液壓挖掘機動臂機構的液壓系統論

1、1前言1.1液壓挖掘機簡介以液壓技術應用為基礎的挖掘機是工程機械領域中一種典型的土石方施工設 備，其結構主要是由發(fā)動機、液壓系統、工作裝置、行走裝置和電氣控制等部分組成 （如圖1.1所示），液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、道路建 設、農田水利、油田礦山、市政工程、機場港口等部門的土石方施工中起到十分重要 的作用。在建筑工程中，可用來挖掘基坑、排水溝，拆除舊建筑物，平整場地等。更換 工作裝置后，可進行裝卸、安裝、打樁等工作。在水利施工中，可用來開挖水庫、運 河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠、挖深原有河道等。在鐵路、公路建設中， 用來挖掘土方、建筑路基和開挖路旁排水溝等。在

2、石油、電力、通信業(yè)的基礎建設及 市政建設中，用來挖掘管道溝等。在軍事工程中，可用來筑路、挖壕溝和掩體、建造 各種軍事建筑物。所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞 動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的 作用，因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發(fā)展具有 重要意義11.鏟斗缸2.斗桿缸3.動臂缸4.回轉馬達5.冷卻器6.濾油器7.磁濾器8.油箱9.液壓泵10.背壓閥11.后組合閥12.前組合閥13.中央回轉接頭14.回轉制動閥15.限速閥16.行走馬達圖1.1液壓挖掘機整體系統圖A1.2國內外研究現狀及發(fā)

3、展動態(tài)1.2.1國外研究狀況及發(fā)展動態(tài)工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本是斗容量 3.5-40m3單斗液壓挖掘機的主要生產國，從20世紀80年代開始生產特大型挖掘 機。例如，美國馬利昂公司生產的斗容量50-150m3剝離用挖掘機，斗容量132m3 的步行式拉鏟挖掘機；B-E (布比賽路斯-伊利)公司生產的斗容量168.2m3的步 行式拉鏟挖掘機，斗容量107m3的剝離用挖掘機等，是世界上目前最大的挖掘機。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用 化和自動化的方向發(fā)展。開發(fā)多品種、多功能、高質量及高效率的挖掘機。為滿足市政建設和農田建 設的

4、需要，國外發(fā)展了斗容量在0.25m3以下的微型挖掘機，最小的斗容量僅在 0.01m3。另外，數量最的的中、小型挖掘機趨向于一機多能，配備了多種工作裝置 除正鏟、反鏟外，還配備了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花 鉆、電磁吸盤、振搗器、推土板、沖擊鏟、集裝叉、高空作業(yè)架、鉸盤及拉鏟等，以 滿足各種施工的需要。迅速發(fā)展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿 操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算 機綜合程序控制重視采用新技術、新工藝、新結構，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速 度，提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統的功能。更新

5、設計理論。提高可靠性，延長使用壽命。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(yōu)化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強 度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產品的優(yōu)質高效率 和競爭力。加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜 物保護結構和傾翻保護結構的駕駛室，安裝可調節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲 干擾。進一步改進液壓系統。中、小型液壓挖掘機的液壓系統有向變量系統轉 變的明顯趨勢。液壓技術在挖掘機上普遍使用，為電子技術、自動控制技術在挖掘機 的應用與

6、推廣創(chuàng)造了條件。迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。20世紀80年代，以微電 子技術為核心的高新技術，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的 應用，推動了電子控制技術在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現代化的重要標 志2。1.2.2國內研究情況及發(fā)展動態(tài)早在1954年我國就已開始生產機械式挖掘機，當時的撫順重型機器廠(撫順挖掘 機廠前身)引進前蘇聯的機械式挖掘機W10012和W5012等國際20世紀30-40年 代的產品。由于國家經濟建設的需要，后又發(fā)展10余家廠生產，到1966年12年全 國共生產了機械式挖掘機3000余臺，后又延續(xù)生產到八十年代初。在80年代初引進 德

7、國系列液壓挖掘機制造技術(例如有德國Liebherr公司、Demag公司和O&P公 司)，浙江大學的馮培恩教授開始率先著手研究挖掘機機電一體化技術，首先實現挖 掘機器人作業(yè)過程的分級規(guī)劃和局部自主控制。但是他們在任務規(guī)劃層面上只停留在 仿真階段，還沒有提出顯著的實現方案。20世紀90年代初國內幾家新進入挖掘機待業(yè)的企業(yè)以“技貿結合，合作生 產”的方式聯合引進日本小松制作所的PC系列挖掘機制造技術，由于中國建設事 業(yè)的發(fā)展，市場的擴大，隨后不久在挖掘機生產領域出現了一個外資企業(yè)進入中國的 浪潮。從1994、1995年開始，世界各工業(yè)發(fā)達國家的著名挖掘機制造企業(yè)先后在 中國建立眾多的中外合資或外商

8、獨資挖掘機制造企業(yè)，生產世界一流水平的多種型 號的挖掘機產品。截止至2001年年底，包括國有企業(yè)在內，中國境內生產液壓挖掘 機的企業(yè)總數達20個左右，共生產挖掘機整機質量從1.3-45t，100余個不同型號 和規(guī)格的產品。2000年全國生產各種型號、規(guī)格的液壓挖掘機8111臺，共銷售7926 臺，其中包括出口 119臺。2001年全生產12569臺，銷售12397臺，其中包括出 口 468臺。2液壓系統的設計液壓系統設計作為機電一體化挖掘機設計的重要組成部分，設計時必須滿足挖掘 機工作循環(huán)所需的全部技術要求，且靜動態(tài)性能好、效率高、結構簡單、工作安全可 靠、壽命長、經濟性好、使用維護方便。其中

9、動臂機構液壓系統的設計作為挖掘機總 體設計的一部分，必須要滿足整機工作要求，并要求進行相關參數的計算與分析驗證， 選取合適的各液壓元件。2.1液壓系統的主要參數確定液壓挖掘機的主要參數表明了液壓挖掘機的規(guī)格和主要技術性能，液壓挖掘機的 主要參數分為發(fā)動機參數、液壓系統參數、主要性能參數、尺寸參數四大類，發(fā)動機 參數包括發(fā)動機額定功率、轉速等，液壓系統參數包換主泵的流量、壓力等，主要性 能參數包括整機工作質量、主要部件質量、鏟斗容量范圍或標稱鏟斗容量、挖掘力、 牽引力等，尺寸參數包括工作尺寸、機體外形尺寸和工作裝置尺寸等，其中液壓挖掘 機主要參數中最重要的參數有三個，即斗容量、整機質量和發(fā)動機功

10、率，因為通過這 三個參數可以從使用要求、機械本身的技術性能和技術經濟指標、動力裝置的配套、 國際上統一的標準以及傳統習慣等方面反映液壓挖掘機的級別，故有主參數之稱。所 以有時采用挖掘機的斗容量作為主參數。例如，機械式挖掘機一般就以斗容量作為挖 掘機的主參數并作為主要分級指標。但液壓挖掘機可更換的工作裝置多，而且同一機 型可以根據作業(yè)對象或工作尺寸的要求換裝不同斗容的鏟斗。由于不同廠家的挖掘機 采用不同的液壓系統，輔助設備能耗及功率儲備也有所不同，而且同一型挖掘機在后 續(xù)改進時，也會改變發(fā)動機功率，所以液壓挖掘機以功率分級不十分合理。整機質量 則直接反映了液壓挖掘機本身的重量等級，對其他技術參數

11、影響較大，如挖掘能力的 發(fā)揮、發(fā)動機功率的充分利用、作業(yè)的穩(wěn)定性等要以一定的整機質量來保證，因此整 機質量反映了挖掘機的實際工作能力，目前已被廣泛用作液壓挖掘機的分級指標。比較其他同類型挖掘機，可得SWE70H的主要參數（如下表3.1，表3.2所示）， 其中圖3.1為液壓挖掘機的外觀尺寸圖，作業(yè)參數表3.2是根據圖3.1所示。表3.1 SWE70H液壓挖掘機的主要參數整機重量（kg）6410標準斗容（m3）0.26高/寬/長（mm）2692/2080/5985鏟斗挖掘力（kN）44斗桿挖掘力（kN）31.5最大牽引力（kN）50.4動臂偏轉角度（）50（左）75（右）行走速度（km/h）4.1

12、/2.8爬坡能力（）35接地比壓（kPa）33.9回轉速度（rpm）10發(fā)動機YANMAR形式4缸4沖程水冷排量（L）3.32功率/轉速（kW/rpm）42.9/2200燃油箱容量（L）118主泵類型2個變量柱塞泵,1個齒輪泵壓力（Mpa）25排量（L/min）26.9X2齒輪泵壓力（Mpa）21排量（L/min）19.2先導泵壓力（Mpa）3.9排量（L/min）4.5液壓油箱容量（L）105圖3.1 SWE70H型液壓挖掘機的外觀尺寸圖表3.2 SWE70H型液壓挖掘機的作業(yè)參數A最大挖掘高度6068mmB最大卸料高度4231mmC最大挖掘深度3884mmD最大垂直挖掘深度2801mmE最

13、大挖掘半徑6140mmF最大停機面挖掘距離5994mmG推土鏟最大提升高度427mmH推土鏟最大掘地深度254mmR最小回轉半徑2145mm推土鏟長/寬2080X415mmA輪距2240mmB履帶總長2745mmC平臺離地間隙708mmD平臺尾端回轉半徑1580mmE底盤寬度2080mmF履帶寬度400mmG底盤離地間隙338mmH履帶高度603mmI運輸長度5985mmJ司機室頂高2692mmK運輸寬度2080mm2.2負載分析4動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接。常見的有兩種具體布置 方式。油缸前傾布置方案，如圖3.2A所示，動臂油缸與動臂鉸接于E點。當動臂油臂 全伸出，將動

14、臂舉升至上極限時，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。油缸后傾布置方案，如圖3.2B所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升至上極限 位置時，動臂油缸軸線向轉臺后方傾斜。圖3.2動臂機構油缸布置方案當兩方案的動臂油缸安裝尺寸DE1、鏟斗最大挖掘H和地面最大挖掘半徑R相 等時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即h1h2。此外，在后傾方案中， 動臂EF部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后 傾方案的缺點。然后，后傾方案動臂下鉸點C與動臂油缸下鉸點D的距離CD比前傾 方案的大，則動臂在上下兩極限位置時，動臂油缸的作用力臂也就比較大。因此，在 動臂油缸作用力相同時，后傾方案能得到較大

15、的動臂作用矩，這就是其優(yōu)點。為了增大后傾方案的挖掘深度，有的挖掘將長動臂CEF改成CE1F1（圖3.1B）， 并配以長斗桿，在最大深度處挖掘時，采用鏟斗挖掘而不是斗桿挖掘，這樣得到的最 大挖掘深度為h1h2。顯然，不論是動臂油缸前傾還是后傾方案，當C、D兩鉸點位置和CE長度不變 時，通過加大動臂油缸長度可以增大動臂仰角，從而增大最大挖掘高度，但會影響到 最大挖掘深度。所以，在布置動臂油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作裝置的作業(yè) 尺寸及動臂舉升力和挖掘力等因素。動臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升鏟斗內裝滿土壤的工作裝置至最大 卸載距離位置進行卸載來確定，其設計簡圖3.3所示，此時動臂油缸作

16、用力(N)為：1 / ，、(3.1)Fb -如Gg lg a + G)(3.1)13式中t 一鏟斗及其裝載土壤的重力(N)Gg 斗桿所受重力(N)Gb 一動臂所受重力(N)八一鏟斗質心到動臂下鉸點A的水平距離(m) igA一斗桿質心、動臂下鉸點A的水平距離(m) 一動臂質心到動臂下鉸點A的水平距離(m) 1 3 一動臂油缸作用力對鉸點的力臂(m)查閱相關資料，選取Gdt = 2x103+mg，gg = 5x103N，Gb = 9X103N，idA =6.3m，1 g a =4-2m，lbA = 1-4m, 13=.7m其中鏟斗的重力為2X103N，根據公式 TOC o 1-5 h z m =

17、P V(3.2)V = VS(3.3)k pk S = -pL(3.4)式中 m 一裝載土壤的質量(kg)V 一平均有效斗容量(m3)5 一鏟斗充滿系數(m3 )，根據工作環(huán)境，選擇充滿系數為1p 一自然情況下土壤的密度，根據工作環(huán)境，選擇P =1750 kg - m -3p S一疏松后的土壤密度 k S 土壤的松散系數，根據工作環(huán)境，取ks = 1.35代入數據，求得：p = 2352.5kg m-3 m = 51.1650kg Fb = 110 x 103 N圖3.3動臂油缸作用力分析2.3機電一體化液壓挖掘機工作原理機電一體化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

18、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(yè)的要求。機電一體化液壓挖掘機傳動示意圖，如圖3.4所示，利用各種傳感器，柴油機 驅動液壓泵，操縱分配閥，將高壓油送給各液壓執(zhí)行元件（液壓缸或液壓馬達）驅動相 應的機構進行工作。機電一體化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組成。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點轉動。依靠斗桿缸

19、使斗桿繞動臂的上鉸點轉動; 而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉動。挖掘作業(yè)時， 接通回轉馬達，轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液 壓缸回縮;動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長， 使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進 油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗 桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘 循環(huán)5。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配

20、合可以是多樣的、隨機的。1、鏟斗2、斗桿3、動臂4、連桿5、6、7、液壓油缸圖3.4機電一體化液壓挖掘機傳動示意圖2.4機電一體化液壓挖掘機工作技術要點6采用了柴油機-液壓泵復合控制。操作者根據工況，利用作業(yè)模式選擇開關（功 率預選開關）選擇合理的功率模式：重載高速、正常工作、輕載低速。通過電子調節(jié) 器調節(jié)發(fā)動機油門和液壓泵的排量，使供給功率與負載需要功率相匹配。采用了電液比例控制技術，通過改變34B-R6/H6型帶閥芯位移反饋的電液比例 方向閥的比例電磁鐵的輸入電流，不公可以改變閥的工作液流方向，而且可以挖掘閥 口大小實現流量控制，是一種較為理想的電、液轉換和功率放大元件，與伺服控制相 比具

21、有成本低、抗干擾性好、能量損失小、對油液清潔度無特殊要求等優(yōu)點。工況在線監(jiān)測系統包括單片主處理器模塊、面板控制系統、模擬信號調理模塊、 A/D轉換及光電隔離模塊、電源模塊及傳感器等部分。其中單片主處理器模塊是系統 的核心部分，主要功能有面板的控制管理，A/D轉換部分的控制管理、模擬量、開關 量和轉換信號的輸入、處理和存儲。面板控制模塊是整個系統的入機接口，它包括鍵 盤、聲光報警電路和點陣式液晶顯示器。模擬信號調理電路的任務是實現各路模擬量 信號的輸入和調整，將傳感器和敏感元件的輸出電信號轉變?yōu)闈M足A/D轉換輸入要 求的標準電平信號A/D轉換及光電隔離模塊的功能是將所有的被檢測轉變成為單片 機所

22、接受的數字量，具體包括開關量、轉換信號的整形、模擬量的A/D轉換和輸入 輸出信號的光電隔離等。電源模塊將液壓挖掘機上的蓄電池或發(fā)電機輸出的+24V直 流電轉換成系統各模塊以及系統配備的傳感器所需的各種類型的電平電壓。傳感器處 于液壓挖掘機與監(jiān)測系統的接口位置，是一個能量變換器，它直接從液壓挖掘機中提 取被除數檢測的工況特征參數，感受狀態(tài)的變化并轉換成便于測量的物理量。計算機控制系統將來自各傳感器的檢測信息和外部輸入命令進行集中、儲存、分 析加工，根據信息處理結果，按照一定的程序和節(jié)奏發(fā)出相應的指令控制整個系統有 目的的運行。如利用壓力傳感器可實現過載情況下的路徑自主校正；利用超階級聲波 測距傳

23、感器能實現回轉過程中的自動避障。2.5液壓缸主要幾何尺寸的計算72.5.1液壓缸內徑尺寸與活塞桿直徑的確定由表3.1、表3.3、表3.4可知，小挖掘機液壓系統在最大負載約為Fb=11810N時宜取液壓缸的工作壓力p = 13X 106 pa，液壓缸選用單桿式，并在 工作時進行差動連接。此時液壓缸無桿腔工作面積A1應為有桿腔工作面積A2的兩倍。 由于液壓缸回油路上必須具有背壓力存在，以防止挖掘機卸土后突然前沖，由表3.5, 可取 P 1 =8X 105 Pa.表3.3按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力負載F/N50000工作壓力 p/MPa57表3.4按主機類型選擇執(zhí)行元件工作壓力主機類型機床農業(yè)機械小

24、型工程機械工程機械輔助機構液壓機中、大挖掘機重型機械起重運輸機構磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力 p/MpaW235W881010162032表3.5執(zhí)行元件背壓力系統類型背壓力/Mpa簡單系統或輕載節(jié)流調速系統0.20.5回油路帶調速閥的系統0.40.6回油路設置有背壓閥的系統0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短，且直接回油箱可忽略不計由于是差動式單桿連接，所以活塞桿直徑d與缸筒直徑D的關系為d=0.707D。根據公式, F 110000(3.5)A =(3.5)1 P P (13 08) X106 . g TOC o 1-5 h z 22故有D

25、=*77=10.5cm，d=0.707D=7.435cm(3.6)當按GB/T2348-1993將這些直徑圓整成就近標準值時得：D=11cm d =8cm ,由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為A=兀 D2/4 = 102.932A2 =兀(D2 d2)/4 = 56.1cm2(3.7)2.5.2液壓缸行程的確定液壓缸行程主要依據機構的運動要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，應盡量 采用GB/T2348-1993標準的液壓缸行程，則根據技術要求，取行程為760mm。2.6液壓缸結構參數的計算2.6.1缸筒壁厚的計算對于低壓系統或D/5 對于低壓系統或D/5 16時，液壓缸缸筒厚度一般按薄壁筒計算

26、，公式如下:PyD5 2Q (3.8)式中 5 液壓缸缸筒厚度Py -試驗壓力（Mpa），當工作壓力PW16Mpa時，戶,二1.5P,當工作壓力 PN16 Mpa 時，Py=1.25P，這里應取Py=L5P =16.25MpaD 液壓缸內徑（m） 缸體材料的許用應力（Mpa），可通過下面公式求得：2 = （3.9）n b 缸體材料的抗拉強度（Mpa）n 安全系數，n =3.55，一般取n =5但對于鍛鋼45的許用應力 一般都取 =110（Mpa）則論 16.25 xll。= ms2 x110根據機械設計手冊，取液壓外缸直徑為Di=133mm.2.6.2液壓缸油口直徑的計算液壓缸油口直徑應根據活

27、塞最高運動速度v和油口最高液流速度“而定，公式 如下：d= 0.13vv77（3.10）式中d o液壓缸油口直徑（m）D 液壓缸內徑（m）V 液壓缸最大輸出速度（m/min）v 0 油口液流速度（m/min），根據機械設計手冊，取v o =0.7m/min 同時對于單桿油塞式液壓差動聯接時，活塞的外伸速度為：v = 60 4（3.11）A 3式中 V 液壓缸差動聯接時，活塞外伸的速度，可視為油口液流的速度（m/min）4 液壓泵流量（m3/s）, Q = 2x2$9 二；9.4。x10-3 1.3X 10_3 m 3/sA 3 一活塞桿面積，其公式如下：(3.12)式中 d 活塞桿直徑（m）代

28、入數據，解析以上公式得：d = 0.13x11x10-/1.553/0.7 = 2.13x10-2m,故取 d 0 = 2.5cm2.6.3缸頭厚度計算本設計采用的是螺釘聯接法蘭缸頭，其厚度的計算公式為：(3.13)式中 h 法蘭高度（m）dcp 法蘭內徑（m）,根據機械設計手冊，取dcp = 12.1x 10-2mD 0 一螺釘孔分布圓直徑（m），根據機械設計手冊，取D0 = 14 x10-2 mg 法蘭材料的許用應力（Mpa），取45鋼，g =120 MpaF 法蘭受力總和（N），其計算公式為：兀兀/ 7(3.14)F = _ d 2P+(弓打 2 - d 2)q(3.14)d 一密封環(huán)內

29、徑（m），根據機械設計手冊，取d = 9 x10-2 mdH 一密封環(huán)外徑（m），根據機械設計手冊，取dH = 11 x 10-2 mP 一系統工作壓力（pa）， p = 13x 106paq 一附加密封力（pa），若采用金屬材料時，q值取屈服點，此處取材料A為 45 鋼，則 q =110Mpa3x933x93兀 x(14 12.1)x10-2 12.1x10-25110 X106 x 43.67 x10-2 m93兀F 二二 73.005N4故取h = 4cm2.6.4下蓋聯接螺釘強度校核計算螺釘聯接可采用高強度螺釘M16X1.5(GB/T70.1-2000)聯接，兩端數量均為24件，螺釘精

30、度等級為10.9級，其強度校核，公式如下：拉應力： =-4 =7.7Mpa(3.15)兀 Zd 02剪應力：i = k V =3.1Mpa(3.16)0.2 zd /式中k :螺紋擰緊系數，此處取k =1.25k 1:螺紋摩擦系數，一般取k 1=0.12d0 :螺紋外徑，根據機械設計手冊，取d0 =16mmd 1 :螺紋內徑，根據機械設計手冊，取d 1 = d 0-1.0825X1.5 = 14.4mm：數量為24g .螺釘材料屈服強度，取45鋼，則。=110Mpa得：瀘+ 311.37= 10.0Mpac，符合工況要求，則驗證合格，可取。2.6.5活塞桿柔度校核計算活塞桿細比計算如下：入二

31、4L wq兀d 2此處：L為折算長度，導向套中心、至吊頭尺寸，約760mm,活塞桿直徑d=8mm, 入活塞桿許用細長比，按規(guī)定拉力桿此處入W100。計算得人=4 x 760/3.14 x 64 x 10-4 = 13.8 1130q(3.20)q液體流量V 一流速，對于吸油管V =12m/s, 一般取1m/s以下，對于壓油管W36m/s, 對于回油管V W1.52.5m/s。通過以下公式算出管道內徑：(3.21)式中q一液體流量V 流速其設定值與計算數值如表3.7所示表3.7計算數值管路名稱通過流量(L/min)允許流速(m/min)管道內徑(m)實際取值(m)大泵吸油管20.4X20.80.

32、04210.045小泵吸油胳150.90.01420.021大泵排油管26.9X240.0170.021小泵排油管19.240.0070.010查機械設計手冊得：10X2、21X3、45X42.11.3膠管的選擇根據工作壓力和按公式得管子的內徑選擇膠管的尺寸規(guī)格。高壓膠管的工作壓力 對不正常使用的情況下可提高20%；對于使用頻繁，經常扭變的要降低40%。膠管在 使用及設計中應主要下列事項：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。（2）膠管的長度應考慮到膠管在通入壓力油后，長度方向將發(fā)生收縮變形，一 般收縮是取3%4%，膠管

33、安裝時避免處于拉緊狀態(tài)。（3）膠管安裝是應保證不發(fā)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內，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。2.12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，V qv/、#（3.22）式中qv 一液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積* 一經驗系數已知所選泵的總流量為80.3L/min，這樣，液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為80.3L,查表 3.8表3.8油箱經驗系數表系統類型行走機械低壓系統中壓系統鍛壓系統冶金系統a12245761210得a

34、 =3，故V=a qv =3X0.0803=0.2409 m 33液壓系統性能驗算3.1液壓系統壓力損失3.1.1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。設定此管路長為4m, 管內徑0.02m，當液壓缸快速運動時通過的流量為79.8L/min，正常運轉后的粘度 為v = 27mm2/s，油的密度為 P =918Kg/m3油在管路的實際流速qVu 油在管路的實際流速qVu =兀d 2T_ 79.8 x 10-3=2.86m/s兀 八一一一 x 0.022 x 604(4.1)u dRe=u dRe=v2.86x 0.02二 CD m =252923002.7x105(4.

35、2)油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數為:油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數為:0.3164(4.3)(4.人=(4.3)(4.Reo.25根據公式4)求得沿程壓力損失為:.3164 x4 x2.862 =0 . 021MPa28060.5 x 0.02 x 2 x1063.1.2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 p 3。其中管路局部壓力損失相對來說小得多，故主要 考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A閥、單向調速閥、溢流閥。設定單向閥的額定

36、流量為60L/min,額定壓力損失0.4MPa,電磁換向閥的額定 流量為160L/min,額定壓力損失為0.3MPa,單向調速閥的額定流量為150L/min, 額定壓力損失為0.2MPa。溢流閥的額定流量為130L/min，額定壓力損失為0.3MPa。通過各閥的局部壓力損失之和：c /26.9X 2+19.2)2cc( 26.9x 2+19.22疽 26.9x 2+19.22( 26.9x 2 2AP =0.4 +0.3 +0.2 + 0.3 1k 60)k 160 Jk 150 J k 130 J=0.53 MPa通過各閥的損失之和為:a?2=|0.4a?2=|0.4(269 2+19.22

37、( 26.9k 2+19.公2+0.3+0.2(19.21130 J=0.44Mpa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Ap = Ap1 + Ap2 =0.53+0.44=0.97Mpa3.2液壓系統的發(fā)熱溫升計算123.2.1計算液壓系統的發(fā)熱功率液壓系統工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉 化為熱量，使油溫升高。液壓系統的功率損失主要有以下幾種形式：液壓泵的功率損失Ph11 Ph11 -p dF ”T廣1門 pi i t (4.5)式中 T t 一工作循環(huán)周期(s)Z一投入工作液壓泵的臺

38、數Pr.-液壓泵的輸入功率(W)門p-各臺液壓泵的總效率，一第I臺泵工作時間(s)壓執(zhí)行元件的功率損失匕=-羅P (1一門)t(4.6)j式中 M-液壓執(zhí)行元件的數量Prj 液壓執(zhí)行元件的輸入功率(W)門巧.一液壓執(zhí)行元件的輸入效率t.第j個執(zhí)行元件工作時間(s)溢流閥的功率損失Ph 3 = P 角7)式中 Py 溢流閥的調整壓力(Mpa)；q Vy 經過溢流閥回油箱的流量(m3/s)。油液流經閥或管道的功率損失p4 = pqv(4.8)式中 A p 通過閥或管路的壓力損失(Mpa)；qv 通過閥或管路的流量(響s)。0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(fā)熱功率P = P +

39、 P + P + P Phr hl h2 h3 h4 iL&S +t )q n t(4.9)TWi iWj j j vi pi it i=1j=1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(huán)節(jié)太多，一一計算較麻煩，通常用下式計算液壓系統的發(fā)熱功率P廣 H- Pc(4.10)式中 Pr一液壓系統的總輸入功率Pc 輸出的有效功率。對于本系統來說，Pr就是正個工作循環(huán)中的雙泵的平均輸入功率p = 1 寸 lL =86.4KW(4.11)r T 門i i=1pi式中Pr是液壓系統的總輸入功率，P是輸出的有效功率。-1 tP 廣于 匕氣二98.8KW(4.12)t i=1式中工作周

40、期(s)；z、n、山一分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數量；P、q .、門.一第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率； iVI pit.第i臺泵工作時間(s)；Fwi，S液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程(Nm)?？偟陌l(fā)熱功率 PP- P =98.8-86.4=12.4KW3.2.2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 = (K1 A1 + K2 A2)AT=1.932+0.5=2.432KW(4.13)式中*油箱的散熱系數K 2管路的散熱系數A1、A2分別為油箱、和管道的散熱面積甌油溫與環(huán)境溫度之差油箱

41、散熱系數K見表4.1表 4.1 (W/ m 2笆)冷卻條件K通風條件很差89通風條件良好1517用風扇冷卻23循環(huán)水強制冷卻110170管道的散熱系數見表4.2表4.2外徑選擇(W/ m 2 C)風速/ m風速/ m - s-10.0108125569管道外徑/m0.050.16514104023hr hc則計算出的P W P，油溫會不斷升高，這時，最大溫差，則hr hc(4.14)AT =Phr(4.14)KA + KA1 12 2溫度為T，則油溫T = T - AT。當油箱的散熱面積不能再加大，或加大一些無濟于000事時，需要安裝冷卻器。3.2.3冷卻器所需冷卻面積的計算冷卻面積(4.15

42、)P - P(4.15)A hrhcA=K Atm式中K一冷卻器的散熱系數，用管式冷卻器時，去K=116W/ (W/m2C)式中氣一平均溫升，其公式如下:(4.16)T、T2液壓油入口和出口溫度t1、12-冷卻水或風的入口和出口溫度取油進入冷卻器的溫度Tt =60C，油流出冷卻器的溫度t2=50C ,冷卻水入口溫度 ti=25C，冷卻水出口溫度12=30C。則：At At =(m58+50 25+27)=28 C所需冷卻面積為:二1.22P -P(9.8-二1.22KAt 阮11&28考慮到冷卻器長期使用時，設備腐蝕油垢。水垢對散熱的影響，冷卻面積應比計算面 積大30%，實際選用冷卻器散熱面積為：A=1.3X1.22=1.72 tf查機械設計手冊并圓整得A=1.7 tf本課題一一機電一體化液壓挖掘機動臂機構的液壓系統設計，其說明書的編寫終 于完成。雖然不是很復雜，但通過這一設計實踐，我感