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1、設(shè) 計 題 目： 系 部 名 稱: 學(xué) 生 姓 名: 專 業(yè): 班 級: 學(xué) 號: 指 導(dǎo) 教 師: 河北工程大學(xué)科信學(xué)院 課程設(shè)計 裝載機液壓系統(tǒng)設(shè)計 機械工程系 趙亞勇 機械設(shè)計制造及其自動化 三班 110202328 張平格 填表時間: 2015 01 月 摘要 裝載機主要用來裝卸散狀物料，也能進行輕度的鏟掘工作，并且具有良好的機動性能， 廣泛使用于工廠、礦山、建筑、水電上程、道路、碼頭、農(nóng)田乃至家庭，是工程機械中

2、保有 量較大的品種之一。 裝載總體方案設(shè)計是裝載機設(shè)計的一個重要環(huán)節(jié)， 它對裝載機的設(shè)計質(zhì)量、使用性能和 裝載機在市場上的競爭力有著決定性的影響。 裝載機性能的優(yōu)劣和作業(yè)效率的發(fā)揮， 不僅與 相關(guān)總成及部件的工作性能有著密切關(guān)系， 而且在很大程度上取決于各有關(guān)總成及部件間的 協(xié)調(diào)和參數(shù)匹配，取決于裝載機的總體布置。 裝載機的工作裝置和轉(zhuǎn)向機構(gòu)都采取液壓傳動， 本文通過對工作裝置及轉(zhuǎn)向機構(gòu)工作要求和 載荷分析對液壓系統(tǒng)進行設(shè)計。主要包括對執(zhí)行元件，控制元件輔助元件的選擇、設(shè)計。 本文的設(shè)計，能夠使讀者對工程機械總體方案設(shè)計及液壓系統(tǒng)設(shè)計進一步加深了解， 同 時能從中理會一些設(shè)計理

3、念，為以后更好從事設(shè)計工作提供了幫助。 關(guān)鍵詞：裝載機；液壓傳動；液壓系統(tǒng)設(shè)計; 緒論 1 1履帶式裝載機總體參數(shù)確定 2 1.1履帶式液壓裝載機的組成 2 1. 2設(shè)計依據(jù) 2 1 . 3傳動方式 3 1 . 4主要參數(shù)的確定 3 1.5 行走裝置的牽引力 6 1.6 液壓馬達主要參數(shù)計算確定 6 1.7 緩沖張緊裝置設(shè)計要求與計算 7 1.8 四輪一帶及其他部件選型 7 2液壓系統(tǒng)的初步介紹 13 2.1液壓系統(tǒng)的工作原理 13 2. 2液壓系統(tǒng)的組成部分 13 2.3技術(shù)要求 13 3液壓系統(tǒng)的設(shè)計 15 3.1 制定液壓系統(tǒng)方案

4、 15 3.2 繪制液壓系統(tǒng)原理圖 17 3.3 確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 18 3.4 液壓元件的選擇與專用件設(shè)計 22 3.5 液壓系統(tǒng)的性能驗算 25 3.6 液壓系統(tǒng)沖擊壓力 29 4動臂液壓缸的設(shè)計 30 4.1 液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 30 4.2 液壓缸的連接計算 31 4.3 活塞桿活塞桿強度及穩(wěn)定性驗算 32 總結(jié) 35 4.4 獻 36 緒論 裝載機是一種常用的鏟土運輸機械，廣泛應(yīng)用于公路、鐵路、建筑、水電、 港口、礦山及國防工程中。具對加快工程建設(shè)速度，減輕勞動強度，提高工程質(zhì) 量，降低工程成本等都發(fā)揮著重要的作用。因此，近年來

5、，裝載機在國內(nèi)外均得 到了迅猛的發(fā)展，已成為工程機械的主導(dǎo)產(chǎn)品之一。 一臺裝載機的設(shè)計是否成功，首先是從能否滿足使用要求，好造、好用、好 修，具備較高的作業(yè)生產(chǎn)率和較低的使用成本來衡量的。這體現(xiàn)在設(shè)計工作中， 就是應(yīng)當(dāng)使裝載機具有較完善的技術(shù)經(jīng)濟性能與指標以及先進的部件結(jié)構(gòu)方案。 常見的單斗裝載機一般有以下特點來分類。 (1)按行走裝置不同分類：輪胎式和履帶式。國產(chǎn)履帶式裝載機多是在推土 機基礎(chǔ)上形成及國內(nèi)外使用和生產(chǎn)的絕大多數(shù)是輪胎式裝載機， 這兩類裝載機除 行走裝置不同外，其它系統(tǒng)和構(gòu)造大體相似。 (2)按使用場合不同分類：露天用裝載機和井下用裝載機(鏟運機) 。國內(nèi) 外生產(chǎn)和

6、使用的裝載機絕大多數(shù)是露天輪式裝載機。鏟運機的結(jié)構(gòu)相對來說是比 較簡單的。 (3)按傳動形式不同分類：機械傳動式，液力機械傳動式，液壓傳動式和電 傳動式。機械傳動式在國內(nèi)僅用于 0.5m3以下的裝載機，它一般直接采用汽車或 拖拉機的傳動裝置，即離合器和變速器。 由于液力傳動機械取消了機械傳動中的離合器而換用液力變矩器， 取消了人 力換擋變速箱而換用了動力換檔變速箱， 是發(fā)動機在不停車的情況下?lián)Q擋，操作 輕便，工作可靠性高，因此液力機械傳動式是輪式裝載機的主要傳動形式。 液壓傳動使用柴油機帶動液壓泵產(chǎn)生高壓油，并通過控制系統(tǒng)和油管帶動液 壓馬達使車輪傳動。它能夠簡化傳動系統(tǒng)，使整機質(zhì)量減

7、輕，但由于啟動性差， 液壓件價格昂貴，壽命也比較低，因此目前僅用于小型裝載機上。 電傳動是由柴油機驅(qū)動交流發(fā)電機，以此來驅(qū)動裝在車輪上的直流電動機， 然后通過輪邊減速器帶動車輪轉(zhuǎn)動，這樣可以實現(xiàn)無級調(diào)速。這種傳動檢查方便， 維修簡單，工作可靠。缺點是電機設(shè)備質(zhì)量大，費用高，目前只在大型裝載機上 使用。 (4)按裝載方式不同分類：前卸式，后卸式，側(cè)卸式和回轉(zhuǎn)式。 (5)按轉(zhuǎn)向 方式不同分類：整體式和較接式。 履帶式裝載機總體參數(shù)的確定 1.1. 履帶式液壓裝載機的組成 液壓裝載機機主要由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、工作裝置、行走裝置和電氣控制等 部分組成。液壓系統(tǒng)由液壓泵、控制閥、液壓缸、液壓

8、馬達、管路、油箱等組成。 電氣控制系統(tǒng)包括監(jiān)控盤、發(fā)動機控制系統(tǒng)、泵控制系統(tǒng)、各類傳感器、電磁閥 等，如圖。 圖2 瓶帶式裝載機結(jié)構(gòu)圖 1 行走機構(gòu)2愛動捫3動智4爭斗5轉(zhuǎn).油 &動1T油缸 7駕城!T氏渴油箱 1.2. 設(shè)計依據(jù) 1.2.1. 履帶式行走裝置的主要特點 (1)牽引力大(通常每條履帶的牽引力達機重的 35-40%),接地比小(一般為 4-15N/cm2),轉(zhuǎn)彎半徑小，機動靈活； (2)采用液壓傳動，能實現(xiàn)無極調(diào)速； (3)每條履帶各自有驅(qū)動的液壓馬達及減速裝置。 1.2.2. 設(shè)計參數(shù) (1)機重 18t (2)總牽引力 10KN (3)最大行

9、走速度 2.2Km/h (4)驅(qū)動輪節(jié)圓直徑 323mm (5)減速器傳動比 4 (6)動臂提升時間選 8s (7)動臂不降時間選 6s (8)鏟斗前傾時間選 3s 裝載機的外形尺寸，可以根據(jù)舉升高度、卸載跑離、輪距、軸距、算出整機的長、 寬、高。 外形尺寸 名稱 幾何尺寸 車長 7080mm 總寬度 2940mm 車局 3370mm 軸距 2760mm 輪距 2200mm 最小離地間隙 300mm 最大卸載高度 3050mm 1.3. 傳動方式 考慮到裝載機一般在野外作業(yè)，工作載荷變化大，作業(yè)環(huán)境惡劣，技術(shù)保養(yǎng) 條件差；因此本

10、設(shè)計采用了履帶式行走裝置。 確定的行走裝置的動力路線為：柴油機一液壓泵一控制閥一液壓馬達一制動 器一減速器一驅(qū)動輪一履帶 1.4. 主要參數(shù)確定 1.4.1. 機體主要線性尺寸 在本次設(shè)計中按照標注選定法、理論分析計算法等方法得出的參數(shù)值不可能 都是完全切合的。通常在設(shè)計開始時一些參數(shù)還不能利用以上方法完全確定， 因 此在本設(shè)計中有的參數(shù)采用了經(jīng)驗公式法進行計算。 (1)履帶帶長L1 L1 = K a G1/ 3=1.25 (18 109) 1/ 3=3276mm 式中：K a為尺寸系數(shù)(1.25 ~ 1.5),本設(shè)計取 Ka =1.25; 考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在

11、此基礎(chǔ)上增大 10%;故Li取為3604mm。 (2)驅(qū)動輪與導(dǎo)向輪軸向中心距l(xiāng)i li= K i G1/ 3 =1.1*(18*10 9)1/3=2880mm 式中：Ki為尺寸系數(shù)(1.0 ~ 1.2)。 考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎(chǔ)上增大 10%;故11取為3281mm。 (3)軌距B B= k b G1/ 3=0.8*(18*10 9)1/3=2100mm 式中：K b為尺寸系數(shù)(0.75 ~ 0.85)。 考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎(chǔ)上增大 10%;故B取為2400mm (4)履帶高度H H= KTG1/ 3 =0.32*(18*10 9)1/3

12、=840mm 式中：Kt為尺寸系數(shù)(0.3 ~ 0.35)。 為了整體的整體布局，考慮將其擴大17%左右，計算得H=980mm。 (5)履帶板寬b 由經(jīng)驗數(shù)據(jù)得：b的值可在600 ~ 800mm問取值，根據(jù)標準手冊查取b =600mm。 (6)底盤總寬C C =B +b =2400+600=3000mm (7)履帶接地長度L接 L 接=11 + 0.35D= 11 + 0.35( L1 - l1)=3394mm 式中：D為驅(qū)動輪直徑，約為L1 - 11o (8)后端支重輪到驅(qū)動輪間距C3 C3 = K C1 lt=2.6 84=218mm 式中：KC1為尺寸系數(shù)(2.4

13、 ~ 2.6); 1t為履帶節(jié)距，根據(jù)標準查取1t =84mm。 (9)前端支重輪到導(dǎo)向輪間距 C1 C1 = K c 2 1t =3 84 =252mm 式中：K c 2為尺寸系數(shù)(2.4 ~ 3)。 (10)兩端支重輪間距l(xiāng)o lo = 11- C1 - C3=3281-252-218=2811mm (11)轉(zhuǎn)臺離地高hi hi = Ko G1/ 3 =1048mm 式中：K o為尺寸系數(shù)(0.37 ~ 0.42)。 為了整體的整體布局，考慮將其擴大 3%左右，計算得h1=1080mm。 (12)相鄰兩支重輪間距t1 t1 =(1 ~ 2) lt =2*84=168

14、mm 機體主要線性尺寸如下表： 機體主要線性尺寸 項目 履帶長 度L1 軌距B 輪距 11 履帶總 高H 轉(zhuǎn)臺底 部離地 高h1 懸架底 離地高 h2 履帶板 寬b 結(jié)果 3604 2400 3281 980 1080 495 600 1.4.2. 驅(qū)動輪參數(shù) (1)主要參數(shù)的確定 A、節(jié)距：驅(qū)動輪節(jié)距應(yīng)與履帶節(jié)距相等，lt 84 mm。 B、齒數(shù)：增加驅(qū)動輪齒數(shù)Z,能使履帶速度均勻性改善，摩擦損失減少，但會 導(dǎo)致驅(qū)動輪直徑增大，引起機重和整機高度的增加。驅(qū)動輪齒數(shù)一般為奇數(shù)，使 得嚙合過程中每個齒都能和節(jié)銷嚙合。其齒數(shù)通常取 2

15、3 ~ 27,本設(shè)計中取 Z =23。 C、驅(qū)動輪直徑的確定：323mm。 1.4.3. 功率及其他參數(shù)計算與確定 (1)發(fā)動機功率N ,根據(jù)經(jīng)驗公式估算： N 17.7 92.7Q 17.2 92.7 0.7 82.09Kw式中：Q為斗容量 0.7m3。 考慮到柴油機的功率必須充分滿足主機工作過程的動力要求， 取發(fā)動機功率為90 千瓦，在設(shè)計允許范圍內(nèi)。 (2)液壓功率P,根據(jù)經(jīng)驗公式估算： P=(0.75 ~ 0.88) N=0.75 90=67.5Kw式中：N為發(fā)動機功率。 (3)最大轉(zhuǎn)彎力矩Mw Mw Kw G4/3 =0.3*0.6*18 4/3=8.49噸米

16、 式中：Kw為轉(zhuǎn)彎系數(shù)(取0.3); 為摩擦系數(shù)(不良路面取0.6)。 (4)平均接地比壓Pc Pc=K pc3 G =0.25*18 0.655 Kg/ cm2式中：Kpc為接地比系數(shù)(取為 0.21 ~ 0.28) 1.5. 行走裝置的牽引力 牽引力是液壓裝載機行走裝置設(shè)計計算的主要內(nèi)容之一， 但本設(shè)計確定總牽 引力為10KN對行走裝置來說實際上是在已定的功率條件下驗算裝載機的行走速 度、爬坡能力和轉(zhuǎn)彎能力。 1.6. 液壓馬達主要參數(shù)計算確定 (1)液壓馬達輸出轉(zhuǎn)速no n i v/兀 D =4 0.61/3.14 0.323 =2.4r / s (2)液壓馬達的最大負

17、載力矩Mm Mm= kFD?/ni=21N.M (3)馬達理論排量q q= M m/(pm/m) 式中：Pm -馬達有效工作壓力； m-馬達機械效率，本次設(shè)計中采用柱塞式馬達，其效率m取值為(09— 0.95)。 馬達有效工作壓力Pm可由下式確定：pm= ph-p 式中：ph-為回油背壓，取值范圍為 0.5 ~ 1MPa ; p j為壓力損失，參考同類型7壓挖掘經(jīng)驗數(shù)據(jù)取值 3 ~ 4MPa ; pb-為液壓泵的出口壓力，15噸以上的中型機械普遍采用中高壓壓力： 25MPa pb 32MPa ,本次設(shè)計中取pb = 25MPa 。 計算得：pm=25-4-1=20 MPa

18、 將已知數(shù)據(jù)代入式(3.55) : q=705/ (20*0.9) =39.17ml/r 所以每分鐘排量q1計算如下： q1=q nm =39.17 1563.43 = 61.23_/min 1.7. 緩沖張緊裝置設(shè)計要求與計算 緩沖張緊裝置設(shè)計要求應(yīng)包括以下幾個方面： (1)緩沖彈簧應(yīng)有必要的預(yù)緊力，防止車輛正常行駛時因履帶跳動而使張緊裝 置后移。 (2)緩沖彈簧應(yīng)有必要的彈性行程，防止行走機構(gòu)遇障而張緊零件過載。 (3)張緊裝置要有一定的調(diào)節(jié)行程，方便因履帶過松時取下一塊履帶板后，張 緊裝置仍然可以調(diào)節(jié)履帶板的松緊度。 (4)當(dāng)張緊輪和緩沖彈簧之間裝變杠桿比機構(gòu)時，

19、張緊輪上的附加載荷不能增 加過大。 1.7.1 張緊彈簧的設(shè)計 履帶張緊裝置緩沖彈簧的作用是：保證適當(dāng)?shù)穆膸埦o力；當(dāng)導(dǎo)向輪受到前 方的沖擊載荷時，緩沖彈簧回縮以吸收振動防止履帶和驅(qū)動輪損壞。因此在對張 緊裝置緩沖彈簧進行設(shè)計時，必須考慮到兩個重要問題是彈簧的預(yù)載和緩沖量。 (1)履帶的張緊度h h = (0.03 ~ 0.06) L =0.045 3281 =147.6mm式中：L為張緊輪與驅(qū)動 輪問。 (2)靜態(tài)張緊力Te Te = (0.25 ~ 0.30) G =0.3*18 =5.4t (3)緩沖裝置的預(yù)緊力 Ph 1和最大彈性行程時的張力PH2 張緊裝置最小工作載荷

20、F1為：F1 = Te =5.4t 張緊裝置最大工作載荷F2為：F2 = (0.6 ~ 0.9) G=0.6 18 =10.8t 張緊裝置極限工作載荷F3為：F3 =(1.2 ~ 2) G =1.2 18=21.6t 取最大行程時的張力Ph 2 =F2 =10.8t,取預(yù)緊力Ph i = F 1=5.4t 1.8. 四輪一帶及其他部件選型 1.8.1 四輪一帶選型 履帶與其所繞過的驅(qū)動輪、導(dǎo)向輪、支重輪及拖鏈輪組成“四輪一帶”， 是 履帶式行走裝置的重要零部件，它直接關(guān)系到挖掘機的工作性能和行走性能。這 部分的重量相當(dāng)大，約占整機的1/4 ,制造成本高，約占整機的1/4.因此，合

21、理設(shè)計“四輪一帶”具有重要的意義。 履帶的選取 履帶將挖掘機的重力及工作和行走時的載荷傳給地面。其形狀和構(gòu)造必須考 慮到機械的穩(wěn)定性和適應(yīng)于各種工況的工作， 行走時，還要保證發(fā)出足夠的牽引 力。履帶的結(jié)構(gòu)有整體式和組合式兩種。 (1)整體式履帶 整體式履帶是在履帶板上帶嚙合齒， 直接與驅(qū)動輪嚙合，履帶板本身成為支 重輪等輪子的滾動軌道。履帶板用銷軸連接，銷子浮置于銷孔中并有0.5 ~ 1.5mm 的空隙，這種履帶一般在大型挖掘機上應(yīng)用較多。這種履帶的優(yōu)點是制造方便， 拆裝容易。缺點是泥沙等污物易進入銷孔中，使零件磨損加快，影響使用壽命。 (2)組合式履帶 組合式履帶由軌鏈節(jié)、履帶板

22、、銷子和襯套等組成(圖 5.1 ) o軌鏈節(jié)和 履帶板用螺栓連接。履帶銷子和襯套的配合為 0.15 ~ 0.45mm過盈緊配合，裝配 時要在40t以上的壓床上進行。為了裝拆方便，可將其中的一節(jié)制成較松的配合。 組合式履帶的優(yōu)點是：銷子和襯套的密封較好，泥沙等污物不容易進入，由 于銷子和襯套的硬度要求較高，連接處較耐磨，因而使用壽命也較高；履帶節(jié)距 小，繞轉(zhuǎn)性好，不會因履帶板損壞、襯套開裂或連接螺栓剪斷而中止行走。止匕外， 組合式履帶零部件通用化程度高，易損件容易購置，所以維修、更換方便，制造 成本低。缺點是連接螺栓易折斷，拆裝比較困難。 本設(shè)計中采用組合式履帶，根據(jù)用途確定結(jié)構(gòu)型式為三筋式

23、。根據(jù)標準選取 規(guī)格系列為LD84勺履帶，其名義節(jié)距為84mm履帶板寬600mm經(jīng)計算選取履帶 板節(jié)數(shù)為90節(jié)。 選取結(jié)果：履帶 LD84 600— 90 H帶板 履帶?旌 右鍵教節(jié) 左域軌節(jié) 「■索?南鞘 / * /餐蕈鋪套 / / 驅(qū)動輪設(shè)計 發(fā)動機的動力通過驅(qū)動輪傳給履帶，因此對驅(qū)動輪的要求應(yīng)是與履帶嚙合正 確傳動平穩(wěn)，并且當(dāng)履帶因銷套磨損而伸長后仍能很好嚙合。 導(dǎo)向輪的選型 導(dǎo)向輪用于引導(dǎo)履帶正確繞轉(zhuǎn)，可以防止跑偏或越軌。大部分液壓裝載機的 導(dǎo)向輪同時起到支重輪的作用，這樣可增加履帶對地面的接觸面積，減小比壓。 導(dǎo)向輪采用油塞灌油潤滑，材料通常用40、

24、45號鋼或35Mn$鋼，熱處理采用 表面淬火，淬硬層深度為4 ~ 6mm硬度硬達HRC50 ~ 55張緊輪軸可選用50Mr 40Cr等材料，表面淬火，淬硬層》2mm硬度HRC>55許用彎曲應(yīng)力 u =220~300MPa10。 為了使導(dǎo)向輪發(fā)揮作用和延長使用壽命，制造時規(guī)定輪緣工作表面對配合孔 的跳動不得超過3mm安裝時應(yīng)正確對中。 根據(jù)《中華人民共和國機械工業(yè)部標準一履帶式推土機引導(dǎo)輪 JB3262- 83 選取與84型履帶相配的導(dǎo)向輪。 經(jīng)選擇，導(dǎo)向輪體的型號為：84節(jié)距導(dǎo)向輪體550*160mmJB 3262 (2) —83。 其最大外圓直徑為D1=606mm導(dǎo)向輪的中間擋肩環(huán)

25、寬度為 bi=80mm高度為 28mm張緊輪軸的基本尺寸為 60mm 支重輪選型 支重輪將裝載機的重量傳給履帶，并在履帶上滾動，它還用來夾持履帶，不 使履帶橫向滑脫，并在裝載機轉(zhuǎn)向時迫使履帶在地面上滑移。 支重輪工作環(huán)境十 分惡劣，常在泥水、沙土中工作，承受強烈的沖擊。因此，要求支重輪應(yīng)保持良 好的潤滑狀態(tài)，減少磨擦件的磨損，提高使用壽命，保證密封裝置的密封效果。 支重輪的布置原則：支重輪在導(dǎo)向輪和驅(qū)動輪之間的布置應(yīng)有利于增大履帶 接地長度，因此最前一個支重輪應(yīng)盡量靠近導(dǎo)向輪， 最后一個支重輪應(yīng)盡量靠近 驅(qū)動輪。為了不和它們的運動發(fā)生干涉，支重輪的位置應(yīng)保證當(dāng)導(dǎo)向輪在緩沖彈 簧到達最大變

26、形時相互不發(fā)生干涉，后支重輪輪緣外徑與驅(qū)動輪齒頂圓之間應(yīng)該 保留一定的間隙，以保證當(dāng)懸架彈簧最大變形時不發(fā)生干涉， 此間隙一般不小于 20mm各支重輪間距均布。從這些條件出發(fā)，本設(shè)計每條履帶布置了 8個支重 輪。支重輪間距t i和履帶節(jié)距一般應(yīng)滿足： lt < ti <2 lt 所以取支重輪間距ti : ti=1.9lt =1.9*84 =159.6mm取 ti=160mm,滿足要求。 本設(shè)計采用直軸式支重輪，采用浮動油封，雙金屬套滑動軸承。支重輪體材 料一般為35Mn或50M"加工后熱處理采用滾動面火焰淬火或整體加熱噴水淬火， 硬度 HRC48 ~ 57。 根據(jù)標準選擇支重輪的

27、型號和規(guī)格系列為：支重輪 WZ84.296.95。 其機構(gòu)如圖 拖鏈輪選型 拖鏈輪的作用是托住履帶上方區(qū)域， 減少上方履帶的跳動和下垂量，并防止 履帶從側(cè)向滑脫。拖鏈輪軸固定在臺車架縱梁上，受力較小，構(gòu)造簡單，一般為 懸臂結(jié)構(gòu)。本機每邊布置了兩個拖鏈輪。 拖鏈輪的位置應(yīng)有利于履帶脫離驅(qū)動鏈輪的嚙合，并平穩(wěn)而順利地滑過拖鏈 輪和保持履帶的張緊狀態(tài)。當(dāng)采用兩個拖鏈輪時，兩拖鏈輪之間的距離通常約取 0.4倍輪距，兩輪分別到驅(qū)動輪和導(dǎo)向輪的距離大致相同。其輪緣上平面高度ht、 拖鏈輪外徑Dt和驅(qū)動輪節(jié)圓直徑Dk應(yīng)滿足關(guān)系式： ht +0.5 Dt 0.5 Dk (5.3) 拖鏈輪的材

28、料可以采用灰鑄鐵或ZG50Mn^造。拖鏈輪表面淬火，淬層深度 不小于4mm硬度HRC 53。拖鏈輪軸采用50Mri岡，調(diào)質(zhì)硬度為HB255~285 根據(jù)標準，選擇拖鏈輪的型號和規(guī)格系列為：拖鏈輪 WT84.150.42 GB-10679。 1.8.2 懸架選型與制動器選型 懸架選型 在工程機械中，連接機體與行走機構(gòu)的元件稱為懸架。懸架型式有剛性懸架、 半剛性懸架和彈性懸架三種： (1)采用剛性懸架的機械，機體與行走機構(gòu)之間只有平衡梁，沒有彈性元 件，機體與行走機構(gòu)之間為剛性連接，機體重量和地面沖擊經(jīng)過剛性懸架互相傳 遞。剛性懸架的結(jié)構(gòu)簡單，適合行走速度低的車輛。 (2)采用半剛性

29、懸架的機械為機體后部與行走機構(gòu)剛性連接，機體前部與 行走機構(gòu)彈性連接，機體重量通過前部的彈性連接和后部的剛性連接傳遞給行走 機構(gòu)，大部分履帶式裝載機采用半剛性懸架。 (3)采用彈性懸架的機械，機體與行走機構(gòu)之間完全借助于彈性元件連接， 機體重量全部通過彈性元件傳遞給行走機構(gòu)。 彈性懸架的減振、緩和路面沖擊的 能力強。 由于履帶式液壓裝載機的行走速度較低，通常低于 10km/h。故本設(shè)計采用 剛性懸架。 制動器選型 制動器用于工程機械行駛時降速或停車， 用于下坡運行時控制車速，不使車 速越來越快，以及用于坡道停車或車場停車。 工程機械運行和作業(yè)的安全性，取決于轉(zhuǎn)向系和制動系的工作情

30、況。良好的 轉(zhuǎn)向系和制動系可以提高履帶式裝載機的運行速度和生產(chǎn)率。 制動器的型式諸多，本設(shè)計采用摩擦式多片制動器。現(xiàn)在“四輪一帶”及其 他部件選型設(shè)計結(jié)果列下表： 四輪一帶”及其他部件選型設(shè)計結(jié)果 名稱 規(guī)格與類型 履帶 LD 84 600—90 GB 10677 驅(qū)動輪 自行設(shè)計 導(dǎo)3 84節(jié)距導(dǎo)向輪體550 160mm JB 3262 (2) —83 WZ84.295.95 GB-10679 拖鏈輪 WT84.150.42 GB-10679 懸架 剛性懸架 制動器 摩擦式多片制動器 2液壓系統(tǒng)的初步介紹 2.1 液壓系統(tǒng)的

31、工作原理 液壓系統(tǒng)是由各種液壓元件(包括液壓泵、液壓閥、執(zhí)行元件及輔助元件等) 按一定需要合理組合而成。它的工作原理是：液壓泵由電動機帶動旋轉(zhuǎn)后，從油 箱中吸油。油液經(jīng)濾油器進入液壓泵，當(dāng)它從泵中輸出進入壓力管后，通過開停 閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸一腔，推動活塞和上作臺運動。這時，液壓缸另 一腔的油經(jīng)換向閥和回油管排回油箱。由此可知 ： (1)液壓傳動是以液體作為上作介質(zhì)來傳遞能量的； (2)液壓傳動用液體的壓力能來傳遞動力，它與利用液體動能的液力傳動是 不相同的； (3)液壓傳動中的上作介質(zhì)在受控制、受調(diào)節(jié)的狀態(tài)下進行上作的，因此液 壓傳動和液壓控制常常難以截然分開。 2.2

32、液壓系統(tǒng)的組成部分 液壓傳動主要山以下四部分組成： (1)能源裝置一一把機械能轉(zhuǎn)換成油液液壓能的裝置，最常見的形式就是壓 泵它給液壓系統(tǒng)提供壓力油； (2)執(zhí)行裝置一一把油液的液壓能轉(zhuǎn)換成機械能的裝置，它可以是作直線運 動的液壓缸，也可以是作回轉(zhuǎn)運動的液壓馬達； (3)控制調(diào)節(jié)裝置一一對系統(tǒng)中油液壓力、流量或方向進行控制或調(diào)節(jié)的裝 置，例如溢流閥、節(jié)流閥、換向閥、開停閥等。這些元件的不同組合形成了不同 功能的液壓系統(tǒng)； (4)輔助裝置一一上述三部分以外的其它裝置， 例如油箱、濾油器、油管等， 他們對保證系統(tǒng)正常上作也有重要作用。 2.3 技術(shù)要求 液壓工作系統(tǒng)首先要滿足使用要求，

33、好造、好用、好修、具有較高的作業(yè)生 產(chǎn)率和較低的使用成本來衡量的。由于液力機械傳動系統(tǒng)具有質(zhì)量小、 適應(yīng)作業(yè) 要求的性能好、操作方便等優(yōu)點。在設(shè)計中要在滿足工作要求的條件下盡可能使 用標準件，以使成本更低更利于維修。選擇適當(dāng)?shù)膲毫土髁窟M行參數(shù)設(shè)計。采 用管式聯(lián)接，結(jié)構(gòu)緊湊，體積小而且要以壓力損失小，震動和噪音小為目的。 步驟如下： 設(shè)計新的液壓系統(tǒng)，首先要仔細查明機器對液壓系統(tǒng)究竟有哪些 要求，要與用戶或主機廠共同討論，力求定量地掌握這些技術(shù)要求，作為設(shè)計的 出發(fā)點和依據(jù)。需要掌握的技術(shù)要求可能有： 1 .機器的特性 （1） 用途及工作目的。 （2）功能、性能及負載特性 負載種類（

34、恒定負載、變化負載及沖擊負載）及 大??；運動方式（直線運動、旋轉(zhuǎn)運動、擺動）及運動量（位移、速度、加速度）， 慣性力，摩擦力（靜摩擦、動摩擦、粘性摩擦），動作特性、動作時間，精度（定 位精度、跟蹤精度、同步精度）o （3）結(jié)構(gòu) 機構(gòu)、與被驅(qū)動部分的連接條件、安裝上的限制條件等。 （4） 驅(qū)動方式 原動機的種類（電動機、內(nèi)燃機等）、容量（功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩）、 穩(wěn)定性。 （5）控制方式 操作方式（手動、自動）、信號處理方式（繼電器、邏輯電路、 可編程控制器、微計算機）。 （6）循環(huán)時間系統(tǒng)中各種執(zhí)行器的動作順序、動作時間的相互關(guān)系。 2 .使用條件 （1） 工作時間。 （2） 設(shè)置場

35、所（室內(nèi)、室外）。 ? （3） 設(shè)置環(huán)境 環(huán)境溫度、濕度（高溫、寒帶、熱帶），粉塵種類和濃度（防護、 凈化等），腐蝕性氣體（所用元件的結(jié)構(gòu)、材質(zhì)、表面處理、涂覆等），易爆氣體（防 爆措施），機械振動（機械強度、耐振結(jié)構(gòu)），噪聲限制（降低噪聲措施）。 （4） 維護條件維護程度與周期，維護人員的技術(shù)水平；維護空間、作業(yè)性、 互換性。 3 .適用標準、法規(guī) 4 .安全性、可靠性 （1）用戶在安全性方面有無特殊要求。 （2）明確保用期、保用條件。 5 .經(jīng)濟性 不能只考慮投資費用，還要考慮能源消耗、維護保養(yǎng)等運行費用 液壓系統(tǒng)設(shè)計 3.1 制定液壓系統(tǒng)方案 3.1.1 油路循環(huán)方

36、式的分析與選擇 油路的循環(huán)方式分為開式和閉式兩種。開式回路散熱較方便，但油箱占空間 較大；抗污染性較差，采用壓力油箱和慮油器改善；用平衡閥進行能耗限速，用 制動法進行能耗制動，引起油液發(fā)熱；對泵的自吸性要求較高。閉式回路較復(fù)雜， 須用輔助泵換油冷卻；抗污染性較好但油液過濾要求高；液壓泵由電動機拖動時， 限速及制動過程中拖動電機能向電網(wǎng)輸電，回收部分能量，在生限速及在生制動； 對主泵的自吸性無要求。 通過對比，本系統(tǒng)采用開式回路。 3.1.2 確定液壓執(zhí)行元件的形式 液壓執(zhí)行元件大體分為液壓缸或液壓馬達。前者實現(xiàn)直線運動，后者完成回 轉(zhuǎn)運動。 本機動作機構(gòu)均為單純的直線往復(fù)運動。各直線

37、運動機構(gòu)均為單活塞桿雙作 用液壓缸直接驅(qū)動。 3.1.3 各機構(gòu)液壓回路的確定 (1)轉(zhuǎn)斗動作回路確定 本機構(gòu)動作主要通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所要求的動作要求，鏟斗的前 傾與收起。要求工作可靠，操縱輕便，且要求能夠自動限位。換向閥的右位、左 位、中位分別實現(xiàn)鏟斗的收起、前傾和鎖緊。 轉(zhuǎn)斗油缸的小油腔回路中應(yīng)設(shè)有雙作用安全閥。 在動臂升降過程中，磚斗的 連桿機構(gòu)由于動作不協(xié)調(diào)而受到某種程度的干涉， 即在提升動臂時轉(zhuǎn)斗液壓缸的 活塞桿有被拉出的趨勢，而在動臂下降時活塞桿又被強制頂回。此時換向閥中位， 油路不通。為了防止液壓缸過載或真空，雙作用液壓缸能起到緩補油優(yōu)作用。 當(dāng) 產(chǎn)生真空時，可

38、由單向閥從油缸中吸油。其原理圖如下圖 3-1-1。 圖3-1-1轉(zhuǎn)斗動作回路 (2)動臂動作液壓回路確定 本機構(gòu)要求通過換向閥的控制，實現(xiàn)動臂油缸的提升、中立、下降、浮動四 個工作位置。 換向閥處于中位時，動臂液壓缸處于浮動狀態(tài)，以便在堅硬的地面上鏟取物 料或進行鏟推作業(yè)。此時動臂隨地面狀態(tài)自由浮動，提高作業(yè)效能。動臂要求具 有較快的升降速度和良好的低速微調(diào)性能。 液壓缸的進油由雙聯(lián)泵供油，流量最 大可達320L/min。動臂處于升和降狀態(tài)時可控制換向閥閥口開度的大小實現(xiàn)節(jié) 流調(diào)速。 圖3-1-2動臂動作液壓回路 (3)轉(zhuǎn)向液壓回路的確定 裝載機作業(yè)周期短，動作要靈活

39、，這一特點決定轉(zhuǎn)向機構(gòu)要求靈敏。 裝載機 要求有穩(wěn)定的轉(zhuǎn)向速度，也就是要求進入轉(zhuǎn)向液壓缸的油液流量恒定， 轉(zhuǎn)向液壓 缸的油液主要來自轉(zhuǎn)向泵，當(dāng)發(fā)動機受其他負載影響轉(zhuǎn)速下降時， 就會影響轉(zhuǎn)速 的穩(wěn)定性。這是需要加輔助泵，通過流量轉(zhuǎn)換閥補入轉(zhuǎn)向泵所減少的流量， 以保 證轉(zhuǎn)向油路的流量穩(wěn)定。 圖3-1-3轉(zhuǎn)向機構(gòu)液壓回路 3.2 繪制液壓系統(tǒng)原理圖 擬定液壓系統(tǒng)圖是整個液壓系統(tǒng)設(shè)計中重要的一步，它從作用原理上和結(jié)構(gòu) 組成上具體體現(xiàn)設(shè)計任務(wù)中提出的各項要求。擬定液壓系統(tǒng)圖包括兩項內(nèi)容：通 過分析對比選出合理的液壓回路；把選出的液壓回路組合成液壓系統(tǒng)。 由于有多種方案，本方案是在歸納、整

40、理，增加一些必要的元件和輔助油路 后，并參考了國內(nèi)外同類系統(tǒng)的成熟精練。根據(jù)以上分析，按以下幾點要求 ： (1)盡可能歸并作用相同或相近的液壓元件，力求使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，盡可 能采用標準元件。 (2)保證系統(tǒng)上作循環(huán)中每個動作都安全可靠、無相互干擾。特別要注意 系統(tǒng)中壓力控制元件的調(diào)節(jié)壓力之間的關(guān)系。 (3)盡可能提高系統(tǒng)的效率，防止系統(tǒng)過熱。 (4)盡可能使系統(tǒng)經(jīng)濟合理，便于維修 為此，擬定了系統(tǒng)原理圖如圖3-2 圖3-2液壓系統(tǒng)原理圖 3.3 確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量， 他們是設(shè)計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的 主要依據(jù)。壓力決定于外負

41、載。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結(jié)構(gòu)尺寸。 圖3-3表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。 圖3-3液壓系統(tǒng)計算簡圖 3.3.1 液壓缸載荷組成 22 作往復(fù)直線運動的液壓缸上的總負載由工作負載、 導(dǎo)軌摩擦負載、慣性負載、 重力負載、密封阻力、背壓阻力六部分組成。 (1)工作載荷Fg 常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、 切削力、及壓力等，這些作用力 的方向與與活塞運動方向相同為負，相反為正。 (2)導(dǎo)軌摩擦負載Ff 對于水平導(dǎo)軌 F G Fn G-―運動部件所受的重力，N; Fn——外載荷作用于導(dǎo)軌上的正壓力，N; N ——

42、摩+S系數(shù),對于鑄鐵導(dǎo)軌N =0.1?0.2 ,滾動導(dǎo)軌,N =0.005?0.01 (3)慣性載荷巳F 上二 g Vt 式中 g 重力加速度，m/s； g=9.81。 A v 速度變化量， m/s ; At——啟動或制動時間，s0 一般At =0.1?0.5s ,對于輕載低速運動部 件取小值，對于高速重載部件一般取大值。行走機械一般取 Av/ At =0.5?1.5s 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外負載 Fw 啟動加速時 Fw Fg Ff F 穩(wěn)態(tài)運動時 FW Fg Ff 減速制動時 Fw Fg Ff F 工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 Fg=0o 除外

43、載荷Fn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 Fm, 由于各種液壓缸的密封材質(zhì)和密封形式不同，密封阻力難以精確計算，一般估算 為 Fm 1 m F 式中 “m--液壓缸白機械效率，一般取0.90?0.95。 由上式計算出動臂液壓缸的總推力 11000NJ,轉(zhuǎn)向液壓缸缸的推力為327M F為22340N,鏟斗液壓缸的總推力為 3.3.2 初選系統(tǒng)工作壓力 壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設(shè)備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空 問、經(jīng)濟條件及元件供應(yīng)情況等的限制。 在載荷一定的情況下，工作壓力低勢必 要執(zhí)行元件的尺寸，對于某些設(shè)備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗的經(jīng)濟性

44、角度也不經(jīng)濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封、制造 精度也要求很高，必然要提高設(shè)備成本。一般來說，對于固定尺寸不太受限制的 設(shè)備，壓力可以選低一些，行走機械重載設(shè)備壓力要選得高一些。具體參照表 3-3-1 和表 3-3-2 載荷104 N <0.5 0.51 -1 1 ?2 2?3 3?5 >5 工作壓力MPa <0.8 ? 1 1.5 - -2 2.5 ?3 3?4 4 5 >5?7 表3-3-1按載荷選擇工作壓力 門刨床 拉床 小 型程機 大中型挖掘機 機械類型 磨床 組合機 械 床

45、 工作壓力MPa 0.8 ?2 3 ?5 2?8 8?10 10 ?18 20 ?32 表3-3-2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 上表初步確定工作裝置液壓系統(tǒng)工作壓力為 16MPa轉(zhuǎn)向液壓控制系統(tǒng)工作壓力 為 13MPa 3.3.3 計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 Pi T 液壓缸的鋼筒內(nèi)徑、活塞桿直徑及有效面積是主要結(jié)構(gòu)參數(shù)。計算方法是: 先由最大負載和選取的設(shè)計壓力及估取的，液壓缸的的有關(guān)設(shè)計參數(shù)如圖 這里要確定的參數(shù)是液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿直徑。 PiAi F p2A2 (3-1) 式中 pi——進油腔壓力，Pa； Ai——進油腔有效面積，m2;

46、 F——液壓缸總負載，No F=F""m, “m為液壓缸的機械效率，一般取 ”市0.90?0.95; P2——回油腔壓力(背壓)，Pa； A 回油腔有效面積，m2; 背壓P2的值可根據(jù)系統(tǒng)的特點及調(diào)速性能要求初選一個參考值，待系統(tǒng)回 路確定后再作修正。 為了能夠利用上式進行設(shè)計，必須先選定背壓 出及活塞桿直徑d與液壓內(nèi) 徑D的比值，記為 dD (3-2) 其比值可按工作壓力選取參照表 3-3-1 。 系統(tǒng)類型 油路結(jié)構(gòu) 背壓/MPa 簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調(diào)速 0.2 ?0.5 中、低壓系統(tǒng) 系統(tǒng) 回油路帶調(diào)速閥的調(diào)速回路 0.5 ?0.8

47、 回油路帶背壓閥 0.5 ?1.5 采用帶補油泵的閉式回路 0.8 ?1.5 中高壓系統(tǒng) 同上 比中低壓系統(tǒng)局50%^ 100% 高壓系統(tǒng) 如鍛壓機械等 初算時可忽略/、及 3-3- 工作壓力MPa <5.0 5.0 ? 7.0 >7.0 d/D 0.5 ?0.55 0.62 ? 0.70 0.7 表3-3-4按工作壓力選取d/D 將公式(3-1)代入(3-2)可得液壓缸的內(nèi)徑為 單桿液壓缸 D= 4F (3-3) \ Pi P2 1 2 各個回路的背壓值均選為00 (1)確定轉(zhuǎn)斗油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑 由上式(3-3)可求

48、得D=125mm皎表3-3-4可選d/D=0.7此時，d=87.5mm圓整, d 取 88mm (2)確定動臂油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑 由式(3-3)可求動臂油缸內(nèi)徑 D2=165mm動臂油缸有速比要求取速比為 入=1.33, d J―Id (3-4)式中 入——速比。求出d=82mm 3)確定轉(zhuǎn)向油缸的內(nèi)徑及活塞桿直徑 由式(3-3)求轉(zhuǎn)向油缸內(nèi)徑為D3=100mm要求伸出縮回速度相，取d=0.71D, d=71mm 3.3.4 計算液壓缸所需流量 液壓缸工作時所需的流量 Q Av (3-4) 式中 A 液壓缸的有效作用面積，m2; V ——活塞與缸體的相對速度，m/s。

49、 1)轉(zhuǎn)斗油缸流量Q確定 轉(zhuǎn)斗油缸縮回速度為 vi=0.17m/s,可得，Q=tt (D2-d2)v/4=63.1L/min 。 2)動臂油缸流量Q確定 動臂油缸的伸出速度為 V2=0.0325m/s, Q=tt D2v/ 4=41.67L/min。 3)轉(zhuǎn)向油缸流量Q確定 轉(zhuǎn)向油缸的伸出速度為 V3=0.012m/s, Q=tt D2v/4=5.7L/min 。 3.3.5 計算液壓執(zhí)行元件的實際工作壓力 按照最后確定的液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸計算出液壓缸的實際工作壓力， 最終計算 出工作裝置液壓系統(tǒng)液壓缸的最大實際工作壓力為 14.2 MPa,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓缸 的實際工作壓力為1

50、1 MPa 3.4 液壓元件的選擇與專用件設(shè)計 3.4.1 液壓泵的選擇 (1)確定液壓泵的最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力與執(zhí)行機構(gòu)的性質(zhì)有關(guān)， 通常有兩種情況：一種是最 大工作壓力在執(zhí)行機構(gòu)終了時出現(xiàn)(如壓力機或夾緊油缸)第二種是最大工作壓 力在執(zhí)行機構(gòu)運動中出現(xiàn)(如組合機床)。對于第一種情況，液壓泵的最大工作 壓力就是執(zhí)行機構(gòu)所需的最大壓力。 對于第二種情況，液壓缸的最大工作壓力應(yīng) 是執(zhí)行機構(gòu)所需的最大壓力于進油路總壓力損失之和，即 Pp Pl p (3-5) 式中P p——液壓缸的最大工作壓力，Pa； P i——執(zhí)行元件所需的最大壓力，Pa； 2Ap——從液壓泵出

51、口到液壓缸或馬達之間總的管路損失， Pa。2Ap 的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。?管路簡單流速不大的，取 2 Ap= (0.2?0.5) MPa管路復(fù)雜進口油調(diào)速閥的， 取 2 Ap= (0.5 ?1.5) MPa 由上述計算可知，對于工作裝置液壓系統(tǒng)系統(tǒng)，液壓缸的最高壓力為 14.2MPa, A2pW0.8MPa對于轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，7壓缸的最高壓力為 11 MPa, A 2 p取1MPa 工作裝置液壓泵的工作壓力為15MPa 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓泵的工作壓力為12MPa 2)確定液壓泵的流量 多液壓缸同是工作時，液壓泵的輸出流量 Q應(yīng)為 Qp K

52、 Qmax (3-6) 式中 K——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 K=1.1?1.3; 的2 Qmax——同時動作的液壓缸的最大總流量。對于工作過程中節(jié)流調(diào)速 的系統(tǒng)，還應(yīng)加上溢流閥的最小溢流量，一般取 0.5 X 10-4 m/s。 對于工作裝置液壓系統(tǒng)系統(tǒng)，液壓缸的最大流量發(fā)生在最高點處的卸荷， 由 前面計算可得同時動作的液壓缸的最大流量為 63.1L/min。 K取 1.1 時，Qmin=70L/min。 對于轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向油缸的流量 5.7 L/min 。 K取 1.2 時，CU =7L/min 。 3)選擇如液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的pp和Qmax值，按系統(tǒng)擬定的液壓

53、泵形式，從手冊中選擇相應(yīng) 的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作 壓力大25%- 60% 工作裝置液壓系統(tǒng)選用CB-G2040/2050型雙聯(lián)齒輪泵。 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)選用CB-G205CS齒輪泵。 3.4.2 液壓閥的選擇 控制元件的類型和安裝方式，在擬定液壓原理圖時已經(jīng)確定，這里要做的是 根據(jù)閥所需要的最大工作壓力和流量來選擇標準閥類的規(guī)格。 通常所選閥的額定 壓力必須大于最大工作壓力，流量必須大于通過閥的實際最大流量， 同時要注意 以下幾點： 1)溢流閥或卸荷閥的額定流量不得小于泵的最大流量。 2)流量控制閥的額定流量除需大于調(diào)速范圍內(nèi)的最大流量外

54、，閥的最小穩(wěn) 定流量必須小于低速時要求的最小穩(wěn)定流量，即 qV min vmin A (3—7) 式中qvmin——閥的最小穩(wěn)定流量，L/min ; Vmin ——執(zhí)行元件白^最低速度，m/s； A—液壓缸工作腔的有效面積，m。。 由此，選出液壓閥型號如下(參照液壓系統(tǒng)圖)： 閥 7, 8——24 口※-B10 閥 10——YF-L20C; 閥 11——YF-L32H; 閥 12——YF-L10 H; 閥 13——34SX -L20H。 3.4.3 輔元件的選擇 (1)油管的選擇計算 油管類型的選擇：油管類型主要根據(jù)使用場合和系統(tǒng)的最大工作壓力來選擇。 一般選用原則

55、是中高壓系統(tǒng)；裝配不便的中低壓系統(tǒng)可用銅管，有相對運動部件 間的連接采用橡膠軟管。 內(nèi)徑計算：通過油管的流量和油管內(nèi)允許的流速來確定油管內(nèi)徑。 v 管內(nèi)允許流速，m/s,見表3-4-1 o 油液流經(jīng)的管道 推薦流速m/s 液壓泵吸油管道 0.5?1.5, 一般取1m/s以下 液壓系統(tǒng)壓油管道 3?6,壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5?2.6 表3-4-1允許流速推薦值 經(jīng)計算，有如下結(jié)果： 雙聯(lián)泵并聯(lián)后管道允許流速取4.5m/s ,經(jīng)計算內(nèi)徑取0.027m。 轉(zhuǎn)向油缸吸油口管道速度取1.0m/s,經(jīng)計算內(nèi)徑取0.04m。 轉(zhuǎn)向油缸排油口管道

56、速度取4.5m/s,經(jīng)計算內(nèi)徑取0.019m。 工作裝置液壓系統(tǒng)壓油管道速度取 3m/s,經(jīng)計算內(nèi)徑為0.034m。 工作裝置液壓系統(tǒng)回有管道速度取 2.5m/s,經(jīng)計算內(nèi)徑為0.058m。 2）油箱容量的計算 初始設(shè)計時，先按經(jīng)驗公式（3-9）確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后再按散熱 的要求進行校核。經(jīng)驗公式為： V Qv （3-9） 式中 Q——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積，m3; 經(jīng)驗系數(shù)，見表3-4-2 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓機械 冶金機械 a 1?2 2?4 5?7 6?12 10 表3-4-2經(jīng)驗系數(shù) 在確定油箱尺寸時，一

57、方面要滿足系統(tǒng)的供油要求，還要保證執(zhí)行元件全 部排油時，油不能溢出油箱，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于 最低限度。 工作裝置液壓系統(tǒng)雙聯(lián)泵的流量為 2X0. 16 m3=0.32 m3經(jīng)驗系數(shù)a =1。此 時算出油箱的有效容積為0.32 m3。 3.5 液壓系統(tǒng)的性能驗算 液壓系統(tǒng)初步設(shè)計時在某些估計參數(shù)情況下進行的，當(dāng)各回路形式、液壓 元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對所設(shè)計的系統(tǒng)進行各項性分析。 對一般液壓傳動系統(tǒng)來說主要是進一步確切地計算液壓回路各個段壓力損失、 容 積損失及系統(tǒng)效率，壓力沖擊和發(fā)熱升溫等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)的問題對某些不 合理的系統(tǒng)進行調(diào)整，

58、或采取其它的必要措施 3.5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失 A Pi過路的局部壓力損失 A P2和閥類元件的 局部損失A p3,總的壓力損失為： P Pi P2 P3 l v2 Pi P2 (3-10) (3-11) (3-12) 式中l(wèi) ——管道長度，mi l=5m d——管道內(nèi)徑，m； v——液流平均速度，m/s； P——液壓油密度，kg/m3。p =928 kg/m3；入一一沿程阻力系數(shù)； 己一一局部阻力系數(shù)。 選用20號機械油，正常運轉(zhuǎn)后油的運動黏度 v =2.7 X 10-5m2/s ,油的密度p =928 kg/m3,計算得沿程壓力損

59、失 Ap1=0.04MPa P3 Pn (3-13) 式中 Q——閥的額定流量，m7s ； Q 通過閥的實際流量，m3/s ; Apn——閥的額定壓力損失，Pa。 局部壓力損中，管路局部壓力損失 Ap2相對控制閥的局部壓力損失要小得 多，只計算通過閥的局部壓力損失。 根據(jù)選擇，經(jīng)計算，通過各閥的局部壓力損失之和 Ap3=1.5MPa 對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出A P比選泵時估計的管路損失 大得多時，應(yīng)該重新調(diào)整泵及及其他相關(guān)元件的規(guī)格尺寸參數(shù)。 系統(tǒng)的調(diào)整壓力 Pt P1 P (3-14) 式中Pt——液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力，1.5MP3

60、 因為額定壓力還有一定的壓力裕度所以泵的選擇是合適的。 3.5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 計算的目的是要使系統(tǒng)在正常溫度下達到熱平衡。正常溫度一般指 30? 65C,根據(jù)機器的不同，其上作溫度也有所不同，機床 30?50C,最高70 0 C, 上程、礦山機械50?80 C,最高85 C。 過熱會產(chǎn)生下列危害：(1)油變質(zhì)，形成膠狀沉淀；(2)使密封件變質(zhì)； (3)效率降低，嚴重時會影響到系統(tǒng)的正常工作。 發(fā)熱的原因一般為： (1)動力方面：電機本身的發(fā)熱； (2)泵效率低：泵的功率損失造成； (3)執(zhí)行元件：油馬達、油缸的容積漏油與機械損失造成； (4)管道沿程壓力損失，

61、只占整個發(fā)熱量的 0.03?0.05; (5)液壓元件：閥本身壓力損失，轉(zhuǎn)化為熱； (6)油箱大小，是散熱面不足； (7)冷卻器熱交換量不足； (8)環(huán)境介質(zhì)的溫度較高； (9)在液壓系統(tǒng)中混入了空氣。 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅(qū)動外載荷數(shù)出有效功率外， 其余功率損失全 部轉(zhuǎn)化為熱量，使油溫升高。 對于較復(fù)雜的系統(tǒng)，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 Rr Pr PC (3-15) 式中Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，Pc是輸出的有效功率。 pr - z RQk (3-16) Tt i 1 pi 1n 2 - FwiSi (3-17) Tt i 1 式中 Tt——工作

62、周期，s； z、n——分別為液壓泵、液壓缸的數(shù)量； Pi、Q、“pi ——分別為第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率； ti——第i臺泵的工作時間，ti =8s ; Fw、Si ——液壓缸外載荷及此載荷時的行程， N、s0 已知 z=2, n=3,計算出 Phr=10.4kWA 3.5.3 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)的主要散熱渠道是油箱表面，還有一小部分通過油管、液壓缸等散發(fā)。 一般僅計算油箱的散熱，假定全部熱量由油箱散發(fā) Rc KA T (3-18) 式中 K-―油箱的散熱系數(shù)，見表3-5-1 ; A——油箱的散熱面積，m2； AT——油溫與環(huán)境溫度之差，C。 當(dāng)系

63、統(tǒng)達到熱平衡時則有 Phc = Phr,油溫不再升高，此時，最大溫差 T 員 (3-18) KA Kw/m 通風(fēng)條件很差 8?9 通風(fēng)條件良好 15 ?17 用風(fēng)扇冷卻 23 循環(huán)水強制冷卻 110?170 表3-5-1油箱散熱系數(shù) 環(huán)境溫度為T,則T=To+ A T,若計算出的油溫超過該系統(tǒng)得最高允許油溫 (工 程機械正常溫度50?80C；最高允許油溫70?90C),在無法增加油箱散熱面積 時，就要裝設(shè)冷卻器。 3.5.4 根據(jù)散熱要求計算油箱容量 式(3-18)是在初步確定油箱容積的情況下，驗算散熱面積是否滿足要求。當(dāng) 系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱要求

64、確定油箱容量。可得油箱的散熱面積為 A -P^ (3-19) TK1 油箱的主要設(shè)計參數(shù)如圖(3-5-2) 圖3-5-2油箱結(jié)構(gòu)尺寸 一般油面的高度為油箱高度h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全面散熱， 與油不直接接觸的表面半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為 V 0.8abh (3-20) A 1.8h a b 1.5ab (3-21) 由前面初步求得油箱有效容積 0.32 m3,按V=0.8abc求得油箱各邊之積： 3 abc=0.32/0.8=0.4m。取 a 為 0.8m,取 b 為 1m取 h 為 0.5m。 3.6液壓系統(tǒng)沖擊壓力 壓力沖擊是由于管

65、道液流速度急劇改變而形成的。例如液壓執(zhí)行元件在高速 運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關(guān)閉，都會產(chǎn)生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。 它不僅伴隨產(chǎn)生振動和噪音，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到 破壞。 3.6.1 壓力沖擊的原因 (1)油流的動量引起： m 2 p -V2 (3-22) 式中 m——單位流體質(zhì)量，kg;g 流體的重力加速度；v 液體的流速 m/s, (2)共振引起：主要是油泵的壓力脈動及其他外界振蕩因素引起。 共振的原 因在于振源的頻率 ⑴1與⑴2相接近。解決辦法可提高系統(tǒng)的固有頻率，使其他 干擾頻率不一致。 (3)慣性力產(chǎn)生的動能引起：由動能產(chǎn)生的壓力p=F

66、/A這個壓力增加較 大，往往需要考慮。 (4)截面積增壓效應(yīng)。 (5)體積彈性增壓效應(yīng)，包括管道的油液體積。 3.6.2 消除或減少壓力沖擊的措施 1)減少驅(qū)動能； 2)吸收慣性能； 3)用蓄能器或緩沖器。 4動臂液壓缸的設(shè)計 4.1 液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 4.1.1 缸筒壁厚計算 工程機械用標準液壓缸外徑系列見表 4-1-1 缸徑mm (p< 16MPa 液壓缸外徑 mm 缸徑mm (p< 16MPa 液壓缸外徑 mm 40 50 110 133 50 60 125 146 63 76 140 168 80 95 160 194 90 108 180 219 100 121 200 245 表4-1-1工程機械用液壓缸外徑系列 由上表可知，轉(zhuǎn)斗液壓缸的外徑為 146mm轉(zhuǎn)向液壓缸外徑121mm 壁厚分別為：轉(zhuǎn)斗液壓缸 6 1=(146-125)/2=10.5 ;;轉(zhuǎn)向液壓缸 6 3=(121-100)/2=10.5 。 轉(zhuǎn)斗液壓缸、轉(zhuǎn)向液壓缸的尺寸結(jié)構(gòu)已經(jīng)標準化，故不用對其結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算亦