机械毕业设计（论文）-THB60.13.90S混凝土拖泵开式液压系统设计【全套图纸】

1 THB60.13.9060.13.90S 混凝土拖泵开式液压系统设计混凝土拖泵开式液压系统设计 学 生： 指导老师： 摘 要：首先明确 THB60.13.90S混凝土拖泵对液压系统的要求，然后通过给定的技术参数 表里的液压系统设计参数，确定液压执行元件的载荷力、系统工作压力以及液压缸的主要结构尺 寸，制定系统方案，拟定液压系统图，然后进行液压元件的选择，最后对系统性能进行验算。在 具体的结构设计中，主要是针对系统中涉及到的阀类元件的安装，油路板的设计等。 关键词：混凝土拖泵；工作原理；液压系统图； 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 Design of Open Hydraulic System for the THB 60.13.90S Concrete Movable Pump Student: Tutor: (Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University , Changsha 410128, China) Abstract: Firstly, we must clear about the requirements of the Concrete Pump to hydraulic system. Secondly, we determine the load capacity of hydraulic components, working pressure of the system and the size of the main structure of hydraulic cylinder through the designed parameters of hydraulic system 2 that was given in technical data sheets.Thirdly, we must formulate systematic scheme, studding out the chart of hydraulic system, and then making the choice of hydraulic components. Finally we check out the system performance. In specific structure design, it mainly aims at the installation in the system related to valve components and the designing of oil-way,etc. Key words:concrete pump;working; diagram of hydraulic system 1 前言 混凝土泵是一种通过管道压送混凝土，进行水平和垂直运输并浇筑混凝土的施工 机械。在混凝土工程施工过程中，混凝土的运输和浇筑是一项关键性的工作。它要求 迅速、及时、保证质量和降低劳动消耗。尤其是对于一些混凝土量很大的大型钢筋混 凝土构筑物，如何正确选择混凝土运输工具和浇筑方法就更为重要。混凝土泵的出现 及泵送施工具有的优越性得到认识后，人们愈来愈重视使用混凝土泵。 1 混凝土输送泵的研究是在上世纪初开始的， 1902 年法国人最先取得了专利， 1907 年德国开始研究混凝土泵， 1913 年美国也有人取得了专利，并制造出第一台混 凝土泵，但未能得到应用。 1927 年德国的弗瑞茨海尔（ Fritz Hell）设计制造了 第一台混凝土泵，并第一次获得应用。1930 年德国制造了立式单缸球阀活塞混凝土 泵，这种泵是靠曲柄和摇杆机构进行传动、又是立式单缸，整机结构不佳，因而工作 性能较差。 1932 年荷兰人库依曼（ J C Kooyman）在立式缸基础上进行了较大 改进，将立缸改为卧缸，制造了库依曼型混凝土泵，这种混凝土泵有一个卧式缸及两 个由连杆操纵联动的旋转阀，极大地提高了混凝土泵工作的可靠性，为现代的混凝土 泵技术的发展奠定了基础。由于库依曼泵的设计结构合理，工作可靠，因而当时众多 的公司都曾获得许可证生产。 第二次世界大战后，由于战争造成的巨大破坏，战后重建的建筑工程规模很大， 机械式混凝土泵的销路较好，应用日益增多。 50 年代中期，原西德 Torkrer 公司首 先发展用水作工作介质的液压泵。 1959 年原西德的施维英（ Schwing）公司生产出 真正的全液压的混凝土泵，奠定了现代混凝土泵的技术基础。德国的混凝土泵的设计 制造技术是世界上最优秀的，在泵送机械的发展方面始终走在前列，它代表了当今世 界混凝土泵发展的最高水平，世界上最大的两个混凝土泵生产公司施维英（ Schwing）公司和普茨迈斯特（ Putzmeister）公司占据了市场的主导地位。产品种 类、规格都很齐全，各自拥有独特的核心技术。如普茨迈斯特公司主要采用闭式液压 系统、 S 管分配阀等，而施维英公司则是采用开式液压系统、采用独一无二的裙阀。 3 混凝土泵在西德的应用也相当普遍。日本则是从 1950 年开始，由石川岛播磨从西德 引进的机械式输送泵，到上世纪 70 年代才迅速发展的，主要厂商有：石川岛播磨重 工、三菱重工、极东开发、新协、新泻和新明和等。但进入 20 世纪末，由于亚洲经 济危机和日本经济的不景气，使得混凝土泵送机械的发展也缓慢下来。美国的混凝土 泵也走在世界的前列，自 1923 年美国雷克斯（ REX）研制出了第一台机械式混凝土 泵，至今已有 80 多年的历史。在 20 世纪 50 年代，液压式混凝土泵已有生产， 60 年代中期出现了拖动式混凝土泵，随着分配阀等关键问题的解决，进一步推进了混凝 土泵的发展。 我国在 50 年代从国外引进过混凝土泵，60 年代初，上海重型机器厂生产了仿苏 C-284 型排量为 40 立方米/小时的固定式混凝土泵，生产中虽有应用，但未能推广。 70 年代初，一机部建筑机械研究所（长沙建筑机械研究院前身）与原沈阳振捣器厂合 作，于 1975 年研制成功排量为 8 立方米/小时的 HB-8 型固定式活塞泵。1978 年 6 月 长沙建筑机械研究院与湖南常德机械厂合作，研制成功 HB-l5 油压活塞式混凝土泵， 并经过了各种性能的测定和工业性试验。从 70 年代开始我国对各种型式的混凝土泵 (包括活塞式和挤压式)进行了大量研制工作，有的己通过技术鉴定，有的已小批量生 产并逐渐用于实际工程施工。1992 年长沙建筑机械研究院自主开发中联牌系列混凝 2 土泵。至 90 年代末，以中联等品牌为主导的国产设备在我国市场上已占椐垄断地位， 一改过去大量依赖进口的状况。目前能在我国市场仍占一席之地的国外品牌，仅剩德 国大象（PM）和施维英（Schwing）两家，这是因为从产品技术方面来看，先进的国 产混凝土泵已大量采用现代技术，如 PLC（可编程）控制）智能软启动、液压伺服控 制以及高耐磨材料技术等。从产品的质量和可靠性方面来看，由于采用全球采购，使 用世界知名品牌厂家的产品配套，产品质量和可靠性都有大幅度的提高。 3 混凝土泵样式各异，按其分配型式可分为管阀和板阀，管阀包括“S”管阀、 “C”型管阀和裙阀，板阀包括闸板阀和蝶形阀；按原动机动力分为电动机泵和柴油 机泵；按主泵送液压系统特征分为开式和闭式；按排量大小可分为小型、中型、大型 三类。排量 30h 的属小型泵；排量 40-80 h 的为中型泵；排量超 80 3 m 3 m h 的为大型泵。目前应用最多的是中型泵。按工作原理分类有：活塞式混凝土泵、 3 m 机械式混凝土泵、液压式混凝土泵、挤压式混凝土泵；压缩空气输送罐混凝土泵。 4 其中活塞式混凝土泵是应用最早的一种混凝土泵产品，这种泵的泵送压力较高，输送 距离较远，而且易于控制，技术也较成熟，所以应用最为广泛。活塞式混凝土泵是靠 活塞在缸内往复运动，在分配阀的配合下完成混凝土的吸入和排出。 4 然而，从传动装置上分，活塞式混凝土泵可以分为以下两种类型： 1）机械式 最早的混凝土泵是采用曲柄活塞式，是由动力装置带动曲柄使活塞（柱塞）往返 工作，将混凝土送出。但随着液压的发展，这种结构形式已经逐渐被液压式所取代。 2）液压式 根据液压介质的不同又有油压式和水压式两种。水压式目前还不多见，所以通常 称为“液压”的就是指油压式混凝土泵。 活塞式混凝土泵还可按工作缸数分为单缸和双缸两种；按混凝土分配阀的形式分 为转子式阀、管形阀、闸板阀、蝶形阀、裙阀式活塞混凝土泵等几大类，每一个大类 又可以分为若干个品种，目前常见的是双缸 S 阀、闸板阀、蝶形阀和裙阀式的油压混 凝土泵。 5 1.1混凝土泵的全貌及部件组成 图 1 混凝土泵的全貌 Fig. 1 The total of the pump 21345146789101112131615 5 图 2 混凝土泵的组成图 Fig. 2 Concrete form of the pump 1、分配机构 2、搅拌机构 3、料斗 4、机架 5、液压油箱 6、机罩 7、液压系 统 8、冷却系统 9、拖运桥 10、润滑系统 11、动力系统 12、工具箱 13、电动机 14、电控箱 15、支地轮 16、泵送机构 混凝土泵大致由泵送机构. 混凝土分配机构、料斗及搅拌机构.电控系统等四大 部分组成。泵送机构是由动力部分、水箱、工作部分等组成。动力部分即主油缸，工 作部分即混凝土缸，水箱的作用是支持连接主油缸与混凝土缸，并由所盛水对混凝土 缸进行清洗、冷却、润滑等。 1.1.1 泵送机构 混凝土泵送机构主要由混凝土缸、水箱、泵送油缸、中间接杆和混凝土活塞组成。 为了加强刚性和安装准确，混凝土缸两端均有法兰止口，同时在水箱与料斗之间通过 拉杆固定 图 3 泵送机构 Fig. 3 Pump institution 6 1.1.2 S 管式混凝土分配机构 图 4 分配机构 Fig. 4 Distribution institution 1.1.3 水箱 水箱除了起连接作用外，泵送工作时，水箱必须装满冷水，它既可对混凝土活塞 起冷却作用，又可对混凝土缸起清洗和润滑的作用。当水箱内水温超过 40或泵车工 作完毕时，必须放尽水箱内的积水。 图 5 水箱 Fig. 5 Water tank 1.1.4 搅拌机构 合理布置搅拌叶片，通过改变叶片面积、搅拌直径、叶片倾角等方法来降低搅拌 阻力，达到提高喂料效率的目的使搅动料斗内的混凝土料，不离析；高 吸料性能。 7 图 6 搅拌机构 Fig. 6 Mixing institution 1.2 混凝土液压系统的组成 混凝土泵的液压系统大致分为三大部分，泵送液压系统，分配液压系统，搅拌液 压系统 1.2.1 泵送液压系统 图 7 泵送液压系统 Fig. 7 Hydraulic system of Pumping 8 1、过滤器 2、主油泵 3、溢流阀 4、液动换向阀 5、电磁换向阀 6、液压缸 7、冷却器 8、油箱 1.2.2 分配液压系统 图 8 分配液压系统 Fig. 8 Hydraulic system of distribution 1、过滤器 2、主油泵 3、单向阀 4、溢流阀 5、蓄能器 6、油缸 7、液动换向阀 8、电磁换向阀 9、油箱 9 1.2.3 搅拌液压系统 图 9 搅拌液压系统 Fig. 9 Hydraulic system of mixing 1、过滤器 2、齿轮泵 3、溢流阀 4、压力继电器 5、液压马达 6、电磁换向阀 7、油箱 10 1.3 混凝土泵的工作循环 图 10 液压原理图 Fig. 10 Hydraulic pressure schematic diagram 泵送混凝土时，在主油缸和分配阀油缸驱动下，若左侧混凝土缸与料斗连通，则 右侧混凝土缸与分配阀连通。若油压使左侧混凝土缸向后移动，将料斗中的混凝土吸 入该侧混凝土缸(吸料缸)，同时油压使右侧混凝土缸活塞向前移动，将该侧混凝土缸 (排料缸)中的混凝土推入分配阀，经混凝土输送管道输送到浇注现场。当左侧混凝土 缸活塞后移至行程终端时，触发水箱中的换向装置，两主油缸油压换向，分配阀油缸 使分配阀与左侧混凝土缸连接，该侧混凝土缸活塞向前移动，将混凝土推入分配阀， 同时，右侧混凝土缸与料斗连通，并使该侧混凝土缸活塞后移，将混凝土吸入混凝土 缸。左侧混凝土缸活塞后移至行程终端时，触发换向装置，油缸换向，右侧混凝土缸 活塞向前推送，开始下一轮泵送循环，从而实现连续泵送混凝土。以上情形为混凝土 的正泵状态。 6 11 当混凝土泵出现泵送不顺，发生堵塞或需将泵(或泵车)暂停，将输送管(或布料 杆)内的混凝土抽回料斗时，可通过液压系统控制分配阀，使吸料缸口与输送管道相 接，从而使混凝土料抽入混凝土缸体内。而处于排料工位的混凝土缸，则将混凝土抽 回料斗中，同步完成吸排料动作后，分配阀换向，开始下一个吸排料过程，从而实现 反抽的连续工作循环。以上情形为混凝土泵的反泵状态。 1.4 泵送工作原理 图 11 泵送工作原理图 Fig. 11 Pump working schematic diagram 1、2 主油缸 3 水箱 4、换向装置 5、6 混凝土缸 7、8 混凝土活塞 9、料斗 10、S 阀 11、摆动轴 12、13 摆动油缸 14、出料口 正泵：混凝土活塞在退回时从料斗中将混凝土吸入混凝土缸，而混凝土活塞前进时将 混凝土缸中的混凝土从出料口推向输送管。 反泵：混凝土活塞在退回时将混凝土输送管中的混凝土吸回混凝土缸，而混凝土活塞 前进时将混凝土缸中的混凝土推回料斗中。 12 A A 正泵状态正泵状态 B B 反泵状态反泵状态 图 12 正泵 图 13 反泵 Fig. 12 Positive displacement pump Fig. 13 Negative displacement pump 2 HBT 混凝土拖泵对液压系统的要求及有关设计参数 2.1 混凝土泵对液压系统的要求： 1.主泵送油路要求换向响应快，内泄漏小，稳定性好，可靠性高，耐污染能力高。 2.泵送液压系统要有安全溢流保护，同时，主泵还具备系统超压时，油泵压力自 动切断截流装置，使主泵获得多级可靠保护。 3.摆动油路采用恒压泵供油，摆动力大同时要求平稳，因此借用一个蓄能器来保 证正常工作。 4.由于系统压力高，要求各管路接头密封性可靠。 7 2.2 设计参数： 表 1 设计参数 Tab. 1 Design parameters 项目内容 单位 参数 最大理论泵送方量 m3/h 60 混凝土输送压力 MPa 13 13 项目内容 单位 参数 分配阀形式 S 管阀 混凝土缸规格行程 mm 2001800 主油缸规格 mm 1251800 分配油缸规格 mm 85600 液压油路形式 开式回路 泵送系统油压 MPa 34 分配系统油压 MPa 19 搅拌系统油压 MPa 14 3 液压执行元件载荷和载荷转矩计算 3.1 各液压缸的载荷力计算 3.1.1 主油缸的载荷力 主油缸与混凝土缸是用一个水箱将它们俩联接在一起的，两缸的活塞杆是共用的， 然而混凝土缸将要推出混凝土的力将要小于主油缸的推力,即，。 2 F 1 F 1 F 2 F 1 F 2 F 图 14 泵送结构图 Fig. 14 Pump chart 由已知参数可得， )1( 4 2 42 d PAPF 砼砼 14 =408.2 KN 因为， , 1 F 2 F （2） 11 A 油 PF 2 F P油 P油 即， P油 33.2MP 取 P油=34MP 3.1.2分配油缸载荷力 分配部分是靠两个同规格的分配油缸驱动的，但它们的工作是单独的，连接块摆 动的时候只有其中一个油缸工作，由已知参数，工作压力为 19MP。 图 15 分配结构图 Fig. 15 Distribution chart 即， =107.76KN 各液压缸的外载荷力计算结果列于表 10-3，取液压缸的机械效率为 0.9，求得想 要的作用于活塞上的载荷力，并列于下表 表 2 各液压缸的载荷力 Tab. 2 Various hydraulic cylinders loading force 液压缸名称 液压缸外载荷 活塞上载荷力/ W FKN/ W FKN ） 主油缸 409 454 6 2 10 4 200 14 . 3 13 4 / 2 212 d FAF 6 2 10 4 125 14 . 3 /1000 2 . 408 )3(10 4 85 14 . 3 19 4 6 22 1 d PAPF 15 液压缸名称 液压缸外载荷 活塞上载荷力/ W FKN/ W FKN 分配油缸 107.76 119.7 3.2 搅拌液压马达载荷转矩计算 取液压马达的机械效率为 0.95，则其载荷转矩 4 液压系统的参数设计 4.1 初定系统工作压力 因混凝土拖泵属于大功率设备， 尤其是拖泵的泵送系统，和分配系统的压力较 大，载荷较重，参考原资料确定泵送的系统工作压力为 34MPa，分配系统的工作压力 为 19MPa。 4.2 计算液压缸的主要结构尺寸 4.2.1 确定主油缸的活塞及活塞杆直径 现求得主油缸的活塞直径和活塞杆直径为： h D h d 圆整后，=0.13m ， 查表 d/D=0.7, 故 h D0.70.130.091 h dm 4.2.2 确定分配油缸的活塞及活塞杆直径 现求得主油缸的活塞直径和活塞杆直径为： z D y d （4） 查表得 d/D=0.5,则活塞杆直径为： 4.2.3 确定液压马达的排量 因液压马达为双向旋转，机械效率为 0.95，因此液压马达的排量为 （5） 3 6 1 44 119.7 10 0.085 3.14 19 10 Z F Dmm p 3 14 10 715 22 3.14 185/ 60 c W P TN MN M n 715 785 0.95 W m T TN MN M 3 6 1 44454 10 0.125 3.14 34 10 h F Dmm p 0.5 0.0850.0425 y dm 343 6 1 22 3.14715 /3.38 10/ 14 100.95 w V M T qmrmr P 16 6 . 010 4 85 14. 3 6 2 式中，液压马达的总效率。0.95 M 4.3 计算执行元件的实际工作压力和实际所需的流量 4.3.1 计算液压执行元件实际工作压力 因确定液压缸和液压马达的尺寸和排量时为考虑背压且对计算值进行过圆整，因 此执行元件的实际工作压力有异于初定值。本例的实际工作压力如表 3 所示 8 表 3 执行元件实际工作压力 Tab. 3 Functional element practical work pressure 工 况 执行元件名称 载荷 背压力/MPa 工作压力/MPa 泵 送 主油缸 454 KN 0.5 34 分 配 分配油缸 119.7 KN 0.4 19 搅 拌 搅拌马达 785N/M 14 4.3.2 计算液压执行元件实际所需流量 根据最后确定的液压缸的结构尺寸或液压马达的排量及其运动速度或转速，计算 执行元件所需流量时取液压缸的容积效率为 1，液压马达的容积效率为 0.95，其计算 值如表 4 所示。 1) 主油泵的流量： 由已知参数，最大理论混凝土输送量=60 3 /mh 混凝土缸的规格 x 行程 = 2001800 然而，混凝土缸里面所容纳的混凝土的体积为： V = = 3.14 x 10000 x 1800 x 9 10 （6） = 5.65 x 23 10 m 分配阀换向的次数：N = 60 / 5.65 x =1062 2 10 活塞杆的运动速度：v = S / T =(1.8 x 1062)/60 = 31.86m/min=0.53m/s（7） 主油缸的流量:q =A1 x v = =390.8L/min （8） 2)2) 分配油泵的流量： 由于分配换向时间短暂，设为 t =1s , 则有， v = S / t = 0.6 / 1 =0.6m/s 那么，分配油缸的流量：q = A1 x v = =204L/min （9） 3) 搅拌齿轮泵的流量： q = V x n =0.0338 x 1000 = 33.8L/min （10） 表 4 执行元件所需实际流量 2 4 d l 86.3110 4 125 14 . 3 6 2 17 Tab. 4 The functional element needs the actual flow 工 况 执行元件名称 运动速度 结构参数 流量 /（L/min） 泵送 主油缸 0.02m/s 390.8 2 1 0.125Am 分配 分配油缸 0.03m/s 204 2 1 0.085Am 搅拌 液压马达 0.06m/s 33.80.338 /VL r 5 制定液压系统方案和拟定液压系统图 5.1 制定液压系统方案 (1)执行机构的确定 本机动作机构除螺杆是单向旋转外，其他机构均为直线往复运动。各直线运动机构 均采用单杆双作用活塞液压缸直接驱动。螺杆旋转选用液压马达驱动。 (2)主油缸动作回路 主油缸要实现正常来回工作动作和点动动作，其运动方向由电磁换向阀和液动换向 阀相结合完成，正常工作运动时，需要有较大流量供给。点动主油缸只要有小流量供 给即可。 (3)液压马达动作回路 螺杆要求反转，所以液压马达要双向旋转，故在油路上安装了一个压力继电器来控 制马达的反转，这样可以防止在工作中不被卡死的现象出现。 (4)分配缸动作回路 分配缸运动速度较快，平稳性要求高，故也采用旁路节流调速方式。由于在换向时 所需压力较大，此时就要借助已充好压力的蓄能器来实现换向动作。 (5)安全措施 为了保护液压泵的安全使用，不仅在泵的本身调好安全压力外，也在泵的出口串 联了一个相应的溢流阀作过载保护作用。 (6)液压源的选用 该液压系统采用双泵双回路，泵送沿路和分配油路独立，互不干涉，双信号流控换向实现了泵 送与分配完美协调，进而保障了混凝土泵的整体性能。 9 5.2 拟定液压系统图 液压执行元件以及各基本回路确定以后，把它们有机地组合在一起，去掉重复多 余的元件，把控制液压马达的换向阀和泵的卸荷阀合并，使之一阀两用，考虑主油缸 与分配缸之间有动作顺序的要求，在两回路结合部串联单向顺序阀。再加一些其他的 辅助元件，便构成了完整的液压系统图，见下图其动作循环见表 5 表 5 电磁铁动作表 18 Tab. 5 The electro-magnet moves the tabulation 电磁铁 YA1 （泵送） YA2 （分配） YA3 （搅拌） 主油缸换向 1 0 0 分配阀换向 0 1 0 搅拌正转 0 0 1 搅拌反转 0 0 1 主油缸点动 1 0 0 分配阀点动 0 1 0 图 16 液压原理图 Fig. 16 Hydraulic pressure schematic diagram 6 液压元件的选择 6.1 液压泵的选择 6.1.1 泵送液压泵的工作压力及流量的确定 根据液压系统的实际工作压力，决定选用变量轴向柱塞泵。变量轴向柱塞泵不仅 瞬时理论流量均匀，噪声低，而且额定压力也较大，已由原来的 15MPa 增加到到 21MPa、25MPa、31.5MPa、35MPa,等多级压力，便于选用。 液压泵的工作压力 其中是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统最高压力是主油缸泵送混 max p 凝土时的进口压力，是泵到执行元件之间的管路损失，参考 max 34pMPap maxp ppp 19 10-3，取。液压泵的工作压力为：0.5pMPa 由表 2 可知，Q = 390.8L/min,取泄漏系数=1.1，算得液压泵最大流量为K L/min （11） max 1.1 390.8429.9 p qKq 根据上述计算结果查阅手册，算用规格相近的 A2V 型变量轴向柱塞泵，它的额定 压力为 35MP,排量为 28.1-225mL/r,转速为 2450r/min。 6.1.2 分配液压泵的工作压力及流量的确定 根据液压系统的实际工作压力，决定选用变量轴向柱塞泵。变量轴向柱塞泵不仅 瞬时理论流量均匀，噪声低，而且额定压力也较大，已由原来的 15MPa 增加到到 21MPa、25MPa、31.5MPa、35MPa,等多级压力，便于选用。 液压本的工作压力 其中是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统最高压力是分配油缸带动 S 阀 max p 换向时的进口压力，是泵到执行元件之间的管路损失，参考 max 19pMPap 10-3，取。液压泵的工作压力为：0.5pMPa 由表 2 可知，Q = 204L/min,取泄漏系数=1.1，算得液压泵最大流量为K L/min （12） max 1.1 204224.4 p qKq 根据上述计算结果查阅手册，算用规格相近的 CCY14-1B 型变量轴向柱塞泵，它的 额定压力为 31.5MP,排量为 10-250mL/r,转速为 1000r/min.1500r/min。 6.1.3 搅拌液压泵的工作压力及流量的确定 根据液压系统的实际工作压力，决定选用外啮合齿轮泵。外啮合齿轮泵,结构紧凑,体 积小,零件少,转速可高达 10000r/mim,运动平稳,噪声低,容积效率较高，而且额定压力 在 10MP 到 23MP 之间，便于选用。 液压本的工作压力 其中是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统最高压力是带动搅拌马达转动 max p 时的进口压力，是泵到执行元件之间的管路损失，参考 10- max 14pMPap 3，取。液压泵的工作压力为：0.5pMPa 由表 2 可知，Q = 33.8L/min,取泄漏系数=1.1，算得液压泵最大流量为K L/min （13） max 1.1 33.837.18 p qKq 根据上述计算结果查阅手册，算用规格相近的 CBN 型外啮合齿轮泵，它的额定压 (340.5)34.5 p pMPaMPa maxp ppp maxp ppp (190.5)19.5 p pMPaMPa (140.5)14.5 p pMPaMPa 20 力为 20MP,排量为 5-50mL/r,转速为 1500r/min。 6.2 电动机功率的确定 注射机在整个动作循环中，系统的压力和流量都是变化的，所需功率变化较大， 为满足整个工作循环的需要，按较大功率段来确定电动机功率。 前面的计算已知，系统工作压力为 ， 考虑泵到缸之间的管路损 失，泵供油压力应为： 取泵的总效率 ，泵的总驱动功率为 （14） 验算其他工况时，液压泵的驱动功率均小于或近于此值，查产品样本，选用 110KW 的电动机。 6.3 阀类元件的选择 选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。由于拖泵是采用双泵双回路 系统，其中泵送油路系统工作压力在 34MPa 左右，分配油路系统工作压力是 19MPa, 搅拌油路系统的工作压力是 14MPa,液压阀都选用中、高压阀。所选阀的规格型号 10 如表 6 所示 表 6 HBT 混凝土拖泵液压阀明细表 Tab. 6 Hydraulic system for the Concrete Pump of valve detailed list 序 号 名 称 实际流量/(L/min) 选用规格 1 三位四通电磁换向阀 108 4WE10D-3X/CG24N9K4 2 三位四通液动换向阀 108 4WE10E3X/CG24N9K4 3 三位四通电磁换向阀 72 4WE6E6X/EG24N9K4 4 三位四通液动换向阀 10 4WE5E6X/EG24N9K4 5 三位四通电磁换向阀 53 4WE10L3X/CG24N9K4 8 溢流阀 2.62 DBDH-6K-1X/25 9 溢流阀 2.62 EFBG-03-125 (340.5)34.5 p pMPaMPa 34 p pMPa 0.8 p 6 33 34.5 10153 106 100.8 60 10 pv p p q PKWKW 21 序 号 名 称 实际流量/(L/min) 选用规格 10 溢流阀 0.74 DF-B20K 11 液控单向阀 3.36 AY-Ha32B 6.4 液压马达的选择 前面已求得液压马达的排量为 0.56L/r,正常工作时，输出转矩 715Nm，选 SZM0.9 双斜盘轴向 柱塞式液压马达。其理论排量 0.9L/r,额定压力为 20MPa，额定转速为 80100r/min，最高转矩 3057Nm，机械效率大于 90%。 )11( 6.5 油箱的有效容积 油箱的有效容积可按下式确定 （15） p Vaq u 式中 a 为经验系数，对中压系统取 a=5.所选泵的总流量为 429L/min，液压泵每分 钟排出的压力油的体积为 0.43 ，算的油箱的有效容积为 3 m 33 5 0.432.1Vmm 6.6 油管内径计算 本系统管理较为复杂，取其主要几条（其余略） ，按式： 计算，有关 参数及计算结果列于下表 7 表 7 主要管路内径 Tab. 7 Main pipeline inside diameter 管路名称 通过流量/(L/s) 允许流速/(m/s) 管路内径/m 实际取值/m 主油泵吸油管 5.6 0.85 0.073 0.07 主油泵排油管 5.6 0.34 0.032 0.03 主油缸进油管路 5.6 0.65 0.019 0.02 主油缸出油管路 5.6 0.30 0.019 0.02 分配油泵吸油管路 3.4 0.63 0.043 0.04 分配油泵排油管路 3.4 0.32 0.024 0.02 分配油缸进油管路 3.4 0.54 0.01 0.01 分配油缸出油管路 3.4 0.32 0.01 0.01 7 液压系统性能验算 7.1 验算回路中的压力损失 本系统较为复杂，有多个液压执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大 的要算主油缸动作回路，故主要验算由泵到缸这段管路的损失。 7.1.1 验算回路中的压力损失 沿程压力损失，主要是主油缸工作时进油管路的压力损失。此管路长 5m，管内 径 0.032m，快速时通过流量 2.7L/s，选用 20 号机械系统损耗油，正常运转后油的运 动粘度，油的密度。 2 27/vmms 3 918/kg m 4 V q d u 22 油在管中的实际流速为： （16） （17） 油在管路中呈絮流动状态，其沿程阻力系统为： （18） 按式 求得沿程压力损失为： （19） 局部压力损失，局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力 损失，以及通过控制阀的局部压力损失。其中管路局部压力损失相对来说小 2 p 3 p 得多，故主要计算通过控制阀的局部压力损失。 )12( 参看图，从泵出口到缸进油口，要经过比例阀 11，电液换向阀 6 及单向顺序阀。 比例阀的额定流量为 300L/min，额定压力损失为 0.6 MPa。电液换向阀的额定流 量为 190L/min,额定压力损失 0.3MPa。单向顺序阀的额定流量为 150L/min，额定压力 损失之和为 0.2MPa。 通过各阀的局部压力损失之和为 （20） 由以上计算结果可求得快速注射时： 泵到缸之间总的压力损失为 泵出口压力为： 由计算结果看，大小泵的实际出口压力距泵的额定压力还有一定的压力裕度，所 选泵是合适的。 3 22 2.7 10 /3.36/ 0.032 44 v q um sm s d 5 3.360.032 Re39812300 2.7 10 ud v 0.25 0.3164 Re 2 1 1 2 u p d 2 1 0.56 0.316453.36918 0.03 39810.0322 10 pMPaMPa 222 3,1 44.1157.344.1162 0.6()20.3()20.2() 300190150 pMPa (0.310.680.46)MPa 1.33MPa 1 (0.031.33)1.36pMPaMPa 23 综合考虑各工况的需要，确定系统的最高工作压力为 34MPa，也就是溢流阀的调 定压力。 7.2 液压系统发热温升计算 7.2.1 计算发热功率 液压系统的功率损失全部转化为热量。按下式计算其发热功率 （21） 10r ppp 对本系统来说，是整个工作循环中双泵的平均输入功率。 1 p （22） -系统工作循环周期； t T -执行装置的工作压力； i p -执行装置的流量； i q -执行装置工作时间； i t -执行装置的总效率 具体、值如表 10-8 所示，这样，可算得双泵平均输入功率=12KW。 i p i q i t )13( 1 P 表 8 各工况双泵输入功率 Tab.8 Various operating modes double pump power input 工 况 泵工作状态 出口压力/MPa 总输入功率/KW 工作时间/s 泵 泵 正泵 + 30 76 15 反泵 + 30 76 15 油缸点动 + 20 45 3 分配换向 + 15 54 1 分配点动换向 + 12 38 1 搅拌 + 10 24 注：表中（+）表示正常正常工作， （）表示卸荷。 系统的总输出功率 式中 （23） -系统工作循环周期； t T -液压缸输出的推力； Wi F -液压缸运动的距离； i S -液压马达输出的转矩； wj T 1 1 1 z ii i i ti p qt P Tp 0 11 1 nm Wiiwjj j ij t PF STt T 24 -液压马达输出的角度； j -液压马达工作时间； j t 由前面给定参数及计算结果可知： 主油缸的外载荷为 408.2KN，行程 1.8m；分配缸的外载荷为 107.76KN，行程 0.6m； 搅拌螺杆有效功率 5KW，工作时间 15s；拖泵输出有效功率主要是以上这些。 总的发热功率为： (15.33)12.3 r PKWKW 7.2.2 计算散热功率 前面初步求得油箱的有效容积为 2.1 ，按 V=0.8abh 求得油箱各边之积； 3 m （24） 取 a 为 1.2m，b、h 分别为 1.6;1.35m 根据公式，求得油箱散热面积为： 油箱散热功率为： （25 Ctt PK A T ） 式中 油箱散热系数，查表 23.4-12，取 ; t K t K 20 16/()WmC 油温与环境温度之差，取。T 0 35TC (16 9.6 35)4.512.3 CR PKWKWPKW 由此可见，油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，管路散热是极小的，需要 另设冷却器。 )14( 7.2.3 冷却器所需冷却面积的计算 冷却面积： （26） 式中 传热系数，用管式冷却器时，取;K 20 116/()KWmC 平均温升， 。 （2 m t 7） 553 0 1 (1.4 100.351.92 100.25 1015)3 55 PKWKW 33 2.1 2.6 0.8 a b hmm 22 1.8 ()1.51.8 1.35(1.21.6)1.5 1.2 1.69.6 t Ah ababmm