大型矿用自卸车静液压传动系统设计【4张图纸】【优秀】
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大型矿用
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大型矿用自卸车静液压传动系统设计
37页 20000字数+说明书+4张CAD图纸
举升与转向组合系统原理图.dwg
参考文献.doc
大型矿用自卸车静液压传动系统设计压缩搞.doc
大型矿用自卸车静液压传动系统设计说明书.doc
摘要.doc
柴油机与泵装配图.dwg
液压传动系统图.dwg
液压驱动系统原理图.dwg
第1章 绪论.doc
第2章 主要技术参数及对系统的要求.doc
第3章 液压驱动系统的设计.doc
第4章 液压转向系统的设计.doc
第5章 举升液压系统的设计.doc
第6章 制动性能分析.doc
第7章 系统总成.doc
第8章 液压系统性能验算.doc
结论.doc
致谢.doc
大型矿用自卸车静液压传动系统设计
目录
摘要Ⅰ
AbstractⅡ
第1章 绪论1
1．1 大型矿用电动轮自卸车的现状及发展1
1．2 现代液压技术的发展2
1．3 大型矿用自卸车用静液压驱动的可行性与优越性3
1．4 本设计的任务和目标4
第2章 主要技术参数及对液压系统的要求5
2．1 主要技术参数5
2．2 主机对液压系统的要求5
第3章 静液压驱动系统的设计6
3．1 车辆行走机构对液压传动系统的要求6
3．2 液压驱动系统的型式6
3.2.1 容积调速系统6
3.2.2 功率分流液压调速系统7
3．3 行走驱动系统性能的主要参数7
3．4 静液压驱动系统方案的确定8
3.4.1 液压驱动系统的型式8
3.4.2 液压驱动系统传动方案12
3．5 液压传动系统的设计计算12
3.5.1 确定液压系统的工作压力13
3.5.2 液压传动参数及性能的计算13
3.5.3 辅助装置21
3．6 拟定驱动液压系统工作原理图23
3．7 液压元件的选择和设计25
第4章 液压转向系统的设计27
4．1 转向系统的基本要求27
4．2 转向方式及转向随动系统方框图27
4.2.1 轮式车辆转向方式27
4.2.2 转向随动系统方框图28
4．3 液压转向系统方案的选择28
4．4 液压转向系统设计计算29
4.4.1 转向阻力矩的计算29
4.4.2 转向油缸参数的确定30
4.4.3 转向器参数的确定32
4.4.4 油泵参数的确定33
4．5 拟定液压转向系统工作原理图33
第5章 液压举倾系统的设计35
5．1 概述35
5．2 举倾系统的限速措施35
5．3 液压举倾系统的设计计算36
5.3.1 倾卸油缸行程及内径的计算37
5.3.2 倾卸油缸容积及油泵的计算39
5．4 拟定液压举倾系统工作原理图39
第6章 制动性能分析41
6．1 制动力矩和制动力41
6.1.1 前轮制动力矩和制动力41
6.1.2 后轮制动力矩和制动力42
6．2 前后轮附着力及滚动阻力42
6．3 制动加速度和制动距离43
第7章 系统总成45
7．1 液压转向系统和举升系统的组合45
7.1.1 系统的组合45
7.1.2 举升转向组合系统元件的选择47
7．2 大型矿用自卸车静液压传动系统的总成47
7．3 静液压传动系统动力来源传动装置的选择50
第8章 液压系统性能验算51
8．1 液压系统压力损失51
8．2 液压系统的发热温升52
8.2.1 液压系统的发热功率52
8.2.2 液压系统的散热功率53
8．3 液压系统冲击压力54
结论57
致谢58
参考文献59
附录60
摘要
大型矿用自卸车是现代矿山企业重要的运输工具之一，目前普遍使用的是大型电动轮自卸车，已暴露出其体积庞大、重量大、故障率高等缺点。由于静液压传动具有工作平稳、冲击小、重量轻、无级调速及调速范围大、易于实现自动化、在恶劣工作条件下相对电传动性能更可靠等优点，近年来发展迅速，已受到车辆传动领域的广泛重视。在分析了矿用电动轮自卸车电动轮传动型式、工作条件及负载变化后，参考由湘潭电机集团有限公司生产的108t电动轮自卸车，结合静液压传动的优点，设计了大型矿用自卸车的静液压传动系统，驱动是由四个液压马达输出扭矩驱动车辆的四轮驱动型式，采用双泵供油的闭式变量系统；鉴于转向和举倾不同时发生，在设计中采用举倾时双泵合流的供油方式，从而充分利用了发动机功率，减少了能量损耗；同时还对大型矿用自卸车的制动性能进行了分析，能够满足其制动要求。
关键词：矿用自卸车；电动轮自卸车；静液压传动
- 内容简介：
-
第8章 液压系统性能验算第8章 液压系统性能验算在液压系统设计过程中，完成了系统的基本设计计算部分之后，还有对系统的压力损失、发热温升及液压冲击进行验算，以便使所设计的液压系统更加可靠和完善。81 液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失，管路的局部压力损失和阀类元件的局部损失，总的压力损失为： （8-1） （8-2） （8-3）式中： l管道的长度（m）d管道内径（m） 液流平均速度（m/s） 液压油密度（kg/m3） 沿程阻力系数 局部阻力系数（8-4）式中：阀的额定流量（m3/s） 通过阀的实际流量（m3/s）阀的额定压力损失（Pa）（可从产品样本中查到）沿程损失是油液流经直流管时的粘性阻力损失，一般比较小，局部压力损失是油液流经各种阀、管路截面突然变化或弯管处的损失，在液压系统中，局部损失是主要的。在液压系统设计时应尽量避免不必要的管路弯曲和节流，避免直径突变，减少管接头，采用元件集成化，以减少压力损失。82 液压系统的发热温升8.2.1 液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：（1）液压泵的功率损失（8-5）式中：工作循环周期（s） z投入工作液压泵的台数 液压泵的输入功率（W） 各台液压泵的总效率 第i台泵工作时间（s）（2）液压执行元件的功率损失（8-6）式中：M液压执行元件的数量 液压执行元件的输入功率（W） 液压执行元件的效率 第j个执行元件工作时间（s）（3）溢流阀的功率损失 （8-7）式中：溢流阀的调整压力（Pa） 经溢流阀流回油箱的流量（m3/s）（4）油液流经阀或管路的功率损失=pQ （8-8）式中：p通过阀或管路的压力损失（Pa）Q通过阀或管路的流量（m3/s）由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率 （8-9）式（8-9）适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率: =Pr-Pc （8-10）式中：Pr是液压系统的总输入功率，PC是输出的有效功率。（8-11）（8-12）其中： 工作周期（s）z、n、m分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量、第i台泵的实际输出压力、流量、效率第i 台泵工作时间（s）、液压马达的外载转矩、转速、工作时间（Nm、rad/s、s）、液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（Nm）8.2.2 液压系统的散热功率液压系统的散热渠道主要是油箱表面，对行走机械，系统外接管路较长的发热功率与散热一般是平衡的，可以不用考虑，而且在液压系统中要加专门的散热装置，这里只介绍油箱的散热计算。油箱的散热功率： （8-13）式中：K油箱散热系数，见表8.1A油箱散热面积（m2）T油温与环境温度之差（）表8.1 油箱散热系数K（W/（m2）冷却条件K1通风条件很差89通风条件良好1517用风扇冷却23循环水强制冷却110170若系统达到热平衡，则，油温不再升高，此时，最大温差 （8-14）环境温度为T0，则油温T=T0+T。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（部分机械允许油温见表8.2），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。表8.2 各种机械允许油温（）液压设备类型正常工作温度最高允许温度机车车辆40607080冶金机械、液压机40706090工程机械、矿山机械50807090冷却器的散热面积：（8-15）式中 ：K冷却器的散热系数 tm平均温升（）（8-16）T1、T2液压油入口和出口温度 t1、t2冷却水或风的入口和出口温度83 液压系统冲击压力压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式：1）当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。直接冲击（即t）时，管道内压力增大值 （8-17）间接冲击（即t）时，管道内压力增大值（8-18）式中：液体密度（kg/m3）关闭或开启液流通道前后管道内流速之差（m/s）t关闭或打开液流通道的时间（s）管道长度为l时，冲击波往返所需的时间（s） 管道内液流中冲击波的传播速度（m/s）若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度（8-19）式中：E0液压油的体积弹性模量（Pa），其推荐值为E0=700MPa 、d管道的壁厚和内径（m） E管道材料的弹性模量（Pa），常用管道材料弹性模量：钢E=2.11011Pa，紫铜E=1.181011Pa2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为（8-20）式中：液流第i段管道的长度（m） Ai第i段管道的截面积（m2）A液压缸活塞面积（m2）M与活塞连动的运动部件质量（kg）液压缸的速度变化量（m/s）t液压缸速度变化所需时间（s）由于产生液压冲击的原因很多，在设计液压系统时，很难准确地计算，只能大致的验算，而关键是液压系统必须采取缓冲装置。一般可采取下列缓冲措施：1尽量减慢换向速度。操纵换向阀时要平稳，或者在换向阀的阀芯棱边上开切口或者作出锥度，以减慢滑阀完全关闭前的油液流速。2设置过载阀。在液压缸或液压马达的进出口处设置过载阀，其调定压力是系统压力的11012
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