1IMPLEMENTATION OF HYDRAULICSERVO CONTROLLERS WITH ONLYPOSITION MEASUREAbstractHydraulic actuators have nonlinear dynamics and are often used in environments (robotic, aerospace, underwater explo-rations/inspections, mining) where uncertain disturbances are present. Linear controllers designed using a linearized model of the hydraulic system are widespread. In alternative, nonlinear and ro-bust control techniques can be used to achieve better performances. Among these techniques, sliding mode control with dynamics inversion is a good choice, but it usually requires measurements of actuator’s velocity and hydraulic pressures in addition to actu-ator’s position. This paper presents the design and experimental evaluation of a position controller for an hydraulic actuator where the only available measure is the actuator’s position. A detailed description of servosystem components is firstly presented. Then a linear control law, whose design is based on a linearized model of the actuator, is designed and tested. Finally, a sliding mode control law is developed. Experimental results, carried out on a real case study, have shown the ectiveness of the proposed controllers even when only actuator’s position is available for feedback.Key Words :Hydraulic actuators nonlinear systems nonlinear control system sliding mode control.21. IntroductionHydraulic actuators are used in many industrial appli-cations as they over the following advantages: ness; compactness; payload capability; high immunity to wear thanks to lubricant action of fluid; high speed of response, with fast starts, stops and speed reversals;ability to main-tain their loading capacity indefinitely, while this would usually cause excessive heat generation in electrical com-ponents [1, 2]. Furthermore, their high power-to-weight ratio allows their use in a direct-drive manner, as e.g., in industrial robots, so that wear-sensitive gear-boxes can be avoided.? DIIIE, Universit`a degli Studi di Salerno, Via Ponte Don Melillo, 1-84084, Fisciano(SA), Italy; e-mail: {fbasile, ddel-grosso}@unisa.it Recommended by Prof. Zhihua Qu (paper no. 206-3128)One of their major drawbacks is their strongly non-linear behaviour. The main nonlinearities are: magnetic hysteresis in the armature of the servovalve driving the actuator, usually neglected [3, 4]; static nonlinear relation between the control input and the flow to the actuator; ori-fices tolerances (overlap/underlap), which generate dead-zones; pressure and temperature dependency of isothermal bulk modulus; asymmetry of the hydraulic cylinder [5]; friction force acting on the actuator [6]. Another ma-jor drawback is the dis culty of accurately estimating the model’s parameters, and their variations under dis erent operating conditions. Therefore, to design a servo posi-tion system for an hydraulic actuator nonlinear and robust control techniques have to be used to achieve good per-formances. Today more complex control laws, like inverse dynamics laws, are successfully used in many applications and have been recently applied also to hydraulic servosys-tems [4, 7–10]. It is important to point out that in all these works control laws are presented which rely on mea-surement of at least actuators’s position and velocity and hydraulic pressures.Figure 1. Control architecture’s overview.3The hydraulic actuator considered in this work is com-posed of a flapper-nozzle type two-stage servovalve and an asymmetric hydraulic cylinder. A servo position system has to be devised. First, an accurate model of the actu-ator has been written obtained which takes into account the main phenomena influencing its behaviour. Dynamic parameters were partly available by the supplier. To vali-date these parameters and identify the others, it was not possible to procede with open-loop experiments but it was mandatory for safety requirements to move the actuator only if closed-loop controlled. To this purpose, a discrete-time linear controller has been first designed based on a linearized model of the actuator. Then, a sliding mode con-trol law has been designed in the continuous-time domain by using a Lyapunov-based approach and implemented in discrete-time without requiring direct measurements of ve-locity and pressures. As it is commonly accepted in prac-tice [11] for control engineers the sliding mode controller designed in continuous-time domain has been implemented in the discrete-time by selecting a ciently fast sampling rate. The model uncertainties, the fact that pressures are not directly measured and frictions are not compensated,and the time delays make the chattering reduction crit-ical [11]. To avoid this undesirable phenomenon [12] a boundary layer approach has been adopted.The main contribution of this paper is to prove that low-cost robust control of hydraulic actuators is possible even if not all the required direct measurements are avail-able. In fact, the proposedcontrollers requires only direct measurement of actuator’s position.42. Experimental Setup2.1 Control ArchitectureThe hydraulic actuator taken into account in this work is a linear single-rod cylinder whose piston’s position is measured by a Linear Variable Dis erential Transformer (LVDT) sensor. The digital control architecture, shown in Fig. 1, has the following features:PowerPC CPU running at 500 MHz; The sampling rate is 500 Hz; 12 bit A/D and D/A converters; Voltage-to-current and current-to-voltage converters with a bandwidth of 10 KHz; LVDT Current Conditioningand Transmitter (LCCT) with a bandwidth of 250 Hz; A 100 Hz second-order Butterworth anti-aliasing filter; Hydraulic system (the actuator) including an LVDT sensor for position measuring. Notice that The only available measure is piston’s position; The digital implementation and the presence of limited bandwidth circuits and filters makes possible to neglect all components over 100 Hz; The presence of quantizers produces a measurement noise, in fact the measures resolution is 2.3 · 10?5 m; The actuator has to work in a wide and variable range of temperatures. 2.2 Implementation IssuesExperimental tests on the real architecture have drawn the attention to some important aspects for the design of both the linear and the robust controller.1. Time delays on feedback chain: A time delay on the feedback chain of about 6 ms has been measured which heavily influences the dynamics and must be taken into account in designing the controllers.2. Noise in the position’s measure: The LVDT sensor’s non-ideal behaviour, joint with the presence of quan-tizers, produces a not-negligible measurement noise. Then, it is necessary to verify the filtering capacity of the controllers, to avoid vibrations of the actuator. 3. Unavailable measures: The only available measure is the actuator’s position. Thus, the proposed sliding mode controller works without the chambers’ pressure measures as commonly required. Actuator’s velocity and acceleration have instead been obtained from 5the position measure by using a derivative filter (see Fig. 2) for which the considered transfer function is: Filter’s parameters have been tuned to realize a deriva-tive behaviour up to 100 Hz without amplifying high-frequency components.Figure 2. Re-constructor filter.63. Model DescriptionThe structure of the electro-hydraulic servoactuator, com-posed of a nozzle-flapper flow control servovalve and an asymmetric hydraulic actuator, is shown in Fig. 3 where the scale factors for the valve and the actuator are erent for sake of clarity. All the symbols reported in Fig. 3 are defined in Table 1 and will be used in the model description below.Figure 3. Hydraulic servoactuator layout.3.1 Servovalve Model3.1.1 Servovalve Nonlinear ModelThe nonlinear model of the nozzle-flapper valve [1, 2] can be represented by the scheme in Fig. 4 where its main elements are shown. The input is the electrical current of the torque motor I which is transformed in a torque at the armature:As the rotation of the armature is very small, a simplified linear relation is often considered:7The equation describing the armature flapper’s dy-namics relating armature torque to flapper displacement (in case of small rotation) is:The equations describing nozzle’s flows relating flapper displacement to flows on spool’s sides are:8液壓伺服控制器的執(zhí)行位置測(cè)量摘 要液壓執(zhí)行器有非線(xiàn)性動(dòng)力特性，并且經(jīng)常在機(jī)械，航空航天，水下檢驗(yàn)環(huán)境中使用，檢測(cè)其中的不確定干擾存在。線(xiàn)性控制器的設(shè)計(jì)普遍采用線(xiàn)性模型的液壓系統(tǒng)。如果使用非線(xiàn)性和魯棒控制技術(shù)作為替代可以實(shí)現(xiàn)更好的性能。在這些技術(shù)中，采用動(dòng)態(tài)逆滑?？刂剖且粋€(gè)很好的選擇，但它通常需要除了實(shí)際位置的測(cè)量還需要執(zhí)行器的速度和液壓壓力測(cè)量。本文提出的是一個(gè)液壓制動(dòng)器的位置控制器設(shè)計(jì)的實(shí)驗(yàn)。一個(gè)詳細(xì)說(shuō)明的伺服系統(tǒng)組件首先被提出。然后，是基于線(xiàn)性模型的執(zhí)行機(jī)構(gòu)的線(xiàn)性控制法的設(shè)計(jì)和測(cè)試。最后，研制了一種滑模控制律。實(shí)驗(yàn)結(jié)果，在一個(gè)真實(shí)的案例研究，證明所提出控制器即使當(dāng)只有致作動(dòng)器的位置是可用于反饋的時(shí)候依然有效。關(guān)鍵詞 ： 液壓作動(dòng)器 非線(xiàn)性系統(tǒng) 非線(xiàn)性控制系統(tǒng) 滑?？刂?第一章 介紹液壓執(zhí)行器有許多工業(yè)應(yīng)用因?yàn)橐韵聝?yōu)點(diǎn)：剛性，緊湊性，載荷能力，由于液體流動(dòng)的高抗磨損性；響應(yīng)速度快，具有快速啟動(dòng)，停止和速度逆轉(zhuǎn)；保持無(wú)限容量裝載的能力，但這通常會(huì)導(dǎo)致電氣部件過(guò)熱。此外，他們的高功率重量比允許他們使用直接驅(qū)動(dòng)的方式，例如，在工業(yè)機(jī)器人中，這樣可以避免磨損敏感的齒輪箱。其主要缺點(diǎn)之一是其強(qiáng)烈的非線(xiàn)性行為。主要的非線(xiàn)性是：伺服閥驅(qū)動(dòng)致動(dòng)器電樞中的磁滯，這經(jīng)常被忽視；在輸入控制和執(zhí)行器流動(dòng)中的靜態(tài)非線(xiàn)性關(guān)系；產(chǎn)生死區(qū)的孔公差；壓力和等溫體積彈性模量的溫度依賴(lài)性；液壓缸的不對(duì)稱(chēng)；作用在致動(dòng)器摩擦力。另一個(gè)主要的缺點(diǎn)是難以準(zhǔn)確估計(jì)模型的參數(shù)和不同試驗(yàn)條件下的變化的參數(shù)。因此，為了為液壓致動(dòng)器技術(shù)的非線(xiàn)性設(shè)計(jì)一個(gè)伺服位置系統(tǒng)，需要應(yīng)用魯棒控制技術(shù)以獲得更好的性能。今天，更復(fù)雜的控制規(guī)律，如逆動(dòng)力學(xué)規(guī)律，成功地應(yīng)用在許多應(yīng)用程序并且最近也適用于液壓伺服系統(tǒng)。需要指出的是，在所有這些工作的控制律的提出依靠執(zhí)行器位置和液壓壓力的測(cè)量。這項(xiàng)工作中的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)是由噴嘴擋板式二級(jí)電液伺服閥和非對(duì)稱(chēng)液壓缸組成。一個(gè)伺服位置系統(tǒng)必須設(shè)計(jì)。首先，已經(jīng)提到執(zhí)行器的精確模型需要考慮到那些影響其性能的主要現(xiàn)象。一部分動(dòng)態(tài)參數(shù)可從供應(yīng)商獲得。為了驗(yàn)證這些參數(shù)并確定其他參數(shù)，進(jìn)行開(kāi)環(huán)試驗(yàn)是不可能的，安全需求當(dāng)閉環(huán)控制去移動(dòng)執(zhí)行器是強(qiáng)制性的。為了這個(gè)目的，基于線(xiàn)性模型的執(zhí)行器首先設(shè)計(jì)出了一個(gè)離散時(shí)間線(xiàn)性控制器。然后，一個(gè)滑動(dòng)模式控制法已被設(shè)計(jì)在連續(xù)時(shí)間域通過(guò)使用一個(gè) Lyapunov 為基礎(chǔ)的方法，在離散時(shí)間實(shí)現(xiàn)而不需要速度和壓力的直接測(cè)量。通過(guò)選擇一個(gè)快速采樣率，在連續(xù)時(shí)間域設(shè)計(jì)的控制工程師的滑動(dòng)模式控制器在離散時(shí)間實(shí)施的設(shè)計(jì)在實(shí)踐中普遍被接受。模型的不確定性，事實(shí)上，壓力并不是直接測(cè)量和摩擦沒(méi)有補(bǔ)償，并且時(shí)間的延遲使抖振臨界降低。為了避免這種不良現(xiàn)象，采納邊界層的方法。10圖 1 控制架構(gòu)的概述第二章 實(shí)驗(yàn)設(shè)置2.1 控制結(jié)構(gòu)這項(xiàng)工作中的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)是一個(gè)線(xiàn)性單桿缸，線(xiàn)性單桿缸活塞的位置由一個(gè)線(xiàn)性可變地微分變壓器（LVDT）傳感器測(cè)量。數(shù)字控制結(jié)構(gòu)，有以下特點(diǎn)：?powerpc CPU 運(yùn)行在 500 MHz；?采樣率是 500 Hz；?12 位 A / D 和 D / A 轉(zhuǎn)換器；?10 kHz 帶寬的電壓 -電流和電流- 電壓轉(zhuǎn)換器；?250Hz 帶寬的電流調(diào)節(jié)和發(fā)射機(jī)；?100Hz 的二階巴特沃斯抗混疊濾波器；?液壓系統(tǒng)包括一個(gè) LVDT 傳感器的位置測(cè)量注意?唯一的變量是活塞的位置；?數(shù)字實(shí)現(xiàn)和有限的帶寬的電路存在和過(guò)濾器可以忽略所有組件在 100 赫茲；?量化器產(chǎn)生的測(cè)量噪聲的存在，事實(shí)上，測(cè)量分辨率為 2.3 · 10?5米；?執(zhí)行器在一個(gè)廣泛的和可變的溫度范圍內(nèi)工作。2.2 實(shí)施問(wèn)題關(guān)于真實(shí)結(jié)構(gòu)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，注意一些重要的關(guān)于線(xiàn)性和魯棒控制器的設(shè)計(jì)方面問(wèn)題1.時(shí)間延遲反饋鏈：一個(gè)約 6 毫秒的已嚴(yán)重影響動(dòng)態(tài)的時(shí)間反饋鏈延遲被檢測(cè)出測(cè)量，而且這是設(shè)計(jì)控制器必須考慮的問(wèn)題。2.位置測(cè)量的噪聲：LVDT 傳感器的非理想特性，與量化器的連接處，產(chǎn)生一個(gè)不可忽略的測(cè)量噪聲。然后，為了避免致動(dòng)器的振動(dòng)，驗(yàn)證控制器的過(guò)濾能力是很重要的。3.不變量測(cè)量：可用的唯一變量是執(zhí)行器的位置。因此，建議的滑動(dòng)模式控制器在沒(méi)有腔內(nèi)壓力作為一般工作條件進(jìn)行工作。執(zhí)行機(jī)構(gòu)的速度和加速度通過(guò)使用微分濾波11器測(cè)量得到，這種方式定義為傳遞函數(shù)：濾波器的參數(shù)在沒(méi)有放大高頻組件的情況下已經(jīng)實(shí)現(xiàn)導(dǎo)數(shù)的行為上升到 100 赫茲第三章 模型描述電液伺服執(zhí)行器的結(jié)構(gòu)，由一個(gè)噴嘴擋板式流量控制閥和一個(gè)非對(duì)稱(chēng)液壓作動(dòng)器，如圖 3 所示。圖中閥門(mén)和執(zhí)行器為了看得清楚，調(diào)大了比例。所有的符號(hào)在圖 3 報(bào)告表1 所示，將用下面的模型描述：圖 3 液壓伺服作動(dòng)器布局3.1 伺服閥模型3.1.1 伺服閥的非線(xiàn)性模型噴嘴擋板閥的非線(xiàn)性模型可以表示在圖 4 中，其主要內(nèi)容是所示的方案。輸入的轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)我這電流轉(zhuǎn)化成扭矩在電樞：當(dāng)電樞旋轉(zhuǎn)是非常小的，通常被認(rèn)為是一個(gè)簡(jiǎn)化的線(xiàn)性關(guān)系：12電樞擋板的動(dòng)力學(xué)與電樞轉(zhuǎn)矩?fù)醢逦灰品匠蹋ㄔ谛〗嵌刃D(zhuǎn)的情況下）是：噴嘴的流量與擋板位移對(duì)閥芯的側(cè)流方程： 摘 要隨著我國(guó)科技水平的快速發(fā)展，各行各業(yè)都取得了巨大的進(jìn)步，其中起重機(jī)起到了重要的作用，起重機(jī)在建筑、開(kāi)采、挖掘等領(lǐng)域不可或缺。尤其是汽車(chē)起重機(jī)，因?yàn)槠渚邆淦?chē)的特點(diǎn)，即可快速移動(dòng)，又具有起重機(jī)的功能，所以應(yīng)用的領(lǐng)域更加廠泛。汽車(chē)起重機(jī)由變幅系統(tǒng)、伸縮系統(tǒng)、卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、支腿系統(tǒng)組成。變幅系統(tǒng)對(duì)起重機(jī)的工作穩(wěn)定性以及起重機(jī)的工作性能有十分重要的影響。在本次 QY50K 起重機(jī)變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，我以汽車(chē)起重機(jī)的三鉸點(diǎn)設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)，首先確定三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)位置，確定變幅系統(tǒng)的機(jī)械結(jié)構(gòu)尺寸，進(jìn)而對(duì)起重機(jī)的變幅液壓缸及液壓油箱的各部分進(jìn)行選型與計(jì)算，確定液壓缸及油箱的結(jié)構(gòu)。最后對(duì)液壓系統(tǒng)中的其他元器件進(jìn)行選型與介紹，完成對(duì)于變幅液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。關(guān)鍵字: 汽車(chē)起重機(jī) 變幅 液壓系統(tǒng) 三鉸點(diǎn) 液壓油箱 ABSTRACTWith the rapid development of China's science and technology, all walks of life have made great progress. The crane has played a major role, crane especially plays an indispensable role in building, mining and other fields. Especially the automobile crane, because of its characteristics of a car can move quickly, but also has the function of the crane, it is widely used. Automobile crane has luffing system, telescopic system, winch system, rotation system, supporting legs system. Luffing system will affect the stability of crane. In the design of crane hydraulic system in this QY50K, I based on the three points of truck crane design, First determine the design of position three hinge point, that will determine the dimensions of mechanical structures of luffing system, so that it can be the amplitude hydraulic cylinder and luffing tank on the crane selection and calculation, Determining the structure of hydraulic cylinder and oil tank. Finally, selection and introduction of other components in the hydraulic system, complete the luffing hydraulic system schematic drawing.Keywords: crane luffing hydraulic system three joint hydraulic tankI目 錄 緒 論 .1第一章 課題主要研究 .21.1 課題背景及意義 .21.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況 .21.2.1 國(guó)內(nèi)起重機(jī)研究狀況 21.2.2 國(guó)外起重機(jī)研究狀況 31.2.3 汽車(chē)起重機(jī)的發(fā)展趨勢(shì) 41.3 課題研究方法 .4第二章 變幅系統(tǒng)方案設(shè)計(jì) .52.1 變幅機(jī)構(gòu)布置形式 52.2 三鉸點(diǎn)示意圖 .62.3 三鉸點(diǎn)受力分析 .62.4 三鉸點(diǎn)位置確定 .72.4.1 吊臂下鉸點(diǎn) 0 的確定 72.4.2 變幅液壓缸上鉸點(diǎn) B 的確定 82.4.3 變幅液壓缸下鉸點(diǎn) A 的確定 92.5 本章小結(jié) 10第三章 變幅液壓缸設(shè)計(jì)計(jì)算 .123.1 變幅液壓缸介紹 123.2 變幅液壓缸參數(shù)設(shè)計(jì) 133.2.1 變幅液壓缸中液壓油壓力確定 133.2.2 變幅液壓缸中缸筒內(nèi)徑徑確定 133.2.3 變幅液壓缸中活塞桿尺寸的確定 133.2.4 變幅液壓缸中活塞桿行程確定 143.2.5 變幅液壓系統(tǒng)液壓泵流量確定 14II3.3 變幅油缸缸筒 143.3.1 變幅液壓缸的缸筒與端蓋的連接 143.3.2 變幅油缸的缸筒壁厚的設(shè)計(jì) 153.3.3 變幅油缸的缸筒壁厚的校核 163.4 活塞 .173.4.1 活塞的結(jié)構(gòu)形式 173.4.2 活塞寬度的確定 .183.4.3 活塞密封元件確定 183.4.4 活塞的材料 183.4.5 活塞與活塞桿的連接 .193.5 活塞桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算 .193.5.1 活塞桿的結(jié)構(gòu) 193.5.2 活塞桿的強(qiáng)度計(jì)算 193.5.3 活塞桿彎曲穩(wěn)定性計(jì)算 193.6 導(dǎo)向套 .203.6.1 導(dǎo)向套的材料 203.6.2 導(dǎo)向套的密封與防塵 203.6.3 導(dǎo)向套的固定 213.7 后缸蓋的的設(shè)計(jì) 213.7.1 后缸蓋的材料 213.7.2 后缸蓋的連接 213.8 進(jìn)出油口尺寸 .22III3.9 安裝連接元件確定與校核 .223.9.1 安裝耳的結(jié)構(gòu) 223.9.2 安裝連接元件的確定 .233.9.3 安裝連接處銷(xiāo)軸的校核 .233.10 本章小結(jié) .24第四章 變幅液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)及元器件的選擇 .254.1 變幅系統(tǒng)液壓原理圖設(shè)計(jì) .254.1.1 變幅液壓回路介紹 254.1.2 各閥芯在中位時(shí) .264.1.3 液壓缸在伸出時(shí) .264.1.4 液壓缸在縮回時(shí) .264.2 液壓泵的選擇 .264.2.1 液壓泵的作用 264.2.2 液壓泵的選擇 264.3 平衡閥 .274.3.1 平衡閥的作用 274.3.2 平衡閥的選擇 274.4 多路閥換向閥 .284.5 先導(dǎo)控制閥 294.6 油管 .304.6.1 油管的選擇 .304.6.2 油管管徑設(shè)計(jì) .304.6.3 管接頭 30IV4.7 濾油器 .304.7.1 濾油器的作用 304.7.2 濾油器的要求 .304.7.3 濾油器的安裝位置 .314.7.4 濾油器的選擇 .314.8 本章小結(jié) .31第五章 液壓油箱的設(shè)計(jì) .325.1 開(kāi)式液壓油箱結(jié)構(gòu)特點(diǎn)介紹 .325.2 開(kāi)式液壓油箱的容積確定 .325.3 油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 335.3 .1 油箱的結(jié)構(gòu)及設(shè)計(jì)要點(diǎn)與需要注意的事項(xiàng) 335.4 油箱結(jié)構(gòu)的詳細(xì)設(shè)計(jì) 345.4.1 油箱長(zhǎng)、寬、高的確定 345.4.2 液壓油箱壁板厚度的確定 345.4.3 液壓油箱腳的設(shè)計(jì) 345.4.4 液壓油箱頂蓋設(shè)計(jì) 355.4.5 液壓油箱吊耳設(shè)計(jì) 355.4.6 液壓油箱隔板設(shè)計(jì) 355.4.7 液壓油箱油箱底板設(shè)計(jì) 355.4.8 液壓油箱清洗孔設(shè)計(jì) 355.4.9 后處理 365.5 油箱配件的計(jì)算與選用 .365.5.1 液壓空氣過(guò)濾器的設(shè)計(jì)與選用 365.5.2 液位液溫計(jì)的計(jì)算與選用 375.5.3 熱交換器的使用 .375.6 本章小結(jié) 38結(jié) 論 .39參考文獻(xiàn) .40致 謝 .42附 錄 .431緒 論進(jìn)入 21 世紀(jì)，各行各業(yè)都在高速發(fā)展，尤其是制造業(yè)，作為國(guó)民經(jīng)濟(jì)的命脈，更是發(fā)展迅猛，制造技術(shù)與制造水平都達(dá)到新的高峰。起重機(jī)作為重要的工程機(jī)械，起到了十分重要的作用。起重機(jī)是工程中裝卸的主要工具，在橋梁建造，資源開(kāi)采，貨物搬運(yùn)等領(lǐng)域中不可或缺。汽車(chē)起重機(jī)作為起重機(jī)的一種，既具備起重機(jī)優(yōu)點(diǎn)又可以像貨載汽車(chē)一樣快速移動(dòng)，所以汽車(chē)起重機(jī)的運(yùn)用日益廣泛。除了移動(dòng)迅速之外，汽車(chē)起重機(jī)還具備結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低的特點(diǎn)。而且起重機(jī)的吊臂除了可以安裝吊鉤吊起重物以外，還可以換做電磁吸、打樁設(shè)備等，實(shí)現(xiàn)一機(jī)多用的特點(diǎn)。在本次課程設(shè)計(jì)中，將先整體上了解變幅系統(tǒng)的組成與作用，然后先對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，進(jìn)而研變幅系統(tǒng)的液壓結(jié)構(gòu)，對(duì)液壓系統(tǒng)的的液壓元件進(jìn)行確定完成最終設(shè)計(jì)。變幅系統(tǒng)設(shè)計(jì)，以起重機(jī)三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)。三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)對(duì)起重機(jī)的性能的穩(wěn)定性，起重機(jī)的起重量都有巨大的影響。確定三鉸點(diǎn)結(jié)構(gòu)后，對(duì)起重機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)，首先對(duì)液壓缸的參數(shù)進(jìn)行確定，進(jìn)而對(duì)變幅系統(tǒng)的油箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，通過(guò)流量、壓力、對(duì)液壓系統(tǒng)的元器件機(jī)型選擇，最終完成液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。國(guó)外的起重機(jī)發(fā)展體現(xiàn)出多樣化的特點(diǎn)。尤其為適應(yīng)不同工作環(huán)境的需求，尤其是在工作條件惡劣的情況下完成工作，相繼研發(fā)出越野型、微型和全地面型汽車(chē)起重機(jī)，這樣使得外國(guó)的汽車(chē)起重機(jī)在特點(diǎn)上，靈活性更優(yōu)，更加方便技術(shù)人員的操縱，在工作中的效率高。在起重機(jī)的結(jié)構(gòu)方面，例如在伸縮臂的結(jié)構(gòu)上，伸縮臂的數(shù)量不斷改進(jìn)，在截面形狀上，德國(guó)的公司率先研發(fā)出橢圓型的起重機(jī)伸縮臂，在機(jī)構(gòu)質(zhì)量，載重性能方面得到優(yōu)化。2第一章 課題主要研究1.1 課題背景及意義起重機(jī)在工程建設(shè)的不斷應(yīng)用也促使著起重機(jī)的不斷發(fā)展?，F(xiàn)階段，工程建設(shè)中需求研發(fā)具有更大起吊能力，具備更大的工作半徑，具有更快移動(dòng)速度的汽車(chē)起重機(jī)。隨著液壓技術(shù)的日臻成熟，液壓汽車(chē)起重機(jī)快速發(fā)展。液壓傳動(dòng)以液壓油為載體流動(dòng)傳動(dòng)。液壓傳動(dòng)與電子技術(shù)，尤其是 PLC 技術(shù)，使得液壓系統(tǒng)在控制方面更容易的實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制 [1]。汽車(chē)起重機(jī)有許多重要的零部件結(jié)構(gòu)，組要可分為以下幾個(gè)主要的系統(tǒng)。卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)，變幅系統(tǒng)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，支腿系統(tǒng)與伸縮系統(tǒng)等五部分，五個(gè)系統(tǒng)如圖 1-1 所示圖 1-1 起重機(jī)系統(tǒng)圖1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況1.2.1 國(guó)內(nèi)起重機(jī)研究狀況我國(guó)的起重機(jī)發(fā)展較晚，直到 19 世紀(jì)六七十年代才開(kāi)始建立。自建立后，起重機(jī)行業(yè)不斷發(fā)展，現(xiàn)在已經(jīng)具備一定規(guī)模，對(duì)我國(guó)的經(jīng)濟(jì)、建設(shè)起到了巨大的作用。汽車(chē)起重機(jī)的發(fā)展，從 5 噸的小型機(jī)械式汽車(chē)起重機(jī)開(kāi)始，到最大起重量增大到12t。然后采取合作的方式，與加藤、格魯夫等企業(yè)合作，逐步制造出25t，50t，80t，125t，起重機(jī)的研發(fā)水平達(dá)到了中等水平。目前，我國(guó)起重機(jī)制造企業(yè)比較出色的有徐工集團(tuán)、長(zhǎng)江起重機(jī)廠等。圖為圖 1-32 徐工集團(tuán)的 QY50K 起重機(jī) [2]。圖 1-2 QY50K 汽車(chē)起重機(jī)目前中國(guó)的汽車(chē)起重機(jī)發(fā)展面臨著全新的機(jī)遇和挑戰(zhàn)：(1).隨著我國(guó)改革開(kāi)放與加入世貿(mào)組織，我國(guó)的發(fā)展與世界的聯(lián)系更加緊密。我國(guó)的起重機(jī)行業(yè)可以更快地學(xué)習(xí)國(guó)外的先進(jìn)技術(shù)，加速使我國(guó)的起重機(jī)設(shè)計(jì)追趕上世界的先進(jìn)水平，但同時(shí)，我國(guó)的起重機(jī)企業(yè)也面臨著國(guó)外廠商的沖擊。尤其是對(duì)于小型的起重機(jī)企業(yè)，面臨著與外企合作，然后被吞并的命運(yùn) [3]。(2)國(guó)產(chǎn)的起重機(jī)在自身的設(shè)計(jì)上存在問(wèn)題與差距。我國(guó)在起重機(jī)行業(yè)上，整體對(duì)技術(shù)研發(fā)上投入不夠，對(duì)技術(shù)人員的培養(yǎng)，對(duì)科研設(shè)備的投入不夠，使得我國(guó)在起重機(jī)領(lǐng)域的技術(shù)創(chuàng)新能力較弱，對(duì)于起重機(jī)制造的核心技術(shù)掌握不夠，尤其在高、精、尖的設(shè)備的制造上能力較弱。此外，我國(guó)起重設(shè)備的制造水平一般，國(guó)產(chǎn)起重機(jī)普遍存在噪聲大、電氣故障等問(wèn)題。此外，我國(guó)汽車(chē)起重機(jī)的產(chǎn)品類(lèi)型單一，不能滿(mǎn)足行業(yè)上對(duì)于起重機(jī)適應(yīng)各種工作環(huán)境的需要。此外，由于材料技術(shù)的落后，我國(guó)起重機(jī)的使用壽命，質(zhì)量也都和國(guó)外有較大的差距。1.2.2 國(guó)外起重機(jī)研究狀況國(guó)外的起重機(jī)發(fā)展體現(xiàn)出多樣化的特點(diǎn)。尤其為適應(yīng)不同工作環(huán)境的需求，尤其是在工作條件惡劣的情況下完成工作，相繼研發(fā)出越野型、微型和全地面型汽車(chē)起重機(jī)，這樣使得外國(guó)的汽車(chē)起重機(jī)在特點(diǎn)上，靈活性更優(yōu)，更加方便技術(shù)人員的操縱，在工作中的效率高。在起重機(jī)的結(jié)構(gòu)方面，例如在伸縮臂的結(jié)構(gòu)上，伸縮臂的數(shù)量不斷改進(jìn)，在截面形狀上，德國(guó)的公司率先研發(fā)出橢圓型的起重機(jī)伸縮臂，在機(jī)構(gòu)質(zhì)量，載重性能方面得到優(yōu)化 [4]。41.2.3 汽車(chē)起重機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)國(guó)內(nèi)外的汽車(chē)起重機(jī)，在研發(fā)方向上趨勢(shì)主要體現(xiàn)在以下這幾個(gè)方面：(1).運(yùn)用新技術(shù)、運(yùn)用新的制造工藝?，F(xiàn)代的技術(shù)更新迅猛，我們只有以前衛(wèi)的視角，不固步自封，要將新的技術(shù)運(yùn)用在汽車(chē)起重機(jī)中，注重創(chuàng)新，采用新的制造方式，這樣起重機(jī)才會(huì)快速發(fā)展。(2).向機(jī)電液一體化模式發(fā)展。機(jī)電液一體化，是機(jī)械行業(yè)的發(fā)展方向。電氣設(shè)備、液壓設(shè)備、機(jī)械設(shè)備一體化發(fā)展，使得機(jī)械的控制得到優(yōu)化，半自動(dòng)甚至全自動(dòng)的設(shè)備可以使得操作者更加輕松，對(duì)行業(yè)的發(fā)展具有重大意義。(3).發(fā)展一機(jī)多用，起重機(jī)的吊臂不單單能夠吊取重物，也可以有其他功用。例如 ，可以在起重機(jī)的吊臂上安裝電磁設(shè)備，可以使得起重機(jī)具有其他的功用。我國(guó)應(yīng)注重對(duì)于其配套設(shè)備的研發(fā)，使得起重機(jī)可以一機(jī)多用，使得起重機(jī)的利用率得到提高。(4).起重機(jī)的起重量向多元化發(fā)展。我國(guó)的起重機(jī)類(lèi)型單一，與國(guó)外相比，差距明顯?，F(xiàn)階段，迷你型起重機(jī)與全路面起重機(jī)在國(guó)外興起，迷你型起重機(jī)的靈巧的優(yōu)點(diǎn)可以使得起重機(jī)可以在極端條件下得到運(yùn)用。此外，超大型的起重機(jī)械的研發(fā)也應(yīng)得到重視，只有我國(guó)具備了制造了各種類(lèi)型的機(jī)械，我國(guó)機(jī)械行業(yè)的發(fā)展才會(huì)更加均衡 [5]。1.3 課題研究方法在本次課程設(shè)計(jì)中，將先整體上了解變幅系統(tǒng)的組成與作用，然后先對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，進(jìn)而研變幅系統(tǒng)的液壓結(jié)構(gòu)，對(duì)液壓系統(tǒng)的的液壓元件進(jìn)行確定完成最終設(shè)計(jì)。變幅系統(tǒng)設(shè)計(jì)，以起重機(jī)三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)為基礎(chǔ)。三鉸點(diǎn)的設(shè)計(jì)對(duì)起重機(jī)的性能的穩(wěn)定性，起重機(jī)的起重量都有巨大的影響。確定三鉸點(diǎn)結(jié)構(gòu)后，對(duì)起重機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)，首先對(duì)液壓缸的參數(shù)進(jìn)行確定，進(jìn)而對(duì)變幅系統(tǒng)的油箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，通過(guò)流量、壓力、對(duì)液壓系統(tǒng)的元器件機(jī)型選擇，最終完成液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。本次課設(shè)的主要思路如下流程圖 1-3 所示5圖 1-3 設(shè)計(jì)流程圖第二章 變幅系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)2.1 變幅機(jī)構(gòu)布置形式QY50K 起重機(jī)變幅形式采用液壓形式進(jìn)行。變幅機(jī)構(gòu)以變幅液壓缸作為主體結(jié)構(gòu)，變幅液壓缸驅(qū)動(dòng)汽車(chē)起重機(jī)的主臂完成變幅。變幅液壓缸在汽車(chē)起重機(jī)的布置位置主要有以下幾種形式：前頃式布置、后拉式布置還有后頃式布置。液壓缸前傾式布置，在起重機(jī)吊起重物時(shí)，變幅液壓缸對(duì)起重機(jī)吊臂臂的作用力臂較長(zhǎng)，所以可以選擇采取較小的變幅推力，可以采用直徑較小的液壓缸。采用前傾式變幅吊臂的懸臂部分長(zhǎng)度縮短，這樣大大改善了吊臂的受力狀態(tài)，對(duì)吊臂受力有利。但這種方案的缺點(diǎn)是：液壓缸行程較大，吊臂下方的空間較小，小幅度地起吊體積較大的重物不方便。后傾式變幅機(jī)構(gòu)，變幅液壓缸受力的特點(diǎn)與前傾式相反，后傾式變幅，變幅液壓缸行程短，而且由于液壓缸后傾，重心后移，便于變幅機(jī)構(gòu)總體布置，可以使平衡配重質(zhì)量減少。采取后拉式變幅機(jī)構(gòu)，變幅液壓缸固定位置選擇在在起重機(jī)吊臂后方。這樣的油缸布置方式優(yōu)點(diǎn)吊臂下方的有效空間大。后拉式變幅機(jī)構(gòu)，在吊臂起升時(shí)液壓油只能從液壓缸有桿腔進(jìn)入，所以采用這種方式，推力較小。因此，后拉式起重機(jī)只能用于起重量較小的起重機(jī)上。起重機(jī)前傾式變幅機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下圖 2-1 中所示 [6]。圖 -1 前傾式變幅機(jī)構(gòu)2前傾式變幅機(jī)構(gòu)有好的力學(xué)性能，起重機(jī)可以吊起質(zhì)量較大的重物。絕大部分的6汽車(chē)起重機(jī)采用液壓缸前傾式布置的變幅機(jī)構(gòu)。這種變幅機(jī)構(gòu)可以用一個(gè)變幅液壓缸，也可以使用兩個(gè)變幅液壓缸。在本次 QY50K 汽車(chē)液壓起重機(jī)設(shè)計(jì)中，采用了前傾式設(shè)計(jì)，一個(gè)變幅液壓缸的結(jié)構(gòu)。變幅液壓缸選用雙作用單桿液壓缸。2.2 三鉸點(diǎn)示意圖 汽車(chē)起重機(jī)三鉸點(diǎn)如下圖 2-2 所示。圖 2-2 起重機(jī)三鉸點(diǎn)示意圖起重機(jī)吊臂與回轉(zhuǎn)裝置、變幅油缸上端與吊臂、變幅油缸下端與回轉(zhuǎn)裝置三個(gè)位置需要鉸接連接。變幅上鉸點(diǎn)、變幅下鉸點(diǎn)、吊臂下鉸點(diǎn)稱(chēng)為變幅機(jī)構(gòu)的三鉸點(diǎn)。變幅機(jī)構(gòu)三鉸點(diǎn)的布置對(duì)起重機(jī)的性能有十分重要的重要，對(duì)起重機(jī)的起重穩(wěn)定性，起重能力，起升高度等有重要的影響 [7]。2.3 三鉸點(diǎn)受力分析設(shè)起重機(jī)最大起重量是 Q、額定的工作幅度是 R，則這時(shí)變幅機(jī)構(gòu)的受力情況，變幅機(jī)構(gòu)受力示意圖，如圖 3-2 所示對(duì)吊臂的下鉸點(diǎn) O 取力矩，由力矩的平衡方程式可以列出平衡方程式，（2-1）??1lcosFReGlSh????其中， 是變幅油缸的作用力臂；F 是變幅油缸推力；e 是回轉(zhuǎn)中心與 O 點(diǎn)之間1l的距離；G 是吊臂的質(zhì)量；l 是吊臂質(zhì)心位置與 O 點(diǎn)之間的距離;S 是起升鋼繩的拉力;是基本臂的最大仰角； h 是卷?yè)P(yáng)系統(tǒng)中的額起升鋼繩與 O 點(diǎn)之間的距離。?7圖 2-3 變幅機(jī)構(gòu)受力示意簡(jiǎn)圖在實(shí)際計(jì)算時(shí)，因?yàn)椋?-2）??cosShQReGl??:因此可以忽略 Sh，原式可改寫(xiě)為：（2-3）1sFll?2.4 三鉸點(diǎn)位置確定2.4.1 吊臂下鉸點(diǎn) 0 的確定吊臂下鉸點(diǎn) O 的位置由起重機(jī)的吊臂的長(zhǎng)度、起重機(jī)額定工作的最小幅度和重物被起升的高度一同確定。我們?cè)诖_定 O 點(diǎn)的位置，可以首先確定 和 e 這兩個(gè)參數(shù)，0h這樣便設(shè)計(jì)得出 O 點(diǎn)的位置 [8]。吊臂基本臂的工作長(zhǎng)度是 ，由圖 3-2，可以得出wl（2-4）??101sinhcoswlHe????（2-5）coineR?在等式中， 是吊鉤與臂頭滑輪中心之間的距離， 由起重機(jī)吊鉤滑輪組大小和1h 1h起重機(jī)卷?yè)P(yáng)裝置等部件的參數(shù)參數(shù)決定， 的取值范圍一般情況下為 1.2-2m， 的1h 1h取值范圍與起重機(jī)吊起重物的質(zhì)量有關(guān)， 數(shù)值隨著重物質(zhì)量增大而增大，設(shè)計(jì)初期，通常將 的參數(shù)值確定一數(shù)值。取 =1.8m1hR: R 為起重機(jī)額定工作幅度,由設(shè)計(jì)題目易知 R=3m；8H: H 是當(dāng)?shù)醣厶幱谌s的狀態(tài)下，吊臂可以將重物吊起的最大高度。H 是起重機(jī)設(shè)計(jì)中給 出的設(shè)計(jì)基本參數(shù)，由設(shè)計(jì)任務(wù)可以確定參數(shù) H 的數(shù)值。 H=10.75m；在式（2-4）中可以得出，吊臂的長(zhǎng)度還與吊臂與回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的鉸接點(diǎn)與地面的距離 有關(guān)，相同的起升高度時(shí)， 增越大，吊臂便會(huì)縮短。但 過(guò)大會(huì)使的起重機(jī)重0h0h0h心偏高，不利于起重機(jī)起吊重物時(shí)的穩(wěn)定性。所以 應(yīng)適當(dāng)?shù)倪x取，一般 為 2-0 03m，取 =2.80在等式中， 較小，可忽略不計(jì)。1sine?: 為全縮狀態(tài)下吊臂的長(zhǎng)度；由公式（4）可得， =10.7mwl wl忽略 ，等式（5）可化簡(jiǎn)為1sie?（2-6）cosRwl???將 =10.7 代入等式（2-6） ，可得 e = 0.77wl當(dāng) 取值較小時(shí)，則當(dāng) 取某一定值時(shí)，e 數(shù)值變大（即 O 點(diǎn)遠(yuǎn)離回轉(zhuǎn)中心） ，反?wl之，則當(dāng) 取某一定值時(shí)，角度增大，e 數(shù)值變小（即 O 點(diǎn)與回轉(zhuǎn)中心距離變?。?。wl在選取 e 值時(shí)，在滿(mǎn)足機(jī)構(gòu)要求的情況下，0 點(diǎn)與回轉(zhuǎn)中心的距離 e 的數(shù)值盡量大的數(shù)值。將吊臂下鉸點(diǎn)與回轉(zhuǎn)中心 O 點(diǎn)距離取大，可以在起重機(jī)整車(chē)長(zhǎng)度一定的條件下，可以將吊臂的長(zhǎng)度設(shè)計(jì)的更長(zhǎng)，從而獲得更大的起升高度；距離取大，鉸點(diǎn) 0 后移，上車(chē)質(zhì)心后移，對(duì)底盤(pán)的前橋載荷更有利。e 值取值范圍一般為 1.5-3.5。所以，e 取值為 1.5。2.4.2 變幅液壓缸上鉸點(diǎn) B 的確定假設(shè)坐標(biāo)原點(diǎn)為 O 點(diǎn)，則變幅液壓缸的上鉸點(diǎn) B 可以表示為 ，由起重機(jī)(,bxy）吊臂結(jié)構(gòu)易知， ， 落在吊臂上，坐標(biāo)值由吊臂的結(jié)構(gòu)確定。起重機(jī)的下鉸點(diǎn)的bxy布置位置，應(yīng)盡量采取布置形式，對(duì)起重機(jī)變幅過(guò)程中的受力有利，起重機(jī)的結(jié)構(gòu)更加簡(jiǎn)單的原則，將起重機(jī)下鉸點(diǎn)布置在起重機(jī)的側(cè)蓋板上，會(huì)使得起重機(jī)的回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，回轉(zhuǎn)半徑增大，變幅液壓缸的尺寸長(zhǎng)度增加，所以變幅液壓缸的上鉸點(diǎn) B 的布置位置9選擇，起重機(jī)基本臂的上蓋板上。變幅油缸上鉸點(diǎn) 值的大小對(duì)變幅液壓缸及起重機(jī)bx主臂的結(jié)構(gòu)有很大的影響 [9]。由懸臂的受力狀態(tài)易知，通過(guò) 的增大變幅液壓缸的工b作壓力會(huì)降低，這對(duì)吊臂的受力狀態(tài)有利，所以 的值應(yīng)盡量取大。 的值一般取吊bxbx臂的全縮狀態(tài)下工作長(zhǎng)度，即 的 1/2-1/3。本次設(shè)計(jì)中取wlw10.752bxlm???取值與起重機(jī)吊臂的尺寸有關(guān)。吊臂截面高 78cm，根據(jù)變幅液壓缸兩短連接by耳尺寸與吊臂截面尺寸確定，取 =0.7m。by2.4.3 變幅液壓缸下鉸點(diǎn) A 的確定參照《起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》中的設(shè)計(jì)要求，變幅液壓缸與回轉(zhuǎn)底座的鉸點(diǎn) A 點(diǎn)的位置坐標(biāo)的設(shè)計(jì)確定應(yīng)滿(mǎn)足這兩個(gè)條件：1）.變幅液壓缸的最大推力大小需要大于滿(mǎn)足“額定工作幅度、最大起重量”工況條件下的正常使用時(shí)的推力；2）.起重機(jī)吊臂處于水平位置時(shí)，空載工況，吊臂全伸時(shí)，起重機(jī)變幅液壓缸能實(shí)現(xiàn)起臂動(dòng)作 [10]。1）.分析當(dāng)起重機(jī)在額定工作幅度、吊臂處于全縮、最大的起重量的狀態(tài)下工作時(shí)，變幅系統(tǒng)的受力狀況，由公式（3-5） ，易得 （2-7）??1cosQReGllF???為這個(gè)工作狀況下的作用力臂。這個(gè)情況下，由經(jīng)驗(yàn)選取確定變幅液壓缸的缸1l徑以及變幅液壓缸液壓油的最大工作油壓，這樣，變幅油缸的最大工作推力 F 可以作為已給出的參數(shù)。如圖 2-3 所示，將起重機(jī)吊臂下鉸點(diǎn) 0 作為圓心，畫(huà)圓，半徑的長(zhǎng)度取為 。并且設(shè)在此工況下，變幅油缸的上鉸點(diǎn)為 如圖 2-3 所示。1l maxQB10圖 2-3 變 幅 液 壓 缸 下 鉸 點(diǎn) A的 確 定 示 意 圖G:G 為吊臂質(zhì)量。起重機(jī)整機(jī)自重約為 40t，由起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)知，吊臂質(zhì)量約為起重機(jī)重量的 8%-15%，所以取吊臂重量 5t。D:D 為變幅液壓缸缸徑，由設(shè)計(jì)題目初選，缸徑 D=220mm；P:P 是變幅液壓缸最大工作油壓，由經(jīng)驗(yàn)選定， P=25Mpa；F:F 是變幅液壓缸工作中的最大推力值。 21954DkN???由設(shè)計(jì)題目易知，最大起重量 Q=50t，吊臂質(zhì)心與 O 點(diǎn)之間的距離為 5m，起重機(jī)吊臂全縮狀態(tài)下最大仰角 =69.36°???1cos2.50QReGll mF???2）.起重機(jī)吊臂在水平位置全伸，不提升任何重物的情況下，由力矩的平衡原理易知（2-8）0max2QllF??: 是此時(shí)工作狀況下變幅液壓缸的作用力臂；0l: 是起重機(jī)吊具的質(zhì)量， =1t；Q0: 是吊臂全部展開(kāi)時(shí)吊臂的工作長(zhǎng)度， =40.1m;maxl maxl: 是伸縮機(jī)構(gòu)與起重機(jī)吊臂的重心與 O 點(diǎn)之間的距離。211再一次以起重機(jī)吊臂下鉸點(diǎn) O 為圓心，以 為半徑畫(huà)圓。并且假設(shè)在這種工況下，2l變幅機(jī)構(gòu)上鉸點(diǎn)是 。0qB(3).做通過(guò)最大載重變幅機(jī)構(gòu)上鉸點(diǎn) 做以 為半徑的圓的切線(xiàn)，做通過(guò)吊臂maxQB1l全伸空載狀態(tài)變幅機(jī)構(gòu)的上鉸點(diǎn) 做以 為半徑的圓的切線(xiàn)。兩條切線(xiàn)相交點(diǎn)，即ax2l為 A 點(diǎn)。A 點(diǎn)便是需要確定的變幅液壓缸的下鉸點(diǎn)位置 [11]。特別指出的是，如圖 3-3 所示，由起重機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)易知，A 距離為液壓缸的安0qB裝尺寸。 點(diǎn)是起重機(jī)主臂最大仰角工況下（即 =80°） ，油箱上鉸點(diǎn)。Amax2QB?距離是起重機(jī)變幅系統(tǒng)的最大變幅長(zhǎng)度。而 A 與 A 的差值則為變幅液ax2 max2Q0q壓缸行程。距離可以在所畫(huà)的變幅系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中測(cè)得。A =3307.8mm0qBA =6073.3mmmax1Q變幅液壓缸的行程 S= A - A =2702.4mmmax1QB0q2.5 本章小結(jié)本章節(jié)重點(diǎn)是變幅系統(tǒng)中的三鉸點(diǎn)位置的確定。起重機(jī)三鉸點(diǎn)的位置是起重機(jī)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，三鉸點(diǎn)的確定有利于起重機(jī)吊臂，回轉(zhuǎn)支撐等結(jié)構(gòu)的尺寸的確定。通過(guò)三角點(diǎn)位置的確定也可以得出變幅液壓缸的安裝尺寸與變幅機(jī)構(gòu)最大尺寸，變幅液壓缸的行程。為以后的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。12第三章 變幅液壓缸設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 變幅液壓缸介紹在本次的畢業(yè)設(shè)計(jì)中，變幅液壓缸的形式選用單桿雙作用液壓油缸，液壓缸的結(jié)構(gòu)采用焊接型液壓缸的結(jié)構(gòu)。焊接型液壓缸在船舶，礦山機(jī)械和車(chē)輛中有廣泛應(yīng)用。焊接型液壓缸有很少的部分零件暴露在外面，這樣的結(jié)構(gòu)使得焊接型液壓缸在承受一定強(qiáng)度的沖擊負(fù)載，可以在惡劣的工作環(huán)境下使用。焊接型液壓缸有較小的外形尺寸，缸筒的內(nèi)徑和液壓缸的額定壓力由于受到液壓缸前端蓋和缸筒焊接處強(qiáng)度的限制所以不能過(guò)大 [12]。當(dāng)加工的條件允許時(shí)，焊接型液壓缸的行程可以達(dá)到 15-20 米。一般焊接型液壓缸的額定壓力，液壓缸的缸筒內(nèi)徑：P ≤ 25MPa D ≤ 320mm焊接型變幅液壓缸結(jié)構(gòu)如圖 3-1 所示，主要零件如表 3-1 列出。表 3-1 焊接型變幅液壓缸的主要零件序號(hào) 名稱(chēng) 數(shù)量No. Part Name131 缸 筒 Cylinder 12 Yx 孔用密封 Y-Seal 23 活塞 Piston 14 O 型圈 O-Ring 15 活塞桿 Rod 16 導(dǎo)向套 Front Cover 17 O 型圈 O-Ring 18 斯特封 Assembled Seal 19Yx 軸用密封d220×240×12Y-Seal d220×240×12110 防塵圈 d220×240×18 Series Wiper 1圖 3-1 變幅液壓缸結(jié)構(gòu)圖3.2 變幅液壓缸參數(shù)設(shè)計(jì)結(jié)合畢業(yè)設(shè)計(jì)題目的要求及焊接型變幅液壓缸的一般參數(shù)，并參照 QY50K 汽車(chē)液壓起重機(jī)的基本參數(shù)，我們可以對(duì)一下參數(shù)進(jìn)行取值確定。3.2.1 變幅液壓缸中液壓油壓力確定工程機(jī)械液壓缸壓力一般取，20MPa ≤ P ≤ 25MPa ，取 P = 25MPa143.2.2 變幅液壓缸中缸筒內(nèi)徑徑確定剛筒內(nèi)徑的確定可以參照國(guó)標(biāo)中規(guī)定的液壓缸缸筒內(nèi)徑的尺寸系列，變幅液壓缸缸筒內(nèi)徑的尺寸系列選取確定液壓缸剛筒內(nèi)徑 20Dm?3.2.3 變幅液壓缸中活塞桿尺寸的確定變幅液壓缸中的活塞桿直徑一般由缸筒內(nèi)徑和液壓缸往返速度比 共同來(lái)確定：?（3-1）-1dD??的取值可參照表 3-2 選取 [13]?表 3-2 液壓缸往返速度比 的選取壓力/MPa ≤10 12.5-20 ≥20速度比 ?1.33 1.46 2參照表 3-2，因?yàn)閴毫?P = 25MPa，所以 = 2。?將 = 2，D = 220，代入公式 4-1 中，可得?-1-d056?液壓缸活塞桿外徑尺寸系列可參照國(guó)標(biāo),選取 d = 160mm。3.2.4 變幅液壓缸中活塞桿行程確定由第 2 章，變幅機(jī)構(gòu)的三鉸接點(diǎn)設(shè)計(jì)計(jì)算中得到：A =3307.8mm0qBA =6073.3mmmax1Q變幅液壓缸的行程 S= A - A =2702.4mmmax1QB0q3.2.5 變幅液壓系統(tǒng)液壓泵流量確定本次設(shè)計(jì)的變幅液壓系統(tǒng)液壓泵的流量可由公式 3-2 確定 [14]（3-2）204DvQ??是液壓缸活塞桿伸出的線(xiàn)速度。由液壓缸變幅行程和變幅時(shí)間可以算出0v15（3-3）0Svt?變幅時(shí)間由設(shè)計(jì)參數(shù)可知 t = 88 s=30.7mm/s02748Svt?代入公式（4-2） ，可以得出 = 1166ml/s=90L/minQ3.3 變幅油缸缸筒3.3.1 變幅液壓缸的缸筒與端蓋的連接液壓缸缸筒與缸蓋的連接有多種方式，連接方式的原則取決于液壓缸的工作地點(diǎn)環(huán)境，液壓缸中液壓油壓力的大小等有關(guān) [15]。端蓋包括液壓缸的前端蓋和液壓缸的后端蓋。后端蓋將得缸筒一端密封，并可以作為連接件，將油缸與其他機(jī)件相連。前端蓋起著為活塞桿導(dǎo)向?qū)⒒钊麠U腔密封、防止灰塵進(jìn)入液壓缸內(nèi)腔的作用。端蓋與缸筒常用的連接形式有法蘭、拉桿、焊接、外螺紋、內(nèi)螺紋、外卡環(huán)、內(nèi)卡環(huán)、擋圈等八種形式。在這八種形式中，焊接只用于后端蓋的連接方式，如圖 3-2A 所示，這種連接方式外形尺寸小，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，缺點(diǎn)是液壓缸不容易清洗與拆裝。前端蓋的連接方式選擇如圖 3-2B 所示的內(nèi)螺紋連接，這種方式優(yōu)點(diǎn)是重量輕、體積小，易于拆裝，但缺點(diǎn)是內(nèi)螺紋結(jié)構(gòu)使得缸筒前段結(jié)構(gòu)復(fù)雜。圖 3-2 缸筒（1）與端蓋（2）的連接示意圖3.3.2 變幅油缸的缸筒壁厚的設(shè)計(jì)變幅液壓油缸的壁厚設(shè)計(jì)可參照以下情況計(jì)算：16當(dāng) / D ≤ 0.08 時(shí)，可參照薄壁缸的使用計(jì)算式進(jìn)行計(jì)算?（3-4）??max2pD???當(dāng) 0.3 ≥ / D≥ 0.08 時(shí)?（3-5）??max2.3p??當(dāng) / D≥ 0.3 時(shí)?（3-6）??max0.4123p??????????公式中，D 是液壓缸缸筒直徑，D = 220mm；Pmax 是液壓系統(tǒng)最高許用壓力，Pmax=1.5P=25X1.5=37.5MPa； 是變幅油缸缸筒材料的許用應(yīng)力 [16]。（3-7）??sn??n 是安全系數(shù)，一般為 1.5-2.5，取 n = 2； 是缸筒材料屈服強(qiáng)度。??s查起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)，取 =40mm，得：?40.8032D???:所以，由公式（4-5）可知，（MPa ）??max7.527.590334p????????則缸筒材料的所需達(dá)到的最低屈服強(qiáng)度由公式（4-7）可得（MPa ）290.18sn??缸筒材料的選取可參照表格 3-3表 3-3 高精度冷拔無(wú)縫鋼管機(jī)械性能參數(shù)材料 抗拉強(qiáng)度 b?屈服強(qiáng)度 s伸長(zhǎng)率 %硬度（HV）20 號(hào)鋼 500 400 8 14035 號(hào)鋼 600 500 6 17045 號(hào)鋼 700 600 4 210選擇 45 號(hào)鋼作為變幅油缸的缸筒材料173.3.3 變幅油缸的缸筒壁厚的校核在求得壁厚值 后，為保證變幅液壓缸的安全工作，需要滿(mǎn)足以下四點(diǎn)，?a. 變幅液壓缸應(yīng)在確保安全的條件下工作，額定壓力 應(yīng)低于液壓系統(tǒng)壓力可Np承受的的極限值(3-8)????210.35sNDp???液壓缸額定壓力 = 25MPa，液壓缸缸徑 =220mm，活塞桿直徑 D=160mm，N1將數(shù)值代入公式 3-8 得 ????210.3598.sNDp????符合校核要求?b.液壓缸的額定壓力值 要小于塑性變形的比例范圍,以防止塑性變形在缸筒移N動(dòng)時(shí)產(chǎn)生(3-9)1(0.35.42).3lgNsDp???:將代數(shù)值代入公式（3-9） 12(0.5.42).360lg6.80.2D??::符合校核要求?c.液壓缸缸筒筒壁徑向變形 的大小應(yīng)該在允許的范圍內(nèi)，不能超過(guò)密封條件?允許范圍（3-10）21()TDpvE???公式中， 是材料的泊桑系數(shù)，鋼材 =0.3；E 是材料的彈性模數(shù)， 45 號(hào)鋼vE=206GPa; 是變幅液壓缸耐壓試驗(yàn)壓力 ,代入公式 4-8，得Tp125.TNp?=0.12D:d.要確保液壓缸安全使用，液壓缸缸筒的爆裂壓力 需要大于EpT耐 壓 試 驗(yàn) 壓 力 p18(3-11)??12.3lgEBTDpp???將數(shù)據(jù)代入公式得出=222.67＞ 31.25 所以，液壓缸筒壁設(shè)計(jì)符合校核 [17]。Ep3.4 活塞3.4.1 活塞的結(jié)構(gòu)形式活塞的結(jié)構(gòu)形式即缸筒內(nèi)壁與活塞的滑動(dòng)與密封，及活塞與活塞桿之間的連接與密封?；钊慕Y(jié)構(gòu)與密封件的形式有關(guān)，密封件的結(jié)構(gòu)選擇需要綜合考慮活塞工作壓力、活塞的移動(dòng)速度、活塞的工作溫度等條件?；钊山Y(jié)構(gòu)形式分類(lèi)，可分為整體式和分體式兩種。在這次的設(shè)計(jì)中，參照其他工程機(jī)械的活塞形式，活塞的結(jié)構(gòu)形式選擇為整體式?；钊慕Y(jié)構(gòu)尺寸也需要考慮密封圈、導(dǎo)向環(huán)等零件的安裝溝槽結(jié)構(gòu)形式來(lái)綜合確定 [18]。活塞還應(yīng)具備導(dǎo)向裝置，導(dǎo)向環(huán)不僅可以使活塞的運(yùn)動(dòng)方向更加精確，還可使得活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的側(cè)向力減小。導(dǎo)向裝置采用耐磨材料，導(dǎo)向環(huán)的合理使用也可以使得活塞的使用壽命延長(zhǎng)?；钊慕Y(jié)構(gòu)形式如圖 3-3 所示。圖 3-3 活塞結(jié)構(gòu)示意圖193.4.2 活塞寬度的確定活塞寬度的確定一般由以下公式確定(3-12)(0.61)DB?:公式中 D 為活塞內(nèi)徑，D = 220mm，代入公式 4-11 中，1320B:取整，寬度 B = 150mm3.4.3 活塞密封元件確定活塞與液壓缸缸筒之間的密封形式，可以采用使用活塞環(huán)、O 型圈橡膠密封件的方式密封 [19]。密封圈可以根據(jù)液壓缸的工作范圍進(jìn)行選擇。工作范圍包括工作壓力、工作溫度、活塞移動(dòng)速度等參數(shù)。活塞與缸筒之間的密封，選擇兩個(gè) Yx 孔用密封，活塞與活塞桿之間的密封選擇 O 型圈密封。3.4.4 活塞的材料活塞的結(jié)構(gòu)是整體式有導(dǎo)向的結(jié)構(gòu)。由《液壓工程手冊(cè)》可以選定，活塞的材料為 45 號(hào)鋼。3.4.5 活塞與活塞桿的連接活塞與活塞桿的連接，選擇直接通過(guò)螺紋連接的連接方式。螺紋連接的防松方式選擇在活塞與活塞桿的徑向加緊固螺釘?shù)姆绞椒浪伞?.5 活塞桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算3.5.1 活塞桿的結(jié)構(gòu)活塞桿在結(jié)構(gòu)上可分為實(shí)心桿和空心桿。在起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算中，由于變幅機(jī)構(gòu)行程較長(zhǎng)，所以選擇空心桿?？招臈U厚度選擇 40mm。活塞桿材料選擇為 45 號(hào)鋼。203.5.2 活塞桿的強(qiáng)度計(jì)算校核活塞桿的拉伸壓縮強(qiáng)度：（3-13）nd2sF???F 是變幅液壓缸額最大推力；n 是安全系數(shù)； ，45 號(hào)s是 活 塞 桿 材 料 的 屈 服 強(qiáng) 度鋼的屈服強(qiáng)度 355MPa。將數(shù)據(jù)代入可得，d≥85mm3.5.3 活塞桿彎曲穩(wěn)定性計(jì)算 活塞桿的結(jié)構(gòu)通常是細(xì)長(zhǎng)桿體，因此，我們可以用“歐拉公式”對(duì)活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進(jìn)行校核（3-14）2KBEJFL??E 是活塞桿的彈性模量，45 號(hào)鋼的彈性模量 206GPa；J 是活塞桿的橫截面慣性矩，環(huán)形截面： ；K 是活塞的安裝及導(dǎo)向系數(shù)，K = 1;4 -5(d=0.93.106DJ????）是活塞安裝距，及螺紋的導(dǎo)向距離， =40mm。將以上數(shù)據(jù)代入公式 4-13 得 BLBL=KF68.01?在達(dá)到彎曲失控臨界負(fù)荷時(shí)時(shí)，活塞桿將會(huì)縱向彎曲，因此 62.310KFN???3.6 導(dǎo)向套導(dǎo)向套一般布置在活塞桿的前端。導(dǎo)向套內(nèi)孔主要可以使得活塞桿的運(yùn)動(dòng)，方向穩(wěn)定。導(dǎo)向套還起著密封與防塵的作用，導(dǎo)向套與缸筒之間，及導(dǎo)向套與液壓桿之間都有密封裝置，特別的，導(dǎo)向套與活塞桿之間還應(yīng)具有密封裝置。導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)如圖3-4 所示 [20]。214?圖 3導(dǎo) 向 套 的 結(jié) 構(gòu) 示 意 圖3.6.1 導(dǎo)向套的材料導(dǎo)向套的材料一般選取耐磨材料，一般選用球墨鑄鐵，材料選用 QT2003.6.2 導(dǎo)向套的密封與防塵導(dǎo)向套與液壓缸缸筒之間的密封元件選擇 O 型圈密封；導(dǎo)向套與活塞桿之間的密封選擇使用組合密封圈的方式密封。組合式密封圈的結(jié)構(gòu)形式，如圖 3-5 所示。在導(dǎo)向套的外側(cè)還應(yīng)布置防塵機(jī)構(gòu)，防止雜質(zhì)通過(guò)導(dǎo)向套，使得液壓缸的正常工作受到影響。防塵圈選擇 A 型防塵圈，材料為丁晴橡膠。截面形狀如圖 3-6 所示22圖 3-5 組合式密封圖 3-6 A 型防塵圈3.6.3 導(dǎo)向套的固定導(dǎo)向套沿缸筒軸向方向的固定利用軸套的法蘭面使得位置，導(dǎo)向套沿缸筒徑向的固定是由剛筒內(nèi)徑和活塞桿完成固定。3.7 后缸蓋的的設(shè)計(jì)后缸蓋的示意圖 3-7 所示。3.7.1 后缸蓋的材料后缸蓋的材料選用 45 號(hào)鋼3.7.2 后缸蓋的連接后缸蓋采用耳式的結(jié)構(gòu)，使得整個(gè)缸體交接固定。耳的內(nèi)部需要安裝軸套，軸套與耳的連接選擇過(guò)盈配合連接，在耳與軸套的連接處選擇用 8 個(gè)緊固螺釘緊固定位。后缸蓋與缸筒選擇焊接的方式連接。23圖 3-7 后缸蓋3.8 進(jìn)出油口尺寸液壓缸的進(jìn)油口與出油口，布置在液壓缸筒兩側(cè)，采用螺紋方式連接。螺紋連接的進(jìn)出油口如圖 3-8 所示 [21]。圖 3-8 油口尺寸示意圖系統(tǒng)壓力 25MPa，根據(jù)液壓工程手冊(cè)查得，362ECM??0E?3.9 安裝連接元件確定與校核3.9.1 安裝耳的結(jié)構(gòu)后缸蓋的耳的結(jié)構(gòu)為帶軸套的單耳環(huán)結(jié)構(gòu)，前端耳的結(jié)構(gòu)為球環(huán)較耳結(jié)構(gòu)如圖 3-9 所示243-9 球鉸耳環(huán)結(jié)構(gòu)3.9.2 安裝連接元件的確定變幅液壓缸的兩端為雙耳結(jié)構(gòu)，變幅液壓缸通過(guò)兩端耳環(huán)鉸接固定。鉸接結(jié)構(gòu)如圖 3-10 所示圖 3-10 液壓缸鉸接點(diǎn)示意圖銷(xiāo)軸為一端固定，在另一端開(kāi)溝槽的結(jié)構(gòu)。壓板嵌入溝槽與吊臂連接，螺栓使得壓板固定，保證整個(gè)鉸接點(diǎn)結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定。鉸接銷(xiāo)軸直徑 D = 100mm，螺旋選擇 M10 螺栓，蓋板厚度 30mm。3.9.3 安裝連接處銷(xiāo)軸的校核通常情況下，軸銷(xiāo)處的受力情況如圖 3-11 所示。圖 3-11 軸銷(xiāo)受力圖