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第8章液压系统性能验算.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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大型矿用自卸车静液压传动系统设计【全套CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】.rar

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 8 章液压系统性能验算第 51 页共 59 页第 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。 8 1 液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失 1p ，管路的局部压力损失 2p 和阀类元件的局部损失 3p ，总的压力损失为： 1 2 3p p p p （ 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式中： nQ 阀的额定流量（ m3/s） Q 通过阀的实际流量（ m3/s） np 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。（ 8-4） nts第 52 页共 59 页 8 2 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）液压泵的功率损失式中： tT 工作循环周期（ s） z 投入工作液压泵的台数 rPi 液压泵的输入功率（ W） Pi 各台液压泵的总效率 it 第 i台泵工作时间（ s）（ 2）液压执行元件的功率损失式中： M 液压执行元件的数量 rPj 液压执行元件的输入功率（ W） j 液压执行元件的效率 jt 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： yp 溢流阀的调整压力（ Pa） yQ 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 4hP =p Q （ 8-8）式中： p 通过阀或管路的压力损失（ Pa）（ 8-5）（ 8-6） nts第 8 章液压系统性能验算第 53 页共 59 页 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 1 2 3 4h r h h h hP P P P P （ 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 : hrP =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。其中： tT 工作周期（ s） z、 n、 m 分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量 ip 、 Qi 、 Pi 第 i台泵的实际输出压力、流量、效率 it 第 i 台泵工作时间（ s） wjT 、 j 、 jt 液压马达的外载转矩、转速、工作时间（ Nm、 rad/s、 s） wiF 、 iS 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： hcP KA T （ 8-13）式中： K 油箱散热系数，见表 8.1 A 油箱散热面积（ m2） T 油温与环境温度之差（）（ 8-11）（ 8-12） nts第 54 页共 59 页表 8.1 油箱散热系数 K（ W/（ m2）冷却条件 K1 通风条件很差 8 9 通风条件良好 15 17 用风扇冷却 23 循环水强制冷却 110 170 若系统达到热平衡，则 hr hcPP ，油温不再升高，此时，最大温差 hrPTKA（ 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 40 60 70 80 冶金机械、液压机 40 70 60 90 工程机械、矿山机械 50 80 70 90 冷却器的散热面积：式中： K 冷却器的散热系数 t m 平均温升（） 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 8 3 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（ 8-15）（ 8-16） nts第 8 章液压系统性能验算第 55 页共 59 页运动中突然停止，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） 2cla 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=2.110 11Pa，紫铜 E=1.1810 11Pa 2）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（ 8-18）（ 8-19） nts第 56 页共 59 页式中：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

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