1、1 緒論1.1 前言 火災，是世界各國普遍關注的災難性問題，它是發生頻率較高的一種災害，任何時間、任何地點都有可能發生，它不僅傾刻之間可能燒毀大量的物質財富，毀滅珍貴的歷史文化遺產，甚至危及人們的生命安全。總之，火災給人類帶來的是破壞，是苦難、是死亡。 消防車車是輸送滅火劑的搶險救援設備，具有行駛、輸送滅火劑二種功能為一體的一種機械設備，具有機動靈活、方便高效、安全、及時搶險救援等特點。消防車由汽車底盤和其上裝部分的專用裝置組成。國內外生產的消防車多采用整車生產廠家提供的二類通用汽車底盤。其專用裝置主要包括取力器、水泡沫液罐、器材箱、泵房、消防泵、真空泵、泡沫比例混合裝置及消防槍炮等。其工作原

2、理是：通過取力器裝置將汽車底盤發動機的動力輸出，并經一套傳動裝置驅動消防泵工作，通過消防泵、泡沫比例混合裝置將水和泡沫按一定比例混合，再經消防炮和泡沫滅火槍噴出滅火。而液壓系統作為消防車最重要組成部分，隨著搶險救援要求的提高，人們對液壓系統的要求也越來越高。1.2 課題提出的背景1.2.1 課題提出的宏觀背景 近幾年來，隨著國家對安全工作的日益重視，以及有關部門對汶川地震和央視火災等重大災害的反省，特別一提的是消防部隊的擴編，各地消防站的建立和增加，消防部隊的消防裝備大幅度增加，西部大開發；中部崛起；東北振興；沿海經濟發達地區對高性能、高品質消防車的采購能力增大。對搶險救援消防車的質量要求也越

3、來越高。消防車的需求也越來越大，與此同時對消防車舉升設備的技術要求也越來越高。 在搶險救援消防過程中，消防車機械需求量很大，其質量和效率也要求很好。消防車的保有量和質量在一定程度上反映了一個國家的經濟實力、科技發展水平、消防裝備研制水平和消防力量的強弱。經過幾十年的發展，我國消防車機械已成為搶險救援及其消防重要組成部分。目前，全國形成一定規模的國內消防車專業制造生產企業已經達到30多家，截止到2008年底已有31家通過消防車3C認證。從這31家企業的產權形態看，有國有制、股份制和私營三種類型。其中，股份制企業和私營企業已經占到70以上。可以說，國內的消防車生產主要由股份制和私營企業唱主角。30

4、多家企業中，共有合同制員工近萬名，年產銷消防車4000多臺。這個數字非常可觀。1.1.3 課題提出的行業背景 消防車是供消防部門用于滅火、輔助滅火或消防救援的機動技術裝備，它能將消防指戰員、滅火介質、消防器材等快速運至火場進行滅火。消防車作為人類同火災作斗爭的技術裝備，在保護人民生命、財產安全方面發揮著重要作用。我國的消防事業一直受到黨和政府的高度重視與支持，近年來，國產消防車無論是技術水平，還是品種規格以及生產能力都有了長足的發展，品種規格相對齊全，性能有了很大提高，質量相對穩定，已能基本滿足消防部隊滅火的實戰需要。 我國消防車的現狀 自1932年我國第一輛消防車在震旦機械鐵工廠誕生至今，經

5、過71年特別是近10年的飛速發展，國產消防車的產品品種日益增多，基本上能滿足國內市場的需求。目前，國內約有23家消防車生產廠家生產的輕、中、重型三大系列消防車，其品種主要有：泵浦消防車、水罐消防車、泡沫消防車、干粉消防車、二氧化碳消防車、聯用消防車、照明消防車、搶險救援消防車、舉高消防車、云梯消防車、消防指揮車等。除了機場消防車，上述各種消防車都已具備生產能力，并已通過國家汽車產品公告。 車用消防泵性能提高，品種多樣：車用消防泵作為普通消防車的“U臟”，在撲救火災中發揮著重要作用，其性能的提高對于提升消防車水平、檔次具有重要意義。近十年是我國消防水泵快速發展的十年，在借鑒、吸收國外先進技術的基

6、礎上，國產消防水泵日趨性能完善、結構簡單、操作方便，并形成常壓消防泵、中壓消防泵、中低壓消防泵、高低壓消防泵等多品種、多規格的格局，可以滿足各種消防車對水泵的要求。 目前存在的問題： 消防車的整體性能有待進一步提高；零部件可靠性差；標識、指示不全；有關國家標準、行業標準修訂落后；消防車產品管理辦法巫需改進；個別地區、個別部門不具備生產資質、生產條件，私自拼裝消防車。 國外消防車行業發展現狀 當前世界各國開發應用的消防車，品種俱全，設備精良，不僅造型美觀大方，而且其內在質量和實戰功能都很好。近幾年,世界各國消防車制造廠都瞄準市場要求,競相推出新產品。其中生產多、應用廣、發展快的消防車，主要有泵浦

7、消防車、大型化學車、舉高消防車、大型高級救護車及多功能巨型消防車。其中，國外的舉高消防車和云梯消防車在高層建筑的搶險救援中起到了舉足千斤的作用，一直在世界的最尖端位置，引領著消防車的進步和發展。 我國消防車的發展方向研制消防車專用底盤；提商消防車自動化程度；開發特種消防車；提高消防車制造水平；消防泵的關鍵技術的提升。1.1.4 泵送機構的基本構造及工作原理 消防車的基本構成： 消防車大致由泵送機構、滅火介質分配機構、水箱、電控系統等四大部分組成。每一部分均由不同的機構或零件組成，都承擔不同的功能。了解并掌握消防車的每一部分基本結構及其工作原理，對消防車的正確使用和維修有很大的幫助. 消防車的代

8、號及主要性能參數：不同廠家對消防車的代號有不同的方式,但根據國家及行業的標準,消防車的主要技術性能參數表1.1可以從產品型號看出。ZLJ5120TXFJY80企業代號特種車代號整機重量產品改型編號搶險救援消防車標準代號泵送方量 表 1.1隨車吊概述: 隨車吊是一種架裝于底盤上，集起重、運輸為一體的新型高效起重運輸裝備。它的工作原理是通過從汽車變速箱中取力帶動液壓油泵旋轉，向各液壓工作元件提供高壓油，從而實現隨車吊的各種運動。隨車吊以其快速、靈活、高效、便捷以及裝卸、運輸合二為一的優勢被越來越多的用戶認識并接受。國內已廣泛應用于交通運輸、土木建筑、通信電力及城市管網建設等行業的貨物裝卸及近距離轉

9、移貨物、添加了附加裝置的變型產品還被廣泛應用于消防、軍隊、非開挖作業及工程搶險等領域。 直臂伸縮式隨車吊從結構上分，主要由以下幾大部分組成：吊臂總成、伸縮油缸總成、回轉機構總成、變幅油缸總成、操縱機構、機架總成、前后支腿總成、油泵取力機構總成等。2 液壓系統設計2.1液壓系統圖的擬定2.1.1 液壓系統主要參數的確定 通過工況分析，可以看出液壓執行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統及各執行元件的參數提供依據。 液壓系統的主要參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于執行元件的運動速度和結構尺寸。本次設計所參數來源于ZLJ5120TXF

10、JY80型搶險救援消防車主要技術參數如表2.1。 產品型號ZLJ5120TXFJY80整車參數滿載質量11680kg前軸/后軸載荷（滿載時）4750/6930 kg發電機最大功率191kw最高行駛速度110km/h外形尺寸（長寬高）820024903200 mm駕駛室乘員數1+2+4 人底盤型號FVR34J2缸數6發動機功率191kw/(2500r/min時)發動機最大扭矩745nm/(1500r/min時)最大車速110km/h軸距4500mm燃油種類柴油照明發電系統型號SHT11500(HVS)額定功率9.5KVA（后備功率10.5KVA）額定電壓220V/380V額定頻率50HZ額定電流

11、14.4A功率因數0.8啟動方式電啟動牽引絞盤型號PIERCE PH23000最大拉力（公斤力）10433鋼絲直徑13mm鋼纜長度60m動力形式液壓液壓壓力21mpa液壓流量60 L/min隨車吊型號HIAB 111B -2CLX最大起升質量時工作幅度2m最大工作幅度7.7m最大起升高度11m最大額定起升質量5000kg其它潤滑方式節能式自動潤滑控制方式手動+遙控消防管清洗方式水洗 表 2.1 2.1.2 液壓系統方案設計 制定調速方案方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現。對于一般中小流量的液壓系統，大多通過換向閥的有機組合實現所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統，現多采用插裝閥與先導控制閥的

12、邏輯組合來實現。速度控制通過改變液壓執行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現4。相應的調整方式有節流調速、容積調速以及二者的結合容積節流調速。 節流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執行元件的流量來調節速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統必須用閃流閥，故效率低，發熱量大，多用于功率不大的場合。 容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其優點是沒有溢流損失和節流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統。 容積節流調速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調節輸入或輸出液壓執行元件的流量，并

13、使其供油量與需油量相適應。此種調速回路效率也較高，速度穩定性較好，但其結構比較復雜。 節流調速又分別有進油節流、回油節流和旁路節流三種形式。進油節流起動沖擊較小，回油節流常用于有負載荷的場合，旁路節流多用于高速。 節流調速一般采用開式循環形式。在開式系統中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經系統釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。 制定壓力控制方案 液壓執行元件工作時，要求系統保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內工作，也有的需要多級或無級連續地調節壓力，一般在節流調速系統中，通常由定量泵供油，用溢流閥調節所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統中，用變量泵供油

14、，用安全閥起安全保護作用。 在有些液壓系統中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執行元件在工作循環中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。 在系統的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。 制定順序動作方案 主機各執行機構的順序動作，根據設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的或人為的。工程機械的操縱機構多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程開關發出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制

15、接續的動作。行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路聯接比較方便的場合。 另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器發出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床、擠壓機壓力機等場合。當某一執行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數值，通過壓力繼電器發出電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。 選擇液壓動力源 液壓系統的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節流調速系統一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統的需油量，多余的油經溢流閥

16、流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩定油源壓力的作用。容積調速系統多數是用變量泵供油，用安全閥限定系統的最高壓力。 為節省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統所需流量相匹配。對在工作循環各階段中系統所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統的油液根據被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據液壓設備所處環境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。2.1.3 液壓系統圖的繪制 整

17、機的液壓系統圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統結構簡單。注意各元件間的聯鎖關系，避免誤動作發生。要盡量減少能量損失環節。提高系統的工作效率。 為便于液壓系統的維護和監測，在系統中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發生時能迅速更換，保證主要部件連續工作。各液壓元件盡量采用國產標準件，在圖中要按國家標準規定的液壓元件職能符號的常態位置繪制。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。 系統圖中應注明各液壓執行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程

18、閥及其他控制元件的動作表。2.1.4 對搶險救援消防車液壓系統各主要回路的分析消防車隨車吊液壓系統一般由起升、變幅、伸縮、回轉、支腿和控制六個主回路組成。從圖2.1可以看出，各個回路之間具有不同的功能、組成和工作特點。 圖2.1 汽車隨車吊工作狀態 起升回路： 起升回路起到使重物升降的作用。 回轉回路：回轉回路起到使吊臂回轉，實現重物水平移動的作用。回轉回路主要由液壓泵、換向閥、平衡閥、液壓離合器和液壓馬達組成。回轉機構使重物水平移動的范圍有限， 但所需功率小，所以一般汽車起重機都設計成全回轉式的，即可在左右方向任意進行回轉。液壓驅動的小起重量起重機，通過液壓回路和換向閥的合適機能，可以使回轉

19、機構不裝制動器，同時保證回轉部分在任意位置上停住，并避免沖擊。高速液壓馬達的驅動形式，在汽車式、輪胎式和鐵路起重機上應用廣泛。如圖2.2，低速大扭矩液壓馬達的轉速每分鐘在0-100轉范圍內，因此，可以直接在油馬達軸上安裝回轉機構的小齒輪，如馬達輸出扭矩不滿足傳動要求，可以加裝機械減速裝置。該形式在一些小噸位汽車起重機上有所應用。可以在液壓馬達輸出軸上加裝制動器。 圖2.2 低速大扭矩液壓馬達回轉機構采用低速大扭矩液壓馬達可以省去或減小減速裝置，因此機構很緊湊。但低速大扭矩液壓馬達成本高，使用可靠性不如高速液壓馬達，加之可以采用結構緊湊、傳動比大的行星傳動或蝸輪傳動，高速液壓馬達在起重機的回轉機

20、構中使用廣泛。綜上所述，回轉機構設計為高速液壓馬達加裝制動器的回轉機構，其基本回路如下圖2.3。 圖2.3 回轉回路 變幅回路：絕大部分工程起重機為了滿足重物裝、卸工作位置的要求，充分利用其起吊能力（幅度減小能提高起重量），需要經常改變幅度。變幅回路則是實現改變幅度的液壓工作回路，用來擴大起重機的工作范圍，提高起重機的生產率。變幅回路主要由液壓泵、換向閥、平衡閥和變幅液壓缸組成（圖2.4）。 圖2.4 變幅回路工程隨車吊變幅按其工作性質可分為非工作性變幅和工作性變幅兩種。非工作性變幅指只是在空載條件下改變幅度。它在空載時改變幅度，以調整取物裝置的位置，而在重物裝卸移動過程中，幅度不改變。這種變

21、幅次數一般較少，而且采用較低的變幅速度，以減少變幅機構的驅動功率，這種變幅的變幅機構要求簡單。工作性變幅能在帶載的條件下改變幅度。為了提高隨車吊的生產率和更好地滿足裝卸工作的需要，常常要求在吊裝重物時改變隨車吊的幅度，這種類型的變幅次數頻繁，一般采用較高的變幅速度以提高生產率。工作性變幅驅動功率較大，而且要求安裝限速和防止超載的安全裝置。與非工作性變幅相比，這種變幅要求的變幅機構較復雜，自重也較大，但工作機動性卻大為改善。汽車隨車吊由于使用了支腿，除了吊非常輕的重物之外，必須帶載變幅。 伸縮回路：具有臂架伸縮機構的起重機，不需要接臂和拆臂，縮短了輔助作業時間。臂架全部縮回以后，隨車吊外形尺寸減

22、小，提高了機動性和通過性。臂架采用液壓伸縮機構，可以實現無級伸縮和帶載伸縮，擴大了汽車和輪胎起重機、鐵路救援起重機在復雜使用條件下的使用功能。伸縮回路主要由液壓泵、換向閥、液壓缸和平衡閥組成，根據伸縮高度和方式不同其液壓缸的節數結構也就大不相同。具有三節或三節以上的吊臂，各節臂的伸縮基本有三種形式：順序伸縮、同步伸縮和獨立伸縮。順序伸縮就是各節伸縮臂按一定先后次序完成伸縮動作。同步伸縮是指各節伸縮臂以相同的行程比率同時伸縮。獨立伸縮是指各節伸縮臂無關聯地獨立進行伸縮動作。顯然，獨立伸縮機構同樣也可以完成順序伸縮或同步伸縮的動作。如圖2.5所示。 圖2.5 臂架伸縮方式 （a）-順序伸縮 （b）

23、-同步伸縮為了使隨車吊各節伸縮臂伸出后的載荷和隨車吊的起重量特性相適應，伸臂的順序為2（二節臂）3（三節臂）的順序伸出，1為基本臂，而縮回按相反的順序，即32的順序縮回。下面介紹實現順序伸縮的幾種方案。圖2.6是利用各油缸有效面積差控制伸縮順,即號伸縮油缸活塞面積大，.號伸縮油缸活塞面積逐次減小。各活塞腔是聯通的，各油缸活塞桿腔也是聯通的。很顯然I號伸縮油缸先伸出，其次是號和號伸縮油缸伸出。平衡閥Ki可以保證吊臂在載荷下平穩收縮，同時還可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外為了保證吊臂回縮時按預定的順序，不至因自重和滑動阻力變化等因素影響。平衡閥的開啟壓力應該設定為足K1最大，K3最小。

24、圖2.7是用單向順序閥控制順序的一種方案。扳動操縱閥S，使A與P接通，同時B與O也通，此時伸縮油缸I伸出。油缸I伸出到位后，隨著活塞腔油壓力的升高，單向順序閥S1被打開，于是伸縮油缸伸出。油缸伸出到位后，油壓繼續升高單向順序閥S2也開啟，于是伸縮油缸量開始伸出。該機構縮回過程同前一方案。與前一方案比較，此方案對油缸面積無特殊要求，有利于減輕自重。圖中的雙單向閥d1與d2，其作用是使順序閥中的溢流流入主油道，這樣可以省去兩根回油管和軟管卷簡。圖2.8是電液操縱閥控制順序的一種方案。扳動操縱閥S，A和P、B和O接通。壓力油經電液換向閥Cl及平衡閥Kl進入到伸縮油缸I活塞腔，伸縮油缸I開始伸出。若電

25、液換向閥Cl換位，則壓力油改道上行，經電液換向閥C2及平衡閥K2進入伸縮油缸，于是伸縮油缸E開始伸出。若電液換向閥C2換位，則壓力油二次改道上行，進入伸縮油缸伸出。與前述方案比較，由于該機構裝有電液閥，從而需要設置電線和電線卷簡，但該方案的伸縮順序有可靠保證。綜上所述伸縮回路選擇差積式順序伸縮回路。圖2.6 差積式順序伸縮原理 圖2.7 單向順序閥順序伸縮原理 圖2.8 電液換向閥順序伸縮原理 支腿回路： 支腿回路主要由液壓泵、水平液壓缸、垂直液壓缸和換向閥組成。隨車吊設置支腿機構，目的是增加起重機的穩定性及起重能力。支腿機構在作業時承受整機的自重和吊重，要求結構堅固，動作可靠。目前支腿大都采

26、用液壓支腿。支腿機構現在流行的有兩種基本形式：H型支腿和X型支腿（如圖2.9、2.10）。 圖2.9 H型支腿 圖 2.10 X型支腿 1-水平液壓缸；2-垂直液壓缸 1-垂直液壓缸；2-車架；3-伸縮液壓缸；4-固定腿；5-活動腿汽車隨車吊設置支腿可以大大提高起重機的起重能力。為了使隨車吊在吊重過程中安全可靠，支腿要求堅固可靠，伸縮方便。在行駛時收回，工作時外伸撐地。還可以根據地面情況對各支腿進行單獨調節。2.2 液壓系統類型的擬定2.2.1 本機液壓系統分析根據開式和閉式系統的優缺點、典型工況，結合國內外同類產品的具體情況，液壓系統決定選用多泵多回路和多種型式的高壓變量系統。為了使液壓系統

27、更加易于檢修和使結構更簡單明了，在起升、回轉、伸縮、變幅、支腿和控制6個液壓回路中全部采用開式油路。由于本機屬于輕型隨車吊，回轉比較頻繁，所以回轉油路由變量泵和定量馬達組成。伸縮回路有兩節伸縮臂和兩個液壓缸，液壓缸與鋼繩組合實現同時伸縮。輕型隨車吊的變幅機構，采用單缸回路。為了提高效率，本輕型隨車吊回轉、伸縮、變幅回路可以協調工作。因此采用了三個三位四通換向閥來分別控制三個動作，這樣操作起來十分方便，簡單。支腿回路采用H式支腿，因為本機為輕型隨車吊，支腿小幅度外伸，每一支腿有一個水平液壓缸和垂直液壓缸，支腿伸出后成H形。支腿回路的各油缸均采用手柄操縱換向閥來實現各種控制。回路中支腿油路液控單向

28、閥可以防止支腿軟腿現象。根據汽車起重機的工況，支腿回路、回轉回路、伸縮回路和變幅回路通常單獨工作，所以可以采用同一個液壓泵并聯組合供油。2.2.2 各機構動作組合、分配及控制 各機構組合情況起升機構伸縮機構回轉機構變幅機構支腿機構圖211 各機構動作組合情況支腿機構在起升過程中不能動作，但是支腿回路不工作時其他的回路均不能工作，起升與變幅，伸縮、回轉回路要有組合動作功能，回轉、伸縮、變幅回路之間不需要組合動作。各機構組合情況如圖2.11所示。動力分配情況 根據設計要求、工作情況、起重量等，本機的動力分配如圖2.12所示：變幅機構回轉機構伸縮機構支腿機構卷揚機構 合流 泵2泵1分動箱 圖2.12

29、 上車動力分配情況救援消防車液壓系統的工作原理如圖2.13所示。該系統為中壓系統，動力源采用雙聯齒輪泵，由汽車發動機通過底盤上的分動箱驅動。液壓泵從油箱中吸油，輸出的液壓油經手動閥組A和B輸送到各個執行元件。整個系統由支腿收放、吊臂變幅、吊臂伸縮、轉臺回轉和吊臂起升五個個工作回路所組成，且各部分都具有一定的獨立性。整個系統分為上下兩部分，除液壓泵、過濾器、溢流閥、閥組A及支腿部分外，其余元件全部裝在可回轉的上車部分。油箱裝在上車部分，兼作配重。上下兩部分油路通過中心回轉接頭連通。支腿收放回路和其他動作回路采用一個二位三通手動換向閥進行切換。圖2.13 搶險救援消防車液壓系統圖 支腿收放回路 由

30、于汽車輪胎支撐能力有限，且為彈性變形體，作業時很不安全，故在起重作業前必須放下前、后支腿，用支腿承重使汽車輪胎架空。在行駛時又必須將支腿收起，輪胎著地。為此，在汽車的后端設置兩條支腿，每條支腿均配置有液壓缸。后支腿兩個液壓缸用另一個三位四通手動換向閥控制其收、放動作。為確保支腿能停放在任意位置并能可靠地鎖住，在支腿液壓缸的控制回路中設置了雙向液壓鎖。 吊臂變幅回路 吊臂變幅是通過改變吊臂的起落角度來改變作業高度。吊臂的變幅運動由變幅液壓缸驅動，變幅要求能帶載工作，動作要平穩可靠。本機為小噸位隨車吊采用單個變幅液壓缸變幅方式。為防止吊臂在停止階段因自重而減幅，在油路中設置了平衡閥,提高了變幅運動

31、的穩定性和可靠性。吊臂變幅運動由三位四通手動換向閥控制，在其工作過程中，通過改變手動換向閥開口的大小和工作位，即可調節變幅速度和變幅方向。 吊臂增幅時，三位四通手動換向閥左位工作，其油路為： 進油路：過濾器液壓泵手動換向閥右位手動換向閥左位平衡閥中的單向閥變幅液壓缸下腔。 回油路：變幅液壓缸上腔手動換向閥左位手動換向閥中位手動換向閥中位一油箱。 吊臂減幅時，三位四通手動換向閥右位工作，其油路為 進油路：過濾器液壓泵手動換向閥右位手動換向閥右位變幅液壓缸上腔。 回油路：變幅液壓缸下腔平衡閥手動換向閥右位手動換向閥中位手動換向閥中位油箱。 吊臂伸縮回路 吊臂由基本臂和伸縮臂組成，伸縮臂套裝在基本臂

32、內，由吊臂伸縮液壓缸驅動進行伸縮運動。本系統是利用各油缸有效面積差控制伸縮順,即號伸縮油缸活塞面積大，號伸縮油缸活塞面積小。各活塞腔是聯通的，各油缸活塞桿腔也是聯通的。很顯然I號伸縮油缸先伸出，其次是號伸縮油缸伸出。 平衡閥Ki可以保證吊臂在載荷下平穩收縮，同時還可以防止因泄漏或管道破裂而造成吊臂回落。此外為了保證吊臂回縮時按預定的順序，不至因自重和滑動阻力變化等因素影響。平衡閥的開啟壓力應該設定為足K1大，K2小。為使其伸縮運動平穩可靠，并防止在停止時因自重而下滑，在油路中設置了平衡閥。吊臂伸縮運動由三位四通手動換向閥控制，當三位四通手動換向閥工作在左位或右位時，分別驅動伸縮液壓缸伸出或縮回

33、。吊臂伸出時的油路為：進油路：過濾器液壓泵手動換向閥右位手動換向閥中位手動換向閥左位平衡閥11中的單向閥伸縮液壓缸下腔。回油路：伸縮液壓缸上腔手動換向閥左位手動換向閥中位油箱。 吊臂縮回時的油路為：進油路：過濾器液壓泵手動換向閥右位手動換向閥中位手動換向閥右位伸縮液壓缸上腔。回油路：伸縮液壓缸下腔平衡閥手動換向閥右位手動換向閥中位油箱。 轉臺回轉回路 轉臺的回轉由一個小轉矩高速液壓馬達驅動。通過行星減速機構減速，轉臺的回轉速度為0-5rmin。為了提高工作效率，并且確保安全，本系統加裝由平衡閥、二次溢流閥、梭閥、制動器組成的回轉緩沖裝置。回轉液壓馬達的回轉由三位四通手動換向閥控制，當三位四通手

34、動換向閥工作在左位或右位時，分別驅動回轉液壓馬達正向或反向回轉。其油路為： 進油路：過濾器液壓泵手動換向閥右位手動換向閥中位手動換向閥中位手動換向閥左(右)位正反轉平衡閥回轉液壓馬達。回油路：回轉液壓馬達正反轉平衡閥手動換向閥左(右)位油箱。 吊重起升回路 吊重起升是系統的主要工作回路。吊重的起吊和落下作業由一個大轉矩液壓馬達驅動卷揚機來完成。起升液壓馬達的正反轉有一個三位四通換向閥控制。馬達轉速的調節(即起吊速度) 主要通過改變泵一二分合流方式來實現，還可以通過調節發動機轉速及手動換向閥的開口來調節。回路中設有平衡閥，用以防止重物因自重而下滑。由于液壓馬達的內泄漏比較大，當重物吊在空中時，盡

35、管回路中設有平衡閥，重物仍會向下緩慢滑落，為此，在液壓馬達的驅動軸上設置了制動器。當起升機構工作時，在系統油壓的作用下，制動器液壓缸使閘塊松開，當液壓馬達停止轉動時，在制動器彈簧的作用下，閘塊將軸抱死進行制動。當重物在空中停留的過程中重新起升時，有可能出現在液壓馬達的進油路還未建立起足夠的壓力以支撐重物時，制動器便解除了制動，造成重物短時間失控而向下滑落。為避免這種現象的出現，在制動器油路中設置了單向節流閥。通過調節該節流閥開口的大小，能使制動器抱閘迅速，而松閘則能緩慢地進行。2.2.3 搶險救援消防車液壓系統的特點 該系統為雙泵雙回路、開式、串聯系統，采用了換向閥串聯組合，不僅各機構的動作可

36、以獨立進行，而且在輕載作業時，可實現起升和回轉復合動作，以提高工作效率；系統中采用了平衡回路、縮緊回路和制動回路，保證了起重機的工作可靠，操作安全；采用了三位四通手動換向閥換向，不僅可以靈活方便地控制換向動作，還可通過手柄操縱來控制流量，實現節流調速。在起升工作中，除了分合流油路可方便實現高低速切換外，將節流調速方法與控制發動機轉速的方法結合使用，可以實現各工作部件微速動作；各三位四通手動換向閥均采用了M型中位機能，使換向閥處于中位時能使系統卸荷，可減少系統的功率損失，適宜于起重機進行間歇性工作。注：平衡閥主要的功能不是鎖定執行元件的位置,是用來防止執行器失速或慣性沖擊的。3液壓缸的設計和計算

37、3.1液壓油缸的方案選擇3.1.1 液壓缸的種類 活塞式液壓缸：活塞式液壓缸根據其使用要求不同可分為雙桿式和單桿式兩種。 雙桿式活塞缸 活塞兩端都有一根直徑相等的活塞桿伸出的液壓缸稱為雙桿式活塞缸，它一般由缸體、缸蓋、活塞、活塞桿和密封件等零件構成。根據安裝方式不同可分為缸筒固定式和活塞桿固定式兩種。 單桿式活塞缸 所示，活塞只有一端帶活塞桿，單桿液壓缸也有缸體固定和活塞桿固定兩種形式，但它們的工作臺移動范圍都是活塞有效行程的兩倍。 差動油缸單桿活塞缸 在其左右兩腔都接通高壓油時稱為：“差動連接”。 柱塞缸 它只能實現一個方向的液壓傳動，反向運動要靠外力。若需要實現雙向運動，則必須成對使用。這

38、種液壓缸中的柱塞和缸筒不接觸，運動時由缸蓋上的導向套來導向，因此缸筒的內壁不需精加工，它特別適用于行程較長的場合。 其他液壓缸 增壓液壓缸。增壓液壓缸又稱增壓器，它利用活塞和柱塞有效面積的不同使液壓系統中的局部區域獲得高壓。它有單作用和雙作用兩種型式，顯然增壓能力是在降低有效能量的基礎上得到的，也就是說增壓缸僅僅是增大輸出的壓力，并不能增大輸出的能量。單作用增壓缸在柱塞運動到終點時，不能再輸出高壓液體，需要將活塞退回到左端位置，再向右行時才又輸出高壓液體，為了克服這一缺點，可采用雙作用增壓缸， 伸縮缸。伸縮缸由兩個或多個活塞缸套裝而成，前一級活塞缸的活塞桿內孔是后一級活塞缸的缸筒，伸出時可獲得

39、很長的工作行程，縮回時可保持很小的結構尺寸，伸縮缸被廣泛用于起重運輸車輛上。伸縮缸的外伸動作是逐級進行的。首先是最大直徑的缸筒以最低的油液壓力開始外伸，當到達行程終點后，稍小直徑的缸筒開始外伸，直徑最小的末級最后伸出。隨著工作級數變大，外伸缸筒直徑越來越小，工作油液壓力隨之升高，工作速度變快。 齒輪缸。它由兩個柱塞缸和一套齒條傳動裝置組成，柱塞的移動經齒輪齒條傳動裝置變成齒輪的傳動，用于實現工作部件的往復擺動或間歇進給運動。根據消防車的工作需要臂液壓缸應選用缸體固定的單桿式活塞缸,即HSG型工程液壓缸，HSG型工程液壓缸為雙作用單活塞桿式液壓缸,具有安裝連接方式多樣以及可帶緩沖裝置等特點。綜上

40、所選HSG缸液壓結構如圖3.1所示 圖 3.13.1.2 液壓缸承載力的計算液壓缸承載力，是液壓缸承受所有外部載荷的總稱，它包括工作負載，外摩擦負載和慣性負載。承載力按下式計算6： PN=Pn+Pm+Pg (3.1)式中 PN 液壓缸總承載力(N) Pn 工作負載(N) Pm外摩擦負載(N) Pg液壓缸運動速度變化時產生的慣性負載(N)3.1.2臂工作負載的分析舉升油缸下端與下臂鉸接，上端與滑架鉸接，其作用力主要用于舉升臂架，改變臂架與地面的角度，從而使之適應不同的工作要求。計算液壓缸負載力時,必須對液壓缸所處的工作狀況進行全面分析。首先正確地確定作用在液壓缸上的力。在不同工作條件下，液壓缸承

41、受的力往往是變化的，這就需要求出最大的力。此液壓缸在力臂處于水平位置時，作用在支承液壓軸線上的分力為最大，所以此時受力最大（圖3.2）。 圖 3.2 查閱相關資料1可知臂處于水平狀態時舉升力與豎直方向成度角，因此此時的作用力F0的豎直方向的分力F1可由如下公式表述出來： F1=G1L2/L1 (3.2) F0=F1/COS (3.3)式中 G1臂鉸接點右端即臂的重量(N) l1舉升油缸作用力對鉸點的力臂(m) l2鉸接點右端即臂的質心到鉸接點的水平距離(m)3.1.3 外摩擦負載的分析計算外摩擦負載是指液壓缸在運動時所拖動的機構與導向或支撐件之間的摩擦力，泵車四臂油沒有外摩擦力。3.1.4 慣

42、性負載的分析 液壓缸和運動過程并不是勻速運動,它必須經過啟動加速運動勻速運動減速運動制動這樣一個過程,在變速過程必然會產生慣性力,即慣性負載。由于在此液壓缸工作中，缸筒運動的速度慢，所以慣性負載可以忽略。3.2 總承載力的計算液壓缸在啟動時承載力最大,因為它不但要克服工作負載、靜摩擦力,而且還要克服慣性力。但此液壓缸在實際工作時不是同時承受這三種力，它沒有外摩擦力。所以只受重力和慣性力的影響。由于在此液壓缸工作中，缸筒運動的速度慢，所以慣性負載可以忽略。 通過以上對舉升油缸作用力的計算，得出了舉升油缸的主要技術數據，間接的為下面的舉升機構液壓系統的設計部分作基礎。3.3 各臂架液壓缸參數計算3

43、.3.1 液壓缸承載力的計算查閱相關資料1，及設計要求可得各液壓缸所受外力。3.3.2 液壓缸內徑尺寸與活塞桿直徑的確定工作壓力是確定執行元件結構參數的主要依據，它的大小影響執行元件的尺寸和成本，乃至整個系統性能。工作壓力選得高，執行元件和系統的結構緊湊，但對元件的強度、剛度及密封要求高，且要采用較高壓力的液壓泵；反之，如果工作壓力選得低，就會增大執行元件及整個系統的尺寸，使結構變得龐大。所以應根據實際情況選取適當的工作壓力。執行元件工作壓力可以根據總負載值或者主機設備類型選取，如表3.1，表3.2所示。由負載值大小查表3.1，參考同類型搶險救援消防車，取各臂液壓缸工作壓力。負載F/KN55-

44、1010-2020-3030-5050工作壓力 P/MPa0.8-1.51.5-22.5-33.0-4.04.0-5.05.0 表3.1 負載和工作壓力之間的關系設備類型機床農業機械、小型工程機械、工程機械輔助機構液壓機、重型機械、大中型挖掘機、起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力P/MPa0.8-23-52-88-1010-1820-32 表3.2 各類液壓設備常用的工作壓力油缸受最大載荷F0，活塞桿是工作在受壓狀態，如圖3.4所示:0 圖3.3 活塞桿受壓狀態圖 根據設計要求，所使用液壓缸型號差不多，所以在此只就舉升液壓缸進行參數計算和尺寸設計。液壓缸結構簡圖所受外載荷F0/N工作

45、壓力P/MPa工作速度V/(mm/s)臂架1G1=20000NL1=0.4mL=1.8m=15G=95000NF0=442546N2520 表3.3 液壓缸結構參數 缸筒 由液壓缸的結構圖如圖3.4所示可知圖3.5 圖3.4 液壓缸結構圖 內徑D。液壓缸的缸筒內徑D是根據負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內徑D，再從GB234880標準中選取最近的標準值作為所設計的缸筒內徑。根據負載和工作壓力的大小確定D：以無桿腔作工作腔時 (3.4)以有桿腔作工作腔時 (3.5)式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據機床類型或負載的大小來確定；Fmax為最大作用

46、負載。因為臂架上升時工作腔為無桿腔，又已知油缸受的最大載荷，根據公式3.4和表3.3可得 缸筒內徑D = 150mm 缸筒壁厚 對于高壓系統或3.216時，液壓缸缸筒厚度一般按中等壁厚筒計算，公式如下： (3.6)式中 液壓缸缸筒厚度 試驗壓力(Mpa)，當工作壓力P16 Mpa時，=1.5P，當工作壓力P16 Mpa時，=1.25P，這里應取=1.25P 液壓缸內徑(m) 缸體材料的許用應力（Mpa），可通過下面公式求得： (3.4) 缸體材料的抗拉強度(Mpa) 安全系數，=3.55，一般取=5但對于鍛鋼45的許用應力一般都取=110(Mpa)-強度系數，對于無縫鋼管，=1；C-計入壁厚公

47、差及腐蝕的附加厚度，D1D+2，通常圓整到標準厚度值再根據機械設計手冊，取液壓外缸直徑D1如表3.4/MPa/mmD1/mm液壓缸31.2522194 表 3.4 缸筒長度L6缸筒內有導向套、緩沖柱塞、活塞故其長度為 L6=L-L1-L5+C=L2+S+L4+C (3.5)式中： L-液壓缸的總長 L1-左耳環離缸筒的距離L2-導向套長度S-行程L3-緩沖柱塞長度L4-活塞長度L5-右端蓋的安裝長度C-與后端蓋連接長度缸筒長度L6具體如表3.9所示。 活塞桿 活塞桿的連接方式活塞桿與活塞的連接采用螺紋連接，左端與左耳環采用焊接連接其結構如圖3.6所示，選用45號鋼作為活塞桿的材料圖3.5 活塞

48、桿 外徑d。活塞桿外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校 核其結構強度和穩定性。若速度比為，=則式子為： (3.6)也可根據活塞桿受力狀況來確定。表3.5 工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7 表3.6 速度比要求確定d/D/1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71根據表3.5與表3.6取公式d=0.7D,可得： 活塞桿外徑d = 105mm 當按GB/T23481993將這些直徑按表3.9圓整成就近標準值并由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積如表3.7所示液壓缸的公稱壓

49、力系列（GB/T7938-1978）/MPa0.63，1.0，1.6，2.5，4，6.3，10，16，25，31.5， 40.0液壓缸內徑系列（GB/T2348-1993）/mm8, 10, 12, 20, 25, 32, 40, 50, 63, 80,(90), 100, (110),125, (140),160,(180), 200, (220), (280), 320,(360), 400, (450), 500活塞缸直徑系列（GB/T2348-1993）/mm4, 5, 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25,28,32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100,110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280,320, 360活塞行程系列（GB/T2349-1980）/mm第一系列25，50，80，100，125，160，200，250，320，400，500，630，800，1000，1250，1600，2000，2500，3200，4000第二系列40，63，90，110，140，180，220，280，360，450，550，700，900，1100，1400，1800，2200，