半岛官网完整-挖掘机的液压系统设计论文毕业论文doc摘 要 挖掘机作为我国工程机械的主力种机，被广泛应用于各种各样的施工作业中。挖掘机产品核心技术就是液压系统设计，由于挖掘机的工作条件恶劣，其性能的优劣决定挖掘机工作性能的高低，要求实现的动作复杂，于是他对液压系统的设计提出了很高的要求，其液压系统也是工程机械液压系统中最为复杂的。因此，对挖掘机液压系统的分析设计对推动我国挖掘机的发展具有十分重要意义。 关键词：液压挖掘机 液压系统 回路 目 录 前 言 5 1 绪论 6 1.1选题的意义 6 1.2挖掘机的发展趋势 6 1.3挖掘机的设计方案 7 1.3.1挖掘机液压系统技术发展动态的分析研究 7 1.3.2挖掘机液压系统总体设计 7 1.3.3挖掘机液压系统设计 7 2 挖掘机液压系统概述 8 2.1挖掘机液压系统的基本组成及其要求 8 2.2挖掘机液压系统的基本动作分析 10 2.3挖掘机液压系统的基本回路分析 10 2.3.1限压回路 10 2.3.2缓冲回路 11 2.3.3 节流回路 12 2.3.4 行走限速回路 13 2.3.5闭锁回路 14 2.3.6再生回路 14 3 挖掘机液压系统设计 15 3.1 挖掘机的功用和对液压系统的要求 15 3.2挖掘机液压系统分析 16 3.2.1挖掘机的液压系统原理图如下图 16 3.2.2系统工作循环分析 16 3.2.4液压系统中几种低压回路作用 18 3.3液压元件的选用 18 3.3.1泵、马达的选用 18 3.3.2液压阀的选用 19 4液压缸的设计计算和泵的参数计算 20 4.1 液压的计算设计 20 4.1.1外负载计算 20 4.1.2液压缸结构尺寸计算 20 4.1.3油缸强度计算 22 4.2泵的参数计算 24 4.2.1泵的压力计算 24 4.2.2计算所需要的泵的流量 25 5溢流阀的作用和设计计算 26 5.1 溢流阀的作用 26 5.2 溢流阀的设计计算 26 5.2.1设计要求 26 5.2.2几何尺寸确定 27 5.2.3静态特性计算 29 6 致谢 34 参考文献 35 前 言 挖掘机的液压系统是挖掘机上最重要的组成部分，它是挖掘机工作循环的动力系统。挖掘机的工作条件恶劣，且动臂和底盘动作非常频繁，因此要求液压系统工作稳定，平均无故障时间长。因此，液压系统的性能优劣决定着挖掘机工作性能的高低。液压技术的发展直接关系挖掘机的发展，挖掘机遇液压技术密不可分，二者相互促进。液压技术是现代挖掘机的技术基础，挖掘机的发展又促进了液压技术的提高。挖掘机的液压系统复杂，可以说目前液压传动的许多先进技术都体现在挖掘机上。挖掘机的液压系统都是由一些基本回路和辅助回路组成，它们包括限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流调速和节流限速回路、行走限速回路、支腿顺序回路、支腿锁止回路和先导阀操纵回路等，由它们构成具有各种功能的液压系统。随着科技的进步，挖掘机的液压系统将更加复杂，功能更加多样且便于操作控制，工作效率高，耗能少，先进的液压系统会使挖掘机在工程领域发挥更大作用。 1 绪论 1.1选题的意义 挖掘机的发展与液压技术密不可分，二者相互促进，一方面，液压技术是现代挖掘机的技术基础，另一方面，挖掘机的发展又促进了液压技术的提高。挖掘机的液压系统复杂，其性能的优劣决定挖掘机工作性能的高低，可以说目前液压传动的许多先进技术都体现在挖掘机上。近年来，有关挖掘机液压系统方面的文献并不少见，但文献的内容大多针对某一专题进行研究，系统的论述现代液压挖掘机液压系统的论文却比较少，因此研究挖掘机液压系统具有重要的现实意义和理论意义。 1.2挖掘机的发展趋势 随着国民经济的快速发展，液压挖掘机在各工程领域，特别是基础建设所起的作用越来越明显，液压挖掘机作为一类快速、高效的施工机械越来越被人们所认识。据统计，2003年我国挖掘机总销售量突破6万台，其中国内挖掘机生产企业售量总和达到3.48万台，成为世界第一挖掘机市场。 1.3挖掘机的设计方案 挖掘机液压系统方面的技术多种多样,本文分析了传统挖掘机液压系统中的单泵定量系统,双泵定量系统和双变量泵液压系统,详细分析了其主要优点和存在的问题，并对国外几种知名品牌的挖掘机液压系统的关键技术和控制方式进行比较和研究。然后根据挖掘机液压系统的设计要求, 采用多路阀系统,配以专用控制阀和简单的伺服控制系统，设计了一套适合我国生产制造的单斗挖掘机液压系统。 1.3.1挖掘机液压系统技术发展动态的分析研究 大量搜集国内外挖掘机液压系统方面的相关技术资料,系统了解挖掘机液压系统的发展史.分析总结挖掘机液压系统方面的研究现状和技术发展趋势. 1.3.2挖掘机液压系统总体设计 对液压挖掘机一个工作循环中的四种工况：挖掘工况,满斗举升回转工况,卸载工况和卸载返回工况进行详细分析,总结了每个工况下各执行机构的主要复合动作.根据液压挖掘机的主要工作特点,总结挖掘机液压系统设计要求:动力性要求和操纵性要求。并以此为依据拟定液压传动系统图。 1.3.3挖掘机液压系统设计 （1）根据工作部件的运动形式，合理选择液压执行元件； （2）根据部件的动作顺序和性能要求，列出可实现的各种基本回路，选择合理的调速方案。 （3）计算液压系统的主要参数和选择主要元件。 1）计算液压缸的主要参数； 2）计算液压缸所需的流量和液压泵的选用； 3）选用吸油管 4）选择元件规格； 5）计算系统实际工作压力； 6）计算功率，选用电动机； 7）发热和容积油箱计算。 2 挖掘机液压系统概述 2.1挖掘机液压系统的基本组成及其要求 按照挖掘机工作装置和各个机构的传动要求，把各种液压元件用管路有机的连接起来就组成一个挖掘机液压系统。它是以油液为工作介质、利用液压泵将发元件液压能转变为机械能，进而实现挖掘机的各种动作。按照不同的功能可将挖掘机液压系统分为三个基本部分：工作装置系统、回转系统、行走系统。挖掘机的工作装置主要由动臂、斗杆、铲斗及相应的液压缸组成，它包括动臂、斗杆、铲斗三个液压回路。回转装置的功能是将工作装置和上部转台向左或向右回转，以便进行挖掘和卸料，完成该动作的液压元件是回转马达。回转系统工作时必须满足如下条件：回转迅速、启动和制动无冲击、震动和摇摆，与机构同时动作时，能合理的分配去各机构的流量。行走装置的作用是支撑挖掘机的整机质量并完成行走任务，多采用履带式和轮胎式机构，所用的液压元件主要是行走马达。行走系统的实际要考虑直线行使问题，即在挖掘机行走过程中，如果某一个工作装置动作，不至于挖掘机行走时发生偏转现象。 挖掘机的动作复杂，主要机构经常启动、制动、换向，负载变化大，冲击和振动频繁，而且野外作业，温度和地理位置变化大，因此挖掘机的液压系统应满足以下要求： （1）要保证挖掘机动臂、斗杆和铲斗可以各自单独动作，也可以相互配合实现复合动作。 （2）工作装置的动作和转台的回转既能单独进行，又能复合动作，以提高挖掘机的生产率。 （3）履带式挖掘机的左、右履带分别驱动，使挖掘机行走方便、转向灵活，并且可就地转向，以提高挖掘机的灵活性。 （4）保证挖掘机一切动作可逆，且无级变速。 （5）保证挖掘机工作安全可靠，且执行元件有过载保护，回转机构。 斗杆油缸 2、动臂 3、油管 4、动臂油缸 5、铲斗 6、斗齿 7、侧齿 8、 连杆 9、摇杆 10、铲斗油缸 11、斗杆 图2.1挖掘机工作装置 图2.2液压挖掘机整体系统图 2.2挖掘机液压系统的基本动作分析 （1）挖掘 通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸分别进行单独挖掘，或者两者配合进行挖掘，在挖掘过程中主要是铲斗和斗杆复合动作，必要时配以动臂动作。 （2）满斗举升回转 挖掘结束后，动臂缸将动臂顶起、满斗提升，同时回转使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作。动臂举升和铲斗自动举升到正确的卸载高度。由于卸载所需回转角度不同，随挖掘机相对自卸车的位置而变，因此动臂举升速度和回转速度相对应是可调整的。若卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂举升速度慢些。 （3）卸载 回转至卸土位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗缸卸载。为了调整卸载位置，还需动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合作用兼以动臂动作。 （4）空斗返回 卸载结束后，转台反响回转，同时动臂缸和斗杆缸相互配合动作，把空斗放在新的挖掘点，此工况是回转、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降有动力作用、压力低泵流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况通畅是一个泵全部流量供回转，另一泵大部分油供动臂，少部分油经节流供斗杆。 2.3挖掘机液压系统的基本回路分析 基本回路是由一个或几个液压元件组成，能够完成特定的单一功能的典型回路，它是液压系统的组成单元。液压挖掘机液压系统中的基本回路有限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流回路、行走回路、合流回路、再生回路、闭锁回路、操纵回路等。 2.3.1限压回路 限压回路用来限制压力，使其不超过某一调定值。限压的目的有两个：限制系统的最大压力，使系统不因过载而损坏，通常用安全阀来实现，安全阀设置在主油泵出油口附近；二是根据工作需要，使系统中某部分压力保持定值或不超过某值，通常用溢流阀实现，溢流阀可使系统根据调定压力工作，多余的流量通过此阀流回邮箱，因此溢流阀是常开的。 1-换向阀 2-限压阀 3-油缸 图2.3限压回路 2.3.2缓冲回路 液压挖掘机满斗回转时由于上车转动惯量很大，在启动、制动和突然换向时会引起很大的液压冲击，尤其是回转过程中遇到障碍突然停车。液压冲击会使整个液压系统和元件产生振动和噪音，甚至破坏。挖掘机回转机构的缓冲回路就是利用缓冲阀等使高压腔的油液超过一定压力时获得出路。图中为液压挖掘机中比较普遍采用的几种缓冲回路。 图中A中回转马达两个油路上各装有动力灵敏的小型直线，正常情况下两阀关闭。当回转马达突然停止转动或反向转动时，高压油路Ⅱ的压力油经缓冲阀3泄回邮箱，低压回路Ⅰ则由补油回路经单向阀4进行补油，从而消除液压冲击。缓冲阀的调定压力取决于所需要的制动力矩，通常低于系统最高工作压力。该缓冲回路的特点是溢油和补油分别进行，保持较低的液压由温度，工作可靠，但补油量大。 图中Ｂ是高、低压油路之间并联有缓冲阀，每一缓冲阀的高压油口与另一缓冲阀的低压油口相通。当回转机构制动、停止或反转时，高压腔的油经过缓冲阀直接进入低压腔，减小了液压冲击。这种缓冲回路的补油量很少，背压低，工作效率高。 图C是回转马达油路之间并联有成对单向阀4、5和6、7，回转马达制动或换向时高压腔的油经过单向阀5、缓冲阀2流回邮箱，低压腔从邮箱经单向阀6获得补油。 A ＢC 1-换向阀 2、3-缓冲阀 4、5、6、7-单向阀 图2.4缓冲回路 2.3.3 节流回路 节流调速是利用节流阀的可变通节流而改变流量实现调速的。通常用于定量系统中改变执行原件的流量。这种调速方式结构简单，能够获得稳定的低速，但是它功率损失大、效率低、温升大，系统易发热，作业速度受负载变化影响大。根据节流阀的安装位置，节流调速有进油节流调速和回油节流调速两种。 1-齿轮泵 2-溢流阀 3-节流阀 4-换向阀 5-油缸 图2.5节流回路 A图为进油节流调速，节流阀3安装在高压油路上，液压泵1与节流阀串联，节流阀 之前装有溢流阀2，压力油经节流阀和换向阀4进入液压缸5的大腔使活塞右移。负载增大时液压缸大腔压力增大，节流阀前后压力差减小，因此通过节流阀的流量减少，活塞移动速度降低，一部分油液通过液流阀回邮箱。反之，随负载减小，通过节流阀进入液压缸流量增大，加快活塞移动速度，液流量相应减小。这种节流方式由于节流后进入执行元件的油温较高，增大渗漏可能性，加以回油无阻尼，速度平稳性差，发热量大，效率低。 B图为回油节流调速，节流阀安装在低压回路上，限制回油流量。回油节流后的油液虽然发热，但进入邮箱，不会影响执行元件的密封效果，而且回油有阻尼，速度比较稳定。 液压挖掘机的工作装置为了作业安全，常在液压缸的回油路上安装单向节流阀，形成节流限速回路。 C图，为了防止动臂印自重降落速度太快而发生危险，其液压缸大腔的回路上安装由单向阀和节流阀组成的单向节流阀。此外，斗杆液压缸、铲斗液压缸在相应的油路上也装有单向节流阀。 2.3.4 行走限速回路 履带试液压挖掘机下坡行驶时因自重加速，可能导致超速溜坡事故，且行走马达易发生吸空现象甚至损坏。因此，应对行走马达限速和补油，使行走马达转速控制在允许范围内。 1-换向阀 2、3-压力阀 4、5、6-单向阀 8、9-安全阀 10-行走马达 图2.6行走限速回路 行走限速回路是利用限速阀控制通道大小，以限制行走马达速度。比较简单的限速方法是使回油通过限速节流阀，挖掘机一旦行走超速，进油供应不及，压力降低，控制油压力也随之降低，限速节流阀的通道减小，回油节流，从而防止了挖掘机超速溜坡事故的发生。 履带式液压挖掘机行走马达常用的限速补油回路如图所示，它由压力阀2、3，单向阀4、5、6、7和安全阀8、9等组成。正常工作时换向阀1处于右位，压力油经单向阀4进入行走马达10，同时沿控制油路推动压力阀2，使其处于接通位置，行走马达的回油经压力阀2流回邮箱。当行走马达超速运转时，进油供应不足，控制油路压力降低，压力阀2在弹簧的弹力作用下右移，回油通道关小或关闭，行走马达减速或制动，这样便保证了挖掘机下坡运行时的安全。 2.3.5闭锁回路 动臂操纵阀在中位时油腔闭锁，由于滑阀的密封性不好产生泄露，动臂在重力作用下会产生下沉，特别是挖掘机在进行起重作业时要求停留在一定的位置上保持不降，因此，设置动臂支持阀组。如图所示，二位二通阀在弹簧力作用下处于关闭位置，此时动臂油腔压力油通过阀芯内砖孔通向插装阀上端，将插装阀压紧在阀座上，阻止油缸下腔的油从B至A，起闭锁支撑作用。当操纵动臂下降时，在先导操纵油压P作用下二位二通阀处于相通位置，动臂油缸下腔压力油通过阀芯钻孔油道经二位二通阀回油，由于阀芯内钻孔油道节流孔的节流作用，使插装阀上下腔产生压力差，在压力差作用下克服弹簧力，将插装阀打开，压力油从B至A。 图2.8闭锁回路 图2.9再生回路 2.3.6再生回路 动臂下降时，由于重力作用会使降落速度太快而发生危险，动臂缸上腔可能产生吸空，有的挖掘机在动臂油缸下腔回路上装有单向阀和节流阀组成的单向节流阀，使动臂下降速度受节流限制，但这将引起动臂下降慢，影响作业效率。目前挖掘机采用再生回路，如图所示，动臂下降时，油泵的油经单向阀通过动臂操纵阀进入动臂油缸上腔，从动臂油缸下腔排除的油需经节流孔回邮箱，提高回油压力，使得液压油通过补油单向阀供给动臂缸上腔。这样当发动机在低转速和泵的流量较低时，能防止动臂因重力作用下迅速下降而使动臂缸上腔产生吸空。 3 挖掘机液压系统设计 3.1 挖掘机的功用和对液压系统的要求 挖掘机主要用来开挖壕，基坑，河道与沟渠以及用来进行剥土和挖掘矿石。他在筑路，建筑，水利施工，露天开采矿作业中都有广泛的应用。 液压挖掘机的液压系统是由动力元件（各种液压泵）、执行元件（液压缸、）、控制元件（各种阀）以及辅助装置（冷却器、过滤器）用油管按照一定的方式连接起来组合而成 。将发动机的机械能，以油液作为介质，经动力元件转为液压能，进行传递，然后再经过执行元件转反为机械能，实现主机的各种动作。由于液压系统的功能是传递，分配和控制机械动力，因此 是液压挖掘机的关键部分。 液压挖掘机的液压系统都是由一些基本回路和 辅助回路组成的，它们包括限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流调速和节流限制回路、行走限制回路、支腿顺序回路、支腿锁止回路和先导阀操作回路等，由它们构成具有各种功能的液压系统。 3.2挖掘机液压系统分析 3.2.1挖掘机的液压系统原理图如下图 A、B-液压泵 1、2、3、4-第一组四联换向阀 5-合流阀 6、7、8、9-第二组四联换向阀 10-限速阀 11-梭阀 12-背压阀 13-散热器 14-滤油器 15-推土液压缸 16-左行走马达 17-右行走马达 18-回转马达 19-动臂液压缸 20-辅助液压缸 22-铲斗液压缸 23、24、25-单向节流阀 图3.1挖掘机的液压系统原理图 图示全液压挖掘机的液压系统为双泵双向定量系统半岛官网下载。系统中所用的是斜轴式径向柱塞泵，它有两个出油口，相当于A、B两台泵供油，其流量为328/min。A泵输出的压力油进入多路阀组Ⅰ（带合流阀5） 驱动回转马达18，铲斗缸22和辅助缸20动作，并经中央回转接头驱动右行走马达17.泵B输出的压力油进入多路阀组Ⅱ（带限速阀10）驱动动臂缸19，斗杆缸21，并经过中央回转接头驱动左行走马达16和推土缸15.每组多路阀中的四联换向阀组成串联油路。 3.2.2系统工作循环分析 根据挖掘机的工作要求，液压系统应完成挖掘，满斗提升回转，卸载和返回工作循环。 上述工作循环由系统中的一般工作回路实现。 （1）通常以铲斗缸或两者配合进行挖掘：必要时配以动臂动作。操纵多路阀组Ⅰ中的换向阀3处于右位，这是油液的流动是：进油路：A泵—换向阀1、2的中位—换向阀3右位—铲斗缸22大腔。回油路：铲斗缸22小腔—单向节流阀25—换向阀3右位—换向阀4中位—合流阀5右位—多路阀组—限速阀10右位—单向阀12—散热器13—滤油器14—油箱。 此时铲斗缸活塞伸出，推动铲斗挖掘，或者同时操纵换向阀3、7使两者配合进行挖掘，必要时操纵换向阀6，使处于右位或左位，则B泵来油进入动臂缸19的大腔或小腔，使动臂上升或下降以配合铲斗缸和斗杆腔动作，提高挖掘效率。 （2） 满斗提升回转：操纵换向阀6处于右位，B泵来油进入动臂缸大腔将动臂顶起，满斗提升：当铲斗提升到一定高度时操纵换向阀1处于左位或右位，则A泵来油进入回转马达18驱动马达带转台转向卸土处。完成满斗回转主要是动臂和回转马达的复合动作。 （3） 卸载：操纵换向阀7控制斗杆缸，调节卸载半径，然后操纵换向阀3处于左位，使铲斗缸活塞回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置还要动臂缸的配合。此时是斗杆缸和铲斗复合动作，兼以动臂动作。 （4） 返回：操纵换向阀1使处于右位或左位，则转台反向回转。同时操纵换向阀6和7使动臂缸和斗杆缸配合动作，把空斗放到挖掘点，此时是回转马达和动臂或斗杆复合动作。 3.2.3主要液压元件在系统中的作用 换向阀4控制的辅助液压缸20供抓斗作业时使用。 为了限制动臂、斗杆、铲斗因自重而快速下降，在其回路上均设置了单向节流阀23、24、25。 整机行走由行走马达16、17驱动，左右马达分别属于两条单独油路，如同时操纵换向阀8和2使处于左位和右位，左右马达16、17即正传或反转，且转速相同（在两条油路的容积效率相等的情况下），因此挖掘机可保持直线行使。若使用单泵系统，则难以做到这一点。 在左右马达内设有电磁双速阀，可获得两档行走速度。一般情况下，行走马达内部两排柱塞缸并联供油，为低速档；若操纵电磁双速阀，则成为串联供油（图示位置），为高速档。 系统回油路上的限速阀10在挖掘机下坡时用来自动控制行走速度，防止超速滑坡。在平路上正常行使或进行挖掘作业时，因液压泵出口压力较高，高压油将通过梭阀11使限速阀10处于左位，从而取消回油节流。如在下坡行使时一旦出现超速现象，液压泵输出的由压力降低，限速阀在其弹簧力作用下又会回到图示节流位置，从而防止超速滑坡。时A泵输出的压力油经合流阀5的左位进入多路阀组Ⅱ与B泵一起向动臂缸和斗杆缸供油，以加快动臂和斗杆的动作速度。 在两组多路阀的进油路上设有安全阀以限制系统的最大工作压力，在各液压缸和的分支油路上均设有过载阀以吸收工作装置的冲击能量。 3.2.4液压系统中几种低压回路作用 （1）背压油路：由系统回路上的背阀所产生的低压油（0.8—1Mpa）在制动或出现超速吸空时通过双向补油阀26向的低油腔补油，以保证滚轮始终贴紧导轨表面，使马达工作平稳并有可靠的制动性能。 （2）排灌油路：将低压油经节流阀减压后引入壳体，使马达即使在不运转的情况下客体内人保持一定的循环流量。其目的，一是使马达壳体内的磨损物经常得到冲洗；二是对马达进行预热，防止当外界温度过低时由主油路通入温度较高的工作油液以后引起配有及柱塞副等精密配合局部不均匀的热膨胀，使马达卡住或咬死而发生故障（即所谓的热冲击）。 （3）泄漏油路（无背压）：将多路阀和的内部漏油用油管集中起来，经过滤油器引回邮箱，以减少外泄漏。 液压系统的回油路经过风冷式冷却器，滤油器后回邮箱，使回油得到冷却和过滤，以保证挖掘机在连续工作状态下邮箱内的油温不超过80℃。 3.3液压元件的选用 该机在挖掘作业时，常需动臂缸与斗杆缸快速以提高生产效率。为此在系统中增加合流阀5，合流阀在图示位置时，泵A、B不合流，当操纵合流处于左位 3.3.1泵、马达的选用 （1）选用轴向柱塞泵，这种泵具有结构紧凑，容量大、压力高，容易实现无级变速，寿命长，排量范围大。 （2）选用轴向柱塞马达，它和泵在结构上有许多相同繁荣优点，选用泵的流量为25L/min。 3.3.2液压阀的选用 （1）溢流阀 溢流阀的基本功能是限定系统的最高压力，防止系统过载或维持压力近似恒定。本系统中选用二级同心先导式溢流阀，安装在泵的出油口处，用来恒定系统压力，防止超压，保护系统安全运行。 （2）过载阀 安装在液压缸和行走马达的管路上，防止超载，用来保护液压系统和工作的液压缸和行走马达。 （3）单向阀 系统中多处要用到单向阀，也是必不可少的元件，它用来防止油液倒流，从而使执行元件停止运动，或保持执行元件的油液压力，还可以保持一定的背压。 （4）换向阀 在系统中要用到两组四联换向阀，每个阀为三位四通换向阀。在系统中换向阀的主要作用是改变压力油进入执行元件的方向，进而实现不同的动作要求，在三位四通换向阀中，左右阀位要求能够进回油，中间的阀位要求禁止油液流通，以达到执行元件动作达到要求后停止或悬停在任一位置。 3.3.3液压缸的选用 选用工程机械用液压缸，最高工作压力30MP。 3.3.4辅助元件的选用 （1） 油管 由于系统工作压力高，所以在系统中没有相对运动的管路中选用无缝钢管，它能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，拆装方便，所以适合用在高压管道。在系统中有相对运动的压力管道选用高压橡胶管。 （2）管接头 在采用无缝钢管的管路中，管接头采用锥密封焊接式接头，他除了具有焊接头的优点外，由于它的0型密封圈在椎体上，使密封有调节的可能，密封更可靠。工作压力为34.5MP，工作温度为-25—+80℃。在橡胶管的接头处选用扣压式胶管接头，安装方便，与钢丝编织胶管配套总成，适合温度为-30—+80℃的工作环境。 （3）密封装置 在液压系统中密封装置非常重要，它是用来防止工作介质泄漏及外界灰尘和异物的进入，以保证系统建立起必要的压力，使其能正常工作。 （4）滤油器 在液压系统中，不允许液压油含有超过限制的固体颗粒和不溶性赃物。因为这些杂质可以使间隙表面划伤，造成内部泄漏量增加，从而降低效率增加发热。因此利用滤油器对油液进行过滤，以保证油液质量符合标准。 （5）储能器 它能把压力油的液压能储存在耐压容器里，待需要时又将其释放出来的一种装置。主要用途：做辅助动力源，减小压力，冲击和压力脉动。在本系统中选用气囊式储能器，这种密封可靠，胶囊惯性小，反应灵敏，结构紧尺寸小，重量轻，并有系列批量生产。 4液压缸的设计计算和泵的参数计算 4.1 液压的计算设计 4.1.1外负载计算 斗杆挖掘时切屑行程较长，切土厚度在挖掘过程中视为常数。斗杆在挖掘过程中总转角为110o，在这转角行程中铲斗被装满。铲斗缸外负载为最大时，缸内压力最大，此时挖掘力最大，其值为： Wmax=C[R(1-COSΦmax)]1.35BAZX+D =200×[1.15×(1-COS55)]1.35×(1+2.6×1.25) ×1.3×0.75×1.15+D =200×[1.15×(1-COS55)]1.35×(1+2.6×1.25) ×1.3×0.75×1.15+15000 =165417+15000 =170417(N) 式中 C—表示土壤硬度系数，对Ⅱ级土宜取C=50～80，对Ⅲ级土宜取C=90～150，对Ⅳ级土宜取C=160～320，式中取C=200。 R—铲斗与斗杆交点到斗齿间的距离，即转斗切屑半径，取斗容量为1 m3，根据反铲斗主要参数特性计算表，查得R=1.15m B—切屑刃宽度影响系数，B=1+2.6b，其中B为铲斗宽度，查表得b=1.25m Фmax—挖掘过程中铲斗总转角的一半，查表得Фmax=55 A— 切屑角变化影响系数，取A=1.3 Z—带有齿的系数，取Z=0.75 X—斗侧臂影响系数，X=1+0.3s，其中s为侧臂厚度，单位cm，初步设计时可取X=1.15 D—切屑刃挤压土壤的力，根据斗容大小在D=10000～17000N范围内可取，设计容量为1 m3，取D=15000N 转斗挖掘装土阻力和法向挖掘阻力相对与Wmax很小，所以在计算时可忽略不计。 4.1.2液压缸结构尺寸计算 （1）根据铲斗缸的最大外负载，可以设计计算铲斗缸的结构尺寸，当推力为驱动工作负载时： F=Wmax=π/4[D2(P-P0)+d2P0]ηw 由此可求缸筒内径为： = = 求出D=88mm 本系统为高压系统，因此速比φ取φ=2，= 式中 系统背压p0=1Mpa 系统最高压力p=30Mpa 根据查表圆整得D=90mm （2）活塞杆直径为 ==（mm） 根据GB／T2348-1993规定的活塞杆尺寸圆整为d=63mm （3）最大工作行程 φ=2时 行程s=12D s=12×90=1080(mm) 根据GB／T—1980规定的液压缸行程系列圆整到s=1100mm (4)活塞有效计算长度 液压缸的安装尺寸，可查设计手册得 安装尺寸=L1+S=377+1100=1377（mm） 当活塞杆全部伸出时，有效计算长度为： L=1100+1100+377=2577（mm） S—液压缸的安装尺寸 （5） 最小导向长度 H 取最小导向长度为600mm 式中 L—液压缸最大行程 D—缸筒内径 （6） 导向套长度 A=（0.6～1.0）d =（37.8～63）mm 导向套长度为60mm （7）活塞宽度 B=（0.6～1）D =（54～90）mm 活塞宽度B=80mm 式中 D—缸筒内径 （8） 缸筒壁厚： 材料的许用应力计算 [σ]=σb/n =800/5 =160(Mpa) 式中 σb—缸体材料抗拉强度，缸体材料为450，σb=800Mpa n—安全系数，一般取n=5 δ=PD/(2.3[σ]-P) =30×90/(2.3×160-P) =7.99(mm) 查缸筒壁厚度δ表，取δ=12mm 式中 P—系统最高压力，P=30Mpa （9）缸筒外径 De=D+2δ =90+2×12 =114（mm） 因为液压缸的缸筒是无缝钢管，缸筒内部要留出5mm加工余量，所以查了手册，选取内径为95 mm的无缝钢管。 4.1.3油缸强度计算 4.1.3.1已知参数 缸径D=90 杆径d=63 行程S=1100 缸筒壁厚δ有效计算长度L=2577mm 4.1.3.2 油缸强度计算 a．活塞杆应力[δ]校核 σ=Pg×902∕632 =30×902∕632 =61.22Mpa 活塞杆材质为45o调质，经查表得强度极限[σb]为800Mpa，材料的许用应力为 [σ]=σb∕n=800∕5=160Mpa（n为安全系数） 由此可见，σ[σ],应力完全满足要求。 式中 Pg—油缸最大闭锁压力 b．油缸强度计算 由于缸筒壁厚与缸径之比D∕δ=7.510，属于厚壁缸筒，可按材料学第二强度理论验算。 δ=D×{[([σ]+0.4P)/([σ]-1.3P)]0.5-1}/2 =90×{[(160+0.4×30)/(160-1.3×30)]0.5-1/2 =8.65(mm) 由此可见，δδ，强度满足要求。 式中 p—系统最高压力，P=30Mpa [σb]—材料许用应力 4.1.3.3油缸稳定性验算 油缸在工作是承受的压应力最大，所以有必要校核油缸的亚稳定性。 a． 活塞断面最小惯性矩 I=πd4/64 =30.14×634×10-12∕64 =0.8×10-6(m4) b． 活塞杆横断面回转半径 i=[4I/（πd2×10-6）]0.5 =[4×0.8×10-6/(3.14×632×10-6)]0.5 =0.016m =16mm c．活塞杆柔性系数 λ=μL/i =1×2577/16 =161.0025 ≈161 式中式中 μ—为长度折算系数，对于两端铰接约束方式μ一般取1 L—有效计算长度 d．钢材柔度极限值 = =60.8 式中 σp—45钢材比例极限 E—材料弹性模量 e．从以上计算得知，λλ1，即为大柔度压杆时，稳定力为 Fk=π2EI/(μL)2 =3.142×2.06×1011×0.8×10-6/1×2.5772 =2.45×105(N) 式中 μ—为长度折算系数，对于两端铰接约束方式μ一般取1 f．油缸最大闭锁力 Fmax=PgπD2/4 =30×3.14×90/4 =1.91×105(N) 式中Pg—油缸最大闭锁力 g．稳定系数 Nk=Fk/Fmax =2.45×105/1.91×105 =1.3 由此可见，稳定性满足要求。 4.2泵的参数计算 4.2.1泵的压力计算 在设计液压系统时，要求泵的压力高于系统压力，差值以10%—30%为宜。 因此 Pg=P（1+30%） =30×（1+30%） =34.4mpa 取泵的最高压力Pg=34Mpa 式中 P—系统的最高压力，P=30Mpa 4.2.2计算所需要的泵的流量 （1）设计要求每个液压缸的伸缩速度Vmax=6000mm/min，根据铲斗缸计算初步确定，其余5个液压缸的参数：（单位：mm） a．动臂缸2个：缸内径D=100 活塞杆径d=70 行程s=1250 b．铲斗缸：缸内径D=110 活塞杆径d=80 行程s=1500 c．行走液压缸：缸内径D=100 活塞杆径d=80 行程s=1500 （2）每个缸的流量计算 a．动臂缸：Qmax=2π（R2－r2）v =2×3.14×（0.52－0.352）×60 =48.0421L/min b． 杆斗缸： Qmax=π（R2－r2）v =3.14×（0.552－0.42）×60 =26.847L/min c． 铲斗缸： Qmax=π（R2－r2）v =3.14×（0.452－0.3152）×60 =19.75L/min d． 推土板缸： Qmax=2π（R2－r2）v =3.14（0.552－0.42）×60 =53.694L/min 式中 R—缸筒内半径 r—活塞杆半径 e．行走马达选用斜轴式轴向柱塞马达，流量为25L/min本系统有5个行走马达，流量为： Qmax=25×5=125L/min f．系统总流量 =1.2×(48.042+26.847+53.694+125) =1.2×273.333 =328L/min 式中 k—系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，本式取k=1.2 —同时工作时的执行元件流量之和的最大值 根据上面的计算，系统中选用主泵为双联斜轴式轴向柱塞泵，所以每个泵的最大流量为164L/min。 5溢流阀的作用和设计计算 5.1 溢流阀的作用 溢流阀是压力控制阀中最基本的一种，以它为基础可以组合成各种进行阀前压力控制的压力控制阀，如电磁溢流阀就是溢流阀和电磁换向阀组成的。溢流阀在液压系统中使用极为普遍，所有系统都至少使用一个溢流阀来做定压阀和安全阀。 溢流阀的基本功能有两个：一是限制液压传动系统的最高工作压力，起安全保护 作用，通常又陈安全阀；二是保持系统压力（主要是液压泵的输出压力）基本稳定不变，起稳压作用，一般称稳压阀或称其为溢流阀。对安全阀性能的主要要求是，当系统的工作压力小于开启阀的压力即阀关闭时，其阀口密封性好；当系统压力大于开启压力时，其阀口要及时开启，反应灵敏，以可靠的保护系统和元件的安全。对稳压阀性能的要求主要是：控制压力的变化范围应尽量小，当系统的流量发生变化时，阀芯在运动过程中不应发生冲击和震荡，运动要尽量平稳。 溢流阀的主要功用是： （1） 维持液压系统压力近于恒定 （2） 对液压系统进行调压 （3） 防止液压系统超载，起安全作用 （4） 对液压系统进行卸荷，以降低系统的功率损耗和热量。 5.2 溢流阀的设计计算 5.2.1设计要求 设计的溢流阀是安装在出油口处的溢流阀，它用来控制系统的最高压力，防止超载，保护液压系统安全，使液压系统稳定运行。 根据系统的压力，溢流阀设计要求如下： 公称压力 Pg=320（N/cm2） 公称流量 Qg=200（L/min） 调压范围 P1=160-320（N/cm2） 启闭特性 （调成最高调定压力时） 开启压力[P1q]=300（ N/cm2） 闭合压力[P1q]=288（ N/cm2） 溢流量 [Q]=1.56L/min（26cm3/sec）2L/min（33.34 cm3/sec） 卸荷压力 [P1x]≤4（ N/cm2） 内卸流量 [q]≤150cm3/min 5.2.2几何尺寸确定 5.2.2.1进出油口直径d d=0.463=0.463 取d=2.8cm 式中Qg—公称流量 Vz—进、出口油口直径液流速，一般取Vz=6cm/sec 5.2.2.2主阀座孔径 D1=d－（0.03～0.4） =2.8－0.1 =2.7cm 5.2.2.3主阀芯直径D2 取 ，代入上式得 取D2=2.8cm 式中 A1—主阀座孔直径D1处面积 A2—主阀芯上侧面积， A1/A2—主阀芯上下侧面积比，一般取A1/A2=0.95～0.98，本式中取0.96 5.2.2.4主阀芯和阀套的配合长度L L=（0.6～1.5）D1 =0.75×2.8=2.1cm 取L=2cm 5.2.2.5阻尼孔直径d0及长度l0 d0=0.08～0.2（cm） 取d0=0.08（cm） l0=（7～19）d0=7.5×2.8 =0.6cm 取l0=0.6 5.2.2.6主阀阀芯口处锥角半角ａ1 一般取ａ1=15o，主阀座阀口处为直角，这样选取能使主阀芯与阀座接近线接触，即保证密封可靠，又便于加工。 5.2.2.7主阀芯阀与阀盖的间距S =4.47 =0.639（cm） 取S=0.64cm 式中 D1—主阀座孔径 ａ1—主阀芯阀口锥角半角 g—重力加速度（cm/sec2） γ—油液重度（N/cm3） [P1x]—卸荷压力允许值（N/cm2） Qg—公称流量（L/min） 5.2.2.8导阀芯锥角半角ａ2 导阀过流面积和导阀芯与导阀座的接触应力的大小与ａ2值有关，ａ2值小过流面积和接触应力大，反之就小。过流面积的大小涉及主阀工作性能的好坏，接触应力的大小涉及导阀使用寿命长短，所以ａ2的值应根据性能要求和使用寿命来确定。根据经验一般取ａ2=20o 5.2.2.9导阀座孔径d2和d1 d2=（2～5）d0cm d3=0.16cm 式中 d0—阻尼孔直径 d2值取得大则调压弹簧的刚度要大，尺寸也会加大，取得大小又会影响阀的稳定性。一般取 d2=0.4cm 对于d3在实践中发现，取得大了会使阀发生尖叫和振动。所以跟经验取得 d3=0.16cm 5.2.3静态特性计算 静态特性的计算有两个目的：一是根据静态特性的设计要求，校核上面确定的主要结构尺寸能否满足对静态特性的要求，并进行必要的调整与计算；二是求出主阀弹簧和调压弹簧的刚度及预压缩量，作为弹簧的设计依据。 5.2.3.1在最高调定压力P1max下主阀芯的额定开口量X10 = =0.0723（cm） 式中 C1—主阀阀口流量系数，取C1=0.77—0.88，本式取0.80 γ油液重度，取γ=0.903×103（N/cm3） D1—主阀座孔径（cm） Qg—公称流量； ａ1—主阀芯阀口处锥角半径 g—重力加速度（cm/sec2） Pmax—最高调定压力。 5.2.3.2卸荷时主阀芯的开口量X1x = =0.639（cm） 式中 [P1x]—卸荷压力（N/cm2） C1—主阀阀口流量系数，取C1=0.77—.088，本式取0.8 γ—油液重度，取0.885×10-3（N/cm3） 5.2.2.3系统压力为开启压力[P1Q]时导阀前邮箱压力[P2Q] =277.5(N/cm2) 式中 [p1Q] –主阀芯开启压力（N/cm2） [Q]-开启压力[p1Q]时的溢流量，根据设计要求规定：[Q]≤0.01（6.67Qg）（cm/sec） g—重力加速度（cm/sec2） d0—阻尼孔直径（cm） I0—阻尼孔长度（cm） γ—油液重度，取0.8995×10-3（N/cm3） v—油液运动粘度，取v=0.235（cm2/sec） a0—阻尼孔面积，a0=d02=×0.082=0.005cm2 5.2.2.4液压卡紧阻力Fg Fk=0.27fλkLD2P2Q =0.27×0.08×0.027×2×2.8×277.54 =0.906（N） 式中 f—摩擦系数，取f=0.04～0.08 λk—液压卡紧系数，取λk=0.027 L—主阀芯和阀套的配合长度，取2cm D2—主阀芯直径 P2Q—导阀前油腔压力（N/cm2） 5.2.2.5主阀弹簧刚度Kt1与预压缩量Xt1 Kt1Xt1=A1[p1Q]-A2P2Q-G-Fk 取主阀芯重力G=0.2N，A1=D1=×2.72=5.72cm2,A2=D22=×2.82=6.154cm代入上式得： Kt1Xt1=5.72×300-6.145×277.5-0.2-0.906=7(N) Xt1=（1-5）X1x=1.5×0.639=0.9585（cm） 代入Kt1Xt1乘积式中得 Kt1=7/0.9585=7.3（N/cm） 取Kt1=7（N/cm） Xt1=1（cm） 式中 [P2Q]—导阀前油腔的压力（N/cm2） G—主阀芯重力（N） Fk—液压卡紧阻力(N) 5.2.2.6系统压力为开启压力[P1Q]时导阀的开口量X2Q = =0.0032(cm) 式中 C2 导阀阀口的流量系数，取C2=0.77 d2 导阀座孔径 α2 导阀芯锥角半角 γ 油液重度，取γ=0.8995×103（N/cm3） g 重力加速度（cm/sec2） [P2Q] 导阀前油腔压力（N/cm2） [Q] 溢流量，取[Q]=1.56L/min（26cm3/sec） 为了使导阀不受几何精度和油液清洁度影响，保证工作稳定，求得X2Q值应满足： X2Q≥0.003（cm） 所以X2Q值应满足要求 5.2.2.7调压弹簧刚度Kt2与预压缩量Xt2 Kt2=(a2-C2πd2sinа2X2Q)/(Xt2+X2Q)P2Q =X2Q/Xt2≤0.01 取 a2=π/4d22=π/4×0.42=0.1256(cm2) Xt2=X2Q/0.01=0.0032/0.01=0.32(cm) 带入上面公式 Kt2=0.1256-0.77×π0.4×sin200×0.0032/（0.32+0.0032）×277.5 =107（N/cm） 取Kt2=107（N/cm） Xt2=0.32（cm） 式中 a2导阀座孔面积 为了达到启闭性能的要求，要求Kt2Xt2/a2P1max≥0.85～0.90 。校核有上面求得的Kt2，Xt2可求出两者乘积，Kt2Xt2/a2P1max=107×0.32/0.1256×320=0.852〉0.85因此可以达到启闭性能的要求。 5.2.2.8调成最高调定压力时的闭合压力P1Q 根据经验公式得： P1Q =（0.95~0.98）[P1Q] =0.956×300 =289.5(N/cm2)288(N/cm2) 最低调定压力P1min 最低调定压力时是将调压手手轮全松，使调压弹簧的预压缩量Xt2=0，主阀的开口量达到卸荷压力撕毁的开口量X1x，设导阀油腔压力P2=0，代入公式： P1min=[Kt1(Xt1+X1x)+G]/(A1-C1πD1sin2а1X1x)

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