挖掘机毕业设计计算过程说明书.doc

毕业设计（论文）报告纸绪 论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，液压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，液压挖掘机的年产量将会以高于20的速度增长。中国挖掘机市场自1997年开始已进入了一个较快的发展时期， 2001年与2000年比较，全国挖掘机的产、销量分别增长55和56。截止到2002年8月底全国挖掘机的销量已超过13000台，超过了2001年全年的销售数。2003年全国液压挖掘机的销售量超过18000台。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、结构简单、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！以下是中型反铲挖掘机液压系统的设计，希望本设计能为从事液压工作的人员献上微薄之力！第1章 设计计算的内容和步骤液压系统有液压传动系统和液压控制系统之分。前者以传递动力为主，追求传动特性的完善；后者以实施控制为主，追求控制特性的完善。但从结构和组成原理看，二者无本质的差别。本次设计，是液压传动系统的设计。一台机器究竟采用什么样的传动方式，必须根据机器的工作要求，对机械、电力、液压、和气压等各种传动方案进行全面的方案论证，正确估计液压传动的必要性、可行性和经济性。当确定采用液压传动。设计内容和步骤如图11所示。是否符合要求液压装置结构设计、编制技术文件液压系统性能估算明确设计依据进行工况分析确定液压系统主要参数拟订液压系统图液压元件选择和专用件设计第2 章 确定液压系统的主要参数压力和流量是液压系统的主要参数。根据这两个参数来计算和选择液压元、辅件和原动机的规格。当系统压力选定后，液压缸的主要尺寸或马达排量即可确定，接着就可根据液压缸的速度或液压马达的转速确定其流量。2.1 初选系统压力以下表1-1是目前我国几类机械常用的系统工作压力，他反映了这些系统繁荣特点和选用工作压力的经验。表2-1 几类机械常用的系统压力y6设备类型机床农用机械、小型工程机械及辅助机构液压机、中大型挖掘机重型机械磨床组合机床龙门刨床拉床系统压力（MPA）0.82352881010162032 系统压力选定得是否合理，直接关系到整个系统设计的合理程度。在液压系统功率一定的情况下，若系统压力选得过低，则液压元、辅件的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选得过高，则液压设备的重量、尺寸和造价会相应降低。例如，飞机液压系统的压力从21MPA到28MPA，则其重量下降约5，所以以及减小13。然而，若系统压力选得过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和使用寿命也会相应下降，因此不能一味追求高压。就目前的技术和材质情况，一般认为选取压力为35MPA左右为最经济。根据此表，本次设计选系统压力为32MPA。2.2 计算液压缸主要尺寸及其选择 如何从现有国产液压缸四大系列若干种规格中，选用所需要的液压缸，应综合考虑以下两个方面：1 应从占用空间的大小、重量、刚度、成本和密封性等方面，比较各种液压缸的缸筒、缸盖、缸底、活塞、活塞杆等零部件的结构形式、各零部件的连接方式，已经油口连接方式，密封结构、排气和缓冲装置等。2 应根据负载特性和运动方式综合考虑液压缸的安装方式，使液压缸只受运动方向的负载而不受径向负载。液压缸的安装方式有法兰型、销轴型、耳环型、拉杆型等安装方式，在选定时，应使液压缸不受复合力的作用并应考虑易找正性、刚度、成本和可维护性等。综合考虑液压缸的结构和安装方式后，即可确定所需液压竿的规格液压缸由缸筒、活塞、活塞杆、端盖和密封件等主要部件构成。液压缸可作成缸筒固定活塞杆运动形式和活塞杆固定缸筒运动形式。本设计所采用的是缸筒固定活塞杆运动形式。为满足各种机械的不同用途，液压缸种类繁多，其分类根据结构作用特点，活塞杆形式、用途和安装支撑形式来确定。按供油方式可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只往缸的一侧输入压力油，活塞仅作单向出力运动，靠外力使活塞杆返回。双作用缸则分别向缸的两侧输入压力油，活塞的正反向运动均靠液压力来完成。由液压气动系统设计手册得知，工程液压缸为双作用单活塞杆液压缸，安装方式多采用耳环型。所以本液压系统选用双作用单活塞杆液压缸 如图2-1液压执行元件实质上是一种能量转换装置，液压缸把输入液体的液压能转换成活塞直线移动或叶片回转摆动的机械能予以输出。所谓输入的液压能是指输入工作液体所具有的流量Q和液力P，输出的机械能对活塞杆缸是指叶片轴摆动时所具有的速度V和扭矩M。这些所有参数都是靠工作容积的变化来实现的，所以说，液压缸也是一种容积式的执行元件，它具有容积液压元件的共性。图2-1 液压缸计算简图本设计采用双作用单活塞杆油缸，当无杆腔为工作腔时有杆腔为工作腔时 式中 当用以上公式确定液压缸尺寸时，需要先选取回油腔压力，即背压P2和杆径比d/D.表2-1所列为根据回路特点选取背压的经验数据。表2-2 背压经验数据回路特点背压（MPA）回路特点背压（MPA）回油路上设有节流法0.20.5采用补油泵的闭式回路11.5回油路上有背压阀或调速阀0.51.5根据上表选P2为0.5杆径比d/D一般下述原则选取：当活塞杆受拉时，一般取d/D=0.30.5,当活塞杆受压时，为保证活塞杆的稳定性，一般取d/D=0.50.7。杆径比d/D还常常用液压缸的往返速比i=v2/v1（其中v1,v2分别为液压缸的正反行程速度）的要求来选取，其经验数据如表14所列。表23 液压缸常用往返速比i1.11.21.331.461.612dD0.30.40.50.550.620.7一般工作机械返回行程不工作，其速度可以大一些，但也不宜过大，以免产生冲击。一般认为i1.61较为合适。如采用差动连接，并要求往返速度一致时，应取=，即d=0.7D.即d/D=0.7,即i=2。由此可求出液压缸的内径为：D=170，表24 液压缸内径尺寸系列81012162025324050638090100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630根据上表，将所得液压缸尺寸圆整到标准值为D=180计算得活塞杆直径d=120表25 活塞杆直径系列45678101214162022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由上表圆整到标准值为d=125以上两表分别选自（GB2348-80），圆整到此标准值，是为制造时采用标准的密封件。此外，也可已确定的D值在下表中直接查出d值：表26 不同缸内径和往返速比的活塞杆直径缸内径D往返速比21.461.331.251.1540282220181450352825221863453532282280554540352890605045403210070555045351108060555040125907060554514010080706050160110908070551801251009080632001401101009070由此，液压缸内径与活塞杆直径变为已知，所以又可求出液压缸无杆有效面积分别为32400、23300。根据以上分析及液压气动系统设计手册本设计选取的液压缸的型号为HSGF*-。其缸径为180mm,活塞杆直径为125mm，速比为2，推力为407.15KN，拉力为210.80KN，最大行程为4000mm.2.3 计算液压马达排量 液压马达是用来拖动外负载做功的，它将油液的压力能转换成旋转形式的机械能。按照其工作职能，属于执行元件。 液压马达的主要性能参数包括排量、流量和容积效率。排量是指在没有泄露的情况下，马达每转一转所需要的液压油的体积。排量恒定不变的马达叫做定量马达，排量可以调节的马达叫变量马达。 流量是指马达在单位时间内所需要的液压油的体积。与液压泵一样，液压马达的流量也有理论流量和实际流量之分。如果液压马达的排量为Q，欲使马达以转速q旋转，则所需要的理论流量Q=nq.但泄漏不可避免。液压马达的排量 式中 根据上式可求得液压马达排量为450m/r2.4 计算液压缸或液压马达流量2.4.1液压缸的最大流量 式中A 液压缸的有效面积（） 则4.2.4.2 液压马达的最大流量 式中 则456L/min2.5 液压马达的选用以已确定的液压马达的基本参数、排量、转拒、转速、工作压力，作为依据，再从满足基本参数的若干中液压马达中挑选转速范围、滑差特性、总效率、容积效率等符合系统要求，并从占用空间、安装条件以及在工作机构上的布置等方面综合考虑后，择优选定。可参照表27表选择。由于本设计为中型挖掘机，所以选用斜轴式轴向柱塞马达。其技术参数为：型号为A6V，最大排量为28.1500mL/r,最高压力为40MPA，最大理论转矩为1432543N.m。第3章 拟订液压系统图 拟订液压系统图是液压系统设计中的一个重要步骤。这一步要做的工作：一是选择基本回路，二是把选出的回路组成液压系统。下面概要的介绍一下:3.1 确定和选择基本回路表27 液压马达的应用范围马达类型适用工况应用实例马达类型适用工况应用实例齿轮马达负载转矩不大，速度平稳性要求不高钻床、风扇轴向柱塞马达负载速度大，有变速要求，负载转矩较小，低速平稳性要求高起重机、铲车、铰车、内然机车、数控机床叶片马达负载转矩不大，要求燥声较小磨床回转工作台，机床操纵系统球塞马达负载转矩较大，速度中等塑料机械、行走机械等摆线马达负载速度中等，要求体积较小塑料机械、煤矿机械、挖掘机、行走机械内曲线径向马达负载转矩很大，转速低，平稳性要求高挖掘机、拖拉机、起重机、采煤机牵引部件它是决定主机动作和性能的基础，是构成系统的骨架。这就要抓住各类机器液压系统的主要矛盾。如对速度的调节、变换和稳定要求较高的机器，则调速换接回路往往是组成这类机器液压系统的基本回路；对输出力、力矩或功率调节有主要要求而对速度要求无严格要求的机器，如本挖掘机，其功率的调节和分配是系统设计的核心，其系统特点是采用复合油路、功能调节回路等。为了说明本设计液压系统的动作过程，以后将介绍动臂提升回路和行走回路。3.2 调速方式的选择由于驱动液压泵的原动机有电动机和内燃机两种，所以液压系统的调速方式也相应有减压调速和油门调速两种方式。如液压机等，一般用电动机做原动机，其液压系统一般只能用液压调速；而象本设计所设计的工程机械等多用内燃机做原动机，其液压系统既可采用油门调速又可采用液压调速，经比较，选用液压调速。 油门调速，就是通过调节内燃机发动机油门的大小来改变发动机的转速（即改变液压泵的转速），从而改变液压泵的流量，以达到对执行机构的调速要求，实质上是一种容积调速。油门调速无溢流损失，可减少系统发热，但调速范围受到发动机最低转速的限制，因此还往往配以液压调速。液压调速分为节流调速、容积调速和容积节流调速三大类。主要根据工况图上压力，流量和功率的大小，以及系统对温升、工作平稳性的要求来选择调速回路。例如，压力较低、功率较小、负载变化不大、工作平稳性要求不高的场合，宜选用节流阀调速回路；功率较小、负载变化较大、速度平稳性要求较高的场合，宜采用调速阀调速回路；功率中等，要求温升小时，可采用容积调速；即要温升小又要工作平稳性较好时。宜采用容积节流调速；功率较大（25KW）以上，要求温升小而稳定性，要求不高的情况，宜采用容积调速回路。如本设计。3.3 油路循环形式的选择液压系统的油路循环形式有开式和闭式两种。这主要取决于系统的调速方式：节流调速、容积节流只能采用开式系统；而容积调速多 采用闭式系统。开式与闭式系统的比较下表41。根据分析，本系统采用开式油路循环形式，即执行元件的排油回油箱，油液经过沉淀、冷却后再进入液压泵的进口。3.4 需要综合考虑的其他问题1 要注意防止回路间可能存在的相互干扰2提高系统效率，防止系统过热 这就要求在选择回路以及整个设计过程中，力求减少系统的压力和容积损失。3 防止液压冲击 由于工作机构运动速度的变换（启动、变速、制动）工作负载突然消失以及冲击性负载等原因，往往会产生液压冲击，影响系统的正常工作。这需要采取相应的防止措施。对液压缸到达行程终点因惯性引起的冲击，可在液压缸端部设缓冲装置或采用行程节流阀回路；对负载突然变化时产生的冲击，可在回路上加背压阀；如为冲击性负载，可在执行元件的进出口处设置动作敏捷的超载安全阀；为防止由于换向阀换向过快而引起的冲击，可采用换向速度可调的电液换向阀等；对于大型液压机，由于困在液压缸内的大量高压油突然释压而引起的冲击，可采用节流阀以及带卸压阀的液控单向阀等元件控制高压油逐渐卸压的方法，来防止冲击。表31 开式与闭式系统的比较循环形式开式闭式适应工况一般均能适应，一台液压泵可向多个执行元件供油限于要求换向平稳、换向速度高的一部分容积调速系统。一般一台液压泵只能向一个执行元件供油结构特点和造价结构简单，造价低结构复杂，造价高散热散热好，但油箱大散热差，常用辅助液压系统泵换向冷却抗污染能力较差，可采用压力油箱来改善较好，但油液过滤要求较高管路损失及功率管路损失大，用节流调速时，效率低管路损失较小，用容积调速时，效率较高 4 确保系统安全可靠 液压系统运行中的不稳定因素是多样的，例如异常的负载、停电、外部环境条件的急剧变化，操作人员的误操作等，都必须有相应的安全回路或措施，确保人身和设备安全。例如，为了防止工作部件的漂移、下滑、超速等，应有锁紧、平衡、限速等回路；为了防止操作者的误操作，或由于液压元件失灵而产生误操作，应有误动作防止回路等。5 应尽量采用标准化、通用化元件，这可缩短制造周期便于互换和维修。6 辅助回路的设计在拟订液压系统图时，就应在检测系统参数的地方，设置测压口、油液取样口，并应考虑拆卸元件时防止油液外流的措施等。液压挖掘机的主要运动有整机行走、转台回转、动臂升降、斗杆收放、铲斗转动等。根据以上工作要求，把各液压元件用油管有机的连接起来的组合体叫做液压挖掘机的液压系统。液压系统的功能是把发动机的机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能，传送给油缸、油马达等变为机械能，再传动各执行机构，实现各种运动。液压挖掘机系统常用的有定量系统和变量系统。本设计采用总功率变量系统。 总功率变量系统是目前液压挖掘机最普遍采用的一种液压系统，通常采用恒功率变量双泵。图41是恒功率变量双泵的工作原理图，它的两个油泵由一个总功率调节机构进行调节，使两泵摆角始终相同，实现同步变量，因此，两泵的流量相等。决定油泵流量变化的不是单泵压力，而是系统的总压力，当总压力满足条件时，就能充分利用发动机功率。在变量范围内，液压系统的功率基本恒定并得到充分利用。 总功率变量泵的功能调节器多数采用联动调节机构，两只泵用连杆联动，由一个公共的调节器进行变量。由于总功率变量系统的两泵流量始终相等，因而履带式挖掘机的左右两只行走马达转速相等，即使两者阻力不同，仍能同步运行，保证了主机的行走直线性。复合运动时，尽管一个回路上的外负荷很大，也不影响作业速度。 本设计挖掘机液压系统由主油路和控制油路组成。主油路采用的是高压恒功率变量双回路系统，由双练斜轴式轴向柱塞泵、两组三位六通液控多路换向阀、斜轴式轴向柱塞马达、双作用单活塞杆油缸、纸质滤油器、液压油冷却器以及管路等辅助件组成。系统的最大工作压力为32MPA，变量起调压力为11MPA，最大流量为2144升/分，双联泵带有总功率调节机构，根据双回路压力之和进行变量。 主油路的工作原理：柴油机发动后，带动斜轴式双联泵轴向柱塞泵16运转。于是，油泵输出的高压油分两路进入由两个三位六通阀组成的阀组11和26，按顺序进行单独运动和复合运动。一个泵输出的油，经过多路换向阀可以分别驱动回转马达8、斗杆油缸1和左行走马达6。在这三个换向阀均不换向的情况下，操纵最后一组合流阀，油流可以进入动臂油缸3大腔或铲斗油缸2大腔，从而加快动臂提升和铲斗挖掘；另一个泵输出的高压油，经过不带回转的多路换向阀，可以分别驱动铲斗油缸2、动臂油缸3、右行走马达4。如果上述三个换向阀均不换向，操纵最后一组合流阀，油流则进入斗杆油缸1，从而实现阀外合流，使斗杆油缸的快速前进或收缩。 空载时，油流经过多路阀组11、26的中位油道，滤油器27、冷却器22，回到油箱。旁通阀21是为保护冷却器不受过高压力冲击而设计的。本系统先过滤后冷却之目的是减少滤油器的污物阻力，保护滤油器芯。 在两条主油路中各有一个能通过全流量的一次过载溢流阀，溢流压力为25MPA，每个油缸和换向阀之间均设置有压力为31MPA的二次过载溢流阀和补油阀，以避免在换向阀回到中位时，工作装置由于惯性使各油缸管路产生过大的压力并受其冲击而损坏。当油缸出现负压时，补油阀能够使油缸从回油路进行补油，防止元件和管道内产生吸空现象。动臂油缸的大腔回路还装有单向节流阀，防止动臂超速下降。 在回转液压马达和对应的换向阀之间设置了21MPA的互射式二次溢流阀和补油阀，在行走马达和换向阀之间设置了26MPA的互射式二次溢流阀和补油阀，使油马达在启动和制动情况下管路不承受过高压力冲击，也不会产生吸空现象。 控制油路由附加在柴油机上的齿轮泵供油，控制油压力为3MPA。 控制油路由齿轮泵、过滤器、蓄能泵、低压溢流阀组、先导操纵阀、脚踏制动阀等部件组成。该操纵系统可实现执行机构的无级变速，而且所需的操纵力很小。3.5 下面举两个例子说明本机液压系统的动作过程。 动臂提升回路：（3MPA），经过先导阀14的小先导阀后，由柴油机带动齿轮泵18输出的操纵油（3MPA），经过先导阀14的小先导阀使换向阀9换向，在沿着虚线到达结点a后分成两支,分别到达换向阀和的右端,使换向阀和换向,于是泵I输出的高压油经换向阀,再经单向阀29到达节点b；泵II输出的压力油经换向阀和单向节流阀28后也到达节点b，进行阀外合流，合二为一向动臂油缸3大腔供油，从而加快动臂上升，当动臂大腔进油时，小腔同时回油，并经换向阀后流进主回油路，再经主油路过滤器27、冷却器22后回油箱。 行走回路：操纵先导控制阀15的小先导阀13换向，控制压力油沿虚线到达节点c后分两路，一路经过刹车缓解阀10、中央回转接头5打开行走减速器的机械式常闭制动器，另一路到达换向阀右端，使阀换向，泵I输出的压力油经换向阀、回转接头5后到达左行走马达6。由于制动器已略提前打开，因而左行走马达驱动左驱动轮，带动左履带前进。此时，左行走马达的回油经回转接头5、换向阀流入主回油路回油箱。 当控制行走马达的阀芯突然回中位制动时，高压油经互射式溢流阀溢流卸载。 上面介绍了动臂提升回路、行走驱动回路的工作过程，其他执行元件的工作这里就不详细叙述了。 该机液压系统还设计了刹车缓解阀，该阀由三个梭阀、一个回位弹簧和一个二位三通主阀组成，其压力油来自先导油路，三个梭阀接到先导阀的出油管路上。操纵行走先导阀15的任意一个或两个小先导阀芯时，其压力油便经过对应的梭阀进入二位三通阀并使其换向，由于二位三通阀的与操纵压力油口相通。二位三通主阀换向后，操纵油路的压力油便通过该阀进入刹车油缸，从而打开制动器。挖掘机停止行走时，行走先导小阀芯切断梭阀的进油，二位三通换向阀失去换向油压，便在回位弹簧作用下切断此的压力油，从而切断通向刹车装置的压力油，使行走减速机上多片式制动器在弹簧压力作用下自动制动。 该机器回转减速端带有内张式蹄片制动器及液压节流阀芯，构成对回转机构进行制动，以适应频繁的减速和定位。第4章 液压元件的选择4.1 液压泵的选择，参照下表41选择：表41 液压泵的性能和应用范围类型性能参数齿轮泵叶片泵螺杆泵柱塞泵内啮合外啮合单作用双作用轴向径向轴配流直轴端面配流斜轴端面配流阀配流楔块式摆线转子压力范围小于301.616小于25小于6.36.3322.510小于40小于40小于701020排量范围0.83002.51500.365013200.5480192000.25600.23600小于42020720（续表）类型性能参数齿轮泵叶片泵螺杆泵柱塞泵内啮合外啮合单作用双作用轴向径向轴配流楔块式摆线转子直轴端面配流斜轴端面配流阀配流流量脉动13小于等于31127小于11515小于等于14小于2小于等于14应用范围机床、工程机械、农业机械、航空、船舶、一般机械机床、注塑机、液压机、起重机、工程机械、飞机精密机床食品化工工程机械、锻压机械、运输机械、矿山机械、冶金机械、船舶、飞机等根据此表，可选择斜轴式柱塞液压泵，又经查表得，型号CY141B，排量为2.525.mL/r,转数为10001500r/min，工作压力为32MPA。4.1.1 确定液压泵的工作压力 液压泵的最大工作压力为执行元件的最大工作压力液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失。初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的取;管路复杂、流速较大的取。而见下表：42 泵工作时的最高压力工况缸工作压力进油管道损失泵最高压力说明快进9.75.415.1工进36.57.043.5快退163.519.5有计算查表已知，执行元件的最大工作压力为40，压力损失选取1.0，则液压泵的最大工作压力为：=36.5+1.0=37.5MPA4.1.2 确定液压泵的流量 1 多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸所需的最大流量，并要考虑系统的漏损和液压泵磨损后容积效率的下降，由于本设计 采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为：式中 分别为液压缸有杆腔、无杆腔的有效面积； 活塞的最大移动速度。K系统泄漏系数，一般取1.11.3；大流量取小值，小流量取大值；在确定流量时，尚需加上溢流阀的最小溢流量，一般取23L/min。经计算为：，由表41可知小于等于14L/min.，选用12L/min.4.1.3 选择液压泵的规格按照系统中拟订的液压泵的形式，根据其最大工作压力和流量，参照产品样本就可选择液压泵的规格。CY141B。需要指出的是，按上式确定的仅是系统静态时，液压泵的最大工作压力。系统工作过程中存在过渡过程的动态压力，其数值往往要比静态压力大得多，液压泵也不例外。故所选液压泵的最大工作压力不但不得超过该泵的额定压力，从安全性、可靠性考虑，还应留有较大余地。一般推荐，所选定的液压泵的额定压力应比该泵最大工作压力大25%60%，使液压泵有一定的压力储备。高压系统的压力储备宜取小值，中、低压系统的压力储备宜取大值；最高压力出现时间较短的，其压力储备可取小些；反之，应取大些。另外，液压泵的转速与他的寿命、燥声、气穴等紧密相关。产品样本上给出了容许转速范围，但一般不使泵在最低、最高转速下长期运行。特别是用内燃机驱动的液压泵，当油温低时，在低速运行，则吸油困难，且因润滑不良，造成卡咬失效故障；高转速运行，则易产生气蚀、震动、异常磨损等有害现象。4.1.4 确定驱动液压泵的功率对于双连泵，实现快进、工作循环的回路，所以在计算双联泵所需功率时，根据快进、工进两个阶段的工作压力、流量分别计算其所需驱动功率，然后取较大者。计算过程如下：当工进时，液压泵的最大工作压力为37.5，液压泵的压力和流量比较定，则液压泵的驱动功率式中 液压泵的最大工作压力； 液压泵的流量； 液压泵的总效率。液压泵的总效率既是液压泵的容积效率与其机械效率之乘积。各类液压泵的总效率可参考上表数值估取，液压泵规格大取大值；规格小取小值；变量泵一般取小值。表43 液压泵的总效率液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.60.80.650.850.70.850.80.9所以KW当快进时液压泵的最大工作压力为15.1，则KW显然652.5大于226.5，则取驱动液压泵的功率为652.5。另外提一点，如果求的的是限压式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算，一般，拐点所对应的压力为液压泵最大压力的80%，故其驱动功率的计算公式为 式中 液压泵的流量； 液压泵的最大工作压力则 工作循环中，液压泵的压力和流量变化比较大，则需分别算出循环中各阶段所需功率，然后按下式计算平均功率。 式中 、 一个工作循环中，各阶段所需时间； 一个工作循环中各阶段所需的功率。 若液压泵是用电动机驱动的，则可按上述计算公式算得的功率和液压泵的转速，从产品样本中选定标准的电动机。但是，必须进行核算，使每个阶段电动机的超载量都在允许范围内。一般电动机在短时间内可允许超载25%。4.2 控制阀的选择在液压系统中，液压控制阀用来控制液压系统中的压力、流量及油液的流动方向，从而控制液压执行元件的启动、停止、改变运动的速度、方向，力以及动作顺序等，以满足各类液压设备对运动、速度、力或转矩的要求。因此，液压阀的性能直接影响到液压系统的静特性、动特性及工作可靠性。根据用途与工作特点，分为：压力控制阀，（如溢流阀、减压阀等），流量控制阀（如节流阀、调速阀等）、方向控制阀（如单向阀、换向阀等）。4.2.1 压力控制阀的选择原则压力：压力控制阀的额定压力应大于液压系统可能出现的最高压力，以保证压力控制阀的正常工作。压力调节范围：系统调节压力应在阀的压力调节范围之内。流量：通过压力控制阀的实际流量应小于压力阀的额定流量结构类型：按结构类型及工作原理，压力控制阀分直动型和先导型两类。直动型压力控制阀结构简单，灵敏度高，应采用直动型溢流阀。先导型压力控制阀的灵敏度和响应速度比直动型阀低一些，而调压精度不直动型高，广泛用于高压及大流量和精度要求较高的场合。在本次设计的两条主油路中各采用一个通过全流量的一次过载溢流阀（主安全阀），溢流压力25MPA。每个油缸和换向阀之间均设有压力31MPA的二次过载溢流阀和补油阀，以避免在换向阀回到中位时，工作装置由于惯性使各油缸管路产生过大的压力并受其冲击而损坏。当油缸出现负压时，补油阀能够使油缸从回油路进行补油，防止元件和管道内产生吸空现象。4.2.2 流量控制阀的选择压力：系统压力的变化必须在阀的额定压力之内流量：通过流量控制阀的实际流量应小于该阀的额定流量。流量范围：流量控制阀的流量调节范围应大于系统要求的流量范围。特别注意，在选择节流阀和调速阀时，所选阀的最小稳定流量应满足执行机构的最低稳定速度的要求。在本系统中，在挖掘机动臂油缸的大腔回路装有了单向节流阀，防止动臂超速下降。4.2.3 方向控制阀的选择压力：液压系统的最大压力应低于阀的额定压力流量：流经方向控制阀的最大流量一般不应大于阀的额定流量滑阀机能：滑阀机能只换向滑阀处于中位时的通路形式。不同滑阀机能的阀在换向时冲击的大小不同，能够实现的功能也不同操纵方式：应根据需要，选择合适的操纵方式如手动、机动、电动、液动等此外，还应考虑安装及联结方式、尺寸、价格、使用寿命及维修方便性、货源情况等。在本设计系统中，多路换向阀起到了至关重要的作用。一个泵输出的油，经过多路换向阀分别驱动回转马达斗杆油缸和行走马达。因为液压阀的性能直接影响到液压系统的静特性、动特性等，所以选择的正确与否至关重要。所以在实际选择中，还要注意以下几点： 1确定通过阀的实际流量 此时，要注意通过管路的流量与油路串、并联的关系：油路串联时系统的流量即为油路中所通过的流量；油路并联且各油路同时工作时系统的流量等于各条油路通过流量的和。2 注意单活塞杆液压缸两腔回油的差异 活塞外伸和内缩时的回油流量是不同的，内缩时无杆腔回油流量与外伸时有杆腔的回油流量之比，等于两腔活塞面积之比。 以上1.2两款，强调的都是通过阀的实际流量（不是按泵的流量），作为选择阀的主要参数之一。若通过阀的实际流量确定小了，将导致阀的规格选得偏小，使阀的局部压力损失过大，引起油温过高等弊端，严重时会造成系统不能正常工作。3 既要正确选用滑阀中位机能也要把握滑阀的过度状态机能 滑阀的过度状态机能是指换向过度位置滑阀的油路连通状况，掌握滑阀的过渡状态机能，以便检查滑阀在换向过渡过程中，是否因有油路全被堵死情况。而导致系统瞬时压力无穷大的情况。4 注意卸荷溢流阀与外控顺序阀作卸荷阀的区别 卸荷溢流阀主要用于装有蓄能器的液压回路中，当蓄能器充液压力达到卸荷溢流阀的设定压力时，它自动使液压泵卸荷。有的卸荷溢流阀，内装单向阀，用来防止蓄能器中的饿压力油倒流。此时，由蓄能器向系统供油并保持压力。当蓄能器中油液压力降到卸荷溢流阀的设定压力的85%左右时，卸荷溢流阀关闭，液压泵恢复向蓄能器充液。5 控制阀的使用压力、流量、不要超过其额定值如控制阀的使用压力、流量超过了其额定值，就易引起液压卡紧和液动力，对控制阀工作品质产生的不良影响。另一方面，也要注意，不要使通过减压阀、顺序阀的流量远小于其额定流量。否则，易产生振动或其他不稳定现象。这时，要在回路上采取必要的措施。6 注意合理选用液控单向阀的卸压当液控单向阀的出口存在背压时，宜选用外泄式，其他情况可选内泄式。有的设备升降装置液压系统，就因设计考虑不周，该用外泄式液控单向阀，但选用了内泄式，造成系统有强烈振动和噪声。7注意电磁换向阀和电液换向阀的应用场合电磁换向阀电磁铁的类型（直流式、交流式）和阀的结构一经确定，阀的换向时间就确定了；电液换向阀，可通过调节其控制油路上节流器的开度来调整其换向时间。此外，换向平稳性要求较高，宜采用换向时间可调的电液换向阀，但因采用了电磁换向阀，导致换向过程液压冲击强烈，伴随设备颤振，影响产品质量。4.3 蓄能器的选择蓄能器是储存和释放液体压力能的装置。在液压系统中，蓄能器可作为辅助动力源，紧急动力源，补充泄露和保压，液体的补充装置、压力和流量补偿装置。吸收液体脉动和压力冲击，输送异性或有毒液体等。蓄能器的种类、特点与应用见下表44，以便加以选择：通过比较。我觉得气瓶式蓄能器最适合本系统，所以选择它。4.4 管道种类的选择主要包括：管道种类、管道尺寸的确定和管接头选择液压传动系统常用的管道有钢管、橡胶软管、尼龙管等。选择的主要依据是工作压力、工作环境和液压装置的总体布局等，视具体工作条件、参考有关液压手册以后加以确定。一般应尽量用硬管，因硬管阻力小，安全，成本低。表44 蓄能器的种类特点与应用种类特点用途安装要求重锤式结构简单，压力稳定，容量较小，体积大，笨重，运动惯性大，反应不灵敏，密封处易漏油仅作蓄能器用，在大型固定设备中采用柱塞上升极限位置应设安全装置或指示器 弹簧式结构简单，容量小，反应较灵敏，不宜用于高压，不适合于循环频率较高的场合仅供小容量及低压回路做缓冲用应尽量靠近振动器气体加载式气瓶式容量大，惯性小，反应灵敏，占地小，没有摩擦损失，气体易混入油内，影响液压气体平稳性适用于大流量，低压回路一般充惰性气体，油口应向下垂直安装，管路之间应设置开关活塞式油气隔离。工作可靠。但反应不灵敏，容量较小，缸体加工和活塞密封性能较高蓄能，吸收脉动气囊式油气隔离，反应灵敏，尺寸小，重量轻，气囊及壳体制造较困难，要求在一定温度范围内工作折合型气囊容量大，适于蓄能，波纹型用于吸收冲击4.4.1 管道内径的确定管道内径一般根据所通过的最大流量和允许流速，按下式计算。=1.13式中 Q 通过管道的最大流量； V 管道内液流允许流速；D 管道内径。经表45选管内液体允许流速为2m/s,通过管道的最大流量根据（JB827-66）选择为40L/min，则=1.13=1.130.65m根据此数值在机械工程手册3462页即可查出管外径为75mm，管接头连接螺纹为M602，公称压力为3.5MPA，为钢管。由流体力学知，提高流速会使压力损失增大，减小流速势必增加管道内径及其辅件的体积和重量。同时，流速与液压冲击密切相关，流速增大，冲击压力增大。 另外，管道液流速与元件、回路的正常工作也有密切关系。如液压泵吸油管路上的压力降就不能太大，否则会造成泵的气穴现象。回油管路压力损失过大，会产生高的背压，影响元件正常工作性能。因此，在设计液压系统管路时，要限制流速。下表给出的是允许流速的推荐值。表中数据是对石油基油液而言的，对于水-油乳化液，其允许流速可比表中推荐值大25%。一般情况下，是按管路的压力降不大于系统的工作压力的5%6%为原则选取流速的。表45 允许流速推荐值油液流经的管路（元件）允许流速（m/s）油液流经的管路（元件）允许流速（m/s）装有过滤器的吸油管路0.51.5压油管路无过滤器的吸油管路1.5310MPA5回油管路23大于15MPA7压油管路短管及局部收缩处4.5102.5MPA3安全阀30455.0MPA44.4.2管道壁厚的确定通常按下式计算： 式中 管道壁厚；p 管道承受的最高工作压力； d 管道内径；n 安全系数，参照有关手册选用。因为管道内径为65mm,1,3.5MPA,10mm,则=10mm4.4.3 管接头的选择在选择管接头时，必须使他具有足够的通流能力和较小的压力损失，同时做到装卸方便、连接牢固、密封可靠、外型紧凑。根据下表46即可选得管接头的类型为螺纹连接管接头4.5确定油箱容量油箱用来储油、散热和分离油中所含的空气与杂质。按其特点可分为开式和冲压式，后者多用于自行式机械合理确定油箱容量是保证液压系统正常工作的重要条件，确定油箱容量通常有以下两种办法：1 按下列经验公式确定式中V 油箱容量；LQ 液压泵的总额定流量，L/min;经验系数。经验系数a的值可按下表46选择：表46 经验系数a行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金机械12245761210对行走设备或经常间断工作的设备，其系数可取较大值，所以选=7而液压泵的最大流量为12，所以=7L表47 硬管接头的分类与结构形式分类螺纹连接管接头法兰连接管接头特点装卸方便，能承受较大的振动和冲击，使用期限长适用于薄壁钢管、铜管对管子外径无特殊要求，需仔细清洗安装时进行焊接，需仔细清洗通径3423323421080工作压力16032035160320320用途工程机械，汽车，气轮机、机床等中低压液压系统重型机械、锻压机械的液压系统常用于管道通径大于32mm的液压系统2 按发热量计算公式确定根据油的允许温升和系统发热量，确定油箱容量。在此不再赘述。4.6 过滤器的选用 在液压和润滑系统中，过滤器的作用是控制系统油液的污染度在关键元件所允许的范围内，以保证系统的工作可靠性和元件的使用寿命。系统油液的污染度和所采用的过滤器精度与侵入系统的污染物数量等诸多因素有关。过滤器的选择应考虑如下几点： 1. 具有足够的通流能力、压力损失要小。 2. 过滤精度应满足设计要求。 3. 过滤器的材质应与所选流体介质相容，采用乳化液等难燃介质时，过滤器的通流能力应提高23倍。 4. 滤心要有足够的强度，为保证滤心堵塞后及时更换，应带有压差信号发生器等保护措施。但对高过滤精度要求的场合，如液压伺服系统，不允许安装旁通安全阀。5. 滤心更换、清洗及维护方便。按滤芯的结构分类，可分为：1 网式过滤器 由滤孔小网起过滤作用2 线隙式过滤器 滤芯由金属丝烧结而成，依靠金属丝间微小的间隙来滤除污染物的颗粒3 纸制过滤器 滤芯为多层酚醛树脂处理过的微孔滤纸，由微孔滤除杂质4 磁性过滤器、烧结式过滤器、纤维过滤器、合成树脂过滤器等由于纸制滤油器