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湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)設計
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單斗挖掘機工作裝置液壓系統(tǒng)設計
THE DESIGN OF THE HYDRAULIC SYSTEM OF EXCAVATOR WITH ONE BUCKET WORKING DEVICE
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學生姓名： 羅浩穩(wěn)
學??? 號： 201120614101
年級專業(yè)及班級： 2009級機械設計制造
及其自動化(1)班
指導老師及職稱： 吳彬 講師
學??? 院： 工學院
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湖南·長沙
提交日期：20 13 年 5 月
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湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)設計
誠 信 聲 明
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本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
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??????????????????????? 畢業(yè)設計作者簽名：
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目??? 錄
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? 摘? 要……………………………………………………………………………1
? 關鍵詞……………………………………………………………………………1
? 1前言……………………………………………………………………1
? 1.1挖掘機間介…………………………………………………………2
? 1.2挖掘機的研究現(xiàn)狀及發(fā)展動態(tài)……………………………………2
? 1.3本設計的研究內容…………………………………………………3
? 2液壓挖掘機結構與工作原理…………………………………………………4
? 2.1液壓挖掘機整機性能………………………………………………4
? 2.2液壓挖掘機結構……………………………………………………5
? 2.3液壓挖掘機傳動原理………………………………………………7
? 3液壓挖掘機工況分析及液壓系統(tǒng)的設計要求………………………………7
? 3.1液壓挖掘機的工況…………………………………………………8
? 3.2挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求………………………………………8
? 3.2.1動力性要求……………………………………………………8?
? 3.2.2操縱性要求……………………………………………………8
? 3.2.3節(jié)能性要求……………………………………………………9
? 3.2.4安全性要求……………………………………………………9
? 3.2.5其他性能要求…………………………………………………9
? 4液壓系統(tǒng)的設計………………………………………………………9
? 4.1液壓系統(tǒng)方案及參數(shù)確定……………………………………………10
? 4.2執(zhí)行元件液壓缸及系統(tǒng)壓力的初選………………………………11
? 4.3計算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸……………………………12
? 4.4液壓系統(tǒng)方案擬訂………………………………………………15
? 4.5液壓系統(tǒng)原理圖的制定…………………………………………15
? 4.5.1液壓系統(tǒng)原理圖的分析………………………………………15
? 4.5.2繪制液壓系統(tǒng)圖………………………………………………16
? 5液壓元件的選擇與專用件的設計…………………………………17
? 5.1液壓泵的選擇和泵的參數(shù)的計算…………………………………17
? 5.1.1液壓泵的工作壓力的確定……………………………………17
? 5.1.2確定液壓泵的流量………………………………………………17
? 5.1.3選擇液壓泵的規(guī)格………………………………………………18
? 5.2 柴油發(fā)動機的選擇…………………………………………………18
? 5.3 液壓閥的選擇………………………………………………………19
? 5.3.1液壓閥的選擇……………………………………………………19
? 5.3.2液壓閥的選擇……………………………………………………19
? 5.3.3液壓閥的選擇……………………………………………………19
? 5.3.4液壓閥的選擇……………………………………………………19
? 5.4其他液壓元件的選擇………………………………………………20
? 5.4.1液壓閥的選擇……………………………………………………20
? 5.4.2液壓閥的選擇……………………………………………………21
? 5.4.3液壓閥的選擇……………………………………………………21
? 5.4.4液位液溫計,空氣濾清和直回式回油過濾器的選擇……………21
? 5.4.5蓄能器的選擇……………………………………………………21
? 5.4.6管道尺寸的確定…………………………………………………22
? 5.4.7膠管的選擇………………………………………………………22
? 5.5油箱容量的確定………………………………………………………23
? 6壓力系統(tǒng)性能驗算……………………………………………………23
? 6.1液壓系統(tǒng)壓力損失………………………………………………………23
? 6.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算………………………………………………25
? 6.2.1計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率……………………………………………25
? 6.2.2計算液壓系統(tǒng)的散熱功率……………………………………………26
? 6.2.3根據(jù)散熱要求計算油箱容量…………………………………………27
? 6.2.4冷卻器所需冷卻面積的計算…………………………………………28
? 6.2.5油箱的尺寸設計……………………………………………………29
? 7總 結………………………………………………………………………29
? 參考文獻………………………………………………………………………30
? 致? 謝………………………………………………………………………31
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單斗挖掘機工作裝置液壓系統(tǒng)設計
學 生：羅浩穩(wěn)
指導老師：吳 彬
(湖南農(nóng)業(yè)大學工學院 ,長沙410128)
摘 要：隨著社會的不斷進步，改革開放的深入，我國的基礎建設項目不斷增多，對工程機械產(chǎn)品的需求量也越來越大。液壓挖掘機是工程機械的重要產(chǎn)品之一，具有較高的技術含量，由于挖掘機的工作條件惡劣，要求實現(xiàn)的動作復雜，于是它對工作裝置的設計提出了很高的要求，因此，對挖掘機工作裝置的分析設計對推動我國挖掘機的發(fā)展具有重要意義。
關鍵詞：單斗挖掘機； 工作裝置；液壓系統(tǒng)；
The Design of The Hydraulic System of Excavator with One Bucket Working Device
Student:Luo Haowen
Tutor: Wu Bin
(College of Engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128 ,China)
Abstract:With the development of the society and economy in China,many fundamental engineering projects needs to be completed by the excavator.The hydraulic excavator is one of the most important contruction machineries.The hydraulic excavator includes the higher technical specification.Because of the bad working condition and conmplicated working movements of the excavator,it's has high requitements for it's working device,the analysis and research of its working device make very important sens.
Keyword: excavator with one bucket;working device ;hydraulic system;
１ 前言
單斗挖掘機是工程機械中重要的機械，它廣泛應用于工程建筑、施工筑路、水利工程、國防工事等土石方施工機械以及礦山采掘作業(yè)中。按其傳動形式分為機械式和液壓式兩類挖掘機。目前中型單斗挖掘機幾乎全部采用了液壓傳動。
由于挖掘機的工作條件惡劣，要求實現(xiàn)的動作很復雜，于是它對液壓系統(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)中最為復雜的。因此，對挖掘機液壓系統(tǒng)的分析設計已經(jīng)成為推動挖掘機發(fā)展中的重要一環(huán)[1]。
1.1 挖掘機簡介
挖掘機行業(yè)的發(fā)展歷史久遠，可以追溯到1840年。當時美國西部開發(fā)，進行鐵路建設，產(chǎn)生了模仿人體構造，有大臂、小臂和手腕，能行走和扭腰類似機械手的挖掘機，它采用蒸汽機作為動力在軌道上行走。但是此后的很長時間挖掘機沒有得到很大的發(fā)展，應用范圍也只局限于礦山作業(yè)中。
導致挖掘機發(fā)展緩慢的主要原因是:其作業(yè)裝置動作復雜，運動范圍大，需要采用多自由度機構，古老的機械傳動對它不太適合。而且當時的工程建設主要是國土開發(fā)，大規(guī)模的筑路和整修場地等，大多是大面積的水平作業(yè)，因此對挖掘機的應用相對較少，在一定程度上也限制了挖掘機的發(fā)展。
由于液壓技術的應用，二十世紀四十年代有了在拖拉機上配裝液壓反鏟的懸掛式挖掘機。隨著液壓傳動技術迅速發(fā)展成為一種成熟的傳動技術，挖掘機有了適合它的傳動裝置，為挖掘機的發(fā)展建立了強有力的技術支撐，是挖掘機技術上的一個飛躍 。同時，工程建設和施工形式也發(fā)生了很大變化。在進行大規(guī)模國土開發(fā)的同時，也開始進行城市型土木施工，這樣，具有較長的臂和桿，能裝上各種各樣的工作裝置，能行走、回轉，實現(xiàn)多自由動作，可以切削高的垂直壁面，挖掘深的基坑和溝槽的挖掘機得到了廣泛應用[2]。
1.2 挖掘機的研究現(xiàn)狀及發(fā)展動態(tài)
1950年在意大利北部生產(chǎn)了第一臺液壓挖掘機。第一臺液壓挖掘機采用定量齒輪泵，中位開式多路閥，工作壓力為9Mpa，所有執(zhí)行元件互相并聯(lián)連結。由單泵向6個執(zhí)行元件供油。由于早期液壓挖掘機主要采用了定量齒輪泵，不能按需改變供油流量，無法充分利用發(fā)動機的功率，因此其能量損失很大，不能滿足挖掘機復合動作的復雜要求，且可操縱性差。另外，早期試制的液壓挖掘機是采用飛機和機床的液壓技術，缺少適用于挖掘機各種工況的液壓元件，配套件也不齊全，制造質量不夠穩(wěn)定。從二十世紀六十年代到八十年代中期，液壓挖掘機進入了推廣和蓬勃發(fā)展的階段，各國挖掘機制造廠和品種增加很快，產(chǎn)量猛增。1968-1970年間，液壓挖掘機產(chǎn)量己經(jīng)達到挖掘機總產(chǎn)量的83%，其時對挖掘機液壓系統(tǒng)的研究也已經(jīng)十分成熟，液壓挖掘機已經(jīng)具有了同步控制系統(tǒng)和負載敏感系統(tǒng)。
自第一臺手動挖掘機誕生以來的160多年當中，挖掘機一直在不斷地飛躍發(fā)展，其技術已經(jīng)發(fā)展到相對成熟穩(wěn)定的階段。目前國際上迅速發(fā)展全液壓挖掘機，對其控制方式不斷改進和革新，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。在危險地區(qū)或水下作業(yè)采用無線電操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結合，實現(xiàn)了挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。所有這一切，挖掘機的全液壓化為其奠定了堅實的基礎，創(chuàng)造了良好的前提[3]。
據(jù)有關專家估算，全世界各種施工作業(yè)場約有65%至70%的土石方工程都是由挖掘機完成的。挖掘機是一種萬能型工程機械，目前已經(jīng)無可爭議地成為工程機械的第一主力機種，在世界工程機械市場上己占據(jù)首位，并且仍在發(fā)展擴大。挖掘機的發(fā)展主要以液壓技術的應用為基礎，其液壓系統(tǒng)已成為工程機械液壓系統(tǒng)的主流形式。隨著科學技術的發(fā)展和建筑施工現(xiàn)代化生產(chǎn)的需要，液壓挖掘機需要大幅度的技術進步，技術創(chuàng)新是液壓挖掘機行業(yè)所面臨的新挑戰(zhàn)。在技術方面，挖掘機產(chǎn)品的核心技術就是液壓系統(tǒng)設計，所以對其液壓系統(tǒng)的分析研究具有十分重要的現(xiàn)實意義。
從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產(chǎn)向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。
1.3 本設計的研究內容
挖掘機液壓系統(tǒng)方面的技術多種多樣，本文主要通過國外幾種知名品牌的挖掘機液壓系統(tǒng)為參考對象，對其現(xiàn)有的關鍵技術和控制方式進行比較和研究，為挖掘機的液壓系統(tǒng)設計提供一定的參考信息。
(1)挖掘機液壓系統(tǒng)技術發(fā)展動態(tài)的分析研究
大量搜集國內外挖掘機液壓系統(tǒng)方面的相關技術資料，系統(tǒng)了解挖掘機液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史。分析總結挖掘機液壓系統(tǒng)方面的研究現(xiàn)狀和技術發(fā)展動態(tài)。
(2)挖掘機液壓系統(tǒng)設計要求
對液壓挖掘機一個工作循環(huán)中的四種工況--挖掘工況、滿斗舉升回轉工況、卸載工況和卸載返回工況進行了詳細的分析，總結了每個工況下各執(zhí)行機構的主要復合動作。根據(jù)液壓挖掘機的主要工作特點，系統(tǒng)地總結了挖掘機液壓系統(tǒng)設計要求:動力性要求和操縱性要求。
(3)挖掘機液壓系統(tǒng)的設計
分析了傳統(tǒng)挖掘機液壓系統(tǒng)中的單泵定量系統(tǒng)、雙泵定量系統(tǒng)和雙變量泵液壓系統(tǒng)，詳細分析了其主要優(yōu)點和存在的問題。本文在分析研究了挖掘機液壓系統(tǒng)的基礎上，根據(jù)挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求，設計了一套適合我國生產(chǎn)制造的單斗挖掘機液壓系統(tǒng)。本設計旨在采用通用的多路閥系統(tǒng)，配以專用控制閥和簡單的伺服控制系統(tǒng)[4]。
2 液壓挖掘機結構與工作原理
相對于機械傳動,液壓挖掘機由于在動力裝置和工作裝置之間采用容積式液壓傳動，靠液體的壓力能進行工作，具有許多優(yōu)點:能無極調速且調速范圍大，最大速度和最小速度之比可達1000:1能得到較低的穩(wěn)定轉速；快速作用時，液壓元件產(chǎn)生的運動慣性較小，并可作高速反轉；傳動平穩(wěn)，結構簡單，可吸收沖擊和振動；操縱省力靈活，易實現(xiàn)自動化控制；易實現(xiàn)標準化、通用化、系列化。因此液壓挖掘機逐步取代機械式挖掘機是必然的趨勢。
單斗液壓挖掘機是裝有一只鏟斗并采用液壓傳動進行挖掘作業(yè)的機械。它是目前挖掘機械中重要的機種。單斗液壓挖掘機的作業(yè)過程是以鏟斗(一般裝有斗齒)的切削刃切削土壤并將土裝入斗內，斗滿后提升?；剞D至卸土位置進行卸土，卸空后鏟斗再轉回并下降到地面進行下一次挖掘。當挖掘機挖完一段土后，機械移動一段距離，以便繼續(xù)作業(yè)。因此單斗液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的自行式上方機械[5]。
2.1 液壓挖掘機整機性能
液壓挖掘機由動力系統(tǒng)、機械系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)組成一個有機整體，其性能的優(yōu)劣不僅與工作裝置機械零部件性能有關，還與液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)性能有關[6]。
(1)動力系統(tǒng)
挖掘機工作的主要特點是環(huán)境溫度變化大，灰塵污物較多，負荷變化大，經(jīng)常傾斜工作，維護條件差。因此液壓挖掘機原動力一般由柴油機提供，柴油機具有工作可靠、功率特性曲線硬、燃油經(jīng)濟等特點，符合挖掘機工作條件惡劣，負荷多變的要求。挖掘機采用車用柴油機時，最大功率指數(shù)降低。
(2)機械系統(tǒng)
液壓挖掘機的機械系統(tǒng)部分是完成挖掘機各項基本動作的直接執(zhí)行者，主要包括:a.行走裝置是整個機器的支撐部分，承受機器的全部重量和工作裝置的反力，同時能使挖掘機作短途行駛。按照結構的不同，分履帶式和輪胎式。b.回轉機構使挖掘機上車圍繞中央回轉軸作360度的回轉的機構，包括驅動裝置和回轉支撐。c.工作裝置是挖掘機完成實際作業(yè)的主要組成部分，常用的有反鏟、正鏟、裝載、起重等裝置，而同一種裝置可以有多種結構形式，前面所述的反鏟裝置應用最為廣泛。
(3)液壓系統(tǒng)
液壓挖掘機的回轉、行走和工作裝置的動作都由液壓傳動系統(tǒng)實現(xiàn)，原動機驅動雙聯(lián)液壓泵，把壓力油分別送到兩組多路換向閥。通過司機的操縱，將壓力油單獨或同時送往液壓執(zhí)行元件(液壓馬達和液壓油缸)驅動執(zhí)行機構工作。液壓挖掘機的主要運動有整機行走、轉臺回轉、動臂升降、斗桿收放、鏟斗轉動等。這些運動都靠液壓傳動。根據(jù)以上工作要求，把各液壓元件用油管有機地連接起來地組合體既是液壓挖掘機地液壓系統(tǒng)。該系統(tǒng)地功能是把發(fā)動機地機械能以油液為介質，利用油泵轉變?yōu)橐簤耗?，傳送給油缸、油馬達等轉變?yōu)闄C械能，再傳動各執(zhí)行機構，實現(xiàn)各種運動和工作過程。液壓系統(tǒng)設計得合理與否，對挖掘機的性能起著決定性的作用。同樣的元件，若系統(tǒng)設計不同，則挖掘機性能差異很大。液壓系統(tǒng)習慣上按主油泵的數(shù)量、功率調節(jié)方式和回路的數(shù)量來分類。
(4) 控制系統(tǒng)
液壓挖掘機控制系統(tǒng)是對發(fā)動機、液壓泵、多路換向閥和執(zhí)行元件(液壓缸、液壓馬達)等進行控制的系統(tǒng)。電子技術和計算機技術的飛速進步，使挖掘機有了越來越先進的控制系統(tǒng)，使液壓挖掘機向高性能、自動化和智能化發(fā)展。目前挖掘機研究重點正逐步向智能化機電液控制系統(tǒng)方向轉移[7]。
2.2 液壓挖掘機結構
(1)液壓挖掘機組成
為了實現(xiàn)液壓挖掘機的各項功能，單斗液壓挖掘機需要兩個基本組成部分，即機體(或稱主機)和工作裝置。機體是完成挖掘機基本動作并作為驅動和操縱挖掘機進行工作的基礎，可以是履帶牽引車輛或輪式牽引車輛。可細分為行走裝置、回轉裝置、液壓系統(tǒng)、氣壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)和動力裝置。其中動力裝置、操縱機構、回轉機構和輔助設備均可在回轉平臺上，總稱上車部分，它與行走機構(又稱下車部分)用回轉支撐相連，平臺可以圍繞中央回轉軸作360度的全回轉。工作裝置根據(jù)工作性質的不同，可配備反鏟、正鏟、裝載、起重等裝置，分別完成挖掘、裝載、抓取、起重、鉆孔、打樁、破碎、修坡、清溝等工作。挖掘機的基本性能決定于各部分的構造、性能及其綜合的效果[8]。
(2)單斗反鏟液壓挖掘機
鉸接式反鏟是單斗液壓挖掘機最常用的結構型式，動臂、斗桿和鏟斗等主要部件彼此鉸接，在液壓缸的作用下各部件繞鉸接點擺動，完成挖掘、提升和卸土等動作。如圖1 所示，整體鵝頸式動臂反鏟挖掘機工作裝置主要由動臂、動臂油缸、斗桿、斗一桿油缸、鏟斗、鏟斗油缸、搖臂、連桿、銷軸等組成。裝置各運動部件之間全部采用銷軸鉸接，以動臂油缸來支撐和改變動臂的傾角，通過動臂油缸的伸縮可使動臂繞下。鉸點轉動實現(xiàn)動臂的升降。斗桿鉸接于動臂的上端，由斗桿油缸控制斗桿與動臂相對角度。當斗桿油缸伸縮時，斗桿可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗與斗桿前端鉸接，并通過鏟斗油缸伸縮使鏟斗轉動。為增大鏟斗的轉角，通常采用搖臂連桿機構來和鏟斗聯(lián)接。
1、斗桿油缸 2、動臂3、油管 4、動臂油缸5、鏟斗6、斗齒7、側齒8、連桿9、搖桿10、鏟斗油缸11、斗桿
1.Stick Cylinder 2.movable arm 3.oil pipe 4.movable arm Cylinder 5.Bucket 6.Bucket teeth 7.Lateral teeth 8.Connecting rod 9.Joystick 10.Bucket Cylinder 11.Stick
圖1 工作裝置組成圖
Fig 1 The chart of working device constitutional diagram
(3)液壓挖掘機工作循環(huán)過程
首先液壓挖掘機驅動行走馬達和配套土方運輸車輛一起進入作業(yè)面，運輸車輛倒車、調停，停靠在挖掘機的側方或后方。挖掘機司機扳動操縱手柄，使回轉馬達控制閥接通，于是回轉馬達轉動并帶動上部平臺回轉，使工作裝置轉向挖掘地點，在執(zhí)行上述過程的同時操縱動臂油缸換向閥，使動臂油缸上腔進油，將動臂下降，直至鏟斗接觸地面，然后司機操縱斗桿油缸和鏟斗油缸的換向閥，使兩者的大腔進油，配合動作以加快作業(yè)進度，進行復合動作的挖掘和裝載:鏟斗裝滿后將斗桿油缸和鏟斗油缸的操縱手柄扳回中位，使鏟斗和斗桿油缸閉鎖，再操縱動臂油缸換向閥，使動臂油缸的下腔進油，將動臂提升，舉起裝滿土的鏟斗離開工作面，隨即扳動平臺回轉換向閥手柄，使上部平臺回轉，帶動鏟斗轉至運輸車輛上方，再操縱斗桿油缸使鏟斗高度稍降一些，并在適當?shù)母叨炔倏v鏟斗油缸使鏟斗卸土。土方卸完后，使平臺反轉并降低動臂，直到鏟斗回到作業(yè)點上方，以便進行下一工作循環(huán)[9]。
2.3 液壓挖掘機傳動原理
液壓挖掘機采用三組液壓缸使工作裝置具有三個自由度，鏟斗可實現(xiàn)有限的平面轉動，加上液壓馬達驅動回轉運動，使鏟斗運動擴大到有限的空間，再通過行走馬達驅動行走(移位)，使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大，從而滿足挖掘作業(yè)的要求。
液壓挖掘機傳動由柴油機驅動液壓泵，操縱分配閥，將高壓油送給各液壓執(zhí)行元件(液壓缸或液壓馬達)驅動相應的機構進行工作。
液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構原理，各部分的運動通過液壓缸的伸縮來實現(xiàn)。反鏟工作裝置由鏟斗、斗桿、動臂、連桿及相應的三組液壓缸組成。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動;而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉動。挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達，轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮;動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的[10]。
總之，液壓挖掘機是由多學科、多系統(tǒng)組成的有機整體，只有在系統(tǒng)層面上的各系統(tǒng)、各學科協(xié)同優(yōu)化才能獲取挖掘機整機的最佳性能。
3 液壓挖掘機工況分析及液壓系統(tǒng)的設計要求
要了解和設計挖掘機的液壓系統(tǒng)，首先要分析液壓挖掘機的工作過程及其作業(yè)要求，掌握各種液壓作用元件動作時的流量、力和功率要求以及液壓作用元件相互配合的復合動作要求和復合動作時油泵對同時作用的各液壓作用元件的流量分配和功率分配。
3.1 液壓挖掘機的工況分析
液壓挖掘機的作業(yè)過程包括以下幾個動作: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[11]。
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:(1)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;(2)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[12]。
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:
(1) 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。
(2) 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。
(3) 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。
(4) 空斗返回:卸載結束，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。
3.2 挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求
液壓挖掘機的動作繁復，且具有多種機構，如行走機構、回轉機構、動臂、斗桿和鏟斗等，是一種具有多自由度的工程機械。這些主要機構經(jīng)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。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[13]:
3.2.1 動力性要求
所謂動力性要求，就是在保證發(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(chǎn)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。
3.2.2 操縱性要求
(1)調速性要求
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作業(yè)阻力變化大，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。
(2)復合操縱性要求
挖掘機在作業(yè)過程中需要各個執(zhí)行元件單獨動作，但是在更多情況下要求各個執(zhí)行元件能夠相互配合實現(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，要求其相互間不千涉，能夠合理分配共同動作時各個執(zhí)行元件的流盤，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。如果挖掘機在行使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。
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。
3.2.3 節(jié)能性要求
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[14]。
3.2.4 安全性要求
挖掘機的工作條件惡劣，載荷變化和沖擊振動大，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。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。
3.2.5 其它性能要求
實現(xiàn)零部件的標準化、組件化和通用化，降低挖掘機的制造成本: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[15]。
4 液壓系統(tǒng)的設計
WY-200型挖掘機具有結構緊湊，操作輕便，使用維護安全可靠，發(fā)動機功率利用率高、生產(chǎn)效率高等優(yōu)點。根據(jù)作業(yè)需要可配備0.5-1.25立方米四種反鏟斗及斗容為1.0和1.25立米方的兩種正鏟斗。廣泛用于建筑施工、市政工程、水電、國防工程和一般礦山采掘，挖掘I-VI級土壤[16]。
4.1 液壓系統(tǒng)方案及參數(shù)確定
表1 WY200C液壓履帶式挖掘機主要技術參數(shù)
Table 1 The main technical parameters of hydraulic crawler excavators WY200C
項目名稱
單位?
數(shù) 值?
標準斗容量
M 3
1
發(fā)動機型號
6135K-16
發(fā)動機標定輸出功率
kW/r/min
106/2100
最大挖掘半徑?
m
10.4
最大挖掘高度?
m3/h
7.78
最大挖掘深度?
m
6.46
最大卸載高度
m
5.7
回轉速度
r/min
0-13.2
行走速度
km/h
2.5-5.5
爬坡能力
%
70
作業(yè)循環(huán)時間
S
18-22
主機長/寬度
MPa
0.077
履帶平均接地比壓
MPa
0.048
發(fā)動機額定轉數(shù)
r/min
2100
整機質量
t
20.8
理論生產(chǎn)率
m3/h
200
最大挖掘力
kN
142
系統(tǒng)工作壓力
MPa
36
履帶板寬度
m
0.6
主機運輸尺寸(長X寬X高)
mm
9850x3000x3100
執(zhí)行元件是液壓系統(tǒng)的輸出部分，必須滿足機器設備的運動功能、性能要求和結構、安裝上的限制。根據(jù)所要求的負載運動形態(tài)，選用不同的執(zhí)行元件配置，如下表2所示
表2 執(zhí)行元件配置
Table 2 The configuration of the actuator
運 動 方 式
執(zhí) 行 元 件
續(xù)表
左行走
右行走
直性行走
左液壓馬達
右液壓馬達
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
回轉液壓馬達
4.2 執(zhí)行元件液壓缸及系統(tǒng)壓力的初選
由于鏟斗的內收是為了鏟料，而外擺是為了卸料，工作裝置采用了兩根動臂液壓缸、一根斗桿、一根鏟斗油缸。要使機構正常工作且具有平穩(wěn)性，兩動臂液壓缸必須同步運動，這就要求任何時刻進出油路的壓力油，必須保持一定的壓力平衡。為此，采用平衡閥控制油路中液壓油的壓力值[17]。
根據(jù)挖掘機主要用于建筑施工、礦山的特點，本設計選擇雙作用單活塞桿式液壓缸。
液壓缸參數(shù)的選擇
每斗料的重量
M = 1.21650 = 1980 (Kg) （1）
G = mg = 19809.8 = 19404 (Kn) （2） 由卸料斗的尺寸圖按極限情況計算得
所挖斗料自重G與鏟斗液壓缸產(chǎn)生的推力F在卸料斗底板軸承鉸接處轉距平衡
即 F拉L1 = GL2 （3）
F拉374.5 = 194041206
得 (Kn)
工作壓力的選定關系到設計出和系統(tǒng)是否經(jīng)濟合理；工作壓力低，則要求執(zhí)行元件的容量大，即尺寸大、重量重，系統(tǒng)所需流量也大；壓力過高，則對元件的制造精度和系統(tǒng)的使用維護要求提高，并使容積效率降低。一般是根據(jù)機械的類型來選擇工作壓力[18]。
執(zhí)行元件工作壓力可以根據(jù)總負載值或者主機設備類型選取，如表3與表4所示。
表3 負載和工作壓力之間的關系
Table 3 The relationship between the load and the working pressure
負載F/KN
＜10
10—20
70—140
140—250
＞250
工作壓力
P/MPa
0.8-1.2
1.5-2.5
10—14
18—21
32
表4 各類機械常用的系統(tǒng)工作壓力
Table 4 The various types of machinery commonly used system operating pressure
設備類型
精加工機床
組合機床
拉 床
農(nóng)業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構
液壓機、重型機械、大中型挖掘機、起重運輸機械
工作壓力
P/Mpa
0.8-2
3-5
5-10
1-16
16-32
由負載值大小查上表，參考同類型挖掘機，取液壓缸工作壓力為25MPa安裝方式選擇缸頭耳環(huán)帶襯套，活塞桿端連接方式選擇桿端外螺紋桿頭耳環(huán)帶襯套。又因其伸縮速度緩慢但壓力大，故選擇帶緩沖，油口連接方式選擇外螺紋。
4.3 計算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸
活塞桿直徑d與缸筒內徑D的計算
受拉時： d=(0.3-0.5)D
受壓時： d=(0.5-0.55)D (p1<5Mpa) d=(0.6-0.7)D(5Mpa< p1<7Mpa) d=0.7D(p1>7Mpa)
(1) 液壓油缸的缸徑、桿徑和工作壓力確定
根據(jù)技術條件：確定液壓缸徑和桿徑及行程為：缸徑D=Φ125mm，桿徑d=0.7D=Φ85mm 由此計算出液壓系統(tǒng)工作壓力為：
P= （4）
=4F/（π×（125-85））
=32MPa
式中F為鎖緊力，得 F=211KN
(2) 缸筒壁厚計算
根據(jù)機械設計手冊，在此液壓系統(tǒng)中，3.2≤D/δ＜16，故缸筒壁厚應用中等壁厚計算公式，此時：
δ= +C （5）
ψ：強度系數(shù)，對無縫鋼管， ψ=1C：用來圓整壁厚數(shù) Py:液壓缸內最高工作壓力。Py=10Mpa D：缸筒內徑
[σ]= [σs]/2.5=175/2.5=70MPa
δ=10×220/(2.3×60-3×10)+C=25mm
故油缸缸筒外圓取D1=125mm.
(3) 缸筒強度校核
根據(jù)SL41-93，缸體合成應力按下式計算：
σzh1=≤[σ] （6）
式中：[σ]=60MPa
σz1：縱向應力： σz1==22MPa (7) σh1：環(huán)向應力： σh1==75 MPa (8)
P：工作壓力，P=32MPa
D：油缸缸徑，D=Φ125mm
d：油缸桿徑，d=Φ85mm
δ：缸筒壁厚，δ=13.5mm
終計算， σzh1==53.2 MPa <70 MPa
即: σzh1< [σ],符合要求.
(4) 活塞桿長度和缸筒長度計算
根據(jù)設計要求的行程，來設計活塞桿的長度；本油缸的行程為1020mm，故油缸的活塞桿的長度為1265mm，缸筒的長度為1500mm。
(5) 活塞桿強度計算
活塞桿受拉力最危險截面是兩端連接螺紋的退刀槽橫截面，（取截面直徑較少值）其應力計算如下 ：
σn=≤[σ] （9）
式中σ為拉應力： σ= (10) τ為剪應力： τ= (11)
上面兩公式中，K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取K=1.25
K1:螺紋內摩擦系數(shù),一般取K1=0.12
d1：活塞桿危險截面處直徑，d1=80mm
d0：螺紋外徑，d0=82mm
[σ]：70MPa
則：σ==38.4Mpa τ==25.9Mpa 得: σn=64.3MPa
所以: σn< [σ],符合工況要求。
(6) 下蓋聯(lián)接螺釘強度校核計算
螺釘聯(lián)接采用高強度螺釘M20×80(GB/T70.1-2000)聯(lián)接,兩端數(shù)量均為24件，螺釘精度等級為10.9級，其強度校核，按照公式（10）、（11）。
拉應力： σ==184.8 MPa
剪應力： τ==83.92 MPa
K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取K=1.25
K1: 螺紋摩擦系數(shù),一般取K1=0.12
d1：螺紋內徑，d1=16.752mm d0：螺紋外徑，d0=20mm
Z：24
σs螺釘材料屈服強度，σs≥900Mpa(10.9級)
[σ]= [σs]/2=450Mpa
得：σn=≈235.12MPa<[σ] 符合工況要求
(7) 活塞桿柔度校核計算
活塞桿細比計算如下： λ=≤[λ] （12）
此處：L為折算長度，導向套中心至吊頭尺寸，約1500mm
活塞桿直徑d=85mm,
[λ]活塞桿許用細長比，按規(guī)定拉力桿此處[λ]≤100。
計算得λ=4×1265/85=59.5＜[λ]，故滿足要求。
4.4 液壓系統(tǒng)方案擬訂
(1) 在液壓挖掘機一個工作循環(huán)中的四種工況--挖掘工況、滿斗舉升回轉工況、卸載工況和卸載返回工況進行詳細分析的基礎上，總結每個工況下各執(zhí)行機構的主要復合動作后提出初步方案。
(2) 根據(jù)液壓挖掘機的主要工作特點，系統(tǒng)地總結出挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求:動力性要求、操縱性要求、節(jié)能性要求、安全性要求和其它性能的要求。
(3) 提出一種有效、直觀的挖掘機液壓系統(tǒng)的設計方案，并詳細介紹設計的步驟[19]。
4.5 挖掘機液壓系統(tǒng)的制定
WY-200型挖掘機的液壓系統(tǒng)，采用的是雙泵雙路分功率調節(jié)變量系統(tǒng)。主液壓泵為兩臺軸向柱塞式變量泵，由柴油機驅動。挖掘機小負荷工作時，泵輸出的流量大，動作速度快；大負荷工作時，泵輸出的流量小，工作裝置可以較低的速度克服較大的負荷。流量的改變通過壓力變化反饋到泵本身的變量調節(jié)機構來實現(xiàn)。由于每臺泵只能輸出發(fā)動機功率的1/2，且各自獨立調節(jié)，故為分功率調節(jié)變量系統(tǒng)。
當動臂油缸6和斗桿油缸5獨自工作時，通過兩個分配閥由雙泵合流供油。
背壓閥壓力調到1Mpa，系統(tǒng)中各執(zhí)行元件均設有各自的過載閥，以起到安全保護作用。濾油器12并聯(lián)有開啟壓力為0.3Mpa的單向閥，用以防止因濾油器被污物堵塞而使油泵過載。行走馬達油路中裝有速度限制閥7，防止挖掘機溜坡[20]。
4.5.1 液壓系統(tǒng)原理圖的分析
在雙泵雙路分功率調節(jié)變量系統(tǒng)中，泵A驅動左行油馬達4a、鏟斗油缸2、一側動臂油缸6a、一側斗桿油缸5a;泵B驅動右行走油馬達4b，回轉油馬達8、另一側動臂油缸6b和另一側斗柄油缸5b。斗底的開啟設有開啟油缸3，由回路中的低壓油驅動，兩臺變量泵構成兩個獨立的液壓系統(tǒng)。各個系統(tǒng)采用串聯(lián)油路。僅回轉油馬達為并聯(lián)油路，這就保證了各個機構的獨立操作。當挖掘作業(yè)或動臂上升需較大動力時，兩臺泵可以合流，集中供應動臂油缸或斗柄油缸，使最沉重的動作在最短的時間內完成，達到提高生產(chǎn)率的目的。
該液壓系統(tǒng)為開式油路(即執(zhí)行元件的回油直接返回油箱。如果油馬達的回油直接返回油泵，即為閉式油路)。柴油機通過彈性聯(lián)軸節(jié)與傳動機構相聯(lián)，傳動機構再帶動兩臺恒功率變量軸向柱塞泵A和B，泵從油箱吸油，分兩個主壓力油路打出，每一
圖2 液壓系統(tǒng)原理圖
Fig 2 The schematic of the hydraulic system
油路通人幾個三位四通操縱閥，各操縱閥分別控制回轉油馬達、動臂油缸、鏟斗油缸和行走油馬達。
4.5.2 繪制液壓系統(tǒng)圖
整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系，避免誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更換，保證主要連續(xù)工作。各液壓元件盡量采用國產(chǎn)標準件，在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制[21]。如圖2所示
５ 液壓元件的選擇與專用件的設計
動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能，指液壓系統(tǒng)中的油泵，它向整個液壓系統(tǒng)提供動力。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。
5.1 液壓泵的選擇和泵的參數(shù)的計算
5.1.1 液壓泵的工作壓力的確定
+ (13)
--是執(zhí)行元件的最高工作壓力,對于本系統(tǒng)的最高工作壓力是銷鎖油缸的入口壓力
--是從液壓泵出口液壓缸之間的管路損失。管路復雜，進口有調速閥，則取=1Mpa。
5.1.2 確定液壓泵的流量
多液壓缸同時工作時，而且系統(tǒng)使用蓄能器鋪助動力源時，則液壓泵輸出流量公式應為
≥ (14)
其中 K-系統(tǒng)泄露系數(shù)，取K=1.2
Tt-液壓系統(tǒng)工作周期
Vi-每個液壓缸的工作周期中的總耗油
z-液壓缸的個數(shù)
銷鎖油缸的最大流量 (15)
=60.101=60
加料門油缸的最大流量
=60.140.0031=26
根據(jù)以上可知: =60
大泵流量
=80%=48
小泵流量
=20%=12
大泵排量
=37
小泵排量
=8.1
=0.9L/s
按照泵的排量 和、的值來選擇液壓泵
5.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格
根據(jù)以上求的泵的排量、和、的值，按系統(tǒng)中給定的液壓泵的形式，從《機械設計手冊》第5卷選定雙聯(lián)柱塞泵：主泵: K3V112DT柱塞式串聯(lián)變量雙泵。最大排量112ml/r,該泵按總功率恒定進行變量、總功率按4段進行控制、高壓切斷、中位負流量控制額定壓力—35MPa，系統(tǒng)設定壓力小流量齒輪4Mpa，大流量油泵為32Mpa[22～23]。
5.2 柴油發(fā)動機的選擇
液壓缸在整個循環(huán)運動中，系統(tǒng)的壓力和流量都是變化的。所需功率變化較大，為滿足整個工作循環(huán)的需要，需按大功率段來確定發(fā)動機的功率。
從液壓原理圖可以看出，快速運動時系統(tǒng)的壓力和流量都較大，這時，大小泵同時參加工作，小泵排油壓力和流量均較大。此時，大小泵同時參與工作小泵排油除保證鎖緊力外，還通過順序閥將壓力油供給加料門油缸。
前面的計算已知，小泵供油壓力為=4 MPa,考慮大泵到銷鎖油缸路損失，大泵供油壓力應為=4Mpa
取泵的總效率=0.8，泵的總驅動功率為：
P= (16) =89KW
考慮安全系數(shù),故取90KW;查《機械設計手冊》發(fā)動機參數(shù)表得：
發(fā)動機機型號— 6135K—16
功率--106KW 轉速--2100r/min
5.3 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。本系統(tǒng)工作壓力在9Mpa左右，所以液壓閥都選用中、高壓閥。液壓閥的作用是控制液壓系統(tǒng)的油流方向、壓力和流量，從而控制整個液壓系統(tǒng)。系統(tǒng)的工作壓力，執(zhí)行機構的動作順序，工作部件的運動速度、方向，以及變換頻率，輸出力和力矩等[24]。
在液壓系統(tǒng)中，液壓閥的選擇是非常重要的?？梢允瓜到y(tǒng)的設計合理，性能優(yōu)良，安裝簡便，維修容易，并保證系正常工作的重要條件。不但要按系統(tǒng)功需要選擇各種類型的液壓控制閥，還需要考慮額定壓力，通過流量，安裝形式，動作方式，性能特點因素[24]。
5.3.1 根據(jù)液壓閥額定壓力來選擇
選擇的液壓閥應使系統(tǒng)壓力適當?shù)陀诋a(chǎn)品標明的額定值。對液壓閥流量的選擇，可以按照產(chǎn)品標明的公稱流量為依據(jù)，根據(jù)產(chǎn)品有關流量曲線來確定。
5.3.2 液壓閥的安裝方式的選擇
是指液壓閥與系統(tǒng)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(jù)液壓閥的規(guī)格大小，以及系統(tǒng)的簡繁及布置特點來確定。
5.3.3 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(jù)系統(tǒng)的操縱需要和電氣系統(tǒng)的配置能力進行選擇。
5.3.4 液壓閥的結構形式的選擇
液壓閥的結構方式分為：
管式結構，板式結構。
一般按照系統(tǒng)的工作需要來確定液壓閥的結構形式。
根據(jù)以上的要求來選擇液壓控制閥，所選的液壓閥能滿足工作的需要。所以本液壓系統(tǒng)所選的液壓閥有中、高壓閥。具體規(guī)格型號和名稱見表5
選用主操作閥采用川崎KMX15R/B450，最大流量270L/min，能實現(xiàn)動臂提升合流、斗桿大小腔合流、斗桿再生回路、行走直線、動臂提升優(yōu)先、回轉優(yōu)先、斗桿閉鎖等功能。
表5 液壓控制閥
Table 5 The hydraulic control valve
序號
代 號
名稱及規(guī)格
材料
數(shù)量
1
Q11F-16P-25
不銹鋼截止閥
成品
2
2
DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L
電磁溢流閥
同上
1
3
S20P1.0
S型單向閥
同上
1
4
S10P1.0
S型單向閥
同上
1
5
XJF-32/10
蓄能器截止閥
同上
1
6
DRV16-1-10/2
單向節(jié)流閥
同上
1
7
S6A1.0/2
S型單向閥
同上
1
8
ZDR6DP2-30/7.5YM
疊加式減壓閥
同上
1
9
Z1S6P-1-30/
疊加式單向閥
同上
1
10
4WE10J3X/CG24NZ5L
電磁換向閥
同上
1
11
ZDR10DP2-30/7.5YM
疊加式減壓閥
同上
1
12
Z2FS16-30/S2
疊加式雙單向節(jié)流閥
同上
2
13
4WEH16Y50/OF6AG24NETS2Z5L/B08
電液換向閥
同上
1
14
Z2FS16-30/S2
疊加式雙單向節(jié)流閥
同上
2
15
DR20-5-5X/10YM
先導式減壓閥
同上
2
16
DR20-5-5X/10Y
先導式減壓閥
同上
1
17
4WEH16E50/6AG24NETS2Z5L/B08
電液換向閥
同上
1
18
4WE10E3X/CG24NZ5L
電磁換向閥
同上
1
19
DB20-2-5X/315
溢流閥
同上
2
20
S20P1.0/
單向閥
同上
1
21
Z2FS10-20/
疊加式雙單向節(jié)流閥
同上
1
22
溢流閥
同上
1
23
QJH—6WL
高壓球閥DN6
同上
3
5.4 其他液壓元件的選擇
5.4.1 壓力繼電器的選擇
能夠自動感到壓力變化，但壓力達到預定壓力時，可以自動將電路進行通斷的儀表。壓力預定值是根據(jù)壓力控制要求，預先在壓力校驗臺還是調定的點觸點動作的壓力值。根據(jù)要求查《機械設計手冊》得：
HED10A20/35L24/2 壓力繼電器
5.4.2 壓力表的選擇
由液壓系統(tǒng)的壓力來選擇壓力表，查《機械設計手冊》得：
YN100-Ⅲ-0-16Mpa 壓力表
YN100-Ⅲ-0-25Mpa 壓力表
5.4.3 測壓軟管和測壓排氣接頭的選擇
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)：公稱通經(jīng)3.0mm,最大動態(tài)壓力40Mpa。軟管通徑2.9 mm，最大靜大壓力64Mpa，化學性能，耐酸性溶劑。
HFH2-P2-3-P-1.000 測壓軟管 公稱通徑3.0mm， 最大壓力40Mpa PT-3 測壓排氣接頭
5.4.4 液位液溫計，空氣濾清器和直回式回油過濾器的選擇
依據(jù)液壓系統(tǒng)的壓力和流量，系統(tǒng)的發(fā)熱量來選擇，由《機械設計手冊》得：
直回式回油過濾器 RFA-250*20FY
液位液溫計 YWZ-200TA
液位液溫計 WSSX-411，-40～80°C
空氣濾清器 QUQ2-20*1.0
5.4.5 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： △V=∑K- (17)
A--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=1.2
--液壓泵流量△V=15.32L
t--動作時間
由以上公式得△V=15.32L
考慮安全系數(shù)和其他方面△V取20L,查《機械設計手冊》得：
NXQ1-L40/31.5 蓄能器Φ219
5.4.6 管道尺寸的確定
管道內徑的計算
本系統(tǒng)管路很復雜，取其中主要的幾條來計算，按照公式：d≥1130
--液體流量
v--流速，對于吸油管v=1~2m/s,一般取1m/s以下，對于壓油管v≤3~6m/s,對于回油管v≤1.5~2.5m/s。
再按照公式 d=
算出管道內徑：
--液體流量
--流速
計算數(shù)值如表6所示
表6 計算數(shù)值
Table 6 The calculated values
管路名稱
通過流量
/(L/s)
允許流速
/(m/s)
管道內徑
/m
實際取值
/m
大泵吸油管
2.5
0.8
0.0621
0.065
小泵吸油胳
0.635
0.9
0.0302
0.034
大泵排油管
2.56
4
0.027
0.034
小泵排油管
0.625
4
0.013
0.018
查《機械設計手冊》得：Φ18×2、Φ34×3、Φ65×4
5.4.7 膠管的選擇
根據(jù)工作壓力和按公式得管子的內徑選擇膠管的尺寸規(guī)格。高壓膠管的工作壓力對不正常使用的情況下可提高20%；對于使用頻繁，經(jīng)常扭變的要降低40%。膠管在使用及設計中應主要下列事項：
（1）膠管的彎曲半徑不宜過小，一般不應小于320，膠管與管接頭聯(lián)接處應留有一段直的部分，此段長不應小于管外徑的兩倍。
（2）膠管的長度應考慮到膠管在通入壓力油后，長度方向將發(fā)生收縮變形，一般收縮是取3%~4%，膠管安裝時避免處于拉緊狀態(tài)。
（3）膠管安裝是應保證不發(fā)生扭轉變形，為便于安裝，可沿管長涂以色紋，以便檢查。
（4）膠管的接頭軸線，應盡量放置在運動的平面內，避免兩端互相運動時膠管受力。
（5）膠管應避免與機械上的尖角部分想接觸和摩擦，以免管子損壞。
5.5 油箱容量的確定
初步確定油箱的有效容積,跟據(jù)經(jīng)驗公式來確定油箱的容量[34],
V= (18)
式中--液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積
--經(jīng)驗系數(shù)
已知所選泵的總流量為207L/min,這樣,液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為207L,查表7
表7 油箱經(jīng)驗系數(shù)表
Table7 The empirical coefficient of fuel tank
系統(tǒng)類型
行走機械
低壓系統(tǒng)
中壓系統(tǒng)
鍛壓系統(tǒng)
冶金系統(tǒng)
1～2
2～4
5～7
6～12
10
得=8
故V==6×0.207=1.242
6 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[25]。
6.1.1 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速運動時通過的流量為2.7L/s，正常運轉后的粘度為= 27，油的密度為=918Kg/
油在管路的實際流速===2.93m/s
Re===3702＞2300
油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數(shù)為：
= (19)
根據(jù)公式=求得沿程壓力損失為:
=
=0.023MPa
6.1.2 局部壓力損失
局部壓力損失包括通過管路中折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得多，故主要考慮通過控制閥的局部壓力損失[26]。
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(jīng)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：
=0.65 MPa
從小泵出油口到油缸進油口也要經(jīng)過單向閥、電磁換向閥、單向調速閥、溢流閥。
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:
通過各閥的損失之和為:
=0.76Mpa
以上計算結果是大小是同時工作的,所經(jīng)過的管道都是一樣的。則大小泵是同時工作的,所以大小泵到油缸之間總的壓力損失為
=0.023+0.76=0.783MPa
6.2 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[27]：
（1）液壓泵的功率損失
(20)
式中--工作循環(huán)周期（s）；
z—投入工作液壓泵的臺數(shù)；
--液壓泵的輸入功率（W）；
--各臺液壓泵的總效率；
--第I臺泵工作時間（