1、1緒論裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水屯、港口、礦山等建設工程 的土石方施式機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，也 可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業。換裝不同的輔助工作裝置還可進行推土、 起重和其他物料如木材的裝卸作業。在道路、特別是在高等級公路施工中，裝 載機用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場的集料與裝料等作業。 此外還可進行推運土壤、刮平地面和牽引其他機械等作業。由于裝載機具有作 業速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優點，因此它成為工程建設中土石 方施工的主要機種之一，同時也成為工程機械中發展最快、產銷量及市場需求 最大的機種之一。1. 1裝載機的簡介

2、1. 1. 1裝載機的發展歷史及前景我國裝載機始于1960年末，發展至今它經歷了 3個發展階段，即60年代 仿制摸索階段；70年代自力更生研制階段；80年代至90年代技術引進、合資 合作發展階段。自1958年，上海港口機械廠首先測繪并試制了 67kw （90hp）、 斗容量為的裝載機一一我國自己制造的第一臺裝載機之后。全國裝載機產 品從1976年的446臺發展到1996年的18310臺，二十年內增長41. 1倍。同時 國民經濟的發展與國家基建規模及資金投入的增大，更促進了我國裝載機行業 的迅速發展。生產企業由1980年的20家增至現在的100余家，初步形成了規 格為0.810t約19個型號的系

3、列產品，并已成為工程機械主力機種。自此裝載 機在全國機械產品中，成為重要代表產品，令世人矚目。綜觀國外裝載機的發展特點及外部環境，專家預測未來裝載機的主要發展 趨勢是：（1）開發節能、高效、可靠、環保型產品，并研制無泄漏裝載機。（2）微電子及機電液一體化技術將獲得越來越廣泛的應用。（3）安全性及舒適性是產品發展的重要目標。(4) 大型化與微型化仍是產品系列化的兩極方向。(5) 技術進步、人才培養和售后服務將成為企業生存的三大關鍵內在因素。(6) 集團化、社會化與國際化是企業生存與發展的必由之路。1.2全液液壓裝載機液壓系統1. 2. 1液壓傳動系統的特點：1. 功率重量比大，調速性能好，可實現

4、無級調速，并且調速平穩、均勻、準確、 加速性能好；2. 起動力矩可以很大；3總體匹配容易，隨著選定動力源的參數變化，可以改變變量泵或者變量馬達 的排量和系統壓力，從而可以得到比較滿意的匹配效果；4. 動力性能好，液壓傳動車輛的牽引性能、爬坡能力及最高車速均比較好，且 當進行最大爬坡時，還能保持較高的車速；5. 調節變量泵的排量，車輛系統可以用很小的速度運行，微動性能好；6. 傳動系統結構簡單；7. 在高速下，變量泵、定量馬達的最高效率在高速區段；8. 高效率區范圍寬。1. 2. 2液壓傳動技術的國際發展趨勢：1 采用的液壓元件高壓化，連續工作壓力達到40mpa,瞬間最高壓力達到48mpa；2.

5、 調節和控制方式多樣化；3. 進一步改善調節性能，提高動力傳動系統的效率；4. 發展與機械、液力、電力傳動組合的復合式調節傳動裝置；5. 發展具有節能、儲能功能的高效系統；6. 進一步降低噪咅；7. 應用液壓螺紋插裝閥技術，緊湊結構、減少漏油。1- 3本論文的主要研究內容(1) 裝載機傳動系統的分析：對裝載機的各種傳動系統進行了對比分析，并且重點對液壓傳動系統的構 成及特點進行分析，得出一些有益的結論，還指出了進行系統設計的技術難點。（2）裝載機液壓系統構成分析：為了確定全液壓裝載機的液壓系統構成方案，對普通裝載機的液壓系統的 系統構成特點進行分析，同時分析了節能效果較好的多執行機構負載敏感控

6、制 系統。從簡單高效的角度考慮，最后確定了所開發的全液壓裝載機的系統構成 方案，進而確定了液壓調速系統的構成方案和馬達的驅動方案。（3）裝載機液壓傳動及控制技術地展望：全液壓裝載機實現了裝載機執行機構地全液壓控制，但它并沒有把電子技 術應用在其屮。同時，目前更具有發展前景地是要把信息技術廣泛地應用在產 業車輛等行走機械中，開發先進的集機械、電子、液壓、信息等技術為一體的 機電液一體化系統，這是未來工程機械行業發展的主要發展方向。2裝載機傳動系統分析本章對裝載機的各種傳動系統進行了對比分析，并且重點對裝載機液壓傳 動系統的組成及特點進行了分析，同時給出了所開發的全液壓裝載機的總體構 成方案，還指

7、出了進行系統設計的技術難點。2. 1液壓傳動系統的要求裝載機傳動系統的基本作用是將原動機即柴油機所產生的運動與轉矩加以 一定的變化后傳給驅動車輪，使之產生必要的牽引力，推動裝載機前行或者后 退，且具有較大的速度變化。為了保證裝載機的正常運行，首先要求裝載機在各種運行工況下具有合適 的運行速度及必要的牽引力。在平坦的良好路而上行駛時，滾動阻力較小，坡 度阻力近于零，總形式阻力只有裝載機總重力的1.5%2%左右。若裝載機爬 行很大的坡度（20%左右），且路而又很差時，總阻力就很大，可達到30% 35%。裝載機起動加速時還有慣性阻力。由于裝載機工作環境是多樣變化的， 因此裝載機所受到的阻力也是隨時變

8、化的，并且變化幅度很大，一般情況下可 相差45倍，有時相差更多。這就要求裝載機的牽引力隨外界的總阻力變化而 變化，同時行駛速度也相應變化。一般當行駛阻力小時，以高速行駛；行駛阻 力大時，以低速運行。其次要求裝載機能以各種速度反向行駛（倒退），以適應 裝載機裝卸作業時前進和后退行駛機會幾乎相等的情況。此外，還要求裝載機 能平穩地起步（起動）；在曲線行駛時能夠協調地將轉矩按一定地比例分配給左 右驅動車輪。上述這些要求，是依靠原動機和傳動系統共同完成的。由于裝載機所用的 原動機（柴油機）的性能不同，因而傳動系統的功用及組成也又差別。對于一臺機動靈活，而又效率較高的車輛，其行走系統的傳動方案一般要 考

9、慮以下幾個要點：可以連續調節輸出轉速和扭矩，即可以進行無級調速；可以靈活配置傳動部件；便于實現各種控制模式（程控、過載保護等）。但是從上面的出發點考慮，為此而付出的代價是要采取較復雜的結構、較 高的制造成本、以及在傳動過程屮因能量轉換不可避免的功率損失。因此就存 在一個在各種傳動中如何合理選擇和優化配置的問題。2. 2液壓裝載機的總體構成2. 2. 1裝載機液壓系統的基本構成：在多執行機構控制系統屮，多執行機構負載敏感控制系統屬于技術上比較 先進的控制系統。多執行機構負載敏感控制系統能夠自動地將負載所需壓力或 流量變化的信號，傳到負載敏感閥（閥控負載敏感）或油泵變量控制機構（泵 控負載敏感）的

10、敏感腔，使其壓力參數發生變化，從而調整供油單位的運行狀 態，使其幾乎僅向系統提供負載所需要的液壓功率（壓力與流量的乘積），因而 最大限度地減少了功率地損失，從而提高了原動機（柴油機）的利用效率；另 外，由于系統還可通過壓力補償的同時控制具有不同負載壓力的執行機構，因 而可以通過改變操作閥的操作量來調整各執行機構的速度，使控制速度不隨負 載壓力而變化。因此在車輛和工程機械屮釆用多負載執行機構敏感控制系統， 可以大幅度提高它們的操作性能。但是，雖然多執行機構負載敏感控制系統在技術上屬于比較先進的控制系 統，可以很好地解決多執行機構同時驅動的問題，但它卻并不適用于裝載機的 液壓控制系統。由于多執行機

11、構負載敏感控制系統在價格高以及系統結構復雜 等方面的原因，對于裝載機這種售價較低而且對各執行機構的復合動作要求并 不很高的機械來說，設計價格低廉而且簡單有效的多執行機構控制系統便是設 計液壓裝載機液壓系統的一個主要思路。根據裝載機的工作特點，可知裝載機對于進行復合動作的要求并不高，裝 載機一般需要進行以下的復合動作:（1）無論在任何工況下，如果柴油機處于運轉狀態，就首先要保證車輪能夠 進行轉向，所以需具有轉向機構和其它機構可以同時動作的要求。（2）裝載機在行走的過程中，要可以進行翻轉油缸或者升降油缸的動作，但 此時翻轉或者升降油缸都不需要很大的流量，一般都是為了裝載貨物而進行的 一些簡單的調整

12、。由于裝載機對各執行機構進行復合動作的要求并不高，所以計劃在普通裝載機的液壓系統的基礎上進行改造，主要的任務就是把行走系統 加到整個系統屮，而且所有的系統在利用液壓泵供油的條件下，可以完成裝載 機所需要的動作。在這樣一個思路下，得到如下圖所示的全液壓裝載機液壓系統框圖：圖2t液壓裝載機的系統構成如圖2-1所示，即為所設計的全液壓裝載機的系統框圖。所設計全液壓裝 載機最引人注目的技術就是：柴油機一液壓泵驅動多個執行機構，這是全液壓 裝載機優越于傳統裝載機的關鍵所在。為了使裝載機能夠進行復合動作，系統 屮可采用改進設計的多路換向閥（分配閥只是個代名詞），多路換向閥可使行走 機構、升降機構和翻轉機構

13、相互并聯，使每個機構可以互不干擾，由此完成復 合動作。這樣的結構設計簡單、造價低廉，并且完全可以滿足裝載機各執行機 構的動作要求。2. 3工程機械中液壓傳動的特點液壓傳動系統與其它兩種傳動系統比較有以下特點：（1）無級調速性能：調速平穩、均勻、準確，加速性能好，換向迅速而無沖擊，反應靈敏，可 實現全車速范圍內的無級變速。傳動性能：起動力矩大，當車輛在行駛中作業時，要求有低速大扭矩的特性，低速大扭矩馬達可實現低速運行，雖然此時柴油機轉速降低，但液壓系統壓力不變， 牽引力不會下降。傳動效率：低速傳動效率比液力傳動高，高速傳動時效率低于液力傳動，一般工程機 械以低速的加減速為主，所以高效率區范圍大。

14、對液壓傳動本身，與齒輪傳動 和液力傳動相比，對單一的傳動裝置液壓傳動效率低。對需要變速的整機來說, 效率是隨工況而變化的，如變量泵+定量馬達最高效率在高速區段，變量泵+ 變量馬達最高效率在屮速區段。當液壓傳動的各個環節均可調時，可使整個效 率匹配在最佳點上，并將常用轉速調到低油耗處，節油效果明顯。功率利用：作業過程屮液壓傳動總是恒功率輸出（發動機始終在額定工況下工作）。為 了實現對功率分流的合理匹配，普遍采用變量泵加控制調節液壓系統來滿足工 程機械對功率分流的要求。而控制調節的實現方法有da （速度敏感控制）、dg （方向操作液壓控制）、dr （恒壓調節）、ed （電液比例調節）、i1d （液

15、壓調節）、 hw （機械伺服液壓控制）、lr （恒功率調節）、ls （負荷傳感控制）以及fza、 lsg、glb （電子控制）等。（5）實現液壓制動：制動系統也由行駛驅動系統實現，口系統轉向迅速，車速控制精確，操作 省力、舒適。液壓制動操作方便，且制動時有功率回收效果，燃油經濟性好。（6）設計自由及結構簡單：某些機型由于省去變速箱或差速器、傳動軸、驅動橋以及輪邊減速器等， 發動機可任意布置，降低車輛重心，增加車輛的穩定性，提高車輛設計的靈活 性。（7）操作的可控性：操作方便、簡捷、靈敏、準確。可借助液壓元件和各種回路實現液壓反饋, 對傳動系統進行液壓控制，利用電控和微機易于實現自動控制。(8)

16、 對液壓元件性能要求高：液壓系統及元件的制造成本高。所以，靜液壓傳動具有無級調速、高效區大、工作效率高、能耗低、可自 動控制等特點，目前大、屮、小型的工程機械都有應用，特別在裝載機上應用 廣泛。2. 4對于液壓裝載機的思考2. 4. 1裝載機驅動系統采用液壓傳動的理由及好處：(1) 結構簡單：只需要一個柴油機帶動液壓泵，就可以同時驅動行走、轉向、升降和抬升 等機構完成需要的動作，使得機械元件的數量人人減少；行走系統采用液壓泵 直接驅動安裝在車輪上的馬達的控制方式，不但構成簡單，而且車架內剩余空 間很多，各種部件都很方便布置，同時也減輕了車重。(2) 調速方便：利用液壓系統變量的特點，采用液壓調

17、速的方法，可以很方便地實現無級 調速，在調速過程屮車速穩定，這種調速方法不但容易實現，而且也簡單可靠, 價格低廉。(3) 制動可靠：系統制動采用液壓制動的方法，可以很方便地實現行車制動、停車制動和 緊急制動等車輛所要求的功能，而口這種制動系統制動距離短、制動可靠等特 點。(4) 節約能耗:轉向系統采用負載傳感轉向系統，不轉向時幾乎不向轉向系統供油，節約 了系統能量；工作屮，柴油機一直處于運轉狀態，減少了因柴油機頻繁起動制 動的能量損失；如果執行機構不工作，柴油機運轉，如果選擇合適的液壓泵， 可使系統流量輸出為零，避免溢流損失。2. 4. 2設計液壓式裝載機的技術難點：(1) 如何進行各執行機構

18、的運動參數間的選擇和匹配：在液壓系統中，液壓泵是系統的動力元件，直接控制各執行機構的轉向油 缸、裝載油缸和行走馬達等各個執行機構的執行元件。由于系統釆用單柴油機 控制多個執行機構，選擇何種型式的液壓泵就是首先要考慮的問題，女2選擇 單泵還是多聯泵(雙聯泵)，采用變量泵還是定量泵。其次，各個執行元件以及 動力元件的主要參數如何進行匹配，以便使各個執行機構的動作協調。同時， 為了保證系統屮各執行機構的安全性，在各個執行機構的主要位置設置了一些 具有安全作用的元件，如溢流閥、單向閥、過濾器等，由于有了這些元件的存 在，可能在多個執行連接在一個大回路屮或者同時動作時要產生相互干擾的問 題，如何能夠保證

19、各執行機構的安全性又要滿足不同機構的動作要求也是需要 仔細研究的問題。(2) 各個執行機構的動作如何協調和操縱控制：由于系統總體的結喉特點及裝載機本身的一些特點，如何操縱各個執行機 構和各個機構協調也是一個主要問題。首先，裝載機有車輪轉向、鏟斗裝載和 行走等動作，各個動作采用何種操縱方式是一個主要問題，根據對傳統裝載機 的分析，可以使用手動操縱桿進行這些機構的動作操縱。其次，各個執行機構 的控制過程中，不可避免的問題就是調速問題，因為每個執行元件機構都要調 速的要求，只是對于調速的性能要求不同，縱觀各個機構，行走系統是對調速 特性要求最高的，同時好能也最大，如何使行走系統能夠實現行走調速是重點

20、 考慮的，液壓系統的調速方法一般有節流調速或者容積調速方法，采用哪種方 法要從系統的功能實現、節約能耗、動作協調等角度予以考慮。3 裝載機液壓系統設計3. 1裝載機工況分析、確定液壓系統的主要參數通過工況分析，可以看出液壓執行組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組件的參數提供依據。液壓系統的主要不是參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統，選擇 液壓組件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執行組件的運動速 度和結構尺寸。3. 1. 1執行機構的載荷組成與計算（1）液壓缸的分力分析圖3-1表示一個以液壓缸為執行組件的液壓計算簡圖。各有關參數標注圖 上，其中代是作用在活塞桿

21、上的外部載荷，你是活塞與缸壁以及活塞桿與導 向套z間的密封阻力。圖3-1,液壓缸計算簡圖作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷厲，導軌的摩擦力&和由于 速度變化而產生的慣性力巧。a.工作載荷厲常見的工作載荷有作用于活塞桿軸在線的重力、切削力、擠壓力等。這 些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。b.導軌摩擦載荷ff對于平導軌ff =£（g +你）式屮g一一運動部件所愛的重力(n)；fn外載荷作用在導軌上的正壓力(n)；e摩擦系數。c慣性載荷巧g av3.2式中8重力加速度；av速度變化量(m/s);m起動或制動時間(s)o 一般機械卜二0.廣0.5,對 于輕載低速運動

22、部件取小值，對于重載高速部件取大值。行走機械一般取 0. 515加凡以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷凡。起動加速吋化二f“耳乂穩態運動時fjff減速制動時f一 f ff_fa注：工作載荷并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則巧二0。除外載荷化外，作用于活塞上的載荷f還包括液壓缸密封處的摩 擦阻力® ,由于各種缸的密封材質和密封形成不同，密封阻力難以精確計算， 一般估算為：h)f式中嘰液壓缸的機械效率，一般取(0. 9、0. 95) o根據上面對液壓缸的受力分析，綜合對裝載機各個液壓的載荷進行計 算。裝載機各個液壓缸的具體受力計算：vi翻轉油缸a裝載時翻轉油缸所受的載荷裝載機在進行裝

23、載時，負載變化的，當鏟斗剛進入貨物時，工作載荷厲由 零上升至a、b,當達到一定吋候，由b點急速上升到c點，當鏟斗慢裝滿， 壓力降低，保壓，補縮，曲線為de。圖3-2裝載時所受的外載荷的變化我們按照它在達到最高點的最大外載荷，計算它所受的力：=+/7=20x103nb卸載時翻轉油缸所受的載荷卸載吋，油缸所受的外載荷比較少，由有關資料查得:=5xlo3nv2舉伸油缸所受的載荷a舉伸缸上伸時所受的載荷力舉伸缸所受的外載荷基本恒定，即為所裝貨物所受的重力，在裝載機裝載 上伸的過程中，在剛剛開始加速上升吋它所受的載荷就是最犬的，這吋它要受 到一個慣性載荷巧。代,二 fg + 巧二20x1o*nb舉伸缸下

24、降吋所受的載荷力但舉伸缸下降時，它所受的外載荷為0,總的載荷化也非常小， 取為：化二o. 5><1o3n(2) 液壓馬達載荷力矩的組成與計算a. 工作載荷力矩人裝載機所所受的工作載荷力矩人即為裝載機被驅動輪所受的阻力矩。b. 軸頸摩擦力矩刁耳二回3.4式中g旋轉部件施加于軸頸上的徑向力(n)；“一一摩擦系數；r旋轉軸的半徑(m)。c慣性力矩巧t ve = v / 3.5式中£角加速度(sd/m)；一一角速度變化量(rad/s)； “起動或制動時間(s)；r回轉部件的轉動慣量(檢)木裝載機在正常路況下，所受的總的阻力矩為： 人二900汕m在計算液壓馬達載荷轉矩t時還要考慮液

25、壓馬達的機械效率 (%二090. 99),在這里我們取二0. 95ot二人/%二900/0. 95=947. 37n. m(3) 液壓轉向器所受的載荷由于液壓轉向器只起轉向的作用，它只需克服缸和器件間的阻力，由設計 手冊查得，先大概?。捍?x10，n各液壓元件的外載荷力計算結果列于表3-1,取液壓缸的機械效率為0. 9, 求得相應的作用于活塞上的載荷力，并列表3-1。表3t各液壓元件的載荷力液元件稱工況液壓缸外載荷 凡/kn活塞上載荷力f/kn翻轉缸裝載2022卸載55.6伸舉缸上伸2022下降55.6轉向器轉向55.63. 1. 2初選系統工作壓力壓力的選擇要根據載荷的大小和設備類型而定。

26、還要考慮執行元件的裝配 空間、經濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低, 勢必要加大執行元件的結構尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料 消耗角度看也不經濟；反z,壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密 封、制造精度也要求很高，頹然要提高設備成本。對于裝載機，屬于行走機械重載設備，所以壓力選得高一些，初選系統工作壓力為:p = 15xjq6pa3. 1. 3計算液壓缸的主要結構尺寸和液壓馬達的排量(1) 計算液壓缸的主要結構尺寸液壓缸有關設計參數見圖2-3o圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態, 圖b為活塞桿工作在受拉狀態。alvl圖3-3液壓缸的主要設計參數活塞桿

27、受壓時pia- pi3.6活塞桿受拉時3. 7式中=-d2無桿腔活塞有效作用面積（加2 ）；勺4a =（d2-d2）有桿腔活塞有效作用面積（莎）；p'液壓缸工作腔壓力（pa）；p2液壓缸冋油腔壓力（pa）,即背壓力。其值根據回路的具體情況；d活塞直徑（m）；d活塞桿直徑（m）。f +叢3.8p由于一般情況下，液壓缸在受壓狀態下工作，其活塞面積為在這里，要運用上式，必須事先確定a與企的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑d的關系，令桿徑比zed,得: 4f 彳刃pl -卩2（1 - 02）】3.92tzt（2）計算液壓馬達的排量 液壓馬達的排量為3. 10式中t液壓馬達的載荷轉矩（nni）；z

28、 = p_p2液壓馬達的進出口壓差（pa）；（3）各執行件的參數的具體計算由上面的計算方法，我們針對各執行件的具體情況，選擇參數，對各執行 件結構參數計算。a根據最大翻轉力計算翻轉油缸尺寸翻轉缸往返速度不相同，應先按速比關系確定d/d。由e 5=4/3=1.33。按要求選?。篸/d=0. 5根據缸徑計算公式得:i 4f 說卩-廠(1 -4x22x10?刃 15x106(1 0.5?)=0.051 m取標準缸徑dy二50"期df =0.5。二 50x°5 二 25 加加取標準活塞桿徑df =28訕b根據最大舉伸力計算舉伸油缸尺寸舉伸缸采用雙缸推動，由于雙缸結構的兩個缸的尺寸大

29、小完全相同， 每一個缸上分配到的載荷為總載荷的一半，我們只需對它的一個缸進行計算即 可。舉伸缸往返速度也不相同，根據它的速比關系確定d/do由v2/vi=4/3=1.33o按要求選取:d/d=o. 5根據缸徑計算公式得:ds = 4fv 龍/a - 血(1 一 0?)4x11x103龍15x106(1 oh?)二0.035 m取標準缸徑ds二40 mmds =0.5d =40x0.5=20取標準活塞桿徑ds二22加加c計算液壓馬達的排量根據前面的計算公式，油壓馬達的排量為:=0.000397 m3 / r27jt _ 2ttx947.37n mp15xl063. 1. 4計算液壓執行元件實際工

30、作壓力由上面己確定的液壓缸的結構尺寸和液壓馬達排量，計算出各工況時液壓 執行元件實際工作壓力。(a) 翻轉缸翻轉裝載t=4sdlp4x220003.14x0.052= 11.2x106pc/p =4x5000x(0.052 - 0.0282)(b) 翻轉缸翻轉卸載t=3s= 3.7x106pz4x110003.14x0.042= 8.7x106pz(d)舉伸缸卸載下降t=3s4x2500龍 x(0.042(mm?)= 5.7x10%(e)裝載機按最大牽引力行走絲= 2x3.14x947.37 =4.8如譏 q 0.00004將上述所計算出的實際各執行機構的實際壓力列表如下:表3-2液壓執行元件

31、實際工作壓力工況執行元件 名稱載荷knp2 / mpapi / mpa計算公式裝載翻轉缸22kn0.511. 2卸載5kn3. 7上伸舉伸缸22kn0.587下降5 kn57轉向轉向器5 kn行走液壓馬達947. 37n.m13. 82刃p1 =q3. 1. 5計算液壓缸和液壓馬達所需要流量(1) 液壓缸工作時所需流量q = av3.117式中a液壓缸有效作用面積()；v活塞與缸體的相對速度(m/s)。(2) 液壓馬達的流量q=qg3.12式中q液壓馬達排量(莎/廠)；山液壓馬達的轉速(r/s)o(3) 根據最后確定的液壓缸的結構尺寸或液壓馬達的排量及運動速度或轉速由 上面的計算方法，計算出各

32、液壓執行元件實際所需流量。(a)翻轉缸裝載 v = 0.8/4 = 0.2/t?/sqnin = "“"x?介 x" = 0.2x0.052 x 3.14x* = 0.392%(b) 翻轉缸翻轉卸載v = 0.8/3 = 0.27m/.vq = vx7rx(d2-d2/ = 0.27x3.14x(0.052 -0.028? )xl/4 = 0.36 化(c) 舉伸缸裝載上升v = 0.8/4 = 0.2m/5qnin= 0.2x0.04x3.14x1 = 0.25/(d) 舉伸缸卸載下降v = 0.8/3 = 0.21m/sq = vxttxd=0.27x3.14

33、x(0.042 - 0.0222)xl/4 = 0.24 v<e)裝載機按最大牽引力行走裝載機在正常工作下，行速最高速度v = i5km/hf它的車輪半徑d=0. 8m。根據速度計算公式有:3. 13得:15x10?3.14x0.8x60=99.5/7minv = 7tdn從而得到馬達的流量為：q = q% =0.4x99.5/60 = 0.66l/5將各執行件的實際流量列表如下。表3-3液壓執行元件實際所需要流量工況執行元件 名稱運動速度 (m/s)結構參數流量/(l/s)計算公式裝載翻轉缸0. 8/4=0. 2d=0. 05m0. 39卸載0. 8/3=0. 27d 二0. 028m

34、0. 36q= a2v上伸舉伸缸0. 8/4=0. 2d=0. 04m0. 252 =下降0. 8/3=0. 27d =0. 022m0. 24q= a2v轉向轉向器0. 25行走液壓馬達99. 5r/minq =0. 4l/r0. 66v = jtdn3.2制定基本方案和繪制液壓系統圖3. 2. 1制定系統方案(1) 執行機構的確定 木機動作機構除行走系統是雙向旋轉外，其他機構均 為直線往復運動。各直線運動機構中，翻轉機構釆用單活塞桿雙作用液壓缸直接驅動。大臂 舉伸機構，為了保證機構的穩定性，選用雙活塞桿雙作用液壓缸直接驅動。行 走機構則采用液壓馬達驅動。(2) 翻轉缸動作回路 翻轉缸在進行

35、裝載時，外載荷變化量比較大，所以要 對它的壓力和流量進行控制，使它的運動平穩。(3) 舉伸缸動作回路舉伸缸在進行上升和下降時，要求鏟斗能夠運動平穩, 所以采用雙缸驅動。(4) 液壓馬達動作回路裝載機的行走系統要求能前進后退，所以液壓馬達 需雙向旋轉。另外行走部分要實現無級調速液壓控制系統。(5) 液壓源的選擇該液壓系統在整個工作過程中，但各執行機構單獨動作吋， 需油量變化不是很大，可以采用單泵供油系統，這樣可以提高泵的功率利用率, 節省成本。但裝載機工作吋，為在提高工作效率，有時候需幾個執行機構同吋動作， 在幾個執行機構作復合運動時，由于并聯回路的特性所致，裝載機工作時發生 一系列問題，即多個

36、液壓執行元件同進動作時，負載小的液壓執行元件會優先 工作，則有吋會岀現行走與裝載發生相互沖突，即裝載吋走不動或行走吋鏟斗 用不上力等。要使單泵供油方案能夠現實，就要解決各執行機構同時動作時不會發生沖 突問題。也就是必須對相互并聯的動作冋路的壓力和流量進行嚴格控制，在這 里，我們采用比例多路閥，這樣就能使液壓泵的供油量盡量與系統所需流量相 匹配，節省能源提高效率。3. 2. 2繪制液壓系統圖圖3-4單泵裝載機液壓系統圖i- 比例換向閥；2 比例換向閥；3-液壓轉向器；4-比例換向閥；5 分流閥；6-定量液壓泵；7-過濾器；8-升降油缸；9-升降油缸；10-翻轉油缸；ii- 低速液壓馬達；12-單

37、向閥；13-溢流閥圖中各電磁鐵鐵動作說明如下表：表3-4表磁鐵動作動作說明1dt2dt3dt4l)t5dt6dt靜止空載靜止裝載+空載行走+滿載行走+行走裝載+由圖3-4分析可得，該系統能夠實現“靜止空載、靜止裝載、空載行走、 滿載行走、行走裝載”等工作狀態。3. 2. 3液壓系統工作原理經分析，木液壓系統方案圖可實現“靜止空載、靜止裝載、空載行走、滿 載行走、行走裝載”等工作狀態，則其不同工作狀態下的工作情況如下：(1) 靜止空載狀態：該狀態也即裝載機剛發動起來時的情況，柴油機和液壓泵都己工作，但是 液壓缸和液壓馬達等卻沒有工作，整個裝載機只是發動著了但卻靜止在那里不 動。即：三個比例換向閥

38、都置于中腔位置，液壓泵輸出的油液都直接流回油箱。系統中油液流動的情況也就是卸荷油路情況，ep：a. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-液壓轉向器4-油箱；b. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥3中腔一比例換 向閥2中腔一比例換向閥1中腔一油箱；(2) 靜止裝載狀態：該狀態為裝載機停止行走，只用鏟斗進行裝載時的情況，此時的液壓馬 達不工作，液壓缸滿載工作。系統中油液流動的情況為：進油路：a. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-液壓轉向器4；b. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥2左/右腔一翻轉 油缸10；c. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥1左/右

39、腔一升降 油缸8、9；回油路：a. 液壓轉向器4-油箱；b. 翻轉油缸10-比例換向閥2左/右腔一油箱；c. 升降油缸8、9-比例換向閥1左/右腔-油箱；(3) 空載行走狀態：該狀態為裝載機空車時的行走狀態，此吋的液壓缸不工作，液壓馬達卻要 滿載工作。系統屮油液流動的情況為：進油路：a. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-液壓轉向器4；b. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥3左/右腔一低速 液壓馬達11 ；回油路：a. 液壓轉向器4-油箱；b. 低速液壓馬達11-比例換向閥3左/右腔一油箱；(4) 滿載行走狀態:該狀態為裝載機裝滿車時的行走狀態，而且此時控制的液壓缸的多路換 向

40、閥1、2都已置于中腔，即液壓缸已經不工作了，但液壓馬達卻要滿載工作。系統屮油液流動的情況類似于裝載機空載行走時的狀態，只不過由于裝滿 貨物，相當于裝載機自重增加，則裝載機的行走速度則會減慢。其油液流動情況為：進油路：a.定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-液壓轉向器4；b.定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥3左/右腔一低速 液壓馬達11；冋油路：a.液壓轉向器4-油箱；b低速液壓馬達11-比例換向閥3左/右腔一油箱；(5) 行走裝載狀態：該狀態為裝載機一邊行走一邊用鏟斗進行裝載時的情況，這種一般是裝 載機向前走的同時鏟斗向下，鏟起地面上的東西或地面的土(鏟土)；此時，液 壓馬達與液

41、壓缸同時滿載工作。系統屮油液流動的情況為：進油路：a. 定量液壓泵6單向閥12分流閥5液壓轉向器4；b. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥3左/右腔一液壓 馬達11；c. 定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥2左/右腔一翻轉 油缸10；d定量液壓泵6-單向閥12-分流閥5-比例換向閥1左/右腔一升降 油缸8、9回油路：a. 液壓轉向器4-油箱；b. 液壓馬達11-比例換向閥3左/右腔一油箱；c. 翻轉油缸10-比例換向閥2左/右腔一油箱；d. 升降油缸8、9-比例換向閥1左/右腔油箱。說明：油液從液壓泵進入比例換向閥的左腔，則冋油路中油液同樣也從比 例換向閥的左腔流回油

42、缸；反z亦然，即油液從液壓泵進入比例換向閥的右腔, 則回油路屮油液同樣也從比例換向閥的右腔流回油缸。油液從比例換向閥的左 腔還是右腔進入僅僅只是使馬達正、反向旋轉，或者是使液壓缸伸出、縮冋而 已；其原理是一樣的。3. 2. 4性能分析該液壓系統方案采用的是單泵方案，而且選用了開式系統、并聯回路、 低速大扭矩液壓馬達等。在本方案屮實現了液壓缸和液壓馬達的同時工作，而且基本解決了以上所 說的前四種工作狀態。在第五種工作狀態時，我們采用能對方向、壓力和流量 比較精確控制的比例多路換向閥，從而解決了由于并聯冋路的特性所致裝載機 工作時發生一系列問題，如多個液壓執行元件同時動作時，負載小的液壓執行 元件

43、會優先工作，則有時會出現行走與裝載發生相互沖突，即裝載時走不動或 行走時鏟斗用不上力等。采用比例換向閥替代了一般的多路換向閥，使在第五個工作狀態下，只要 通過調節比例方向閥屯流量，就能精確的控制同時工作回路的流量和壓力。從 而諧調復合運動的各機構的動作過程。3. 2. 5核心液控元件比例多路換向閥包括工程機械的行走機械在內等裝置進行作業時，需要多個執行機構和多 套液壓系統共同完成，這樣執行機構的動作需多個液壓閥來控制。多路換向閥一一是一種能控制多個液壓執行機構的換向組合閥，它是以兩 個以上的換向閥為主體，集換向閥、單向閥、安全閥、補油閥、分流閥、制動 閥等于一體的多功能集成閥ci)多路換向閥按

44、操縱方式分類：a類：直接推動主閥心運動；b類：手柄一一先導閥心運動一一液壓力一一主閥心運動；c類：手柄一一電位器一一電機械轉換器一一主閥心運動；d類：手動電位器一一電機械轉換器一一主閥心運動；e類：微機驅動一一電機械轉換器一一主閥心運動。對于本裝載機，我們采用的是并聯回路，由于并聯回路的缺陷，壓力油先 進入油壓較低的執行件，直到各執行元件進油腔油壓相等時，才能同時動作。 基于上面的原因，對于本系統的多路閥，我們采用c類型比例多路閥。(2) 主閥多路閥的特性：采用屮位機能0型的多路換向閥作主閥，他的油口接線如下：cap"t11iliftxplpt圖3-5比例多路閥的中位機能p：壓力油口

45、;通往c 口的壓力油口；a b：工作油口；t：回油口；c： 一頭與片口相通，另一頭直接與t 口相通，或與下一個多路閥的p 口 相連。(3) 比例多路閥的先導級我們選用采用比例壓力閥作先導閥，通過先導閥控制主閥心的受力不從p圖3-6比例多路閥的先導閥(4) 比例多路閥的性能用于控制液壓執行器的運動方向和與負載壓力變化無關的調節執行 器的運動速度，應用它可以使多個執行器同時并相互獨立的以不同速度和壓力 工作，直到所需流量總和達到泵的最大為止，它是一種組合閥，可以根據需要, 進行基本功能構件和許多輔助功能組合。（5）比例多路閥的選取為保證柴油機不會因堵住或其它原因而被稱爆，但又能使系統達到一定高 的

46、壓力，則選多路換向閥的工作壓力為16mpao最大流量的選擇應選取大于或等于：除去輸給轉向器外泵輸給缸和馬達的 最大輸出流量qb = 99. 832l/mino因此選用符合壓力和流量要求且滿足設計需 求的多路換向閥mtl/vdp08 ls電液比例多路換向閥，其參數如下。表3-5 比例多路閥的技術參數技術參數：1最大流量流量：130 l/min流量控常旋圍：0 一 130l/min單片閥可選工作流量：8/17/25/63/95 l/mm315bar換向閥片數：1-呂片先導壓力：12 bar每片閥朱導流量：0.5l/min閥結構：中通（宜口、e 口至t 口）手動控制：標準配置滑閥伺服傳感器的行程7.

47、5mm1電氣部件密封：ip65過濾精度：30微米產品簡介：本系統由進口/出口閥塊、分體多路換向閥和電液比例伺服驅動系統組成。 進口連接塊裝有三通壓力補償閥（具備驅動器控制油路保壓功能）、電磁溢流閥 ev49、安全壓力閥。每片多路閥具備負載感應功能，通過梭閥將負載感應壓力傳遞至進口閥 塊的三通壓力補償閥pcv,其功能如下：1 .當液壓機械停止操作，亦無流量要求，pcv閥旁通主油路流量。2. 當某一換向閥工作且有一定流量要求時，該閥在保證其所需流量要求的 同時旁通主油路多余流量。3. 當兩片或以上換向閥同時工作時，該pcv閥對負載感應壓力最高的換向 閥塊補充相應流量，同時旁通多余流量。4. 比例控

48、制采用閉環位移傳感、比例伺服驅動器控制。4液壓元件的選擇與專用件設計4. 1液壓泵的選擇(1) 確定液壓泵的最大工作壓力(pqpp4 1式中p.液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路 損失。的準確計算要等元件選定并繪岀管路圖時才能進行初 算時可按經驗數據選取：管路簡單、流速不大的，取工v二 (0. 20. 5)mpa；管路復雜，進口有調速閥的，取為a"二(0. 515)mpao對于本裝載機液壓系統，由于回路結構簡單，我們取：工 a” 二0 5mpa則有泵的最大工作壓力：pp > 卩 + 工。二0. 5+13. 8=14. 3mpa(2) 確

49、定液壓泵的流量多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出 流量就為：qp > k(qnrj4.2式中k系統泄漏系數，一般取k二1廣1.3；工qnax 同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，可從 (q-d圖上查得。對于在工作過程中用節流調速的系統，還系加上溢流閥的最 小溢流量，一般取obxloyr/s。k二1.1對于木裝載機，取k二1.1,它在行走裝載時，行走液壓馬達和翻轉液壓缸 同時工作，這時的流量之和最大，w：qp > k(工2環)二1x(0.66 + 0.39)=1.156l/s(3) 選擇液壓泵的規格 根據以上求得的幾和0值，按系統中擬定的液壓 泵的形式，從產品樣本或手冊中

50、選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力 儲備，所先泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%60%。液壓泵分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵、和螺桿泵等多種類型。但與其它類型的液壓泵相比，由于齒輪泵有如下優點：1結構簡單緊湊，體積較小，公益性較好；2. 白吸性能好，無論在高轉速或低轉速均能可靠地實現白吸；3. 轉速范圍大，由于齒輪泵地轉動部分一一齒輪基本上是平衡地，因而轉 速可以很高。齒輪泵常用轉速為1500rpm,高速時可達5000rmp；4. 油液屮的污物對其工作影響不嚴重，并可用以輸送粘度大的油或稠度大 的流體；雖然，其也有缺點：即齒輪受的不平衡徑向液壓力大，限制了壓力的提高, 和流量脈動較大，

51、噪音較大。但本裝載機屬于工業機械，而且屬于屮、低壓的 液壓系統，所以，缺點在此就次z了。因此，在此選齒輪泵cbf-e40型；具體參數計算如下：表4t表壓泵的技術參數排量ml/v 二4() / 廠額定流量©l 80 %iin轉速2000-2500壓力p二 1620mpa液壓介質40#油溫范圍1070°c軸負荷無徑向和軸向壓力粘度控制mtn1/24 人(4) 確定液壓泵的驅動功率在工作循環中，如果液壓泵的壓力和流量比較恒定，即(p-t)、(q-t)圖變化較平緩,則:4.3p = ppqpup式中pp一一液壓泵的最大限度工作壓力(pa)；qp液壓泵的流量;一液壓泵的總效率。在工作

52、循環中，如果液壓泵的流量和壓力變化較大，即(p-t)、(q-t)圖曲 線起伏變化較大，則須分別計算出各個動作階段內所需功率，驅動功率取其平均功率:裝載機在整個工作過程中，系統的壓力和流量都是變化的，所需功率變化 較大，為滿足整個工作循環的需要，按較大功率段來確定電動機的功率。從前面的分析我們知道，“行走裝載”時系統的壓力和流量均較大些時，翻 轉液壓缸和行走液壓馬達都同行參加工作。根據上面的計算公式，此時泵的總 驅動功率為：p _ pp、q + pp2q2 _ 1 1.2x106 x 0.39 + 13.8x106 x 0.66_刁p_1o5xo.83x1o5= 16.24kw考慮到行走裝載的時

53、間較短，不過4s,而柴油機一般允許短時間超載25%, 電樣柴油機述可以降低一些。p = 16.24 x v= 12.99jtvv125驗算其他工況時，液壓泵的驅動功率均小于或近于此值，查產品樣木，選 用些油機參數如下，表4-2柴油機的技術參數名稱型號功率轉速燃油消耗 功率 g/kw. h凈重缸徑x 行程額定最大額定最大柴油機s19518馬 力22馬力1800轉2200轉w251.6140kg95 x115則柴油機的額定功率為：pc=8 馬力 x 735 = 13230w= 13. 23kw 式屮pc一一柴油機的額定功率。4. 2液壓閥的選擇(1)閥的規格，根據系統的工作壓力和實際通過該閥的最大

54、流量，選擇有 定型產品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選取；選擇節流閥和調速閥時， 要考慮最小穩定流量就滿足執行機構最低穩定速度的要求?？刂崎y的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有20% 以內的短時間過流量。(2)閥的形式，按安裝和操作方式選擇。根據上章所計算的各回路的壓力和流量的要求,按規格選閥型號列表如下。表4-3所選閥規格及型號代號名稱規格實際流量(l/m)數目vi濾油器xu-b160x100801p定量泵cbf-e40801v2單向閥df-l10h3801v3分流閥bstf2 l12-120801v4溢流閥bt-06 -32801v5溢流閥bg-06 -32151b轉向器bzz1-e200*a151v6比例多路換向