挖掘機液壓系統(tǒng)設計說明書

第一章緒論1.1選擇該課題的意義隨著近年來我國國民經濟的快速發(fā)展以及實施西部大開發(fā)戰(zhàn)略的機遇，工程機械在各種工程建設領域中所起的作用越來越明顯，液壓挖掘機作為主流的工程機械產品，以其應用廣泛、使用靈活、工作效率高而愈來愈被人們所重視。液壓挖掘機是目前土方開挖的最主要施工機械，在交通、建筑、能源、礦山、水利、港口等工程領域發(fā)揮重要作用，一臺1m3液壓挖掘機挖掘I?W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［1］。由于液壓挖掘機具有多品種，多功能。最近幾年的統(tǒng)計表明，液壓挖掘機是整個工程機械行業(yè)中產銷量最大、增長率最高的產品之一。到2006年國內挖掘機生產企業(yè)包括合資和外資企業(yè)銷量總和接近5萬臺，同時我國進口挖掘機數(shù)量也極為龐大，據(jù)統(tǒng)計，2006年1?11月，僅廣州口岸就累計進口挖掘機17,000臺（近幾年挖掘機銷量統(tǒng)計見表1.1）年份1999200020012002200320042005200620072008銷量（臺）611481111239719710339823361433862496256879176898表1.1挖掘機年銷售統(tǒng)計雖然目前中國已經成為世界上最大的挖掘機市場和產地之一，但是同時我國挖掘機行業(yè)整體水平相對落后，制造工藝水平較低，技術條件差，沒有形成關鍵國產元件的配套體系，目前國內挖掘機行業(yè)，從產品技術水平、可靠性、壽命、制造質量與國外挖掘機有較大差距，配套件的質量和可靠性差、使用壽命短，液壓元件極少、沒有關鍵元件，系統(tǒng)不能配套。特別是液壓元件，還遠遠沒有達到國產配套水平。液壓挖掘機技術的發(fā)展是和液壓技術的發(fā)展相輔相成的，其一是液壓系統(tǒng)是液壓挖掘機的技術基礎和重要的關鍵組成部分，其二是挖掘機技術的發(fā)展要求又液壓技術的進步和提高。液壓挖掘機是結構復雜、功能強大、用途廣泛的工程機械，它的典型工作過程基本是模仿人類動作，其鏟斗、斗桿、動臂和回轉動作，極象人的手腕、小臂、大臂和扭腰動作。如此復雜的機械手式的動作的實現(xiàn)是和液壓傳動的技術密切相關的，現(xiàn)代挖掘機的液壓系統(tǒng)非常復雜，除了基本傳遞功率的功能外，還負責很多的操縱控制。液壓系統(tǒng)性能的優(yōu)劣決定著挖掘工作性能的高低，目前液壓傳動與控制的許多先進技術都體現(xiàn)在挖掘機上。因此對其液壓系統(tǒng)的設計既可以學習到更先進的液壓技術鞏固所學的知識，又符合時代的步伐。1.2挖掘機液壓技術的發(fā)展挖掘機的發(fā)展史可追溯到19世紀三四十年代，但在隨后的一百多年中，挖掘機并沒有得到很大發(fā)展，從20世紀50年代開始生產第一臺液壓挖掘機，到60年代液壓傳動技術成為成熟的傳動技術時，液壓挖掘機進入了推廣和蓬勃發(fā)展階段，世界各國挖掘機制造廠紛紛采用各種高新技術和研究開發(fā)新的挖掘機品種，來提高自己在挖掘機市場的競爭力?？梢哉f迄今為止挖掘機己經發(fā)展到了相當成熟的階段［2］。世紀30年代它才較普遍地用于起重機、機床及工程機械。在第一次世界大戰(zhàn)期間，液壓傳動技術得到長足發(fā)展。第二次世界大戰(zhàn)結束后，液壓技術迅速轉向民用工業(yè)，液壓技術不斷應用于各種自動機及自動生產線。液壓傳動真正的發(fā)展也只是近三四十年的事。當前液壓技術正向迅速、高壓、大功率、高效、低噪聲、經久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。同時，新型液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計(CAD)、計算機輔助測試(CAT)、計算機直接控制(CDC)、機電一體化技術、自動控制技術、可靠性技術、標準化、多樣化液壓傳動是挖掘機的重要組成部分之一，目前常用的傳動方式有機械傳動、電力傳動和流體傳動。流體傳動包括液體傳動和氣體傳動，液體傳動又分為液壓傳動和液力傳動。所謂液壓傳動是指在密閉的回路中，利用液體的壓力能來進行能量的轉換、傳遞和分配的液體傳動。在現(xiàn)代工業(yè)中液壓傳動技術幾乎應用于所有機械設備的驅動、傳動和控制，如操縱車輛轉向和制動，控制和驅動飛機、機床、工程機械、食品機械和醫(yī)療機械等［3］［4］。自18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，液壓傳動技術已有二三百年的歷史。直到20、高安全性和環(huán)境保護等方面也是當前液壓傳動及控制技術發(fā)展和研究的方向。此外，液壓系統(tǒng)設計理論、系統(tǒng)性能分析及系統(tǒng)的仿真研究等也逐漸成為主流研究方向之一。1.3國內外挖掘機液壓技術發(fā)展現(xiàn)狀國外挖掘機生產歷史較長，液壓技術的不斷成熟使挖掘機得到全面發(fā)展。近幾年來，國外液壓挖掘機產量急劇上升，結構逐步完善，在工程建設和施工行業(yè)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：隨著挖掘機市場的擴大，適用于挖掘機的動力元件和液壓元件及系統(tǒng)受到制造商的日益重視，整個配套體系已經成熟；整機制造商和元件供應商重視試驗研究工作，研發(fā)重點除了保證機械技術性能以外，十分重視挖掘機的使用經濟性和工作可靠性，研制過程中，進行各種性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；從各國液壓挖掘機技術的發(fā)展來看，德國是世界上較早開發(fā)研制挖掘機的國家，19世紀50年代德馬克和利渤海爾兩家公司先后開發(fā)了全液壓挖掘機；美國是繼德國以后生產挖掘機數(shù)量大、品種多和技術水平處于領先地位的國家；日本挖掘機制造業(yè)是在二次大戰(zhàn)后發(fā)展起來的，其主要特點是在引進、消化先進技術的基礎上，通過大膽創(chuàng)新發(fā)展起來的，目前其對挖掘機技術的研究已經處于國際領先位置；韓國是液壓挖掘機生產的后起之秀，20世紀70年代開始引進技術，由于產業(yè)政策支持，其技術發(fā)展以日本為目標發(fā)展很快，并且產品很快進入國際市場，現(xiàn)在已成為國際液壓挖掘機的主要生產國之一。當前液壓挖掘機的研制和改進主要著眼于：發(fā)動機功率的充分有效利用，通過各種途徑使機械多做有效的功，其中包括動力裝置與液壓系統(tǒng)的最佳匹配，傳動效率的提高，回轉機構功率的回收，高效液壓系統(tǒng)的研究等。鏟斗挖掘力的充分發(fā)揮，挖掘力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。注重人機工程學的研究，將操控性能的提升和操作舒適性提升作為重要發(fā)展目標。重視安全和環(huán)保，隨著各國法規(guī)的不斷要求，噪音、排放、安全等指標也越來越重要。此外，加快換裝置的多功能化如吊、夾、推、刮、松、挖、裝、銑削、拆除、清除和壓實等作業(yè)也成為方向發(fā)展方向。國內挖掘機行業(yè)整體發(fā)展水平較國外緩慢，在挖掘機液壓技術方面的理論還比較薄弱。我國從20世紀60年代開始研制液壓挖掘機，但到70年代末，大部分產品與發(fā)達國家相比性能仍較落后。在這種情況下，我國通過引進技術（主要是德國和日本挖掘機制造技術）［員，使我國挖掘機產品性能得到了一定的提高。但經過將近20年的發(fā)展，與國外相比在技術上仍然落后，產品質量也不穩(wěn)定，影響了整機的可靠性。進入90年代以來，國內一些科研院所、大專院校紛紛與挖掘機廠家合作研究機電一體化挖掘機⑹⑺⑻，如天津工程機械研究所，同濟大學浙江大學等分別與合肥礦山機器廠、長江挖掘機廠、廣西玉林柴油機廠合作，取得了一些成果。但隨著國外先進的挖掘機越來越多地進入國內市場，國產挖掘機與進口挖掘機的性能差別越來越明顯。在這種情況下，國內一些挖掘機生產廠除了采取與國外合資的形式外，還積極引進國外先進的液壓元件，使國內生產的一些挖掘機技術水平迅速得到提高，但在最新技術研究和應用上與國外相比還存在較大的差距。與國外挖掘機生產商相比較，國內生產廠家技術和研究開發(fā)實力還處于弱勢地位，為了盡快適應國內挖掘機市場的發(fā)展形勢，國內挖掘機液壓的開發(fā)應重點。考慮以下幾個方面：1、加快專用液壓元件的設計開發(fā)，形成自己的配套體系。適應目前行業(yè)快速發(fā)展的需求。2、提高產品可靠性和壽命，提高整機平均無故障時間，延長維修周期。3、著眼于液壓系統(tǒng)與發(fā)動機的動力匹配，提高能源利用率。4、著眼于整個系統(tǒng)的研究，5、考慮人機工程學問題，提高操縱舒適性，改善司機工作條件。各個廠家在這個過程中都有一個共同的原因，那就是整個仿制消化過程簡單化，僅僅時拆樣機，照抄零件，對引進和仿制的產品缺乏系統(tǒng)的領會，沒有真正吃透本質。無論是整機、系統(tǒng)還是元件引進，都是急于求成的做出仿制品后就輕易滿足，缺乏進一步的技術消化吸收，沒有能夠轉化成自己的技術，不能真正組建自己的引進技術平臺，然后繼續(xù)開發(fā)和發(fā)展。目前我國的挖掘機企業(yè)和其配套元件企業(yè)，基本都是低水平的重復生產，基本沒有真正的核心技術。在仿制的基礎上系統(tǒng)的開發(fā)是我們重點的內容，在選用通用元件，搭建成系統(tǒng)之后的后期測試、調試，整改及提出自己系統(tǒng)對元件的專用要求，甚至形成自己的專用元件是非常重要的環(huán)節(jié)，它甚至可以整整提高一個技術臺階。第二章液壓挖掘機結構與工作原理2.1挖掘機的功能結構單斗液壓挖掘機是一種自行式土方工程機械，斗容量從0.25?6.0m3不等，按行走機構不同，有履帶式輪胎式兩類。履帶式應用較多，其主機結構示意圖圖2.1所示。圖中鏟斗a斗桿b和動臂c統(tǒng)稱為工作機構，分別由相應的液壓缸f.g.驅動；回轉機構d和行走機構e由各自的液壓馬達（圖中未繪出）驅動，整個機構由柴油發(fā)動機提供。圖2.1液壓挖掘機的結構及運動示意a一鏟斗；b—斗桿；c—動臂；d—回轉機構；e—行走機構；f一鏟斗液壓缸；g一斗桿液壓缸；h一動臂液壓缸;i一連桿；j一搖桿；l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2.2挖掘機的工作裝置與工作原理反鏟工作裝置是液壓挖掘機的一種主要工作裝置，如圖2.1所示。液壓反鏟工作裝置一般由動臂c.動臂液壓缸h.斗桿液壓缸g.斗桿b.鏟斗液壓缸f.鏟斗a.連桿i.和搖桿j等組成。其構造特點是各機構之間全部采用鉸鏈連接，并通過改變各液壓缸行程來實現(xiàn)挖掘過程中的各種動作。動臂1得下鉸點與回轉回轉平臺鉸接，并以動臂液壓缸h來支撐動臂，通過改變動臂液壓缸的行程即可改變動臂傾角，實現(xiàn)動臂的升降。斗桿4鉸接于動臂的上端，可繞鉸點轉動，斗桿與動臂的相對轉角由鏟斗液壓缸f控制，當斗桿液壓缸伸縮時，斗桿即可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗a則鉸接于斗桿b的末端，通過鏟斗液壓缸f伸縮來使鏟斗繞鉸點轉動。為了增大鏟斗轉角，鏟斗液壓缸一般通過連桿機構（即連梢和搖桿j）與鏟斗連接。液壓挖掘機反鏟工作裝置主要應用于挖掘停機面以下的土壤，如挖掘溝壕.基坑等，其挖掘軌跡取決于個液壓缸的運動及其組合。動臂液壓缸主要應用于調整工作裝置的挖掘位置，一般不單獨直接挖掘土壤；斗桿挖掘可挖掘較大的行程，但挖掘力小一些。轉斗挖掘的行程較短為使鏟斗在轉斗挖掘結束時裝滿鏟斗，需要較大的挖掘力以保證能挖掘較大厚度的土壤，以此挖掘機的最大挖掘力一般是由鏟斗液壓缸實現(xiàn)的。由于挖掘力大且挖掘行程短，以此轉斗挖掘可用于清除障礙或提高生產率。在實際工作中，熟練的液壓挖掘機操作人員可根據(jù)實際情況，合理操作各個液壓缸，往往是各個液壓缸聯(lián)合工作，實現(xiàn)最有效的挖掘作業(yè)。例如，挖掘基坑是由于挖掘深度較大，并要求有較陡而平整的基坑壁，則采用動臂和斗桿同時工作；當挖掘基坑底時，挖掘行程將結束，為加速裝滿鏟斗，或挖掘過程中調整切削角時，則需鏟斗液壓缸和斗桿液壓缸同時工作。第三章液壓挖掘機工況及液壓系統(tǒng)的分析3.1液壓挖掘機的工況分析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)?動臂升起?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殊要求：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變化；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：挖掘：通常以鏟斗液壓缸或斗桿液壓缸進行挖掘，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。滿斗舉升回轉：挖掘結束，動臂液壓缸將動臂頂起，滿斗提升，同時回轉液壓馬達使轉臺轉向卸土處，此時主要是動臂和回轉的復合動作。卸載：轉到卸土點時，轉臺制動，用斗桿液壓缸調節(jié)卸載半徑，然后鏟斗液壓缸回縮，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?？斩贩祷兀盒遁d結束，轉臺反向回轉，動臂液壓缸和斗桿液壓缸配合，把

空斗放到新的挖掘點，此時是回轉和動臂或斗桿的復合動作。整機移動工況:將整機移動至合適的工作位置。姿態(tài)調整與保持工況:滿足停放、運輸、檢修等需要。其他輔助作業(yè)工況:輔助工作裝置作業(yè)工況。3.1.1挖掘工況分析.典型挖掘工況?鏟斗挖掘工況：由鏟斗液壓缸單獨動作進行挖掘的工況。采用鏟斗液壓缸進行挖掘常用于清除障礙，挖掘較松軟的土壤以提高生產率，因此，在一般土方工程挖掘中(III級土一下土壤的挖掘)鏟斗挖掘最常用［1］。?斗桿挖掘工況：由斗桿液壓缸單獨動作進行挖掘的工況。在較堅硬的土質條件下工作時，為了能夠裝滿鏟斗，中小型液壓挖掘機在實際工作中常以斗桿液壓缸進行挖掘。?聯(lián)合挖掘工況：由鏟斗、斗桿液壓缸復合動作進行挖掘的工況，必要時還需配以動臂液壓缸的動作。主要用于需要軌跡控制的情況。當單獨采用鏟斗液壓缸進行挖掘時，挖掘軌跡以鏟斗與斗桿的鉸點為中心，鏟斗斗尖所作的圓弧線的長度決定于鏟斗液壓缸的行程。以鏟斗液壓缸進行挖掘時的挖掘行程較短，為了能夠裝滿鏟斗，較大厚度的土壤，所以一般挖掘機的斗尖最時實現(xiàn)。當單獨采用斗桿液壓缸進行挖掘時，挖掘軌跡以動臂與斗桿的鉸點為中心，鏟斗斗尖所作的圓弧線的長度決定于斗桿液壓缸的行程。當動臂液壓缸位于最小長度并以斗桿液壓缸進行挖掘時，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。在實際挖掘工作中，往往需要采用各液壓缸的復合工作。如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，見圖3.2所示。此時斗桿收回，動臂抬起，需要保證彼此動作獨立，相互之間無干擾。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［1.6］，見圖3.3所示。這些動作決定于液壓系統(tǒng)的設計。當進行溝槽側壁掘削和斜坡切削時，為了有效地進行垂直掘削，還要求向回轉馬達提供壓力油，產生回轉力，保持鏟斗貼緊側壁進行切削，因此需要回轉機構和斗桿機構復合動作。a>卜）圖3.2斗尖沿直線挖削a一水平地面的挖削；b一斜坡地面的挖削圖3.3地面的切削和壓整a-水平地面的切削和壓整:b-斜坡地面的切削和壓整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。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。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，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鏟斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度改變而有明顯變化，切削阻力與切削深度基本上成正比，前半過程切削阻力較后半過程高，因前半過程的切削角不利，產生了較大的切削阻力，其切削阻力的切向分力可以用下列公式表達：

1cos中1—f_max_XcosOpmax_時1.351cos中1—f_max_XcosOpmax_時1.35XB.A.Z.X+Dpmau挖掘過程中鏟斗總轉角的一半；P-鏟斗瞬時轉角，P=Pr一乳，pr為鏟斗斗桿轉角，儒為挖掘起始位置的鏟斗相對斗桿的初始轉角；B-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-切削角變化影響系數(shù)，取A=1.3；Z-斗齒系數(shù)，帶有斗齒時取Z=0.75，無斗齒時取Z=1；X-斗側壁厚度影響系數(shù)，X=1+0.03s,其中s為側壁厚度，單位為cm,初步設計時可取X=1.15；D-切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容量大小在D=10000-17000范圍內選取。當斗容量q<0.25m3時D應小于10000N.圖3.4鏟斗挖掘阻力分析圖圖3.5挖掘斷面形狀和載荷曲線a一挖掘阻力與設計載荷曲線b一鏟斗挖掘典型斷面.裝土阻力(單為N)Wt=q.y.p.cosP式中：Y-土壤密實狀態(tài)密度，單位為kg/m3P-土壤傾斜角(0)H-土壤與鋼的摩擦系數(shù)鏟斗挖掘裝土阻力的切向分力與切削阻力的切向分力w1相比很小，可忽略不計。試驗表明法向挖掘阻力W2的指向是可變的，數(shù)值也較小，一般W2=0?0.2W1土質愈均勻，W2愈小。從隨機統(tǒng)計的角度看，取法向分力W2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3.5所示。.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3.6一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=0.01745r6中g式中：r6-斗桿挖掘時的切削半徑斗桿挖掘時的切削厚度hg可按下式計算hg—BSK。—0.01745r卯BK。S6gS式中：Ks-土壤松散系數(shù)二1.25斗桿挖掘阻力為W=KhB=Koqlg。g0.01745r6pgKs式中：K0-土壤的挖掘比阻力，由表查得。當取主要挖掘土壤的K0值時可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土質K0值時得最大挖掘阻力斗桿挖掘時，挖掘阻力設計載荷曲線W=WV)=K0由iigVg,in20.01745r6(3Vg)Ks0.01745r0.01745r6(：Vg]KsK0iimM…(1\0.01745r6〔四K圖3.6斗桿挖掘阻力分析和設計載荷曲線圖一般斗桿挖掘阻力比鏟斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度較小。顯然，研究挖掘阻力的目的是確定需要的斗齒挖掘力及其變化規(guī)律，以便在工作裝置設計中給予保證。挖掘力太小挖掘能力自然降低，但挖掘力太大或者其變化規(guī)律與阻力的變化不適應，則功率利用率要降低。挖掘作業(yè)過程中有時即使遇到很大阻力時，可以適當減小切土厚度，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，往往由于挖不動而需要短時間增大挖掘力，希望液壓系統(tǒng)能暫時增壓，能提高主壓力閥的壓力。3.1.2滿斗舉升回轉工況分析滿斗舉升回轉的運動約占整個作業(yè)循環(huán)時間的50%?70%，能量消耗占25%?40%，回轉液壓回路的發(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。挖掘結束后，動臂油缸將動臂頂起，滿斗舉升，同時回轉液壓馬達使轉臺轉向卸載處，此時主要是動臂和回轉馬達的復合動作。動臂抬升和回轉馬達同時動作時，要求二者在速度上匹配，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。由于卸載所需的回轉角度不同，隨液壓挖掘機相對卸載的位置而變，因此動臂提升速度和回轉馬達的回轉速度的相對關系應該是可調整的。卸載回轉角度大，則要求回轉速度快些，而動臂的提升速度慢些?；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，此時應該將溢流的油供給動臂。在回轉和動臂提升的同時，斗桿要外放，有時還需要對鏟斗進行調整。這時是回轉馬達、動臂、斗桿和鏟斗進行復合動作。3.1.3卸載工況分析回轉至卸載位置時，轉臺制動，用斗桿調節(jié)卸載半徑和卸載高度，用鏟斗油缸卸載。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。3.1.4空斗返回工況分析當卸載結束后，轉臺反向回轉，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，少部分油經節(jié)流閥供給斗桿。發(fā)動機在低轉速時油泵供油量小，為防止動臂因力作用迅速下降和動臂油缸產生吸空現(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。特點與滿載回轉類似，但轉動慣量比滿足時減小。3.1.5整機移動工況分析挖掘機一般不作長距離行走，只在工地范圍行走，作業(yè)時用來調整整機位置。基本要求: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）進行調整。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，就會造成一側行走速度降低，影響直線行駛性，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。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）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。3.1.6姿態(tài)調整與保持工況分析基本要求:工作裝置及其他功能運動的制動與鎖定，要滿足接地比壓要求，保證合適的停放與運輸尺寸與姿態(tài)和特殊的檢查姿態(tài)。圖3.7挖掘機姿態(tài)調整保持工況圖3.2挖掘機液壓系統(tǒng)的特點和設計要求液壓挖掘機具有多種機構，包括動臂機構、斗桿機構和鏟斗連桿機構、行走機構、回轉機構等，是一種具有多自由度的工程機械。這些機構經常起動、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)提出了很高的設計要求。3.2.1挖掘機液壓系統(tǒng)的特點和基本組成挖掘機液壓系統(tǒng)的特點如下：?具有多執(zhí)行部件:至少包括動臂、斗桿、鏟斗、轉臺、行走；?動力特性要求高:要求大功率輸出、大輸出力（矩）、高速、高變速指標；?載載變化大:外負載變化大、多沖擊、頻繁啟制動和換向，功率需求變化劇烈?執(zhí)行部件可獨立動作:各部件動作順序沒有預定的規(guī)律；?需要良好的操縱特性:調速特性、獨立操縱特性等；?特殊功能要求:鎖定、制動、同步等。挖掘機主液壓系統(tǒng)的基本組成如見圖3.8（其中沒有考慮液壓附件及先導控制部分等）：圖3.8主系統(tǒng)的基本組成圖3.2.2挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求根據(jù)液壓挖掘機的工作特點，其液壓系統(tǒng)的設計需要滿足以下要求：動力性要求動力性要求是指在保證發(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，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)動機的功率利用率。操縱性要求?調速性要求現(xiàn)代挖掘機對調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)調速操縱控制，對各個執(zhí)行元件的調速操縱是否穩(wěn)定可靠，成為挖掘機液壓系統(tǒng)設計十分重要的一方面。挖掘機在工作過程中阻力變化較大，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)行元件的調速性要好。?復合操縱性要求挖掘機在作業(yè)動作復雜多樣，這些動作由各個執(zhí)行元件的相互配合來實現(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，要求能夠合理分配各個執(zhí)行元件的流量，要求其相互間不干涉，實現(xiàn)理想的復合動作。尤其對行走機構來說，左、右行走馬達的復合動作問題，即直線行駛性也是設計中需要考慮的重要一方面。如果挖掘機在行走過程中由于液壓泵的油分流供應，導致一側行走馬達速度降低，形成挖掘機意外跑偏，很容易發(fā)生事故。節(jié)能性要求一般挖掘機工作時間長，能量消耗大，要求液壓系統(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，也是降低能耗的關鍵。安全性要求挖掘機的工作條件惡劣，載載變化和沖擊振動大，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。其它性能要求為降低挖掘機的制造成本，要實現(xiàn)零部件的標準化、組件化和通用化;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中應用越來越多，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。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)調多執(zhí)行元件復合動作時的流量供應問題也是挖掘機液壓系統(tǒng)設計中需要考慮的。

第四章液壓系統(tǒng)的設計4.1液壓系統(tǒng)的方案及參數(shù)確定4.1.1挖掘機液壓系統(tǒng)參數(shù)的確定序號項目單位參數(shù)1鏟斗容量M31.02系統(tǒng)最大工作壓力MPa30.43最大牽引力KN1784最高仃走速度KM/h5.75最低仃走速度KM/h3.36回轉速度r/min12.57鏟斗挖掘力KN1358斗桿挖掘力KN1109作業(yè)循環(huán)周期S2010最大挖掘半徑mm15330/1266511最大挖掘深度mm11356/883212最大挖掘高度mm13462/1167213最大卸載高度mm11171/938314停機面最大挖掘半徑mm15210/1252015最小旋轉半徑mm4664/40294.1.2運動和動力分析（1）挖掘機各執(zhí)行器作業(yè)程序及其動作特性見表4-1作業(yè)順序動作特性順序部件動作挖掘挖掘和鏟斗回轉鏟斗提升到回轉位置挖掘堅硬土壤以斗桿液壓缸動作為主；挖掘松散土壤三個液壓缸復合動作，以鏟斗液壓缸動作為主提升.回轉鏟斗提升轉臺回轉到卸料位置鏟斗液壓缸推出，動臂抬起，滿斗提升，回轉馬達使工作裝置至卸料位置卸斗斗桿縮回鏟斗旋轉卸載鏟斗液壓缸縮回，斗桿液壓缸動作，根據(jù)卸料高度，動臂液壓缸配合動作復位轉臺回轉斗桿伸出工作裝置下降回轉機構將工作裝置轉到工作挖掘面，動臂和斗桿液壓缸配合動作將鏟斗降至地面表4-1挖掘機作業(yè)程序及其動作特性（2）根據(jù)挖掘機的動作和工況特點，所設計的液壓系統(tǒng)擬采取三種液壓缸兩種液壓馬達的執(zhí)行器配置方案見表4-2

運行方式執(zhí)行兀件左行走左液壓馬達右行走右液壓馬達直線行走左液壓馬達+右液壓馬達工作裝置外擺內收動臂液壓缸斗桿液壓缸鏟斗液壓缸回轉回轉馬達表4-2挖掘機執(zhí)行器配置方案4.2液壓缸結構尺寸計算4.2.1根據(jù)鏟斗缸的最大外負載，可以設計計算鏟斗缸的結構尺寸:（1）當推力驅動工作負載時：F=Wmax=彳D2-&-P0）+d2P0[〃D=D=：,4W\n^P-P0）\4X1350003.14x（30.4-1）x0.95-30.4-1求的D=78mm式中系統(tǒng)背壓PO=1MPa系統(tǒng)最高壓力P=30MP

a查表GB/T2348-1993得D=80mm（2）桿直徑d為：活塞本系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此取速比9=2所以d=靂二1D=^D=2x80=56.57mm

甲22查表GB/T2348-1993得d=56mm（3）最大工作行程為：當9取2時，行程S=12D即S=12x80=960mm查表GB/T2349-1980得S=1000mm（4）活塞有效計算長度L:L=1000+1000+317=2317mm（5）最小導向長度：qD100080HZ_+—=+—=540mm2222（6）導向套長度A=(0.6-1.0)d=(33.6-56)mm即導向套長度為55mm（7）活塞寬度B:B=(0.6~1.0)D=(48~80)mm即活塞寬度為75mm（8）缸筒壁厚5:材料的許用應力計算：卜］=臬=822=160MPa式中cb-缸體材料的抗拉強度，缸體材料為45鋼ab=800MPan-安全系數(shù)一般取5mm￡以_30.4x80mm2.3lc]-P一2.3x160-30.4查設計手冊5取12mm（9）缸筒外徑De:De=D+25=80+2x12=104mm因為液壓缸的缸筒是無縫鋼管，因此缸筒內部需要留出5mm加工余量，所以查設計手冊，選取內徑為85mm的無縫鋼管4.2.2油缸強度計算（1）已知參數(shù)：缸徑D=80mm桿徑=56mm行程S=1000mm缸筒壁厚5=12mm有效計算長度L=2317mm油缸強度計算：a:活塞桿應力lc］校核：

8028025q=Pgx^^-=30.4x90-=62.04MPa活塞桿材質為45鋼調質，查表得強度極限"『=800MPa,材料的許用應力為：卜］=性=迎=160MPa（n-為安全系數(shù)）n5由此可見，q<Q］滿足要求b.缸體強度驗算:由于缸筒壁厚與缸徑之比D=80=頑<10，屬于厚壁缸筒，可按材料力學的第二強度理論驗算r)51=DxNQ]+0.4P)/da]-1.3P)1.5-1)2i=80x1(160+0.4x30.4)/(160-1.3x30.4)1.5-1)2，=8.79mm由此可見，51<5即強度滿足要求4.2.3油缸穩(wěn)定性驗算:油缸在工作時承受的壓應力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性a.活塞桿斷面最小慣性矩:T兀d43.14x564x10-12m6464IP===0.48x10-6m46464b.活塞桿斷面回轉半徑:「％10.5=「8x0.48x10-6-_Kd2x10-6_3.14x562x10-6=14mmr=c.活塞桿柔性系數(shù):『匹==165.5

r14式中R-為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式R一般取1式中R-為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式R一般取1兀2E0.5=「3.142x2.06x105-_QP_5500.5=60.8MPa氣=

式中％_45鋼材的比例極限工E-材料彈性模量e.由以上計算得知人＞4,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為:e.L兀2Er3.142X2.06x10iix0.7x10-3F==——GX23T7!——=2.6x105n式中日-為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式日一般取1f.油缸最大閉鎖力Fmax冬=而x3」4x802.1.53x105NFmax26x10.1.281.53式中p「油缸最大閉鎖壓力g.穩(wěn)定系數(shù)n=26x10.1.281.53由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求4.3液壓泵.及其電機的選擇4.3.1泵的壓力計算在設計液壓系統(tǒng)時，要求泵的壓力高于系統(tǒng)壓力，差值為10%-30%為宜因此:PB=P(1+30%)=30.4x(1+30%)=39.52MPa取泵的最高壓力P=39MPaB4.3.2計算所需泵的流量設計每個液壓缸的伸縮速度Vmax=6000mm/min，根據(jù)鏟斗缸的計算初步確定其余液壓缸的參數(shù)：動臂缸：缸內徑D=90mm活塞桿徑d=63mm行程s=1100mm斗桿缸：缸內徑D=100mm活塞桿徑d=70mm行程s=1250mm每個缸的流量計算：動臂缸：Qmax=2兀(R-rVmax=2x3.14(0.45-0.315)x60=38.91L/min斗桿缸：Qmax=2兀(R-rVmax=2x3.14(0.50-0.35)x60=48.04L/min鏟斗缸：Qmax=2兀(R-r》max=2x3.14(0.40-0.28)x60=30.75L/min本系統(tǒng)選擇的行走馬達和回轉馬達選用斜軸式軸向柱塞馬達型號為DMQ-500/40，流量為:25L/min艮即Qma§25x5=125L/min4.3.3系統(tǒng)總流量Qb=KRQ,laX=1-2(38.91+38-91+48.04+30.75+125)=337§32L/minki=1/式中：K-系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取。1.1-1.3，本式中取K=1.2根據(jù)上面的計算，系統(tǒng)中選用主泵為雙聯(lián)斜式軸向柱塞泵，所以每個泵的最大流量為168.966L/min根據(jù)以上計算結果查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的A8V107型斜軸式軸向變量雙泵由機械設計取泵的總效率為門p=0.80，則所需電機功率為：0.8x60x103些=40x106x168.966x10-30.8x60x103選用電動機型號，查機械設計手冊選規(guī)格近似的Y315M2-4型電動機4.4擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.4.1挖掘機液壓系統(tǒng)的基本回路分析基本回路是由一個或幾個液壓元件組成.能夠完成特定的單一功能的典型回路，它是液壓系統(tǒng)的組成單元。液壓挖掘機液壓系統(tǒng)中基本回路有限壓回路.卸荷回路.緩沖回路.節(jié)流回路.行走回路.合流回路.再生回路.閉鎖回路.操縱回路等。(1)限壓回路限壓回路用來限制壓力，使其不超過某一調定值。限壓的目的有兩個：一是限制系統(tǒng)的最大壓力，使系統(tǒng)和元件不因過載而損壞，通常用安全閥來實現(xiàn)，安全閥設置在主油泵出油口附近；二是根據(jù)工作需要，使系統(tǒng)中某部分壓力保持定值或不超過某值，通常用溢流閥實現(xiàn)，溢流閥可使系統(tǒng)根據(jù)調定壓力工作，多余的流量通過此閥流回油箱，因此閥是常開的。為維持正常的工作，動臂液壓缸雖然處于“不工作狀態(tài)〃,但必需具有足夠的閉鎖力來防止活塞桿的伸出和縮回，因此需在動臂缸的進油路上安裝有限壓閥，當閉鎖壓力大于限壓閥調定值時，限壓閥打開，使油液流回油箱。限壓閥的調定壓力與液壓系統(tǒng)壓力無關，且調定壓力越高，閉鎖壓力越大，對挖掘機作業(yè)越有利，但過高的調定壓力會影響液壓兀件的強度和液壓管路的安全。通常高壓系統(tǒng)油缸端口保護閥的調定壓力不超過系統(tǒng)設定壓力的25%，中高壓系統(tǒng)可以調至25%以上。!■T圖2.4油缸端口保護回路（2）防沖擊回路用于回轉制動時高壓溢流和低壓回油，消除液壓沖擊，一般是溢流閥和單向閥共同作用。液壓挖掘機滿一斗回轉時，由十上車轉動慣量很大，在啟動、制動和突然換向時會引起很大的液壓沖擊，尤其是回轉過程中遇到障礙突然停車。液壓沖擊會使整個液壓系統(tǒng)和兀件產生振動和噪音，甚至破壞。挖掘機回轉機構的緩沖回路就是利用緩沖閥等使液壓馬達高壓腔的油液超過一定壓力時獲得釋放。圖2.5為液壓挖掘機中比較普遍采用的幾種防沖擊回路。圖2.5（a）中回轉馬達兩個油路上各裝有動作靈敏的小型直動式緩沖（限壓）閥2,3,正常情況下兩閥關閉。當回轉馬達突然停止轉動或反向轉動時，高壓油路II的壓力油經緩沖閥3泄回油箱，低壓油路工則由補油回路經單向閥4進行補油，從而消除了液壓沖擊。緩沖（限壓）閥的調定壓力取決十所需要的制動力矩，通常低十系統(tǒng)最高工作壓力。該緩沖回路的特點是溢油和補油分別進行，保持了較低的液壓油溫度，工作可靠，但補油量較大。圖2.5（b）是高、低壓油路之間并聯(lián)有緩沖閥，每一緩沖閥的高壓油口與另一緩沖閥的低壓油口相通。當回轉機構制動、停止或反轉時，高壓腔的油經過緩沖閥直接進入低壓腔，減小了液壓沖擊。這種緩沖回路的補油量很少，背壓低，工作效率高。1一換向閥2、3—緩沖閥4、5、6、7—單向閥圖2.5防沖擊回路圖2.5（c）是回轉馬達油路之間并聯(lián)有成對的單向閥4、5和6、7回轉馬達制動或換向時高壓腔的油經過單向閥5、緩沖（限壓）閥2流回油箱，低壓腔從油箱經單向閥6獲得補油。上述各回轉回路中的緩沖（限壓）閥實際上起了制動作用，換向閥1中位時回轉馬達兩腔油路截斷，只要油路壓力低十限壓閥的調定壓力，回轉馬達即被制動，其最大制動力矩由限壓閥的設定值決定。當回轉操縱閥回中位產生液壓制動作用時，挖掘機上部回轉體的慣性動能將轉換成液壓位能，接著位能又轉換為上部回轉體的動能，使上部回轉體產生反彈運動來回振動，使回轉齒圈和油馬達小齒輪之間產生沖擊、振動和噪聲，同時鏟一斗來回晃動，致使鏟一斗中的土灑落，因此挖掘機的回轉油路中一般

裝設防搖擺閥。節(jié)流回路節(jié)流調速和節(jié)流限速回路用十限制回路流量，防止工作機構動作過快，例如動臂因自重下降太快等，多采用節(jié)流閥形式。節(jié)流調速是利用節(jié)流閥的可變通流截面改變流量｝fu實現(xiàn)調速的目的，通常用十定量系統(tǒng)中控制進入執(zhí)行兀件的流量。這種調速方式結構簡單，能夠獲得穩(wěn)定的低速，缺點是功率損失大，效率低，溫升大，系統(tǒng)易發(fā)熱，作業(yè)速度受負載變化的影響較大。根據(jù)節(jié)流閥的安裝位置，節(jié)流調速有進油節(jié)流調速和回油節(jié)流調速兩種。1—齒驪2一溢流閥3一書流閥今4一換向閥5一抽缸

圖2.6節(jié)流回路圖2.6(a)為進油節(jié)流調速，節(jié)流閥3安裝在高壓油路上，液壓泵1與節(jié)流閥串聯(lián)，節(jié)流閥之前裝有溢流閥2,壓力油經節(jié)流閥和換向閥4進入液壓缸_5的大腔使活塞右移。負載增大時液壓缸大腔壓力增大，節(jié)流閥前后的壓力差減小，因此通過節(jié)流閥的流量減少，活塞移動速度降低，一部分油液通過液流閥流回油箱。反之，隨著負載減小，通過節(jié)流閥進入液壓缸的流量增大，加快了活塞移動速度，液流量相應地減少。這種節(jié)流方式由十節(jié)流后進入執(zhí)行兀件的油溫較高，增大滲漏的可能性，加以回油無阻尼，速度平穩(wěn)性較差，發(fā)熱量大，效率較低。圖2.6(b)為回油節(jié)流調速，節(jié)流閥安裝在低壓回路上，限制回油流量?；赜凸?jié)流后的油液雖然發(fā)熱，但進入油箱，不會影響執(zhí)行元件的密封效果，而且回油有阻尼，速度比較穩(wěn)定。液壓挖掘機的工作裝置為了作業(yè)安全，常在液壓缸的回油回路上安裝單向節(jié)流閥，形成節(jié)流限速回路。如圖2.6（c）所示，為了防止動臂因自重降落速度太快而發(fā)生危險，其液壓缸大腔的油路上安裝由單向閥和節(jié)流閥組成的單向節(jié)流閥。此外，一斗桿液壓缸、鏟一斗液壓缸在相應油路上也裝有單向節(jié)流閥。（4）平衡閥回路行走限速回路用十防止超速溜坡和馬達超速吸空的發(fā)生，主要由單向閥、安全閥等組成。履帶式液壓挖掘機下坡行駛時因自重加速，可能導致超速溜坡事故，且行走馬達易發(fā)生吸空現(xiàn)象甚至損壞。因此應對行走馬達限速和補油，使行走馬達轉速控制在允許范圍內。1一換向閥2、3一壓力閥4、5、6、7一單向閥8、9一安全閥10—馬達圖2.7行走平衡閥回路行走平衡閥回路是利用平衡閥控制通道大小，以限制行走馬達速度。比較簡單的限速方法是使回油通過限速節(jié)流閥，挖掘機一旦行走超速，進油供應不及，壓力降低，控制油壓力也隨之降低，限速節(jié)流閥的通道減小，回油節(jié)流，從而防止了挖掘機超速溜坡事故的發(fā)生。履帶式液壓挖掘機行走馬達常用的限速補油回路如圖2.7所示，它由壓力閥2、3,單向閥4、5、6、7和安全閥8、9等組成。正常工作時換向閥1處于右位，壓力油經單向閥4進入行走馬達10，同時沿控制油路推動壓力閥2，使其處十接通位置，行走馬達的回油經壓力閥2流回油箱。當行走馬達超速運轉時，進油供應不足，控制油路壓力降低，壓力閥2在彈簧的彈力作用下右移，回油通道關小或關閉，行走馬達減速或制動，這樣便保證了挖掘機下坡運行時的安全。這種限速補油回路的回油管路上裝有5—10bar的背壓閥，行走馬達超速運轉時若主油路壓力低十此值，回油路上的油液推開單向閥_5或7對行走馬達進油腔補油，以消除吸空現(xiàn)象。當高壓油路中壓力超過安全閥8或9的調定壓力時，壓力油經安全閥返回油箱。（5）合流回路為了提高挖掘機生產效率、縮短作業(yè)循環(huán)時間，要求動臂提升、斗桿收放和鏟斗轉動有較快的作業(yè)速度，要求能雙（多）泵合流供油，一般中小型挖掘機動臂液壓缸和斗桿液壓缸均能合流，大型挖掘機的鏟斗液壓缸也要求合流。目前采用的合流方式有閥外合流、閥內合流及采用合流閥供油幾種合流方式。閥外合流的液壓執(zhí)行兀件由兩個閥桿供油，操縱油路聯(lián)動打開兩閥桿，壓力油通過閥外管道連接合流供給液壓作用元件，閥外合流操縱閥數(shù)量多，閥外管道和i接頭的數(shù)量也多，使用上不方便。閥內合流的油道在內部溝通，外面管路連接簡單，但內部通道較復雜，閥桿直徑的設計要綜合平衡考慮各種分合流供油情況下通過的流量。合流閥合流是通過操縱合流閥實現(xiàn)油泵的合流，合流閥的結構簡單，操縱也很方便。（6）鎖定回路圖2.8閉鎖回路圖2.9動臂再生回路動臂或一斗桿操縱閥在中位時，工作裝置自重產生壓力的油缸口需要鎖定，由于滑閥的密封性不好會產生泄露，動臂在重力作用下會產生下沉，特別是挖掘機在進行起重作業(yè)時要求停留在一定的位置上保持不下降，因此設置了動臂支持閥組。如圖2.8所示，二位二通閥在彈簧力的作用下處十關閉位置，此時動臂油缸下腔壓力油通過閥芯內鉆孔通向插裝閥上端，將插裝閥壓緊在閥座上，阻止油缸下腔的油從B至A，起閉鎖支撐作用。當操縱動臂下降時，在先導操縱油壓P作用下二位二通閥處十相通位置，動臂油缸下腔壓力油通過閥芯鉆孔油道經二位二通閥回油，由十閥芯內鉆孔油道節(jié)流孔的節(jié)流作用，使插裝閥上下腔產生壓差，在壓差作用下克服彈簧力，將插裝閥打開，壓力油從B至A。（7）再生回路動臂或斗桿下降時，由于重力作用會使降落速度太快發(fā)生危險，同時工作裝置自重產生壓力在油缸一個腔產生壓力，油缸上非壓力腔可能產生吸空，有的挖掘機在動臂油缸大腔或一斗桿小腔回路上裝有單向閥和節(jié)流閥組成的單向節(jié)流閥，使動臂下降速度受節(jié)流限制，但這將引起裝置下｝年漫，影響作業(yè)效率。目前挖掘機采用再生回路，以動臂為例（如圖2.9所示），動臂下降時，油泵的油經單向閥通過動臂操縱閥進入動臂油缸上腔，從動臂油缸下腔排出的油需經節(jié)流孔回油箱，提高了回油壓力，使得液壓油能通過補油單向閥供給動臂缸上腔。這樣當發(fā)動機在低轉速和泵的流量較低時，能防止動臂因重力作用下迅速

下降使動臂缸上腔產生吸空。4.4.2組成液壓系統(tǒng)原理圖在主回路初步選定的基礎上，在增加一些輔助回路即可組成一個完整的液壓系統(tǒng)，如下圖所示ffq第五章其它液壓元件選擇ffq5.1壓力表的選擇由液壓系統(tǒng)的壓力來選擇壓力表，查設計手冊得YN100-III-0-16MPa壓力表YN100-III-0-25MPa壓力表5.2測壓軟管和測壓排氣接頭根據(jù)系統(tǒng)的壓力來選擇測壓軟管和測壓排氣接頭，查機械設計手冊得：HF測壓軟管的有關參數(shù)：公稱通徑3.0mm,最大動態(tài)壓力40MPa,軟管通徑2.9mm,最大靜壓力64MPa耐酸性溶劑HFH2-P2-3-P-1000測壓軟管公稱通徑3.0最大壓力40MPaPF3測壓排氣接頭5.3液位液溫計.空氣濾清器和直回式回油過濾器選擇依據(jù)液壓系統(tǒng)的壓力和流量，系統(tǒng)的發(fā)熱量選擇，有機械設計手冊得：直回式回油過濾器RFA-250*20FY液位液溫計WSSX-411-40~800C液位液溫計YW2-200TA空氣濾清器QUQZ-20*1.05.4蓄能器的選擇根據(jù)蓄能器在液壓系統(tǒng)中的功用，確定類型和主要參數(shù)在本液壓系統(tǒng)中液壓缸在短時間內快速運動，由蓄能器來補充供油，則計算公式為：AV=ZAlK-aqVqpA-液壓缸有效作用面積l-液壓缸的行程K-油液損失系數(shù)，一般取K=1.2qvp-液壓泵流量AV=15.32Lt-動作時間由以上公式得考慮安全系數(shù)和其他方面取20L查機械設計手冊得：NXQI-L40/1.5蓄能器2195.5油箱容量的確定初步確定油箱的有效容積，根據(jù)經驗公式來確定油箱的容量:V=aqv式中qv-液壓泵每分鐘排出壓力油的容積a-經驗系數(shù)已知所選泵的總流量為337.932L/min,這樣液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為207L由油箱經驗系數(shù)表：系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓冶金a1-22-45-76-1210得：a=6故v=aqv=6x0.337932==2.03m35.6其它也控制閥選擇根據(jù)系統(tǒng)工作壓力與通過各液壓控制閥及部分輔助元件的最大流量，查產品樣本選擇元件型號規(guī)格見下表：序號代號名稱及規(guī)格材料數(shù)量1Q11F-16P-25不銹鋼截止閥成品22DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L溢流閥成品13S20P1.0S型單向閥成品34S10P1.0S型單向閥成品35XJF-32/10蓄能器截止閥成品16DRV16-1-10/2單向節(jié)流閥成品19S6A1.0/2S型單向閥成品210ZDR6DP2-30/7.5YM疊加式減壓閥成品111Z1S6P-1-30/疊加式單向閥成品1124WE10J3X/CG24NZ5L電磁換向閥成品413ZDR10DP2-30/7.5YM疊加式減壓閥成品114Z2FS16-30/S2節(jié)流閥成品2

序號代號名稱及規(guī)格材料數(shù)量15Z2FS16-30/S2節(jié)流閥成品216DR20-5-5X/10YM先導式減壓閥成品217DR20-5-5X/10Y先導式減壓閥成品118SRCT-03-27單向節(jié)流閥成品1194WE10E3X/CG24NZ5L電磁換向閥成品320DB20-2-5X/315溢流閥成品221S20P1.0單向閥成品1第六章液壓系統(tǒng)性能驗算6.1液壓系統(tǒng)壓力損失本系統(tǒng)較為復雜，有多個液壓缸執(zhí)行元件動作回路，其中環(huán)節(jié)較多，管路損失較大的要算快速運動回路，故主要驗算由泵到液壓缸這段管路的損失6.11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。此管路長為5m管內徑0.034m運動時通過的流量為3.38L/s正常運轉后的粘度為V=27mm2/s油的密度為p=91.8kg/m3油在管路的實際流速:qv3.38x10-3U===2.93m/s竺lx0.034244R*=是3X°.034=3702>2300er2.7X10-50.3164人=0.3164人=Re根據(jù)公式：1AAp=K—..p求得沿程壓力損失為:d2a0.3164x5x2.932Ap=0.023MPa37020.5x0.034x2x1066.1.2局部壓力損失局部壓力損失包括通過管路中拆管和管接頭等處的管路局部壓力損失，以及通過控制閥的局部壓力損失，其中管路局部壓力損失相對來說小的多，故主要考慮通過控制閥的局部壓力損失。從系統(tǒng)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.電磁閥換向閥.單項調速閥.溢流閥。單向閥的額定流量為50L/min,額定壓力損失0.3MPa,電磁換向閥的額定流量為150L/min,額定壓力損失為0.2MPa,單向調速閥的額定流量為160L/min,額定壓力損失為0.3MPa.溢流閥的額定流量為120L/min,額定壓力損失為0.2MPa,通過各閥的局部壓力損失之和為：0.3(13.5+73.4Y<50)+0.2(13.5+73.4Y<)(13.5+73.4￥+0.3I160)+0.2(173.4)2<=0.65MPa從泵的出油口到油缸進油口也要經過單向閥.電磁換向閥.單向調速閥.溢流閥。單向閥的額定流量為50L/min,額定壓力損失0.3MPa;電磁換向閥的額定流量150L/min,額定壓力損失為0.2MPa；單向調速閥的額定流量為160L/min,額定壓力損失0.3MPa;溢流閥的額定流量為120L/min,額定壓力損失為0.2MPa.通過各閥的損失之和為：、13.5+73.4^2(13.5+73.4)2(13.5+73.4)2(13.5+73.4^2八―”An=0.3+0.2+0.3+0.2=0.76MPa3〔50)〔150)〔160)〔120)以上計算結果大小泵是同時工作的，所經過的管道都是一樣的，所以大小泵到油缸之間的壓力損失為:Ap=Ap[+Ap3=0.023+0.0760=0.783MPa6.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算6.2.1計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率液壓系統(tǒng)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(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式:液壓泵的功率損失一1t"T'P/iP凱ti=1式中T"工作循環(huán)周期(s)Z-投入工作液壓泵的臺數(shù)Pri-液壓泵的輸入功率(w)門pi-各臺液壓泵的總效率ti-第一臺工作時間(s)液壓執(zhí)行元件的功率損失式中M-液壓執(zhí)元件的數(shù)量Pri-液壓執(zhí)行元件的輸入功率（w）門pj-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）（3）溢流閥的功率損失Ph3=pqv式中P"溢流閥的調整壓力（MPa）qvy-經過溢流閥或管道的功率損失p,4=w式中Ap-通過閥或管路的壓力損失（MPa）qv-通過閥或管路的流量（m3/s）qv由以上各種損失構成了整個系統(tǒng)的功率損失，即液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率:P辦=Phi+Ph2+Ph3+Ph4Pi通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率：Phr=Pr-Pc式中Pr-是液壓系統(tǒng)的總輸入功率Pc-是輸出的有效功率對于本系統(tǒng)來說，Pr就是整個工作循環(huán)中的雙泵的平均輸入功率Pr=T'件=9°*

ti=1Pi式中:Pr-是液壓系統(tǒng)的總輸入功率Pc-是輸出的有效功率Pi.qvi.-第i臺泵的實際輸出壓力流量功率t「第i臺泵的工作時間（s）1E_Pc=一￡Fw.s.=103.3S"i=1式中T"工作周期（s）Znm-分別為液壓泵.液壓缸.馬達數(shù)量T"工作周期（s）FwiSi-液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程（N.m）總的發(fā)熱功率照公式得：phr=pr_pc=103.3-3=103kw6.2.2計算液壓系統(tǒng)的散熱功率液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)的外接管路較長，而且要考慮管道的散熱功率時，也應考慮管路的表面散熱phc=（k1A1+k2A2Xt=1.932+0.5=2.432kw式中K「油箱的散熱系數(shù)%-管路的散熱系數(shù)AR-分別為油箱和管路的散熱面積AT-油溫與環(huán)境溫度之差油箱散熱系數(shù)K1見表6-1冷卻條件K1通用條件很差8-9通用條件良好15-17用風扇冷卻23循環(huán)水強制冷卻110-170則計算出的phr力phc油溫會不斷升高，這時最大溫差，根據(jù)公式:AT=—生一求的，當環(huán)境溫度為T,則油溫T=T-AT2當油箱的散面F1A1+K2A2002積不能在加大，或加大一些無濟于事時，需要安裝冷卻器。6.2.3根據(jù)散熱要求計算油箱容量在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要求，當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出以后，可依據(jù)散熱的要求來確定油箱的容量。油箱的散熱面積可根據(jù)公式A=f上-ka2）/K求得一般油面的高度為1322J1油箱高h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全散熱面，與油不接觸的表面算半散熱面，油箱的有效容積和散熱面積分別為：V=1.8abh=0.4m3式中a=0.5b=1h=1A「1.8h(a+b)+1.5ab=1.8x1x(0.5+1)+1.5x0.5x1=3.45m2由式：Ph=16x3.45x35=1.932KW<Ph=10.3kw可見，油箱的散熱滿足不了系統(tǒng)散熱要求，管路散熱是極小的，如按要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且有要空間尺寸的限制，則應當縮小油箱尺寸，則需要設冷卻器。6.2.4冷卻器所需冷卻面積的計算A=PhEkAtm式中K-冷卻器的散熱系數(shù)，用管式冷卻器時，取K=116W(W/m20c)At-平均溫升At=^1^2-^^mm22T1T2-液壓油入口的出口油溫t1t2-冷卻水或風的入口或出口溫度?。河瓦M入冷卻器的溫度Tt