混凝土泵车回转机构、臂架油缸及回转台的毕业设计(机械cad图纸)[管理资料]

摘要

随着国民经济的快速发展，建筑结构的的大型化和复杂化对混凝土机械提出了越来越高的要求。具有众多优点和较高经济效益的混凝土泵车得到了普及和应用，混凝土泵车已成为当今建筑施工企业必不可少的专用设备。本文首先介绍了混凝土泵车的结构和特点，重点对混凝土泵车的回转机构和回转液压部分及臂架油缸进行了设计；同时对回转头部件与油缸相连的部件进行了强度校核，并根据泵车零部件标准确定了回转头的主要尺寸及组成部件。回转机构采用液压马达驱动减速器带动回转支承进行旋转，回转头安装在回转支承上随着回转支承转动，从而带动臂架在回转平台上在0~360°范围内转动，臂架展开收拢及其混凝土浇注时定位均是由变幅油缸推（拉）动变幅机构的运动来实现的。

本设计的具体内容主要包括：

1．回转机构、回转液压部分的设计,回转支承装置的选型与计算。 2．回旋支承满足上车布料杆（含混凝土总量）的倾翻力矩的计算。 3．回转台的强度校核及臂架油缸设计系统方案可行，能满足泵车性能要求。 本设计的主要特点是：机构简单,节省投资，控制方便。对目前国内的混凝土泵车的优化设计具有一定的参考价值。

关键词：混凝土泵车；回转机构；回旋驱动部分；液压系统；臂架液压缸；回转台

Abstract

As the rapid development of the national economy,incresing demands have been made by the large and complicated struction of the trucks with many advantages and economic benefits have been used widely and they have been the essential equipment during the contruction today. This paper firstly introduces the structur and features of the pump trucks with the most important of the design of the swing body and calculate the strength of the mechanical parts of the rotary and oil bank and make sure the main sizes and parts of the rotary head according the standard parts of the pump car. The-turn-around-organlitation,makes the decelation machine round by the liquid-press-machine,the rotary head which installed on rotary suface moves by it and makes the Arm turn around during 0°～360°,the function of Arm machine is achieved by the moving of Oil Bank.

The specific contents including:

1. The specific of the Rotary and Rotarry hydraulic part,also the selection and calculation of the Rotarry support.

2. The calculation of the rollover torqne of the Roundabout suport.

3. The projct of thecalculation of rotarry base and the design of the oil urn is resonable and can meet the requirments.

The main features of the design are:simle structure low investment convenient design has some referent value to the domestic optinal design of pump trucks.

Key word: Pumpcrete machine vehicle Swiveling mechanism Maneuver supporting

Hydraulic system The tank of boom The turret

目 录

1 绪论 ........................................................................................................................................... 1

概述 ....................................................................................................................................... 1 国内外混凝土泵车的发展概况 ........................................................................................... 1 混凝土泵车的选择与技术管理 ........................................................................................... 3 2 泵车的基本组成及主要技术参数确定 ................................................................................... 5

混凝土泵车的基本组成与构造 ........................................................................................... 5 混凝土泵车基本组成 ......................................................................................................... 5 混凝土泵车构造 ................................................................................................................. 5 主要性能参数的确定 ........................................................................................................... 6 3 混凝土泵车总体结构设计方案 ............................................................................................... 7

底盘系统设计与选型 ........................................................................................................... 7 泵送系统设计 ....................................................................................................................... 7 臂架系统设计 ....................................................................................................................... 8 支腿油箱设计 ....................................................................................................................... 8 回转机构设计及回转台选型计算 ....................................................................................... 9 操纵控制系统设计 ............................................................................................................... 9 4 回转机构设计 ......................................................................................................................... 10

............................................................................................................................................... 11 回转支承装置的选择 ......................................................................................................... 12 载荷的确定 ....................................................................................................................... 12 回转支承装置的受力分析 ............................................................................................... 13 回转支承装置的强度计算 ............................................................................................... 15 回转支承联接螺栓选型及强度校核 ............................................................................. 16 回转驱动装置的传动分析 ............................................................................................... 17 回转阻力矩计算 ............................................................................................................... 17 马达轴回转功率 ............................................................................................................... 20 回转小齿轮设计 ............................................................................................................... 20 减速器的选择 ................................................................................................................... 22 明确选择所需技术要求 ................................................................................................... 23

根据机械强度选规格 ........................................................................................................ 23 校核热功率 ........................................................................................................................ 23 校核瞬时尖峰载荷 ............................................................................................................ 23

按机械设备总布局要求总体减速机型号 ........................................................................ 23

5 泵车液压回转系统设计 ......................................................................................................... 23

混凝土泵车液压系统简述 ................................................................................................. 23 电液比例换向阀在液压系统中的重要作用 ..................................................................... 24 回转机构液压系统的设计 ................................................................................................. 25 26

液压泵的选择计算 ........................................................................................................... 26 液压马达的选择与计算 ................................................................................................. 27 液压控制阀的选择 ......................................................................................................... 28 辅助装置的选择 ............................................................................................................. 28 液压系统性能验算 ............................................................................................................. 29 液压系统压力损失的验算 ............................................................................................... 29 液压系统总效率的验算 ................................................................................................... 30 液压系统发热温升的验算 ............................................................................................... 30 6 臂架液压油缸设计及回转台强度校核 ................................................................................. 31

臂架液压缸的作用及结构 ................................................................................................. 32 液压缸的作用 ................................................................................................................... 32

液压缸的结构 .................................................................................................................... 32

液压缸主要零件的材料及技术要求 ............................................................................... 32 液压缸设计步骤 ............................................................................................................... 33 液压缸主要零件的设计与计算 ......................................................................................... 33 缸筒计算 ........................................................................................................................... 33

缸筒底部厚度计算 ............................................................................................................ 34 缸筒端部螺纹连接部分校核计算 .................................................................................... 34

活塞杆及其部分计算 ....................................................................................................... 35 最小导向长度的确定 ....................................................................................................... 35 液压缸进、出油口尺寸的确定 ....................................................................................... 36 液压缸的强度校核 ............................................................................................................. 36 缸筒壁厚校核 ................................................................................................................... 36 活塞杆直径校核 ............................................................................................................. 36 活塞杆的弯曲稳定性校核计算 ..................................................................................... 36 焊接缸筒的校核 ............................................................................................................. 36 回转台的选型及强度校核 ................................................................................................. 37 回转台的主要结构 ........................................................................................................... 37 回转台底板与回转支承联接螺栓处强度校核 ............................................................. 38

回转台油缸连接处的的强度校核 ................................................................................... 39 结论 ............................................................................................................................................... 41 致谢 ............................................................................................................................................... 42 参考文献 ....................................................................................................................................... 43 附录 ............................................................................................................................................... 44

英文原文 ............................................................................................................................... 44 中文翻译 ............................................................................................................................... 59

1 绪论

概述

混凝土泵车是在拖式混凝土输送泵的基础上发展起来的一种专用机械设备，混凝土泵车的应用，将混凝土输送和浇注工序合二为一，节约了时间，节省了劳动力；同时完成水平和垂直输送，省去了起重环节，不需再设混凝土中间运转，保证了混凝土质量，与混凝土运输车相配合，实现了混凝土输送过程完全机械化大大提高了运输效率。

混凝土泵车是将混凝土泵安装在汽车底盘上，利用柴油发动机的动力，通过动力分动箱将动力传给液压泵，然后带动混凝土泵工作。混凝土通过布料杆，可送到一定的高度与距离。对于一般性的建筑物施工，混凝土泵车有着独特的优越性，它移动方便，输送幅度与高度适中，可节省一台起重机，因此在一般建筑工地很受欢迎。

国内外混凝土泵车的发展概况

国外混凝土泵车的发展概述

混凝土泵的研究最早开始于德国，1907年德国就开始研究混凝土泵，并取得专利权。此后，1913年美国制造出混凝土泵样机也取得专利。1932年荷兰人库依曼制造出卧式缸的库依曼型混凝土泵，成功的解决了混凝土泵的构造原理问题，大大提高了工作的可靠性。此后混凝土泵即进入小规模的试用阶段。第二次世界大战之，各国陆续开始经济恢复工作， 建筑工程规模日益扩大，混凝土泵的销路较好，应用日渐增多。五十年代中叶，联邦德国的托克里特公司首先发展了用水作为工作液体的液压泵，使混凝土泵车进入一个新的发展阶段。1959年，联邦德国的施维英(Schwing)公司生产出第一台全液压的混凝土泵，它用油作为工作液体来驱动活塞和阀，使用后用压力水冲洗泵和输送管。这种液压泵功率大、排量大、运输距离远，可做到无级调节，泵的活塞还可逆向动作以减少堵塞的可能性，因而使混凝土泵的设计、制造和泵送施工技术日趋完善。此后，为了提高棍凝土泵的机动性，在六十年代中期又研制了混凝土泵车，并配备了可以回转和伸缩的布料杆，使混凝土泵的浇筑工作更加灵活多变。在活塞式混凝土泵不断完善的过程中，美国的查伦奇一考克兄弟 (Chollenge-ookBors)公司于1963年又研制了一种新型的挤压式混凝土泵。这种泵的工作原理与活塞式混凝土泵迥然不同，它是利用转动的滚轮挤压软管中的混凝土混合物而进行输送的。混凝土泵按驱动方式分为活塞式混凝土泵和挤压式混凝土泵两种。活塞式混凝土泵是应用最早也是最有发展前途的一种混凝土泵。活塞式混凝土泵中，根据驱动力的不同， 又有机械式活塞泵和液压式活塞泵之分。挤压式混凝上泵在六十年代后期盛行，但是由于这种混凝土泵的排量较小，输送距离不如活塞式大，因而应用逐渐减少。混凝土泵根据能否移动以及移动的方式，分为固定式、拖动式和汽车式。

德国斯维英公司1965年开始生产混凝土泵车，1968年推出42m布料杆泵车。1982 年

该公司摒弃了刚注册专利的“S”管阀后推出了裙阀。与“S”形管阀相比，零部件受力情况得到改善,阀室流道短结构紧凑，并一直独家享有其专利。随后在80年代中期，德国的施维英公司又开发了臂长为50m的泵车,并且产品已形成系列化。混凝土泵车布料杆的垂直高度16～52m共13个品种,其混凝土输送量为56～150m3/h,布料杆节数有二节、三节， 最多有四节，～。泵车底盘驱形式最大10X6,大中小机型规格齐全，便于用户选用。同时该公司亦很重视塔式臂架泵的开发，这种高大的泵送设备特别适用于工期较长的大型工程和在预制构件厂中装备应用。德国普茨曼斯特公司生产的混凝土泵车布料杆的长度也有13种。布料杆的垂直高度16～62m，布料杆节数最多为五节；混凝土输送量66～200m3/h。该公司生产的M62型泵车，臂架长度58m，五节臂，垂直布料高度62m,最大输送量200m3 /h。底盘形式12X6，总重62t，是当今世界上最大的混凝土泵车。近年来普兹迈斯特公司生产了支承宽度仅3m的混凝土泵车，使泵车可在狭窄的建筑工地作业；该公司生产的BRF2112H型泵车采用外斜支承，减轻了整机重量，臂架的运动和泵的工作利用无线电遥控，采用了集中润滑，液压系统符合节能要求。普茨迈斯特公司作为闭式系统的代表，坚持采用闭式系统，不断地提高和完善控制功能，使混凝土泵工作更精细、更可靠。坚持采用电开关换向，独立的摆动油缸控制系统，把技术特点放在主油泵排量控制上，促进了混凝土泵车技术的进一步发展和完善。

我国混凝土泵车的发展概况

混凝土泵车在国内实际工程中大规模应用，这只能从1979年算起。当时，上海宝钢工程从日本三菱重工引进了四部 DC-5115B型混凝土泵车，配以容量6m3的混凝土运输搅拌车，在各种大型钢筋混凝土工程上得到应用。与此同时，上海第八建筑工程公司仿制了前联邦德国托克里特以水作为压力介质的臂架式混凝土泵车。80年代，国产泵车年产量约在 50台左右。1983年湖北建设机械厂投资150万美元引进了日本石川岛播磨的IPF85B型混凝上泵车，研制生产了第一台楚天牌HJC517085臂架式混凝土泵车，并在1985年被国家经贸委确定为替代进口产品。1988年在引进的基础上，研制生产了具有国产底盘的 HBB85A型臂架式泵车并通过建设部鉴定，此时国产化率达84%。同时，利用这一技术开发的 HBT60型拖式混凝土泵也于当年通过鉴定投产。该泵车用的集流阀组和混凝土分配阀于1990年分别在贵州183厂和湖北建机公司研制成功。到 80年代末期，国产85B泵车在市场的保有量己达 120台量，打破了我国泵送机械市场依赖进口设备的局面。90年代初期，我国混凝土泵车系列化初具雏形。徐州混凝土机械厂与德国普茨迈斯特公司合作生产BC90- 32型臂架式混凝土泵车。至此我国自己生产的臂架式混凝土泵车，呈现多品种、系列化雏形。但国产化率比较低，销售价格比较昂贵。目前我国生产的混凝土泵车布料杆垂直高度有 17m、21m、27m、32m、36m、37m、42m、47m。臂架节数有三节和四节两种；混凝土输送量有 50m3/h、85m3/h、100m3/h、114m3/h、125m3/h；～。主要选用底盘驱动形式为4X2和6X4两种型式的日本五十铃、国产北方奔驰、斯太尔等汽车底盘。泵车的臂架、底架、支腿、

转台等主要钢结构均采用高强度钢板。液压系统有开式和闭式两种，其中对主油缸与阀油缸的控制，采用顺序回路和卸荷回路。液压系统中使用的各种阀的安装形式有分离式、集成式和插装式等多种。主油缸活塞的密封有多种形式，主要采用“U”形密封圈、“O”型活塞密封圈、活塞环密封圈。泵车混凝土分配阀形式主要有闸板阀、“S”管阀两种。同时在提高混凝土分配阀的使用寿命、减少磨损等方面做出了大量的、卓有成效的研究工作。通过上述工作，我国自行设计与制造的混凝土泵车得到了较大发展，年产量达到300—400台，性能质量基本上能满足用户要求。现阶段，混凝土泵车主要集中在三一重工、中联重科、湖北建机、安徽星马、辽宁海诺等企业，产量占全行业的95%，相信在不长的时间内在产品质量上也能赶上世界先进水平。

混凝土泵车技术的发展趋势

从国内外发展泵送混凝土施工技术的具体情况可以看出混凝土泵车不仅能提高技术经济效益，而且能够改变施工现场的面貌，是反映一个国家建筑施工水平的重要指标之一。如本文所述和据近年来国内外的一些调查资料表明，混凝土泵车主要有以下几个方面的发展趋势：

（1）向大排量方向发展。现在多数排量为 80m3/h左右，最大可达 204m3/h。 （2）泵送压力向高压方向发展。目前国产最大泵送压力为105Mpa，而国外的最大压力为285MPa。

（3）泵送高度与距离增大。最大垂直泵送高度可达432m。

（4）泵车臂架向三节以上长臂架方向发展。德国普兹迈斯特公司生产的PM泵车臂架在四折以上，最长达62m。

（5）由于混凝土泵泵送压力的不断提高，输送距高己经能够适应大部分混凝土摊铺工作，具有良好的机动性的布料杆泵车将占主导地位。

（6）混凝土泵车向电气化、多功能化发展。

（7）由于道路条件和施工现场建筑物密集，混凝土泵车也向小型化发展，但性能参数并没有降低。

（8）对布料杆操作采用新技术如无线遥控技术、计算机技术、电液比例技术、负荷传感技术等。

国外企业在泵车液压系统的设计中，除了使用通用液压元件外，还自行开发泵车专用液压元件。普茨曼斯特公司在泵车液压系统中用闭式回路，利用油泵的斜盘摆角的正负变化，达到混凝土泵送系统的换向，油泵换向后排量由零到最大，使油缸换速均匀，启动平缓。在混凝土泵车控制技术方面，国外生产的泵车大多数都安装了无线遥控系统，有的大型泵车采用了工业电视监控。机电一体化将是混凝土泵车今后的主要发展方向。

混凝土泵车的选择与技术管理

选用混凝土泵车一般应考虑底盘和泵送混凝土的输送距离、排量、泵送压力三个参数。

底盘体现越野能力与提供动力的能力，而另外三个参数受泵车臂架伸展长度的限制。国产泵车的输送垂直距离最大可达65m、最大排量为125m1/h，最大系送压力可达14Mpa。国产拖式混凝土泵的输送水平距离最大可达1500m、最大泵送压力可达15MPa。故一般应根据建筑物高度(深度)、现场施工状况来选择泵型、泵车。除了合理选用混凝土泵车以外，正确操作、精心维护更是重要一环。据上程实践统计，混凝土泵各部位发生故障的概率如下；分配闸阀占35﹪、液压系统占20％、电气系统占10％、管道系统占25％、其他占10％，其中以分配阀磨损消耗最快，故要及时保养和更换。液压系统由于堵塞而造成压力过大、各部位密封不好而发生漏油现象．或接头处不好而被撕开。此外，电气、仪表部分都较精密，使用不当或维护不周也常常失灵，所以要重视对设备的维护和提高操作人员的素质。

泵送混凝土进入建筑施工工地后必须解决一系列施工组织与管理问题，主要如下： 1配备专职协调监督人员，建立可靠敏捷的信息系统，使施工处于有序状态。 ○

2制订浇注方案，解决施工速度、浇灌方向的线路、施工缝留置位置以及与模板、钢○

筋工序的配合关系，以使施工均衡连续。

3对于泵车位置选择，应了解工作区域的障碍物、地面承受负荷的能力、施工现场与○

公路阻隔的情况、有无作业盲区，并且必须使支腿延伸到它们的末端位置。对于固定式泵机，泵机位置和输送管铺设应符合管路宜直、弯管宜少、线路最短、节点牢靠、拆卸方便等。

4配置具有一定素质的机修、机管和操作人员．井能及时排除设备出现的故障。 ○

5解决关键工艺中的具体问题，以避免产生因施工工艺不正确而出现的各种质量问○题。

2泵车的基本组成及主要技术参数确定

混凝土泵车的基本组成与构造

混凝土泵车基本组成

混凝土泵车主要由载重汽车底盘1、臂架回转装置2、臂架布料杆3、混凝土泵4、支腿5等部分组成，如图2-1所示。

图2-1混凝土泵车基本组成

1—汽车地盘；2—臂架回转装置；3—臂架布料杆；4—混凝土泵；5—支腿

混凝土泵车构造

泵车底盘部分

泵车底盘部分的基本构造可参见相关汽车司机手册：大部分泵车都是通过安装在地盘上的取力装置，由柴油机为泵车臂架部分和泵送部分提供动力。 布料臂部分

布料臂部分或称泵车上装部分，它安装在汽车底盘上，它与底盘的尺寸规格完全配套。 臂架分为数节，每节由高强度钢板焊接而成，起到支撑混凝土输送管的作用，臂架的运动由节与节之间的液压油缸推动。臂架的回转靠臂架基座上的回转支承和回转机构进行驱动。臂架的动作可以由遥控器或比例阀操纵手柄进行控制。

布料机构是把输送管安装在臂架上．并在其末端安一段软管。其形式有接高、伸缩、折叠三种形式。初期的布料杆大多是在现场安装的接高式和伸缩式。目前多为折叠式，其俯仰、伸缩、旋转动作全部使用液压油缸控制，动作灵活。折叠式布料杆根据其折叠方式又分多种，如前下支点S型、前上支点Z型、前上支点Z卷绕型、后下支点苍绕型等。

第一节臂的活动范围为0~90，第二节臂的活动范围为0~180，其余节臂的活动范围在0~270之间。回转机构可使布料杆作365回转。 泵送部分

泵送机构由两只主油缸、水箱、换向装置、一组混凝土活塞、料斗、分配阀、摆臂、一组摆动油缸和出料口组成。

泵送混凝土料时，在主油缸作用下，一个混凝土活塞前进，另一个混凝土活塞后退。同时在摆动油缸的作用下，一个混凝土缸与分配阀连通，另一个混凝土缸与料斗相通。这

样，后退的混凝土活塞将混凝土吸入混凝土缸；前进的混凝土活塞将混凝土缸内的混凝土料送入分配阀而泵出。当混凝土活塞后退至行程终端时，会感应换向装置，使主油缸换向、摆动油缸换向，从而实现连续泵送。

主要性能参数的确定

混凝土泵车的主要性能参数是混凝土泵车的工作性能指标，也是设计的主要依据。混凝土泵车的主要技术参数可归纳为专业技术参数和整车技术参数两部分。技术参数主要有：混凝土排出量、混凝土泵送压力及输送距离、泵送能力指数、布料装置工作范围、整机外形尺寸等，如表2-1。

表2-1混凝土泵车主要性能参数 最大理论输送量 m3/h 混凝土最大出口压力 MPa 额定工作压力 MPa 料斗容积 L 液压系统型式 油缸缸径×行程 mm 液压油冷却 推荐塌落度 cm 最大布料高度 m 最大布料半径 m 回转角度 臂节数量 臂节长度 mm 展臂角度 输送管直径 mm 壁厚 mm 末端软管长度 mm 臂架液压缸工作压力 Mpa 动态试验压力 Mpa 往返速比 活塞杆理论推力 MN 120 32 550 闭式 130×2100 风冷 12~23 36 32 365° 4 8610/7760/7760/7700 100°/180°/180°/270° 133 4 4000 33 45

3 混凝土泵车总体结构设计方案

混凝土臂架泵车是一种先进的混凝土输送设备，以其快速高效灵活方便等显著的特点，近年来已被广泛用于工业设施、民用建筑、国防工程等混凝土浇注工作。我国从上世纪80年代初期开始引进混凝土臂架泵车制造技术，至今已有20多年，时间不算短，但目前大部分企业仍处于组装、仿制阶段，只有少数几家大的专业企业已经具备自主设计能力和制造能力，比如说三一重工、中联重科、鸿达集团、徐工集团、湖北建机等。2007年我国混凝土臂架泵车年产销量已达到2000台以右。

底盘系统设计与选型

目前国内大部分企业的底盘生产能力还比较弱，大多选用国外进口底盘，如VOLVO、五十铃、奔驰等底盘，其价格较高，供货周期较长。

底盘选型：37m泵车大多选用进口VOLVO底盘，该底盘的可靠性、油耗、排放、动力性能、行驶性能均处于国际领先水平。在底盘取力器的选用上，主要有二种形式，一是底盘发动机自带全功率取力器，液压系统的主油泵直接联接在发动机的取力器上；二是在底盘后驱传动轴中间增加一个取力器即通常我们所说的分动箱，这样通过分动箱内的拨差来切换行驶和泵送两种不同状态。我国目前混凝土泵车普遍采用的是第二种取力形式，且充分考虑分动箱这一关键元件的可靠性，选用了德国原装进口的分动箱。在分动箱的传动比的选择上结合底盘发动力特征曲线（功率及扭矩曲线）和力士乐主油泵的额定转速的要求，确定选取发动机对分动箱最佳的输入转速1500r/min和分动箱的传动比，合理并充分发挥发动机和油泵的有用功率，来提高泵车的整车使用效率。

泵送系统设计

换向次数少排量大、吸料性能好积料少、推送换向冲击小噪音低、混凝土活塞寿命长润滑脂用量少等等是设计者追求的目标。为此，目前我国在设计中普遍采用大缸径长行程混输送缸，并将泵送系统与底盘安装角度减小了1°，大大地改善了吸料性能；在S阀换向回路中加入高压储能器和可调节流阀，使换向时间缩短而冲击减小；混凝土泵送主油路采用闭式回路，主油泵换向，在双联主油泵辅助回路中采用了低压储能器为斜盘换向过零位时提供缓冲油，有效地降低主推送回路的换向冲击；混凝土活塞润滑方面一些厂家采用自动润滑，在实际工作中，因为泵送排量是任意可调的，主油缸活塞的缓冲行程随排量变化而变动，自动润滑很难准确地将润滑脂注入混凝土活塞的润滑油槽中，既无法有效为混凝土活塞提供良好的润滑，又大量浪费润滑油，增加了成本，而且大量润滑脂注入到混凝土中，对混凝土的质量产生负面影响，因此，我国设计专家通过反复考虑，决定采用手动润滑，工作时每隔1 小时手动为混凝土活塞注油润滑一次，这样基本克服了自动润滑的种种弊端。

臂架系统设计

臂架系统分析

泵车臂架所承受的交变载荷为脉动循环载荷，其主要来源于泵送系统，分二两个方面，一是主油缸推送混凝土时通过输送管而传递给臂架的，它的方向根据输送配管的走向而改变，使臂架受力变得比较复杂难以计算；其二是来自S阀换向摆动油缸的横向冲击；另外，回转系统频繁的起动和制动过程对臂架产生的惯性力，也是臂架一个主要的动载荷来源；还有，臂架系统自重（包括作业期间输送管内的混凝土重量）应力，也是一个十分重要的力源，至于底盘发动机及传动轴高速旋转所产生的振动也会对臂架抖动产生微弱影响，相对泵送系统、回转系统、臂架系统自重的影响来说可以忽略不计。因此，在进行臂架系统设计时，主要针对泵送系统、回转系统动载荷和臂架系统自重可能对臂架结构产生的不利影响，来校核臂架系统的强度、刚度、稳定性。

臂架形式设计

臂架形式设计包括结构形式、折叠方式、输送布管等诸多方面的设计。臂架的结构形式基本都采用箱形结构，从垂直于臂架长度方向的截面来看，大致有下图3-1五种，根据设计者多年的计算分析和经验，认为下图(a)的截面形式较好，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，至于抗扭屈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 臂架的截面形式

臂架的折叠方式大致分为R形、Z形、RZ组合形，但有一点值得设计者注意，为了尽量降低整车的重心高度，提高行驶状态的稳定性，必须降低臂架折叠收拢后的高度，即在设计臂架时，通常将第三节臂设计成“Z”形弯臂，这时除考虑布管方便外，更应注意最大限度减少弯臂偏离一二臂节中性平面的距离，以减少偏心自重产生的扭矩。

臂架变幅机构及液压油缸的设计

臂架展开收拢及其混凝土浇注时定位均是由变幅油缸推（拉）动变幅机构的运动来实现的。变幅机构由两种平面四杆机构组合而成的曲柄滑块机构和双摇杆机构，设计中应注意的主要油缸的受力和活塞缸的稳定性等问题。

支腿油箱设计

支腿油箱的结构形式可谓五花八门，风格各异。有X 形伸缩支腿泵送油箱和水箱外挂

形式的；有前后全展开形支腿整体油水箱结构的；还有弧形支腿油水箱分别置于后支腿空腔的等等。如此种种结构形式，都必须遵守一个原则：支腿油水箱设计除了满足自身的强度刚度要求外，还必须满足泵车在作业状态下的稳定性条件：、、（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。

回转机构设计及回转台选型计算

回转轴承的选型计算

回转轴承大多采用进口品牌, 有法国的劳力士、德国的罗特艾德、意大利的拉里奥斯萨等。回转轴承选型主要是根据臂架系统对其产生的倾翻力矩大小来决定的，其次是考虑臂架系统在回转启动加速制动过程中产的最大旋转力矩、匀速转动额定旋转力矩以及回转轴承外圈齿轮的强度。

a. 倾翻力矩大小等于臂架系统的自重乘以其重心到回转轴承中心的距离，用数学式子表示为：

M倾kMgL

式中：k ——；

M ——臂架系统的质量包括工作载荷质量(kg)； g ——重力加速度()；

L ——臂架系统重心到回转轴承中心的距离(m)。

b. 旋转力矩计算主要考虑到作业时负载起动力矩，启动后的加速力矩以及制动力矩。根据轴承滚动体（钢球滚子、圆柱体滚子）的不同形式有着不同计算方法，设计者可以按照供应商提供的回转轴承样本资料进行详细的计算。

c. 齿轮的强度校核计算以上面的旋转力矩为负载，按照机械设计手册中的公式计算，然后确定齿轮的模数、齿宽，有关公式和详细计算过程本文不再阐述。

回转减速机的选型计算

回转减速机的选用，主要考虑两个方面因素：一是额定输出扭矩和峰值输出扭矩是否与臂架系统的旋转力矩相匹配；二是减速比是否符合臂架正常工作的回转速度要求。

回转限位装置设计

臂架系统回转普遍采用机械限位，使臂架在0～365°范围内来回转动，防止通过转塔内的臂架变幅油缸的控制油管被绞坏。最早还有一种不需回转限位的设计，臂架变幅油缸的控制油管通过中央回转接头与转塔内的油管相联，类似挖掘机的回转装置，不过这种方法在国内泵车设计中已很少被采用。

操纵控制系统设计

操纵系统是用来控制泵送系统和臂架系统进行混凝土浇注作业、机构润滑、输送管路清洗的装置，主要由电控箱、近控操作面板、无线遥控操作器、有线遥控操作器几个部分组成。主要功能有：发动启动停止调速功能、主油泵的排量调节功能、臂架的回转变幅定位功能、系统监控和故障诊断检修功能等等。操纵系统采用PLC可编程逻辑控制器代替传统的各种继电器、触点开关，将全部的操控动作通过程序汇编并输入到PLC中，极大地简化控制电路，缩小电控箱的体积，使操作变得简单易行，同时使操作控制硬件系统兼具“柔性”的特点，调整或变更控制参数，不需要改动电器元件，只要修改编程即可。

4 回转机构设计

混凝土泵车需要需要将混凝土输送到一定范围内任意一空间位置，故回转运动是必不可少的。回转机构将整个回转平台在回转支承装置上做全回转。回转运动可在左、右方向上任意进行。

布料杆安装在回转台上，回转台的旋转是通过回转机构来实现的，如图4-1所示，是本设计泵车回转机构的结构简图。液压马达通过减速器带动回转小齿轮转动，从而驱动回转支承旋转，连同安装在其上的回转台一起转动，实现泵车臂架的泵送工作。

图4-1 回转机构

1—回转支承；2—紧固螺栓；3—螺母；4—回转台底板；5—回转小齿轮；6—减速器；7—液压马达

全回转机构由三部分组成：

1. 回转机构的原动机，它是整机的传动分流装置中的一个传动元件，在机械传动中是某根轴，在电力传动中是电动机，在液压传动中是液压马达。它的动力是由混凝土泵车的总动力源—内燃机供给，并经过机械传动、或电能、或液压变换而来的。

2. 回旋机构的机械传动装置，一般起减速作用。

3. 回转小齿轮，回旋机构通过它和回转支承装置上的大齿圈啮合，以实现回转平台的回转运动。

在机械传动的回转机构传动装置中需要有正、反回转的换向装置，传动装置比较复杂。在电力和液压传动中，马达本身可以正、反转动，故不需机械的换向装置，同时可通过电气和液压元件进行调整。

在电力和液压传动的回转机构中，回转马达有高速与低速之分。高速马达的工作转速大部分在每分钟1000转以上，输出扭矩较小，必须配以传动比为40~100甚至更大的减速装置。低速大转矩液压马达的转速在0~100转范围内，因此，可以直接在马达轴上装上回转小齿轮，若马达输出扭矩满足不了回转阻力矩的要求，则需适当放大扭矩，加设一机械

减速装置。

回转支承装置的类型

回转支承装置是支承上部回转部分的一种装置，它起着轴承的作用。回转支承装置按结构可分为:立柱式和转盘式两大类。

在混凝土泵车回转支承的设计过程中，根据近几年的经验和计算可知，一般选取转盘式回旋支承，它可承受较大的轴向载荷和傾翻力矩。转盘式回转支承一般也分为两种：支承滚轮式和滚动轴承式。

滚动轴承式的支承装置是当前工程机械普遍采用的一种可回转支承装置。它的回转摩擦阻力矩小，承载能力大，高度低。回转支承装置高度低可以降低整车的重心，从而增加泵车的稳定性能。滚动轴承式支承装置按滚动体形状和排列方式可分为：单排滚球式、双排滚球式、交叉滚柱式等。

回转支承除滚动体外，还有内外滚圈。滚圈可以是整体的，也可以是上、下两半的。整体的滚圈上没有大齿圈。内啮合的回转支承装置外观美观，尺寸紧凑，但齿圈加工稍有不便。内外滚圈各有高强度螺栓分别固定在回转台或底盘车架上。

双排滚球式回转支承（如图4-2）：这种回转支承装置有上、下两排滚动体，它具有较大的接触压力角，能承受很大的轴向载荷和倾翻力矩；上、下两排滚球各自承受向下和向上的力，同时将上、下两排滚球的接触角做成大于45°，故可提高其承载能力。

图4-2 双排滚球式回转支承

回转机构的布置型式选择

回转机构的布置有两种型式。第一种将回转机构布置在回转平台上，并随回转平台一起绕回转支撑装置的大齿圈回转，回转小齿圈即作自转运动又作公转运动。由于大齿圈的滚圈固定在底盘车架上，使回转机构的维修比较方便，但回转平台显得拥挤。第二种将回转机构布置在回转车架上，回转小齿轮带动大齿轮回转，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，但回转平台上显得比较利索。设计中选择了第二种布置方式。混凝土泵车在行驶时，应将回转平台固定在一定的位置上，不能左右摆动。因此，必须设有机械或液压的插销定位装置。

回转支承装置的选择

载荷的确定

回转支承装置承受回转平台上的全部载荷。作用在回转支承装置上的垂直力有：臂架自重Gb，配重G3，其它部分总量Gq,以及考虑到混凝土等重量Gf，同时作用在回转部分上的力还有沿着吊臂方向上的水平风力W1，水平方向上的力还有回转时的离心力P1和垂直

‘

于吊臂平面内的制动切向惯性力P1,作用在回转支承上的水平力还有回转小齿轮的啮合力

Pr,它的大小由小齿轮上所传递的扭矩所决定的，它的方向由小齿轮离吊臂轴线水平方向投影的位置而定。若回转机构有两个并成对布置，则此力相互抵消。

现将上述载荷综合成垂直力Gp，弯矩M和水平力H三部分。

GPGfGbG3Gq 式()

MGbLbG3L3(P1W1)hW2hw 式() HW1Prcosr 式()

必须指出的是，在确定回转支承装置载荷时，是要选取受力最不利的工况。即泵车工作时的倾翻力矩为最大时的工况。在混凝土泵车中上，离心力P1和风力W引起的弯矩一般占重物引起弯矩的1/10左右。故可简化计算，可取：

MGblbGflfGqlqG3l3 式()

且泵车所受的水平力H相对于整个载荷来说较小，根据经验可知远小于垂直力的1/10，为了设计安全考虑，现取为垂直力的1/10算。最大计算工况为混凝土泵车受最大倾翻力矩时的工况，即：

把以上数据代入上式得：

GPGfGbG3Gq(1158.53530.8120)9.847131.1(N)

MGblbGflfGqlqG3l372000012001.12718656Nm H1/10Gp4713(N)

回转支承装置的受力分析

滚动轴承式回转支承装置的设计计算，有不考虑轴向间隙及考虑轴向间隙两种方法，它们分别取不同的许用应力。初步计算时可采用不考虑轴向间隙的间隙算法，但需要取得恨精确的计算结果时，可用考虑轴向间隙的方法。在本设计中，先计算不考虑轴向间隙的算法。为了便于进行回转支承的受力分析，在分析前，要对支承装置做些近似的假定：首先认为整个回转支承由于座圈和回转台、底架固接在一起，因而刚性很大，接近绝对刚体，没有相对的局部变形；其次认为弹性变形只发生在滚动体和滚道的接触处；同时还认为所以滚动体直径是完全相同的。

初步确定滚动轴承的结构型式、尺寸和滚动体数量

根据载荷的大小、加工、使用和维修条件，定出滚动支承的结构型式和尺寸，可按下式确定一排滚动体的数目Z：

ZDKd3.14980102

1.225式中 D——滚动体中心圆直径（mm）； d——滚动体（滚珠）直径（mm）；

K——用以考虑为放置隔离圈而在滚动体间留空隙的系数，一般可取

K1.2~1.4,在结构允许的条件下应取小值。

计算滚动体上所受的最大载荷

滚动体上载荷的分布如图4-3 所示。 （1）垂直力Gp在滚动体上的分配 垂直力Gp是平均分配到各个滚动体上的，所以，作用在一个滚动体上的垂直反力为：

PvGpZ47131.1462.07N 102（2）水平力H在滚动体上的分配 由水平力H产生的最大载荷：

KH4.54713PH103.97N

iZ2102式中 i——承受水平力的滚动体排数； K——与滚动体形状与滚道有关的系数，滚珠轴承K=。

（3） 力矩M在滚动体上的分配 力矩M产生的滚动体最大垂直反力为：

4

图4-3滚动体上载荷分布示意图

PMKM4.571865613749N ZD2040.98（4） 在垂直力Gp、水平力H和力矩M的共同作用下，滚动体上所受的最大载荷 因为滚动体与滚道的接触点法线不与轴承轴线平行或垂直，在泵车的回转支承装置中，此成一角度450（如图4-4示），则一排滚动体将同时承受径向和轴向两个方向的载荷。这时，滚动体所受的最大法向力为：

PPP462.07103.9713749NMaxVHM14507.2N ooosincossinsin45cos45sin45图4-4滚动体与滚道接触受力简图

根据以上载荷计算和分析，(02系列)，其参数如下： 钢球直径 d=25mm 螺栓孔个数 n=48 内螺栓中心圆直径 Du=910mm 滚道中心圆直径 D0 =980mm 钢球个数 n1=204 钢球之间的隔离宽度 b=2mm 接触角 =450 螺栓直径 d1=22mm 齿数 Z=95

回转支承装置的强度计算

回转支承装置的强度计算是校核滚动体上受到最大正压力时的变形量。滚动体和滚道的塑性变形量之和不得超过0.01~0.02％的滚动体直径。在混凝土泵车回转支承中，内、外滚圈和滚动体材料选用强度高、耐磨性好的鉻锰高碳钢制造，常用牌号如GCr15、GCr15SiMn等（G表示滚动轴承钢），其表面淬火后硬度为HRC60～65，，其相应的线接触许用应力为：

[j]l30000~36600(kg/cm2)

其点接触的许用应力为线接触许用应力的2～，则：

[j]p(700)HRC60000~91500(kg/cm2) 因为回转支承的滚动体为滚球，则其点接触应力可由下式求得：

400031Nmax()2式 ()

r式中1/r由文献二表8-3查得：

142cos242cos45o2'0.89 ‘rdD0dcosd2.5982.5cos45o1.1d 为点接触计算系数，可由文献二表8-4查的：

则滚动体的点接触应力为：

4000314507.20.98280209(kg/cm2)[j]p 1.2计算额定静载荷Co：座圈材料采用GCr15，滚道表面硬度HRC65，查表得球式回转支承静容量系数,与滚道表面硬度HRC及滚动体直径d0有关,应力系数f0=，回转支承能够承受的最大静承载能力（额定静载荷）为：

C0f0•d2•nesin7.31070.0252204sin45o6581.4(KN)

为与标准的回转支承装置（45o）的静载荷C0相适应，计算当量载荷Ceq:

KMMKHH 式() D0式中 KM, KH:系数，其中KM=5, KH=，带入上式:

CeqGPCeqGPKMM5718656 KHH47131.12.547133725.5(KN）D00.98选择系列化的标准回转支承装置，要使安全系数（表4-1）：

TSC06581.41.77 Ceq3725.5表4-1 不同工作类型的安全系数

工作类型 轻 工 作 中 工 作 较重工作 重 工 作 很重工作 机器举例 堆取料机、工程起重机 塔式起重机、船用起重机 抓取起重机、混凝土泵车 单斗挖掘机、冶金用起重机 斗轮挖掘机、隧道抛进机 【Ts】 ~ ~ ~ ~ ~ 而在混凝土泵车中，安全系数TS取1.1~1.3，f实际值大于最大安全系数，所以选取此型号回转支承满足要求。

回转支承联接螺栓选型及强度校核(参照袖珍机械设计师手册，毛谦德编)

泵车回转支承装置的内、外滚圈各有一圈螺栓各自与回转部分或车架支承部分相连。回转部分上的全部载荷通过螺栓传至支承装置滚圈，经滚动体传到另一滚圈上，再经过螺栓传至车架。因此，连接螺栓的可靠性是回转支承装置正常工作的保证。

根据以上回转支承的选型可初步选择与之相配的螺栓及其配件。初选螺栓： GB/T5782-1986 螺栓M222160： 性能等级：，表面氧化，A级的六角头螺栓 1). 螺纹连接的拧紧力矩计算

回转支承装置的螺纹连接在装配时必须预紧，目的在于增强连接的刚性、紧密性和防松能力。拧紧螺母时，拧紧力矩T要克服螺纹副的摩擦力矩T1和螺母与被连接件(垫圈)支撑面的端面摩擦力矩T2。即：

TT1T2KF0d 式()

式中 d——螺纹公称直径（mm）；

F0——预紧力（N）；

K——拧紧力矩系数，查表7-2，取k=

预紧力F0的计算：螺纹连接拧紧后的预紧力F0一般不得超过材料屈服点S的80﹪，一般可取：

F00.7SA 式()

查表7-9可知，S=640Mpa；

3.14222379.94mm2。 A——螺栓危险剖面处的面积，A44则： F00.7SA0.7640379.94170.2KN 带入上式拧紧力矩T：

TT1T2KF0d0.2170.222748.9Nm

d22). 螺栓组受力分析

转矩M作用在接合面内，在T的作用下，被连接件不得有相对滑动。

F载knM/fzr 式() 式中 kn——可靠性系数，取kn=； f——接合面摩擦系数，取f=。 带入数据可知：

F载=

螺栓连接的强度校核是要校核螺栓危险截面的直径d，螺栓其他部分的结构尺寸校核都是根据等强度条件制定的，设计时只需根据螺栓的直径d查相应的标准即可。

1.66F载1.6684026288.2MPa[]许300MPa 校核最大应力：max22d0.022校核最大应力副：

KF1T0.7825024713amaxC212.4MPa[]16.67MPa anak33.91.57d1.570.0222经过校核，所选螺栓基本满足强度要求，即在设计中可以选用。 根据以上分析计算，可选标准螺母及垫圈与螺栓相配合: 螺母：GB/T6170-1986 ：

性能等级：10级，不经表面处理，A级的1型六角螺母。 垫圈：GB/T93-1987 规格：22mm，材料为65mn，表面氧化。

回转驱动装置的传动分析

目前在混凝土泵车回转机构中，液压马达与立式圆柱齿轮减速器传动是比较常用的一种。这种传动形式的优点是平面尺寸紧凑，传动效率高，是混凝土泵车回转机构驱动装置中较为理想的传动方案。

回转阻力矩计算

混凝土泵车回转时要克服的总回转阻力矩为:

M阻M摩M倾M风M惯 式()

式中 M摩——回转支承装置中的摩擦阻力矩； M倾——由道路坡度引起的旋转阻力矩； M风——风阻力矩；

M惯——由惯性力造成的回转阻力矩。 摩擦阻力矩M摩的计算

1换DN 式() 2式中 换——换算摩擦系数，可取=；

M麽换 N——滚动体法向反力之绝对值总和。

N值的计算：

因为当回转支承受到力矩M的作用，下排有一部分滚动体的法向反力向下，其N值按下式计算：

GP22KMsin24H 式() (12)sinDsincosDV0.9847131.1arccos33o; 式中 2arccosKM4.5718656N带入数据可得：

47131.120.5824.5718656sin33o44713N（1）166946.3N ooo3.14sin453.140.98sin453.14cos45把此数据带入上式可得摩擦阻力矩M摩： 11M摩换DN0.010.98166946.38180.4Nm

22 旋转阻力矩M倾的计算

混凝土泵车在陆地上工作时由于道路坡度引起的旋转阻力矩:

M倾Gilisinsin3230Nm

i1n 式中 k——臂架、回转机构等旋转部分个构件的重量(kg)； li——相应于上述重量的重心到回转轴线的距离(m)；

——混凝土泵车的倾斜角（由地形坡度、土壤沉陷等引起）； ——臂架旋转的角度。 风力造成的旋转阻力矩M风的计算

臂架工作时，有时会受到侧向风作用产生风载荷Fw，可用下式计算：

FwqcA 式中 q——风压，Pa；根据文献1表4-2可选，q=100Pa；

c——体形系数，据文献1表4-2可选，c=；

A——臂架在垂直风向平面上的投影面积，m2，查机械设计手册可取迎风面积的值为10m2。 带入数据可得：

FW1001.2101200N

臂架与方向垂直时，由风力产生的回转阻力矩达到最大值:

M风maxFWl12009.411280Nm

式中 l——混凝土泵车臂架回转部分迎风面积形心到旋转轴线的距离

（m）。

M风等效0.7M风max0.7112807896Nm

惯性引起的回转惯性力矩M惯的计算

惯性引起的回转阻力矩有两部分组成：臂架中混凝土的回转惯性、臂架及其他布料臂等部分的惯性所引起的惯性阻力矩。

臂架中混凝土惯性所引起的回转阻力矩:

GR2wM惯1•3680Nm

gt式中 w——平台回转角速度，每分钟转速为n时，则w t——启动时间，一般在4~10秒左右。 臂架及其他布料臂等部分的惯性所引起的回转阻力矩:

IM惯n30(1/秒）；

11[Q1V1L1(L10.5L2)Q2V2(L1L20.5L3)Q3V3(L1L2L30.5L4)Q4V4 gt2

IIM惯（L1L2L3L4)Q5V5]

11[Q2V2L2(L20.5L3)Q3V3(L2L30.5L4)Q4V4(L2L3L4)Q5V5] gt211IIIM惯[Q3V3L3(L30.5L4)Q4V4(L3L4)Q5V5] 式()

gt211IIIIM惯[Q4V4L4L4Q5V5]

gt2式中 V——布料杆各段重心的回转速度； t——回转启动时间，10s；

Q——各节杆臂、输送管和软管的质量，kg。

布料杆在水平外伸状态下回转时，虽然启动时间延长，但惯性力矩仍然很大，故应将布料杆仰起后再进行回转。

综上所述,带入式()总的回转阻力矩为：

M阻M摩M倾M风M惯+3230+7896+5630=

马达轴回转功率

M阻n 式() PM975式中 ——马达超载系数，由机械设计手册查得，液压马达取为1；

PM以千瓦计，M阻则以千克-米计，代入数据可得：

Mn24936.42.72PM阻8.87KW

9759750.819.8 回转小齿轮设计（参照机械设计手册齿轮设计）

小齿轮用45#钢，正火调质处理，硬度在HB230～HB260,平均取HB245。 齿面接触疲劳强度的计算： 1. 初步计算

转矩T： T9.55103齿宽系数d： d

接触疲劳极限HIim： HIim1710Mpa HIim2580Mpa 初步计算使用强度应力[H]： [H1]0.9Hlim1639MPa [H2]0.9Hlim2522Mpa

P11.1= 9.55103n12.72Ad值 ，取Ad=85

初步计算小齿轮分度圆直径：

d1Ad3u1695040.96.81385165mm

6.8d[H]2u0.45222T初步齿宽b： bdd1=66mm

由于m=12，可取小齿轮分度圆直径：dmz1214168mm 齿宽系数取d= 2. 校核计算 圆周速度v： vd1n16010003.141682.720.024m/s

601000精度等级： 选8级精度

齿数z模数m：初选齿数z114；z2iz16.81495

m=d1/z=168/14=12

使用系数KA：，KA= 动载系数KV：，KV=

齿间载荷分配系数KH： KH= 齿向载荷分配系数KH： KH=

载荷系数K： KKAKVKHKH= 弹性系数ZE： ZE189.8MPa 节点区域系数ZH：ZH= 接触最小安全系数SHmin：SHmin= 总工作时间th：th==9600h

应力循环系数NL：NL160n1th60=107 NL2NL1/i107106 接触寿命系数ZN： 查表ZN11.18，ZN21.25 许用接触应力[H]： [H1]Hlim1ZN1SHmin7101.18558.5MPa 1.5[H2]验算 HZEZHZHlim2ZN2SHmin25801.25483.3MPa 1.52KT1bd1•u1 u 189.81.80.8722.65695040.96.81=<[H2] 26.866168计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还需再进行验算。

由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数ha取为1，c, 分度圆压力角度数为标准值

=20°。

小齿轮的参数如下：

分度圆直径：d=mZ=1214=168mm

*齿顶高：haham11212mm

*齿根高：hf(hac*)m(10.25)1215mm *齿全高：h(2hac*)m(20.25)1227mm

*齿顶圆直径：da(z2ha)m(142)12192mm

*齿根圆直径：df(z2ha2c*)m(1420.5)12138mm

基圆直径：dbd1cos168cos200157.9mm 齿距：pm3.141237.68mm 齿厚：s=m/2=

齿槽宽：e=m/2=

基圆齿距：Pb=P cos=cos200= 法向齿距：Pn= Pb = 顶隙：c=cm==3mm 齿根接触疲劳强度验算： 重合度系数Y：Y0.250.75a0.250.750.79 （） 1.4齿间载荷分布系数KF：KF1/Y1/= 齿向载荷分布系数KF：b/h66/27= ，KF

载荷系数K： KKAKVKFKF= 齿形系数YFa：YFa1 YFa2 应力修正系数YSa：YSa1 YSa2

弯曲疲劳极限Flim：Flim1600Mpa Flim2450Mpa 弯曲最小安全系数SFlim：SFlim=

弯曲系数寿命YN：YN10.95 YN20.97 尺寸系数YX： YX1.0

6000.951.0456MPa

SFmin1.25YY4500.971.0 [F2]Flim2N2X349MPa

SFmin1.252KT122.74695040.9验算： F1YFa1YSa1Y2.61.60.7994MPa[F1]

bd1m6616812YY2.31.8 F2F1Fa2Sa29493.5MPaF2

YFa1YSa12.61.6许用弯曲应力[F]： [F1]Flim1YN1YX根据以上分析，传动在允许的时间之内有效，没发生过载，故所选齿轮满足要求。

减速器的选择(参照减速机设计选用手册 张展编)

回转减速机的选用，主要考虑两个方面因素:一是额定输出扭矩和峰值输出扭矩是否与臂架系统的旋转力矩相匹配;二是减速比是否符合臂架的正常工作回转速度要求。

设计减速机时应使各级传动的承载能力（一般指齿面接触强度）大致相等。减速器齿

轮的支承轴，应有足够的强度和刚度，以保证齿轮正确啮合。轴两端的支承轴承需可靠地固定，有时需采用调整垫片或螺母，以调整位置与间隙。轴承的形式与尺寸，应根据负荷的大小和方向以及使用要求进行选择。减速器壳体应有足够的强度与刚度，一般用灰铸铁；铸钢壳体只有在承受较大的冲击负载时才采用。

明确选择所需技术要求

总传动比：i=120

输入功率：PCK1KAPM1.2518.8711.1kw 式中KA—工况系数，； K1—润滑条件系数，取1。 转速：n==

4.4.2 根据机械强度选规格，应满足:

SAKAPP'

式中 SA——安全系数，； P'——额定输出功率。

经过校核：=P'=，即所选减速机的机械强度满足要求。

4.4.3 校核热功率，应满足：

Pf1f2f3PG

，可查表取PG=31kw； PG——采用循环油润滑下的热功率（kw）

f1——环境温度系数，；

； f2——载荷系数，

。 f3——额定功率利用系数，

校核：Pf1f2f3= =PG，即热功率满足要求。

4.4.4 校核瞬时尖峰载荷

Pmax1.8P'1.817.832.04kw

4.4.5 按机械设备总布局要求总体减速机型号：意大利SOM公司ET3150/MN-S9100。

5 泵车液压回转系统设计

混凝土泵车液压系统简述

液压系统是混凝土泵车最重要的组成部分之一，其设计的正确与否不仅对混凝土泵车的技术性能有很大的影响，而且对混凝土泵车整机工作的安全性和可靠性也至关重要。目

前国内外混凝土泵车全部采用液压传动，其液压系统主要由液压泵、液压马达、液压缸、蓄能器、过滤器、冷却器、阀门、油管及油箱等组成，一般分为四个子系统：泵车主液压系统、臂架支腿和转台液压系统、泵车的搅拌和冷却液压系统和水洗液压系统。为了减轻布料杆上液压缸等液压元件的自重，布料杆和支腿回路采用较高的额定工作压力。泵车的液压系统因机种而异，但其基本工作原理是相同的，在此不做相关叙述。本设计主要论及混凝土泵车回转液压系统的原理及主要工作方式做较详细的论述。下面首先介绍一下液压传动系统的基本理论知识，进而为设计混凝土泵车回旋液压机构做充分的理论指导。

电液比例换向阀在液压系统中的重要作用

在泵车液压回转系统中，电液比例换向阀的功能是用来控制者液压马达的转向。如图5-1为4WRZ型电液比例换向阀的结构原理图。

图5-1电液比例阀结构原理图

1、2—比例电磁阀 3—先导阀 4—先导阀芯 7—主阀 8—主阀芯 9—弹簧

10—先导腔 11—应急手动操控按钮

电液比例换向阀一般由电液比例减压阀和液压换向阀组合而成。前者作为先导级以其出口压力来控制液压换向阀的正反向开口量的大小，电液比例换向阀的工作原理如图5-1所示，先导级电液比例减压阀由两个比例电磁铁1、2和先导阀芯4等组成。当输入电流信号给电磁铁1时，阀芯4被推向右移，供油压力p经右边阀口减压后，经通道反馈至阀芯4的右端，与电磁铁2的电磁力相平衡，因而减压后的压力与供油压力大小无关，而只与输入电流信号的大小成比例。减压后的油液经节流插件通道作用在换向阀阀芯8右端，使阀芯左移，打开P与B的连通阀口并压缩左端的弹簧，阀芯8移动量与控制油压的大小成正比，即阀口的开口大小与输入电流信号成正比，如输入电流信号给比例电磁铁1，则相应的打开P与A的连通阀口，通过阀口输出的流量与阀口开口大小以及阀口前后压差有关，即输出流量受到外界载荷大小的影响，当阀口前后压差不变时，则输出流量与输入的

电流信号大小成比例。这个阀门可以根据所给的电流或电压的大小来改变阀的开口大小从而达到控制液压马达速度快慢的目的.

其原理归纳起来就是比例电磁铁控制阀芯开口度来实现液流方向的改变.

由于电液比例换向阀阀组带合负载传感器，从而可使阀的进口流量随负载的变化而变化，以实现“轻载”高速和“重载”低速，这样不仅可以使布料臂工作时运行平稳，而其可确保工作的安全性。

回转机构液压系统的设计

回转机构控制回路由一片电液比例换向阀、两个带单向阀的出口压力控制阀（过载溢流阀）、两个带二次溢流功能的平衡阀所组成的缓冲制动阀、一个梭阀、一个常闭式制动器和液压马达等组成。当操纵电液比例换向阀手柄或操纵遥控器上的电位器控制手柄使换向阀阀芯移动至某一位置时，液压油经换向阀进入液压马达和控制器活塞缸，当油压达到平衡阀和制动器的开启压力时，则马达回油腔的平衡阀和制动器相继被打开，液压马达就开始向一个方向运转，在液压马达通过减速器的驱动下泵车整个布料臂开始向要求的方向回转。在液压马达换向阀的两出油口处设置了一对带单向阀的出口压力控制阀（过载溢流阀），其作用如上所述。在液压马达的A、B口设置了由一对带二次过压溢流的平衡阀所组成的缓冲制动阀，以减少回转机构启动或停止时因惯性而产生的压力冲击，同时在换向阀回到中位时液压马达能被平稳的闭锁在原位置。回转机构制动器为液压开启弹簧上闸的常闭式制动器，当换向阀回到中位时，其在弹簧的作用下自动上闸制动，以确保泵车工作或整车行驶时的安全。

在这里，要作重讲一下电液比例阀在泵车液压系统中的作用。在混凝土泵车的上车布料臂控制系统中（由布料臂回转机构液压系统和布料臂一、二、三、四节臂收展控制回路等组成），多路电液比例阀组起了很重要的作用。该多路电液比例控制阀组由先导式控制阀、直动式溢流阀、电磁换向阀、减压阀、电液比例换向阀、进口压力补偿阀和各路出口压力控制阀等组成。各回路的电液比例换向阀相互并联，而组成了并联油路。其中电液比例换向阀分别用于控制臂架的收展和回转动作。通过有线或无线遥控器输入比例模拟信号，再结合柴油机的油门调节，可实现对臂架的收展和回转动作进行无级平稳控制。另外，由于电液比例换向阀阀组带合负载传感器，从而可使阀的进口流量随负载的变化而变化，以实现“轻载”高速和“重载”低速，这样不仅可以使布料臂工作时运行平稳，而其可确保工作的安全性。这更进一步发挥了电液比例换向阀的优越性。

根据以上分析混凝土泵车回转液压系统如图5-2所示，如下：

图5-2 回转液压系统原理图

1—安全阀；2—液压马达；3—回转平衡阀；4—高压油路；5—电液比例换向阀；6—液压泵

液压泵的选择计算

工作压力的确定

液压泵的工作压力等于系统的压力损失和执行元件工作压力之和，即： PBPCP30131MPa

式中 PB——泵工作压力；

PC——执行元件工作压力；

P——系统的工作压力损失，包括管中沿程阻力损失和弯管、各种阀、管接头处的局部阻力损失。

管路系统的压力损失，需待选好液压元件及画出管路布置图后才可进行计算。初步计算时，可粗略选取。可取P(10~15)105Pa。 泵流量的确定

当液压系统工作循环中只有一个执行元件工作时，为了保证最大的工作速度和考虑到系统的泄漏，液压泵的流量应大于执行元件最大速度时所需的流量；当工作循环中有几个

执行元件同时工作时，液压泵的流量应大于复合动作时所需的最大流量，并考虑到系统的

泄漏。

在混凝土泵车的回转机构液压系统中，液压泵的总流量波动范围不大，泵流量可按下式选取：

QBKQmax=

式中 QB——液压泵流量；

Qmax——系统中执行元件最大流量之和，在回转机构中，执行元件为液压马达。 K——考虑系统泄漏的系数（~）。 泵功率的确定 按下式计算:

NBPBQBHB103=

3137.510324.2KW

0.860式中 PB——泵的工作压力(pa)； QBH——泵的定流量(m3/s)； B——泵的总效率（~） 液压泵的选择

在混凝土泵车液压系统中，采用定量泵调速方式。从以上计算可选液压泵的型号：CBZ－2032齿轮泵，属于高压齿轮泵，采用铝合金壳体和DU轴承机构，具有体积小、重量轻、转速高、寿命长等优点。

液压泵的排量为32mL/r，额定转速为2000 r/min，额定压力为25MPa，。

液压马达的选择与计算

液压马达在工作中需克服的阻力矩有：

1）工作阻力矩MW,包括有效阻力矩和工作机构工作时由机械摩擦引起的阻力矩。 2） 摩擦阻力矩MF,指马达自身的机械和密封摩擦阻力矩，可表示为马达机械效率。 3）惯性阻力矩MI,指马达和负载转动部分在加速和减速过程中所产生的惯性力矩。 液压马达最大负载力矩为上述各值之和，及液压马达输出轴上的平衡条件是：

P1qMWMFMI 式() 2式中 p1——马达进油腔压力；

q——马达每转排量；

代入数据： q 液压马达流量

MWMFMI3980.90.01m3/r

P2523.1412按下式计算液压马达流量：

Qmqnmax2v0.015005.5m3/s

0.95式中 nmax——液压马达最大工作转速（r/s）； 2v——液压马达容积效率，2v=~。 液压马达的选择

要求的输出转矩M、流量Q、马达进油腔工作压力P、转速n等选择马达的选号：。

液压控制阀的选择

根据压力和流量选择阀如下：回转平衡阀，型号：LHDV33-25V-B6-150/150-170/170，进口件。

阀的连接方式：对于混凝土泵车液压系统的液压阀的连接方式，通常采用管式连接形式。此连接方式连接比较简单，但布局分散，且拆装不便。

辅助装置的选择

管件尺寸

一般先按通过管子的最大流量和管内允许流速计算管内径。其次，按系统最大工作压力确定管壁厚和外径，查阅有关手册选用管材。

管子内径可按下式计算：

d1.13QB0.0021.130.029m v3式中 QB——通过管子的最大流量（m3/s）；

V——液流在管中的流速（m/s）。按表5-1选择：

管道 表5-1 液流在管中的流速推荐值 推荐流速（m/s） ~，一般取1以下 3~6，压力高，管道稍短， ~ 液压泵吸油管道 液压系统压油管道 液压系统回油管道

油箱过小会散热不良，邮箱过大则结构庞大、重量增加，因此合理选择油箱在混凝土泵车的液压系统中也比较重要。

对于混凝土泵车回转液压系统，当不要求按升温或发热计算油箱时，可按经验法来选择油箱的容量：

低压系统 V=(120~240)Q 高压系统 V=(300~420)Q

式中 Q——液压泵的流量（m3\\s）；

即油箱容量为：V420(37.5103/60)0.26m3

液压系统性能验算

液压系统压力损失的验算

验算液压系统压力损失的目的是为正确调整系统的工作压力，使执行元件输出的力满足设计要求，并可根据压力损失的大小分析判断系统设计是否符合要求。 液压系统中的压力损失P包括：油液通过管道时的沿程损失PL、局部损失PT和流经阀类元件时局部损失PV，即：

PPLPTPV 式()

上式中沿程损失PL和局部损失PT可按下式计算

PLl2v 式() 2dlPTav2 式()

2d式中：l、d——直管长度和内径，l=10m，d=； la——管接头的当量长度，la=30d==； v ——液流平均速度，v=3m/s； ——液压油的密度，=890kg/m3；

——阻力系数，=。 带入式()、式()则：

l210890PLv0.29320.4MPa

2d20.029l0.87890230.035MPa PVav20.292d20.029流经标准阀类元件时的压力损失Pv值与其额定流量qvn、额定压力损失Pvn和实际通过的流量qv有关，其近似关系式为：

q2252PVP（）0.5（）0.2MPa nqn37.5式中：qvn和 Pvn的值可以从产品目录或样品本上查出。

当已知液压系统的压力损失后，就可以确定溢流阀的调整压力，它必须大于工作压力

和总压力损失之和，即:

PPPP 式()

P=++=

PPPP310.63531.635MPa

液压系统总效率的验算

1）根据系统的压力损失，确定管路的压力效率，又称管路的当量机械效率lp

PP310.635lpP0.97

PP312）管路系统中各个阀的泄露量和溢流量之和称为管路系统的容积损失，用下式表示，则管路系统的容积效率lv为

q0q0.9 q0式中： q0—当系统中无蓄能器时，为最大工作流量

lv3）管路系统的总效率l为

llplv0.90.97=

4）液压传动系统的总效率，要考虑液压泵、管路系统、液压缸或液压马达各部分的能量损失，它们的总和用符号P表示，则系统的总效率为

plm85%

式中：P0—液压泵的输入功率 P—液压系统总的能量损失 p—液压泵的总效率 l—管路系统的总效率

m—液压缸和液压马达的总效率

液压系统发热温升的验算

液压系统工作时，所损失的能量必然转化为热能，使液压系统的油温升高，油温升高后会产生许多不良后果，如油温上升，油液粘度很快下降，泄露增大，容积效率降低；油温升高还会使油液形成胶状物质，堵塞元件小孔和缝隙，使液压系统不能正常工作等，因此，对液压系统的发热温升，必须进行验算并予以控制，对不同的液压系统，因其工作条件不同，允许的最高温度也不相同

工程机械 正常工作温度50～80°，最高允许工作温度70～90°，液压油及油箱的温升25o。

QP(1-)31(1-0.85)4.65Mpa

式中： P——液压系统的实际输入功率，即液压泵的实际输入功率，为31kW；

——系统的总效率。

液压系统所产生的热量，一部分使油液和系统的温度上升，另一部分热量经过冷却表

面散发到空气中，当系统产生的热量和散发的热量相等时，系统达到了热平衡状态，油温不再上升，而稳定在某一温度上。

当产生的热量Q，全部被冷却表面所散发时，即:

QKiAiT 式() 式中：Ki—散热系数，(查机械设计手册第五卷液压与气压传动)～；～；；循环水冷却为 ～。在此可选Ki=16。

Ai—油箱散热面积； T—液压系统油液的温升；

由上式可得：

TQ 式() KiAi计算时，设油箱三边的结构尺寸比例在1：1：1～1：2：3范围内，其散热面积为：

Ai0.0653V20.065326022.65m2

所以液压系统油液的温升为：

TQ46511oC KiAi162.65室温为平均20oC，热平均温度为31oC50oC,没有超出允许范围。整体液压系统的温升满足要求。

6 臂架液压油缸设计及回转台强度校核

臂架液压缸的作用及结构

液压缸的作用

液压缸作为液压系统中的执行元件(以直线往复运动或回转摆动的形式)，将液压能转变为机械能输出。液压缸在工程机械中使用极其广泛，它结构简单，制造容易，能满足各行各业的需求。

6.1.2 液压缸的结构

图6-1所示的是混凝土泵車臂架双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底1、缸筒4、缸盖兼导向套7、活塞3和活塞杆5等主要部件组成。缸筒一端与缸底焊接，缸筒的一端与缸底焊接，另一端缸盖与缸筒以内螺纹连接。它的优点是外形尺寸较小，重量较轻，方便4连在一拆装检修，两端设有油口A和B。活塞3与活塞杆5利用活塞螺母2和o型挡圈○起。活塞与缸孔的密封采用的是活塞封。为了防止液压油的泄漏，提高液压系统的工作性能，在可能发生泄漏的部位需要安装O型圈。因为在臂架液压缸中工作压力较大(33Mpa)超过10MPa，为避免出现挤出现象，应在O型圈侧面安放挡圈，挡圈材料常用聚四氟乙烯、尼龙等。

图6-1 臂架液压缸

1-衬套 ○2-放气阀 ○3-O型圈 ○4-O型挡圈 ○5活塞封 ○6- O型圈 ○7- O型挡圈 ○8-杆封 ○9-防尘圈 ○

1-缸底 2-活塞螺母 3-活塞 4-缸筒 5-活塞杆 6-油口 7-缸盖 8-衬套 9-吊耳

液压缸主要零件的材料及技术要求

缸筒

(1).材料：缸筒的材料常用35、45号钢和焊接性能较好的27SiMn，它具有足够的强度与冲击韧性，有良好的焊接性能。

(2).技术要求：缸筒与活塞采用活塞环密封，推荐使用H7/g6配合，缸筒内径表面粗糙度取Ra()m。缸筒内径应进行珩磨。为防止腐蚀，提高寿命，缸筒内表面可珩磨或抛光。缸筒与缸盖用螺纹连接时，其螺纹一般可采用中等精度。

6.2.2 缸盖

(1). 材料：液压缸缸盖可用35、45号钢但本设计的缸盖采用的是45号钢。 (2).技术要求：。

活塞

本设计活塞使用的无导向环的设计，其材料使用HT200。活塞外径公差f8；与活塞杆的配合一般为H8/h8。外径的圆度和圆柱度误差不大于外径公差的一半。

活塞杆

活塞杆的常用材料一般为35、45号钢。活塞杆的工作部分的公差等级一般可取f8—f9，。 Ram。

活塞杆在粗加工后调质，必要时进行高频淬火。活塞杆上的螺纹，可按中等极度制造。

液压缸设计步骤

(1).根据机构运动和结构的要求，确定缸的类型，臂架液压缸选用双作用单活塞缸液压缸结果如图6-2；

图6-2 液压缸示意简图

(2).根据系统已知工作压力和往返速比，确定液压缸的主要尺寸；

(3).根据机构运动的行程和速度要求，确定缸的长度和流量，并由此缸的通油口尺寸； (4).根据工作压力及材料，进行液压缸的结构设计； (5).选择适当的密封结构；

(6).根据缓冲要求，设计缸的缓冲机构。

液压缸主要零件的设计与计算

缸筒计算

缸筒内径计算

缸筒内径即柱塞外径，为液压缸的主要参数可根据以下原则确定：

在液压系统中给定的工作压力P，应满足以下关系式：

FPAm 式() 式中 A—液压缸的有效工作面积，对无活塞缸腔AD2/4,对有活塞杆腔

A(D2d2)/4。

对无活塞缸腔，当要求推力为F1时，缸筒内径D可按下式得：

D14F141.37236mm Pm3.14330.95对有活塞缸腔，当要求推力为F2时，缸筒内径D可按下式得：

D24F240.991.37235mm Pm3.1430.95式中 ——往返速比，液压系统设计时给定=；

m——液压缸机械效率，一般取m=。

缸筒内径D应取236mm，按JB/T2348-93液压缸内径系列圆为标准值即D取230mm。 缸筒厚度计算

缸筒外径为：

0c1c2 式()

式中 0——为缸筒材料的强度最小值（m）； c1——缸筒外径公差余量（m）； c2——腐蚀余量（m）。

0的值可按下式计算： 0PmaxD 式() 2[]式中 []—缸筒材料许用应力，[]b/n，n—安全系数，与载荷情况有关，按表6-1选取。

材料种类 钢 铸铁 表6-1 液压缸的安全系数 交变载荷 静载荷 不对称 对称 3 5 8 4 6 10 冲击载荷 12 15 []b/n1000/5200MPa

PmaxD45230 2[]2200即缸筒的外径为： 0c1c20.0260.10.120.25m

也即， 0缸筒的厚度为： 厚(0.250.23)/20.01m

缸筒的材料一般选用有足够的强度与冲击韧性，有良好的焊接性能，可选27SiMn。

6.4.2 缸筒底部厚度计算

因为缸筒底部为平面，其厚度为：

底0.433DP/[]0.4330.2333/2000.04m

6.4.3 缸筒端部螺纹连接部分校核计算

缸筒与端部用螺纹连接时（如图6-3），缸筒螺纹处的强度计算如下： 螺纹处的拉应力：

431.371061096(MPa) 22223.14(0.2340.23)(d1D)4KF8螺纹处的剪应力：

K1KFd0(MPa)=160(Mpa) 330.2(d1D)合成应力：

n232[](MPa)

因为：

n232290(MPa)

许用应力：

[]S/nS850/2566.MPa 式中 F——缸筒端部承受的最大推力（N）；

； 图6-3 缸筒端部螺纹连接部分 d1——螺纹外径（m）

K——拧紧系数，取K=3；

K1——连接的摩擦系数，取K1=；

S——缸筒的屈服极限；

nS——安全系数，取nS=。

活塞杆及其部分计算

活塞杆结构：臂架液压缸活塞杆的缸体采用空心杆，因为d/D比值较大，且可以省材。 液压缸的活塞杆直径d通常先满足液压缸往返速比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性，活塞杆直径d可由下式初步确定：

dD11.371230119mm 1.37根据标准选杆径为：d=120mm

最小导向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H。如果导向长度较小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。对于臂架液压缸，最小导向长度H为： LD1061230H168.05mm

202202活塞的宽度，一般取B===115mm；导向套滑动面的长度A，在D>80mm时取A===108mm，为保证最小导向长度，过分增大A和B都是不适宜的。

液压缸进、出油口尺寸的确定

液压缸的进出油口布置在缸筒上，进出油口处的流速应不大于5m/s。油口的连接形式为螺纹连接。JB1068-67规定了液压缸进出油口及连接螺栓尺寸，可选油口直径9mm，深度20mm， 深10mm；ISO6022规定了25Mpa以上系列单杆液压缸的油口安装尺寸：四螺钉均布连接38mm38mm。

液压缸的强度校核

液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径d焊接缸筒焊缝处的强度，在高压系统中都必须进行强度校核。

缸筒壁厚校核

液压缸缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况。当D/10时为薄壁，而臂架液压缸的D/10，即可按下式进行校核：

pyD450.230.026m

2[]2200式中py—缸筒试验压力；[]为缸筒材料的许用应力，同上。

活塞杆直径校核

活塞杆直径d的校核按下式进行：

d4F41.370.09m []3.14215式中，F—活塞杆上的作用力；[]—活塞杆材料的许用应力，[]b/1.4。

活塞杆的弯曲稳定性校核计算

活塞杆的弯曲长度为：

LfkS106122122mm 式中 k——液压缸安装及导向系数，取k=2； S——行程(m)。

已知作用力F和活塞杆直径d，可从机械设计手册传动设计部分查得：Lf1=10000m（Lf1为弯曲临界长度）。

因为 Lf焊接缸筒的校核

缸筒与缸底为焊接连接时，焊缝应力（Mpa）应满足下式：

b4F6 1022n(D1d1)式中 D1——缸筒外径(m)；

d1——焊缝底径(m)；

——焊接效率，。 即：

b4F41.37610176MPa200MPa 2222n3.14(0.250.22)0.7(D1d1)即焊缝应力满足强度要求。

以上为液压油缸的整体设计，经过分析计算和校核，所设计液压缸完全满足泵车整体工作性能要求。

回转台的选型及强度校核

经过上面的分析计算，可知液压缸的活塞杆所受的最大推、拉力，且在泵车上车部分中，回转台安装在回转机构上，臂架安装在回转台上随回转台的旋转而转动，臂架展开收拢及其混凝土浇注时定位均是由变幅油缸推(拉)动变幅机构的运动来实现的，设计中应注意的主要油缸的受力及回转台与油缸连接处的强度校核，只有在强度满足条件的情况下，才能进行回转台部件的选型及零部件材料的选择。在对混凝土泵车整体优化设计中,回转台是个比较重要的部件,它承担泵车臂架在繁重的工作过程中的各项任务,诸如:臂架的前进、回转、升降，制动液压缸的伸缩等各项运动,载荷的落脚点均设在回转台上,并通过它传递到回转支承上去。本身重量很大的臂架部件及回转台自重回转时,其回转支承必须承受全部的轴向和径向负荷,特别是来自臂架在最危险工况中所产生的X-Y平面和Y-Z平面两方向对轴承的倾翻转矩。

回转台的主要结构

泵车回转台结构的原设计计算是采用材料力学的方法, 将整个结构简化成一根悬臂梁, 取强梁区作为固定端, 以回转台承受的臂架等重量作为计算载荷, 选择几个截面计算弯曲静应力, 然后乘以动力系数, 用许用应力法进行强度校核。混凝土泵车的回转台是一个由型钢和钢板焊接起来的复杂结构, 见图6-4,整个转台由底部螺栓固定在回转支承座上。当混凝土泵车在不平的道路上行驶时，转台结构的动应力是有其支承震动引起的，此振动是一个随机过程。再回转台的选型过程中应对转台进行动强度和应力分析。

图6-4为回转台的主要结构示意图。

布料杆臂架安装在回转台上，回转台的旋转是通过回转机构来实现的。回转台的制动是通过制动液压缸控制的点盘式控制器来实现的。回转台的中心装有中心回转接头，臂架

液压缸所用的液压油管和混凝土输料管都从转台座的下部经中心回转接头通向回转台上方。这样的布置，在回转台回转时不会影响这些管道的走向。整个臂架由回转台立柱和下节臂液压缸支撑，故可随转台回转，中上节臂分别由中上节臂液压缸和节臂间铰接支撑。臂架的伸缩和升降由各臂架的液压缸来实现。

图6-4 回转台主要结构示意图

1—立板；2—圆锥加强筋板；3—围板；4—底板；5—立板；6—圆弧板；7—限位块；8—油缸连接处

回转台底板与回转支承联接螺栓处强度校核

泵车回转支承装置的内、外滚圈各有一圈螺栓各自与回转台部分或车架部分相连。回转台在臂架工作时会产生力矩，故回转台底板与回转支承连接螺栓处的校核是必要的。

1). 螺纹连接的拧紧力矩计算

回转支承装置的螺纹连接在装配时必须预紧，目的在于增强连接的刚性、紧密性和防松能力。拧紧螺母时，拧紧力矩T要克服螺纹副的摩擦力矩T1和螺母与被连接件(垫圈)支撑面的端面摩擦力矩T2。即：

TT1T2KF0d 式()

式中 d——螺纹公称直径（mm）； F0——预紧力（N）；

K——拧紧力矩系数，查表7-2，取k=

预紧力F0的计算：螺纹连接拧紧后的预紧力F0一般不得超过材料屈服点S的80﹪，一般可取：

F00.7SA 式()

查表7-9可知，S=640Mpa； A——螺栓危险剖面处的面积，

d23.14222A379.94mm2。

44则：

F00.7SA0.7640379.94170.2KN

带入上式拧紧力矩T：

TT1T2KF0d0.2170.222740Nm

2). 螺栓组受力分析

转矩M作用在接合面内，在T的作用下，被连接件不得有相对滑动。

F载knM/fzr 式() 式中 kn——可靠性系数，取kn=； f——接合面摩擦系数，取f=。 带入数据可知：

F载=

螺栓连接的强度校核是要校核螺栓危险截面的直径d，螺栓其他部分的结构尺寸校核都是根据等强度条件制定的，设计时只需根据螺栓的直径d查相应的标准即可。 校核最大应力：

1.66F载1.6684026max288.2MPa[]许300MPa 22d0.022校核最大应力副：

KF1T0.7825024713amaxC212.4MPa[]16.67MPa a2nak33.91.57d1.570.022经过校核，回转台底板与回转支承联接螺栓处强度基本满足要求，即所选的回转台满足要求。

回转台油缸连接处的的强度校核

回转台与液压油缸连接处的材料的强度是整个回转台最危险截面处。对其进行强度校

核是十分必要的。

以下是计算回转台最危险截面处的应力： 如图6-5中F为液压缸的拉力，则有， 最大应力为：

F 式() A式中 F——液压缸的最大拉力； A——油缸连接处的最大受力面积。 在液压缸设计过程中，已经知道液压缸中活塞杆受到的最大拉力为：

F1.37106N

而作用面积为：

A0.003m2

所以带入式()最大应力为： 图6-5 液压缸连接处所受的压力

F1.37106456MPa

A0.003而回转台油缸连接处的材料为WELDOX700E,它的屈服强度为S700MPa。危险截面处的最

大应力S,即满足强度要求。

经过以上对回转台的合理设计与选型,在具体的生产实践中具有一定的可行性,体现其优越性，它的耐冲击负荷能力高,故障相对而言较少,维修方便,从而提高了工作可靠性。

结论

至此，我完成了混凝土泵车回转机构、回转液压部分、臂架油缸及回转台的设计。 本论文重点对混凝土泵车的回转机构和回转液压部分及臂架油缸进行了设计；同时对回转头部件与油缸相连的部件进行了强度校核，并根据泵车零部件标准确定了回转头的主要尺寸及组成部件。回转机构的主要工作原理是采用液压马达驱动减速器带动回转支承进行旋转，回转头安装在回转支承上随着回转支承转动，从而带动臂架在回转平台上转动，臂架展开收拢及其混凝土浇注时定位均是由变幅油缸推（拉）动变幅机构的运动来实现的

通过这次比较完整的混凝土泵车回转机构及臂架液压缸系统的设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状况，和实践实习的结合。和老师的沟通交流更使我从实用的角度对设计有了新的认识也对自己提出了新的要求，举几个简单的例子：混凝土泵车的回转支承设计中，倾翻力矩如果计算不当即会造成整个泵车的翻转；臂架液压油缸的强度一定要满足整个臂架回转工作的要求等。这些本是我工作后才会意识到的问题，通过这次毕业设计让我提前了解了这些知识，这是很珍贵的。

顺利如期的完成本次毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本行业的发展前景充满信心。

致谢

在此大学本科的学习和生活即将结束,回忆往事的时候,心里有种说不出的感觉,我很庆幸四年前自己选择了工程学院,选择了机械设计制造及自动化专业！寒往暑来,我把最宝贵的四年青春留在了徐州工程学院校园,和尊敬的老师及亲爱的同学度过了难忘的四年，我将用最美丽的符号记录每一天的收获。

本论文的工作是在老师的精心指导下和亲切的关怀下完成的。值此论文完成并将通过答辩之际，我谨向我的老师表示衷心的感谢，是他让我加深了对机械方面的认识和热爱。老师渊博的学术水平，严谨的治学态度都会对我今后的人生产生深远的影响。本文从最初的谋篇布局到最终的文字润色，都凝聚着老师的辛勤劳动和汗水。老师的谆谆教诲和浓浓恩情将使我终生难忘。在此祝愿老师工作顺利，生活愉快。

感谢学院的各位领导，是他们的辛勤工作，使我们的学习环境得到很大的改善；因为他们，使我对机械这一行业有了浓厚的兴趣；感谢我的搭档及我的舍友对论文提出的宝贵建议。

最后向我亲爱的父母表示崇高的敬意，感谢他们的养育之恩和从小到大一直以来在学习和生活上的支持和鼓励。

衷心感谢审稿专家的细心评阅，感谢答辩委员会的诸位老师！

参考文献

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