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)行位置測量摘 要液壓執(zhí)行器有非線性動力特性，并且經(jīng)常在機械，航空航天，水下檢驗環(huán)境中使用，檢測其中的不確定干擾存在。線性控制器的設計普遍采用線性模型的液壓系統(tǒng)。如果使用非線性和魯棒控制技術作為替代可以實現(xiàn)更好的性能。在這些技術中，采用動態(tài)逆滑?？刂剖且粋€很好的選擇，但它通常需要除了實際位置的測量還需要執(zhí)行器的速度和液壓壓力測量。本文提出的是一個液壓制動器的位置控制器設計的實驗。一個詳細說明的伺服系統(tǒng)組件首先被提出。然后，是基于線性模型的執(zhí)行機構(gòu)的線性控制法的設計和測試。最后，研制了一種滑?？刂坡伞嶒灲Y(jié)果，在一個真實的案例研究，證明所提出控制器即使當只有致作動器的位置是可用于反饋的時候依然有效。關鍵詞 ： 液壓作動器 非線性系統(tǒng) 非線性控制系統(tǒng) 滑?？刂?第一章 介紹液壓執(zhí)行器有許多工業(yè)應用因為以下優(yōu)點：剛性，緊湊性，載荷能力，由于液體流動的高抗磨損性；響應速度快，具有快速啟動，停止和速度逆轉(zhuǎn)；保持無限容量裝載的能力，但這通常會導致電氣部件過熱。此外，他們的高功率重量比允許他們使用直接驅(qū)動的方式，例如，在工業(yè)機器人中，這樣可以避免磨損敏感的齒輪箱。其主要缺點之一是其強烈的非線性行為。主要的非線性是：伺服閥驅(qū)動致動器電樞中的磁滯，這經(jīng)常被忽視；在輸入控制和執(zhí)行器流動中的靜態(tài)非線性關系；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性；液壓缸的不對稱；作用在致動器摩擦力。另一個主要的缺點是難以準確估計模型的參數(shù)和不同試驗條件下的變化的參數(shù)。因此，為了為液壓致動器技術的非線性設計一個伺服位置系統(tǒng)，需要應用魯棒控制技術以獲得更好的性能。今天，更復雜的控制規(guī)律，如逆動力學規(guī)律，成功地應用在許多應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量。這項工作中的液壓執(zhí)行機構(gòu)是由噴嘴擋板式二級電液伺服閥和非對稱液壓缸組成。一個伺服位置系統(tǒng)必須設計。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。一部分動態(tài)參數(shù)可從供應商獲得。為了驗證這些參數(shù)并確定其他參數(shù)，進行開環(huán)試驗是不可能的，安全需求當閉環(huán)控制去移動執(zhí)行器是強制性的。為了這個目的，基于線性模型的執(zhí)行器首先設計出了一個離散時間線性控制器。然后，一個滑動模式控制法已被設計在連續(xù)時間域通過使用一個 Lyapunov 為基礎的方法，在離散時間實現(xiàn)而不需要速度和壓力的直接測量。通過選擇一個快速采樣率，在連續(xù)時間域設計的控制工程師的滑動模式控制器在離散時間實施的設計在實踐中普遍被接受。模型的不確定性，事實上，壓力并不是直接測量和摩擦沒有補償，并且時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 實驗設置2.1 控制結(jié)構(gòu)這項工作中的液壓執(zhí)行機構(gòu)是一個線性單桿缸，線性單桿缸活塞的位置由一個線性可變地微分變壓器（LVDT）傳感器測量。數(shù)字控制結(jié)構(gòu)，有以下特點：?powerpc CPU 運行在 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；?100Hz 的二階巴特沃斯抗混疊濾波器；?液壓系統(tǒng)包括一個 LVDT 傳感器的位置測量注意?唯一的變量是活塞的位置；?數(shù)字實現(xiàn)和有限的帶寬的電路存在和過濾器可以忽略所有組件在 100 赫茲；?量化器產(chǎn)生的測量噪聲的存在，事實上，測量分辨率為 2.3 · 10?5米；?執(zhí)行器在一個廣泛的和可變的溫度范圍內(nèi)工作。2.2 實施問題關于真實結(jié)構(gòu)實驗測試，注意一些重要的關于線性和魯棒控制器的設計方面問題1.時間延遲反饋鏈：一個約 6 毫秒的已嚴重影響動態(tài)的時間反饋鏈延遲被檢測出測量，而且這是設計控制器必須考慮的問題。2.位置測量的噪聲：LVDT 傳感器的非理想特性，與量化器的連接處，產(chǎn)生一個不可忽略的測量噪聲。然后，為了避免致動器的振動，驗證控制器的過濾能力是很重要的。3.不變量測量：可用的唯一變量是執(zhí)行器的位置。因此，建議的滑動模式控制器在沒有腔內(nèi)壓力作為一般工作條件進行工作。執(zhí)行機構(gòu)的速度和加速度通過使用微分濾波11器測量得到，這種方式定義為傳遞函數(shù)：濾波器的參數(shù)在沒有放大高頻組件的情況下已經(jīng)實現(xiàn)導數(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)，由一個噴嘴擋板式流量控制閥和一個非對稱液壓作動器，如圖 3 所示。圖中閥門和執(zhí)行器為了看得清楚，調(diào)大了比例。所有的符號在圖 3 報告表1 所示，將用下面的模型描述：圖 3 液壓伺服作動器布局3.1 伺服閥模型3.1.1 伺服閥的非線性模型噴嘴擋板閥的非線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)矩電動機我這電流轉(zhuǎn)化成扭矩在電樞：當電樞旋轉(zhuǎn)是非常小的，通常被認為是一個簡化的線性關系：12電樞擋板的動力學與電樞轉(zhuǎn)矩擋板位移方程（在小角度旋轉(zhuǎn)的情況下）是：噴嘴的流量與擋板位移對閥芯的側(cè)流方程： 摘 要隨著我國科技水平的快速發(fā)展，各行各業(yè)都取得了巨大的進步，其中起重機起到了重要的作用，起重機在建筑、開采、挖掘等領域不可或缺。尤其是汽車起重機，因為其具備汽車的特點，即可快速移動，又具有起重機的功能，所以應用的領域更加廠泛。汽車起重機由變幅系統(tǒng)、伸縮系統(tǒng)、卷揚系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、支腿系統(tǒng)組成。變幅系統(tǒng)對起重機的工作穩(wěn)定性以及起重機的工作性能有十分重要的影響。在本次 QY50K 起重機變幅液壓系統(tǒng)設計中，我以汽車起重機的三鉸點設計為基礎，首先確定三鉸點的設計位置，確定變幅系統(tǒng)的機械結(jié)構(gòu)尺寸，進而對起重機的變幅液壓缸及液壓油箱的各部分進行選型與計算，確定液壓缸及油箱的結(jié)構(gòu)。最后對液壓系統(tǒng)中的其他元器件進行選型與介紹，完成對于變幅液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。關鍵字: 汽車起重機 變幅 液壓系統(tǒng) 三鉸點 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 國內(nèi)外研究狀況 .21.2.1 國內(nèi)起重機研究狀況 21.2.2 國外起重機研究狀況 31.2.3 汽車起重機的發(fā)展趨勢 41.3 課題研究方法 .4第二章 變幅系統(tǒng)方案設計 .52.1 變幅機構(gòu)布置形式 52.2 三鉸點示意圖 .62.3 三鉸點受力分析 .62.4 三鉸點位置確定 .72.4.1 吊臂下鉸點 0 的確定 72.4.2 變幅液壓缸上鉸點 B 的確定 82.4.3 變幅液壓缸下鉸點 A 的確定 92.5 本章小結(jié) 10第三章 變幅液壓缸設計計算 .123.1 變幅液壓缸介紹 123.2 變幅液壓缸參數(shù)設計 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計 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 活塞桿的設計與計算 .193.5.1 活塞桿的結(jié)構(gòu) 193.5.2 活塞桿的強度計算 193.5.3 活塞桿彎曲穩(wěn)定性計算 193.6 導向套 .203.6.1 導向套的材料 203.6.2 導向套的密封與防塵 203.6.3 導向套的固定 213.7 后缸蓋的的設計 213.7.1 后缸蓋的材料 213.7.2 后缸蓋的連接 213.8 進出油口尺寸 .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 安裝連接處銷軸的校核 .233.10 本章小結(jié) .24第四章 變幅液壓系統(tǒng)設計及元器件的選擇 .254.1 變幅系統(tǒng)液壓原理圖設計 .254.1.1 變幅液壓回路介紹 254.1.2 各閥芯在中位時 .264.1.3 液壓缸在伸出時 .264.1.4 液壓缸在縮回時 .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 先導控制閥 294.6 油管 .304.6.1 油管的選擇 .304.6.2 油管管徑設計 .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 液壓油箱的設計 .325.1 開式液壓油箱結(jié)構(gòu)特點介紹 .325.2 開式液壓油箱的容積確定 .325.3 油箱的結(jié)構(gòu)設計 335.3 .1 油箱的結(jié)構(gòu)及設計要點與需要注意的事項 335.4 油箱結(jié)構(gòu)的詳細設計 345.4.1 油箱長、寬、高的確定 345.4.2 液壓油箱壁板厚度的確定 345.4.3 液壓油箱腳的設計 345.4.4 液壓油箱頂蓋設計 355.4.5 液壓油箱吊耳設計 355.4.6 液壓油箱隔板設計 355.4.7 液壓油箱油箱底板設計 355.4.8 液壓油箱清洗孔設計 355.4.9 后處理 365.5 油箱配件的計算與選用 .365.5.1 液壓空氣過濾器的設計與選用 365.5.2 液位液溫計的計算與選用 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 .40致 謝 .42附 錄 .431緒 論進入 21 世紀，各行各業(yè)都在高速發(fā)展，尤其是制造業(yè)，作為國民經(jīng)濟的命脈，更是發(fā)展迅猛，制造技術與制造水平都達到新的高峰。起重機作為重要的工程機械，起到了十分重要的作用。起重機是工程中裝卸的主要工具，在橋梁建造，資源開采，貨物搬運等領域中不可或缺。汽車起重機作為起重機的一種，既具備起重機優(yōu)點又可以像貨載汽車一樣快速移動，所以汽車起重機的運用日益廣泛。除了移動迅速之外，汽車起重機還具備結(jié)構(gòu)簡單，成本低的特點。而且起重機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、打樁設備等，實現(xiàn)一機多用的特點。在本次課程設計中，將先整體上了解變幅系統(tǒng)的組成與作用，然后先對機械結(jié)構(gòu)進行設計，進而研變幅系統(tǒng)的液壓結(jié)構(gòu)，對液壓系統(tǒng)的的液壓元件進行確定完成最終設計。變幅系統(tǒng)設計，以起重機三鉸點的設計為基礎。三鉸點的設計對起重機的性能的穩(wěn)定性，起重機的起重量都有巨大的影響。確定三鉸點結(jié)構(gòu)后，對起重機液壓系統(tǒng)進行設計。液壓系統(tǒng)設計，首先對液壓缸的參數(shù)進行確定，進而對變幅系統(tǒng)的油箱進行設計，通過流量、壓力、對液壓系統(tǒng)的元器件機型選擇，最終完成液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。國外的起重機發(fā)展體現(xiàn)出多樣化的特點。尤其為適應不同工作環(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起重機，這樣使得外國的汽車起重機在特點上，靈活性更優(yōu)，更加方便技術人員的操縱，在工作中的效率高。在起重機的結(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，在截面形狀上，德國的公司率先研發(fā)出橢圓型的起重機伸縮臂，在機構(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在工程建設的不斷應用也促使著起重機的不斷發(fā)展?，F(xiàn)階段，工程建設中需求研發(fā)具有更大起吊能力，具備更大的工作半徑，具有更快移動速度的汽車起重機。隨著液壓技術的日臻成熟，液壓汽車起重機快速發(fā)展。液壓傳動以液壓油為載體流動傳動。液壓傳動與電子技術，尤其是 PLC 技術，使得液壓系統(tǒng)在控制方面更容易的實現(xiàn)自動控制 [1]。汽車起重機有許多重要的零部件結(jié)構(gòu)，組要可分為以下幾個主要的系統(tǒng)。卷揚系統(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，五個系統(tǒng)如圖 1-1 所示圖 1-1 起重機系統(tǒng)圖1.2 國內(nèi)外研究狀況1.2.1 國內(nèi)起重機研究狀況我國的起重機發(fā)展較晚，直到 19 世紀六七十年代才開始建立。自建立后，起重機行業(yè)不斷發(fā)展，現(xiàn)在已經(jīng)具備一定規(guī)模，對我國的經(jīng)濟、建設起到了巨大的作用。汽車起重機的發(fā)展，從 5 噸的小型機械式汽車起重機開始，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，起重機的研發(fā)水平達到了中等水平。目前，我國起重機制造企業(yè)比較出色的有徐工集團、長江起重機廠等。圖為圖 1-32 徐工集團的 QY50K 起重機 [2]。圖 1-2 QY50K 汽車起重機目前中國的汽車起重機發(fā)展面臨著全新的機遇和挑戰(zhàn)：(1).隨著我國改革開放與加入世貿(mào)組織，我國的發(fā)展與世界的聯(lián)系更加緊密。我國的起重機行業(yè)可以更快地學習國外的先進技術，加速使我國的起重機設計追趕上世界的先進水平，但同時，我國的起重機企業(yè)也面臨著國外廠商的沖擊。尤其是對于小型的起重機企業(yè)，面臨著與外企合作，然后被吞并的命運 [3]。(2)國產(chǎn)的起重機在自身的設計上存在問題與差距。我國在起重機行業(yè)上，整體對技術研發(fā)上投入不夠，對技術人員的培養(yǎng)，對科研設備的投入不夠，使得我國在起重機領域的技術創(chuàng)新能力較弱，對于起重機制造的核心技術掌握不夠，尤其在高、精、尖的設備的制造上能力較弱。此外，我國起重設備的制造水平一般，國產(chǎn)起重機普遍存在噪聲大、電氣故障等問題。此外，我國汽車起重機的產(chǎn)品類型單一，不能滿足行業(yè)上對于起重機適應各種工作環(huán)境的需要。此外，由于材料技術的落后，我國起重機的使用壽命，質(zhì)量也都和國外有較大的差距。1.2.2 國外起重機研究狀況國外的起重機發(fā)展體現(xiàn)出多樣化的特點。尤其為適應不同工作環(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起重機，這樣使得外國的汽車起重機在特點上，靈活性更優(yōu)，更加方便技術人員的操縱，在工作中的效率高。在起重機的結(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，在截面形狀上，德國的公司率先研發(fā)出橢圓型的起重機伸縮臂，在機構(gòu)質(zhì)量，載重性能方面得到優(yōu)化 [4]。41.2.3 汽車起重機的發(fā)展趨勢國內(nèi)外的汽車起重機，在研發(fā)方向上趨勢主要體現(xiàn)在以下這幾個方面：(1).運用新技術、運用新的制造工藝?，F(xiàn)代的技術更新迅猛，我們只有以前衛(wèi)的視角，不固步自封，要將新的技術運用在汽車起重機中，注重創(chuàng)新，采用新的制造方式，這樣起重機才會快速發(fā)展。(2).向機電液一體化模式發(fā)展。機電液一體化，是機械行業(yè)的發(fā)展方向。電氣設備、液壓設備、機械設備一體化發(fā)展，使得機械的控制得到優(yōu)化，半自動甚至全自動的設備可以使得操作者更加輕松，對行業(yè)的發(fā)展具有重大意義。(3).發(fā)展一機多用，起重機的吊臂不單單能夠吊取重物，也可以有其他功用。例如 ，可以在起重機的吊臂上安裝電磁設備，可以使得起重機具有其他的功用。我國應注重對于其配套設備的研發(fā)，使得起重機可以一機多用，使得起重機的利用率得到提高。(4).起重機的起重量向多元化發(fā)展。我國的起重機類型單一，與國外相比，差距明顯?，F(xiàn)階段，迷你型起重機與全路面起重機在國外興起，迷你型起重機的靈巧的優(yōu)點可以使得起重機可以在極端條件下得到運用。此外，超大型的起重機械的研發(fā)也應得到重視，只有我國具備了制造了各種類型的機械，我國機械行業(yè)的發(fā)展才會更加均衡 [5]。1.3 課題研究方法在本次課程設計中，將先整體上了解變幅系統(tǒng)的組成與作用，然后先對機械結(jié)構(gòu)進行設計，進而研變幅系統(tǒng)的液壓結(jié)構(gòu)，對液壓系統(tǒng)的的液壓元件進行確定完成最終設計。變幅系統(tǒng)設計，以起重機三鉸點的設計為基礎。三鉸點的設計對起重機的性能的穩(wěn)定性，起重機的起重量都有巨大的影響。確定三鉸點結(jié)構(gòu)后，對起重機液壓系統(tǒng)進行設計。液壓系統(tǒng)設計，首先對液壓缸的參數(shù)進行確定，進而對變幅系統(tǒng)的油箱進行設計，通過流量、壓力、對液壓系統(tǒng)的元器件機型選擇，最終完成液壓系統(tǒng)原理圖的繪制。本次課設的主要思路如下流程圖 1-3 所示5圖 1-3 設計流程圖第二章 變幅系統(tǒng)方案設計2.1 變幅機構(gòu)布置形式QY50K 起重機變幅形式采用液壓形式進行。變幅機構(gòu)以變幅液壓缸作為主體結(jié)構(gòu)，變幅液壓缸驅(qū)動汽車起重機的主臂完成變幅。變幅液壓缸在汽車起重機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，在起重機吊起重物時，變幅液壓缸對起重機吊臂臂的作用力臂較長，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度縮短，這樣大大改善了吊臂的受力狀態(tài)，對吊臂受力有利。但這種方案的缺點是：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。后傾式變幅機構(gòu)，變幅液壓缸受力的特點與前傾式相反，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。采取后拉式變幅機構(gòu)，變幅液壓缸固定位置選擇在在起重機吊臂后方。這樣的油缸布置方式優(yōu)點吊臂下方的有效空間大。后拉式變幅機構(gòu)，在吊臂起升時液壓油只能從液壓缸有桿腔進入，所以采用這種方式，推力較小。因此，后拉式起重機只能用于起重量較小的起重機上。起重機前傾式變幅機構(gòu)簡圖如下圖 2-1 中所示 [6]。圖 -1 前傾式變幅機構(gòu)2前傾式變幅機構(gòu)有好的力學性能，起重機可以吊起質(zhì)量較大的重物。絕大部分的6汽車起重機采用液壓缸前傾式布置的變幅機構(gòu)。這種變幅機構(gòu)可以用一個變幅液壓缸，也可以使用兩個變幅液壓缸。在本次 QY50K 汽車液壓起重機設計中，采用了前傾式設計，一個變幅液壓缸的結(jié)構(gòu)。變幅液壓缸選用雙作用單桿液壓缸。2.2 三鉸點示意圖 汽車起重機三鉸點如下圖 2-2 所示。圖 2-2 起重機三鉸點示意圖起重機吊臂與回轉(zhuǎn)裝置、變幅油缸上端與吊臂、變幅油缸下端與回轉(zhuǎn)裝置三個位置需要鉸接連接。變幅上鉸點、變幅下鉸點、吊臂下鉸點稱為變幅機構(gòu)的三鉸點。變幅機構(gòu)三鉸點的布置對起重機的性能有十分重要的重要，對起重機的起重穩(wěn)定性，起重能力，起升高度等有重要的影響 [7]。2.3 三鉸點受力分析設起重機最大起重量是 Q、額定的工作幅度是 R，則這時變幅機構(gòu)的受力情況，變幅機構(gòu)受力示意圖，如圖 3-2 所示對吊臂的下鉸點 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 是卷揚系統(tǒng)中的額起升鋼繩與 O 點之間的距離。?7圖 2-3 變幅機構(gòu)受力示意簡圖在實際計算時，因為（2-2）??cosShQReGl??:因此可以忽略 Sh，原式可改寫為：（2-3）1sFll?2.4 三鉸點位置確定2.4.1 吊臂下鉸點 0 的確定吊臂下鉸點 O 的位置由起重機的吊臂的長度、起重機額定工作的最小幅度和重物被起升的高度一同確定。我們在確定 O 點的位置，可以首先確定 和 e 這兩個參數(shù)，0h這樣便設計得出 O 點的位置 [8]。吊臂基本臂的工作長度是 ，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， 由起重機吊鉤滑輪組大小和1h 1h起重機卷揚裝置等部件的參數(shù)參數(shù)決定， 的取值范圍一般情況下為 1.2-2m， 的1h 1h取值范圍與起重機吊起重物的質(zhì)量有關， 數(shù)值隨著重物質(zhì)量增大而增大，設計初期，通常將 的參數(shù)值確定一數(shù)值。取 =1.8m1hR: R 為起重機額定工作幅度,由設計題目易知 R=3m；8H: H 是當?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 是起重機設計中給 出的設計基本參數(shù)，由設計任務可以確定參數(shù) H 的數(shù)值。 H=10.75m；在式（2-4）中可以得出，吊臂的長度還與吊臂與回轉(zhuǎn)機構(gòu)的鉸接點與地面的距離 有關，相同的起升高度時， 增越大，吊臂便會縮短。但 過大會使的起重機重0h0h0h心偏高，不利于起重機起吊重物時的穩(wěn)定性。所以 應適當?shù)倪x取，一般 為 2-0 03m，取 =2.80在等式中， 較小，可忽略不計。1sine?: 為全縮狀態(tài)下吊臂的長度；由公式（4）可得， =10.7mwl wl忽略 ，等式（5）可化簡為1sie?（2-6）cosRwl???將 =10.7 代入等式（2-6） ，可得 e = 0.77wl當 取值較小時，則當 取某一定值時，e 數(shù)值變大（即 O 點遠離回轉(zhuǎn)中心） ，反?wl之，則當 取某一定值時，角度增大，e 數(shù)值變?。?O 點與回轉(zhuǎn)中心距離變?。?。wl在選取 e 值時，在滿足機構(gòu)要求的情況下，0 點與回轉(zhuǎn)中心的距離 e 的數(shù)值盡量大的數(shù)值。將吊臂下鉸點與回轉(zhuǎn)中心 O 點距離取大，可以在起重機整車長度一定的條件下，可以將吊臂的長度設計的更長，從而獲得更大的起升高度；距離取大，鉸點 0 后移，上車質(zhì)心后移，對底盤的前橋載荷更有利。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 B 的確定假設坐標原點為 O 點，則變幅液壓缸的上鉸點 B 可以表示為 ，由起重機(,bxy）吊臂結(jié)構(gòu)易知， ， 落在吊臂上，坐標值由吊臂的結(jié)構(gòu)確定。起重機的下鉸點的bxy布置位置，應盡量采取布置形式，對起重機變幅過程中的受力有利，起重機的結(jié)構(gòu)更加簡單的原則，將起重機下鉸點布置在起重機的側(cè)蓋板上，會使得起重機的回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，回轉(zhuǎn)半徑增大，變幅液壓缸的尺寸長度增加，所以變幅液壓缸的上鉸點 B 的布置位置9選擇，起重機基本臂的上蓋板上。變幅油缸上鉸點 值的大小對變幅液壓缸及起重機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 的增大變幅液壓缸的工b作壓力會降低，這對吊臂的受力狀態(tài)有利，所以 的值應盡量取大。 的值一般取吊bxbx臂的全縮狀態(tài)下工作長度，即 的 1/2-1/3。本次設計中取wlw10.752bxlm???取值與起重機吊臂的尺寸有關。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 A 的確定參照《起重機設計規(guī)范》中的設計要求，變幅液壓缸與回轉(zhuǎn)底座的鉸點 A 點的位置坐標的設計確定應滿足這兩個條件：1）.變幅液壓缸的最大推力大小需要大于滿足“額定工作幅度、最大起重量”工況條件下的正常使用時的推力；2）.起重機吊臂處于水平位置時，空載工況，吊臂全伸時，起重機變幅液壓缸能實現(xiàn)起臂動作 [10]。1）.分析當起重機在額定工作幅度、吊臂處于全縮、最大的起重量的狀態(tài)下工作時，變幅系統(tǒng)的受力狀況，由公式（3-5） ，易得 （2-7）??1cosQReGllF???為這個工作狀況下的作用力臂。這個情況下，由經(jīng)驗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，將起重機吊臂下鉸點 0 作為圓心，畫圓，半徑的長度取為 。并且設在此工況下，變幅油缸的上鉸點為 如圖 2-3 所示。1l maxQB10圖 2-3 變 幅 液 壓 缸 下 鉸 點 A的 確 定 示 意 圖G:G 為吊臂質(zhì)量。起重機整機自重約為 40t，由起重機設計手冊知，吊臂質(zhì)量約為起重機重量的 8%-15%，所以取吊臂重量 5t。D:D 為變幅液壓缸缸徑，由設計題目初選，缸徑 D=220mm；P:P 是變幅液壓缸最大工作油壓，由經(jīng)驗選定， P=25Mpa；F:F 是變幅液壓缸工作中的最大推力值。 21954DkN???由設計題目易知，最大起重量 Q=50t，吊臂質(zhì)心與 O 點之間的距離為 5m，起重機吊臂全縮狀態(tài)下最大仰角 =69.36°???1cos2.50QReGll mF???2）.起重機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??: 是此時工作狀況下變幅液壓缸的作用力臂；0l: 是起重機吊具的質(zhì)量， =1t；Q0: 是吊臂全部展開時吊臂的工作長度， =40.1m;maxl maxl: 是伸縮機構(gòu)與起重機吊臂的重心與 O 點之間的距離。211再一次以起重機吊臂下鉸點 O 為圓心，以 為半徑畫圓。并且假設在這種工況下，2l變幅機構(gòu)上鉸點是 。0qB(3).做通過最大載重變幅機構(gòu)上鉸點 做以 為半徑的圓的切線，做通過吊臂maxQB1l全伸空載狀態(tài)變幅機構(gòu)的上鉸點 做以 為半徑的圓的切線。兩條切線相交點，即ax2l為 A 點。A 點便是需要確定的變幅液壓缸的下鉸點位置 [11]。特別指出的是，如圖 3-3 所示，由起重機設計參數(shù)易知，A 距離為液壓缸的安0qB裝尺寸。 點是起重機主臂最大仰角工況下（即 =80°） ，油箱上鉸點。Amax2QB?距離是起重機變幅系統(tǒng)的最大變幅長度。而 A 與 A 的差值則為變幅液ax2 max2Q0q壓缸行程。距離可以在所畫的變幅系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中測得。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)重點是變幅系統(tǒng)中的三鉸點位置的確定。起重機三鉸點的位置是起重機設計的基礎，三鉸點的確定有利于起重機吊臂，回轉(zhuǎn)支撐等結(jié)構(gòu)的尺寸的確定。通過三角點位置的確定也可以得出變幅液壓缸的安裝尺寸與變幅機構(gòu)最大尺寸，變幅液壓缸的行程。為以后的設計奠定基礎。12第三章 變幅液壓缸設計計算3.1 變幅液壓缸介紹在本次的畢業(yè)設計中，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，礦山機械和車輛中有廣泛應用。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度的沖擊負載，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度的限制所以不能過大 [12]。當加工的條件允許時，焊接型液壓缸的行程可以達到 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 名稱 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)設計結(jié)合畢業(yè)設計題目的要求及焊接型變幅液壓缸的一般參數(shù)，并參照 QY50K 汽車液壓起重機的基本參數(shù)，我們可以對一下參數(shù)進行取值確定。3.2.1 變幅液壓缸中液壓油壓力確定工程機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標中規(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，因為壓力 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標,選取 d = 160mm。3.2.4 變幅液壓缸中活塞桿行程確定由第 2 章，變幅機構(gòu)的三鉸接點設計計算中得到：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計的變幅液壓系統(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速度。由液壓缸變幅行程和變幅時間可以算出0v15（3-3）0Svt?變幅時間由設計參數(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環(huán)境，液壓缸中液壓油壓力的大小等有關 [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，將油缸與其他機件相連。前端蓋起著為活塞桿導向?qū)⒒钊麠U腔密封、防止灰塵進入液壓缸內(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)簡單，缺點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)點是重量輕、體積小，易于拆裝，但缺點是內(nèi)螺紋結(jié)構(gòu)使得缸筒前段結(jié)構(gòu)復雜。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計變幅液壓油缸的壁厚設計可參照以下情況計算：16當 / D ≤ 0.08 時，可參照薄壁缸的使用計算式進行計算?（3-4）??max2pD???當 0.3 ≥ / D≥ 0.08 時?（3-5）??max2.3p??當 / D≥ 0.3 時?（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； 是缸筒材料屈服強度。??s查起重機設計手冊，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到的最低屈服強度由公式（4-7）可得（MPa ）290.18sn??缸筒材料的選取可參照表格 3-3表 3-3 高精度冷拔無縫鋼管機械性能參數(shù)材料 抗拉強度 b?屈服強度 s伸長率 %硬度（HV）20 號鋼 500 400 8 14035 號鋼 600 500 6 17045 號鋼 700 600 4 210選擇 45 號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，需要滿足以下四點，?a. 變幅液壓缸應在確保安全的條件下工作，額定壓力 應低于液壓系統(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動時產(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 的大小應該在允許的范圍內(nèi)，不能超過密封條件?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 號鋼vE=206GPa; 是變幅液壓缸耐壓試驗壓力 ,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 壓 力 p18(3-11)??12.3lgEBTDpp???將數(shù)據(jù)代入公式得出=222.67＞ 31.25 所以，液壓缸筒壁設計符合校核 [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，密封件的結(jié)構(gòu)選擇需要綜合考慮活塞工作壓力、活塞的移動速度、活塞的工作溫度等條件?；钊山Y(jié)構(gòu)形式分類，可分為整體式和分體式兩種。在這次的設計中，參照其他工程機械的活塞形式，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、導向環(huán)等零件的安裝溝槽結(jié)構(gòu)形式來綜合確定 [18]?；钊€應具備導向裝置，導向環(huán)不僅可以使活塞的運動方向更加精確，還可使得活塞運動時產(chǎn)生的側(cè)向力減小。導向裝置采用耐磨材料，導向環(huán)的合理使用也可以使得活塞的使用壽命延長?；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行選擇。工作范圍包括工作壓力、工作溫度、活塞移動速度等參數(shù)。活塞與缸筒之間的密封，選擇兩個 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)是整體式有導向的結(jié)構(gòu)。由《液壓工程手冊》可以選定，活塞的材料為 45 號鋼。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 活塞桿的設計與計算3.5.1 活塞桿的結(jié)構(gòu)活塞桿在結(jié)構(gòu)上可分為實心桿和空心桿。在起重機變幅機構(gòu)設計計算中，由于變幅機構(gòu)行程較長，所以選擇空心桿。空心桿厚度選擇 40mm。活塞桿材料選擇為 45 號鋼。203.5.2 活塞桿的強度計算校核活塞桿的拉伸壓縮強度：（3-13）nd2sF???F 是變幅液壓缸額最大推力；n 是安全系數(shù)； ，45 號s是 活 塞 桿 材 料 的 屈 服 強 度鋼的屈服強度 355MPa。將數(shù)據(jù)代入可得，d≥85mm3.5.3 活塞桿彎曲穩(wěn)定性計算 活塞桿的結(jié)構(gòu)通常是細長桿體，因此，我們可以用“歐拉公式”對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核（3-14）2KBEJFL??E 是活塞桿的彈性模量，45 號鋼的彈性模量 206GPa；J 是活塞桿的橫截面慣性矩，環(huán)形截面： ；K 是活塞的安裝及導向系數(shù)，K = 1;4 -5(d=0.93.106DJ????）是活塞安裝距，及螺紋的導向距離， =40mm。將以上數(shù)據(jù)代入公式 4-13 得 BLBL=KF68.01?在達到彎曲失控臨界負荷時時，活塞桿將會縱向彎曲，因此 62.310KFN???3.6 導向套導向套一般布置在活塞桿的前端。導向套內(nèi)孔主要可以使得活塞桿的運動，方向穩(wěn)定。導向套還起著密封與防塵的作用，導向套與缸筒之間，及導向套與液壓桿之間都有密封裝置，特別的，導向套與活塞桿之間還應具有密封裝置。導向套的結(jié)構(gòu)如圖3-4 所示 [20]。214?圖 3導 向 套 的 結(jié) 構(gòu) 示 意 圖3.6.1 導向套的材料導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 導向套的密封與防塵導向套與液壓缸缸筒之間的密封元件選擇 O 型圈密封；導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。在導向套的外側(cè)還應布置防塵機構(gòu)，防止雜質(zhì)通過導向套，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 導向套的固定導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 后缸蓋的的設計后缸蓋的示意圖 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盈配合連接，在耳與軸套的連接處選擇用 8 個緊固螺釘緊固定位。后缸蓋與缸筒選擇焊接的方式連接。23圖 3-7 后缸蓋3.8 進出油口尺寸液壓缸的進油口與出油口，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 液壓缸鉸接點示意圖銷軸為一端固定，在另一端開溝槽的結(jié)構(gòu)。壓板嵌入溝槽與吊臂連接，螺栓使得壓板固定，保證整個鉸接點結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定。鉸接銷軸直徑 D = 100mm，螺旋選擇 M10 螺栓，蓋板厚度 30mm。3.9.3 安裝連接處銷軸的校核通常情況下，軸銷處的受力情況如圖 3-11 所示。圖 3-11 軸銷受力圖