壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計（精編版）

1、壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計1 緒論1.1 壓縮式垃圾車的背景介紹及研究意義我國早期城市收集街道、物業(yè)小區(qū)等地方的垃圾主要是靠人工手推車和普通垃圾運輸車。此種垃圾運輸方式存在一定弊端：一是手推車等落后的運輸方式工作效率低又與現(xiàn)代化城市極不相稱 , 二是在運輸過程中易產(chǎn)生二次污染。因此，這種垃圾收運方式已經(jīng)落后。早在 20 世紀 80 年代中期，我國在引進國外技術基礎上開發(fā)出后裝壓縮式垃圾車。由于這種垃圾車較其他運輸車輛具有垃圾壓縮比高、裝載量大、密閉運輸、消除了垃圾運輸過程中的二次污染等優(yōu)勢，而得到快速發(fā)展，市場不斷擴大，種類和型號逐漸豐富，成為現(xiàn)代城市垃圾收集、清運的重要的專業(yè)化運輸與作業(yè)車輛。

2、壓縮式垃圾車由密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)和操作系統(tǒng)組成。整車為全密封型，自行壓縮、自行傾倒、壓縮過程中的污水全部進入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運輸過程中的二次污染問題，關鍵部位采用優(yōu)質的部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、安全等優(yōu)點。按照垃圾裝載機構的設置部位，垃圾車可分為前裝式、側裝式和后裝式；按垃圾裝載后的狀態(tài)，垃圾車又可分為壓縮式和非壓縮式兩種。后裝式壓縮垃圾車又稱為壓縮式垃圾車，它是收集、中轉清運垃圾，避免二次污染的新型環(huán)衛(wèi)車輛，在國外使用最為廣泛。利用后裝裝置與垃圾桶或垃圾斗對接，一起組合成流動垃圾中轉站，實現(xiàn)一車多用、垃圾無污染以及收集清運。有效地防止了收集、運輸過程中垃圾的散落、

3、飛揚造成的污染。提高勞動效率，減輕勞動強度，是一種新型理想的環(huán)衛(wèi)專用車。壓縮式垃圾車借助機、電、液聯(lián)合自動控制系統(tǒng)、 plc 控制系統(tǒng)及手動操作系統(tǒng)。通過車廂、填裝器和推板的專用裝置，實現(xiàn)垃圾倒入、壓碎或壓扁、強力裝填，把垃圾擠入車廂并壓實以及垃圾推卸的工作過程。壓縮式垃圾車垃圾收集方式簡便、高效；壓縮比高、裝載量大；壓縮式垃圾車作業(yè)自動化；動力性、環(huán)保性好；壓縮式垃圾車上裝制作部分大部分采用沖壓成型零部件，重量輕，整車利用效率高；具有自動反復壓縮以及蠕動壓縮功能；壓縮式垃圾車垃圾壓實程度、垃圾收集、卸料裝車和垃圾站占地等方面均優(yōu)于其他類型垃圾壓縮站成套設備。目前國內(nèi)使用較多的是側裝非壓縮式垃

4、圾車，但是，隨著垃圾中塑料、紙張等低比重物含量的增加，非壓縮的裝載方式已顯得不經(jīng)濟，一些城市開始使用后裝壓縮式垃圾車， 而且已呈不斷上升趨勢，有關主管部門也將后裝壓縮式垃圾車列為今后城市垃圾車發(fā)展的方向。1.2 國內(nèi)外研究狀況和研究成果國內(nèi)后裝式壓縮垃圾車液壓系統(tǒng)的控制大多數(shù)采用手動和遙控器操作，存在勞動強度大，工作效率底，性價比低，而且容易發(fā)生因誤操作而導致的垃圾車部件損壞和人身事故等缺點。隨著新技術的快速發(fā)展，我國已研發(fā)出由液壓系統(tǒng)及plc 控制系統(tǒng)控制的壓縮式垃圾車，該系統(tǒng)由汽車取力器帶動的齒輪油泵為液壓動力源，進料、卸料均采用液壓控制，具有廂體密封性能好，不外漏垃圾和污水，沒有二次污染

5、的特點。此壓縮式垃圾車的設計有助于提高我國垃圾車的自動化水平。國內(nèi)，幾乎所有的壓縮式垃圾車都是采用定型的載貨汽車底盤進行改裝，如東風牌、 解放牌底盤等。國外，超過90%的垃圾車也是使用傳統(tǒng)柴油引擎驅動的定型卡車底盤改裝的。車廂設計為框架式鋼結構，頂板和左右側板均用槽鋼型加強筋加強。采用液壓系統(tǒng)助 力的裝卸機構，雙向循環(huán)壓縮。一般具有手動和自動兩個操作系統(tǒng)，并采用液壓鎖定密封 技術，保證操作安全和避免裝運垃圾過程中漏水。有的還裝有后監(jiān)視器，油門加速器等。此種壓縮式垃圾車通過液壓系統(tǒng)和操作控制系統(tǒng)來完成整個垃圾的壓縮和裝卸過程， 其液壓系統(tǒng)及操作系統(tǒng)必然對垃圾車的安全性、可靠性和方便性帶來影響。因

6、此，改進和完善液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)是設計人員比較關心的問題。同時，采用plc 控制的壓縮式垃圾車是目前我國垃圾車實現(xiàn)自動化控制的一個主要途徑。在同類產(chǎn)品中，德國faun 公司生產(chǎn)的壓縮式垃圾車采用雙向壓縮技術。卸料推板推出后并不收回，而是依靠垃圾裝填過程中的推力將其壓回；同時在推板油缸上設一背壓， 這樣垃圾在開始裝填過程中就得到了初步壓縮。隨著垃圾的不斷裝入，垃圾逐漸地高密度 地、均勻地被壓實在車廂中直至裝滿車廂，這就解決了以前開發(fā)的垃圾車在壓縮時中部壓 得較實而前端垃圾較松散的問題。后裝壓縮式垃圾車集自動裝填與壓縮、密封運輸和自卸為一體，克服了擺臂式、側裝式等型式的垃圾車容量小、可壓縮性差和容

7、易產(chǎn)生飄、灑、撒、漏二次污染的缺點，自動化程度高，提高了垃圾運載能力，降低了運輸成本，是收集、運輸城市生活垃圾的理想工具，是垃圾車的發(fā)展趨勢。然而我國對于后裝壓縮式垃圾車的核心部件裝填機構的研究較少，產(chǎn)品設計主要是采用經(jīng)驗取值或測繪的方法，在很大程度上限制了產(chǎn)品整體設計水平的提高。后裝壓縮式垃圾車結構如圖1.1 所示。1、推板2、廂體3、填料器圖 1.1 后裝壓縮式垃圾車1.3 壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)介紹一般壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力設定為16mpa。為保證系統(tǒng)工作可靠，增加了單向節(jié)流閥和單作用平衡閥等安全控制裝置。部分閥塊可采用模塊化集成設計以簡化連接管路。根據(jù)操縱形式不同可選擇手動控

8、制或電動控制。后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖如圖 1.2 所示。壓縮式垃圾車的裝填機構工作原理：在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機構的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預定壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。舉升缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升，推鏟缸采用單向節(jié)流閥來進行流量控制。液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥（原理如圖 1.3 所示），是用在工程機械中的普通多路換向閥的基礎上改進而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電

9、磁閥相比，具有耐顛簸、密封性好以及占地空間小等特點。并且，本電磁多路換向閥加大了中位的卸荷通道，減少了系統(tǒng)的發(fā)熱。此外該液壓系統(tǒng)還具有以下特點:( a) 為了避免油管意外爆破的隱患，提升垃圾斗油缸設置了液壓鎖，提高了安全性；( b) 舉升油缸加長了行程，用來開關填料器與車箱體之間的鎖鉤，從而使得填料器在降下之后被自動鎖緊；( c) 為了實現(xiàn)推板邊夾邊退的功能，利用液壓小孔節(jié)流原理，使推板油缸產(chǎn)生反向壓力，而反向壓力由滑板油路來控制，因此不影響推板油缸的自由進退；( d) 考慮到壓縮式垃圾車工作的間歇性，減小了液壓油箱體積，常規(guī)油箱是油泵流量的10 倍，本油箱減少了一半，減少了其液壓油的用量。操

10、作控制系統(tǒng)是壓縮式垃圾車用來完成垃圾的裝卸、壓縮以及收運的關鍵。系統(tǒng)中采用壓力繼電器來檢測各個動作的位置，并控制動作的銜接。采用電動控制系統(tǒng)操作簡單， 易于實現(xiàn)集成化設計，缺點是電動控制操作采用的是電控氣動多路換向閥，價格較高，需要防水。圖 1.2 后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖目前，壓縮式垃圾車主要適用于我國城鎮(zhèn)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運輸。采用plc 技術應用于壓縮式垃圾車的改造，可有效實現(xiàn)整個垃圾裝卸過程的自動化，也是提高工作效率、降低成木、減輕工人勞動強度和安全操作的有效途徑之一。大力發(fā)展壓縮式垃圾車將是今后城市環(huán)境衛(wèi)生業(yè)的必然趨勢。1換向閥； 2，3溢流閥； 4單向閥； 5連接螺栓圖

11、1.3 多路換向閥結構原理圖2 液壓系統(tǒng)的主要設計參數(shù)液壓缸的工況參數(shù)見表2.1表 2.1 各液壓缸的工況參數(shù)液壓缸名稱升降速度（mm/s ）行程（ mm ）啟、制動時間（s）滑板缸12010001刮板缸12010001舉升缸15012001推鏟缸20020001滑板重150kg刮板重200kg推鏟重300kg可載垃圾質量3000kg廂體容積8m3填料槽容積0.8m3填料槽可裝垃圾質量300kg液壓系統(tǒng)工作壓力16mpa3 制定系統(tǒng)方案和擬定液壓原理圖3.1 液壓系統(tǒng)的組成及設計要求液壓傳動是借助于密封容器內(nèi)液體的加壓來傳遞能量或動力的。一個完整的液壓系統(tǒng)由能源裝置、執(zhí)行裝置、控制調(diào)節(jié)裝置及輔

12、助裝置四個部分組成。在本設計系統(tǒng)中，采用液壓泵作為系統(tǒng)的能源裝置，將機械能轉化為液體壓力能；采用液壓缸作為執(zhí)行裝置，將液體壓力能轉化為機械能。在它們之間通過管道以及附件進行能量傳遞；通過各種閥作為控制調(diào)節(jié)裝置進行流量的大小和方向控制。通常液壓系統(tǒng)的一般要求是：1) 保證工作部件所需要的動力；2) 實現(xiàn)工作部件所需要的運動，工作循環(huán)要保證運動的平穩(wěn)性和精確性；3) 要求傳動效率高，工作液體溫升低；4) 結構簡單緊湊，工作安全可靠，操作容易，維修方便等。同時，在滿足工作性能的前提下，應力求簡單、經(jīng)濟及滿足環(huán)保要求。液壓油是液壓傳動系統(tǒng)中傳遞能量和信號的工作介質，同時兼有潤滑、沖洗污染物質、冷卻與防

13、銹作用。液壓系統(tǒng)運轉的可靠性、準確性和靈活性，在很大程度上取決于工作介質的選擇與使用是否合理。由于本系統(tǒng)是普通的傳動系統(tǒng)，對油液的要求不是很高， 因此選用普通礦物油型液壓油。本液壓系統(tǒng)通過對負載力和流量的初步估算，初步定為中等壓系統(tǒng)，即為p=16mpa。3.2 制定系統(tǒng)方案在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機構的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預定壓力時，由于推板缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。舉升缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升。推

14、鏟缸采用單向節(jié)流閥來進行流量控制。液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥，是用在工程機械中的普通多路換向閥的基礎上改進而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比，具有耐顛簸、密封性好以及占地空間小等特點。3.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖通過上述對執(zhí)行機構、基本回路的設計，將它們有機的結合起來，再加上一些輔助元件，便構成了設計的液壓原理圖。見圖3.1圖 3.1 液壓系統(tǒng)原理圖此外，由于系統(tǒng)有很多電磁鐵的使用，電磁鐵工作順序表如下表3.1 。表 3.1 電磁鐵順序動作表dt1dt2dt3dt4dt5dt6dt7dt8dt9dt10滑板缸升起+刮板抬起+滑板落下+刮板收緊+滑板刮板急停+填塞器舉起+填塞

15、器復位+推卸垃圾+推鏟復位+4 液壓缸的受力分析及選擇4.1 滑板缸的受力分析及選擇1. 活塞伸出時，受力分析如圖4.14.2總重力g1 = g 刮+g 滑= (m 刮+m 滑)g = (200+150) ×10 = 3500n式中： g 刮刮板的重力（ n）；g 滑滑板的重力（ n）?；瑝K與導軌之間的摩擦力f1f1 = g1cos45。 = 0.1 ×3500×cos45。 = 247.5n式中： f1滑塊與導軌之間的摩擦力（n）； 滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取= 0.1）?；钊麘T性加速度a i 1vtv0 t0.120 10.12 m2s活塞伸出時的慣

16、性力fi1fi1= (m 刮+m 滑)ai1= (200+150)則活塞伸出時，作用在活塞上的合力f1 為0×.12 = 42n。f1 =g1sin45 + f 1+ fi1 = 3500 ×sin45+247.5+42 = 2764n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為式中： m 液壓缸的機械效率（由文獻 1，表 37.76， 取m = 0.9）。取回油壓力 p2=0 ，則fp d 2411m所以， d4f1p1m416106276420.911.1mm圖 4.1 滑板缸活塞伸出時的受力分析圖 4.2 滑板缸活塞伸出時的工況分析2. 活塞縮回時，受力分析如圖4.3

17、4.4總重力g = g 刮+g 滑+ g 垃 = (m 刮+m 滑+m 垃) g1= (200+150+300) 1×0 = 6500n滑塊與導軌之間的摩擦力f1為f1= g1cos45。 = 0.1 ×6500×cos45。 = 460n活塞縮回時的慣性力fi1為fi1= (m 刮+m 滑+ m 垃)ai1 = (200+150+300)。則活塞縮回時，作用在活塞上的合力f1 為0.×12 = 78n1f1 = gsin45。+ fi1f1= 6500 ×sin45 +78 460 = 4214n2由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為

18、'取回油壓力 p2 = 0， 則 f12p1 （ d 4d)m，所以圖 4.3 滑板缸活塞縮回時的受力分析圖 4.4 滑板缸活塞縮回時的工況分析當液壓缸的工作壓力p>7mpa 時，活塞桿直徑d = 0.7d，因此，可得 d = 19.1mm。比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者d = 19.1mm。選取標準液壓缸： uy 系列液壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）uy 40/28 ，具體參數(shù)見表4.1 。表 4.1 uy 40/28 參數(shù)缸徑桿徑推力拉力最大行程 40mm 28mm20.11kn10.26kn12000mm4.2 刮板缸的受力分析及選擇1. 活塞伸出時，受力分析如

19、圖4.54.6總重力g2 = g 刮 = m 刮 g = 200 ×10 = 2000n。式中： g 刮刮板的重力（ n）?；瑝K與導軌之間的摩擦力f2。f2 = g2cos45= 0.1 ×2000×cos45= 141.4n式中： f2滑塊與導軌之間的摩擦力（n）； 滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取= 0.1）。活塞慣性加速度ai 2vtv0 t0.12010.12 m2s活塞伸出時的慣性力fi2 為fi2 = m 刮 ai2 = 200 ×0.12 = 24n則活塞伸出時，作用在活塞上的合力f2 為f2= g2 sin45。+ fi2f2=200

20、0×sin45。+24 141.4=1297n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為式中： m 液壓缸的機械效率（由文獻 1，表 37.76，取m = 0.9）。取回油壓力 p2 = 041297則fp d 2所以， d4f227.6mm21m4p161060.91m圖 4.5 刮板缸活塞伸出時的受力分析圖 4.6 刮板缸活塞伸出時的工況分析22. 活塞縮回時，受力分析如圖4.74.8總重力g= g 刮+ g 垃 = (m 刮+m 垃)g = (200+300)1×0 = 5000n滑塊與導軌之間的摩擦力f2為。f2 = g2 cos45= 0.1 ×500

21、0×cos45= 353.6n活塞縮回時的慣性力fi2為fi2 = (m 刮+ m 垃)ai2 = (200+300)0×.12 = 60n垃圾與廂壁之間的摩擦力f 垃圾 為。f 垃圾= 1 g 垃 cos45= 0.32 3×000×cos45= 678.8n式中： 1垃圾與廂壁之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取1 = 0.32）。則活塞縮回時，作用在活塞上的合力f2 為f2=g2sin45。+fi2 +f2 + f 垃圾。=5000×sin45 +60+353.6+678.8 = 4628n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為取回油壓

22、力 p2 = 0'則fp d 2d 2 )所以，21 （m4當液壓缸的工作壓力p > 7mpa 時，活塞桿直徑d = 0.7d。因此 ,可得 d = 20mm。圖 4.7 刮板缸活塞縮回時的受力分析圖 4.8 刮板缸活塞縮回時的受力分析比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者d=20mm。選取標準液壓缸： uy 系列液壓缸 （天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）uy 40/28，具體參數(shù)見表4.1。4.3 舉升缸的受力分析及選擇1. 活塞伸出時，受力分析如圖4.94.10。總重力g3=g 刮+g 滑+2g 刮缸+2g 滑缸+g 廂板式中： g 刮刮板的重力（ n）； g 滑滑板的重力（ n

23、）； g 刮缸刮板缸的重力（ n）； g 滑缸滑板缸的重力（ n）。因為刮板缸和滑板缸都選取的是uy 40/28,所以估算 g 刮缸 = g 滑缸 = 102n式中： g 廂板填料器的廂板重（ n），估算 g 廂板=4150n。g3 = g 刮+g 滑+2g 刮缸+2g 滑缸+g 廂板= 2000+1500+4 ×102+4150 = 8058n滑塊與導軌之間的摩擦力f3 為。f3 = g3cos75= 0.1 ×8058×cos75= 208.6n。式中： f3滑塊與導軌之間的摩擦力（n）； 滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取= 0.1）?；钊麘T性加速度a i

24、 3vtv0 t0.150 10.15 m2s活塞伸出時的慣性力fi3 為fi3 =（m 刮+m 滑+4m 缸+m 廂板）ai3=（200+150+4×10.2+415）×0.15 = 120.87n則活塞伸出時，作用在活塞上的合力f3 為。f3 =g3sin75 + fi3 + f3=8058×sin75。+120.87+208.6 = 8113n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為式中： m 液壓缸的機械效率（由文獻 1，表 37.76，取m =0.9）。取回油壓力 p2 = 0， 則 fp d 21m3所以， d44f348113219mmp1610

25、60.91m圖 4.9 舉升缸活塞伸出時的受力分析圖 4.10 舉升缸活塞伸出時的工況分析2. 活塞縮回時，受力分析如圖4.114.12總重力g = g 刮+g 滑+4g 液壓缸 +g 廂板3= 2000+1500+4 ×102+4150 = 8058n式中： g 刮刮板的重力（ n）； g 滑滑板的重力（ n）；g 液壓缸刮板缸和滑板缸的總重力（n）；因為刮板缸和滑板缸都選取的是uy 40/28,所以估算 g 液壓缸 = 102n式中： g 廂板填料器的廂板重（ n）。估算 g 廂板=4150n滑塊與導軌之間的摩擦力f3為。f3 = g3 cos75= 0.1 ×8058

26、×cos75= 208.6n式中： f3滑塊與導軌之間的摩擦力（n）； 滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取= 0.1）?；钊s回時的慣性力fi3為fi3=（m 刮+m 滑+4m 缸+m 廂板）ai3=（200+150+4×10.2+415）×0.15 = 120.87n則活塞縮回時，作用在活塞上的合力f3 為3f3=gsin75。+ff i33=8058×sin75。+120.87208.6 = 7696n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為'取回油壓力 p2 = 0， 則 fp d 2d 2 )所以，31 （m4當液壓缸的工作壓力p&

27、gt;7mpa 時，活塞桿直徑d = 0.7d。因此 ,可得 d = 25.8mm。比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者d = 25.8mm。選取標準液壓缸： uy 系列液壓缸 （天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）uy 40/28，具體參數(shù)見表4.1。圖 4.11 舉升缸活塞縮回時的受力分析圖 4.12 舉升缸活塞縮回時的工況分析4.4 推鏟缸的受力分析及選擇1. 推鏟伸出時，受力分析如圖4.134.14垃圾與廂體間的摩擦力f 垃圾為f 垃圾 = 1g 垃 = 0.32 ×30000 = 9600n式中： 1垃圾與廂體之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取1 = 0.32）。推鏟與廂體間的摩擦

28、力f 推鏟為f 推鏟 = g推鏟 = 0.1 ×3000 = 300n式中： 推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取= 0.1）。推鏟的慣性加速度推鏟伸出時的慣性力fi4 為ai 4vtv0 t0.20 10.2 m s2fi4 =（ m 推鏟+m 垃圾）ai4=（300+3000）×0.2 = 660n則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力f4 為f4= f 垃圾+ f 推鏟 + fi4=9600+300+660=10560n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為式中： m 液壓缸的機械效率（由文獻 1，表 37.76，取m = 0.9）。取回油壓力 p2 = 0，則fp

29、d 21m4所以， d44f4641056030.6mm1mp16100.9圖 4.13 推鏟缸活塞伸出時的受力分析圖 4.14 推鏟缸活塞伸出時的工況分析2. 推鏟縮回時，受力分析如圖4.154.16推鏟與廂體間的摩擦力f 推鏟 為f 推鏟 = g推鏟 = 0.1 ×3000 = 300n式中： 推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取= 0.1）。推鏟伸出時的慣性力fi4為fi4= m 推鏟 ai4 = 300 ×0.2 = 60n則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力f4 為f4=f 推鏟+ fi4= 300+60 = 360n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為取回油

30、壓力 p2 = 0， 則f 'p d 2d 2 )，所以可得下式41 （m4當液壓缸的工作壓力p>7mpa 時，活塞桿直徑d=0.7d。因此，可得 d=7.9mm。比較活塞伸出和縮回兩者情況，取較大者d=30.6mm，選取標準液壓缸： uy 系列液壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）uy 40/28，具體參數(shù)見表 4.1 。圖 4.15 推鏟缸活塞縮回時的受力分析圖 4.16 推鏟缸活塞縮回時的受力分析5 液壓缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖圖 5.1 滑板缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖圖 5.2 刮板缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖圖 5.3 舉升缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖圖 5.4 推鏟缸的

31、負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖6 液壓泵的選用在設計液壓系統(tǒng)時，應根據(jù)液壓系統(tǒng)設備的工作情況和其所需要的壓力、流量和工作穩(wěn)定性等來確定泵的類型和具體規(guī)格。泵的流量由執(zhí)行機構的最大流量決定，即qmaxvmax amaxv（ 6.1）式中： v max活塞最大速度（m/s）； qmax液壓缸的最大流量(l/min) ； a max最大有效面積(m3)；v容積效率（當選用彈性體密封圈時，v1）。 由于所有的液壓缸均采用uy 40/28，則液壓缸的最大面積為因此，由式（ 6.1）得式中： q 舉升舉升缸的流量 (l/min) 。液壓泵的供給流量為式中： k泄漏系數(shù)， k=1.2。由參考文獻 7 ，表 2.13

32、5， 選用 jb 系列徑向柱塞泵。參數(shù)見表6.1表 6.11jb 30 液壓泵的性能參數(shù)公稱排量額定壓力最高壓力最高轉速輸入功率容積效率29.4ml/r32mpa35mpa1000r/min15.4kw95%7 電動機的選擇根據(jù)工況，電動機的額定功率pe>pz，且電動機額定轉速與泵的額定轉速必須配合。電動機軸上負載所需功率為pz=kp 驅=1.10 ×15.4=16.94kw式中： k余量系數(shù)，k=1.10；p 驅液壓泵所需要的輸入功率（kw）。由參考文獻 1 ，附表 40-1， 選用 y 系列電動機，參數(shù)見表7.1。表 7.1y200l1 6 電動機性能參數(shù)額定功率電流轉速效

33、率功率因數(shù)最大轉矩18.5kw37.7a980r/min89.8%0.832.0nm8 液壓輔件的選擇8.1 液壓油n46 普通液壓油ya n46（原牌號 ： 30）， 參數(shù)見表 8.1。表 8.1ya n46 液壓油參數(shù)運動粘度（40） (mm 2 /s)粘度指數(shù)凝點 ( )抗磨性 ( n)密度 ( kg/m 3) 46 90-108009008.2 油箱焊接件，具體尺寸見第9 章。8.3 液位計ywz-150承受壓力 ：0.10.15mpa溫度范圍 ： -20 1008.4 回油過濾器ylh 型箱上回油濾油器ylh 25×15，參數(shù)見表 8.2。表 8.2ylh 25×

34、15 回油濾油器參數(shù)通徑流量過濾精度公稱壓力最大壓力損失連接方濾芯型號( mm)( l/min)( m)( mpa)( mpa)式1525101.60.35螺紋h x25×158.5 空氣過濾器ef 系列空氣過濾器ef340， 參數(shù)見表 8.3。表 8.3ef3 40 空氣過濾器參數(shù)加油流量l/min空氣流量l/min油過濾面積cm2油過濾精度m空氣過濾精度m210.1701800.27930 408.6 吸油過濾器ylx型箱上吸油過濾器ylx 25×15，參數(shù)見表 8.4。表 8.4ylx 25×15 吸油過濾器參數(shù)通徑公稱流量過濾精度允許最大壓力損失連接方式濾

35、芯型號mml/minmmpa1525800.03螺紋x-x-25 ×158.7 液壓泵jb 系列徑向柱塞泵1jb30，參數(shù)見表 8.5。表 8.51jb 30 徑向柱塞泵參數(shù)公稱排量ml/r額定壓力mpa最高壓力mpa最高轉速r/min輸入功率kw容積效率29.43235100015.495%8.8 多路換向閥zfs 系列多路換向閥zfs101，參數(shù)見表 8.6。表 8.6zfs101 多路換向閥參數(shù)通徑 mm額定流量l/min額定壓力mpa 1040168.9 單向節(jié)流閥mk 系列單向節(jié)流閥mk8g1.2 ，參數(shù)見表 8.7。表 8.7mk8g1.2單向節(jié)流閥通徑 mm最高工作壓力

36、mpa流量調(diào)節(jié)范圍l/min最小穩(wěn)定流量l/min 831.52 3028.10 溢流閥直動式溢流閥dt-02-h-22 ，參數(shù)見表 8.8。表 8.8dt-02-h-22直動式溢流閥參數(shù)通徑 in最大工作壓力mpa最大流量l/min調(diào)壓范圍mpa質量 kg 0.2521167.0 211.58.11 單作用平衡閥fd 系列單作用平衡閥fd6-a10，參數(shù)見表 8.9。表 8.9 fd6-a10 單作用平衡閥參數(shù)通徑額定流量mml/min調(diào)壓范圍mpa控制壓力mpa開啟壓力質量mpakg6400.3-31.52-31.50.278.12 并聯(lián)多路換向閥組zfs 系列多路換向閥zfs101，參數(shù)

37、見表 8.6|。8.13 氣缸普通氣缸 dnc-25-50 ，參數(shù)見表 8.10。表 8.10 dnc-25-50普通氣缸參數(shù)活塞直徑mm活塞桿直徑mm推力 n拉力 n許用徑向負載n扭矩 nm 5025483415350.858.14 兩位三通電磁氣閥普通兩位三通電磁氣閥q23xd-10-dc24v ，參數(shù)見表 8.11。表 8.11 q23xd-10-dc24v參數(shù)工作壓力范圍mpa介質溫度公稱通徑mm接管螺紋額定流量l/min額定壓降kpa0 1.65 6010m18×1.52300158.15 消聲器lfu 1/2安裝位置 : 垂直方向 ±5°，參數(shù)見表 8

38、.12。表 8.12 lfu 1/2 消聲器參數(shù)氣接口 in額定流量l/min輸入壓力mpa消聲效果db安裝形式g1/260000 1.640螺紋8.16 氣源處理三聯(lián)件gc 系列三聯(lián)件gc30010mzc ，參數(shù)見表 8.13。空氣過濾器gf300-10減壓閥 gr300-10油霧器gl300-10表 8.13gc300 10mzc 氣源處理三聯(lián)件參數(shù)調(diào)壓范圍mpa使用溫度濾水杯容量ml給水杯容量ml濾芯精度質量mg0.15-1.55 6040754013008.17 球閥( 截止閥)jzqf20l，參數(shù)見表 8.14。表 8.14 jzqf20l 參數(shù)公稱壓力mpa公稱通徑mm連接形式21

39、20螺紋8.18 電磁換向閥3we56.0/w220-50， 參數(shù)見表 8.15。表 8.15 3we56.0/w220-50參數(shù)通徑mm額定壓力mpa流量l/min 525148.19 壓力表彈簧管壓力表y-60測量范圍 ：025mpa8.20 微型高壓軟管接頭總成hfp1-h2-p-m18，參數(shù)見表 8.16。表 8.16 hfp1-h2-p-m18參數(shù)公稱通徑mm工作壓力mpa工作溫度推薦長度mm螺紋尺寸1025-30 80320m18×1.58.21 測壓接頭jb/ t966-zjj- 20- m30管子外徑 ：20mm8.22 球閥( 截止閥)jzqf20l，參數(shù)見表 8.

40、14。8.23 壓力繼電器柱塞式壓力繼電器hed1oa20/35l24 ，參數(shù)見表 8.17。表 8.17hed1oa20/35l24參數(shù)額定壓力mpa復原壓力mpa動作壓力mpa切換頻率 ( 次/min)切換精度350.6-29.52-3550小于調(diào)壓的±18.24 液壓管路的選擇8.24.1 吸油管路的選擇查機械設計手冊4可知，吸油管內(nèi)液壓油的流速v 0.52m/s 取 2m/s吸油管內(nèi)的流量q = 27.216l/min = 4.53610×-4 m3/s因為 qvad 2v4， 所以d4q v44.536210 416.99mm查表得到標準軟管尺寸，見表8.18。表

41、 8.18 標準軟管尺寸公稱內(nèi)徑mm內(nèi)徑 mm增強層外徑mm成品軟管外徑mm 1918.6 19.824.6 26.229.4 31.08.24.2 壓油和回流管路的選擇查機械設計手冊4可知，壓油管內(nèi)液壓油的流速v 2.56m/s 回流管內(nèi)液壓油的流速 v 1.53m/s由于所選液壓缸均為雙作用液壓缸，所以壓油和回流管路應按最大值 選取。1. 推鏟缸壓油管路的選擇推鏟缸所需流量va0.2qv0.04 2412.510 4 m3 / s15l /min取 v = 4m/s ，則d4qv42.510448.92mm查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。表 8.19標準軟管尺寸公稱內(nèi)徑mm內(nèi)徑 mm增

42、強層外徑mm成品軟管外徑mm109.3 10.114.5 15.719.1 20.62. 舉升缸壓油管路的選擇舉升缸所需流量qvav0.150.04 2411.8810 4 m3 / s11.3l / min取 v = 3m/s， 則d4qv41.88310 48.93mm查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。3. 滑板缸壓油管路的選擇滑板缸所需流量qvav0.120.04 2411.510 4 m3 / s9l / min取 v = 3m/s， 則d4qv41.5310 47.98mm查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。4. 刮板缸壓油管路的選擇刮板缸所需流量qvav0.120.04 2411

43、.510 4 m3 / s9 l / min取 v = 3m/s， 則d4qv41.5310 47.98mm查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。9 油箱的設計油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀固體雜質等作用。按照油箱液面與大氣是否相通，可分為開式油箱和閉式油箱。開式油箱應用最廣，油箱內(nèi)的液面與大氣相通，結構簡單，不用考慮油箱充氣壓力等問題，故本系統(tǒng)采用開式油箱。油箱中應安裝相應的輔件，如熱交換器、空氣濾清器、過濾器以及液位計等。9.1油箱的有效容積的計算在初步設計時，油箱的有效容量可按公式（9.1）進行計算。v=mqp(9.1)式中： v油箱的有效容量（ l）； q

44、p液壓泵的流量（l/min ）； m經(jīng)驗系數(shù)，工程機械中m = 25。所以，v = mqp = 3 ×28.812 = 86.436l = 0.0864m39.2油箱體積的確定根據(jù)現(xiàn)場實際情況，油液一般裝滿油箱的80%，采用六面體油箱，并且長、寬以及高的比例為 1：1： 1。即v0.8v實際3式中： v油箱的有效容量（ m3）； v 實際油箱的實際體積（ m ）。所以v實際1.25v1.250.08640.108m3所以， 長、寬、高3 v實際3 0.1080.476m為提高其散熱能力，適當增大油箱容積，圓整后，取長=寬=高=520mm因此，油箱的尺寸為： 520×520&

45、#215;520（ mm3）10 液壓閥臺的設計10.1 閥塊結構的選擇閥塊的材料一般為鑄鐵或鑄鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合多用鍛鋼，本系統(tǒng)中的閥塊采用鑄鐵材料。根據(jù)本系統(tǒng)液壓閥件的數(shù)量和安裝位置要求，設計成一個整體閥塊，閥塊上設有公共進油孔和公共回油孔。（見閥塊零件圖gcs 03）10.2 閥塊結構尺寸的確定閥塊是液壓系統(tǒng)的重要部件，閥座是其主體，由于閥座是各類閥的安裝體，所以其加 工精度要求很高。由于座體上要加工各類閥口以及聯(lián)接孔口，故設計時則必須考慮到加工 時各孔口不得有位置上的沖突，同時應相通的孔口必須保證相通，不相通的孔口絕對不可 相通，且相臨的孔口之間應有一定的距離。一般

46、在中低壓力下，為保證孔壁強度，相臨的 不相通的孔口間最小壁厚不得小于5 毫米，否則孔壁就有可能在壓力沖擊下崩潰，使壓力油進入其他孔道，系統(tǒng)將會出現(xiàn)不可預見性事故。閥座在設計安裝時應綜合考慮多方面因素。主要是，重要尺寸設計時，尊重設計時理 論數(shù)值，一般情況下，小數(shù)點后僅有一位數(shù)值時（單位：毫米），不得對非整數(shù)尺寸進行 進位或退位圓整。閥塊布置時閥塊間距一般不應小于10 毫米，布置時不得有任何干涉現(xiàn)象出現(xiàn)。同時還應考慮易于加工，在可以實現(xiàn)預期功能以及安裝方便的前提下應盡量減小 閥座尺寸，從而節(jié)省材料，降低加工強度和難度，減少成本。根據(jù)閥塊上各閥的具體尺寸，從避免尺寸干涉和打孔的強度需要角度考慮所設

47、計閥塊 的基本尺寸為長500 毫米，寬 250 毫米，高 80 毫米。閥塊上各工藝孔位置、深度以及其余具體尺寸見閥塊零件圖gcs 03。（三維立體圖見附錄中圖a1 a2）11 液壓泵站的設計液壓泵站是液壓系統(tǒng)的重要組成部分（動力源）。液壓泵站是一種元件組合體，一般是由液壓泵組、油箱組件、控溫組件、蓄能器組件和過濾器組件等相對獨立的單元組合而成的。液壓泵站是為一個或幾個系統(tǒng)存放有一定清潔度要求的工作介質并輸出具有一定（或可調(diào)）壓力、流量的液體動力的整體裝置，是向液壓系統(tǒng)提供動力源的重要部件，所以，液壓泵站設計的優(yōu)劣，直接關系著液壓設備性能的好壞。液壓泵站適用于主機與液壓裝置可分離的各種液壓機械上

48、。液壓泵站上泵組的布置方式分為上置式和非上置式。泵組置于油箱上的上置式液壓泵站中，采用立式電動機并將液壓泵置于油箱之內(nèi)時，稱為立式；采用臥式電動機稱為臥 式。非上置式液壓泵站中，泵組與油箱并列布置的為旁置式；泵組置于油箱下面時為下置式。12 液壓系統(tǒng)性能驗算液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及聯(lián)接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般的液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切的計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系數(shù)效率，壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設計要進行重新調(diào)整，或許采取其他必要的措施。12.1 液壓

49、系統(tǒng)壓力損失的計算12.1.1 局部壓力損失2pv( pa) 2（12.1）式中：局部阻力系數(shù)（球閥 5，滑閥 12，節(jié)流閥 6）；液體密度（ kg/m3）(液壓油密度 900 kg/m3)； v液體的平均流速（m/s）。1. 泵出口處的溢流閥p 1 和推鏟缸處的溢流閥p 22. 推鏟缸處的單向節(jié)流閥p 33. 推鏟缸的多路換向閥處p 44. 舉升缸的多路換向閥處p 55. 舉升缸的單作用平衡閥處p 60.2mpa6. 滑板缸的多路換向閥處p 7 和刮板缸的多路換向閥處p 87. 滑板缸的電磁換向閥處p 9 和刮板缸的電磁換向閥處p 108. 回油過濾器處的局部壓力損失p 110.35mpa則總的局部壓力損失為12.1.2 沿程壓力損失lv2pd2(pa )（