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第3章液压驱动系统的设计.doc

大型矿用自卸车静液压传动系统设计【4张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】

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致谢.doc---(点击预览)

结论.doc---(点击预览)

第8章液压系统性能验算.doc---(点击预览)

第7章系统总成.doc---(点击预览)

第6章制动性能分析.doc---(点击预览)

第5章举升液压系统的设计.doc---(点击预览)

第4章液压转向系统的设计.doc---(点击预览)

第3章液压驱动系统的设计.doc---(点击预览)

第2章主要技术参数及对系统的要求.doc---(点击预览)

举升与转向组合系统原理图.dwg

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

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关键词：: 大型卸车液压传动系统设计全套 cad 图纸毕业论文答辩优秀优良

资源描述：

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

Abstract

The heavy duty mineral Self-Dumping Truck is one of the important transport means in modern mine enterprise. The heavy duty Electric - Wheeled Self - Dumping Truck is widespread at present. But it has huge size, heavy weight, high failure and so on. Because the hydrostatic transmission device works steadily and is easily to realize the automation and is of small impact, light weight, large variable speed range and enabled to step-less speed and under the bad working conditions, the hydrostatic transmission device is of more reliable performance than electrical transmission device. It develops rapidly in recent years. It has been valued by more and more people in vehicle transmission. By analyzing the Electric-wheel drive forms, working conditions and variation of load of the mineral Electric - Wheeled Self-Dumping Truck, this paper designs the hydrostatic driving system of the heavy duty mineral Self-Dumping Truck using hydrostatic merits, refer to the 108t Electric-Wheeled self - Dumping Truck which produced by the Xiangtan Electric Manufacturing Corporation LTD. The Truck is four-wheel-drive vehicle type. There are four hydraulic motors output torque to drive vehicle. The hydraulic system which supplied flow and pressure by double-pumps is closed variable system. Due to the turning and dumping occur at different time, two pumps merge their flow to supply system when dumping. This means makes full use of engine power and reduces energy loss. Braking performance of the heavy duty mineral Self-Dumping Truck is also analyzed in this paper and it is meet the requirements of its braking.

Keywords: The mineral Self-Dumping Truck, The Electric - Wheeled Self - Dumping Truck, Hydrostatic transmission

第1章绪论

1．1 大型矿用电动轮自卸车的现状及发展

自1963年由美国Unit-Rig公司G.E公司合作研制出世界上第一台装载质量问77t矿用电动轮自卸车以来，经过多年的不断完善和大量新技术、新材料、新工艺的采用，重型矿用电动轮自卸车作为汽车中的新品种已发展成熟，已经有108t、154t、170t、280t等多个系列。它是目前过内外大型露天矿普通采用的高效运输设备，已占有大份额市场。国内矿用电动轮自卸车在我国大型露天矿山的使用始于70年代中期，使用单位主要分布在煤炭、冶金等行业，其装载质量主要为108t和154t两种。国外生产重型矿用自卸车的主要厂家有：小松矿用设备公司、尤克里德-日产公司、卡特彼勒、利勃海尔公司等，其共同特点是：车型全系列、部件专业化、有完整的配套体系。我国重型矿用电动轮自卸车的生产厂商主要有三家：湘潭电机厂、本溪重型汽车厂和常州冶金机械厂。湘潭电机厂生产的自卸车经过不断改进和完善，吸收国外技术的基础上已经形成了几个系列，辽宁本溪重型汽车厂由于多种原因现已停产，江苏常州冶金机械厂主要与美国Unit-Rig公司合作生产Mark-36型154t矿用电动轮自卸车。

目前重型矿用电动轮自卸车驱动的传动方式都是采用交-直流传动，由柴油机带动发电机发出三相中频交流电，经外部整流装置整流变成直流电后输往汽车后桥两侧的直流牵引电机，以驱动汽车行驶。举升和转向采用液压系统，有两种形式：常流式和常压式，转向系统均采用动力转向，举升系统才采用侧置式双缸三级双作用油缸外置于车架两侧。电传动系统是由发电机、牵引电机、和电控制三大部分组成，其主要满足恒功控制的要求。驱动形式通常都采用4×2后轴驱动。

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内容简介：: 第 6 页共 59 页第 3 章静液压驱动系统的设计 3 1 车辆行走机构对液压传动系统的要求大型自卸车作业时牵引力和车速的变化范围大，并且变化急剧、频繁、工作条件苛刻，因而对液压传动装置的要求是： 1应采用精心设计的“背靠背”传动装置，以及泵和马达之间采用尽量短的管路连接，在素的和转矩较宽的范围内能够获得总效率的 85%以上，把发动机的功率充分利用与速度和牵引力的宽范围内。 2能利用传动系统本身精心可靠地制动。 3对两侧驱动车轮采用独立的传动系统，以滑移方式转向。 4结构简单，液压元件要耐久、可靠。 3 2 液压驱动系统的型式 3.2.1 容积调速系统依据工程机械，其液压驱动系统的变速装置是利用改变液压泵或液压马达的排量来实现调速的，称为容积调速回路。由于这种调速系统具有较高的效率，所以是广泛使用的液压调速系统。图一所示是由双向变量泵和变量马达组成的容积调速系统。当调节变量泵 1和变量马达的斜盘倾角，可改变其输出流量，从而获得不同的马达转速；改变斜盘方向可改变油流方向，使马达的旋转方向相应地得到改变。辅助泵 3用以向系统补油，并起冷却作用，其压力由溢流阀 7 调定。回路中有两个补油阀 4，梭阀6在主油路高压控制下与常开式的溢流阀 8 接通，因此，工作中总有一部分油通过溢流阀 8流回油箱，以便冷却油液。主回路中两个安全阀 5保护系统不致破坏。图 3.1 变量泵 -变量马达调速系统 nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 7 页共 59 页 3.2.2 功率分流液压调速系统功率分流液压调速系统又称双功率流传动装置。由液压泵和液压马达组成的单纯的液压调速系统随着传递动力的增加使其容量过大，这样其传动效率有所降低，因此出现了把行星差动轮系与液压调速装置组合起来的功率分流液压调速系统。它将动力分成两路平行传递，一路通过行星齿轮传递，另一路为液压传动。在功率分流传动中，液压系统主要起调速作用，机械系统主要用来传递动力。虽然该调速系统有效地利用了液压传动的优点，又保持了齿轮传动的优越性，但其结构复杂、制造成本高，只适用于大功率的车辆上。 3 3 行走驱动系统性能的主要参数决定驱动行走系统性能的主要技术参数有：行驶驱动功率、牵引力、车速、最大爬坡度等。 1 牵引力 F 对于运输车辆来说，牵引力大意味着载重量大，爬坡和加速性能好，因而可以降低劳动强度，提高生产率。牵引力受附着条件限制，牵引力的值应与机械的附着条件相适应，并且使之与行走机构的额定滑转率一致，以获得较好的经济效果。将全滑转情况下的牵引力的最大值定义为最大牵引力或附着力，公式如下： FG （ 3-1）式中： F 最大牵引力附着系数 G 附着重量不同的车辆的取值范围也不同。车辆的牵引力正常工况下要小于其附着力，否则轮胎发生滑转，将使发动机功率严重损失，加剧轮胎的磨损。 2行驶速度对于运输机械来说，车速对生产率有很大影响，它既要适应在工地作业的要求，又要保证一定的运输效率。采用液压驱动能满足变化范围要求，也能使发动机功率很好地利用，操纵简单方便，有利于生产率的提高。对于大型矿用自卸车，最高车速一般不超过 58km/h。 3爬坡能力载重运输车辆在爬坡时的外部阻力取决于爬破度，外部阻力包括滚动阻力和坡道阻力。滚动阻力： co sfF Gf （ 3-2）式中： G 车辆载重总重量 f 车辆滚动阻力系数爬坡角 nts第 8 页共 59 页坡道阻力： siniFG （ 3-3）则运输工况的爬坡能力 ,即驱动力： s i n c o sk f iF F F G G f （ 3-4） 4驱动行驶驱动功率运输车辆的行驶驱动功率可按下式计算 k3600FP 驱 kW (3-5) 式中： kF 牵引力， N 车辆的运行速度， km/h 传动效率，一般取 0.8 3 4 静液压驱动系统方案的确定明确了主机对液压系统的性能要求，对大型矿用自卸车和液压系统资料进行分析和研究，并根据实际情况，进行方案分析比较，按照可靠性、经济性，并尽量采用先进技术，最终选择最优方案。 3.4.1 液压驱动系统的型式根据不同的分类方法，液压系统型式主要有：开式系统和闭式系统，定量系统和变量系统，容积调速系统、节流调速系统和容积节流调速系统等。开式、闭式系统开式系统是指液压泵从液压油箱吸油，通过换向阀给液压马达或液压缸供油以驱动工作机构运动，液压马达或液压缸的回油再经换向阀流回液压油箱，为保证系统安全，设置安全阀。这种系统结构形式较简单，系统自备油箱，油箱可同时起到散热、沉淀杂质的作用。但由于油液与空气接触，容易使空气溶于液压油而进入系统，导致工作机构工作不平稳及其他不良后果。开式系统可采用定量泵，也可以采用变量泵，对自吸能力较差的液压泵，其工作转速限制在额定转速的75%以内，或增加一个辅助泵，以提高液压泵的自吸能力和避免出现吸空现象。闭式系统中，液压泵的吸油管直接与执行元件的回油管相连，液压油在系统的管路中封闭循环（如图 3.1）。闭式系统结构紧凑，泵的自吸能力好，系统与空气不接触，而避免了出现吸空现象，工作机构运动平稳。采用变量泵来避免出现液压冲击和能量损失。闭式系统结构复杂，自身不备油箱，油液的散热和过滤条件较开十系统差。为补偿系统中的泄露，通常要辅设一个小容量的补油泵，向系统补油并冷却油液，多余的流量通过主泵和马达壳体流回油箱。闭式系统有如下优点：（ 1）主泵排量发生变化时补油系统能保证容积式传动的响应，提高系统的动作频率，同时还能增加主泵进油口的压力，防止大流量时产生气蚀，提高泵的nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 9 页共 59 页工作转速和传动装置的功率密度，另外，油液经过滤后进入系统且与外界接触少，从而提高了液压系统的可靠性和使用寿命。补油泵还能方便地为系统中某些低压工作的辅助机构和制动器提供动力。（ 2）闭式系统仅有少量的补油流量从油箱吸取，油箱小，便于行走车辆布置，吸油、回油流动损失小，系统效率较开式系统高。（ 3）系统存在背压且对称工作，柱塞泵、马达具有很高的容积效率，其内部泄露随压力变化很小，因而闭式系统能平稳地从正转通过零点向反转过渡并能在任意方向实行全液压自动操作，并能保证输出轴具有足够的刚性，在负荷大小和方向变化时平稳工作。闭式系统的上述特点使它特别适应负荷变化剧烈、前进、倒退、制动频繁的行走机械，以及速度要求严格控制的作业机械，因此，对行走机械有着特别的意义。大型矿用自卸车在矿山环境下工作条件苛刻，要求经常正反向行走，制动频繁，负载经常变化，因此确定大型矿用自卸车行走驱动液压传动装置的泵和马达采用闭式回路方式。定量、变量系统定量系统采用的液压泵为定量齿轮泵、叶片泵或者固定斜盘的柱塞泵，当发动机转速一定时，流量也一定，而压力是根据工作循环中需要克服的最大阻力确定的液压系统的压力取决于外负载，因此，其泵的特性硬，负荷小时不能提高作业速度，功率得不到充分利用。为满足作业要求，定量系统的发动机功率要根据最大外负载和作业速度来确定。定量系统中泵的成本低，速度平稳，简单可靠，价格低廉，耐冲击性能好，油液冷却充分但效率较低。采用变量泵或变量马达的液压系统为变量系统，系统效率高，调速范围大，能输出恒定的转矩或功率，且不需要很大的油箱。变量系统具有以下特点：（ 1）作业速度与作业力之间可以自动调节，变量泵在变量范围内功率基本保持恒定，随着外负载的变化，液压泵的输出流量相应地变化，外负载小时，可以减小作业力，增大流量，以增大作业速度，提高生产率，外负载大时，可以增大作业力，降低作业速度，克服大负载。（ 2）液压泵经常在满负荷状态工作，发动机功率利用比较充分。（ 3）变量系统元件较复杂，成本也高，油液发热较大。基于变量系统的以上特点，现代大型工程车辆的液压驱动系统都采用变量系统，从而实现恒功率或恒转矩控制，提高作业效率。大型矿用自卸车功率大，要求运输效率要高，发动机功率应得到充分发挥，因此选用变量系统。容积调速系统、节流调速系统和容积节流调速系统节流调速是在系统中安装节流阀，通过节流阀对进入执行元件的流量连续调节而实现无级调速，按节流阀安装位置的不同有进油节流调速、回油节流调速和旁路节流调速以及以上三种任意组合的复合调速。 nts第 10 页共 59 页容积调速是用变量泵供油，通过改变回路中变量泵或变量马达的排量来调节执行元件的运动速度的。这种回路中，液压泵输出的油液直接进入执行元件，没有溢流损失和节流损失，而且工作压力随负载变化，因此效率较高，发热少，能量利用合理。容积节流调速是利用压力补偿使变量泵供油、用流量控制元件确定进入执行元件的流量来调节其速度，并使变量泵的输出油量自动与执行元件所需流量相适应。这种调速回路没有溢流损失，效率较高，速度稳定性好。大型矿用自卸车运行速度高，对速度的稳定性要求较低，外负载变化大，要求的调速范围大，运行功率大，故选用容积调速系统。行走机械的容积调速系统有变量泵 -定量马达调速系统、定量泵 -变量马达调速系统和变量泵 -变量马达调速系统，下面分别作以介绍。 1 变量泵 -定量马达调速系统这种系统中，液压泵转速和液压马达排量都是恒量，改变液压泵排量可使马达转速和输出功率随之成比例地变化。马达输出转矩和回路的工作压力都由负载转矩决定，不因调速而发生变化，因而常被叫做恒转矩调速系统，另外，由于泵和马达的泄露不容忽视，这种系统的速度刚性要受负载变化影响。当回路中泵和马达都能双向作用时，马达可以实现平稳反向。变量泵 -定量马达调速系统的工作特性如图 3.2所示。图 3.2 变量泵 -定量马达调速系统工作特性 2定量泵 -变量马达调速系统该系统液压泵转速和排量都是恒量，通过改变液压马达排量变化实现输出转速和转矩变化的，转速与排量成正比，转矩与排量成反比。马达的输出功率和回路工作压力都由负载功率决定，不因调速而发生变化，常被叫做恒功率调速系统。这种系统调速范围较变量泵 -定量马达调速系统小，适用于具有恒功率负载特性的行走机构上，可使原动机保持在恒功率高效率点下工作，从而最大限度地利用原动机的功率。定量泵 -变量马达调速系统的工作特性如图 3.3所示。 nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 11 页共 59 页图 3.3 定量泵 -变量马达调速系统工作特性 3变量泵 -变量马达调速系统这种系统的工作特性是上述两种系统工作特性的综合，回路的调速范围很大，是泵调速范围和马达调速范围的乘积。该调速系统中变量泵和变量马达可单独并先后进行调节，一般分两步进行，先是改变泵的调节参数，再改变马达的调节参数，具体过程为：一般情况是启动前先将变量马达的调节参数斜盘倾角固定到最大值，然后将变量泵的调节参数斜盘倾角调到零位，启动后将泵的斜盘倾角由最小值逐渐调到最大值，完成变量泵-定量马达调速过程，把它固定下来，然后再将马达的斜盘倾角由最大值往小调，达到进一步扩大调速范围的目的，其工作特性与定量泵 -变量马达调速相同。变量泵 -变量马达调速系统的工作特性如图 3.4 所示。图 3.3 变量泵 -变量马达调速系统工作特性这种调速系统的工作特性对一般机械负载要求很适应，因为大部分机械在低速时要求有较大的扭矩，而再高速时扭矩可以相应地减小，变量泵 -变量马达调速系统适用于系统中大功率的液压装置，特别适用于系统中有两个或多个液压马达要求共用一个液压泵又能独立进行调速的场合。 nts第 12 页共 59 页 3.4.2 液压驱动系统传动方案图 3.4 所示是行走机构液压传动的几种方案。 a）方案中采用定量液压马达驱动，其前后轮轮边减速器有三种不同形式：前后桥分别装具有相同传动比的一级轮边减速器。前后桥分别装有不同传动比的一级轮边减速器。一桥为一级轮边减速器，另一桥为二级轮边减速器。形式虽然扩大了机器的行走调速范围，但尚未找到一种切实可行的工艺方案，以便使结构复杂的轮边减速器装置制造成本降到最低，这种方案并不是最理想的；形式可通过接通一根驱动轴来变速，以得到两个档，但需加摩擦离合器，因而结构较为复杂。 b）方案中采用一组变量液压马达，调速范围扩大，考虑到前桥或后桥能从高速档脱开，这种方案具有较高的牵引动力特性，但却没有消除 a）方案中形式的弊病。 c）方案中全部采用变量泵和变量马达驱动，消除了上述弊病，同时由于柴油机转速可调，因而大大提高了轮式车辆的牵引动力特性。 b）方案和 c）方案均适用于大多数轮式工程车辆。 a） c）图 3.4 行走机构液压传动方案 3 5 液压传动系统的设计计算重型运输机械行走机构功率大，前进、后退交替换向频繁，负载变化剧烈。要求液压系统及元件要适应这种复杂工况，系统压力相应也很高，一般都在 20MPa以上。通过一系列计算确定液压传动和车辆数据，绘制出相应的曲线，从而确定车辆在其整个运转范围内的特性。 b） nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 13 页共 59 页 3.5.1 确定液压系统的工作压力液压系统的工作压力是指液压系统正常运行时所能克服的外载荷的最高限定压力。在实际工作过程中，系统压力是随着载荷大小的不同而变化的。液压系统的工作压力是根据车辆机械的技术要求，经济效果和目前液压技术所能达到的水平来确定。在外负荷已定的情况下，系统压力选得越高，各液压元件的几何尺寸就越小，使结构紧凑，重量轻。特别是对大型运输机械来说，选取较高的工作压力更为重要，压力的选择还要考虑制造密封等因素，压力太高，密封要求也该，制造维修困难。现在工程车辆机械所用的工作压力大致有： 1 中压：压力为 10 20MPa，常用于农用机械、小型工程机械、建筑机械、液压凿岩机等的压力等级。 2高压：压力为 20 32MPa，常用于液压机、大中型挖掘机、重型机械和起重运输机械等。 3超高压：压力超过 32MPa。根据国家系列标准值，结合该大型矿用自卸车行走驱动系统的工作压力小于 33MPa的要求，选用驱动液压系统的工作压力为 p =32MPa。 3.5.2 液压传动参数及性能的计算为设计车辆用液压传动系，必须根据车辆要求的最大驱动力 maxF 与最大行驶速度 maxv 进行液压传动参数的确定。 1 需要牵引力（运行工况）对于行走运输车辆，其载荷力矩主要是来自驱动轮的阻力矩。大型矿用自卸车最大载重量为 108t，车辆自重为 85t，最高速度为 max =50km/h，高速运行时要求爬坡度为 12 (即 0.012)，低速运行时最大爬坡度为 17%（即 0.17），由公式（ 3-4）可得，依照最大爬坡度要求，低速运行时的牵引力，即最大牵引力： maxF = s i n c o sk f iF F F G G f =（ 108+85） 1000 9.8（ sin9.65 +0.02cos9.65 ） = 354346 N 式中： f 车辆滚动阻力系数，取 0.02 爬坡角， =arc tan0.17 = 9.65 高速运行时的要求的最大牵引力： maxVF = s i n c o sk f iF F F G G f =（ 108+85） 1000 9.8（ sin0.6875 +0.02cos0.6875） = 60520 N 式中： =arc tan0.012 = 0.6875 nts第 14 页共 59 页 2驱动功率 P驱车辆低速运行爬坡度为 17%时要求的牵引力是最大的，此时，对车辆速度无特别要求，只要能爬上坡即可。 108t 自卸车在额定爬坡（ 8%坡度）时要求的运行速度为 8 km/h，现在取最大爬坡时的车辆速度为 3.6 km/h，此速度为车辆的最小速度，即 maxF =3.6 km/h。因此低速运行时的车辆牵引功率为 k3600FP 驱 = max max3600FF = 354346 3.63600 0.8= 443 kW 式中为传动效率，取 0.8 最高速度运行时要求能爬上 12的坡度，此时的车辆牵引功率为： k3600FP 驱 = max max3600VF = 60520 503600 0.8 1053 kW 由以上计算知，要满足车辆在高速运行时的要求，须取 P驱 = 1053 kW。 3变换范围 R 变换范围是根据车辆要求的最大参数决定的，其计算公式为： m ax m axHCFR P驱（ 3-6）式中： max 单位为 m/s， P驱单位为 W H 液压系统效率 C 机械传动效率当 R 3时，由变量泵单独变换；当 R 3时，由变量泵 -变量马达变换。总的变换范围分为变量泵的变换范围 1R 和变量马达的变换范围 2R ， 12R R R （ 3-7）由式（ 3-6）可以算得变换范围 R =3503543463 . 60 . 8 0 . 9 1 0 5 3 1 0 = 6.49 式中： H 取 0.8， C 取 0.9 可见，总的变换范围 R 3，需要用变量泵 -变量马达系统变换，最终选定为图nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 15 页共 59 页 3.4 c)方案。变量泵和变量马达的变换范围分别为： 12 6 . 4 9R R R =2.55 4液压泵和液压马达的参数计算 108t 矿用自卸车载重大，要求马达扭矩很大，而且速度高，由低速到高速的变换范围大，所选液压泵和液压马达必须能同时满足低速牵引和高速运行的要求，用四个马达驱动，设置两个档位，其传动比分别为 1i 和 2i 。在设定档位时要求车辆换档要尽量使冲击力小，换档平稳，两个档位之间传动比的比值一般在 3左右，为此，设置低速档传动比为 1i =3.2，高速档为 2i =1。液压马达的基本参数主要是排量和转速，所选择的液压马达必须满足机械的动力及行驶速度的要求。马达扭矩： M cwFrT ni i （ 3-8）式中： F 牵引力， N r 驱动轮半径， r =1.5m n 马达数量， n =4 ci 轮边减速器传动比，取 ci =27.3 i 齿轮传动比，分别为 1i 和 2i w 传动系效率，取 0.98 马达转速： 602M cvi in r（ 3-9）式中： v 车辆运行速度， m/s Mn 单位为 r/min 其他各参数与上面相同。马达排量： 2MMmMTq p （ 3-10）式中： p 系统压差， p =32Pa Mm 马达机械效率，选用柱塞马达，取 Mm =0.95。 nts第 16 页共 59 页根据已经计算出的马达的排量和马达在大排量时的最高转速以及系统的工作压力，选择标准系列的马达。在选择了马达以后，液压油泵的选择应满足液压马达对流量和压力的要求。油泵的流量应满足马达在作业时的最大速度要求，由下式确定： 1000MMPVP nqQ （ 3-11）式中：PV 泵的容积效率，选用柱塞泵，取 PV =0.95 行走油泵的排量可按下式确定： 1000PPPQq n （ 3-12）式中： Pn 泵的转速，由发动机转速和分动箱确定（ 1）低速方案低速运行时车辆牵引力大，低速档即档传动比 1i =3.2，由以上计算，最大牵引力为 maxF = 354346 N，在最大牵引力时的速度为 maxF =3.6 km/h，将各个参数代入式（ 3-8）得马达最大扭矩： m a xM cwFrT ni i = max1cwFrnii = 3 5 4 3 4 6 1 . 54 2 7 . 3 3 . 2 0 . 9 8 = 1552 Nm 代入式（ 3-9）得马达转速： m ax 602MF cvi in r = max 1602Fcv i ir = 3 . 66 0 2 7 . 3 3 . 23 . 62 1 . 5 = 556 r/min 由式（ 3-10）可以求得马达排量： m ax2MMmMTq p = max2MmMTp =62 1 5 5 23 2 1 0 0 .9 5 = 321 ml/r 则所需泵的流量由式（ 3-11）得： 1000MMPVP nqQ = max max1000MF MPVnq = 556 3211000 0.95= 188 L/min nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 17 页共 59 页用一个泵带两个马达，则泵的流量： PQ =2 PQ =2 188=376 L/min 式（ 3-12）算得泵的排量： 1000PPPQq n =max1000PPQn =1000 3762100= 179 ml/r （ 2）高速方案高速运行时车辆牵引力较小，高速档即档传动比 2i =1，由以上计算，高速行驶时的最大牵引力为 maxVF = 60520 N，最高时速为 max =50 km/h，将各个参数代入式（ 3-8）得马达扭矩： m axv cwFrT ni i = max2VcwFrnii = 6 0 5 2 0 1 .54 2 7 .3 1 0 .9 4 = 848 Nm 由式（ 3-10）可以求得马达排量： m ax2MMmMv Tq p = max2MmvTp =62 8 4 83 2 1 0 0 .9 5 = 175 ml/r 由式（ 3-9）得马达最高转速： m ax 602M cvi in r = max 2602 cv i ir = 506 0 2 7 . 3 13 . 62 1 . 5 = 2415 r/min 则所需泵的流量由式（ 3-11）得： 1000MMPVP nqQ = max max1000 0.95MMvnq = 2415 1751000 0.95 = 445 L/min 用一个泵带两个马达，则泵的流量： PQ =2 PQ =2 445=890 L/min 式（ 3-12）算得泵的排量： 1000PPPQq n =max1000PPQn =1000 8902100 = 424 ml/r nts第 18 页共 59 页由求得的泵的排量Pq =421 ml/r 和泵的转速 maxPn =2100 r/min 选取泵，无符合要求的泵，现在取泵的转速 maxPn =1800 r/min，则由此算得的泵的排量为： max1000PPPQq n = 1000 8901800 =494 ml/r 选取液压泵的排量稍大于计算值，Pq =500 ml/r （ 3）验证两种方案的可行性低速方案验证高速方案若选用低速方案计算得的泵和马达，则在高速状况下只需验证车辆速度。 m a xm a x2 V P V MMvPPMvqnn q = 1 7 9 2 1 0 0 0 . 9 5 0 . 9 52175 = 969 r/minmaxMn 可见，低速方案不能满足高速行驶要求，达不到车辆的技术要求高速方案验证低速方案若选用高速方案计算得的泵和马达，则在低速状况下只需验证马达扭矩。 m a xm a x 2 2PMMFPMpQT n=633 2 1 0 8 9 0 1 00 . 9 5 0 . 9 522 5 5 6 = 3681 Nm maxMT 可见，选用高速方案计算得的泵和马达远能满足低速牵引的要求，此时的低速比556 r/min大很多，在满足最大牵引力状况下马达转速： m a xm a x22PMMFMPpQn T=633 2 1 0 8 9 0 1 00 . 9 5 0 . 9 522 1 5 5 2 =1319 r/min 由以上计算可知，寻用高速方案可同时满足车辆高速行驶和低速牵引的要求，故选此方案。由此可以计算出马达的最大排量maxMq ： m a xm a x890 0 . 9 5 1 0 0 022 1 3 1 9MVMMFPQq n =321 ml/r 选马达的排量稍大一点为：maxMq =350 ml/r nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 19 页共 59 页综合以上计算，可以选定 108t 大型矿用自卸车液压驱动系统所用泵和马达的技术要求：马达：maxMq =350 ml/r maxMn =2415 r/min 泵：maxPq =500 ml/r maxPn =1800 r/min 5验证速度及牵引力特性大多数情况下液压传动的计算是确定功率特性曲线的上下极限点 A和 B的技术参数，即车辆特性用牵引力车速曲线图表示，上极限点 A为最大牵引力时的车速，下极限点 B 为最大车速的牵引力。通过前面的计算，已知以下参数：驱动功率： P驱 =1053 kW 液压泵最高转速： maxPn =1800 r/min 液压泵最大排量：maxPq =500 ml/r 点 A的最大压力： p =32MPa 马达最大排量：maxMq =350 ml/r 马达最高转速 maxMn =2415 r/min （ 1）最大牵引力点 A 液压泵流量： 10536 0 6 0 0 . 9 5 0 . 9 5232PPAPQ p 驱2 =895 L/min 液压泵排量： 8 9 1 1 0 0 01800PPAPA Qq n =495 ml/r 马达输出扭矩： m a x 3 2 3 5 0 0 . 9 522M M mMA pqT =1694 Nm 驱动轴输出力矩： 1 1 6 9 4 2 7 . 3 3 . 2 0 . 9 8 4A M A c WT T i i n =580112 Nm 牵引力： 5801121 . 5AA TF r =386471 N 由车辆所需的最大牵引力 maxF =354346，知 AF maxF ，可见满足要求。液压马达转速： m a x891 1 0 0 0 0 . 9 522350MVMAMPAQn q =1209 r/min nts第 20 页共 59 页车辆行驶速度： 112092 1 . 52 602 7 . 3 3 . 2MAAcrnvii =2.17 m/s = 7.8 km/h （ 2）最大速度点 B 液压泵流量： m a x 3m a x 5 0 0 1 8 0 0 1 0PP B PQ q n = 900 L/min 压力： 331053 1 0 0 . 9 5 0 . 9 52900 1060PBPBPp Q 驱2 = 31.7 MPa 液压马达排量： m a x3900 1 0 0 . 9 5222415MVMBMPBQq n = 177 ml/r 液压马达输出扭矩： 1 7 7 3 1 . 7 0 . 9 522B M B M mMB pqT = 849 Nm 驱动轴力矩： 2 8 4 9 2 7 . 3 1 0 . 9 8 4B M B c WT T i i n =90857 Nm 牵引力： 908571 .5BB TF r = 60571 N 车辆以最高速度 max =50 km/h 行驶时要求能爬上 12的坡度，所需的牵引力为maxVF = 60520 N，可见 BF maxVF ，能满足高速行驶的牵引要求。车辆行驶速度： m a xm a x224152 1 . 52 602 7 . 3 1Mcrnvii = 50 km/h 根据以上的计算可以绘出车辆的牵引特性曲线如图 3.5所示 nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 21 页共 59 页图 3.5 车辆速度及牵引特性图通过以上计算可知，此液压传动装置可以提供车辆所需的牵引力和车速，液压泵和液压马达规格参数的选择是正确的。 3.5.3 辅助装置 1确定油管尺寸油管的内径是根据管内允许流速和所通过的流量来确定 : 4Qdvm (3-13) 式中： d 油管内径， m Q 通过油管的流量， 3/ms v 油管中允许的流速， m/s 对于吸油管路 v 1.5 m/s 对于压油管路 v = 2.5 5 m/s 对于回油管路 v = 1.5 2 m/s 油管壁厚按强度条件计算，计算公式为： 2 pd （ 3-14）式中： p 油管内最高工作压力 d 油管内径 F 1000 9.8 （ km/h） nts第 22 页共 59 页油管材料许用应力， bn b 为油管材料的抗拉强度， n 为安全系数，对油管来说， p 7MPa时，取 n =8； p 17.5MPa时，取 n =6； p 17.5MPa时，取 n =4。由以上计算知通过油管流量为 Q =900 L/min，取吸油管路流速 1v = 1.5 m/s，压油管路流速 2v = 5 m/s，回油管路流速 3v = 2 m/s，代入式 (3-13)可得：吸油管内径： 3119 0 0 1 044 603 . 1 4 1 . 5Qdv = 113 mm 压油管内径： 3229 0 0 1 044 603 . 1 4 5Qdv = 62 mm 回油管内径： 3339 0 0 1 044 603 . 1 4 2Qdv = 68 mm 对于管道壁厚，这里只计算吸油管，查机械设计手册（第 1卷）输送流体用无缝钢管，选油管材料的抗拉强度 b =520MPa，对于吸油管 p 17.5MPa，因此取 n =4，则 520 4bn = 130 MPa 将数据代入式（ 3-14）算得其壁厚为： 6363 2 1 0 1 1 3 1 02 2 1 3 0 1 0pd = 14 mm 查机械设计手册，根据吸油管内径 1d = 113 mm，壁厚 = 14 mm，选用 140 14无缝钢管，其内径 112mm，壁厚 14mm 。 2油箱容量计算油箱容量是指油面高度为油箱高度 80%时油箱所贮油液的容积，如果油箱有效容积过大，虽然散热好，但外形尺寸大，重量增加，特别不利于行走机械，如果油箱有效容积过小，则可能会使液压系统油温过高，容积效率大大降低。对行走机械，一般都要在系统中加冷却器来满足车辆液压系统散热要求，因此所用油箱的一般都比较小，以便减小行走机械的重量和尺寸。行走驱动系统油箱容量大约为辅助补油泵流量的 0.5 0.8 倍，最少必须加上 10%的储备容积，包括在温度升高时油液体积的增加。辅助补油泵的流量一般为主泵流量的 20%左右，前面已确定行走驱动共用两个液压泵带四个液压马达，每个液压泵流量分别为 900 L/min，补油泵同时向两个驱动用液压泵补油，故补油泵流量为： nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 23 页共 59 页 0 . 2 2 9 0 0 3 6 0SPQ L/min 由此，确定驱动用油箱容量大约为： V = 0.5 0.8） SPQ = 180 288 L 取驱动用油箱容量 V = 250 L。 3 6 拟定驱动液压系统工作原理图在明确了主机对液压系统的要求，确定了液压系统方案，并经过初步计算之后，可以拟定液压系统工作原理图。液压系统原理图是用液压元件职能符号表示的系统工作原理图，它能清楚地表示出各元件之间的关系、动作原理、操纵和控制方式等。拟定的液压系统，能实现主机的运动要求，应使结构简单，性能可靠，操纵方便，并尽量具有先进性。能满足同一台机器需要的液压系统原理图不是唯一的，可以拟定出好几种方案，必须进行不同的方案比较，从各方面进行分析，选择一种最优的液压系统。在拟定液压系统工作原理图时，应注意以下几个问题： 1 在组合各基本回路时，要防止回路中有相互干扰的现象，以便保证实现主机的工作。 2在满足工作要求和生产率的条件下，液压系统力求结构简单，应避免系统中存在多余油路。 3要注意液压系统的安全可靠性。一定要设置过载保护油路，一般都装有安全阀或溢流阀，防止过载，并根据具体情况，增设某些安全装置。 4在考虑主油路的同时，必须充分注意必要的辅助油路，如卸荷油路、缓冲油路、补油油路、背压油路、冷却油路等。 5要经济合理，提高经济效益，尽量提高三化水平（即标准化、系列化、通用化）。根据前面的分析计算，已经确定液压系统的型式为闭式容积调速系统，确定的传动方案为图 3.4 c）的方案，即用两个变量液压泵驱动四个变量液压马达，实现车辆四轮驱动。图 3.6为大型矿用自卸车液压驱动系统原理图。nts第 24 页共 59 页图 3.6 大型矿用自卸车液压驱动系统原理图 nts第 3 章静液压驱动系统的设计第 25 页共 59 页 3 7 液压元件的选择和设计拟定了液压系统工作原理图之后，就可以根据液压系统压力和流量选择或设计系统中所应用的各种元件和管路，使图中的液压符号具体化，确定各种液压元件的结构形式、规格和数量。 1 液压泵和液压马达的选择液压泵的额定压力和流量应满足系统工作压力和流量的要求，其外形尺寸、安装方式、转动方向、工作条件等也要适合机器的需要。根据工作压力、排量和转速以及工作要求，选择液压马达的结构形式、规格和数量。大型矿用自卸车行走驱动液压系统中，由两个变量液压泵 1供油，四个变量马达 8输出扭矩驱动车辆，用一个补油泵 2 向系统补油，同时冷却系统油液。根据前面的计算设计，驱动用变量液压泵最高转速 maxPn =1800 r/min，最大排量maxPq =500 ml/r，系统工作压力 p =32Pa，据此选力士乐公司闭式系统用变量柱塞泵 A4VSG500EO2D/22W -VZH10K34，其最高转速 maxn =1800 r/min，最大排量maxq =500 ml/r，在最高转速情况下其最大功率 maxP =525kW，在转速为En =1500r/min 时其最大功率为 438 kW，可以满足设计要求。辅助补油泵 2 的流量 SPQ =360L/min，转速设为 SPn =1500r/min，则辅助补油泵排量： 33 6 0 1 0 2401500SP spSPQq n ml/r 因此选用力士乐公司定量泵 A2FO250/60R-VZB0

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