节能型液压单斗挖掘机液压系统的设计_毕业设计论文.doc

毕业设计1 绪 论 1.1 设计背景及目的液压挖掘机是一种广泛用于建筑、公路、铁路、水利、采矿等建设工程的土方机械。液压挖掘机利用液压元件（液压泵、液压马达、液压缸等）带动各种构件动作，具有非常多得优点，而且只要加装不同的辅助设备即可用来抓物，钻孔，推土，清沟，破碎等作业， 是工程机械的一个重要品种，能适应各种恶劣环境状况，大大提高了工作效率，改善了人的劳动强度。为整个社会的快速发展作出了巨大的贡献。随着技术日渐成熟，国内外一些知名的工程机械制造企业发展均比较迅速。例如，国外的有日本小松、德国力士乐、ok公司等，国内有徐工集团、中联重科、三一集团、广西柳工集团、龙工集团、山河智能等企业。工程机械制造业的迅速发展不仅在专业方面做出了卓越贡献，同时也为整个社会的建筑风貌、自然救灾等方面作出了伟大的贡献。如5.12汶川大地震发生后，三一重工派出数十台挖掘机日夜兼程赶往灾区用于道路疏通，伤员抢救，以及灾后重建工作等。 我国是一个发展中国家，在辽阔的国土上正在进行大规模的经济建设，这就需要大量的土石方施工机械为其服务，而液压挖掘机是最重要的一类土石方施工机械。因此，可以肯定液压挖掘机的发展空间很大。可以预见，随着国家经济建设的不断发展，对挖掘机的需求量将逐年大幅度增长。今后几年我国液压挖掘机行业将会有一个很大的发展，其年产量将会以高于20的速度增长。从1967年到1977年间，国内通过数年坚持不懈的努力，克服了重重困难，终于有少量几种规格的液压挖掘机产品获得初步成功，当时有上海建筑机械厂的wy100；贵阳矿山机器厂的w4-60；合肥矿山机器厂的wy60；长江挖掘机厂的wy160和杭州重型机械厂的wy250等，到现在，短短的40多年，挖掘机的产量和销量有了飞跃式的提高。尤其是在十一五期间，我国内品牌的液压挖掘机发展迅速，在国内的市场占有率也快速提高，如表1。 表1.1 2006-2010年各品牌挖掘机市场占有率(%)年份2006年2007年2008年2009年2010年日系34.5336.1837.7837.7535.61韩系34.3931.9026.7625.5924.47欧美系14.9112.7911.9611.0311.62中国品牌16.1719.1323.5025.6328.30 由表可见，国内品牌的挖掘机市场占有率迅速提高。显然，挖掘机在整个工程机械行业中是产、销量增长最快的机种之一。2008年北京奥运会、2010年上海世博会、西部大开发、南水北调工程对机械设备的需求为挖掘机生产厂商提供了大量商机。另为满足国民经济发展的需要，尽快为国内市场提供产品质量好、可靠性高的液压挖掘机，改变大中型液压挖掘机长期依靠进口的被动局面当务之急是高速发展我国液压挖掘机。随之从事液压设备设计和调试工作的工程技术人员也越来越多。他们设计出了不少性能良好的液压系统；但也经常出现一些因设计时考虑不周或参数调节不当，造成系统达不到要求或不能正常工作，不得不改进设计或采取应急对策的情况。如何设计出工作可靠、构造简单、性能好、成本低、效率高、维护使用方便的液压系统，必须通过调查研究，明确多方面的要求。1.2国内外发展情况 当前，国外挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化，专用化及智能化的方向迈进。国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号，单斗液压挖掘机有以下的趋势: (1)向大型化发展的同时向微型化发展。 (2)更为普遍地采用节能技术。目前国际上采用的节能发展趋势有： 1、电液比例控制智能化； 2、柴油机电喷控制； 3、负荷传感控制将继续发展； 4、六通多路阀继续存在； 5、进一步改进阀控节能控制； 6、多功能组合； 7、可变参数控制； 8、泵发动机匹配控制将进一步“智能化”； 9、现场总线技术和嵌入式系统将大量应用。 (3)不断提高可靠性和使用寿命。 (4)工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。 (5)由内燃机驱动向混合动力驱动发展。 (6)液压系统不断改进，液压组件不断更新。 (7)应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。 (8)增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。 (9)尽可能使用先进的液压系统，如融入二次调节技术，简化管路布局。1.3论文设计内容本设计主要是恒压网络二次调节技术的液压系统。简单分析液压挖掘机的基本机构和工作原理、工况特点和工作范围；了解目前市场现有的挖机零部件的生产及技术情况，进行对比优化设计，制定出一个完整的挖机液压驱动系统，提高挖机工作性能和节约能耗为目的。以下为本次挖掘机液压系统设计的参数：如图 三一重工sy200c履带式液压挖掘机图1.1 三一重工sy200c履带式液压挖掘机表1.2 挖掘机液压系统设计的参数整机尺寸总长（运输时）9397mm总宽度2800mm总高度（运输时）2956mm上部宽度2710mm总高度（驾驶室顶部）2930mm标准履带板宽度600mm轨距2200mm最小离地间隙440mm尾部回转半径2750mm履带接地长度3260mm履带长度4064mm作业范围最大挖掘高度9305mm最大卸载高度6630mm最大挖掘深度6630mm最大垂直臂挖掘深度5980mm最大挖掘机距离9885mm最小回转半径3630mm最小回转半径时的最大高度7570mm性能参数工作质量20300kg标准铲斗容量0.83m行走高度（高/低）5.5/3.2km/h回转速度12.5rmp爬坡能力70%/35接地比压44.8kpa铲斗挖掘力138kn工作范围示意图如1.2图： 图1.2 挖掘机作业范围图1. 最大挖掘深度 2. 最大水平移动距离 3. 最大挖掘高度 4. 最大装载高度 5. 最小装载高度 6. 最大水平切削深度 7. 最大垂直挖掘深度2 液压挖掘机结构与工作原理总所周知，液压传动较机械传动有很多的优点：1) 由于驱动介质为液压油，故其传动路线可经管路弯曲多变，可节约空间，比机械传动的布局要灵活很多。2) 被驱动件能实现无级调速而且范围较广，最大传动比可达1000，并可高速逆转。3) 传动较平稳，结构简易，可减少冲击和振动。4) 操纵灵活而且省力，如汽车方向盘的控制，较以往的连杆机构省力多了。也容易自动化控制。基于以上的优点液压挖掘机逐步取代机械式挖掘机是必然的趋势。2.1 液压挖掘机结构(1) 液压挖掘机组成一般单斗液压挖掘机由两个基本组成部分，即主机和工作装置。如图2.1所示。图2.1 液压挖掘机的组成1柴油机、2-机罩、3一油箱、4-多路阀、6-回转减速器、7-回转马达、8-回转接头、9-驾驶室、10-动臂、11-动臂油缸、12-操纵台、13-边齿、14-斗齿、15-铲斗、16-斗杆油缸、17-斗杆、18-铲斗油缸、19-平衡重、 20-转台、21-行走减速器、22-行走马达、23-托链轮、24-履带、-工作装量、-上部转台、-行走机构 主机是完成挖掘机基本动作并作为驱动和操纵挖掘机进行工作的基础，其行走形式可分为履带式和轮式，可细分为行走装置、回转装置、液压系统、气压系统、电气系统和动力装置。其中动力装置、操纵机构、回转机构和辅助设备均可在回转平台上，总称上车部分，它与行走机构(又称下车部分)用回转支撑相连，平台可以围绕中央回转轴作360的全回转。工作装置根据工作性质的不同，可配备反铲、正铲、装载、起重等装置，分别完成挖掘、装载、抓取、起重、钻孔、打桩、破碎、修坡、清沟等工作。挖掘机的基本性能决定于各部分的构造、性能及其综合的效果。(2) 液压挖掘机工作循环过程首先液压挖掘机的行走回路控制马达行走至待作业区，然后调停挖掘机，并锁紧行走回路防止在作业过程中滑坡溜走等，同时也将运输土方的车停在挖掘机旁边，方便挖掘机铲满土后进行卸载。挖掘机司机扳动操纵手柄，使回转马达控制阀接通，此时回转马达带动上部平台一起转动，将铲斗转向待挖区，与此同时扳动动臂油缸换向阀，使动臂缸上端进油，动臂下降，直至铲斗接触地面，在操纵斗杆油缸和铲斗油缸的换向阀，两缸的无杆腔进油，以此复合动作提高挖掘速度，铲斗满土后，将斗杆油缸和铲斗油缸的操纵手柄拨到中位，此时铲斗缸和斗杆缸均锁紧，再将动臂缸换向阀换向，动臂缸的无杆腔进油，动臂举升，升到卸载高度位置，再将回转换向阀换向，使平台转到运土车方向，此时铲斗处在运输车上方，再操作斗杆缸使铲斗稍降，然后再控制铲斗缸将土卸载，完成后又重复上述动作，进行下一次的挖掘。2.2 液压挖掘机整机性能液压挖掘机由:动力系统、机械系统、液压系统、控制系统组成。这些组成部分的质量将直接影响到挖掘机的综合性能。(1) 动力系统动力系统是整个挖掘机动作的动力源，由于挖掘机的工况复杂，负荷大小多变，而且环境温差变化大，粉尘颗粒多，易造成污染，不变维护，此时液压挖掘机多采用柴油发动机，柴油发动机的动力可靠，功率特性曲线较硬，而且柴油价格实惠，符合工作条件恶劣，负载多变的需求，挖掘机的额定负荷与汽车、拖拉机不同，汽车和拖拉机指在最高转速下、连同机油泵、发电机等必要附件，一分钟内的最大功率；挖掘机是指在额定转速下一小时以上的额定功率。挖掘机采用车用柴油机时，最大功率指数降低。(2) 机械系统机械系统部分是实现挖掘机各种基本动作的直接执行者，其行走装置是整机的支撑机构，承受机器的全部重量和工作装置的反力，而且能使挖掘机作短途行驶。可分为履带式和轮胎式两种。上车部分可绕回转轴作回转，以实现挖掘和卸载动作的需要，包括驱动装置和回转支撑。工作装置是挖掘机完成各种动作的主要部分，可分为反铲、正铲、装载、起重等装置，相同的装置结构也可以不同，在挖掘机中应用最广范的工作装置是反铲装置。(3) 液压系统液压系统是控制各执行器运动和停止的系统，如对回转、行走及工作装置的控制都由液压传动系统完成。发动机带动主液压泵转动，产生压力油液，然后压力油液可以驱动执行器运动，但压力油的接通和切断由主换向阀来控制，多路压力油可单路驱动，也可以多路同时驱动，即形成工作装置的复合运动，在液压系统中，各子回路均有溢流阀，起到过载溢流的作用，主回路上也有主溢流，起安全保护作用，回路中还有液压变压器二次元件，可起到调速作用，以及能量回收和再利用，系统中的蓄能器可以储存回收能量也可减少冲击和振动。把各液压元件用油管有机地连接起来地组合体既是液压挖掘机地液压系统。挖掘机的液压系统有不同的类型，较典型的有：负流量控制系统、正流量控制系统、负载敏感控制系统等。本次设计采用了恒压网络二次调节系统，不同的液压系统，均可达到工作要求，但在节能方面却有所不同，主要体现在形式上、节能效率上。而且管路的布局复杂程度不一样，成本费用也不一样。(4) 控制系统在挖掘机中，对发动机转速、主油泵的排量，换向阀的换向，执行元件的速度的控制称为挖掘机的控制系统。当前，闭式的控制系统应用较广泛，可以将输出信号反馈到输入信号，从而使发动机和泵的功率更匹配，达到节能目的。此时，电子技术和计算机技术发挥了重要作用，既可实现节能又可使操作更方便，如近控，遥控等。所以其控制系统越来越先进，目前挖掘机研究重点正逐步向智能化机电液控制系统方向转移。2.3 液压挖掘机传动原理液压挖掘机采用三组液压缸使工作装置具有三个自由度，铲斗可实现有限的平面转动，加上液压马达驱动回转运动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通过行走马达驱动行走(移位)，使挖掘空间可沿水平方向得到间歇地扩大，从而满足挖掘作业的要求。液压挖掘机由柴油机驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油送给各液压执行元件(液压缸或液压马达)驱动相应的机构进行工作。液压挖掘机的工作装置采用连杆机构原理，各部分的运动通过液压缸的伸缩来实现。如图2.2所示。图2.2 反铲挖掘机工作装置1、斗杆油缸 2、动臂 3、油管 4、动臂油缸 5、铲斗 6、斗齿 7、侧齿 8、连杆 9、摇杆 10、铲斗油缸 11、斗杆 装置由铲斗5、斗杆11、动臂2、连杆8及相应的三组液压缸1、4、10组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动;而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时，接通回转马达，转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩；动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系通的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合随机的。总之，液压挖掘机是由多学科、多系统组成的有机整体，只有在系统层面上的各系统、各学科协同优化才能获取挖掘机整机的最佳性能。3 液压挖掘机工况分析及液压系统设计方案的确定要了解和设计挖掘机的液压系统，首先要分析液压挖掘机的工作过程及其作业要求，掌握各种液压作用元件动作时的流量、力和功率要求以及液压作用元件相互配合的复合动作要求和复合动作时油泵对同时作用的各液压作用元件的流量分配和功率分配。3.1 液压挖掘机的工况 挖掘机的液压系统是按照挖掘机各个机构和装置的传动要求，把各种液压组件用管路有机地连接起来的组合体。液压系统的功能是把发动机的机械能以液压油为介质，利用液压泵将机械能转变为液压能，进行传递，然后通过液压缸和液压马达等执行组件返回机械能，实现各种动作。液压挖掘机的作业过程包括下列几个间歇动作：动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走，以及其它辅助动作，它们即可以单独动作又可以复合动作。由于挖掘机的作业对象和工作条件变化较大，主机的工作有两项特殊要求：(1)实行各种主要动作时，阻力与作业速度随时变化，因此，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化；(2)为了充分利用发动机功率和缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作同时进行，即复合动作。这两项要求需要由液压系统来保证。单斗液压挖掘机一个动作循环的组成和动作的复合，包括： (1)挖掘 通常以铲斗液压缸和斗杆液压缸进行挖掘，或两者配合进行瓦解，因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。(2)满产回转 挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转液压马达使转台向卸土处，主要是动臂和回转的复合动作。(3)卸载 转到卸土点时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载，为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时，是斗杆和铲斗的复合动作，间以动臂动作。(4)返回 卸载结束，转台反向回转，动臂液压缸和斗杆液压缸配合，把空斗放在新的挖掘点，此时，是回转和动臂或斗杆的复合动作。3.2 挖掘机液压系统的设计要求单斗液压挖掘机的动作繁复，主要机构经常起动、制动、外负载变化很大，冲击和振动多，而且野外工作，温度和环境变化大，所以对液压系统的要求是多方面的。故有以下设计要求： (1)要保证挖掘机动臂、斗杆和铲斗可以各自单独动作，也可以互相配合实现复合动作。 (2)工作装置的动作和转台的回转既能单独进行，又能作复合动作，以提高挖掘机的生产率。 (3)履带式挖掘机的左、右履带分别驱动，使挖掘机行走方便、转向灵活，并且可就地转向，以提高挖掘机的灵活性。 (4)保证挖掘机的一切动作可逆，且无级变速。 (5)保证挖掘机工作安全可靠，且各执行元件（液压缸、液压马达等）有良好的过载保护；回转机构和行走装置有可靠的制动和限速；防止动臂因自重而快带下降和整机超速溜坡。3.3 液压系统方案的论证 目前有关挖掘机的主流液压控制系统主要有负流量控制、正流量控制和负载敏感控制等几种控制技术。第一种负流量控制技术发展历史久远，技术非常成熟。在挖掘机市场份额中，具有这三种控制系统的挖掘机各占一定比例，与此同时它们也有各自适用的场合。但是在节能方式上它们的节能效率不高。针对节能效率不高的这个缺陷，本文现提出一种基于恒压网络二次调节技术的挖掘机液压系统的设计方案，下面就这几种节能控制方案分别进行分析。1.负流量控制系统出现于20世纪70年代末期，其控制原理为：当主回路的多路换向阀（即主换向阀）处于中位时，执行元件不工作，主液压泵处于卸荷状态，此时在主回路接入一个节流阀，油液通过节流口产生一个压差，利用节流阀两端口的压力差来作为主液压泵流量的一个反馈信号，显然当卸荷时，节流阀的背压近似为零，由于主泵流量全部卸荷，此时节流阀的进口压力会达到最大值，则可反馈到主泵的流量控制机构，使主泵的排量自动减少到最小，可以达到节能的目的，主要是可以减少主阀在中位时主泵的流量损耗，主泵的输出流量通过操作者对节流口面积改变而控制，按需求供应流量，节约了泵的空载损失，减少了溢流损失和系统发热，减少发动机的功率，意义重大。由于节流口的压差与主泵的流量成负线性关系，故称为负流量控制，负流量控制系统的原理如图3.1。 图3.1 负流量控制系统原理图 优点：发展历史悠久，技术非常较成熟，应用较广泛。但存在以下缺陷：六通多路阀死区较大、调速范围有限、响应时间较长、流量波动较大、可操作性差、节能效果有待加强等。2. 正流量控制系统出现在20世纪80年代，它主要是用容积调速取代定流量系统中的节流调速，其调速效率更高。如图3.2所示。图3.2 液压挖掘机正流量控制系统原理图 在正流量控制系统中泵排量直接由先导压力控制，在工作过程中，先导压力的增加，泵排量也相应随着增加。操纵两个液压油缸可以由操纵手柄来完成，引出的先导液压信号一方面控制两个六通多路阀，另一方面通过梭阀组将最大先导压力挑选出来，以此来控制泵排量，使液压泵输出流量与多路阀工作口的开度成正比。当手柄无操作时，先导操纵信号压力为零，相应泵排量也为零，有效地消除了空流损耗；当手柄开始操作时，先导压力上升，控制泵排量增加。在这一控制过程中，依旧需要多路阀的旁路节流作用来克服负载压力，使泵输出压力升高。由于系统只输出与先导操纵压力相匹配的流量，以此来减少旁路节流损耗，达到良好的节能效果。相对于负流量控制系统，正流量控制系统的响应时间更短、流量波动更小、可操作性更好、系统的可靠性更高等。但正流量系统的构造复杂，花费成本较高，同时由于依然存在节流损失，故节流效率还有待得到进一步提高。 采用这种液压系统国外比较典型的一种产品是日立建机生产的ex400液压挖掘机，国内产品中比较典型的有四川长江挖掘机厂生产的wy403型全液压挖掘机和广西玉柴工程机械有限公司出产的wy20-yc液压挖掘。3.负载敏感控制系统出现于20世纪90年代后，并且被广泛地应用在中小型挖掘机上，节能效果非常显著。它在各执行机构同时工作时，流量供给只由操纵手柄的开度来决定，而与负荷大小无关，使得工作的可操作性变得很强，如图3.3所示。图3.3 负载敏感控制原理 负载敏感控制的基本原理可以解释为，节流孔的流量q是开口面积a和压差p的函数，若p保持不变，流量q不受负荷变化的影响，且只与开口面积有关， 负载敏感控制系统利用将负载压力反馈到压力补偿阀的方法即可实现p=常数。压力补偿阀的工作原理如下式：弹簧力决定了在节流孔a1处的压差p恒定不变。进入执行元件的流量q正比于节流孔面积，多余流量通过压力补偿阀直接返回油箱，从而保证p恒定不变。传统的负荷传感阀一般都匹配有相应的压力补偿器，使每一个阀口上的压力都保持定值。当泵的供油能力达到饱和状态时，负传感功能将会失效。最高负载回路上的执行元件速度将会逐渐降低，直至运动停止，使挖掘机动作失去协调性。然而在多路阀上采用流量分配型的压力补偿原理，将压力补偿阀设在多路阀的下游，各执行元件中的最高压力信号被传递给所有压力补偿阀和液压泵，上述问题将可以得到解决，如图3.4所示。图7 流量分配型压力补偿原理最高负载压力信号被当作为比例控制信号传递给所有的压力补偿阀，使全部的多路阀的输出压力都不能超过最高负载压力，而负荷传感控制器亦在最高负载压力的作用下控制液压泵的排量，使泵输出的压力值比最高负载压力高出一定值。那么，全部的多路阀阀口上的压力差就可以调节在同一个值。即便泵输出流量不够，不能保持多路阀阀口上正常的负荷传感压差，但在溢流压力补偿阀的作用下，仍可以让全部多路阀阀口上的压差继续保持一致。此时，尽管执行器的工作速度会降低，但由于全部阀口上的压差保持一致，各执行器的工作速度之间的比例关系可保持不变，故可保证挖掘机动作的准确性。较典型的产品有linde公司的vw系列同步阀和rexroth公司的ludv阀。采用该技术的公司还有韩国大宇、小松公司等。现在国内也能够生产这种液压系统的挖掘机，如合肥日立公司生产的ex系列挖掘机。 此处省略nnnnnnnnnnnn字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩4.恒压网络二次调节系统是20世纪80年代初提出的一种压力偶联系统。这种系统的主要优势在于节能效果好，节能原因有两点：一方面采用了二次调节技术，可以很好地回收势能和制动能等，然后再释放利用，可控性较好。另一方面仅通过调节液压变压器就可以控制执行元件的速度，关键是无节流损失地调节执行元件的速度，减少系统发热量，也减少了发动机的油耗。发展前景非常广泛。其基本组成为负载、二次元件及动力源、高压油路和低压油路构成的恒压网络和蓄能器，如图3.5所示 图3.5 恒压网络二次调节系统的基本组成 恒压网络二次调节系统在国外很早就已经提出来了，大约在20世纪80年代，而国内研究的比较晚，且进展也不乐观，主要体现在变压比的范围过窄，一般在1-1.2倍，连续可调，最好的变压比为12倍，连续可调，而在工程机械领域应该要求的变压比为1-4倍，国内研究的变压器调节范围过窄的主要原因为配流盘上的三个油口的位置不太理想，三个油槽的大小相同，且为120度等间距分布，这种变压比范围过窄的情况有待改善。由于液压变压器有如此强大的潜能，故对它的研究非常有意义，虽然还有些不足，但已经应用在一些领域了，比如卷扬机上、汽车上、船舶机械上、甚至是工程机械中。图3.6为恒压网络二次调节技术在液压挖掘机上的应用。 图3.6 挖掘机恒压网络二次调节液压系统原理图1. 过滤器；2.低压定量叶片泵；3.单向阀；4.高压恒压柱塞变量泵；5。二位四通换向阀；6.新型液压变压器；7.蓄能器；8.二位二通换向阀；9.缓冲限压阀；10.液压缸；11.回转马达；12.左行走马达；13.压力阀；14.三位四通换向阀；15.右行走马达；16溢流阀；17.油温表;18.液位计；19.压力表；20.风冷马达；21.球阀；22.二位二通电磁阀。其实国内应用最多的是负载敏感系统，其技术也比较成熟，在二次调节技术出现之前，负载敏感系统算是比较先进了，但其在控制速度方面始终有节流、溢流损失，在原理上比二次调节系统要差，此系统中液压变压器是核心元件，但其要发挥回收势能和制动能时，需要蓄能器和电磁换向阀的配合，应用二次调节后主要有以下优点： 1)液压变压器的输出压力可高于进口压力也可低于进口压力，负载口与低压油口分别接液压缸的两腔，两腔压差范围可以很大，而且由于背压腔有低压油的压力，可减少液压缸的冲击。 2)动臂缸下降时的势能、回转装置、行走装置的制动均能被系统回收和再利用，可控性较好，达到了节能减排的目的了。 3)在高压网络上，各执行器独立工作，互补干扰，使得液压管路布局明了、简单。 4)通过调节液压变压器配流盘的角度即可控制执行器的速度，理论上无节流损失，减少系统发热量。基于以上优点本次设计采用了恒压网络二次调节技术的节能型液压系统。4 液压二次调节技术4.1 基本概念二次调节系统是由恒压力源、变量马达和蓄能器组成的控制系统。由于它没有节流损失和溢流损失的缺陷，发展前景非常广泛。 (1)一次调节，由原动机到压力油产生的过程称为一次调节。 (2)二次调节，在恒压力源网络中，对液压马达（有时为液压泵）进行控制称为二次调节。4.2 二次调节系统的原理 液压变压器是由两个液压单元同轴连接组成的。它具有三个端口，其中两个液压单元角色互异：被进入高压油驱动的一端为液压马达，则另一端为液压泵。如图4.1所示为液压变压器控制液压缸装置。图4.1 二次调节系统由图10可知，单元1被恒压网络的高压油驱动，此时它为液压马达，单元2就是液压泵，如果忽略摩擦损失，则单元2的输入转矩等于单元1的输出转矩，在液压马达的带动下液压泵产生压力油，然后由驱动液压缸。其流量和压力关系推导如下，液压单元1和2的排量分别为、，转轴的转矩为t（nm）,则由能量守恒有：由于同轴，转速n相同，为定值，液压单元2为定量马达，即也为定值,所以： 变压比为两者的排量的反比，在回路中，通过调节单元1的排量就可以调节输出压力了，而且在无节流损失的条件下可对压力进行无级调节，此变压器为传统型的，也有两单元均为排量可调的，那么变压比的范围就更宽些，更适用于工程机械中，当前，国内研究的液压变压器调压比为0-2倍，而在工程机械中的应用应达到0-4倍。4.2.1 液压变压器的发展史在20世纪50年代就有美国专利对液压变压器进行阐述，一直到80年代，其在结构上没有本质的改变，一直是采用轴向柱塞泵和马达刚性连接构成，体积较大，较笨重，称之为传统型液压变压器，该种变压器的变压比为可调的，还有一种液压缸变压器，将两缸活塞杆刚性连接，利用两缸活塞面积不等，可产生不同的压力，其实就是增压缸，但它的变压比为固定值。直到1997年，由荷兰的innas公司发明了新型液压变压器，它是将马达单元和泵单元的功能集合在一起，其主要办法是在配流盘上加工出等间距的三个腰形槽，分别为负载口、高压口、低压口。结构比以前简单，正反转敏捷，可控性好。图4.2为液压变压器的简图。 图4.2 液压变压器的简图为高压油口，为负载口，为低压油口，但是这三个口均可以进出油，所以液压变压器可正反转，进而具有工作四象限特性。图4.3为液压变压器的实物图。图4.3 新型变压器的实物图 由图可知其结构是斜轴式轴向柱塞泵式的，只是配流盘加工出了等间距的三个配油槽，而且配流盘由操纵手柄带动小齿轮对配流盘进行角度的调节，从而改变变压比的大小，改变配流盘角度的方式除手动式的还有伺服控制式的，伺服控制易实现自动化。4.2.2 液压变压器三端口的流量关系图4.4为液压变压器配油盘三槽口的分布图，在此体现了新型变压器与传统液压变压器的区别。 图4.4 新型液压变压器配油盘三槽口的布局图 由图知、分别为三槽口的吸、排油角度。而且=，由能量守恒可知 (a)其中、分别为a、b、t三口的流量，、分别为三口的压力，为总能量的损失，取绝对值。有（a）式可推出变压器比： (b)由此可以推导三槽口流量方程如下： (c) 其中：是配油盘调节角度，它是a槽中心与下死点d之间的夹角，s是柱塞横截面积，r是液压变压器输入轴的半径，z为柱塞个数，一般，n为变压器的转速，为斜轴的倾角。联合(c)和(b)两式，可求得变压比的具体表达式： (d) 由(d)中可知，如果不考虑能量损失，在结构固定后，亦为固定值，所以变压器的输出压力只为控制角的函数，改变的大小，可以输出不同的压力，其工作原理由此而来。4.3 二次调节系统在工程机械中的应用 随着二次调节技术的发展和成熟，其逐渐被应用在卷扬机械、汽车、船舶机械，甚至是工程机械领域中。图4.5为二次调节系统在工程机械中的应用图4.5 二次调节系统在工程机械中的应用 很显然在该系统中，悬臂缸、吊杆缸、铲斗缸、摆吊缸、动杆缸、车轮马达等执行元件的速度直接由各自的液压变压器来控制，在受负负载时，各液压变压器反转，将能量储存在蓄能器，以备再利用。较目前采用的节流阀控制速度系统先进一些，无节流损失，减少了系统的发热量，可提高液压元件的使用寿命。而且整个系统的油路布局简单多了，也便于维修和保养。4.4 液压变压器工作的四象限在机械运动中，很多时候机械构件都会产生负载荷，即可向系统反馈能量的载荷，由负载荷驱动的形式叫负载驱动。常见的有挖掘机、泵车的动臂下降势能、飞轮的惯性能、卷扬产生的负载荷、回转装置和行走装置的制动能等。液压变压器的工作四象限表现在能量回收和再利用，而且在控制负载时较连续，可逆性好，可控性好。此过程中,液压变压器为能量形式转换的核心元件,液压变压器在进行驱动负载和负载驱动情况下,液压变压器的端口a、b可分别作为“液压马达-液压泵”工况和“液压泵-液压马达”工况。4.4.1 液压变压器工作四象限的动力学分析以图4.6为例说明，该负载为液压缸，即直线式负载，液压缸的两腔采用差动连接，下面分别以负载上升和下降的工况来分析液压变压器的四象限特性，缸体固定，活塞往返运动，不考虑泄露和沿程、局部压力的损失。 图4.6 液压变压器驱动液压缸上升工况(一)负载上升工况：对液压缸进行受力分析可得: pba2-paa1-mg-ff = ma (1)而液压缸上下腔的流量关系为： qce =(a1/a2)qb (2)如图4.7所示，液压缸的上升情况可分为三个阶段.阶段一为0t1,液压缸加速上升即a0,由(1)式可得 pb(paa1+mg)/a2 (3)从(2)、(3)以及(1)式可得 qaqce+(mg/paa2 )qb (4)图4.7 液压缸工况图表4.1 各端口吸、排油情况0t1时段当a0时t1t2时段当a=0时t2t3时段当-ga0时qa=qc+qceqa=qc+qceqa=qc+qce蓄能器和液压网络供油蓄能器和液压网络供油蓄能器和液压网络供油当pb/pa1时，qaqb当pb/pa1时，qaqb当pb/pa1时, qa1时，qaqb当pb/pa1时，qaqb当pb/pa1时，qaqbt端排油，qt=qa-qbt端排油，qt=qa-qbt端排油，qt=qa-qbt2-t3时段，当a-g时t端补油，qt=qb-qapb/pa1qc=qce-qa（负载拖动）蓄能器回油，回收势能qaqb(二) 液压缸下降工况：液压缸下降工况如图4.8所示. 对液压缸进行受力分析可知: paa1+mg-pba2-ff =ma (8)图4.8 液压变压器驱动液压缸下降工况表4.2 各端口吸、排油情况t3t4时段t4t5时段t5t6时段当0ag时当a=0时当a0qc=qa-qceqc=qa-qceqc=qa-qce蓄能器回油，回收势能蓄能器回油，回收势能蓄能器回油，回收势能当pb/pa1时当pb/pa1时当pb/pa1时当pb/pa1时当pb/pa1时t端补油，qt=qa-qbt端补油，qt=qa-qbt端补油，qt=qa-qb当ag时qc=qce-qa蓄能器和液压网络供油t端排油，qt=qb-qa4.4.2 液压变压器四象限工作特性分析 下面用表格分类的形式来说明液压变压器的四象限特性，如表4.3。记每个端口的流量q0,表示吸油，q0,变压器受到的合力矩记为。 表4.3 变压器四象限特性分析表第象限负载加速、匀速、减速上升驱动负载第象限负载减速上升 负负载第象限负载加速下降驱动负载第象限负载匀速、减速、加速下降负负载 图4.9为液压变压器的工作四象限示意图图4.9 液压变压器四象限工作示意图5 挖掘机液压系统的设计5.1 确定油缸所受的作用力5.1.1 铲斗油缸作用力的确定反铲装置在作业过程中，当以转斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗缸设计的依据。初步设计时按额定斗容及工作条件（土壤级别），参考有关资料可初选斗齿最大挖掘力（最大挖掘力为），并按反铲最重要的工作位置,即最大挖掘深度时能保证具有最大挖掘力来分析确定铲斗油缸的工作力。图5.1 铲斗缸受力分析图 如5.1图所示。为简单起见，可以忽略斗和土的质量，并且忽略了各构件质量及连杆机构效率影响因素，此时铲斗油缸作用力为在忽略斗和土的质量、各构件质量及连杆机构效率影响下铲斗油缸作用力为 (5-1) 式中 铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰点的力臂(此位置为摇臂长度)，m 对铲斗与斗杆铰点c的力臂，m。此时斗杆油缸处于闭锁状态，斗杆油缸闭锁力应满足 (5-2)式中 斗杆油缸闭锁力对斗杆与动臂铰点的力臂，m； 对斗杆与动臂铰点b的力臂，m； 对斗杆与动臂铰点b的力臂，m； 挖掘阻力的法向分力，取。动臂油缸闭锁力应满足 (5-3)式中 动臂油缸闭锁力对铰点a的力臂，m； 对动臂下铰点a的力臂，m； 对铰点a的力臂，m；通过挖掘机工作范围图测得：=430mm，=430mm，=rd=1300mm，=3900mm，=650mm，=330mm，=6300mm，=4600mm，已知。将以上数据带入公式中得到： 由动臂缸有两个油缸同时作用，则每个缸闭锁力 表5.1 根据缸的应用类型来初选系统工作压力设备类型精加工机床组合机床拉床农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、重型机械、大中型挖掘机、起重运输机械工作压力p/mpa0.8-23-55-101-16 根据表5.1取工作装置液压系统工作压力位35mpa，忽略缸的背压力，以下情况相同，则可知铲斗油缸直径为 同理，在考虑油缸憋压为1.2倍工作压力下，可分别得到在此位置工况下斗杆油缸和动臂油缸直径应满足的条件为 5.1.2 斗杆油缸作用力的确定当挖掘机以斗杆挖掘时，其最大挖掘力则由斗杆油缸来保证。斗杆油缸最大作用力位置为动臂下放到最低位置，斗杆缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，即对斗杆产生最大作用力矩，并使斗齿尖和铰点b、c在一条直线上，如图5.2所示。 图5.2 斗杆缸受力分析图与前面推导铲斗油缸作用力一样，忽略各构件及斗中土壤质量和连杆机构效率影响因素，此时斗杆油缸作用力为 (5-4)而铲斗油缸及动臂油缸处于闭锁状态，所以铲斗油缸闭锁力应满足 (5-5) 动臂缸闭锁力应满足 (5-6) 动臂缸有两个，则每个缸闭锁力测得=570mm，=650mm；=1370mm，=3900mm， =342.5mm，=3881.6mm，=4795m。则有: 取工作装置液压系统工作压力位35mpa，则可知斗杆油缸直径为 同理，在考虑油缸憋压为1.2倍工作压力下，可分别得到在此位置工况下铲斗油缸和动臂油缸直径应满足的条件为: 5.1.3 动臂油缸作用力的确定动臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升铲斗内装满土壤的工作装置至最大卸载距离位置进行卸载来确定，其计算简图如5.3所示，此时动臂油缸作用力为 (5-7)式中：图5.3 动臂油缸受力分析图铲斗及其装载土壤的的重力，n； 斗杆所受重力，n； 动臂所受重力，n； 铲斗质心到动臂下铰点a的水平距离，m； 斗杆质心到动臂下铰点a的水平距离，m； 动臂质心到动臂下铰点a的水平距离，m。通过挖掘机工作范围图测得：=6200mm，=4550mm，=1630mm，=540mm。由solidworks软件做出工作装置各部件的三维模型，钢板厚度取15mm时，利用其“分析模型质量属性”进行分析可以得到各部件的重量，得到铲斗：1000kg、斗杆：1500kg、动臂：3000kg。取iii级土壤干黄土密度为，而铲斗容量则有：每个缸的闭锁力为：取工作装置液压系统工作压力位35mpa，则可知铲斗油缸直径为 综合铲斗缸、斗杆缸和动臂缸的受力分析，计算得到三者的油缸直径分别为；。参照液压元件手册-（机械工业出版社）圆整后，选取；。5.2 各油缸尺寸的确定 由上述求出三缸直径分别为；。又挖掘机液压缸均为单活塞杆液压缸，其原理图5.4所示图5.4 液压缸原理图 表5.2 液压缸工作压力与活塞杆直径关系 工作压力 d/d 根据表6显然易见取活塞杆直径与液压缸内径之比为0.7，即d/d=0.7。则 ；选标准值为90mm ；选标准值为125mm ；刚好为标准值以上选值根据为液压元件手册表2-5-1。5.2.1 铲斗油缸尺寸的计算根据教材液压与气压传动的第四