某型號液壓挖掘機(負載敏感系統(tǒng))液壓系統(tǒng)設計畢業(yè)設計論文

摘要動我國挖掘機發(fā)展具有十分重要的意義。敏感系統(tǒng)液壓挖掘機。挖掘機由多個系統(tǒng)組成，包括液壓系統(tǒng)，傳動系統(tǒng)，操縱系統(tǒng)，工作裝置，底架，轉臺，油箱，發(fā)動機安裝等。本人的設計主要致力于分析和設計負載敏感系統(tǒng)液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的液壓站裝配圖，以液壓元件和液壓回路為主。IAbstractAthomeandabroadingatheringrelevantinformationexcavatorhydraulicsystemonthebasisoftheunderstandingoftheexcavatorsofthehistoricaldevelopmentofthehydraulicsystem,hydraulicexcavatorsandtechnicaldevelopmentshavebeenanalyzedandsummarized.Thegraduationprojectisthesubjectofhydraulicexcavators.Mini-excavatorfrommultiplesystems,includinghydraulicsystem,transmissionsystem,controlsystem,theworkingdevices,chassis,turntable,fueltanks,engineinstallationweredesigned.Ifocusedonthedesignoftheanalysisanddesignofsmall-sizedhydraulicexcavatorhydraulicsystemhydrauliccomponentssuchashydrauliccomponentsandthemainhydrauliccircuit.Keywords:hydraulicpump;hydraulicsystemofexcavator;LoadsensitivesystemII摘IVV1m3液壓挖掘機挖掘I-IV級土壤時，每班生產率大約相當于300^-400工人一天的勞動生產率〔2]。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(yè)單位的青睞。液壓挖掘機的生產制造業(yè)也日益蓬勃發(fā)展。置設計方法的研究成為推動挖掘機發(fā)展中的重要一環(huán)。分析研究也己經(jīng)成為推動挖掘機發(fā)展中的重要一環(huán)。挖掘機行業(yè)的發(fā)展歷史久遠，可以追溯到1840年。當時美國西部開發(fā)，進行鐵路它采用蒸汽機作為動力在軌道上行走。但是此后的很長時間挖掘機沒有得到很大的發(fā)展，應用范圍也只局限于礦山作業(yè)中。導致挖掘機發(fā)展緩慢的主要原因是:其作業(yè)裝置動作復雜，運動范圍大，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(fā)，在一定程度上也限制了挖掘機的發(fā)展。裝置，為挖掘機的發(fā)展建立了強有力的技術支撐，是挖掘機技術上的一個飛躍。同時，用。1950年在意大利北部生產了第一臺液壓挖掘機。當時液壓挖掘機主要配置反鏟工作裝置。在早年，許多液壓挖掘機都配組合動臂。這種組合動臂可以調節(jié)動臂的長度，現(xiàn)在大多數(shù)液壓挖掘機都采用整體動臂。優(yōu)點是重量輕，制造方便，成本低。從20世紀60年代到80廠和品種增加很快，產量猛增。1968-1970年間，液壓挖掘機產量已經(jīng)達到挖掘機總產量的83%,901熟。自第一臺手動挖掘機誕生以來的160設機器人的代表，據(jù)有關專家估算，全世界各種施工作業(yè)場約有65%至70%的土石方工性能的好壞有關。設計軟件，能夠實現(xiàn)工作裝置設計的自動化，提高挖掘機設計水平。因此，進行挖掘機工作裝置設計的自主研究非常必要。的核心技術就是液壓系統(tǒng)設計，所以對其液壓系統(tǒng)的分析研究具有十分重要的現(xiàn)實意義。于機械設計中，挖掘機工作裝置設計得到了很快發(fā)展。針對液壓挖掘機工作裝置的CAD軟件也已經(jīng)有了不少的研究。從20世紀509]機生產商紛紛采用各種高新技術，來提高自己挖掘機在國際上的競爭力。中占有很重要的位置。液壓挖掘機迅速發(fā)展的根本原因，在于機械本身的優(yōu)越性(重量輕、挖掘能力大、生產率高)、通用性好、操縱輕便，也由于下述幾個因素:(1重視試濟性和工作可靠性，研制過程中，進行各種Iit能試驗和可靠性試驗，包括構件強度試驗、系統(tǒng)試驗、操縱試驗、耐久性試驗等等，要通過嚴格的科學試驗和用戶評價，才進行定型生產;(2)時間內進行總體設計，新產品從設計到批量生產的周期縮短到2-v3年左右。2當前液壓挖掘機的研制和改進主要著眼于:(1);(2)大小和有效作用范圍是衡量各種液壓挖掘機工作能力的重要指標。作業(yè)裝置時，可以用來吊、夾、推、刮、松、挖、裝、銑削、拆除、清除和壓實等作業(yè)，2min時間，就完成了作業(yè)裝置的更換。工作裝置中，動臂、斗桿結構變化多樣，也擴展了主機的使用功能，這一結構主要表現(xiàn)為動臂、斗桿長度的變化，由動臂、斗桿的兩元件變化為兩節(jié)動臂、斗桿的多元件和伸縮臂。在bauma2004設計出適應于各種各樣建筑施工的挖掘機工作裝置，也能夠滿足市場和用戶的要求。隨著計算機輔助設計技術的日益推廣，機械設計及制造技術發(fā)生了革命性的變化?，F(xiàn)代設計技術和先進制造技術，仍是保證和提高液壓挖掘機性能的一個較重要的途徑。國外許多有實力的生產廠商有了自己的軟件。在國外很多科研機構和一些大型企勒(Caterpillar)、德國利勃海爾(Liebherr)、英國JBC、日本神鋼(KOBELCO)等公司將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、結構件優(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，卻還是很少。早在1958年國內便開始了液壓挖掘機的研制開發(fā)工作，隨后開發(fā)出一系列比較成達到應有的水平，與國外同類產品相比也存在較大差距。到了80年代末和90(作業(yè)循環(huán)時間減小，作業(yè)效率大大提高);高可靠性和追求司機操作的舒適性。機生產經(jīng)驗，紛紛在工廠的技術改造、試驗研究、新產品開發(fā)方面下大功夫。有的新開發(fā)的產品(也包括某些已生產多年的老產品)3外的不少技術，在技術方面都有了長足的進步。裝置設計參數(shù)分析和在CAD不具有通用性。特別是國內，CAD在許多企業(yè)還停留在輔助制圖的程度上，當然也有部分企業(yè)用CAD能達到設計需要，對液壓挖掘機進行分析的大型通用軟件目前市場上還很少。下，開發(fā)一個專業(yè)化的工作裝置的設計工具和軟件顯得非常必要。從20世紀60:①液壓系統(tǒng)逐漸從開式系統(tǒng)向閉式系統(tǒng)轉變;②系統(tǒng)的節(jié)能技術成為研究的重點;③液壓系統(tǒng)的高壓化和高可靠性發(fā)展趨勢日益凸顯;④很重視液壓系統(tǒng)的操縱特性提高;⑤液壓系統(tǒng)與電子控制的結合成為潮流。日本小松(KAMATSU)公司90年代以前一直致力開發(fā)開式負載敏感系統(tǒng)(OLSS)，用縱性能、調速性能和微調性能差。另外，開式系統(tǒng)的大缺點。統(tǒng)無法滿足挖掘機的調速和復合動作的要求。近年來在國外的挖掘機液壓系統(tǒng)中出現(xiàn)了閉式負載敏感系統(tǒng)(CLSS)4相互之間干擾小，因此操縱性好是閉式液壓系統(tǒng)的主要特點。把大量挖掘機液壓系統(tǒng)從開式系統(tǒng)改為閉式系統(tǒng)了。術，目前液壓挖掘機都選用其中一種控制技術來實現(xiàn)節(jié)能要求。負載敏感技術是一種利用泵的出口壓力與負載壓力差值的變化而使系統(tǒng)流量隨之(Mannesmann)求對油泵進行控制，從而實現(xiàn)在按需供流的同時，使調速節(jié)流損失△P控制在很小的固壓力對主泵的排量進行調節(jié)的技術。目前以日本小松(KOMATSU)和日本日立(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統(tǒng)中使用了負流量控制技術。這種控制技術具有穩(wěn)定性好、響應快、可靠性和維修性好等特點，但在起始點為重負荷下作業(yè)時，因流量與負載有關，所以可控制性較差。30MPa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(fā)展的趨勢;流量通常在每分鐘數(shù)百升;功率在數(shù)百千瓦以上。如德國Orensttein&Koppe制造的目前世界上首臺最大的RH400型全液壓挖掘機，鏟斗容量達42m32M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(fā)動機，總功率高達2014kW。的影響，系統(tǒng)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，統(tǒng)，使液壓挖掘機的運轉率達到8596-9596，使用壽命超過1萬小時。4.重視操縱特性挖掘機液壓系統(tǒng)的操縱特性越來越受到重視。目前國際上迅速發(fā)展全液壓挖掘機，使得挖掘機液壓系統(tǒng)操縱特性大大提高。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巨大發(fā)展，特別是傳感器、計算機和檢測儀表的應用，使液壓技術和電子控制有機結合，5林肯一貝爾特公司新C系列LS-5800調節(jié)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(tǒng)，利用精控模式選擇系統(tǒng)，減少燃油、發(fā)動機功率和液壓功率的消耗，并延長了零部件的使用壽命。有一定基礎，但由于采用傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)的挖掘機產品在性能、質量、作業(yè)效率、可靠性占據(jù)。以20t級的中型液壓挖掘機為例，國產20t級挖掘機大多數(shù)是歐洲80年代初的技術〔劉，同90年代初以來在國內形成批量的日本小松、日立、神鋼等機型相比，其行走速度低，各種性能參數(shù)均偏小，整機性能和作業(yè)效率較國外偏低。6要求，掌握傳統(tǒng)的挖掘機工作裝置設計方法。液壓挖掘機的主要功能運動包括以下幾個動作(如圖2.1所示):動臂升降、斗桿收放、鏟斗裝卸、轉臺回轉、整機行走以及其它輔助動作。除了輔助動作(例如整機轉向等)不需全功率驅動以外，其它都是液壓挖掘機的主要動作，要考慮全功率驅動。挖掘機的典型作業(yè)流程:整機移動至合適的工作位置回轉平臺，使用工作裝置處于挖掘位置動臂下降，并調整斗桿、鏟斗至合適位置斗桿、鏟斗挖掘作業(yè)回轉工作裝置至卸載位置操縱斗桿、鏟斗卸載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要求:①實流量也能相應變化;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(例如挖掘與動臂、提升與回轉)同時進行復合動作。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: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: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: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。1一動臂升降;2一斗桿收放;3一鏟斗裝卸;4一轉臺回轉:5一整機行走(4)空斗返回:到新的挖掘點，此時是回轉和動臂或斗桿的復合動作。7液壓缸進行挖掘時，可以得到最大挖掘深度尺寸，并且也有較大的挖掘行程。一般認為斗容量小于0.5M3或在土質松軟時以轉斗挖掘為主，反之則以斗桿挖掘為主。這兩種情況的挖掘阻力不同。2.2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[1.6]，見圖2.3所示。這些動作決定于液壓系統(tǒng)的設復合動作。a一水平地面的挖削;b一斜坡地面的挖削8圖2.3地面的切削和壓整合流。單獨采用鏟斗挖掘時，也有采用雙泵合流的情況。等措施進行流量分配，其流量分配要求和三泵系統(tǒng)相同。增大挖掘力，希望液壓系統(tǒng)能暫時增壓，能提高主壓力閥的壓力。2.鏟斗挖掘工況的挖掘阻力的切削阻力，其切削阻力的切向分力可以用下列公式表達式中:c11級土宜取c=s0-80m級土宜取C=%一150，對W級土宜取c二160一320;R位為CM;07max一挖掘過程中鏟斗總轉角的一半;p一鏟斗瞬時轉角，尹二(A.-(Pro,'Pr為鏟斗相對斗桿轉角，97r。為挖掘起始位置的鏟斗相對斗桿的初始轉角;B一切削刃寬度影響系數(shù)，B=1+2.6b，其中b為鏟斗平均寬度，單位為m;A一切削角變化影響系數(shù)，取A=1.3;Z一斗齒系數(shù)，帶有斗齒時取Z=0.75，無斗齒時取Z=1;X一斗側壁厚度影響系數(shù)，X=1+0.03xSSmX=1.15;D一切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容量大小在D=10000-17000N范圍內選取。當斗容量q<0.25m3時D應小于10000N。9圖2.4鏟斗挖掘阻力分析圖圖2.5挖掘斷面形狀和載荷曲線式中:Ykg/耐:刀一土壤傾斜角();與鋼的摩擦系數(shù)。鏟斗挖掘裝土阻力的切向分力與切削阻力的切向分力W不計。試驗表明法向挖掘阻力叭的指向是可變的，數(shù)值也較小，一般叭=0一0.2Wo土質愈均勻，W2愈小。從隨機統(tǒng)計的角度看，取法向分力Wz為零來簡化計算是允許的。國外有試驗認為平均挖掘阻力為最大挖掘阻力的70-80%，可作為參考。鏟斗挖掘時，挖掘阻力設計載荷曲線如圖2.5所示。4.斗桿挖掘時的挖掘阻力斗桿挖掘時切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中可視為常數(shù)，見圖2.6.一般取斗桿在挖掘過程中的總轉角為(p=500-800，在這轉角行程中鏟斗被裝滿。這時斗齒的挖掘行程為S=0.01745r6Фg挖掘度，使挖掘阻力減小。挖掘過程中還有可能碰到石塊、樹根等堅硬障礙物，往往由于挖不動滿斗舉升回轉的運動約占整個作業(yè)循環(huán)時間的50%-70%25%^-40%轉液壓回路的發(fā)熱量占液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量的30%^-40%，因此要求盡可能地縮短轉臺的回轉時間。者在速度上匹配，即回轉到指定卸載位置時，動臂和鏟斗自動提升到合適的卸載高度?？煨鴦颖鄣奶嵘俣嚷??；剞D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，此時應該將整。這時是回轉馬達、動臂、斗桿和鏟斗進行復合動作。為了調整卸載位置，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。在新的挖掘點。此工況是回轉馬達、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。特點與滿載回轉類似，但轉動慣量比滿足時減小。要求:左右履帶可獨立操縱，可調速，具有直線行走功能，具有一定的行走速度((2-5km/h)和爬坡能力(35度左右)，具有制動能力。在行走的過程有可能要求對作業(yè)裝置液壓元件(如回轉機構、動臂、斗桿和鏟斗)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。(如動臂、斗桿、鏟斗和回轉)供油。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;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。適的停放與運輸尺寸與姿態(tài)和特殊的檢查姿態(tài)。2.2液壓挖掘機工作裝置的設計要求自由度的工程機械。這些主要機構經(jīng)常啟動、制動、換向，外負載變化很大，工作條件的工作特點，其工作裝置的設計需要滿足以下要求:置都要求實現(xiàn)最大挖掘力不經(jīng)濟，要求挖掘機在主要挖掘區(qū)內能實現(xiàn)最大挖掘力。用這種方式挖掘充斗效率高，循環(huán)時間短，也便于卸土，裝車，司機視野無阻，因此生產率高而又安全。最經(jīng)常的挖掘區(qū)域大致為圖2.13(圖2.13)塌而影響挖掘機的穩(wěn)定和安全工作，除有條件的挖溝作業(yè)以外一般不使用。工作裝置的幾何尺寸液壓求滿足停放和行走時的整機穩(wěn)定性。2.2.2各功能運動的動力特性要求2-1和2-2所示。作裝置的強度和剛度特性。度，要求采取局部加強的措施。應力集中，應使焊縫與應力集中部位錯開，在主要受力鉸接支承處采用鑄鋼件。期和挖掘機壽命周期、加快維修進度和降低維修費用、司機操作的舒適性等。能容指標(即消耗于單位土方的能量)雖不宜作為評價土方機械技術經(jīng)濟效率的通作裝置結構現(xiàn)代化的程度，這種符合能容指標的工作裝置應能完全滿足技術與使用要求，且足夠可靠〔5)。從能容指標角度來看，要求液壓挖掘機的挖掘力大，工作裝置的重量輕，挖掘速度高。決定挖掘機生產率的基本因素是工作循環(huán)時間包括挖掘時間、向卸載點運行時間、(合理值約為0.75m/s)，許的情況下盡量減小回轉角?；剞D角的合理范圍一般為70-180"，最佳角度為900?；睾头祷貢r間。卸載時間主要取決于鏟斗的結構和土壤性質。實現(xiàn)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(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施工的環(huán)保性。主功率參數(shù):發(fā)動機功率、液壓系統(tǒng)主參數(shù)功能運動動力參數(shù):如挖掘力、行走速度、爬坡度等經(jīng)濟指標參數(shù):如作業(yè)周期、生產率、油耗等其他重要參數(shù):操縱控制、環(huán)保等參數(shù)以及整機穩(wěn)定性和可靠性。液壓挖掘機的主參數(shù)為：2.4.1通過類比及經(jīng)驗方法的工作裝置的設計進行必要的驗算：式中:L,,KG,,;LZ,KGz、Nz一要設計挖掘機構件的長度、鏟斗容量、質量、功率。和勞動力又得不到合理的設計參數(shù)，并且其設計的科學性和可靠性差。算機輔助設計技術既能縮短產品的設計周期和制造周期，同時又能大大提高產品的質量，相應也就提高了機器整體質量的可靠性和穩(wěn)定性。BASIC的挖掘力，沒有考慮挖掘力與各油缸的閉鎖力、整機穩(wěn)定性和附著性之間的關系。AutoLISP語言編制挖掘機工作裝置運動模擬程序，通過輸入各油缸的行程，在計算機屏幕上顯示相應的機構運動簡圖。免去了大量的三角函數(shù)和幾何關系推導。使用VB語:顯示出工作裝置的運動;范圍;;CAD和現(xiàn)實動畫功能。在動臂工作范圍內，動態(tài)顯示工作裝置的舉升、下降、平移、鏟斗挖掘、斗桿運動等作業(yè)工況，進行了挖掘機工作裝置的運動仿真過程。行分析運動及力分析，導出相應的計算公式，編成專用程序，利用計算機進行計算。但是，用這種方法的方程的建立、求解過程較復雜和冗長，且不便于計算機程序設計，每算機未能得到充分利用也是一種浪費。國內幾乎沒有。計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。液壓挖掘機整個機械包括：底盤行走系統(tǒng)、動力系統(tǒng)、工作機構及控制系統(tǒng)。本次本動作。一個完整的、能夠正常工作的液壓系統(tǒng)，應該由以下五個主要部分來組成：1.動力元件：液壓泵，其功能是供給液壓系統(tǒng)壓力油，把機械能轉換成壓力能。2.執(zhí)行元件：液壓缸、液壓馬達，其功能把是液壓能轉換成機械能。液壓缸輸出力和速度，帶動負載作直線運動；液壓馬達輸出轉矩和轉速，帶動負載作旋轉運動。3.控制元件：控制閥，其功能是對系統(tǒng)中的壓力、流量或流動方向進行控制，以保換向閥等。4.輔助元件：保證系統(tǒng)正常工作所需要的輔助裝置，例如油箱，濾油器，油管等。5.工作介質：液壓油功率利用較好。由于定量泵簡單可靠，價格低廉，耐沖擊性好，所以選用定量系統(tǒng)。油能實現(xiàn)嚴格的同步，不過可采用均流器來解決并聯(lián)系統(tǒng)中兩個執(zhí)行原件的同步問題。寸減小，但容積效率會下降。目前，建設機械所用工作壓力等級有：（1）中壓壓力為10~20MPa。常用于裝載機、起重機、小型挖掘機等建設機械。（2）高壓壓力為20~32MPa。常用于中、大型挖掘機、混凝土泵等。（3）超高壓壓力超過32MPa。系統(tǒng)工作壓力p要根據(jù)技術要求、經(jīng)濟效果和制造可能性等三反方面來確定。較輕巧緊湊的結構，對大型挖掘機來說，更為重要，所以，一般應盡可能選取較高的工作壓力。但造維修困難，增大了液壓振動與沖擊，影響了元件壽命和可靠性，此外，壓力增高太多，元件與管道的壁厚相應增加，尺寸與質量的減少率將愈來愈小。量疊加，并取各疊加數(shù)中最大值，就是系統(tǒng)流量Q。采用二次壓力反饋式敏感系統(tǒng)力、流量的形式輸送到系統(tǒng)中去。按其職能來說，屬于液壓能元件，又稱為動力元件。液壓泵的額定壓力宜比系統(tǒng)工作壓力大25%以上，使液壓泵有一定的壓力儲備。泵的主要參數(shù)有壓力、流量、轉速、效率。因為系統(tǒng)的工作壓力為25MPa，所以有25×（1+25%）=31.25（MPa）在定量系統(tǒng)中，流量固定，不能因外負荷變化而使流量作相應的變化，因此，負荷小時不能提高作業(yè)速度，功率得不到重分利用。為了滿足作業(yè)要求，定量格低來呢，耐沖性能好，在小型液壓挖掘機上定量系統(tǒng)得到應用，但是，其缺點是系統(tǒng)功率不能充分利用，泵的特性很硬，挖掘硬土時引起很大的溢流損失。P2525%)n（3-1）一般中型挖掘機多采用變量系統(tǒng)，油路采用開式，這樣可以使系統(tǒng)簡單，成本低，從發(fā)動機功率充分利用方面考慮多采用雙本雙回路,這樣即可獨立的工作，又可配合動2．基本回路3．調速方式限壓閥。214系統(tǒng)初步計算和液壓元件的選擇分得出）；安裝形式和安裝長度；供油壓力；負載特點和工作環(huán)境等。1.缸筒結構缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸蓋、活塞等零件構成密閉的容腔，形成內壓，推動活塞運動。設計缸筒時，不僅要保證液壓缸的作用力、速度和有效行程，而且必須有足夠的強度和剛度，以便抵抗液壓力和其他外力的作用。根據(jù)《機械設計手冊》第4卷表17-6-6，常用的缸筒結構有八類，通常缸筒與缸蓋、缸頭的連接型式取決于額定結構簡單，尺寸小，工藝性好，使用廣的優(yōu)點；缺點是缸體有可能變形。缸筒與缸蓋采用外螺紋連接具有重量輕，外徑較小的優(yōu)點，而且便于拆卸和檢修。2.缸筒材料位公差等級是以保證活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒還要求有良好的可焊接性，以便在焊上管接頭或缸頭后不至于產生裂紋或過大變形。液壓缸的常用材料有20鋼、35鋼、45鋼的無縫鋼管。缸筒與缸底采用焊接方式，故采用焊接性能較好的3535鋼的抗310Mpa，屈服極限Mpabs3．缸筒缸徑D的計算D1pmF—活塞桿上的最大負載(N),此處F113KN11p—工作壓力，初取p16MPam224FD1pm根據(jù)《機械設計手冊》卷4.P17-4表17-6-2表4-1液壓缸內徑的選擇液壓缸內徑系列取液壓缸缸筒內徑100mmD表4-3缸筒外徑D(mm)的選取1產代mm是次要的，一般不需要驗算。因為本設計是中低壓液壓系統(tǒng)，所以不需要驗算。23缸筒直徑采用H7或H8值一般為0.16～0.32mD≥~；缸筒內徑的圓度、錐度、圓柱度不DHB大于內徑公差之半；缸筒直線度公差在500長度上不大于0.03；缸筒端面對內徑的垂直度在直徑上不大于0.04mm。此外，還有通往油口、排99氣閥孔的內孔口必須有倒角，不允許有飛邊、毛刺，孔變形。如欲防止腐不損壞密封件，缸筒內孔應倒15度角。需要在缸筒上焊接油口、內表面涂耐油油漆。圈槽，還有連接螺孔，受力比較復雜，必須進行強度校核。1缸蓋材料常用35鋼、45鋼鍛件活ZG35ZG45鑄鋼及HT25-47HT30-54他耐磨材料。綜合上面，選HT200。2）與缸筒的連接缸筒與缸蓋用法蘭連接，這種連接方式裝卸方便，加工容易，5個M16直徑為106的圓周上。ph0.433Dyp——系統(tǒng)最大工作壓力，p25；yD——液壓缸的內徑m；hD取h20mm4）缸蓋螺栓連接處的強度校核如下：液壓缸缸筒與端蓋的連接方法很多，其中以螺栓（釘）連接最為廣泛。當缸筒與和剪應力的合成應力來進行。則有：dZ211s00.2dZ3122sns11d——螺紋內經(jīng)，對于標準堅固螺紋，取dd1224t，t為螺紋螺距11s0——螺栓個數(shù)，本次設計取ZZ5sssss4KFdZ21KKFd1so0.2dZ312292snssns所以；螺紋連接強度滿足要求。子帶到密封裝置處，損壞密封裝置。成一體，采用鑄鐵并在其工作表面堆焊耐磨材料防塵圈槽和密封圈槽。圖4-2端蓋式活塞導向環(huán)度，如圖所示，若導向長度太小，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性。對于一般液壓缸，其最小導向長度H安下式計算：SD202式中：LD——缸筒內徑2。mm一般導向套滑動面的長度A，在缸筒內徑D＜80時，取(0.6~，在缸D筒內徑D80的材料?，F(xiàn)選用耐磨鑄鐵HT200.外圓與內孔同軸度公差，不大于0.03mm，圓度與圓柱度公差不大于直徑公差的一半。內孔中的環(huán)形油膜和直油膜要淺而寬，以保證良好的潤滑。4.1.3液壓缸缸頭的設計1.的連接形式圖4-3缸頭與缸筒焊接F（4-9）max(Dd241式中：27F——缸內最大推力；max4N264mmDD1——焊接效率，取=0.7；——焊條材料的抗拉強度，取550Mpa；bbn——安全系數(shù)，參照缸筒安全系數(shù)選取。一般bn20.433D11D11yyDy11取20mm1液壓缸速比要求來確定的，然后再校核結構強度和穩(wěn)定性。dP公稱壓力（Mpa）P當系統(tǒng)壓力確定后，查出速比系數(shù)并按下式計算：11根據(jù)活塞桿徑系列，取活塞桿直徑d562．活塞桿的強度校核dF——油缸的負載；[]——活塞桿材料的許用應力；——材料的抗拉強度；b5現(xiàn)采用45鋼600Mpabbn動臂液壓缸活塞桿最大作用力F=113040N；d3．活塞桿彎曲穩(wěn)定性校核當活塞行程較大時（活塞桿伸出時，油缸的計算長度大于活塞桿直徑的10倍以上致使滑動表面產生偏磨，甚至活塞桿折斷。為消除這種弊端，除要滿足強度外，還根據(jù)油缸的支撐形式進行穩(wěn)定性驗算。由《機械設計手冊》第20篇查得：當液壓缸支撐長度L~15)d時，需驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性，因本次設計支撐B算：22BFknkkE611——活塞桿橫截面慣性矩；I44——液壓缸安裝及導向系數(shù)，根據(jù)《機械設計手冊》表17-6-17選K1.5；KL——折算長度m，導向套中心至吊頭的距離，取L800mm；Bkkkk4F=92797.8Nk4．活塞桿結構形式的選取度，活塞桿應有一定的耐磨性，具有較高的尺寸精度和表面光潔度。采用實心結構，端部選用單耳環(huán)通過螺紋與活塞桿連接。5．活塞桿的材料和技術要求技術要求：淬火.淬火深度0.5~，表面鍍鉻~0.05；30圓度的圓柱公差不大于直徑公差一半；裝不產生偏斜；安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于；a活塞桿表面進行鍍鉻處理，并進行拋光和磨削加工；做成一體。4.1.5活塞的設計和拉力的大小，與缸體和活塞桿之間均有密封圈密封，以防止液壓缸內部泄漏。圖4-4活塞的密封Y和活塞桿之間均選用O連接。圖4-5活塞與活塞桿的連接1．活塞尺寸及加工公差有支承環(huán)的活塞常用材料有優(yōu)質炭素鋼20號、35號、45號，本次設計采用45號選用活塞寬度一般為活塞外徑的0.6~1.0倍，但也要根據(jù)密封件的形式、數(shù)量和安鋼。D活塞外徑：D——尼龍支承環(huán)厚度，一般2~4，其中缸徑較小時取小值?，F(xiàn)取其值為3；圖4-6活塞裝配示意圖活塞的外徑的配合一般采用f9外徑對內徑的同軸度公差不大于0.02，端面與軸線的垂直度公差不大于0.04公差的一半，表面粗糙度以結構形式不同而定。2．活塞中心孔的設計計算臺階肩部壓應力符合安全強度的要求?；钊瞬康膲簯梢源致缘挠孟率龉接嬎?。當忽略裝配臺階和軸孔的倒角尺寸時，肩部壓應力：Dp240.75ccs43222cMPa；0.750.75360270cssdd221c2圖4-7缸筒長度的確定（4-17）llSSHBk4X—缸筒裝配臺階的長度，取l10mm；l44xxB—活塞寬度，B=80mm；H—導向套長度，H95；所以：llSSHB10385895801046mmk4X能，根據(jù)上述要求，采用45號鋼。缸蓋內孔尺寸公差一般取H7,H8；缸蓋內孔d與之口外徑D的圓度，圓柱度誤差不大于直徑公差之半。缸蓋內孔d與之口外徑的D同軸度誤差不大于0.03mm，端面A,B對軸線的圓跳動，在直徑100mm以上不大于0.04mm。裝配臺階外徑：=80mml——裝配深度，其值與缸徑大小有關，缸徑小時取小值，取l=10mm44缸頭內徑：213——活塞固緊裝置的最大外徑，取50mm；33——固緊裝置與孔壁間隙，一般取=2～10，此處取=10；mm131xl——活塞外側桿頭長度，l=23mm；11S——活塞行程余量，一般取2～3mm，取=3mm；X1X611HJ——活塞桿全部縮入桿腔時的外露余量，此處取J=10mm；XXl——活塞桿螺紋連接長度，取63mm；61X615倍以上時），活塞桿承受的壓應力超過一定數(shù)值時油缸總體將沿一定直線方向呈現(xiàn)縱向彎曲現(xiàn)象，致使滑動表面產生偏磨，甚至使活塞桿折斷。為了消除這種弊病，在選擇活塞桿時除了要求要滿足強度條件外，還須根據(jù)油缸的支撐形式，進行穩(wěn)定性驗算。有三種可能的情況。l1i212表4-545鋼臨界應力試驗參數(shù)ab1236.171006012liJdA4JdA4等于1l）il屬于第一種情況，活塞桿的臨界應力可按中柔度桿直線實驗公KF1iA——活塞桿斷面直徑面積；E——材料的彈性模量，對于鋼材——活塞桿橫斷面的慣性J44442.125K缸在使用時不致產生縱向彎曲現(xiàn)象，活塞桿上的最大負載F必須小于穩(wěn)定極限力F。KkkkF195KNF(安全)k液壓缸的結構尺寸和活塞的運動速度確定后，便可以確定液壓缸所需的供油流量。流量計算公式：Q103(L/（4-21）——活塞有效工作面積；AmmQ10323L液壓缸油口直徑：Q1v37Q——流經(jīng)管路的流量；v——油管內的允許流速；Qvmm1密封圈起著防止高壓油沿活塞桿外漏的作用。活塞外徑動密封主要采用Y形或V形密封圈，它們的適用范圍和選擇原則與活塞的外徑密封相同。J型專用防塵圈和Y高防塵效果，使用雙唇邊防塵圈，它具有擋塵和刮油雙重作用，因而防塵效果較好。防塵圈也是一種易損的標準件。參照《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》P167表6-40活塞密封腔體用高低唇Y型橡膠密封圈。動量。在它們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，能轉換為熱能，熱能則由循環(huán)的油液待到液壓缸外。缸筒內徑D100活塞桿內徑d56mm缸頭厚度=20mm11活塞行程S590mm12缸筒內徑D100活塞桿內徑d56缸頭厚度20油孔直徑d13112缸筒內徑100mm壁厚21mm活塞桿內徑56mmDd缸頭厚度20mm油孔直徑d13mm1121．當無桿腔進油時，液壓油作用在活塞上的推力F(N)。1FD2P1mP——液壓缸效率；m17-6-3機械效率mmm113040N4當液壓缸有桿腔進油時，作用在活塞上的理論壓力：1mF(D2d2)p（4-24）2m)N2242m39NFV1130.055.65式中：N——液壓缸的輸出功率；——液壓缸輸出力；FV——液壓缸的輸出速度0.05ms；V，取V2mminmm22cv根據(jù)液壓系統(tǒng)的工況來選擇液壓泵。泵的主要參數(shù)有壓力、流量、轉速、效率。的工作壓力的80％左右；要求工作可靠性較高的系統(tǒng)或運動設備，系統(tǒng)工作壓力為泵額度壓力的60％左右。一般泵的流量要大于系統(tǒng)工作的最大流量。為了延長泵的壽命，泵的最高壓力與最高轉速不宜同時使用。maxmax驗選擇外嚙合漸開線直齒形齒輪泵。具有結構簡單，工藝性好，體積小，重量輕，維護方便，使用壽命長的優(yōu)點。（5-1）Bmax式中：——系統(tǒng)的泄漏系數(shù)，一般取=1.1～1.3，取K1.2；KKQ——同時工作執(zhí)行元件流量之和的最大值，min；L動臂單獨動作時，所需流量211cv斗桿單獨作用時，所需流量212cv鏟斗缸單獨動作時，所需流量AV3213cv取驅動輪的總輸出力矩為M11600Nm，傳動鏈輪與行走馬達的傳動比i11取行走馬達被壓p0.5Mpa，則兩腔的壓力差，則行走馬達的排量根p2pi式中：iq1iqnQ111000v根據(jù)《機械設計手冊》成大先第五版20篇表20-5-77可選徑向柱塞馬達。馬達的型號：型號：JM11F0.315FL額定轉矩：902NM最高轉矩：1127NM根據(jù)回轉機構參數(shù)經(jīng)驗公式得：轉臺以上總轉動慣量：5JKG3K——為系數(shù)，取1000；jfG——為整機重量，Gt；553jfdw回轉加速度0.35rd/s，則挖掘機回轉部分慣性力矩2dtMJNm1212設回轉速度n10r，回轉機構傳動比i，則回轉馬達轉速11MMq1jqnQ111000v型號：型號:JM10F0.224FL額定轉矩：638NM最高轉矩：797NM此處左右行走馬達同時工作時，流量為最大，故：1B最高工作壓力選液壓泵。型號：排量：121mLr1額定轉速：1000rmin1最高轉速：1800rmin1446液壓泵站設計及液壓附件的選取選取DSG-03-3C-507Mpa21Mpa，最高使用壓力21MPa。最大流量300L/min。D型遙控溢流閥主要用于先導型溢流閥的遠程壓力調節(jié)。參考《機械設計手冊》成大先第五版第20篇表20-7-9，選擇DT-01-02遙控溢流閥。額定壓力為25Mpa。參考《機械設計手冊》成大先第五版第20篇表20-7-143。選用C型單向閥，選用管式連接CIT-02-50。最高使用壓力為25MPa。它在所設定開啟壓力下使用，控制流量流動，完全阻止反向流動。兩個C型單向閥組成一個液壓鎖。所以在系統(tǒng)中沒有相對運動的管路中選擇無縫鋼管，能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，裝拆方便。在系統(tǒng)中有相對運動的壓力管道選用高壓橡膠管。1．非橡膠管選取高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，裝拆方便。在系統(tǒng)中有相對運動的壓力管道選用高壓橡膠管。第20篇表20-8-1可得油管的內徑計算公式：d4.16vQ——流經(jīng)管路的流量；v——允許流速，對吸油管可取v2m/s壓力油管當v6m/s對吸油管：，對回油管可取3/，對msvQv87d`4.161.5Q873``4.16dvQ875dv管接頭連接螺紋/mm/mmM2M2M4222．管接頭的選擇體和接管之間用O20篇20-8-5選錐面密封焊接式管接頭。⑴.液壓裝置中各部件、元件的布置均勻、便于裝配、調整維修和使用，并且要適⑶.電磁鐵，壓力表及其開關應布置在便于觀察的地方；⑷.工作部件運動的管道、伸縮管或彈性管，軟管安裝時，應避免發(fā)生扭轉，以免影響使用壽命。1．濾油器的設置0.13～0.14mm以保護液壓泵。為了不影響吸油能力，濾油器的通油能力最好大于泵的兩倍。在液壓泵的回油管路上安裝過濾精度高的濾油器。它可以濾除更細微的顆粒雜質，死。2．吸油管與回油管的設置油管出口為45度斜口，增大回油面積減慢出油口處油流速度，且利于散熱。油的排出口面向箱壁，利于回油通暢，避免飛濺起泡。為了防止液面波動，可在油管出口裝擴散器?；赜凸鼙仨毞旁谝好嬉韵?，一般距液壓油箱底面的距離大于300mm，注：以免產生背壓。吸油管前一般應設置濾油器，其精度為100～200目的網(wǎng)式或線式濾油器。濾油器小于20mm。吸油管應插入液壓油面以下，防止吸油時卷吸空氣或因流入液壓油箱的液壓油攪動油面，致使油中混入氣泡。吸油管與回油管應盡量遠離。泄油管端亦可斜切、面壁，但不可沒入油中，以免產生背壓，閥的泄油管不得插入油中。作用：將吸、回油管隔開，增長液壓油流動循環(huán)時間，除去沉淀的雜質，分離清水和空氣，調整溫度，吸收油液壓力的波動及防止液面的波動。計成低于液壓油面，其高度為最低油面的2/3，使液壓油從隔板上方流過。樣液壓油可以經(jīng)過一次過濾。過濾網(wǎng)通常使用50～100目左右的金屬網(wǎng)。4．液位計的設置方。根據(jù)黎明液壓有限公司的產品型號，選用液位液溫計的型號為：YWT-150T型。5．清洗孔及放油孔的設置出箱內元件。塞放在最低處。6．液壓油箱的有效容積的計算可以根據(jù)使用情況，使用下面幾何公式計算:B式中：a——經(jīng)驗系數(shù)，見下表：V——油箱的有效容積；Q——流經(jīng)兩邊路的最大流量：B表6-2油箱設計經(jīng)驗系數(shù)低壓系數(shù)則：VaQ3298.4895.2LB郵箱的長，寬，高按1:2:3算，設高為，則：X，長為。mm壓泵吸油管路上，如下圖所示:應用要求：保護液壓泵。要求過濾能力大，阻力小。一般多用粗過濾器（網(wǎng)式或線隙式）。濾油器選擇參考《機械設計手冊》成大先第五版第20篇表20—8—130低壓線隙式管連接過濾器型號:XU-A100×50S。本次設計選用的原動機是柴油機，其全部功率用于驅動液壓泵的系統(tǒng)和行走系統(tǒng)，接。具體為凸緣彈性聯(lián)軸器。因為次聯(lián)軸器結構簡單、裝卸方便、使用壽命長，所以應用較多。合可采用H7/r6，與液壓泵軸的配合可略低一些。雖然這兩種聯(lián)軸器對徑向、軸向誤差及轉角誤差有比較大的補償量，但實際安裝時，應使電動機軸的同軸度誤差不大于0.1mm，軸線的傾斜角不大于40度。1.5設計有限公司生產的型號為：QUQZ-20x1.0型空氣濾清器。其空氣流量為170L/min，有效過濾面積為180cm2，加油流量21L/min。YN-71.5-I型徑向壓力表。液壓裝置中，液壓元件布置要均勻，便于裝配、調整、維修和使用，并且要適當注車架，架設應該相互平行并且高出一定的距離，并用管夾固定。運動部件宜采用軟管、布置及安裝尺寸見泵站的總裝圖。動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切地計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統(tǒng)效率，或采取其他必要的措施。123v=27mm/s,油的23v22Rve75750.06Re1259l221dldv——液流平均速度；——液壓油密度；Rev222——局部阻力系數(shù)取1；——液壓油密度；——液流平均速度；vv20.3P222引起的熱量：1ytpQyNpyN——液壓功率；ytp——液壓泵的總效率，取0.8；511ytQ0.0167PQh2eeeeeh1散熱基本平衡，因此通常只計算油箱的散熱。ut——油和油箱外表面的溫差（C）。ukQkA(0.531.060.531.59)2正常工作溫度30～502LQFW型冷卻器。必須加以注意的一些問題：1.《液壓元件通用技術條件》（GB/T7935）的規(guī)定，合格后安裝。2.溫度計等）進行效驗。這對以后工作極為重要，以免不準確而造成事故。3.液壓泵安裝如下：1）液壓泵與發(fā)動機之間必須符合制造廠的規(guī)定3）液壓泵的進油管路應短而值，避免拐彎增多，斷面突變。在規(guī)定多油液粘度范圍內，必須使泵的進油壓力盒其他條件符合泵制造廠的虧定值。4）液壓泵的管路密封必須可靠，不允許吸入空氣。4.油箱裝置安裝要求如下：2）板式閥必須有正確的定向支撐。3）為了保證安全，閥的安裝必須考慮重力、沖力、震動對閥內主要零件的影響。4）閥的連接螺釘?shù)男阅艿燃壉仨毞现圃鞆S的要求，不得隨意變換。5）應注意進油口與回油口裝反會造成事故。有些閥件為了安裝方便往往開有作用到兩個孔，安裝后不用一個要堵死。6）為了避免空氣滲入閥內，鏈接初應保證密封良好。用法蘭安裝點閥件，螺釘不