QY20汽車起重機液壓系統及回轉機構減速器的結構設計TOC\o"1-3"\h\u324591緒論 2318661.1研究背景 2259351.2國內發展趨勢 3221041.2.1國內汽車起重機發展現狀 3197321.2.2汽車起重機產品的趨勢 3261221.3主要工作 4213992起重機技術參數的確定 545652.1主要性能參數 5291462.2QY20型汽車起重機參數確定 5131132.3起重機的結構 7301482.4本章小結 7228823液壓系統原理設計 9120943.1液壓系統型式 9256543.2液壓系統的控制分析流程 9142333.3QY20汽車起重機液壓系統各油路設計及整體設計 10257943.3.1支腿的液壓回路 10114543.3.2回轉機構減速器 11220333.3.3系統改進 11182273.4本章小結 1165764回轉機構的設計 12104944.1工況及載荷 12157304.2回轉機構減速器的設計 13299324.2.1回轉機構減速器回轉阻力矩的確定 13317904.2.2回轉機構減速器功率計算 15309204.2.3回轉機構的參數驗算 15147314.3本章小結 17190725關鍵零部件設計計算 18310025.1齒輪的設計計算 18305455.2蝸輪蝸桿的設計計算 2149395.3軸的設計計算 2275345.3.1軸的設計及其校核 22161305.3.2軸的設計 23193905.3.3鍵的校核 27319565.4本章小結 271緒論1.1研究背景我們得起重機發展在1993年達到了最高點，直到1994年開始，就連續幾年都出現了下滑的趨勢，企業客戶的需求量和營業收入都出現了很大的問題。后來，一直到1998年，營銷數量開始回升。從全國數據來看，共回升了22%，根據現有量和機械使用壽命推算出，大約2010年左右可以售賣10000臺左右。通過統計數據可以分析最近幾年的市場需求量，這個數據表明，市場需要更大量的起重機。本次設計的最終目的是要改造設計一種結構相對簡單，實際用處較大的汽車起重機[1]，這臺起重器的液壓系統，還有回轉機構減速器的具體改造優化方案，必須滿足客戶的的需求。汽車起重機的主要組成結構，由底盤，大臂，副大臂，轉臺，支馬腿，回轉機構減速器等。汽車起重機在我們國家的市場由很大的空間，在道路與橋梁建設工程，汽車維修的工廠等等都由很大的用途。雖然我國近些年來，科技水平迅速提高，但是，在起重機這一行業，我國仍由很大的缺陷，與國際先進水平相比其差距還是非常大，而我國起重機需求在進一步擴大，雖然可以帶動我國的科技發展，但是，我國和世界發達國家還有很大的差距，在起重機行業這一塊[2]，我國科技工作者一個加大研發力度，提高科技水平，盡全力取超越世界發達國家水平。更進一步的加速對我國機械行業對國際行業的貢獻。1.2國內發展趨勢1.2.1國內汽車起重機發展現狀1957年，我們國家資助設計，并且自主研發生產了第一臺汽車起重機，起重機的研發生產過程，經歷了好幾個階段，其中包括，1966年之前小型起重機的批量生產，1976年之前以中型汽車起重機的研發及其生產為主，在1977年到1996年期間，主要生產大型液壓設備的起重機，這個時期，由于改革開放，我國的科技水平迅速發展，與此同時，起重機設備也得到了相應的完善與發展，逐漸接近國際水平[3]。從1979年以后，我國的一些企業開始采用進口和自主研發的道路；在進口方面，引進日本，美國，德國的各項起重機設備，以及起重機液壓技術，相繼制造出更多種類的液壓起重機，如25噸、35噸、50噸等等，各種規格的起重機。由于在自主研發和引進外國技術方面的大力投入，使得我國的起重機和液壓技術迅速發展，為后期的汽車制造和高端發動機技術做好了鋪墊。因此，我國的汽車起重機產量和汽車的產量，也都得到了相應的提高[4]。1.2.2汽車起重機產品的趨勢1、增大起重機的額定負載由于科技的進步，現代的工業項目一般都是朝著大型化的方向發展，現在，世界上最大的汽車起重機為德國制造的LTM11000D，最大的承載能力為1000噸，價格也是非常昂貴[4]，達到1000萬美元一臺。2、微型起重機大量涌現由于現在科技的發展，為了適應當下的科技進步，起重機也逐漸變得微型化，微型起重機慢慢的變成起重機的一種發展方向。最著名的神戶鋼廠公司是一家如本企業，它在10幾年前就以及開始了對微型起重機的研發，并且開發了RK70型式世界上第一臺微型起重機，目前這家企業開發的下附式臂架起重機式微型起重機的標志。3、伸縮臂結構不斷改進隨著起重機技術的不斷發展，現在起重機逐漸開始向靈活性轉型，伸縮臂的靈活性逐漸增加，海爾公司在20年的時間里開發出LTM1092/2(90t)和LTM1160/2(160t)，裝有6節60m主臂，在這兩臺起重機上，使用了Telemarket技術的單缸智能伸縮的主臂。使用這種技術，能夠更加靈活的控制起重機的大臂對各種動靜應力的適應。還可以有利于式大臂抗扭轉能力變強，因此，在減輕重量的同時，還能夠提高起重機的剛度和強度。“Telematik”單缸伸縮系統是一種先進的技術，它的主要構成及其原理，它由一個液壓缸和一個底座聯動鎖的氣動加緊部件組成，并且相互配合運行。4、靜液壓傳動起重機進入市場現代起重機的研發工作，主要朝著輕便可移動發展趨勢，利用靜止液壓技術，將起重機安裝在可以一定的汽車上，利用汽車發動機的運轉帶動起重機運行，即可實現輕便和可移動，靜液壓技術是近些年來，新研發的一種新型傳遞動力的方式，新型的一種傳動形式，它不同于齒輪、鏈條等傳統傳動方案，它可以更高效率的傳遞能量，這個可以使起重機更加現代化[6]。1.3主要工作本次畢設主要使圍繞QY20汽車起重機的主要系統進行設計。由于起重機當中，最重要的部件為液壓系統和回轉機構減速機，因此，本文主要圍繞減速機的結構設計。主要工作，是初步設計多種起重機減速機的設計方案，在通過對比，最終選擇一款性能良好，經濟成本低的一種減速機構，來作為汽車起重機的減速機，同樣，也必須參考傳統的起重機，汲取前人的設計經驗，來完善這個設計方案，能避免一些低級的錯誤，最后還要完成傳動部件的校核和圖紙等計算。2起重機技術參數的確定2.1主要性能參數設計QY20起重機的重要前提步驟，是要先確定主要性能參數，也就是可以讓汽車起重機正常工作的一些工況條件，也是設計者的根本依據，其中分為幾大部分，主要包括起重量、工作幅度、起重力矩、起吊高度、自重等。1、額定起重量根據起重機的不同工況來規定，在額定工作的前提下，確保安全作業時，能夠容許最大質量的起吊重量，包括起重機裝置的重量[7]。2、工作幅度在規定的額定情況下，起重機能夠移動的最大運動幅度，也就是起重機的回轉機構和吊鉤的最大距離的范圍。3、起重力矩根據工程力學的定義，起吊力矩和工作幅度關系很大，既是，工作的距離乘以起吊的重量，它時兩個參數的乘積，能夠比較明顯的反映出起重機的吊起能力。4、起吊高度當起重機工作時，所能達到的最高起吊位置，吊鉤和地平面之間的最大距離，這個距離被稱為起重機的最大起吊高度。5、自重通常，汽車起重機的重量是個定值，但是，工作時，由于被吊物體的加速度，因此會使起重機的質量會有一定的波動，通常情況下，起重機的自重時起重機質量的標志。2.2QY20型汽車起重機參數確定1、主臂起重參數根據互聯網資料，查閱文獻，參照一系列的相似的起重機得重要得技術參數起重機主臂是主要部件，它的最大重量為(t)：20t；起重機是一個整體，它得最小的移動幅度：3m；汽車起重機得主要懸臂得最大總長度：10.2m；起重機大臂的最大提升高度：9.4m；主臂長度(三節)：10.2～26.2m；主臂最大起升高度：26m。2、起重機的工作速度起重機的次要部件，副臂的上升速度，高速/常速(m/min)：；汽車起重機的主要機構，回轉機構的正常運行時的運行速度：0～3；起重機的起/落時間(s)：。3、QY20起重機的駐車的底盤參數起重機的移動系統的自行速度(km/h)：36；QY20起重機的自身高度最高：；最低高度：；起重機在轉彎時的離心半徑：5m；前輪輪跡(m)：；吊臂端部軌跡(m)：；離去角(°)：14。4、發動機參數最大功率(kW)：162；起重機動力系統的最大扭矩(N·m)：785；關于起重機的正常工作時百公里耗油量(kg)：45。5、在駐停使用時的支腿跨距(m)縱向：4.72；橫向：5.40。6、汽車起重機的重量以及負荷(t)前軸負荷：6.75；后軸負荷：18.42；行駛重量：25.17。7、外形尺寸(長寬高)(m)：。2.3起重機的結構1、QY20起重機上車部分安裝在XZ20(三橋)專用支架托盤上，采用的是具有質量較輕，抗扭能力強的工程特點的大箱型整體托架，在這臺機器上，采用了發達國家法國的先進技術，索馬喬技術。至于動力源的選擇，采用濰柴6135Q-2b柴油發動機，具有大功率，低污染，環保的國Ⅵ型號。至于起重機的底盤部分全部采用國產品牌[8]。2、根據零件設計手冊可知，起重機的吊臂采用型鋼制造其結構，起重機的大臂長為20米左右，最長的吊臂可達26.2m；起重機的吊臂是整臺機器的主要結構，因此，合理的布置吊臂結構，可以有效地提高起重機的性能，并且，在設計之初，都要考慮好起吊鋼繩的材料選用，避免起重機斷繩問題，不僅如此，吊臂的材料也是相當的重要，我們的設計方案選擇使用國產的合金高強度鋼，副臂架采用四桿連桿機構，采用共析鋼，能夠最大限度的提升起重機的起吊能力。3、提升機構采用先進的發達國家的技術，即是生產變量馬達和行星減速機構的配合使用，這樣的搭配使用新型技術，才能夠實現起重機的大功率運轉，實現重載低速，輕載高速，并且起重機的穩定性好。4、起重機的回轉結構減速機的主要部件，包括變量馬達和行星減速機構，在液壓緩沖系統中，由雙向轉動的潤或機能，在起重機正常工作時，可以使被調物品的自動對中，減小起重機吊臂的側向力矩，并且，可以使起重機啟動時，平穩和安全。5、起重機的轉臺由三部分組成，為板狀箱殼類結構，根據工程力學分析，起重機在吊重物的時候，需要添加配重，因此，設計配重為鋼板加混泥土的合成結構，成本低廉，外觀優美。6、本次設計的起重機本身都采用殼支馬腿，支腿斜支承為“Ⅱ”型封閉結構，這樣做的目的使為了改善支撐的受力結構，增大直推間距，降低，起重機的重心，讓起重機更加穩定。7、起重機的駕駛位置，寬敞大方，便于駕駛員操作，并且，前擋風玻璃上有類似與汽車一樣的雨刮器，方便下雨天操作保持一個良好的視野；并且，蓋駕駛室裝有空調，使駕駛員更好的工作環境。2.4本章小結這一章主要使對QY20起重機的各方面參數，性能，動力等方面進行設計和選擇；并且，強調起重機的主要工作部位，以及本次畢業設計需要做的起重機的關鍵部分，還有傳統起重機的改進工作，進行創新設計，對于QY20起重機回轉機構減速器的研究及設計有重要參考使用意義。3液壓系統原理設計3.1液壓系統型式根據機械液壓手冊，按照一個系統當中液壓泵的個數，有單泵系統和多泵系統之分。單泵系統，液壓泵的個數為1，單泵系統適合用于一些簡單的機械液壓系統，例如，拖拉機，推土機等簡單的液壓運動的工程機械。多泵系統，使相對于單泵系統而言的，也就是由多個單泵系統組成的，每個液壓系統中由多個供油原件，也就使有多個液壓泵，可以進行一些復雜的運動，甚至大功率的輸出運動，每臺泵的輸出功率可以根據整個系統的功率需求而自動調節。a單泵系統b多泵系統圖3.1液壓系統圖3.2液壓系統的控制分析流程定量系統的定義是指，使用定量泵的整體液壓系統。定量系統主要分成三大類，第一大類是指齒輪泵，也是最常見的泵，第二大類為葉片泵，使用的也比較多，第三大類是指柱塞泵，使用也較為頻繁。根據液壓機械手冊[4]，定量泵使指泵出量使一個定值，當原動機的旋轉速度一定時，泵的流量也是一定的。然而，泵的壓力是自動根據整個系統的功率需求而調定的，所以，在液壓系統正常運行時，液壓系統中的液壓泵也在不斷改變著自己的供應功率。在一個穩定的液壓整體系統當中，液壓泵達到最大額定功率的情況基本不存在，這就會造成液壓泵功的損耗。在起重機的液壓系統中，執行構件的運行速度和系統中的控制元件的關系很大，基本上，主要是以節流的方式進行控制。3.3QY20汽車起重機液壓系統各油路設計及整體設計3.3.1支腿的液壓回路根據機械液壓設計手冊，支腿回路由三聯齒輪泵的9.1供油，因此，支腿操縱閥8由溢流閥8.1、垂直液壓缸換向閥8.4組成，其中，順序閥8.2通過油壓控制液壓泵9.1，來調節整個系統的負載壓力值，最終達到目的，將壓力調整為16MPa。圖3.2液壓原理圖根據上述圖分析可知，當溢流閥8.2被調節為尚未時，液壓泵9.1通過輸油管道控制整個液壓系統，這時，選擇閥8.2和液壓閥8.3直接控制液壓驅動馬達，當換向閥8.4被扳回下位時，液壓由進入無桿腔，此時，液壓系統回流液壓油，4個相互并聯的液壓缸一起運動頂出。3.3.2回轉機構減速器根據整體液壓系統的詳細分析可知，當溢流閥8.3被置于尚未時，也就是打開狀態，液壓泵9.1經過液壓閥8.2和油管27，回旋頭7直接將液壓由輸送至液壓馬達的無桿腔里，順序閥6的調節范圍是5～9MPa。當蓄能器的壓力達到9MPa時，壓力油經控制油管30打開順序閥，泵9.1的液壓油供給回轉機構減速器[6]。3.3.3系統改進為了防止超載，將5.1、5.7、5.3、8.1的遙控口并聯接換向閥（電磁開關），并在系統中加載荷傳感器，來控制電磁開關動作，當超載時，所有溢流閥打開，泵卸荷。如圖3.3所示圖3.3溢流閥示意圖3.4本章小結本章主要是對QY20起重機的液壓傳動系統進行設計，為后買你的回轉機構減速器的結構設計做出鋪墊。介紹了在設計液壓系統的常見型式及液壓系統的控制方式，并簡單的QY20起重機的液壓系統了分析，確定設計方案。4回轉機構的設計4.1工況及載荷如下圖所示，起重機的回轉機構的支撐承受了整臺機器的大部分重量，幾乎全部的起重機載荷都被花間為支撐的軸力，作用在回轉機構的垂直力由好幾個力合成，其中，由臂架的自身重力，還有配重，以及車上的其它重量，還有起升時的加速度載荷，以及沖擊或動載作用。圖4.1回轉支撐受力圖在上圖的圖中，QY20起重機的回轉支承裝置是本設計中的主要部件，以及行星齒輪系上，相互嚙合時存在與輪齒上的得嚙合水平力，現在把載荷合成為垂直力設為，還有力矩設為，以及水平力設為得：(4.1)式中：—超載系數，查手冊得，取；—起升載荷，取；—其他部分重量，取；—臂架自重，取；—配重，取。代入得：QY20汽車起重機上，回轉機構的離心力和負載所受到的風力，共同引起的力矩正常情況下占提升載荷引起的力矩總和的左右[9]，則：(4.2)式中：—其他部分得重心距離簡化中心的距離，取；—配重得重心距離簡化中心的距離，取。代入得：同時水平力一般遠遠不到的取。則：(4.3)式中：—臂架的重心距離中心的距離，取。代入得：4.2回轉機構減速器的設計4.2.1回轉機構減速器回轉阻力矩的確定回轉機構減速器的工作載荷是回轉阻力矩，起動時摩擦阻力矩最大，為回轉支撐機構和行星齒輪系，整個機器上的全部滾動體上的壓力總和。當把、分別看成是合成的，相對簡化中心為一個偏心的力，偏心距，一啊不能情況下，回轉機構上的最大起重力矩時。對于球狀滾子的回轉起重機的支撐，當時，，，回轉機構傾斜時得阻力矩，回轉機構在正常工作時得最大回轉阻力矩。起重機在作業時吊鉤得偏轉引起得最大阻力矩：(4.4)式中：—吊重偏擺角。—臂架的質心的垂直線和汽車底盤的中垂線的夾角，取。代入得：由于負載受到風的流體壓力，所產生的力矩：(4.5)式中：—大風所產生的壓力值設計規范系數，取；—風力系數，取；、、、—分別為臂架和回轉部分的迎風面積及其離回轉中心的距離[8]，取、、、。代入得：回轉機構在風速的壓力下，所引起的相對值的回轉阻力矩，主要是由于主臂架和其它部分的回轉機構部分的運動慣性所產生的阻力矩，當機構中的零件的旋轉慣性比較小的時候，可以適當的忽略不計。(4.6)式中：—回轉速度，取；——起動時間，取；——臂架重量，取；——回轉平臺重量，取；——工作幅度，取；代入得：回轉阻力矩：4.2.2回轉機構減速器功率計算回轉機構得液壓馬達得最大作用功率：(4.7)式中：—液壓系數，取；—馬達數，取；—液壓馬達，取；—回轉速度，取；—機械總效率，取；—回轉阻力矩，取。代入得：4.2.3回轉機構的參數驗算根據液壓機械設計手冊，馬達得型號必須匹配相應得動力系統，其中排量，還有輸入功率：，以及額定壓力：，最后是最大輸出扭矩，容積效率，機械效率。馬達轉數：(4.8)式中：—泵排量，取；—泵轉數，取。代入得：總傳動比：(4.9)式中：—葉片轉速，取。代入得：回轉支撐裝置的小齒輪分度圓直徑為，模數為，齒數為。大齒輪的分度圓直徑為，模數為，齒數為。傳動裝置傳動比：(4.10)式中：—大齒輪齒數，取；—小齒輪齒數，取。代入得：馬達克服的最大阻力矩：(4.11)式中：—回轉阻力矩，取。代入得：馬達工作壓力：(4.12)式中：—液壓泵的效率，取。代入得：馬達最大輸出功率：(4.13)式中：—液壓系統中馬達最大進、出口壓力差，取。代入得：馬達最大輸出轉矩：(4.14)代入得：經過設計手冊對比，選定ZBD40液壓馬達可以滿足上述計算要求。4.3本章小結本章節時對QY20起重機的主要部件，也就是回轉機構減速機的整體結構設計計算，還有一部分時對液壓系統的計算，后面也對QY20起重機進行了一些重要計算的校核，并且根據設計計算對起重機做了整體設計。5關鍵零部件設計計算5.1齒輪的設計計算已知輸入功率，小齒輪轉速，齒數比，由液壓馬達驅動工作壽命年(設每年工作天)，兩班制。1、按齒面接觸強度設計查得計算公式進行計算，即：(5.1)式中：—試選載荷系數，取；—計算小齒輪傳遞的轉矩，取；—齒寬系數，取；、—材料的彈性影響系數；取，故，；—計算接觸疲勞許用應力，取，。代入得：2、計算齒輪參數①計算圓周速度(5.2)式中：—小齒輪分度圓直徑，取；—小齒輪的轉速，取。代入得：②計算齒寬b：(5.3)式中：—齒寬系數，取。代入得：③計算齒寬與齒高之比(5.4)式中：—小齒輪的齒數，取。代入得：因此：④計算載荷系數根據。查得(由表中6級精度硬齒面齒輪查得，適當加大)，由文獻查得；(由，查取)。故載荷系數：(5.5)式中：—動載系數，取；—使用系數，取。代入得：⑤按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻查得：(5.6)式中：—載荷系數，取。代入得：⑥計算模數(5.7)式中：—小齒輪的齒數，取。代入得：3、按齒根抗彎強度設計由文獻查得抗彎強度的設計公式為：(5.8)式中：—大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限，取；—大小齒輪的系數，取，。代入得：4、設計計算對比計算結果，可取由抗彎強度計算得的模數2.01[12]，并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，由：(5.9)式中：—分度圓直徑，取；—齒輪傳動比，取。代入得：，5、幾何尺寸計算①計算分度圓直徑：(5.10)式中：—分度圓直徑，取。代入得：②計算中心距：(5.11)式中：—小齒輪分度圓直徑，取；—大齒輪的分度圓直徑，取。代入得：5.2蝸輪蝸桿的設計計算閉式普通圓柱蝸桿傳動，已知：蝸桿輸入功率，轉速，傳動比。1、按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計(5.12)式中：—載荷系數，取；—作用在蝸輪上的轉矩，取；—彈性系數，取；代入得：因此，，（），中心距。2、校核齒根彎曲疲勞強度①計算蝸桿導程角；②計算蝸輪當量齒數；③確定齒形系數；④確定螺旋角系數；⑤校核彎曲強度；彎曲強度滿足要求。5.3軸的設計計算5.3.1軸的設計及其校核軸的強度計算。軸的計算準則是滿足軸的強度或剛度要求[14]，必要時還應校核軸的振動穩定性。軸的扭轉強度條件計算：(5.13)式中：—扭轉切應力，單位為；—許用扭轉切應力，單位為。代入得：根據經驗可知，當傳動軸的截面上開有豁口或者鍵槽的時候，應該增大軸頸，來抵抗開鍵槽損失的相當強度。對于直徑的軸，由于鍵槽會削弱軸的強度，因此，有一個鍵槽時，需要調整軸的直徑，軸徑增大；有兩個鍵槽時，再次調整軸的直徑，應增大。對于直徑的軸，理由就像上面所說得相似，有一個鍵槽時，軸徑增大；有兩個鍵槽時，應增大。最后，當完成上述所有步驟后，一個將軸的尺寸標準化，也就是軸徑圓整為相應得標準直徑[15]。根據上述表達，由于彎矩是矢量，分布在平面的不同方向，不方便計算和確定方向，因此，必須按照水平和垂直兩個方向分布計算對應軸的彎矩，并按計算結果分別作出平面上彎矩和垂直面上的彎矩；按照公式計算。根據工程力學原理可知，在已知軸的彎矩和扭矩后，就可以進行工程校核，即利用強度理論做彎扭組合校核。按第三強度理論公式，計算應力：對于直徑為圓軸，彎曲應力，扭轉切應力，將其代入上式中，則軸的彎扭合成強度條件為：