起重机液压系统优化设计
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科技信息
○百家论剑○
SCIENCE & TECHNOLOGY INFORMATION
2010 年 第 17 期
起重机液压系统优化设计
杨志辉 （石家庄煤矿机械有限责任公司 河北 石家庄 050031）
【摘 要】液压系统在很多工程机械中应用广泛，但是系统的设计的优劣决定了整个产品的综合性能，文章主要介绍了随车起重机的液压 系统优化设计。
原理图 1
原理图 2
更改换向阀控制模式（见原理图 2），将以前接于 B 口油路的溢流 阀移至 P 口油路，实现了保护主油路 P 口的作用，防止了整个液压系 统由于压力过高损坏油泵等元件的作用， 保证了整个液压系统的安 全。 2.2 支腿回缩速度慢分析
根据液压系统分析： 回缩速度慢主要为油液流经通道狭窄导致， 导致了液压系统憋压，主溢流阀打开，即大部分油流被卸掉，压力损失 较大，油流狭窄部位主要为支腿多路阀和后支腿油管，下面主要根据
作 者 简 介 ：裴 莹 莹(1981.6—)，女 ，2004 年 毕 业 于 重 庆 邮 电 学 院 ，学 士 学 位 ， 中国联合网络通信有限公司，助理工程师。
翟云腾(1974.5—)，男，1997 年毕业于同济大学，学士学位，中国联合网络通 信有限公司，工程师。
[责任编辑：曹明明]
457
【参考文献】
●
［1］曲 道 俊.新 一 代 电 信 运 营 商 运 营 支 撑 系 统 中 的 客 户 服 务 .中 国 数 据 通 信 ，2003 Vol.5,No.07. ［2］汤庸,主编.Delphi4 编程范例与元件库参考.海潮出版社,1999. ［3］胡欣杰,编写.oracle 9i 数据库管理员指南.北京希望电子出版社,2002.
【关键词】液压系统；优化；设计
1 起重机的液压系统介绍
利用外来动力驱动液压油泵向整个工作系统提供高压油液，通过 操纵手动换向阀，支腿多路阀以及上控制多路阀将油液分配到各个执 行元件，以完成起重机作业所需要的各种动作。
2 对起重机液化系统的优化设计
根据市场反馈信息发现，该起重机经常出现憋泵和支腿动作速度 较慢的情况，针对以上情况进行分析，对系统进行优化设计。 2.1 液压系统憋泵分析
● 【参考文献】
［1］成 大 先 .机 械 设 计 手 册 .北 京 :化 学 工 业 出 版 社 ,2007. ［2］章 宏 家 .液 压 传 动 .北 京 机 械 工 业 出 版 社 ,1999.
［责任编辑：曹明明］
百度文库
●
（上接第 446 页）务器，可有效地解决客户机访问服务层瓶颈。
4 总结
计费账务系统是电信运营企业开展经营活动的核心系统之一，计 费系统是电信运营支撑系统（OSS）实现运营收入的源头和依据。 电信 计费系统的准确性、实时性直接关系到客户服务质量和电信运营商的 收入。 因此计费系统在电信运营支撑系统 OSS 中占有重要的地位。 本 文从数据库技术、共享内存处理技术以及三层应用体系结构来对计费 系统应用，但是还是存在着很大的发展空间和改进空间。 科
以上分析计算。 已 知 ： 支 腿 油 缸 缸 径 为 φ110mm， 杆 径 为 φ90mm， 支 腿 行 程 为
580mm。 有杆腔与无杆腔的速比大约为 n=3.02，油泵流量 Q=80L/min，
容积效率为 η=0.93， 支腿多路阀在其最大流量为 QN=60L/min 时的压 力 损 失 为△P=0.5MPa， 通 往 后 支 腿 的 油 管 长 度 为 6m， 油 管 规 格 为 φ12×1.5,即通径为 d=φ9mm 2.2.1 支腿多路阀压力损失计算
主控支腿进油量为 Q1=Q×η=80×0.93=74.4L/min 主 控 支 腿 无 杆 腔 的 回 油 油 量 为 Q2=Q1×n=74.4×3.02=224.688L/ min 根据《机械设计手册》可知，当流经阀道的实际流量大于其最大流 量时，压力损失可以根据以下公式计算：△P1=△P×Q2/QN2 则无杆腔回 油的压力损失为△P1=0.5×Q22/ QN2=0.5×(224.688)2/602=7MPa 为了改善该情况需要更换大的多路阀， 更换成额定流量为 100L/min， 从而可以大大改善回缩速度较慢的情况。 2.2.2 后支腿油管压力损失计算 后支腿的回油流量为 Q =Q2=224.688/2=112.344 L/min 则回油流速为 V=4.62×Q/d2=4.62×112.344/92=29.35m/s 雷诺数 Re=V×d/γ=29.35×0.009/68×106=3885 λ=0.3164×Re-0.25=0.1267 故 流 经 该 硬 管 的 压 力 损 失 为 △P3=λ×L/d×ρ×V2/2=33MPa 可见在该油管回油路压力损失过大，导致了整个后支腿系统油流 过小，回油较慢。 假设更换硬管规格为 φ16×2,即通径为 d=φ12mm，则：则回油流速 为 V=4.62×Q/d2=4.62×112.344/92=16.5m/s 雷诺数 Re=V×d/γ=16.5×0.012/68×106=2912 λ=0.3164×Re-0.25=0.043，故 流 经 该 硬 管 的 压 力 损 失 为 △P3=λ×L/d× ρ×V2/2=2.6MPa 通过计算可知，在更换规格较大的硬管后，压力损失明显减小。 经过试验以及市场信息可知，该系统更改可行，更改后没有出现 憋泵以及油泵损坏等现象，支腿回缩速度明显加快，该优化设计达到 了预期的效果。 科
通过分析该液压系统可知：该手动控制的换向阀，当拨动手把换 向的瞬间， 即 A 口向 B 口油路转换的时候， 在中间位置属于闭路控 制，直接形成了在油泵油量不变的情况下，油路堵死，而油泵承受的压 力有限，从而导致了憋泵现象的发生。 但是如果在换向操作的任何时 候均有溢流阀保护，即达到油泵的额定压力之后卸荷，就不会出现上 面所述问题。
根据起重机液压系统图分析：出现憋泵现象的原因主要是压力升 高太快，使油泵的压力达到了其承受的最大压力值，从而导致了油泵 的损坏。 而且憋泵的现象主要发生在手控换向阀的手把换向时，而且 手把不易搬动，可知是在换向阀的控制机能上存在问题，下面根据换 向阀的原理机能进行分析。
换向阀的基本原理是实现液压油流的沟通、切断和换向，以及压 力卸载和顺序动作控制的阀门。 该起重机更改前用的换向阀（见原理 图 1）为手动控制，压力油经过 P 口，通过调节两位三通阀控制油流的 方向，达到 A 口与 B 口的通断，以达到换向的目的，在控制油路 A 口 的溢流阀达到切换时防止系统压力过大而损坏液压系统元件的作用。
○百家论剑○
SCIENCE & TECHNOLOGY INFORMATION
2010 年 第 17 期
起重机液压系统优化设计
杨志辉 （石家庄煤矿机械有限责任公司 河北 石家庄 050031）
【摘 要】液压系统在很多工程机械中应用广泛，但是系统的设计的优劣决定了整个产品的综合性能，文章主要介绍了随车起重机的液压 系统优化设计。
原理图 1
原理图 2
更改换向阀控制模式（见原理图 2），将以前接于 B 口油路的溢流 阀移至 P 口油路，实现了保护主油路 P 口的作用，防止了整个液压系 统由于压力过高损坏油泵等元件的作用， 保证了整个液压系统的安 全。 2.2 支腿回缩速度慢分析
根据液压系统分析： 回缩速度慢主要为油液流经通道狭窄导致， 导致了液压系统憋压，主溢流阀打开，即大部分油流被卸掉，压力损失 较大，油流狭窄部位主要为支腿多路阀和后支腿油管，下面主要根据
作 者 简 介 ：裴 莹 莹(1981.6—)，女 ，2004 年 毕 业 于 重 庆 邮 电 学 院 ，学 士 学 位 ， 中国联合网络通信有限公司，助理工程师。
翟云腾(1974.5—)，男，1997 年毕业于同济大学，学士学位，中国联合网络通 信有限公司，工程师。
[责任编辑：曹明明]
457
【参考文献】
●
［1］曲 道 俊.新 一 代 电 信 运 营 商 运 营 支 撑 系 统 中 的 客 户 服 务 .中 国 数 据 通 信 ，2003 Vol.5,No.07. ［2］汤庸,主编.Delphi4 编程范例与元件库参考.海潮出版社,1999. ［3］胡欣杰,编写.oracle 9i 数据库管理员指南.北京希望电子出版社,2002.
【关键词】液压系统；优化；设计
1 起重机的液压系统介绍
利用外来动力驱动液压油泵向整个工作系统提供高压油液，通过 操纵手动换向阀，支腿多路阀以及上控制多路阀将油液分配到各个执 行元件，以完成起重机作业所需要的各种动作。
2 对起重机液化系统的优化设计
根据市场反馈信息发现，该起重机经常出现憋泵和支腿动作速度 较慢的情况，针对以上情况进行分析，对系统进行优化设计。 2.1 液压系统憋泵分析
● 【参考文献】
［1］成 大 先 .机 械 设 计 手 册 .北 京 :化 学 工 业 出 版 社 ,2007. ［2］章 宏 家 .液 压 传 动 .北 京 机 械 工 业 出 版 社 ,1999.
［责任编辑：曹明明］
百度文库
●
（上接第 446 页）务器，可有效地解决客户机访问服务层瓶颈。
4 总结
计费账务系统是电信运营企业开展经营活动的核心系统之一，计 费系统是电信运营支撑系统（OSS）实现运营收入的源头和依据。 电信 计费系统的准确性、实时性直接关系到客户服务质量和电信运营商的 收入。 因此计费系统在电信运营支撑系统 OSS 中占有重要的地位。 本 文从数据库技术、共享内存处理技术以及三层应用体系结构来对计费 系统应用，但是还是存在着很大的发展空间和改进空间。 科
以上分析计算。 已 知 ： 支 腿 油 缸 缸 径 为 φ110mm， 杆 径 为 φ90mm， 支 腿 行 程 为
580mm。 有杆腔与无杆腔的速比大约为 n=3.02，油泵流量 Q=80L/min，
容积效率为 η=0.93， 支腿多路阀在其最大流量为 QN=60L/min 时的压 力 损 失 为△P=0.5MPa， 通 往 后 支 腿 的 油 管 长 度 为 6m， 油 管 规 格 为 φ12×1.5,即通径为 d=φ9mm 2.2.1 支腿多路阀压力损失计算
主控支腿进油量为 Q1=Q×η=80×0.93=74.4L/min 主 控 支 腿 无 杆 腔 的 回 油 油 量 为 Q2=Q1×n=74.4×3.02=224.688L/ min 根据《机械设计手册》可知，当流经阀道的实际流量大于其最大流 量时，压力损失可以根据以下公式计算：△P1=△P×Q2/QN2 则无杆腔回 油的压力损失为△P1=0.5×Q22/ QN2=0.5×(224.688)2/602=7MPa 为了改善该情况需要更换大的多路阀， 更换成额定流量为 100L/min， 从而可以大大改善回缩速度较慢的情况。 2.2.2 后支腿油管压力损失计算 后支腿的回油流量为 Q =Q2=224.688/2=112.344 L/min 则回油流速为 V=4.62×Q/d2=4.62×112.344/92=29.35m/s 雷诺数 Re=V×d/γ=29.35×0.009/68×106=3885 λ=0.3164×Re-0.25=0.1267 故 流 经 该 硬 管 的 压 力 损 失 为 △P3=λ×L/d×ρ×V2/2=33MPa 可见在该油管回油路压力损失过大，导致了整个后支腿系统油流 过小，回油较慢。 假设更换硬管规格为 φ16×2,即通径为 d=φ12mm，则：则回油流速 为 V=4.62×Q/d2=4.62×112.344/92=16.5m/s 雷诺数 Re=V×d/γ=16.5×0.012/68×106=2912 λ=0.3164×Re-0.25=0.043，故 流 经 该 硬 管 的 压 力 损 失 为 △P3=λ×L/d× ρ×V2/2=2.6MPa 通过计算可知，在更换规格较大的硬管后，压力损失明显减小。 经过试验以及市场信息可知，该系统更改可行，更改后没有出现 憋泵以及油泵损坏等现象，支腿回缩速度明显加快，该优化设计达到 了预期的效果。 科
通过分析该液压系统可知：该手动控制的换向阀，当拨动手把换 向的瞬间， 即 A 口向 B 口油路转换的时候， 在中间位置属于闭路控 制，直接形成了在油泵油量不变的情况下，油路堵死，而油泵承受的压 力有限，从而导致了憋泵现象的发生。 但是如果在换向操作的任何时 候均有溢流阀保护，即达到油泵的额定压力之后卸荷，就不会出现上 面所述问题。
根据起重机液压系统图分析：出现憋泵现象的原因主要是压力升 高太快，使油泵的压力达到了其承受的最大压力值，从而导致了油泵 的损坏。 而且憋泵的现象主要发生在手控换向阀的手把换向时，而且 手把不易搬动，可知是在换向阀的控制机能上存在问题，下面根据换 向阀的原理机能进行分析。
换向阀的基本原理是实现液压油流的沟通、切断和换向，以及压 力卸载和顺序动作控制的阀门。 该起重机更改前用的换向阀（见原理 图 1）为手动控制，压力油经过 P 口，通过调节两位三通阀控制油流的 方向，达到 A 口与 B 口的通断，以达到换向的目的，在控制油路 A 口 的溢流阀达到切换时防止系统压力过大而损坏液压系统元件的作用。