转速限制在额定转速的以内，或增设个辅助泵。工作机构的换向则借助于换向阀。换向阀换向时，除了产生液压冲击外，运动部件的节流损失将转变为热能，而使油温增加。但由于开式系统结构简单，因此仍为大多数工程机械采用。闭式系统是指液压泵的排油腔直接与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，油液在系统的管路中进行封闭循环图油路。闭式系统油箱尺寸小结构紧凑执行元件回油管和液压泵吸油腔直接连通，减少了空气及脏物进入系统的机会，但油液的冷却条件差，需要辅助泵进行换油冷却和补偿漏油，结构比较复杂。般情况下，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于两腔流量不等，在工作中会使功率利用下降。所以闭式系统的执行元件般为液压马达。单泵和多泵系统按系统中的液压泵数量，液压系统可分为单泵系统和多泵系统。单泵系统是指由个液压泵向个或组执行元件供油的液压系统图。单泵系统适合于不需要进行多种复合动作的工程机械，如推土机等铲土运输机械的液压系统。多泵系统是多个单泵系统的组合图。每台泵可以分别向各自回路中的执行元件供油。每台泵的功率是根据各自回路中的功率而定。例如当系统中只需要进行单个动作而又要充分利用发动机功率时，可采用合流供油方式，即几个液压泵流量同时供给个执行元件，这样可使工作机构的运动速度加快。图为三泵液压系统原理图，特点是回转机构采用独立的闭式系统，而其它两个回路为开式系统，这样可以按照主机的工作情况，把不同的回路组合在起，以获得主机最佳的工作性能。图液压系统图.液压系统的控制定量节流控制系统定量系统是指采用定量泵的液压系统。定量系统所用的液压泵为齿轮泵叶片泵或柱塞泵。由于是定量泵，当发动机转速定时，流量也定。而压力是根据工作循环中需要克服的最大阻力确定的，因此液压系统工作时，液压泵功率是随工作阻力变化而变化的。在个工作循环中液压泵达到满功率的情况是很少的，这就造成了发动机的功率损耗。在定量系统中，执行元件的速度是由控制元件以节流方式控制的，如图中，泵输出的流量定，进入油缸的油液流量大小由换向阀控制，当需要控制液压缸的速度时，操纵换向阀阀杆使阀芯与阀体之间的流油通道变小，从而减少流入液压缸的油量，减少的部分通过溢流阀流回油箱，从而不可避免的造成能量损耗。定量节流控制系统特点结构简单控制方便价格便宜发动机的功率有定的损耗。变量系统变量系统是指采用变量泵的液压系统。图的变量系统中所用到的液压泵为恒功率控制的轴向柱塞泵。图中功率调节器中控制活塞右面有压力油作用，控制活塞左面有弹簧力作用，当泵的出口压力低于弹簧装置的预紧压力时，弹簧装置未被压缩，液压泵摆角处于最大摆角位置，此时泵的排量最大。随着液压泵出口压力的增高，弹簧被压缩，液压泵的摆角也就随之减小，排量也随之减少。当液压泵出口压力大于起调压力时，由于调节器中弹簧压缩力与其行程有近似双曲线的变化关系，因而在转数恒定的情况下，液压泵与流量也呈近似双曲线关系，这样液压泵在调节范围之内始终保持恒功率特性。由于液压泵工作压力随外载荷大小而变化，因此，可使工作机构的速度随外载荷的增大而变小，或随外载荷的减小而增大，使发动机功率在液压泵调定范围内得到充分的利用。其缺点是结构和制造工艺复杂成本高。图恒功率控制变量泵.下车液压系统设计各机构油路组成及其特点汽车起重机下车工作机构包括回转机构液压支腿等。各工作机构油路组成及特点如下.回转油路回转机构用以改变工作方位。考虑到载荷的摆动会造成倾翻的危险，对微动性和平稳性要求较高。液压驱动的回转机构有高速方案和低速方案之分。高速方案采用高速液压马达，通过减速装置降速，增大扭矩，以驱动回转机构的回转低速方案采用低速液压马达以驱动回转机构的回转。.支腿油路液压支腿在起重机工作时，支撑着整个机重和外载荷重量，要求安全可靠。如发生支腿自缩，就有使整个起重机倾翻的危险。因此在支腿油路中设置双向液压锁元件，且直接安装在垂直液压缸上，防止管路破坏或液压缸活塞密封圈损坏时可能发生的事故。为了提高效率及整机调平需要，单个水平液压缸垂直液压缸即可同时伸缩又可单独伸缩。二液压系统压力选择汽车起重机液压系统有向高压发展的趋势，但液压元件在克服漏油软管爆破方面存在定的困难，特别是大直径的软管困难更大，同时考虑齿轮泵的额定压力在左右，现多采用系统压力为。三下车液压系统型式的选择考虑汽车起重机各机构的工作载荷，运动速度和工作频繁程度差别很大，如起升机构需较大功率，回转和伸缩机构则消耗的功率较小，因此若按起升机构选择液压泵，则进行其它动作时必然有部分能量浪费掉，若按回转和伸缩机构选择液压泵，在起升机构上功率不足。为了更好的利用和分配动力及实现动作组合和调速，多选用多泵系统。但考虑本起重机的实际工作情况，下车液压系统仍选用单泵系统。在变量系统中，虽然发动机功率在液压泵调定范围内可得到充分的利用，但是其成本太高，性能价格比体现得不明显。而定量系统中，用控制油门大小来改变发动机的转速所得到的变量与控制换向阀开度进行旁路节流相结合可获得适当范围的无级调速，能满足起重机微调性能的要求，其性能价格比与变量系统比要高。在起重机液压系统中，轴向柱塞泵和齿轮泵都有采用，在多泵系统中则选用高压齿轮泵。这因为高压齿轮泵不但自身结构对采用多泵组合系统极为有利，且能满足系统压力的要求，对油液中的杂质敏感性差，体积小便于安装，价格便宜，使用维护简单方便。开式系统与闭式系统相比结构简单，液压油能够得到较好的冷却，油液中杂质易沉淀，价格便宜，便于维修而选用。综上所述，系统选用定量单泵开式系统。四油路组合在汽车起重机中各机构的工作载荷运动速度和工作频繁程度差别很大，为了更好的利用和分配动力及实现动作组合和调速，要采用并联油路。根据以上分析汽车起重机下车液压原理如图所示，原理说明如下支腿油路的设计支腿油路设计见图右部分，该支腿液压系统由液压泵，换向阀，溢流阀，水平支腿液压缸，垂直支腿液压缸，双向液压锁，单向节流阀，滤油器等组成。溢流阀控制泵和支腿油路的最大工作压力，它的调定压力为。现以组水平液压缸和垂直液压缸动作为例，说明支腿回路动作原理在水平缸动作时，支腿机构尚未起作用，轮胎未离开地面，负载阻力不大，而且只要伸到适当位置即可，所以水平缸的控制很简单。搬动换向阀换向阀至下位，泵高压油经换向阀到水平液压缸无杆腔，水平液压缸伸出，待水平液压缸全伸出后搬动换向阀至上位，高压油经单向节流阀液压锁开锁压力为使垂直液压缸伸出若收支腿时分别搬动换向阀至上位至下位，泵高压油经换向阀双向液压锁至垂直液压缸有杆腔，垂直液压缸缩回，另高压油经进换向阀入水平液压缸有杆腔，水平液压缸缩回。由于此油路是并联油路，同时搬动四个换向阀，可实现四个支腿的同时动作，提高了效率。单向节流阀的作用是控制收腿速度，当打开支腿时，单向节流阀中的单向阀向垂直支腿液压缸的无杆腔供油，而收支腿时是向有杆腔供油，其回油经节流阀回油箱，来控制收支腿的速度，防止收支腿的速度过快。每个垂直液压缸均有双向液压锁，它保证在起重机支腿在负载作用下不会缩回，此外，若油管破裂时，液压油缸的活塞杆也不会突然回缩，防止发生翻车事故，当行驶或停放时，支腿不会在重力作用下自动下降，保证起重机作业行使的安全。.回转油路回转油路设计见图左部分，此油路由手动换向阀，平衡阀，节流阀，缓冲阀，回转马达组成。当换向阀由上或下位转换为中位，油口关闭，马达停止转动。但液压马达承受的巨大惯性力矩使转动部分继续前冲定角度，压缩排出管道的液体，使管道压力迅速升高。同时，压入管道液源已断，但液压马达前冲使管道中液体膨胀，引起压力迅速降低，甚至产生真空。这两种压力变化如果很激烈，将造成管道或液压马达损坏。因此设置了对缓冲阀。当换向阀的口连接管道为排出管道时，上缓冲阀如同安全阀那样，在压力突然升到定值时放出管道中液体，又进入与口连接的压入管道，补充被液压马达吸入的液体，使压力停止下降，或缓冲下降速度。平衡阀的作用是在换向阀处于中位时，与节流阀块起到制动闭锁油路作用，二是限制液压马达超速运转。图下车液压原随车起重机下车设计摘要车辆长宽高底盘整备质量含固定支腿箱厂定最大总质量桥荷分配前轴后桥接近角离去角最高车速最小转弯直径额定功率最大扭矩起重车轴载质量分配起运车总体布置应尽量使改装后整车轴载质量与原车相近，前置式起运车如图所示，由于起重装置的安装.造成车厢缩短.使整车的轴载质量发生变化。轴载质量的计算随着车辆行驶时起重臂所处位置的不同而不同。现以车辆行驶时.起重臂处在车厢上方为例介绍轴载质量的计算方法。同理可求出重臂处在驾驶室与车厢之间及起重臂处在驾驶室上方等情况的轴载质量。具体介绍如图整车轴载质量分配前轴轴载质量空载式.满载式.式中空载时的前轴轴载质量汽车二类底盘质量起重臂质量起重装置立柱等部件的质量车厢质量满载时前轴的轴载质量装载货物的质量汽车类底盘质心至后轴的距离起重臂质心至后轴的距离立柱质心至后轴的距离车厢质心至后轴的距离轴距地面对汽车后轴的作用力地面对汽车前轴作用力,.,.,.,.带入得，后轴轴载质量空载式.式中空载时的后轴轴载质量汽车整备质量得满载式.式中满载时的后轴轴载质量汽车最大总质量得起重车稳定性计算.起重车最不利工况起重车在起重作业时，由于起吊过重的重物操作失误引起的过大惯性力支撑面的沉陷或过大的风力等原因，起重机往往突然丧失稳定甚至倾翻肇事。因为起重机的稳定完全由机械自重来维持，故有定的限度。往往起重机的结构件如吊臂支腿等和其零件强度还足够能承受外来载荷时，起重机由于自重不够而失去稳定。但有时起重机稳定性过大，在没有起重量指示器的情况下，吊臂也可以由于超载而损坏。因此，起重机设计要进行稳定性计算。标准指出“稳定性计算应考虑最不利位置”。针对此原则，对起重车的工作情况分析如下起运车起吊时，支腿伸出以撑实地面，此时后轮和两支腿四支点构成倾覆线，由于起运车质心对倾覆线的稳定力矩相应较小，当起重装置在整车侧方起吊载荷时，稳定性较差，并且起重机回转中心相对于汽车纵向中心向左偏移，故起运车最不利工位应在左侧，当起重臂中心线与倾覆线相交于点.即两线处于相互垂直状态时.整车稳定力矩最小，倾覆力矩最大.整车这时倾翻的可能性最大。此时正是起运车的最不利位置。具体见图.图中可用下式求得式.图起运车最不利工况位置注后悬挂间距支腿跨距起重臂长后轴中心至支腿中心距离起重机回转中心起运车倾覆线代入数据,上式可以求得.起运车最不利工况位置的整车质量当起重机在侧方起吊载荷时，汽车车架作为非刚体将产生扭曲变形.造成整车另侧支腿翘起。作为稳定力的汽车整备质量此时只有部分质量被使用.同时前后桥的悬架与车架未锁定