SY140小排量混凝土泵車泵送液壓控制系統設計

SY140小排量混凝土泵車泵送液壓控制系統設計前言1.1.1混泥土泵車簡介 中國的混泥土泵車起步較晚，從1980年初開始。剛開始是引進國外的零部件進行組裝，或者是引進部分技術生產與部分零件結合的生產模式。1950年至1960年期間，中國雖然生產過混泥土泵，但局限于當時的生產技術，年產量非常低。到80年代初，中國生產的混泥土泵車都沒超過200臺。臂架式的泵車一直是個空白。因此，當時國內一些大型的混泥土澆筑工程基本上都使用國外進口的混泥土泵車設備。改革開放以后，經過30多年的努力追趕和發(fā)展，中國臂架式混凝土泵車有了大幅度的發(fā)展，設計制造有了長足的進步。據不完全統計，當前我國混凝土輸送泵設備的生產企業(yè)已經超過了100多家，分布于大江南北。由于各家企業(yè)的技術、制作和生產等方面良莠不齊，產品性能有較大的差距。當前國內較出名的泵車生產企業(yè)有三一重工、中聯重科和廈工等，他們的年產量占據市場的90%以上。

綜合來看，國內的混泥土泵車發(fā)展迅速，雖然還不能媲美國外類似的產品，但在穩(wěn)定性和工藝方面有了長足的進步。國內的生產企業(yè)相對國外的企業(yè)，有更高的性價比，售后服務更加周到，而且設計的產品也更符合國內的施工實際。在國內的企業(yè)中，三一重工和廈工等公司走在行業(yè)的潮頭，他們制定了相關的泵車標準，而且發(fā)明很多自主創(chuàng)新的技術，生產的混泥土泵車在各方面性能媲美國內相關產品，遠銷國內，受到相關用戶的肯定。1.1.2國內外混凝土泵發(fā)展概況混凝土泵的發(fā)明已有八十余年的歷史。1907年德國人最先取得混凝土泵的專利權；1913年美國ComellKee設計并制造出了第一臺曲軸機械式混凝土泵，但沒能得到應用；1927年德國的FritzHell設計制造了第一臺得到成功應用的混凝土泵；荷蘭人J?C?Kooyman在前人的基礎上進行改進，1932年他成功地設計并制造出采用臥式缸的Kooyman混凝土泵，該泵采用一個臥式缸和由兩個連桿操縱聯動的旋轉閥的結構，大大提高了工作的可靠性。此后混凝土泵的發(fā)展都是在Kooyman機械式混凝土泵的基礎上進行的。第二次世界大戰(zhàn)后，各國陸續(xù)開展經濟恢復工作，建筑工程日益擴大，機械式混凝土泵的銷路較好，應用日益增多。到50年代中葉，德國的Torkret公司首先設計出以水為工作介質的混凝土泵，標志著混凝土泵的發(fā)展進入了一個新的階段；1959年德國的Schwing公司生產出第一臺全液壓的混凝土泵，它采用液壓驅動，功率大、振動小、排量大并可實現無級調速和反泵操作，減少了堵管現象。從此，混凝土泵技術日趨完善，混凝土泵也進入大規(guī)模應用的階段。此后為了提高混凝土泵的機動性，60年代中期又研制了混凝土泵車。同時，為了使混凝土澆注更加方便，又在混凝土泵車上加裝了可以回轉和伸縮的布料桿。國外混凝土泵的主要生產廠商有：德國的施維英（Schwing）公司、普茨邁斯特（Putzmeister）公司、賽勒（Scheele）公司和施泰特（Stetter）公司；美國的查倫奇—考克兄弟（Challenge—CookeBros）公司和湯姆森（Thomsen）公司；日本的三菱重工、石川島播磨、極東開發(fā)和新瀉鐵工等公司。我國在50年代開始從國外引進混凝土泵，直到80年代才取得較大的發(fā)展。從90年代至今是我國混凝土泵大規(guī)模研制和生產時期，并且已取得了巨大的成功。目前混凝土泵的設計生產已接近世界先進水平。我國混凝土泵的主要生產廠家有：中聯建設機械產業(yè)公司、三一重工業(yè)集團有限公司、夾江水工機械廠、沈陽盛港機械有限公司、湖北建設機械有限公司、山東建設機械股份有限公司、山東方圓集團公司、楓陽液壓件總廠、華東建筑機械廠、揚州機械廠、徐州混凝土機械廠、深圳重科機械有限公司和廣州五羊建設機械有限公司等?，F在，混凝土泵向大功率和高可靠性的方向發(fā)展并不斷完善，許多關鍵性技術也得到了較好的解決：①分配閥不斷創(chuàng)新和完善，閥門的密封性和通暢性得到了進一步提高，且結構日趨簡單、完善?，F在普遍采用的是閘板式分配閥和管形分配閥。②用液壓傳動取代機械傳動，使泵送工作更加平穩(wěn)、可靠和易于控制；電器控制從傳統的繼電器式控制到現在的PLC控制，控制系統更加可靠，易于操作。③當管路發(fā)生堵塞時，液壓傳動系統可自動防止過載，并控制分配閥換向，使機器實現反泵動作，消除堵塞；攪拌系統也可實現卡料時的反轉，消除料斗中的卡料現象。它們都可以采用自動或手動方式進行控制。④應用了高效減水劑，提高了混凝土的流動性和可泵送性，在不降低混凝土性能的情況下，大大地改善了混凝土的泵送性能。⑤商品混凝土的發(fā)展、混凝土攪拌輸送車的配套使用，使質量可靠的混凝土得到均衡地供應，從而保證了連續(xù)泵送的條件。而各種形式的布料裝置的出現，解決了混凝土的布料問題，擴大了混凝土泵的使用范圍。2.混凝土泵的結構分析和液壓控制系統原理設計2.1泵送機構的基本組成及工作原理混凝土泵車的基本組成：混凝土泵車主要由電控系統、混凝土分配機構、泵送機構、料斗及攪拌機構.等四大部分組成。各個部分又由不同的零件或者機構構成，發(fā)揮這不同的功用。為了使我們能正確使用泵車和對泵車的一般維修，我們需要理解掌握組成混泥土泵的各個基本構造以及工作原理。混凝土泵車的代號及主要性能參數：廠家對泵車的代號有各自的方式。但都有基于行業(yè)及國家的標準，泵車的性能參數如表1.1，我們可以依據產品型號看出。表1.1ZLJ5281THB125-37企業(yè)代號特種車代號整機重量產品改型編號泵車標準代號泵送方量布料高度泵送機構是泵車的主要動力執(zhí)行機構，液壓能被轉換為機械能，從而推動混泥土克服摩擦阻力達到管道出口，進行澆筑。其結構以及工作原理如圖1.2：圖1.2泵送機構構造圖泵送機構的作用是把液壓能轉換成機械能，主要由工作部分、水箱、動力部分等構成。主油缸是其動力部分，混凝土缸是其工作部分，水箱的主要功能是支持并連接混凝土缸與主油缸，并具有潤滑、清洗、冷卻等功用。泵送混凝土主要由主油缸和分配缸驅動。泵送時，若左邊的料斗與混凝土缸相通，則右邊混分配閥與凝土缸連通。如果油壓促使左邊的混凝土缸向后移動，則將料斗中的混凝土吸入到該側吸料缸，以此同時油壓促使右邊的混凝土缸活塞向前移動，將該側的排料缸中的混凝土推入到分配閥，然后經由混凝土輸送管道輸送到澆注部位。當左邊的混凝土缸活塞后移到行程終端時，觸發(fā)水箱中的換向裝置，導致兩主油缸油壓換向，分配閥油缸驅動分配閥和左邊混凝土缸相連接，該側混凝土缸活塞則向前移動，將混凝土推入到分配閥，以此同時，右側料斗與混凝土缸連通，并驅動該側混凝土缸活塞向后移，從而將混凝土吸入到混凝土缸。圖1.3圖1.4左邊的混凝土缸活塞后移至行程終端時，觸發(fā)泵的換向裝置，油缸換向，右邊的混凝土缸活塞向前推送，下一輪泵送循環(huán)開始，從而實現持續(xù)泵送混凝土到澆筑部位。圖1.3的情形為混凝土的正泵狀態(tài)。如果混凝土泵遇到泵送不順，發(fā)生堵塞或者需要將泵車暫停，將輸送管(或布料桿)中的混凝土抽回到料斗時，可通過液壓系統進行分配閥的控制，從而使輸送管道和吸料缸口相連，使混凝土料抽送到混凝土缸內。而處在排料工位的混凝土缸，則將混凝土抽回大炮料斗中，吸排料動作同步完成后，分配閥進行換向動作，開始下一個吸排料過程，實現持續(xù)反抽的循環(huán)。圖1.4為混凝土泵的反泵狀態(tài)。混凝土缸混凝土缸的后端與水箱相連，前端則與分配閥的箱體相連并通過機架和托架進行固定。主油缸活塞桿插入到混凝土缸體內部，混凝土缸活塞裝在活塞桿前端如圖1.5所示。不同廠家、不同型號的混凝土泵，其混凝土缸的連接方式、尺寸也各不相同。圖1.5主油缸剖面圖混凝土缸主要用無縫鋼管進行制造。因為混凝土缸以及混凝土長期接觸到水，容易被酸、堿物質的化學腐蝕，而且承受著劇烈的摩擦，因此，需要在混凝土缸內壁鍍上硬鉻層，或者通過熱處理來提高它的抗腐蝕性能和耐磨性能?；炷粮谆钊且粋€組合件，是由鋼制的活塞鑲片和耐磨橡膠澆鑄成一個整體。通過螺栓把活塞鑲片和活塞靠盤固定在一起，也要對活塞靠盤的外表面進行鍍鉻防止腐蝕。水箱水箱主要由鋼板焊成，不止是儲水容器，而且是混凝土缸和主油缸的支持連接件。水箱上部有個蓋子，打開窗蓋水箱內部并可以加水清洗。水箱上還配有水標尺，主要來用來觀察水位，水箱底部還有個放水口，可以根據需要進行放水。在泵送機構工作時，水的作用是：1)清洗作用清洗混凝土缸壁上殘留的灰漿，減少磨損和摩擦阻力；2）隔離作用作為一個隔離層，從而使主油缸泄漏出來的液壓油不能進入混凝土中而保證了混凝土的質量;3)冷卻潤滑作用冷卻潤滑混凝土缸活塞桿密封部位、活塞桿和橡膠活塞。整個水系統的容量大約為100L左右。機械系統?料斗料斗主要承擔混凝土泵的承料器的作用，攪拌裝置和料斗的功用主要有兩個方面：1)不能完全一致，料斗可調節(jié)混凝土泵的輸送速度和混凝土運輸設備向混凝土泵供料的速度進行協同;2)攪拌裝置主要對混凝土進行再次攪拌，提高混凝土的可泵性。攪拌裝置還可以混凝土分配閥進行缸喂料，從而提高泵的吸人效率。攪拌裝置攪拌軸部件主要由攪拌葉座、攪拌葉和攪拌軸等組成。攪拌葉座以及攪拌葉一共有五副，分為兩邊以及中間的兩種。它們被安裝后，中間攪拌葉片和攪拌軸軸線平行，兩邊攪拌葉片則是同攪拌軸軸線形成450角。左邊和右邊攪拌葉片的安裝方向相反，它的方向應當是當攪拌軸正轉時把混凝土從料斗兩邊擠向中間部位。從鏈輪端看，攪拌軸的正轉方向的應當是逆時針旋轉。攪拌軸傳動裝置主要有液壓馬達通過機械減速后驅動攪拌軸和液壓馬達直接驅動攪拌軸兩種形式。而且有齒輪傳動、鏈傳動和蝸輪蝸桿傳動等機械減速的方式。當供油油泵排量不變時，液壓馬達用小流量時獲得小扭矩、高轉速；當用大流量時獲得大扭矩、低轉速。當混凝土泵采用30m3／h而且是近距離輸送時，攪拌液壓馬達用小扭矩、小流量、高轉速；當混凝土泵采用l5m3／h并且遠距離輸送時，液壓馬達用大扭矩、大流量、低轉速。1－液壓馬達；2－液壓馬達支座；3－主動鏈輪；4－被動鏈輪；5－軸承座；6－攪拌軸承；7－攪拌軸；8－密封盤；9－壓圈；10－兩側攪拌葉；I1－攪拌葉。圖1.6攪拌裝置圖搖擺機構左右擺閥油缸‘擺缸固定座、擺缸卡板以及搖臂等部分組成S閥的擺搖機構，具體見圖3-31，我們把他設計在料斗的后方。擺搖機構的工作原理：液壓油推動左右擺閥油缸的活塞桿，活塞桿帶動搖臂，搖臂推動S閥左右擺動，這樣S閥就可以自由換向了。要達到換向快速有力的要求。2.2液壓控制系統原理設計由擬定好的控制回路和液壓源組成泵送機構液壓系統圖。設計時，系統結構盡量簡單，去掉重復多余的液壓元件。尤其要注意各個元件之間的連鎖關系，避免發(fā)生錯誤動作。如果不是必要的，不要有多余能量損失環(huán)節(jié)，使系統的工作效率盡量提高。在系統中的主要管道，需要裝上壓力表和溫度計等必要的檢測元件，以便于液壓控制系統以后的維護和監(jiān)測。選用液壓元件的時候的盡量采用國產標準件，按照國家要求的標準進行原理圖的繪制。本課題設計的泵送液壓系統原理圖如圖2.1：1.油箱2.液位計3.空氣濾清器4.油溫表5.主油泵6.齒輪泵7.電磁溢流閥8.電磁換向閥9.溢流閥10.高壓過濾器11.單向閥12.球閥13.蓄能器14.主四通閥15.擺缸四通閥16.壓力表17.小液壓閥18.電磁換向閥19.電磁換向閥20.泄油閥21.梭閥22.插裝閥23.插裝閥24.螺紋插裝閥25.單向閥26.主油缸27.擺閥油缸圖3-39小排量泵送系統液壓回路2.3泵送液壓控制系統動作說明液壓系統采用了雙泵雙回路的模式，分配油路和泵送油路相互獨立，互不影響；雙信號液控換向促使分配和泵送有效協調，從而保障了混凝土泵泵送系統的整體性能。主油泵的壓力油推動使一缸前進，另一缸后退，當活塞到達終點時，從缸前端的邏輯閥獲得液壓信號，使分配液動閥換向，從而使油泵進出口方向改變，實現油缸活塞不斷進行前進后退動作。單向閥裝在油缸活塞行程終點，當活塞到達終點前，油缸里面的單向閥使活塞前后兩腔串通，避免活塞撞擊到缸底，并能對油缸封閉腔進行補油。2.3.1主要的液壓回路主回路高壓過濾器10、主油泵5、主四通閥14、電磁溢流閥7、主油缸26組成主回路。主油泵為電比例泵，恒功率并且能用壓力切斷，電磁溢流閥7相當于安全閥，并且能夠控制系統的卸荷和帶載。執(zhí)行機構為主油缸26，帶動左右輸送缸內的砼活塞進行來回運動；主四通閥14的A1、B1則經過高低壓切換回路從而與左右主油缸的活塞腔油口A1H、B1H和活塞桿腔油口A1L、B1L連通，它換向從而改變左右輸送缸里面的砼活塞運動方向。泵送的高低壓切換插裝閥23、插裝閥22、梭閥21以及電磁換向閥19.2組成了該回路。插裝閥通斷，然后形成“高壓”和“低壓”兩種回路。用電磁換向閥切換控制壓力油以達到切換這兩種工作回路。具體流程如下：圖2.3主泵變量控制回路全液壓換向回路該回路主要由電磁換向閥19.1、泄油閥20、小液動閥17、電磁換向閥18、單向閥25以及螺紋插裝閥24等組成。該回路實現了“正泵”和“反泵”兩種模式，并且在液壓系統自己推動完成了擺閥油缸和主油缸的換向。使得電的電磁鐵不一樣，進而改變相應的油路,達到“正泵”和“反泵”的效果。電磁鐵DT1和DT2得電則是正泵，電磁鐵DT1、DT3和DT4得電則是反泵，接下來我們以正泵作為例子介紹換向的工作循環(huán)。電磁鐵DT1和DT2得電，進行正泵工作模式，前半個工作循環(huán)如下所示：1、正泵的前半個循環(huán)然后自動進行后半個工作循環(huán)。2、正泵的后半個循環(huán)（4）主泵壓力切斷控制回路壓力切斷是利用壓力進行控制。從泵輸出的壓力油和彈簧力使壓力切斷閥芯平衡，液壓油的推力加大，當大到預定的力時，閥芯移動，泵變量機構向右擺回，壓力快速下降。在未達到壓力切斷預定的壓力時，液控變量控制和恒功率控制同時起作用。（5）攪拌冷卻液壓回路攪拌冷卻液壓回路主要進行速度控制。此回路主要由回油過濾器、吸油過濾器、散熱器齒輪泵、手動換向閥和溢流閥組成。如果手動換向閥的閥芯處于中間的位置時，壓力油通過回油過濾器等直接回到油箱，此時液壓馬達沒有轉動，主要起到冷卻以及過濾液壓油的作用。如果手動換向閥閥芯向左移動，壓力油從右邊流入到液壓馬達，馬達正向轉動，如果換向閥的閥芯向右移動時，馬達反轉。2．3．2主要的組成構件主油泵主油泵采用A11VLO，屬于大排量軸向柱塞變量泵，包含電控變量控制閥、壓力截流閥和恒功率控制裝置。恒功率控制裝置主要對工作壓力及泵的輸出流量進行調節(jié)，從而保證在恒定的轉速下不會超過預定的驅動功率。壓力截流閥設定為25MPa，如果達到預先設定的壓力值時，它能使泵的排量向最小擺回?；剞D限位閥回轉限位閥閥組上的液控梭閥能在工作時自動打開回轉機構的常閉制動器，通過兩個電磁閥限位卸荷，而且還有限速以及過載的功能。比例多路閥多路閥是一個負載感應閥。多路閥有負載感應閥、減壓閥以及安全閥的作用，能對控制執(zhí)行元件達到較好的控制效果。閥塊中LS口和變量泵相互連接，而且能到到節(jié)能和變量的作用。3.1主泵送系統相關參數的分析與確定3.1.1技術要求泵送系統有關計算料缸的一些參數的選取與計算參考國內HBT60混凝土輸送泵的料缸參數選取該料缸的缸徑φ料缸的行程取L=1900mm,則料缸的無桿腔的有效面積為：A料缸的容積：V=π4φ（3—1）則料高壓小排量泵送時：根據設計要求，混凝土輸送量為：Q混運動沖程次數：n1=Q混1V=其料缸速度為： v料1=n1×低壓大排量泵送時：混凝土輸送量為：Q運動沖程次數：n2=Q混2V其料缸速度為：v料（3—5）因為料缸活塞桿與泵送油缸活塞桿是相連的，所以無論什么工作狀況下，料缸的速度就是泵送油缸的速度。由相關資料查得混凝土的密度一般為：1600m3<ρ<2400mmax則在泵送缸在泵送缸換向加速或減速時，取時間為?t=0.2S，則加速度為：a=則在高速大排量時，啟動加速或制動減速過程最大慣性負載：F其中各個工況下的慣性負載見表3—1。而泵送系統外界最大負載：PF并且由以上計算分析可知：泵送系統在低速小排量階段出現外界最大負載。表3-1各個工況下慣性負載工況時間加速度慣性負載高速大排量加速階段0.2秒733.824N減速階段0.2秒733.824N低速小排加速階段0.2秒F減速階段0.2秒F由以上可以看出，因為FimaxF所以慣性負載，所以在進行以下負載計算過程中，均不考慮慣性負載，所以只考慮外界負載。3.1.2工況分析泵送部分液壓缸外負載計算結果見表3—2。表3—2泵送液壓缸外負載計算結果工況負載啟動、制動時間低壓大排量1900mm0.728m/s1.0760.22.6高壓小排量1900mm0.538m/s6.903×0.23.53.1.3確定主要參數為了滿足泵送油缸正常泵送，加快泵送速度，現采取兩缸串聯泵送，使一缸從料斗中吸料的同時，另外一個缸向S管閥輸送混凝土料。其中低壓大排量泵送時，采取兩缸無桿腔連通，高壓小排量泵送時，采取兩缸有桿腔連通，其中這兩種工作方式的換接，靠現場工作人員手工換接，兩種連接方式見下圖：(a)無桿腔連通（b）有桿腔連通圖3-1在上圖中，A為進油口，B為出油口。現按照高壓小排量即兩油缸按有桿腔連通連接方式計算泵送油缸無桿腔的面積，因為此系統為高壓系統，故暫不考慮回油背壓。P（3—6）

由式（3—6）可得：則d其中：————————高壓小排量工作腔的工作壓力——————————液壓缸的效率，取查手冊，取標準值,因為料缸活塞桿與油缸活塞桿是相連的，故選油缸活塞桿直徑為110mm，則液壓油缸無桿腔和有桿腔的實際面積為：=0.01——————料缸無桿腔面積——————油缸無桿腔面積——————油缸有桿腔面積——————液壓缸活塞桿桿徑高壓大排量泵送時，連通腔壓力由相關資料查得：低壓大排量泵時,連通腔壓力：此時取根據上述假定條件計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和功率（見表3—3）表3-3壓縮缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工作階段計算公式負載連通腔壓力工作腔壓力輸入流量輸入功率高壓小排量1.021.50.24655.9低壓大排量0.950.210.00.53155.31其中低壓大排量泵送時候，負載參考市場上相同產品取F=0.9N 3.2 擺動系統相關參數的分析與確定由于任務書只給出了分配油泵壓力P混凝土=20Mpa，故其他相關參數參考著市場上該泵的一些參數選取。⑴.擺動系統中參數選取與確定取擺桿長H=230mm,兩擺動油缸與擺桿轉動支點之間距離為L=387mm,液壓缸零行程時，長365mm,取其行程為,參考相關資料，擺桿擺動角度為，經分析可知擺桿擺動的始末位置關于豎直線對稱，又擺桿在擺動過程中阻力矩：參考相關資料表明擺桿轉動角度以及在擺動過程中的阻力矩表3—4。表3—4擺桿轉動角度以及阻力矩擺桿轉動角度擺桿在擺動過程中，受外界阻力矩（不包括慣性負載力矩）現參考上述數據：取擺桿轉動角度為，阻力矩幾何模型見圖3—2：（只對工作的那一個缸作圖）圖3—2工作模型圖擺缸運動過程中作運動分析：因為擺缸總共擺動時間為t=0.3s,現取加速，減速過程時間為，。則：（3—7）(3—8)將，，代入（3—7），（3—8）可得⑵技術要求因為一個行程的時間是0.3S,所以用平均速度代替加速和減速過程的速度，又（3—9）（3—10）將，，L代入（3—9），（3—10）可得：擺動液壓缸的運動參數和動力參數見表3—5。表3—5擺動液壓缸運動參數和動力參數工況前進2250.750.35500后退2250.750.35500 ⑶工況分析擺動液壓缸外負載計算結果見表3—6：表3—6擺動液壓缸外負載計算結果工況計算公式外負載（）加速過程+5785減速過程-5215⑷確定主要參數，繪制工況圖現再對擺桿做受力分析：加速過程中：(3—11)減速過程中：（3—12）其中各個參數意義如下：————————擺缸設計壓力————————回油阻力————————擺缸的工作腔的有效面積————————活塞桿力方向與擺桿的夾角，即角，F為上的一點————————擺桿轉動過程中所受外界阻力矩————————擺桿以及S管閥的轉動慣量————————擺桿擺動角加速度且可以分析出在加速過程中，液壓缸運動到加速行程末端即對稱時，液壓缸活塞桿的力與擺桿之間的夾角的正玄函數值最小，即此時所受的負載力矩最大；而在減速過程中，當擺臂擺到E位置時，液壓缸活塞桿的力與擺桿之間的夾角的正玄函數值最小，即此時所受的負載力矩最大，且經過計算可知：加速過程中：減速過程中：所以液壓缸承受的最大負載力矩出現在減速階段現查得擺桿的轉動慣量為：擺桿在擺動過程中：阻力矩T=5500，擺缸機械效率=0.90，且由前計算可知將，，T，，，,代入（3—11），（3—12）可得即D=0.0713mm查手冊取標準值D=80mm則液壓缸工作腔實際面積為根據上述假定條件經計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和功率見表3—7，并繪制其工況圖：表3—7液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率工作階段計算公式負載回油腔壓力工作腔壓力輸入流量輸入功率加速階段578519.20.003835減速階段5215118.50.003870.33.3攪拌系統有關計算

參考相關資料表明：攪拌馬達在工作過程中，轉動負載則攪拌馬達的排量：查手冊選取標準值，選液壓馬達排量為：則液壓馬達進出油口的實際壓力差：參考市場上其他混凝土輸送泵取攪拌馬達的轉速為：則攪拌馬達的進油口流量：風扇馬達處：所選風扇額定轉速，額定功率見表3—8：表3—8風扇額定轉速，額定功率冷卻風扇轉速功率1400350W則風扇馬達進出油口壓力差：估取風扇馬達出油口背壓力為：所以風扇進油口壓力為：風扇馬達排量為：查手冊選取標準值，選風扇馬達,排量為,則風扇馬達實際轉速為：其中攪拌馬達，風扇馬達工作循環(huán)中各階段的壓力，流量，功率分別見表3—9，3—10表3—9攪拌馬達工作循環(huán)中各階段的壓力，流量，功率工況計算公式負載出油口壓力進油口壓力輸入流量輸入功率正轉5501.49.60.32.88反轉5501.49.60.32.88風扇馬達處：表3—10攪拌馬達工作中壓力，流量，功率風扇馬達計算公式出油口壓力進油口壓力輸入流量輸入功率0.21.40.30.423.4計算液壓系統技術性能3.4.1驗算系統壓力損失現分別對擺動系統，泵送系統，攪拌系統驗證起壓力損失：擺動系統：按選定的液壓元件接口尺寸確定管道直徑d=25mm，進、回油管道長度均取2m，取油液運動黏度，油液的密度取。由前述可查得工作循環(huán)中，在回油管道和蓄能器到擺動缸之間的管道中通過中的流量最大,其q=228，由此計算雷諾數故可推論：該系統的各工況下的進回油路的液流均為層流。將適用于層流的沿層阻力因數和管道中液體流速代入得=0.22429在管道具體結構尚未確定情況下，管道局部壓力損失常按以下經驗公式計算：各工況下的閥類元件的局部壓力損失按下式計算：其中q————閥的實際流量————閥的額定流量————閥在額定流量下的壓力損失由以上公式計算出的各工況下擺動系統的進回油管道的沿程，局部和閥類元件的壓力損失，見表3—12：表3—12擺動系統各工況下進回油管道的沿程、局部和閥內元件的壓力損失管道壓力損失（Pa）工況前進后退進油管道0.7520.7520.07520.07521.0021.0021.08251.0825回油管道0.7520.7520.07520.07521.0021.0021.08251.0825注意：此處因為擺動缸是對稱結構，故其回油管道上與進油管道上的油液流量是相等的如上表。將回油路上的壓力損失折算到到進油路上，可求得總的壓力損失為：仿照上述方法可計算出攪拌部分和泵送部分的總壓力損失為：所以整個系統三部分一起工作的時候總壓力損失為：3.4.2確定系統各個部分的調整壓力攪拌部分：根據上述計算，齒輪泵的調整壓力也即溢流閥21的調整壓力為：泵送部分：同理，A10V0190泵的調整壓力也即溢流閥17的調整壓力為：且根據恒功率泵A11V0190的工作性能，設定減壓閥的最高調定壓力為7Mpa,擺動部分：恒壓泵處的調整壓力即溢流閥28的調整壓力為：3.4.3估算系統效率、發(fā)熱，溫升現只針對泵送部分，分配部分以及攪拌部分同時動作的系統效率：系統的回路效率：——————————各執(zhí)行器的負載壓力和負載流量（輸入流量）乘積的總和———————————各個液壓泵供油壓力和輸出流量乘積的總和——————————————液壓泵的總效率——————————————液壓執(zhí)行器的總效率——————————————液壓回路的回路效率所以可得：本系統的效率此時系統液壓泵的發(fā)熱功率為：為液壓泵的輸入功率所以=48.4Kw現計算系統溫升：K為散熱因數，取K=20，V為油箱有效容積所以=4液壓元件的選擇4.1液壓閥的選擇我們主要根據通過閥的流量和閥的工作壓力來選擇相應的閥。液壓閥主要起到控制液壓系統的流量油流方向以及壓力等作用，從而進一步控制整個液壓系統的力矩、工作壓力、工作部件的運動速度、執(zhí)行機構的動作順序、方向輸出力和、變換頻率等。4.1.1根據液壓閥額定壓力來選擇我們選擇液壓閥時，應該使系統的壓力小于產品標明的額定值。我們可以根據產品上面標明的公稱流量和產品相關的流量曲線來對液壓閥的流量進行選擇。4.1.2液壓閥的安裝方式的選擇液壓閥與系統的管路或其他閥的進出油口的連接方式，一般有三種，螺紋連接方式，板式連接方式，法蘭連接方式。安裝方式的選擇要根據液壓閥的規(guī)格大小，以及系統的簡繁及布置特點來確定。4.1.3液壓閥的控制方式的選擇液壓閥的控制方式一般有四種，有手動控制，機械控制，液壓控制，電氣控制。根據系統的操縱需要和電氣系統的配置能力進行選擇。4.1.4液壓閥的結構形式的選擇液壓閥主要有管式結構和板式結構。我們可以根據具體的工作需要來確定液壓閥的結構形式。4.2液壓元件成品件列表根據系統要求和計算結果，參考博世力士樂液壓樣本手冊，我們選取液壓元件如表5.1表5.1序號POS.代號STANDARDNO.名稱DESCRIPTION數量QTY.16WF1AElectromotor底盤發(fā)動機12A11VO190LRDH2/12RNZD12K02Variablepump主油泵13A10VSO28DR/31R-VSC62K01Constantpressurepump恒壓泵14AZ-PF-2X-250-RGearpump齒輪泵15ZL11B-122(80u)Suctionfilter吸油濾油器16LXZ-620X100FSuctionfilte吸油濾油器r17RFB-401X20Returnfilter回油濾油器18ZDR7DP1-30/2.5YMModularreducingvalve疊加減壓閥19DB10-2-30/350Reliefvalve溢流閥110H-4WEH25G-6X/6AG23NTK4Electro-hydraulicdirectionalvalve電液換向閥111DG2V-3-2N-7-B-60Hydraulicdirectionalvalve液動換向閥212DB10-1-5X/325Reliefvalve溢流閥113DPS2-10-P-F-0-150Logicvalve邏輯閥214NDVP-6-12Throttle-cutoffvalve節(jié)流截止閥115FDR5DP1-1X/55YS037Reducingvalve減壓閥116NXQ-10/315Accuumulator蓄能器1174WE10H-3X/CG23NK4Solenoidoperateddirevtionalvalve電磁換向閥118J6K-955Hydraulicmotor液壓馬達119ZDB10VP2-4X/201Modularreliefvalve疊加溢流閥1200169419011010+1166622010Pressureswitch壓力開關121S10A13/M22×1.5Checkvalve單向閥122BSR-260HS1Radiator散熱器123S20A12/M32×2Checkvalve單向閥124YWZ-150TIndicator油溫油位計125QUQ2.6-20×1Aircleaner空氣濾清器126YZ50-0.1-1.5Vacuummeter真空壓力表127Z62-0.1-0Vacuummeter真空表228LX508/500Filterelement回油擴散濾芯229DS62-40MPaManometer壓力表130DS62-25MPaManometer壓力表231DS62-6MPaManometer壓力表132Z4PLUG(A)GREY(074683)插頭333Z4PLUG(A)BLACK(074684)插頭34.2.1底盤發(fā)動機的選擇參考三一重工性能參數類似的SY5271THB370C-8泵車，選用6WF1A型號發(fā)動機，發(fā)動機功率為265kW/1800rpm；4.2.2主油泵的選擇根據性能要求和計算結果，我們