7.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统计算与优化设计说明书.docx
7.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统计算与优化设计含5张CAD图
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共95页)
编号：145208207
类型：共享资源
大小：4.47MB
格式：ZIP
上传时间：2021-09-16
上传人：QQ14****9609
认证信息
个人认证
郭**（实名认证）
陕西
IP属地：陕西
200
积分
- 关 键 词：
-
7.5
履带式
液压
挖掘机
系统
计算
优化
设计
CAD
- 资源描述：
-
7.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统计算与优化设计含5张CAD图,7.5,履带式,液压,挖掘机,系统,计算,优化,设计,CAD
- 内容简介：
-
7.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统计算与优化设计Calculation and Optimal Design of Hydraulic System of 7.5t Crawler Single Bucket Hydraulic Excavator 摘 要本研究的对象是现代轻型挖掘机的液压系统。行走结构是履带式，铲斗为单铲。与其他类型的机械相比，这种设计因其良好的可靠性而最为常用。对于软土或沼泽地区，还可以使用拓宽式履带来降低地面相对压力。本设计从总体上可分为三大部分：1. 选择典型危险工况进行受力分析； 2. 设计工作装置铰点的几何位置、计算出机构参数，然后绘制挖掘机包络图；3.设计整机液压系统，具体包括以下几部分： （1）对主要工作泵的选型、计算结构参数及其控制模式； （2）选型设计三组液压缸的重要参数，构建工作设备的液压系统； （3）选择回转装置结构形式并设计回转液压系统； （4）选择行走装置结构形式并设计行走液压系统； （5）设计先导控制系统； （6）设计液压缸； （7）绘制整机液压系统图。在设计过程中，不仅要遵循液压系统设计原则，还要考虑符合市场需求及三化标准。关键词：轻型挖掘机；单斗履带式；液压系统；反铲ABSTRACTThe content of this design is the hydraulic system design of modern light hydraulic excavators. The excavator adopts the form of a crawler-type single shovel and a backhoe structure. Compared with other types of machinery, this design is most commonly used because of its good reliability. For soft soil or swamp areas, widened crawlers can also be used to reduce the relative pressure on the ground.The design can be divided into three parts as a whole:1. Selection of main working pumps, calculation of structural parameters and control modes;2. Design the geometric position of the hinge point of the working device, calculate the mechanism parameters, and then draw the excavator envelope diagram;3. Design the hydraulic system of the whole machine, including the following parts:(1) Selection of main working pumps, calculation of structural parameters and control modes; (2) Select and design the important parameters of the three groups of hydraulic cylinders to construct the hydraulic system of the work equipment; (3) Select the structure of the slewing device and design the slewing hydraulic system; (4) Select the structure of the walking device and design the walking hydraulic system; (5) Design the pilot control system; (6) Design hydraulic cylinders; (7) Drawing the hydraulic system diagram of the whole machine.In the design process, not only must follow the hydraulic system design principles, but also consider meeting the market demand and the three standards.Keywords：Light excavator; single bucket crawler type; hydraulic system; backhoe目 录绪论11 挖掘机工况特点及液压系统相关方案21.1 液压挖掘机的工况221.2 液压挖掘机的典型危险工况231.2.1 反铲工作装置的几何铰点位置31.2.2 对动臂进行分析的危险工况41.2.3 对斗杆进行分析的危险工况61.3 挖掘机液压系统的设计要求71.4 液压系统原理图的拟定81.4.1 液压系统原理图的拟定81.4.2 液压系统总体方案的拟定292 工作装置油缸缸径及其行程的确定122.1 动臂机构的几何关系2122.2 斗杆结构的几何关系2122.3 铲斗及铲斗连杆机构的几何关系2132.4 挖掘包络图2142.5 反铲工作装置总体方案的选择152.6 挖掘机原始数据152.7 铲斗主参数初选2162.8 动臂液压缸行程的计算2162.8.1 确定动臂下铰点C的位置162.8.2 动臂油缸下铰点A的位置172.8.3 动臂结构尺寸确定182.8.4 动臂油缸上铰点B位置的确定182.9 斗杆液压缸缸径的确定及行程的计算2192.10 铲斗液压缸行程的计算212.11 三组油缸缸径最终的确定2222.11.1 铲斗液压缸缸径D3的选型设计222.11.2 动臂缸缸径的确定242.11.3 三组油缸尺寸的确定以相关参数的计算263 回转、行走机构液压马达的选定283.1 回转机构的传动方式及基本要求283.1.1 对回转机构的基本要求283.1.2 回转机构传动方式的选定283.2 转台机构的相关参数的计算1283.2.1 转台的转动惯量283.2.2 回转起动力矩和制动力矩293.3 液压马达的计算1293.4 行走装置的构造313.4.1 行走架313.4.2 四轮一带323.5 行走液压马达的选择计算323.5.1 行走装置的传动方式323.5.2 行走液压马达的选型1323.6 行走装置的校核1363.6.1 原地转弯能力363.6.2 爬坡能力校核364 主泵和多路阀组的选型384.1 液压系统变量形式的分析1384.1.1 选择主泵的变量形式384.1.2 全功率变量系统的优缺点394.2 液压系统主参数的计算4394.2.1 油泵工作压力394.2.2 油泵的流量404.2.3 计算液压泵的功率404.3 主泵的选定404.4 多路阀组的选用414.4.1 选择原则414.4.2 选择产品414.4.3 具体型号的选择415 先导控制回路及先导阀的选用435.1 先导操纵的必要性435.2 先导阀的选用5435.2.1 操纵回路435.2.2 先导阀的选用435.3 辅助油泵及马达3455.3.1 叶片马达的选择455.3.2 辅助泵的选择466 其它辅件的计算和选择496.1 管路的选择496.1.1 非橡胶管道的选择496.1.2 橡胶软管的选择506.2 蓄能器的选择7516.3 滤油器的选择3526.4 其它换向阀的选择536.4.1 行走马达回中双速阀的选择536.4.2 先导回路合流用液控换向阀的选择546.5 油箱容量的初算547 液压缸的设计计算567.1 缸筒的受力计算8567.1.1 动臂油缸的缸径和活塞杆径567.1.2 缸筒壁厚的计算567.1.3 缸筒强度校核567.1.4 缸筒低部及头部厚度的计算577.1.5 缸筒连接处的强度计算587.2 活塞杆稳定性计算9597.3 活塞的结构及与活塞杆的连接9607.4 活塞杆的导向套、密封和防尘9617.5活塞杆的有限元分析617.5.1三维模型建立617.5.2定义材料属性627.5.3施加载荷与约束627.5.4活塞杆强度分析627.6 缓冲装置的计算10637.7 排气阀和油口的布置647.7.1 排气阀647.7.2 油口648 油液系统性能的验算658.1 液压系统压力损失的验算4658.2 液压系统发热温升的验算1678.2.1 液压系统发热功率678.2.2 计算系统的散热功率3688.2.3 冷却器所需冷却面积的计算368设计总结70参考文献71致 谢72 绪论本文设计的挖掘机为单斗液压挖掘机。总体构思主要依靠类比法等常规设计方法。液压系统方案的选择主要参考相关指导书籍及任务书要求参数，工作设备确定为专用设备。挖掘机的结构是根据工况来确定的，在保证其他工况性能的前提下，满足最重要工况的要求，一旦确定了挖掘机方案，就采用类比、经验公式等设计方法，经验公式计算方法和相关数据包括在配置书中，计算工作设备铰点的几何位置，各油缸的机构参数。在设计工作装置时，油缸锁紧力的校核是一个重要的计算过程。确定油缸锁紧压力的依据是，在保护部件时，油缸在主要开采条件下不会被动伸出或抽出，即主动液压缸能够在主要负载区充分发挥其最大功率，调节被动式液压缸的锁紧压力，避免回路中压力过大，起到有效的保护元件的作用，通过调节限压阀，使液压缸的锁紧力满足不同主工况下的工作要求。对于高压系统，限压阀的整定压力通常不超过系统压力的25%，对于中高压减压阀，整定压力可以增加到25%以上1。在完成工具铰点的选择和锁紧力的检查后，液压系统结构开始。液压系统将发动机输出的机械能转化为液压能，再将液压能转化为驱动装置、运行装置、旋转装置等辅助装置的机械能，液压系统的设计主要包括旋转机构主要参数的选择、回转发动机的选择、行走装置和电机的选择、主泵、多路阀组，液压系统部件的选择主要依据工作流程的压力和相应系统的流量、扭矩和转速。1 挖掘机工况特点及液压系统相关方案1.1 液压挖掘机的工况2作业过程包括以下几个基本动作（图1-1）：动臂升降、斗杆收放、铲斗挖掘、收斗和卸料、转台左、右回转、整机行走。图1-1挖掘机的动作由于主机的工作对象和作业环境相差很大，为了适应不断变化的作业条件，主机必须满足以下要求：（1）作业速度与所受阻力会因作业动作的改变而发生变化。那么，液压缸和液压发动机的压力和流量必须相应地改变；（2）液压挖掘机通常需要两个或多个动作进行复合运动。复合动作分析如下：（1） 挖掘。通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸工作进行挖掘，特殊情况下两装置配合动作。在操作过程中，主要是铲斗和斗杆的联合。如有必要，可让动臂一起配合执行操作。（2）满斗举升同时回转。完成上一过程动作后，动臂油缸将伸出并升起动臂以提升铲斗2。当提升一定高度，向回转装置的液压马达供油，转台将转动到目标点。（3）卸载。铲斗转向卸料点时，转台制动，然后利用铲斗液压缸调整卸料路径和高度，然后铲斗缩回液压缸，铲斗卸料。（4）空铲斗返回。卸料后，转台反方向转动，然后动臂液压缸和斗杆液压缸必须一起工作，将空铲斗放置在新的挖掘点，此时是回转、动臂和斗杆的联合运动。1.2 液压挖掘机的典型危险工况21.2.1 反铲工作装置的几何铰点位置下图为反铲工作装置的铰接点示意图：图1-2 工作装置铰接点示意图点动臂油缸与机身的铰接点点动臂油缸与动臂的铰接点点动臂与机身的铰接点点斗杆油缸与动臂的铰接点点斗杆油缸与斗杆的铰接点点动臂与斗杆的铰接点点铲斗油缸与斗杆的铰接点点铲斗油缸与摇臂的铰接点点摇臂与连杆的铰接点点摇臂与斗杆的铰接点点铲斗与连杆的铰接点点铲斗与斗杆的铰接点点在纵向对称中心平面内铲斗齿头回转平台底面距停机面的垂直距离点至回转平台底面的垂直距离工作设备对称平面上的点到回转中心的水平距离1.2.2 对动臂进行分析的危险工况危险的状态是可能产生最大负荷和翻覆的状态。分析基于动臂所承受的最大负荷作业作业情况，即最危险的作业情况。因此，预先选定的危险条件如图1-3所示：图1-3 动臂危险工况受力图工况1：如图1-3中的1所示，最低位置的动臂。铲斗齿尖的最大深度为动臂与斗杆的铰点、斗杆与铲斗的铰点和齿尖的三点连线，与停车面垂直2；铲斗油缸处于工作状态，其他油缸处于锁定状态，作用在转斗齿上，而且侧向力也作用其上。在这种情况下，切向开挖阻力会在动臂和机身的铰接点上施加最大的力，但动臂油缸的力臂处于最小状态，因此动臂油缸的作用力会很大。工况2：如图1-3中的2所示，最低位置的动臂。铲斗最大挖掘力为动臂与斗杆的铰点、斗杆与铲斗的铰点与停车面垂直时；铲斗油缸为工作状态，其他油缸处于锁定状态， 作用在铲斗齿上，且侧向力也有影响。在这种情况下，切向挖掘阻力达到铲斗开挖的最大位置，但是对铰链点上的作用力臂很小，因此动臂油缸在此位置可能发生闭锁不住的情况，因此动臂油缸的作用力是最大的。工况3：如图1-3中的3所示，此时斗杆、动臂的油缸处于作用力臂的峰值。 铲斗油缸工作，这种情况下，装置有最大挖掘力，并且切向挖掘阻力作用在角齿上，并且会受到侧向力的影响。1.2.3 对斗杆进行分析的危险工况分析基于斗杆可能承受最大负载的工况。初选危险工况如图1-4：图1-4 斗杆危险工况受力图工况1：如图1-4中的1所示，动臂油缸完全缩回。此时斗杆油缸的力臂最大。动臂和斗杆的铰点、斗杆和铲斗的铰点以及铲斗齿尖的三点共线。如果铲斗油缸处于工作状态，其他油缸锁定，在角齿上起作用且同时受侧向力作用此时，切向阻力接近冲击根部平面内的最大弯矩。同时，由于铲斗齿头接近回转中心，侧向阻力会很大。再加上部分负载，斗杆将承受更大的横向弯曲和扭矩。工况2：如图1-4中的2所示，此时正处于动臂和斗杆力臂的峰值，铲斗装置拥有最大的挖掘力。铲斗油缸发挥作用，其他油缸均锁定。在该状态下，、作用在铲斗齿上。此时，挖掘力或切向挖掘阻力接近最大，加上偏心载荷和横向载荷的影响。尽管横向阻力小于工况1，但是铲斗齿头与回转中心之间的参数大于工况1。因此，在横向弯矩和扭矩的共同作用下，斗杆在平面内仍承受较大的弯矩。1.3 挖掘机液压系统的设计要求根据上述工况的特点，液压挖掘机的作用比较复杂，起动、制动、后退频繁，冲击和振动非常频繁，工作环境非常恶劣。因此，驾驶员对液压挖掘机提出了更高的要求，增加了液压系统的构建难度。因此，在设计液压系统时应满足以下要求：（1）动作协调性必须能够确保动臂、斗杆、铲斗和转台既能够独立工作，又能非常稳定地协同工作；机动性好。挖掘机两侧的履带都必须有着独立运动的能力，并且可以通过配合来改变方向和其他操作。各部件的运动应是可逆的。（2）操作灵活性为了使驾驶者的操作更容易，更轻松并提高工作效率，在设计中尽可能选择了电磁液压伺服操作系统，从而使挖掘机能够根据驾驶员的操作更好地实现各种目标动作。（3）操作安全性为确保液压系统在负载不断变化和具有强烈冲击和振动的工作条件下仍然安全可靠，必须确保其及其主要液压器件具有良好的过载保护装置和缓冲装置。为了使行走机构直驶或转弯更平稳，并减少超速现象，回转过程中必须有可靠的制动和减速装置。还要确保工作装置不因自重而失速。为防止系统发热引起的一系列问题，系统需要具有良好的散热性能，并能保持自身的热平衡。通常主机长时间工作时，液压油温度不应超过85，或者温升不能超过45。为了防止液压油被污染或元件损坏，必须采取良好的密封盒防尘措施。（4）节能环保性尽可能科学合理地利用发动机的功率，以减少排放量，同时提高经济效益。当负载变化时，系统还需要准确匹配发动机的功率以提高发动机的效率。适当控制液压系统的消耗，即尽量按要求减少系统中不同液压元件与管路的损失。（5）方便维护性要求由于油压系统自身的必然缺点，它需要定期维护和修理。因此，需要容易更换脆弱的零件，在现场条件下进行必要的维护。（6）经济实用性要求经济实用性是设计者和驾驶员都非常重视的问题。双方都希望挖掘机的工作效率高，成本低。这就要求液压系统能够在保持可靠性的同时将相关成本保持在尽可能低的水平。另外，在满足驾驶员需求的前提下，有必要尽可能减少系统中元件的数量和降低系统的复杂性，使元件更加规范通用，从而降低挖掘机的制造和使用的降低成本。1.4 液压系统原理图的拟定 1.4.1 液压系统原理图的拟定(1) 通过对液压挖掘机在一个工作循环中的四种工作状态：挖掘、铲土后提升和转弯、卸载和卸载以及返回的详细分析，总结出了每种工作状态下各作用者最重要的综合作用，并给出了初步示意图。(2)总结挖掘机协调性和操作灵活性的要求、操作安全性要求、节能环保性要求、维护便易性要求和经济实用性要求。本设计的挖掘机采用全功率可变系统、先导液压控制、多路阀结构。操作方便，维护方便，安全可靠，功率利用率高，生产效率高。系统原理图如图1-5，设计方案是：采用换向阀组合结构和并联油路；斗杆、动臂液压缸可双泵合流；挖掘机开始工作时，各执行回路都有单向阀和溢流阀分别防止油液倒流和气穴现象的产生，并可以保持负荷；液压马达具备液压制动阀； 图1-5 液压系统原理图1.4.2 液压系统总体方案的拟定2初步确定液压系统方案。确定执行、控制元件种类，数量等。确定主回路的结构形式，并初步拟定系统结构功能简图。（1） 本方案采用开式系统，结构较为简单，其油箱有散热、沉淀杂质等方面的作用。（2） 对于本挖掘机类型，一般采用容积变量系统，功率利用率好又能自动实现无级变速，自动调节外部负载的供油量。（3） 为了满足各执行装置的特定要求，为了确保系统及其构成要素的安全性及可靠性，需要设定必要的基本电路。本次设计的基本回路如下：1 限压回路1-换向阀；2、3-限压阀；4-动臂液压缸 图1-6 工作装置的限压回路2 卸荷回路（a）换向阀中位卸荷回路 （b）穿越换向阀卸荷回路图1-7 卸荷回路3 回转缓存补油回路1、2-油管；3、4-安全阀；5、6-单向阀;7-换向阀图1-8回转缓存补油回路4 闭锁回路图1-9 斗杆闭锁（4） 本设计采用液压先导控制系统。通过减压控制回路控制换向阀，进而控制执行机构。（5） 选型重要液压装置的类型。222 工作装置油缸缸径及其行程的确定2.1 动臂机构的几何关系2图2-1 动臂机构示意图如图所知，动臂机构的几何参数为：1=arccos(l52+l72-L122l5l7)（2-1）式中：动臂液压缸瞬时长度，其余参数见图2-1标示；（2-2）式中：连线与平面的夹角； ACB，为结构角，固定值；2.2 斗杆结构的几何关系2如图2-1所示，斗杆结构的几何参数为：（2-3）式中：斗杆油缸瞬时长度，其余参数见图2-1标示；（2-4）式中：斗杆上的结构角，为固定值； 动臂上的，为结构角，固定值；2.3 铲斗及铲斗连杆机构的几何关系2铲斗在相对于斗杆运动时，不是将铲斗液压缸直接连接在铲斗上，而是通过两个四连杆机构来传递的。如图2-3，铲斗液压缸的伸缩运动通过摇臂MHN和连杆传递到铲斗，从而推动铲斗绕点旋转以实现所需的挖掘动作。图2-2 铲斗连杆机构几何关系示意图如图所示，铲斗连杆机构的几何参数为：（2-5）式中： 铰接点和连线长度；铰接点和连线长度；铲斗液压缸瞬时长度；2.4 挖掘包络图2挖掘包络图是由许多连续的闭合曲线形成的闭合区域，这些曲线位于斗尖可到达的所有最远位置，用于显示挖掘机在挖掘时可以达到的范围。边界里是齿尖在理论上能够到达的部分。因此，挖掘包络图的边界是构成该图的主要因素2。其开挖包络图如下：图2-3 反铲挖掘包络图2.5 反铲工作装置总体方案的选择1、动臂及动臂缸的布置具设计情况决定用动臂是组合式还是整体式，液压缸应用下位式还是上位式。2、斗杆和斗杆的布置斗杆也可以选择为整体式或组合式。3、选定动臂、斗杆长度的比值；4、确定配套铲斗的种类，铲斗容量和主要参数5. 参考液压系统的作业压力和流量、机构回路如何供油和三个现代化的要求，确定液压缸的个数、内外径参数和液压缸最长与最短的比值。由任务书要求，选择下置式动臂油缸，整体式弯动臂、整体式直斗杆，如图2-4所示。图2-4 工作装置结构简图2.6 挖掘机原始数据铲斗最大挖掘力：50KN；平台回转速度：0-11.5rpm；斗杆最大挖掘力：40KN；行驶速度I档：0-2.7Km/h；II档：0-5.2Km/h；整机质量：G=7.5t2.7 铲斗主参数初选2（2-6）式中：斗容量，参考文献2表3-1取q=0.3m3；平均斗宽，查表4-12取b=0.85m；转斗挖掘半径；土壤松散系数，其范围在1.241.3之间，取1.25；转斗挖掘装满角，初选2=100。如图2-2所示，代入数据，得：l3=lQV=22qb2-sin2KS=862mm图2-5 铲斗结构简图,取lKQ=0.35l3=302mm.如图2-5所示，一般的10=KQV=95105，选2.8 动臂液压缸行程的计算22.8.1 确定动臂下铰点C的位置表2-1 尺寸参数根据线尺寸参数经验公式：（2-7）由表2-1及上述公式,可计算出下列参数：XC= KX0=0.1537.5=0.294m=294mmYC= KH0=0.6337.5=1.233m=1233mml5= Ke0=0.3037.5=0.587m=587mm2.8.2 动臂油缸下铰点A的位置图2-6 动臂铰点位置简图根据原始参数及命题要求装置为反铲装置，要求挖掘水平面下部分时，闭锁力矩的大小动臂液压缸能够满足，故动臂缸最长与最短时的力臂大小的比值 ，应满足计算要求。因为设计为反铲的挖掘机故取1150，所以取11=70。因此：XA=XC+l5cos11=294+587cos70=495mmYA=YC-l5sin11=1233-587sin70=681mm2.8.3 动臂结构尺寸确定初选定挖掘机最大挖掘半径(表3-1)2为r1=6557mm，l3=862mm动臂、斗杆长度比k1=1.52，选k1=l1l2=2。 r1l1+ l2+ l3所以：l2=（r1- l3）/(1+ k1)（2-8）代入数据，得：l1=3796mm，l2=1898mm。如图2-7所示，动臂弯角1=CUF=110140,初选 图2-7 动臂结构简图 在中：（2-9）式中 ,初=1.3代入数据，得：lUC=1818mm，lUF=k2lUC=1.31818=2363mm。由于设备大小、作业运动、可靠性和装置作业幅度等因素的作用，一般取动臂液压缸的伸缩比，初选。2.8.4 动臂油缸上铰点B位置的确定参考相似型号后，动臂的俯角一般在 范围内选择，本研究取=，同样的惨开相似机型后，动臂的仰角一般在范围内选择，本研究取=，故动臂的转角范围为。故动臂在最大仰角时的，动臂在最大俯角时的。如图2-8所示：图2-8 动臂油缸运动简图根据以上角度进行大量验算，初步取1max=165，1min=35（2-10）代入数据，可得：k4=0.27，1+/=1.751 ，所以符合要求。L7=lCB=l5=1878mmL1min=l5=1409mmL1max=1L1min=2395mmL1=L1max-L1min=986mm，查油缸系列行程表（GB/T 2349-1980）取L1=1000mm。2.9 斗杆液压缸缸径的确定及行程的计算2斗杆最大挖掘力FGmax=40KN。参考同类挖掘机，初选系统压力为24Mpa，初步计算取：进油时由于摩擦m以及节流会使压力损失，一般大小为0.20.5MPa，本次取p1=0.5MPa回油时由于节流损失也会使压力损失，一般大小为0.20.5MPa，本次取p2=0.3MPa斗杆油缸最长时与最短时比值，此处选择。初选缸径D2=100mm，查液压缸公称尺寸表（GB/T 2348-1993）后，活塞杆的直径初步选d2=70mm，斗杆油缸活塞腔受力： =10024（24-0.5）-（1002-702）40.3=183KN（2-12）图2-9 斗杆油缸产生最大挖掘力的姿态由图2-9可知，斗杆挖掘的最小阻力臂：（2-13）式中：与铲斗齿刃连线形成的角度，对于标准铲斗大约为。代入数据，得：rG2=2595mm（2-14）代入数据，得：l9=lEF=567mm因为斗杆的摆角在105125之间，初选2max=110。斗杆总行程为：（2-15）代入数据，得：L2=929mm查液压缸行程系列表（GB/T 2349-1980）取L2=1000mm。（2-16）代入数据，得：L2min=1667mmL2max=2L2min=2667mm（2-17）代入数据，得：l8=DF=2226mmUF=2363mm，合理。如图2-9所示，由于斗杆结构的限制，角的大小一般在之间，所以选。如图2-9所示，在DEF中，l82+l92-2l8l9cos=L2min2（2-18）代入数据，可得DFE=9。2.10 铲斗液压缸行程的计算对于铲斗装置，铲斗液压缸最长时与最短时的比值，一般取，初选。参考相似机型了解到多数反铲装置的总转角在170-185之间，初取本次研究取开工时仰角为。图2-10 铲斗连杆机构的设计由之前计算可知： l3=QV=862mmlKQ=302mml2=FQ=1898mmKQV=1000 连杆处采用共点连接： lMNlKQ，取lMN=302mmlMKlMN,取lMK=302mmlNQ(0.70.8)lMN=0.75302=227mm 由图2-10得MM1=602mm,铲斗液压缸可伸展长度152KN故铲斗油缸合适。2.11.2 动臂缸缸径的确定由比拟法法确定工作装置各部分重量，如表2-2示表2-2 7.5t反铲工作装置各部分近似质量斗内土重Gt=(1.61.8)q，初选Gt=1.7q=1.70.3=0.51t。图2-12 动臂液压缸作用力计算简图表2-3 各作用力的近似力臂值（mm）对于图2-12，在举升物料到最大高度时，动臂液压缸引起最大的提升力，因此：由有：（2-22）代入数据，得：FF1=102.8KN。因此动臂油缸活塞腔面积为：A1=FF1P=102.810324106=4.2810-3m2=4280mm2所以d1=2A2=242803.142=73.8mm同上据实际情况查液压缸内径尺寸系列表和液压缸活塞杆外径尺寸系列表取动臂缸缸径D1=125mm，取活塞杆直径d1=80mm。工作压力损失与上述计算部分一致。动臂缸活塞腔进油时，活塞腔推力为：（2-23）代入数据，得：F1=286KN所以动臂油缸选择合适。动臂缸活塞杆腔进油时，活塞杆腔推力为：（2-24）代入数据，得：F1小=167KN2.11.3 三组油缸尺寸的确定以相关参数的计算斗杆缸活塞杆腔进油时，活塞杆腔推力为：（2-25）代入数据，得：F2小=92KN铲斗缸活塞杆腔进油时，活塞杆腔推力为：（2-26）代入数据，得：F3小=92KN根据上述计算将结果汇总到表2-4表2-4 液压缸计算结果汇总表参考相似机型后选得本研究的液压装置作业压力为24Mpa，压力程度高，那么选定限压阀设置压力小于作业压力的四分之一，考虑后续计算操作，本研究提高工作装置的限压阀的压力到百分之一百二十五，可顺利完成工作时的基本要求。413 回转、行走机构液压马达的选定3.1 回转机构的传动方式及基本要求液压挖掘机进行一次工作流程，回转装置作业时间约总流程，而能量损失约占。回转装置散发的能量约占总的 那么，选型设计一种符合要求的回转机构液压系统配置与合理的相关机构参数，可以极大的提高作业效率，提高操作舒适度。3.1.1 对回转机构的基本要求1、工作装置动态载荷系数须在允许范围内；2、能量损失最小。3.1.2 回转机构传动方式的选定在此，采用全回转机构。据液压马达结构，可分为“高速方案”、“低速方案”。高速方案指小齿轮被液压马达驱动齿轮减速箱，让回转装置绕支架上齿轮旋转，进而转动转台机构。在低速系统中，液压马达具有较大的扭矩，回转机构的小齿轮被其所驱动，从而转动转台。相关研究中使用的相关马达为：内曲线结构，行星柱塞型等。与高速系统相比，低速的相关马达易于传动，结构较为简单，不易受油污影响，使用寿命长。基于以上叙述，此次设计使用了低速方案。3.2 转台机构的相关参数的计算13.2.1 转台的转动惯量通常，我们可以参考相似机型在常见的工作情况下的转动惯量来进行估算。因为命题已说明为反铲作业，那么可以参考相关经验公式：满斗回转： （3-1）空斗回转： （3-2）式中：G整机质量t，G=7.5t。代入数据得： J=3678.3kgm2J0=2069.1kgm23.2.2 回转起动力矩和制动力矩行走时，机构与地面将产生扭矩，过程中还包括最大制动力矩，应大于和启动力矩。一般机械制动时，一般液压制动取。本次研究选择了低速马达方案，制动性能优秀，因此选择了液压制动方式，因此取。履带式挖掘机行走部件与地面之间的附着扭矩为： （3-3）式中：G整机质量7.5t； 吸附系数，本设计为带筋履带板。代入数据，得：M=36KNmMB=21.62KNm对于纯液压制动： （3-4）式中：总效率，当采用低速大扭矩油马达时取代入上式，得：MS=15.6KNm 3.3 液压马达的计算1经过计算可得转台最大起动转矩：MS=15.6KNm；由任务书最大转速：经过验算后回转机构速比取，设置回转装置限压阀压力设为。马达输出转速：（3-5）马达输出转矩：（3-6）式中：转台回转效率，取0.95代入数据得:M=1172.9Nm马达的理论排量：（3-7）式中：液压马达的理论排量，； 液压马达输出转矩，1172.9Nm； 液压马达进出口压差，调定压力20Mpa； 机械效率(一般柱塞结构可取)，此处选；代入数据得：V=388mL/r根据下表，1JM-F 0.400径向柱塞马达具有提高了工作压力和转速范围，改善了稳定性的优点。因此，它通常用于采矿、工程船舶等装置中。表3-1JM系列柱塞液压马达该马达的主要技术参数如表3-1所示：表3-2 马达主要参数表当马达排量为最大时，即V=390mL/r时，马达的扭矩为 （3-8）式中：该马达的机械效率，取0.92；代入数据得:M=1142W，则挖掘机在作业面上能够完成转弯作业。3.6.2 爬坡能力校核挖掘机在爬坡过程中会遇到以下三种阻力：坡阻力： （3-19）运行阻力：（3-20）内阻力： （3-21）为了让挖掘机能正常作业，最大的牵引力必须大于这三力之和，得到以下平衡式：（3-22）代入数据，得：。此时附着力（3-23）式中：地面附着系数，取0.7代入数据，得：F0=40.22KNT此时附着力小于最大牵引力，因此在倾斜角度下，挖掘机打滑，挖掘机无法正常工作。那么，设备此时牵引力应相同于地面摩擦力。可计算此时的角度为：（3-24）代入数据，得：根据上述计算，挖掘机能够正常作业的最大爬坡角度。4 主泵和多路阀组的选型4.1 液压系统变量形式的分析14.1.1 选择主泵的变量形式液压挖掘机在作业时，各个装置经常需要根据作业要求进行变速。定量系统和变量系统都具有可以让挖掘机变速的方法。若选为定量，速度主要通过节流来调节，这种方法会产生大量热量，并会造成效率低下。若选定为变量，想要实现无级变速，可以改变容积的大小，效率高且较为可靠。有三种利用改变容积的措施来改变速度，对于本次设计的机型，比较常见的有变量泵定量马达，还有液压缸调速。在变量程度内，变量泵的功率通常上保持一定。液压泵的输出流量也会随着外负载的变化而变化，效率比较高，可以提高作业速度。一个总功率调整装置，加上一组泵，便组成了全功率变量系统。如图4-1所示，调整装置可以进行平衡调节，这组泵调节相同，达到变量同步的目的，则第一个泵流量等于第二个泵，。系统的总压力导致了泵流量的变化 图4-1 全功率变量系统总功率：（4-1）式中：两台变量泵输出的总流量； 第一回路的系统工作压力； 第二回路的系统工作压力。4.1.2 全功率变量系统的优缺点1）优点：进行作业时，速度和力可以自动调节。当外部负载较小时，可以适当减小力，那么便可以加快作业速度提高作业效率。当外部负载较大时，可以降低作业速度，增大作业力去克服由负载引起的压力。第一个泵的流量等同第二个泵，驾驶员可以轻松控制行驶速度；同时因为泵的供油量一直是相等的，左行走和右行走的马达转速也等同，因此无论左右履带所受到的阻力是否一致，它们都能正常并同步行走以确保主机可以在大多数路况下正常行驶。2）不足：两个泵的负载不相等，当其中一个泵卸荷时，另一个泵可能会满负荷运行，甚至过载。在这种情况下，将导致液压泵使用寿命大大减少。4.2 液压系统主参数的计算Error! Reference source not found.4.2.1 油泵工作压力油泵工作压力应满足以下条件：（4-2）式中：压力损失，主要损失为换向阀处的损失，本研究取每个换向阀大约损失0.5Mpa 系统最大工作压力，取； 液压泵的储备系数，取值范围一般在,此处取k=1.2将以上参数代入上式得：4.2.2 油泵的流量一起供应若干执行装置总的流量理论上小于油泵供油量 （4-3）式中：K系统渗漏系数，取值范围一般在1.11.3，初次选择为1.2； 同时动作的执行元件所需的最大总流量，本双泵的系统内，通常为双泵合流并联对执行机构液压同时供油，使用比拟法，初取143。代入数据得：Qp=KQ=1.2143=172L/min4.2.3 计算液压泵的功率（4-4）式中：工作压力峰值，=32MPa；液压泵的最大流量，=172； 泵的总效率，若柱塞泵取=0.9； R变量系数，取2。代入数据得液压泵组功率： Np=51KW4.3 主泵的选定通过上面对设计对象的作业条件及其系统的调速分析，并计算出的相应参数结果，选取A8V型斜轴式轴向变量柱塞双泵。这种型号的泵有占用空间小，质量小，压力大，使用时间长，维护简单的优点，因此常用于工程机械。具体的参数见表4-1。表4-1 A8V28泵性能参数4.4 多路阀组的选用4.4.1 选择原则由二个以上的换向阀组合成多路换向阀。这种类型的换向阀有许多的优势，比如装置结构体积紧凑，能量损失较小，且使用和安装简便，用于本次设计机型，可集中控制液压缸与液压马达。参考现有设备，并考虑系统最大工作压力应小于额定压力的百分之一百二十到百分之百分之一百四十，为满足系统要求，可选择分片组合式多路换向阀。4.4.2 选择产品设计对象具有六个执行元件。则可使用并联方式的多路换向阀控制。根据现有产品，选择DC换向阀。此类换向阀的特点有。它的结构非常紧凑，零件较为标准化，容易操作，流量充足，可以通过多台泵供油，并能控制分合流。4.4.3 具体型号的选择表4-2 DC型多路换向阀性能参数595 先导控制回路及先导阀的选用5.1 先导操纵的必要性液压挖掘机的操作控制回路主要通过操纵方向阀来改变其他机构的动作，包括方向和速度。由于挖掘机的工作环境多变且频繁，因此需要不时调整各方向阀的位置。尤其是大中型挖掘机，由于其功能多，操作更为复杂，使驾驶员感到更加疲劳，大大降低了工作效率因此，一般要求手柄上的控制力小于40-60N，踏板上的控制力小于80-100N。液压控制系统具有液压伺服控制。液压伺服控制是利用手柄控制多个先导阀，使控制油以一定的压力进入每个方向阀，移动阀芯，实现各机构想要实现的各种动作。通常情况下，操控先导控制回路所需的力不大于3MPa。5.2 先导阀的选用55.2.1 操纵回路 操纵回路如图5-1所示： 图5-1 操纵回路5.2.2 先导阀的选用操作室内包含二组手动先导阀组，各组又分四个小阀，可以控制执行机构完成作业动作。依据相关控制压力的参数，可选择B系列手动比例换向先导控制阀组6，特点是操纵杆行程与换向阀芯行程有近似的比例关系，方便控制作业动作。相关技术参数在下表5-1中列出。表5-1 B系列先导式减压阀的技术参数表上述所选先导阀控制部分外形及原理如图5-2所示图5-2 B系列先导阀外形及原理动作图5.3 辅助油泵及马达35.3.1 叶片马达的选择作业过程中会产生热量，便需要风扇来散热辅助，驱动装置选择叶片马达。驱动风扇并不需要很大的力矩。择取YM-A32B型号的叶片马达。相关性能参数列于表5-2。 表5-2 YM-A32B型号叶片马达技术参数计算马达所需流量，已知前面已引用的公式：（5-1）式中：YM-A32B型号叶片马达的排量，； 同型号马达最高转速，； 同型号马达容积效率，取0.98。将式中参数从上表中查得，代入上式得：5.3.2 辅助泵的选择先导回路需改善流量和压力的辅助油压泵，辅助马达还需供给以确保执行装置的力、速度。先导回路最大工作压力：（5-2）式中：所选马达额定压力，6.3Mpa；B系列先导阀额定压力，3Mpa； 先导回路压力损失，参考先导阀要求取0.3Mpa；通过上述计算，初选CB-98型号齿轮泵，其相关技术参数见表5-3中。表5-3 齿轮泵主要技术参数表 那么现实情况齿轮泵供给的压力为： ，因此辅助齿轮泵CB-98能满足使用要求齿轮泵的最大流量 （5-3）其中 渗漏系数，取1.11.3，初选1.3； 执行元件所需最大流量，可取68.5。代入数据，得：Qp=89Lmin。齿轮泵功率： （5-4）式中：泵的额定工作压力，10MPa；液压泵的最大流量，89； 液压泵的总效率，齿轮泵取0.8； 变量系数，定量液压泵取1。将以上参数代入上式得液压泵功率：Np=18.5KW。656 其它辅件的计算和选择6.1 管路的选择6.1.1 非橡胶管道的选择液压系统的管道相对复杂。本次设计需要计算的包括先导油路、主油路的吸油及压力管路，还有三组油缸的回、进油路。首先对管道的内径进行计算，按公式5:（6-1）其中：管路中油液的实际最大流量，L/min； 管路中油液的流动速度，吸油管流速通常在0.52m/s，压油管2.56m/s，回油管的流速通常在1.53m/s，所以取吸油管v=0.8m/s，回油管v=2m/s，辅助泵压力油管取v=3m/s，主泵压力油管取v=6m/s。计算管壁厚，按公式：（6-2）其中：工作压力，系统工作压力与多路换向阀组压差的和取32MPa，辅助泵9.6MPa； 材料的许用应力（20钢=420MPa），17.5MPa时，安全系数n=4.0,所以。根据计算结果查参考文献表21-8-23得表6-1。 表6-1 非橡胶管道的参数及结果6.1.2 橡胶软管的选择 连接两个相对运动部件的橡胶软管。它通常用作压力油回路中的高压软管，通常是用钢丝制成或缠绕为骨架的。在该设计中，选择3个组的油缸入口管道、回油管道和先导控制油路压力管道进行计算。胶管直径参数的计算公式与非胶管相同。根据计算结果选择软管外径得表36-2。表6-2 橡胶管道的参数及结果6.2 蓄能器的选择Error! Reference source not found.蓄能器应设在先导阀组进油路上，可知工作压力峰值3MPa。蓄能器能在系统压力瞬时增大时吸收能量，也能在系统需要时，将能量释放出来。其总容积可按下式计算：（6-3）式中：有效工作容积； 充气压力，理论上可与相等； 最低工作压力，作辅助动力源时一般推荐,因此取； 最高工作压力， 指数，绝热过程；当该装置被用作紧急能源时，主要控制先导阀的3个组，并且每个组的流量是Q=16L/分钟，所以取=48L通过使用这些参数，可在上述公式中计算蓄能器的总容积：根据蓄能器的总容积和操作请求，选择型囊式蓄能器3。相关技术参数记载在表6-3中。表6-3 囊式蓄能器的技术参数6.3 滤油器的选择3油液过滤设备的有效过滤区域确定设备是否能够正常工作。在选择滤油器时，通常要满足不小于实际通过流量的二倍。滤油器滤芯的有效过滤面积为：（6-4）其中：此装置额定流量，对于主回油路Q2max=2176=352Lmin，对于先导控制油路； 液压油的动力粘度，；为运动粘度，取，矿物型油液的密度，取，所以； 滤芯的单位过滤系数，L/cm2，纸质滤芯=0.035； 压力差，取主回油路，先导回路。将以上参数带入上式中可求得：主回油路滤芯过滤面积：A1=0.13m2先导油路滤芯过滤面积：A2=0.12m2由查找到的资料可以知道，工程机械液压系统的过滤精度一般在2030um范围内。根据参考文献3得表6-4表6-4 过滤器的技术参数表6.4 其它换向阀的选择6.4.1 行走马达回中双速阀的选择有初步拟定的系统原理图可知，行驶用马达必须具有二档的速度。一档与二档需要无极变速度变化。上述功能可以通过控制先导回路的换向阀来实现，通过操控双速阀可以切换第一挡位与第二挡位。原理是通过移动双速阀阀芯的位置来达到串联与并联俩马达，就改变了流入马达的流量大小与压力差，从而百变其转速与转矩。根据该计算，流过2速阀的油是88L/分钟，能够根据工作压力20MPa计算出二速阀的压力。选择WE10电磁方向阀，相关参数如表6-5所示。6.4.2 先导回路合流用液控换向阀的选择根据导油液的流动方向，液压控制阀可以推主回路方向阀的阀芯，切换动臂缸和铲斗缸的合流。先导回路的控制油压为3MPa，单条控制油路的流量为16L/min，因此相应地选择DSHG-01-3C-1*液压方向阀3。具体技术参数如表6-5所示。表6-5 换向阀的技术参数6.5 油箱容量的初算 这一步骤中最重要的是确定油箱的容量。其设计有两个主要要求：其一，当回油量小于供油量时，过滤器位置要高于液位最低液位，防止空气混入系统；其二，系统返回大量的油，但是在少量的油供给，即系统停止运转的时候，并且，油返回油箱的时候，油箱的油不溢出，所以必须确保不引起资源的浪费。同时，应确保足够的散热区域以便于冷却。 油箱有效容积的确定可由下列公式求得：（6-5）式中：经验系数，行走机械取2.0； 所选泵的总流量，为176Lmin；将参数带入上式可得油箱的有效容积为:V=352L747 液压缸的设计计算7.1 缸筒的受力计算77.1.1 动臂油缸的缸径和活塞杆径由前述油缸计算得知：动臂油缸内径：D=125mm活塞杆直径：d0.65D=80mm，符合工程液压缸缸径系列。7.1.2 缸筒壁厚的计算缸筒壁厚为：（7-1）式中：油缸的最大工作压力，30MPa； 动臂油缸内径，125mm； 缸筒材料的许用应力，取Q345钢，；将参数带入上式可算得油缸厚度：D2+0.4P-1.3P-1=17mm取=21mm所以缸筒厚度为：D1=D+2=125+212=167mm7.1.3 缸筒强度校核根据机械设计手册,缸筒的合成应力可按下式计算：（7-2）式中：缸筒材料的许用应力，缸筒取Q345钢， ； 缸筒所受的纵向应力，； 缸筒所受的环向应力，；纵向应力按下式计算：（7-3）式中 活塞杆直径，80mm； 缸筒外径，167mm。将参数带入式中计算可得纵向应力：s=20MPa（7-4）环向应力按下式计算：（7-5）将参数带入式中计算可得环向应力：h=119MPa将s=20MPa、h=119MPa带入式中得缸筒合成应力：=202+1192-20119110MPa10d，应检验其弯曲稳定性。亲卫动臂油缸应用耳环衬套构造，则假定受力完全在轴上，然后由以下公式验证：（7-11）式中： 动臂缸最大推力，286KN； 液压缸的临界受压载荷； 安全系数，一般取3.56,取=4。根据机械设计手册10，活塞杆材料选择钢液压缸的临界受压载荷可按下式计算：（7-12）式中：实际弹性模量，MPa；I活塞杆横截面惯性矩，m4；K液压缸导向系数，K=0.7。实际弹性模量为：（7-13）式中：E材料的弹性模量，钢材； 材料组织缺陷系数，钢材一般取； 活塞杆截面不均匀系数，一般取。代入数据得：因此将数据代入式（7.13）液压缸的临界受压载荷：Fk=1269KNF1FKnK=12694=317KN286KN故活塞杆不会失稳。7.3 活塞的结构及与活塞杆的连接9形式：取整体式活塞，O形密封圈加平挡圈，与活塞杆卡环连接。材料：活塞以45号优质碳钢为材料，导向环由尼龙（PA）制成。尺寸：活塞宽度是活塞外径0.61.0倍。将动臂液压缸的活塞宽度设定为：取B=96mm。配合：活塞外径取用。外侧和内侧的孔的同轴公差在0.02mm以下，垂直于轴的端面的公差在0.44mm以下，外圆度和圆柱度的容许范围通常在外径公差的一半以下。7.4 活塞杆的导向套、密封和防尘9活塞杆引导套配置在油压缸的有杆侧端部盖中以引导活塞杆，密封装置确保缸筒杆腔的密封性。在活塞杆后退时，为防密封装置损坏，在外部设置防尘环。导套用耐磨材料制成，内圈不需要引导环。结构：采用轴套式导套，耐磨非金属材料，无需导环，低速启动不爬行。材料：使用具有低摩擦系数和更好耐磨耗性的非金属材料。最小导程长度确定：导程过短，导程配合间隙引起油压缸初始偏移增大，影响油压缸性能、稳定性。故需确保有气缸的最小导向长度。一般气缸最小导程满足必要条件： （7-14）式中 活塞杆最大工作行程，； 缸筒内径，125mm；将以上参数代入式中得最小导向长度为: H113mm导向套滑动面的长度A，在缸径不小于80mm时，取A=60mm密封和防尘装置的特定构造看油缸组装图。7.5活塞杆的有限元分析活塞杆是液压缸重要的承载部件，他的加工工艺与结构参数不仅影响整个液压缸的重量与结构大小，还会影响到整个工作装置的寿命与可靠性。本设计活塞杆长径比大于10，当负载压力大于一定值时，可能会由于失稳突然弯曲而破坏。若液压缸推力小于稳定极限力，液压缸就处于稳定工作状态。那么，活塞杆强度与稳定性在设计液压缸中是必须考虑到的。动臂油缸应用耳环衬套构造，则假定受力完全在轴上。7.5.1三维模型建立本文采用Solidwroks进行活塞杆的建模与有限元分析。首先使用Solidworks软件创建活塞杆的三维模型图。7.5.2定义材料属性材料选用45钢。 7.5.3施加载荷与约束根据液压缸工作原理，活塞在达到给定的行程时，活塞杆仍受液压油力的作业。此时活塞杆底部相对固定，由上面计算部分知道活塞杆受最大推力286KN7.5.4活塞杆强度分析前面步骤实施后，使用Solidworks软件进行有限元分析，可以直接看到结果。应力图、位移图、应变图如下图所示图7-1活塞杆应力图图7-2活塞杆位移图图7-3活塞杆应变图在本设计中，液压缸活塞杆采用的材料为45钢，由图可知，材料45钢的许用应力为530MPa，从有限元分析应力图可看出，活塞杆最大推力时，承受最大应力为313MPa，活塞杆正常工作时所受的最大应力小于活塞杆所选材料的许用应力，所以对活塞杆选的材料，以及尺寸设计符合要求。7.6 缓冲装置的计算10在液压缸中，活塞杆被油压驱动时，杆头会与液压缸的缸底与缸盖发生碰撞产生冲击力，会损坏液压缸。缓冲设备的功能是防止和减少影响，以在运动部件与液压缸底部或液压缸缸盖碰撞之前实现减速，直至速度达到0。假设活塞的平均减速度是恒定值并且平均缓冲压力，则缓冲计划的环状间隙的高度如下计算：（7-15）式中 作用于活塞的缓冲压力的有效区域，所以 A=(D2-d2)4=(1252-802)4=0.7210-2m2； 缓冲开始时的速度，动臂缸小腔进油（单泵供油）V0=qvA=0.19ms； 液压油的动力粘度，；为运动粘度，取，为矿物型油液的密度，取，所以； 活塞缓冲行程，由结构要求，取0.03m； 缓冲柱塞直径，0.08m。带入得缝隙高度：=0.098mm一般来说缓冲柱塞的环形缝隙高度通常取，因此根据计算结果可取。7.7 排气阀和油口的布置7.7.1 排气阀如果无法自动排出液压缸中的残留空气，会导致压力不稳定，影响液压缸升降，从而影响其正常作业。因此，需要排气阀排出液压缸中的空气，以使其能够正常作业。安装排气阀要与压力腔连通，以便在安装和调试之前排出液压缸中的空气。可以取用组合式排气阀。7.7.2 油口进油口是组件中流道的末端，可以将其连接到管道以允许流体流入或流出。可以通过确认液压缸的安装和连接尺寸表来决定油口的直径。动臂缸的缸头处油口直径为M33，缸盖处油口直径为M33。858 油液系统性能的验算8.1 液压系统压力损失的验算Error! Reference source not found.油压系统相对复杂，液压执行机构较多。其中进行快速动作的回路会失去很多。因此，选择主油路斗杆缸大腔油入口的橡胶管，途中检查压力损失。可按下列公式先求出雷诺数：（8-1）式中：管道中液流流速，压力油管的流速通常在2.56m/s之间，取v=6m/s； 管子的内径是软管的直径，根据表6-2取； 油液粘度，。用这个公式代入参数来计算挖掘机工作装置橡胶管的雷诺数：从液压传动知识，当Re=32002320时，管道内液体是紊流，对应阻力系数：（8-2）代入数据，得： 根据下列公式可算出该管路的沿程压力损失：（8-3）式中：斗杆缸、动臂缸、铲斗缸、大小腔进回油路橡胶管道长，取5m； L-H矿物型液压油的密度，； 液流速度,取6m/s。通过将上述参数代入公式，沿管道的压力损失：计算该挖掘机中工作装置铜管的雷诺数：同理Re=30002320时，因为管道内的液体流是紊流，所以对应的阻力系数是：根据下列公式可算出该管路的沿程压力损失：式中：铲斗缸、斗杆缸、动臂缸大小腔进回油路钢管道长，取动臂缸回油管L1=1m，斗杆缸进油管L2=1.6m、回油管L3=2.4m，铲斗缸进油管L4=3.8m、回油管L5=4.5m， L-H矿物型液压油的密度，； 液流速度,取6m/s。通过将上述参数代入公式，沿管道的压力损失：管道内总的沿程压力损失管道内的局部压力损失对于液压系统的局部压力损失，它还包括流经局部障碍物（例如弯头，接头等）的油液的压力损失，以及流经控制阀的压力损失。由于流经局部障碍物的油的压力损失比较小，所以应该考虑通过控制阀的局部压力损失。从系统示意图可以看出，来自油泵的油出口的油通过多路换向阀、单向变速阀、电磁换向阀、溢流阀等阀到达油缸或马达的油入口。这里，主要检查多路
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号