马达脱开自由转动，则空钩或重物在重力作用下，以较高的速度下降。
本系统为双泵单马达、分合流油路、开式系统 如图2.2所示，根据各机构的不同速度和功率的要求，变幅、伸缩、回转及支腿用小泵2供油，起升用大泵l 供油，起升与其余各机构都可以进行联合动作，提高工作效率，同时起升轻载及空载时，泵2与泵l 可以同时合流供给起升，提高起升速度，扩大调速范围。当重载时，用分流方式，即泵2不工作，此时提升速度为低速；当空载或轻载时用合流方式，此时提升速度为高速。
图2.2起升回路
2. 回转回路：
回转回路起到使吊臂回转，实现重物水平移动的作用。回转回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压离合器和液压马达组成。
回转机构使重物水平移动的范围有限， 但所需功率小，所以一般汽车起重机都设计成全回转式的，即可在左右方向任意进行回转。
液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。高速液压马达的驱动形式，在汽车式、轮胎式和铁路起重机上应用广泛。如图2.3，低速大扭矩液压马达的转速每分钟在0-100转范围内，因此，可以直接在油马达轴上安装回转机构的小齿轮，如马达输出扭矩不满足传动要求，可以加装机械减速装置。该形式在一些小吨位汽车起重机上有所应用。可以在液压马达输出轴上加装制动器。
图2.3低速大扭矩液压马达回转机构
采用低速大扭矩液压马达可以省去或减小减速装置，因此机构很紧凑。但低速大扭矩液压马达成本高，使用可靠性不如高速液压马达，加之可以采用结构紧凑、传动比大的行星传动或蜗轮传动，高速液压马达在起重机的回转机构中使用广泛。综上所述，汽车起重机的回转机构设计为高速液压马达加装制动器的回转机构，其基本回路如下图2.4。
图2.4 回转回路
3. 变幅回路：
绝大部分工程起重机为了满足重物装、卸工作位置的要求，充分利用其起吊能力（幅度减小能提高起重量），需要经常改变幅度。变幅回路则是实现改变幅度的液压工作回路，用来扩大起重机的工作范围，提高起重机的生产率。变幅回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀和变幅液压缸组成
工程起重机变幅按其工作性质可分为非工作性变幅和工作性变幅两种。非工作性变幅指只是在空载条件下改变幅度。它在空载时改变幅度，以调整取物装置的位置，而在重物装卸移动过程中，幅度不改变。这种变幅次数一般较少，而且采用较低的变幅速度，以减少变幅机构的驱动功率，这种变幅的变幅机构要求简单。工作性变幅能在带载的条件下改变幅度。为了提高起重机的生产率和更好地满足装卸工作的需要，常常要求在吊装重物时改变起重机的幅度，这种类型的变幅次数频繁，一般采用较高的变幅速度以提高生产率。工作性变幅驱动功率较大，而且要求安装限速和防止超载的安全装置。与非工作性变幅相比，这种变幅要求的变幅机构较复杂，自重也较大，但工作机动性却大为改善。汽车起重机由于使用了支腿，除了吊非常轻的重物之外，必须带载变幅。
4. 伸缩回路：具有臂架伸缩机构的起重机，不需要接臂和拆臂，缩短了辅助作业时间。臂架全部缩回以后，起重机外形尺寸减小，提高了机动性和通过性。臂架采用
液压伸缩机构，可以实现无级伸缩和带载伸缩，扩大了汽车和轮胎起重机、铁路救援起重机在复杂使用条件下的使用功能。
伸缩回路主要由液压泵、换向阀、液压缸和平衡阀组成，根据伸缩高度和方式不同其液压缸的节数结构也就大不相同。
具有三节或三节以上的吊臂，各节臂的伸缩基本有三种形式：顺序伸缩、同步伸缩和独立伸缩。
顺序伸缩就是各节伸缩臂按一定先后次序完成伸缩动作。同步伸缩是指各节伸缩臂
图2.6 臂架伸缩方式（a ）顺序伸缩（b ）同步伸缩
以相同的行程比率同时伸缩。独立伸缩是指各节伸缩臂无关联地独立进行伸缩动作。显然，独立伸缩机构同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作如图2.6所示。
为了使起重机各节伸缩臂伸出后的载荷和起重机的起重量特性相适应，伸臂的顺序为2（二节臂）→3（三节臂）的顺序伸出，1为基本臂，而缩回按相反的顺序，即3→2的顺序缩回。下面介绍实现顺序伸缩的几种方案。
图2.7是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即Ⅰ号伸缩油缸活塞面积大，Ⅱ. Ⅲ号伸缩油缸活塞面积逐次减小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I 号伸缩油缸先伸出，其次是Ⅱ号和Ⅲ号伸缩油缸伸出。平衡阀Ki 可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1最大，K3最小。
图2.8是用单向顺序阀控制顺序的一种方案。扳动操纵阀S ，使A 与P 接通，同时B 与O 也通，此时伸缩油缸I 伸出。油缸I 伸出到位后，随着活塞腔油压力的升高，单向顺序阀S1被打开，于是伸缩油缸Ⅱ伸出。
油缸伸出到位后，油压继续升高单向顺序阀S2也开启，于是伸缩油缸量开始伸出。该机构缩回过程同前一方案。与前一方案比较，此方案对油缸面积无特殊要求，有利于减轻自重。图中的双单向阀d1与d2，其作用是使顺序阀中的溢流流入主油道，这样可以省去两根回油管和软管卷简。
图2.9是电液操纵阀控制顺序的一种方案。扳动操纵阀S ，A 和P 、B 和O 接通。压力油经电液换向阀Cl 及平衡阀Kl 进入到伸缩油缸I 活塞腔，伸缩油缸I 开始伸出。若电液换向阀Cl 换位，则压力油改道上行，经电液换向阀C2及平衡阀K2进入伸缩油缸Ⅱ，于是伸缩油缸E 开始伸出。若电液换向阀C2换位，则压力油二次改道上行，进入伸缩油缸Ⅲ伸出。
与前述方案比较，由于该机构装有电液阀，从而需要设置电线和电线卷简，但该方案的伸缩顺序有可靠保证。综上所述汽车起重机伸缩回路选择差积式顺序伸缩回路。
图2.7差积式顺序伸缩 图2.8单向顺序阀顺序伸缩 图2.9电液换向阀顺序伸缩 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸缩油缸；S-操纵阀；d1.d2-双向液压阀；k 1.k 2.k 3-平衡阀；
Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸缩油缸；S-操纵阀；k 1.k 2.k 3-平衡阀。S1.s2-单项顺序阀；
Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸缩油缸；S-操纵阀；c1.c2-电液换向阀
5. 支腿回路：
汽车起重机设置支腿可以大大提高起重机的起重能力。为了使起重机在吊重过程中安全可靠，支腿要求坚固可靠，伸缩方便。在行驶时收回，工作时外伸撑地。还可以根据地面情况对各支腿进行单独调节。目前支腿大都采用液压支腿。支腿机构有三种基本形式：蛙式支腿、H 型支腿和X 型支腿如图2.10、2.11。蛙式支腿结构简单，跨距小，适用于中小吨位起重机上使用。因为本机为轻型起重机，支腿不外伸，每一支腿可以只有一个垂直液压缸，所以支腿回路采用H 型支腿。
图2.10 H型支腿 图2.11 X型支腿
1-水平液压缸；2-垂直液压缸 1-垂直液压缸；2-车架；3-伸缩液压缸；4-固定腿；5-活动腿
（三）汽车起重机液压系统类型的拟定
1. 本机液压系统分析
根据开式和闭式系统的优缺点、典型工况，结合国内外同类产品的具体情况，液压系统决定选用多泵多回路和多种型式的高压变量系统。为了使液压系统更加易于检修和使结构更简单明了，在起升、回转、伸缩、变幅、支腿和控制6个液压回路中全部采用开式油路。
由于本机属于轻型起重机，回转比较频繁，所以回转油路由变量泵和定量马达组成。伸缩回路有两节伸缩臂和两个液压缸，液压缸与钢绳组合实现同时伸缩。轻型起重机的变幅机构，采用单缸回路。支腿回路的各油缸均采用手柄操纵换向阀来实现各种控制。回路中支腿油路采用液控单向阀防止支腿软腿现象。
为了提高效率，本轻型起重机回转、伸缩、变幅回路可以协调工作。因此采用了三个三位四通换向阀来分别控制三个动作，这样操作起来十分方便，简单。
根据汽车起重机的工况，支腿回路、回转回路、伸缩回路和变幅回路通常单独工
作，所以可以采用同一个液压泵并联组合供油
2. 各机构组合分配及控制
1. 各机构组合情况
图2．12 各机构动作组合情况 支腿机构在起升过程中不能动作，但是支腿回路不工作时其他的回路均不能工作，起升与变幅，伸缩、回转回路要有组合动作功能，回转、伸缩、变幅回路之间不需要组合动作。各机构组合情况如图2.12所示。
2. 动力分配情况
根据设计要求、工作情况、起重量等，本机的动力分配如图2.13所示：
图2.13上车动力分配情况
（四）汽车起重机液压系统的工作原理总成
1. 支腿收放回路
由于汽车轮胎支撑能力有限，且为弹性变形体，作业时很不安全，故在起重作业前必须放下前、后支腿，用支腿承重使汽车轮胎架空。在行驶时又必须将支腿收起，轮胎着地。为此，在汽车的前、后两端各设置两条支腿，每条支腿均配置有液压缸。如图2.14前支腿两个液压缸同时用一个三位四通手动换向阀7控制其收、放动作，而后支腿两个液压缸则用另一个三位四通手动换向阀11控制其收、放动作。为确保支腿能停放在任意位置并能可靠地锁住，在支腿液压缸的控制回路中设置了双向液压锁。
当三位四通手动换向阀7工作在右位时，前支腿放下，其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5左位→手动换向阀7右位→前支腿液压缸上腔。
回油路：前支腿液压缸下腔→液控单向阀→手动换向阀7右位→支腿回路安全阀→油箱。
当三位四通手动换向阀7工作在左位时，前支腿收回，其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5左位→手动换向阀7左位→前支腿液压缸下腔。
回油路：前支腿液压缸上腔→液控单向阀→手动换向阀7左位→支腿回路安全阀→油箱。
后支腿液压缸用三位四通手动换向阀11控制，其油路流动情况与前支腿油路类似。
2. 吊臂变幅回路
吊臂变幅是通过改变吊臂的起落角度来改变作业高度。吊臂的变幅运动由变幅液压缸驱动，变幅要求能带载工作，动作要平稳可靠。本机为小吨位吊车采用单个变幅液压缸变幅方式。为防止吊臂在停止阶段因自重而减幅，如图2.14在油路中设置了平衡阀15，提高了变幅运动的稳定性和可靠性。吊臂变幅运动由三位四通手动换向阀14控制，在其工作过程中，通过改变手动换向阀14开口的大小和工作位，即可调节变幅速度和变幅方向。
吊臂增幅时，三位四通手动换向阀14右位工作，其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14右位→平衡阀15中的单向阀→变幅液压缸下腔。
回油路：变幅液压缸上腔→手动换向阀14右位→手动换向阀19中位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
吊臂减幅时，三位四通手动换向阀14左位工作，其油路为
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14左位→变幅液压缸上腔。
回油路：变幅液压缸下腔→平衡阀15→手动换向阀14左位→手动换向阀19中位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
3. 吊臂伸缩回路
吊臂由基本臂和伸缩臂组成，伸缩臂套装在基本臂内，由吊臂伸缩液压缸驱动进行伸缩运动。本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即Ⅰ号伸缩油缸活塞面积大，Ⅱ号伸缩油缸活塞面积小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I 号伸缩油缸先伸出，其次是Ⅱ号伸缩油缸伸出。
平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1大，K2小。为使其伸缩运动平稳可靠，并防止在停止时因自重而下滑，如图2.14在油路中设置了平衡阀18。吊臂伸缩运动由三位四通手动换向阀19控制，当三位四通手动换向阀19工作在左位或右位时，分别驱动伸缩液压缸伸出或缩回。
吊臂伸出时的油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14中位→手动换向阀19右位→平衡阀18中的单向阀→伸缩液压缸下腔。
回油路：伸缩液压缸上腔→手动换向阀19右位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
吊臂缩回时的油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14中位→手动换向阀19左位→伸缩液压缸上腔。
回油路：伸缩液压缸下腔→平衡阀18→手动换向阀19左位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
4. 转台回转回路
转台的回转由一个小转矩高速液压马达驱动。通过行星减速机构减速，转台的回转速度为0~5r／min 。为了提高工作效率，并且确保安全，本系统加装由平衡阀、二次溢流阀、制动器组成的回转缓冲装置。如图2.14回转液压马达的回转由三位四通手动换向阀20控制，当三位四通手动换向20工作在左位或右位时，分别驱动回转液压马达正向或反向回转。其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14中位→手动换向阀19中位→手动换向阀20左(右) 位→正反转平衡阀23→回转液压马达。
回油路：回转液压马达→正反转平衡阀23→手动换向阀20左(右) 位→电磁阀33左位→油箱。
5. 吊重起升回路
吊重起升是系统的主要工作回路。吊重的起吊和落下作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机来完成。起升液压马达的正反转有一个三位四通换向阀32（如图2.14）控制。马达转速的调节(即起吊速度) 主要通过改变泵一二分合流方式来实现，还可以通过调节发动机转速及电磁换向阀33的开口来调节。回路中设有平衡阀30，用以防止重物因自重而下滑。由于液压马达的内泄漏比较大，当重物吊在空中时，尽管回路中设有平衡阀，重物仍会向下缓慢滑落，为此，在液压马达的驱动轴上设置了制动器28。当起升机构工作时，在系统油压的作用下，制动器液压缸使闸块松开，当液压马达停止转动时，在制动器弹簧的作用下，闸块将轴抱死进行制动。当重物在空中停留的过程中重新起升时，有可能出现在液压马达的进油路还未建立起足够的压力以支撑重物时，制动器便解除了制动，造成重物短时间失控而向下滑落。为避免这种现象的出现，在制动器油路中设置了单向节流阀27。通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器抱闸迅速，而松闸则能缓慢地进行。
6. 汽车起重机液压系统总成
根据各回路的分析得到汽车起重机液压系统的工作原理如图2.13所示。该系统为中压系统，动力源采用双联齿轮泵，由汽车发动机通过底盘上的分动箱驱动。液压泵从油箱中吸油，输出的液压油经手动阀组输送到各个执行元件。整个系统由支腿收放、吊臂变幅、吊臂伸缩、转台回转和吊重起升五个工作回路所组成，且各部分都具有一定的独立性。整个系统分为上下两部分，除液压泵、过滤器、溢流阀、手动阀组及支腿部分外，其余元件全部装在可回转的上车部分。油箱装在上车部分，兼作配重。上下两部分油路通过中心回转接头连通。支腿收放回路和其他动作回路采用一个二位三通手动换向阀5进行切换。
图2.14 汽车起重机液压系统图
表2.2 汽车起重机液压系统的工作情况表
7. 汽车起重机液压系统的特点
汽车起重机的液压系统有如下几个特点：
1) 该系统为双泵双回路、分合流油路、开式、串联系统，采用了换向阀串联组合，不仅各机构的动作可以独立进行，而且在轻载作业时，可实现起升和回转复合动作，以提高工作效率。
2) 系统中采用了平衡回路、锁紧回路和制动回路，保证了起重机的工作可靠，操作安全。
3) 采用了三位四通手动换向阀换向，不仅可以灵活方便地控制换向动作，还可通过手柄操纵来控制流量，实现节流调速。在起升工作中，除了分合流油路可方便实现高低速切换外，将节流调速方法与控制发动机转速的方法结合使用，可以实现各工作部件微速动作。
4) 各三位四通手动换向阀均采用了M 型中位机能，使换向阀处于中位时能使系统卸荷，可减少系统的功率损失，适宜于起重机进行间歇性工作。
注：平衡阀主要的功能不是锁定执行元件的位置，是用来防止执行器失速或惯性冲击的。
三、液压系统计算
（一）汽车起重机液压系统主要液压元件的选择
1. 汽车起重机液压系统参数的初定 最大起重量8吨；
最高提升速度V max =18m /min ； 吊钩滑轮组倍率为M=6，效率η2=0.95； 钢丝绳导向滑轮效率ηα=0.95；
起升卷筒上钢丝绳最外层直径D max =400mm； 起升传动比i =20、效率ηch =0.95；
参看下表3.1初选系统的工作压力为∆P=20MPa 。
表3.1各种机械常用的系统工作压力[2]
2. 起升马达的计算和选择
（1） 作用于钢丝绳上的最大静拉力[1]：
S max =
Q M η2ηα
式中S max —作用于钢丝绳上的最大静拉力，N ；
Q —起重量, Q=8000kg×9.8N/kg=78400N M —吊钩滑轮组倍率；
η2—吊钩滑轮组效率；
ηα—钢丝绳导向滑轮效率。
S max =
78400
=14478.3N
6⨯0.95⨯0.95
(2)起升马达所受最大扭矩[1]
M max =
Φ2S max D max
2i ηch
Φ2= 1+0.35V，式中:Φ2—动力系数，其中V 是最高起升速度，由于V =18m/min =0.3m/s
则Φ2 = 1+ 0.35×0.3 =1.105；
S max —作用于钢丝绳上的最大静拉力，N ；
D max —起升卷筒上钢丝绳最外层直径，D max =400mm；
i —起升传动比，i =20；
ηch —起升效率，ηch =0.95。
M max =
1.105⨯14478.3⨯0.4
=168.41N ⋅m
2⨯20⨯0.95
(3)液压马达的排量[2]
Q m =
2πM max
∆P ηm
式中：M max —起升马达受到的最大扭矩，M max =168.41 N ⋅m ；
∆P —系统的工作压力，∆P=20Mpa ；
ηm —液压马达机械效率，通常取ηm = 0.92；
Q m =
2⨯3.14⨯168.413
=57.48cm /r 6
20⨯10⨯0.92
（4）液压马达转速
[1]
n max =
式中：M —吊钩滑轮组倍率；
MiV max
πD max
i —起升传动比，i =20；
V max —最高提升速度，V max =18m /min ；
D max —起升卷筒上钢丝绳最外层直径，D max =400mm；
n max =
6⨯20⨯18
=1720r /min
3.14⨯0.4
(5) 液压马达的选择
根据马达所受到的压力、最大扭矩以及需要的转速和排量查[2]表3.2-3决定采用型号为CM4型的齿轮马达，该马达的具体参数如下：额定压力为20MPa ，转速150～2000r/min，排量40～63ml/r，输出转矩115～180N ⋅m 。 3. 液压泵的计算与选择 （1）液压泵的工作压力[1]
P 1=
2πM max
N /m 2
Q m ηm 1
式中：P 1—液压马达的最大工作压力
M max —起升马达所受最大扭矩M max = 168.41N ⋅m
Q m —起升马达排量(cm3/r)，Q m = 57.48cm3/r
ηm 1 —起升马达机械效率，ηm 1 = 0.92
P 1=
2⨯3.14⨯168.41
=18MP a
57.48⨯0.92
查[2]得到液压泵的最大工作压力P max ：
P max ≥p 1+∑∆p
式中∑∆p 1—
从液压泵出口到液压马达入口之间总的管路损失，由于管路复杂故取
∑∆p =0.5～1.5M P a ，。
则液压泵的最大工作压力P max ≥18 + 1.5 = 19.5Mpa 。 (2) 查[2]得到确定液压泵的流量q v max
q v max ≥K ∑q v max
式中： K —系统漏油系数，一般取K=1.1～1.3，这里取K=1.3；
同时由于工作过程中用到节流调速所∑q v max —包括液压马达的最大总流量Q max ，
以要加上溢流阀的最小溢流量Q yl 一般取Q yl =0.5⨯10-4m 3/s =0.0008l /min。
Qmax =n max ⨯Q m =1720⨯57.48=98865.6m 3/min =98.87l /min
液压泵的流量：
q v max =1.3⨯（98.87+0.0008）=128.54l /min
4.液压泵的选择
液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵三种。对于汽车起重机，其液压系统负载大、功率大、精度要求不高。所以， 一般采用齿轮泵。根据系统的要求以及压力、流量的需要，查[2]表3.1-18选择了50.3/40.6型双联齿轮泵，型号为CBG2050/2040，最高工作压力为20MPa ，额定转速为2000r/min，理论排量分别为50.3mL/r和40.6mL/r，合流最大流量为90.9mL/r。当发动机经分动箱输出速度为1500 r/min时，流量为136.35L/min。满足以上的设计参数。所以选择的液压泵型号为：CBG2050/2040。
（二）汽车起重机液压系统的发热温升计算
1. 计算液压系统的发热功率
液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。油温过高，不仅使油的性质发生变化，影响系统工作，而且会引起容积效率的下降，因此，油温必须控制在一定的范围内。对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，通常用下式计算液压系统的发热功率[2]：
P hr =P r -P c
式中 P r —液压系统的总输入功率；
P c —液压系统输出的有效功率。
1z p i q vi t i
P r =∑
T t i =1ηP i
m 1n
P c =(∑F W i S i +∑T W j ωj t j )
j =1T t i =1
式中 T t —工作周期，S;
Z 、n 、m —分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；
p i 、q vi 、ηP i —第i 台液压泵的实际输出压力、流量、效率；
t i —第i 台液压泵工作时间，s ；
m ，转速，rad/s，工作时间，s ； T W j 、ωj 、t j —液压马达的外载转矩，N·
m 。 F W j 、s i —液压缸外载荷及驱动此载荷的行程，N·
起重机的一个工作循环包括起升、回转、变幅、伸缩臂、下降、空载、回转、装料等工序。在整个循环中，依据经验估算出所需时间为280 s。
P r =
19.5MP a ⨯1500r /min ⨯
280
min ⨯(50.3+40.6) ml /r =49.2Kw 280s ⨯0.9
2080+19.5⨯57.48⨯1600⨯=24.1Kw
5.20⨯105⨯1+4.0⨯105⨯8+19.5⨯80⨯1200⨯P c =
总发热功率：
280
P hr =P r -P c =49.2-24.1=25.1Kw 。
2. 计算液压系统的散热功率
液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统的外接管路较长，
在计算散热
功率P hc 时，也应该考虑管路表面的散热[2]。
P hc =(K 1A 1+K 2A 2) ∆T
式中 K 1—油箱散热系数，见下表3.2，取K 1=16； K 2—管路散热系数，见下表3.3；
A 1、A 2—分别为油箱。管道的散热面积，m 2；
∆T —油温与环境温度之差，℃。
表3.2油箱散热系数K 1/[W/(m ·℃)]
2
2
表3.3管道散热系数K 2/[W/(m ·℃)]
若系统达到热平衡，则P hr =P hc ，油温不再升高，此时，最大温差[2]
∆T =
P hr
K 1A 1+K 2A 2
环境温度为T 0，T 0=25℃。查下表3.4可知T≤90，则△T≤T-T 0=75℃。取△T=75℃
表3.4各种机械允许油温/℃
3. 油箱散热面积A 1的计算
油箱容积一般为液压泵流量的3～8倍，由于汽车起重机的冷却效果较好，故取油箱容量为液压泵流量的6倍，即V=8q v max =8×128.54=1028.32l =1.03m 3。
如令油箱尺寸的高、宽、长之比为1∶1∶1至1∶2∶3，油面高度选油箱高度的0.8，油箱靠自然冷却使系统保持在允许温度以下时，则油箱的散热面积可近似用以下公式计算[2]：
A 1=式中 V —油箱的有效体积，m 3； A 1—油箱的散热面积，m 2。 则油箱的散热面积A 1=6.66m 2。
（1） 管路散热面积A 2的计算
液压泵吸油管道内径
d[2]:
d =
式中 q v —通过管道内的流量，q v =128.54l /min=0.002m 3/s ； v —管道允许流速，m/s，参照表3.5取0.8m/s。
3.5管道内允许流速推荐值
液压泵吸油管道内径
d b =
管道壁厚δ的计算[2]:
=0.056m =56mm
δ=
pd
2δ式中 p —管道内最高工作压力，p =22MP a ； d —管道内径，m ；
[δ]—
管道材料的许用应力，P a ，
[δ]=
δb —管道材料的抗拉强度，P a ；
δb
n
；
n —安全系数，对钢管来说，p ＜7MP a 时，取n =8；p ＜17.5MP a 时，取n =6；p ＞17.5MP a 时，取n =4。
由于液压泵的吸油管道内径d b =56mm ＜80mm ，故管道材料采用10钢，查表3.6
钢管的力学性质得到10钢消除应力退火后的抗拉强度δb =333N /mm 2。故:
[δ]=
管道壁厚：
δb
n
=
333
=83.25N /mm 2 4
δ=
pd 22⨯56
==7.4mm 。 2δ2⨯83.25
表3.6钢管的力学性质
管道散热面积A 2=3.14×（56÷2+7.4）2=3935mm2=3.935×10-3m 2。 查表3.3取K 2=40 油箱的散热功率：
P hc =(K 1A 1+K 2A 2) ∆T =8kw
由于散热功率P hc =8kw ＜P hr =25.1kw ，所以需要装设冷却器。根据热交换量25.1-8=17.1KW。油的流量（50.3+40.6）ml/r ×1500r/min=136.35 L/min。查[3]表37.10-36选择冷却器型号为2LQFLA2.5F ，它能保持油温50℃左右。
（三）主要液压辅助装置的选择
1. 液压油的选择
由于工作温度在60℃以下，载荷较轻，故选用机械油。查[3]表37.3-30《液压泵用油粘度推荐值》得到所选液压油的粘度为63～88mm 2/s，查[3]表37.3-15《机械油质量指标及应用》选70号机械油，代号为HJ-70。 2. 滤油器的选择
查[3]表37.10-2《过滤精度与液压系统压力的关系》得到颗粒大小＜25 m 。查[3]表37.10-3《滤油器类型及其特性》选择烧结式滤油器。根据液压泵的流量查[3]表37.10-18《SU3型技术规格》选择SU3-F150×16型烧结式滤油器。 3. 压力表的选择
根据系统压力查[3]表37.10-48选择弹簧管压力表。根据液压泵的吸油口内径查[3]表37.10-49选择压力表的直径为60mm 。采用径向有边形式，选择压力表的型号为Y-60T 。
4. 阀类元件的选择（参看液压系统图） （1）回路操纵阀
根据工作要求查[3]表37.8-191《滑阀机能》选择4WMMT 型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查[3]表37.8-192《技术规格》选择通径为16mm 。则各个回路的操纵阀（7/11/14/19/20/32），型号为4WMM16T50B10。 （2）回路切换阀
根据回路切换的工作要求查[3]表37.8-191《滑阀机能》选择3WMMA 型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查[3]表37.8-192《技术规格》选择通径为16mm 。回路切换阀5的型号为3WMM16A50FB10。 （3）回路平衡阀
根据工作要求查[3]表37.8-55《技术规格》选择变幅平衡阀15、伸缩平衡阀18、回转平衡阀23的型号为XD3F-L20H ，起升平衡阀的型号为XD4F-L32H 。 （4）其它阀类元件
支腿液压锁：根据工作原理选择Z2S 型叠加式液控单向阀作为锁紧回路，查[3]表37.8-248《技术规格》选择支腿液压锁8的型号为Z2S22。
支腿回路安全阀：根据工作要求DBD 型直动式溢流阀做为支腿回路的安全阀，查[3]表37.8-7《技术规格》选择支腿回路安全阀10的型号为DBDH25P10/20。
起升快慢电磁阀：根据工作要求查[3]表37.8-155《滑阀机能》选择起升快慢电磁阀33的型号为WE5A6.2LW220-50NZ5L 。
四、变幅液压缸设计.
（一）变幅液压缸的受力分析
图4.1变幅液压缸的工作示意图
全液压汽车起重机的变幅机构使用液压缸来驱动动臂变幅。液压缸的布置形式有三种，分别是前倾式、后倾式和后拉式。前倾式如图4.1所示。因液压缸前倾，其对动臂作用力臂较长，变幅缸的推力可以较小些，故缸径较小。因臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。大多数全液压汽车起重机都采用此布置形式[4]。
图4.2变幅液压缸的几何示意图
变幅机构三铰点的几何关系简化成ΔABC （见图4.2）。AB 为油缸，A 、B 点为变幅油缸在转台和吊臂上的铰点OO 1为起重机的回转中心线。当在工作幅度R 吊起载荷Q 时，对吊臂后铰点C 的平衡方程式为：
F P h =Q (R +a ) +G B l B cos α-Se F P h =Ql cos α+G B l B cos α-Se
式中：F P —变幅油缸推力；
Q —工作负载的重量；
h —变幅油缸推力对吊臂铰点C 的力臂；
α—吊臂的仰角；
l —吊臂的长度；
G B —吊臂的重量；
l B —吊臂的重心距C 点的距离；
S —起升绳的拉力；
e —随α角变的起升绳到铰点C 的距离。 因为Se
F P h =Ql cos α+
G B l B cos α
式（4-2）表明，当起重机的额定载荷Q 确定后，油缸的推力F P 是仰角α和力臂h 的函数。仰角α和力臂h 是由变幅机构三铰点的几何形装决定的，即ΔABC的形状决定油缸推力F P 。
（二）变幅机构三铰点合理几何形状的分析
图4.3变幅机构的铰点三角形
前支式变幅机构的铰点ΔABC中，令液压缸全缩时长l 0，全伸时长l ，即有l =λl 0，其中λ为变幅液压缸的伸缩比，液压缸全缩时，吊臂仰角为0°，液压缸全伸时，吊臂仰角为α，αmax =80°。
设铰点C 与A 的距离为p ，ϕ为油缸与铰接点AC 间的夹角，则在变幅过程中，油缸推力F P 对C 点的力臂h 有：
h =p sin ϕ
当ϕ=900时，在△ABC 中h=p。取
K =
h
p
则有K =
sin ϕ
α-K 、α-M 、因为sin ϕ≤1，则K≤1。用作图法可得到随吊臂仰角α变化的α-h 、曲线，它反应变幅过程中油缸的推力变化情况。
设变幅油缸全缩时为单位长，即l 0=1，则一般全伸时l =λ=1.8，吊臂仰角α由0°变到80°，能满足此变幅油缸的铰点A 布置可有轨迹ad （见图4.4），例如取三种状态：
取p=0.7时铰点三角形为△A 1B 1C 取p=0.62时铰点三角形为△A 2B 2C 取p=0.62时铰点三角形为△A 3B 3C
图4.4铰接点A 的运动轨迹
图4.5、图4.6是按三个不同的三角形用作图法得到的α-h 、α-K 曲线。
图4.5α-h 图
图4.6α-K 图
这三个三角形的比较如下表4.1。
表4.1不同变幅铰点比较
有表4.1可以看出，油缸铰点A 布置在A 2A 1段上，可以使油缸工作压力变化平稳而且机构紧凑，所以A 点应该布置在段A 2A 1上，在α=40°～50°时，力臂h=p。
（三）变幅机构铰点三角形
11⎡11⎤
吊臂与油缸的铰点B 一般位于L 到L 吊臂上，故BC=⎢L , L ⎥，L =10 .4m，
32⎣32⎦取BC =5，选择合理的铰点三角形如图4.7，确定变幅铰点三角形几何尺寸[5]。
图4.7变幅机构三铰点几何三角形
（四）变幅液压缸的机械设计
图4.8变幅液压缸额定工作幅度的各参数图
变幅液压缸受到的推力F P ：
F P =
Ql cos α+G B l B cos α
AC sin ϕ
式中：α—变幅轴线与水平线的夹角； l —工作臂长； G B —吊臂的重量；
l B —吊臂重心到铰点C 的距离； ϕ—变幅液压缸与AC 的夹角； R —起重机工作幅度； a —铰点C 与回转中心的距离。
铰点C 与回转中心的距离a 的取值范围为1.5～3m[6]，此时αQ =67°；额定工作幅度下起重量Q=78400N；
吊臂质量的取值范围是起重机总质量（10t ）的15%～20%，由于采用的是组合式伸缩臂，所以取吊臂的重量G B =10⨯103⨯9.8⨯15%=14700N ；
工作绳拉力S max =14478.3N； 吊臂基本臂长l =10.4m； 铰点A 到C 的距离AC=947mm； AC 与AB 的夹角ϕ=62°；
变幅液压缸最大长度AB max =1800mm； 变幅液压缸最小长度AB min =2800mm。
将以上参数带入公式（4-4）得到变幅液压缸的受到的推力：
F Q =
Ql cos αQ +G B l B cos αQ
AC sin ϕ
=4.17⨯105N
（五）变幅液压缸主要几何参数的计算
（1）变幅液压缸压力P N 的选取
系统的工作压力为△P=20MP a ，因为系统中有一定的背压，所以选择液压缸的被压力为2MP a ，故取液压缸的工作压力P N =22MP a 。 （2）变幅液压缸内径D b 的确定
由于汽车起重机的变幅液压缸是以无杆腔作为工作腔的，所以有公式如下
D b ==155mm
参考表4.2液压缸尺寸系列取液压缸内径D b =200mm。
表4.2液压缸径尺寸系列（单位mm ）（摘自GB2348-80）
（3）变幅液压缸活塞杆直径d 的计算
由于活塞杆受到压力作用，且P N =22MP a ＞7MP a ，故d=0.7D=0.7⨯160mm=112mm。参看下表4.3取活塞杆的直径d=140mm。
表4.3活塞杆直径尺寸系列/mm
（4）活塞杆理论推力F 1和拉力F 2的计算
图4.9活塞杆受力分析图
画活塞杆的受力分析图如图4.9。 当活塞杆伸出时理论推力F 1：
F 1=A 1P N =6.9⨯105N
当活塞杆回缩时理论拉力F 2
F 2=A 2P N =6.2⨯104N
式中：A 1和A 2分别为无杆腔和有杆腔的受力面积； P N 为液压缸的工作压力，P N =22MP a 。 （5）变幅液压缸活塞杆行程S 的确定
由于液压缸全伸时：
AB max =1800mm
变幅液压缸全缩时：
AB min =2800mm
得到变幅液压缸行程S ：
S=AB max —AB min =1000mm
查[3]表37.7-3选取行程S=1000mm。 （6）液压缸最小导向长度H 的确定
导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证缸有一定的最小导向长度，液压缸的最小导向长度应满足[2]：
H ≥
S D + 202
式中：S 是变幅液压缸的最大行程，S=1000mm； D 是变幅液压缸的内径，D=200mm； 故有：
H ≥
S D 1000200+=+=150mm 。 202202
（7）液压缸缸筒壁厚σb 的计算
查[3]表37.7-64工程机械用缸外径系列取变幅液压缸外径为245mm ，液压缸体材料为45号无缝钢管。因此，壁厚为σb =（245—200）/2=22.5mm。 （8）液压缸的缸底厚度h b 计算
设计此缸为平行缸底，查[3]得
h b =0.433φ
式中：h
b —缸底厚度，m
；
φAL —液压缸内径，m ； p y —试验压力，MP a ；
[δ]—缸底材料的许用应力，MP a 。
缸底材料选用45钢，查[7]表6-5得到45钢的抗拉强度δb ≥600MPa ，屈服强度
δs ≥355MPa ，伸长率δ5≥16％，断面收缩率为ψ≥40％，冲击功为39J 。则
[δ]=600MP a 。
变幅液压缸的工作压力P N =22MP a ，取p y =1.6P N =35.2MP a
h =0.433φ=0.433⨯0.2=21mm
综合以上计算，查[3]表37.7-10可知液压缸相关尺寸为：缸径φAL =200mm，D=245mm，UE=270mm，耳环滑动轴承CD=80mm，Y=85mm，PM=105mm，MR×EW=90×90，进出油口尺寸2-EE 为M42×2，耳环连接螺纹为M85×3*-95。
总结
本次毕业设计使我受益匪浅，让我系统性地认识和掌握了汽车起重机液压系统的设计过程，对汽车起重机的发展应用及前景有了初步的认识，对液压元件的使用有了切身的体会。通过本次毕业设计让我将大学期间学习的课程整体进行了复习，对资料的查阅有了很大的提高。在毕业设计的过程中让我更加明白各个学科是相互联系的，以后的工作中要继续学习提高自己综合运用的能力。
首先，寻找与设计有关的资料并且研究设计方案，进行设计的总体规划。理清设计思路，但是在方案的具体实施中难免会出现一些错误，这就需要在设计的过程中利用所掌握的知识认真的排查错误的原因，查阅相关资料，进行多方面的思考，不断的改正自己的设计不足之处。
其次，运用所学的知识对汽车起重机的液压系统各个回路进行具体的设计，最终完成总的液压系统设计。在设计过程中需要查阅文献确定各个设计公式及其参数，进行计算。在这个设计阶段中完成设计思路的具体化，主要解决各个部分的匹配问题。在设计过程中要不断的进行参数的重新选定使之符合整个系统的运行要求。
通过本次毕业设计使我认识到液压系统的应用广泛，使用方便。仍然处于不断的发展之中，在机械设备的控制系统中仍然占有着十分重要的位置。在毕业设计的过程中不仅巩固了我的基础理论知识，而且使我各个方面的能力有了很大提高。从一开始的无从下手，到资料的查阅，到设计方案的拟定，到设计方案的具体实施，到液压系统图的绘制，无疑是对我查阅资料的能力、设计报告的能力、电脑绘图等能力的一次很好的锻炼，对理论知识与实际的应用也有了很大的提高。为以后的工作积累了经验，增强了信心。毕业设计既让我懂得了怎样把理论应用于实际，又让我知道了在实践中遇到问题应该怎样去解决，是对自己自己综合运用所学知识，发现、提出、分析和解决问题，实践能力的很好锻炼。
致谢
毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面考核，也是对我们进行科学研究的基本功的训练，培养了我们综合运用所学知识独立分析和解决问题的能力，为以后撰写专业学术论文和工作打下了良好的基础。
本次毕业设计能够顺利完成，首先要感谢我的母校，是她提供了我学习知识的殿堂；其次要感谢机电与信工学院的老师们，他们不仅让我学会了专业方面的知识而且教会我很多做人做事的道理，尤其是要感谢在本次毕业设计中给予我很大帮助的刘小清老师，是他的教导使我对毕业设计从最初的一无所知到顺利完成；还要感谢我的同学们，他们的帮助我解决了很多的问题；最后还要感谢相关资料的编著者和给予我支持的社会各界人士，感谢你们为我提供了一个良好环境，使本次毕业设计顺利完成。
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江西现代职业技术学院
毕业设计（论文）
题目：汽车起重机液压系统设计
姓 名 严 杰 学 院 信息工程学院 专 业 班 级 指导 教师 刘小清 提交 时间 年 月 日
论文题目:汽车起重机液压系统设计
姓 名：严杰
班 级：13机电（2）班
指导教师：刘小清
摘 要：本文主要对汽车起重机液压系统的起升回路和回转回路进行了改进。在起升回路中采用双泵单马达、分合流油路的开式系统，根据各机构的不同速度和功率的要求，采用不同的液压泵供油，同时可以根据不同的工作方式采用不同的供油系统从而提高工作效率，降低功率损失。在回转系统使用了动态稳定性较好的平衡阀，减少冲击，提高操作精度。对变幅液压缸进行了结构和参数的设计，具体进行了三铰点受力模型的建立和分析，以及对变幅液压缸的稳定性进行校核。设计的汽车起重机能够满足使用功能的要求，安全可靠，操作使用方便，能够适用于许多工程建设，具有很强的现实意义。
关键词:汽车起重机；液压系统；变幅液压缸；双泵分合流。
摘要 目录
一、绪论 ················································································································ 1
(一）汽车起重机简介 ························· 1
（二）液压系统在汽车起重机上应用及其特点 ··············· 1
（三）汽车起重机液压系统的发展历程 ·················· 2 二、液压系统性能分析与原理设计 ····································································· 4
（一） 汽车起重机典型工况分析及对液压系统要求 ············ 4
（二）对汽车起重机液压系统各主要回路的分析 ·············· 6
（三）汽车起重机液压系统类型的拟定 ·················· 12
（四）汽车起重机液压系统的工作原理总成 ················ 13
三、液压系统计算 ······························································································· 19
（一）汽车起重机液压系统主要液压元件的选择 ·············· 19
（二）汽车起重机液压系统的发热温升计算 ················ 22
（三）主要液压辅助装置的选择 ····················· 28
四、变幅液压缸设计. ··························································································29
（一）变幅液压缸的受力分析 ······················ 29
（二）变幅机构三铰点合理几何形状的分析 ················ 31
（三）变幅机构铰点三角形 ······················· 34
（四）变幅液压缸的机械设计 ······················ 35
（五）变幅液压缸主要几何参数的计算 ·················· 36 总结 ····························· 40
致谢 ····························· 41 参考文献 ··························· 42
一、绪论
（一）汽车起重机简介
汽车起重机是一种将起重作业部分安装在汽车通用或专用底盘上、具有载重汽车行驶性能的轮式起重机。根据吊臂结构可分为定长臂、接长臂和伸缩臂三种，前两种多采用桁架结构臂，后一种采用箱形结构臂。根据动力传动，又可分为机械传动、液压传动和电力传动三种。因其机动灵活性好，能够迅速转移场地，广泛用于土木工程。
汽车起重机的主要技术性能有最大起重量、整机质量、吊臂全伸长度、吊臂全缩长度、最大起升高度、最小工作半径、起升速度、最大行驶速度等。
（二）液压系统在汽车起重机上应用及其特点
1. 液压系统在汽车起重机上的应用
现在普遍使用的汽车起重机多为液压伸缩臂汽车起重机，液压伸缩臂一般有2～4节，最下(最外) 一节为基本臂，吊臂内装有液压伸缩机构控制其伸缩。
液压系统要实现其工作目的必须经过动力源→控制机构→机构三个环节。其中动力源主要是液压泵，传输控制装置主要是一些输油管和各种阀的连接机构，执行机构主要是液压马达和液压缸。这三种机构的不同组合就形成了不同功能的液压回路。汽车起重机的液压系统由起升机构，回转机构，变幅机构，伸缩机构和支腿部分等组成，全为液压传动。
泵—马达回路是起重机液压系统的主要回路，按照泵循环方式的不同有开式回路和闭式回路两种。
开式回路中马达的回油直接通回油箱，工作油在油箱中冷却及沉淀过滤后再由液压泵送入系统循环，这样可以防止元件的磨损。但油箱的体积大，空气和油液的接触机会多，容易渗入。
闭式回路中马达的回油直接与泵的吸油口相连，结构紧凑，但系统结构复杂，散热条件差，需设辅助泵补充泄漏和冷却。而且要求过滤精度高，但油箱体积小，空气渗入油中的机会少，工作平稳。
2. 液压系统在汽车起重机上应用的特点
来自汽车发动机的动力经油泵转换到工作机构，其间可以获得很大的传动比，省去了机械传动所需的复杂而笨重的传动装置。不但使结构紧凑，而且使整机重量大大的减轻，增加了整机的起重性能。同时还很方便的把旋转运动变为平移运动，易于实现起重机的变幅和自动伸缩。各机构使用管路联结，能够得到紧凑合理的速度，改善了发动机的技术特性。便于实现自动操作，改善了司机的劳动强度和条件。由于元件操纵可以微动，所以作业比较平稳，从而改善了起重机的安装精度，提高了作业质量。
采用液压传动，在主要机构中没有剧烈的干摩擦副，减少了润滑部位，从而减少了维修和技术准备时间。
液压传动的起重机，结构上容易实现标准化，通用化和系列化，便于大批量生产时采用先进的工艺方法和设备。此种起重机作业效率高，辅助时间短，因而提高了起重机总使用期间的利用率，对加速实现四个现代化大有好处。
（三）汽车起重机液压系统的发展历程
中国的汽车起重机产业诞生于上世纪70年代，经过了近30年的发展，期间有过三轮主要的技术改进，分别为70年代引进苏联技术、80年代初的日本技术和90年代初的德国技术。但总体来，中国的汽车起重机产业始终走着一条自主创新的道路，有着自己清晰的技术发展脉络。尤其是近5年来，中国汽车起重机产业实现了一轮从外部经济总量到内在运营品质的高速发展，成为了一个发展稳定、市场化程度高的成熟产业。
高速发展的市场，是中国汽车起重机产业各个厂商有利的技术创新基础和环境。近几年来，中国汽车起重机产业的主力厂商在加速追赶国外先进水平的进程中，一直坚持自主的技术创新道路，基本上没有整体引进外国技术的做法，也使得中国汽车起重机产业在达到和接近国际先进水平的同时，在产品技术上拥有明显的中国特质。
受公路车辆行驶的限制，国外工程起重机在70吨级以上，基本发展了全路面底盘技术，采用独立的油气缸悬挂方式，而中国起重机产业则继续在汽车板簧式技术上发展到目前的130吨级产品。这其中，形成了独用的多桥板簧平衡悬挂技术，解决了
多桥车辆在设计中的桥荷平衡，以及行驶过程中单桥过载等问题，并且实现了多桥（四桥以上）车辆的多桥转向系统，满足了国家对公路车辆的最小转弯半径的要求，使得汽车式大吨位起重机行驶基本达到与全路面起重机的独立悬挂相当的行驶能力。
另外，国内像徐州重工等重量级厂家，经过几年的自主摸索与创新，成熟掌握了全路面起重机的全部技术，制造出了200吨级及以上的超大型产品，虽然与国外最大800吨的产品还有一定差距，但是已经不存在不可跨越的障碍，中国汽车起重机行业达到国际最先进水平已经是一个时间和进度问题。
中国汽车起重机底盘到目前已经应用了CAN 总线控制系统，达到点对点、一点对多点（成组）及全局广播集中方式传送和接受数据，达到了防抱死防滑转、电喷发动机控制、自动变速，扭矩实时控制、经济运行速度等的自动计算控制，提高了操纵的自动性、系统的可靠性、人机界面的可视性，达到了真正意义上的信息集成和智能化。
上车起重机部分已经大量应用PLC 可编程集成控制技术，带有总线接口的液压阀块、马达、油泵等控制和执行元件已较为成熟，液压和电气已实现了真正紧密的接合。可通过软件实现控制性能的调整，大幅度减化控制系统、减少液压元件、提高系统的可靠性，具备了实现故障自动珍断、远程控制的能力。
最早的汽车起重机液压系统常用单泵供油，后来为了满足起升、变幅、后来为满足起升、变幅、伸缩、回转机构的独立工作、联合动作以及快速提升的要求， 出现了双泵 统选用多联齿轮泵。但齿轮泵存在压力受到限制和不能变量的缺陷，因而不能在闭式回路、功率匹配回路等系统中应用，故高压柱塞泵是发展的必然。
在液压系统的基本回路方面的发展趋势具体如下：（1）在调压回路中，采用安全阀来限制系统最高工作压力，防止系统过载，对起重机实现超重起吊安全保护作用。
（2）在调速回路中，采用手动调节换向阀的开度大小来调整工件机构(起降机构除外) 的速度。（3）在锁紧回路中，采用由液控单向阀构成的双向液压锁将前后支腿锁定在一定位置上，工作可靠，安全，确保整个起吊过程中，每条支腿都不会出现软腿的现象，即使出现发动机死火或液压管道破裂的情况，双向液压锁仍能正常工作，且有效时间长。（4）在平衡回路中，采用经过改进的单向液控顺序阀作平衡阀，以防止在起
升、吊臂伸缩和变幅作业过程中因重物自重而下降，且工作稳定、可靠，但在一个方向有背压，会对系统造成一定的功率损耗。（5）在多缸卸荷回路中，采用多路换向阀结构，其中的每一个三位四通手动换向阀的中位机能都为M 型中位机能，并且将阀在油路中串联起来使用，这样可以使任何一个工作机构单独动作；这种串连结构也可在轻载下使机构任意组合地同时动作，但采用6个换向阀串连连接，会使液压泵的卸荷压力加大，系统效率降低，但由于起重机不是频繁作业机械，这些损失对系统的影响不大。（6）在制动回路中，采用由单向节流阀和单作用闸缸构成的制动器，利用调整好的弹簧力进行制动，制动可靠、动作快，由于要用液压缸压缩弹簧来松开刹车，因此刹车松开的动作慢，可防止负重起重时的溜车现象发生，能够确保起吊安全，并且在汽车发动机死火或液压系统出现故障时，能够迅速实现制动，防止被起吊的重物下落。
二、液压系统性能分析与原理设计
（一） 汽车起重机典型工况分析及对液压系统要求
1. 汽车起重机的典型工况分析
根据起重机试验规范，以及很多操作者的实际经验，可确定表2.1的三种工况，作为轻型汽车起重机的典型工况。设计液压系统时要求各系统的动作能够满足这些工况要求。
表2.1汽车起重机典型工况表
2. 汽车起重机对液压系统的要求
根据汽车起重机的典型工作状况对系统的要求主要反映在对以下几个液压回路的要求上。
1. 起升回路
（1）能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。
（2）要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可靠制动，即二次下滑问题，以及二次下降时的重物或空钩下滑问题，即二次下降问题。
2. 回转回路
（1）具有独立工作能力。
（2）回转制动应兼有常闭制动和常开制动（可以自由滑转对中），两种情况。
3. 变幅回路
（1）带平衡阀并设有二次液控单向阀锁住保护装置。
（2）要求起落臂平稳，微动性好，变幅在任意允许幅值位置能可靠锁死。
（3）要求在有载荷情况下能微动。
（4）平衡阀应备有下腔压力传感器接口，作为力矩限制器检测星号源。
4. 伸缩回路
本机伸缩机构采用三节臂（含有两个液压缸），由于本机为轻型起重机为了使本机运用广泛，实现各节臂顺序伸缩。各节臂能按顺序伸缩，但不能实现同步伸缩。
5. 控制回路
（1）为了使操纵方便总体要求操纵手柄限制为两个。
（2）操纵元件必须具有45°方向操纵两个机构联动能力。
6. 支腿回路
（1）要求垂直支腿不泄漏，具有很强的自锁能力（不软腿）。
（2）要求前后组支腿可以进行单独调整。
（3）要求支腿能够承载最大起重时的压力，并且有足够的防倾翻力矩。
（4）起重机行走时不产生掉腿现象。
(二） 对汽车起重机液压系统各主要回路的分析
汽车起重机液压系统一般由起升、变幅、伸缩、回转、支腿和控制六个主回路组成。从图2.1可以看出，各个回路之间具有不同的功能、组成和工作特点。
图2.1 汽车起重机各回路工作状态
1. 起升回路：
起升回路起到使重物升降的作用。起升回路的液压系统能方便的实现合分流方式转换，保证工作的高效安全。同时要求卷扬机构微动性好，起、制动平稳，重物停在空中任意位置能可靠制动。
液压传动起升机构的调速，通常是采用调节发动机油门改变液压泵流量和控制换向阀改变通道面积大小进行节流的联合调速法。此种调速法既简单又可靠，调速范围较大，调速平稳无极，也可实现起升机构工作速度的微调。但缺点是节流的功率损失
较大，而且进一步提高升降速度受液压泵流量限制。为了提高起升机构工作速度，在多泵定量系统中，往往采用油泵并联调速，在系统中采用液压马达串、并联供油的方法进行调速。当液压马达串联时以高速工作，并联时获低速。在变量系统中可用变量马达调速。此外，当起重机的起升高度较大时，为了进一步提高空钩或轻载时的下降速度，在起升机构上往往设置重力下降装置，即在起升卷筒与传动轴间装有离合器，有液压系统保证空钩和载荷的重力下降时，打开离合器及制动器使起升卷筒与液压马达脱开自由转动，则空钩或重物在重力作用下，以较高的速度下降。
本系统为双泵单马达、分合流油路、开式系统 如图2.2所示，根据各机构的不同速度和功率的要求，变幅、伸缩、回转及支腿用小泵2供油，起升用大泵l 供油，起升与其余各机构都可以进行联合动作，提高工作效率，同时起升轻载及空载时，泵2与泵l 可以同时合流供给起升，提高起升速度，扩大调速范围。当重载时，用分流方式，即泵2不工作，此时提升速度为低速；当空载或轻载时用合流方式，此时提升速度为高速。
图2.2起升回路
2. 回转回路：
回转回路起到使吊臂回转，实现重物水平移动的作用。回转回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀、液压离合器和液压马达组成。
回转机构使重物水平移动的范围有限， 但所需功率小，所以一般汽车起重机都设计成全回转式的，即可在左右方向任意进行回转。
液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在任意位置上停住，并避免冲击。高速液压马达的驱动形式，在汽车式、轮胎式和铁路起重机上应用广泛。如图2.3，低速大扭矩液压马达的转速每分钟在0-100转范围内，因此，可以直接在油马达轴上安装回转机构的小齿轮，如马达输出扭矩不满足传动要求，可以加装机械减速装置。该形式在一些小吨位汽车起重机上有所应用。可以在液压马达输出轴上加装制动器。
图2.3低速大扭矩液压马达回转机构
采用低速大扭矩液压马达可以省去或减小减速装置，因此机构很紧凑。但低速大扭矩液压马达成本高，使用可靠性不如高速液压马达，加之可以采用结构紧凑、传动比大的行星传动或蜗轮传动，高速液压马达在起重机的回转机构中使用广泛。综上所述，汽车起重机的回转机构设计为高速液压马达加装制动器的回转机构，其基本回路如下图2.4。
图2.4 回转回路
3. 变幅回路：
绝大部分工程起重机为了满足重物装、卸工作位置的要求，充分利用其起吊能力（幅度减小能提高起重量），需要经常改变幅度。变幅回路则是实现改变幅度的液压工作回路，用来扩大起重机的工作范围，提高起重机的生产率。变幅回路主要由液压泵、换向阀、平衡阀和变幅液压缸组成
工程起重机变幅按其工作性质可分为非工作性变幅和工作性变幅两种。非工作性变幅指只是在空载条件下改变幅度。它在空载时改变幅度，以调整取物装置的位置，而在重物装卸移动过程中，幅度不改变。这种变幅次数一般较少，而且采用较低的变幅速度，以减少变幅机构的驱动功率，这种变幅的变幅机构要求简单。工作性变幅能在带载的条件下改变幅度。为了提高起重机的生产率和更好地满足装卸工作的需要，常常要求在吊装重物时改变起重机的幅度，这种类型的变幅次数频繁，一般采用较高的变幅速度以提高生产率。工作性变幅驱动功率较大，而且要求安装限速和防止超载的安全装置。与非工作性变幅相比，这种变幅要求的变幅机构较复杂，自重也较大，但工作机动性却大为改善。汽车起重机由于使用了支腿，除了吊非常轻的重物之外，必须带载变幅。
4. 伸缩回路：具有臂架伸缩机构的起重机，不需要接臂和拆臂，缩短了辅助作业时间。臂架全部缩回以后，起重机外形尺寸减小，提高了机动性和通过性。臂架采用
液压伸缩机构，可以实现无级伸缩和带载伸缩，扩大了汽车和轮胎起重机、铁路救援起重机在复杂使用条件下的使用功能。
伸缩回路主要由液压泵、换向阀、液压缸和平衡阀组成，根据伸缩高度和方式不同其液压缸的节数结构也就大不相同。
具有三节或三节以上的吊臂，各节臂的伸缩基本有三种形式：顺序伸缩、同步伸缩和独立伸缩。
顺序伸缩就是各节伸缩臂按一定先后次序完成伸缩动作。同步伸缩是指各节伸缩臂
图2.6 臂架伸缩方式（a ）顺序伸缩（b ）同步伸缩
以相同的行程比率同时伸缩。独立伸缩是指各节伸缩臂无关联地独立进行伸缩动作。显然，独立伸缩机构同样也可以完成顺序伸缩或同步伸缩的动作如图2.6所示。
为了使起重机各节伸缩臂伸出后的载荷和起重机的起重量特性相适应，伸臂的顺序为2（二节臂）→3（三节臂）的顺序伸出，1为基本臂，而缩回按相反的顺序，即3→2的顺序缩回。下面介绍实现顺序伸缩的几种方案。
图2.7是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即Ⅰ号伸缩油缸活塞面积大，Ⅱ. Ⅲ号伸缩油缸活塞面积逐次减小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I 号伸缩油缸先伸出，其次是Ⅱ号和Ⅲ号伸缩油缸伸出。平衡阀Ki 可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1最大，K3最小。
图2.8是用单向顺序阀控制顺序的一种方案。扳动操纵阀S ，使A 与P 接通，同时B 与O 也通，此时伸缩油缸I 伸出。油缸I 伸出到位后，随着活塞腔油压力的升高，单向顺序阀S1被打开，于是伸缩油缸Ⅱ伸出。
油缸伸出到位后，油压继续升高单向顺序阀S2也开启，于是伸缩油缸量开始伸出。该机构缩回过程同前一方案。与前一方案比较，此方案对油缸面积无特殊要求，有利于减轻自重。图中的双单向阀d1与d2，其作用是使顺序阀中的溢流流入主油道，这样可以省去两根回油管和软管卷简。
图2.9是电液操纵阀控制顺序的一种方案。扳动操纵阀S ，A 和P 、B 和O 接通。压力油经电液换向阀Cl 及平衡阀Kl 进入到伸缩油缸I 活塞腔，伸缩油缸I 开始伸出。若电液换向阀Cl 换位，则压力油改道上行，经电液换向阀C2及平衡阀K2进入伸缩油缸Ⅱ，于是伸缩油缸E 开始伸出。若电液换向阀C2换位，则压力油二次改道上行，进入伸缩油缸Ⅲ伸出。
与前述方案比较，由于该机构装有电液阀，从而需要设置电线和电线卷简，但该方案的伸缩顺序有可靠保证。综上所述汽车起重机伸缩回路选择差积式顺序伸缩回路。
图2.7差积式顺序伸缩 图2.8单向顺序阀顺序伸缩 图2.9电液换向阀顺序伸缩 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸缩油缸；S-操纵阀；d1.d2-双向液压阀；k 1.k 2.k 3-平衡阀；
Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸缩油缸；S-操纵阀；k 1.k 2.k 3-平衡阀。S1.s2-单项顺序阀；
Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ-伸缩油缸；S-操纵阀；c1.c2-电液换向阀
5. 支腿回路：
汽车起重机设置支腿可以大大提高起重机的起重能力。为了使起重机在吊重过程中安全可靠，支腿要求坚固可靠，伸缩方便。在行驶时收回，工作时外伸撑地。还可以根据地面情况对各支腿进行单独调节。目前支腿大都采用液压支腿。支腿机构有三种基本形式：蛙式支腿、H 型支腿和X 型支腿如图2.10、2.11。蛙式支腿结构简单，跨距小，适用于中小吨位起重机上使用。因为本机为轻型起重机，支腿不外伸，每一支腿可以只有一个垂直液压缸，所以支腿回路采用H 型支腿。
图2.10 H型支腿 图2.11 X型支腿
1-水平液压缸；2-垂直液压缸 1-垂直液压缸；2-车架；3-伸缩液压缸；4-固定腿；5-活动腿
（三）汽车起重机液压系统类型的拟定
1. 本机液压系统分析
根据开式和闭式系统的优缺点、典型工况，结合国内外同类产品的具体情况，液压系统决定选用多泵多回路和多种型式的高压变量系统。为了使液压系统更加易于检修和使结构更简单明了，在起升、回转、伸缩、变幅、支腿和控制6个液压回路中全部采用开式油路。
由于本机属于轻型起重机，回转比较频繁，所以回转油路由变量泵和定量马达组成。伸缩回路有两节伸缩臂和两个液压缸，液压缸与钢绳组合实现同时伸缩。轻型起重机的变幅机构，采用单缸回路。支腿回路的各油缸均采用手柄操纵换向阀来实现各种控制。回路中支腿油路采用液控单向阀防止支腿软腿现象。
为了提高效率，本轻型起重机回转、伸缩、变幅回路可以协调工作。因此采用了三个三位四通换向阀来分别控制三个动作，这样操作起来十分方便，简单。
根据汽车起重机的工况，支腿回路、回转回路、伸缩回路和变幅回路通常单独工
作，所以可以采用同一个液压泵并联组合供油
2. 各机构组合分配及控制
1. 各机构组合情况
图2．12 各机构动作组合情况 支腿机构在起升过程中不能动作，但是支腿回路不工作时其他的回路均不能工作，起升与变幅，伸缩、回转回路要有组合动作功能，回转、伸缩、变幅回路之间不需要组合动作。各机构组合情况如图2.12所示。
2. 动力分配情况
根据设计要求、工作情况、起重量等，本机的动力分配如图2.13所示：
图2.13上车动力分配情况
（四）汽车起重机液压系统的工作原理总成
1. 支腿收放回路
由于汽车轮胎支撑能力有限，且为弹性变形体，作业时很不安全，故在起重作业前必须放下前、后支腿，用支腿承重使汽车轮胎架空。在行驶时又必须将支腿收起，轮胎着地。为此，在汽车的前、后两端各设置两条支腿，每条支腿均配置有液压缸。如图2.14前支腿两个液压缸同时用一个三位四通手动换向阀7控制其收、放动作，而后支腿两个液压缸则用另一个三位四通手动换向阀11控制其收、放动作。为确保支腿能停放在任意位置并能可靠地锁住，在支腿液压缸的控制回路中设置了双向液压锁。
当三位四通手动换向阀7工作在右位时，前支腿放下，其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5左位→手动换向阀7右位→前支腿液压缸上腔。
回油路：前支腿液压缸下腔→液控单向阀→手动换向阀7右位→支腿回路安全阀→油箱。
当三位四通手动换向阀7工作在左位时，前支腿收回，其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5左位→手动换向阀7左位→前支腿液压缸下腔。
回油路：前支腿液压缸上腔→液控单向阀→手动换向阀7左位→支腿回路安全阀→油箱。
后支腿液压缸用三位四通手动换向阀11控制，其油路流动情况与前支腿油路类似。
2. 吊臂变幅回路
吊臂变幅是通过改变吊臂的起落角度来改变作业高度。吊臂的变幅运动由变幅液压缸驱动，变幅要求能带载工作，动作要平稳可靠。本机为小吨位吊车采用单个变幅液压缸变幅方式。为防止吊臂在停止阶段因自重而减幅，如图2.14在油路中设置了平衡阀15，提高了变幅运动的稳定性和可靠性。吊臂变幅运动由三位四通手动换向阀14控制，在其工作过程中，通过改变手动换向阀14开口的大小和工作位，即可调节变幅速度和变幅方向。
吊臂增幅时，三位四通手动换向阀14右位工作，其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14右位→平衡阀15中的单向阀→变幅液压缸下腔。
回油路：变幅液压缸上腔→手动换向阀14右位→手动换向阀19中位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
吊臂减幅时，三位四通手动换向阀14左位工作，其油路为
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14左位→变幅液压缸上腔。
回油路：变幅液压缸下腔→平衡阀15→手动换向阀14左位→手动换向阀19中位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
3. 吊臂伸缩回路
吊臂由基本臂和伸缩臂组成，伸缩臂套装在基本臂内，由吊臂伸缩液压缸驱动进行伸缩运动。本系统是利用各油缸有效面积差控制伸缩顺，即Ⅰ号伸缩油缸活塞面积大，Ⅱ号伸缩油缸活塞面积小。各活塞腔是联通的，各油缸活塞杆腔也是联通的。很显然I 号伸缩油缸先伸出，其次是Ⅱ号伸缩油缸伸出。
平衡阀可以保证吊臂在载荷下平稳收缩，同时还可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外为了保证吊臂回缩时按预定的顺序，不至因自重和滑动阻力变化等因素影响。平衡阀的开启压力应该设定为足K1大，K2小。为使其伸缩运动平稳可靠，并防止在停止时因自重而下滑，如图2.14在油路中设置了平衡阀18。吊臂伸缩运动由三位四通手动换向阀19控制，当三位四通手动换向阀19工作在左位或右位时，分别驱动伸缩液压缸伸出或缩回。
吊臂伸出时的油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14中位→手动换向阀19右位→平衡阀18中的单向阀→伸缩液压缸下腔。
回油路：伸缩液压缸上腔→手动换向阀19右位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
吊臂缩回时的油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14中位→手动换向阀19左位→伸缩液压缸上腔。
回油路：伸缩液压缸下腔→平衡阀18→手动换向阀19左位→手动换向阀20中位→电磁阀33左位→油箱。
4. 转台回转回路
转台的回转由一个小转矩高速液压马达驱动。通过行星减速机构减速，转台的回转速度为0~5r／min 。为了提高工作效率，并且确保安全，本系统加装由平衡阀、二次溢流阀、制动器组成的回转缓冲装置。如图2.14回转液压马达的回转由三位四通手动换向阀20控制，当三位四通手动换向20工作在左位或右位时，分别驱动回转液压马达正向或反向回转。其油路为：
进油路：过滤器2→液压泵3→手动换向阀5右位→手动换向阀14中位→手动换向阀19中位→手动换向阀20左(右) 位→正反转平衡阀23→回转液压马达。
回油路：回转液压马达→正反转平衡阀23→手动换向阀20左(右) 位→电磁阀33左位→油箱。
5. 吊重起升回路
吊重起升是系统的主要工作回路。吊重的起吊和落下作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机来完成。起升液压马达的正反转有一个三位四通换向阀32（如图2.14）控制。马达转速的调节(即起吊速度) 主要通过改变泵一二分合流方式来实现，还可以通过调节发动机转速及电磁换向阀33的开口来调节。回路中设有平衡阀30，用以防止重物因自重而下滑。由于液压马达的内泄漏比较大，当重物吊在空中时，尽管回路中设有平衡阀，重物仍会向下缓慢滑落，为此，在液压马达的驱动轴上设置了制动器28。当起升机构工作时，在系统油压的作用下，制动器液压缸使闸块松开，当液压马达停止转动时，在制动器弹簧的作用下，闸块将轴抱死进行制动。当重物在空中停留的过程中重新起升时，有可能出现在液压马达的进油路还未建立起足够的压力以支撑重物时，制动器便解除了制动，造成重物短时间失控而向下滑落。为避免这种现象的出现，在制动器油路中设置了单向节流阀27。通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器抱闸迅速，而松闸则能缓慢地进行。
6. 汽车起重机液压系统总成
根据各回路的分析得到汽车起重机液压系统的工作原理如图2.13所示。该系统为中压系统，动力源采用双联齿轮泵，由汽车发动机通过底盘上的分动箱驱动。液压泵从油箱中吸油，输出的液压油经手动阀组输送到各个执行元件。整个系统由支腿收放、吊臂变幅、吊臂伸缩、转台回转和吊重起升五个工作回路所组成，且各部分都具有一定的独立性。整个系统分为上下两部分，除液压泵、过滤器、溢流阀、手动阀组及支腿部分外，其余元件全部装在可回转的上车部分。油箱装在上车部分，兼作配重。上下两部分油路通过中心回转接头连通。支腿收放回路和其他动作回路采用一个二位三通手动换向阀5进行切换。
图2.14 汽车起重机液压系统图
表2.2 汽车起重机液压系统的工作情况表
7. 汽车起重机液压系统的特点
汽车起重机的液压系统有如下几个特点：
1) 该系统为双泵双回路、分合流油路、开式、串联系统，采用了换向阀串联组合，不仅各机构的动作可以独立进行，而且在轻载作业时，可实现起升和回转复合动作，以提高工作效率。
2) 系统中采用了平衡回路、锁紧回路和制动回路，保证了起重机的工作可靠，操作安全。
3) 采用了三位四通手动换向阀换向，不仅可以灵活方便地控制换向动作，还可通过手柄操纵来控制流量，实现节流调速。在起升工作中，除了分合流油路可方便实现高低速切换外，将节流调速方法与控制发动机转速的方法结合使用，可以实现各工作部件微速动作。
4) 各三位四通手动换向阀均采用了M 型中位机能，使换向阀处于中位时能使系统卸荷，可减少系统的功率损失，适宜于起重机进行间歇性工作。
注：平衡阀主要的功能不是锁定执行元件的位置，是用来防止执行器失速或惯性冲击的。
三、液压系统计算
（一）汽车起重机液压系统主要液压元件的选择
1. 汽车起重机液压系统参数的初定 最大起重量8吨；
最高提升速度V max =18m /min ； 吊钩滑轮组倍率为M=6，效率η2=0.95； 钢丝绳导向滑轮效率ηα=0.95；
起升卷筒上钢丝绳最外层直径D max =400mm； 起升传动比i =20、效率ηch =0.95；
参看下表3.1初选系统的工作压力为∆P=20MPa 。
表3.1各种机械常用的系统工作压力[2]
2. 起升马达的计算和选择
（1） 作用于钢丝绳上的最大静拉力[1]：
S max =
Q M η2ηα
式中S max —作用于钢丝绳上的最大静拉力，N ；
Q —起重量, Q=8000kg×9.8N/kg=78400N M —吊钩滑轮组倍率；
η2—吊钩滑轮组效率；
ηα—钢丝绳导向滑轮效率。
S max =
78400
=14478.3N
6⨯0.95⨯0.95
(2)起升马达所受最大扭矩[1]
M max =
Φ2S max D max
2i ηch
Φ2= 1+0.35V，式中:Φ2—动力系数，其中V 是最高起升速度，由于V =18m/min =0.3m/s
则Φ2 = 1+ 0.35×0.3 =1.105；
S max —作用于钢丝绳上的最大静拉力，N ；
D max —起升卷筒上钢丝绳最外层直径，D max =400mm；
i —起升传动比，i =20；
ηch —起升效率，ηch =0.95。
M max =
1.105⨯14478.3⨯0.4
=168.41N ⋅m
2⨯20⨯0.95
(3)液压马达的排量[2]
Q m =
2πM max
∆P ηm
式中：M max —起升马达受到的最大扭矩，M max =168.41 N ⋅m ；
∆P —系统的工作压力，∆P=20Mpa ；
ηm —液压马达机械效率，通常取ηm = 0.92；
Q m =
2⨯3.14⨯168.413
=57.48cm /r 6
20⨯10⨯0.92
（4）液压马达转速
[1]
n max =
式中：M —吊钩滑轮组倍率；
MiV max
πD max
i —起升传动比，i =20；
V max —最高提升速度，V max =18m /min ；
D max —起升卷筒上钢丝绳最外层直径，D max =400mm；
n max =
6⨯20⨯18
=1720r /min
3.14⨯0.4
(5) 液压马达的选择
根据马达所受到的压力、最大扭矩以及需要的转速和排量查[2]表3.2-3决定采用型号为CM4型的齿轮马达，该马达的具体参数如下：额定压力为20MPa ，转速150～2000r/min，排量40～63ml/r，输出转矩115～180N ⋅m 。 3. 液压泵的计算与选择 （1）液压泵的工作压力[1]
P 1=
2πM max
N /m 2
Q m ηm 1
式中：P 1—液压马达的最大工作压力
M max —起升马达所受最大扭矩M max = 168.41N ⋅m
Q m —起升马达排量(cm3/r)，Q m = 57.48cm3/r
ηm 1 —起升马达机械效率，ηm 1 = 0.92
P 1=
2⨯3.14⨯168.41
=18MP a
57.48⨯0.92
查[2]得到液压泵的最大工作压力P max ：
P max ≥p 1+∑∆p
式中∑∆p 1—
从液压泵出口到液压马达入口之间总的管路损失，由于管路复杂故取
∑∆p =0.5～1.5M P a ，。
则液压泵的最大工作压力P max ≥18 + 1.5 = 19.5Mpa 。 (2) 查[2]得到确定液压泵的流量q v max
q v max ≥K ∑q v max
式中： K —系统漏油系数，一般取K=1.1～1.3，这里取K=1.3；
同时由于工作过程中用到节流调速所∑q v max —包括液压马达的最大总流量Q max ，
以要加上溢流阀的最小溢流量Q yl 一般取Q yl =0.5⨯10-4m 3/s =0.0008l /min。
Qmax =n max ⨯Q m =1720⨯57.48=98865.6m 3/min =98.87l /min
液压泵的流量：
q v max =1.3⨯（98.87+0.0008）=128.54l /min
4.液压泵的选择
液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵三种。对于汽车起重机，其液压系统负载大、功率大、精度要求不高。所以， 一般采用齿轮泵。根据系统的要求以及压力、流量的需要，查[2]表3.1-18选择了50.3/40.6型双联齿轮泵，型号为CBG2050/2040，最高工作压力为20MPa ，额定转速为2000r/min，理论排量分别为50.3mL/r和40.6mL/r，合流最大流量为90.9mL/r。当发动机经分动箱输出速度为1500 r/min时，流量为136.35L/min。满足以上的设计参数。所以选择的液压泵型号为：CBG2050/2040。
（二）汽车起重机液压系统的发热温升计算
1. 计算液压系统的发热功率
液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。油温过高，不仅使油的性质发生变化，影响系统工作，而且会引起容积效率的下降，因此，油温必须控制在一定的范围内。对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，通常用下式计算液压系统的发热功率[2]：
P hr =P r -P c
式中 P r —液压系统的总输入功率；
P c —液压系统输出的有效功率。
1z p i q vi t i
P r =∑
T t i =1ηP i
m 1n
P c =(∑F W i S i +∑T W j ωj t j )
j =1T t i =1
式中 T t —工作周期，S;
Z 、n 、m —分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；
p i 、q vi 、ηP i —第i 台液压泵的实际输出压力、流量、效率；
t i —第i 台液压泵工作时间，s ；
m ，转速，rad/s，工作时间，s ； T W j 、ωj 、t j —液压马达的外载转矩，N·
m 。 F W j 、s i —液压缸外载荷及驱动此载荷的行程，N·
起重机的一个工作循环包括起升、回转、变幅、伸缩臂、下降、空载、回转、装料等工序。在整个循环中，依据经验估算出所需时间为280 s。
P r =
19.5MP a ⨯1500r /min ⨯
280
min ⨯(50.3+40.6) ml /r =49.2Kw 280s ⨯0.9
2080+19.5⨯57.48⨯1600⨯=24.1Kw
5.20⨯105⨯1+4.0⨯105⨯8+19.5⨯80⨯1200⨯P c =
总发热功率：
280
P hr =P r -P c =49.2-24.1=25.1Kw 。
2. 计算液压系统的散热功率
液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统的外接管路较长，
在计算散热
功率P hc 时，也应该考虑管路表面的散热[2]。
P hc =(K 1A 1+K 2A 2) ∆T
式中 K 1—油箱散热系数，见下表3.2，取K 1=16； K 2—管路散热系数，见下表3.3；
A 1、A 2—分别为油箱。管道的散热面积，m 2；
∆T —油温与环境温度之差，℃。
表3.2油箱散热系数K 1/[W/(m ·℃)]
2
2
表3.3管道散热系数K 2/[W/(m ·℃)]
若系统达到热平衡，则P hr =P hc ，油温不再升高，此时，最大温差[2]
∆T =
P hr
K 1A 1+K 2A 2
环境温度为T 0，T 0=25℃。查下表3.4可知T≤90，则△T≤T-T 0=75℃。取△T=75℃
表3.4各种机械允许油温/℃
3. 油箱散热面积A 1的计算
油箱容积一般为液压泵流量的3～8倍，由于汽车起重机的冷却效果较好，故取油箱容量为液压泵流量的6倍，即V=8q v max =8×128.54=1028.32l =1.03m 3。
如令油箱尺寸的高、宽、长之比为1∶1∶1至1∶2∶3，油面高度选油箱高度的0.8，油箱靠自然冷却使系统保持在允许温度以下时，则油箱的散热面积可近似用以下公式计算[2]：
A 1=式中 V —油箱的有效体积，m 3； A 1—油箱的散热面积，m 2。 则油箱的散热面积A 1=6.66m 2。
（1） 管路散热面积A 2的计算
液压泵吸油管道内径
d[2]:
d =
式中 q v —通过管道内的流量，q v =128.54l /min=0.002m 3/s ； v —管道允许流速，m/s，参照表3.5取0.8m/s。
3.5管道内允许流速推荐值
液压泵吸油管道内径
d b =
管道壁厚δ的计算[2]:
=0.056m =56mm
δ=
pd
2δ式中 p —管道内最高工作压力，p =22MP a ； d —管道内径，m ；
[δ]—
管道材料的许用应力，P a ，
[δ]=
δb —管道材料的抗拉强度，P a ；
δb
n
；
n —安全系数，对钢管来说，p ＜7MP a 时，取n =8；p ＜17.5MP a 时，取n =6；p ＞17.5MP a 时，取n =4。
由于液压泵的吸油管道内径d b =56mm ＜80mm ，故管道材料采用10钢，查表3.6
钢管的力学性质得到10钢消除应力退火后的抗拉强度δb =333N /mm 2。故:
[δ]=
管道壁厚：
δb
n
=
333
=83.25N /mm 2 4
δ=
pd 22⨯56
==7.4mm 。 2δ2⨯83.25
表3.6钢管的力学性质
管道散热面积A 2=3.14×（56÷2+7.4）2=3935mm2=3.935×10-3m 2。 查表3.3取K 2=40 油箱的散热功率：
P hc =(K 1A 1+K 2A 2) ∆T =8kw
由于散热功率P hc =8kw ＜P hr =25.1kw ，所以需要装设冷却器。根据热交换量25.1-8=17.1KW。油的流量（50.3+40.6）ml/r ×1500r/min=136.35 L/min。查[3]表37.10-36选择冷却器型号为2LQFLA2.5F ，它能保持油温50℃左右。
（三）主要液压辅助装置的选择
1. 液压油的选择
由于工作温度在60℃以下，载荷较轻，故选用机械油。查[3]表37.3-30《液压泵用油粘度推荐值》得到所选液压油的粘度为63～88mm 2/s，查[3]表37.3-15《机械油质量指标及应用》选70号机械油，代号为HJ-70。 2. 滤油器的选择
查[3]表37.10-2《过滤精度与液压系统压力的关系》得到颗粒大小＜25 m 。查[3]表37.10-3《滤油器类型及其特性》选择烧结式滤油器。根据液压泵的流量查[3]表37.10-18《SU3型技术规格》选择SU3-F150×16型烧结式滤油器。 3. 压力表的选择
根据系统压力查[3]表37.10-48选择弹簧管压力表。根据液压泵的吸油口内径查[3]表37.10-49选择压力表的直径为60mm 。采用径向有边形式，选择压力表的型号为Y-60T 。
4. 阀类元件的选择（参看液压系统图） （1）回路操纵阀
根据工作要求查[3]表37.8-191《滑阀机能》选择4WMMT 型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查[3]表37.8-192《技术规格》选择通径为16mm 。则各个回路的操纵阀（7/11/14/19/20/32），型号为4WMM16T50B10。 （2）回路切换阀
根据回路切换的工作要求查[3]表37.8-191《滑阀机能》选择3WMMA 型手动换向阀。根据工作压力及液压泵的出油口内径查[3]表37.8-192《技术规格》选择通径为16mm 。回路切换阀5的型号为3WMM16A50FB10。 （3）回路平衡阀
根据工作要求查[3]表37.8-55《技术规格》选择变幅平衡阀15、伸缩平衡阀18、回转平衡阀23的型号为XD3F-L20H ，起升平衡阀的型号为XD4F-L32H 。 （4）其它阀类元件
支腿液压锁：根据工作原理选择Z2S 型叠加式液控单向阀作为锁紧回路，查[3]表37.8-248《技术规格》选择支腿液压锁8的型号为Z2S22。
支腿回路安全阀：根据工作要求DBD 型直动式溢流阀做为支腿回路的安全阀，查[3]表37.8-7《技术规格》选择支腿回路安全阀10的型号为DBDH25P10/20。
起升快慢电磁阀：根据工作要求查[3]表37.8-155《滑阀机能》选择起升快慢电磁阀33的型号为WE5A6.2LW220-50NZ5L 。
四、变幅液压缸设计.
（一）变幅液压缸的受力分析
图4.1变幅液压缸的工作示意图
全液压汽车起重机的变幅机构使用液压缸来驱动动臂变幅。液压缸的布置形式有三种，分别是前倾式、后倾式和后拉式。前倾式如图4.1所示。因液压缸前倾，其对动臂作用力臂较长，变幅缸的推力可以较小些，故缸径较小。因臂的悬臂长度较短，对臂受力有利。大多数全液压汽车起重机都采用此布置形式[4]。
图4.2变幅液压缸的几何示意图
变幅机构三铰点的几何关系简化成ΔABC （见图4.2）。AB 为油缸，A 、B 点为变幅油缸在转台和吊臂上的铰点OO 1为起重机的回转中心线。当在工作幅度R 吊起载荷Q 时，对吊臂后铰点C 的平衡方程式为：
F P h =Q (R +a ) +G B l B cos α-Se F P h =Ql cos α+G B l B cos α-Se
式中：F P —变幅油缸推力；
Q —工作负载的重量；
h —变幅油缸推力对吊臂铰点C 的力臂；
α—吊臂的仰角；
l —吊臂的长度；
G B —吊臂的重量；
l B —吊臂的重心距C 点的距离；
S —起升绳的拉力；
e —随α角变的起升绳到铰点C 的距离。 因为Se
F P h =Ql cos α+
G B l B cos α
式（4-2）表明，当起重机的额定载荷Q 确定后，油缸的推力F P 是仰角α和力臂h 的函数。仰角α和力臂h 是由变幅机构三铰点的几何形装决定的，即ΔABC的形状决定油缸推力F P 。
（二）变幅机构三铰点合理几何形状的分析
图4.3变幅机构的铰点三角形
前支式变幅机构的铰点ΔABC中，令液压缸全缩时长l 0，全伸时长l ，即有l =λl 0，其中λ为变幅液压缸的伸缩比，液压缸全缩时，吊臂仰角为0°，液压缸全伸时，吊臂仰角为α，αmax =80°。
设铰点C 与A 的距离为p ，ϕ为油缸与铰接点AC 间的夹角，则在变幅过程中，油缸推力F P 对C 点的力臂h 有：
h =p sin ϕ
当ϕ=900时，在△ABC 中h=p。取
K =
h
p
则有K =
sin ϕ
α-K 、α-M 、因为sin ϕ≤1，则K≤1。用作图法可得到随吊臂仰角α变化的α-h 、曲线，它反应变幅过程中油缸的推力变化情况。
设变幅油缸全缩时为单位长，即l 0=1，则一般全伸时l =λ=1.8，吊臂仰角α由0°变到80°，能满足此变幅油缸的铰点A 布置可有轨迹ad （见图4.4），例如取三种状态：
取p=0.7时铰点三角形为△A 1B 1C 取p=0.62时铰点三角形为△A 2B 2C 取p=0.62时铰点三角形为△A 3B 3C
图4.4铰接点A 的运动轨迹
图4.5、图4.6是按三个不同的三角形用作图法得到的α-h 、α-K 曲线。
图4.5α-h 图
图4.6α-K 图
这三个三角形的比较如下表4.1。
表4.1不同变幅铰点比较
有表4.1可以看出，油缸铰点A 布置在A 2A 1段上，可以使油缸工作压力变化平稳而且机构紧凑，所以A 点应该布置在段A 2A 1上，在α=40°～50°时，力臂h=p。
（三）变幅机构铰点三角形
11⎡11⎤
吊臂与油缸的铰点B 一般位于L 到L 吊臂上，故BC=⎢L , L ⎥，L =10 .4m，
32⎣32⎦取BC =5，选择合理的铰点三角形如图4.7，确定变幅铰点三角形几何尺寸[5]。
图4.7变幅机构三铰点几何三角形
（四）变幅液压缸的机械设计
图4.8变幅液压缸额定工作幅度的各参数图
变幅液压缸受到的推力F P ：
F P =
Ql cos α+G B l B cos α
AC sin ϕ
式中：α—变幅轴线与水平线的夹角； l —工作臂长； G B —吊臂的重量；
l B —吊臂重心到铰点C 的距离； ϕ—变幅液压缸与AC 的夹角； R —起重机工作幅度； a —铰点C 与回转中心的距离。
铰点C 与回转中心的距离a 的取值范围为1.5～3m[6]，此时αQ =67°；额定工作幅度下起重量Q=78400N；
吊臂质量的取值范围是起重机总质量（10t ）的15%～20%，由于采用的是组合式伸缩臂，所以取吊臂的重量G B =10⨯103⨯9.8⨯15%=14700N ；
工作绳拉力S max =14478.3N； 吊臂基本臂长l =10.4m； 铰点A 到C 的距离AC=947mm； AC 与AB 的夹角ϕ=62°；
变幅液压缸最大长度AB max =1800mm； 变幅液压缸最小长度AB min =2800mm。
将以上参数带入公式（4-4）得到变幅液压缸的受到的推力：
F Q =
Ql cos αQ +G B l B cos αQ
AC sin ϕ
=4.17⨯105N
（五）变幅液压缸主要几何参数的计算
（1）变幅液压缸压力P N 的选取
系统的工作压力为△P=20MP a ，因为系统中有一定的背压，所以选择液压缸的被压力为2MP a ，故取液压缸的工作压力P N =22MP a 。 （2）变幅液压缸内径D b 的确定
由于汽车起重机的变幅液压缸是以无杆腔作为工作腔的，所以有公式如下
D b ==155mm
参考表4.2液压缸尺寸系列取液压缸内径D b =200mm。
表4.2液压缸径尺寸系列（单位mm ）（摘自GB2348-80）
（3）变幅液压缸活塞杆直径d 的计算
由于活塞杆受到压力作用，且P N =22MP a ＞7MP a ，故d=0.7D=0.7⨯160mm=112mm。参看下表4.3取活塞杆的直径d=140mm。
表4.3活塞杆直径尺寸系列/mm
（4）活塞杆理论推力F 1和拉力F 2的计算
图4.9活塞杆受力分析图
画活塞杆的受力分析图如图4.9。 当活塞杆伸出时理论推力F 1：
F 1=A 1P N =6.9⨯105N
当活塞杆回缩时理论拉力F 2
F 2=A 2P N =6.2⨯104N
式中：A 1和A 2分别为无杆腔和有杆腔的受力面积； P N 为液压缸的工作压力，P N =22MP a 。 （5）变幅液压缸活塞杆行程S 的确定
由于液压缸全伸时：
AB max =1800mm
变幅液压缸全缩时：
AB min =2800mm
得到变幅液压缸行程S ：
S=AB max —AB min =1000mm
查[3]表37.7-3选取行程S=1000mm。 （6）液压缸最小导向长度H 的确定
导向长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证缸有一定的最小导向长度，液压缸的最小导向长度应满足[2]：
H ≥
S D + 202
式中：S 是变幅液压缸的最大行程，S=1000mm； D 是变幅液压缸的内径，D=200mm； 故有：
H ≥
S D 1000200+=+=150mm 。 202202
（7）液压缸缸筒壁厚σb 的计算
查[3]表37.7-64工程机械用缸外径系列取变幅液压缸外径为245mm ，液压缸体材料为45号无缝钢管。因此，壁厚为σb =（245—200）/2=22.5mm。 （8）液压缸的缸底厚度h b 计算
设计此缸为平行缸底，查[3]得
h b =0.433φ
式中：h
b —缸底厚度，m
；
φAL —液压缸内径，m ； p y —试验压力，MP a ；
[δ]—缸底材料的许用应力，MP a 。
缸底材料选用45钢，查[7]表6-5得到45钢的抗拉强度δb ≥600MPa ，屈服强度
δs ≥355MPa ，伸长率δ5≥16％，断面收缩率为ψ≥40％，冲击功为39J 。则
[δ]=600MP a 。
变幅液压缸的工作压力P N =22MP a ，取p y =1.6P N =35.2MP a
h =0.433φ=0.433⨯0.2=21mm
综合以上计算，查[3]表37.7-10可知液压缸相关尺寸为：缸径φAL =200mm，D=245mm，UE=270mm，耳环滑动轴承CD=80mm，Y=85mm，PM=105mm，MR×EW=90×90，进出油口尺寸2-EE 为M42×2，耳环连接螺纹为M85×3*-95。
总结
本次毕业设计使我受益匪浅，让我系统性地认识和掌握了汽车起重机液压系统的设计过程，对汽车起重机的发展应用及前景有了初步的认识，对液压元件的使用有了切身的体会。通过本次毕业设计让我将大学期间学习的课程整体进行了复习，对资料的查阅有了很大的提高。在毕业设计的过程中让我更加明白各个学科是相互联系的，以后的工作中要继续学习提高自己综合运用的能力。
首先，寻找与设计有关的资料并且研究设计方案，进行设计的总体规划。理清设计思路，但是在方案的具体实施中难免会出现一些错误，这就需要在设计的过程中利用所掌握的知识认真的排查错误的原因，查阅相关资料，进行多方面的思考，不断的改正自己的设计不足之处。
其次，运用所学的知识对汽车起重机的液压系统各个回路进行具体的设计，最终完成总的液压系统设计。在设计过程中需要查阅文献确定各个设计公式及其参数，进行计算。在这个设计阶段中完成设计思路的具体化，主要解决各个部分的匹配问题。在设计过程中要不断的进行参数的重新选定使之符合整个系统的运行要求。
通过本次毕业设计使我认识到液压系统的应用广泛，使用方便。仍然处于不断的发展之中，在机械设备的控制系统中仍然占有着十分重要的位置。在毕业设计的过程中不仅巩固了我的基础理论知识，而且使我各个方面的能力有了很大提高。从一开始的无从下手，到资料的查阅，到设计方案的拟定，到设计方案的具体实施，到液压系统图的绘制，无疑是对我查阅资料的能力、设计报告的能力、电脑绘图等能力的一次很好的锻炼，对理论知识与实际的应用也有了很大的提高。为以后的工作积累了经验，增强了信心。毕业设计既让我懂得了怎样把理论应用于实际，又让我知道了在实践中遇到问题应该怎样去解决，是对自己自己综合运用所学知识，发现、提出、分析和解决问题，实践能力的很好锻炼。
致谢
毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面考核，也是对我们进行科学研究的基本功的训练，培养了我们综合运用所学知识独立分析和解决问题的能力，为以后撰写专业学术论文和工作打下了良好的基础。
本次毕业设计能够顺利完成，首先要感谢我的母校，是她提供了我学习知识的殿堂；其次要感谢机电与信工学院的老师们，他们不仅让我学会了专业方面的知识而且教会我很多做人做事的道理，尤其是要感谢在本次毕业设计中给予我很大帮助的刘小清老师，是他的教导使我对毕业设计从最初的一无所知到顺利完成；还要感谢我的同学们，他们的帮助我解决了很多的问题；最后还要感谢相关资料的编著者和给予我支持的社会各界人士，感谢你们为我提供了一个良好环境，使本次毕业设计顺利完成。
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