压缩式垃圾车液压系统设计

1、压缩式垃圾车液压系统设计1绪论1.1 压缩式垃圾车的背景介绍及研究意义我国早期城市收集街道、物业小区等地方的垃圾主要是靠人工手推车和普通垃圾运输 车。此种垃圾运输方式存在一定弊端： 一是手推车等落后的运输方式工作效率低又与现代化 城市极不相称，二是在运输过程中易产生二次污染。因此，这种垃圾收运方式已经落后。早在20世纪80年代中期，我国在引进国外技术基础上开发出后装压缩式垃圾车。由于这种垃圾车较其他运输车辆具有垃圾压缩比高、装载量大、密闭运输、消除了垃圾运输过程 中的二次污染等优势，而得到快速发展，市场不断扩大，种类和型号逐渐丰富，成为现代城 市垃圾收集、清运的重要的专业化运输与作业车辆。压缩

2、式垃圾车由密封式垃圾厢、 液压系统和操作系统组成。整车为全密封型，自行压缩、 自行倾倒、压缩过程中的污水全部进入污水厢， 较为彻底的解决了垃圾运输过程中的二次污 染问题，关键部位采用优质的部件，具有压力大、密封性好、操作方便、安全等优点。按照垃圾装载机构的设置部位，垃圾车可分为前装式、侧装式和后装式；按垃圾装载后 的状态，垃圾车又可分为压缩式和非压缩式两种。后装式压缩垃圾车又称为压缩式垃圾车， 它是收集、中转清运垃圾，避免二次污染的新型环卫车辆，在国外使用最为广泛。利用后装 装置与垃圾桶或垃圾斗对接，一起组合成流动垃圾中转站，实现一车多用、垃圾无污染以及 收集清运。有效地防止了收集、运输过程中

3、垃圾的散落、飞扬造成的污染。提高劳动效率， 减轻劳动强度，是一种新型理想的环卫专用车。压缩式垃圾车借助机、电、液联合自动控制 系统、PLC控制系统及手动操作系统。通过车厢、填装器和推板的专用装置，实现垃圾倒入、 压碎或压扁、强力装填，把垃圾挤入车厢并压实以及垃圾推卸的工作过程。压缩式垃圾车垃 圾收集方式简便、高效；压缩比高、装载量大；压缩式垃圾车作业自动化；动力性、环保性 好；压缩式垃圾车上装制作部分大部分采用冲压成型零部件，重量轻，整车利用效率高；具 有自动反复压缩以及蠕动压缩功能；压缩式垃圾车垃圾压实程度、垃圾收集、卸料装车和垃 圾站占地等方面均优于其他类型垃圾压缩站成套设备。目前国内使用

4、较多的是侧装非压缩式垃圾车，但是，随着垃圾中塑料、纸张等低比重物 含量的增加，非压缩的装载方式已显得不经济，一些城市开始使用后装压缩式垃圾车，而且已呈不断上升趋势，有关主管部门也将后装压缩式垃圾车列为今后城市垃圾车发展的方向。1.2 国内外研究状况和研究成果国内后装式压缩垃圾车液压系统的控制大多数采用手动和遥控器操作，存在劳动强度 大，工作效率底，性价比低，而且容易发生因误操作而导致的垃圾车部件损坏和人身事故等 缺点。随着新技术的快速发展，我国已研发出由液压系统及 PLC控制系统控制的压缩式垃圾 车，该系统由汽车取力器带动的齿轮油泵为液压动力源，进料、卸料均采用液压控制，具有 厢体密封性能好，

5、不外漏垃圾和污水，没有二次污染的特点。此压缩式垃圾车的设计有助于 提高我国垃圾车的自动化水平。国内，几乎所有的压缩式垃圾车都是采用定型的载货汽车底盘进行改装，如东风牌、解 放牌底盘等。国外，超过90%勺垃圾车也是使用传统柴油引擎驱动的定型卡车底盘改装的。 车厢设计为框架式钢结构，顶板和左右侧板均用槽钢型加强筋加强。 采用液压系统助力的装 卸机构，双向循环压缩。一般具有手动和自动两个操作系统，并采用液压锁定密封技术，保 证操作安全和避免装运垃圾过程中漏水。有的还装有后监视器，油门加速器等。此种压缩式垃圾车通过液压系统和操作控制系统来完成整个垃圾的压缩和装卸过程，其液压系统及操作系统必然对垃圾车的

6、安全性、可靠性和方便性带来影响。因此，改进和完善 液压系统及控制系统是设计人员比较关心的问题。同时，采用PLC控制的压缩式垃圾车是目前我国垃圾车实现自动化控制的一个主要途径。在同类产品中,德国FAUN司生产的压缩式垃圾车采用双向压缩技术。卸料推板推出 后并不收回，而是依靠垃圾装填过程中的推力将其压回；同时在推板油缸上设一背压，这样 垃圾在开始装填过程中就得到了初步压缩。随着垃圾的不断装入，垃圾逐渐地高密度地、均 匀地被压实在车厢中直至装满车厢，这就解决了以前开发的垃圾车在压缩时中部压得较实而 前端垃圾较松散的问题。后装压缩式垃圾车集自动装填与压缩、密封运输和自卸为一体，克服了摆臂式、侧装式 等

7、型式的垃圾车容量小、可压缩性差和容易产生飘、洒、撒、漏二次污染的缺点，自动化程 度高，提高了垃圾运载能力，降低了运输成本，是收集、运输城市生活垃圾的理想工具，是 垃圾车的发展趋势。然而我国对于后装压缩式垃圾车的核心部件装填机构的研究较少，产品设计主要是采用经验取值或测绘的方法， 在很大程度上限制了产品整体设计水平的提高。后装压缩式垃圾车结构如图1.1所示。1、推板2、厢体3、填料器图1.1后装压缩式垃圾车1.3 压缩式垃圾车的液压系统介绍一般压缩式垃圾车中液压系统的工作压力设定为16MPa为保证系统工作可靠，增加了单向节流阀和单作用平衡阀等安全控制装置。 部分阀块可采用模块化集成设计以简化连接

8、管 路。根据操纵形式不同可选择手动控制或电动控制。后装压缩式垃圾车液压原理图如图1.2所示。压缩式垃圾车的装填机构工作原理： 在液压系统的作用下，通过电控气动多路换向阀的 换向，实现滑板的升降和刮板的旋转，控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载箱装填斗的 垃圾通过装填机构的扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达到预定压力时，由 于推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动， 使垃圾被均匀地压缩。 举开缸采用单作用平衡阀控制填塞器的举开，推铲缸采用单向节流阀来进行流量控制。液压系统中核心元件采用的是电控气动多路换向阀（原理如图1.3所示），是用在工程机械中的普通多路换向阀的

9、基础上改进而成的，与传统的油路块集装式电磁阀相比， 具有耐颠簸、密封性好以及占地空间小等特点。并且，本电磁多路换向阀加大了中位的卸荷通道， 减少了系统的发热。此外该液压系统还具有以下特点：（a）为了避免油管意外爆破的隐患，提 开垃圾斗油缸设置了液压锁，提高了安全性；（b）举开油缸加长了行程，用来开关填料器与 车箱体之间的锁钩，从而使得填料器在降下之后被自动锁紧；（c）为了实现推板边夹边退的功能，利用液压小孔节流原理，使推板油缸产生反向压力，而反向压力由滑板油路来控制， 因此不影响推板油缸的自由进退；（d）考虑到压缩式垃圾车工作的间歇性，减小了液压油箱 体积，常规油箱是油泵流量的10倍，本油箱减

10、少了一半，减少了其液压油的用量。操作控制系统是压缩式垃圾车用来完成垃圾的装卸、压缩以及收运的关键。系统中采用压力继电器来检测各个动作的位置，并控制动作的衔接。采用电动控制系统操作简单，易于 实现集成化设计，缺点是电动控制操作采用的是电控气动多路换向阀，价格较高，需要防水。图1.2后装压缩式垃圾车液压原理图目前，压缩式垃圾车主要适用于我国城镇散装、袋装垃圾的集中收集和运输。采用 PLC 技术应用于压缩式垃圾车的改造， 可有效实现整个垃圾装卸过程的自动化，也是提高工作效率、降低成木、减轻工人劳动强度和安全操作的有效途径之一。大力发展压缩式垃圾车将是 今后城市环境卫生业的必然趋势。1一换向阀；2,

11、3一溢流阀；4单向阀；5一连接螺栓图1.3多路换向阀结构原理图2液压系统的主要设计参数液压缸的工况参数见表2.1表2.1各液压缸的工况参数液压缸名称升降速度（mm/§行程（mrm启、制动时间（s）滑板缸12010001刮板缸12010001举开缸15012001推铲缸20020001滑板重150kg舌U板重200kg推铲重300kg可载垃圾质量3000kg厢体容积8m3填料槽容积0.8m3填料槽可装垃圾质量300kg液压系统工作压力16MPa3制定系统方案和拟定液压原理图3.1 液压系统的组成及设计要求液压传动是借助于密封容器内液体的加压来传递能量或动力的。一个完整的液压系统由能源装

12、置、执行装置、控制调节装置及辅助装置四个部分组成。在本设计系统中，采用液压 泵作为系统的能源装置，将机械能转化为液体压力能；采用液压缸作为执行装置，将液体压 力能转化为机械能。在它们之间通过管道以及附件进行能量传递；通过各种阀作为控制调节 装置进行流量的大小和方向控制。通常液压系统的一般要求是：1）保证工作部件所需要的动力；2）实现工作部件所需要的运动，工作循环要保证运动的平稳性和精确性；3）要求传动效率高，工作液体温升低；4）结构简单紧凑，工作安全可靠，操作容易，维修方便等。同时，在满足工作性能的前提下，应力求简单、经济及满足环保要求。液压油是液压传动系统中传递能量和信号的工作介质，同时兼有

13、润滑、冲洗污染物质、 冷却与防锈作用。液压系统运转的可靠性、准确性和灵活性，在很大程度上取决于工作介质 的选择与使用是否合理。由于本系统是普通的传动系统，对油液的要求不是很高，因此选用 普通矿物油型液压油。本液压系统通过对负载力和流量的初步估算，初步定为中等压系统，即为P=16MPa3.2 制定系统方案在液压系统的作用下，通过电控气动多路换向阀的换向，实现滑板的升降和刮板的旋转， 控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载箱装填斗的垃圾通过装填机构的扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达到预定压力时，由于推板缸存在有背压，液压系统会使推 板自动向车厢前部逐渐移动，使垃圾被均匀地压缩。举开缸采

14、用单作用平衡阀控制填塞器的 举开。推铲缸采用单向节流阀来进行流量控制。液压系统中核心元件采用的是电控气动多路换向阀，是用在工程机械中的普通多路换向阀的基础上改进而成的，与传统的油路块集装式电磁阀相比，具有耐颠簸、密封性好以及占 地空间小等特点。3.3 拟定液压系统原理图通过上述对执行机构、基本回路的设计，将它们有机的结合起来，再加上一些辅助元件， 便构成了设计的液压原理图。见图 3.1图3.1液压系统原理图止匕外，由于系统有很多电磁铁的使用，电磁铁工作顺序表如下表3.1 。表3.1电磁铁顺序动作表DT1 DT2 DT3 DT4 DT5 DT6 DT7 DT8 DT9 DT10滑板缸升起+刮板抬

15、起心滑板落下刮板收紧滑板刮板急停填塞器举起填塞器复位推卸垃圾推铲复位4液压缸的受力分析及选择4.1 滑板缸的受力分析及选择1 .活塞伸出时，受力分析如图4.14.2总重力 G i = G 刮+6滑=（m 刮+m骨）g = （200+150） X 10 = 3500N 式中：G刮一刮板的重力（N）;G滑一滑板的重力（N）o滑块与导轨之间的摩擦力，f 1 =G 1cos45 = 0.1 X3500X cos45 = 247.5N式中：，一滑块与导轨之间的摩擦力（N）;以一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取 以=0.1 ）。活塞惯性加速度aM 01Q 0.12m 2 t1s活塞伸出时的惯性力Fi1

16、F11 = (m 舌叶m骨)ai1 = (200+150) X0.12 = 42N则活塞伸出时，作用在活塞上的合力Fi为Fi = G isin45 + f 1+ Fii = 3500 义 sin45 +247.5+42 = 2764N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为式中：nm液压缸的机械效率（由文献1 ,表37.76,取“m= 0.9）。取回油压力的二0 ，则F1 P1 - D % m444 2764所以，D14F V62 11.1mm:Pl7t“m16 100.9图4.1滑板缸活塞伸出时的受力分析图4.2滑板缸活塞伸出时的工况分析2 .活塞缩回时，受力分析如图4.3-4.4总重力

17、 G 1 = G刮+G?t+ G垃=（m刮+m?t+m垃）g=（200+150+300）X10 = 6500N滑块与导轨之间的摩擦力f1为f 1 = 四 cos45 = 0.1 X6500X cos45 = 460N活塞缩回时的惯性力F；为Fi1 = （m 刮+m骨 + m垃）aM = （200+150+300） X0.12 = 78N则活塞缩回时，作用在活塞上的合力 R为 ， .， 。，.， 。 F1 = G1 sin45 + Fn f1 = 6500X sin45 +78 460 = 4214N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为一 一.'兀CC.取回油压力P2 = 0,则

18、F,P1 - （D2 d2川m，所以4图4.3滑板缸活塞缩回时的受力分析图4.4滑板缸活塞缩回时的工况分析当液压缸的工作压力P>7MPa寸，活塞杆直径d = 0.7D ,因此，可得D = 19.1mni比较 活塞伸出和缩回两种情况，取较大者 D = 19.1mm。选取标准液压缸：UY系列液压缸（天津 优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY-40/28 ,具体参数见表4.1 。表 4.1 UY40/28 参数缸径杆径 推力拉力最大行程（|）40m （|）28m 20.11K 10.26K 12000mmm m N N4.2 刮板缸的受力分析及选择1 .活塞伸出时，受力分析如图4.54.6总重力 G

19、 2 = G 刮=m 而g = 200X 10 = 2000N式中：G刮一刮板的重力（N）o滑块与导轨之间的摩擦力f2f2 = pG2cos45 = 0.1 X2000X cos45 = 141.4N式中：f2滑块与导轨之间的摩擦力（N）;N一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取 N = 0.1 ）c活塞惯性加速度ai2 j 火r 0.12m 2t1s活塞伸出时的惯性力FI2为F12 = m 刮 ai2 = 200 X0.12 = 24N则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F2为F2= G2sin45 + F12 f 2=2000X sin45 +24 141.4=1297N由受力分析可列出作用在

20、活塞上的力的平衡方程为式中：“m液压缸的机械效率（由文献1 ,表 37.7 6,取 n m = 0.9 ）取回油压力B = 0一.it 0则F2Pi - D n m 所以，D44 12974F22 P17t Tm . 16 106 7.6mm0.9图4.5刮板缸活塞伸出时的受力分析图4.6刮板缸活塞伸出时的工况分析2 .活塞缩回时，受力分析如图4.74.8总重力 G 2 = G 刮 + G 垃=（m 刮+ms） g = （200+300） X 10 = 5000N滑块与导轨之间的摩擦力f2为一' ' 一 一_ _ f2 = G2 cos45 = 0.1 X5000X cos45

21、 = 353.6N活塞缩回时的惯性力FJ为Fi2 = （m 刮 + m 垃）aI2 = （200+300） X0.12 = 60N垃圾与厢壁之间的摩擦力f垃圾 为f 垃圾=niG垃 cos45 = 0.32 X3000X cos45 = 678.8N式中：n i垃圾与厢壁之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取 g = 0.32 ）。则活塞缩回时，作用在活塞上的合力E为一， 一',，一。 一' 'F2 = G 2 sin45 +F2 +f 2 + f 垃圾=5000 X sin45 +60+353.6+678.8 = 4628N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为取回油

22、压力P2 = 0一.'兀CC则 F2 Pi -（D2 d2）n m 所以，4当液压缸的工作压力P > 7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D 。因此，可得D = 20mm.图4.7刮板缸活塞缩回时的受力分析图4.8刮板缸活塞缩回时的受力分析比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者D=20mm选取标准液压缸：UY系列液压缸（大 津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY-40/28 ,具体参数见表4.1。4.3 举开缸的受力分析及选择1 .活塞伸出时，受力分析如图4.94.10。总重力 G3=6刮+6滑+2G刮缸+2G滑缸+G厢板式中：G刮一刮板的重力（N）;G滑一滑板的重力（N）;G刮缸一刮板

23、缸的重力（N）;G滑缸一滑板缸的重力（N）。因为刮板缸和滑板缸都选取的是 UY-40/28,所以彳&算G刮缸二G滑缸二102N式中：G厢板一填料器的厢板重（N）,估算G厢板二4150NG3 = G 刮+G滑+2Gj 缸+2G滑缸 +G厢板=2000+1500+4X 102+4150 = 8058N滑块与导轨之间的摩擦力f3为f3 = pG 3cos75 = 0.1 X8058X cos75 = 208.6N式中：f3滑块与导轨之间的摩擦力（N）;以一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取 以=0.1 ）。活塞惯性加速度ai3 v° 1 0.15m 2t1s活塞伸出时的惯性力FI

24、3为F13 = （m刮+mt+4m缸+m«板）ai3=（200+150+4X 10.2+415） X0.15 = 120.87N则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F3为F3 = G 3sin75 + F13 + f 3=8058X sin75 +120.87+208.6 = 8113N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为式中：“m液压缸的机械效率（由文献1 ,表37.76,取%=0.9）取回油压力P2 = 0,则F3 P1-D27 m444 8113所以，D 4 4F31J 19mm:"兀 Tm 16 1060.9图4.9举开缸活塞伸出时的受力分析图4.10举开缸活塞

25、伸出时的工况分析2.活塞缩回时，受力分析如图 4.11 -4.12总重力G3 = G刮+G滑+4G夜压缸+G厢板=2000+1500+4X 102+4150 = 8058N式中：G刮一刮板的重力（N）;G滑一滑板的重力（N）;G液压缸一刮板缸和滑板缸的总重力（N）;因为刮板缸和滑板缸都选取的是 U 40/28,所以彳4算G液压缸=102N 式中：G厢板一填料器的厢板重（N）o估算G厢板=4150N滑块与导轨之间的摩擦力f3为_''c_. cf3 = G3 cos75 = 0.1 X8058X cos75 = 208.6N式中：f 3,一滑块与导轨之间的摩擦力（N）;以一滑块与导

26、轨之间的摩擦因数（钢与钢，取 以=0.1 ）。活塞缩回时的惯性力I'为Fi3 = （m刮+m骨 +4mfo+mi板）a3=(200+150+4X 10.2+415)义 0.15 = 120.87N则活塞缩回时，作用在活塞上的合力 F3为F3 = G3 sin75 +F13 f3=8058X sin75 +120.87 208.6 = 7696N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为取回油压力P2 = 0,则F3' P1-（D2 d2）n m所以，4当液压缸的工作压力 P>7MPa寸，活塞杆直径d = 0.7D 。因此，可得D = 25.8mm。比较活塞伸出和缩回两种

27、情况，取较大者D = 25.8mm。选取标准液压缸：UY系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY-40/28 ,具体参数见表4.1。图4.11举开缸活塞缩回时的受力分析图4.12举开缸活塞缩回时的工况分析4.4推铲缸的受力分析及选择1 .推铲伸出时，受力分析如图 4.134.14垃圾与厢体间的摩擦力f垃圾为f 垃圾=niG垃=0.32 X 30000 = 9600N式中：以1垃圾与厢体之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取 g = 0.32 ） 推铲与厢体间的摩擦力f推铲为f 推铲二仙 G 推铲=0.1 X 3000 = 300N式中：仙一推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取 1 = 0.1

28、）。推铲的惯性加速度aI4 T /a?30.6mm推铲伸出时的惯性力FI4为Fi4 = (m推铲+mfc圾)aI4=(300+3000)义 0.2 = 660N则推铲伸出时，作用在活塞上的合力 F4为F4= f 垃圾 + f 推铲 + Fi4=9600+300+660=10560N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为式中：nm液压缸的机械效率（由文献1 ,表37.76,取nm= 0.9 ）0 一.冗 C取回油压力P2 = 0,则F4P1 - D n m4所以，D . 4F4, P1 九 m m4 10560. 16 1060.9(6.1 )图4.13推铲缸活塞伸出时的受力分析图4.14

29、推铲缸活塞伸出时的工况分析2.推铲缩回时，受力分析如图 4.15 4.16推铲与厢体间的摩擦力f推铲 为f 推铲二小 G 推铲=0.1 X 3000 = 300N式中：仙一推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取 1 = 0.1 ）。推铲伸出时的惯性力FJ为Fi4 = m 推铲加=300X 0.2 = 60N则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F4为F4 = f 推铲 + Fi4 = 300+60 = 360N由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为取回油压力P2 = 0,则F4' P1-（D2 d2）nm ，所以可得下式4当液压缸的工作压力P>7MPa寸，活塞杆直径d=0.7D。因

30、此，可得D=7.9mm比较活塞伸出和缩回两者情况，取较大者D=30.6mm选取标准液压缸：UY系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）U40/28,具体参数见表4.1。图4.15推铲缸活塞缩回时的受力分析图4.16推铲缸活塞缩回时的受力分析5液压缸的负载循环图和运动循环图图5.1滑板缸的负载循环图和运动循环图图5.2刮板缸的负载循环图和运动循环图图5.3举开缸的负载循环图和运动循环图图5.4推铲缸的负载循环图和运动循环图6液压泵的选用在设计液压系统时，应根据液压系统设备的工作情况和其所需要的压力、流量和工作稳 定性等来确定泵的类型和具体规格。泵的流量由执行机构的最大流量决定，即Vmax Am

31、axqmaxv式中：Vmax活塞最大速度（m/S）；qmax液压缸的最大流量（L/min）；3Amax最大有效面积（m ）；“v容积效率（当选用弹性体密封圈时，刀v-1）o由于所有的液压缸均采用U 40/28 ,则液压缸的最大面积为因此，由式（6.1 ）得式中：q举升一举开缸的流量（L/min）。液压泵的供给流量为式中：K一泄漏系数，K=1.2。由参考文献7 ,表2.135,选用JB系列径向柱塞泵。参数见表 6.1表6.1 1JB 30液压泵的性能参数公称排量额定压力最高压力取向我速输入功率容积效率29.4ml/ r32MPa35MPa1000r/min15.4KW95%7电动机的选择根据工况

32、，电动机的额定功率 Pe>P4且电动机额定转速与泵的额定转速必须配合 电动机轴上负载所需功率为Pz=K%=1.10X15.4=16.94 kW式中：K余量系数，K=1.10;P驱一液压泵所需要的输入功率（kVVo由参考文献1 ,附表40-1,选用Y系列电动机，参数见表7.1。表7.1 Y200L1 -6电动机性能参数额定功电流 转速 效率 功率因最大转率数矩18.5KW 37.7 980r/m 89.80.832.0Nmin8液压辅件的选择8.1 液压油N46普通液压油 YA-N46(原牌号：30),参数见表8.1。表8.1 YA-N46液压油参数运动粘度(40C)粘度指凝点抗磨性密度(

33、mn2/s)数(C)(N)(kg/m 3)46>90<-108009008.2 油箱焊接件，具体尺寸见第9章。8.3 液位计YWZ-150 承受压力：0.10.15MPa 温度范围：-20 -100C8.4 回油过滤器YLH型箱上回油滤油器 YLH-25X 15,参数见表8.2。表8.2 YLH-25X 15回油滤油器参数通径(mm)8M:(L/min)过滤精度(pm)公称压力(MPa)最大压力损失(MPa)连接方式滤芯型号1525101.60.35螺纹H- X25X158.5 空气过滤器EF系列空气过滤器 EF3-40,参数见表8.3。表8.3 EF3-40空气过滤器参数加油流量

34、空气流量油过滤面积油过滤精度空气过滤精度2L/minL/mincmpm pm831.523028.6 吸油过滤器YLX型箱上吸油过滤器 YLX-25X15,参数见表8.4。表8.4YLX-25X 15吸油过滤器参数通公称流过滤精允许最大压力损连接力滤芯型号径量度失式mmL/mina mMPa1525800.03螺纹X-X-25X158.7 液压泵JB系列径向柱塞泵1JB 30,参数见表8.5。表8.5 1JB 30径向柱塞泵参数公称排量ml/r额定压力MPa最高压力MPa最高转速r/min输入功率KW容积效率29.43235100015.495%8.8 多路换向阀ZFS系列多路换向阀ZFS10

35、1,参数见表8.6。表8.6 ZFS101多路换向阀参数通径mm额定流量额定压力L/minMPa1040168.9 单向节流阀MKS列单向节流阀MK8G1.2,参数见表8.7。表8.7MK8G1.邱向节流阀通径mm最高工作压力流量调节范围最小稳定流量8.10 溢流阀直动式溢流阀DT-02-H-22 ,参数见表8.8。表8.8DT-02-H-22直动式溢流阀参数通径最大工作压力最大流量调压范围质量inMPaL/minMPakg0.2521167.0211.58.11 单作用平衡阀FD系列单作用平衡阀FD6-A10,参数见表8.9。表8.9 FD6-A10单作用平衡阀参数通径额定流量调压范围控制压

36、力开启压力质量mmL/minMPaMPaMPakg6400.3-31.52-31.50.278.12 并联多路换向阀组ZFS系列多路换向阀ZFS101,参数见表8.6|8.13 气缸普通气缸 DNC-25-50,参数见表8.10。表8.10 DNC-25-50普通气缸参数活塞直径活塞杆直往推力拉力许用径向负裁扭矩NmmmmmNNN5025483415350.858.14 两位三通电磁气阀普通两位三通电磁气阀 Q23XD-10-DC24V,参数见表8.11表 8.11 Q23XD-10-DC24参数工作压力范围MPa介质温度C公称通径mm接管螺纹额定流量L/min额定压降KPa01.656010

37、M1佻 1.52300158.15 消声器LFUH1/2 安装位置:：垂直方向± 5,参数见表8.12。表 8.12LFUH1/2消声器参数气接口额定流量输入压力消声效果安装形inL/minMPadB式G1/2600001.640螺纹8.16气源处理三联件GC系列三联件 GC300-10MZC参数见表8.13。空气过滤器 GF300-10 减压阀 GR300-10油雾器 GL300-10表 8.13GC300-10MZS源处理三联件参数调压范使用温滤水杯容给水杯容滤芯精质量围度县 里量度gMPaCmlmlpm0.15-1.560407540130058.17球阀（截止阀）JZQF20

38、L参数见表8.14。表 8.14JZQF20L# 数公称压力公称通径连接形MPamm式2120螺纹8.18电磁换向阀8.24液压管路的选择表 8.15 3WE56.0/W220-5畛数通径mm额定压力8M:MPaL/min525148.19 压力表弹簧管压力表 Y-60测量范围：0 25MPa8.20 微型高压软管接头总成HFP1-H2-P-M18 参数见表 8.16。表 8.16 HFP1-H2-P-M1降数公称通径mm工作压力MPa工作温度C推荐长度mm螺纹尺寸1025-30-80320M18X 1.58.21 测压接头JB/T966-ZJJ-20-M30 管子外径：20mm8.22 球阀

39、（截止阀）JZQF20L参数见表8.14。8.23 压力继电器柱塞式压力继电器 HED1OA20/35L24参数见表8.17表 8.17HED1OA20/35L2参数额定压力MPa复原压力MPa动作压力MPa切换频率（次/min）切换精度350.6-29.52-3550小于调压的±1%8.24.1吸油管路的选择查机械设计手册4»可知，吸油管内液压油的流速 v < 0.5 2m/s取2m/s 吸油管内的流量 q = 27.216L/min =4.536 x 10-4n3/s因为 q VA D2V，所以 D J%4 4.536 1016.99mm4'V'2

40、查表得到标准软管尺寸，见表 8.18。表8.18标准软管尺寸公称内径内径mm增强层外径成品软管外径mmmmmm1918.6 24.626.229.431.019.88.24.2压油和回流管路的选择查机械设计手册4»可知，压油管内液压油的流速 v < 2.5 6m/s回流管内液压油 的流速v 0 1.5 3m/s由于所选液压缸均为双作用液压缸，所以压油和回流管路应按最 大值选取。1 .推铲缸压油管路的选择_2VA q - v推铲缸所需流量0.2 0.04 4 2.5 10 4m3/s 15L/min1取 v = 4m/s ,则 D 4 J4 2.5 108.92mm, V4查表得

41、到标准软管尺寸，见表 8.19。 表8.19 标准软管尺寸公称内径内径mm 增强层外径 成品软管外径109.31014.515.719.1 20.6.12.举开缸压油管路的选择举开缸所需流量VA q v0.150.0424 1.88 10 4m3/s 11.3L/min1取 v = 3m/s，贝"D 岸 J 皆 a 8.93mm查表得到标准软管尺寸，见表 8.193.滑板缸压油管路的选择滑板缸所需流量VA q v_20.120.044 1.5 10 4m3/s 9L/min1取 v = 3m/s ,则，一 一 44 1.5 10 7.98mm3查表得到标准软管尺寸，见表 8.194.

42、刮板缸压油管路的选择刮板缸所需流量VA_20.12 - 0.0424 1.5 10 4m3/s 9L/min1取 v = 3m/s ,则 D |q；5 107.98mm查表得到标准软管尺寸，见表 8.199油箱的设计油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀固体杂质等作用。按照油箱液面与大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱应用最广，油箱内的 液面与大气相通，结构简单，不用考虑油箱充气压力等问题，故本系统采用开式油箱。油箱 中应安装相应的辅件，如热交换器、空气滤清器、过滤器以及液位计等。9.1油箱的有效容积的计算在初步设计时，油箱的有效容量可按公式（9.1 ）进行

43、计算V=mq（9.1）式中：V一油箱的有效容量（L）;q p液压泵的流量（L/min ）；m 经验系数，工程机械中 m = 25。3所以， V = mq p = 3X28.812 = 86.436L = 0.0864m9.2 油箱体积的确定根据现场实际情况，油液一般装满油箱的 80%采用六面体油箱，并且长、宽以及高的 比例为1: 1: 1。即V 0.8V实际式中：V一油箱的有效容量（n3）;V 实际一油箱的实际体积（m3）。所以V实际 1.25V 1.25 0.0864 0.108m3所以，长、宽、高可以屋工0.108 0.476m为提高其散热能力，适当增大油箱容积，圆整后，取长=宽=高=52

44、0mm因止匕，油箱的尺寸为：520X 520X 520 （ mm）10液压阀台的设计10.1 阀块结构的选择阀块的材料一般为铸铁或铸钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合多用锻钢，本系 统中的阀块采用铸铁材料。根据本系统液压阀件的数量和安装位置要求，设计成一个整体阀块，阀块上设有公共进 油孔和公共回油孔。（见阀块零件图GCS-03）10.2 阀块结构尺寸的确定阀块是液压系统的重要部件，阀座是其主体，由于阀座是各类阀的安装体，所以其加工 精度要求很高。由于座体上要加工各类阀口以及联接孔口，故设计时则必须考虑到加工时各孔口不得有位置上的冲突，同时应相通的孔口必须保证相通，不相通的孔口绝对不可相通，

45、 且相临的孔口之间应有一定的距离。一般在中低压力下，为保证孔壁强度，相临的不相通的 孔口间最小壁厚不得小于5毫米，否则孔壁就有可能在压力冲击下崩溃， 使压力油进入其他孔道，系统将会出现不可预见性事故。阀座在设计安装时应综合考虑多方面因素。主要是，重要尺寸设计时，尊重设计时理论 数值，一般情况下，小数点后仅有一位数值时（单位：毫米），不得对非整数尺寸进行进位或退位圆整。阀块布置时阀块间距一般不应小于 10毫米，布置时不得有任何干涉现象出现。 同时还应考虑易于加工，在可以实现预期功能以及安装方便的前提下应尽量减小阀座尺寸， 从而节省材料，降低加工强度和难度，减少成本。根据阀块上各阀的具体尺寸，从避

46、免尺寸干涉和打孔的强度需要角度考虑所设计阀块的 基本尺寸为长500毫米，宽250毫米，高80毫米。阀块上各工艺孔位置、深度以及其余具 体尺寸见阀块零件图 GCS-03。（三维立体图见附录中图 A1A2）11液压泵站的设计液压泵站是液压系统的重要组成部分（动力源）。液压泵站是一种元件组合体，一般是 由液压泵组、油箱组件、控温组件、蓄能器组件和过滤器组件等相对独立的单元组合而成的。 液压泵站是为一个或几个系统存放有一定清洁度要求的工作介质并输出具有一定（或可调） 压力、流量的液体动力的整体装置，是向液压系统提供动力源的重要部件，所以，液压泵站 设计的优劣，直接关系着液压设备性能的好坏。液压泵站适用

47、于主机与液压装置可分离的各 种液压机械上。液压泵站上泵组的布置方式分为上置式和非上置式。泵组置于油箱上的上置式液压泵站 中，采用立式电动机并将液压泵置于油箱之内时，称为立式；采用卧式电动机称为卧式。非 上置式液压泵站中，泵组与油箱并列布置的为旁置式；泵组置于油箱下面时为下置式。12液压系统性能验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般的液压传动系统 来说，主要是进一步确切的计算液压回路各段压力损失、容积损失及系数效率，压力冲击和 发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新

48、调整，或许采取其他 必要的措施。12.1 液压系统压力损失的计算12.1.1局部压力损失(12.1 )2vP （Pa）2式中：一局部阻力系数（球阀一5,滑阀一12,节流阀6）;一液体密度（kg/m3）（液压油密度一900 kg/m3）;v一液体的平均流速（m/s）。1 .泵出口处的溢流阀 P1和推铲缸处的溢流阀 P 22 .推铲缸处的单向节流阀P33 .推铲缸的多路换向阀处P44 .举开缸的多路换向阀处P 55 .举开缸的单作用平衡阀处P R 0.2MPa66 .滑板缸的多路换向阀处P 7和刮板缸的多路换向阀处P 87 .滑板缸的电磁换向阀处P 9和刮板缸的电磁换向阀处 P 108.回油过滤器

49、处的局部压力损失P 110.35MPa则总的局部压力损失为12.1.2沿程压力损失(12.2)l 2P （Pa）d 2式中：一沿程阻力系数（=75/Re ）;Re 雷诺数（Re = v d/ 丫）；一液体的运动黏度（m/s）；l一管道长度（m）；d 一管子直径（项；一液体密度（kg/m3）（液压油密度一900 kg/m3）；V一液体的平均流速(m/s)。由于压油管路内液体的平均流速不同，因此沿程压力损失分为两部分计算：第一部分为推铲缸回路的沿程压力损失第二部分为举开缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程压力损失则总的沿程压力损失为因此，液压系统总的压力损失应为总的局部压力损失与总的沿程压力损失之和。由以

50、上计算可知液压回路的压力损失约为1.37MPa,而泵的额定压力为32MPa工作压力为16MPa所以泵的实际出口压力与泵的额定压力存在一定的压力裕度，故所选液压泵和 其他有关液压元件是合适的，满足系统的要求。12.2 散热能力的计算12.2.1 液压系统效率 ”的计算液压系统效率的计算，主要考虑液压泵的总效率p、液压执行元件的总效率a及液压回路的效率c。pc A(12.3)式中：p液压泵的总效率 pA一液压执行元件的总效率c 一液压回路的效率液压回路的效率式中： da 各执行元件的负载压力和输入流量乘积的总和(W;Ppqp 各个液压泵供油压力和输出流量乘积的综合(W。所以， p c A pm p

51、v c A 0.95 0.9 0.791 0.90.609 60.9%12.2.2 液压系统散热能力的计算系统的总发热量为H Ppi(1)(12.4)式中：Ppi液压泵的输入功率(vy；液压系统总效率液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般略去不计。当只考虑油箱散热时，具散热量 H0可按下式计算Ho KA t（12.5）式中：K散热系数W/（mC） 风扇冷却时，K=25;A 一油箱散热面积 （n2）;t一系统温升 （C）工程机械 t 40 C。系统的散热量为油箱的散热远远满足不了系统散热

52、的要求，因此，需要另设冷却器。12.3 冷却器的选择由于本套液压系统应用于工程机械， 所以选择风冷式冷却器。风冷式冷却器利用空气作 为冷却介质，适用于缺水或不使用水冷却的液压设备。 冷却方式除采用风扇强制吹风冷却外， 多采用自然通风冷却。自然通风冷却的冷却器分为管式、板式、翅管式和翅片式等型式。但 由于一般的管式和板式风冷却器的通风管为光管，通油板之间不设翅片，所以传热系数不大，冷却效果也较差，所以一般现场实际中，翅管式和翅片式风冷却器应用较为广泛。12.3.1 冷却器的计算1 .求冷却器的热交换量所谓冷却器的热交换量是指要求冷却器从液压系统的发热量中所带走的热量。冷却器的热交换量HC为H=H

53、H H0=6021.4 1352=4669.4W2,冷却器散热面积A的计算（12.6）式中：tm液压油和冷却介质之间的平均温度差（C）。（12.7 ）式中：3液压油的进口温度（C）;t2液压油的出口温度（C）；t1 冷却介质的进口温度（C ）;t2 一冷却介质的出口温度（C）散热面积HcK tm4669.425 22.58.3m2根据计算出的冷却器的热交换量及散热面积，查手册选择FL系列空气冷却器型号为FL10,参数见表12.1。表12.1 FL10冷却器参数换热面积2 m风量风机功率KW风机号（T30）质量nm/hkg1022100.1211013环境性能分析13.1 环境污染简介环境污染是