中型液压挖掘机液压系统的液压元件分析和设计毕业论文.doc

I 中型液压挖掘机液压系统的液压元件分析和设计 摘摘 要要 液压挖掘机是工程机械的一个重要品种，是一种广泛用于建筑、铁路、公路、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，具有许多优点，挖掘机对液压系统的设计提出了很高的要求，其液 压系统也是工程机械液压系统中复杂的。因此，对挖掘机液压系统的分析设计对推动我 国挖掘机发展具有十分重要的意义。 在搜集了国内外挖掘机液压系统相关资料的基础上，了解了挖掘机液压系统的发展 历史，并对挖掘机液压系统的技术发展动态进行了分析总结。本次毕业设计课题是液压 挖掘机。挖掘机由多个系统组成，包括液压系统，传动系统，操纵系统，工作装置，底 架，转台，油箱，发动机安装等。本人的设计主要致力于分析和设计中型液压挖掘机液 压系统的液压元件。以液压元件和液压回路为主。 关键词关键词：挖掘机；液压系统；液压泵 II Abstract Hydraulic excavator is one of important engineering machinery, is a widely used in construction, railway, highway, water conservancy, mining, etc construction projects of earthwork machinery. Excavator for hydraulic system design and puts forward high demand, the hydraulic systems of engineering machinery in hydraulic system is complex. Therefore, the excavator hydraulic system analysis and design for impelling our country excavator development has the extremely vital significance. In the domestic and foreign excavator hydraulic system based on the materials of, learned about the excavator hydraulic system development history, and for excavator hydraulic system technology development dynamic is summarized. The graduation design task is hydraulic excavator. Excavator by multiple system components, including hydraulic system, transmission system, control systems, work device, chassis, turntable, tank, engine installation, etc. My design is mainly devoted to the analysis and design medium-sized hydraulic excavator hydraulic system hydraulic components. With hydraulic components and hydraulic loop primarily. Keywords: excavator; hydraulic system; hydraulic pump III 目目 录录 1. 概 论1 1.1 挖掘机的简介 .1 1.1.1 行走装置 .1 1.1.2 回转机构 .2 1.1.3 工作装置 .2 1.1.4 液压系统 .2 1.2 液压挖掘机的发展概况 2 1.2.1 国外液压挖掘机目前水平及发展趋势.3 1.2.2 国内液压挖掘机的发展概况 4 1.3 设计的内容和意义 .5 1.3.1 设计的内容 5 1.3.2 设计内容的意义 5 1.4 设计内容的安排 .5 2. 挖掘机液压系统的计算 6 2.1 液压挖掘机的基本系统 6 2.1.1 挖掘机液压系统的简介 .6 2.1.2YW-160 型单斗液压挖掘机液压系统 .6 2.2 液压挖掘机工作装置油缸作用力的确定8 2.2.1 动臂油缸作用力分析 .8 2.2.2 铲斗油缸工作受力分析 .9 2.2.3 斗杆油缸作用力分析 .10 2.3 液压元件的计算 .10 2.3.1 液压缸内径 10 2.3.2 缸筒壁厚 11 2.3.3 缸筒壁厚验算 12 2.3.4 活塞杆计算 12 2.3.5 活塞杆强度计算 12 2.3.6 确定液压系统的工作压力 12 2.3.7 确定液压缸的主要参数和工作压力 .12 2.3.8 确定液压马达的排量和工作压力13 2.3.9 计算液压缸与液压马达的流量 13 3. 液压元件的选择 .14 3.1 液压缸的选择 .14 3.2 液压泵的选择 .14 3.3 液压马达的选择 .14 3.4 发动机的选择 .14 4. 液压系统回路的设计 15 4.1 液压缸控制回路 .15 4.2 液压马达控制回路 15 4.3 计算系统所需的最大流量 16 4.4 压力损失的计算 .16 4.5 拟定液压源控制回路 17 5. 液压系统性能验算 .18 IV 5.1 液压系统功率损失 18 5.2 液压油油温过高的原因及预防措施 19 6. 结论21 致 谢.22 参考文献 .23 1 1.3 设计的内容和设计的内容和意义意义 1.3.1 设计的内容设计的内容 (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。 为此，液压系统应做到： (1)有高的传动效率，以充分发挥发动机的动力性和燃料使用经济性。 (2)液压系统和液压元件在负载变化大、急剧的振动冲击作用下，具有足够的可靠性。 (3)调协轻便耐振的冷却器，减少系统总发热量，使主机持续工作时液压油温不超过 80 度，或温升不超过 45 度。 (4)由于挖掘机作业现场尘土多，液压油容易被污染，因此液压系统的密封性能要好， 液压元件对油液污染的敏感性低，整个液压系统要设置滤油器和防尘装置。 (5)采用液压或电液伺服操纵装置，以便挖掘机设置自动控制系统，进而提高挖掘机 技术性能和减轻驾驶员的劳动强度。 1.3.2 设计内容的意义设计内容的意义 挖掘机是一种多功能机械，目前被广泛应用于水利工程，交通运输，电力工程和矿 山采掘等机械施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量。加快建设速度以及提 高劳动生产率方面起着十分重要的作用。液压系统是挖掘机的核心部分，对挖掘机液压 系统设计计算能有效的提高挖掘机性能。 本次设计是以研究探讨为主，了解液压挖掘机的基本结构和原理，在此基础上对液 压挖掘机的液压系统的一些部件进行设计计算，根据所得结果对液压元件（液压泵、液 压马达、液压缸等）进行合理配置，使之能提高挖掘机的使用率、生产率适用范围和使 用寿命等。 1.4 设计内容的安排设计内容的安排 本次设计共分 6 章。第一章介绍液压挖掘机的发展历程和结构特点；第二章对液压 挖掘机的液压元件进行设计计算，液压泵、液压马达、液压缸等；第三章根据第二章所 得结果对液压挖掘机的液压元件进行合理选择应用；第四章对整个液压挖掘机的液动系 统回路进行设计，并绘制液压回路图。第五章对液压系统的验算，计算压力损失；第六 章为结论。 2 2. 挖掘机液压系统的计算挖掘机液压系统的计算 2.1 液压挖掘机的基本液压挖掘机的基本系统系统 本次设计的液压挖掘机的基本参数定为： 正铲斗容量为 1.6m3；液压泵的系统工作压力 28MPa，最大排量 2140mL/r；回转液 压马达最大排量 140mL/r；行走液压马达最大排量 2140mL/r。 为了合理的选择液压元件，对这些液压元件进行分析计算，得到理论的数据，根据 这些数据选择液压元件。 2.1.1 挖掘机液压系统的简介挖掘机液压系统的简介 液压挖掘机的液压系统都是由一些基本回路和辅助回路组成，它们包括限压回路、 卸荷回路、缓冲回路、节流调速和节流限速回路、行走限速回路、支腿顺序回路、支腿 锁止回路和先导阀操纵回路等，由它们构成具有各种功能的液压系统。 (1)液压挖掘机液压系统的基本类型 液压挖掘机液压系统大致上有定量系统、变量系统和定量、变量复合系统等三种类 型。 (2)定量系统 在液压挖掘机采用的定量系统中，其流量不变，即流量不随外载荷而变化，通常依 靠节流来调节速度。根据定量系统中油泵和回路的数量及组合形式，分为单泵单回路定 量系统、双泵单回路定量系统、双泵双回路定量系统及多泵多回路定量系统等。 (3)变量系统 在液压挖掘机采用的变量系统中，是通过容积变量来实现无级调速的，其调速方式 有三种：变量泵定量马达调速、定量泵变量马达调速和变量泵变量马达调速。 单斗液压挖掘机的变量系统多采用变量泵定量马达的组合方式实现无极变量，且 都是双泵双回路。根据两个回路的变量有无关连，分为功率变量系统和全功率变量系统 两种。其中的分功率变量系统的每个油泵各有一个功率调节机构，油泵的流量变化只受 自身所在回路压力变化的影响，与另一回路的压力变化无关，即两个回路的油泵各自独 立地进行恒功率调节变量，两个油泵各自拥有一半发动机输出功率；全功率变量系统中 的两个油泵由一个总功率调节机构进行平衡调节，使两个油泵的摆角始终相同。同步变 量、流量相等。决定流量变化的是系统的总压力，两个油泵的功率在变量范围内是不相 同的。其调节机构有机械联动式和液压联动式两种形式。5 2.1.2YW-160 型单斗液压挖掘机液压系统型单斗液压挖掘机液压系统 国产 YW-160 型履带式单斗液压挖掘机的工作装置、行走机构、回转装置等均采用 液压驱动，其液压系统如图 2.1 所示。 该挖掘机液压系统采用双泵双向回路定量系统，由两个独立的回路组成。所用的油 泵 1 为双联泵，分为 A、B 两泵。八联多路换向阀分为两组，每组中的四联换向阀组为串 联油路。油泵 A 输的压力进入第一组多路换向阀，驱动回转马达、铲斗油缸、辅助油缸， 并经中央回转接头驱动右行走马达 7。该组执行元件不工作时油泵 A 输出的压力油经第一 组。 多路换向阀中的合流阀进入第二组多路换向阀，以加快动臂或斗杆的工作速度。油 泵 B 输出的压力油进入第二组多路换向阀，驱动动臂油缸、斗杆油缸，并经中央回转接 头驱动左行走马达 8 和推土板油缸 6。 3 该液压系统中两组多种换向阀均采用串联油路，其回油路并联，油液通过第二组多 路换向阀中的限速阀 5 流向油箱。限速阀的液控口作用着由梭阀提供的 A、B 两油泵的最 大 图图 2.1YW-160 型单斗履带式挖掘机液压系统型单斗履带式挖掘机液压系统 1.油泵； 2、4.分配阀组；3.单向阀；5.速度限制阀；6.推土板油缸；7、8.行走马达；9.双速阀； 10.回转马达；11.动臂油缸；12.辅助油缸；13.斗杆油缸；14.铲斗油缸；15.背压阀；16.冷却器； 17.滤油器 压力，当挖掘机下坡行走出现超速情况时，油泵出口压力降低，限速阀自动对回油 进行节流，防止溜坡现象，保证挖掘机行驶安全。 在左、右行走马达内部除设有补油阀外，还设有双速电磁阀 9，当双速电磁阀在图示 4 位置时马达内部的两排柱塞构成串联油路，此时为高速；当双速电磁阀通电后，马达内 部的两排柱塞呈并联状态，马达排量大、转速降低，使挖掘机的驱动力增大。 为了防止动臂、斗杆、铲斗等因自重而超速降落，其回路中均设有单向节流阀。另 外，两组多路换向阀的进油路中设有安全阀，以限制系统的最大压力，在各执行元件的 分支油路中均设有过载阀，吸收工作装置的冲击；油路中还设有单向阀，以防止油液的 倒流、阻断执行元件的冲击振动向油泵的传递。 YW-160 型单斗液压挖掘机除了主油路外，还有如下低压油路： (1)排灌油路。将背压油路中的低压油，经节流降压后供给液压马达壳体内部，使其 保持一定的循环油量，及时冲洗磨损产物。同时回油温度较高，可对液压马达进行预热， 避免环境温度较低时工作液体对液压马达形成“热冲击”。 (2)泄油回路。将多路换向阀和液压马达的泄漏油液用油管集中起来，通过五通接头 和滤油器流回油箱。该回路无背压以减少外漏。液压系统出现故障时可通过检查泄漏油 路滤油器，判定是否属于液压马达磨损引起的故障。 (3)补油油路。该液压系统中的回油经背压阀流回油箱，并产生 0.81.0MPa 的补油 压力，形成背压油路，以便在液压马达制动或出现超速时，背压油路中的油液经补油阀 向液压马达补油，以防止液压马达内部的柱塞滚轮脱离导轨表面。 该液压系统采用定量泵，效率较低、发热量大，为了防止液压系统过大的温升，在 回油路中设置强制风冷式散热器，将油温控制在 80以下。C 2.2 液压挖掘机工作装置油缸作用力的确定液压挖掘机工作装置油缸作用力的确定 对液压挖掘机的油缸研究，先以动臂油缸、铲斗油缸、斗杆油缸做为研究对象。 2.2.1 动臂油缸作用力分析动臂油缸作用力分析 动臂油缸作用力，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，其计算简图如下图 2.2 所示。 图图 2.2 动臂油缸作用力分析动臂油缸作用力分析 此时动臂油缸作用力为： （） (2.1) b F 3 1 l bAbgAgdAbt lGlGlG 式中，铲斗及其装载土壤重力 bt G 斗杆所受重力 G G 动臂所受重力 b G 5 铲斗质心到动臂下铰点的水平距离 dA lA 斗杆质心到动臂下铰点的水平距离 gA lA 动臂质心到动臂下铰点的水平距离 bA lA 同样根据受力平衡可求出斗杆油缸闭锁力和铲斗油缸闭锁力。 因为动臂油缸只承受大臂、斗杆、铲斗及各液压缸的自重，而不进行挖掘动作，但 是要承受很大的弯曲力矩，要考虑液压缸的抗弯能力，所以如果计算出动臂油缸所需过 载压力太大，只要采取增加动臂油缸径和活塞杆径的措施即可解决。 2.2.2 铲斗油缸工作受力分析铲斗油缸工作受力分析 反铲装置载作业过程中，当以转斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗油缸设计的依 据。反铲最重要的工作位置最大挖掘深度时能保证具有最大挖掘力来分析确定铲斗 油缸的作用力。此时计算位置为动臂下放到最低位置，铲斗油缸作用力与斗杆铰点由最 大力臂，如图 2.3 所示 铲斗油缸作用力为： (2.2) 1 max1 l lF F C d 6 图图 2.3 铲斗油缸作用力铲斗油缸作用力 式中， 铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰点的力臂（此位置为要比长度） 1 l 这时斗杆及动臂油缸处于封闭状态，斗杆油缸封闭力应满足：gF / (2.3) gF / 2 / 2max1 l lFlF BB 式中，斗杆油缸闭锁力对斗杆与动臂铰点的力臂 2 lgF / B 对斗杆与动臂铰点的力臂 b l max1 FB 对斗杆与动臂铰点的力臂 B l 2 FB 挖掘阻力的法向分力， 2 F max12 2 . 0FF 动臂油缸闭锁力应满足 / b F (2.4) / b F 3 / 2max1 l lFlF AA 式中，动臂油缸闭锁力对铰点的力臂 3 l / b FA 7 对动臂下铰点的力臂 A l max1 FA 对铰点的力臂 A l 2 FA 此外，最大铲斗挖掘力在其工作位置能否实现，还受到挖掘机稳定性的限制，因为 有可能挖掘力尚未达到最大值时，挖掘机已经失去稳定。因此，选取铲斗油缸最大推力 时应以保证挖掘机的稳定为前提条件。 2.2.3 斗杆油缸作用力分析斗杆油缸作用力分析 当挖掘机以铲斗挖掘时，其最大挖掘力则由斗杆油缸来保证。斗杆油缸最大作用力计 算位置为动臂下方到最低位置，斗杆油缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，即对斗 杆产生最大作用力距，并使斗齿尖和铰点，在一条直线上，如图 2.4 所示。BC 与前面推导斗杆油缸作用力一样，此时斗杆油缸作用力为： (2.5) 2 max1 l lF F B g 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： / b F (2.6) / b F 1 max1 l lF C 动臂油缸闭锁力应满足： / b F (2.7) / b F 3 / 2max1 l lFlF AA 斗杆最大挖掘力也受到挖掘机稳定性条件的限制。 当以斗杆油缸进行挖掘时，由于其作用力臂的变化、结构自身的影响以及铲斗相对 斗杆位置的变化，其斗杆齿挖掘力也随之变化。6 2.3 液压元件的计算液压元件的计算 液压元件的性能分析包括：液压缸内径，缸筒壁厚，活塞杆强度，液压缸的工作压力， 液压马达的排量和工作压力，液压缸与液压马达排量。 2.3.1 液压缸内径液压缸内径 由机械设计手册7表知： 图图 2.4 斗杆油缸作用力分析斗杆油缸作用力分析 (2.8)D P Fg 4 式中, 液压缸负载，kNF 系统压力,MPa P 液压缸内径,mm D 取液压缸负载为：231.853F 代入数据得186.4D 参考液压缸系列尺寸取200mm。D 对斗杆缸231.674mm D P Fg 4 取200D 8 2.3.2 缸筒壁厚缸筒壁厚 (2.9) 210 cc (2.10) *2 * max 0 DP 式中，缸内最高工作压力，MPa max P 缸筒材料许用应力，N/mm 2 代入数据24 0 由:20 得，查机械设计手册知225 1 D 0 1 D 2.3.3 缸筒壁厚验算缸筒壁厚验算 额定工作压力应低于一定极限值以保证工作安全。 (2.11) 1 2 2 1 )(*35 . 0 D DD P s n 材料选 2G330-450，其330 N/mm ，代入式中，得： S 2 30.8 n P 选定系统工作压力为 28MPa，可以满足要求。 2.3.4 活塞杆计算活塞杆计算 (2.12) 1 Dd 其中数比由机械设计手册表选取2 再由表得 150mm。d 2.3.5 活塞杆强度计算活塞杆强度计算 105.4N/mm (2.13) 2 6 * 10*4* d P 2 其中，活塞杆作用力，NP 活塞杆直径，m,d 100110N/mm 2 2.3.6 确定液压系统的工作压力确定液压系统的工作压力 在不考虑能量损耗的情况下，系统的功率为： (2.14) 3 10 pQP 式中，液压泵的出口压力，Pa；P 液压泵的输出流量， m /s。Q 3 由上式可知，当系统传递的功率一定时，提高系统的工作压力就可减少系统中通过 液压元件的流量，从而减小相应各液压元件以及整个液压系统的结构尺寸和质量。因此， 目前液压挖掘机液压传动多采用中高压和高压系统。根据以上内容对此液压系统的工作 压力取28MPa。P 2.3.7 确定液压缸的主要参数和工作压力确定液压缸的主要参数和工作压力 液压缸的有效工作压力是指液压缸用于克服外载荷所需要的那一部分压力，其数 g P 值为： 9 (2.15) j h hjbg A A pppp 式中，液压泵出口压力，MPa； b p 进油管路压力损失，MPa； j p 回油背压力，MPa； h p 液压缸进油腔和回油腔有效工作面积，m 。 hj AA , 2 上式中的压力损失，包括压力油从液压泵出口流过管道和各种液压元件（主要是阀 j p 类元件）时的压力损失。比较仔细的计算要在管路装配图画出之后才能进行。初步计算 时，可参考同类液压挖掘机的经验数据来确定，可取34MPa。 j p 2.3.8 确定液压马达的排量和工作压力确定液压马达的排量和工作压力 液压马达的排量由给定的数值可知 q (2.16) max x Q 式中，马达的最高转速，rad/s； max 液压缸所需流量 , m /s x Q 3 液压马达的有效工作压力按下式计算 m p (2.17) m p b p j p h p 式中的压力损失，可按前面介绍的经验数据确定。回油背压力的数值应根据马达 h p 所需的背压力来确定。 根据液压马达驱动的最大载荷力矩、排量、有效工作压力、最高转速和Mq m p max n 最低稳定转速以及系统工作条件等，即可选择液压马达的型号和规格。 min n 2.3.9 计算液压缸与液压马达的流量计算液压缸与液压马达的流量 通常根据最大移动速度和最高转速来计算液压缸和液压马达的流量。 (1)液压缸所需流量： (2.18) maxmax vAQ g 式中，液压缸的有效工作面积，m ； g A 2 液压缸的最大速度，m/s； max v (2)液压马达所需流量： (2.19) v qQ 1 max0max 式中，马达的理论排量，mL/r； 0 q 马达的最高转速，rad/s； max 马达的容积效率。 v 10 3. 液压元件的选择液压元件的选择 3.1 液压缸的选择液压缸的选择 液压缸在液压系统中有着重要的地位，是整个液压系统的起始循环点，所以对液压 缸的选择很重要，根据以上计算的结果，对液压缸的选择就明确了，选择材料为 2G330- 450 的内径为 100mm 壁厚为 21mm 的液压缸。 3.2 液压泵的选择液压泵的选择 液压泵的选择时根据液压系统工作压力（即液压泵出口压力）来选定液压泵的形式， 选择液压泵的额定压力要比系统压力大 25%以上，使液压泵由一定的压力储备，在这为 了经济考虑，选择液压泵的额定压力为 35MPa 的液压泵。 型号为：2ZBZ140 的液压泵。 3.3 液压马达的选择液压马达的选择 根据第二章关于液压马达的计算，计算所得的液压马达的参数（液压马达的排量、 液压马达的工作压力、液压马达的流量）来选择。 型号为：ZM732 的液压马达。 3.4 发动机的选择发动机的选择 发动机是液压挖掘机的核心部件，对挖掘机的要求高，对发动机的要求也就高。选 发动机先确定发动机的功率。 液压挖掘机用柴油机驱动，柴油机的功率必需能够充分满足主机工作过程中的动力 要求。发动机功率根据系统方案确定，在变量系统中，考虑使用情况的最大限度，可取 发动机的功率为： (1.01.3) (3.1) f PP 式中，液压泵的输出功率，kW。P 在定量系统中，由于发动机功率利用低，一般为 60左右，损失功率全部转变为热量， 因此，确定发动机功率时可以取得低一些，对于双泵双回路定量系统，发动机功率可取 为： (0.81.1) (3.2) f PP 计算时，发动机功率可按以上两式计算，或将两式合并得： 17.7+92.7 (3.3) f Pq 式中，液压挖掘机的标准斗容量，m 。q 3 得此液压挖掘机的发动机功率为： 17.7+92.7*1.6166.02 f P 此时可根据发动机功率选择发动机的型号CAT320B。6 11 4. 液压系统回路的设计液压系统回路的设计 4.1 液压缸控制回路液压缸控制回路 执行元件的工作压力由负载确定。在运行过程中必需保证回路通畅要设置必要的安 全设施。普通标准型油缸在行程两端。设有缓冲装置，使油缸在行程两端能平滑停止， 然而当活塞在行程中途停止或反转时，由于运行部件的动能会引起激烈的冲击，因此在 油缸的端部设置小型溢流阀以消除冲击，此阀的调定压力需超过最大工作压力的 510。另外为了减小回路的冲击，各阀件、泵及油缸之间的管路应尽量缩短和减少 不必要的管路弯曲。经验认为，因为管路复杂而产生噪音时，在振动的地方接入软管， 是非常简易有效的处理方法，如图 4.1 所示： 图图 4.1 补油装置补油装置 图 4.1 中两只单向阀为设置的补油装置，用以补充管路中油的损失。因为铲斗缸回路， 斗杆回路和大臂回路工作原理和性质基本相同，故采用同一基本回路，有所不同的就是 为了防止动臂缸下降过快可在动臂缸大腔进油路设置单向节流阀，起缓冲限速作用。 4.2 液压马达控制回路液压马达控制回路 如图 4.2 该阀门组中包括双向液压控制阀两只溢流阀和两只单向阀，它具有限制，闭 锁，制动，补油的功能。当主换向阀处于中位时，液压控制阀的两条回路都与回油相通， 故液压控制阀返回中位，液压马达的腔被封死，此时起制动和闭锁作用，当惯性过大， 液压马达回油腔压力高于溢流阀调定的压力时，溢流阀打开起缓冲作用，限制制动力矩， 当主换向阀在工作位置时，液压控制阀的一条油路畅通，使制动阀移到左位（或右位） ， 液压马达运转。 当挖掘机发生淄坡现象行走液压马达超速回转时，进油回来压力大大降低，则对应 于制动阀高压侧的压力也大大降低，在回位弹簧作用下，阀芯向中位移动使回油发生截 流，从而限制了马达的转速，起到了限速作用，当马达的高压腔被吸空产生负压时，在 回油被压的作用下推开控制阀中位的单向阀向该腔补油。 12 图图 4.2 液压马达控制回路液压马达控制回路 4.3 计算系统所需的最大流量计算系统所需的最大流量 由前计算可知铲斗缸与斗杆缸的流量为：当两缸合流或铲斗缸和斗杆缸min/ 5 . 213 L 同时动作时其流量为： 即为系统最大流量。min/ 5 . 21352.2132L 4.4 压力损失的计算压力损失的计算 由机械设计手册知： 1800 (4.1) 2 /*2 . 7dLVP 损 式中，管中液体速度,m/sV 管内直径，mmd 直管的长度，mL 局部压力损失：换向阀 0.30.4 MPa 取 0.35MPa 节流阀 0.30.35 MPa 取 0.35 MPa 960*+0.35*2+0.35*21.4MPaP 损 6 10 管路压力损失不作考虑，故可确定液压泵工作压力MPa26P 13 4.5 拟定液压源控制回路拟定液压源控制回路 液压源时液压系统的心脏，它的性能好坏，直接影响到液压系统的性能。对液压源 的控制是指对其输出压力及流量的控制。 主溢流阀起到安全限压的作用，由前面的计算可知此阀的调定压力为：26MPa。 18 5. 液压系统性能验算液压系统性能验算 5.1 液压系统功率损失液压系统功率损失 液压挖掘机在工作过程中的能量损失，除了一般的机械损失、管道损失和泵的效率 损失等以外，还有以下几个主要方面： (1)发动机喷油提前角不正确引起的效率低下。 (2)发动机和液压泵不匹配所造成的能量损失，即当发动机和液压泵联合工作时，存 在一个联合工作特性，其中的联合工作效率与泵的转速、压力和流量相关。一般情况下， 发动机一液压泵系统不大可能在各种工况下都处于最佳经济工作状态，从而造成一定的 能量损失。发动机液压泵的总功率损失为： (5.1) ymZ QPN/ max0 式中，发动机机械效率，即/ m m e N t N 发动机有效功率； e N 发动机指示功率； t N 液压泵总效率。应当注意，发动机和液压泵在低负荷、高转速下的效 率是很低的。 (3)液压油的流量损失，由流量损失而引起的功率损失（为液压油压力，QPNp 为损失的流量） 。 Q (4)各操纵阀处于中位（挖掘机不工作）时，如果不降低发动机转速，则液压功率的 损失为： (5.2) max01 QPNy 式中，液压系统的背压； 0 P 液压泵的最大流量。 max Q (5)溢流损失，由溢流产生的液压油功率损失为： (5.3)QPNy max2 式中，溢流阀开启压力（约等于系统最高压力）； max P 溢流量。 Q 由溢流引起的发动机一液压泵系统的总功率损失为： (5.4) ymymyZ QPNN/ max2 这种工况下的、都比较高。 m y 19 (6)液压油的压力损失，主要由两部分组成：第一部分是当液压油通过管道和接头等 的沿程损失，这种损失是不可避兔的；另一部分是当挖掘机进行精细作业时，液压油经 过控制阀节流时产生的损失。7 5.2 液压油油温过高的原因及预防措施液压油油温过高的原因及预防措施 油温过高的原因和当油温过高采取的措施如下： (1)油品选择不当 油的品牌、质量和黏度等级不符合要求，或不同牌号的液压油混用，造成液压油黏 度指数过低或过高。若油液黏度过高，则功率损失增加，油温上升；如果黏度过低，则 泄漏量增加，油温升高。 预防措施：选用油液应按厂家推荐的牌号及机器所处的工作环境、气温因素等来确 定。对一些有特殊要求的机器，应选用专用液压油；当液压元件和系统保养不便时，应 选用性能好的抗磨液压油。 (2)污染严重 施工现场环境恶劣，随着机器工作时间的增加，油中易混入杂质和污物，受污染的 液压油进入泵、马达和阀的配合间隙中，会划伤和破坏配合表面的精度和粗糙度，使泄 漏增加、油温升高。 预防措施：一般在累计工作 1000 多 h 后换油。换油时，注意不仅要放尽油箱内的旧 油，还要替换整个系统管路、工作回路的旧油；加油时最好用 120 目以上的滤网，并按 规定加足油量，使油液有足够的循环冷却条件。如遇因液压油污染而引起的突发性故障 时，一定要过滤或更换液压系统用油。如，一台 YZT14G 型压路机出现液压油油温过高、 振动力不足的故障；检查发现，液压油呈乳白色，已变质、黏度下降，更换液压油后压 路机运转恢复正常。 (3)液压油箱内油位过低 若液压油箱内油量太少，将使液压系统没有足够的流量带走其产生的热量，导致油 温升高。 预防措施：在实际操作和保养过程中，严格遵守操作规程中对液压油油位的规定。 如，一台 PC2003 型液压挖掘机，工作一段时间后出现液压油温度过高故障；检查液压油 箱，发现油位低于规定值很多，由于液压系统过度缺油，使液压油循环过快，未能充分 静置散热，结果油温升高；按规定加足液压油后，液压油温度随即降至正常范围。 (4)液压系统中混入空气 混入液压油中的空气，在低压区时会从油中逸出并形成气泡，当其运动到高压区时， 这些气泡将被高压油击碎，受到急剧压缩而放出大量的热量，引起油温升高。 预防措施：经常检查进油管接口等封处的密封性，防止空气进入；同时，每次换油 后要排尽系统中的空气。如，一台 PY184 型平地机液压油温度过高，同时伴有液压噪声； 检查发现，液压泵进油口连接软管有少许损坏，吸入空气，导致油温过高，更换软管后 平地机运转状况良好。 (5)滤油器堵塞 磨粒、杂质和灰尘等通过滤油器时，会被吸附在滤油器的滤芯上，造成吸油阻力和 能耗均增加，引起油温升高。 预防措施：定期清洗、更换滤油器，对有堵塞指示器的滤油器，应按指示情况清洗 或更换滤芯；滤芯的性能、结构和有效期都必须符合其使用要求。如，一台 TY220 型推 土机在作业时油温报警器连续报警，同时发现变矩器处有油烟和油液的烧焦味，转向油 箱内油位较低；检查结果是，变矩器回油泵吸油滤网堵塞引起了此故障，因滤网粘满沉 20 积物，使变矩器泄漏的油液不能及时泵回转向油箱，越积越多，变矩器放置阻力加大， 由摩擦产生的热量增多，最后导致油液温升太快；清洗该滤网后，油温恢复正常。又如， 一台 CATD8N 型履带式推土机液力传动系统发出高温警报，传动部位有异响；拆开滤油 器检查滤芯，发现其中含有大量粉末状污物；更换滤芯后，故障消失。 (6)液压油冷却循环系统工作不良 通常，采用水冷式或风冷式油冷却器对液压系统的油温进行强制性降温。水冷式冷 却器，会因散热片太脏或水循环不畅而使其散热系数降低；风冷式冷却器，会因油污过 多而将冷却器的散热片缝隙堵塞，风扇难以对其散热，结果导致油温升高。 预防措施：定期检查和维护液压油冷却循环系统，一旦发现故障，必须立即停机排 除。如，一台 CPCD60D 型液力传动叉车，工作一段时间后，变矩器驱动力不足，转向盘 转向沉重（液力变速器与动力转向共同用 1 台泵） ；几经检查才发现，是风冷式油泠却器 的通风孔堵塞导致了油温过高，疏通后故障被排除。又如，一台 K-702