吨自卸车液压举升机构优化设计.doc

摘要15吨自卸车液压举升机构优化设计The optimization design of 15 tons dump truck hydraulic pressure act rises organization专 业： 学 生： 指 导 教 师： 2年月10日I- -摘要摘要随着我国交通运输事业的飞跃发展，液压系统已经在各个领域得到愈来愈广泛的应用。为了实现卸货的机械化，从而减轻劳动强度、提高效率，便于卸货，许多农用运输汽车都设有专门的液压自卸系统，但是传统的液压举升系统仍然存在一些缺陷与不足：（1）选用多级伸缩缸，只能够适用在车厢倾角小于45度的场合；（2）为单作用单杆活塞缸，需要靠车的自重来回程；（3）当车厢的倾角达到60到70时，则不能实现自由回程。本文主要对自卸汽车液压举升机构进一步改进与完善，自卸车采用的油泵、油缸、液压阀等液压系统元件均为高度标准化、系统化与通用化，是由专业化液压件厂集中生产供应，因此自卸车优化设计只需进行液压元件选型计算，在传统的液压系统的基础上，增加一个双向锁紧回路，并用双作用单杆活塞代替单作用单杆活塞，避免只靠自重实现回程的问题，可实现车厢较大倾角倾斜，方便自卸货物，并且精确度高。通过一系列的设计计算与校核，证明改进后的方案确实可行，在工程上具有更大的应用价值。关键词自卸车 液压系统 油缸 油泵AbstractWith the quick development of our country traffic transportion, hydraulic pressure system application already has got broader and broader in each fields. In order to make the mechanization discharging cargo come true, thereby hydraulic pressure system can reduce labour intensity, inprove the speed, easy to discharge cargo.Hydraulic pressure self-discharging system was set up in lots of agriculture transportation automobile. But there are still a few defects and deficiency exist in the traditional hydraulic pressure litre system. Frist: it adopts multi-level telescopic cylinders, which only is applied in the compartment angle less than 45 degrees occasions; Second: Single cylinder piston rod needs to depend on the weight of vehicles to return; Third: When the vehicle reached the angle from 60 to 70, it is free to return can not be achieved.This artice mainly studies to improve and perfect the dump truck hydraulic pressure. The oil pump, oil jar, hydraulic valve and so on which adopted in the dumper are altitude normalizing, systematization without exception and are applied or used universally-rization. They are document supplied by the factory of professionalization hydraulic pressure. So the designing of the dumper only require to elect the component and carry out of the hydraulic pressure. On the basis of the traditional hydraulic pressure,the new design is increased a two-way locking, and used double effect one pole to take the place of the one effect one pole .Those can avoid the problem which may realize the return trip only by the self-respect, realize the convenient to discharg of the goods by itself with big dip angles and the precision heigh. Through a lot of calculating and proofreading, the design of the improvement is proved to indeed feasible and has bigger application value on the project.Keywords Dumper Hydraulic pressure system Oil jar Oil pump不要删除行尾的分节符，此行不会被打印III- -目录目录摘要IAbstractII1绪论11.1课题来源11.1.1液压举升系统的使用要求11.2 国内外发展状况21.2.1 国内发展概况21.2.2国外发展概况21.3改进的实际意义22液压系统方案确定32.1举升机构液压系统改进方案及特性分析32.2整车性能参数的选择42.2.1参数的确定42.2.2 质量参数的确定52.2.3 最大举升角的确定52.2.4举升时间的确定53举升机构的设计63.1举升机构的类型及选择63.1.1直推式63.1.2油缸与杆系组合式63.2 T式举升机构的运动与受力分析及参数选择563.2.1作图法63.2.2计算举升最大阻力矩83.2.3举升合力83.2.4油缸最大举升推力83.2.5拉杆最大拉力93.3液压缸的设计计算93.3.1缸筒材料选择93.3.2油缸的内径计算93.3.3 活塞杆直径的计算93.3.4 油缸外径的确定93.3.5缸筒壁厚93.3.6活塞杆强度的校核103.3.7 刚度校核103.3.8缸筒壁厚的校核103.3.9液压缸缸底厚度计算113.3.10密封件的选用113.3.11缸筒的长度123.3.15钢盖厚度计算123.3.16连接计算133.4 油泵的选型计算153.4.1计算压力损失153.4.2油泵的工作压力：173.4.3油泵的理论流量173.4.4由选定的油泵计算油泵的工作功率183.5辅助件的计算193.5.1油箱的容积与油管的内径计算193.5.2油液温升验算203.5.3单向阀的选用213.5.4 换向阀的选用214液压系统总体布置方案224.1液压系统结构布置22结论23参考文献24致谢25千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行北华大学本科毕业设计（论文）1绪论1.1课题来源选择二类底盘，举升力F=15t；货厢的倾斜角为5055，在其基础上确定结构类型及总体构造。完成液压举升机构的总体结构设计和计算，进行主要结构和零件的受力分析和强度校核，相应的标准件。液压系统已经在各个领域得到愈来愈广泛的应用，为减轻劳动强度，提高劳动效率，便于卸货，许多的自卸车辆都设有专门液压自卸系统，以使其在工程上具有更大的应用价值。1.1.1液压举升系统的使用要求（1）举倾车厢卸货时，首先将变速杆置于空挡位置，拉紧手制动，车停稳后举升或者卸货。（2）在举倾车厢卸货时，首先加大油门，将操纵手柄置于上升位置，顶起车厢，实现自卸。当货厢举升角为最大时，在控制阀没有自动回位机构的情况下，操纵手柄不宜长时间停留在上升位置，以免液压系统长时间处于高压状态。卸完货后，将手柄置于下降位置，待货厢完全落下后，再将手柄扳回中立位置。（3）连杆复合式举倾机构举倾时，踏下离合器，将操纵手柄向后拉到上升位置，然后慢慢松开离合器踏板，液压泵随之转动，加大油门，车厢举升倾卸。在整个过程中不可快放离合器踏板，操纵手柄向前推，液压泵停止工作，车厢复位。（4）因保养、维修需使车厢长时间处于举升状态时必须将支撑杆撑起，确保安全。（5）严禁在行驶过程中扳动操纵手柄。（6）严格按规定添加液压油，并严格保证用油清洁，及时更换和按规定清洗滤网。（7）经常检查各个液压元件有无渗漏现象，液压油温度应在5-80摄氏度范围内。（8）液压系统一般不得随便拆卸，更换密封圈或排除渗油故障时，零部件拆下后应将各管头接头用干净的布包好堵住，预防脏物进入管道。（9）清洗农用运输车时，注意贮油箱不要进水1。1.2 国内外发展状况1.2.1 国内发展概况我国的液压举升机构的设计发展起步比较晚，目前国内自卸汽车基本不采用传统举升机构。从七十年代到现在历经30多年的发展，再结合引进国外的先进技术，我们也设计出了优良的液压举升系统。就15吨自卸车液压举升机构今后的发展趋势而言，其一定朝着安全可靠、质量性能稳定，加工工艺精良，返修率低，使用寿命较长的方向发展。1.2.2国外发展概况在国外，15吨液压举升机构已由原来的单作用活塞缸发展到现在的操作灵活、自动化程度高，既可减轻劳动强度又可提高工作效率的双作用活塞缸，并增加了一个双向锁紧回路。其研究成果已经成熟定型。1.3改进的实际意义由指导老师指定，对15 吨自卸车液压举升机构进行优化设计。通过本次毕业设计，使本人进一步学习并综合利用所掌握的机械设计与制造、专用汽车等知识，获得机械设计的过程、方法的基本训练，获得从事机械设计及运用计算机进行计算。同时通过完成本设计，掌握设计的基本理论知识，掌握设计规律和基本设计原则，掌握设计的方法、步骤；培养自身的独立思考、独立分析问题、独立发现问题及独立解决问题的能力；提高自身的文献检索、调查研究、书面以及口头表达等方面的能力，提高自身的计算机绘图能力。而且液压举升机构的优化设计又具有很深的社会意义，能够适应现代化的发展，解决一些传统液压举升机构面临的难题，具有重要的使用价值。2液压系统方案确定2.1举升机构液压系统改进方案及特性分析根据设计任务书的要求，经过调查研究后，通过对各种不同类型的液压举升机构的分析评比确定以下总体设计方案。传统的举升机构的液压系统见下图2：图1-1传统的液压系统原理图1油箱 2单向定量液压泵 3开关阀 4单作用液压缸 5安全阀 6电磁阀其工作原理如下： （1）液压泵2由发动机驱动，当电磁阀6失电时，阀关闭，来自泵2的油不经过阀3而直接进入举升缸4，使举升缸4中活塞杆伸出，顶起车厢进行卸货。缸4也随举升过程而变得倾斜。当开关阀3打开时，来自泵2的油通过阀3回油箱1中，车厢靠自重下降，举升缸排出的油也经过阀3与油箱相通。整个系统具有动作可靠、结构简单等优点。（2）当车厢过载或系统压力突然升高时，安全阀5开启，使高压油溢流返回油箱，防止系统过载。（3）当车厢举升到设计所要求的翻转角度时，举升缸的倾斜角触动限位开关，使电磁阀6得电，阀门开启，高压腔与低压腔相通，泵2的来油经电磁阀6返回油箱而不再举升缸内供油，举升缸停止伸长而达到限位目的。传统的液压缸存在一些不足：（1）选用多级伸缩缸，只能够适用在车厢倾角小于45度的场合；（2）为单作用单杆活塞缸，需要靠车的自重来回程；（3）当车厢的倾角达到60到70时，则不能实现自由回程。对于传统的一些不足进行一些改进，改进后的液压系统见图21。在原系统基础上用双作用活塞缸代替单作用单杆活塞缸，增加了1个双向锁紧回路。其工作原理是：当换向阀左位接入时，压力油经左边液控单向阀进入液压左腔，同时通过控制口打开右边液控单向阀，使液压缸右腔的回油可经过右边液控单向阀及换向阀流回油箱，活塞向右运动（即举升运动）。反之，则活塞向左运动（即下降运动）。运动到需要停留的位置时，使换向阀处于中位，因为阀的中位为H型机能（Y机能也可以），因而两个液控单向阀均关闭，活塞双向锁紧。使液压缸能在任何位置上停留，且停留后不会因为外力作用而移动位置。系统经过改进后，避免了只靠自重实现回程的问题，可以实现车厢较大倾角的倾斜，方便自卸货物，改进后的系统回路由于液控单向阀的密封性好，泄漏少，锁紧精度主要取决于液压缸的泄漏，精度高，被广泛的应用于起重运输机械等有锁紧要求的场合，具有很高的实用价值。图2-1改进后的液压原理图1 油箱 2单向定量液压泵 3安全阀 4电磁换向阀 5液控单向阀 6双作用活塞缸2.2整车性能参数的选择2.2.1参数的确定选择二类底盘的部分参数如下：箱体尺寸 650024002400 mm外型尺寸 945024903800 mm吊装或吊卸时间 t 60s倾翻角度 502装载总质量 15t车厢外伸 400mm2.2.2 质量参数的确定自卸车质量参数包括最大装载质量、整备质量、厂定最大总质量、质量利用系数等。厂定最大装载质量Me：根据用途，使用条件以及所选用底盘允许承载能力。本次设计取Me=15000kg.图32 普通矩形车厢 车厢的材料：60%-75%为钢铁材料（15%-20%为合金高强度钢），铝合金为5%-10%，其他的一些材料为10%-20%。由材料的比例确定混合密度为1.7g/cm3。再根据车厢的尺寸650024002400 mm计算车厢实体体积为1.5 m。最后确定车厢的重量为2.55t。2.2.3 最大举升角的确定车厢最大举升角是自卸车一个十分重要的指标，它直接影响倾卸的效果。在确定这一指标时，应根据不同的车厢结构，不同的使用场所以及所倾卸的货物安息角去考虑。此次设计去最大举升角为50。2.2.4举升时间的确定举升时间的长短直接直接影响自卸车的工作效率，目前国内外自卸车的举升时间一般都在小于60s，此此设计举升时间为60s。3举升机构的设计3.1举升机构的类型及选择按照举升油缸与车厢的连接方式分两大类：油缸直推式和油缸与连杆组合式两大类。3.1.1直推式直推式按照油缸与车厢连接点的位置分前置式和中置式。按举升油缸的级数分为单级与多级。按照油缸数目分单缸与双缸。中置双缸直推式举升机构布置简单、结构紧凑、油缸行程小、举升效率高、举升稳定行好，但举升时横向刚度较差4。前置多级单缸举升机构具有举升力小、油缸行程大、举升时横向刚度好特点。3.1.2油缸与杆系组合式一般由三角臂、副车架和车厢构成的连杆机构与油缸组合而成。此类举升机构具有举升平顺、举升刚度好、使油缸行程成倍缩小。可采用结构简单、密封行好、易于加工的单缸。因而广泛用于现代中、轻型自卸车上。其中以T式和D式最为常见。T式为油缸前推连杆组合式，D式为油缸后推连杆组合式。比较直推式与连杆组合式的优缺点，直推式有设计上易于布置和整车重心易于降低等优点，而且设计计算较为简单。但一般直推式需要多级缸，而多级缸油缸制造工艺较复杂、制造成本较高。使用中油封密封问题较多。油缸与杆系组合式，油缸为单级，制造工艺相对简单。这种机构经过优化选择可以获得理想油压特性曲线，而且前推式又具有省力、稳定性好、车厢骨架受力小等优点。因此，本次设计选择T式举升机构。3.2 T式举升机构的运动与受力分析及参数选择53.2.1作图法3.2.1.1初定原始参数厂家最大装载质量ma=15000kg.最大举升角度为50初定三角臂三边长度a、b、c及拉杆长度d，既要考虑三角臂对运动的放大作用，又要适当控制活塞杆行程，因此，确定三角臂三边之比例关系约为a;b:c=1.5:3:4.具体到本例a:b:c=260:800:990,d=2000mm.3.2.1.2建立坐标系XOY通常将货厢翻转中心O选在靠近后悬架支点上方附近，将中心在大梁上平面内的投影0取作坐标系原点。X轴沿大梁上平面并指向汽车前进方向。3.2.1.3确定三角臂与货厢的连接点A的坐标(XA,YA)选取主要考虑三角臂合适的布置空间，避免三角臂最前端点B与变速器及取力器总成可能发生的干涉。在此前提下，尽可能选取较大的值。只要不与货厢底部产生干涉。因此选取A点坐标为(3390,300)。3.2.1.4确定油缸固定铰支点E及拉杆固定铰支点D的坐标（。E、D两点坐标决定油缸的作用力F及拉杆作用力的作用线位置。确定原则是在铰支点安装结构允许的前提下，尽可能拉开该两支点间距离，从而尽可能使（角减小。以使F形成更大的合力R，经反复画图，计算。初步确定D、E两点的坐标为（2300，275）（2700，80）。3.2.1.5确定油缸行程L油缸行程为举升最高位置油缸长度与原始位置油缸长度之差。因此需要用作图法作出三角臂举升最高位置6。步骤如下：将O1A绕旋转中心O1转至；以为圆心，c为半径作弧；以D为圆心，BD为半径作BI弧，两弧交点；再分别以、为圆心，b、a为半径分别作弧得交点.即为三角臂的最高举升位置；连接即油缸活塞杆伸出长度-EC=L=2690-1710=980mm. 图形如下： =3200mm e=2850mm L=-EC=2690-1710=980mm.3.2.2计算举升最大阻力矩 M=最大举升力 G=（150001.2+2250）9.8 =198450N额定载质量 =15000Kg最大超载系数 取1.2货物重心至翻转中心的距离 e=L/2d=6500/2-400=2850mm（d车厢后伸距离取400mm） 则M = Ge =1984502.85=565582.5Nm3.2.3举升合力 =176744.5N3.2.4油缸最大举升推力max=R=176744.5=417988N3.2.5拉杆最大拉力 = R=176744.5=143238N3.3液压缸的设计计算3.3.1缸筒材料选择缸筒材料选用45号无缝钢管，粗加工后调质处理3.3.2油缸的内径计算 D 其中取0.85。预选压力P取16Mpa； F油缸的最大推力。那么可计算D的最小值为197.8mm。按设计手册取D为200mm。3.3.3 活塞杆直径的计算d = D 速比取1.33 ，按设计手册取d为100mm。3.3.4 油缸外径的确定 由内径查北京机械工业出版社1988设计手册确定外径为245mm。3.3.5缸筒壁厚按中等壁厚计算，选取45号无缝钢管=缸筒壁厚； Py实验最大压力，通常为1.5倍的预选工作压力（）； D液压缸内径（mm）； 缸体材料许用拉力（），对于45号钢取105；强度系数，通常取1。根据液压缸的内径D=200mm，选取标准件缸筒外径D=245，即取=22.5mm3.3.6活塞杆强度的校核 取活塞材料为45 号纲。 d F油缸的最大推力； 缸体材料许用拉力（），对于45号钢取105；而10071。所以满足强度要求。3.3.7 刚度校核nFFk, n 为安全系数，取 3 。活塞杆的细长比L/R=因为L/R=85 ，那么Fk=。 因为nF =3417.988=1254KNFk。所以满足刚度要求。末端系数，两端铰链，取1；E 弹性模量，对于钢取2.0610pa；I 活塞杆横截面惯性矩，为3.14/2； L 安装长度,由反复画图取1420mm；柔性系数，对钢取85；A活塞杆的横截面积；a系数，对于纲取1/5000；K活塞杆截面的最小回转半径，取活塞杆直径的1/4。3.3.8缸筒壁厚的校核 因为D/ =10，那么： D/2 而D/2 =21.3=22.5mm所以满足要求。D缸内径缸筒试验压力，当P16Mpa时，取=1.4P 材料的许应应力，取值同上。3.3.9液压缸缸底厚度计算选用有孔缸底，因此 h缸底厚度（mm） D液压缸内径（mm） 试验压力（），取1.5P 缸底油孔直径（mm） 油口液流速度（m/s）通常取4 m/s V液压缸最大输出速度（m/min）液压缸缸底采用对焊时，焊缝拉应力为 F液压缸输出最大推力（N） D液压缸外径（mm） 所以3.3.10密封件的选用 根据活塞和活塞杆承受力，查机械设计手册7，活塞的密封采用Y型密封圈，活塞杆的密封采用O型密封圈。O型密封圈其工作压力为0-32Mpa，温度-35200。工作介质：一般为矿物质液压油、润滑油、水、压缩空气，依靠弹力作用，紧贴缸壁防止泄漏。材料效果较好，摩擦阻力较小而且稳定，可以耐高温，磨损后有自动补偿能力，但是加工要求较高，装卸不便，适用于活塞与活塞杆之间的密封。Y型密封圈一般用耐油的橡胶制成，它依靠略微张开的唇边紧靠在密封面保持密封，在油压的作用下，唇边作用在密封面上的压力随之增加，并在磨损后有一定的补偿能力，故Y型密封圈有较好的密封性能，并且保证较长的使用寿命，它的工作压力为0-20 Mpa，温度为-30到80，介质一般是液体、汽体。用于缸筒与活塞之间的密封。3.3.11缸筒的长度（1）缸筒的长度=活塞的最大行程+活塞的长度+活塞杆的导向长度+活塞杆的密封长度+其他长度。活塞的最大行程为L=980 mm活塞的长度为b取200mm 活塞杆的导向长度取1.5d=150mm 活塞杆的密封长度取18mm其他长度隔套的长度取98mm缸盖的长度取53mm 由以上数据可计算出缸筒的长度为1500mm3.3.15钢盖厚度计算钢盖在液压缸缸头上，有活塞导向孔，采用螺栓联接法兰。其厚度计算如下： = h= 式中： h法兰厚度（mm） q 附加密封力330（N） F法兰受力总和（N） 镙孔分布直径取245（mm） 密封环外径取200（mm） 法兰材料许用应力（）取值同上d密封环内径取185mm法兰根部直径取205mm P系统工作压力（）3.3.16连接计算（1）活塞与活塞杆的连接计算 由以上手册查得活塞杆的拉力为37700N。活塞杆危险断面处（即螺纹的退刀槽处）拉应力=4kp/(d)=10.4Mpa。剪应力为：t =kkpd/(0.2 d)=3.4 Mpa。合成应力：=11 Mpa. 而=/n=68Mpa。 因为 所以满足强度要求。D油缸内径 d活塞杆直径 P油缸最大工作压力d活塞杆危险断面处直径取76mmK拧紧螺纹系数，取1.25 d活塞杆端部螺纹直径为1.2 d k螺旋连接摩擦系数，取0.07 材料屈服极限,对于钢取340 Mpa n安全系数，取5 （2）缸体的焊接计算：其焊缝应力为：= p/4( D- d) =106Mpa。因为 n=5 106=530 =600所以满足要求。P油缸的最大推力； D油缸外径； d焊缝直径，取230mm；焊缝效率，取70%； 材料的抗拉强度，对于45号钢取600 Mpa； n安全系数，取5。（3）销轴以及耳环连接计算销轴一般受力情况为双面受剪，缸体端部采用销轴连接如图348：图3-4 销轴连接示意图其直径d可计算为：d=。按设计手册取60mm。P油缸的最大推力t材料的许应剪切应力，对于45号钢t=70010 N/m 销轴的长度L：对于油缸销轴长度，一般L=d。活塞杆头部连接采用耳环连接：耳环的宽度：b=p/dR，其中P油缸的最大推力 d销轴直径R材料的许应压应力，取0.22材料的抗拉强度，对于钢取600 Mpa所以b=52.8mm。按设计手册取70mm。3.4 油泵的选型计算3.4.1计算压力损失（一）液压油的选用由于液压系统运行的故障多数是由于液压油的污染和选用不当引起的，其中对液压油选择不当、使用不慎，是一个重要方面。因此，正确、合理地选用液压油，对提高液压设备运行可靠性及经济性，延长系统和元件的使用寿命，保证设备安全运行，防止事故发生有重要意义。 1工程机械的液压油的使用要求9：（1)适当的粘度：黏度是工程机械液压系统需要考虑的主要因素之一。粘度是油液流动性能指标，表示了油液流动时分子间磨擦阻力的大小，粘度过大会增加管路中的输送阻力，工作过程中能量损失增加，主机空载损失加大，温升高，在主泵吸油端可能出现“空穴现象；粘度过小则不能保证机械部分良好的润滑条件，加剧零部件的磨损，且系统泄漏增加，引起泵的容积效率下降。(2)良好的粘温特性：粘温性是指油液粘度随温度升降而变化的程度，通常用粘温指数表示。粘温指数越大，工作中油液粘度随温度升高下降越小，从而系统的内泄漏不致过大。工程机械的作业工况一般较为恶劣，作业过程中，系统的油温随负载及环境温度而变化，故粘温指数不得低于90。(3)良好的抗氧化性和水解安定性：一般液压油的工作温度最好在间，由于液压油的寿命和工作温度密切相关。当油温超过以上后，每增加，油的使用寿命就减半。这就是说，在时油的寿命是时的寿命10%左右，其原因就是氧化。在大气压力下，每升油都含有稍小于0.1升的空气。事实上，氧气总是存在，它和油中的碳氢化合物进行反应，使油慢慢氧化，油的颜色变黑，其粘度上升。最后氧化物不再溶解在油中，而是以一个棕色粘液层沉积在系统某处。这将造成阀门粘结，滚珠轴承阀芯和液压泵活塞等的摩擦增加，同时氧化产生腐蚀酸液对各液压元件破坏。氧化过程开始慢慢地进行，到某阶段后，氧化速度突然上升，粘度突然升高。其结果导致工作油温升高，氧化过程更快，当氧化沉淀、粘度高以及所累积的酸液积累到一定极限时，将对整个系统造成致命破坏。从而使整机形成致命性损伤。(4)抗燃性和剪切安定性：为改善油液的粘度指数，油液中往往加入聚甲基丙烯酸酯、聚异丁烯等高分子聚合物，这些物质分子链较长，在流经液压元件的狭缝时，受到很大的剪切作用，往往会使分子断链，使油液的粘温特性下降。工程机械作业时，换向阀的频繁换向，节流元件的节流等都要求液压油有较强的抗剪切能力。(5)与密封材料、环境的相容性：液压油会使与其接触的密封元件发生溶胀、软化、硬化等，使密封材料失去密封作用。液压系统由于泄漏、密封失效等原因，导致液压油流出，如果液压油与环境不相容，将会对环境造成污染。(6)良好的抗磨性及润滑性：目的在于降低机械磨擦，保证主机的使用寿命。(7)抗燃性好：液压油应有较高的闪点、着火点和自燃点。由液压手册P43-650选YC-N68号液压油 =43mm/s P=vd/r=d-管道内径v-平均流速（m/s）-油的运动黏度（mm/s）P=1251P临界(金属管道取临界值为2320)所以为层流状态，进油压力损失可计算为： p=2g/dr10l-管道长度（m）d-管道内径（m）v-平均流速（m）g-重力加速度（m/s）-油密度(一般取900kg/m)=75/ P=0.06 p=lv/2dv-流速（Q/（/4d=4m/s）d-管内径（13.4510m）l-管长（取5m） p=0.06590016/（13.45102）=0.16MPa局部压力损失（取局部阻力系数为7.0） p =v/2=0.05Mpa阀的局部压力损失：两个单向阀，AF3-Ea10B；规格16Mpa，10mm通径查手册可知其局部压力损失为1.3102=0.26Mpa一个两位四通换向电磁阀，24DYF2Y-E10B；规格16Mpa，10mm通径查手册可知其局部压力损失为1.510=0.15Mpa所以p=p+p+p=0.16+0.05+0.26+0.15=0.62Mpa3.4.2油泵的工作压力：P=F/A =13.3 Mpa P= P+p=13.3+0.62=13.92Mpa F油缸的最大举升力A油缸内表面的横截面积0.0314mp总压力损失3.4.3油泵的理论流量Q=60/（Vt ）=34.6L/min=(S-S) d/4 =31.4L油缸的工作容积t 举升时间，t60秒，取t=60 V液压泵的容积效率，取0.9 根据油泵的工作压力以及理论流量可以选择PFE型柱销式叶片油泵9，PFE31036，排量35.6ml/转，额定压力为21 Mpa，流量为43 L/min，驱动功率为21KW，转速范围为8002800转/分钟，重9kg。3.4.4由选定的油泵计算油泵的工作功率N=PQ/（）=17.6KW P油泵的工作压力Q油泵的额定流量 0.9 ，油泵的总效率（一）油泵使用中应注意的事项：（1）工作压力，转速不能超过规定值；（2）规定旋转方向的油泵，不得反向旋转，油泵的进、出油口不得接反；（3）液压油泵的工作介质通常是石油基液压油，黏度一般为11.5-41.3m/s，正常工作温度为20-60；避免液压油泵带负荷启动以及在有负荷的情况下停车，低温启动后先轻负荷运转，等待温度上升后再进行正常运转；注意不要将热油突然输入冷元件，以免发生配合面“咬伤”事故。（二）泵在安装过程中应注意的事项10：（1）在安装时，油泵、电动机、支架、底座各元件相互结合面上必须无锈、无凸出斑点和油漆层。在这些结合面上应涂一薄层防锈油。 （2）安装液压泵、支架和电动机时，泵与电动机两轴之间的同轴度允差，平行度允差应符合规定，或者不大于泵与电动机之间联轴器制造商推荐的同轴度、平行度要求。 （3）直角支架安装时，泵支架的支口中心高，允许比电动机的中心高略高00.8mm，这样在安装时，调整泵与电动机的同轴度时，可只垫高电动机的底面。允许在电动机与底座的接触面之间垫入图样未规定的金属垫片（垫片数量不得超过3个，总厚度不大于0.8mm）。一旦调整好后，电动机一般不再拆动。必要时只拆动泵支架，而泵支架应有定位销定位。 （4）调整完毕后，在泵支架与底板之间钻、铰定位销孔。再装入联轴器的弹性耦合件。然后用手转动联轴器，此时，电动机、泵和联轴器都应能轻松、平滑地转动，无异常声响。3.5辅助件的计算3.5.1油箱的容积与油管的内径计算（1）油箱的容积V 一般要求V =57 取V= 730.772=215L，查手册取靠近的标准值位250L设油箱的长宽高比为3：1：2可计算出长宽高分别为10.38，3.46，6.92（单位：dm）油箱的设计应注意的问题11：应该考虑清洗、换油方便。油箱顶部或侧面要有注油孔，在系统正常工作条件下，特别是系统中没有安装冷却器时，必须能充分散发液压油(液)中的热量；具有较慢的循环速度，以便析出混入油液中的空气和沉淀油液中较重的杂质；油箱的回油口与泵的进油口应远离，可用挡流板或其他措施进行隔离，但不能妨碍油箱的清洗；在正常工况下，必须容纳全部从系统中流来的液压油(液)。油箱材料一般油箱应采用碳素钢板制作，重要油箱和特殊油箱可采用不锈钢板制作。油箱结构应符合下列基本要求：a 油箱必须有足够的强度、刚度，以免装上各类组件和灌油后发生较大变形；b 油箱底部应高于安装面 150 mm 以上，以便搬移，放油和散热；c 必须有足够的支撑面积，以便在装配和安装时用垫片和楔块等进行调整；d 油箱内表面应保持平整，少装结构件，以便清理内部污垢；e 为了清洗油箱应配置一个或一个以上的手孔和人孔；f 油箱底部的形状必须能将液压油(液)放净，并在底部设置放油口；j 油箱箱盖、侧壁上的手孔、人孔以及安装其他组件的孔口或基板位置均应焊装凸台法兰(如盲孔法兰、通孔法兰等)；h 可拆卸的盖板，其结构必须能阻止杂质进入油箱；I 穿过油箱壁板的管子均应有效密封，重要油箱应设置油液扩散器或消泡装置。开式油箱顶部应设置空气滤清器以及注油(液)器。空气滤清器的过滤精度应与系统清洁度要求相符合。空气滤清器的最大压力损失应不影响液压系统的正常工作。油箱必须设置液位计，其位置应安放在液压泵吸入口附近，用以显示油箱液面位置。重要油箱应加设液位开关，用以油箱高、低限液位的监测与发讯。油箱应设置油液温度计以及油温检测元件，用以目测油液温度及油液温度设定值的发讯。（2）油管的内径计算：由Q10/60= d/4v 可知高压管内径d4.6=13.5mmQ油泵的理论流量L/minv高压油管的流速v 3.6m/s,取4.0m/s所以d=13.5mm 同样求得低压油管的内径为32mm，其中低压油管的流1m/s。（3）油管壁厚的计算=PD/（2）=2.2mm, 按手册取2.5mm。P公称压力16 MpaD管子内径取600Mpa, =/n=100 Mpa 。对于P17.5 Mpa,取n=6。3.5.2油液温升验算油泵的工作效率为0.8；单位时间的发热量H=P-P= P（1-）=17.6=1.76 KW由于系统中产生的热量由各个散热面散发到空气中去，但绝大部分的热量还是由油箱散发的，油箱在单位时间里的散热量可计算为12：H=KAT K散热系数，当通风良好的情况下取20 A油箱的散热面积，当油面为油箱高度的80%时，A为6.66当系统达到热平衡时，H= H；即20那么可以算得T=32。一般工程机械等允许油液升温35-40，所以在温度允许的范围内，不需要设置冷却器。3.5.3单向阀的选用液压系统中常用的单向阀有普通单向阀缓和液控单向阀两种，选用液控单向阀。（1）普通单向阀使油液只能沿一个方向流动，反向则阻止液体流动，它制造起来方便，但是密封性能比较差,只适合较小流量的场合。（2）液控单向阀13，图4-1为双向液压锁结构原理图，由两个液控单向阀组成，液控单向阀具有良好的单向密封性能，常用于执行元件需要长时间保压、锁紧的情况，也用于防止立体式液压缸在自重作用下下滑等。自卸车通常采用双液控单向阀来实现整个起重机支撑的，在系统停止供油时，支腿仍然能够保持锁紧，即双向液压锁结构。图4-1双向液压锁结构原理3.5.4 换向阀的选用换向阀采用三位四通的H机能，即四口全部接通，采用电磁换向阀，弹簧复位。换向阀是利用阀新心相对于阀体的相对运动，达到特定的工作位置，使不同的油路接通、关闭，从而变换液压油流动的方向，改变执行元件的运动方向。对于换向阀的主要性能要求有：a.路导通时，压力损失要小；b.切断时，泄漏要少；c.换位时，操纵要小等14。 4液压系统总体布置方案4.1液压系统结构布置图41液压系统结构布置图1转阀 2取力器及单向阀 3油泵 4进油管 5高压油管 6低压油管7油箱 8低压回油管 9分流块 10油缸支座 11油缸 在二类底盘上，对举升机构进行优化设计，主要是在传统的液压油缸基础上对其进行优化设计，其总体布置