压缩式垃圾车液压系统设计

1、压缩式垃圾车液压系统设计1绪论1.1 压缩式垃圾车的背景介绍及研究意义我国早期城市收集街道、物业小区等地方的垃圾主耍是靠人工手推车和普通垃圾运 输车。此种垃圾运输方式存在一定弊端：一是手推车等落后的运输方式工作效率低又与 现代化城市极不相称，二是在运输过程屮易产生二次污染。因此，这种垃圾收运方式已 经落后。早在20世纪80年代中期，我国在引进国外技术基础上开发出后装压缩式垃圾车。 由于这种垃圾车较其他运输车辆具有垃圾压缩比高、装载量大、密闭运输、消除了垃圾 运输过程中的二次污染等优势，而得到快速发展，市场不断扩大，种类和型号逐渐丰富, 成为现代城市垃圾收集、清运的重要的专业化运输与作业车辆。压

2、缩式垃圾车由密封式垃圾厢、液压系统和操作系统组成。整车为全密封型，自行 压缩、自行倾倒、压缩过程中的污水全部进入污水厢，较为彻底的解决了垃圾运输过程 中的二次污染问题，关键部位采用优质的部件，具有压力大、密封性好、操作方便、安 全等优点。按照垃圾装载机构的设置部位，垃圾车可分为前装式、侧装式和后装式；按垃圾装 载后的状态，垃圾车又可分为压缩式和非压缩式两种。后装式压缩垃圾车又称为压缩式 垃圾车，它是收集、中转清运垃圾，避免二次污染的新型环卫车辆，在国外使用最为广 泛。利用后装装置与垃圾桶或垃圾斗对接，一起组合成流动垃圾中转站，实现一车多用、 垃圾无污染以及收集清运。有效地防止了收集、运输过程中

3、垃圾的散落、飞扬造成的污 染。提高劳动效率，减轻劳动强度，是一种新型理想的环卫专用车。压缩式垃圾车借助 机、电、液联合自动控制系统、plc控制系统及手动操作系统。通过车厢、填装器和推 板的专用装置，实现垃圾倒入、压碎或压扁、强力装填，把垃圾挤入车厢并压实以及垃 圾推卸的工作过程。压缩式垃圾车垃圾收集方式简便、高效：压缩比高、装载量大：压 缩式垃圾车作业自动化；动力性、环保性好；压缩式垃圾车上装制作部分大部分采用冲 压成型零部件，重量轻，整车利用效率高；具有自动反复压缩以及蠕动压缩功能；压缩式垃圾车垃圾压实程度、垃圾收集、卸料装车和垃圾站a地等方面均优于其他类型垃圾 压缩站成套设备。b前国内使用

4、较多的是侧装非压缩式垃圾车，但是，随着垃圾中塑料、纸张等低比 重物含量的增加，非压缩的装载方式己显得不经济，一些城市开始使用后装压缩式垃圾 车，而且己呈不断上升趋势，有关主管部门也将后装压缩式垃圾车列为今后城市垃圾车 发展的方向。1.2国内外研究状况和研究成果国内后装式压缩垃圾车液压系统的控制大多数采用手动和遥控器操作，存在劳动强 度大，工作效率底，性价比低，而且容易发生因误操作而导致的垃圾车部件损坏和人身 事故等缺点。随着新技术的快速发展，我国已研发出由液压系统及plc控制系统控制 的压缩式垃圾车，该系统由汽车取力器带动的齿轮油泵为液压动力源，进料、卸料均采 用液压控制，具有厢体密封性能好，

5、不外漏垃圾和污水，没有二次污染的特点。此压缩 式垃圾车的设计有助于提高我国垃圾车的自动化水平。国内，儿乎所有的压缩式垃圾车都是采用定型的载货汽车底盘进行改装，如东风牌、 解放牌底盘等。国外，超过90%的垃圾车也是使用传统柴油引擎驱动的定型卡车底盘改 装的。车厢设计为框架式钢结构，顶板和左右侧板均用槽钢型加强筋加强。采用液压系 统助力的装卸机构，双向循环压缩。一般具有手动和自动两个操作系统，并采用液压锁 定密封技术，保证操作安全和避免装运垃圾过程中漏水。有的还装有后监视器，油门加 速器等。此种压缩式垃圾车通过液压系统和操作控制系统来完成整个垃圾的压缩和装卸过 程，其液压系统及操作系统必然对垃圾车

6、的安全性、可靠性和方便性带來影响。因此， 改进和完善液压系统及控制系统是设计人员比较关心的问题。同时，采用plc控制的 压缩式垃圾车是目前我国垃圾车实现自动化控制的一个主要途径。在同类产品中，德国faun公司生产的压缩式垃圾车采用双向压缩技术。卸料推板 推出后并不收回，而是依靠垃圾装填过程中的推力将其压回；同时在推板汕缸上设一背 压，这样垃圾在开始装填过程屮就得到/初步压缩。随着垃圾的不断装入，垃圾逐渐地 高密度地、均匀地被压实在车厢中直至装满车厢，这就解决了以前开发的垃圾车在压缩 时中部压得较实而前端垃圾较松散的问题。后装压缩式垃圾车集自动装填与压缩、密封运输和自卸为一体，克服了摆臂式、侧

7、装式等型式的垃圾车容量小、可压缩性差和容易产生飘、洒、撒、漏二次污染的缺点， 自动化程度高，提高了垃圾运载能力，降低了运输成本，是收集、运输城市生活垃圾的 理想工具，是垃圾车的发展趋势。然而我国对于后装压缩式垃圾车的核心部件装填机构 的研究较少，产品设计主耍是采用经验取值或测绘的方法，在很大程度上限制了产品整 体设计水平的提高。后装压缩式垃圾车结构如图1.1所示。1.3压缩式垃圾车的液压系统介绍一般压缩式垃圾车中液压系统的工作压力设定为16mpa。为保证系统工作可靠，增 加丫单向节流阀和单作用平衡阀等安全控制装置。部分阀块可采用模块化集成设计以简 化连接管路。根据操纵形式不同可选择手动控制或电

8、动控制。后装压缩式垃圾车液压原 理图如图1.2所示。压缩式垃圾车的装填机构工作原理：在液压系统的作用下，通过电控气动多路换向 阀的换向，实现滑板的升降和刮板的旋转，控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载箱 装填斗的垃圾通过装填机构的扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达到预 定压力吋，由于推板汕缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动，使 垃圾被均匀地压缩。举升缸采用单作用平衡阀控制填塞器的举升，推铲缸采用单向节流 阀来进行流量控制。液压系统中核心元件采用的是电控气动多路换向阀（原理如图1.3所示），是用在工 程机械屮的普通多路换向阀的基础上改进而成的，与传统的油路块集装式电

9、磁阀相比，具有耐颠簸、密封性好以及占地空间小等特点。并且，本电磁多路换向阀加大了中位的 卸荷通道，减少丫系统的发热。此外该液压系统还具有以下特点：（a）为了避免油管意外 爆破的隐患，提升垃圾斗汕缸设置了液压锁，提高了安全性；举升油缸加长了行程, 用来开关填料器与车箱体之间的锁钩，从而使得填料器在降下之后被自动锁紧：（c）为 了实现推板边夹边退的功能，利用液压小孔节流原理，使推板油缸产生反向压力，而反 向压力由滑板油路来控制，因此不影响推板油缸的自由进退；（d）考虑到压缩式垃圾车 工作的间歇性，减小了液压油箱体积，常规油箱是油泵流量的10倍，本油箱减少了一 半，减少了艽液压汕的用量。操作控制系统

10、是压缩式垃圾车用来完成垃圾的装卸、压缩以及收运的关键。系统中 采用压力继电器来检测各个动作的位置，并控制动作的衔接。采用电动控制系统操作简 单，易于实现集成化设计，缺点是电动控制操作采用的是电控气动多路换向阀，价格较 闻，需要防水。刮板缸图1.2后装压缩式垃圾车液压原理图0前，压缩式垃圾车主要适用于我国城镇散装、袋装垃圾的集中收集和运输。采用 plc技术应用于压缩式垃圾车的改造，可有效实现整个垃圾装卸过程的自动化，也是提高工作效率、降低成木、减轻工人劳动强度和安全操作的有效途径之一。大力发展压缩 式垃圾车将是今后城市环境卫生业的必然趋势。(b)(c)1 一换向阀；2, 3溢流阀；4一单向阀；5

11、连接螺栓图1.3多路换向阀结构原理图2液压系统的主要设计参数液压缸的工况参数见表2.1表2.1各液压缸的工况参数液压缸名称升降速度（mm/s）行程（mm）启、制动时间（s）滑板缸12010001刮板缸12010001举升缸15012001推铲缸20020001滑板重150kg刮板重200kg推铲重300kg可载垃圾质量3000kg厢体容积8ms填料槽容积0.8m3300kg16mpa填料槽可装垃圾质量 液压系统工作压力3制定系统方案和拟定液压原理3.1液压系统的组成及设计要求液压传动是借助于密封容器内液体的加压来传递能量或动力的。一个完整的液压系 统由能源装置、执行装置、控制调节装置及辅助装置

12、四个部分组成。在木设计系统中， 采用液压泵作为系统的能源装置，将机械能转化为液体压力能；采用液压缸作为执行装 置，将液体压力能转化为机械能。在它们之间通过管道以及附件进行能量传递；通过各 种阀作为控制调节装置进行流量的大小和方內控制。通常液压系统的一般要求是：1）保证工作部件所需要的动力；2）实现工作部件所需要的运动，工作循环要保证运动的平稳性和精确性；3）要求传动效率高，工作液体温升低；4）结构简单紧凑，工作安全可靠，操作容易，维修方便等。同时，在满足工作性能的前提下，应力求简单、经济及满足环保要求。液压油是液压传动系统中传递能量和信号的工作介质，同时兼有润滑、冲洗污染物 质、冷却与防锈作用

13、。液压系统运转的可靠性、准确性和灵活性，在很大程度上取决于 工作介质的选择与使用是否合理。由于本系统是普通的传动系统，对油液的要求不是很 高，因此选用普通矿物油型液压油。本液压系统通过对负载力和流量的初步估算，初步定为中等压系统，即为p=16mpa。3.2制定系统方案在液压系统的作用下，通过电控气动多路换向阀的换向，实现滑板的升降和刮板的 旋转，控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载箱装填斗的垃圾通过装填机构的扫刮， 压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达到预定压力时，由于推板缸存在有背压， 液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动，使垃圾被均匀地压缩。举升缸采用单作用 平衡阀控制填塞器的举升。

14、推铲缸采用单向节流阀来进行流量控制。液压系统中核心元件采用的是电控气动多路换向阀，是用在工程机械中的普通多路 换向阀的基础上改进而成的，与传统的油路块集装式电磁阀相比，具有耐颠簸、密封性好以及占地空间小等特点。3.3拟定液压系统原理图通过上述对执行机构、基木回路的设计，将它们有机的结合起来，再加上一些辅助 元件，便构成了设计的液压原理图。见图3.1图3.1液压系统原理图此外，由于系统有很多电磁铁的使用，电磁铁工作顺序表如下表3.1。表3.1电磁铁顺序动作表dt1dt2dt3dt4dt5dt6dt7dt8dt9dt10滑板缸升起+刮板抬起+滑板落下+刮板收紧+滑板刮板急停+填塞器举起+填塞器s位

15、+推卸垃圾+推铲复位+4液压缸的受力分析及选择4.1滑板缸的受力分析及选择1.活塞伸出吋，受力分析如图4.1 一4.2总重力gi = g 利+g f （m= （200+150）x10 = 3500n式中：gjij刮板的熏力（n）;g*滑板的重力（n）。滑块与导轨之间的摩擦力f|fi = ggicos45 = 0.1><3500xcos45' = 247.5n 式中：一滑块与导轨之间的摩擦力（n）;一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取p = 0.1）。活塞惯性加速度 an =0勺_0=0 12%活塞伸出吋的惯性力fnfn = （m 刮+m 術）an = （200+150）x

16、0.12 = 42n则活塞仲出时，作用在活塞上的合力fi= gisin454 + fi+f,i = 3500xsin454 +247.5+42 = 2764n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为f, = （p：a： -p2a2） kp： d2-p2 -d2-d2）nm式中：液压缸的机械效率（由文献1,表37.76,取 = 0.9）。ji取回油压力p2 = 0 ,则f=p,-d2rm所以，16x10° x/rxo.94x27642gicos45°图4.1滑板缸活塞伸出时的受力分析/v戶：p2图4.2滑板缸活塞伸出时的工况分析2.活塞缩回吋，受力分析如图4.3 4.4总

17、重力gi = g刮+g柑+ g垃=（m别+m嫩+m垃）尺=(200+150+300)x10 = 6500n 滑块与导轨之间的摩擦力f/为fi =(igi cos45 = 0.1x6500><cos45 = 460n 活塞缩冋吋的惯性力fn为fn = (m 利+m 咐+ m 垃)an = (200+150+300) ><0.12 = 78n 则活塞缩回时，作用在活塞上的合力f/为f/ =gi，sin454 + fn，-fi，= 6500xsin45e +78-460 = 4214n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为jtji取回油压力p2=o,则f, = p-(d

18、2-d2)nm ,所以4e4x4214216x106x/tx0.9+ d2= vl.86xlo_4+6/2q/2/pl/图4.3滑板缸活塞缩回时的受力分析图4.4滑板缸活塞缩回时的工况分析当液压缸的工作压力p7mpa吋，活塞杆直径d = 0.7d,因此，可得d= 19.1mm。比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者d= 19.1mm。选取标准液压缸：uy系列液压 缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）uy40/28，具体参数见表4.1。表 4.1 uy40/28 参数缸径杆径推力拉力最大行程(p40mm(p28mm20.11kn10.26kn12000mm4.2刮板缸的受力分析及选择1. 活塞伸出吋

19、，受力分析如图4.5 4.6总重力g2 = g gij = m sijg = 200x10 = 2000n式中：g&刮板的重力（n）。滑块与导轨之间的摩擦力f2f2=（xg2cos45c = 0.1x2000><cos45 = 141.4n式中：f2滑块与导轨之间的摩擦力（n）;一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取p = 0.1）。活塞惯性加速度al2 =0三-0 = 0.12/2活塞伸出时的惯性力fi2为fi2= m ai2 = 200x0.12 = 24n则活塞伸出时，作用在活塞上的合力f2*f2= g2sin45 + fl2-f2=2000xsin45 +24- 1

20、41.4=1297n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为,、ji 0jl >>0f2 = （p：a： -p2a2） nw=p,-d2-p2-（d2-，）k 式中：nw液压缸的机械效率（由文献1,表37.76,取1=0.9）。取回油压力p2=0则 f2=pdx4f24x129716xl06 xx0.91.6 mm所以，dgs图4.5刮板缸活塞伸出时的受力分析图4.6刮板缸活塞伸出时的工况分析2. 活塞缩回时，受力分析如图4.7-4.8总重力g2= g 利+ g 垃=(m 利+m 垃)g = (200+300)x10 = 5000n滑块与导轨之间的摩擦力f2为f2 =(ig2c

21、os45 = 0.1x5000><cos45 = 353.6n 活塞缩回时的惯性力fi2为f12 = (m 刮+ m fe)ai2 = (200+300)x0.12 = 60n 垃圾与厢壁之间的摩擦力£为f 垃圾=|iig 垃cos45 = 0.32><3000xcos45 = 678.8n 式中：w垃圾与厢壁之间的摩擦因数(工程塑料与钢，取叫=0.32)。 则活塞缩回时，作用在活塞上的合力f2为f2 = g2 sin45 +fi2 +f'2 + f 垃圾=5000xsin45 +60+353.6+678.8 = 4628n由受力分析可列出作用在活塞上

22、的力的平衡方程为fcp.a.-p.a,)取回油压力p2=0则 f2' = p,(d2-6/2)nw 所以,4x462816x106x/tx0.9= v2.05x10_4+j2当液压缸的工作压力p7mpa时，活塞杆直径d = 0.7d。因此，可得d = 20mm。gs'图4.7刮板缸活塞缩回时的受力分析比较活塞仲出和缩回两种情况，取较大者d=20mm。选取标准液压缸：uy系列液 压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）uy40/28，具体参数见表4.1。4.3举升缸的受力分析及选择1.活塞伸出时，受力分析如图4.9一4.10。总重力g3=g 别+g *+2g 刮sr+2g r+g 臟

23、式中：刮板的重力（n）；g 一猾板的重力（n）;g刮缸一刮板缸的重力（n）；gm滑板缸的重力（n）o因为刮板缸和滑板缸都选取的是uy40/28，所以估算g = g腑=102n 式中：gm填料器的厢板重（n）,估算g臓=4150nog3= g别+g消+2g刮缸+2g柑缸+g厢板=2000+1500+4x102+4150 = 8058n滑块与导轨之间的摩擦力f3为=0.1x8058xcos75, = 208.6n式中：f3滑块与导轨之间的摩擦力（n）;ft滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取m = 0.1）。活塞惯性加速度al3 = 0j5-0 = 0 15,/2活塞伸出时的惯性力fi3为fb=

24、(m 刮+m 泔+4m 缸+mihi板)ai3=(200+150+4x10.2+415) x0.15 = 120.87n 则活塞仲出时，作用在活塞上的合力f3*f3 = g3sin75 + f!; + g=8058xsin75e +120.87+208.6 = 8113n 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为f3=（p,a,-p2a2） nw=p,z）2-p2（z）2-6/2）k式中：nw液压缸的机械效率（由文献1,表37.76,取人,=0.9）。 取回油压力p2=0,贝lj f3=pd2rm16xl06 xx0.9图4.9举升缸活塞伸出时的受力分析4x8113"i-19mm

25、图4.10举升缸活塞伸出时的工况分析2.活塞缩回时，受力分析如图4.11 一4.12总重力g3 = g别+g +4g液压m+g臟=2000+1500+4x102+4150 = 8058n 式中：gjij刮板的重力（n）;g 一滑板的重力（n）;g液赡一刮板缸和滑板缸的总重力（n）；因为刮板缸和滑板缸都选取的是uy40/28，所以估算g細，=102n 式中：g»填料器的厢板重（n）。 估算g» = 4150n 滑块与导轨之间的摩擦力f3为f3 = 11g3 cos75 = 0.1 x8058><cos75 = 208.6n 式中：f3一滑块与导轨之间的摩擦力（n）

26、；一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取p = 0.1）。活塞缩冋吋的惯性力fi3为fn = （m 刮+m +4m 缸+m w板）祀3=（200+150+4x10.2+415） x 0.15 = 120.87n 则活塞缩回时，作用在活塞上的合力f/为f3 = g3 sin75 +f13 f?=8058xsin75' +120.87 208.6 = 7696n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为r =(p.a.-p2a,)jijihiti4f3+ j24x7696216x106xx0.9= a/3.40x10-4+j2当液压缸的工作压力p7mpa时，活塞杆直径d = 0.7d。因

27、此，可得d25.8mmo比较活塞仲出和缩回两种情况，取较大者d = 25.8mm。选取标淮液压缸：uy系列液压取回油压力p2=0，贝ij =p-d2-d2）rm所以,缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）uy40/28,具体参数见表4.1。q/s/pl图4.12举升缸活塞缩回时的工况分析4.4推铲缸的受力分析及选择1. 推铲伸出时，受力分析如图4.13 4.14 垃圾与厢体间的摩擦力为f 垃圾=mig 1立=0.32x30000 = 9600n式中：一垃圾与厢体之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取（ = 0.32）。 推铲与厢体间的摩擦力fw为f 推沪=）ig 推扔=0.1 ><3000

28、= 300n 式中：推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取p = 0.1）。推铲的惯性加速度/4= 0.2 /2推铲伸出时的惯性力fi4为fi4= （m推伊+m泣圾）ai4=（300+3000） x0.2 = 660n 则推铲仲出时，作用在活塞上的合力f4为f4= f 垃圾+ f 嫌+ f,4=9600+300+660=10560n 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为f4=（p,a1-p2a2）nw=pd2-p2（/）2-j2）k式中：nw液压缸的机械效率(由文献1，表37.76,取久,=0.9)。ji取回油压力p2=o,贝|j f4 =p,-d2nm所以，d= i 仆4 = p 4x

29、10560 二=30.6卯 rm v 16x10 x7tx0.9图4.14推铲缸活塞伸出时的工况分析图4.13推铲缸活塞伸出时的受力分析2. 推铲缩回时，受力分析如图4.154.16推铲与厢体间的摩擦力为f 推於=pg 推於=0.1 x3000 = 300n式屮：一推铲与厢体之间的摩擦因数(钢与钢，取p = 0.1)。 推铲伸出时的惯性力fi4为fm = m 酸 a!4= 300x0.2 = 60n则推铲伸出时，作用在活塞上的合力f4*f4 = f 推沪+ fi4= 300+60 = 360n由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为f；=(p,a2-p2a,) nw=p(d2-,/2)-p

30、2d2nw取回油压力p2 = o，贝ijf； =p1(p2-j2)nw ,所以可得卜式ml4x36016x106xx0.9 al8xl0-5+d2+ cl2当液压缸的工作压力p>7mpa时，活塞杆直径d=0.7d。因此，可得d=7.9mm比较活塞伸出和缩in两者情况，取较大者d=30.6mtn，选取 标准液压缸：uy系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）uy40/28，具体参 数见表4.1。图4.16推铲缸活塞缩回时的受力分析图4.15推铲缸活塞缩回时的受力分析5液压缸的负载循环图和运动循环图5.2刮板缸的负载循环图和运动循环图图5.3举升缸的负载循环图和运动循环图v mm.图5.4

31、推铲缸的负载循环图和运动循环图6液压栗的选用(6.1)在设计液压系统吋，应根据液压系统设备的工作情况和其所需要的压力、流量和工 作稳定性等来确定泵的类型和a体规格。泵的流量由执行机构的最大流量决定，即 max nnax max /v式屮：vmax活塞最大速度（m/s）;q,nax一液压缸的最大流量（l/min）；amax最大有效面积（m3）;容积效率（当选用弹性体密封圈时，nvdo由于所有的液压缸均采用uy40/28,则液压缸的最大而积为maxm)2ttxo.042 _4_= 1.26x103 m2因此，由式（6.1）得=2x0j5xl26x10 = 3.78xl0_4m3/5 = 22.68

32、l/ min1式中：7胃一举升缸的流量（l/min）。液压泵的供给流量为qp = kqmax =1.2x 22.68 = 27.2161/ min式中：k一泄漏系数，k=1.2。由参考文献7，表2.135，选用jb系列径向柱塞泵。参数见表6.1 表6.1 1jb30液压泵的性能参数公称排量额定压力最高压力最高转速输入功率容积效率29.4ml/r 32mpa35mpa 1000r/min15.4kw95%7电动机的选择根据工况，电动机的额定功率pcpz,且电动机额定转速与泵的额定转速必须配合。 电动机轴上负载所需功率为pz=kp=1.10xl5.4=16.94kw 式中：k一余量系数，k=1.1

33、0；pw液压泵所需要的输入功率（kw）。由参考文献1,附表40-1,选用y系列电动机，参数见表7.1。表7.1 y200l1 6电动机性能参数额定功率电流 转速 效率功率因数s大转矩18.5kw37.7a 980r/min 89.8%0.832.0nm8液压辅件的选择8.1液压油n46普通液压油yan46 (原牌号：30),参数见表8.1。表8.1 yan46液压油参数运动粘度(40°c) (mm2/s)粘度指数凝点(°c)抗磨性(n)密度(kg/m3)46>90<-108009008.2油箱焊接件，具体尺寸见第9章。8.3液位计ywz-150 承受压力：0.1

34、0.15mpa 温度范围：-20100°c8.4回油过滤器ylh型箱上回油滤油器ylh25x15,参数见表8.2。表8.2 ylh_25xl5回油滤油器参数通径(mm)流量(l/min)过滤精度(公称压力(mpa)最大压力损失(mpa)连接方式滤芯型号1525101.60.35螺纹hx25xl58.5空气过滤器ef系列空气过滤器ef340,参数见表8.3。表8.3 ef340空气过滤器参数加油流量l/min空气流量l/min油过滤面釈cm2油过滤精度(im空气过滤精度pn210.1701800.2798.6吸油过滤器ylx型箱上吸油过滤器ylx25x15,参数见表8.4。表8.4 y

35、lx25x15吸油过滤器参数通径mm公称流量l/min过滤精度gm允许最大压力损失mpa连接方式滤芯型号1525800.03螺纹x-x-25xl58.7液压泵jb系列径向柱塞泵1jb30，参数见表8.5。表8.5 1jb30径向柱塞泵参数公称排量ml/r额定压力mpa最高压力mpa最高转速r/min输入功率kw容积效率29.43235100015.495%8.8多路换向阀zfs系列多路换向阀zfs101,参数见表8.6。表8.6 zfs101多路换向阀参数通径mm额定流s l/min额定压力mpa1040168.9单向节流阀mk系列单向节流阀mk8g1.2,参数见表8.7。表8.7mk8g1.

36、2单向节流阀通径mm最高工作压力mpa流量调节范围l/min最小稳定流量l/min831.523028.10溢流阀直动式溢流阀dt-02-h-22,参数见表8.8。通径in最大工作压力mpa最大流量l/min调压范围mpa质量kg0.2521167.0 211.58.11单作用平衡阀fd系列单作用平衡阀fd6-a10,参数见表8.9。表8.9 fd6-a10单作用平衡阀参数通径额定流量调压范围控制压力开启压力质量mml/minmpampampakg6400.3-31.52-31.50.278.12并联多路换向阀组zfs系列多路换向阀zfs101,参数见表8.6|。8.13气缸普通气缸dnc-2

37、5-50，参数见表8.10。表8.10 dnc-25-50普通气缸参数活塞直径mm活塞杆直径mm推力n拉力n许川径向负载n扭矩nm5025483415350.858.14两位三通电磁气阀普通两位三通电磁气阀q23xd-10-dc24v,参数见表8.11。表 8.11 q23xd-10-dc24v 参数工作压力范围介质温度公称通径接管螺纹额定流量额定压降mpa°cmml/min kpa01.656010 ml 8x1.52300158.15消声器lfu1/2安装位置:垂直方向士5°，参数见表8.12。表8.12 lfu 1/2消声器参数气接口 in额定流量l/min输入压力m

38、pa消声效果db安装形式g1/260000 1.640螺纹8.16气源处理三联件gc系列三联件gc300 10mzc,参数见表8.13。空气过滤器gf300-10减压阀gr300-10油雾器gl300-10表8.13gc30010mzc气源处理三联件参数调压范围使川温度滤水杯容量给水杯容量滤芯精度质量mpa°cmlmlpmg0.15-1.556040754013008.17球阀（截止阀）jzqf20l,参数见表 8.14。表 8.14 jzqf20l 参数公称压力mpa公称通径mm连接形式2120螺纹8.18电磁换向阀3we56.0/w220-50,参数见表 8.15。表 8.15

39、3we56.0/w220-50 参数通径mm额定力mpa流量l/min14258.19压力表弹簧管压力表y-60测量范围：025mpa8.20微型高压软管接头总成hfp1-h2-p-m18,参数见表 8.16。表 8.16 hfp1-h2-p-m18 参数公称通径mm工作压力mpa工作温度°c推荐长度mm螺纹尺寸1025-3080320m18xl.58.21测压接头jb/t966-zjj-20-m30 管子外径：20mm8.22球阀（截止阀）jzqf20l,参数见表 8.14。8.23压力继电器柱塞式压力继电器hed1oa20/35l24,参数ml表8.17。表 8.17 hed1o

40、a20/35l24 参数额定压力mpa复原压力mpa动作压力mpa切换频率（次/min）切换精度350.6-29.52-3550小于调压的±1%8.24液压管路的选择8.24.1吸油管路的选择査机械设计手册4可知，吸油管内液压油的流速vs0.52m/s取2m/s 吸油管内的流量 q = 27.216l/min = 4.536x10_4m3/s因为g =,所以 d =il4x436x10 4 = 16.99mm4v/r v 2x/r查表得到标淮软管尺寸，见表8.18。表8.18标准软管尺寸公称内径mm内径mm增强层外径mm成品软管外径mm1918. 619.824. 626. 229.

41、 431.08.24.2压油和回流管路的选择杳机械设计手册4可知，压油管内液压油的流速vs2.56m/s回流管内液压油 的流速vl.53m/s由于所选液压缸均为双作用液压缸，所以压油和回流管路应按最 大值选取。1.推铲缸压汕管路的选择0.2x-x0.042推铲缸所需流量 q = = 2.5xl(r4m3 /s = 15l/min举升缸所需流量vaq = 7v0.15x xo.0424= 1.88xl0-4zz73/5 = 11.3l/min取 v = 3m/s，贝ij4q _ 4x1.88x10-4 vtt 8.93mm3x耳又 v = 4m/s，贝ijd = j = j4x2.5xl0-4

42、8.92mmvtt v查表得到标准软管尺寸,见表8.19o表 8.19标准软管尺寸公称内径mm1人j径mm增强层外径mm成品软管外径mm109.310.114.515.719.120.62.举升缸压汕管路的选择查表得到标准软管尺寸，见表8.19。3. 滑板缸压汕管路的选择滑板缸所需流景0.12x x0.042=1.5x 10-4m3 is = 9l!min"v 1取 v = 3m/s，则|4£ _ i4xl5x10"4vtt7.98mm查表得到标准软管尺寸，见表8.194. 刮板缸压油管路的选择刮板缸所需流量71.va 0-12x4x004=1.5 x 104 m

43、3 / s = 9l/ min取 v = 3m/s,贝u d =1.5x10-43x/r7.98mm奔表得到标准软管尺寸，见表8.199油箱的设计油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀固体杂质等 作用。按照油箱液面与人气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱应用最广, 汕箱内的液面与大气相通，结构简单，不用考虑汕箱充气压力等问题，故本系统采用开 式油箱。油箱中应安装相应的辅件，如热交换器、空气滤清器、过滤器以及液位计等。9.1油箱的有效容积的计算在初步设计吋，油箱的有效容量可按公式（9.1）进行计算。v=mqp（9.1）式中：v油箱的有效容量（l）；qp液压泉的流

44、量（l/min）； m经验系数，工程机械屮m = 25。所以，v = mqp= 3x28.812 = 86.436l = 0.0864m39.2油箱体积的确定根据现场实际情况，油液一般装满油箱的80%,采用六面体油箱，并且长、宽以及 高的比例为1: 1: 1。即v = 0麗劣际式中：v油箱的有效容量（m3）;v实m油箱的实际体积（m3）。所以=1.25 v = 1.25 x 0.0864 = 0.108m3所以，长、宽、高=实际=v0.108 = 0.476m为提高其散热能力，适当埔大油箱容积，圆整后，取长=觉=高=520mm 因此，油箱的尺寸为:520x520x520 （mm3）10液压阀台

45、的设计10.1阀块结构的选择阀块的材料一般为铸铁或铸钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合多用锻钢， 本系统中的阀块采用铸铁材料。根据本系统液压阀件的数量和安装位置要求，设计成一个整体阀块，阀块上设有公 共进油孔和公共回油孔。（见阀块零件图gcs-03）10.2阀块结构尺寸的确定阀块是液压系统的重要部件，阀座是其主体，由于阀座是各类阀的安装体，所以其 加工精度要求很高。由于座体上要加工各类阀口以及联接孔口，故设计时则必须考虑到 加工时各孔口不得有位置上的冲突，同时应相通的孔口必须保证相通，不相通的孔口绝 对不可相通，且相临的孔口之间应有一定的距离。一般在中低压力下，为保证孔壁强度, 相临的不相

46、通的孔门间最小壁厚不得小于5毫米，否则孔壁就有可能在压力冲击不崩溃, 使压力油进入其他孔道，系统将会出现不可预见性事故。阀座在设计安装时应综合考虑多方面因素。主要是，重要尺寸设计时，尊重设计时 理论数值，一般情况下，小数点后仅有一位数值时（单位：毫米），不得对非整数尺寸 进行进位或退位圆整。阀块布置时阀块间距一般不应小于10毫米，布置时不得有任何 干涉现象出现。同时还应考虑易于加工，在可以实现预期功能以及安装方便的前提卜*应 尽量减小阀座尺吵，从而节省材料，降低加工强度和难度，减少成本。根据阀块上各阀的具体尺寸，从避免尺寸干涉和打孔的强度需要角度考虑所设计阀 块的基本尺寸为长500毫米，宽25

47、0毫米，高80毫米。阀块上各工艺孔位罝、深度以 及其余具体尺寸见阀块零件图gcs03。（三维立体图见附录中图ala2）11液压泵站的设计液压泵站是液压系统的重要组成部分（动力源）。液压泵站是一种元件组合体，一 般是由液压泵组、油箱组件、控温组件、蓄能器组件和过滤器组件等相对独立的单元组 合而成的。液压泵站是为一个或几个系统存放有一定清洁度要求的工作介质并输出具有 一定（或可调）压力、流量的液体动力的整体装置，是向液压系统提供动力源的重要部 件，所以，液压泵站设计的优劣，直接关系着液压设备性能的好坏。液压泵站适用于主 机与液压装置可分离的各种液压机械上。液压泵站上泵组的布置方式分为上置式和非上置

48、式。泵组置于油箱上的上置式液压 泵站中，采用立式电动机并将液压泵置于油箱之内吋，称为立式；采用卧式电动机称为 卧式。非上置式液压泵站中，泵组与油箱并列布置的为旁置式；泵组置于油箱下面时为 下置式。12液压系统性能验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联 接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般的液压 传动系统来说，主要是进一步确切的计算液压冋路各段压力损失、容积损失及系数效率， 压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整， 或许采取其他必要的措施。12.1液压系统压力损失的计算12.1.1局部压

49、力损失(12.1)式屮：f一局部阻力系数（球阀一5,滑阀一 12,节流阀一6）;p 一液体密度（kg/m3）（液压油密度一900 kg/m3）； v液体的平均流速（m/s）。1.泵出口处的溢流阀和推铲缸处的溢流阀a&2= 8.64xl(r2 經6/2.推铲缸处的单向节流阀= 4.32x10_2maz3. 推铲缸的多路换向阀处12x900 x42 2_=8.64x102 嫩z4. 举升缸的多路换向阀处a$5900x322_= 4.86x10_2mp5. 举升缸的单作用平衡阀处ap,6 = g.2mpa6. 滑板缸的多路换向阀处ap、7和刮板缸的多路换向阀处a凡=12x900x3 = 4.

50、86x10'2mf6/7. 滑板缸的电磁换向阀处a&和刮板缸的电磁换向阀处a&。ap9 = a/10 =900x32=12x= 4.86x10-2mp8. 回油过滤器处的局部压力损失ap, = 035mpa则总的局部压力损失为11a/总= 2x8.64xl0-2+4.32xl0-2+ 2x8.64xl(t2+0.35i=l= 1.0954mprz-l.lmpa12.1.2沿程压力损失(az)(12.2)式中：a 沿程阻力系数（a =75/re）；re雷诺数（re = vd/y）;/ 一液体的运动黏度（m2/s）;i一管道长度（m）; d管子直径（m）;p 一液体密度（k

51、g/m3）（液压油密度一900 kg/m3）；v液体的t均流速（m/s）。由于压油管路内液体的平均流速不同，因此沿程压力损失分为两部分计算: 第一部分为推铲缸冋路的沿程压力损失remiy=1s:i=870<2»)hi=il=8-6xl°-2ap,|x = 8.6xlo-2x = 12384pa = 0.12384mpa210x103900x42_2_第二部分为举升缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程压力损失rc_ v2d _ 3x10x10一3 _/46x10'652 <2300(层流)h(u2900x3:0.12xre 65210x10 一3 = 145800

52、pa = 0.1458mpa则总的沿程压力损失为=ap1 +ap2 = 0.12384 + 0.1458 = 0.26964- 0.27mpa因此，液压系统总的压力损失应为总的局部压力损失与总的沿程压力损失之和。即& =1.1 + 0.27 = 1.37mpa由以上计算可知液压回路的压力损失约为1.37mpa,而泵的额定压力为32mpa，工 作压力为16mpa，所以泵的实际出口压力与泵的额定压力存在一定的压力裕度，故所选液压泵和其他有关液压元件是合适的，满足系统的要求。12.2散热能力的计算12.2.1液压系统效率n的计算液压系统效率的计算，主要考虑液压泵的总效率z7p、液压执行元件的总效率人及 液压回路的效率久。(12.3)式中：人一液压泵的