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绪论汽车起重机特点QY12-T汽车起重机是一种小型起重机，通过间断工作方式实现重物在空间中提升、下降和水平移动，是一种使用广泛，作业适应较强的一种小型起重机。汽车起重机具有汽车的特性，因为它采用通用汽车底盘，具有良好的移动性，良好的机动性和快的行走速度，因此可以快速转移到工作场所，转移到工作场所后可以立即用于工作，因此主要适用于不稳定的工作场所，常用于码头、仓库等场合下货物的起吊转移，属于小型汽车起重机中适用性较强，性能比较优良的机种，使用十分广泛。国内外汽车起重机发展情况国内我国的汽车起重机开始较晚，但机械先驱者走自己特色道路，有着自己明确的发展目标，通过不断创新，艰苦奋斗的精神，汽车式起重机行业不断一些突破，取得了很好的成绩。对于QY12-T型这种的小型汽车式起重机，和国外相比虽有差距，但差距正缩小中，开始有了自己优势。我们的中小汽车式起重机，其性价较高，可满足要求。以后，我国起重机会发展越来越好。现在，随着先导比例阀控制的使用，使其具有优秀的精控和微控性能，操纵使用力小，有效减少驾驶疲劳。此方式可实现比例传输各种负荷，从而无级调速，可有效防止作业过程中二次下滑，可靠，安全的性能，作业的效率被提高。进而，在国际化中，汽车式起重机的发展得到认可。国内汽车式起重机逐渐向增加产品品种，更大吨位，AI化等趋势发展。国外目前国外起重机市场主要集中三个区域，情况如下表1.1所示。
表1.1世界汽车起重机市场分布市场占比产品特点东亚约占40%以日本为主，以越野性汽车起重机为主，占70%以上的市场份额，轮胎式起重机次之，全地面起重机占较小份额，注重产品的经济性和适应性，即在实现产品功能和性能的前提下，基本上采用通用的配件，不断更新，采用新技术，可靠性较高。北美占约20%以美国为主，同东亚市场欧洲占约20%以德国为主，其起重机产品的主要特点为全地面起重机占主导地位，占很大的市场份额；以大吨位起重机为主；技术较先进；专用配套件较多，为欧洲汽车起重机的发展提供很大的优势；多系列生产。综合观察，国外起重机，技术更成熟，发展也较早且迅速，全球市场对起重机需求量提升，使得国外起重机企业开始采用现在优化设计的方法，对制造自动化的重心，增多。国外汽车起重机，向设计制造中实现自动化和计算机化，控制元件变革，新工艺与材料应用等趋势发展，从而缩短生产周期，提高生产效率。课题的意义本次课题也是为了顺应时代的发展和市场的需求，因为小吨位的汽车起重机具有较强的代替性，完全可以满足大部分工程建设，以及物料转移的需求。而大吨位的汽车起重机已向全地面起重机型产品转变，并且需要较强的购买力才能消化。由于汽车起重机的用户以个体用户为主，因此在小吨位起重机可以承担工作任务要求的情况下，起重机市场将会仍以小吨位产品需求为主。因此本次课题选取研究设计最大起重重量为12吨的汽车起重机。对于个人本次课题以汽车起重机的总体与液压系统为主，设计中会有零部件的选用、结构的设计与强度等验算。综合全面利用机械相关专业知识，分析并能解决问题，提高自己专业知识。通过本次设计实践和计算，进行全面的机械设计技能训练。通过设计过程中的实践和学习，为今后步入社会工作打好坚实基础。课题任务本次设计采用类比法，类比国内同类型起重机相关设计方法数据，对起重机总体与液压系统进行设计，对各工作机构选型计算，液压系统进行详细设计，支腿的选型与计算，验算了整机的稳定性。具体设计任务如下表1.2表1.2设计内容序号名称内容1总体设计计整体结构型式选择与主要技术性能的确定总体技术参数的确定起升、变幅、回转、伸缩等主要机构方案确定底盘的载荷计算与选型整机总体布置吊臂及其伸缩、折叠机构设计支腿压力的计算与整机稳定性分析；液压系统设计2液压系统设计液压传动系统设计与分析主要液压元件的计算与选择液压系统验算与效率分析
总体参数设计原则及确定汽车起重机的主要性能参数设计汽车起重机是以主要性能参数为重要依据，且是其主要工作性能的指标，具体如下表2.1所示。表2.1汽车起重机的主要性能参数主要性能参数定义特点起重量Q指在各种工况下安全作业时汽车起重机能吊起最大质量，一般不包括吊钩及其他形式的吊具质量。工作幅度R指回转中心轴线到吊钩中心的距离，与起重吊臂长度和吊臂仰角有关，吊臂仰角的范围为0到80度。决定了起重机的工作范围，起重机的基本参数标准规定了最小额定幅度，该幅度作为基本臂工作时的最小的工作幅度，汽车起重机的起重能力由最小工作幅度和最大额定起重量。起重力矩M指工作幅度与起重量乘积它为汽车起重机的基本参数，综合起重量和幅度两个因素的参数。相较起重量而言，起重力矩更适合作为比较起重机起重能力的指标。起升高度H地面或轨面到吊钩中心距离起升高度与工作幅度和吊臂长度有关。自重G指起重机在工作时的机器全部重量它是评价起重机的综合性指标，反映了起重机的设计、制造和材料的技术水平。工作速度v有起升、回转、变幅、伸缩臂机构及支腿收放的速度。起升速度指吊钩的运动速度；回转速度指起重机回转平台每分钟的转数；变幅速度是指吊臂头部沿水平方向移动的速度；伸缩臂的伸缩速度指伸缩臂机构沿轴线的移动速度；支腿收放的速度用时间表示，是支腿伸出所需要的时间。通过性参数指汽车起重机在正常行驶时能够通过各种道路的能力。通过性能接近一般的公路车辆。主要包括接近角、离去角、最小离地间隙、纵向通过半径、转弯半径等。主参数确定设计时所参考的如下表2.2表2.2国内同起重量起重机参数项目单位徐工QY12柳工QY12C中联QY12DF331外形尺寸（长*宽*高）m10.2*2.5*3.212.13*2.494*3.3210.89*2.5*3.15主臂长度mm9300~282009300~2300副臂长度mm60006000主臂最大起升高度m28.523.04副臂最大起升高度m34.529基本臂最大起重力矩kN.m450475最长主臂最大起重力矩kN.m171300支腿跨距（纵向*横向）m4.91*4.84.5*5.2行驶状态整机自重kg160001978015500起重臂升出时间s7670起重臂起臂时间s4840最高行驶速度km/h687080单绳最大速度m/min100110最大回转速度r/min33最小转弯半径m≤182118最小离地间隙mm260最大爬坡能力%2435主臂仰角范围º-2～78发动机功率kw/rpm158/2200136/2300155/2300发动机扭矩N.m/r/pm790/1400680/1400750/1400参考同类型汽车起重机主要技术参数初步确定主要技术参数如表2.3表2.312项目单位参数最大额定总起重量kg12000基本臂最大起重力矩kN.m475最长主臂最大起重力矩kN.m300主臂最大起升高度m21副臂最大起升高度m26.5起升速度m/min15变幅速度rad/s46回转速度r/min0-3最高行驶速度km/h80最大爬坡度%35最小转弯半径m18最小离地间隙mm260接近角º25离去角º20总质量kg15500外形尺寸（长*宽*高）mm10890*2500*3150主臂长度m22.5主臂仰角º0—78
底盘的选择汽车起重机底盘类型表3.1汽车起重机底盘底盘分类总的性能分类定义特点通用汽车底盘是指除车架拆除，其他的都不变。因为原汽车车架的强度和刚度都满足不了小型汽车起重机在工作时的要求，小型的起重机需在原汽车底盘上附加副车架以支撑上车结构。虽采用附加车架的工艺比较简单，但整个起重机重心较高，重量较大。专用汽车底盘是按起重机的要求设计，轴距较长，车架刚性好。专用汽车底盘驾驶室的布置型式通常有三种，一是与通用汽车一样的正置平头式驾驶室，如图（3.2）所示；第二种是侧置的偏头式驾驶室，如图（3.3）所示；第三种是前悬下沉式驾驶室，如图（3.4）。侧置偏头式驾驶室底盘的汽车起重机可使起重吊臂在行驶状态时放在驾驶室旁边，使整车重心大大下降，但驾驶室视野不好，可以乘坐的人不多。前悬下沉式的驾驶室视野较好，吊臂置于其上。因驾驶室较低，吊臂位置也不算高，故起重机重心较低。由于驾驶室悬挂在前桥前，故前桥轴荷较大，同时使车身较长，接近角减小，通过性比较差。图3.2正置平头式图3.3侧置偏偷式图3.4前悬下沉式底盘的选择本次设计的参考样机选择了徐工生产的QY12汽车起重机，起重机各部件的设计和选型也参照该样机，故本次底盘选用徐工生产的型号为XZJ5164JQ12的汽车起重底盘。技术参数如下表3.5表3.5底
数项目单位参数底盘型号XZJ5164JQZ12轮胎数个6外形尺寸mm10200×2500×3200排放依据标准GB3847-2005，GB17691-2005第三阶段转向形式方向盘轴数个2前轮距mm2090后轮距mm1880轴距mm4500钢板弹簧片数12/13轮胎规格11.00-20燃料种类柴油总质量kg15500整备质量kg15870接近角22离去角11前悬1906后悬1935驾驶室准乘人数2前轴荷6000后轴荷10000最小转弯半径m9最高车速km/h75发动机详细参数发动机型号SC8DK230Q3（东风牌）生产企业上海柴油机股份有限公司发动机型式六缸、直列、水冷、增压中冷、电控柴油发动机排量cc（ml）8270额定功率KW170额定扭矩/转速N·m/r/min830/1400
吊臂尺寸及变幅机构方案确定吊臂尺寸的确定汽车起重机一般采用箱形吊臂，故此次用箱形，其设计的内容包括：起重臂根部铰点位置；计算起重臂各部分尺寸；变幅液压缸两个铰点位置的设计。由前面知H为21米，参见表4.1，故K=3。表4.1起重机吊臂节数最大起升高度H(m)10～1516～1920～2930～40吊臂节数K32～33～44～5基本尺寸的确定依《工程起重机》中式吊臂工作长度：lH—最长臂的起升高度，在中心线以下者为正，以上为负。由于所以在计算时可以不计。θ参考样机基本臂的起升高度，代入上式得基本臂工作长度l以，则吊臂最大工作长度lmax=20664mm确定最大额定起重量的仰角lw=R+e+(e0−e1)sinθcosθ（4−θ吊臂各节尺寸的确定图4.1箱型吊臂长度尺寸图依《工程起重机》，可得主吊臂的最长长长度（4-3）式中﹑为各节伸缩臂的伸缩长度，伸缩长度一般同一数值。故外伸长度，为二，三节臂缩回后外漏部分的长度，计算时取同一数值（a=0.25m）。若假设为臂头滑轮中心离基本臂端面的距离，则基本臂结构长度加上即为基本臂的工作长度。=而=将上式带入式（4-4）可得==从中可以得出=6.64（m）。式中：K后仍在前节臂中的那部分搭接长度，第i节臂插在前节臂内的长度为（+），假设第i节臂的结构长度为，则=++a=+（4-5）在设计中，为了减轻起重臂重量，需要把搭接长度缩短一些。然而，过短的搭接长度将导致反作用力的增加，这将导致搭接部分的盖板和侧板不稳定，并增加起重机臂的间隙变形。总之，这部分的设计需要根据经验和设计要求进行优化。通常，该值是延伸长度的1/4-1/5。根据需要设置油缸铰链支架和结构件的结构要求，伸缩臂插入前一节前应预留距离c。在此次设计中选择c=0.326m。因此前后两节臂由这样的关系，=+c−从式（4-5）可知，==将上述两式代入式，可得。++已知，==，==，由上面得，搭接长度，后节短于前节，因通常c总是>a（4-8）此次设计共有3节臂，现在和已经得出，则根据式（4-6），吊臂的各节搭接长度和结构长度分别为lll吊臂三铰点的位置吊臂由单作用缸驱动俯角为−2○—78○图4.2三铰点位置关系图o点的确定ℎ=2—e=l0cos式中，l0基本臂的工作长度lθ'为θmax的0.70.8倍，取θR最大起升高度时吊钩回转轴线的距离Rmin初步计算，设定e0=e初步选择b吊钩滑轮组最短距离b=1.5mh铰点到地面的距离h=2.15mh2回转支撑高度hh0o点到回转支撑上端的距离ho1△h=0.275mf=0.38moo2选取o1o1假设条件δ=0α解得ooo1o2吊臂截面的选择及截面尺寸确定箱形臂的截面形状有矩形、梯形、六边形、椭圆形等。臂架截面一般为矩形，高高比为1.3~1.8。侧板一般较薄，厚度范围为3.2~6mm，有利减轻臂质量，一定考虑局部的稳定，一般在它上加横或纵加强筋。有时，为了减轻重量，在侧板上开孔。一般来说，箱体的下底板应比上盖板厚。首先，横截面的重心轴应向下移动，以减小下底板的压应力。其次，为了满足下部底板局部稳定的需要，为了减少悬架臂的自重，应尽可能使其成为等强度梁。其比较如下表4.2。表4.2截面形式比较`截面形式优点缺点矩形截面上下两个翼缘板和腹板焊接而成，被广泛应用。其抗弯和抗扭刚度较好、制造工艺简单等，一般在中小型起重机使用多。四角焊缝是危险截面，这应力最大，最易产生应力集中，故可考虑其他形式的截面。梯形截面横向抗弯刚度和扭转刚度均优于前者，正梯形腹板上部的拉应力较大，从而提高了腹板的稳定性系数。倒梯形截面下底板较窄，避免局部失稳。许多多边形或u型臂架截面下的形状呈圆形或折线状，其目的是为了提高底板的抗弯性，并减小腹板的计算宽度，提高腹板的稳定性。这种结构可以使底板相对较薄，常用于大型轮胎式起重机。为了更好地定量比较不同截面形式的吊臂，需充分发挥不同截面形状优势，实验得，底板的形式上面矩形、下面外凸形最佳。根资料，得各形状的比较情况表4.3。表4.3各种截面形状的比较图正梯形倒梯形六边形角钢组合式槽形20%5%25%24%35%故，选六边形。各节臂的横截面为六边形，左右对称，各起重臂之间装有可活动与不可动的滑块。与其他横截面类型相比，这种横截面类型具有较小的横截面尺寸和较轻的重量。同时，滑块的合理布置，可以让工作臂受侧向载荷时，各节臂不易发生扭转，同时保证了各节臂伸缩时的对中性。参照徐工QY12图4.3六边形截面图表4.4各节臂尺寸比较截面B1(mm)B2(mm)h 1(mm)h2(mm)δ1(mm)δ2(mm)基本臂40020044553077二节臂36218540148077三节臂32417035643055变幅油缸的设计计算变幅机构是改变幅度，扩大工作范围，提高生产率。表4.5变幅机构分类工作性质分类定义特点非工作性变幅机构空载条件下变幅的机构，在空载时改变幅度，在起吊重物时不改变幅度。在工作时变幅次数少，变幅速度低，但构造简单、自重轻。工作性变幅机构工作时变幅次数频繁，具有较高的变幅速度，驱动功率大。与非工作性变幅机构比，构造复杂，自重较大，但工作机动性却大为改善。汽车起重起重作业时需要使用支腿，不满足非工作变幅，故用工作性变幅机构。汽车起重机常用吊臂式变幅机构。臂式变幅机构通过臂的变幅摆动实现变幅，可采用钢丝绳滑轮组或变幅液压缸进行变幅。综上，此次选用液压缸、吊臂俯仰摆动式、工作性，如下图4.4所示。图4.4臂架摆动式变幅机构变幅油缸推力计算图4.5变幅油缸受力图对动臂转动铰点A取矩，，变幅缸推力FP为：（4−式中：α—变幅轴线与水平线的夹角；由给定的起重机起重特性数据表得最大额定起重量和极限变幅位置时各铰点位置由前面数据得：工作幅度R=3时吊臂的位置=67○；额定工作幅度下Q=N；吊臂重量N；吊臂基本臂长l=8.92m；铰点A到铰点C的距离AC=1.50m；AC与AB的夹角ϕ变幅油缸最大=4430mm；变幅油缸最小=3204mm；将以上参数带入公式得到变幅油缸的推力：F变幅油缸性能参数的确定(1)变幅油缸压力的选取液压缸公称压力也称额定压力，指液压缸可持续工作压力。国标见下表4.6表4.6液压公称压力系列单位MPa0.631.06.310.0162531.5综合整体设计选取公称压力=25MPa。(2)变幅油缸缸径D的确定变幅油实际缸推力计算公式：(4-15)式变幅油缸推力FP和已经确定，变幅油缸实际推力FP≥FD≥4×可得出D≥130mm，参见下表4.7，取D=140mm。表4.7液压缸直径选择表810121620253240506380100125140160200250320(3)活塞杆直径计算直径d按计算，公式如下：（4-17）式中：D—液压缸直径--往复运动速度比，参见表4.8，选择=2。可得出：d=98.9mm；参见表4.9，选择d=100mm表4.8速度比选择压力MPa≤1012.5～20≥20速度比1.331.462表4.9活塞杆直径尺寸系列456810121416182022252832354045505663708090100110125140160180200220250280320360缸筒壁厚及外径计算液压缸壁厚和外径由强度条件确定（1）缸筒壁厚的确定缸筒有2种，当时（D为缸筒内径，为壁厚），是薄壁，反之为厚壁。薄壁缸筒(4-18)式中：−−液压缸的耐压试验压力，P是液压缸工作压力为25Mpa，因P>16MPa−−缸筒材料的许用应力，，（材料的抗拉强度），45号钢取=600MPa，D—缸筒内径D=140mm。代入式（4-18）可得，=18.2D/d=7.68不满足（4-19）式通过上式求得=6.6mm，取整为=7mm。即所得缸筒壁厚为7mm。（2）缸筒外径计算缸筒外径为（4-20）求=154mm。通过计算得出液压缸的基本参数为：缸筒内径：140mm活塞杆直径：100mm缸筒外径：1根据以上结果，依据徐工液压件厂选择液压缸的参数如下：
伸缩机构方案设计臂架伸缩机构类型图5.1顺序伸缩图图5.2同步伸缩示意图伸出顺序2三节臂伸缩方式如下表5.1表5.1吊臂伸缩方式类型定义图示顺序伸缩各节伸缩臂按一定先后顺序，完成伸缩动作。图5.2同步伸缩各节伸缩臂同时以相同的行程速比率进行伸缩图5.3独立伸缩能独立伸缩，可实现顺序加同步伸缩动作图5.4图5.3独立伸缩示意图设计中，三节或以上大多采用以上伸缩方式组合，三节基本上选用各一个液压缸、滑轮组组和的同步伸缩机构。不同的伸缩机构对吊臂受力和起重性能的影响伸缩方式对起重性能的影响图5.4不同伸缩方式重心位置对于起重量的影响图可以看出，吊臂自重及其重心的位置对起重性能有直接的影响。在起重性能相同时，吊臂自重：独立伸缩机构>同步伸缩机构>顺序伸缩机构。无论何方式，开始终了，重心位置不变；臂长一样时，同步伸缩臂的重心接近回转中心，因此采用同步伸缩的方法来获得更好的提升性能。和采用顺序伸缩方式相比，在幅度为16m时的起重量能提高8～10KN。伸缩方式对臂受力的影响臂长一样时，因不一样伸缩方式，带来每节臂搭接长度不等。因而，搭接处F反力也不同，如下图5.5，不同伸缩方式下，搭接处F反力，由下图得，中间臂长的支反力，同步伸缩<顺序伸缩。图5.5不同伸缩方式对搭接反力的影响图如图5.6所示，为不同伸缩方式与臂长之间的关系，由图得，顺序伸缩时中等臂长f(摩擦力)较大，但f先后依次作用，所以，总体说，f不是很大，但同步伸缩，其f会俞来俞大，俞接近全伸，f增加越快，所以通常有采用f滚的要求。图5.6不同伸缩方式对伸缩臂摩擦力的影响本次设计用，单级液压缸、三节臂、同步伸缩。臂伸缩缸的选型计算缸筒内径计算主臂液压缸为两节，相关尺寸参数设计如下，θ(主臂仰角)为67º，R为3m时，Q(主臂吊最大载荷)为12T，伸缩油缸承受最大压力：（5-1）根据公式如下(5-2)式中：D—液压缸的内径F—最大载荷P—工作压力按20MPa可得出，D=90.1mm，参见表5.2，取D=100mm。表5.2缸桶内径选择表810121620253240506380100125140160200250320活塞杆直径（1）计算直径d按计算，公式如下：（5-3）式中：D—液压缸直径--往复运动速度比，参见表5.3，选择=2。可得出：d=70.71mm；参见表5.10，选择d=80mm。表5.3速度比选择压力MPa≤1012.5～20≥20速度比1.331.462456810121416182022252832354045505663708090100110125140160180200220250280320360缸筒壁厚及外径计算液压缸壁厚（1）缸筒壁厚的确定缸筒有2种，当时（D为缸筒内径，为壁厚），是薄壁，反之为厚壁。薄壁缸筒(5-式中：−−液压缸的耐压试验压力，P是液压缸工作压力为22Mpa，因P>16MPa−−缸筒材料的许用应力，，（材料的抗拉强度），45号钢取=600MPa，一般取N=5D—缸筒内径D=100mm。代入式（5.4）可得，D/d=9.6（5-5）式通过上式求得=3.75mm，取整为=4mm。即所得缸筒壁厚为4mm。（2）缸筒外径计算缸筒外径为（5-得=108mm。通过计算得出液压缸的基本参数为：缸筒内径：100mm活塞杆直径：80mm缸筒外径：108mm当满载时，大臂仰角为56°，作用在缸的轴向力为：臂伸缩钢丝绳的选用6根钢丝绳，各根钢丝绳绳受到的拉力为N。根据《起重机设计手册》可知，选d=16mm（钢丝绳直径），即型号为：6T（25）−16
起升机构方案设计起升机构选型起升机构是用来实现重物的升降运动的，包括：原动机、减速器、卷筒、制动器、离合器、钢丝绳、滑轮组和吊钩等。表6.1起升机构分类对比分类方式分类特点传动方式机械传动（图a）采用集中驱动，整机的传动系统较复杂；调速困难，操作复杂，作业员劳动强度大，虽工作可靠性高，但不采用。电力传动（图b）传动可采用直流电机或交流电机。前者的机械特性更符合起升机构的要求，但难以获得直流电源。后者可直接从电网获取电能，结构简单，单位重量轻，已得到广泛应用。液压传动（图c与图d）高速液压马达具有重量轻、体积小、体积效率高、与驱动油泵互换性好、采用标准减速机等特点，适用于中小型汽车起重机;低速液压马达可直接驱动起升卷筒，具有传动简单、零件少、起升制动性能好、对油杂质敏感性小、容积效率低、易影响机构转速、体积重量大等优点。结构特点单卷筒单轴式结构简单，一般用于中、小型的轮胎式和塔式起重机上。双卷筒单轴式用于大、中型的轮式起重机上，结构紧凑，有利于整个机构的布置，但每个卷筒长度受到限制，影响起升卷筒的钢丝绳容量双卷筒双轴式卷筒长度可较大，也可增加卷筒的钢丝绳容量。同时，起升钢丝绳引出的偏移较少，不易绕乱，方便调整、维修。图6.1起升机构分类图表6.2起升机构减速器分类表项目名称特点起升机构减速器圆柱齿轮减速器具有高效率和大功率范围，已经标准化和广泛使用，但其体积和重量相对较大。蜗轮减速器体积小、重量轻、传动比大，但效率低、使用寿命短，通常用于中小型起重机。行星齿轮减速器包括摆线针轮行星减速器和小齿差行星减速器等。它们具有结构紧凑、传动比大、重量轻等特点。，可以直接安装在吊桶中，使起重机构直接安装在吊臂的尾部，但成本相对较高。起升机构方案设计根据以上的论述，本次起升机构参数选择如表6.3：表6.3起升机构的选择参数项目参数起升
机构传动方式液压传动结构形式单卷筒单轴式减速器行星齿轮减速器型号GJT17W2液压
马达型号A2F55排量V＝55ml/r机械效率0.95容积效率0.93单绳起升速度V0卷筒计算直径D1起升机构零件的选型吊钩由起重机的最大额定起重量选择吊钩，因其是标准件，故直接选，具体如下图6.2吊钩形状与尺寸表6.4吊钩参数DSLldefgmn110883861902051007570M64239865451571865316125125／10988／773844／3892／70.514／133311149滑轮组倍率一般来说，起升机构的滑轮组倍率是由额定起重量决定的。由下图知，滑轮组倍率a＝6。起升钢丝绳钢丝绳的选择是由起升机构最大静载荷决定的。最大拉力（6-1）式中，－滑轮组总效率，－起重机最大起升载荷，包括吊具质量，∴钢丝绳直径式中，c－选择系数，起升机构工作级别为M5，选择系数C的确定与机构的工作级别由关，可通过下式确定。（6-2）式中：n—安全系数，由文献〔1〕可知，n=5k—钢丝绳捻制拆减系数，一般选取k=0.82.−−钢丝绳充满系数，由下式确定，常取为=0.46。−−钢丝绳的公称抗拉强=1850N/。将上述值带入式（6-2）可得C=0.096。∴，取d＝16㎜故选择钢丝绳型号为：6T（25）筒绕绳量（6-3）式中，H－最大起升高度，H＝21.5m；－钢丝绳固定在卷筒上的附加安全系数，>1.5圈，取＝3；－卷筒计算直径，＝D+d，卷筒槽底直径D1＝0.256m，D＝0.24m；s－伸缩臂最大伸缩行程，s＝13.7m∴L=8.6×6+3×3.14×0.256+13.7=67.71离合器根据离合器的安装位置和起升机构的传动方式选择离合器的型式和确定离合器所传递的扭矩。QY12汽车起重机中选择内涨带式摩擦离合器。离合器的计算扭矩（6-4）式中，k－储备系数，取k＝1.28；－离合器传递的扭矩，；－钢丝绳绕卷筒直径；－卷筒至离合器轴间的传动比；－起重吊钩至离合器轴间的传动效率制动器制动器的选择由制动器的安装位置和机构的传动形式决定。QY12汽车起重机中选择带式制动器，其结构简单、紧凑，制动力矩大。制动器力矩（6-5）式中，－制动安全系数，取＝1.75；－卷筒至制动器轴间的传动比；－起重吊钩至制动器轴间的传动效率。卷筒长度计算设卷筒荣层数为n=3则每层能绕钢轮圈数为Z=Lmax/(πn(D+0.016×3))=67.71/(3.14×3×(0.256+0.016×3))=23.6圈取整Z=24，则卷筒长度：l卷=1.1Zd=1.1×24×0.016=422㎜
支腿压力的计算与整机稳定性分析支腿型式的选择汽车起重机的支腿采用液压传动，要求伸缩方便且可靠，作业时能横向、垂直伸缩，非工作状态收回以方便行驶。支腿的型式有多种，对比分析如下：表7.1各支腿型式优缺点表型式优点缺点适用范围蛙式支腿结构简单，液压缸数量少（一支腿一液压缸），重量轻支腿摇臂尺寸有限，支腿跨距受限小型起重机X型支腿支承较稳定支腿离地间隙小，在打支腿时会产生水平位移中、大型起重机H型支腿外伸距离大，对地面适应性好，易于调平支腿高度大，影响作业空间中、大型起重机辐射式支腿减轻整个底盘重量，减少车架变形需额外增加布置支腿的空间，缩小了后桥轮距大型起重机铰接式支腿刚度好，减弱伸缩套筒间隙造成的车架摆动结构复杂中型起重机图7.1H型制胶示意图本次选用H型支腿，如图7.1支腿跨距的确定本次支腿跨距需从稳定角度设计，适当选合适数值。跨距过大会造成稳定过度，也许超载的危险，操作员感觉不到，使吊臂损坏；反之过小又带来稳定不足，达不到设计、作业要求。故原则上要求支腿的选择应满足吊臂强度允许的起重量时规定达到的稳定度。支腿横向跨距a=2400mm.支腿纵向跨距参考同类机型，本次支腿跨距选择为纵×横＝4×4.8m支腿压力计算压力目的计算目的相应规定如下表7.2表7.2计算支脚压力目的序号目的要求载荷组合情况起升载荷水平力T吊臂位置1设计支腿，验算支腿结构强度和承载液压缸的最大闭锁油压力求出支腿最大高峰压力载荷选用最不利的组合，工况为最大额定起重量，作正常的起、制动并与回转作复合动作，吊臂位于最不利的位置上5％2设计车架，找出大梁支承点的反力情况求出支腿正常压力工况为最大额定起重量，工作平稳，吊臂位于最不利的位置上03验算桥壳强度和轮胎极限承载能力求出最大轮胎压力工况为最大额定起重量，与回转作复合动作，吊臂在最不利的位置上5％支腿压力的计算表7.3支脚压力计算假定条件支承系统项目内容在计算支腿之前，分析车架-支腿-支撑面系统的变形四点支承车架-支腿-支撑面系统刚度大，变形相对较小，且支撑面非常坚硬，沉降相对较小，则在起重机正常吊装过程中，只要总的载荷力不落在支腿外，四个支腿就永远不会离开地面；如果框架的刚度很小，当起重机正常工作时，支腿形成的梁柱系统不会离开地面。此时，支腿压力分布可以与合成负载力的位置和支腿之间的距离成反比。三点支承当车架-支腿-支撑面系统不在上述情况时，如车架刚度大，且支撑腿或支撑面有弹性，则起重机正常起吊工作时，四条腿往往有一条腿离地，形成三点支撑。总结起重机是四点支撑还是三点支撑取决于荷合力偏离支腿中心的大小和方向及吊重位置而定。因起重机正常吊重工作时，常是三点支承的情况，故按三点支承。（2）按三点支承计算支腿压力图7.2支脚压力工况图如图7.2，设起重臂在工作条件Ⅰ时，支腿B、C、D三点受力，其中支腿C的受力最大。则这种工况负荷是最不利的组合，负荷组合是最大起升额定起重量正常的空气制动器与旋转的复合作用，起升臂处于不利的位置。计算吊重Qc=φQ+q式水平力T=QC·5%=0.76t吊臂位置φ1=φe0其上车自重G1、吊臂自重Gb、配重G3、计算吊重G0=G合力矩点O0γM=则四个支腿的压力为A=A支腿压力小于零，说明A支腿抬起，因此以三点支撑时作为计算最大支腿时的支撑情况(7-8)B=C=D=∴最大支腿压力为C＝18.02T=176.596kN整机稳定性分析表7.4汽车起重稳定性分类表分类名称原因分析转移时的行驶稳定性纵向行驶稳定性起重机在行驶过程中前轮对地面法向作用力为零时，起重机前轮偏转，不能确定起重机行驶方向。后轮对地面法向作用力所引起的牵引力为零时，车辆失去行驶能力。横向行驶稳定性起重机在侧向力作用下克服车轮附着力，产生侧滑移，将车辆横向倾翻工作状态下的起重稳定性(包括不吊重时的自身稳定)。作业失稳状态起重作业时起吊过重的重物，操纵失误引起的过大惯性力，支承面沉陷或过大风力等原因，突然丧失稳定甚至倾翻肇事;起重机结构件和其零件强度还足够能承受外来载荷时，由于自重不够而失去稳定;起重机稳定性过大，在没有起重量指示器的情况下，吊臂由于超载过大而损坏。纵向行驶稳定性如图7.3，对O2取矩得：图7.3起重机上坡行驶图（7-9）式，当=0，则。得到可能失去操纵稳定的极限坡度为：（7上坡打滑条件：（7打滑极限坡度角（7-12）行驶稳定性条件：>(为附着系数，一般取0.7～0.8)，=2.0m，=1.4m=1.4≥0.8综上，纵向稳定符合横向行驶稳定性向左倾时最大限度条件：（7-13）设计时横向坡度角不得小于。若β=0（即水平），则在R（转弯半径）时转向能达到的极限速度为：（7-14）侧向滑移极限条件：（7-15）若β=0（即水平），则在R（转弯半径）时不致侧向滑移达到的最高速度为：（7-16）为行驶安全起见，应使侧滑发生在翻车前，即（7-17）则横向行驶稳定性的基本条件（一般取0.7～0.8），B=3m，=1.4m（7-18）代入计算得=1.07＞0.8（7-19）综上，横向稳定性符合汽车起重机的失稳起重机作业时，经常会失去稳定性甚至发生侧翻的情况，发生这种情况主要有工作超载、支承面不稳定、风载过大、起重机重汽车起重机在工作时心不稳、零部件的强度、刚度不足等因素。所以要保证起重机的正常工作，稳定性需要重点考虑。起重机失稳物理性的根本原因是整机的重心靠近或超出了倾翻线，而倾翻线如图7.4。由图可知，无论其是否使用支腿作业，失稳工况通常是起重臂位于正侧方，则此时汽车式起重机保证的最低稳定性就是起重机的最低稳定性。图7.4汽车起重机的倾翻线汽车起重机的作业稳定性计算图7.5静起重稳定计算图举升临界起重量时，起重机处于临界稳定的状态，即倾翻线内外的静态力矩相互平衡：=。起重机稳定性的稳定安全系数K是和之比：K=（7-20）当K=1（临界状态）。显而易见，K>1。假设认为稳定力矩是自重引起的，即，（6.23）。则稳定系数K由下式求得：=3.376≥1.33（7-21）不用支腿时，K值取大些（K≥1.4），是为考虑由轮胎变形带来倾斜失稳。
回转机构设计回转机构主要起支撑、回转、扩大工作范围等作用。回转机构的分类回转支承装置的类型汽车起重机的回转支承常选转盘式，其分支承滚轮式和滚动轴承式。因滚动轴承式转动摩擦阻力小，承载能力大，高度低，能降低车辆重心，增加起重机稳定性，故选滚动轴承式。回转支承装置据国标（JJ36－86和JB2300－84），本次选用滚动轴承式、四点接触球式，内啮合，如图8.1所示。图8.1四点接触滚球式回转支承装置回转机构的形式选用如下表8.1所述表8.1回转机构方式选用项目布置方式特点1回转机构布置在回转平台上随回转平台一起绕回转支承装置的大齿圈回转，回转小齿轮既做自转运动又做公转运动。因为回转支承装置大齿圈的滚圈是固定在底盘车架上，这种布置对回转机构的维修比较方便，但会使回转平台比较拥挤；2将回转机构固定在底盘车架上回转小齿轮带动大齿圈回转，而大齿圈的滚圈与回转平台连在一起，这种布置对回转机构维修不便，但回转平台上显得不那么拥挤。总结采用将回转机构布置在回转平台上方式。回转支承装置的设计载荷的确定图8.2回转支承原理图回转支承装置承受载荷情况，如图8.2，得式（8-1）式中垂直力—吊臂自重Gb，配重G3，上车其他部分重量G1和起升载荷PQ以及相应的冲击或动载荷影响。水平力H-沿着吊臂方向的风力，吹再重物上的W1，吹在起重机上的W2，回转时的离心力和垂直于吊臂平面控制动切向惯性力，重物的离心力P1，切向惯性力为P1，起重机回转部分自重的离心力P2，切向惯性力P’2（由于回转部分的重心靠近回转中心，可忽略P2、P’2的作用），回转齿轮的啮合力Pr（Pr的大小由小齿轮传递的扭矩决定，方向由小齿轮离吊臂轴线的水平投影位置决定）。k－超载系数，k＝0.55（1+），由于汽车起重机上的离心力和风力引起的，。上式可简化为：（8-2）又由于水平力H一般远远不到10％，暂且取选取受力最不利的工况，即最大计算工况为起重机受最大起重力矩工况进行回转支承装置载荷的计算，则＝12，R＝3m，＝1.515，＝2.5，＝0.485，代入数据得：M=9.35tGP=17.55te=0.3故e回转支承装置型式的选择根据以上计算的载荷，参考起重机设计规范，按内齿啮合初选JB1300-84标准系列单排四点接触滚球式回转支承，其有关参数如下：图8.3标准系列单排四点接触滚球式回转支承表8.2标准系列单排四点接触滚球式回转支承参数四点滚球式外形尺寸安装尺寸DdHhn㎜KN㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜32280012441009010119410462824外齿轮参数内齿轮参数mzmz㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜㎜138099612108-0.59093610001279+0.590表8.3选择回转机构参数钢球直径＝32㎜滚道中心圆直径＝1120㎜钢球间隔宽度b＝3㎜钢球个数＝99接触角螺栓孔个数n=28内螺栓中心圆直径＝1046㎜回转支承装置的强度校核（1）计算额定静容量座圈材料选用50，滚道表面硬度为HRC55，此时的许用接触应力的应力系数＝38N/。＝(8-3)＝＝2724KN（2）计算当量轴向载荷(8-4)式中，当量系数取为＝4.37，＝3.44，、M、H为回转支承装置的载荷。∴（3）校核选择系列化的标准回转支承装置，要使。式中，－选择系数，JJ36-86推荐对于单排滚球式回转支承装置，汽车起重机取＝1～1.15.由于所以，选择型号的回转支承装置可以满足要求。回转机构回转阻力矩的确定（1）回转支承装置总压力的计算所以单排滚球式回转支承装置上的总压力为（8.3）：N式中，Ke因为2eD0=1N回转机构的工作载荷是回转阻力矩，包括四个部分：（2）回转支承装置的摩擦阻力矩M（8.4）式中，－滚动综合摩擦系数，正常工作时滚球式取－滚球式回转支承装置上的总压力，－回转支承装置的滚道中心直径，∴M在起动时的摩擦系数一般增大，最大摩擦阻力矩为M（3）回转平台倾斜引起的阻力矩由于起重机支腿无调节装置，因而可能使平台倾斜，回转部分的自重和重物在倾斜方向的受力，形成回转阻力矩M（4）回转惯性引起的回转阻力矩由三部分组成M式中MPQ−MPg−MPr−M（5）风引起的阻力矩（8-9）式中，C－风力系数，取C＝1.2q－风压值，取q＝150N/m－吊臂和回转部分的迎风面积及其形心离回转中心的距离由于风阻力矩与转角位置有关，当时，有M综上所述，回转机构总的回转阻力矩为＝0.799t·m(8-10)
液压系统原理设计液压传动在汽车起重机上的应用汽车起重机用定量或变量泵、马达起重作业，为了提高生产效率，应能单独与同时工作。泵从油箱吸入油液，通过液压管道，换向阀，进入到汽车起重机的工作机构，进行作业，然后回到油箱。采用液压传动优缺点如下表9.1表9液压传动式优点液压系统用液压油来传递能量的，可实现自动润滑，减少了维修和技术准备时间；易获得较大的力或力矩、较高的压力；结构紧凑，减轻整机重量。可实现无级变速，可以获得很大的传动比。在液压传动中，可以方便地控制压力阀来控制系统压力。通过压力表，可以方便地了解各部位的工作情况和负荷大小，防止过载事故的发生。液压传动方式的缺点：油压力较高，会发生漏油，所以元件的制造精度要求比较高。油液粘度随温度变化会影响机构的工作的稳定性能。液压系统功能分析与原理设计作业工况简介本次12吨汽车起重机是小型类的，工作动作较麻烦，根据操作和使用，得到了下表9.2。表中是设计所满足的工况。表9工况一次工作循环工作效果一级臂长；80%额定起重量；相应的工作幅度；吊重起升一回转一下降一起升一回转一下降（中间一次制动）起重吨位大，动作单一很少与回转等构组合动作一级臂长；80%额定起重量；相应的工作幅度；卷扬起升一回转一卷扬下降一卷扬起升一回转一）卷扬下降（中间一次制动）主要用于平吊安装或中翻转作业二级臂长；50%额定起重量；相应的工作幅度；（起升+回转）一变幅一下降一（起升+回转）一下降（中间一次制动）主要负责额定起重量的（50%~60%）工况作业二级臂长；50%额定起重量；相应的工作幅度；卷扬起升一回转一变幅一卷扬下降一卷扬起升一回转一卷扬下降（中间一次制动）中等起重量作业，也常用于台装或空中翻转作业三级臂长；50%额定起重量；相应的工作幅度；卷扬起升一回转一变幅一卷扬下降一卷扬起升一回转一卷扬下降（中间一次制动）臂伸最长，主要用于高空作业QY12汽车起重机液压系统各回路功能要求分析及拟定本次的起重机经过控制支腿、回转、伸缩、俯仰、升降回路，来实现作业。回路方案拟定如下表9.3表9.3回路方案拟定名称回路要求方案确定支腿回路用于在作业时承受整机的自重和吊重要求在在运行过程中，单腿可独立调节，调节整车的平衡。同时，必须提供液压锁，以确保在负载和油管断裂时不会缩回，从而避免翻车事故。此外，当驾驶或停车时，支腿在重力作用下不会自动下降。故支腿回路由液压泵、水平液压缸、垂直液压缸、换向阀、溢流阀、液压锁和转阀等组成。初步确定其油路如图9.4和图9.5。回转回路通过液压马达驱动吊臂回转，实现物料水平移动。重物水平移动的范围有限，所以此次设计成全回转式的，即可在任意方向进行回转；因为回转机构所需要的功率比较小，所以执行原件采用轴向柱塞马达。而且，轴向柱塞马达结构经凑，径向尺寸小，转动惯量小，转速较高负载大，有变速要求，负载转矩小，低速平稳性高。故回转回路由液压泵、液压马达、换向阀和溢流阀等组成。初步确定油路图9.6。伸缩回路直线运动，执行元件选液压缸。QY12-T汽车起重机采用一级伸缩主臂，由液压缸、钢丝绳实现同步伸缩；在设计此回路时应保证伸缩臂缸以相应于供油泵的供油速度缩回，所以设置了平衡阀来防止此液压缸在外负载作用下超速缩回，同时还防止在油管破裂时伸缩臂突然缩回。此外，为了保证整个回路的压力在允许值范围内，可以添设溢流阀。伸缩回路主要由液压泵、换向阀、液压缸、溢流阀和平衡阀等组成组成。初步确定其油路图如图9.7。变幅回路实现改变伸缩臂工作幅度，采用液压缸作为执行原件，通过变幅液压缸的伸缩来控制伸缩臂的幅值变化，扩大工作范围，提高生产效率；汽车起重机在装载重物时经常改变起重机的幅值，因此常常采用较高的幅值速度来提高工作效率。负荷运行时变幅驱动功率大，需要设置限速和安全装置，防止过载。为满足这一要求，在变幅回路中应设置平衡阀。同时，为了保证整个油管的油压在安全范围内，应设置溢流阀。故变幅回路主要由液压泵、换向阀、溢流阀、平衡阀和变幅液压缸等组成。图9.8即变幅回路油路图。起升回路QY12-T汽车起重机的吊重起升和下降作业由一个大转矩液压马达驱动卷扬机工作来完成。通过操控换向阀来控制控制液压马达的正反转，而完成重物的升降。重物的起升和下降有快慢两档速度，QY12-T汽车起重机液压系统通过改变两个供油泵的分流与合流方式来实现马达转速的调节；汽车起重机基本处于负载作业情况之下，因此为了防止重物因自重而下滑，回路中应设有平衡阀。同时为了控制整个起升回路的油压值稳定，在回路中应设有溢流阀。卷扬机的制动与离合通过一个换向阀来控制，制动器采用常闭式，离合器采用常开式。在制动器油路中应该设置单向阻尼阀，通过调节该节流阀开口的大小，能使制动器延时张开，迅速紧闭，从而有效的避免了卷筒在启动或停止产生溜车下滑现象。故起升回路主要由液压泵、液压马达、换向阀、平衡阀、溢流阀、阻尼阀以及主、副卷扬制动和离合器等组成。图9.9是起升回路油路图。图9.1水平支脚回路油路图图9.2垂直支脚回路油路图图9.3回转回路油路图图9.4伸缩回路油路图图9.5变幅回路油路图图9.6起升机构液压回路图汽车起重机液压系统的原理动力分配及系统原理图总成图9.7液压动力分配及系统原理图总成液压动力分配情况根据设计要求、工作情况、起重量等条件，此次系统动力分配如图9.7。图9.8QY12汽车起重机液压系统原理总原理图确定1由图9.8，该系统是由发动机带动分动箱，然后动力传递三联齿轮泵1。泵从油箱吸入油液，进入管路，流经换向阀组4、14到工作油缸，马达。液压回路分析分析如下表9.5表9.5液压回路原理分析名称动作油路名路径支腿回路垂直支腿伸出进油路泵1.1→支腿控制阀4.2（中位）→支腿操纵阀4.4（上位）→转阀5→液压锁8→支腿垂直缸7（无杆腔）回油路支腿垂直缸7（有杆腔)→液压锁8→支腿操纵阀4.4（上位）→油箱垂直支腿收回进油路泵1.1→支腿控制阀4.2（中位）→支腿操纵阀4.4（下位）→转阀5→液压锁8→支腿垂直缸7（有杆腔）回油路支腿垂直缸7（无杆腔)→液压锁8→转阀5→支腿操纵阀4.4（下位）→油箱水平支腿伸出进油路泵1.1→支腿控制阀4.2（上位）→阀4.3（上位）→支腿水平缸6（无杆腔）回油路支腿水平缸6（有杆腔）→阀4.3（上位）→支腿操纵阀4.4（中位）→油箱水平支腿收回进油路泵1.1→支腿控制阀4.2（上位）→阀4.3（下位）→支腿水平缸6（有杆腔）回油路支腿水平缸6（无杆腔）→阀4.3（下位）→支腿操纵阀4.4（中位）→油箱总结整个支腿液压回路的压力由溢流阀4.1控制，其调定压力为16MPa。回转回路进油路泵1.1→阀4.2（下位）→中心回转接头2→顺序阀10→换向阀14.2（上位/下位）→回转马达16回油路回转马达16→换向阀14.2→回转中心接头→油箱总结整个回转回路由顺序阀10和溢流阀14.1共同作用将油压控制在27MPa。伸缩回路进油路泵1.3→中心回转接头2→换向阀14.4（上位/下位）→平衡阀18→伸缩臂缸17（有/无杆腔）回油路伸缩臂缸（无/有杆腔）→平衡阀18→换向阀14.4（上/下位）→油箱总结溢流阀15将整个伸缩回路油压控制在20MPa内变幅回路进油路泵1.3→中心回转接头2→换向阀14.5（上/下位）→平衡阀20→变幅缸（无/有杆腔）回油路变幅缸（有/无杆腔）→平衡阀20→换向阀14.5（上/下位）→油箱总结溢流阀14.3是伸缩回路和变幅回路共同的液压阀，其调定压值为25MPa。起升回路进油路泵1.2→中心回转接头2→换向阀14.6（上/下位一档）→平衡阀22→起升马达（慢速）泵1.2→中心回转接头2泵1.3→中心回转接头2→换向阀14.4（中位）→换向阀14.6（上/下位二档）→平衡阀22→起升马达（快速）；回油路起升马达→平衡阀22→换向阀14.5或14.6（上/下位）→油箱液压系统设计及计算计算数据表9.6数据表液压系统参数卷扬机工作压力9.5MPa液压系统参数卷扬机工作压力9.5MPa液压泵转速2500rpm回转回路：工作压力27MPa液压泵转速2500rpm变幅回路：工作压力25MPa液压泵转速2500rpm伸缩回路：工作压力20MPa液压泵转速2500rpm支腿回路工作压力20MPa起升回路工作压力28Mpa回转速度2.7r/min回转阻力矩79.9KN.m减速器速比950.5变幅机构最大行程2704mm变幅油缸最大轴向阻力336.4KN变幅时间50S垂直支腿：吊重时支腿油缸最大反力180.2KN.m行程335mm速比2水平支腿：水平支腿伸出最大反力170KN.m行程1715mm速比2伸缩机构伸缩油缸行程6850mm油缸最大轴向阻力144KN速比2伸缩臂采用油缸和钢丝绳进行驱动。起升机构卷扬机：单绳最大速度(空载)100m/min单绳最大拉力(满载)22.4KN卷筒直径240mm钢丝绳直径16mm钢丝绳层数3减速器速比37.6元件的计算与选型液压执行元件的选择计算回转马达的选择Tm16式中：—回转总扭矩，=79.9KN.m；i—回转减速器速比，i=385；η—回转机械传动效率，η=0.93回转马达的排量：qm16式中：—回转马达工作压差，=27MPa—回转马达机械效率，=0.95回转马达的型号：查《机械设计手册》表，选取定量轴向柱塞马达A6V28表9.7马达性能参数为：排量额定压力35MPa最大压力40MPa允许转速3750r/min输出转矩156Nm额定容积效率93%支腿油缸的选择无杆腔缸径：垂直支腿D1式中：—吊重时支腿油缸最大轴向阻力，=180.2KNP—吊重时支腿油缸最大工作压力，P=20MPa水平支腿（9-4）式中：—伸出时支腿油缸最大轴向阻力，查《液压传动设计指南》表7-13得：=120mm；=110mm。按杆径比Φ=d/D=0.查得活塞杆径=84mm；=77mm。（3）起升马达的选择起升卷筒扭矩（9-5）式中：—卷扬单绳最大拉力，D—钢丝绳直径，—卷筒机械效率，由查《起重机设计手册》表9.13得=0.99T=3.88KN·m起升马达的扭矩：（9-6）式中：—卷扬减速器速比，；—马达至减速器输出端机械效率，；T起升马达排量：（9-7）式中：—起升马达最大工作压差，—马达机械效率，qM21起升马达的型号：查《起重机设计手册》表2-35，选取定量轴向柱塞马达A6V40，其性能参数为：表9.8起升马达的型号排量40.1额定压力35MPa最大压力40MPa允许转速3750r/min容积效率泵选择泵1.1的计算泵1.1给回转、支腿回路供油，显然，流量，支腿单独工作<回转马达，故回转马达流量决定。回转马达流量计算：马达最大转速nm16式中：—回转速度，回转马达流量：QM16式中：—回转马达容积效率，所需油泵排量：q11式中：—油泵1.1给回转马达时所需输出流量，不计管路泄露时;—油泵容积效率，泵1.1的型号选择：查《机械设计手册》表23.5-5，选取外啮合齿轮泵CBZ32，三联泵。表9.9泵性能参数排量32ml/r额定压力25MPa最高压力31.5MPa允许转速2500r/min泵1.2泵1.2给升降回路供油，因此通过起升马达选择。卷扬机的转速：（9-12）式中：—主副卷扬起升最大速度，；起升马达所需转速：n起升马达输入流量：Q式中：—起升马达容积效率，泵1.2的排量：qB12式中：—泵1.2输出流量，不计管路泄露时;—泵1.2容积效率，泵1.2的型号选择查《机械设计手册》表23.5-5，选取外啮合齿轮泵CBZ70;表9.10泵1.2性能参数最大排量70ml/r额定压力25Mpa最大压力40MPa允许转速2500r/min泵1.3泵1.3给伸缩和变幅回路供油，须同时满足两回路。伸缩缸平均伸出速度：（9-14）式中：—油缸工作行程，均为6790mm；伸缩缸平均输入流量伸缩油缸无杆腔油压作用面积：A1式中：—伸缩油缸油缸的最大轴向反力，F伸缩油缸输入流量分别为：Q1式中：—油缸容积效率，变幅油缸所需输入流量计算：变幅油缸平均伸缩速度（9-17）式中：S—变幅油缸工作行程，S=2704mm；伸缩油缸无杆腔油压作用面积：A=F式中：变幅油缸平均输入流量Q2液压泵1.3输出流量：QB13液压泵1.3的排量：qB13式中：—油泵1.3工作转速，；液压泵1.3的型号：查《机械设计手册》表23.5-5，选用外啮合齿轮泵CBZ40，三联泵表9.11泵1.3性能参数最大排量40L/min额定压力25MP最大压力31.5MPa许用转速2500r/min液压控制阀的选择表9.12液压控制阀的选择支腿操纵阀的选择溢流阀4.1选用DBD型直动式溢流阀，型号DBDSG10NG25，通径25mm，S是指带保护罩的调节螺栓。二位三通手动换向阀4.2选用WMM型手动换向阀，型号3WMM10B/F，通径10mm，最高工作压力31.5MPa，流量100L/min，F是指带定位装置。三位四通手动换向阀4.3和4.4选用WMM型手动换向阀，型号3WMM10B，弹簧复位，最高工作压力31.5MPa，流量100L/min。顺序阀10选用H型顺序阀，型号HT10C322，通径10mm，C是指压力范围7~14MPa，控制方式为外部先导，外部泄油。设计号22。溢流阀14.1、14.3、14.7和15选用DBD型直动式溢流阀，型号DBDS25G10NG25.三位六通手动换向阀14.2、14.4和14.5选用Z系列多路阀，型号ZFS-L25C-YTO通径25，流量130L/min，额定压力10.5MPa。多路手动换向阀14.6选用Z型多路换向阀，通径25mm，压力32MPa，流量160L/min。五位钢球定位，手动控制。平衡阀18、20、22选用FD型平衡阀，型号FD12PA10，通径12mm。最大控制压力31.5MPa。辅助元件确定油箱的类型选择QY12汽车起重机吊重作业部分用油与行驶部分供油系统分别独立设计，因此吊重作业液压系统选用开式独立油箱。独立油箱是应用最为广泛的一类油箱，其热量主要通过油箱壁靠辐射和对流作用发散，故油箱外形应尽可能设计得窄而高。V油箱计算本设计作业动作可拆
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