PAGEPAGE10/52目 錄1前言……………………11.1挖掘機間介…………11.2 國外研究現狀及發展動態………21.3 本設計的研究容…………………52液壓挖掘機結構與工作原理…………72.1液壓挖掘機整機性能………………72.2液壓挖掘機結構……………………82.3 液壓挖掘機傳動原理……………103液壓挖掘機工況分析及液壓系統設計方案的確定………………123.1 液壓挖掘機的工況………………123.2 挖掘機液壓系統的設計要求……173.3 挖掘機液壓系統的分析…………193.4 液壓系統方案擬訂………………204液壓系統的設計……………………214.1 液壓系統方案及參數確定………214.2 執行元件液壓缸及系統壓力的初選……………224.3 計算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸…………234.4 液壓系統原理圖的制定…………265液壓元件的選擇與專用件的設計…………………315.1 液壓泵的選擇和泵的參數的計算………………315.2 柴油發動機的選擇………………335.3 液壓閥的選擇……………………335.4 其他液壓元件的選擇……………365.5 油箱容量的確定…………………386壓系統性能驗算……………………406.1 液壓系統壓力損失………………406.2 液壓系統的發熱溫升計算………41總 結………………46參考文獻………………47致 ………………49內容提要挖掘機作為我國工程機械的主力機種,被廣泛應用于各種各樣的施工作業中。挖掘機產品的核心技術就是液壓系統設計,由于挖掘機的工作條件惡劣,要現的動作復雜,于是它對液壓系統的設計提出了很高的要求,其液壓系統也是工程機械液壓系統中最為復雜的。因此,對挖掘機液壓系統的分析設計對推動我國挖掘機發展具有十分重要的意義。在搜集了國外挖掘機液壓系統相關資料的基礎上,了解了挖掘機液壓系統的發展歷史,并對挖掘機液壓系統的技術發展動態進行了分析總結。論文對挖掘機的各種工況進行了分析,系統總結了挖掘機液壓系統的設計要求。根據挖掘機液壓系統的設計要求,論文中采用通用多路閥,配以專用控制閥和簡單的電子控制系統,設計了一套適合我國生產制造的LS恒功率控制單斗挖掘機液壓系統。WY200型液壓挖掘機。課題以企業為依托。小型挖掘機由多個系統組成,包括液壓系統,傳動系統,操縱系統,工作裝置,底架,轉臺,油箱,發動16~20t挖掘機作為基型,并在此基礎上研究了國外的先進機型,設計出我們挖掘機的液壓系統方按圖,總體裝配圖AutoCAD機的優點是采用伺服先導操縱系統,造型美觀,具備挖掘,抓物,鉆孔,推土,清溝和破碎等功能。平臺可360°旋轉,性能可靠,操作舒適,可廣泛應用于建筑,市政,供水,供氣,供電農林建設等工程。SummaryTheexcavatorisamainconsrtuctionalmachine,whichisnowwidely usedinvariousconstructionsites.Thecoretechniqueexcavator is hydrau1ic technique. Becauseofthe bad workingcondition and conmplicated working movements of theexcavatot,it has highrequitementsforitshydraulicsystem.Sincetheexcavator’shydraulicsystemisthemostcomplicatedoneinallconstructionalmachines,theanalysisandresearchofitshydrau1icsystemmakeveryimportantsens.On the basis of comprehensive co11ection of re1atedinformationabouttheexcavator’shydraulicsystemathomeandabroad,themain workingconditionsoftheexcavatorareand the design requitments of its hydraulic system aresystematically summarized. According to the design pressurecompensatedhydraulicsystemiscreativelydesignedusinggeneralmultipleuntilvalueequippedwithspecialcontolvalveandelectroniccontorsystems,whichhasusefulreferencevalueforthefutureresearchanddevelopmentoftheexcavator’shydraulicsysteminourcountry.Thenameofthisgraduatedtaskis"WY200mediumtypehydraulicexcavator".Thistaskis requestedbycompany.Mytaskistoanalyze and design the hydraulic system of the medium typehydraulicexcavator.Thistaskchoosethedomesticexcavatorwhosequalityandcharacterismostsimilartoourrequestasthetype,furtherstudytheoverseasadvancedtype.ThenIdesignedprojects of hydraulic system of our excavator,collectivityassemblagedrawingandinterrelatedpartsdrawing,accessorydrawing.AlltheblueprintsdrawnbythesoftofAutoCAD.Thestrongpointofthishydraulicexcavatorisusedservoforerunnercontrolsystem.Ithasbeautifulsculpt.Beijingprovidedwiththefuctionofexcavating,grappling,drilling,pushing,cleaningchannelandcrashingetc.360°swwingplatroof,goodquality,controllingcomfortable,bewidelyusedinconstruction,supplyandcityplanning.１前言液壓挖掘機是一種多功能機械,目前被廣泛應用于水利工程,交通運輸,電力工程及提高勞動生產率方面起著十分重要的作用。由于液壓挖掘機具有多品種,多功能,高質量及高效率等特點,因此受到了廣大施工作業單位的青睞。液壓挖掘機的生產制造業也日益蓬勃發展。挖掘機液壓傳動緊密地聯系在一起,其發展主要以液壓技術的應用為基礎。由于挖掘機的工作條件惡劣,要現的動作很復雜,于是它對液壓系統的設計提出了很高的析設計已經成為推動挖掘機發展中的重要一環[1]。挖掘機簡介挖掘機行業的發展歷史久遠,可以追溯到1840設,產生了模仿人體構造,有大臂、小臂和手腕,能行走和扭腰類似機械手的挖掘機,展,應用圍也只局限于礦山作業中。導致挖掘機發展緩慢的主要原因是:其作業裝置動作復雜,運動圍大,需要采用多自由度機構,古老的機械傳動對它不太適合。而且當時的工程建設主要是國土開發,大規模的筑路和整修場地等,大多是大面積的水平作業,因此對挖掘機的應用相對較少,在一定程度上也限制了挖掘機的發展。由于液壓技術的應用,二十世紀四十年代有了在拖拉機上配裝液壓反鏟的懸掛式挖掘機。隨著液壓傳動技術迅速發展成為一種成熟的傳動技術,挖掘機有了適合它的轉,實現多自由動作,可以切削高的垂直壁面,挖掘深的基坑和溝槽的挖掘機得到了廣泛應用[2]。1950泵,中位開式多路閥,工作壓力為9Mpa,6和品種增加很快,產量猛增。1968-1970年間,液壓挖掘機產量己經達到挖掘機總產量的83%,其時對挖掘機液壓系統的研究也已經十分成熟,液壓挖掘機已經具有了同步控制系統和負載敏感系統L。自第一臺手動挖掘機誕生以來的160作業采用無線電操縱,利用電子計算機控制接收器和激光導向相結合,實現了挖掘機了良好的前提]據有關專家估算,全世界各種施工作業場約有65%至70%的土石方工程都是由挖掘機完成的。挖掘機是一種萬能型工程機械,目前已經無可爭議地成為工程機械的第要以液壓技術的應用為基礎,其液壓系統已成為工程機械液壓系統的主流形式。隨著科學技術的發展和建筑施工現代化生產的需要,液壓挖掘機需要大幅度的技術進步,技術創新是液壓挖掘機行業所面臨的新挑戰。在技術方面,挖掘機產品的核心技術就是液壓系統設計,所以對其液壓系統的分析研究具有十分重要的現實意義。國外研究現狀及發展動態國外研究狀況及發展動態從20世紀60年代液壓傳動技術開始應用在挖掘機上至今,挖掘機液壓系統己經發展到了相當成熟的階段。目前國際上先進的挖掘機產品的額定壓力大都在30MPa以上,并且隨著材料科學技術的進步,有朝著更高的壓力甚至采用超高壓液壓技術方向發展的趨勢；流量通常在每分鐘數百升；功率在數百千瓦以上。如德國Orensttein&Koppe制造的目前世界上首臺最大的RH40。型全液壓挖掘機,鏟斗容量達42m3,液壓油源為18臺變量軸向柱塞泵,總流量高達10200L/min,原動機為2臺QSK60柴油發動機,總功率高達2014kW,由于液壓挖掘機經常在較惡劣環境下持續工作,其各個功能部件都會受到惡劣環境的影響.系統的可靠性日益受到重視。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論,以替代傳統的無限壽命設計理論和方法,并將疲勞損傷累積勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機強度研究方面,不斷提高設備的可靠<1>液壓系統逐漸從開式系統的轉變;<2>系統的節能技術成為研究的<3><4>系統的操縱特性上升到很重要的地位;<5>液壓系統與電子控制的結合成為潮流]<1>開式向閉式液壓系統的轉變采用三位六通閥,其特點是有兩條供油路,其中一條是直通供油路,另一條是并聯供油路。由于這種油路調速方式是進油節流調速和旁路節流調速同時起作用,其調速特性受負載壓力和油泵流量的影響,因此這種系統的操縱性能、調速性能和微調性能由于挖掘機作業工程中要求對液壓元件能很好地控制其運動速度和進行微調,而且在其工作的許多工況下要求多個執行元件完成復合動作,而長期以來使用的開式液壓系了閉式負載敏感系統<CLSS>。它可以采用一個油泵同時向所有液壓作用元件供油,每一個液壓作用元件的運動速度只與操縱閥的閥桿行程有關,與負載壓力無關,泵的流量按需提供,而且多個液壓作用元件同時動作時相互之間干擾小,因此操縱性好是目前日本小松公司已經把大量挖掘機液壓系統從開式系統改為閉式系統了。<2>節能技術的應用技術,目前液壓挖掘機都選用其中一種控制技術來實現節能要求。負載敏感技術是一曼斯曼<Mannesmann>公司研制的一種負載傳感系統,將其安裝在液壓系統中,可以從而實現在按需供流的同時,使調速節流損失△P控制在很小的固定值,從而達到節能lzs.e57負流量控制技術是通過位于主控制閥后面的節流閥建立的壓力對主<HYUNDAI><KOMATSU立<HITACHI>為代表的許多國外著名品牌的挖掘機生產商都在自己的挖掘機液壓系好等特點,但在起始點為重負荷下作業時,因流量與負載有關,所以可控制性較差]<3>提高負載能力和可靠性30MPa技術的進步,有朝著更高的壓力甚至采用超高壓液壓技術方向發展的趨勢;流量通常Orensttein&Koppe挖掘機,鏟斗容量達42立方米液壓油源為18臺變量軸向柱塞泵,總流量高達1002002臺QSK60柴油發動機,總功率高達2014kW,由于液壓挖掘機經常在較惡劣環境下持續工作,其各個功能部件都會受到惡劣環境的影響。系統的可靠性日益受到重視。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論,以替代傳統的無限壽命設計理論和方法,并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優化設計、電子計算日本制定了液壓挖掘機構件的強度評定程序,研制了可靠性信息處理系統,使液壓挖掘機的運轉率達到85%-95%,使用壽命超過1萬小時。<4>重視操縱特性不斷改進和革新控制方式,使挖掘機由簡單的杠桿操縱發展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操作和電氣控制,無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。各種高新技術的應用,使得挖掘機液壓系統操縱特性大大提高。<5>電子一液壓集成控制成為當前主要研究目標電子控制技術與液壓控制技術相結合的電子一液壓集成控制技術近年來獲得了開發和研制出了許多新型電液自動控制系統,提高了挖掘機的自動化程度,推動著挖掘機的迅猛發展。目前國外先進品牌的挖掘機在電液聯合控制方面的研究己趨成熟。美國林肯一貝爾特公司新C系列LS-5800型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統,可自動調節流量,避免了驅動功率的浪費。日本住友公司生產的FJ系列五中新型號挖掘機配有與液壓回路連接的計算機輔助的功率控制系統,利用精控模式選擇系統,減少燃油、發動機功率和液壓功率的消耗,并延長了零部件的使用壽命。國研究情況及發展動態從國情況來看,我國挖掘機行業整體發展水平較國外緩慢,在挖掘機液壓系統方有一定基礎,但由于采用傳統液壓系統的挖掘機產品在性能、質量、作業效率、可靠性等方面均較差,因此采用傳統液壓系統的挖掘機在國市場上基本失去了競爭力,取一流的生產企業壟斷,國企業在該領域的研究幾乎是空白,這樣國的挖掘機生產廠家就無法獨立制造出性能優異的挖掘機,絕大部分的市場份額都被國外各種品牌的挖掘20t級的中型液壓挖掘機為例,國產20t級挖掘機大多數是歐洲80年代初的技術,同90機型相比,其主要差距柴油機功率偏低,液壓系統流量偏小,液壓系統特性差,導致平臺回轉速度低,行走速度低,各種性能參數均偏小,整機性能和作業效率較國外偏低]本設計的研究容挖掘機液壓系統方面的技術多種多樣,本文主要通過國外幾種知名品牌的挖掘機液壓系統為參考對象,對其現有的關鍵技術和控制方式進行比較和研究,為挖掘機的液壓系統設計提供一定的參考信息。<1>挖掘機液壓系統技術發展動態的分析研究大量搜集國外挖掘機液壓系統方面的相關技術資料,系統了解挖掘機液壓系統的發展歷史。分析總結挖掘機液壓系統方面的研究現狀和技術發展動態。<2>挖掘機液壓系統設計要求工況和卸載返回工況進行了詳細的分析,總結了每個工況下各執行機構的主要復合動要求和操縱性要求。<3>挖掘機液壓系統的設計統,詳細分析了其主要優點和存在的問題。本文在分析研究了挖掘機液壓系統的基礎上,根據挖掘機液壓系統的設計要求,設計了一套適合我國生產制造的單斗挖掘機液壓系統。本設計旨在采用通用的多路閥系統,配以專用控制閥和簡單的伺服控制系統]液壓挖掘機結構與工作原理液壓挖掘機由于在動力裝置和工作裝置之間采用容積式液壓傳動,靠液體的壓力能進行工作,相對機械傳動具有許多優點:能無極調速且調速圍大,最大速度和最小速度之比可達1000:1能得到較低的穩定轉速；快速作用時,液壓元件產生的運動慣性較機是必然的趨勢。作業。因此單斗液壓挖掘機是一種周期作業的自行式上方機械[8]。液壓挖掘機整機性能液壓挖掘機可分為:動力系統、機械系統、液壓系統、控制系統,如圖2.1所示。液壓挖掘機作為一個有機整體,其性能的優劣不僅與工作裝置機械零部件性能有關,還與液壓系統、控制系統性能有關[9]。. .. .圖2.1 液壓挖掘機整體系統圖<1>動力系統挖掘機工作的主要特點是環境溫度變化大,灰塵污物較多,負荷變化大,經常傾斜<2>機械系統行走裝置是整個機器的支撐部分,承受機器的全部重量和工作裝置的反力,同時能使<3>液壓系統液壓挖掘機的回轉、行走和工作裝置的動作都由液壓傳動系統實現,原動機驅動11/52. .. .動。根據以上工作要求,把各液壓元件用油管有機地連接起來地組合體既是液壓挖掘機地液壓系統。該系統地功能是把發動機地機械能以油液為介質,利用油泵轉變為液壓能,傳送給油缸、油馬達等轉變為機械能,再傳動各執行機構,實現各種運動和工作過程。液壓系統設計得合理與否,對挖掘機的性能起著決定性的作用。同樣的元件,若系統設計不同,則挖掘機性能差異很大。液壓系統習慣上按主油泵的數量、功率調節方式和回路的數量來分類。<4>控制系統液壓挖掘機控制系統是對發動機、液壓泵、多路換向閥和執行元件<液壓缸、液先進的控制系統,使液壓挖掘機向高性能、自動化和智能化發展。目前挖掘機研究重點正逐步向智能化機電液控制系統方向轉移[10]。液壓挖掘機結構<1>液壓挖掘機組成為了實現液壓挖掘機的各項功能,單斗液壓挖掘機需要兩個基本組成部分,即機輔助設備均可在回轉平臺上,總稱上車部分,它與行走機構<又稱下車部分>用回轉支撐相連,平臺可以圍繞中央回轉軸作3600的全回轉。工作裝置根據工作性質的不同,可配備反鏟、正鏟、裝載、起重等裝置,分別完成挖掘、裝載、抓取、起重、鉆孔、綜合的效果[11]。<2>單斗反鏟液壓挖掘機1.6M3機通常選用反鏟裝置,它分為整體臂式和組合臂式。其中長期作業條件相似的挖掘機反鏟裝置大多采用整體鵝頸式動臂結構。采用這種動臂有利于加大挖掘深度,且結構工作裝置結構形式。鉸接式反鏟是單斗液壓挖掘機最常用的結構型式,動臂、斗桿和鏟斗等主要部件12/52. .. .采用銷軸鉸接,以動臂油缸來支撐和改變動臂的傾角,通過動臂油缸的伸縮可使動臂繞下。鉸點轉動實現動臂的升降。斗桿鉸接于動臂的上端,由斗桿油缸控制斗桿與動臂相對角度。當斗桿油缸伸縮時,斗桿可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗與斗桿前端鉸接,并通過鏟斗油缸伸縮使鏟斗轉動。為增大鏟斗的轉角,通常采用搖臂連桿機構來和鏟斗聯。<3>液壓挖掘機工作循環過程首先液壓挖掘機驅動行走馬達和配套土方運輸車輛一起進入作業面,運輸車輛倒接通,于是回轉馬達轉動并帶動上部平臺回轉,使工作裝置轉向挖掘地點,在執行上述過程的同時操縱動臂油缸換向閥,使動臂油缸上腔進油,將動臂下降,直至鏟斗接觸地面,然后司機操縱斗桿油缸和鏟斗油缸的換向閥,使兩者的大腔進油,配合動1、斗桿油缸2、動臂3、油管4、動臂油缸5、鏟斗6、斗齒7、側齒8、連桿9、搖桿10、鏟斗油缸11、斗桿圖2.2 反鏟挖掘機工作裝置作以加快作業進度,進行復合動作的挖掘和裝載:鏟斗裝滿后將斗桿油缸和鏟斗油缸13/52. .. .下腔進油,將動臂提升,舉起裝滿土的鏟斗離開工作面,隨即扳動平臺回轉換向閥手柄,使上部平臺回轉,帶動鏟斗轉至運輸車輛上方,再操縱斗桿油缸使鏟斗高度稍降一些,并在適當的高度操縱鏟斗油缸使鏟斗卸土。土方卸完后,使平臺反轉并降低動臂,直到鏟斗回到作業點上方,以便進行下一工作循環[12]。液壓挖掘機傳動原理液壓挖掘機采用三組液壓缸使工作裝置具有三個自由度,鏟斗可實現有限的平面轉動,加上液壓馬達驅動回轉運動,使鏟斗運動擴大到有限的空間,再通過行走馬達驅動行走<移位>,使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大,從而滿足挖掘作業的要求。液壓挖掘機傳動示意圖,如圖2.3所示,柴油機驅動液壓泵,操縱分配閥,將高壓油送給各液壓執行元件<液壓缸或液壓馬達>驅動相應的機構進行工作。液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構原理,各部分的運動通過液壓缸的伸縮來實現。反鏟工作裝置由鏟斗1、斗桿2、動臂3、連桿4及相應的三組液壓缸5.6.7動臂下鉸點鉸接在轉臺上,通過動臂缸的伸縮,使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸14/52. .. .1、鏟斗 、斗桿 、動臂 、連桿 、、、液壓油I、挖掘裝置 II、回轉裝置 III、行走裝置圖2.3 液壓挖掘機傳動示意圖統、各學科協同優化才能獲取挖掘機整機的最佳性能。液壓挖掘機工況分析及液壓系統設計方案的確定要了解和設計挖掘機的液壓系統,首先要分析液壓挖掘機的工作過程及其作業要求,掌握各種液壓作用元件動作時的流量、力和功率要求以及液壓作用元件相互配合的復合動作要求和復合動作時油泵對同時作用的各液壓作用元件的流量分配和功率分配。液壓挖掘機的工況液壓挖掘機的作業過程包括以下幾個動作<如圖3.11、動臂升降、斗桿收3、鏟斗裝卸 4、平臺臺回轉 、整機行走圖3.1 液壓挖掘機的運動圖由于液壓挖掘機的作業對象和工作條件變化較大 ,主機的工作有兩項特殊要求:<1>實現各種主要動作時,阻力與作業速度隨時變化,因此,要求液壓缸和液壓馬的壓力和流量也能相應變化;<2>為了充分利用發動機功率和縮短作業循環時間,工過程中往往要求有兩個主要動作<例如挖掘與動臂、提升與回轉>同時進行復合動作[15]。15/52. .. .液壓挖掘機一個作業循環的組成和動作的復合主要包括:<1>挖掘:通常以鏟斗液壓缸或斗桿液壓缸進行挖掘,或者兩者配合進行挖掘,因此,在此過程中主要是鏟斗和斗桿的復合動作,必要時,配以動臂動作。<2>滿斗舉升回轉:挖掘結束,動臂液壓缸將動臂頂起,滿斗提升,同時回轉第2章挖掘機液壓系統的設計要求和分析方法液壓馬達使轉臺轉向卸土處,此時主要是動臂和回轉的復合動作。<3>卸載:轉到卸土點時,轉臺制動,用斗桿液壓缸調節卸載半徑,然后鏟斗液壓缸回縮,鏟斗卸載。為了調整卸載位置,還要有動臂液壓缸的配合,此時是斗桿和鏟斗的復合動作,間以動臂動作。<4>空斗返回:卸載結束,轉臺反向回轉,動臂液壓缸和斗桿液壓缸配合,把空斗放到新的挖掘點,此時是回轉和動臂或斗桿的復合動作。挖掘工況分析作,必要時配以動臂液壓缸的動作]一般在平整土地或切削斜坡時,需要同時操縱動臂和斗桿,以使斗尖能沿直線運動,如圖3.2,3.3油,以保證彼此動作獨立,相互之間無干擾,并且要求泵的供油量小,使油缸動作慢,便于控制。如果需要鏟斗保持一定切削角度并按照一定的軌跡進行切削時,或者需要用鏟斗斗底壓整地面時,就需要鏟斗、斗桿、動臂三者同時作用完成復合動作,如圖3.4,3.5所示。圖3.2 斗尖沿直線平整土地圖 圖3.3 斗尖沿直線切削斜坡圖16/52. .. .圖3.4鏟斗底壓整地面圖 圖3.5鏟斗底保持一定角度切削圖單獨采用斗桿挖掘時,為了提高掘削速度,一般采用雙泵合流,個別也有采用三泵卸土處,此時主要是動臂和回轉的復合動作]當斗桿和鏟斗復合動作挖掘時,供油情況如圖3.4a的壓力時,原來溢流的油液此時供給鏟斗有效利用;當鏟斗和動臂復合動作挖掘時,由油,如圖3.4b圖3.4 三泵供油系統示意圖當動臂、斗桿和鏟斗復合運動時,為了防止同一油泵向多個液壓作用元件供油時雙泵系統,其復合動作時各液壓作用元件間出現相互干擾的可能性大,因此需要采用節流等措施進行流量分配,其流量分配要求和三泵系統相同。當進行溝槽側壁掘削和斜坡切削時,為了有效地進行垂直掘削,還要求向回轉馬達提供壓力油,產生回轉力,保持鏟斗貼緊側壁進行切削,因此需要同時向回轉馬達和17/52. .. .斗桿供油,兩者復合動作,如圖2.5供油,因此需要采用回轉優先油路,否則鏟斗無法緊貼側壁,使掘削很難正常進行。在斗桿油缸活塞桿端回油路上設置可變節流閥,此節流閥的開口度即節流程度由回轉先導壓力來控制。回轉先導壓力越大,節流閥開度越小,節流效應越大,則斗桿油缸回油壓增加,回轉力增大。圖3.5 溝槽側壁掘削和斜坡掘削時,油泵供油連接情況挖掘過程中還有可能碰到石塊、樹根等堅硬障礙物,往往由于挖不動而需要短時間增大挖掘力,希望液壓系統能暫時增壓,能提高主壓力閥的壓力[17]。滿斗舉升回斗工況分析挖掘結束后,動臂油缸將動臂頂起,滿斗舉升,同時回轉液壓馬達使轉臺轉向卸載由于卸載所需的回轉角度不同,隨液壓挖掘機相對自卸車的位置而變,因此動臂提升速度和回轉馬達的回轉速度的相對關系應該是可調整的。卸載回轉角度大,則要求回轉速度快些,而動臂的提升速度慢些。在雙泵系統中,回轉起動時,由于慣性較大,油壓會升得很高,有可能從溢流閥溢流,此時應該將溢流的油供給動臂,如圖3.6a外放,有時還需要對鏟斗進行調整。這時是回轉馬達、動臂、斗桿和鏟斗進行復合動作[18]。斗桿外放相互配合動作,由一個油泵專門向動臂油缸供油,另一個油泵除了向回轉馬達和斗桿供油外,還有部分油供給動臂,如圖2.6b三泵系統的供油情況如圖3.6c所示。各個油泵分別向一個液壓作用元件供油,復合動作時無相互干擾。卸載工況分析

18/52. .. .回轉至卸載位置時,轉臺制動,用斗桿調節卸載半徑和卸載高度,用鏟斗油缸卸間以動臂動作。圖3.6 回轉舉升供油情況空斗返回工況分析當卸載結束后,轉臺反向回轉,同時動臂油缸和斗桿油缸相互配合動作,把空斗放的全部流量供回轉馬達,另一油泵的大部分油供給動臂,少部分油經節流閥供給斗桿,如圖3.7圖3.7 空斗返回供油情況發動機在低轉速時油泵供油量小,為防止動臂因重力作用迅速下降和動臂油缸產生吸空現象,可采用動臂下降再生補油回路,利用重力將動臂油缸無桿腔的油供至有桿腔。行走時復合動作進行調整。在雙泵系統中,一個油泵為左行走馬達供油、另一個油泵為右行走馬達供油,此時如果某一液壓元件動作,使某一油泵分流供油,就會造成一側行走速度降低,19/52. .. .影響直線行駛性,特別是當挖掘機進行裝車運輸或上下卡車行走時,行駛偏斜會造成事故[19]。為了保證挖掘機的直線行駛性,在三泵供油系統中,左右行走馬達分別由一個油3.8a圖3.8 行走復合動作時的幾種供油情況挖掘機液壓系統的設計要求挖掘機的工作特點,其液壓系統的設計需要滿足以下要求[20]:動力性要求所謂動力性要求,就是在保證發動機不過載的前提下,盡量充分地利用發動機的配,盡量提高發動機的輸出功率。例如,當外負載較小時,往往希望增大油泵的輸出流量,提高執行元件的運動速度。雙泵液壓系統中就常常采用合流的方式來提高發動機的功率利用率。操縱性要求<1>調速性要求20/52PAGEPAGE22/52挖掘機對調速操縱控制性能的要求很高,如何按照駕駛員的操縱意圖方便地實現調速操縱控制,對各個執行元件的調速操縱是否穩定可靠,成為挖掘機液壓系統設計十分重要的一方面。挖掘機在工作過程中作業阻力變化大,各種不同的作業工況要求功率變化大,因此要求對各個執行元件的調速性要好。<2>復合操縱性要求挖掘機在作業過程中需要各個執行元件單獨動作,但是在更多情況下要求各個執行元件能夠相互配合實現復雜的復合動作,因此如何實現多執行元件的復合動作也是挖掘機液壓系統操縱性要求的一方面。當多執行元件共同動作時,要求其相互間不千涉,能夠合理分配共同動作時各個動作問題,即直線行駛性也是設計中需要考慮的重要一方面。如果挖掘機在行使過程中由于液壓泵的油分流供應,導致一側行走馬達速度降低,形成挖掘機意外跑偏,很容易發生事故。另外,當多執行元件同時動作時,各個操縱閥都在大開度下工作,往往會出現系統總流量需求超過油泵的最大供油流量,這樣高壓執行元件就會因壓力油優先供給低壓時的流量供應問題也是挖掘機液壓系統設計中需要考慮的。節能性要求挖掘機工作時間長,能量消耗大,要求液壓系統的效率高,就要降低各個執行元件和管路的能耗,因此在挖掘機液壓系統中要充分考慮各種節能措施。當對各個執行元件進行調速控制時,系統所需流量大于油泵的輸出流量,此時必然會導致一部分流量降低泵的輸出流量,降低空載回油的壓力,也是降低能耗的關鍵]安全性要求挖掘機的工作條件惡劣,載荷變化和沖擊振動大,對于其液壓系統要求有良好的過載保護措施,防止油泵過載和因外負載沖擊對各個液壓作用元件的損傷。回轉機構和行走裝置有可靠的制動和限速；防止動臂因自重而快帶下降和整機超速溜坡。其它性能要求實現零部件的標準化、組件化和通用化,降低挖掘機的制造成本:液壓挖掘機作業條件惡劣,各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性;由于挖掘機在城市建設施工中應用越來越多,因此要不斷提高挖掘機的作業性能,降低振動和噪聲,重視其作業中的環保性[21]。挖掘機液壓系統的分析壓系統中的重要部件,它確定了液壓泵向各個液壓作用元件的供油路線和供油方式；掘機作業時的運動學和動力學特性、動作優先和配合以及合流供油和直線行走性等壓系統圖通常十分復雜,對各種液壓作用元件的供油路線、回油路線以及控制油路等紛雜在一起,很難對整個液壓系統的結構一目了然,這樣就需要花費很多的時間才能將其分析透徹。下面對多路閥液壓系統進行分析：如圖3.9所示[22]。簡化步驟具體為:<1> 為了突出挖掘機液壓系統的核心部分—多路閥液壓系統,首先去掉液壓泵及其控制油路,各個液壓作用元件及其油路,如動臂、斗桿、鏟斗、回轉機構和行走裝置,以及多路閥先導液壓操縱系統<圖2.9中己經去掉了上述部分的油路><2> 對多路液壓系統來說,重要的是供油道的設計因此可以把上述系統圖進一步簡化,突出核容。去掉以下部分:油泵的負流量控制連接口FR和隊;回油箱的連接口;與各個液壓作用元件的連接口AL1,BLl,AL2,BL2,AU,BL3,AL4,BL4和ARl,BR1,AR2,BR2,BR3,Rsl;各個閥桿先導操縱油路連接口all,bll,alt,b12,a13,b13,ajA,b14和arl、brl,ar2,br2,ar3,br3;回油口drl,dr2,dr3,dr4,dr5:通向各個閥桿的先導控制油路;與各個液壓作用元件油路有關的限壓閥、動臂和斗桿的支持閥以及再生閥等。這些部分與多路閥的連接關系已經知道,所以可以將其放到各個液壓作用元件的油路中去討論[27]。<3> 將簡化后的液壓系統連接起來,如圖2.10所示。該系統主要包括7個操縱閥,5個二位二通閥A,B,C,D,E,1個插裝閥x壓系統,可以清晰了解液壓泵的壓力油是如何通向各個液壓作用元件,以及在各種操縱情況下,液壓傳動的路線和可能的供油方式、功率分配和流量分配情況。. .. .

圖3.9 多路閥液壓系統圖<1>在液壓挖掘機一個工作循環中的四種工況一挖掘工況、滿斗舉升回轉工況、卸載工況和卸載返回工況進行詳細分析的基礎上,總結每個工況下各執行機構的主要復合動作后提出初步方案。<2>根據液壓挖掘機的主要工作特點,系統地總結出挖掘機液壓系統的設計要求:動力性要求、操縱性要求、節能性要求、安全性要求和其它性能的要求。<3>提出一種有效、直觀的挖掘機液壓系統的設計方案,并詳細介紹設計的步驟。23/52PAGEPAGE52/52液壓系統的設計WY2000.5-1.251.25I-VI]液壓系統方案及參數確定表4.1 WY200C液壓履帶式挖掘機主要技術參數項目名稱標準斗容量單位m3數值1發動機型號6135K-16發動機標定輸出功率kW/r/min106/2100最大挖掘半徑m10.4最大挖掘高度m3/h7.78最大挖掘深度m6.46最大卸載高度m5.7回轉速度r/min0-13.2行走速度km/h*0-5.5爬坡能力%70作業循環時間S18-22主機長/寬度MPa0.077履帶平均接地比壓MPa0.048發動機額定轉數r/min2100整機質量t20.8理論生產率m3/h200最大挖掘力kN142系統工作壓力MPa36履帶板寬度m0.6主機運輸尺寸<長X寬X高>mm9850x3000x3100執行元件是液壓系統的輸出部分,必須滿足機器設備的運動功能、性能要求和結構、安裝上的限制。根據所要求的負載運動形態,選用不同的執行元件配置,如下表所示運 動 方 左行走右行走外擺收回轉

表4.2 執行元件配置執 行 元 左液壓馬達右液壓馬達動臂液壓缸斗桿液壓缸鏟斗液壓缸執行元件液壓缸及系統壓力的初選一根斗桿、一根鏟斗油缸。要使機構正常工作且具有平穩性,兩動臂液壓缸必須同步運動,這就要求任何時刻進出油路的壓力油,必須保持一定的壓力平衡。為此,采用平衡閥控制油路中液壓油的壓力值]根據挖掘機主要用于建筑施工、礦山的特點,本設計選擇雙作用單活塞桿式液壓缸。<1>液壓缸參數的選擇每斗料的重量

M1.21.651980<Kg> 〕Gmg9.819404<KN> 〔4.2〕由卸料斗的尺寸圖按極限情況計算得所挖斗料自重G與鏟斗液壓缸產生的推力F在卸料斗底板軸承鉸接處轉距平衡拉 即 F L1=GL2〔4.3〕F 374.5=19404拉 得 F 19404120681.2<KN>拉 374.5壓力。2.3所示。表4.3 負載和工作壓力之間的關系F/KN＜1010—2070—140 140—250 ＞250工作壓力P/MPa0.8-1.21.5-2.510—1418—2132表4.4 各類機械常用的系統工作壓力農業機械、 液壓機重型小型工程機 械大中型挖設備類型 精加工機床 組合機床 拉

械、工程機 機起重運輸機工作壓力P/Mpa

械輔助機構0.8-2 3-5 5-10 1-16

械16-32由負載值大小查上表,參考同類型挖掘機,取液壓缸工作壓力為25MPa選擇缸頭耳環帶襯套,活塞桿端連接方式選擇桿端外螺紋桿頭耳環帶襯套。又因其伸縮速度緩慢但壓力大,故選擇帶緩沖,油口連接方式選擇外螺紋]計算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸dDd=<0.3-0.5>D受壓時：d=<0.5-0.55>D<p1<5mpa> d=<0.6-0.7>D<5mpa<d=0.7D<p1>7mpa><1>液壓油缸的缸徑、桿徑和工作壓力確定根據技術條件：確定液壓缸徑和桿徑及行程為：缸徑D=Φ125mm,桿徑Φ85mm 由此計算出液壓系統工作壓力為：P= F1

〔4.4〕(D2d2)4=〔2847×103〕/〔π×〔1252-852=32MPa式中F為鎖緊力,F=284KN<2>缸筒壁厚計算根據機械設計手冊,在此液壓系統中,3.2≤D/δ＜16,故缸筒壁厚應用中等壁厚計算公式,此時：δ= PyD +C 〔4.5〕(2.3[]3Py)ψ：強度系數,對無縫鋼管, ψ=1C：用來圓整壁厚數 Py:液壓缸最高工作壓力Py=10Mpa D：缸筒徑[σ]=[σs]/2.5=175/2.5=70MPaδ=10×220/<2.3×60-3×10>+C=25mm故油缸缸筒外圓取D1=125mm.<3>缸筒強度校核根據SL41-93,缸體合成應力按下式計算：222z1 n1 z1h1式中：[σ]=60MPa

zh1o縱向應力：

=p(D2d2)=22MPa <4.7>z1

4D1o環向應力： σ=pD1=75MPa <4.8>h1 h1 2P：工作壓力,P=32MPaD：油缸缸徑,D=Φ125mmd：油缸桿徑,d=Φ85mmδ：缸筒壁厚,δ=13.5mm2222z1 n1 z1h1zh1即:σ<[σ],符合要求.zh1<4>活塞桿長度和缸筒長度計算根據設計要求的行程,來設計活塞桿的長度；本油缸的行程為1020mm,故油缸的活塞桿的長度為1265mm,缸筒的長度為1500mm。<5>活塞桿強度計算活塞桿受拉力最危險截面是兩端連接螺紋的退刀槽橫截面,〔取截面直徑較少值〕其應力計算如下：σn=式中σ為拉應力： σ=τ為剪應力： τ=

4k.F21k.k.F.d1 0.2d31

≤[σ] 〔4.9〕22<4.11>上面兩公式中,K：K1:螺紋摩擦系數,一般取K1=0.12d1：活塞桿危險截面處直徑,d1=80mmd0：螺紋外徑,d0=82mm[σ]：70MPa則：σ==38.4Mpa τ==25.9Mpa 得: 所以:σn<[σ],符合工況要求[26]。<6>下蓋聯接螺釘強度校核計算螺釘聯接采用高強度螺釘M20×80<GB/T70.1-2000>2410.94.104.11拉應力： σ=4k.F=184.8MPa.z.d2.11剪應力： τ=k.k.F.d01

=83.92MPa0.2.z,d31K：螺紋擰緊系數,此處取K=1.25K1:螺紋摩擦系數,一般取K1=0.12d1：螺紋徑,d1=16.752mmd0：螺紋外徑,d0=20mmZ：24o螺釘材料屈服強度,σ≥900Mpa<10.9s s[σ]=[σs]/2=450Mpa222

≈235.12MPa<]符合工況要求<7>活塞桿柔度校核計算活塞桿細比計算如下：λ=4L≤[λ] 〔4.12〕d此處：Ld=85mm,[λ]活塞桿許用細長比,按規定拉力桿此處[λ]≤100。計算得λ=4×1265/85=59.5＜[λ],故滿足要求。液壓系統原理圖的制定制定基本方案<1>制定調速方案液壓執行元件確定之后,其運動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題。方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現。對于一般中小流量的液壓系統,大多通過換向閥的有機組合實現所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統,現多采用插裝二者的結合——容積節流調速。節流調速一般采用定量泵供油,用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執行元件的流量來調節速度。此種調速方式結構簡單,由于這種系統必須用閃流閥,故效率低,發熱量大,多用于功率不大的場合。容積調速是靠改變液壓泵但為了散熱和補充泄漏,需要有輔助泵。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統。容積節流調速一般是用變量泵供油,用流量控制閥調節輸入或輸出液壓執]經過上述分析此方案選用 容積節流調速。<2>制定壓里控制方案調整閥、分流集流閥等；方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。根據控制方式不同,液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。液壓挖掘機控制系統是對發動機、液壓泵、多路換向閥和執行元件〔液壓缸、液壓馬達〕等所構成的動力系統進行控制的系統。按控制功能,可分為位置控制系統、速度控制系統和力〔或壓力〕控制系統；按控制元件,可分為發動機控制系統、液壓泵控制系統、多路換向閥控制系統、執行元件控制系統和整機控制系統。液壓控制閥控制系統：①先導型控制系統換向控制閥的控制形式有直動型〔用手柄直接操縱換向閥主向閥的主閥芯,它又分為機液先導型和電液先導型兩類。②負荷傳感控制系統它包括負荷傳感控制閥和負荷傳感控制泵〔或定量泵〕。閥控系統實質上是節流式系統。在液壓挖掘機上,目前常用的是一般的三位六通多路2090采用負荷傳感控制系統,其控制閃不論是中位開式方式還是中位閉式方式,都附帶有壓力補償閥。采用電子控制壓力補償的液壓挖掘機液壓系統與傳統的液壓系統比較,普通三位六通閥系統用的是并聯油路,當幾個執行元件同時動作時,泵輸出的油液首先流向壓力低的執行元件,不能同步。上述的負荷傳感控制閥只解決了滑閥的微調性能和復合操作性能,而沒有解決節省能源問題。定量泵和負荷傳感控制閥的系統也沒有節省能源消耗,因為泵所輸出的流量超過執行元件〔液壓缸和液壓馬達〕所需要的流量時,多余的油液經壓力補省能源問題。完全負荷傳感控制系統完全負荷傳感控制系統由負荷傳感控制閥和負荷傳感控制變量泵組成LUOV〔LastUnabhangigeDurchfluss要作用是：當多個執行元件同時工作、所需的流量大于液壓泵的流量時,產生供油不LUDV統能保證在供油不足時所有執行元件的工作速度按正比例下降,以獲得與負載壓力無關的控制]制定壓力控制方案：液壓執行元件工作時,要求系統保持一定的工作壓力或在一定壓力圍工作,也有的需要多級或無級連續地調節壓力,一般在節流調速系統中,通常由定量泵供油,用溢流閥調節所需壓力,并保持恒定。在容積調速系統中,用變量泵油,而又不便停泵的情況下,需考慮選擇卸荷回路。在系統的某個局部,工作壓力需低于主油源壓力時,要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。變量。<3>指定順序動作方案主機各執行機構的順序動作,根據設備類型不同,有的按固定程序運行,有的則是隨機的或人為的。工程機械的操縱機構多為手動,一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執行機構的順序動作多采用行程控制,當工作部件移動到一定位置時,通過電氣行程開關發出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續的動較方便的場合。另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動,經過一段時間,當泵正常運轉后,延時繼電器發出電信號使卸荷閥關閉,建立起正常的工作壓力。定動作時,回路中的壓力達到一定的數值,通過壓力繼電器發出電信號或打開順序閥使壓力油通過,來啟動下一個動作。<4>選擇液壓動力源液壓系統的工作介質完全由液壓源來提供,液壓源的核心是液壓泵。節流調速系統一般用定量泵供油,在無其他輔助油源的情況下,液壓泵的供油量要大于系統的需相差較大的情況,一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況,要裝有粗過濾器,進入系統的油液根據被保護元件的要求,通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統中雜質流回油箱,可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據液壓設備所處環境及對溫升的要求,還要考慮加熱、冷卻等措施[29]。繪制液壓系統圖去掉重復多余的元件,力求系統結構簡單。注意各元件間的聯鎖關系,避免誤動作發閥。如圖４.１所示[30]圖4.1 液壓原理圖５ 液壓元件的選擇與專用件的設計動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能,指液壓系統中的油泵,它向整個液壓系統提供動力。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵,它們的性能比較如圖5.1所示表5.1 各種液壓泵性能比較項目 齒輪泵<外嚙合> 葉片泵 斜軸式柱塞泵 斜盤式柱塞泵平衡式1-350排量1-500最高壓力<MPa> 1-25

10-230平衡式3.5-403.5-141200-300

100-1000 4-50021-40 21-40最高轉速<r/mi

900-4000

0 750-3600 750-3600n> 1200-1800最高效率<%> 70-85

平衡式70-9060-70

88-95 85-92不易受污染影 對污染較敏感, 對污染最敏感,對污染的斜軸式對污染敏感性

響,隨著齒輪的

葉片磨損時,效 配流盤受損傷 高,配流盤滑靴磨損,效率有所 率降低到很小 時效率降低 磨損時效率降降低1800r/mi1800r/minnin吸油性能 空度為-26664.4空度為-13332.2真空度為-3.99同軸斜式柱塞泵-54328.8Pa<-20~-26664.4Pa<-197-0Pa<-3-0cm-40cmHg> 0-20cmHg> Hg>300r/m1450-21450-1450-2噪聲<dB>

in

400r/min時,噪 2400r/min時,400r/min時,噪聲76dB 噪聲87dB 聲77dB對過濾精度要求 30-50μm 20-30μm 15-25μm 15-25μm易出故障的部位

及軸頸磨損,引起橡膠密封損側板磨損

配油盤三角槽極易堵塞,污染物侵入摩擦副,發生異常磨損或卡殆,油液清潔和吸油通暢,易出現突發性故障

連桿組件磨損,連桿球頭從驅動軸球窩中脫出,功率調節彈簧失效,兩對摩擦副磨損

所有變量泵的變量機構,三對摩擦副磨損液壓泵的選擇和泵的參數的計算液壓泵的工作壓力的確定1pPP+<5.1>1pP--是執行元件的最高工作壓力,對于本系統的最高工作壓力是銷鎖油缸的入口壓力1P--是從液壓泵出口液壓缸之間的管路損失。管路復雜,進口有調速閥,則取P=1Mpa。確定液壓泵的流量q qvp vp多液壓缸同時工作時,而且系統使用蓄能器鋪助動力源時,則液壓泵輸出流量公式應為P12t1P12t1P22t2...Pn2tnt1t2...tnvp pc

<5.2>其中K-系統泄露系數,取K=1.2Tt-液壓系統工作周期Vi-每個液壓缸的工作周期中的總耗油z-液壓缸的個數銷鎖油缸的最大流量 Q2

Ai

104 <5.3>加料門油缸的最大流量

Q=60.101104=601Q=60.140.0031104=262根據以上可知: Qmax

=60大泵流量

Q=

80%=48小泵流量大泵排量

maxQ=Q

20%=12Qq 1Q

103=37小泵排量q

1 nDQ 2103=8.1Q2 nDq=0.9L/svp按照泵的排量q1

qP、q2 p

的值來選擇液壓泵選擇液壓泵的規格根據以上求的泵的排量q、q1 2

P、p

的值,按系統中給定的液壓泵的形式,從vp《機械設計手冊》第四卷得雙聯柱塞泵：主泵:K3V112DT112ml/r,4中位負流量控制額定壓力—35MPa,4Mpa,大流量油泵為—32Mpa5.1[31～32]柴油發動機的選擇液壓缸在整個循環運動中,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,需按大功率段來確定發動機的功率。從液壓原理圖可以看出,快速運動時系統的壓力和流量都較大,這時,大小泵同時緊力外,還通過順序閥將壓力油供給加料門油缸。前面的計算已知,小泵供油壓力為PP1

=4MPa,考慮大泵到銷鎖油缸路損失,大泵供油壓力應為PP2

=4Mpa取泵的總效率

=0.8,泵的總驅動功率為：pP=PqP=p1v1

Pqp1v1<5.4>

=89KWp考慮安全系數,故取90KW;查《機械設計手冊》發動機參數表得發動機機型號—6135K—16功率--106KW 轉速--2100r/min液壓閥的選擇9Mpa運動速度、方向,以及變換頻率,輸出力和力矩等。主泵原理圖如圖5.1所示在液壓系統中,液壓閥的選擇是非常重要的。可以使系統的設計合理,性能優良,型的液壓控制閥,還需要考慮額定壓力,通過流量,安裝形式,動作方式,性能特點因素]根據液壓閥額定壓力來選擇選擇的液壓閥應使系統壓力適當低于產品標明的額定值。對液壓閥流量的選擇,可以按照產品標明的公稱流量為依據,根據產品有關流量曲線來確定。液壓閥的安裝方式的選擇是指液壓閥與系統的管路或其他閥的進出油口的連接方式,一般有三種,螺紋連接方式,板式連接方式,法蘭連接方式。安裝方式的選擇要根據液壓閥的規格大小,以及系統的簡繁及布置特點來確定。液壓閥的控制方式的選擇系統的操縱需要和電氣系統的配置能力進行選擇。液壓閥的結構形式的選擇液壓閥的結構方式分為：管式結構,板式結構。一般按照系統的工作需要來確定液壓閥的結構形式根據以上的要求來選擇液壓控制閥,所選的液壓閥能滿足工作的需要。所以本液壓系統所選的液壓閥有中、高壓閥。具體規格型號和名稱見表5.2表5.2 液壓控制閥序號 代 號 名稱及規格 材料 數量1Q11F-16P-25不銹鋼截止閥成品22DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L電磁溢流閥成品13S20P1.0S型單向閥成品14S10P1.0S型單向閥成品15XJF-32/10蓄能器截止閥成品16DRV16-1-10/2單向節流閥成品19S6A1.0/2S型單向閥成品110ZDR6DP2-30/7.5YM疊加式減壓閥成品111Z1S6P-1-30/疊加式單向閥成品1124WE10J3X/CG24NZ5L電磁換向閥成品113ZDR10DP2-30/7.5YM疊加式減壓閥成品114Z2FS16-30/S2疊加式雙單向節流閥成品2154WEH16Y50/OF6AG24NETS2Z5L/B08電液換向閥成品116Z2FS16-30/S2疊加式雙單向節流閥成品217DR20-5-5X/10YM先導式減壓閥成品218DR20-5-5X/10Y先導式減壓閥成品1194WEH16E50/6AG24NETS2Z5L/B08電液換向閥成品1204WE10E3X/CG24NZ5L電磁換向閥成品121DB20-2-5X/315溢流閥成品222S20P1.0/單向閥成品123Z2FS10-20/疊加式雙單向節流閥成品124溢流閥成品125QJH—6WL高壓球閥DN6成品3選用主操作閥采用川崎KMX15R/B450,最大流量270L/min,能實現動臂提升合流、斗桿大小腔合流、斗桿再生回路、行走直線、動臂提升優先、回轉優先、斗桿閉鎖等功能。原理圖如圖5.2所示圖5.2主操作閥原理圖其他液壓元件的選擇壓力繼電器的選擇能夠自動感到壓力變化,但壓力達到預定壓力時,可以自動將電路進行通斷的儀表。壓力預定值是根據壓力控制要求,預先在壓力校驗臺還是調定的點觸點動作的壓力值。根據要求查《機械設計手冊》得：HED10A20/35L24/2 壓力繼電器壓力表由液壓系統的壓力來選擇壓力表,查《機械設計手冊》得：YN100-Ⅲ-0-16Mpa 壓力表YN100-Ⅲ-0-25Mpa 壓力表測壓軟管和測壓排氣接頭根據系統的壓力來選擇測壓軟管和測壓排氣接頭,查《機械設計手冊》得：HF測壓軟管的有關參數：公稱通經3.0mm,最大動態壓力40Mpa,適用溫度m3/s~2600C。軟管通徑2.9m,最大靜大壓力64Mpa化學性能,耐酸性溶劑。HFH2-P2-3-P-1.000 測壓軟管 公稱通徑3.0mm,最大壓力40MpaPT-3測壓排氣接頭液位液溫計,空氣濾清器和直回式回油過濾器的選擇依據液壓系統的壓力和流量,系統的發熱量來選擇,由《機械設計手冊》得直回式回油過濾器 RFA-250*20FY液位液溫計 YWZ-200TA液位液溫計 WSSX-411,-40～80°C空氣濾清器 QUQ2-20*1.0蓄能器的選擇根據蓄能器在液壓系統中的功用,確定類型和主要參數。在本液壓系統中,液壓缸在短時間快速運動,由蓄能器來補充供油,則計算公式為：A--液壓缸有效作用面積L—液壓缸的行程

△V=∑Alii

K-qvqvp

t<5.5>K—油液損失系數,一般取K=1.2q--液壓泵流量△V=15.32Lvpt--動作時間由以上公式得△V=15.32L考慮安全系數和其他方面△V取20L,查《機械設計手冊》得NXQ1-L40/31.5 蓄能Φ219非橡膠管道的選擇（1）管道徑的計算qvqvqv--液體流量4qvv=1~2m/s1m/sv≤3~6m/s4qv再按照公式 d=算出管道徑：qv--液體流量--流速計算數值如表5.3所示管路名稱 通過流量表5.3 計算數值允許流速 管道徑實際取值/<L/s>/<m/s> /m/m大泵吸油管2.50.80.06210.065小泵吸油胳0.6350.90.03020.034大泵排油管2.5640.0270.034小泵排油管 0.62540.0130.018查《機械設計手冊》得：Φ18×2、Φ34×3、Φ65×4膠管的選擇40%及設計中應主要下列事項：〔1〕膠管的彎曲半徑不宜過小,一般不應小于320,膠管與管接頭聯接處應留有一段直的部分,此段長不應小于管外徑的兩倍。〔23%~4%,膠管安裝時避免處于拉緊狀態。〔3膠管安裝是應保證不發生扭轉變形,為便于安裝,可沿管長涂以色紋,以便檢查。〔4〕膠管的接頭軸線,應盡量放置在運動的平面,避免兩端互相運動時膠管受力。〔5〕膠管應避免與機械上的尖角部分想接觸和摩擦,以免管子損壞。油箱容量的確定初步確定油箱的有效容積,跟據經驗公式來確定油箱的容量[34,]V=qv<5.6>式中qv--液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積--經驗系數已知所選泵的總流量為207L/min,這樣,液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為207L,查表5.4表5.4 油箱經驗系數表系統類型系統類型行走機械低壓系統中壓系統鍛壓系統冶金系統1～22～45～76～1210得=8V=qv=6×0.207=1.242m3液壓系統性能驗算液壓系統壓力損失本系統較為復雜,有多個液壓缸執行元件動作回路,其中環節較多,管路損失較大的要算快速運動回路,故主要驗算由泵到液壓缸這段管路的損失。沿程壓力損失沿程壓力損失,主要是液壓缸快速運動時進油管路的損失。此管路長為5m,管徑0.0342.7L/s27mm2/s度為=918Kg/m3油在管路的實際流速=

qv=2.7103

=2.93m/sd2 4 40.0342Re=d=2.930.034=3702＞2300 2.7105油在管路中呈紊流流動狀態,其沿程阻力系數為：=0.3164Re0.25 <6.1>根據公式p1=12求得沿程壓力損失為:d2p1=

0.316452.93237020.50.0342106=0.023MPa局部壓力損失局部壓力損失包括通過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失p2,以及通過控制閥的局部壓力損失p3慮通過控制閥的局部壓力損失]從系統圖中可以看出,從大泵的出口到油缸的進油口,要經過單向閥、電磁換向閥、單向調速閥、溢流閥。單向閥的額定流量為50L/min,額定壓力損失0.3MPa,電磁換向閥的額定流量為150L/min,額定壓力損失為0.2MPa,單向調速閥的額定流量為160L/min,額定0.3MPa120L/min0.2MPa通過各閥的局部壓力損失之和：p0.313.573.420.213.573.420.313.573.420.2173.42

3

50

150

160

120p=0.65MPa350L/min0.3MPa,電磁換向閥的額定流量150L/min0.2MPa160L/min,額定壓0.3MPa120L/min0.2MPa通過各閥的損失之和為:通過各閥的損失之和為:p0.313.573.420.213.573.420.313.573.420.213.573.42

3

50

150

=0.76Mpa以上計算結果是大小是同時工作的,所經過的管道都是一樣的。則大小泵是同時工作的,所以大小泵到油缸之間總的壓力損失為pp1

p3

=0.023+0.76=0.783MP液壓系統的發熱溫升計算計算液壓系統的發熱功率[3]〔1〕液壓泵的功率損失P1z

P(1)th1 Tt

i1ri

pii

<6.2>式中T--工作循環周期〔stz—投入工作液壓泵的臺數；P--液壓泵的輸入功率〔Wri --各臺液壓泵的總效率；pitI〔s；i〔2〕壓執行元件的功率損失P1MP(th2 Tt

j1rj

pj j<6.3>式中M—液壓執行元件的數量；P--液壓執行元件的輸入功率〔W；rj --液壓執行元件的輸入效率；pjtj個執行元件工作時間〔s；j〔3〕溢流閥的功率損失

Ppqvh3 y y

<6.4>式中 py

--溢流閥的調整壓力〔MPaqv--經過溢流閥回油箱的流量〔m3/s。y〔4〕油液流經閥或管道的功率損失Ppqv<6.5>h4式中p--通過閥或管路的壓力損失〔MPa；qv--通過閥或管路的流量〔m3/s。qv由以上各種損失構成了整個系統的功率損失,即液壓系統的發熱功率PPPhr h1 h

PPPh3 h4i

<6.6>1T

FSWi

mTtWjj

)qvi

tpit i1 j該公式適用于回路比較簡單的液壓系統,對于復雜系統,由于功率損失的環節太多,一一計算較麻煩,通常用下式計算液壓系統的發熱功率P=P-P<6.7>hr r c式中P是液壓系統的總輸入功率,P是輸出的有效功率。r c對于本系統來說,P就是正個工作循環中的雙泵的平均輸入功率r=1Zpqvt

=90KW <6.8>Pr Tii1

i iipir式中P是液壓系統的總輸入功率,P是輸出的有效功率。rP=1nF

cS=103.3KW <6.9>c Tti1

Wii式中 T--工作周期〔s；tz、n、m—分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數量；P、q、i vi

--第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率；ti〔s；iF、S--液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程〔N·m。Wi i總的發熱功率按照公式<7.7>

=P-Phr r c=103.3-3=103KW計算液壓系統的散熱功率液壓系統的散熱渠道主要是油箱表面,但如果系統外接管路較長,而且要考慮管道的散熱功率時,也應考慮管路表面散熱。P(KAK

A)T <6.10>hc 11 22=1.932+0.5=2.432KW式中 K--油箱的散熱系數1K--管路的散熱系數2A、A--分別為油箱、和管道的散熱面積1 2T--油溫與環境溫度之差K6.116.1〔W/m2℃〕冷卻條件冷卻條件K1通風條件良好用風扇冷卻循環水強制冷卻8～915～1723110～170管道的散熱系數見表6.2Phr

P,油溫會不斷升高,這時,最大溫差,根據公式<6.10>環境PhcPT

hrKA KA11 22溫度為T0

,則油溫TT0

T0

。當油箱的散熱面積不能再加大,或