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郑州科技学院毕业设计（论文）任务书题目 矿用自卸车液压系统的设计 专业 学号 姓名 尚晓晓 主要内容、基本要求、主要参考资料等：一、主要内容及要求：1、熟悉课题，查阅资料，写出文献综述、开题报告（第12周完成）。2、 确定总体方案；根据实际需要确定矿用自卸车各部分扭矩和液压系统所需压力和功率，填写中期检查表（第36周完成）。3、计算启动、制动、加速、顶起时的相关扭矩，并输出设计计算说明书。（第78周完成）4、完成矿用自卸车自身、顶起系统液压控制原理图纸（0号或1号图纸1张）。（第910周完成）5、完成毕业设计说明书或论文1份，约2万字。（第1113周完成）6、查阅文献资料一般不小于15篇，其中外文资料不少于2篇；文献综述不少于3000字；文献翻译不少于3000字。二、主要设计参数1、中压：10MPa、20MPa；高压：20MPa、32MPa；2、最大载重量：108t，车辆自重：85t3、车厢重量：19t；最高行速：50km/h4、卸料举升时间20s，减速比27.35三、主要参考资料：1、机械设计手册2、车辆设计标准规范3、CATIAAUTOCAD软件等。完 成 期 限： 指导教师签名： 专业负责人签名： 年 月 日矿用自卸车液压系统的设计本科毕业设计（论文）题 目 矿用自卸车液压系统的设计姓 名 专 业 学 号 指导教师 郑州科技学院电气工程学院二一八年四月26摘 要本文简要介绍了矿用自卸车的结构原理，然后通过查阅电子资料访问图书馆、对矿用自卸车开发过程的分析和对矿用自卸车的液压控制系统的结果进行了简要总结。在当代技术发展背景下，对矿车的液压控制系统的要求进行了概述，以便对进一步的研究进行简要的回顾。分析之后的传动方式、工作条件和变化负载情况变化的情况下,制定了一个大型自卸车，由来自四个液压马达从动力驱动车辆系统变量与封闭式双重泵;由于旋转和偏转不是同时发生的，因此可以最大限度地利用马达的功率，并通过在设计过程中使用双泵的方法来减少功率损耗。与此同时，对大型矿用自卸车的制动性能进行了分析，以满足其制动要求。起重装置的发电机通常安装在顶部或传动装置的一侧。传感器直接引导油泵或通过输送轴驱动油泵，从而产生液压马达。自动卸载是基于液压驱动的液压马达，它通过倾斜一个角度来达到自动卸载的目的，并依赖于货物的装载来重建一辆特殊的矿用自卸车。根据这种自动卸载的特点，自动卸载的液压缸可以被设计成一个单独的活塞控制。本文介绍了矿用自卸车控制系统。与这些矿用自卸车密切相关的结构的作用、分类、结构和特点是有用的。关键词：矿用自卸车；自卸车；液压传动；顶起系统；控制设计AbstractThis paper simply expounds the mining equipments of the system working principle, and then through consulting data, analyzed the development process of the control system of mine dump truck and results, and finally, simple and brief comment about it. In this paper, the requirements of the control system of mine dump truck are preliminarily recognized, so as to make a simple retrospective review for further research. On the analysis of the mining equipments after transmission type, working conditions and load change, designed the large mining equipments, hydraulic system driven by four hydraulic motor output torque drive vehicle four wheel drive type, double of closed variable pump oil supply system; In view of the change of steering and lifting, the oil supply mode of double-pump combined flow is adopted in the design to make full use of the engine power and reduce the energy loss. At the same time, the braking performance of the large mine dump truck is analyzed and the braking requirements can be satisfied. The power transmission of the lifting mechanism is usually installed from the top or side of the transmission assembly. The power pump can be driven directly by the power pump or driven by the driving shaft to produce the hydraulic driving force. Dump truck is driven by hydraulic lifting mechanism on engine power, a crate tilt Angle so as to achieve the goal of automatic discharge, and depend on the weight of box was an important special vehicles make it reset. According to the characteristics of self-unloading automobile, the hydraulic cylinder of self-discharging car can be designed as single piston rod single acting type. This paper has a certain understanding of the control system of mine dump truck. It is useful to know the function, classification, structure and characteristics of the mine dump truck closely related to it.Key words: mine dump truck; Dump truck; Hydraulic transmission; Jacking up system; Control design目录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题的背景及意义11.2 矿用自卸车的作用21.3 矿用自卸车的分类31.4 矿用自卸车的举升机构41.5 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52.1 主要技术参数52.2 主机对液压系统的要求5第3章 液压驱动系统的设计63.1 车辆行走机构对液压传动系统的要求63.2 液压驱动系统的型式63.2.1 容积调速系统63.2.2 功率分流液压调速系统73.3 行走驱动系统性能的主要参数73.4 液压驱动系统方案的确定93.4.1 液压驱动系统的型式93.4.2 液压驱动系统传动方案133.5 液压传动系统的设计计算143.5.1 确定液压系统的工作压力143.5.2 液压传动参数及性能的计算153.5.3 辅助装置233.6 拟定驱动液压系统工作原理图253.7 液压元件的选择和设计45第4章 液压转向系统的设计454.1 转向系统的基本要求454.2 转向方式及转向随动系统方框图454.2.1 轮式车辆转向方式454.2.2 转向随动系统方框图464.3 液压转向系统方案的选择464.4 液压转向系统设计计算474.4.1 转向阻力矩的计算474.4.2 转向油缸参数的确定484.4.3 转向器参数的确定514.4.4 油泵参数的确定514.5 拟定液压转向系统工作原理图52第5章 液压举倾系统的设计545.1 概述545.2 举倾系统的限速措施545.3 液压举倾系统的设计计算565.3.1 倾卸油缸行程及内径的计算565.3.2 倾卸油缸容积及油泵的计算585.4 拟定液压举倾系统工作原理图59第6章 制动性能分析606.1 制动力矩和制动力606.1.1 前轮制动力矩和制动力606.1.2 后轮制动力矩和制动力616.2 前后轮附着力及滚动阻力626.3 制动加速度和制动距离63第7章 系统总成657.1 液压转向系统和举升系统的组合657.2 液压传动系统动力来源传动装置的选择67第8章 液压系统性能验算698.1 液压系统压力损失698.2 液压系统的发热温升708.2.1 液压系统的发热功率708.2.2 液压系统的散热功率71结 论73致谢74参考文献75第1章 绪论1.1 课题的背景及意义自1963年以来，美国Unit-Rig公司G.E研发了一辆世界上第一台装货矿用的自卸车以来,经过多年的不断完善和许多新技术、新材料的采用,矿用自卸车重型矿用自卸车矿用自卸车新品种108t,154t,170t,280t等系列化产品。这是一种有效的运输设备，目前在主要的表面采矿，在煤炭、冶金部门内部和外部使用，已经有很大的市场份额。使用大规模的企业在我们各国开始于1970年代中期的,并已分发各单位分发主要作用等领域冶金、煤炭和装货重量的目标主要是108t和154t。在国外重型商用车辆的主要制造商是小松矿用设备、卡特彼勒、利勃海尔等的设备制造商，其共同特征是:模型的完整范围、组件的专门化和完整的支持系统。我国有三家大型商用车辆生产企业:湘潭电机机械厂、本溪重工厂和常州冶金机械厂。在国外技术基础上，对湘潭电机厂生产的自卸车进行了改进和改良，并在国外引进了几个系列，由于种种原因辽宁重型矿用自卸车工厂停产了。江苏常州冶金厂与美国Mark 36生产机械的生产单位合作。目前,传动方式卸货装置所使用的重型中频交流电、开展了一些柴油马达,导致发电机交流电分三个阶段所作的引擎直流牵引两边的桥的外部转换器后,已转变成直流电驱动车辆。有两种类型:了解水系统和不断的压力,并领导制度被用于面向该制度,并参考资料系统已经建立,一方面侧置式双缸三级双作用油缸分别安装在车架两侧位置上。电力传输系统由发电机、牵引电机和电气控制组成，主要是为了满足持续的恒功率工作控制要求。驾驶形式通常由42的后轴驱动。重型矿用自卸车的发展趋势主要是三点：1.大型化。主要有两个因素推动了矿用自卸车的发展:首先，需要大规模开采露天煤矿和发展大规模的机械传动自卸车。随着主要矿山的增加产量,但是,为了改善运输效率和降低成本,许多大矿山往往利用大型客车总量,致使许多制造商研制和开发大型车辆以满足用户需要的矿山。随着技术迅速发展电子控制技术和出现的新电子部件、建立强大的柴油马达,成功地材料工作量大的负担和解决有关技术和发展铺平了道路。因此，普及矿用自卸车矿用自卸车的推广已经成为许多制造商普遍采用的竞争策略，以吸引更多的客户进入市场。2.计算机控制和大量新的电控元器件的使用。在20世纪80年代末，计算机控制技术逐渐被用于矿用自卸车的自动控制、柴油喷气机和矿用自卸车故障诊断等领域。而且随着信息和通信技术、进一步发展传感器技术信息通讯技术的控制,在许多方面矿用自卸车适用矿用自卸车驾驶员和矿山,这可以减少劳动强度,维修人员矿用自卸车自动化程度和生产力、可靠性和工作将得到加强。关于替代转换器转换速度技术的发展，以及对动力转换器的安装，重型起重机械已经开始应用传输。3.整车性能和工作可靠性进一步提高。许多制造商和国外国外,实行了一些方法设计尖端和复杂的分析软件设计和制约因素分析悬架系统、车架、后桥壳,以改善等等的可靠性、稳定和寿命的车辆。4.采用双能源作动力。作为一种双能源马达，对重型车辆排放和柴油马达的投入也是一种引人关注的新趋势。双重能源矿用自卸车的存在，解决了诸如柴油马达功率不足、车辆缓慢和车辆缓慢等问题，以及减少温室气体排放，以保护环境。然而，公共矿用自卸车的体积尺寸大、重量、失败故障率和多重维修修复都有缺陷，这与现代传输技术的发展相结合，需要开发一种新的采矿方法。1.2 矿用自卸车的作用自卸车的面世是随着时间的推移而发展的，而搬运环节不再是工作人员可以解决的问题，而是由高技术开发的搬运工具。矿用自卸车翻斗车(tipper，dump car),其依据是液压动力水利装置,这往往使这种不足的集装箱以达到这项目标自动卸货的货物,并且取决于货物能够融入辆。它的主要优势是机械化卸货，提高了卸货效率，减少了劳动强度和劳动保护。因此，在过去的几十年里，它在国外和国外都有了快速的发展和普及，现在大约占了专业车辆的25%，并越来越多地成为各种品种的产物。散装货物运输(沙子、石头、土壤、废物、建筑材料、煤炭、矿物、食品和农产品等)，并可作为备件运输;采矿车辆主要用于建筑工地、矿山、建筑工地等，通常与装卸车、挖掘机、卸载三位一体的服务有关。在大型设施的情况下，必须使用排放车辆。此外，还需要定期进行维修，以避免工作事故。每个行动之前卡车牵引要简单的检查,以确保使用的不同部件,然后以正常的业绩是否存在缺陷,矿用自卸车被检查矿用自卸车的货物是否正常和不正常交易进行检查后矿用自卸车。每周进行一次常规检查，对矿用自卸车进行内部和外部检查，每月进行维修，对车辆的部件和性能进行专业测试，并及时更换零件。这不仅保证了矿用自卸车的正常工作，而且还延长了矿用自卸车的寿命。公共矿用自卸车是大型设备，价格也相当昂贵，因此必须定期维护，确保车辆的质量，避免事故。1.3 矿用自卸车的分类有以下几大分类： 1）按用途分能够分成：公路运输的普通自卸车；非公路运输的重型自卸车；专用矿用自卸车。普通的轻型、中型和重型货车(装载量为2至20吨)主要集中在沙、土、煤和其他货物上，通常与装载机相结合。重型货车(有超过20吨的装载机)用于非道路运输，是商用车辆，即卸货车辆。矿山矿用自卸车是矿山或大型建筑中使用的大型自动化车辆;这些主要是运输任务，如大型矿山、灌溉工程等，通常用于挖掘机。它的长度、大小、高度和轴不受道路规则的约束，但只能在矿山和建筑工地使用。专用车辆专用专用车辆，用于满足已发运货物的特性或特殊需要;一般用途车辆是普通商用车辆。一些商用车辆是专门为特定用途设计的，这意味着商用车辆卸载自动车辆，例如自动装载、自动装卸等。2）按装载质量级别能够分成：轻型；中型；重型自卸车。按规定，总质量1.8t-6t矿用自卸车属于轻型；总质量6t-14t的自卸车为中型；14t以上就是为重型。 3）按传动方式分：机械传动；液力机械传动；电传动。 4）按卸货方式分类：后倾式；侧倾式；三面倾卸式； 常见矿用自卸车的分类举例如下： 1）东风双桥密封自卸车。这是东风双桥大桥的延伸模式。在管道内的液压控制系统是简单易用的，是一种特殊的车辆，用于运输矿物、岩石和废物等材料。2）东风3055自卸车。该展台配备有135马力柴油马达，在广西、3t上甲板和8t后甲板上。这款车是2006年市场需求的一种新模式，它与东风五吨车辆的负担能力、负担得起的价格和高的运营成本相比较，这是中小城市建设的主要力量。3）东风五吨自卸车。在驾驶舱里，143马力的柴油马达，两个动力喷射引擎，后甲板，8t的后甲板，给这个旧的5吨重型模型注入了新的活力。4）东风工程车。该展台配备了160马力的柴油马达，它加强了排放马达，8t后桥加厚大梁，以及一辆中型车辆。 5）东风双桥自卸车。驾驶室配备了驾驶舱，通讯210/230马力，环保马达，双10t，桥尾桥，以及前面的液压压力，这是最大的拖车垃圾。1.4 矿用自卸车的举升机构 1) 直推式倾斜机构（见图1-1） 2）连杆式倾斜机构（见图1-2）图1-1 液压举升缸直接作用于车厢底架上 图1-2 液压举升缸通过连杆机构作用于车厢底架上1.5 本设计的任务和目标通过分析108t大型自卸车,现已拟定的推进系统液压模型进行更加合理,并推进水能进行了一项研究,分析、计算和验证特点液压,同时制定其牵引制度和顶升系统。设计和改进的目的是改善这种情况，但由于其有限的水平，许多问题和差距仍然存在，希望在以后的过程中进一步完善知识的过程。第2章 主要技术参数及对液压系统的要求2.1 主要技术参数1、中压：10MPa、20MPa；高压：20MPa、32MPa；2、最大载重量：108t，车辆自重：85t3、车厢重量：19t；最高行速：50km/h4、卸料举升时间20s，减速比27.352.2 主机对液压系统的要求重型矿用自卸车是工作条件更恶劣、和在矿山条件下工作,制动和负载的外部冲击,以及冲击大,并尽可能广泛地的液压系统必须满足下列要求:1、必须确保液压系统的可靠性。液压系统的可靠性要求液压系统的可靠性，因为卡车的重量很重，而且速度更高。液压要素的可靠、抗冲击和抗污染应尽量减少对系统和热温度马达的连续工作通常不得超过80和车辆、自卸车是行走机械,设计的油箱不能太大,因而必须安装制冷器。(2)在车辆被卸载的时候，不应同时提供起重和转移系统，因此不应同时提供起重和转移系统;因此，可以采取措施来简化系统，充分利用马达的泵和功率。3)系统必须能够同时满足高速列车的牵引和速度要求。(4)液压缸和每个安装的液压马达必须有良好的保护措施，以防止过载、液压缸和液压回路，以防止超速和限速措施的严重程度。5)为了确保液压系统的可靠性和部件的寿命，必须确保液压油的清洁，并因此建立可靠和有效的过滤装置。第3章 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在牵引力和车速变化的要求大和快速、频繁启动停止和工作条件苛刻的情况下，矿用自卸车的牵引和速度变化的传动装置的要求如下:1）应当建立通信联系精心设计传动装置和连接泵和马达,帮助获取85%以上的全部范围内的效率的规模和时间轮换,并最有效地利用马达的功率在广泛的速度和牵引。2)传输系统能够很好地、可靠地泵和马达。3)对两侧采用不同驱动车轮的自主传动系统用于滑行转向。4)结构简单，液压元件具有耐久性和可靠性。3.2 液压驱动系统的型式3.2.1 容积调速系统根据工程力学，它的液压系统的改变装置被用来改变液压泵或液压马达的压力，以达到调节速度，称为容积调速回路。由于这个速度控制系统更有效，它是一个广泛使用的液压调节系统。图3.1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；改变斜斜盘柱塞泵改变油流方向，可以改变马达旋转方向，辅助泵以向系统补油，同时进行冷却，压力大小将由溢流阀设定。回路中有两个补油阀，梭阀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流回油箱，以便冷却油液。主回路中两个安全阀保护系统不致破坏。图3.1 变量泵-变量马达调速系统1. 调节变量泵 2. 变量马达 3. 辅助泵 4. 补油阀 5. 安全阀 6. 梭阀 7. 溢流阀 8.溢流阀3.2.2 功率分流液压调速系统功率分流液压调速系统。简单的液压调速系统是由泵和马达组成的、减少了工作效率,增加传动的效率,从而导致出现了效率的轮换制度调节装置和液压发电。它将能量分成两个平行的轨道，通过行星的传输和液压传输。液压系统在输电过程中起着重要的作用，机械系统主要用于能量的传递。虽然旋转速度系统有效地利用了液压传动的优点，并保持了传动的优越性，但它的结构是复杂的，制造成本是高的，只适用于大功率的车辆。3.3 行走驱动系统性能的主要参数决定性能的参数主要是以下三点：行驶驱动功率、牵引力、车速、最大爬坡度等。1牵引力F在运输车辆方面，牵引意味着重型货车、爬坡和加速度都很好，从而减少了劳动强度，提高了生产率。牵引力的条件受到粘附条件，牵引力必须适应机械的粘附条件和运动组织的额定转速，以获得更好的经济效果。最大牵引被定义为最大牵引或者叫做附着力。公式如下： （3-1）式中：F最大牵引力 附着系数 附着重量不同的车辆取数也不同。车辆的正常牵引必须低于附着力，否则轮胎就会滑倒，这将导致马达功率大幅下降，轮胎磨损加剧。2.行驶速度对于运输机械来说，车辆的速度对生产力有相当大的影响，必须适应建筑工地的要求，并确保运输效率。使用液压马达可以满足可变范围的要求，也可以优化马达功率，以简单和简单的方式处理，并促进生产力的提高。对于大型采矿，最大速度不超过58公里/小时。3.爬坡能力车辆在爬坡时的外部阻力是由爬破度决定的，外部阻力又分成滚动阻力和坡道阻力。滚动阻力： （3-2） 式中：G 车辆载重总重量车辆滚动阻力系数爬坡角坡道阻力： （3-3）则运输工况的爬坡能力,即驱动力： （3-4）4.驱动行驶驱动功率下式计算： kW (3-5)式中：牵引力，N 车辆的运行速度，km/h 传动效率，设0.8.3.4 液压驱动系统方案的确定要求的液压系统得到了性能研究和分析的领域进行了重大的液压系统研究,根据实际情况,进行了比较方案进行分析时,根据可靠、成本效益,并且在可能的情况下,尽量采用先进技术,最后确定最佳选择方案。3.4.1 液压驱动系统的型式下面对几种系统进行介绍：在开式系统,是指液压泵通过油箱进行吸油、通过换向阀给为动力装置（如液压缸或者液压马达）或集合运动导致对工作流量、动力水利或液压汽缸回到降压水能、以确保安全系统和安装一个安全阀门。这个系统的结构相对简单，有系统的油箱，油箱可以同时进行散热，而热量和杂质如果留在油箱里会产生不良后果。然而，由于碳氢化合物与空气接触，在系统中溶解液压油很容易，从而导致工作不稳定和其他不良影响。开放系统可能被用于定量泵或液压泵变量、液压泵的吸收能力较低,限制了液压泵的工作速度75%名义或辅助泵,以便提高吸收能力的液压泵抽吸和避免吸空。在封闭的系统中，液压泵的管道直接连接到执行装置的返回管道，液压流体在系统的封闭循环(图3.1)。封闭系统的结构紧凑，泵的吸收良好，系统不接触空气，避免了吸入现象的出现，运动是稳定的。使用可变泵来避免液压冲击和能量损失。关闭系统的结构是复杂的，它没有考虑到储罐，而管道的辐射和过滤条件比10的系统要弱。对于补偿系统中发生的,往往需要建立一个泵泵取代了小规模能力泵和冷却液、回国多余和流量的泵集合的主要动力和破裂。封闭式系统有以下优点:(1)改变的情况下保障单位油液压泵容积式系统响应,更多频率传输系统,同时,进油、泵防止大流量的泵,此外,进入液的过滤系统和无法与外部世界联系,从而提高了其可靠性水系统。泵泵也可以促进系统中某些辅助和刹车的运行。(2)关闭系统有较低的燃料箱流量，油箱较低，油箱更容易使用，油吸，回流损失，以及更有效的操作系统。(3)系统的压力存在背压，对油泵、马达产生很大的容积效率,内部泄露随压力变化大小而发生变化，系统采用闭式系统设计能够解决平稳地从正转通过零点向反转过渡并能在任意不同的方向进行自动操作（液压上的）,并确保充分出保证输出轴有足够刚性指导规模和顺利的工作量。以下所述特点的,封闭系统使得特别相关的载荷情况发生变化,从一定程度上前进、倒退,经常机械行走的机械,要求严格控制,这具有特定含义的意义。大型采矿企业在矿山环境中有苛刻的工作条件，通常需要回车，经常和频繁的刹车，这样就可以确定大型矿用自卸车是否会导致液压驱动的管道和闭路马达。2.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，叶片泵数量栏或永久,当一个马达转速,这些压力泵、必然工作周期中在克服液压更取决于负担的压力,因此,其特点液压泵、负担时,行动力量。为了满足操作要求，必须根据最大速度和运行速度来确定数量系统的马达功率。在量化系统中，泵的成本是低的、稳定的、简单的、可靠的、廉价的和良好的抗冲击性能，石油管道的冷却是充分的，但效率较低。使用变量泵或变量马达的液压系统是可变的系统，具有高效和高速的系统，能够产生恒定的旋转时间或不必需要大的油箱。变量系统具有以下特点：(1)作业速度与作业力二者之间可调节，变量液压泵在其规定的变量范围内其输出的功率会基本不变,随着,脱离液压泵输出流量变化,因此工作负载的变化,可以由减少流入为增加业务的速度来负担,生产力的提高,在作业力,减轻负担,克服大的基。(2)液压泵通常用于满载状态，可以充分利用马达功率。(3)可变系统的元素更加复杂和成本昂贵，而油发热相对较大。大型现代工程车辆的液压推进系统使用可变的系统来控制恒定功率或扭矩，提高操作效率。大型矿用自卸车具有强大的动力，需要更有效的运输，必须充分利用马达的力量，从而选择一个可变的系统。因此选用变量系统。3.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，在节流阀制度不断对你们来说语速快了点不断流入来实施的,而且通过加速率的高速网络,速度回返油回返和撤离速度合并和速度的任意组合调节三个。通过容积调速的转换速度是可变泵的速度，它通过改变回路中变量的变化来调节启动装置的运动速度。在这个回路中，液压泵的流体直接进入到执行元件中，没有泄漏和吞吐量损失，工作压力随负荷而变化，因此更有效，更少热，更合理。速度借水流调节的调节速度泵变量液压泵提供补偿的压力、决心的速度要素订单控制进入订购机制、油和数量撤离液压泵的变量是自动适应所需的流动的实施。在这个速度回路中没有泄漏损失，效率高，速度稳定。大型矿机的运行速度很高，对速度的稳定性要求更高，外部负荷的变化更大，所需的调速速度非常高，操作效率高，因此有一个体积调节系统。机械的体积旋转系统有一个可变的速度泵变量，一个可变的变速系统，一个可变可变的变速系统和一个可变的变速系统，分别在下面给出。1变量泵-定量马达调速系统在这个系统中，液压泵的速度和液压马达的体积是恒定的，这改变了马达的速度和输出功率。马达输出转矩和回路压力根据负载情况决定,但不改变速度,这通常称为系统持续率速度,这一制度必须受到负担的变动液压泵和马达。当泵和回路的马达可以双向作用运行时，马达就可以平稳反向。系统功能特性如图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-变量马达调速系统转速和流量的液压泵系统保持不变,从而液压马达排量速度的变化和输出的速度和转矩时改变速度转矩与排量成反比和速度是成比例的数量计量、不因调速发生变化。马达的输出功率和压力由功率决定，而不受调节速度的变化，这通常被称为恒速系统。该系统的范围较变量泵-定量马达调速系统小,步行强权力量、一贯地以维持维持在不断变化,这由一个初步目标。从而最大限度地利用原动机的功率。系统工作特性如图3.3所示。图3.3 定量泵-变量马达调速系统工作特性3.变量泵-变量马达调速系统该系统的功能特性是这两个系统的功能特性的综合，回路的调速速度是比较大的，并产生了泵的范围和马达的调节速度。该调速变量的变量泵和马达和变数进行调节,将分两个阶段,第一,改变液压泵的调节参数变化,进而改变马达的调节参数范围:它往往开始之前加以调节马达斜盘倾角的参数,以便确定最大倾角的可变因素调节泵斜线盘倾角调到零位、启动后将泵的斜盘倾角逐步调整的最小值和大值，完成液压泵的定量变数,该因素,然后最大倾角扩大到小调达到调速、活动和调速液压泵定量变数。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。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在方案的范围内，使用一种定量的液压马达，包括三种不同的形式:1. 前后桥都装了一级轮边减速器，传动比一样。2. 前后桥都装了级轮边减速器，但传动比不同。3.一桥装了一级轮边减速器，另一边装二级轮边减速器。第三种形式，虽然延长了机械的运行速度，但还没有找到，以尽量减少复杂的轮式还原装置的制造成本，这不是最优的;第二种形式可以通过连接到一个控制轴来获得两个部件，但在离合器中增加摩擦，使结构更加复杂。(B)在该方案框架内,一组变量液压动力已经被用来扩大速度,同时考虑到以往桥梁或桥梁的后方可发放了加快,从而使牵引特点的最高标准,但并未消除的缺点,第二种形式的这一方案。(C)在该方案中使用了变量和变量的所有马达，消除了上述缺点，同时由于柴油马达转速的调速而大大提高了车轮的牵引特性。B和C方案适用于大多数轮式车辆。 b） 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，负载变化非常大。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关于运输车的相关数据，绘制出相应的曲线，确定整个车辆的运作特性。3.5.1 确定液压系统的工作压力液压系统的工作压力是当系统正常运行时，液压系统的最大压力。在实践中，系统的压力随负荷的大小而变化。液压系统的工作压力是由矿用自卸车机械的技术要求、经济影响和目前的液压技术水平决定的。在外部负载确定的情况下，系统的压力越大，液压元件的几何尺寸就越小，从而使结构更加紧凑。特别是对大型机械运输,但更重要的是,挑选工作压力的更高,考虑到一些因素,如制造验密封等过高压力密封和要求也应算为制造维修问题。机械工程机械的压力通常是:1中压：中压压力区于1020MPa，常用小型工程机、凿岩机乎、农用机等。2.高压：压力区于2032MPa，常用于挖掘机、重型机械、液压机、和起重机等。3.超高压：压力大于32MPa。根据国家系列标准值，选用驱动液压系统的工作压力为=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与最大行驶速度进行液压传动参数的确定。1需要牵引力（运行工况）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=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：=（108+85）10009.8（sin9.65+0.02cos9.65）= 354346 N式中：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：=（108+85）10009.8（sin0.6875+0.02cos0.6875）= 60520 N式中：=arc tan0.012 = 0.68752.驱动功率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=3.6 km/h。因此低速运行时的车辆牵引功率为 = = = 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： = = 1053 kW 由以上计算知，要满足车辆在高速运行时的要求，须取 = 1053 kW。3.变换范围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： （3-6）式中： 单位为m/s，单位为W液压系统效率 机械传动效率当3时，由变量泵单独变换；当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和变量马达的变换范围， （3-7）由式（3-6）可以算得变换范围= 6.49式中：取0.8，取0.9可见，总的变换范围 3，需要用变量泵-变量马达系统变换，最终选定为图3.4 c)方案。变量泵和变量马达的变换范围分别为：=2.554.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 和 。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=3.2，高速档为=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： （3-8）式中：牵引力，N 驱动轮半径，=1.5m 马达数量，=4 轮边减速器传动比，取=27.35 齿轮传动比，分别为 和 传动系效率，取0.98马达转速： （3-9）式中：车辆运行速度，m/s 单位为r/min其他各参数与上面相同。马达排量： （3-10）式中：系统压差，=32Pa 马达机械效率，选用柱塞马达，取=0.95。由下式确定： （3-11）式中：泵的容积效率，选用柱塞泵，取=0.95行走油泵的排量可按下式确定： （3-12）式中：泵的转速，由马达转速和分动箱确定（1）低速方案低速运行时车辆牵引力大，低速档即档传动比=3.2，由以上计算，最大牵引力为 = 354346 N，在最大牵引力时的速度为=3.6 km/h，将各个参数代入式（3-8）得马达最大扭矩：= = = 1552 Nm代入式（3-9）得马达转速：= = = 556 r/min由式（3-10）可以求得马达排量：= = = 321 ml/r则所需泵的流量由式（3-11）得：= = = 188 L/min用一个泵带两个马达，则泵的流量：=2=2188=376 L/min式（3-12）算得泵的排量：= = = 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=1，由以上计算，高速行驶时的最大牵引力为 = 60520 N，最高时速为=50 km/h，将各个参数代入式（3-8）得马达扭矩：= = = 848 Nm由式（3-10）可以求得马达排量：= = = 175 ml/r由式（3-9）得马达最高转速：= = = 2415 r/min则所需泵的流量由式（3-11）得：= = = 445 L/min用一个泵带两个马达，则泵的流量：=2=2445=890 L/min式（3-12）算得泵的排量：= = = 424 ml/r由求得的泵的排量=421 ml/r和泵的转速=2100 r/min选取泵，无符合要求的泵，现在取泵的转速=1800 r/min，则由此算得的泵的排量为： = =494 ml/r选取液压泵的排量稍大于计算值，=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。 = = 969 r/min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。 = = 3681 Nm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：=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：=321 ml/r选马达的排量稍大一点为：=350 ml/r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：=350 ml/r =2415 r/min泵：=500 ml/r =1800 r/min5.验证速度及牵引力特性计算是确定功率曲的上下极限点A和B的技术参数，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：=1053 kW 液压泵最高转速：=1800 r/min液压泵最大排量：=500 ml/r 点A的最大压力：=32MPa 马达最大排量：=350 ml/r 马达最高转速 =2415 r/min（1）最大牵引力点A液压泵流量：=895 L/min液压泵排量：=495 ml/r马达输出扭矩：=1694 Nm驱动轴输出力矩：=580112 Nm牵引力：=386471 N最大牵引力=354346，知，可见满足要求。液压马达转速：=1209 r/min车辆行驶速度：=2.17 m/s = 7.8 km/h（2）最大速度点B液压泵流量：= 900 L/min压力：= 31.7 MPa液压马达排量：= 177 ml/r液压马达输出扭矩：= 849 Nm驱动轴力矩：=90857 Nm牵引力：= 60571 N车辆以最高速度=50 km/h行驶时要求能爬上12的坡度，所需的牵引力为 = 60520 N，可见，能满足高速行驶的牵引要求。车辆行驶速度：= 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（km/h）10009.8图3.5 车辆速度及牵引特性图通过以上选择是正确的。3.5.3 辅助装置1确定油管尺寸油管内径根据流速流量来决定: m (3-13)式中：管内径，m流量，油管流速，m/s 对于吸油管路 1.5 m/s 对于压油管路 = 2.55 m/s 对于回油管路 = 1.52 m/s壁厚计算公式为： （3-14）式中：油管内最高工作压力油管内径油管材料许用应力，为油管材料的抗拉强度，为安全系数，对油管来说，7MPa时，取=8；17.5MPa时，取=6；17.5MPa时，取=4。由以上计算知通过油管流量为=900 L/min，取吸油管路流速 = 1.5 m/s，压油管路流速 = 5 m/s，回油管路流速 = 2 m/s，代入式(3-13)可得：吸油管内径： = 113 mm压油管内径： = 62 mm回油管内径： = 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=520MPa，对于吸油管17.5MPa，因此取=4，则 = 130 MPa将数据代入式（3-14）算得其壁厚为： = 14 mm查机械设计手册，根据吸油管内径= 113 mm，壁厚= 14 mm，选用14014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箱容器里的油液高度是80%的油箱所能容纳油液的容积,而且如果油箱太大,散热好,外形尺寸大、重量增加、特别是不利于行走机械,并且可能导致液压系统过热如果油箱太小工作量和容积效率大大缩短。至于行走机械,通常需要冷却系统中冷却系统以满足需求系统散热系统,使车辆使用储油罐油箱比较小,以减少行走机械的尺寸。行走驱动容量大约是辅助泵泵流量的0.5 - 0.8倍，最低储备量的10%，包括增加的石油管道的温度。辅助补油泵的流量通常约为主泵的20%;在两个液压泵中，有四个液压马达，每一个液压泵的流量是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： L/min由此，确定驱动用油箱容量大约为：V = 0.50.8） = 180288 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液压系统的运行模式可以在液压系统的要求得到确定后，建立液压系统，并进行初步计算。液压系统的示意图是由液压元件的功能符号所代表的系统的操作图，它清楚地表明了不同元素之间的关系、操作原理、操作和控制方式。开发的液压系统，使其能够满足宿主的运动要求，应该使结构简单、可靠、可操作，并尽可能地进化。满足同一机械需要的液压图并不是唯一的，可以设计几种类型的方案，这些方案必须与不同的方案进行比较，从不同的角度进行分析，以选择最佳的液压系统。在设计液压系统的操作模式时，应注意以下几点:1。通过将基本回路结合起来，在回路中避免干扰现象，以保证主机的运行。2)在满足工作和生产力要求的条件下，液压系统的结构是简单的，必须避免系统中含有多余的燃料。3)注意液压系统的可靠性。有必要建立过载保护装置，这些装置通常配备有安全或泄漏的阀门，防止过载和某些额外的安全安排，这取决于具体的情况。在内河航道上，应适当考虑到必要的辅助路线，如排气管道、预定路线、应急接缝、后压力容器、冷却系统等。5)在经济上是合理的，提高经济效益，最大限度地提高三化水平(即标准化、序列化、一般化)。液压系统被确定为速度系统的转速系统，确定的传输系统是图3.4 (c)的平面，由两个液压缸提供四个液压变速器，使其能够绘制四轮驱动。图3.6为大型矿用自卸车液压驱动系统原理图。图3.6 大型矿用自卸车液压驱动系统原理图矿用自卸车液压系统的设计3.7 液压元件的选择和设计之后提出液压系统运作模式有液压压力和流速和下文图表形式、规格和数量液压不同要素,按照不同的要素和所使用的液压管结构、规格和尺寸。1.选择液压泵和液压马达液压泵的压力和额定流量必须满足系统工作压力和流量的要求，尺寸尺寸，安装方式，旋转方向，工作条件等，对机械来说也是如此。根据工作压力、数量和转速和工作要求，选择了液压马达的结构、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。按前面计算结果，确定一些参数如下：变量液压泵最大驱动速度，最大排量，系统工作压力，因此，闭式系统用变量柱塞泵A4VSG500EO2D/22W-VZH10K34，最高转速=1800 r/min，最大排量=500 ml/r，最高转速下的功率=525kW，在转速时，功率为438 kW，可满足要求。辅助补油泵2的流量，转速设为，则辅助补油泵排量： ml/r确定定量泵型号，A2FO250/60R-VZB05，最大排量为250 ml/r，最高转速=1500r/min，最大功率为219 kW。液压马达8最大排量=350 ml/r，最高转速=2415 r/min，因此，确定变量柱塞马达A6VM355HA1/63W-VZH0207B，最大排量=355 ml/r，此时，最高转速，在排量为时，可以达到的最高转速为2950 r/min，可见满足性能要求。由以上可得所需最大的马达功率为： kW式中：分动箱传动效率，设2.阀的选择溢流阀根据压力和流量选择。回路冲洗阀6用于防止闭式系统过热，根据力士乐公司的资料，这里选用436 622/502.20.01.10力士乐冲洗阀。调压阀3用来调定补油压力，其调定压力一般为2.5MPa，通过的最大流量为补油泵的流量360L/min，选用BG-1032先导式溢流阀，通过的最大流量为400L/min，调定压力设为2.5MPa。单向阀4起保护作用，通过的最大流量与调压阀3相同，选用C5G-825，其最大流量为380L/min，最高压力为35MPa。电液换向阀5的作用是车辆为高速档位运行时连同前后轮油路，选用电液换向阀DSHG-10-3C-DC120-41，通过的最大流量为1100L/min，最大工作压力为31.5MPa。3.滤油器和冷却器的选择滤油器根据过滤精度和通过流量来选择，同时要注意其在系统中的安装位置来选择其形式和规格。滤油器7的流量与调压阀3的相同，最大为360L/min，选用XU-A40030FS过滤器，其滤油精度为30，公称流量为400 L/min。滤油器10为回油过滤器，选取CHL-400-3-LC，其公称流量为400L/min，过滤精度为3，公称压力为1.6MPa，选取单向阀9的型号为C5G-825-S8，其公称流量为380L/min，开启压力为0.53MPa。冷却器一般安装在回油管或者低压管路上，系统中的冷却器11和冷却器12均装与低压油路上，对于车辆行走机械，采用自然风冷型式，故选用FL-4型空气冷却器。64第4章 液压转向系统的设计4.1 转向系统的基本要求在行驶和作业的情况下，车辆的力学必须使用旋转系统来改变其轨迹或保持直线，这将使行驶的轨迹保持稳定，并灵活地改变方向。因此，液压转向系统的基本要求如下:1.确保工作稳定，确保交通安全。至于阶段传动链、自由行动的战略应尽量减小为确保直线行驶稳定和转向稳定和敏感性,并拍摄必须考虑到工作量冲击负担,以保障强度和寿命。在马达发生故障时，应正常运行，并考虑到马达或油路发生故障时的过渡措施。2.矿车运输机械必须经常在操作中使用，而移动操作需要灵活的灵活性，以减少驾驶员的工作强度，提高生产力。3.液压系统的组合和组件的选择对于能源的使用、系统的成本和机构的寿命都非常重要，并要求过渡系统在长期内使用。在大型矿用自卸车的情况下，动态旋转系统的要求如下:1）该系统的执行机构的运动是由运动控制的，即车轮的旋转或前哨，它总是遵循控制阀门的操作，并保持一定比例的关系。2)当方向盘被操纵时，动态方向系统的作用必须是快速和敏感的，与手在方向盘上的作用协调。3)司机、储备、操纵意义”的含义,即关于影响道路是抵抗领导人就反映作业,从而就在部队编队增加阻力。4)自动返回必须是自动的，车辆的稳定性必须得到保证。4.2 转向方式及转向随动系统方框图4.2.1 轮式车辆转向方式轮式车辆的转向模式主要是偏转轮转向、铰接式转向和滑移式转向。偏移的车轮转向是一种最常见的过境点,通常使用的矿用自卸车叉车,它利用偏移车轮来实现过渡,取决于车辆轮换,在向前迈进的过程中,有前轮转向和后轮转向,同时各种形式的转向。大多数车辆被转移到前面，司机对驾驶的方向有更精确的判断，这将有助于驾驶安全。后轮导向机械，在前面有一个工作装置，司机不能根据前进的偏差来估计轨迹的方向，而操纵更困难。铰接式转向的特点是在工作安排已相对偏转,澳方在两个树干向前迈进,司机始终能够符合前,从而推动了迅速调整关于工作计划和提高生产力。滑移转向的运输工具是整个的，它依赖于车轮的两边和方向的方向，这与车辆的方向相似。大型矿用自卸车应用前轮偏转这种方式转向。4.2.2 转向随动系统方框图大型矿用自卸车采用液压动力转向的随动系统，其方框图如图4.1所示。辅助泵Q 流量分配阀的先导阀流量分配阀转向角转向阀芯位移转向油缸位移转向阀转向泵Q反馈图4.1 液压转向随动系统方框图4.3 液压转向系统方案的选择液压转向对于提高车辆的生产率和提高操作性能是很重要的，它有一个轻的重量，一个紧凑的结构，对地面冲击的缓冲作用，快速的动作，稳定的启动，等等，因此被广泛使用。有许多类型的液压管理系统需要根据选择的条件进行分析，而主要的决定因素是:旋转模式、传输元件的空间可用性、流动要求和旋转时间等。轮式车辆的机械旋转系统结构更加复杂，主要有两种形式:推进液压运动和液压转向系统;在方向盘和驱动辊之间没有液压驱动系统，通常称为全液压液压系统。(1)液压助力转向系统推进液压系统通常由变换器、控制阀和滚轮驱动，在不同的部分之间保持机械接触。液压推进面向操纵、管理层很敏感,精确度精确度很高,并且可以创造更多的职能根据需要设立一个“道路规则”,这可能演变成排水系统发生故障,并且可转变成一个机械装置,现转机采用各种车辆。然而，由于这种装置保留了一个复杂的旋转系统，一般的装置不那么灵活，适用于大型液压系统的低效率系统，这已经逐渐被低速液压装置所取代。(2)全液压液压系统液压传动液压系统有液压传动装置，在出口终端和进入终端之间没有机械连接。液压转换的设计是灵活的，灵活的，简单的，易于安装的，在电源中断后，可以进行人员轮换。然而,由于缺乏“道路规则”的含义时过渡的工作条件、转换器得到的是低准确性、液压反应缓慢,在设保人违约时液压轮换制度,不能变成了不足之处,如持续的工作,对拥有的与使用限制,通常用于车辆50公里/小时，最大的旋转速度不超过50公里/小时，这需要一个易于安装的液压系统，操纵力，安装适应性，等等，因此是全液压转向系统。4.4 液压转向系统设计计算4.4.1 转向阻力矩的计算载荷是确定该系统的压力和流量、液压要素的规格,必须选择作用力计算载荷,具体的负载往往矿用自卸车修订并很难准确地确定计算方法往往根据主要因素的影响。如果运输机械,除了关于偏移的轮胎除了在弯道行驶时、某些工作条件要求得到轮胎地面相比,轮胎相对地面偏转以调整机械的方向。在这一点上，轮胎和地面之间的摩擦时间通常是旋转的2到3倍。弹性力矩的力矩是在计算力矩计算时确定的。为了便于估计，假设轮胎与地面的接触面积是:宽度B的宽度。当车轮转动时，轮胎和地面之间的摩擦摩擦力矩固定，轮胎与地面之间的摩擦阻力矩为： Nm （4-1）式中：转向轮的荷重，N有效摩擦系数，由图4.2确定轮胎宽度，m主销偏移距，取0.3 m转向载荷较轻，液压转向系统的稳定性和可操作性可能会产生影响。液压动力系统在生产力的液压负荷和最大的液压负荷之间有良好的性能，而不稳定只发生在转向系统和异常运动和反应不正常的情况下。这一现象的主要原因是开列的工作人员的业绩和致动器的轮胎流离失所各个液压系统,使增益数值必须符合整个工作范围。转向轮的荷重为：=（108+85）10009.834=643076 N图4.2 摩擦系数曲线由电机厂资料：轮胎宽度： = 0.83m，是指主销偏移距，取 = 0.3m，根据的值，由图4.2来选值=0.29。将以上各参数代入式（4-1）可算得转向阻力矩： = 78263 Nm.4.4.2 转向油缸参数的确定液压旋转液压系统的旋转，液压缸的配置在很大程度上是由空间布置的可能性决定的。活塞杆交接点水利缸号界点的位置以及在初步确定之后原则上应充分利用扇形转臂,由于走向车轮角和不对称性,应尽量使液压部门双臂轴线(包括容器的影响力不对称的转臂销轴,尽可能增加,以便充分利用力臂水利桶,即方案和力臂。转向液压缸最大的总推力为： （4-2）力臂：为了计算液压缸的内径，必须计算每个液压缸的最大推力。对于大型矿用自卸车，由于较差的工作条件，阻力的速度更大，因此，两个液压缸，转向油缸采用交叉连接的形式（图4.3）。图4.3 交叉连接液压缸液压缸的内径： （4-3）式中：液压缸活塞杆直径转向油缸的行程为 （4-4）式中：转向轮最大转角转向液压缸容积为： （4-5）根据同类参考和实际参数，最小转向力臂=110 mm 。代入式（4-2）可得液压缸最大的总推力为：=711482 N根据大型矿用自卸车的设计参数，液压转向系统的压力为 20MPa，系统压力为= 20MPa。转向液压缸活塞往复运动时的速度之比： （4-6）计算总比率为确定超速是主要的直径活塞和是否需要拟定一揽子缓冲不得过分或规模太小而无法避免的背部受到压力,要么过于高或执掌活塞，可参考表4.1确定。表4.1 压力速比表公称压力，MPa1012.520201.331.46，22根据转向系统压力为= 20MPa，取速比=2。则单个液压缸的最大推力为：总推力的，即： kN油缸内径：=174 mm液压缸内径和活塞杆直径值的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整，如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。常用液压缸内径及活塞杆直径见表4.2和表4.3：表4.2 常用液压缸内径（mm）4050638090100110125140160180200220250表4.3 活塞杆直径（mm）速比缸径40506380901001101.462228354550556334550607080速比缸径1251401601802002202501.46708090100110125140390100110125140根据表4.2，实际取液压缸内径=200mm，由=2可以选油缸活塞杆直径=140mm。选取满足式（4-3）的要求。根据同类参考，取偏转轮最大转角=40，则由式（4-4）可求得转向油缸的行程：=141mm实际行程取=145mm。代入式（4-5）得油缸容量为：= L4.4.3 转向器参数的确定大型矿用自卸车使用的是完全液压的液压变换器，根据分布和最大范围的涡旋应用的不同。液压变换器是液压装置的中心部分，方向盘旋转角度和旋转旋转角度的比例是由旋转式泵的机械作用提供，应以同样方式,向矿用自卸车偏移的转动角度有所下降,但是空间缩小,以转向器参数公式为： （4-7）式中：转向液压缸容积 方向盘从一侧转至另一侧的圈数 油缸的容积效率根据计算所得的排量，从全液压转向器系列标准中选择合适的转向器。方向盘的圈数取=7。油缸的容积效率取=0.98，代入式（4-7）可得全液压转向器的排量：=1002 ml/r选 1000ml/r排量的转向器。4.4.4 油泵参数的确定在确定油缸内径后，旋转速度是由回转转向器决定的。当油泵的流量不满足所需的流量时，转向器的旋转是困难的，司机操纵力大;当泵流量过高时，系统效率低下，浪费能量。为了确定位移时间，油泵的流量必须确保车轮的旋转速度约为1r/ s，因此，油泵的流量必须调整到转向器。公式为： （4-8）式中：方向盘转速，设=60r/min将及代入式（4-8）求得油泵流量：=60L/min转向泵排量：= 40 ml/r4.5 拟定液压转向系统工作原理图图4.4 液压转向系统工作原理图如图4.4，转向液压系统由液压泵1、全液压转向器3、转向油缸4等组成。泵转入出口、吸引液压油转向器全转向器分列的直接供应液压油就回返油路串联比值,最后因油全转向器放眼液压油、油中的油罐,由转向器油画缸活塞,足够的压力使车辆,它们所承受的压力大于压力时系统按来源分列的转向器。转向器里的双向缓冲阀使转向平稳。第5章 液压举倾系统的设计5.1 概述液压液压机构可分为三类:前倾、后倾和后倾，以液压缸的形式。液压缸更小，液压缸更小，手臂更小，手臂更长，但它们有更长的液压缸，在较低的空间中有较低的缺点，通常有一个液压缸和两个平行液压缸。大型车辆的起重系统必须满足以下要求:1)要求:满足卸货要求，要求卸载高度和卸载距离。2)运动的要求:必须稳定，活塞行程设计必须是合理的。3)时间要求:举倾时间是合理的，不应太大，通常在20秒内，以提高矿山运输的效率。为了避免重力速度，必须采取限速措施。5.2 举倾系统的限速措施举倾机构在工作装置作业时其液压缸处于闭锁状态，受负载较大，要求不能无控制自动缩回，尤其对于重型运输机械，举倾机构回落时，因车厢的重力作用，会产生重力超速现象，需有限速措施。一般有以下三种方法来防止重力超速：1靠换向阀节流这种方法是利用换向阀处于小开度时，使缸无杆腔排油流量，在通过阀口处产生足够节流压力，使重物匀速下降，防止重力超速现象发生。这种方法简单，无须附加其它措施，但对司机要求较高，稍有疏忽则可能造成事故。换向阀处于中位，因阀有泄露，无长期锁紧作用，仅适用于小型或对锁紧和下降速度稳定性要求不严格的举倾机构。2.使用单向节流阀这种速度限制方法相对简单，但下降速度取决于负荷的大小、负荷的大小、坠落的速度和负载的低速。在停车操作过程中，更换阀门的泄漏不能保证长期的锁定位置，只有在锁定应力和速度限制较低的情况下。图5.1使用单向节流阀的限速回路1. 单向阀 2. 缸 3. 节流阀3.使用平衡阀（限速阀）平衡阀的液压回路使其能够克服单侧向载荷的下降速度的缺点，从而降低了负载的速度，而不改变负载和速度稳定性。图5.2表示这种液压回路，图5.2 a是符号图，b、c是平衡阀工作原理结构图。2323 a b c图5.2 使用平衡阀的限速回路1. 阀芯 2. 活塞 3. 单向阀换向阀I位（图5.2 b）工作时,高压油经单向阀1无阻地进入缸2的无杆腔，推动臂向上举升。减压阀门(图5(c)直接压力平衡,在这一阶段,油画c超大连续右和活塞a喷雾器致动器,同时回油路上足够强大的压力,防止过度负担严重。如果背压不足液压泵的压力,削弱和压力泵的下降,进一步减速活塞,支撑鱼鳍向左拐,返回嘴里缩减,回返的压力和回返的压力上升,从而阻碍超速。5.3 液压举倾系统的设计计算已知：最大载重108t，车厢重量19t，举升时间20 s。要求能卸掉全部物料，可以根据物料的安息角来选取，表5.1为部分物料的安息角：表5.1 部分物料的安息角物料名称煤铁矿细砂生石灰碎块粘土熟石灰安息角（）27504050303540504530504045108t矿用自卸车取最大举倾角为45。5.3.1 倾卸油缸行程及内径的计算举倾机构采用双缸后倾式卸载，其示意图如图5.3所示。图中A点是倾卸油缸与后车架的铰点，O点是车厢与车架铰点，E点为油缸与料斗的铰接点，F为举倾到位后E点的位置。已知：AE = 1962 mm，AO = 3960 mm，OE = 2790 mm，EOF = 45，则达到极限位置时：图5.3举倾示意图 mm液压缸的行程S = AF-AE =4097-1962=2135 mm实际行程算得：S=2160 mm。总推力： （5-1）式中：满载重量满载车厢、车架铰接点之间的距离作用力距铰接点力臂油缸内径为： （5-2）式中：单个油缸的推力系统压力求出油缸力臂：故 mm由车厢参数求得满载时车厢重心距铰接点O的距离为=2340 mm，车辆满载时的车厢总重为 N将已算得的各参数代入式（5-1）可得举倾油缸所需的总推力为： N则单个油缸推力： N取举升系统的压力为=20MPa，则由式（5-2），举倾液压缸内径： m考虑到不利举倾状况，可能更大，同时使车辆具备足够的举升储备能力，参考同类设计，选取举倾液压缸内径=240 mm。采用三级液压缸，由于在举倾时受力逐渐减少，其具体参数为：第一级240mm，行程=720mm；第二级220mm，行程=720mm；第一级200mm，行程=720mm。5.3.2 倾卸油缸容积及油泵的计算选择选举升时间。油缸容积： （5-3）油泵的流量： （5-4）式中：油泵的容积效率，设0.9。将各参数代入式（5-3）及（5-4）求得举倾液压缸容积和液压泵的流量： L L/min油泵的排量： ml/r5.4 拟定液压举倾系统工作原理图举升液压系统工作原理图如图5.4所示。液压系统主要由油泵1、举升分配阀2、下降速度控制阀3、举升速度控制阀4和举升液压缸5组成。举升分配阀是四位四通滑阀式换向器，有举升位、保持位、迫降位和浮动位四个工作位置。工作油泵从油箱吸油，供给举升分配阀2，通滤清器流回油箱。图5.4 举升液压系统工作原理图第6章 制动性能分析6.1 制动力矩和制动力6.1.1 前轮制动力矩和制动力108t大型矿用自卸车是全液压盘式制动，前面的制动盘是单盘三卡，后制动盘是双盘双卡钳。前轮盘式制动器为单盘三卡钳型，每组制动钳有两块摩擦片，三对液压缸，如图6.1所示。1摩擦片 2制动盘 3前轮毂图6.1 前制动盘受力简图制动力矩为： （6-1）式中：前轮摩擦片总数摩擦片摩擦系数压紧力作用半径制动力： （6-2）式中：前轮半径，=1.5m前轮为单盘三卡钳盘式制动器，则摩擦片总数为：=232=12。单组单组制动钳单侧摩擦片对制动盘的压紧力，其中为前轮制动器制动压力，=17MPa，为前轮制动钳液压缸内径，=92mm，将及枝带入可求得=338856N。作用半径，分别问前轮制动器摩擦片扇形表面内、外半径，=373mm，=472mm，由此求得=422.5mm，取摩擦片系数=0.4，将个参数代入式（6-1）可得制动力矩：N由此，制动力：N6.1.2 后轮制动力矩和制动力制动力矩为： （6-3）式中：前轮摩擦片总数轮边减速器传动比压紧力作用半径1摩擦片 2制动盘 3驱动轴图6.2 后制动盘受力简图制动力： （6-4）式中：后轮半径，=1.5m。后轮为双盘双卡钳盘式制动器，则摩擦片总数为：=222=8。单组单组制动钳单侧摩擦片对制动盘的压紧力，其中为前轮制动器制动压力，=8.75MPa，为前轮制动钳液压缸内径，=66.6mm，将及枝带入可求得=60933.5N。作用半径，分别问前轮制动器摩擦片扇形表面内、外半径，=142mm，=241mm，由此求得=191.5mm，轮边减速器传动比=27.3，取摩擦片系数=0.4，将个参数代入式（6-1）可得制动力矩：N由此，制动力：N6.2 前后轮附着力及滚动阻力自卸车满载制动时若前后轮同时抱死拖滑，则其轴荷分配（如图6.3）为： （6-5） （6-6）自卸车重心至前轴中心距自卸车重心至后轴中心距路面附着系数满载时自卸车重心高度式中：前轴轴荷反力后轴轴荷反力自卸车总重前后轴距路面附着力为： （6-7）滚动阻力为： （6-8）式中：滚动摩擦系数，=0.02已知自卸车满载时的总重N，前后轴距=5100mm，自卸车重心至前轴中心距=3366mm，自卸车重心至后轴中心距=1734mm，满载时自卸车重心高度=3000mm，取路面附着系数=0.6，代入式（6-5）和（6-6）得：图6.3自卸车制动受力情况NN由式（6-7）可以求得前后轮附着力分别为：NN由式（6-8）可以求得前后轮滚动阻力分别为：NN6.3 制动加速度和制动距离由前面的计算可知，则自卸车在制动时前轮未抱死而后轮抱死，那么总的制动力为：故制动加速度为： （6-9）式中：质量系数，=1.1各参数带入式（6-9）得自卸车制动加速度：自卸车标准最大制动距离为18m（制动前速度为=30km/h，即8.33m/s），制动时间分为四个阶段：，其中为驾驶员反应时间，一般为1s，为制动器作用时间，为持续制动时间，为制动力消除时间。计算时忽略与，则制动距离为： （6-10）式中：带入式（6-10）得制动距离：=8.33+8.85=17.18m可见，制动距离小于最大制动距离。第7章 系统总成7.1 液压转向系统和举升系统的组合大型矿用自卸车从不在运作中卸载,因此,不应取决于上述两个应有助于液压泵不足和调整,以满足需求液压泵滑冰下船,我不会浪费马达的功率范围,因此,为了利用管理整机引擎和机械性能,应该从系统、组合和油路系统供油。采用组合油路供油可以有两种方式：1液压系统和应液压泵过渡,两油路(汽油、机油和润滑油)液压泵出口者、流体一分为二,确保其在所有与每个工况稳定流动,因为这项要求,分管制度中分流煤气出口注入提取物阀油路体制的稳定,不 液压泵(汽油、机油和润滑油)由于缺乏充分执行条约的两个要素或工作量的变化而导致在正常工作时间的系统影响。图7.1是分流阀的结构原理图。图7.1 分流阀结构原理图高速稳定回路是否应将业务上的独立性,重要的是同时运作系统,为两个渠道。2)提供的综合系统油液压泵双重线型或由两台液压泵,其中液压泵保证燃料供应系统,必须有两个液压泵系统的行动来补充升降。至于大型液压泵矿用自卸车,其中既有较高是必要的,以便在大液压泵,这使得选择选用方式2、两个液压泵提供两个泵液压油综合系统,以满足这些要求。大型矿用自卸车转向系统和举升系统采用组合供油的系统原理如图7.2所示。图7.2 转向举升组合供油系统原理图矿用自卸车液压系统的设计 在组合系统中，转向时由于转向油路的高压作用，卸荷溢流阀3的油液进入转向器，从而实现转向，油泵1只负责转向系统供油，多余流量通过溢流阀4溢走，转向动作完成后，转向油路压力降低，若不举升，则油泵1通过举升分配阀10中的溢流阀卸荷。当举升时，液压泵1与液压泵2在举升分配阀10内合流，向举升液压缸供油，实现合流举升。图7.3 大型矿用自卸车液压传动系统7.2 液压传动系统动力来源传动装置的选择 由前面的设计计算，驱动液压系统所需马达的功率为=1322kW，选用道依茨车辆用柴油马达TBD620V12，其额定功率为=1440kW，额定转速为 =1800 r/min。大型矿用自卸车液压系统共有五个液压泵，可以采用马达直接带几个串联泵的形式，也可采用马达输出动力给分动箱，再由分动箱向各个油泵传递动力的形式。在该液压系统中，有两个驱动用泵A4VSG500，一个补油泵A2FO250，转向和举升用泵A2FO180和A2FO180，其中A2FO250、A2FO180和A2FO180均为斜轴泵，A4VSG500为斜盘泵，而斜轴泵不能串联，采用分动箱分传动力的形式。选取分动箱主要是依照输入的功率、分出的动力的去路、传动比等。三个斜轴泵可以分别连接，也可以串在两个斜轴泵后，考虑到布置对称，分动箱受力均匀，将两个较小的斜轴泵分别串在两个斜盘泵后，用一分三的分动箱，分动箱输入的最大功率为柴油马达的功率，既，选用斯宝传动公司的一分三分动箱4332，其输入功率为1600kW。A4VSG500最高转速为1800r/min，故与其连接的输出轴传动比选用1.0545，A2FO250最高转速为1500 r/min，与其连接的输出轴传动比选1.2157。分动箱与柴油马达之间要用到联轴器，联轴器的最大输入扭矩为：Nm选用KTR公司的高弹性法兰联轴器Bowex-ELASTIC-T200HE1-883-192，其额定扭矩为12000 Nm。76第8章 液压系统性能验算在设计这液压系统设计、部分计算的基本设计已经完成,系统丧失、土壤温度系统压力和冲击水利温度进行评价,以便提高本系统的设计方式液压更可靠和更先进的。8.1 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