《6.5t履帶式單斗液壓挖掘機液壓系統(tǒng)設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《6.5t履帶式單斗液壓挖掘機液壓系統(tǒng)設(shè)計（109頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、目 錄 摘要 I Abstract II 引 言 - 1 - 1 液壓挖掘機工況分析及液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 - 2 - 1.1 液壓挖掘機的工況 - 2 - 1.2 挖掘機液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求 - 7 - 1.3 液壓系統(tǒng)基本回路的分析 - 8 - 1.4 液壓系統(tǒng)原理圖及總體方案的制定 - 11 - 2 工作裝置油缸缸徑及其線性尺寸的確定 - 13 - 2.1 反鏟工作裝置總體方案的選擇 - 13 - 2.2 挖掘機原始參數(shù) - 14 - 2.3 鏟斗主參數(shù)初選 - 14 - 2.4 動臂液壓缸行程及其鉸點位置的計算 - 14 - 2

2、.5 斗桿液壓缸行程及其鉸點位置的計算 - 18 - 2.6 鏟斗液壓缸行程及鏟斗連桿機構(gòu)形式及尺寸的計算 - 19 - 2.7 閉鎖力的驗算及油缸缸徑最終的確定 - 20 - 3 回轉(zhuǎn)、行走機構(gòu)主參數(shù)的確定和液壓馬達的選定 - 33 - 3.1 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的傳動方式及基本要求 - 33 - 3.2 轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)動慣量及回轉(zhuǎn)啟動制動力矩的計算 - 34 - 3.3 轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)角范圍及最佳轉(zhuǎn)速的確定 - 35 - 3.4 液壓馬達的計算選定 - 36 - 3.5 行走裝置的構(gòu)造 - 38 - 3.6 行走液壓馬達的計算選擇 - 39 - 3.7 行走裝置原地轉(zhuǎn)彎

3、能力及爬坡能力的校核 - 42 - 4 主泵、發(fā)動機和多路閥組的選型 - 44 - 4.1 液壓系統(tǒng)變量形式的分析 - 44 - 4.2 液壓系統(tǒng)主參數(shù)的計算 - 45 - 4.3 主泵的選定 - 46 - 4.4 發(fā)動機功率的計算 - 46 - 4.5 多路閥組的選型 - 47 - 5 先導控制回路及先導閥的選用 - 49 - 5.1 導操縱的必要性 - 49 - 5.2 先導閥的選用 - 49 - 5.3 輔助油泵及馬達 - 52 - 6 其它輔件的計算和選擇 - 55 - 6.1 管路的選擇 - 55 - 6.2 蓄能器的選

4、擇 - 57 - 6.3 慮油器的選擇 - 58 - 6.4 其它換向閥的選擇 - 59 - 6.5 油箱容量的初算 - 60 - 7 液壓缸的設(shè)計計算 - 61 - 7.1 缸筒的受力計算 - 61 - 7.2 活塞桿穩(wěn)定性的計算 - 64 - 7.3 活塞的結(jié)構(gòu)及于活塞桿的連接 - 65 - 7.4 活塞桿的導向套、密封和防塵 - 65 - 7.5 緩沖裝置的計算 - 66 - 7.6 排氣閥和油口的布置 - 66 - 8 理論生產(chǎn)率的概念及計算 - 68 - 8.1 理論生產(chǎn)率的概念 - 68 - 8.2 理論生產(chǎn)率的計算 - 68 -

5、 9 油液系統(tǒng)性能的驗算 - 73 - 9.1 液壓系統(tǒng)壓力損失的驗算 - 73 - 9.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算 - 74 - 設(shè)計總結(jié) - 78 - 參考文獻 - 79 - 致謝 - 80 - 摘要 本次設(shè)計的主要內(nèi)容是小型挖掘機液壓系統(tǒng)的設(shè)計，所采用的挖掘機的類型為履帶式單斗反鏟液壓挖掘機。本設(shè)計主要采用比擬法、經(jīng)驗公式計算法和按標準選定法來確定液壓挖掘機主參數(shù)，屬于常規(guī)設(shè)計。 本設(shè)計從總體上可分為四大部分： （1） 確定反鏟工作裝置的總體方案，之后對挖掘機的工作裝置進行了結(jié)構(gòu)尺寸計算并對液壓缸在三種危險工況下進行閉鎖力的校

6、核，保證其有足夠的挖掘力和作業(yè)安全性。 （2） 確定挖掘機液壓系統(tǒng)總體方案，之后根據(jù)系統(tǒng)原理圖對液壓系統(tǒng)元件進行計算選擇。 （3） 在最終選定液壓缸和各液壓元件后，完成了動臂液壓缸的設(shè)計、挖掘機的理論生產(chǎn)率計算和液壓系統(tǒng)性能的驗算。為了提高作業(yè)生產(chǎn)率，在液壓油路設(shè)計時，滿足動臂、鏟斗、斗桿的油路均可以實現(xiàn)雙泵合流供油，大大提高了作業(yè)生產(chǎn)率。 （4） 運用CAD軟件繪制了液壓系統(tǒng)原理圖，油缸零件圖，油缸裝配圖和小型挖掘機的工裝布管圖。最后通過驗算證明了本設(shè)計的可行性。 在設(shè)計的過程中不僅要遵循液壓系統(tǒng)的設(shè)計原則，還要充分考慮“三化”的要求，保證挖掘機能夠滿足本設(shè)計原始參數(shù)的要求。

7、關(guān)鍵詞：液壓挖掘機；液壓系統(tǒng)；設(shè)計；元件選擇；驗算 Hydraulic System Design of Crawler Hydraulic Excavator 6.5t Abstract The design of the main contents is the hydraulic system design of Mini excavator, the excavator of the type used for single-tracked hydraulic excavator backhoe bucke

8、t.The main design methods of this design are simulation method,empirical formula method and selected by standard methods,which are used to determine the main parameters of the hydraulic excava -tor. It belongs to the conventional design. This design in general can be divided into four parts:

9、 (1) Determine the overall scheme of the backhoe working device,and then calculate the size of structure of working device of excavator and check the locking force in three kinds of dangerous working conditions,ensure its job security. (2) Determine the overall scheme of excavator hydraulic

10、system,and then calculate and select hydraulic system components according to the system principle diagram (3) In the final selection of the hydraulic cylinder and the hydraulic components, complete the boom cylinder design, theory of the excavator productivity calculation and the checking of the

11、hydraulic system performance. In order to improve operational productivity, in the hydraulic circuit design, meet the hydraulic circuit of boom, bucket, the bucket rod can achieve double pump confluence to be oiled. Greatly improve the operating productivity. (4) using CAD software to draw the sche

12、matic diagram of the hydraulic system, cylinder parts diagram, cylinder assembly drawings and the small excavator tooling pipe layout drawing . Finally, checking proved the feasibility of the design. During the design , not only follow the designing principle of hydraulic system but also consider t

13、he three types regulation .ensure excavator to meet the design requirements of the original parameters. Keywords: Hydraulic excavator; Hydraulic circuit; Design; Component selection; Checking computations 引 言 單斗液壓挖掘機是一種重要的工程機械，廣泛應(yīng)用在房屋建筑，道路工程，水利建設(shè)，農(nóng)田開發(fā)，港口建設(shè)，

14、國防公事等的土方施工機械和礦山采掘工業(yè)中，對減輕繁重的體力勞動，保證工程質(zhì)量，加快建設(shè)速度，提高勞動生產(chǎn)率起到巨大作用。 單斗挖掘機分機械傳動和液壓傳動兩種，本設(shè)計的挖掘機為單斗液壓挖掘機，整體設(shè)計主要采用比擬法等常規(guī)設(shè)計方法。在反鏟方案的選擇上主要依據(jù)設(shè)計任務(wù)書規(guī)定的使用要求，決定工作裝置為專用裝置。專用裝置根據(jù)作業(yè)條件決定結(jié)構(gòu)方案，在滿足主要作業(yè)條件要求的同時照顧其它條件下的性能。在確定反鏟方案后，根據(jù)比擬法，經(jīng)驗公式計算法等設(shè)計方法和任務(wù)書上的相關(guān)數(shù)據(jù)，確定工作裝置鉸點的幾何位置以及各油缸伸縮長度和缸徑。 在工作裝置設(shè)計的上，油缸閉鎖力的驗算是一個重要計算過程，油缸閉鎖壓力的確定依據(jù)

15、是：在保護元件的同時能保證在主要挖掘工況下油缸不發(fā)生被動拉長或回縮的現(xiàn)象，即在主要挖掘區(qū)內(nèi)保證主動液壓缸充分發(fā)揮其最大作用力的條件下，調(diào)節(jié)被動液壓缸的閉鎖壓力，避免回路產(chǎn)生過大的壓力，使其對元件能起到有效的保護作用，使油缸閉鎖力能通過調(diào)節(jié)限壓閥來滿足各主要工況下的工作要求。對于高壓系統(tǒng)限壓閥的設(shè)定壓力一般不超過系統(tǒng)壓力的25%，對于中高壓限壓閥的調(diào)定壓力可以提高到25%以上。 在完成工裝的鉸點的選擇和閉鎖力的驗算之后，開始本設(shè)計的另一塊主要設(shè)計——液壓系統(tǒng)設(shè)計。液壓系統(tǒng)是能量轉(zhuǎn)換的中間環(huán)節(jié)，通過它把發(fā)動機輸出的機械能轉(zhuǎn)換成液壓能，然后再把液壓能轉(zhuǎn)化為驅(qū)動工作裝置、行走裝置、回轉(zhuǎn)裝置和其他輔助

16、裝置的機械能，實現(xiàn)挖掘機的各種動作。液壓系統(tǒng)的設(shè)計主要包括回轉(zhuǎn)機構(gòu)的主參數(shù)、回轉(zhuǎn)馬達的選擇，行走裝置及行走馬達，主泵，多路閥組等的選擇。液壓系統(tǒng)各元件的選擇，主要依據(jù)工作系統(tǒng)壓力及各相關(guān)系統(tǒng)的流量、轉(zhuǎn)矩和速度來查閱相關(guān)標準來確定。 1 液壓挖掘機工況分析及液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 按照挖掘機工作裝置和各個機構(gòu)的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接起來就組成一個挖掘機液壓系統(tǒng)。它是以油液為工作介質(zhì)、利用液壓泵及液壓元件將液壓能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能，進而實現(xiàn)挖掘機的各種動作。 1.1 液壓挖掘機的工況 液壓挖掘機的作業(yè)過程包括以下幾個動作

17、(如圖1.1 所示):動臂升降、斗桿收放、鏟斗裝卸、轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)、整機行走以及其它輔助動作。除了輔助動作(例如整機轉(zhuǎn)向等)不需全功率驅(qū)動以外，其它都是液壓挖掘機的主要動作，要考慮全功率驅(qū)動[1]。 由于液壓挖掘機的作業(yè)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(xiàn)各種主要動作時，阻力與作業(yè)速度隨時變化，因此，要求液壓缸和液壓馬達的壓力和流量也能相應(yīng)變化;(2)為了充分利用發(fā)動機功率和縮短作業(yè)循環(huán)時間，工作過程中往往要求有兩個主要動作(例如動臂提升與回轉(zhuǎn))同時進行復合動作[1]。 液壓挖掘機一個作業(yè)循環(huán)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

18、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。 1、動臂升降 2、斗桿收放 3、鏟斗裝卸 4 、平臺臺回轉(zhuǎn) 5、整機行走 圖1.1 液壓挖掘機的運動圖 (2) 滿斗舉升回轉(zhuǎn):挖掘結(jié)束，動臂液壓缸將動臂頂起，滿斗提升，同時回轉(zhuǎn)，液壓馬達使轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)向卸土處，此時主要是動臂和回轉(zhuǎn)的復合動作。 (3) 卸載:轉(zhuǎn)到卸土點時，轉(zhuǎn)臺制動，用斗桿液壓缸調(diào)節(jié)卸載半徑，然后鏟斗液壓缸回縮，鏟斗卸載。為了調(diào)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(jié)束，轉(zhuǎn)臺反向回轉(zhuǎn)，動臂液壓缸和斗

19、桿液壓缸配合，把空斗放到新的挖掘點，此時是回轉(zhuǎn)和動臂或斗桿的復合動作。 1.1.1 挖掘工況分析 挖掘過程中主要以鏟斗液壓缸或斗桿液壓缸分別單獨進行挖掘，或者兩者復合動作，必要時配以動臂液壓缸的動作[1]。 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1.2，1.3所示。此時斗桿收回，動臂抬起，希望斗桿和動臂分別由獨立的油泵供油，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1.4

20、,1.5所示。 圖1.2 斗尖沿直線平整土地圖 圖1.3 斗尖沿直線切削斜坡圖 圖1.4 鏟斗底壓整地面圖　　　　　 　　圖1.5 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，個別也有采用三泵合流。單獨采用鏟斗挖掘時，也有采用雙泵合流的情況。下面以三泵系統(tǒng)為例，來說明復合動作挖掘時油泵流量的分配情況和分合流油路的連接情況。液壓馬達使轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)向卸土處，此時主要是動臂和回轉(zhuǎn)的復合動作[1]。 當斗桿和鏟斗復合動作挖掘時，供油情況如圖1.6a 所示。當斗桿油壓接近溢流閥的壓力時，原來溢流的

21、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，由于動臂僅僅起調(diào)解位置的作用，主要是斗桿進行挖掘，因此采用斗桿優(yōu)先合流、雙泵供油，如圖1.6b 所示。 圖1.6 三泵供油系統(tǒng)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動作的相互干擾，一般三泵系統(tǒng)中，每個油泵單獨對一個液壓作用元件供油較好。對于雙泵系統(tǒng)，其復合動作時各液壓作用元件間出現(xiàn)相互干擾的可能性大，因此需要采用節(jié)流等措施進行流量分配，其流量分配要求和三泵系統(tǒng)相同。 當進行溝槽側(cè)壁掘削和斜坡切削時，為了有效地進行垂直掘削，還要求向

22、回轉(zhuǎn)馬達提供壓力油，產(chǎn)生回轉(zhuǎn)力，保持鏟斗貼緊側(cè)壁進行切削，因此需要同時向回轉(zhuǎn)馬達和斗 桿供油，兩者復合動作，如圖1.7所示?；剞D(zhuǎn)馬達和斗桿收縮同時動作，由同一個油泵供油，因此需要采用回轉(zhuǎn)優(yōu)先油路，否則鏟斗無法緊貼側(cè)壁，使掘削很難正常進行。在斗桿油缸活塞桿端回油路上設(shè)置可變節(jié)流閥，此節(jié)流閥的開口度即節(jié)流程度由回轉(zhuǎn)先導壓力來控制。回轉(zhuǎn)先導壓力越大，節(jié)流閥開度越小，節(jié)流效應(yīng)越大，則斗桿油缸回油壓力增高，使得油泵的供油壓力也提高。 圖1.7 馬達與油缸復合動作示意圖 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，

23、希望液壓系統(tǒng)能暫時增壓，能提高主壓力閥的壓力[1]。 1.1.2 滿斗舉升回斗工況分析 挖掘結(jié)束后，動臂油缸將動臂頂起，滿斗舉升，同時回轉(zhuǎn)液壓馬達使轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)向卸載處，此時主要是動臂和回轉(zhuǎn)馬達的復合動作。動臂抬升和回轉(zhuǎn)馬達同時動作時，要求二者在速度上匹配，即回轉(zhuǎn)到指定卸載位置時，動臂和鏟斗自動提升到合適的卸載高度。由于卸載所需的回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)馬達的回轉(zhuǎn)速度的相對關(guān)系應(yīng)該是可調(diào)整的。卸載回轉(zhuǎn)角度大，則要求回轉(zhuǎn)速度快些，而動臂的提升速度慢些。 在雙泵系統(tǒng)中，回轉(zhuǎn)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(yīng)該將溢流的油供

24、給動臂，如圖1.8a 所示。在回轉(zhuǎn)和動臂提升的同時，斗桿要外放，有時還需要對鏟斗進行調(diào)整。這時是回轉(zhuǎn)馬達、動臂、斗桿和鏟斗進行復合動作[1]。 由于滿斗提升時動臂油缸壓力高，導致變量泵流量減小，為了使動臂提升和回轉(zhuǎn)、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(zhuǎn)馬達和斗桿供油外，還有部分油供給動臂，如圖1.8b 所示。但是由于動臂提升時油壓較高，單向閥大部分時間處于關(guān)閉狀態(tài)，因此左側(cè)油泵只向回轉(zhuǎn)馬達和斗桿供油。三泵系統(tǒng)的供油情況如圖1.8c 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。

25、 圖1.8 回轉(zhuǎn)舉升供油情況 1.1.3. 卸載工況分析 回轉(zhuǎn)至卸載位置時，轉(zhuǎn)臺制動，用斗桿調(diào)節(jié)卸載半徑和卸載高度，用鏟斗油缸卸載。為了調(diào)整卸載位置，還需要動臂配合動作。卸載時，主要是斗桿和鏟斗復合動作，間以動臂動作。 1.1.4 空斗返回工況分析 當卸載結(jié)束后，轉(zhuǎn)臺反向回轉(zhuǎn)，同時動臂油缸和斗桿油缸相互配合動作，把空斗放在新的挖掘點。此工況是回轉(zhuǎn)馬達、動臂和斗桿復合動作。由于動臂下降有重力作用，壓力低、變量泵流量大、下降快，要求回轉(zhuǎn)速度快，因此該工況的供油情況為一個油泵的全部流量供回轉(zhuǎn)馬達，另一油泵的大部分油供給動臂，少部分油經(jīng)節(jié)流閥供給斗桿，如圖1.9所示。

26、 圖1.9 空斗返回供油情況 發(fā)動機在低轉(zhuǎn)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(chǎn)生吸空現(xiàn)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。 1.1.5 行走時復合動作 在行走的過程有可能要求對作業(yè)裝置液壓元件(如回轉(zhuǎn)機構(gòu)、動臂、斗桿和鏟斗)進行調(diào)整。在雙泵系統(tǒng)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(cè)行走速度降低，影響直線行駛

27、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[1]。 為了保證挖掘機的直線行駛性，在三泵供油系統(tǒng)中，左右行走馬達分別由一個油泵單獨供油，另一個油泵向其它液壓作用元件(如動臂、斗桿、鏟斗和回轉(zhuǎn))供油，如圖1.10a 所示。對于雙泵系統(tǒng)，目前采用以下供油方式:①一個油泵并聯(lián)向左、右行走馬達供油，另一個油泵向其他液壓作用元件供油，其多余的油液通過單向閥向行走馬達供油，如圖1.10b 所示;②雙泵合流并聯(lián)向左、右行走馬達和作業(yè)裝置液壓作用元件同時供油，如圖1.10c 所示。 圖1.10 行走復合動作時的幾種供油情況 1.2 挖掘機液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求 液壓挖掘機

28、的動作繁復，且具有多種機構(gòu)，如行走機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、動臂、斗桿和鏟斗等，是一種具有多自由度的工程機械。這些主要機構(gòu)經(jīng)常起動、制動、換向，外負載變化很大，沖擊和振動多，因此挖掘機對液壓系統(tǒng)提出了很高的設(shè)計要求。根據(jù)液壓挖掘機的工作特點，其液壓系統(tǒng)的設(shè)計需要滿足以下要求[1]: 1.2.1 動力性要求 所謂動力性要求，就是在保證發(fā)動機不過載的前提下，盡量充分地利用發(fā)動機的功率，提高挖掘機的生產(chǎn)效率。尤其是當負載變化時，要求液壓系統(tǒng)與發(fā)動機的良好匹配，盡量提高發(fā)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(zhí)行元件的運動速度。雙泵液壓系統(tǒng)中就常常采用合流的方式來提高發(fā)動

29、機的功率利用率。 1.2.2 操縱性要求 (1) 調(diào)速性要求 挖掘機對調(diào)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(xiàn)調(diào)速操縱控制，對各個執(zhí)行元件的調(diào)速操縱是否穩(wěn)定可靠，成為挖掘機液壓系統(tǒng)設(shè)計十分重要的一方面。挖掘機在工作過程中作業(yè)阻力變化大，各種不同的作業(yè)工況要求功率變化大，因此要求對各個執(zhí)行元件的調(diào)速性要好。 (2) 復合操縱性要求 挖掘機在作業(yè)過程中需要各個執(zhí)行元件單獨動作，但是在更多情況下要求各個執(zhí)行元件能夠相互配合實現(xiàn)復雜的復合動作，因此如何實現(xiàn)多執(zhí)行元件的復合動作也是挖掘機液壓系統(tǒng)操縱性要求的一方面。 當多執(zhí)行元件共同動作時，要求其相互間不千涉，能夠合理

30、分配共同動作時各個執(zhí)行元件的流盤，實現(xiàn)理想的復合動作。尤其對行走機構(gòu)來說，左、右行走馬達的復合動作問題，即直線行駛性也是設(shè)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(yīng)，導致一側(cè)行走馬達速度降低，形成挖掘機意外跑偏，很容易發(fā)生事故。 另外，當多執(zhí)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(xiàn)系統(tǒng)總流量需求超過油泵的最大供油流量，這樣高壓執(zhí)行元件就會因壓力油優(yōu)先供給低壓執(zhí)行元件而出現(xiàn)動作速度降低，甚至不動的現(xiàn)象。因此，如何協(xié)調(diào)多執(zhí)行元件復合動作時的流量供應(yīng)問題也是挖掘機液壓系統(tǒng)設(shè)計中要考慮的。 1.2.3 節(jié)能性要求 挖掘機工作時間長，能量消耗大，要求液

31、壓系統(tǒng)的效率高，就要降低各個執(zhí)行元件和管路的能耗，因此在挖掘機液壓系統(tǒng)中要充分考慮各種節(jié)能措施。當對各個執(zhí)行元件進行調(diào)速控制時，系統(tǒng)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損失掉。系統(tǒng)要求此部分的能量損失盡量小;當挖掘機處于空載不工作的狀態(tài)下，如何降低泵的輸出流量，降低空載回油的壓力，也是降低能耗的關(guān)鍵[1]。 1.2.4 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(tǒng)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?；剞D(zhuǎn)機構(gòu)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。 1.2.5 其它性能要求

32、 實現(xiàn)零部件的標準化、系列化和通用化，降低挖掘機的制造成本；液壓挖掘機作業(yè)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(shè)施工中應(yīng)用越來越多，因此要不斷提高挖掘機的作業(yè)性能，降低振動和噪聲，重視其作業(yè)中的環(huán)保性[1]。 1.3 液壓系統(tǒng)基本回路的分析 多復雜的液壓系統(tǒng)都是由若干個簡單的基本回路組成。基本回路是由一個或者幾個液壓元件組成、能夠完成特定的單一功能的典型回路。單斗液壓挖掘機根據(jù)工作的需要，可以采用若干個基本回路，組成完整的液壓系統(tǒng)。 1.3.1 限壓回路 限壓回路用來限制系統(tǒng)壓力或?qū)⑾到y(tǒng)某一部分的壓力控制在一定的范圍內(nèi)，以保護系統(tǒng)和元件不受損壞。

33、常見的限壓閥有溢流閥、減壓閥、順序閥等。 單斗液壓挖掘機通常在主泵出口設(shè)置限壓（安全閥）以限制系統(tǒng)的最高壓力。此外，還在某些元件的進、出油口設(shè)置限壓閥以限制其閉鎖壓力。一般情況下，高壓系統(tǒng)限壓閥的調(diào)定壓力不超過系統(tǒng)壓力的25%，中高壓系統(tǒng)限壓閥的調(diào)定壓力可以調(diào)高到25% 以上。工作裝置限壓回路如圖1.11所示。

34、 圖1.11 工作裝置的限壓回路 1-換向閥；2、3-限壓閥；4-動臂液壓缸 1.3.2 卸荷回路 卸荷回路是在挖掘機不工作時，使液壓泵盡可能以最低功率消耗進行空轉(zhuǎn)而不是溢流回油，以減少功率損失。 常采用液壓泵以最低壓力進行空轉(zhuǎn)的卸荷方式，根據(jù)回路組合形式，有換向閥中位卸荷如圖1.12a所示和穿越換向閥卸荷如圖1.12b所示。

35、 （a）換向閥中位卸荷回路 （b）穿越換向閥卸荷回路 圖1.12 卸荷回路 1.3.3 緩沖補油回路 在回轉(zhuǎn)機構(gòu)的回路上設(shè)置緩沖補油裝置的目的是消除制動時給回轉(zhuǎn)機構(gòu)的振動沖擊并避免馬達的吸空現(xiàn)象。一般情況下，緩沖限壓閥同時也起到了對回轉(zhuǎn)機構(gòu)的制動作用，其調(diào)定壓力取決于上部轉(zhuǎn)臺的制動力矩，如圖1.13所示。

36、1-高壓回路；2-低壓回路；3、4-緩沖限壓閥；5、6、8、9-單向補油閥;7-換向閥 圖1.13 緩沖補油回路 1.3.4 節(jié)流調(diào)速和節(jié)流限速回路 節(jié)流調(diào)速的方法是通過改變油液的通流面積改變進入執(zhí)行元件的流量，從而改變執(zhí)行元件的動作速度，該調(diào)速方式常用于定量系統(tǒng)如圖1.14所示?；赜凸?jié)流調(diào)速比進油節(jié)流調(diào)速的熱平衡效果好，調(diào)速性能也比較穩(wěn)定。 a）進油節(jié)流調(diào)速 b）回油節(jié)流調(diào)速 圖1.15 工作裝置的單向節(jié)流回路

37、 圖1.14 節(jié)流限速回路 節(jié)流限速的目的是為了限制某些工作裝置的速度過快而發(fā)生事故，其原理與節(jié)流調(diào)速相同。該方式常用于防止動臂、斗桿快速下降的回路上，如圖1.14所示。 1.3.5 行走限速補油回路 行走限速補油的目的是防止挖掘機下坡時發(fā)生超速溜坡事故。它通過限制行走馬達的出油起作用，并對行走馬達的進油腔進行補油以防止吸空現(xiàn)象。 1- 換向閥；2、3-壓力閥； 4、5、6、7 -單向閥； 8、9-安全閥；10-行走馬達 圖1.16 限速補油回路 當換向閥打在I位時，右路進油，壓力油進單向閥5驅(qū)動馬達10，同時，壓力油推動壓力閥2，接

38、通回油路。當發(fā)生超速時，左路供油不足，壓力閥在彈簧力作用下斷在回油路，達到限速作用，行走馬達減速或制動，同時通過單向閥9給左路補油消除馬達吸空。當馬達遇到巨大阻力時，右壓力超過安全閥8時，由安全閥8卸載回油。 1.3.6 輔助回路 液壓挖掘機的作業(yè)操縱回路主要是操縱換向閥移位，以改變各個機構(gòu)的動作方向或速度，這里采用先導控制回路。 1.4 液壓系統(tǒng)原理圖及方案的制定 1.4.1 液壓系統(tǒng)原理圖的制

39、定 (1)在液壓挖掘機一個工作循環(huán)中的四種工況：挖掘工況、滿斗舉升回轉(zhuǎn)工況、卸載工況和卸載返回工況進行詳細分析的基礎(chǔ)上，總結(jié)每個工況下各執(zhí)行機構(gòu)的主要復合動作后提出初步方案。 (2)根據(jù)液壓挖掘機的主要工作特點，系統(tǒng)地總結(jié)出挖掘機液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求:動力性要求、操縱性要求、節(jié)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(tǒng)的設(shè)計方案，并詳細介紹設(shè)計的步驟。 參照WY60履帶式液壓挖掘機的系統(tǒng)原理圖[11]，在結(jié)合本次的設(shè)計要求，將其適當?shù)男薷暮?，便可作為本次單斗挖掘機的液壓系統(tǒng)原理圖。 本設(shè)計的履帶式液壓挖掘機采用全功率變量系統(tǒng)，先導液壓操縱，分片式多

40、路閥等先進結(jié)構(gòu)，操作輕便，使用維護安全可靠，發(fā)動機功率利用率高、生產(chǎn)效率高等優(yōu)點。 履帶式單斗挖掘機的液壓系統(tǒng)原理圖見圖紙ZL01，這個液壓系統(tǒng)的特點是：采用對流式順序單動和并聯(lián)相結(jié)合的主回路；動臂、斗桿、鏟斗液壓缸均能雙泵合流；液壓馬達裝有多功能的液壓制動閥；設(shè)有溫升及油污染指示信號，以便及時進行冷卻和清濾。 1.4.2 液壓系統(tǒng)總體方案的擬定 液壓系統(tǒng)方案的擬定包括確定主回路的結(jié)構(gòu)形式、主要元件的類型、控制方式等。 主回路的結(jié)構(gòu)形式包括主回路油液的循環(huán)方式、基本回路結(jié)構(gòu)形式、調(diào)速方式等，其基本方法是根據(jù)主機工作特點、負荷情況及執(zhí)行元件的工作速度等并參考同類機型確定。 （

41、1） 本設(shè)計主回路油液循環(huán)方式為開式系統(tǒng)，配有專門的液壓油箱，在系統(tǒng)散熱、過濾雜質(zhì)等方面存在優(yōu)勢。 （2） 本設(shè)計工作主泵采用變量液壓泵，使系統(tǒng)供油量按照外載荷大小自動改變。 （3） 為滿足各執(zhí)行元件的具體要求，同時也為了保證系統(tǒng)及元件的安全可靠性，必須對執(zhí)行元件進行運動方向、運動速度和壓力控制。因此需要設(shè)置必要的基本回路。本設(shè)計的基本回路有調(diào)速回路、限壓回路、卸荷回路、緩沖補油回路、順序動作回路、液壓閉鎖回路等。 （4） 本設(shè)計在操作控制方式上采用液壓先導控制系統(tǒng)。運用減壓式先導操縱回路來控制多路閥的換向，進而實現(xiàn)對執(zhí)行元件的控制。 （5） 確定主要液壓元件的類型。本設(shè)計主要對回轉(zhuǎn)馬

42、達、行走馬達、主泵、發(fā)動機、多路閥組、減壓式先導閥、輔助油泵及馬達、液壓輔件等液壓元件進行選擇。 2 工作裝置油缸缸徑及其線性尺寸的確定 2.1 反鏟工作裝置總體方案的選擇 1、 動臂及動臂缸的布置。 確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式，整體式動臂的形狀，確定液壓缸的布置為懸掛式或為下置式。 2、斗桿和斗桿的布置。 確定整體式或組合式斗桿，以及組合式動臂的組合方式或整體式斗桿是否采用變節(jié)點調(diào)節(jié)。 3、確定動臂與斗桿的長度比，特性參數(shù) 4、確定配套鏟斗的種類。 斗容量及主要參數(shù)，并考慮鏟斗連桿機構(gòu)傳動比是否需要調(diào)節(jié)。 5、根據(jù)液壓系統(tǒng)工作壓力、流量、系統(tǒng)

43、回路供油方式，工廠制造條件和三化的要求等確定各液壓缸的缸數(shù)、缸徑、全伸長與全縮長之比λ。 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書的要求，確定采用下置式動臂缸，整體式彎動臂，整體式直斗桿。 圖2.1 工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖 2.2 挖掘機原始參數(shù) 整機重量 G=6.5t 鏟斗最大挖掘力 44KN 斗桿最大挖掘力36KN 平臺回轉(zhuǎn)速度 0—11.5rpm 行駛速度 I檔 0—2.7 II檔0—5.2 最大挖掘半徑 6320mm 最大挖掘深度 4170mm

44、工作油路系統(tǒng)壓力24Mpa 最大挖掘高度 7050mm 最大卸載高度 5160mm 回轉(zhuǎn)油路系統(tǒng)壓力20Mpa 行走裝置油路系統(tǒng)壓力20Mpa 標準斗容量 0.3m3 2.3 鏟斗主參數(shù)初選[2] (2.1) 式中：—標準斗容量，； —平均斗寬，查表3-4[2]由差值法，得B=0.8m； —轉(zhuǎn)斗半徑； —土壤松散系數(shù)，取1.25； —挖掘裝滿角，=900～1000，初選=950。

45、 代入數(shù)據(jù)，得：==0.95m 。 ， 取=333mm。 一般的，初選=1000。 圖2.2 鏟斗結(jié)構(gòu)簡圖 2.4 動臂液壓缸行程及其鉸點位置的計算 2.4.1 確定動臂下鉸點C的位置[1] 表2.1 尺寸參數(shù) 名 稱 代 號 推薦值 范 圍 臂鉸離回轉(zhuǎn)中心 0.15 0.1～0.2 臂鉸離地高度 0.63 0.

46、6～0.7 臂鉸與液壓缸鉸距 0.30 0.25～0.32 根據(jù)線尺寸參數(shù)經(jīng)驗公式： (m) (2.2) 由表2.1及公式（2.2），可計算出下列參數(shù)： 2.4.2 動臂油缸下鉸點A的位置[2] 由于本設(shè)計考慮的是專用反鏟的挖掘機，要求地面以下挖 掘時動臂液壓缸能有足夠的閉鎖力矩，故動臂缸全伸和全縮力 臂之比 ，需驗算其在范圍內(nèi)。的取值對參 數(shù)特性，最大挖掘深度有影響。加大會使減小 或

47、使增大，這正符合反鏟作業(yè)要求。挖掘機以反鏟為主時 >，甚至大于，以反鏟為主的通用機取>，本設(shè) 計以專用反鏟為主，取=。 圖2.3 動臂鉸點位置簡圖 =475mm =771mm 2.4.3 動臂結(jié)構(gòu)尺寸確定[2] 原始參數(shù)給定最大挖掘半徑， 初選動臂與斗桿長度比。 （2.3） 動臂俯角可參考同類機型在范圍內(nèi)選擇，本設(shè)計取=。 代入數(shù)據(jù)，得：。 動臂彎角,初選

48、 在中： (2.4) 式中 ,初=1.3 圖2.4 動臂結(jié)構(gòu)簡圖 代入數(shù)據(jù)，得：，。 （2.5） 代入數(shù)據(jù)，得： 。 考慮到結(jié)構(gòu)尺寸、運動余量、穩(wěn)定性和構(gòu)件運動幅度等因素，一般可取，初選1.7。 2.4.4 用混合法作工作裝置的包絡(luò)圖 通過作圖法得，動臂與

49、斗桿的最大夾角 。參考同類機型斗桿的擺角范圍在 之間，本設(shè)計初取。鏟 斗的轉(zhuǎn)角范圍一般在之間，本設(shè)初 取。據(jù)此畫出包絡(luò)圖如左圖2.5。 由圖測得動臂的最大仰角=，動 臂 的俯角，故動臂的轉(zhuǎn)角范圍為。 故動臂在最大仰角時的，動 臂在最大俯角時的。如圖2.6 所 示： 圖2.5 包絡(luò)圖 2.4.5 動臂油缸上鉸點B位置的確定[1] 圖2.6 動臂油缸運動簡圖

50、 經(jīng)過反復驗算取， （2.6） 代入數(shù)據(jù)，得：,符合條件。 （2.7） 代入數(shù)據(jù)，得：。 >，=1.72> 故符合要求。 mm mm ，查油缸系列行程取。 2.5 斗桿液壓缸行程及其鉸點位置的計算[2] 根據(jù)任務(wù)書可知

51、，斗桿最大理論挖掘力。根據(jù)樣機，初選缸徑D2=95mm,系統(tǒng)壓力初選為24Mpa，初步計算取： 進油壓力損失（包括油缸摩擦損失，節(jié)流損耗）取 回油壓力損失（高壓系統(tǒng)初算時不計執(zhí)行元件背壓,節(jié)流損耗）取 ，初選，查工程液壓缸技術(shù)規(guī)格取活塞桿直徑=63mm ，斗桿缸主動挖掘力 （2.8） 斗桿挖掘的最小阻力臂 （2.9） —平面內(nèi)斗刃與QV連線的夾角，對于標準鏟斗，大約為。 代入數(shù)據(jù)，得：=2495mm

52、 （2.10） 代入數(shù)據(jù)，得： 斗桿的擺角在1050~1250之間，初選。 斗桿總行程 （2.11) 代入數(shù)據(jù)，得： 查液壓缸行程系列表取。 ， （2.12) 代入數(shù)據(jù)，得： 確定斗桿液壓缸在動臂上鉸點D的位置

53、 （2.13) 代入，得：，合理。 斗桿上角取決于結(jié)構(gòu)因素，并考慮到工作范圍，一般在之間，初選。 在△DEF中，，代入數(shù)據(jù)，可解。 所以，在斗桿液壓缸全縮時， （2.14) 2.6 鏟斗液壓缸行程及鏟斗連桿機構(gòu)形式及尺寸的計算[2] 鏟斗在挖掘過程中的轉(zhuǎn)角大致為，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，初選。從包絡(luò)圖中量取知，本設(shè)計開挖仰角為。 鏟斗液壓缸全伸與全縮的比值應(yīng)當在允許的范圍內(nèi)，對鏟斗機構(gòu)可取，初選 圖2

54、.7 連桿機構(gòu)的設(shè)計 由前述已知： 連桿處采用共點連接： 由圖2.7得=S=632mm,鏟斗油缸行程<，查液壓缸標準行程系列表[4]， 取=630mm。 （2.15) 代入數(shù)據(jù)，得： 此時以M為圓心為半徑畫圓，以M1為圓心為半徑畫圓，兩圓的交點即為G點位置。 由結(jié)構(gòu)確定G點位置，必須保證鏟斗六連桿機構(gòu)在全行程中任一瞬時都不會被破壞，即保證在任何瞬時都成立。全行程中機構(gòu)都不應(yīng)出現(xiàn)死點，且傳動角應(yīng)在允許的范圍內(nèi)。在任何瞬間各構(gòu)件之間都

55、不應(yīng)有干涉，碰撞現(xiàn)象。 2.7 閉鎖力的驗算及油缸缸徑最終的確定 2.7.1 鏟斗液壓缸內(nèi)徑D3的計算[2] 已知鏟斗缸的最大挖掘力。斗齒尖相應(yīng)的最大挖掘力出現(xiàn)在處[1]，本設(shè)計取=，此時力臂最大，如圖2.8所示 圖2.8 揮最大鏟斗缸挖掘力 由圖可測得： 鏟斗產(chǎn)生最大挖掘力時鏟斗缸的推力 （2.16） 由原始數(shù)據(jù)知鏟斗最大挖掘力，代入數(shù)據(jù)，得：。 初取鏟斗油缸缸徑，鏟斗缸進回油節(jié)流損失

56、分別為。 鏟斗缸所能產(chǎn)生的最大推力 （2.17) 所以 代入數(shù)據(jù)，得：。 因為>，故鏟斗油缸選擇合適。 2.7.2 不同工況下動臂缸舉升力的確定[1] 根據(jù)斗容量、機重查表2.7[1]，由差值法確定工作裝置各部分重量，如表2.2示 表2.2 6.5t反鏟工作裝置各部分近似質(zhì)量 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 斗容 G1(t) G2(t) G3(t) G4(t) G5(

57、t) G6(t) G7(t) m3 0.2899 0.233 0.11 0.072 0.066 0.022 0.072 0.3 注1）斗內(nèi)土重Gt=(1.6~1.8)q，初選。 工況一：從最大挖掘半徑提起滿斗 圖2.9 動臂液壓缸作用力計算簡圖 表2.3 各作用力的近似力臂值表（mm） 土 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 力臂

58、 4755 1647 3937 4755 2671 4436 5044 1014 560 注2）鏟斗內(nèi)物料的重心由于其重心位置難以掌握，因此，假設(shè)其重心位置與鏟斗重心位置重合[2]。 對C點取矩 （2.18) 代入數(shù)據(jù)，得：。 工況二：從最大挖掘深度處提起滿斗 圖2.10 動臂液壓缸作用力計算簡圖 表2.4 各作用力的近似力臂值表（mm） 土 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 力臂 1900 1242 2316 19

59、00 2276 2599 2318 839 397 由有： （2.19) 代入數(shù)據(jù)，得：。 工況三：最大卸載高度時提起滿載斗 表2.5 各作用力的近似力臂值表（mm） 土 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 力臂 1508 62 571 1508 377 650 1429 0.84 106

60、 圖2.11 動臂液壓缸作用力計算簡圖 由有： （2.20) 代入數(shù)據(jù)，得：。 綜上所述，動臂缸最大舉升力。 經(jīng)過反復驗算，初選動臂缸缸徑 ， 查工程液壓缸技術(shù)規(guī)格取活塞桿直徑?；钊麠U較細，動臂在舉升的過程中活塞受壓，在此需對活塞桿進行穩(wěn)定性分析，由于工況一活塞桿全縮，滿足穩(wěn)定性，故只對工況二和工況三做穩(wěn)定性分析。由于動臂油缸采用的是耳環(huán)襯套式結(jié)構(gòu)，所以可以假設(shè)受力完全在軸線上，主要按下式驗證： （2.21）

61、 式中：—動臂缸最大推力； 液壓缸的臨界受壓載荷； —安全系數(shù)，一般取2～4,取=4。 活塞桿材料選擇鋼 表2.6 鋼的材料參數(shù) a/ b/ 304 1.12 105 61 活塞桿計算柔度 （2.22） 式中：長度折算系數(shù)，取決于活塞桿的支撐形式，取1。 活塞桿斷面回轉(zhuǎn)半徑，對于圓斷面 工況二

62、：由圖2.10測出動臂液壓缸的長度,此時=63.5 當<<時，此時活塞桿屬于中柔度壓桿，由雅辛斯基公式 （2.23） 代入數(shù)據(jù)，得：。 所以在此工況下活塞桿滿足穩(wěn)定性。 工況三：由圖2.11測出動臂液壓缸的長度，此時=108 當>時，由歐拉公式 （2.24） 式中E—實際彈性模數(shù)，活塞桿材料選鋼，； —活塞桿橫截面慣性矩

63、，； 代入數(shù)據(jù)，得：。 所以在此工況下活塞桿滿足穩(wěn)定性。 2.7.3 三組油缸缸徑的確定及閉鎖力的驗算[1] 表2.7 6.5t反鏟工作裝置各部分近似質(zhì)量 動臂 斗桿 鏟斗+土 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 斗容 G1(t) G2(t) G3(t) G4(t) G5(t) G6(t) G7(t) m3 0.2899 0.233 0.622 0.072 0.066 0.022 0.072 0.3 ①工況Ⅰ： 動臂處于最低位置，

64、斗桿呈垂直狀態(tài)，鏟斗挖掘，其作用力臂為最大。在此工況，鏟斗缸挖掘（主動），所計算的閉鎖力為動臂缸和斗桿缸的閉鎖力。 表2.8 各作用力的近似力臂值表（mm） 51 482 128 261 2455 869 2137 2316 2276 1242 839 4115 3701 397 510 圖2.12 液壓缸閉鎖力計算簡圖

65、 鏟斗缸挖掘力可通過對Q點的力距平衡方程求得： （2.25) 代入數(shù)據(jù)，得： 從最可能出現(xiàn)不利情況的角度出發(fā)，假設(shè)存在法向阻力，其取值為：

66、 。 各力對F點取距，可得到斗桿液壓缸大腔推力： （2.26) 代入數(shù)據(jù)，得：（大腔閉鎖） 綜上所述，動臂小腔閉鎖力不足，為了防止動臂缸被動伸長，限壓閥的調(diào)定壓力應(yīng)高于動臂缸工作壓力，超出的百分比為： 同樣對動臂在平臺上的支撐點C取矩，求得動臂液壓缸大腔的推力： （2.27) 代入數(shù)據(jù)，得：（小腔閉鎖） 由于動臂液壓缸大腔的推力為負，故此時動臂缸小腔受壓為高壓腔。 已選動臂缸徑=160mm，活塞桿直徑。進回油損失與計算斗桿缸部分一