垃圾壓縮中轉(zhuǎn)站液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、液壓傳動課程設(shè)計設(shè)計目的：液壓系統(tǒng)的設(shè)計是整機設(shè)計的重要組成部分, 主要任務(wù)是綜合運用液壓與氣壓傳動中所學的各項基礎(chǔ)知識，通過查閱資料，小組研究的形式進行液壓系統(tǒng)設(shè)計。, 學習液壓系統(tǒng)的設(shè)計步驟、內(nèi)容和方法。通過學習，能根據(jù)工作要求確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)、系統(tǒng)原理圖，能進行必要的設(shè)計計算，合理地選擇和確定液壓元件，對所設(shè)計的液壓系統(tǒng)性能進行校驗算，為進一步進行液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計打下基礎(chǔ)。本次液壓傳動課程設(shè)計的題目是垃圾壓縮中轉(zhuǎn)站- 液壓系統(tǒng)設(shè)計。設(shè)計成果在生產(chǎn)生活中有著一定的應(yīng)用價值，既貼合實際，又鍛煉了創(chuàng)新能力。設(shè)計步驟和內(nèi)容：液壓系統(tǒng)的設(shè)計步驟和內(nèi)容大致如下：(1) 明確設(shè)計要求，進行工況分

2、析；(2) 確定液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)；(3) 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖；(4) 計算和選擇液壓元件；(5) 驗算液壓系統(tǒng)的性能；(6) 液壓缸設(shè)計；(7) 繪制工作圖，編寫技術(shù)文件，并提出電氣控制系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)書。機構(gòu)概況該裝置由垃圾集裝箱、舉升機構(gòu)、旋轉(zhuǎn)機構(gòu)和壓縮機構(gòu)四部分組成。平常，包括垃圾集裝箱在內(nèi)的整個裝置置于地下，吊板蓋于其上，垃圾由自動封閉門進入。當垃圾裝滿后，由壓縮機構(gòu)予以壓縮，然后再裝料最后由舉升機構(gòu)將吊在吊板上的垃圾箱升起，并通過旋轉(zhuǎn)機構(gòu)使其達到適當位置后，封閉式裝車外運。主要結(jié)構(gòu)垃圾壓縮集運設(shè)備由橫向壓縮系統(tǒng)、垂直升降、機架、污水排放裝置、壓縮塊裝載箱、液壓站電控系統(tǒng)和機器狀態(tài)

3、顯示及故障報警系統(tǒng)組成。工作循環(huán)概況描述橫向壓縮系統(tǒng)將裝入垃圾成形模中的疏松物料壓縮成密實的塊狀物料以便運出。 垂直升降系統(tǒng)將裝滿壓成塊狀垃圾的壓縮塊裝載箱抬起，進而送入運輸車內(nèi)外運。 壓縮塊裝載箱貯裝散料垃圾以備壓縮成塊。污水排放裝置將壓出的污水濾除排放。裝載箱托架將裝載箱托起。液壓站為整個裝置提供動力。電控系統(tǒng)控制設(shè)備運行工藝過程。機械狀態(tài)顯示和報警系統(tǒng)能清晰的反映設(shè)備運行狀態(tài)，保 障設(shè)備運行安全可靠。操作工藝過程結(jié)構(gòu)草圖如下：如草圖示意，首先垂直升降系統(tǒng)（1）將垃圾箱送入垃圾壓縮裝置（4）內(nèi)。當散 狀垃圾裝滿箱體后，橫向壓縮系統(tǒng)（3）壓下并反復(fù)幾次，將垃圾壓成塊狀，壓下 的污水由污水濾孔

4、排出。此時由控制系統(tǒng)將壓縮板拉回原處，以便繼續(xù)裝入垃圾； 待到箱內(nèi)裝滿垃圾后，由垂直升降系統(tǒng) （1）將垃圾箱抬出壓縮裝置（4）,經(jīng)轉(zhuǎn)向系 統(tǒng)（2）轉(zhuǎn)至適當位置放入轉(zhuǎn)運車，掛鉤（5）脫離，再勾住新的垃圾箱放入壓縮裝置（4） 內(nèi)。整個過程自動化程度高，設(shè)備的運行狀態(tài)通過顯示器一目了然。 當機器運行 出現(xiàn)故障時自動報警。設(shè)備運行安全可靠。主要技術(shù)參數(shù)1垃圾箱容積：10m32 .升降高3 .上升速4 .下降速度：3.2m度： 0.017m/min度： 0.034m/min 5壓頭快進速度：2.5m/min6壓頭壓實速度：0.5m/min 7壓頭快退速度：4.0m/min8 .主電機功率：4.0KW9旋

5、轉(zhuǎn)電機功率：1.1KW10 .液壓系統(tǒng)工作壓力：10MPa11 .整 機 重 量：6000kg12 .驅(qū)動方式：電機驅(qū)動一.液壓系統(tǒng)主要性能參數(shù)的確定這里，液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)是指液壓執(zhí)行元件的工作壓力 p和最大流量 Q ,它們均與執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)（即液壓缸的有效工作面積或液壓馬達的排量） 有關(guān)。液壓執(zhí)行元件的工作壓力和最大流量是計算與選擇液壓元件、原動機（電機），進行液壓系統(tǒng)設(shè)計的主要依據(jù)。液壓執(zhí)行元件工作壓力的確定液壓執(zhí)行元件的工作壓力是指液壓執(zhí)行元件的輸入壓力。在確定液壓執(zhí)行元 件的結(jié)構(gòu)尺寸時，一般要先選擇好液壓執(zhí)行元件的工作壓力。工作壓力選得低， 執(zhí)行元件的尺寸則大，整個液壓系統(tǒng)所

6、需的流量和結(jié)構(gòu)尺寸也會變大， 但液壓元 件的制造精度、密封要求與維護要求將會降低。壓力選得愈高，結(jié)果則相反。因 此執(zhí)行元件的工作壓力的選取將直接關(guān)系到液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)大小、成本高低和使用可靠性等多方面的因素。也可根據(jù)設(shè)備的類型參考表 4選取。表4常用液壓設(shè)備工作壓力設(shè)備類型機床農(nóng)業(yè)機械 小型工程 機械液壓機 挖掘機 重型機械 相重機械磨床車、銃、刨床組合機床拉床龍門刨床工作壓力 / MPa0. 822435<1010152032垃圾壓縮中轉(zhuǎn)站屬于小型工程機械，所以工作壓力選擇1015 Mpa,本產(chǎn)品選擇10液壓執(zhí)行元件主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定升降液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件主要結(jié)構(gòu)參數(shù)確定液壓缸的主要要尺為

7、缸簡內(nèi)徑、活塞桿直徑、缸筒長度以及缸筒壁厚等。（1）工作負載液壓缸工作負載R是指工作機構(gòu)在滿負荷情況下，以一定加速度起動時對 液壓缸產(chǎn)生的阻力，即R = R* + R ： + R,式中 Ri工作機構(gòu)的荷重及自重又t液壓缸產(chǎn)生的作用力（ N）;Rf工作機構(gòu)在滿載下起動時的靜摩擦力（N）;工作機構(gòu)滿載起動時的慣性力(N)(2)工作速度和速度液壓缸的工作速度.與其輸入流量和活塞的面積有關(guān)。 無桿腔進油時，活塞或缸體的工作速度為有桿端進油時的速度4麗大廳-/)nils)如果工作機構(gòu)對液壓缸的工作速度有一定要求時，應(yīng)根據(jù)所需的工作速度和已選定的泵的流量來確定缸徑；推力和速度都有要求時，可根據(jù)速度和缸徑來

8、選 擇泵;在速度沒有要求時，則可根據(jù)已選定的泵和缸來確定工作速度。雙作用液壓缸，具往復(fù)運動的速度比為m D2 =-、T除有特殊要求的場合外，速比不宜過小或過大，以免發(fā)生過大的被壓或活塞桿太細，穩(wěn)定性不好。小值可按JB2183-77中所制定的標準選用，工作壓力高的 液壓缸選用大值，工作壓力小的則選小值。(3)缸筒內(nèi)徑根據(jù)公式F=PA,其中F活塞所需推力P工作壓力A活塞應(yīng)有的有效面積整機重量為6000kg，垃圾重量7t所以 F = (6000 + 700。x9.8N = 127400NP =1 0x160 PaA = F /P12740010x106 Pa2二12740mm2又A = 兀D2/4其

9、中D缸筒內(nèi)徑帶入A的值，解得D %128mm缸筒內(nèi)徑按GB2348-80及足大升降高度，查表圓整為140mm活塞桿直徑取為d = 0.6D = 0.6 140= 84mm圓整100mm二 D2二 1402所以活塞的面積A = 1 = : = 153944422_22二 D2 -d2 二 1402 -1002活塞桿白面積 A = 754044要確定液壓執(zhí)行元件的最大流量， 必須先確定執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)。 這里主 要指液壓缸的有效工作面積 A1、A2及活塞直徑D、活塞桿直徑do液壓執(zhí)行元 件的結(jié)構(gòu)參數(shù)首先應(yīng)滿足所要克服的最大負載和速度的要求。例如圖3所示一單 桿活塞缸，其無桿腔和有桿腔的有效作用面

10、積分別為 A1和A2,當最大負載為F max時的進、回油腔壓力分別為p1和p2,這時活塞上的力平衡方程應(yīng)為(6)圖3液壓缸參數(shù)確定筒這樣就有式中，A2/A1 一般由快速進、退速度比與回路結(jié)構(gòu)有關(guān)。例如當快進時是液壓缸 的無桿腔進油、有桿腔回油，而快退時是有桿腔進油、無桿腔回油，快進、快退 時的流量Q均相同（一般為泵的最大供油流量），這時快速進、退的速度比v1 /v2為=&（10）為 4 4即這時的液壓缸兩腔的面積比由快速進、 退的速度比入V確定。當快進時采用差 動連接液壓回路，快退時采用有桿腔進油、無桿腔回油，并且要求快速進、退速 度相等時，則應(yīng) A2 /A1=1/2。表5按活塞桿受力

11、情況選取活塞桿直徑活塞桿受力情況工作壓力p/MPa活塞桿直往d受 拉-d=(0.30.5)D受壓及拉P05d=(0.50.55)D受壓及拉5<p<7Pd=(0.60.7)D受壓及拉P>7d=0.7D在D、d圓整后，應(yīng)由式 A1=tt D2/4和A2=tt （D2-d2）/4重新求出 A1和A2。則此時液壓缸兩腔的有效工作面積 A1、A2已初步確定。液壓缸兩腔的有效工作面積除了要滿足最大負載和速度要求外， 還需滿足系 統(tǒng)中流量控制閥最小穩(wěn)定流量 Qvmin的要求，以滿足系統(tǒng)的最低速度vmin要求。 因此還需對液壓缸的有效工作面積 A1 （或A2）進行驗算。即4國之2過E11）式

12、中Qvmin可由閥的產(chǎn)品樣本中查得。若經(jīng)驗算 D、d不滿足式（9-11）, 則需重新修改計算 D、d、A1、A2 ,直至滿足式（11）為止，才算最后確定液 壓缸的有效工作面積。液壓缸的結(jié)構(gòu)強度計算和穩(wěn)定校驗（1）缸壁強度校核若壁厚6 / D = 0.08，其中D = 140得 - 11.2mm可按薄壁公式校驗其強度，即式中：Pmax缸筒內(nèi)最高工作壓力，為 15MPa；一一缸筒材料許用應(yīng)力;16=上，6 b為材料抗拉強度由缸筒材料為45號鋼，查得6 b=600MPaN為安全系數(shù)，一般取n = 5帶入數(shù)據(jù)，得.PmaxD _15MPa 140mm' - 2 I；. I 6002 5符合條件

13、。圓整取壁厚、=10mm(2)活塞桿強度及液壓穩(wěn)定性的計算a.活塞桿強度活塞桿強度可由下列推出R工作負荷查表可知45#鋼的抗拉強度=600MPaR = FI =0.9 51-1.46001.4=464MPabsn1d 4*1.4725*10 6一 3.14*464*10 6=63.6mmd = 100mm- 63.6所以活塞桿強度合格。單桿雙作用液壓缸往復(fù)運動的速度比 中為:D2 -d2D21402 -10021400.51.022.04m/ min0.5V i活塞桿上升的速度1.02m/ m i nV2活塞桿下降的速度2.04m/m i n b .穩(wěn)定性計算一般，短行程液壓缸在軸向力作用下仍

14、能保持原有的直線狀態(tài)下的平衡，故可視為單純受壓或受拉直桿。但實際上液壓缸是缸體、活塞和活塞桿的組合體。 在由于幾活塞和缸體之間以及活塞桿與導(dǎo)向之間均有配合間隙，加之缸的自重及負載偏心等原因均可產(chǎn)生縱向彎曲。 所以受壓時載荷似于壓桿。當活寨行程較大 比值1/d > 0時，活塞桿承受的壓力超過一定數(shù)值時液壓缸將出現(xiàn)縱向彎曲， 由此在確定活塞桿直徑時除要滿足強度外還將根據(jù)液壓缸支撐形式進行足夠驗 算F E Fk ri 0 k式中：F 液壓缸的最大推力，F(xiàn)=FR NFk 液壓缸穩(wěn)定臨界力 Nk穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取 k =2液壓缸穩(wěn)定臨界力Fk的值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度及其兩端支承情況等

15、因素有關(guān),七時，可由歐拉公式計算二 2EJ1 2式中活塞桿的柔性系數(shù)不同支撐形式的液壓變換成兩端餃支壓桿時的長度折算系數(shù)，查手冊l 活塞桿計算長度，具值與活塞行程和液壓缸的支撐形式有關(guān)。即液壓缸安裝長度（m）- d4 4m64i = JA = d /4 ,其中A為斷面面積E 活塞桿材料的縱向彈性模數(shù)（Pa ）,對于鋼材E= 2 . 1 * 1 0 11 pJ 活塞斷面白最小慣性矩Ji 活塞桿斷面的回轉(zhuǎn)半徑，2（m ）對于斷面實心桿，i = d/4式中：,i 大柔度桿的最小極限柔度、即臨界力相當于材料比例極限時的柔度，其值為 =n 修 其中仃p為比例極限，4 5號鋼的£ i值為100M

16、Pa1 >人 > 兒2時屬于柔度桿，可按雅辛斯基公式計算FK = A a - b N式中:2 柔度系數(shù)，查表A活塞桿斷面面積,a" m24a , b 與活塞桿的材料有關(guān)的系數(shù)查表。Fk = A w b即fk =二2EJ 3.14*2.1*10 11*45 42Jl22*32005=1.04*10 5NFk1.04*10 4 N=26000N安全系數(shù)計算得 n -Fk/Fi -1.04*10 5 /3830 =43壓頭液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)(1 )缸筒內(nèi)徑D的確定既壓力油對于雙作用單活塞桿液壓缸，當活塞桿是以推力驅(qū)動工作負載時, 輸無桿腔時，工作負載R為：_ 二 _

17、2_22R = F =- D P-D P0d P04Fd2P0,二 P-Po-p-Pof活塞桿的最大推力機械效率，考慮密封件的摩擦阻力P工作壓力，一般情況下去系統(tǒng)的調(diào)定壓力Po 回油被壓，若回油直接接通油箱，可取 Po = 0d舌塞桿直徑當活塞桿是以拉力驅(qū)動工作負載時，則壓力油輸入有桿腔R =F - D2P -D2P0 -d2p 44Fd2P 二 P - PoP-Po般由無縫對于雙作用活塞缸，鋼筒內(nèi)徑應(yīng)取計算結(jié)果的較大值，由于鋼筒 鋼管制成，計算出的數(shù)據(jù)需要按文獻圓整為標準內(nèi)徑 .*0 . 1m5 09 . 8 * 9 . 50.95=150mm活塞桿直徑d的推薦值：當活塞受拉時d= (0.3

18、口 0.5)D,當活塞受壓時d = 0.5 0.7 D缸筒內(nèi)徑按GB2348 80,選擇D =160取 d =0.6D =160*0.6 = 96mm活塞桿直徑d按GB2348選抒d = 110mm 八二 D23.14*1602 2所以活塞的面積A20096mm44而活塞桿的面積A1=二 D2 -d23.14* 1602 -1102_=10603mm2(2)缸筒壁厚驗算及強度校核：缸筒選用45號缸，仃b = 600mpa當壁厚6 / D =0.08 0.3時河用下式校驗：PmaxD-3.3s-3Pmax0.0104m=10.4mms缸筒材料許用應(yīng)力二/ sn安全系數(shù)缸簡外徑的確定D1 =D 2

19、、= 160 2*11活塞桿受壓的速度2.5m/min= 182缸底厚度計算:、1 = 0.5D2D2 缸底內(nèi)徑缸底材料的許用應(yīng)mpa根據(jù)強度取D2 = 120mm=0.5*12010*106600*10 6/5=17.32mm20mmCT smpa。Pmax 液壓缸最工作壓力單桿雙作用液壓缸往復(fù)運動的速度比 中為:V1D2-d2V2D222= 1602 -1102_ 21602:0.52 = 3 = 0.6/2.5V2 = = 4m / min0.6V2活塞桿受拉的速身4m/min活塞桿強度及壓桿穩(wěn)定性計算,4 Rd .；Yn仃R - F活塞桿強度可由下式求出二.二 0.95=464 mpa

20、6001.40.9 54 * 1 20000 * 9.8*3.14* 46.* 1 0= 0.05 m4n=5 m.n4 d =1 1 0m m- 5 5.4活塞桿強度合格(3)活寨桿穩(wěn)定性計算活寨桿全部伸出時的尺寸LL =1600 1600 150 64 100 =4774mmL/d = 4774/110 = 43.4當活塞桿的長徑比l/d>10時，對于壓桿必須考慮其穩(wěn)定性F £ fk o k式中：F液壓缸白最大推力KgFk液壓缸穩(wěn)定臨界力 NnK 穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取"k=2口 4當活塞桿的柔度(或細長比)嗎 2*1600二二177.8mpa1i 4.5即為大柔度

21、桿，活塞桿的臨界力 Fk可由歐拉公式計算Fk =二2EJ2l式中：,i 大柔度桿的最小極限柔度、即臨界力相當于材料比例極限時的柔度，其值為 4=冗* 其中燈p為比例極限，4 5號鋼的 乙值為100MPa活塞桿材料的縱向彈性模數(shù)（Pa ）,對于鋼材E= 2 . 1 * 1 0 11 p a活塞斷面的最小慣性矩 J- d44m64活塞桿斷面的回轉(zhuǎn)半徑,A活寨桿橫截面積l 活塞桿最大安裝長度，具值與活塞行程和液壓缸的支撐形式有關(guān)。不同支撐形式的液壓變換成兩端餃支壓桿時的長度折算系數(shù)，查手冊計算可得：Fk = A a - b N即Fk二2EJ2（臼）3.14*2.1*10 11 *45 422*160

22、0= 1.04*105N1.04*104 N4=26000N安全系數(shù)計算得 n =FK/F1 =1.04*10 5/3830 =43活塞桿穩(wěn)定性合格。實際工作參數(shù)確定經(jīng)過上面對液壓系統(tǒng)的初步計算，則液壓系統(tǒng)的實際工作壓力如下表所示工況執(zhí)行元件名稱工作壓力(MPa)壓頭壓實10壓頭快進壓實缸8壓頭快退8系統(tǒng)下起升降液壓缸10系冤下降8實際所需流量計算值如下表工況執(zhí)行元件名稱運動速度 (m/min)結(jié)構(gòu)參數(shù)(mmj)8M:(L/min )壓頭壓實壓實缸0.52009640壓頭快進2.520096201壓頭快退410603196系統(tǒng)下起升降液壓缸1.021539474系冤下降2.04754073輸入

23、的功率如下表工況執(zhí)行元件名稱工作壓力 (MPa軸入流星 (L/min )輸入功率(K W)壓頭壓實壓實缸104053.6壓頭快進820113.3壓頭快退819652.3系統(tǒng)下起升降液壓缸87419.7系冤下降87319.5繪制工況圖如下圖3 1二、擬訂液壓系統(tǒng)原理圖確定液壓執(zhí)行元件的類型.主機運動部件的運動為直線往復(fù)運動固選為液壓缸 .,但由于行程比較長所以采用 柱塞式液壓缸.制定液壓系統(tǒng)方案制定調(diào)速方案液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是核心問題。DLZ式固態(tài)垃圾壓實機主要由兩個執(zhí)行元件組成：壓實缸和升降缸。方向控制用換向 閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)，大

24、多通過換向閥的有 機組合實現(xiàn)所要求的動作對于于高壓流量的液壓系統(tǒng)，多采用插裝閥一于先導(dǎo)控 制閥的邏輯組合來實現(xiàn)。速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容 積變化來實現(xiàn)。相應(yīng)的調(diào)速方式有節(jié)流流調(diào)速、容積調(diào)速以及二者結(jié)合即容積節(jié) 流流調(diào)速。節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件 的流量來調(diào)速。此種調(diào)速方式結(jié)構(gòu)簡單，但這種系統(tǒng)必須用溢流閥，所以效率低， 發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量米達到調(diào)速目的的。具優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率高。由于為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調(diào)速方式適用于功率大、運轉(zhuǎn)速

25、度高的液壓系統(tǒng)。節(jié)流調(diào)速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁油節(jié)流三種形式。進油節(jié)流啟動沖擊較小，回油節(jié)流常用在有負載的場合，旁油節(jié)流多用于高速。調(diào)速回路一確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。節(jié)流調(diào)速一般開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，在排回油箱，開式回路結(jié)構(gòu)簡單一，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。綜上所述，再結(jié)合垃圾壓實機的工作特點: 一要求功率比較大，對執(zhí)行元件的執(zhí)行精度一要求不是很高，只要求性能穩(wěn)定，維修周期長，經(jīng)濟費用低。工作環(huán)境: 在垃圾中轉(zhuǎn)站中環(huán)境差，固體體顆粒物多，濕度大，極易受到污染。所以選取節(jié)流進油調(diào)速，開式系統(tǒng)，變量泵供油。制定壓力控

26、制方案液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定爪力范圍工作，也需要多級或無極連續(xù)的調(diào)節(jié)壓力，一般在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用安全閥起安全保護作用。DLZ式垃圾壓實機在泵的出油日采用電磁溢流閥調(diào)節(jié)出口壓力，考慮到泵的卸載時間短，所以選抒斷電卸載。在泵的出油口裝單向閥，在壓實缸有桿腔回路上采用平衡閥，其功用是在執(zhí)行元件的回油管路中建立背壓，防止因重力是壓頭下落。 在推缸的有桿和無桿回路上裝單向節(jié)流間來分別控制推頭快退和頂推時所需要的壓力。制定順序方案本液壓系統(tǒng)，要求器不工作時，處于保壓狀態(tài)，所以采用。型中位機能的電磁換向閥。液壓泵無載啟動，經(jīng)過一段時間，泵正常運轉(zhuǎn)。延時繼電

27、器發(fā)出電信號使卸荷閥關(guān)閉，建立正常的工作壓力。然后通過電磁換向閥。例如，當執(zhí)行完壓實的預(yù)定動作后，回路中的壓力到達一定的數(shù)值后，通過壓力繼電器發(fā)出電信號，是電磁換向閥換向，是油液進入壓缸的有壓桿腔，使壓頭后退。選擇液壓動力源液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全用液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般使用定量泵，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多于的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對于 工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相對較

28、大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供 油。對于所需流量較小的情況，可增設(shè)蓄能器做輔助油源。油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。 一般泵的入口要裝有過濾器，進入 系統(tǒng)的油液根本被保護元件的要求， 通過相應(yīng)的精過濾再次過濾。為防止系統(tǒng)中 雜質(zhì)流回油箱，可在回油路處設(shè)置磁性過濾器或其他形式的過濾器。 根據(jù)液壓設(shè) 備所處的環(huán)境及對溫度的要求，還要考慮加裝熱、冷卻等措施。該液壓系統(tǒng)未暴露在工作環(huán)境當中。 前而曾提到過，工作條件惡劣，環(huán)境溫 度適中，濕度大，塵挨固態(tài)顆粒物多，有外界沖擊震蕩 ：該設(shè)備對執(zhí)行精度要求 不是太高：又從經(jīng)濟方而考慮，所以，選擇葉片泵。又因為要滿足液壓系統(tǒng)的動 作執(zhí)行的快慢，所以最

29、終選擇單級葉片泵。11J-l.jT 1j7 HL1vvD如IDLZ式固態(tài)垃圾壓實機完整的液壓系統(tǒng)圖電磁鐵動作表廳P壓缸前進壓缸壓制壓缸退回撐缸升坦撐缶r下降原位停止/卸載1DT+-2DT-+-3DT-+-4DT-+-5DT+-+-+-6DT-+壓實機的液壓系統(tǒng)原理圖如圖所示。油源為單極葉片泵1給系統(tǒng)供油甲以滿 足壓實缸快慢速度要求：泵1出油口的壓力分別由12和14設(shè)定。壓實機有兩個 執(zhí)行器，分別為壓實液壓缸7和升降液壓缸9,兩缸的運動方向分別由三位四通 電磁換向閥11和10控制；立置缸7的回油路設(shè)有液控單向閥用以防止壓頭因重 力卜一落；調(diào)速閥6用于調(diào)節(jié)缸7的升起和下降的速度。啟動泵1,由于6是

30、斷電卸荷，所以泵處于卸荷狀態(tài)，當泵的出口壓力達到 系統(tǒng)的要求時，繼電器發(fā)出電信號給電磁換向閥 1DT,切換至右位，泵1的壓力 油便壓實缸9的無桿腔，故缸9的活塞桿啟動、壓頭快速前進，缸9的有桿腔的 油液則經(jīng)調(diào)速閥排回油箱。當壓頭實垃圾時，系統(tǒng)壓力升高，達到繼電器調(diào)定的 壓力，給電磁閥換向發(fā)出信號，使 6DT斷電卸荷泵空載，經(jīng)溢流閥5排回油箱， 實現(xiàn)卸荷。垃圾塊需經(jīng)過2 3次的壓實，即重復(fù)上面的操作。當壓實結(jié)束后，將換向閥11切換至左位，液壓缸9無桿腔油箱接通，實現(xiàn) 保壓后釋壓，接著液壓泵1經(jīng)調(diào)速閥向缸9的有桿腔供油，泵的流量使缸的活塞 桿驅(qū)動壓頭快速后退。當升降裝置工作時，換向閥4DT切換至右

31、位，壓力油經(jīng)液控單向閥5和調(diào)速 閥6進入升降缸7的無桿腔，有桿腔油液直接排回油箱；升起結(jié)束后，3DT切換至左位，則壓力油進入缸有桿腔，無桿腔油液經(jīng)調(diào)速閥和液控單向閥排回油箱， 升降裝置下降復(fù)位。一個工作循環(huán)結(jié)束，液壓泵卸荷。三.計算和選擇液壓元件液壓泵和電機型號與規(guī)格的選擇前邊已經(jīng)經(jīng)過比較選擇了單極葉片泵。液壓泵的工作壓力Pp - Pmax 其中Pmax是液壓執(zhí)行元件的最高工作壓力，對于本系統(tǒng)最高壓力是壓頭壓實的 進口壓力，Pmax=11MPa；£Ap是泵到執(zhí)行元件間的管路損失。參考表一一，取%.p =0.5MPa液壓泵的下作壓力為P hl0 0.5 MPa -10.5MPa確定泵的

32、流量因DLZ式固態(tài)垃圾壓實機的各個執(zhí)行元件為一次單動，因此不存在多個元 件同時動作的問題。若分析表所列各執(zhí)行元件所需的流量，不難發(fā)現(xiàn)，最大流量需求為壓頭快進(2. m / m i n ,L2 0 1 )/, m最n、的流量需求為壓頭壓實0. m /minL40 /,咯執(zhí)行元件的不同工況流量需求相差很大。液壓泵的流量qp - K ' Qmax取泄漏系數(shù)K=1.1,求得液壓泵的流量為qp -201 1.1L/min =221L/min選GPC4的單極液片泵，當工作壓力是 11MPa時，.泵的流量為221L/min液壓泵電動機功率的確定在確定電動機功率之前，首先要確定液壓泵的實際工作壓力。

33、常用的方法有 兩種:一是將執(zhí)行元件的實際工作壓力乘以系數(shù) k=1.1;二是在執(zhí)行元件實際工作 壓力的基礎(chǔ)上加閥件和管路的壓力損失，如卻 Ap = 0.5MPa o本系統(tǒng)采用加壓力 的方法計算。對單極液片泵油系統(tǒng)，應(yīng)對各種下況下的電動機功率進行計算，然后進行比較，取最大功率。這里需要指出的是，單極液片泵的總效率在領(lǐng)定壓力下可達到 0.8,而卸載情況下僅為0.3,單極液片泵供油電動機功率計算公式為p wq/式中，pp、q、”分別為泵的實際下作壓力、流量和總效率。經(jīng)計分析比較， 壓頭快進單極液片泵供油時，此時的流量還是最人的，所以在這.T.況下電動機的功率就是整個液壓系統(tǒng)的電動機最大功率。止匕時 p

34、p = 8 0.5 =16所以電動機的最大功率為P =8.5*221/ 0.8=2.34KW因此單極液片泵方案可選 Y280M - 2型電動機，功率為4KW的，同步轉(zhuǎn) 速為2970r/min。（由袖珍機械設(shè)計師手冊一1297查得）液壓閥的選擇選擇液壓閥主要根據(jù)閥的工作壓力和通過閥的流量。該系統(tǒng)的工作壓力在10MPa左右，液壓閥都選用中、高壓閥。所選閥的規(guī)格型號如下表所示序號選用規(guī)格名稱2S8A3單向閥5SV10PB2-30液控單向閥62FRM5-31/15L調(diào)速閥114WE5E60/AG24Z4三位四通電磁換向閥12DBW10AG3-5X/100先導(dǎo)式電磁換向閥二位二通電磁換向閥14DBDA6

35、G10/10直動式溢流閥液壓輔助元件的選擇油箱的有效容積可按下式確定V = a q式中a為經(jīng)驗.系數(shù)，對中壓系統(tǒng)取 a=7。所選泵的總流量為221L/min,液壓泵每分鐘排出的壓力油的體積為 0.22m3,算得油箱的有效容積為V = 7*0.22 = 1.54油管內(nèi)徑計算本系統(tǒng)油管內(nèi)徑可按式：d =4. 6 3Q-葉算式中Q管內(nèi)通過的流量，L/min液體在管內(nèi)的最大允許流速，m/s, 一般對吸油管取0.5 1 .5m/s；回油管取1.52.5m/s,壓油管取35m/s。在這里，吸油管取1m/s,回油管取2m/s,壓油管取4m/s 經(jīng)計算，確定管徑值如下表：管徑名稱通過流里（L/min ）允許流

36、速（m/s）管路內(nèi)徑（m）吸油管22110.064排油管22140.032此液壓系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，因此可選用鋼管作為油管。經(jīng)過查表（液壓與控制手冊一 798）,確定鋼管的尺寸見下表管徑名稱公稱通徑（mm）壁厚（mm）吸油管658排油管325四.液壓系統(tǒng)的性能驗算溫開系統(tǒng)的發(fā)熱量要進行準確計算一般很困難， 下面介紹一種工程上常用的近似計算方法。液壓系統(tǒng)的輸入功率與輸出功率之差就是系統(tǒng)運行中的能量損失，也就是系統(tǒng)產(chǎn)生的發(fā)熱功率H。即矛=此一兒E）（25）式中 Ni系統(tǒng)的輸入功率，即液壓泵的輸入功率，可用Ni = ppqp /qp 計算，式中符號意義同前；No系統(tǒng)的輸出功率，即執(zhí)行元件的輸出功率；對于

37、液壓缸No=Fv對于液壓馬達No=2兀Tn式中 F液壓缸的總外負載力；T馬達軸上的總外負載力矩；v液壓缸的運動速度；n液壓馬達的轉(zhuǎn)速。若整個工作循環(huán)內(nèi)的功率是變化的，則可按各階段的發(fā)熱功率求出系統(tǒng) 的平均發(fā)熱功率，即H 二（明.- N邙-）、（ 26 ）T P式中 Nij 整個工作循環(huán)的第j個階段系統(tǒng)(液壓泵)的輸入功率；Noj 整個工作循環(huán)的第j個階段系統(tǒng)執(zhí)行元件的輸出功率； tj第j個階段的持續(xù)時間；n整個工作循環(huán)的階段數(shù)；T整個工作循環(huán)的周期(時間)。五.轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖3旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部分的結(jié)構(gòu)與起重機中轉(zhuǎn)格式旋轉(zhuǎn)支撐裝置相似，利用一個調(diào)心滾 子軸承和一個推力調(diào)心滾子

38、軸承承受徑向力和軸向力， 而動力系統(tǒng)則以電極驅(qū)動, 電機驅(qū)動，利用齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。電動機的選擇(1)電動機的轉(zhuǎn)速由于垃圾中轉(zhuǎn)站的轉(zhuǎn)速要求很低，(與龍門起重機的轉(zhuǎn)速相似)，大約1.5轉(zhuǎn)/ 分鐘，所以電動機的轉(zhuǎn)速要求很小，910r/mm。(2)電動機的功率電動機的功率要求不圖，經(jīng)驗和與減速器的1.1KW的電動機。選用型號為電動機參數(shù)：額定功率：1.1KW渦我轉(zhuǎn)速:910r/mm滿載效率：73.5%(3)傳動比的準確分配垃圾中轉(zhuǎn)站的轉(zhuǎn)速電動機轉(zhuǎn)速但電動機啟動時，受瞬時扭矩較大，按實驗即實際配合情況，選用功率為Y90L6 。同步轉(zhuǎn)速:1000r/mm滿載電流315A功率因素:0.72V 1=1.5r/m

39、inV 1=910r/minii=87i i=7A為橫截面積。其中：i 總 1=VZV1=910/1.5=607減速器的傳動比計算得出齒輪的傳動比軸的強度校核(1)壓力校核、s = NIA式中：N為所受壓力；I為傳動比;N=6000 gN x 5/3=104 x gN軸是空心的 取 P =0.5(一般取 0.5 0.6 )A = n(1 -P2 )d2 =(1-0.5f0.152 = 0.053m2410 109.8二 s = =18.49MPa0.053軸材料為45鋼，查設(shè)計手冊可知道,I rs - 335MPa，二合格(2)彎矩校核M /W式中：M =50000 2 =1.0 105N|_m 1.0 1W= 1- 1 d3/32 = 1 -0.54 0.153/32 =1.0 10”M /W =1.0 105 =100.0MPa =100MPa45號鋼，查設(shè)計手冊得1 I - 603MPa合格。齒輪的校核選擇齒輪材料 小齒輪：40cr調(diào)值處理，硬度241 286HBS大齒輪:45鋼調(diào)值處理硬度9-255HBs按MQ值量要求