混凝土泵车的设计

混凝土泵车的设计 毕业设计主要 理论排量120m3/h 混凝土塌落度 任务: 泵车整体设计，臂架系统设计，回转装置设计，泵送系统设计，相关零件设计， 部分电气原理设计 正文一般不少于15000字，图纸折合A0不少于3.5张 摘 要 混凝土泵车是通过管道依靠压力输送混凝土的施工设备，它能一次连续地完成 水平输送和垂直输送，工作强度极大。而臂架系统是混凝土泵车重要的工作部件 之一，要求臂架系统具有较高的整体刚度和强度、良好的工作适应性和可靠性。 泵送系统要有较强的泵送能力和系统稳定性。 关键词:泵车 结构 液压系统 电气控制 ABSTRACT The concerte pump truck is one of construction facility that transport concrete by virtue of press throuth the pipe and it can transport the concrete with horizontal and vertical continuously.Its work strength is very high.The arm system is one of the very important equipment in concrete pump.It must have high strength and stiffness, good working adaptability and reliability. Pump system need have strong pump ability and stability . This paper designed the arm system、turret、leg、pump system and electrical control.It make the concrete pump truck model by Pro/E and designd the arm system,pump system and so on.The virtual assembly and movement simulation is successful and it served for the later design.The simplified date provided by Pro/E is used by ANSYS during the structure analysis.This can improve the important structer’s strength and rationality. This paper analysised the concrete pump trucks characteristics and design the hydraulic system. Base on the pump’s control ,it also designd the electrical system. This paper use the modern design method. Parallel designed can decrease the design period and inhance the design efficiency. It can help the company win the market and make profit. Keywords: Concrete pump Structure analysis Hydraulic system Electrical system 目 录 1 绪论 ................................................................ 1 1.1 混凝土泵车的设计背景 ........................................... 1 1.2国内外泵车研究现状及发展趋势 .................................... 2 1.2.1臂架系统方面 .............................................. 2 1.2.2泵送系统方面 .............................................. 2 1.2.3节能技术方面 .............................................. 2 1.2.4自动化、智能化方面 ........................................ 2 1.3课题研究思路和主要内容 .......................................... 3 2 混凝土泵车的总体设计 ................................................. 4 2.1泵车臂架系统设计 ................................................ 5 2.1.1臂架折叠方式 .............................................. 6 2.1.2臂架结构特点特点 .......................................... 7 2.1.3连杆的结构 ................................................ 8 2.1.4臂架油缸结构型式 .......................................... 8 2.2泵车转塔结构 .................................................... 9 2.2.1转台结构 .................................................. 9 2.2.2回转机构 .................................................. 9 2.2.3 固定转塔结构 .............................................. 9 2.2.4支承结构 ................................................. 10 2.3泵送机构的基本构造 ............................................. 11 2.3.1泵送系统组成 ............................................. 12 2.3.2料斗和S阀总成 ........................................... 13 2.3.3摆摇机构 ................................................. 15 2.3.4搅拌机构 ................................................. 15 2.3.5配管 ..................................................... 16 3 臂架系统详细设计 ................................................... 18 3.1臂架箱型结构分析 ............................................... 18 3.2臂架钢板及焊接性能 ............................................. 18 3.2.1钢板性能 ................................................. 18 3.2.2焊接性能 ................................................. 18 3.3臂架系统结构设计 ............................................... 19 3.3.1第五臂架设计 ............................................. 20 3.3.2第四臂架设计 ............................................. 22 3.3.3第三臂架设计 ............................................. 23 3.3.4第二臂架设计 ............................................. 25 3.3.5第一臂架设计 ............................................. 26 3.4臂架系统的计算机辅助设计 ....................................... 27 3.4.1臂架五的仿真过程 ......................................... 28 3.4.2臂架二的仿真过程 ......................................... 29 3.5连杆的受力 ..................................................... 31 3.5.1直连杆二设计及应力校核 ................................... 31 3.5.2弯连杆二设计 ............................................. 32 3.6臂架1号液压缸的详细设计 ....................................... 33 3.6.1液压缸的结构选型 ......................................... 33 3.6.2活塞杆齿数及行星轮数的确定 .................................... 47 4.3.2马达的选取及轮系输出转矩计算 ............................. 48 4.3.3齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 ..................... 49 4.3.4第一级轮系计算 ........................................... 49 4.3.5第二级行星轮系计算 ....................................... 51 4.3.6减速机轴承设计 ........................................... 54 4.4摩擦片式离合器 ................................................. 58 4.4.1离合器总体结构 ........................................... 58 4.4.2摩擦片的设计 ............................................. 58 4.4.3摩擦式离合器的发热计算 ................................... 59 4.4.4活塞及弹簧的设计 ......................................... 60 4.4.5其它辅件的设计 ........................................... 61 4.5臂架与转塔铰接设计及应力分析 ................................... 62 4.6支腿设计要求 ................................................... 63 5 泵送机构设计 ........................................................ 63 5.1管路长度及泵送阻力计算 ......................................... 63 5.2 泵送压力计算 .................................................. 64 5.3活塞杆设计 ..................................................... 65 5.4限位油缸的设计 ................................................. 65 5.5摆摇机构的设计 ................................................. 65 6 泵送PLC自动控制 .................................................. 67 6.1 泵送系统液压回 路 .............................................. 67 6.2泵送系统电气自动控制 ........................................... 71 6.2.1泵送系统的PLC控制回路的设计 ............................. 72 6.2.2硬件选型图 ............................................... 72 6.2.3PLC流程图 ................................................ 73 7 结论 ............................................................... 74 参考文献 .............................................................. 75 翻译部 分 .............................................. 错误～未定义书签。 英文原文 .......................................... 错误～未定义书签。 中文译 文 .......................................... 错误～未定义书签。 致 谢 ................................................ 错误～未定义书签。 1 绪论 1.1 混凝土泵车的设计背景 混凝土泵车是利用压力将混凝土沿管道连续输送的机械。由泵体和输送管组 成。按结构形式分为活塞式、挤压式、水压隔膜式。泵体装在汽车底盘上，再装 备可伸缩或屈折的布料杆，就组成泵车。混凝土泵车是在载重汽车底盘上进行改 造而成的，它是在底盘上安装有运动和动力传动装置、泵送和搅拌装置、布料装置以及其它一些辅助装置。混凝土泵车通过动力分动箱将发动机的动力传送给液压泵组或者后桥，液压泵推动活塞带动混凝土泵工作。然后利用泵车上的布料杆和输送管，将混凝土输送到一定的高度和距离。 自从水泥发明后，混凝土的输送与浇注就一直是人们研究的对象，传统的建筑施工方式是采用吊斗，效率低，不能满足现代工业化的发展要求，二十世纪初欧洲就一直在研究混凝土输送泵，但效果不佳，未能起到推广应用，直到二十世纪五十年代德国施维英公司(SCHWING)才生产了世界上第一台液压驱动的拖式混凝土输送泵，使拖式混凝土泵得到了迅猛发展，结构不断完善，泵送能力也不断增强。到目前为止，混凝土泵送高度最高已达532米，泵送最长水平距离达2015m，最大理论泵送量达200m3/h,极大的提高了生产效率，尤其是在高层建筑施工中，已成为必备的设备，但是使用过程中，人们逐渐的发现了拖泵的一些局限性:拖泵使用时必须在建筑物上铺设管道，准备工作量大;随着浇灌位置变化，必须人工将管道出口不断移动个，很不方便;拖泵总在固定的地点工作之道工程完成，这种工作方式使用设备利用率很低。针对拖泵的这些不足，在二十世纪七十年代，研制出了集行驶，泵送，布料功能于一体的混凝土泵车 混凝土泵车是将用于泵送混凝土的泵送机构和用于布料的臂架集成在汽车底盘上的专用车辆，工作时，利用汽车底盘柴油机发动机的动力，通过分动箱将动力传给液压泵，然后带动混凝土泵送机构和臂架系统，泵送系统将料斗内的混凝土加压送入管道内，管道附在臂架上，臂架可移动，从而将泵送机构泵出的混凝土直接送到浇注点。 与拖泵相比，泵车有以下优越性:1、臂架上附着管道，开到工作地点后，很快就能打开臂架进行工作，通常在半小时内就能准备就绪，准备时间短; 2、配备液压卷折式臂架，在工作范围内能灵活转动，布料方便快捷，而且泵送速度快，一般在90m3/h 至150m3/h，工作效率高 ;3、自动化程度高，整台泵车从泵送到布料均能由一人操作，一般配备无线遥控系统，操作方便;4、机动性能好，在一个工程作业完成后能迅速转移到另一个工程继续作业，能同时负责几个工程的混凝土泵送，设备利用率高。 我国泵车最早使用于1979年，当时从日本引进泵车在上海宝钢施工，1982年湖北建设机械厂从日本“石川岛”引进臂架生产技术开始生产泵车成为国内第一家混凝土泵车生产厂。随着建筑业的发展，泵车生产厂家逐渐增多，但臂架部分开始大都是进口，现在逐步改为自制为主和进口为辅生产配套模式。1999年三一重工开始自行研制37米长混凝土泵车，成为国内最早自行研制长臂架混凝土泵车的企业。目前我国混凝土泵车生产制造企业有十余家，生产能力主要集中在三一重工、徐工科技、辽宁海诺、上海普茨麦斯特等几个企业，其中三一重工约占国内市场的50%以上。 1.2国内外泵车研究现状及发展趋势 1.2.1臂架系统方面 泵车的作业范围受到臂架长度的制约，臂架长度越长其作业范围越大，适用范围也越广。但臂架越长，车辆行驶尺寸也越长，泵车在行驶及施工时往往受到限制。目前主要规格有:24,28,32,37,40,42,45,48,50,52,56,60,62,66,72米等。但总的来说，随着科技的发展，混凝土泵车朝着臂架更长的方向发展。 目前，我国的臂架系统已基本实现自制，并在某些方面达到原装进口臂架的性能。但我国国产的钢材尚不能应用在臂架上，任然需要全部依靠进口，在制造过程中，焊条和焊接工艺要求非常严格。臂架系统在世界范围内尚是一个需要攻克的难题，如臂架应力裂缝，臂架断裂等。臂架应力断裂一般在应力较集中的焊接部位。 目前，国外许多泵车的臂架制造都是采用不同厚度的高强度钢板拼焊焊接而成，采用这种方法制造臂架时，需要知道可能出现的最大载荷。通过仿真计算臂架结构实际受力的大小。 此外，臂架还存在振动较大的问题。涉及到设计、制造、元件和匹配问题。 1.2.2泵送系统方面 由于一些大型工程的施工需要，为满足在短时间内浇注大量混凝土的需要，泵车的泵送排量不断增大，上世纪九十年代，混凝土泵车的理论排量都在1003/h至1403/h左右，国外最大理论排量达到200m3/h，泵送系统配置大直径的输送缸(直径为230mm、260mm、280mm)，具有吸料性能好，泵送性能好的优点，不仅减少了磨损，而且降低了运营成本。分配阀形式主要采用S管阀。在易损件耐磨性方面，采用新耐磨材料、新工艺、新技术，较好地解决了易损件磨损快、更换频繁、影响设备正常施工等问题，使其寿命大大提高。 1.2.3节能技术方面 由计算机自动判断负荷，并自动设定油耗模式，节约能源和保护设备过早磨损。而目前一般的泵车在任何工作强度下都是同一种耗油模式，造成了能源的浪费。 1.2.4自动化、智能化方面 自动化、智能化是所有设备追求的目标，对于环境恶劣、劳动强度大的混凝土泵送设备尤其重要。目前混凝土泵车自动化技术已取得了一定成就，如全自动高低压切换、泵送排量无极调节、砼活塞自动退回、发动机转速闭环控制、防堵管控制、智能臂架、防倾翻保护和故障自动诊断等。 对于泵车的堵管，本身堵管是混凝土泵送经常遇到的事，堵管若能早发现并采取正确的措施，一般都能排除，但发现太晚或没有采取正确的措施，管道就可能堵死，引起长时间的施工中断，甚至影响建筑质量。防堵管控制采用压力传感器时时监测管道，当堵塞发生时，管道内压力会发生异常，压力传感器会将这一讯号传到PLC，PLC将立即发出警示，同时自动采取疏通措施。 智能臂架方面，目前泵车臂架只能由操作者直接控制每一节臂架的动作，使臂架运动到理想的位置，而智能臂架的每一节臂都装有位置传感器，通过计算机可实现闭环控制和运动协调控制。操作时，只需要一个开关命令，控制计算机就能按规定程序控制臂架实现初始时的自动展开和用毕后的自动收拢;只需要给出泵车臂架末端出料口位置，就能实现 多节臂的协调动作，使臂架能自动以最佳形态平稳移动到目标位置，简化了臂架操纵过程，提高了控制精度，也提高了施工效率。也可预先设定臂架末端出口移动路线，使泵车臂架按程序设定的方式连续布料。 泵车的防倾翻保护功能:首先混凝土泵车的支腿展开后能自动进行地面、支腿位置及整机水平等一系列监测，发现问题将会报警并锁住臂架不能展开。臂架在运行的时候，PLC仍会时刻监控整车的稳定性，发现四条支腿出现不稳定情况时，臂架会自动停止向危险的方向运动，同时发出警示，最大限度的保障安全。 对于故障诊断，由于数字控制技术、智能传感等技术的发展，最终将会出现故障自动诊断技术，混凝土泵车将会有一个良好的人机界面。计算机会对整机进行监控，出现问题时，计算机能自动识别并通过人机界面进行交流，明确显示故障的部位及类型，比如活塞磨损到一定程度，系统自动提示更换活塞;或者是转速不对、功率不足等等，系统都能自动向操作者提示。 1.3课题研究思路和主要设计过程中，泵送系统的泵送能力和混凝土塌落度决定了臂架系统配管的管径，臂架系统围绕此负载和要实现的泵送距离而进行设计。臂架系统的设计结果如果合理，将依照此来进行回转支承的选型和空间结构安排。通过计算臂架惯性力、风载、回转阻力等载荷后将数据用于回转减速机的设计。最后在根据泵车的浇注范围和浇注时臂架中心的移动范围设计支腿的机构和支承跨距。 臂架系统的设计中运用虚拟设计。设计结果与传统设计进行比较。以查找泵车中存在的不足。转塔系统的受力仿真计算，求出的受力情况真实的反映了泵车的工况。设计还包括泵送系统的泵送能力和总体设计。通过S管的承压、润滑和摆缸及料斗结构的联合设计，避免了空间上的干涉，满足运动要求和强度要求。 回转减速机的设计采用了常用的二级行星齿轮减速机的结构。为力士乐的GFB系列回转减速机。对其内部齿轮进行标准更换，重新对齿轮轴强度分析，对回转支承的驱动采用了双惰轮驱动，满足了轮齿强度。对减速机制动离合器进行了设计。 对泵送系统的工作情况进行分析，设计液压回路并实现电气控制自动化。 专题为对臂架系统Pro/E中的三维实现，运动学仿真和动力学仿真。也对重要构件用ANSYS进行了结构分析。 2 混凝土泵车的总体设计 混凝土泵车的种类很多，但其基本组成部件是相同的，混凝土泵车主要由底盘、臂架系统、转塔、泵送机构、液压系统和电气系统六大系统组成，如图2.1所示。 1-底盘;2-臂架系统;3-转塔;4-液压系统;5-电气系统;6-泵送机构 图2.1 混凝土泵车总图 其中底盘由汽车底盘、分动箱和副梁等部分组成; 臂架系统由多节臂架、连杆、油缸和连接件等部分组成; 转塔由转台、回转机构、固定转塔(连接架)和支撑结构等部分组成; 泵送机构由主油缸、水箱、输送缸、砼活塞、料斗、S阀总成、摇摆机构、搅拌机构、出料口、配管等部分组成; 电气系统主要由控制柜、遥控器及其它电气元件等部分组成。 混凝土泵车的表示方法如图2.2所示。 图2.2 混凝土泵车表示方法 混凝土泵装在底盘的尾部，以便混凝土搅拌运输车向泵的料斗卸料。如图2.3所示:混凝土搅拌车卸料到泵车料斗后，由其泵送机构压送到输送管，经末端软管(件15)排出。各节臂架的展开和收拢靠各节臂架油缸来完成。其中臂架中的1#臂架(件7)的仰角 可在范围2-支腿; 3-配管总成; 4-固定转塔; 14-4#臂架; 5-转台; 10-2#臂架; 15-软管 6-1#臂架油缸; 11-3#臂架油缸; 7-1#臂架; 12-3#臂架; 8-臂架输送管; 13-4#臂架油缸; 9-2#臂架油缸; 图2.3 37m泵车工作示意图 2.1泵车臂架系统设计 臂架系统用于混凝土的输送和布料。通过臂架油缸伸缩，转台转动，将混凝土经由附在臂架上的输送管，直接送达臂架末端所指位置即浇注点。以37m混凝土泵车臂架参考，其在一个固定点的某一平面的工作范围图如图2.4所示。 图2.4 37m混凝土泵车臂架工作范围 2.1.1臂架折叠方式 臂架系统主要由多节臂架、连杆、油缸、连接件铰接而成的可折叠和展开的平面四连杆机构组成，根据各节臂架间转动方向和顺序的不同，臂架有多种折叠型式，如:R型、Z型(或M型)、综合型等。各种折叠方式都有其独到之处。R型结构紧凑;Z型臂架在打开和折叠时动作迅速;综合型则兼有前两者的优点而逐渐被广泛采用。具体的结构型式如图2.5所示。 图2.5 臂架折叠型式 本设计采用的折叠方式如图2.6所示，为RZ混合型，接合了结构紧凑和折叠迅速的特点。 图2.6 综合型臂架折叠 2.1.2臂架结构特点特点 臂架可简化为一个细长的悬臂梁，其主要载荷为自重。它要求臂架强度大、刚性好、重量轻、因此，臂架的结构一般设计成四块钢板围焊而成的箱型梁，材料选用高强度细晶粒合金结构钢。为充分利用高强度钢优良的力学性能，按梁上各处应力趋于一致的原则，将梁设计成渐变梁。具体型式如图2.7所示。 图2.7 臂架的典型型式 2.1.3连杆的结构 连杆一般为直杆或弓形的二力杆，也有三角结构的连杆，如图2.8所示。 图2.8 连杆的几种典型形式 2.1.4臂架油缸结构型式 各节臂之间用液压油缸支撑，油缸为臂架运动提供动力，它有压力有推动活塞前后运动，从而驱动平面四连杆机构中的臂架绕铰接轴转动。缸体的进油口应设有液压锁，以防治液压软破裂时发生臂架坠落事故。具体结构如图2.9所示。 1—端盖， 2—阀安装板; 6—活塞; 7—活塞杆; 3—缸筒; 4—支撑环; 8—端盖; 9—压板; 图2.9 油缸的结构简图 5—密封圈; 10—耳环 臂架油缸的行程控制由PLC控制单元智能控制，综合考虑，不再为臂架油缸设置缓冲装置。 2.2泵车转塔结构 转塔主要由转台、回转机构、固定转塔(连接架)和支撑结构等几部分组成。转塔安装在汽车底盘中部，行驶时其载荷压在汽车底盘上;而泵送时，底盘轮胎离开地面，底盘和泵送机构也挂在转塔上。整个泵车(包括底盘、泵送机构、臂架系统和转塔自身)的载荷由转塔的四条支腿传给地面。臂架系统安装在转塔上，转塔为臂架提高一个稳固的底座，整个臂架可以在这个底座上旋转，每节臂架还能绕各自的轴旋转，转塔的四个支腿直接支承在地面上。 2.2.1转台结构 转台是由高强度钢板焊接而成的结构件，作为臂架的基座，它上部用臂架连接套与臂架铰接，下部用高强度螺栓与回转支承相连，主要承受臂架载荷，同时可随臂架一起在水平面 转塔结构简图 2.2.2回转机构 回转机构集支承、旋转和连接功能于一体，它由高强度螺栓、回转支承、回转减速机、主动齿轮和过渡齿轮(按强度取舍)组成。结构如图2.11所示。 图2.11 回转机构结构简图 回转减速机带动主动齿轮，经过渡齿轮驱动回转支承外圈，实现回转支承内外圈之间的慢速旋转。回转支承的外圈与上部转台、内圈与下部固定转塔用高强度螺栓相连，内外圈之间由交叉滚子(或钢球)连接。因此，它上部连接的臂架、转台与固定转塔之间即可实现低速旋转，而臂架、转台的工作载荷通过回转支承传给固定转塔。 2.2.3 固定转塔结构 固定转塔是由高强度钢板焊接而成的箱型受力结构件，是臂架、转台、回转机构的底座。混凝土泵车行驶时主要承受上部的重力，而混凝土泵车泵送时主要承受整车的重力和臂架的倾翻力矩。同时高强度钢板围焊的空间，又可做液压油箱或水箱。因此，它既要有足够的强度和刚性，又要有良好的密封性。如图2.12所示。 图2.12 固定转塔结构简图 2.2.4支承结构 支承结构的作用是将整车稳定地支承在地面上，直接承受整车的负载力矩和重量。 1-支撑油缸; 5-右后支腿; 2-右前支腿; 3-前支腿伸缩油缸; 7-左后支腿; 4-前支腿展开油缸; 8-左前支腿 6-后支腿展开油缸; 图2.13 支撑结构简图 图2.13为经常使用的后摆伸缩型支腿的支撑结构，由四条支腿，多个油缸组成。其中四条支腿、前后支腿展开油缸、前支腿伸缩油缸和支撑油缸构成大型框架，将臂架的倾翻力矩，泵送机构的反作用力和整车的自重安全的由支腿传入地面。支腿收拢时与底盘同宽，展开支撑时能保证足够的支撑跨距。工作状态下，泵车在工地上的占地空间和整车的支撑稳定性由负载力矩、结构重量、支撑宽度、结构力学性能、支撑地面状况等因素决定。因此，它应具有合理的结构形式、足够的力学性能和有效的支撑范围，保证其承载能力和 整车的抗倾翻能力，确保泵车工作时的安全稳定性。同时，应将支腿支撑在有足够刚度的或用其它材料按一定要求垫好的地面上，且整车各个方向倾斜度不超过，为此，在混凝土泵车左右两侧各装有一个水平仪来辨别倾斜度。 2.3泵送机构的基本构造 泵送机构是混凝土泵车的执行机构，用于将混凝土沿输送管道连接输送到浇注现场。泵送机构由主油缸、水箱、输送缸、砼活塞、料斗、S阀总成、摆摇机构、出料口、配管等部分总成。 工作原理:泵送机构如图2.14所示:泵送机构由两个主油缸1、2，水箱3，两个混凝土输送缸4、5，两个砼活塞6、7，摆摇机构8，分配阀9(S型阀)，搅拌机构10，料斗11和出料口12组成。 1、2-主油缸; 9-分配阀(S阀总成); 3-水箱; 4、5-输送缸; 6、7-砼活塞; 8-摆摇机构; 10-搅拌机构; 11-料斗; 12-出料口 图2.14 泵送机构简图 双列液压活塞式混凝土泵的两个主油缸交替工作，使混凝土的输送工作比较平稳、连续而且排量也大为增加，充分利用了原动机的功率。S管阀混凝土泵，其砼活塞(6、7)分别与主油缸(1、2)活塞杆连接，在主油缸的作用下，作往复运动，一缸前进，另一刚后退;输送缸出口与料斗和S阀连通，S阀出料端接出料口，另一端通过花键轴与摆摇机构的摆臂连接，在摆摇机构的摆动油缸作用下，可以左右摆动。 泵送混凝土料时，在主油缸的作用下，砼活塞7前进，砼活塞6后退，同时在摆动油缸作用下，S阀9与输送缸4连通，输送缸5与料斗连通。这样砼活塞6后退，便将料斗内的混凝土吸入输送缸，砼活塞7前进，将输送缸内混凝土料送入分配阀泵出。 当砼活塞6后退至行程终端时，控制系统发出信号，主油缸1、2换向，同时摆动油缸换向，使S阀9与输送缸5连通，这时砼活塞7后退，砼活塞6前进。依次循环，从而实现连续泵送。 反泵时，通过反泵操作，使处在吸入行程的输送缸与S阀连通，处在推送行程的输送缸与料斗连通，从而将管路中的混凝土抽回料斗，如图2.15所示。 图2.15 泵送机构工作状态简图 2.3.1泵送系统组成 泵送系统是泵送机构的核心部件，它是把液压能转换为机械能，通过油缸的推拉交替动作，使混凝土克服管道阻力输送到浇注部位。它主要是由主油缸、输送缸、水箱、砼活塞和拉杆等几部分组成。 (一)主油缸 主油缸由油缸体、油缸活塞、活塞杆、活塞头及缓冲装置组成。由于活塞杆不仅与油液接触，而且还与水等其它物质接触，为了改善活塞杆的耐磨和耐腐蚀性，在其表面要镀一层硬铬。 (二)输送缸 输送缸后端与水箱连接，前端与料斗连接，并通过料斗座与付梁固定，通过拉杆固定在料斗和水箱之间。主油缸活塞杆伸入到输送缸内，前端与砼活塞连接。 输送缸一般用无缝钢管制造，由于输送缸内壁与混凝土、水长期接触，承受着剧烈的摩擦和化学腐蚀，因此，在输送缸内壁镀有硬铬层，或经过特殊处理以提高其耐磨性和抗腐蚀性。 (三)砼活塞 砼活塞由活塞体、导向环、密封体、活塞头芯和定位盘等组成。活塞密封体一般用耐磨的聚氨酯制成，其起导向、密封和输送混凝土的作用。如图2.16所示。 图2.16 砼活塞 (四)限位油缸 压力油从油 限位油缸的作用是:当需要更换或者检查砼活塞时，限位油缸2的口1卸载，从而式主油缸中的活塞能够一直退回到水箱中。如图2.17所示。 1—限位油缸油口; 2—限位油缸; 3—限位活塞: 4—主油缸油口:5—主油缸 图2.17 限位油缸结构简图 (五)水箱 水箱用钢板焊制而成，既是储水容器，又是主油缸与输送缸的支持连接件。其上面有盖板，打开盖板可以清洗水箱水箱结构简图 2.3.2料斗和S阀总成 料斗 料斗主要用于储存一定量的混凝土，保证泵送系统吸料时不会吸空和连续泵送。料斗主要由料斗体、上斗体、筛网、后墙板和料门等几部分组成。料斗体用钢板焊接而成。左右带圆孔的侧板用来安装搅拌装置，其后墙板与两个输送缸连通，前墙板与输送管道相连。筛网用圆钢或钢板条焊接而成，用两个焦点同料斗连接。筛网可以防止混凝土中大于规定尺寸的骨料或其它杂物进入料斗，减少泵送故障，同时保护操作人员的安全。在停止泵送时，打开料门，可以排出余料和清洗料斗。具体结构如图2.19所示。 1、后墙板;2、止动勾;3、筛网;4、上斗体;5、料斗体;6、料门 图2.19 料斗结构简图 S阀 S阀是混凝土泵的关键部件，它位于料斗S阀结构简图 硬质合金机构眼镜板如图2.21所示，眼镜板由硬质合金环和眼镜板本体两部分组成，硬质合金材质为SD15，具有超强的硬度和耐磨性，提高了高压泵送易损件寿命。 图2.21 眼镜板结构简图 对分配阀设计有以下基本要求: 1.良好的集、排料性能 欲使混凝土泵具有良好的集、排料性能，能平滑地通过分配阀，分配阀的流道就必须短且流畅，截面和形状变化小;且对混凝土的适应性强，能泵送不同塌落度的混凝土。 2.良好的密封性 阀门和阀体的相对运动，要有良好的密封性，以减少漏浆现象，影响混凝土的使用性能和泵送性能。 3.良好的耐磨性 分配阀的工作条件相当恶劣，工作过程中始终与混凝土进行强烈的摩擦，如果耐磨性不好，将极易损坏，而且破坏分配阀的密封性，影响混凝土泵的泵送性能指数。本设计采用材料为抗冲击、耐磨损的高锰钢ZGMn13Cr2铸成。 4.换向动作灵活、可靠 分配阀的换向动作，即吸入和排除动作应当协调、及时、迅速。一般换向动作应在0.1-05秒(最好0.2秒摇摆机构示意图 2.3.4搅拌机构 搅拌机构包括搅拌轴部件、搅拌轴承及其密封件。如图2.23所示:搅拌轴部件由搅拌轴叶片、轴套组成。搅拌轴是靠两端的轴承、轴承座(马达座)支撑的，搅拌轴承采用调心轴承，轴承座外部还装有黄油嘴的螺孔，其孔道通到轴承座的内腔，工作时可对轴承进行润滑。为了防止料斗内的混凝土浆进入搅拌轴承，搅拌轴左右两端装有多重密封圈和防尘圈。搅拌轴一端通过花键套和液压马达连接，工作时由液压马达直接驱动搅拌轴带动搅拌叶片搅拌。搅拌机构的主要作用是对料斗里的混凝土进行二次搅拌，防止其离析。 1-端盖; 2-轴承座; 6-J型防尘圈; 7-密封圈; 3-左搅拌叶片; 4-搅拌轴; 8-轴承; 9-马达座; 图2.23 搅拌机构示意图 5-右搅拌叶片; 10-液压马达 2.3.5配管 配管由一系列弯管、直管、卡管和输送管支撑组成，如图2.24所示。配管总的要求是在输送阻力尽量小的情况下，管道布置美观大方，与整车协调一致。 图2.24 配管示意图 臂架输送管附在臂架的臂侧，长度与臂长相配，各臂中部为一节节直管，二各 弯管。两管之间可相互旋转，两节相连臂架端头的臂两端头各为一个 弯管绕两臂架铰接轴轴线旋转，即可实现输送管随臂架转动而转动。 输送管路的布置方式有两种，一种布管中有相对转动的弯管均不横穿臂节相联结处的铰接销孔，另一种布管则是部分具有相对转动的弯管横穿臂节间的铰接销孔。第一种布管虽然支撑件的设计比较麻烦，但可以有效减小第三节弯臂对一二臂中性面的偏心扭矩，改善臂架整体受力状况。后者虽然布管方便许多，但臂架整体受力状况欠佳。本设计采用了图2.25所示的。 图2.25 臂架系统配管俯视图 两输送管与管夹间连接的结构如图2.26所示。 图2.26 输送管连接示意图 由于各管安装位置不同，各输送管受到的冲击和磨损也不同，一般弯管比直管磨损大，越往臂末端走输送管磨损越小。但倒数第二个弯管的模数最大，它除受到一般的磨损外，还受到混凝土下落的重力冲击。因此，各输送管应采用不同的耐磨措施，尽量使整套输送管寿命趋于一致。 输送管支撑在臂架上，其重量、冲击和偏心力矩都由臂架承受，原则上臂架左右交替布管，并应尽量靠近臂架，以减小偏心力矩，在保证一定输送通径、强度 磨损余量的基础上应尽量轻。由于输送管的重量是臂架载荷的一部分，输送管不允许增加壁厚和外径，否则会降低臂架的使用寿命，也影响泵车的稳定性。 输送管必须在臂架不受张力的状态下安装，如每节臂都自由地平置(各节臂架都被支撑好)、或每节臂被支撑时未折叠、或臂架完全收回并放到支承上时，臂架即不受张力。否则输送管上可能出现应力，造成管支架和臂架损坏，在泵送作业时，末端软管甚至可能剧烈晃动、脱出。 3 臂架系统详细设计 3.1臂架箱型结构分析 为减轻臂架重量，提高臂架强度，刚度和稳定性是改善臂架性能的主要途径。可采用高强度材料，合理选择截面形状，使臂架自重减小，充分利用材料，正确的设计计算方法往往带来事半功倍的效果。臂架有多种截面形式，如图3.1所示，其中矩形截面是由翼缘板和和腹板焊接而成的[10]。于其它截面相比，矩形截面的制造工艺简单，具有较好的抗弯能力和抗扭强度。图(a)的截面型式较好，整个臂架应力流畅，无明显力流阻滞和应力集中，而且重量较轻，至于抗扭曲和截面的稳定性可以通过焊接横穿臂架两侧板的输送管支撑件来解决。 图3.1 臂架箱型结构 3.2臂架钢板及焊接性能 3.2.1钢板性能 泵车臂架钢板采用瑞典SSAB公司的WELDOX960钢板 WELDOX系列钢板是瑞典SSAB钢铁公司开发生产的超高强度钢，集高强度与可焊性、长寿命于一身，WELDOX960作为新一代低合金高强钢，具有细晶粒超洁净度、高均匀性、高强度、高韧性和良好综合性能的新材料。在国内得到了较快的发展应用，主要应用范围:压力钢管、采矿设备矿用自卸车体和汽车起重机、桥梁、铁路、帆船龙骨、大的拱梁、斗铲的顶边的框架和主要的高韧性部件等领域。重量的减轻，减少了产品的总重量。 3.2.2焊接性能 焊接选取瑞典生产的ED-FK 1000高强焊丝，设计了WELDOX960高强钢的 混合气体保护焊工艺，在预热、焊接线能量、层间温度的条件下进行多道焊接。 WELDOX高强度结构钢板的合金含量低，碳当量低，从而可用任何普通的电弧焊方法，就可将其焊在普通结构钢板上。在焊接WELDOX板时，其目标是:在焊接接头处获得适当的强度和良好的韧性。 国际焊接学会推荐的碳当量公式为: 随着碳当量的增加，钢材的焊接性能会变差，当CE值大于时，冷裂纹的敏感性将增大，焊接时需采取预热、后热等系列工艺措施。当焊接结构钢时，尽量减少冷裂纹的出现(氢裂或延期裂纹)至关重要。产生裂纹出现的主要原因是在有应力出现的焊口有氢气存在。 工程机械的工作工况大多需要承受动载荷及重载荷，对焊缝的要求除强度指标外，还要求有较高的韧性。对于焊缝强度的选择问题，长期以来其高强钢的焊接大多采用“等强 度匹配”，但对于诸如WELDOX系列钢板，高强钢，除考虑强度外，还必须考 虑焊接区的韧性和裂纹敏感性。就焊缝金属而言，强度越高，可达到的韧性水平往往越低，甚至低于木材的韧性水平。因此，在特殊情况下，对焊缝金属强度要求可低于母材，或刚度很大的焊接结构，为了减少焊接冷裂纹倾向，可选择比 预热 母材强度低一些的焊接材料。 预热对平头焊缝和根部焊道最为重要。焊接过程中和焊接后的温度越高，则氢气越容易溢出;钢板越厚，预热的必要性越大，以补偿厚板更快的冷却速度，而且厚板的碳当量值更高;对被刚性固定的工件焊接时，预热也是必要的;对于不同钢种的钢焊接在一起时或焊接材料的碳当量比母材高，预热温度由碳当量最高的母材或焊接材料决定。 当板厚大于8mm时，必须分多层焊接，第一层用ER49-1进行打底焊，第二层焊满，焊接层间温度控制在之间，焊接速度，电流 电压送丝速度为。 预处理 所有焊缝焊前必须保证焊道干燥、清洁，除掉其中表面的油、水、锈和防锈漆，预热后必须用钢刷清理焊缝区域以清除积碳。焊丝，坡口及坡口周围范围焊后热处理 WELDOX只有在设计规则有特殊要求时方进行焊后热处理。 避免裂纹出现的方法有:焊前预热母体材料:确保焊接面的清洁与干燥;选择含氢量小的焊料;通过良好的焊接顺序与工作的合理匹配减少收缩内应力。 (1) 确保焊接面的清洁和干燥。产生冷裂纹的主要原因时有应力存在的焊缝金属中有氢的存在。焊件在组装前应彻底清除坡口表面及附近母材上的氧化皮、铁锈、油污、水分等，直至露出金属光泽并保证清理范围内无裂纹与夹层等缺陷。 (2) 减少构件内应力。采用合理的焊接顺序进行装焊，避免强力组对以减少构件的残余应力:焊接组装时应将工件压紧或垫置牢固，以防止因焊接受热而产生附加的应力和变形。 (3) 焊后消氢处理。在焊接完成后，立即将焊件后热到并按每毫米板厚不少于5min进行恒温处理后缓冷(且总的恒温时间不得小于1h)，确保焊接接头中的残余氢能扩散溢出，减少延迟冷裂纹的产生。 (4) 焊后热处理。进行焊后热处理是为了减少焊接残余应力，高强钢焊后壁板不进行焊后热处理，热处理会使接头的某些力学性能下降，如:冲击韧度等。只有在设计规则有特殊说明时，方进行焊后热处理。 3.3臂架系统结构设计 臂架的设计高度约为40m，设计应该从第五节臂架依次向前，其载荷有管路的自重、混凝土重量、风载、惯性力其外加载荷如人力对末端软管的拽引等。 输送管路所用钢管密度 输送管路的单位长度重量: 普通混凝土表观密度。 输送管路中单位长度混凝土重量: 取末端软管的长度为3m，重量为 3.3.1第五臂架设计 设计流程图如3.2所示。 图3.2 臂架五设计流程图 人对末端软管的拽引力折合为初步取臂架五的钢板厚度为 由于其为薄壁箱型结构，为悬臂梁。如图3.3所示。 图3.3 薄壁箱型 由于臂架五的纵向截面非规则形状。故估取，可估算臂架五的单位长度重量: 按臂架五长度为计算，臂架五的总重量m5为: 臂架五的受力分析如图3.4可知，各臂架铰接处受力最大时，即是该臂架水平时。此时臂架的重心离铰接点最远，油缸的支撑力也是最大。 臂架五铰接点附近的箱型结构强度计算: 铰接点附近的箱型:; 臂架的抗弯强度初步计算: 臂架五的铰接端最大拉应力计算: 牵l52 采用钢板的抗拉强度为满足 图3.4 臂架五受力图 其中，578mm;;; 由Pro/E建模，测算得 由此可得， 动载系数即臂架油缸五的最大推力负载为 实际设计时，考虑油缸的负荷裕量，取第五臂架油缸的为10t的型号。按工程车辆液压缸的标准选型即可。不再详细设计。 臂架铰接处用柱销，尺寸按以下材料性能计算:取材料为SiMn钢，抗拉强度 ，屈服点，断后伸长率，钢材退火或高温回火供应状态布氏硬度，，安全系数取。 横向力F 作用时，若柱销的直径太小，对臂架的撕裂性显著增加，因此，可以将此销的尺寸加大，并作为空心销，柱销外径尺寸定为。 3.3.2第四臂架设计 臂架四的受力如图3.5所示: 图3.5 臂架四受力图 ; 臂架四的箱型截面 设计计算方法如同臂架五的设计。 初定 ，钢板厚度为单位长度重量 由三维软件测算得: lm4gl4牵22 (+8) ; 由动载荷及油缸裕量，选取臂架四油缸为35t的型号 臂架间铰接处用柱销 柱销尺寸按以下材料性能计算:取材料为SiMn钢，抗拉强度σb?885MPa屈服点σs? 735 MPa，断后伸长率δ5? 15%，钢材退火或高温回火供应状态布氏硬度 安全系数取横向力F 作用时，因此，柱销尺寸定为臂架的抗弯强度初步计算: 铰接点附近的箱型:; 臂架五的铰接端最大拉应力计算: 满足钢板抗拉强度要求。 3.3.3第三臂架设计 第三臂架为折弯臂架，如图3.6所示。 图3.6 臂架三 由臂架折叠时空间上避免干涉，故第三节臂架设计为折弯式。折弯距离为 相应管路也应该满足空间上不干涉的基本要求。 初定臂架三长度为 ，钢板厚度为 臂架三的箱型截面，，受力情况如图3.7所示。 牵 ( ) 图3.7 臂架三受力图 ; 0.292 由裕量和动载，所以取液压缸型号为75t 臂架间铰接处用柱销 柱销尺寸按以下材料性能计算:取材料为SiMn钢，安全系数取横向力F 因此，柱销尺寸定为 作用时， 臂架的抗弯强度初步计算: ; 4 1212 臂架三的铰接端最大拉应力计算: 采用钢板的抗拉强度为满足抗弯强度，抗扭强度的计算如下: 牵 抗扭截面系数计算公式如下: 满足抗扭强度要求。 3.3.4第二臂架设计 初定臂架长度为，钢板厚度为 臂架二的箱型截面，，受力如图3.8所示。 牵 ()222 () 图3.8 臂架二受力图 ; 10.900 所以臂架二的油缸二推力必须大于110t 臂架的抗弯强度初步计算: ; 3 1212 B33 6H 20.387 臂架五的铰接端最大拉应力计算: 5 2 采用钢板的抗拉强度为960MPa 满足抗弯强度。由于臂架三的抗扭合格， 因此臂架二的抗扭不用再加以校核。 臂架铰接用柱销 柱销尺寸按以下材料性能计算:取材料为SiMn钢，安全系数取横向力 F 作用时， 因此，柱销尺寸定为 3.3.5第一臂架设计 初定臂架一长度为钢板厚度为10mm 臂架一的箱型截面，，受力如图3.9所示。 牵 ()() () 臂架的抗弯强度初步计算: H; 臂架一的铰接端最大拉应力计算: 采用钢板的抗拉强度为满足抗弯强度。臂架三的抗扭合格，因此臂架一的抗扭不再加以校核。 图3.9 臂架一受力图 油缸推力因此，油缸的额定推力应该大于120t 3.4臂架系统的计算机辅助设计 运用Pro/E对设计的臂架系统的各臂架及相关辅件进行精确的设计，然后在MECAMISM中仿真，得出准确的结论，然后重新校核臂架油缸的推力及各臂架的最大拉应力及扭转应 力是否满足要求。 3.4.1臂架五的仿真过程 在Pro/E Mechanica(M)中仿真必须注意到，臂架系统建模不应该过于复杂，尤其是其中的装配辅件不应过多，否则会出现计算量过大，不能快速而准确的计算出仿真结果。将主要的结构件进行正确的装配，其余臂架上的附属构件、臂架附管、附管中的混凝土等的质量先进行初步计算，同时计算的还有附加载荷，如风载、人对末端软管的拉力等。然后以等质量钢板的形式平均地加在各段臂架上，如图3.10所示。管路为标准125A管，其中混凝土的体积为定值。混凝土的表观密度取2000kg/m3。 图3.10 臂架负载的等效代替 对于臂架五的运动过程局部分析。取油缸五型号为5t，其额定推力约为10000N,取仿真的初始位置为臂架处于水平时的位置。运动中测量位置如图3.11所示。运动终点和运动相关结果如图3.12所示。我们可以得出。臂架五的末端运动速度在终点时上升至约为1m/s，加速度保持在，总体惯性力满足正常的工作要求。 图3.11 仿真参量图 图3.12 臂架五仿真曲线图 3.4.2臂架二的仿真过程 仿真初始位置如图3.13所示。 图3.13 臂架二油缸受力仿真初始位置图 对于臂架二的运动过程及油缸二受力分析。取油缸五型号为100t，取仿真的初始位置为臂架二、三、四处于水平时的位置。运动终点为臂架全部伸直时。运动中测量位置如图 3.13所示。运动相关结果如图3.14所示。我们可以得出。臂架五的末端运动速度在终点时上升至约为1.2m/s，加速度保持在2m/s2，总体惯性力满足正常的工作要求。 图3.14 臂架二的运动仿真图 由各臂架的单位长度估算各臂架重量如表3.1。 表3.1 各臂架重量 臂架重量/kg 计算过程估取值(按中部截面) Pro/E三维模型测量值 臂架四 臂架五 1520 1702 臂架一 臂架二 臂架三 688 835 588 604 439 426 127 154 其误差率分别为: ;; ; 426154 表3.2为各臂架油缸额定推力的详细计算值和仿真值的统计，分析其误差率，进行数据修订。 表3.2 各臂架油缸载荷 油缸型号/t 油缸一 油缸二 油缸三 油缸四 油缸五 详细计算 Pro/E仿真 115 128 108 117 71 72 31 34 7.6 8.8 其误差率分别为: ;;; 8.8 选取臂架油缸按仿真值选取。由于误差值并没有超出，故不用再修改臂架的钢板厚度或者箱型结构。 3.5连杆的受力 连杆编号与油缸编号相对应，连杆受力表3.3。 表3.3 连杆受力 连杆受力/KN 连杆二 连杆三 连杆四 连杆五 直连杆 弯连杆 1170 1290 720 935 340 403 88 63 连杆材料的选取，四个直连杆和四个弯连杆均为高强抗拉钢板焊接而成。钢板材料为瑞典SSAB公司的WELDOX960钢板，屈服极限 3.5.1直连杆二设计及应力校核 连杆柱销尺寸按以下材料性能计算:取材料为SiMn钢，安全系数取 横向力F 作用时，因此，柱销尺寸定为。 连杆的铜基无油轴承如图3.15所示。 图3.15 铜基无油轴承 无油轴承直径，长度， 承压面积: 最大承载能力为: 而臂架二在臂架一铰接点处的最大负荷为，小于轴承能承受的最大 承压能力。其安全系数，满足使用要求。 由于连杆为受压状态，为了保证连杆不被压溃，在连杆之间设计了两道加强筋 作为支撑。如图3.16所示。 图3.16 连杆结构简图 在ANSYS中分析连杆的受力如图3.17所示。 图3.17 直连杆二受力云图 3.5.2弯连杆二设计及应力校核 图3.18 弯连杆结构简图 从图3.18可以看出，与直连杆铰接的孔的承压面积较小，其尺寸由直连杆宽度和臂架二的 最大承载能力为: 而直连杆二在直连杆一铰接点处的最大负荷为，小于轴承能承受的 最大承压能力。其安全系数，满足使用要求。 为了防止弯连杆与油缸二的活塞杆、直连杆二在臂架二运动时发生干涉，将弯连杆二的加强筋设计为如图所示的型式，最大限度的保证了其结构的抗弯曲强度。 在ANSYS中分析连杆的受力如图3.19所示。其最大应力处为37.2MPa，满足强度要求，其安全系数较高的原因是为了保证整个臂架的刚度，防止末端因臂架各部件的变形而发生较大的摆动幅度。 图3.19 弯连杆二受力云图 3.6臂架1号液压缸的详细设计 3.6.1液压缸的结构选型 通用型液压缸典型结构有三种，拉杆型液压缸、焊接型液压缸和法兰型液压缸。臂架油缸选型:双作用无缓冲式液压缸和焊接型液压缸 焊接型液压缸缸筒与后端盖为焊接连接，缸筒与前端盖连接有内螺纹、内卡环、外螺纹、外卡环、法兰、钢丝挡圈等多种形式。焊接型液压缸的特点是外形尺寸较小，能承受一定的冲击负载和严酷的外界工作条件。但由于受到前端盖与缸筒用螺纹、卡环或钢丝挡圈等连接强度的制约，缸筒内径不能太大和额定压力不能太高。此处臂架油缸设计选择内卡环型式 液压缸的主要性能参数:公称压力pn，也称额定压力，是液压缸用以长期工作的压力。国标ISO3322-1975取为25MPa，最高允许压力(MPa)、缸筒内径。臂架系统的系统压力为31.5MPa,满足上述要求。 活塞行程:由ISO4393-1978选取L=3230-2014=1216mm，取1250mm。 3.6.2活塞杆内径及缸径计算 据液压缸的供油压力和负载(推力或拉力)，缸筒内径D可按下列公式初步计算: 3液压缸的负载为推力: F01液压缸实际使用推力(N) 液压缸的负载率，一般取 液压缸的总效率，一般取，取0.9 P液压缸的供油压力，一般为系统压力。(MPa) 由标准取D=280mm 活塞杆伸出时的理论推力F1: 当活塞杆缩回时的理论拉力F2: 上式中:D——活塞直径(缸筒活塞杆全部伸出的时间为: 另外，活塞的最高线速度，根据活塞和活塞杆选用的密封件是有所不同，液压缸一般 液压缸的效率 机械效率，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常取。 容积效率，由各密封件泄露所造成，装活塞环时， 液压缸主要零部件设计: A缸筒:内卡环形式结构紧凑，外形尺寸较小。卡环削弱了缸筒壁厚，相应的需加厚。装拆时，密封件易被擦伤。为了防止端盖移动，采用隔套加挡圈或者用螺钉连接，但增加了径向尺寸。 缸筒设计计算: d活塞杆直径(m) B缸筒壁厚计算 缸筒壁厚值，可按下式计算: 由时， 缸筒材料的许用应力(MPa)材料为27SiMn，材料的屈服强度 根据液压缸的重要程度和工作压力大小等选取(工n——安全系数 通常取 ， 作压力大，n可选小一些)此处取n=2 因此由标准值选取，缸筒外径即可。为340mm 对缸筒材料，一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒，还要有良好的焊接性能。 目前，普遍采用的是热轧或冷拔无缝钢管。或由专业厂提供内圆已经过研磨和外圆已经过精加工的高精度冷拔无缝钢管，按所需长度切割下料。再根据与端盖的连接形式进行加工，就可以清洗装配。 高精度冷拔无缝钢管规格 内径，壁厚，内径精度H8,壁厚差，表面粗糙度 材料可选为:20，35，45，27SiMn。 缸筒加工要求: 缸筒内径可选用H8、H9或H10配合，内径的表面粗糙度:当活塞选用橡胶密封件密封时， 取Ra为;当活塞选用活塞环密封时，取Ra为。 缸筒内径的圆度和圆柱度可选取8级或9级精度。 缸筒断面的垂直度可选用7级精度。 由液压缸的安装形式为耳环型或耳轴型时，后端盖的耳环孔径的中心对缸筒内控轴线的垂直度可选取9级精度。 为了防止腐蚀以及其它使用的特殊要求，缸筒的内表面镀铬，镀层厚度为 ，镀后研磨或抛光。 缸筒底部厚度计算 缸筒底部为平面时，其厚度可以按照四周镶住的圆盘强度公式进行近似的计算，如图3.16所示。 式中缸筒底部厚度(m) D0——计算厚度处的直径0.25m 设计中由于要增加通油口，故取底部厚度为80mm，满足强度要求 3.6.3活塞及其密封的设计 (1) 活塞的结构形式 常用活塞的结构形式分为整体活塞和分体活塞两类，活塞的宽度一般由密封件、导向环(支撑环)的安装沟槽来决定。对长行程的液压缸为了避免负载的侧向力，可以结合中隔圈来确定活塞的宽度。 (2) 活塞的密封 活塞的密封选用准则取决于压力、速度、温度和工作介质等因素。活塞常用的密封有间隙密封、活塞环、O型密封圈、Y型密封圈、U型密封圈、V型密封圈等橡胶密封件。选用较多的是以O型密封圈或特殊的外形轮廓橡胶密封件作为副密封件和聚四氟乙烯主密封件组合在一起使用。这种组合式密封显著提高了密封性能，降低了摩擦阻力，无爬行现象，具有良好的动态及静态密封性，耐磨损，使用寿命长、安装沟槽简单、拆装方便。另一个特点是允许活塞外圆与缸筒T型格莱圈 (3) 活塞的材料 无导向环(支撑环)的活塞选用高强度铸铁、球墨铸铁和青铜等材料。 有导向环(支撑环)的活塞:碳素钢20号、35号及40号。本设计活塞材料采用40号碳素钢 (4) 活塞的加工要求 图3.21 活塞结构图 活塞外径D对导向环的作用: 活塞的导向环(支撑环)，具有精确的导向作用，并可吸收活塞运动时随时产生的侧向力。 带导向环(支撑环)的活塞，在缸筒导向环结构图 泵车臂架油缸活塞导向环采用了浮动型。用高强度塑料如聚四氟乙烯等制的导向环带状坯料，装在活塞外圆的矩形截面沟槽内，侧向保持有间隙，导向环可在沟槽内移动。 浮动型导向环(支撑环)尺寸计算 活塞用导向环(支撑环)的数量及尺寸取决于活塞承受径向力大小及导向环(支撑环)材料所允许的表面承压能力。 活塞用导向环(支撑环)的宽度可用下式初步计算: b 式中 Fd——活塞承受的最大径向力(N);取为5000N K——安全系数一般取取2 D——活塞外圆直径(m);0.28m 材料所允许的表面承压能力(MPa) pr—— 填充聚四氟乙烯: 在时，，最高工作温度不超过; 纤维复合材料: 在时，，最高工作温度不超过。 故选用聚四氟乙烯材料制作支撑环。 为了实现导向作用，导向环b不能太小，因此，取b=20mm 活塞用导向环(支撑环)的下料长度L，如图3.20所示。 式中 A——下料系数 填充聚四氟乙烯: 纤维复合材料: D——活塞外圆直径(m); T——导向环(支撑环)厚度(m).5mm 活塞用浮动导向环(支撑环)是采用专业厂提供的带状半成品制成，厚度和宽度以及安装的沟槽结构要素可参阅产品样本。 3.6.4活塞杆的设计 活塞杆杆体采用实心杆，外端结构采用外螺纹带肩‘ 螺纹直径与螺距() ，螺纹长度短型 125。 活塞杆的本设计由于无速比要求，按液压缸的工作拉力和压力要求计算活塞杆直径d值。 活塞杆的强度计算: 在活塞杆的强度计算中，通常以液压缸的活塞杆端部和缸筒后端盖均为耳环铰 接式安装方式作为基本情况来考虑。并另活塞杆全部伸出时，活塞杆端部与负载连接点与液压缸支撑点之间的距离 由，知液压缸为中行程型，须验算活塞杆压缩或拉伸强度和活塞杆的弯曲稳定性; (m) 式中 F——液压缸的最大推力(或拉力)(N); ——材料取35CrMn，屈服强度850MPa 安全系数一般;取3 ns—— d——活塞杆直径(m) 活塞杆直径为160mm,满足强度要求 活塞杆弯曲稳定性验算时，须考虑活塞杆的弯曲稳定性验算。 活塞杆通常是细长杆体，因此活塞杆的弯曲计算一般可按“欧拉公式”进行。 活塞杆弯曲失稳临界负荷FK: KL22 因此，活塞杆最大工作负荷F应按下式验证 式中 FK nKE——活塞杆材料的弹性模数(MPa)钢材:; J——活塞杆横截面惯性矩(m4) 圆截面: K——安装及导向系数 nk——安全系数，一般取 LB——安装距m。 两端铰接，刚性导向，安装及导向系数K=1。. 由于最大推力小于失稳临界负荷FK，活塞杆不会纵向弯曲。 活塞杆的加工要求 活塞杆表面需镀硬铬，镀层厚度，也有的要求镀层厚度。防腐要求特别高的则要求先镀一层软铬或镍，镀后再镀硬铬抛光。 活塞杆外径公差;直线度;表面粗糙度 ，精度要求高时 活塞杆外径d的圆柱度公差值，应按8级精度选取。 活塞杆的导向 、密封与防尘: 在液压缸的前端盖内，有对活塞杆导向的内孔;有对缸筒有杆侧腔密封的密封件;有活塞杆内缩时刮除附着在表层的杂志、灰尘和水分的防尘圈。 以往活塞杆的密封多用O形密封圈、窄断面Y形密封圈及V形密封圈。这些密封形式由于活塞杆与密封件之间是干摩擦，摩擦阻力大，往往导致密封唇过早磨损。因此，近年来较多选用组合式密封圈，如K型斯特封，它由两个不同元件组成;一个是用聚四氟乙烯加入青铜填料制造的阶梯型密封圈(主密封件)，另一个是O形密封圈(弹性元件和副密封作用)。组合式密封圈(K型斯特封)具有低摩擦阻力、启动时无爬行、极低的泄漏量和抗磨损等特点。 活塞杆的防尘，以往多选用以无骨架防尘圈。目前多采用既可以防尘又可以密封双唇形防尘圈 外唇起防尘作用，保持活塞杆表面干净，内唇相当于密封唇口。当活塞杆外伸时，通过主密封圈黏在活塞杆表层的油膜，即被双唇形防尘圈的内唇(密封唇口)刮下，这样就在住密封圈与防尘圈之间保留一层油膜，起润滑作用，提高了密封圈的使用寿命。 中隔圈 在长行程液压缸中，由于安装方式及负载的导向条件，可能使活塞杆的导向套受到过大的侧向力而导致严重磨损，因此在长行程液压缸内须在活塞与侧端盖之间安装一个中隔圈，使活塞杆在全部外伸时仍能有足够的支撑长度。本臂架油缸行程长度但由于泵车臂架的特殊性，其油缸的伸长量必须为定值，因此要限定油缸的伸缩长度，必须加中隔圈。中隔圈的长度由臂架油缸行程来制作。 3.6.5安装连接元件 (1)耳环 根据使用的部位不同，耳环可分为杆用耳环和缸筒用耳环两种。杆用耳环安装在活塞杆的外端部，通常用螺纹连接。缸筒用耳环一般与缸筒的后端盖为一体，也可焊在后端盖上，但耳环的销孔应该在焊后加工。耳环应选择最小屈服点至少为250MPa，断裂伸长率至少为12%的材料制成。设计中采用了45号钢。 臂架油缸采用单耳环式(带轴套)，轴套为圆柱体，材料为青铜、镀青铜双金属钢带或高 强度塑料。耳环的销孔一般用H11配合。 耳环销孔支撑压力的计算: 式中 F——耳环承受的最大推力或拉力(N); d——耳环的销孔耳环结构图 耳环的尺寸L一般取，此处取L=120mm 耳环的轴套 通常用青铜套以过渡配合压入耳环周孔耳环用柱销 柱销尺寸按以下材料性能计算:取材料为45钢，最低屈服强度， 断裂是延伸率12%。 a 横向力F作用时， 因此，销的材料应该优于45号钢，选用SiMn钢，抗拉强度σb?885MPa屈服点σs? 735 MPa，断后伸长率δ5? 15%，钢材退火或高温回火供应状态布氏硬度HBS? 229 由 ，满足设计要求。因此，柱销尺寸定为连接油口设计 由ISO8137 1986选取油口，由缸径280mm，结构如图3.24，尺寸如表3.4所示。 安全系数: 图3.24 表3.4 油口尺寸 缸径D 配接油口的为软管，通油能力为250L/min。 3.6.7由卡环的装配问题考虑，将卡环分为两半，切断分距。 4 转塔设计 4.1回转支承设计 转盘轴承是一种能够同时承受较大的轴向负荷、径向负荷和倾覆力矩等综合载荷的大型特殊结构轴承。通常，自身带有安装孔，润滑油孔和密封装置，可以满足各种不同工况条件下各类主机的不同需求。转盘轴承本身具有结构紧凑、引导旋转方便、安装简便和维护容易等特点。 4.1.1回转支承的结构 回转支承由套圈(内圈、外圈、上下圈)、滚动体、隔离块、密封圈和油杯等组成。 滚道型式有: a) 单排四点接触式回转支承(01系列); b) 双排异径球式回转支承，其滚动体公称直径组合为上排/下排; c) 单排交叉滚柱式回转支承，其滚动体为1:1或成交叉排列; d) 三排滚柱式回转支承，其滚动体公称直径组合为上排/下排/径向; 转盘轴承的结构形式常用的有单排、双排四点接触球转盘轴承、双排角接触推力球转盘轴承、交叉圆柱滚子和交叉圆锥滚子转盘轴承、三排圆柱滚子转盘轴承、球柱混合转盘轴承等不同的结构形式。转盘轴承按照是否带齿及齿轮的分布部位又分为无齿式、外齿式和单排交叉滚柱式回转支承结构型式 4.1.3外载荷的确定 单排交叉滚柱式回转支承上的外载荷是组合后的总载荷，包括: A( 总倾覆力矩; B( 总轴向力P,N; C( 总倾覆力矩M作用平面的总径向力Hr，N。 机械的外力组合成外载荷时，应按机械的工作类型，在M、P、Hr计算过程中 考虑 工作条件系数K。 单排交叉滚柱式回转支承的当量静容量 式中:C0——当量静容量，N; d0——滚动体公称直径，mm; l0——滚动体的接触长度，按表4.3选取，36mm; ——公称接触角，; f0——静容量系数，取80N/mm2; z——滚动体数量，按公式 计算。 z取较小的圆整值:122 式中:D0——滚道中心直径，1600mm; b——隔离块隔离宽度，取5mm; 选型计算 根据组合后的外载荷M、P、Hr，按公式计算当量轴向载荷。 式中 Cp——当量轴向载荷，N. 此种方法计算满足。 安全系数 当径向力小于轴向力的10%时，可以根据组合的外载荷M、P各乘以安全系数fs后直接在单排交叉滚柱式回转支承性能曲线上比较安全性，如图4.2。 图 4.1.4安装螺栓的选择 螺栓按GB 3098.1和GB 5782选用 性能等级选取8.8级、10.9级。 紧固螺母按GB 3098.2和GB 6175选用。其性能等级与螺栓相配。 不应采用弹簧垫圈防松。建议采用具有双面防松齿纹并经淬硬的平垫圈防松或双螺母防松。当采用双螺母防松时，可选用GB 6170规定的两个螺母;也可选用GB 6175规定的一个厚螺母和GB 6172规定的一个薄螺母，外螺母为厚螺母，内螺母为薄螺母。两螺母材料相同。 螺栓必须有足够的预紧扭矩。拧紧螺栓时，应在螺栓的螺纹及螺母端面涂润滑油，并用扭矩扳手在圆周方向对称均匀多次拧紧。最后一遍拧紧时，各个螺栓上的预紧扭矩应大致均匀，其值约为: m 式中:Mn——螺栓上达到的预紧扭矩，; (MPa) ——螺栓材料的屈服点， d1——螺栓公称直径，26mm 4.2回转减速机设计 4.2.1回转阻力计算 一、回转摩擦阻力矩的计算 单排交叉滚柱式回转支承摩擦阻力矩可按下述方法计算。 匀速回转时摩擦阻力矩 式中:Mmy——匀速回转时摩擦阻力矩，; Pz——由外力M、P、Hr在回转支承滚动体上产生的总压力，N; ——回转支承公东综合摩擦系数，对于本系列，滚道淬火后精磨加工: ; 滚道淬火后只经抛光:。 启动时摩擦阻力矩 二、回转风阻计算 转 风力造成的旋转阻力矩塔的扭转力矩:臂架为箱型结构，风载体形系数 M风，基本风压值与风力简单换算风力等级的判断指标为距地 面 10m 高处的风速。 由Pro/E测算各臂架的迎风面积: M风 等效转矩为0.7M风 三、惯性引起的回转惯性力矩计算 臂架全部伸展后的回转角速度确定: 按照末端软管的移动速度:得到 惯 四、车体倾角引起回转阻力矩 M倾 l——臂架重心到回转轴线的距离; ——混凝土泵车的倾角(由地形坡度、土壤沉降等引起); ——臂架的旋转角度(重心最远时为) 臂架回转时要克服的回转阻力矩: 摩风惯倾 回转功率: 考虑到马达超载系数和回转效率。 4.2.2输出齿轮轴的设计 一、小齿轮传动参数的确定 回转轴承参数:，，， ，， 得外齿啮合小齿轮参数: A(; B(外齿式啮合的小齿轮， (啮合的重迭系数; D(小齿轮齿顶厚(模数); E(小齿轮不发生根切; F(齿根过渡处不发生啮合干涉。 传动比 初选分度圆直径 由传递扭矩: 得:4 1)齿根弯曲疲劳强度校核 选择齿轮材料为40Cr调质 接触疲劳极限 许用接触应力 考虑到啮合轮齿间附加的动载荷，应引入多个载荷系数，将名义载荷修正为计算载荷，并按计算载荷进行齿轮强度计算。名义载荷Fr对应的计算载荷Fc为: 式中， K——载荷系数 KA——使用系数，考虑到原动机和工作机均运行平稳，取; KV——动载系数，考虑齿轮副在啮合过程中，因基节误差、齿轮误差和齿轮变形 等啮合误差而引起的 取; 考虑轴的刚度，轴承弹性位移以及传动装置的制造和——齿向载荷分配系数， 安装误差等原因导致齿轮副相互倾斜及轮齿扭曲，取。 载荷系数 齿形系数 应力修正系数 由小齿轮作悬臂布置，齿宽系数 a 满足 2)齿面接触疲劳强度设计校核 锻钢的弹性影响系数 节点区域系数; SHmin——接触强度计算的最小安全系数，取 ZN——接触强度计算的寿命系数，取 许用接触应力: 切于分度圆的圆周力: d10.182 满足应力要求 确定小齿轮主要尺寸。 齿数:;模数:;压力角: 分度圆直径:齿顶高: 齿根高:齿全 齿顶圆直径:高: *齿根圆直径: 基圆直径: 分度圆齿距: 基圆齿距: 分度圆齿厚: 分度圆齿槽宽: 顶隙: 标准中心距: 齿厚: 3) 齿轮轴渐开线花键的设计 渐开线花键齿形为渐开线，工艺性好，刀具经济，键齿强度高。按齿形定心。用于结构紧凑，传递较大转矩的轴毂连接。此处选用的花键连接，其用于较宽转矩范围， 较常用。预取模数。结构如图4.3。 图4.3 渐开线花键 强度校核: 其中: T——传递的转矩; KZ——键齿的载荷分布不均匀因子，取; Dm——分度圆直径mm; z——齿数，; l——键的工作长度，; 由传递最大转矩为 则压力 花键使用连接工作方式为固定连接，使用工作情况良好。齿面经热处理后许用压力，故花键满足使用要求。 4.3回转减速机轮系设计 静液压回转减速机MOBILEX GFB是理想的传动装置。广泛应用于各式挖掘机，起重机，船舶卸货装置，林业设备，以及凡有旋转运动的设备。被装置结构形式特别紧凑。适于安装到节省空间的设备中[37]。 渐开线行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪音小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点。 研究指出，同一制造精度下，行星传动比起定轴线固定传动来，载荷一般眼吃款分布得较好。 行星齿轮传动的主要特点如下: (1) 体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高，功率分流合理地应用了齿数及行星轮数的确定 行星传动中，齿轮的齿数及行星轮数应满足下述条件: 传动比条件:总传动比约60; ,,同心条件:外啮合齿轮的中心距等于输入转矩: 选取马达结构型式为:轴向柱塞马达 轴向柱塞马达输出的最大转矩为: 由于液压系统额定压力:35MPa 即太阳轮转矩:式中 b1行星架转矩: 内齿圈转矩: 4.3.3齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 太阳轮和行星轮 材料为20CrNi2MoA,表面渗碳淬火处理，表面硬度，其硬度曲线如图4.4所示。 齿轮齿面接触疲劳极限 齿根弯曲疲劳极限 太阳轮:行星轮: (对称载荷) 齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。 齿轮的接触疲劳极限 齿根弯曲疲劳极限 齿形的终加工为插齿，精度为7级。 4.3.4第一级轮系计算 一、太阳轮计算 T1——太阳轮单个齿传递的转矩 其中 ——高速级行星齿轮传动效率，取按齿面弯曲强度计算太阳轮分度圆直径: 弯曲强度满足 其中: Ktm——算式系数，直尺圆柱齿轮 取17.5 KA——使用系数 取1.1 弯曲强度计算的行星轮齿间载荷分配不均匀系数 KFP—— KF取 ——综合系数 取——太阳轮齿宽系数(b/d) 取——1200MPa np——行星轮齿数43 YFas——取 2.255 按齿面弯曲疲劳强度初定齿轮模数: 取疲劳强度设计计算: 代入得: 由太阳轮分度圆直径:接触 强度满足 齿面接触疲劳强度校核计算: 确定计算负荷: 名义圆周力 应力循环次数: 确定强度计算中的各种系数 使用系数 动负荷系数 齿间载荷分布系数 齿向载荷分布系数 节点区域系数 弹性系数载荷作用齿顶时的齿形系数载荷作用齿顶时的应力修正系数重合度系数螺旋角系数 计算齿面接触应力的基本值 接触应力 满足 轮齿弯曲疲劳强度校核计算: 计算齿根弯曲应力基本值: 齿根弯曲应力: 满足 二、校核 螺旋角系数 计算齿面接触应力的基本值 接触应力 满足 轮齿弯曲疲劳强度校核计算: 计算齿根弯曲应力基本值: 齿根弯曲应力: 满足 4.3.5第二级行星轮系计算 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 太阳轮和行星轮 材料为20CrNi2MoA,表面渗碳淬火处理，表面硬度 齿轮齿面接触疲劳极限 齿根弯曲疲劳极限 太阳轮:行星轮: (对称载荷) 齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。 内齿圈材料为42CrMo，调质处理，硬度为 齿轮的接触疲劳极限 齿根弯曲疲劳极限 齿形的终加工为插齿，精度为7级。 采用太阳轮浮动的均载机构，取 一、第2级轮系太阳轮计算 T1——太阳轮单个齿传递的转矩 其中 ——高速级行星齿轮 传动效率，取按齿面弯曲强度计算太阳轮分度圆直径: 弯曲强度满足 其中: Ktm——算式系数，直尺圆柱齿轮 取17.5 KA——使用系数 取 KFP——弯曲强度计算的行星轮齿间载荷分配不均匀系数 KF取 ——综合系数 取——太阳轮齿宽系数(b/d) 取 ——1200MPa np——行星轮齿数29 YFas——取 2.255 按齿面弯曲疲劳强度初定齿轮模数: 取疲劳强度设计计算: 代入得: 由太阳轮分度圆直径: 接触强度不满足设计公式，下面用校核公式校核: 齿面接触疲劳强度校核计 算: 确定计算名义负荷: 名义圆周力 应力循环次数: 确定强度计算中的各种系数 使用系数 动负荷系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 节点区域系数 弹性系数 载荷作用齿顶时的齿形系数 载荷作用齿顶时的应力修正系数 重合度系数 螺旋角系数 计算齿面接触应力的基本值 接触应力 近似满足 轮齿弯曲疲劳强度校核计算: 计算齿根弯曲应力基本值: 齿根弯曲应力: 二、校核内齿圈 齿面接触疲劳强度校核计算: 名义圆周力 应力循环次数: 确定强度计算中的各种系数 使用系数满足 动负荷系数.05 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 节点区域系数 弹性系数 载荷作用齿顶时的齿形系数 载荷作用齿顶时的应力修正系数 重合度系数 螺旋角系数 计算齿面接触应力的基本值 满足 接触应力 轮齿弯曲疲劳强度校核计算: 计算齿根弯曲应力基本值: 齿根弯曲应力: 满足 4.3.6减速机轴承设计 调心滚子轴承是在有二条滚道的内圈和滚道为球面的外圈之间，组装着鼓形滚子的轴承。调心滚子轴承具有两列滚子，主要承受径向载荷，同时也能承受任一方向的轴向载荷。有高的径向载荷能力，特别适用于重载或振动载荷下工作，但 不能承受纯轴向载荷。该类轴承外圈滚道是球面形，故其调心性能良好，能补偿同轴度误差。 调心滚子轴承有两列对称型球面滚子，外圈有一条共用的球面滚道，内圈有两条与轴承轴线倾斜一角度的滚道，具有良好的调心性能，当轴受力弯曲或安装不同心时轴承仍可正常使用，调心性随轴承尺寸系列不同而异，一般所允许的调心 ，该类型轴承的负荷能力较大，除能承受径向负荷外轴承还能角度为1~2.5度 承受双向作用的轴向负荷，具有较好的抗冲击能力，一般来说调心滚子轴承所允许的工作转速较低。 轴承2初选为圆柱孔角接触圆柱滚子轴承:23224 C/W33，如图4.4所示。 图4.4 调心滚子轴承 基本尺寸/mm|d: 120 基本尺寸/mm| D: 215 基本尺寸/mm|B: 76 计算系数|e: 0.35 计算系数|Y1: 1.9 计算系数|Y2: 2.9 计算系数|Y0: 1.9 基本额定载荷/kN|Cr: 602 基本额定载荷/kN|C0r: 940 极限转速/(r/min)|脂: 1300 轴承1 轴承型号|NJ型: NJ220E 图4.5 100 外形尺寸|D: 180 外形尺寸|B: 34 斜挡圈型号: HJ220E 基本额定载荷/kN|Cr: 235 基本额定载荷/kN|C0r: 302 轴承寿命的计算: 根据泵车的工况可知，调心滚子轴承基本不转动或转速极低，其主要失效形式是产生过大的塑性变形，轴承计算准则时校核其额定静载荷。受力情况如图4.6所示。 式中:S0——轴承静强度安全系数，泵车工况，选择——额定静载荷，是限制塑性变形的极限载荷值。 P0——当量静载荷，指受载最大滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件 下相同接触应力的静载荷。 输出齿轮所受的径向力: 图4.6 轴承受力简图 1)计算轴承的支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 2)计算轴承的派生轴向力 3) 轴承所受的轴向载荷 4)计算轴承所受的当量动载荷 轴承工作时轻微冲击， 5)计算轴承寿命 轴承所转的转数计算:工作十年，每年工作300天，每天工作5小时，每分钟转六圈。 对轴承1(调心滚子轴承)小于轴承的额定静载荷，轴承1满足设计要求 满足 对轴承2 满足 行星轮1轴承型号 RN2307 图4.7 无外圈式圆柱滚子轴承 外形尺寸|d: 35 外形尺寸|B: 25 外形尺寸|Ew: 64 外形尺寸|a 4.5 基本额定载荷/kN|Cr: 57.5 基本额定载荷/kN|C0r: 63 极限转速 7500 脂 满足 行星轮2轴承，型号为RN210 外形尺寸|d: 50 外形尺寸|B: 18 外形尺寸|Ew: 72.5 外形尺寸|a 3.5 基本额定载荷/kN|Cr: 25 基本额定载荷/kN|C0r: 27 极限转速 6300 脂 10寿命满足使用要求。 4.4摩擦片式离合器 4.4.1离合器总体结构 离合器是一种可以通过各种操纵方式，实现从动部分在同轴线上传递运动和动力时具有结合或分离功能的装置。离合器有各种不同的用途，根据原动机和工作机之间或机械中各部件之间的工作要求，离合器可以实现相对启动或停止，以及改变传动件的工作状态，达到改变传动比，如传动件之间相互同步或超越运动。此外，离合器还可以作为启动或过载时控制传递转矩大小的安全保护装置等[35]。 按离合器接合元件传动的工作原理，可分为嵌合式离合器和摩擦式离合器，按实现离、合动作的过程可分为操纵式和自控式，按离合器的操纵方式，则可分为机械式、气压式、液压式和电磁式等。 本设计中离合器实现相对启动和停止。选用摩擦片式离合器。其利用摩擦片作为接合元件，传递转矩大，安装调整方便，摩擦材料种类多，能保证在不同工况下，具有良好的工作性能，并能在高速下进行平稳离、合，过载时打滑，有安全保护作用，但接合过程有摩擦发热，同时还要调整摩擦面间隙。 对离合器的基本要求: 1)离、合迅速，平稳无冲击，分离彻底，动作准确可靠。 2)结构简单，重量轻，惯性小，外形尺寸小，工作安全，效率高。 3)结合原件耐磨性高，使用寿命长，调整维修方便。 4)操纵方便省力，制造容易，调整维修方便。 4.4.2摩擦片的设计 离合器所需传递的转矩，取决于臂架系统，由于减速机输出齿轮所传递的最大转矩已知，为: 对于摩擦式离合器 式中 Tc——离合器的计算转矩; T——离合器的理论转矩，对摩擦时离合器可取运转中最大工作转矩或结合过程 中工作转矩与惯性转矩之和; K——工作情况系数，其值与原动机和工作机的类型、离合器的结构形式有关。 通常对干式摩擦式离合器，可取较大的值，对湿式摩擦式离合器，可取较 小的值。取1.3 m——离合器的接合频率系数，取0.5. Kv——滑动速度系数，取1.35 离合器的计算转矩 离合器摩擦面上的摩擦转矩对图4.8所示的摩擦盘为: 式中 z——摩擦面数; ——摩擦系数，取——摩擦面上的压强，与选用的摩擦片有关，取 纸基摩擦材料，对偶材料为钢片，许用压强 ; R1、R2——摩擦盘工作面的摩擦盘上的摩擦转矩 由上式计算得的摩擦转矩大于离合器的计算转矩即，摩擦面时满足设计要求。 4.4.3摩擦式离合器的发热计算 湿式离合器的温升 用油冷却的湿式离合器循环有的温升为: ——每小时 按每分钟制动六次计算 ——冷却油的密度(kg/m3)，一般可取; c ——冷却油的比热容，一般可取; q ——冷却油流量(L/min); ——冷却油通过离合器的许用温升，对运转温度在以下，可取 。 得 流量 摩擦片是应用最广泛的一种摩擦元件，一般都制成薄的环形件，为了减少摩擦片的接合结构图 湿式摩擦式离合器润滑油的选择 1) 摩擦性能好，与摩擦表面的黏附力大，幽默强度高，既防止两摩擦面直接接触，又要 具有高的摩擦系数; 2) 适当的年度和粘温指数，时期在低速时，不至于因粘度过大，油膜厚度增加，延长离 合器的接合时间;高速时，不会因粘度大而增加空转转矩和发热，也不会因粘度太低不易形成油膜而发生干摩擦，降低使用寿命; 3) 耐热性好，抗氧化性高，不产生泡沫，不易老化变质，使用寿命长。 4) 化学性能稳定，不与摩擦元件发生腐蚀作用。 湿式摩擦式离合器的润滑方式有飞溅润滑、浸油润滑、滴油或喷油润滑、轴心润滑等。 本设计采用浸油润滑。 4.4.4活塞及弹簧的设计 为了使摩擦片之间的压力取决于弹簧的弹性系数，弹簧的数量和弹簧的形变。 活塞对摩擦片组的压力为: 选取圆柱螺旋压缩弹簧，弹簧数量。 估取最大工作载荷 ，估选弹簧的中径，查得其抗n10 拉强度。剪切应力 。 预选旋绕比，则曲度系数簧丝直径 因此取弹簧中径，弹簧数量。弹簧材料为?组碳素弹簧钢丝。 由弹簧的最小变形量，，切变模量 弹簧的有效工作圈数;取两端支撑圈，故总圈数计算几何尺寸: 中径;外径; 内径 ; 节距，圆整; 轴向间距自由高度 螺旋升角极限 取压入活塞的液压油的额定压力为变形量 ，则，取额定供油压力为满足要求。 4 4.4.5其它辅件的设计 一、卡环的厚度d计算 一般对碳素钢有:抗剪强度?0.6-0.7倍的抗拉强度，取45钢计算。强度约600MPa,抗剪切强度。 由液压缸的最大负载为 安全系数 圆整，由于直径为180mm，厚度只能取标准值。如图4.10所示。为选用的孔用弹性挡圈。 图4.10 孔用弹性挡圈 二、活塞密封设计 活塞的密封可采用旋转轴密封 由于活塞可能回随着摩擦片制动时的旋转而旋转，因此活塞的密封应该选择油封。油封是装在旋转轴和静止件之间，用于密封润滑油外泄和防止外界尘土、杂质侵入机械设备回转减速机三维爆炸图 4.5臂架与转塔铰接设计及应力分析 铜基无油轴承在转塔中的应用，在第一臂架的铰接处使用，如图4.12所示。该产品以特殊配方的高密度铜合金为基体,表面扎制菱形或球形油穴,它有高密度,良好承载力及很好的耐磨性。产品适用于起重机械，建筑机械，采矿机械等。 图4.12 臂架与转塔铰接结构示意图 铜基无油轴承基体材质为CuSn8P0.3，硬度最大承载压力150N/mm2，适用于温度范围最高滑动速度3m/s，允许最高PV值(油)2m/s。 无油轴承直径，长度， 承压面积: 最大承载力: 而臂架系统在转塔的铰接点处的最大负荷为，小于轴承能承受的最大负荷，满足设计要求。 对转台的最大受力情况，主要是臂架系统处于垂直状态时对其产生的最大压力和臂架处于水平状态时产生的最大拉力。转塔结构如图2.10所示。 其应力云图如图4.13所示，钢板性能满足其应力要求，并能保证转台刚度，防止臂架系统由于转台的变形产生过大摆幅。 图4.13 转台受力云图 4.6支腿设计要求 支腿系统设计要满足泵车在作业状态下的稳定性条件:即当泵车的1.2倍自重载荷、 1.3倍工作载荷、附加载荷和1.1倍的惯性力共同作用于最不利的倾覆线(支腿完全伸展开后四个支撑点的连线)时，其力矩之和大于零，否则，泵车在作业时有可能倾翻，造成重大安全事故。 在五节臂架全部水平伸直时，泵车受到的倾覆力矩最大，由第三章可知，最大 ，但泵车地盘的资料未知，因此只能做一些结倾覆力矩为 构及空间上的布置，其长度与泵车地盘和泵送系统及泵车其它附属装置质量的分布有关，故不进行详细设计。 5 泵送机构设计 5.1管路长度及泵送阻力计算 混凝土泵车的泵送量为120m3/h。 选取输送管路为125A，则混凝土缸中混凝土的流速为: D120.232 输送管中的流速为 向上垂直管路43m，向上垂直管水平换算系数为; ， 弯管共有10个，折弯半径150mm，弯管每根水平换算系数为12 ; 锥形管()水平换算系数为8， ， 水平管路 折合为水平管路为: 输送管路的沿程阻力计算 泵送阻力与输料管直径、管道长度、管路的角度变化及管路的锥度等有关。 混凝土在输送管路中运送时要克服其与管壁之间的剪切阻力和摩擦阻力。这两种阻力与管路直径、长度和混凝土的流速有关，可按图5.1选取。 图5.1 泵送阻力曲线图 由输送最大塌落度按15mm(塌落度越大，管路阻力损失越小)，由125A管路为5in，由最大排量120m3/h得出压降为 因此属于高压级。 5.2 泵送压力计算 混凝土泵的泵送压力是至泵在工作时，混凝土缸的活塞推压力。泵送压力主要是用来克服混凝土的输送阻力，包括输料管中混凝土的流动阻力和混凝土与管壁间的摩擦力和黏附力，在垂直管中还要克服混凝土的重力。 输送阻力与泵送压力 在泵送混凝土的施工中，上述各种输送阻力之和不能大于混凝土泵的最大泵送压力，以保证混凝土泵的正常泵送工作。 设计中，混凝土缸的缸径取标准缸径，泵送系统压力为31.5MPa，输送缸行程为。 混凝土缸的面积: 液压缸活塞面积A1:A 液压缸的泵送推力为: 液压缸 规定的稳定安全因数为，所以活塞杆满足稳定要求。 5.4限位油缸的设计 限位油钢的压力油来自蓄能器，其压力为系统压力31.5MPa 主油缸有杆腔的面积A2必须小于限位油缸的面积A1 则限位油缸的缸径为防止主缸的惯性力冲击使砼活塞退回水箱，限位油缸的直径取90mm 其防冲击能力为: 。 5.5摆摇机构的设计 S管阀安装在混凝土泵的集料斗中，在前后轴承的支承下，作往复摆动，其受力状况 十分复杂。在目前的条件下，S管阀的实际受力状况很难作出准确的定量分析。摆动阻力矩主要由以下组成: M1——S管在摆动过程中，其侧面受混凝土物料直接作用而产生与摆动方向相反的阻力 矩 M2——S管在摆动过程中，产生的混凝土物料之间的剪切力矩 M3——S管摆动的惯性阻力矩 M4——S管摆动过程中，耐磨环与眼镜板接触面泵送切换开始的摩擦阻力矩 M5——S管摆动过程中，切割环切断混凝土缸中混凝土料流的剪切阻力矩 M6——S管摆动的空载静阻力矩 S管摆动过程的阻力矩很大，对排量为的混凝土泵，其阻力矩可达。这里主要是由于具有泵送压力的混凝土对切割环的轴向压 力造成的，这推力占总阻力矩的。由于按最大泵送压力9.03MPa，取摆动阻力矩取由摆缸行程，其力矩(由Pro/E辅助设计得出)。 最大推力 缸体上下球面轴承 摇块的内花键设计: 齿形为渐开线，按齿形定心，选用， 。 强度校核: 其中: T——传递的转矩; 键齿的载荷分布不均匀因子，取; KZ—— Dm——分度圆直径; z——齿数，; l——键的工作长度，; 由传递最大转矩为 工作时齿面所受压力 花键使用连接工作方式为固定连接，工作时受到严重冲击。齿面经热处理后许用压力，满足使用要求。 拉杆的设计: 砼活塞的推力，即油缸推力为: 由Pro/E仿真，得出拉杆的数量。 拉杆的材料为高强抗拉螺栓的材料为低碳合金钢或中碳钢，淬火并回火。其抗拉强度极限00MPa 考虑到螺纹连接的安全系数取 许用应力 F每根螺栓的应力必须满足，得出 4 ，细牙螺纹，螺距， 拉杆的最小直径径向上圆整，取拉杆直径 螺纹的小径为，满足设计要求。再经过Pro/E验证空间上要求，调整局部结构来避免干涉。 6 泵送PLC自动控制 6.1 泵送系统液压回路 泵送系统液压回路有“正泵”和“反泵”两种操作功能，“高压”和“低压”两种工作方式，通过液压和电气系统来控制完成的。正泵是将料斗中的混凝土通过泵送机构及管路源源不断地送达作业面，反泵是将管道中的混凝土吸回料斗，达到排堵的目的，同时也可以作为清洗管道之用。高低压泵送状态切换(用油缸的无杆腔还是有杆腔去驱动泵送作业)。 (a)高压 (b)低压 图6.1 高低压原理图 泵送系统液压回路分为主回路、分配阀回路、自动高低压切换回路、全液压换向回路。液压原理图如图6.2所示。 1油箱 2液位计 3空气滤清器 4油温表 5主油泵 6齿轮泵 7电磁溢流阀 8电磁换向阀 9溢流阀 10高压过滤器 11单向阀 12球阀 13蓄能器 14主四通阀 15摆缸四通阀 16压力表 17小液压阀 18电磁换向阀 19电磁换向阀 20泄油阀 21梭阀 22插装阀 23插装阀 24螺纹插装阀 25单向阀 26主油缸 27摆阀油缸 28齿轮泵 29单向阀 30溢流阀 31电磁换向阀 32 液压马达 33电磁换向阀 图6.2 泵送系统液压回路 (一)主回路 该回路由主油泵5、电磁溢流阀7、高压过滤器10、主四通阀14、主油缸26组成。主油泵为恒功率并带压力切断的电比例泵，电磁溢流阀7起安安全阀的作用，并可控制系统的带载和卸荷。 主油缸26是执行机构，驱动左右输送缸高低压切换流程 (四)全液压换向回路 该回路的功能是实现“正泵”和“反泵”两种混凝土作业模式，并由液压系统本身自行完成主油缸和摆动油缸的交替换向。其中包括小液动阀17、电磁换向阀18、电磁换向阀19.1、泄油阀20、螺纹插装阀24和单向阀25。正泵和反泵在控制上的区别在于得电的电磁铁不一样，从而使相关控制油路发生变化;正泵是电磁铁DT1和DT2得电，反泵是电磁铁DT1、DT3、DT4得电。 正泵时全液压换向的工作循环。 启动“正泵”作业，则电磁铁DT1和DT2得电，前半个工作循环如下: 1、正泵前半个循环: 图6.4 正泵前半循环 接着自动进入以下的后半个循环。 2、正泵后半个循环: 图6.5 正泵后半循环 6.2泵送系统电气自动控制 电气系统由底盘蓄电池提供+(DC24V)，负极搭铁;控制系统由电源、工作灯控制回路、臂架遥控系统控制回路、各种底盘测速、调速及接口控制回路、PLC控制回路、电磁阀驱动回路等构成。 6.2.1泵送系统的PLC控制回路的设计 根据泵送系统液压回路(图6.2)，得出控制方案如图6.6所示。 图6.6 电磁铁动作方案 6.2.2硬件选型图 PLC选用西门子公司的S7200,CUP224模块和EM222模块。用到输入11个端口，输出11个端口。接线如图6.7所示。 图6.7 泵送系统电气图 6.2.3PLC流程图 图6.8 PLC控制流程图 7 结论 混凝土泵车是一种高附加值的车辆，在建筑工程中已显示出突出的优越性，是现代施工中不可缺少的设备，且泵车的设计制造工艺尚且不够完善，控制自动化程度不够高，因此，有很大的发展空间。 泵车的自动化、智能化是也是泵车未来发展的重要方面。 参考文献 [1] 李庆晖. 混凝土泵车臂架强度分析与动力学仿真[硕士学位论文].吉林大学，2005 [2] 尹腾飞. 混凝土泵送系统液压冲击的理论分析与实验研究[硕士学位论文].武汉理工大学，2006 [3] 张代明. 混凝土泵液压换向系统仿真与高低压转换装置的研究[硕士学位论文].西安建筑科技大 学，2009 [4] 缪雄辉. 混凝土泵液压系统动态建模与仿真[硕士学位论文].长沙理工大学，2004 [5] 李思忠. 活塞式液压混凝土泵动力学分析及PLC控制[硕士学位论文].西安建筑科技大学，2004 [6] 梁涛年. 活塞式液压混凝土泵研究[硕士学位论文].西安建筑科技大学，2005 [7] 樊文端. 基于虚拟样机技术的混凝土泵推送机构的设计研究[硕士学位论文].西安建筑科技大 学，2007 [8] 陈伟.拖式混凝土泵摆动系统仿真与缓冲实验研究[硕士学位论文]. 吉林大 学，2005 [9] 姜涛. 混凝土泵车的虚拟样机技术应用研究用[硕士学位论文].南京工业大 学，2005 [10]马志宇. 汽车起重机箱形伸缩臂的有限元分析与研究[硕士学位论文].贵州大学,2009 [11]宋春雷. 拖式混凝土泵泵送系统性能分析与实验研究[硕士学位论文].吉林大学,2005 [12]尹人奇.48m混凝土泵车总体设计.产品技术.2005.(1) [13]中华人民共和国国家技术监督局. 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