第三章 液压挖掘机课件

1、第三章 液压挖掘机挖掘机是用来开挖土方的一种施工机械，它是用铲斗上的斗齿切削土壤并装人斗内，装满土后提升铲斗并回转到卸土地点卸土，然后再使转台回转、铲斗下降到挖掘面，进行下一次挖掘。挖掘机在建筑、筑路、水利、电力、采矿、石油、天然气管道铺设和军事工程中被广泛地使用。挖掘机主要用于筑路工程中的堑壕开挖，建筑工程开挖基础，水利工程开挖沟渠、运河和疏浚河道，在采石场、露天开采等工程中剥离和矿石的挖掘等。据统计，工程施工中约有60左右的土石方量是靠挖掘机完成的。此外，挖掘机更换工作装置后还可进行浇筑、起重、安装、打桩、夯土和拔桩、破碎等作业。3.1挖掘机的分类及特点1、挖掘机的分类挖掘机械的类型较多，

2、可按照挖掘机工作原理、作业过程、用途和构造特征进行分类。按挖掘机作业过程分为周期作业式和连续作业式两类。周期作业式挖掘机是指挖掘、铲运、卸载等作业依次重复循环进行的挖掘机，各种单斗挖掘机属于这一类。连续作业式挖掘机是指挖掘、铲运、卸载等作业连续进行的挖掘机，包括多斗挖掘机、滚切式挖掘机及隧道挖进机(铣切式)。按用途不同，单斗挖掘机分为通用型(或万能型)和专用型挖掘机。在建筑工程中，建筑型单斗挖掘机是使用最多的、最基本的一种型式，通过更换工作装置；可进行挖掘、装载、起重和打桩等作业，故常称为通用型(万能型)挖掘机。专用型单斗挖掘机包括采矿型、剥离型和隧洞式(短臂)。这些挖掘机一般只有一个工作装置

3、，用以完成某一特定作业。按动力装置分，有电驱动、内燃机驱动、复合驱动。其中内燃机驱动较为普遍。 按传动方式分，有机械传动式、液力机械传动式、全液压传动式。后两种特别是全液压驱动式越来越多地被采用。 按行走机构的结构型式分，有履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式、步行式和水陆两用式等，其中履带式挖掘机占的比例较大。连续作业式多斗挖掘机周期作业式单斗挖掘机挖掘机建筑型单斗挖掘机采矿型单斗挖掘机剥离型单斗挖掘机塔索型单斗挖掘机隧道挖掘机(组)履带式步行式短臂式伸缩臂式链斗挖掘机链斗挖沟机成型断面挖沟机轮斗式挖掘机滚切式挖掘机隧道联合挖掘机主塔移动式主塔固定式履带式轮胎式汽车式履带式轮胎式汽车式2、特点及应

4、用范围1) 建筑型单斗挖掘机 建筑型单斗挖掘机的特点是，具有正铲、反铲、拉铲、抓斗、起重吊钩等35种工作装置，可进行多种作业，其中以反铲应用居多，斗容量一般在2m3以下。单斗挖掘机一般用一台柴油机驱动，也有用一台或多台电动机驱动的。行走机构有履带式和轮胎式两种。履带式挖掘机的整机质心位置低，行驶、作业稳定性较好；轮胎式挖掘机的行驶速度较高，能较远距离的自行转场。目前操纵方式主要采用液压。适用于挖掘IIV级土壤（工程上总共分五级，按各种工具如铁锹、镐等是否能挖动来衡量，I级土壤脚踩上去有脚印，用铁锹可轻易挖动。）及爆破后的VVI级岩石(按硬度分)。2) 采矿型单斗挖掘机该挖掘机的主要工作装置为正

5、铲，个别的配有拉铲和起重装置，斗容量一般为28m3，大多数采用机械传动，主要用于露天矿的挖掘和装载作业。3) 剥离型单斗挖掘机该挖掘机有履带式和步行式两种，多用于露天矿表层剥离、大型基建工程、河道疏浚和挖掘、土壤改良等工程中。履带式剥离型单斗挖掘机采用正铲，斗容量一般为453m3，可开挖IIV级土壤；而步行式的多采用拉铲，斗容量一般为476.5m3，行走机构的接地比压小(当整机质量为1601400t时，接地比压仅为78.4147.1kPa)，适宜于在松软、沼泽地面作业。作业范围很广，被广泛用于露天矿表层剥离、砂砾石开采、河道开挖及大型工坝、路基、桥基、水电站基础开挖等工程。4) 隧道挖掘机该挖

6、掘机具有特种工作装置和较小的转台尾部回转半径，专用于隧道、坑道、地铁等狭窄的作业环境，可挖掘和装载IIV级土壤或爆破后的VVI级岩石。5) 多斗挖掘机这是一种由若干个挖斗连续循环进行挖掘作业的施工机械，主要用于从VI级以下土壤中挖取土方、开挖沟渠、剥离采料场或露天矿场的表面土壤、修理坡道以及装卸松散物料等作业。3.2 液压挖掘机的主要参数和选择1、液压挖掘机的主要参数液压挖掘机的主要参数有以下几类：1) 尺寸参数 如工作尺寸、机体外形尺寸和工作装置尺寸等。2) 质量参数 如整机重量、各主要部件（或总成）的重量等。3) 功率参数 如发动机、液压系统及主要机构功率、力和速度等。4) 经济指标参数

7、如作业周期、生产率等。液压挖掘机主要参数中最重要的参数有三个，即斗容量、机重和发动机功率。关于主参数斗容量、机重和发动机功率的概念，各国标准所定的含义略有不同。我国液压挖掘机标准定义为：标准斗容量：指挖掘级或容重为18000N/m3的土壤时，铲斗堆尖时的斗容量(m3)。为充分发挥挖掘机的挖掘力，对于不同等级或容重的土壤可以配备相应不同斗容量的铲斗(m3)。【注】容重：容积重量，即单位体积土的重量，一般以N/m3或KN/m3计。分为自然状态下的实土容重和松散状态下的容重。土方工作量一般均按实土体积进行计算。机重：是指带标准反铲或正铲工作装置和标准行走装置时的整机工作质量(t)。发动机功率：指发动

8、机的额定功率(12小时工作)，即正常运转条件下本身消耗以外的净输出功率（KW）。斗容量直接反映了挖掘机的挖掘能力和效果，据以选用施工中配套的运输车辆，而土石方工程量也以体积计算。液压挖掘机也有采用标准斗容量作为分级标志的。但也有认为，液压挖掘机工作装置多，同一机械可以设有多种不同斗容量的铲斗(按土质不同及施工尺寸要求)，故斗容量分级不够明确。功率反映了机械的动力级，与其它参数有函数关系，影响挖掘机的性能。例如定量系统挖掘机0.1m3斗容量约需功率1215kW，故也可作为挖掘机分级标志。但也有认为由于液压系统不同，辅助设备能耗不同，或功率储备不同，以功率分级亦不妥。机重则直接反映了机械本身的重量

9、级，它对技术参数指标影响很大，因挖掘机挖掘能力的发挥、功率的充分利用、机械的稳定性都要以一定的机重来保证，因此机重反映了挖掘机的实际工作能力，可用作分级标志。以上三个主参数在国外均有用作分级标志。如联邦德国的OK公司、日本的日立建机等采用按标准斗容量分级；法国的Poclain公司采用以发动机功率圆整值作为系列分级标志；而联邦德国的Liebherr、Demag、Weyhausen以及法国的Richier公司等则以机重为系列分级标志。我国按上述原因和国内习惯曾采用斗容量为系列分级的主要标志。新修订的液压挖掘机基本参数标准采用机重与标准斗容为标志，液压挖掘机新产品设计或老产品的改进、整顿、变型设计等

10、型式和参数的确定都应符合标准规定。2、主要参数的选择选择确定液压挖掘机主要参数的基本依据是： 1) 设计任务书所规定的铲斗容量、用途和作业要求、工作条件等等；2) 有关国内外同类型、同等级液压挖掘机的技术资料，国家以及企业的系列标堆等；3) 理论分折或经验计算；4) 使用单位的要求和制造厂的生产条件等。主要参数的选择确定是液压挖掘机总体方案设计中重要的环节，它与挖掘机整体和各主要机构的结构型式有密切关系，例如工作装置尺寸往往必须在选定工作装置结构型式和布置方案后才能确定，而工作装置的结构方案选择又必须满足工作装置尺寸的要求，因此结构方案的选择与主要参数的确定常常需要交叉反复进行、并通过方案比较

11、后再确定。在确定主要参数时，必须正确处理先进性、可靠性、经济性之间的关系，正确处理相互制约的有关参数间的关系，例如过分地减轻机重，将影响机械挖掘力的发挥并导致有效工作尺寸的减小，甚至影响机械的强度和刚度。反之，则必然导致机械过于笨重，经济性很差。因此要实事求是地分析和满足对各项性能指标的要求，盲目地提高或削弱某些参数都将带来不良的结果，因为挖掘机是个有机的整体，共性能的优劣不仅与各部件性能有关，更重要的是决定于各部件结构特性的协调匹配。合理的主要参数应该符合以下条件：1) 满足实际使用要求实用性；2) 适合于生产厂的制造条件可能性；3) 充分利用发动机功率经济性；4) 与国内外同类型产品相比有

12、较先进的技术经济指标和可靠的工作性能先进性。影响液压挖掘机参数的因素很多，各参数之间又彼此影响制约，关系复杂。然而具有先进性能和技术经济指标的液压挖掘机其总体参数间存在着一定的内在联系的规律性。最优化而简便的参数确定方法尚在研究之中。目前，可利用电子计算机进行参数选择过程中的多种方案比较，从而能较快地得到较理想的参数值。对于通用典型的挖掘机可用以下方法确定参数：1) 比拟法(或称类比法)：即通过同类型机械的比拟(类比)得出参数值。2) 经验公式计算法(或称查表法)：按概率统计归纳得到的经验公式进行概略的计算，得出参数值； 3) 按标准选定法：即按照国家颁布的液压挖掘机型式与基本参数系列标准规定

13、的数假范围，结合拟采用的结构特点选定参数值；4) 理论分析计算法：即按拟定的结构特点，在理论分析与试验数据的基础上进行分析计算，得出参数值。按以上方法(尤其是前三种方法)得出的参数值不可能是完全确切合适的，必须在设计过程中按结构方案、强度以及挖掘机的特殊要求进行方案比较加以修正确定。实际工作中还往往综合使用以上方法，如采用类比法或经验计算法后与标准进行比较，有的参数再通过理论分析进行核算来选定。采用比拟法和查表法进行选择计算参数的依据都是以相似理论为基础，即认为性能完善的标准型通用挖掘机，其各种参数几乎都与它的主参数(机重)有一定的关系，而且相同结构型式的挖掘机，工作条件相近则彼此间参数的比值

14、亦相近。对于这类挖掘机，尤其是中小型的，其外形尺寸、工作尺寸和斗容量、功率等参数可以参照选定作为比拟样机的参数值，按相似原理用内插法决定。按照相似原理，若相比拟两机之机重参数值改变y倍时，即相似系数为：则其主要参数的比例为: 式中 L1，F1, q1， N1及L0，F0, q0， N0分别为拟设计的液压挖掘机及比拟样机的：线向尺寸，面积，斗容量和功率。采用比拟法确定参数时，可选用国内外液压挖掘机先进产品作为典型样机或国内外有关挖掘机设计标准，求出相似系数y，按上述关系确定所设计液压挖掘机的各主要参数。但应注意比拟法只适用于同类型产品，即结构型式、液压系统相似，工作对象、条件基本相同者。轮胎式液

15、压挖掘机大多数与履带式液压挖掘机采用通用的工作装置和上部转台（包括发动机、液压元件等)，因此有些参数如发动机功率、斗容量等一般相同。但由于底盘不同，也有些参数如工作尺寸，机体尺寸和机重有差别。一般情况下，轮胎式挖掘机的机重比同等级履带式挖掘机略小，差别在10以下。比拟法中首先应初步确定机重参数。而各部分重量亦可按比拟法初步估算。经验公式计算法(查表法)是以液压挖掘机的机重为指标，对现代液压挖掘机的总体参数用概率方法得出各主要参数的经验系数，以公式来确定挖掘机的各种参数。3.3 单斗液压挖掘机的液压系统3.3.1 单斗液压挖掘机的工况特点和对系统的要求1、主机工况特点 单斗液压挖掘机的作业过程包

16、括以下几个间歇动作：动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其他辅助动作。除辅助动作(包括轮式挖掘的支腿收放、整机转向等)不需全功率驱动以外，其它都是挖掘机的主要动作，要考虑全功率驱动。由于挖掘机的工作对象和工作条件变化较大，主机的工作有两项特殊要求：1) 由于实现各种主要动作时，阻力与作业速度随时变化，因此，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化；2) 为了充分利用发动机功率和缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作(例如挖掘与提升、提升与回转)同时进行（复合动作）。图3.3-1所示是单斗液压挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合，包括：图3.3-1 液压挖掘机的作

17、业循环组成1) 挖掘 通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘，或两者配合进行挖掘，因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。2) 满斗回转 挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转液压马达使转台转向卸土处，此时，主要是动臂和回转的复合动作。3) 卸载 转到卸土点时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载，为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时，是斗杆和铲斗的复合动作，间以动臂动作。4) 返回 卸载结束，转台反向回转，动臂液压缸和斗杆液压缸配合，把空斗放到新的挖掘点，此时是回转和动臂或斗杆的复合动作。实践证明，除个别情况以外，挖掘

18、机工作时很少出现两种以上的复合动作。2、对液压系统的要求 单斗液压挖掘机的动作繁复，主要机构经常启动、制动，换向，外负荷变化很大，冲击和振动多，而且野外工作，温度和环境变化大，所以对液压系统的要求是多方面的。根据挖掘机的工作特点，液压系统要满足主机正常工作要求，即： 1) 要保证动臂、斗杆和铲斗可以各自单独动作，也可以互相配合实现复合动作；2) 主机工作过程中，要求工作装置的动作和转台的回转既能单独进行，又能作复合动作，以提高生产率；3) 履带式挖掘机的左、右履带要求分别驱动，使挖掘机行走方便，转向灵活，并且可以原地转弯；4) 挖掘机的一切动作都是可逆的，而且要求无级变速；5) 要求工作安全可

19、靠，各种作业液压缸要有良好的过载保护，回转机构和行走装置要有可靠的制动和限速，要防止动臂因自重而快速下降和整机超速溜坡。根据挖掘机的工作环境和条件，液压系统还应满足下列要求：1) 充分利用发动机功率，提高传动效率；2) 系统和元件应保证在外负荷变化大和急剧的振动冲击作用下，具有足够的可靠性；3) 力求减少系统总发热量，设置轻便耐振的冷却装置，使主机持续工作时，油温不超过85，或温升不大于45；4) 系统的密封性能要好。由于工作场地尘土多，油液容易污染，要求所用元件对油液污染的敏感性低，整个系统要设置滤油器和防尘装置；5) 为了减轻司机操作强度，要考虑采用液压或电液伺服操纵装置。3.3.2 液压

20、系统的类型单斗液压挖掘机的液压系统根据系统压力和液压泵特性可以分为中高压和高压定量系统，高压变量系统。中高压定量系统大多采用外啮合齿轮泵，系统工作压力为16MPa左右， 这种液压泵具有结构简单，工作可靠，尺寸小，重量轻等特点，但是效率低。国外单斗挖掘机的中商压定量系统也有采用双作用叶片泵作为动力元件。高压定量系统采用径向偏心柱塞泵，系统工作压力为32MPa左右，这种液压泵结构不复杂，工作可靠，耐冲击和振动，压力高，寿命长，但调速困难。高压变量系统大多采用恒功率调节的轴向柱塞泵，系统工作压力32MPa左右， 当外负荷变化时液压泵能够自动调节流量，达到充分利用发动机功率的目的，而且效率高，在中型和

21、大型挖掘机中得到广泛的应用。在定量系统中，流量固定，不能因外负荷变化而使流量作相应的变化，因此负荷小时不能提高作业速度，功率得不到充分利用。为了满足作业要求，定量系统的发动机功率要根据最大外负荷和作业速度来确定。其缺点是系统功率不能充分利用，泵的特性很硬，挖掘硬土时引起很大的溢流损失。定量泵简单可靠，价格低廉，耐冲击性能好，过去定量系统广泛应用于小型液压挖掘机上。目前仅为了节省成本，少量用于小型液压挖掘机。或者在双泵双回路系统中，其中一个泵采用定量泵，用于机身回转、大臂摆动、推土板起落。必要时也可和主泵合流，参与工作装置的复合运动。单斗液压挖掘机的变量系统，通常采用变量泵定量马达(或液压缸)调

22、速，实现无级变量。变量泵在变量范围以内，功率基本上保持恒定，随着外负荷的变化，液压泵的输出流量相应变化，因此，负荷小时可以增大流量，加快作业速度，功率得到比较充分的利用。变量系统挖掘机的发动机功率一般是根据挖掘机工作中需要克服的平均负荷和作业速度来确定。变量系统由于下列特点，在液压挖掘机中得到广泛的应用：1) 作业速度与作业力之间可以自动调节，外负荷小时，可以减小作业力，增大作业速度，提高生产率；外负荷大时，可以增大作业力，降低作业速度，克服大负荷。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。但变量系统的元件较复杂，成本也高。单斗液压挖掘机的变量系统大多是双泵双回路，根据两个回路

23、的变量有无关联，分为分功率变量和全功率变量两种。3）、系统比较(1) 功率利用由于定量系统的发动机功率要按最大外负荷来确定，而变量系统的功率决定于平均负荷，当作业速度相同时，同等级挖掘机采用定量系统所需功率约为变量系统的1.31.4倍，而功率利用率平均约为60。变量系统在变量范围以内理论上可得到100的功率利用。双回路变量系统中，功率利用情况比较复杂。在双泵双回路系统合流状态下，不管是全功率变量或分功率变量，功率利用是一样的。但是，当分流状态下，单一动作时，全功率变量的分流功率利用要优于分功率变量的分流功率利用，而且调节范围大。(2) 主机工作性能和液压泵寿命定量泵流量固定，所驱动执行元件的运

24、动速度稳定，不因外负荷变化而变化，所以元件工作稳定，运动轨迹容易控制，有利于开挖平面或斜面等规则表面。同时由于定量泵不是永远在满负荷情况下运转，泵的寿命比较长。分功率变量系统的功率利用较好，然而由于各回路的流量要分别调整，动作的配合比较困难，尤其是挖掘机行走时，司机必须经常手控调速，使两条履带动作协调。全功率变量系统的功率利用很好，两台泵的流量始终相等，司机易于掌握调速，尤其是履带式挖掘机的左、右两条履带，由于行走马达转速相同，不管两者阻力如何不同，仍能同步运行，保证了主机的直线行驶性能。复合动作时，尽管一个回路上外负荷很大，由于流量相等，作业速度仍可加快。因此，全功率变量系统是目前采用最普遍

25、的液压系统。但是，全功率变量系统中两泵负荷不等，当一泵空载时，另一泵仍可全负荷运转，甚至超载运转，因此，液压泵寿命较短。2、恒功率与恒压组合调节的变量系统为了充分利用发动机功率，降低能量损失和减少系统发热，目前挖掘机液压系统广泛采用了以下形式：a) 恒功率变量系统；柱塞泵的压力和流量近似地按恒功率关系变化，负载变化引起泵的工况改变时不会影响原动机的工况，使原动机仍在高效率区运转，充分发挥原动机的功率，并且提高了低负载时液压执行机构的速度。恒功率泵配备较小的原动机便可得到同样的最大流量和最高压力（因为恒功率泵中压力与流量的最大值不是同时出现的）。由于上述优点，恒功率泵被大量地应用在液压挖掘机上。

26、b) 恒压控制变量系统；恒功率变量系统中，系统最大压力pmax由安全溢流阀的调定压力限定，若压力超过pmax，压力油经过安全溢流阀流回油箱。由于挖掘机的外负荷有时会大幅度增长，使回路中油压升高到超过最大压力，这时；液压功率就以溢流形式无谓地损耗，结果，系统发热、功率浪费。这种现象在矿用正铲挖掘机中更为严重，若是大型机，攻率损失是十分可观的。恒压控制的变量系统使主回路上的流量基本无溢流损失，当压力大于系统最大工作压力时，液压泵不再输出流量，作近似无溢流；无能量损失地自动卸荷；这种系统一般适用于功率大于220kW(300马力)的大型矿用液压挖掘机。c) 恒功率与恒压组合调节的变量系统；将上述恒压控

27、制应用到恒功率变量系统中去，就是恒功率与恒压组合调节的变量系统。该系统也有分功率调节和总功率调节两种。图3.3-2所示是这种系统的特性曲线，其特点是：图3.3-2 恒功率恒压调节变量组合的特性曲线(1)当系统工作压力p在开始变量压力p0和恒压控制顺序阀开启压力pm之间时(p0ppm)，按照恒功率调节变量，即图中BC段。(2)当外负荷使系统工作压力p超过顺序阀开启压力pm时(pm ppmax)，恒压调节的顺序阀开启，控制油路使油泵按照恒压调节变量，即图中AB段。因此，在一般负荷下，可以无级调速，充分利用功率，而当大负荷时、可以使液压泵输出油量与执行元件需要油量相平衡，基本上无溢流损失。大型液压挖

28、掘机在大负荷或回转起动过程中都会发生溢流现象，功率损失很大，。采用恒功率恒压组合调节以后，可以大大改善这种情况。 3.3.3 合流方式图3.3-3 手控合流单斗液压挖掘机的双泵双回路系统中，为了提高生产率，要求动臂提升、斗杆收放和铲斗转动有较快的工作速度，因此，需要考虑双泵合流问题。即双泵虽然各自构成独立的回路，但必要时，可以向一个执行元件共同供油。在中、小型挖掘机中，动臂液压缸和斗杆液压缸均能合流，大型挖掘机的铲斗液压缸也能合流。据统计，合流以后，可以缩短作业循环时间20%50%。双泵合流有手控和自动两种方式。（1）手控合流 手控合流就是利用手控或电磁操纵的合流阀使回路合流。图所示是一种复合

29、回路的手控合流。该液压系统中，除回转换向阀3采用顺序单动以外，其余均为串联回路。泵1的压力油通过此阀与泵2的压力油合流，经换向阀8导入动臂液压缸。或经换向阀9导入斗杆液压缸。手控合流方式可以根据需要使两个回路进行合流或分流。例如，挖掘机动臂举升时，通过合流阀，可以加快举升速度。如果挖掘机动臂举升和回转同时动作，可以截断两泵通路，保证两个独立的复合动作。这种合流方式工作可靠、灵活性大。缺点是增加一个操作动作，如利用电磁操纵合流阀，可以减轻司机操作劳动强度。（2）自动合流图3.3-5 液压自动合流自动合流不需要独立的合流阀，当换向阀移位时，两个回路的压力油自动合流。液压自动合流(图3.3-5)大多

30、是阀内合流，即换向阀移动以后，两条回路自动接通而合流。三位八通换向阀4右移到位时，泵1和泵2的压力油在阀内合流以后，通往斗杆液压缸大腔。同样，阀7或阀8在位时，双泵在阀内合流，压力油导入动臂液压缸或铲斗液压缸。若操纵回转换向阀3或行走换向阀5和6，有一泵卸载，对液压马达不合流。自动合流不要合流阀，省去一个操作动作，减轻了司机工作强度，工作也很可靠。但是，这种合流方式，只要挖掘机实现单一的挖掘动作(动臂升降、斗杆收放、铲斗转动中任何一项动作)，液压系统就双泵合流，无法保证单一挖掘动作的单泵供油(即分流状态的供油)，灵活性较差。3.3.4 WY60型履带式单斗液压挖掘机液压系统全功率变量系统是目前

31、液压挖掘机采用最普遍的液压系统。国产WY60型单斗液压挖掘机采用双泵双回路全功率变量系统，先导操纵。WY60型液压挖掘机液压系统如图3.3-6所示。该液压系统的特点是：采用对流式顺序单动和并联相结合的主回路；各工作液压缸都能双泵合流；液压马达装有多功能的液压制动阀；设有油温及油液污染指示信号器，以便及时对油液进行冷却和清洗滤油器。1、动力源发动机1带动斜轴式双联轴向往塞泵2、3和齿轮泵4，系统最大工作压力为25MPa，变量起始压力为10MPa，最大流量为21251min。双联泵带有全功率调节机构，根据整个系统的压力进行变量。2、先导操纵液压挖掘机的作业操纵回路主要是操纵换向阀移位，以改变各个机

32、构的动作方向或速度。由于挖掘机工作时动作频繁，作业条件多变，需要经常变换各个换向阀的位置，尤其是大型挖掘机，操作频繁而费力，司机易于疲劳，工作效率随之降低，故一般要求手柄上操纵力小于4060N、踏板上操纵力低于80100N。目前液压挖掘机大多采用先导操纵。即利用手柄操纵先导阀，使具有一定压力的控制油进入各个换向阀，推动阀杆移位，实现主机各机构的动作。先导操纵的回路控制油压力一般为35Mpa。图3.3-6 WY60型液压挖掘机液压系统先导操纵的优点是：1)操纵轻便，作用在手柄上的力一般在25N以内，减轻司机工作强度、提高工作效率；2)传动与操纵利用同样介质，装置简单、尺寸小；3)先导装置可以与换

33、向阀分开设置，用油管连接，便于管路布置；4)整套先导装置是一个独立单元，可以成为一个完整的控制系统，通用于一切工程机械；但是，先导操纵由于压力低、控制油流经管路时，受阻力影响而延迟反应时间、减低控制精度，因此，操纵距离不宜太长。WY60型液压挖掘机液压系统的先导阀操纵系统自成独立油路，由齿轮泵供油，该系统工作压力为25MPa。3、限压回路图3.3-7 限压回路限压回路用来限制压力，使其不超过某一调定值。限压的目的是：1) 限制系统的最大压力，使系统和元件不因过载而损坏，通常用安全阀来实现，安全阀设置在主油泵出油口附近；2)根据工作需要，使系统中某部分压力保持在定值，或不超过某值，通常用溢流阀来

34、实现，溢流阀可使系统按照调定压力工作，多余的流量通过此阀流回油箱，因此，溢流阀是常开的；a) 换向阀中位卸荷 b) 穿越换向阀卸荷图3.3-8 卸荷回路单斗液压挖掘机执行元件的进油和回油回路上常成对地并联有限压阀，限制液压缸、液压马达在闭锁状态下的最大闭锁压力，若超过此压力，限压阀打开，进行卸载，保护了液压元件和管道免受损坏，这种限压阀实际上起了卸荷阀的作用。例如，挖掘机铲斗液压缸和斗杆液压缸配合进行挖掘时，动臂必然受力，为了维持正常工作，动臂液压缸虽然处于“不工作状态”，但必须具有足够大的闭锁力来抵抗拉伸或压缩，这种闭锁压力有时大大超过系统的最大工作压力而使元件损坏，因此在液压缸的进、出油路

35、上各装有限压阀，当闭锁压力大于限压阀调定值时，阀2或3打开，向油箱回油。从理论上讲，这种限压阀的调定压力，可以与液压系统的压力无关，而且调定压力愈高，闭锁力愈大，对机械作业有利，但是，过高的调定压力影响液压元件的强度和液压管路的安全，一般情况下，高压系统限压阀的调定压力不超过系统压力的25，中高压系统的限压阀调定压力可以调高25以上。每个工作液压缸和换向阀之间装有压力为30MPa的限压补油阀，保证了闭锁压力，以及液压缸出现负压时能够从回油回路进行补油，防止产生吸空现象。动臂液压缸的大腔回路还装有单向节流阀25，防止动臂超速下降。4、卸荷回路卸荷回路是挖掘机各个机构不工作时，使液压泵尽可能以最低

36、功率消耗进行空转，而不是溢流回油。常采用液压泵以最低压力进行空转的卸荷方式。根据回路组合形式，有换向阀中位卸荷和穿越换向阀卸荷两种方式。在换向阀中位卸荷回路中，采用M型或MP型三位四通换向阀， 这种换向阀中位时，进油口和回油口接通，工作油经过各阀以后，以最低压力返回油箱。中位卸荷常用于挖掘机高压串联系统，其特点是结构简单，但若流量很大，换向阀受到冲击较大，操纵不稳。在穿越换向阀卸荷回路中，采用有过油通路的三位六通阀，阀在工作位置时，过油通路切断；阀在中位时，工作油以最低压力顺次通过各换向阀的过油通路而卸荷。常用于中高压和高压并联系统，工作可靠，操纵平稳。5、缓冲、补油、制动、限速回路单斗液压挖

37、掘机满斗回转时，由于上车转动惯量很大，在起动、制动和突然换向时，引起很大的液压冲击，尤其是回转过程中遇到障碍突然停车，液压冲击极大，使整个系统和元件产生振动和噪音，甚至引起破坏。所以在挖掘机回转机构的回路上通常设有缓冲阀。回转机构的缓冲回路就是利用缓冲阀使液压马达高压腔的油液超过一定压力时获得出路，消除液压冲击。缓冲限压阀的调定压力取决于所需制动力矩，通常低于系统最高工作压力。履带式液压挖掘机下坡行驶时，因自重加速，可能导致超速溜坡事故，发生危险。此时，行走马达超速运转，发生吸空现象，甚至损坏。因此，履带行走装置必须考虑行走液压马达的限速和补油，使马达转速控制在安全容许范围以内。回转回路中的缓

38、冲限压阀，实际上还起了制动作用，只要油路压力低于限压阀调定压力，马达即被制动，其最大制动力矩由限压阀决定。先导阀24操纵行走马达12、16。行走马达和回转马达都装有液压制动阀13、15和18，它们具有闭锁、限速、制动和补油等多种功能。当换向阀组10中相应的换向阀中位时，制动阀的两条回路与回油回路相通，作用在制动阀杆两端的压力平衡，阀杆也处于中位(即图示位置)，液压马达的两腔被封死，起制动和闭锁作用。当换向阀组10中的相应换向阀在工作位置时，制动阀的一条回路接通高压油路，压力油通过节流孔推动阀杆右移(或左移)，使液压马达的一腔与高压回路相通，另一腔回油，马达运转。挖掘机下坡行驶时若发生溜坡现象，

39、行走马达超速运转，进油不及时，进油回路压力大大降低，作用在制动阀杆一端的压力也大大降低，在回位弹簧作用下阀杆向中位移动，使回油通过发生节流，从而限制马达转速，起到了限速作用。液压马达一腔产生负压时回油在背压阀作用下，推开制动阀中位时的单向阀向该腔补油，使液压马达在任何情况下都不会发生吸空现象。6、合流油泵输出的压力油分两路进入由8个三位六通阀组成的双向对流式阀组10，形成顺序单动和并联结合的主油路。 先导阀22、23操纵挖掘机的作业执行元件的动作，扳动先导阀时控制油液推动相应的换向阀离开中位，使压力油进人工作液压缸19、20、21或回转马达17。3个工作液压缸都能实现阀外自动合流，其中斗杆液压

40、缸20的大小腔均可双泵合流，而动臂液压缸19和铲斗液压缸21只有大腔合流进油，合流的过程由两位阀11自动调节。7、辅助回路系统空载时油液经换向阀组10、散热器9和滤油器7返回油箱。若系统压力超过25MPa，压力油经安全溢流阀流回油箱。 系统主回路中装有0.71.0MPa的回油背压阀。背压阀之前引出一条预热回路对行走马达进行预热，以防“热冲击”咬伤配油轴和转子。 油箱上的油温指示器在油温超过60时打开电磁开关，齿轮泵通过阀组5由齿轮马达6带动风扇8转动，对液压油进行强制冷却。3.3.5 液压系统的设计液压系统设计的主要内容是系统设计和液压元件选择。液压系统的合理设计，要满足机械传动要求、并考虑动

41、作配合和运动速度，力求效率高，液压元件容易制造或购置。此外，还要保证工作安全可靠，操作简便，造价低廉和便于检修。因此，必须充分了解所设计挖掘机的工作条件、负荷大小与变化、动作特性、元件配套和“三化”（标准化、系列化、通用化）要求等。液压系统的设计步骤是：1) 工况分析和负荷确定 包括各机构和装置的运动分析，外负荷、运动速度和功率消耗的确定。 2) 系统主参数的确定 确定系统工作压力、流量和液压功率。3) 液压系统方案拟定 包括液压泵和执行元件的类型和数量的确定，主回路的设计，主回路型式和基本回路的设计，用系统简图表示所拟方案。4) 液压元件的选择 包括液压泵、执行元件、阀和其他辅助装置的选择计

42、算和型式确定。5) 液压系统验算 验算系统压力损失，热量计算和温升，液压冲击等。6) 绘制液压系统图和装配图。上述步骤在实际设计过程中，要按照具体情况，调整先后顾序或穿插进行。一、工况分析和负荷确定工况分析是系统设计的依据，理想的情况是进行工况分析时能绘出挖掘机一个工作循环中总负荷和功率变化的分析图表。但是由于工作多变，绘制这样的图表往往很困难，所以一般只能分析工作循环过程中的最大负荷点或最大功率点，以这些点上的峰值作为系统设计的依据。图3.3-9液压挖掘机液压泵负荷图a) 泵I压力变化； b) 泵压力变化1-平均负荷 2-实际负荷 I-挖掘 -转斗 -正转 IV一提臂 -卸载 -回返 -降臂

43、根据已有挖掘机的作业实测结果，液压泵和发动机的负荷变化十分频繁，系统设计的初始阶段是无法探讨其变化规律的。图3.3-9所示是双泵双回路挖掘机的液压泵实测负荷图。该机为总功率变量系统，动臂和斗杆可以分流或合流，实测结果可见，当图中a、b叠加时，挖掘机在挖掘阶段(即“I十I”)和提臂与正转复合阶段(即“十IV”)，负荷较大，可以根据这两个工况来确定系统的总流量和发动机、液压泵的功率，以保证整机正常工作和生产率的要求。但是，也有一些挖掘机当爬坡和原地转弯时负荷较大，此时，系统功率和流量要权衡主机性能和经济合理性等因素加以确定。因此，在系统设计阶段，要根据工况分析，求出负荷峰值(或接近峰值)，作为设计

44、依据，也可以参考现有类似挖掘机的实测典型负荷图，进行分析比较，确定负荷情况。液压缸和液压马达也要根据外负荷作相应的负荷循环图。二、系统主参数的确定系统工作压力、流量、以及系统功率是液压系统的主参数。在系统设计中，往往是先选定工作压力，然后根据各执行元件的运动速度，来确定流量。系统工作压力要根据技术要求、经济效果和制造可能性等三方面来确定。在外负荷已定情况下，系统压力选得愈高，各液压元件的几何尺寸就越小，可以获得比较紧凑的结构，对大型挖掘机来说，更为重要，所以，一般应尽可能选取较高的工作压力。但是，压力的选择还要考虑制造、装配、密封、维修等因素，压力太高，密封要求也高、制造维修困难，增大了液压振

45、动与冲击，影响了元件寿命和可靠性，此外，压力增高太多，元件与管道的壁厚相应增加，尺寸与重量的减少率将愈来愈小。初选工作压力以后，可以选择元件，并推算元件所需流量，将同时工作的元件的流量相加，并取各相加数中最大值，就是系统流量。流量和液压功率的计算方法如下：确定压力与流量，应该选用国家规定系列标准值。我国定有“流体传动系统及元件公称压力系列”(GB/T 2346-2003)，适用于液压挖掘机的公称压力系列值有： 10、12.5、16、20、25、32、40MPa；“液压泵与马达公称排量系列”（GB/T 2347-1980），适用于液压挖掘机的流量值有：32、40、50、63、80、100、125

46、、160、200、250、320、100、500L/min。三、系统方案的拟定系统方案的拟定包括：初步确定主要液压元件的类型，并把这些元件按照工作要求组合起来。1、确定元件类型元件的选择取决于主机性能要求，要选用批量生产的标准产品，重视“三化”。1) 液压泵液压泵的选择要根据主机的性能和功率，为了充分利用系统功率，尤其是大、中型挖掘机，要选用恒功率调节的变量泵。所选液压泵的额定压力宜比系统工作压力高25以上，使液压泵有一定的压力储备。2) 执行元件根据机构或装置的运动形式选择执行元件，直线往复运动用液压缸，回转运动用液压马达，还要根据主机功率和外负荷大小来确定执行元件的台数。中小型机常选用一台

47、，大型机则选用多台，若用两台以上执行元件，要考虑同步问题。2、拟定主回路包括确定循环形式，基本回路和调速方式。一般是按照主机负荷和运动速度，参考同类型液压系统加以拟定1) 回路循环形式分开式和闭式等种，开式系统是液压挖掘机的基本循环形式，闭式系统能实现功率反馈，系统效率较高，也有用于回转机构的。2) 基本回路 基本回路要满足机构或装置的技术性能要求，有速度控制、压力控制和方向控制等三种基本形式，起着调速、限压、卸荷、缓冲、制动、锁紧等作用。基本回路的组合，要注意避免组合以后的互相干扰。3) 调速方式容积调速和节流调速均有采用。容积调速具有效率高、调速范围大、温升小等优点，大多采用变量泵与液压缸

48、、液压马达的组合，适用于主机对力和力矩的要求高于对运动速度的要求这一特点。节流调速采用节流阀、调速阀来调节流量，由于效率低、温升大，除了辅助部分以外，挖掘机上很少采用。为了保征主机工作安全，整个液压系统必须装有安全溢流阀，各执行元件大多装有限压阀。四、系统初步计算和液压元件的选择初步计算的目的在于确定元件参数，进行元件选择，并对各种方案的技术经济指标进行比较。1、液压缸的有效作用面积(cm2)根据系统工作压力和外负荷决定。 式中F外负荷(N)p系统工作压力(MPa)p0液压缸回油腔的背压(MPa) j液压缸的机械效率，可取0.90.95根据活塞移动速度v(m/min)，液压缸的流量Q是：(L/

49、min)式中 v活塞移动速度v(m/min) A液压缸的有效作用面积(cm2)v 液压缸的容积效率。液压挖掘机的工作液压缸没有定型产品，一般要根据上述参数进行设计。2、液压马达液压马达的理论排量q(ml/r)根据下式决定： 式中 M液压马达输出扭矩(NM)； p液压马达进出口油腔的压力差（Mpa）； j液压马达机械效率（齿轮式和柱塞式可取0.90.95；叶片式可取0.850.9）液压马达的实际流量：式中 nmax液压马达最高转速（r/min） v液压马达的容积效率。根据上述参数尽量选用批量生产的产品。3、液压泵液压泵的工作压力pp(MPa)要大于执行元件的最大工作压力p1(Mpa)，即：式中p

50、1从液压泵到执行元件的管路压力损失（Mpa），初算时可取：节流调速简单管路0.20.5Mpa，调速阀调速复杂管路0.51.5Mpa。液压泵的流量Qp(L/min)要大于该泵同时驱动若干执行元件所需总流量Q(L/min)：Qp=K(Q)式中 K系统渗漏系数，取1.11.3。影响液压泵选型的因素很多，除了上述压力与流量以外，还要考虑工作条件、系统型式、调速方式等。4、液压功率和发动机功率液压泵或泵组的液压功率是： Pp液压泵的最大工作压力（Mpa）；Qp液压泵的最大流量（L/min）；液压泵的总效率，柱塞泵取0.850.91；齿轮泵取0.750.85；R变量系数，定量泵取R=1，变量泵取R=2。单

51、斗液压挖掘机用柴油机驱动，柴油机的功率必须能够充分满足主机工作过程中的动力需要。中小型机以反铲为基本装置，所以功率计算以反铲为依据，大型机以正铲为主，应按正铲挖掘工况进行动力装置选择。发动机功率根据系统方案确定，若是变量系统，由于液压泵经常在满载或甚至在超载情况下工作，功率利用系数比较高，据统计可达85以上，为了保证功率储备，延长液压泵和发动机的使用寿命，并考虑到辅助液压泵、操纵系统、冷却装置等辅助设备的动力消耗，发动机功率可取为：N=(1.01.3)Ny式中 Ny液压功率。初步估算时，发动机功率可取：N=74q KW （变量系统）式中 q液压挖掘机的标准斗容量(m3)5、液压阀根据系统的工作

52、压力和通过该阀的最大流量来选择标准阀类或设计专用阀。选择安全溢流阀时，要按液压泵的最大流量；节流阀和调速阀要考虑最小稳定流量，其他阀类按照 接入回路的最大流量选取。所选液压阀允许通过的最大流量不应超过公称流量的120140%，若超过太大，则能量损失大，引起发热、振动和噪音，使阀的性能变坏； 太小，则系统结构庞大，很不经济。6、辅助元件 包括油管、管接头、油箱、滤油器、冷却装置和密封件的选择。 五、液压系统的验算 初步拟定液压系统和选定液压元件以后，为了判断设计质量，往往要验算系统的管路压力损失、发热温升和液压冲击等性能指标。1、压力损失 据统计，中小型液压挖掘机的压力损失在0.83MPa之间，

53、个别的高达4MPa，流量损失为总流量的520。 压力损失包括沿程损失和局部损失两部分。沿程损失是油液沿等截面直管流动时，由于管壁摩擦而造成的压力损失，通常按快速工况，根据相应的公式或图表进行计算。液压挖掘机的快速工况往往是空载运动，而且等截面直管数量很少，所以沿程损失是比较小的。局部损失是油液流经各液压元件、截面变化和弯管等处的压力损失，高压阀类的压力损失在0.40.5MPa左右，多片阀组，每片压力损失应小于0.2kPa，单向阀应小于0.5MPa，调速阀小于1MPa。在液压挖掘机中，局部损失是主要损失，必须加以重视。液压系统的设计，应该尽量避免不必要的管路弯曲和节流，避免管径突变，减少管接头，

54、采用元件集成化以减少局部损失。2、发热和温升挖掘机液压油温升太高，使油的质量变坏，影响元件寿命和系统效率，一般情况下，若挖掘机的正常工作油温是4050，则最高允许油温是7085。温升不要超过3545。系统的发热由泵和执行元件功率损失、溢流节流损失和阀及管道压力损失等引起，验算时可按下式粗略地计算：泵和执行元件功率损失引起的热量 式中 Ny液压功率 KW t液压泵效率，取t=0.80.85溢流损失引起的热量 式中 pe溢流阀的调定压力(MPa)Qe溢流流量(L/min)阀的压力损失引起的热量 式中 p阀的压力损失(MPa)Q阀的流量(L/min)总的发热量是Qh=Qh1+Qh2+Qh3系统靠管道

55、和油箱散热，若温升超过了许可值，要采取冷却措施。由于管道的发热与散热基本平衡，因此；通常只要计算油箱的散热，油箱散热量是：Qu=At (W)式中散热系数（W/m2K），风冷取23，循环水冷取110174；A油箱散热表面积（m2）；t油箱和油箱外表面的温差（）3、液压冲击液压冲击因油液和运动机构的惯性引起，影响元件寿命和系统安全。由于影响因素太多，难于精确计算。在挖掘机液压系统中常用下列措施来减小液压冲击：1) 保证工作时间不延长的原则下，尽量避免突然换向，可通过先导阀的控制来缓和主阀阀杆的换向速度。还可采用带阻尼结构的滑阀。2)在阀芯棱边上开切口或做出锥度斜面，以减慢滑阀完全关闭之前的油液速度

56、。3 )在液压缸或液压马达进出口设置小型安全阀或限压阀，其调定压力可以是系统压力的110125%，对液压元件起保护作用。4) 适当加大管径，缩短管道长度，避免不必要的弯曲。六、绘制液压系统图和装配图系统方案和元件选型确定以后，绘制液压系统图，图中应标明：系统布置，液压泵和主要元件的主要技术规格，管路规格等，各个元件按照不工作位置标出，绘图时尽可能使元件的方向和位置与实际装配时一致。装配图包括液压泵装置装配图，操纵机构装配图，管路布置图和总装配图。设计装配图要认真考虑安装、使用、调整、检修的方便，力求位置紧凑、管路短、转弯少，互相联系的液压元件尽可能放在一起，重视散热问题，此外，还要注意减振和消音。【例】例：小型履带式液压挖掘机的主要参数如下：机械总重 G=10t行走速度 v1=02km/h回转速度 n=010r/min动臂液压缸推力 F1=250KN斗杆液压缸推力 F2=250KN铲斗液压缸推力 F3=180KN根据不同形式的液压泵和压力进行初步计算和比较。中间步骤略计算结