中型液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的液壓元件分析和設計畢業(yè)論文

1、中型液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的液壓元件分析和設計摘摘 要要液壓挖掘機是工程機械的一個重要品種，是一種廣泛用于建筑、鐵路、公路、水利、采礦等建設工程的土方機械。液壓挖掘機利用液壓元件（液壓泵、液壓馬達、液壓缸等）帶動各種構件動作，具有許多優(yōu)點，挖掘機對液壓系統(tǒng)的設計提出了很高的要求，其液壓系統(tǒng)也是工程機械液壓系統(tǒng)中復雜的。因此，對挖掘機液壓系統(tǒng)的分析設計對推動我國挖掘機發(fā)展具有十分重要的意義。在搜集了國內(nèi)外挖掘機液壓系統(tǒng)相關資料的基礎上，了解了挖掘機液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史，并對挖掘機液壓系統(tǒng)的技術發(fā)展動態(tài)進行了分析總結。本次畢業(yè)設計課題是液壓挖掘機。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)，

2、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中型液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的液壓元件。以液壓元件和液壓回路為主。關鍵詞關鍵詞：挖掘機；液壓系統(tǒng)；液壓泵 abstracthydraulic excavator is one of important engineering machinery, is a widely used in construction, railway, highway, water conservancy, mining, etc construction projects of earthwork machinery. excavator for

3、hydraulic system design and puts forward high demand, the hydraulic systems of engineering machinery in hydraulic system is complex. therefore, the excavator hydraulic system analysis and design for impelling our country excavator development has the extremely vital significance.in the domestic and

4、foreign excavator hydraulic system based on the materials of, learned about the excavator hydraulic system development history, and for excavator hydraulic system technology development dynamic is summarized. the graduation design task is hydraulic excavator. excavator by multiple system components,

5、 including hydraulic system, transmission system, control systems, work device, chassis, turntable, tank, engine installation, etc. my design is mainly devoted to the analysis and design medium-sized hydraulic excavator hydraulic system hydraulic components. with hydraulic components and hydraulic l

6、oop primarily. keywords: excavator; hydraulic system; hydraulic pump目目 錄錄1. 概 論.11.1 挖掘機的簡介 .11.1.1 行走裝置 .11.1.2 回轉機構 .21.1.3 工作裝置 .21.1.4 液壓系統(tǒng) .21.2 液壓挖掘機的發(fā)展概況 .21.2.1 國外液壓挖掘機目前水平及發(fā)展趨勢.31.2.2 國內(nèi)液壓挖掘機的發(fā)展概況 .41.3 設計的內(nèi)容和意義 .51.3.1 設計的內(nèi)容 .51.3.2 設計內(nèi)容的意義 .51.4 設計內(nèi)容的安排 .52. 挖掘機液壓系統(tǒng)的計算 .62.1 液壓挖掘機的基本系統(tǒng) .6

7、2.1.1 挖掘機液壓系統(tǒng)的簡介 .62.1.2yw-160 型單斗液壓挖掘機液壓系統(tǒng) .62.2 液壓挖掘機工作裝置油缸作用力的確定.82.2.1 動臂油缸作用力分析 .82.2.2 鏟斗油缸工作受力分析 .92.2.3 斗桿油缸作用力分析 .102.3 液壓元件的計算 .102.3.1 液壓缸內(nèi)徑 .102.3.2 缸筒壁厚 .112.3.3 缸筒壁厚驗算 .122.3.4 活塞桿計算 .122.3.5 活塞桿強度計算 .122.3.6 確定液壓系統(tǒng)的工作壓力 .122.3.7 確定液壓缸的主要參數(shù)和工作壓力 .122.3.8 確定液壓馬達的排量和工作壓力.132.3.9 計算液壓缸與液壓

8、馬達的流量 .133. 液壓元件的選擇 .143.1 液壓缸的選擇 .143.2 液壓泵的選擇 .143.3 液壓馬達的選擇 .143.4 發(fā)動機的選擇 .144. 液壓系統(tǒng)回路的設計 .154.1 液壓缸控制回路 .154.2 液壓馬達控制回路 .154.3 計算系統(tǒng)所需的最大流量 .164.4 壓力損失的計算 .164.5 擬定液壓源控制回路 .175. 液壓系統(tǒng)性能驗算 .185.1 液壓系統(tǒng)功率損失 .185.2 液壓油油溫過高的原因及預防措施 .196. 結論.21致 謝.22參考文獻 .231.3 設計的內(nèi)容和設計的內(nèi)容和意義意義1.3.1 設計的內(nèi)容設計的內(nèi)容(1)要保證挖掘機動

9、臂、斗桿和鏟斗可以各自單獨動作，也可以互相配合實現(xiàn)復合動作。(2)工作裝置的動作和轉臺的回轉既能單獨進行，又能作復合動作，以提高挖掘機的生產(chǎn)率。(3)履帶式挖掘機的左、右履帶分別驅動，使挖掘機行走方便、轉向靈活，并且可就地轉向，以提高挖掘機的靈活性。(4)保證挖掘機的一切動作可逆，且無級變速。(5)保證挖掘機工作安全可靠，且各執(zhí)行元件（液壓缸、液壓馬達等）有良好的過載保護；回轉機構和行走裝置有可靠的制動和限速；防止動臂因自重而快帶下降和整機超速溜坡。為此，液壓系統(tǒng)應做到：(1)有高的傳動效率，以充分發(fā)揮發(fā)動機的動力性和燃料使用經(jīng)濟性。(2)液壓系統(tǒng)和液壓元件在負載變化大、急劇的振動沖擊作用下，

10、具有足夠的可靠性。(3)調協(xié)輕便耐振的冷卻器，減少系統(tǒng)總發(fā)熱量，使主機持續(xù)工作時液壓油溫不超過80 度，或溫升不超過 45 度。(4)由于挖掘機作業(yè)現(xiàn)場塵土多，液壓油容易被污染，因此液壓系統(tǒng)的密封性能要好，液壓元件對油液污染的敏感性低，整個液壓系統(tǒng)要設置濾油器和防塵裝置。(5)采用液壓或電液伺服操縱裝置，以便挖掘機設置自動控制系統(tǒng)，進而提高挖掘機技術性能和減輕駕駛員的勞動強度。1.3.2 設計內(nèi)容的意義設計內(nèi)容的意義挖掘機是一種多功能機械，目前被廣泛應用于水利工程，交通運輸，電力工程和礦山采掘等機械施工中，它在減輕繁重的體力勞動，保證工程質量。加快建設速度以及提高勞動生產(chǎn)率方面起著十分重要的作

11、用。液壓系統(tǒng)是挖掘機的核心部分，對挖掘機液壓系統(tǒng)設計計算能有效的提高挖掘機性能。本次設計是以研究探討為主，了解液壓挖掘機的基本結構和原理，在此基礎上對液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)的一些部件進行設計計算，根據(jù)所得結果對液壓元件（液壓泵、液壓馬達、液壓缸等）進行合理配置，使之能提高挖掘機的使用率、生產(chǎn)率適用范圍和使用壽命等。1.4 設計內(nèi)容的安排設計內(nèi)容的安排本次設計共分 6 章。第一章介紹液壓挖掘機的發(fā)展歷程和結構特點；第二章對液壓挖掘機的液壓元件進行設計計算，液壓泵、液壓馬達、液壓缸等；第三章根據(jù)第二章所得結果對液壓挖掘機的液壓元件進行合理選擇應用；第四章對整個液壓挖掘機的液動系統(tǒng)回路進行設計，并繪制

12、液壓回路圖。第五章對液壓系統(tǒng)的驗算，計算壓力損失；第六章為結論。2. 挖掘機液壓系統(tǒng)的計算挖掘機液壓系統(tǒng)的計算2.1 液壓挖掘機的基本液壓挖掘機的基本系統(tǒng)系統(tǒng)本次設計的液壓挖掘機的基本參數(shù)定為：正鏟斗容量為 1.6m3；液壓泵的系統(tǒng)工作壓力 28mpa，最大排量 2140ml/r；回轉液壓馬達最大排量 140ml/r；行走液壓馬達最大排量 2140ml/r。為了合理的選擇液壓元件，對這些液壓元件進行分析計算，得到理論的數(shù)據(jù)，根據(jù)這些數(shù)據(jù)選擇液壓元件。2.1.1 挖掘機液壓系統(tǒng)的簡介挖掘機液壓系統(tǒng)的簡介液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)都是由一些基本回路和輔助回路組成，它們包括限壓回路、卸荷回路、緩沖回路、節(jié)

13、流調速和節(jié)流限速回路、行走限速回路、支腿順序回路、支腿鎖止回路和先導閥操縱回路等，由它們構成具有各種功能的液壓系統(tǒng)。(1)液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的基本類型液壓挖掘機液壓系統(tǒng)大致上有定量系統(tǒng)、變量系統(tǒng)和定量、變量復合系統(tǒng)等三種類型。(2)定量系統(tǒng)在液壓挖掘機采用的定量系統(tǒng)中，其流量不變，即流量不隨外載荷而變化，通常依靠節(jié)流來調節(jié)速度。根據(jù)定量系統(tǒng)中油泵和回路的數(shù)量及組合形式，分為單泵單回路定量系統(tǒng)、雙泵單回路定量系統(tǒng)、雙泵雙回路定量系統(tǒng)及多泵多回路定量系統(tǒng)等。(3)變量系統(tǒng)在液壓挖掘機采用的變量系統(tǒng)中，是通過容積變量來實現(xiàn)無級調速的，其調速方式有三種：變量泵定量馬達調速、定量泵變量馬達調速和變量泵變

14、量馬達調速。單斗液壓挖掘機的變量系統(tǒng)多采用變量泵定量馬達的組合方式實現(xiàn)無極變量，且都是雙泵雙回路。根據(jù)兩個回路的變量有無關連，分為功率變量系統(tǒng)和全功率變量系統(tǒng)兩種。其中的分功率變量系統(tǒng)的每個油泵各有一個功率調節(jié)機構，油泵的流量變化只受自身所在回路壓力變化的影響，與另一回路的壓力變化無關，即兩個回路的油泵各自獨立地進行恒功率調節(jié)變量，兩個油泵各自擁有一半發(fā)動機輸出功率；全功率變量系統(tǒng)中的兩個油泵由一個總功率調節(jié)機構進行平衡調節(jié)，使兩個油泵的擺角始終相同。同步變量、流量相等。決定流量變化的是系統(tǒng)的總壓力，兩個油泵的功率在變量范圍內(nèi)是不相同的。其調節(jié)機構有機械聯(lián)動式和液壓聯(lián)動式兩種形式。52.1.2

15、yw-160 型單斗液壓挖掘機液壓系統(tǒng)型單斗液壓挖掘機液壓系統(tǒng)國產(chǎn) yw-160 型履帶式單斗液壓挖掘機的工作裝置、行走機構、回轉裝置等均采用液壓驅動，其液壓系統(tǒng)如圖 2.1 所示。該挖掘機液壓系統(tǒng)采用雙泵雙向回路定量系統(tǒng)，由兩個獨立的回路組成。所用的油泵 1 為雙聯(lián)泵，分為 a、b 兩泵。八聯(lián)多路換向閥分為兩組，每組中的四聯(lián)換向閥組為串聯(lián)油路。油泵 a 輸?shù)膲毫M入第一組多路換向閥，驅動回轉馬達、鏟斗油缸、輔助油缸，并經(jīng)中央回轉接頭驅動右行走馬達 7。該組執(zhí)行元件不工作時油泵 a 輸出的壓力油經(jīng)第一組。多路換向閥中的合流閥進入第二組多路換向閥，以加快動臂或斗桿的工作速度。油泵 b 輸出的壓力

16、油進入第二組多路換向閥，驅動動臂油缸、斗桿油缸，并經(jīng)中央回轉接頭驅動左行走馬達 8 和推土板油缸 6。該液壓系統(tǒng)中兩組多種換向閥均采用串聯(lián)油路，其回油路并聯(lián)，油液通過第二組多路換向閥中的限速閥 5 流向油箱。限速閥的液控口作用著由梭閥提供的 a、b 兩油泵的最大 圖圖 2.1yw-160 型單斗履帶式挖掘機液壓系統(tǒng)型單斗履帶式挖掘機液壓系統(tǒng)1.油泵； 2、4.分配閥組；3.單向閥；5.速度限制閥；6.推土板油缸；7、8.行走馬達；9.雙速閥；10.回轉馬達；11.動臂油缸；12.輔助油缸；13.斗桿油缸；14.鏟斗油缸；15.背壓閥；16.冷卻器；17.濾油器壓力，當挖掘機下坡行走出現(xiàn)超速情況

17、時，油泵出口壓力降低，限速閥自動對回油進行節(jié)流，防止溜坡現(xiàn)象，保證挖掘機行駛安全。在左、右行走馬達內(nèi)部除設有補油閥外，還設有雙速電磁閥 9，當雙速電磁閥在圖示位置時馬達內(nèi)部的兩排柱塞構成串聯(lián)油路，此時為高速；當雙速電磁閥通電后，馬達內(nèi)部的兩排柱塞呈并聯(lián)狀態(tài)，馬達排量大、轉速降低，使挖掘機的驅動力增大。為了防止動臂、斗桿、鏟斗等因自重而超速降落，其回路中均設有單向節(jié)流閥。另外，兩組多路換向閥的進油路中設有安全閥，以限制系統(tǒng)的最大壓力，在各執(zhí)行元件的分支油路中均設有過載閥，吸收工作裝置的沖擊；油路中還設有單向閥，以防止油液的倒流、阻斷執(zhí)行元件的沖擊振動向油泵的傳遞。yw-160 型單斗液壓挖掘機除

18、了主油路外，還有如下低壓油路： (1)排灌油路。將背壓油路中的低壓油，經(jīng)節(jié)流降壓后供給液壓馬達殼體內(nèi)部，使其保持一定的循環(huán)油量，及時沖洗磨損產(chǎn)物。同時回油溫度較高，可對液壓馬達進行預熱，避免環(huán)境溫度較低時工作液體對液壓馬達形成“熱沖擊”。(2)泄油回路。將多路換向閥和液壓馬達的泄漏油液用油管集中起來，通過五通接頭和濾油器流回油箱。該回路無背壓以減少外漏。液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障時可通過檢查泄漏油路濾油器，判定是否屬于液壓馬達磨損引起的故障。(3)補油油路。該液壓系統(tǒng)中的回油經(jīng)背壓閥流回油箱，并產(chǎn)生 0.81.0mpa 的補油壓力，形成背壓油路，以便在液壓馬達制動或出現(xiàn)超速時，背壓油路中的油液經(jīng)補油閥向

19、液壓馬達補油，以防止液壓馬達內(nèi)部的柱塞滾輪脫離導軌表面。該液壓系統(tǒng)采用定量泵，效率較低、發(fā)熱量大，為了防止液壓系統(tǒng)過大的溫升，在回油路中設置強制風冷式散熱器，將油溫控制在 80以下。c2.2 液壓挖掘機工作裝置油缸作用力的確定液壓挖掘機工作裝置油缸作用力的確定對液壓挖掘機的油缸研究，先以動臂油缸、鏟斗油缸、斗桿油缸做為研究對象。2.2.1 動臂油缸作用力分析動臂油缸作用力分析動臂油缸作用力，即最大提升力，以能提升鏟斗內(nèi)裝滿土壤的工作裝置至最大卸載距離位置進行卸載來確定，其計算簡圖如下圖 2.2 所示。圖圖 2.2 動臂油缸作用力分析動臂油缸作用力分析此時動臂油缸作用力為：（） (2.1)bf3

20、1lbabgagdabtlglglg式中，鏟斗及其裝載土壤重力btg 斗桿所受重力gg 動臂所受重力bg鏟斗質心到動臂下鉸點的水平距離dala 斗桿質心到動臂下鉸點的水平距離gala 動臂質心到動臂下鉸點的水平距離bala同樣根據(jù)受力平衡可求出斗桿油缸閉鎖力和鏟斗油缸閉鎖力。因為動臂油缸只承受大臂、斗桿、鏟斗及各液壓缸的自重，而不進行挖掘動作，但是要承受很大的彎曲力矩，要考慮液壓缸的抗彎能力，所以如果計算出動臂油缸所需過載壓力太大，只要采取增加動臂油缸徑和活塞桿徑的措施即可解決。2.2.2 鏟斗油缸工作受力分析鏟斗油缸工作受力分析反鏟裝置載作業(yè)過程中，當以轉斗挖掘為主時，其最大挖掘力為鏟斗油缸

21、設計的依據(jù)。反鏟最重要的工作位置最大挖掘深度時能保證具有最大挖掘力來分析確定鏟斗油缸的作用力。此時計算位置為動臂下放到最低位置，鏟斗油缸作用力與斗桿鉸點由最大力臂，如圖 2.3 所示鏟斗油缸作用力為： (2.2)1max1llffcd圖圖 2.3 鏟斗油缸作用力鏟斗油缸作用力式中， 鏟斗油缸作用力對搖臂與斗桿鉸點的力臂（此位置為要比長度）1l這時斗桿及動臂油缸處于封閉狀態(tài)，斗桿油缸封閉力應滿足：gf/ (2.3) gf/2/2max1llflfbb式中，斗桿油缸閉鎖力對斗桿與動臂鉸點的力臂2lgf/b對斗桿與動臂鉸點的力臂blmax1fb對斗桿與動臂鉸點的力臂 bl2fb挖掘阻力的法向分力，2

22、fmax122 . 0ff動臂油缸閉鎖力應滿足/bf (2.4)/bf3/2max1llflfaa式中，動臂油缸閉鎖力對鉸點的力臂3l/bfa對動臂下鉸點的力臂almax1fa對鉸點的力臂al2fa此外，最大鏟斗挖掘力在其工作位置能否實現(xiàn)，還受到挖掘機穩(wěn)定性的限制，因為有可能挖掘力尚未達到最大值時，挖掘機已經(jīng)失去穩(wěn)定。因此，選取鏟斗油缸最大推力時應以保證挖掘機的穩(wěn)定為前提條件。2.2.3 斗桿油缸作用力分析斗桿油缸作用力分析當挖掘機以鏟斗挖掘時，其最大挖掘力則由斗桿油缸來保證。斗桿油缸最大作用力計算位置為動臂下方到最低位置，斗桿油缸作用力對斗桿與動臂鉸點有最大力臂，即對斗桿產(chǎn)生最大作用力距，并

23、使斗齒尖和鉸點，在一條直線上，如圖 2.4 所示。bc與前面推導斗桿油缸作用力一樣，此時斗桿油缸作用力為： (2.5)2max1llffbg而鏟斗油缸及動臂油缸處于閉鎖狀態(tài)，所以鏟斗油缸閉鎖力應滿足：/bf (2.6)/bf1max1llfc動臂油缸閉鎖力應滿足：/bf (2.7)/bf3/2max1llflfaa斗桿最大挖掘力也受到挖掘機穩(wěn)定性條件的限制。當以斗桿油缸進行挖掘時，由于其作用力臂的變化、結構自身的影響以及鏟斗相對斗桿位置的變化，其斗桿齒挖掘力也隨之變化。62.3 液壓元件的計算液壓元件的計算液壓元件的性能分析包括：液壓缸內(nèi)徑，缸筒壁厚，活塞桿強度，液壓缸的工作壓力，液壓馬達的排

24、量和工作壓力，液壓缸與液壓馬達排量。2.3.1 液壓缸內(nèi)徑液壓缸內(nèi)徑由機械設計手冊7表知： 圖圖 2.4 斗桿油缸作用力分析斗桿油缸作用力分析 (2.8)dpfg4式中, 液壓缸負載，knf系統(tǒng)壓力,mpap液壓缸內(nèi)徑,mmd取液壓缸負載為：231.853f代入數(shù)據(jù)得186.4d參考液壓缸系列尺寸取200mm。d對斗桿缸231.674mm 取200dpfg4d2.3.2 缸筒壁厚缸筒壁厚 (2.9)210cc (2.10)*2*max0dp式中，缸內(nèi)最高工作壓力，mpamaxp缸筒材料許用應力，n/mm2代入數(shù)據(jù)240由:20 得，查機械設計手冊知2251d01d2.3.3 缸筒壁厚驗算缸筒壁

25、厚驗算額定工作壓力應低于一定極限值以保證工作安全。 (2.11)1221)(*35. 0dddpsn材料選 2g330-450，其330 n/mm ，代入式中，得：s230.8np選定系統(tǒng)工作壓力為 28mpa，可以滿足要求。2.3.4 活塞桿計算活塞桿計算 (2.12)1 dd其中數(shù)比由機械設計手冊表選取2 再由表得150mm。d2.3.5 活塞桿強度計算活塞桿強度計算 105.4n/mm (2.13)26*10*4*dp2其中，活塞桿作用力，np 活塞桿直徑，m,d100110n/mm22.3.6 確定液壓系統(tǒng)的工作壓力確定液壓系統(tǒng)的工作壓力在不考慮能量損耗的情況下，系統(tǒng)的功率為： (2.

26、14)310 pqp式中，液壓泵的出口壓力，pa；p 液壓泵的輸出流量， m /s。q3由上式可知，當系統(tǒng)傳遞的功率一定時，提高系統(tǒng)的工作壓力就可減少系統(tǒng)中通過液壓元件的流量，從而減小相應各液壓元件以及整個液壓系統(tǒng)的結構尺寸和質量。因此，目前液壓挖掘機液壓傳動多采用中高壓和高壓系統(tǒng)。根據(jù)以上內(nèi)容對此液壓系統(tǒng)的工作壓力取28mpa。p2.3.7 確定液壓缸的主要參數(shù)和工作壓力確定液壓缸的主要參數(shù)和工作壓力液壓缸的有效工作壓力是指液壓缸用于克服外載荷所需要的那一部分壓力，其數(shù)gp值為： (2.15)jhhjbgaapppp式中，液壓泵出口壓力，mpa；bp 進油管路壓力損失，mpa；jp 回油背壓

27、力，mpa；hp液壓缸進油腔和回油腔有效工作面積，m 。hjaa ,2上式中的壓力損失，包括壓力油從液壓泵出口流過管道和各種液壓元件（主要是閥jp類元件）時的壓力損失。比較仔細的計算要在管路裝配圖畫出之后才能進行。初步計算時，可參考同類液壓挖掘機的經(jīng)驗數(shù)據(jù)來確定，可取34mpa。jp2.3.8 確定液壓馬達的排量和工作壓力確定液壓馬達的排量和工作壓力液壓馬達的排量由給定的數(shù)值可知 q (2.16)maxxq式中，馬達的最高轉速，rad/s；max液壓缸所需流量 , m /sxq3液壓馬達的有效工作壓力按下式計算mp (2.17)mp bpjphp式中的壓力損失，可按前面介紹的經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定?；赜?/p>

28、背壓力的數(shù)值應根據(jù)馬達hp所需的背壓力來確定。根據(jù)液壓馬達驅動的最大載荷力矩、排量、有效工作壓力、最高轉速和mqmpmaxn最低穩(wěn)定轉速以及系統(tǒng)工作條件等，即可選擇液壓馬達的型號和規(guī)格。minn2.3.9 計算液壓缸與液壓馬達的流量計算液壓缸與液壓馬達的流量通常根據(jù)最大移動速度和最高轉速來計算液壓缸和液壓馬達的流量。(1)液壓缸所需流量： (2.18)maxmaxvaqg式中，液壓缸的有效工作面積，m ；ga2 液壓缸的最大速度，m/s；maxv(2)液壓馬達所需流量： (2.19)vqq1max0max式中，馬達的理論排量，ml/r；0q 馬達的最高轉速，rad/s；max馬達的容積效率。v

29、3. 液壓元件的選擇液壓元件的選擇3.1 液壓缸的選擇液壓缸的選擇液壓缸在液壓系統(tǒng)中有著重要的地位，是整個液壓系統(tǒng)的起始循環(huán)點，所以對液壓缸的選擇很重要，根據(jù)以上計算的結果，對液壓缸的選擇就明確了，選擇材料為 2g330-450 的內(nèi)徑為 100mm 壁厚為 21mm 的液壓缸。3.2 液壓泵的選擇液壓泵的選擇 液壓泵的選擇時根據(jù)液壓系統(tǒng)工作壓力（即液壓泵出口壓力）來選定液壓泵的形式，選擇液壓泵的額定壓力要比系統(tǒng)壓力大 25%以上，使液壓泵由一定的壓力儲備，在這為了經(jīng)濟考慮，選擇液壓泵的額定壓力為 35mpa 的液壓泵。型號為：2zbz140 的液壓泵。3.3 液壓馬達的選擇液壓馬達的選擇根據(jù)

30、第二章關于液壓馬達的計算，計算所得的液壓馬達的參數(shù)（液壓馬達的排量、液壓馬達的工作壓力、液壓馬達的流量）來選擇。型號為：zm732 的液壓馬達。3.4 發(fā)動機的選擇發(fā)動機的選擇發(fā)動機是液壓挖掘機的核心部件，對挖掘機的要求高，對發(fā)動機的要求也就高。選發(fā)動機先確定發(fā)動機的功率。液壓挖掘機用柴油機驅動，柴油機的功率必需能夠充分滿足主機工作過程中的動力要求。發(fā)動機功率根據(jù)系統(tǒng)方案確定，在變量系統(tǒng)中，考慮使用情況的最大限度，可取發(fā)動機的功率為：(1.01.3) (3.1) fpp式中，液壓泵的輸出功率，kw。p在定量系統(tǒng)中，由于發(fā)動機功率利用低，一般為 60左右，損失功率全部轉變?yōu)闊崃?，因此，確定發(fā)動機

31、功率時可以取得低一些，對于雙泵雙回路定量系統(tǒng)，發(fā)動機功率可取為：(0.81.1) (3.2)fpp計算時，發(fā)動機功率可按以上兩式計算，或將兩式合并得：17.7+92.7 (3.3)fpq式中，液壓挖掘機的標準斗容量，m 。q3得此液壓挖掘機的發(fā)動機功率為：17.7+92.7*1.6166.02 fp此時可根據(jù)發(fā)動機功率選擇發(fā)動機的型號cat320b。64. 液壓系統(tǒng)回路的設計液壓系統(tǒng)回路的設計4.1 液壓缸控制回路液壓缸控制回路執(zhí)行元件的工作壓力由負載確定。在運行過程中必需保證回路通暢要設置必要的安全設施。普通標準型油缸在行程兩端。設有緩沖裝置，使油缸在行程兩端能平滑停止，然而當活塞在行程中途

32、停止或反轉時，由于運行部件的動能會引起激烈的沖擊，因此在油缸的端部設置小型溢流閥以消除沖擊，此閥的調定壓力需超過最大工作壓力的510。另外為了減小回路的沖擊，各閥件、泵及油缸之間的管路應盡量縮短和減少不必要的管路彎曲。經(jīng)驗認為，因為管路復雜而產(chǎn)生噪音時，在振動的地方接入軟管，是非常簡易有效的處理方法，如圖 4.1 所示：圖圖 4.1 補油裝置補油裝置圖 4.1 中兩只單向閥為設置的補油裝置，用以補充管路中油的損失。因為鏟斗缸回路，斗桿回路和大臂回路工作原理和性質基本相同，故采用同一基本回路，有所不同的就是為了防止動臂缸下降過快可在動臂缸大腔進油路設置單向節(jié)流閥，起緩沖限速作用。4.2 液壓馬達

33、控制回路液壓馬達控制回路如圖 4.2 該閥門組中包括雙向液壓控制閥兩只溢流閥和兩只單向閥，它具有限制，閉鎖，制動，補油的功能。當主換向閥處于中位時，液壓控制閥的兩條回路都與回油相通，故液壓控制閥返回中位，液壓馬達的腔被封死，此時起制動和閉鎖作用，當慣性過大，液壓馬達回油腔壓力高于溢流閥調定的壓力時，溢流閥打開起緩沖作用，限制制動力矩，當主換向閥在工作位置時，液壓控制閥的一條油路暢通，使制動閥移到左位（或右位） ，液壓馬達運轉。當挖掘機發(fā)生淄坡現(xiàn)象行走液壓馬達超速回轉時，進油回來壓力大大降低，則對應于制動閥高壓側的壓力也大大降低，在回位彈簧作用下，閥芯向中位移動使回油發(fā)生截流，從而限制了馬達的轉

34、速，起到了限速作用，當馬達的高壓腔被吸空產(chǎn)生負壓時，在回油被壓的作用下推開控制閥中位的單向閥向該腔補油。圖圖 4.2 液壓馬達控制回路液壓馬達控制回路4.3 計算系統(tǒng)所需的最大流量計算系統(tǒng)所需的最大流量由前計算可知鏟斗缸與斗桿缸的流量為：當兩缸合流或鏟斗缸和斗桿缸min/5 .213 l同時動作時其流量為：即為系統(tǒng)最大流量。min/5 .21352.2132l4.4 壓力損失的計算壓力損失的計算由機械設計手冊知：1800 (4.1)2/*2 . 7dlvp損式中，管中液體速度,m/sv 管內(nèi)直徑，mmd 直管的長度，ml局部壓力損失：換向閥 0.30.4 mpa 取 0.35mpa 節(jié)流閥 0

35、.30.35 mpa 取 0.35 mpa 960*+0.35*2+0.35*21.4mpap損610管路壓力損失不作考慮，故可確定液壓泵工作壓力mpa26p4.5 擬定液壓源控制回路擬定液壓源控制回路 液壓源時液壓系統(tǒng)的心臟，它的性能好壞，直接影響到液壓系統(tǒng)的性能。對液壓源的控制是指對其輸出壓力及流量的控制。主溢流閥起到安全限壓的作用，由前面的計算可知此閥的調定壓力為：26mpa。5. 液壓系統(tǒng)性能驗算液壓系統(tǒng)性能驗算5.1 液壓系統(tǒng)功率損失液壓系統(tǒng)功率損失液壓挖掘機在工作過程中的能量損失，除了一般的機械損失、管道損失和泵的效率損失等以外，還有以下幾個主要方面：(1)發(fā)動機噴油提前角不正確引

36、起的效率低下。(2)發(fā)動機和液壓泵不匹配所造成的能量損失，即當發(fā)動機和液壓泵聯(lián)合工作時，存在一個聯(lián)合工作特性，其中的聯(lián)合工作效率與泵的轉速、壓力和流量相關。一般情況下，發(fā)動機一液壓泵系統(tǒng)不大可能在各種工況下都處于最佳經(jīng)濟工作狀態(tài)，從而造成一定的能量損失。發(fā)動機液壓泵的總功率損失為： (5.1)ymzqpn/max0式中，發(fā)動機機械效率，即/mmentn發(fā)動機有效功率；en發(fā)動機指示功率；tn液壓泵總效率。應當注意，發(fā)動機和液壓泵在低負荷、高轉速下的效率是很低的。 (3)液壓油的流量損失，由流量損失而引起的功率損失（為液壓油壓力，qpnp為損失的流量） 。 q(4)各操縱閥處于中位（挖掘機不工作

37、）時，如果不降低發(fā)動機轉速，則液壓功率的損失為： (5.2)max01qpny 式中，液壓系統(tǒng)的背壓；0p液壓泵的最大流量。maxq(5)溢流損失，由溢流產(chǎn)生的液壓油功率損失為： (5.3)qpnymax2式中，溢流閥開啟壓力（約等于系統(tǒng)最高壓力）；maxp溢流量。 q由溢流引起的發(fā)動機一液壓泵系統(tǒng)的總功率損失為： (5.4)ymymyzqpnn/max2這種工況下的、都比較高。 my(6)液壓油的壓力損失，主要由兩部分組成：第一部分是當液壓油通過管道和接頭等的沿程損失，這種損失是不可避兔的；另一部分是當挖掘機進行精細作業(yè)時，液壓油經(jīng)過控制閥節(jié)流時產(chǎn)生的損失。75.2 液壓油油溫過高的原因及預

38、防措施液壓油油溫過高的原因及預防措施油溫過高的原因和當油溫過高采取的措施如下：(1)油品選擇不當油的品牌、質量和黏度等級不符合要求，或不同牌號的液壓油混用，造成液壓油黏度指數(shù)過低或過高。若油液黏度過高，則功率損失增加，油溫上升；如果黏度過低，則泄漏量增加，油溫升高。預防措施：選用油液應按廠家推薦的牌號及機器所處的工作環(huán)境、氣溫因素等來確定。對一些有特殊要求的機器，應選用專用液壓油；當液壓元件和系統(tǒng)保養(yǎng)不便時，應選用性能好的抗磨液壓油。(2)污染嚴重施工現(xiàn)場環(huán)境惡劣，隨著機器工作時間的增加，油中易混入雜質和污物，受污染的液壓油進入泵、馬達和閥的配合間隙中，會劃傷和破壞配合表面的精度和粗糙度，使泄

39、漏增加、油溫升高。預防措施：一般在累計工作 1000 多 h 后換油。換油時，注意不僅要放盡油箱內(nèi)的舊油，還要替換整個系統(tǒng)管路、工作回路的舊油；加油時最好用 120 目以上的濾網(wǎng)，并按規(guī)定加足油量，使油液有足夠的循環(huán)冷卻條件。如遇因液壓油污染而引起的突發(fā)性故障時，一定要過濾或更換液壓系統(tǒng)用油。如，一臺 yzt14g 型壓路機出現(xiàn)液壓油油溫過高、振動力不足的故障；檢查發(fā)現(xiàn)，液壓油呈乳白色，已變質、黏度下降，更換液壓油后壓路機運轉恢復正常。(3)液壓油箱內(nèi)油位過低若液壓油箱內(nèi)油量太少，將使液壓系統(tǒng)沒有足夠的流量帶走其產(chǎn)生的熱量，導致油溫升高。預防措施：在實際操作和保養(yǎng)過程中，嚴格遵守操作規(guī)程中對液

40、壓油油位的規(guī)定。如，一臺 pc2003 型液壓挖掘機，工作一段時間后出現(xiàn)液壓油溫度過高故障；檢查液壓油箱，發(fā)現(xiàn)油位低于規(guī)定值很多，由于液壓系統(tǒng)過度缺油，使液壓油循環(huán)過快，未能充分靜置散熱，結果油溫升高；按規(guī)定加足液壓油后，液壓油溫度隨即降至正常范圍。(4)液壓系統(tǒng)中混入空氣混入液壓油中的空氣，在低壓區(qū)時會從油中逸出并形成氣泡，當其運動到高壓區(qū)時，這些氣泡將被高壓油擊碎，受到急劇壓縮而放出大量的熱量，引起油溫升高。預防措施：經(jīng)常檢查進油管接口等封處的密封性，防止空氣進入；同時，每次換油后要排盡系統(tǒng)中的空氣。如，一臺 py184 型平地機液壓油溫度過高，同時伴有液壓噪聲；檢查發(fā)現(xiàn)，液壓泵進油口連接

41、軟管有少許損壞，吸入空氣，導致油溫過高，更換軟管后平地機運轉狀況良好。(5)濾油器堵塞磨粒、雜質和灰塵等通過濾油器時，會被吸附在濾油器的濾芯上，造成吸油阻力和能耗均增加，引起油溫升高。預防措施：定期清洗、更換濾油器，對有堵塞指示器的濾油器，應按指示情況清洗或更換濾芯；濾芯的性能、結構和有效期都必須符合其使用要求。如，一臺 ty220 型推土機在作業(yè)時油溫報警器連續(xù)報警，同時發(fā)現(xiàn)變矩器處有油煙和油液的燒焦味，轉向油箱內(nèi)油位較低；檢查結果是，變矩器回油泵吸油濾網(wǎng)堵塞引起了此故障，因濾網(wǎng)粘滿沉積物，使變矩器泄漏的油液不能及時泵回轉向油箱，越積越多，變矩器放置阻力加大，由摩擦產(chǎn)生的熱量增多，最后導致油

42、液溫升太快；清洗該濾網(wǎng)后，油溫恢復正常。又如，一臺 catd8n 型履帶式推土機液力傳動系統(tǒng)發(fā)出高溫警報，傳動部位有異響；拆開濾油器檢查濾芯，發(fā)現(xiàn)其中含有大量粉末狀污物；更換濾芯后，故障消失。(6)液壓油冷卻循環(huán)系統(tǒng)工作不良通常，采用水冷式或風冷式油冷卻器對液壓系統(tǒng)的油溫進行強制性降溫。水冷式冷卻器，會因散熱片太臟或水循環(huán)不暢而使其散熱系數(shù)降低；風冷式冷卻器，會因油污過多而將冷卻器的散熱片縫隙堵塞，風扇難以對其散熱，結果導致油溫升高。預防措施：定期檢查和維護液壓油冷卻循環(huán)系統(tǒng)，一旦發(fā)現(xiàn)故障，必須立即停機排除。如，一臺 cpcd60d 型液力傳動叉車，工作一段時間后，變矩器驅動力不足，轉向盤轉向沉重（液力變速器與動力轉向共同用 1 臺泵） ；幾經(jīng)檢查才發(fā)現(xiàn)，是風冷式油泠卻器的通風孔堵塞導致了油溫過高，疏通后故障被排除。又如，一臺 k-702 型裝載機冷卻機啟動后工作不足 3h，儀表盤上變矩