【轮式装载机液压系统设计15000字（论文）】

PAGEIII轮式装载机液压系统设计目录TOC\o"1-3"\h\u24071第一章绪论 1270321.1概述 1117871.1.1装载机概述 1312771.1.2装载机液压系统 273031.1.3装载机后车架 4265401.2本课题的意义、技术要求 4236351.3本课题研究的主要内容、指导思想 530219第二章液压系统的设计 151272.1概述 1169202.2工作装置液压系统设计 19012.2.1拟定液压原理图 1290042.2.2工作装置液压系统计算 248602.3装载机液压转向回路 14105762.3.1概述 14324762.3.2转向液压系统计算 16216492.4液压附件的选取 21124352.5液压传动系统的安装与维护 2393712.5.1各种液压元件的安装 2346202.5.2液压元件的维护 2520602.6本章小结 2523108第三章后车架设计及校核 1146873.1.概述 18873.2后车架的设计 1299253.3后车架校核 324490第四章总结 16047参考文献 1PAGE68第一章绪论1.1概述1.1.1装载机概述装载机工作技能强，应用于修建高等公路上进行路基的填挖、混凝土的制作等。此外，装载机工作速度快，做工效率高、操作简单，常被用于工程建设施工中。图1.1轮式装载机示意图1-行走机构；2-双涡轮发动机；3-涡轮发动臂；4-铲斗；5-全自动臂臂式转斗引擎油缸；6-全自动臂式转斗燃油箱气缸；7-自动驾驶室；8-自动燃油箱图1.2履带式装载机1.1.2装载机液压系统1.工作装置油路目前，国内外装载机普遍采用工作油泵和辅助油泵双联CBG齿轮泵供给压力油，例如ZL50型装载机用四位六通阀来实现对动臂的操作，让动臂进行浮动、上升、下降和固定的动作，再用三位六通臂操作铲斗，让其能够上升、固定和下降来实施操作。用过载安全阀保护整个系统。油缸包括动臂油缸和铲斗油缸。2.转向油路为提高生产率，现代化转载机为液压型的转向。这对地面有着一定的缓冲作用。国内外装载机转向系统主要有以下四种型式。（1）液压助力转向系统液压助力转向系统工作原理如图1.3，阀套开口，其流量推动油缸运动，推动前车车架转动，后带动前杆将前部车架翻动至阀套，形成封闭式系统。因为方向盘和前车架的转角的比例是互相同步的，所以可以让铲车转弯时的减速得到保障。1-前车架；2-后车架；3-铰接中心；4-前桥；5-后桥；6-后桥摆动轴；7、8-左右转向油缸；9-随动阀；10-转向杆；11-转向垂臂；12-随动杆图1.3液压转向系统(2)全液压转向系统图1.4内容描述了铲车全液压转向系统的内部结构图。(3)同轴流量放大转向系统用一种小排量的全液压电机作转向器，经特殊改进，可起到液压放大器的作用。这种系统性能好，结构简单，成本低。我国的同轴流量放大液压转向系统的原理图所示如图1.5。(4)流量放大转向系统流量放大转向系统由流量放大阀、小排量转向器、转向限位阀、转向泵、转向油缸等组成。其系统原理图如图1.6。1-转向油缸；2-阀块；3-全液压转向器；1-转向液压缸；2-组合阀块；4-同轴单稳阀；5-齿轮泵；6-滤油器；7-油箱流量放大器；4-工作油路；5-优先阀图1.4普通全液压转向系统原理图图1.5同轴流量放大液压转向系统原理图图1.6流量放大转向系统原理图目前，轮式装载机多采用铰接式车架，利用八字油缸实现转向（如图1-3所示）。本次设计即采用这种方法。1.1.3装载机后车架由于轮式装载机行驶时速度较高，又常在重负荷下作业，故要求行走系统的部件要与之相适应。车架不仅承受整个机械极大部分的重量，也在机械在运行工作当中承载着高负荷的属性价值。为确保车架的机件位置匹配，对车架有高强度、高刚度、轻质量的要求。1.2本课题的意义、技术要求本设计的意义主要有两个方面：理论上，本文对装载机原理的剖析，深层次为装载机的发展提供更优越的研发数据。实际上，我国的工程机械已进入快速发展周期，该设计可为装载机的改良优化提供一定参考意义。总之，本文在设计ZL60型轮式装载机当中，主要考虑装载机的稳定性、通透性、工作效率。后车架交接处的强度、这些属性参数要符合一定的指标，这样才能保证转载机的安全性，以及高工作效率。1.3本课题研究的主要内容、指导思想本文通过查阅大量资料，结合本科所学的理论与实践知识，根据装载机的基本动作及其特点，进行液压回路的设计，最后模块化整个回路。第二章液压系统的设计2.1概述本系统的设计主要目的是为ZL60轮式是由供油系统和转向系统组成的装载机液压系统，发电机设计一个液压传动系统，ZL60轮式装载机的燃料斗气缸容量为4.5，整个的液压传动系统由3个CB-Gj型齿轮泵进行驱动。发动机转向系统液压泵、工作装置主泵、辅助供油泵分别组成两个液压系统回路——工作供油装置的液压回路和发电机转向传动系统的液压回路。通过发电机和辅助供油泵使两个回路联系起来。2.2工作装置液压系统设计2.2.1拟定液压原理图装载机工作装置+60前面的转斗操纵阀动作，需要先切断后面的动臂操纵阀与油门之间的关联，才能扳动后面的的阀使之动作让转斗进行操作。两者构成单动顺序回路。(如图2.1所示)图2.1装载机工作装置液压原理图（1）方向控制阀——有动臂液压缸换向阀和转斗液压缸换向阀，用来控制转斗液压缸和动臂液压缸的运动方向，使动臂和铲斗能停在某一位置，并可通过控制换向阀的开度来获得液压缸的不同速度。转斗液压缸换向阀是三位六通滑阀，它可控制铲斗前倾、后倾和固定在某一位置等三个动作；动臂液压缸换向阀是四位六通滑阀，它可控制动臂上升、下降、固定和浮动等四个动作。动臂浮动位置可使装载机在平地堆积作业时，工作装置随地面情况自由浮动，在铲掘矿石作业时可使铲斗刃避开大块矿石进行铲掘，提高作业效率。(2)溢流阀——压力系统控制阀。如果液压缸内的液压系统的压力超出了设定的压力值时，就会触发压力系统控制阀，该系统为了保护液压缸，会让液压缸内的油重新流回到油箱内。（3）缓冲注油阀(双功能阀)——由过载阀和单向阀组成，安装在平行旋转铲斗液压缸的回油通路上。4.辅助装置——包括油箱、滤油器、油管及管接头。2.2.2工作装置液压系统计算1.液压缸选取1)内径计算（1）根据液压缸的公称压力，在《机械工程手册》第四部分第17至30类(如表2.1所示)中，工作压力选择在17.5兆帕。（2）根据机械工程手册第四部分17-260活塞与活塞杆密封处摩擦阻力与液压缸的机械摩擦力相关，在标准的数额规定压力下，一般为=0.9-0.95，在本次设计的液压缸中为=0.9。（3）根据《机械设计手册》17—259，（如表2.2）速比主要是确定活塞杆的直径是否需要缓冲装置，速比系数一般不宜过大或过小，以免产生背压。表2.1液压缸的公称压力设备类型压力范围／MPa压力等级说明机床、压铸机、汽车＜7低压低噪声、高可靠性系统农用机械、工矿车辆、注塑机7～21中压一般系统船用机械、搬运机械、工程机械、油压机、冶金机械、挖掘机、重型机械21～31.5高压空间有限、响应速度高、大功率下低成本金刚石压机、耐压实验机、飞机、液压机具＞31.5超高压追求大作用力、减轻重量表2.2液压缸的速比系数公称压力≤1012.5～20＞201.331.46、22取速比系数为1.46。（4）通过查阅资料，确定动臂工作阻力F=144KN，转斗工作阻力为F=215KN。根据《机械设计手册》第一卷1—113，对于动臂液压缸取安全系数为1.6。对于转斗液压缸取安全系数为1.5。根据《液压设计手册》75页，公式3—3计算动臂液压缸内径：（2-1）带入以上数据得动臂液压缸mm转斗液压缸mm根据《机械设计手册》第四卷中的动臂连杆液压缸的内径公式系列(如下图表2.3)，动臂连杆液压缸内径公式取D=180mm，转斗杆和动臂连杆液压缸内径公式取D=200mm。表2.3液压缸内径液压缸内径系列（GB/T2348-1993）/mm8、10、12、16、20、222、25、32、40、50、63、80、（90）、100、（110）、125、（140）、160、（180）、200、(220)、250、(280)、320、(360)、400、(450)、5002)壁厚和外径的确定（1）根据《液压设计手册》76页，公式3—4，一般按照薄壁筒计算，壁厚（m）按照下公式计算：（2-2）P—用于液压缸的最高额定工作时间压力（MPa）；—装在液压缸筒内的材料许用最高工作时间压力（MPa），其中=；—材料的抗拉强度极限（MPa）；n—安全系数，n与载荷情况有关，按安全系数推荐表取，《液压设计手册》76页，（如表2.4）表2.4安全系数材料的主要种类交变载荷静载荷冲击载荷不对称对称钢58312铸铁6101015按照上表的推荐值，取n=5。缸筒材料常用20、35和45钢的无缝钢管，本次设计选用45钢。调质处理。它的许用应力根据《机械设计手册》第四卷17-264取为610MPa，=360MPa。液压缸工作时最高能承受的压力：当额定的液压缸工作压力≥160MPa时，此时的液压缸内最高工作压力为=1.25当额定的液压缸工作压力≤160MPa时，此时的液压缸内最高工作压力=1.5将上面的数据代入公式得：动臂油缸：转斗油缸：缸筒壁厚：（2-3）式中：—缸筒外径公差余量（m）；—腐蚀余量（m）经加工圆整及安装参考《机械设计手册》第一卷3—161液压和气动缸内径无缝钢管取动臂油缸和转斗油缸壁厚均为则液压缸的外径：动臂油缸：转斗油缸：（2）液压缸壁厚的验算：动臂油缸：（2-4）转斗油缸：故壁厚合格。3）缸筒底部厚度的计算（1）与缸筒的连接型式采用焊接连接，其结构如下图所示：图2.2缸筒与缸头的连接形式（2）厚度的计算其底部为一个圆形平面，其整个圆盘的受力厚度大小可按照四周被嵌入物所包围住的整个圆盘受力强度的对数关系公式来对其进行近似计算：—筒底厚（m）；P—筒内最高工作压力（MPa）；—筒底材料许用应力（MPa）；—计算厚度外直径；由前面的参数可知，动臂油缸：（2-5）转斗油缸：（3）强度验算缸筒和缸盖为焊接连接时，焊缝应力按下式计算：（2-6）式中：F—缸内最大推力（N）；由前面可知动臂油缸F=40078.87，转斗油缸F=49480.08—缸筒外径；—焊缝底径；—焊接效率，取=0.7；—焊条材料抗拉强度；n—安全系数；取n=5动臂油缸：转斗油缸：由钢结构查的角焊缝的许用应力故焊缝安全。（4）液压缸筒的制造和工业要求：（a）缸筒内径与H7或H8匹配，且都需要进行研磨，此时的缸筒表面粗糙度一般为0.16-0.32。（b）通过热处理的方式将液压缸的质量进行调整，需求液压缸的硬度为HB≥241～285；（c）缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度都不得大于规定的内径公差。（d）缸筒直线度公差在500mm的长度上不大于0.03mm；（e）缸筒端面的垂直度在直径100mm上不大于0.04；孔—的轴线对缸径D的偏移不大于0.03；孔—的轴线对缸对于100毫米的长度，垂直直径不得超过0.01毫米；轴颈-对缸径D长度为100毫米的垂直圆筒直径不超过0.1毫米；4）活塞杆的计算（1）依据《机械设计手册》第四卷17—272活塞杆的固定长度和活塞直径给出计算公式：动臂油缸：（2-7）转斗油缸：式中：D—缸筒内径；—速比系数参考第四卷《机械设计手册》的17-257条。零件活塞杆直径系列(如表2.5所示)，动臂油缸活塞杆直径为90毫米，转斗油缸活塞杆直径为110毫米。表2.5活塞杆直径系列2022252832364045505663708090100110（2）计算液压缸的流量和推力（a）计算液压缸的推力计算方式依据《液压设计手册》第79业的公式进行计算：当液压缸的无杆腔进油时，作用在活塞杆上的理论推力；（2-8）当液压缸的有杆腔进油时，作用在活塞杆上的理论推力；（2-9）式中：P—工作压力（；D—活塞直径（液压缸内径）（m）；d—活塞杆直径（m）；—液压缸的机械效率；取=0.9；将以上数据代入公式得：动臂油缸：转斗油缸：（b）液压缸的效率（2-10）式中：—液压缸的机械效率，取=0.9；—液压缸的容积效率，采用密封圈，取=1.0则液压缸的效率（c）液压缸的流量（2-11）式中：—活塞的有效作用面积，有杆腔的面积，无杆腔的面积；—活塞的运动速度，取=1.5mm/min；—油缸的容积效率，取=1代入数据得：动臂油缸：转斗油缸：（3）活塞杆的结构设计(a)活塞杆的结构形式的选取活塞杆必须有足够的强度和硬度。杆内端：由于工作压力较高，以防机械振动较大，采用卡环结构形式，查《液压设计手册》第87页表3-10可得结构如下：图2.3活塞杆与活塞的连接形式应该根据实际情况来选择合适的杆头进行载荷，从而尽可能的避免活塞在运作时脱落或者偏心承载力。液压缸在工作时轴线摆动，本设计采用铰销式连接。其结构如下图所示：图2.4活塞杆外端连接形式(b)活塞杆的材料及技术要求材料：选取45钢；技术要求：eq\o\ac(○,1)要求表面镀铬20~30毫米，淬火深度为0.5~1毫米。eq\o\ac(○,2)活塞杆在导向套中滑动，采用H8/H7配合，太紧摩擦大，太松容易引起卡滞现象；eq\o\ac(○,3)活塞杆的直径公差不得小于圆柱度的公差。eq\o\ac(○,4)安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，以保证安装不产生偏斜。eq\o\ac(○,5)外圆的同轴度公差与安装活塞的轴颈的公差不得大于0.01毫米；eq\o\ac(○,6)活塞杆的外圆粗糙度R=0.1~0.3，太光表面形不成油膜，不利于润滑；eq\o\ac(○,7)对活塞的表面处理利用镀铬的方式，并进行抛光或磨削处理加工；eq\o\ac(○,8)活塞杆内端的卡键和缓冲装置也要保证与轴线同心；5)液压缸行程的确定根据工作的需要，选择动臂油缸活塞的行程L=900mm；转斗油缸活塞的行L=508mm。6)缓冲装置本设计主要采用可变节流型的缓冲装置。这种缓冲装置在进行缓冲的过程中，通流腔的面积随着进行缓冲过程的加速度变化而发生变化，缓冲腔内的缓冲压力始终保持均匀，其总体结构图如下：图2.5缓冲装置结构图7)排气装置排气阀一般安装在一个液压缸两侧排气管的阀端和顶部的最高泄压位置上。由于液压缸内流动空气部分需要具有滞后压缩性和自动滞后压缩扩张性，为避免这种现象，须在每个自动液压缸上面安装一个自动排气阀。8)选型根据以上计算结果，结合《机械设计手册》第四卷17-286选择液压缸型号：动臂油缸：油缸内径为180mm，活塞杆径为90mm，行程为900mm，压力为17.5MPa选择等级代号为H，液压表安装选用耳轴，代号为3，活塞杆端连接方式为杆端外螺纹，代号为1，缓冲型式为杆头端带缓冲(3)，油口连接型式为内螺纹(1)，采用双作用单活塞杆液压缸。型号表示为：HSG.K-180/90.H-3131-900。转斗油缸：油缸内部的等级选择为H，将液压表选用的耳轴设定为代号3，并将活塞杆端部链接的外部螺纹设定为代号1，油缸的内径为200毫米，活塞杆为110毫米，冲击为508毫米，此时的压力位17.5Mpa，缓冲型式为杆头端带缓冲(3)，油口连接型式为内螺纹(1)，采用双作用单活塞杆液压缸。型号表示为：HSG.K-200/110.H-3131-508。2.选取液压泵主要根据系统实际工况和需要来决定如何选择合适的液压泵。一般在固定设备的系统中，正常工作的压力一般是泵的正常工作最大压力的80%；液压泵的最大流量一般要远远大于系统正常工作的最大流量。（1）泵的主要参数根据设计任务书所给，工作装置液压泵选用CBGj3125齿轮泵。查《机械设计手册》及网上资料，CBGj31215的额定压力位20Mpa，最高压力为205Mpa，理论的排量为125ml/min，额定转速为2200r/m，容积效率系数≥92%，总效率系数≥83%。（2）计算液压泵的流量=0.0055（/s）（2—12）式中K—考虑液流渗透的系数，一般取K=1.1～1.3，计算中取K=1.2（3）计算液压泵的驱动功率确定液压泵工作压力和流量后，就可计算液压泵驱动功率：=20*1000*330/（60000*0.83）=132.5kW（2-13）3.阀的选取（1）单向阀参考《机械设计手册》选用C型单向阀。C型单向阀在所设定的开启压力下使用，控制流量流动，完全阻止反向流动。（2）溢流阀根据《机械设计手册》17-381选择DT-02-H直动溢流阀，压力调节范围为7~21MPa。（3）换向阀控制转斗油缸采用三位六通阀，它可控制铲斗前倾、后倾和固定在某一位置等三个动作；动臂液压缸换向阀是四位六通滑阀，它可控制动臂上升、下降、固定和浮动四个动作。4.液压管道及其连接油管与油管液压元件之间的接头用管接头来进行衔接，而且为了保障液压元件的工作顺利，需要管接头的质量、密封性和压力损失的要求都极高。（1）硬管的选取油管的内径取决于管路的种类及管内的流速。油管的内径由下面的公式确定：（2-14）式中：Q—流经管路的流量；v—油管内的允许流速。对吸油管可取v=（1～1.5）m/s一般取1m/s，回油管可取v＜（1.5～2.5）m/s，压力油管：当P＜2.5MPa时，取v=(3～4)m/s，当P=（2.5～16）MPa时，取v=（3～4）m/s，当P＞16MPa时，取v＞5m/s。对吸油管有：取d=100mm。对回油管有：取。（2）软管的选取软管通常分为两种类型:高压软管和低压软管。其中，高压软管是用于低压下的回油回路或压缩空气管道，一般都是以钢丝绳或钢丝缠绕成一体的橡胶软管来保障其质量。钢丝编织胶管由内胶层、钢丝编织层、中间胶层和外胶层组成，钢丝编织层有1-3层，钢丝缠绕层只有2、3或6层，层数愈多，管径越小，耐压力愈高。钢丝缠绕橡胶软管还具有管体较柔软，脉冲性能较好等优点。内径按照《机械设计手册》17-616的公式计算：（2-15）式中：A—软管的通流截面面积（）；Q—管内流通（L/min）；v—管内流速，通常软管允许流速为小于6m/s，取5m/s所以，取软管的内径（3）管接头的选择管接头采用焊接的方式进行衔接，将螺母、接管与接头体组成，而且要在接管与接头体直接用O形的密封圈，将拧入机体时，采用金属垫圈或组合实现端面密封。接管和管路系统中的缸管接头用焊接连接，管接头和机体的连接主要采用普通细牙螺纹，根据《机械设计手册》第四版第四卷表17-8-6选用焊接式管接头。（4）螺塞的选取螺塞主要用于堵塞工艺孔和油箱放油孔，以及缸筒需要堵死的地方。选用六角螺塞（JB/ZQ4450-1997）其主要参数见《机械设计手册》第四版第四卷P17-674表17-8-78。2.3装载机液压转向回路2.3.1概述装载机灵活、作业周期短的特点决定了它转向频繁。1.转向机构布置本设计所做的为铰接式车架，通过八字油缸伸缩使前后车架曲折实现转向。图2.6转向系统液压回路在转向工作过程中有以下关系：（1）转向油缸活塞的位移与转向阀阀芯的位移存在着一定的关系，即滑阀的位移要造成活塞的位移，而活塞的位移反过来又要消除阀芯的位移。这种方式称为“反馈”。（2）前后车架的相对角度始终跟随方向盘的角度，方向盘角度大的时候，前后车架的相对角度也大。此时，装载机正沿着一根小转向梁移动，当方向盘角度较小时，前后车架的相对角度也较小，装载机目前正沿着大转弯半径行驶。当方向盘不动时，左右转向油缸关闭，装载机直行。（3）尽管转向时车轮的阻力很大，但操纵方向盘的力却很小，即有力的放大作用。2.转向油路分析本设计的ZL60装载机转向油缸的压力和机油主要是来自齿轮泵CB-Gj2080齿轮泵由驱动主机和柴油机的齿轮驱动，定量转向油泵只有在发动机一定的转速下工作才能使发动机获得最理想的装载机转向速度。而实际中这一点难以实现，为得到装载机转向油缸的流量不断地随装载发动机转速的变化而发生变化，有两个方法：一个是发动机采用辅助泵和流量大的转向油泵。另一个是发动机组合转向油路。流量控制阀的移动是利用液流通过阻尼孔产生的压力降，使滑阀随转向油路流量的不同而自动移动，从而根据工作需要自动控制到工作油路与转型油路的流量。3.流量控制阀动作原理如下：（1）在发动机低转速时在发动机低转速时，从转向油泵、辅助油泵流入转向油路的流量较少，其液流通过节流孔的压力降也较小，滑阀左侧的压力与右侧的压力差也较小，其压力差还不足以克服弹簧力，所以滑阀被推向左侧。从转向油泵来的压力油，经节流孔后流入转向油路；从辅助泵来的全部压力油，推开滑阀内部的单向阀与转向液压油泵压力油合流后，经节流孔供给转向油路。（2）在发动机中速时随着发动机转速增加，每个油泵的流量增加，通过开口的流量也相应增加，因此通过节流孔时的压差也成比例增加。当发动机转速达到某一设定值时，在滑阀两端的压力差将开始克服弹簧的预紧力而使滑阀向右移动。此时从辅助油泵来的部分压力油流向工作油路，同时这部分流量随着发动机转速的增加而增加。而辅助油泵向转向油路的供油量则随着发动机转速的增加而减少。因此从辅助油泵和转向油泵向转向回路所供给的总流量与发动机转速无关而基本上保持常数。（3）发动机高速时如果电机转速进一步提高，滑阀的压差增加，滑阀向右的移动量也会增加。当达到一定的设计速度时，所有通向控制油路的辅助泵开口都关闭。辅助泵在整个工作油循环中具有最大的开口。目前，辅助泵的全部流量都被送入工作油路，工作油路接收工作泵和辅助泵的全部流量，大大加快了运行速度。发动机超过此设计转速时，转向油路所需的流量仅由转向油泵供给。这时转向油路的流量仍随着转向油泵转速的增加而增加。4.转向阀转载机转向阀与转向器布置有两种型式，中、小型装载机转向阀一般布置在转向器的下方，转向螺杆与转向阀相连接。大型装载机由于转向系统流量大，转向阀结构也比较复杂。因此转向阀一般设计成独立的结构，通过前后拉杆、随动杆及转向垂臂等杆系，将转向器与转向阀相连接，这样在结构上便于布置。本次设计的ZL60型装载机属于大型机械，由于前一种方法简单可靠，因此采用前一种布置方法。ZL60装载机转向阀的工作原理如下：当转向阀处于中位置的时候，因为油箱与转向油泵相通，从油泵输入的压力油通过转向阀直接流回油箱。锁紧滑阀右端的油液是低压，锁紧滑阀在左端弹簧的作用下被推向右边，封闭了转向油路，转向油缸不动作。当方向盘逆时针转动时，垂直转向臂被引导通过滑阀的前后拉杆和跟踪杆向后移到左转位置时。油泵排出的油液不能直接返回油箱，从油泵排出的压力油推开单向阀推动锁紧滑阀的右端，使它克服弹簧力向左端移动。油泵的压力油就通过转向滑阀、锁紧滑阀向右边转向油缸的活塞腔和左边转向油缸活塞杆腔供油，右边油缸活塞杆腔和左边油缸活塞腔的油液则流回油箱，达到左转向的目的。在装载机转向时，因为随动杆的另一端固定在前车架上，因而也随着转动。与此同时，随动杆将使后拉杆向前移动，其向前移动的距离与上述后拉杆向后移动的距离相等，将转向滑阀拉回到中间位置，这就是转向系统的机械反馈。如果继续转动方向盘，转向滑动阀将再次打开，前后车架将继续相对弯曲。因此，前后车架的弯曲角度根据方向盘的转速而变化。当方向盘停止转动时，转向阀回到其自由位置，转向油缸关闭。装载机就以所得到的转向半径转弯。如果需要装载机直线行驶，则需把方向盘向反方向转动相同的角度。转向滑阀采用负封闭的换向过渡形式，优点是当转向滑阀处于中位时，油液便可直接回到油箱，转向油泵卸荷，以减少功率损失和提高转向灵敏度。2.3.2转向液压系统计算1.液压缸选取1）内径计算（1）选取工作压力为16MPa。（2）根据《机械设计手册》第四卷17—260同上取=0.9~0.95，本次设计取=0.9。（3）根据《机械设计手册》17—259（如表2.2）取速比系数为1.46。（4）确定转向系统工作阻力为F=46000N。根据《机械设计手册》第一卷1—113，取安全系数为1.5。将数据带入公式2-1计算液压缸内径得：按照第四卷的《机械设计手册》内容，设计液压缸的内径（如表1.3），动臂液压缸取D=100mm.2）壁厚和外径的确定（1）根据《液压设计手册》76页，公式3—4，一般按照薄壁筒计算，壁厚（m）按照公式2-2计算：式中：P—液压缸的最高工作压力（Mpa）；—缸筒材料的许用压力（MPa）；=；—材料的抗拉强度极限（MPa）；n—安全系数，n与载荷情况有关，安全系数推荐表取（如表1.4）取n=5缸筒材料常用20、35和45钢的无缝钢管，本次设计选用45钢。调质处理。它的许用应力根据《机械设计手册》第四卷17-264取为610MPa，=360MPa。系统的最高工作压力：当额定压力≥16MPa时，最高压力=1.25当额定压力≤16MPa时，最高压力=1.5将上面的数据代入公式得：将数据代入公式2—3，经过圆整及参考《机械设计手册》第一卷3—161液压和气动缸内径无缝钢管取油缸壁厚为则液压缸的外径：（2）液压缸壁厚的验算（将数据带入公式2-4）：故壁厚合格。3）缸筒底部厚度的计算（1）与缸筒的连接型式与上面动臂油缸及转斗油缸的连接型式相同，均采用焊接。（2）厚度的计算其底部为平面，其厚度可以按照四周嵌住的圆盘强度进行近似计算（带入公式2-5）：—筒底厚（m）；P—筒内最高工作压力（MPa）；—筒底材料许用应力（MPa）；—计算厚度外直径；由前面的参数可知，m（3）强度验算缸筒和缸盖为焊接连接时，焊缝应力按公式2-6计算：F—缸内最大推力（N），由前面可知转向油缸F=113097.3N；—缸筒外径；—焊缝底径；—焊接效率，取=0.7；—焊条材料抗拉强度；n—安全系数；取n=5由钢结构查的角焊缝的许用应力故焊缝安全。4）活塞杆的计算（1）依据公式2-7活塞杆的直径计算公式：式中：D—缸筒内径；—速比系数；参照《机械设计指南》第四册17-257直径活塞杆组(如表2.5)，取油缸活塞杆直径63mm。（2）计算液压缸的推力（a）液压缸推力的计算依据公式2-8及2-9计算：（b）液压缸的效率（按公式2-10计算）：公式带入2-10：（c）液压缸的流量（按公式2-11计算）将数据带入得：（3）活塞杆的结构设计与前面动臂油缸及转斗油缸结构型式相同，活塞杆与活塞的连接形式如图2.3，活塞杆外端连接形式如图2.4，材料与材料处理与上面相同。5）液压缸行程的确定根据工作需要选择转向油缸L=375mm的活塞行程。6）缓冲装置与前面采用相同的装置（如图2.5）。7）排气装置与前面采用相同的装置。2.选取液压泵（1）泵的主要参数根据设计任务书所给，工作装置液压泵选用CB-Gj2080齿轮泵。查《机械设计手册》及网上资料，它的主要参数有：液压泵理论额定排量为80ml/min，额定压力为20mpa，最高压力为25MPa，额定转速为2200r/m，容积效率≥92%，总效率≥83%。（2）计算液压泵的流量（公式2-12）式中：K—考虑液流渗透的系数，一般取K=1.1～1.3，计算中取K=1.2（3）计算液压泵的驱动功率（公式2-13）确定了液压泵工作压力和流量之后，就可计算液压泵驱动功率：=20*1000*211/（60000*0.83）=84.74KW3.阀的选取同上。4.液压管道及其连接（1）硬管的选取软管的内径取决于软管的类型和软管中的流速。管子的内径由公式(2-14)确定。对吸油管可取v=（1～1.5）m/s一般取1m/s，回油管可取v＜（1.5～2.5）m/s，压力油管：当P＜2.5MPa时，取v=(3～4)m/s，当P=（2.5～16）MPa时，取v=（3～4）m/s，当P＞16MPa时，取v＞5m/s。对吸油管有：取d=80mm。对回油管有：取（2）软管的选取内径按照公式（2-15）计算：式中：A—软管的通流截面面积（）；Q—管内流通（L/min）；v—管内流速，通常软管允许流速为小于6m/s，取5m/s。所以，取软管的内径（3）管接头的选择同上。（4）螺塞的选取同上。2.4液压附件的选取1.油箱的设计与计算（1）结构的设计油箱有两种类型:开式和闭式。开放式燃油箱的液面与大气相通。为了防止机油污染，燃油顶部安装了一个空气滤清器箱，它也用作机油加注口。封闭的燃料箱通常意味着燃料箱的液体表面不直接与大气相连，但通风孔与一定压力下的惰性气体相连。油箱的形状一般为矩形，对于容积大于2的油箱，圆柱形结构更为合理，设备轻便，油箱内压为0.05MPa。当设置油箱的主油孔时，油箱的放油孔和回油口之间的距离应尽可能大一些。管口都应插入最低油面之下，制成45°的斜角，以增大吸油和回油的截面，使油液流动时速度不至于过大，管口应该面向容器底部。吸油管与箱体底部的距离为H≥2D(D为管的直径)，与箱体侧面的距离至少为3D。回油管与油箱底部的距离为h≥3D。设置隔板将吸、回油管隔开，使液流循环，油液中的气泡与杂质分离和沉淀。另外还可根据需要在隔板上设置滤网。在设计油箱时，从结构应考虑清洗换油时的方便，设置清洗孔。放油口要设置在油箱的最底部。设置安装板，即在油箱盖上通过螺栓加以固定。设置液位计，加注油箱时监控油位上升，并在系统过程中查看油位。根据GB/T3766-1983第5、2、3a条规定:“燃油箱底部必须高出地面150mm以上，以便于搬运、吸油和热蒸发”。为了防止机油掉落到地面，请将机油底座放在油箱的底部或顶盖周围。油底应有一个排水孔，以便清洁。油箱的内壁应进行抛丸或喷砂处理，以清除焊渣和铁锈。待灰砂处理干净后，根据不同的工作介质进行处理或涂覆。（2）液压油箱的有效容积的计算可以根据使用情况，使用下面的经验公式计算：（2-16）式中：—经验系数，见表2.6；—油箱的有效容积；—液压泵的额定流量；表2.6经验系数经验系数行走系数低压系数中压系数冶金系数1～22～43～510整个液压系统共用一个油箱，因此液压泵的额定流量取两个液压泵之和。根据计算结果选取AB40-33不带支撑脚的油箱，《机械设计手册》17-745，用规格为1500型，重量为510kg，工作容量为1676L。2.过滤器过滤器可以去除液压油中的杂质，保持系统部件的清洁度，确保系统部件的可靠性。系统中机油滤清器的安装和安装。安装方法:如图所示安装在液压泵吸入管中；图2.7过滤器的安装方式应用与要求：液压泵保护需要高输油能力（为油泵流量的2倍以上），阻力小（不超过0.01～0.02MPa）。一般多用粗过滤网（网式或线隙式）。滤油器选择参考《机械设计手册》P17-720表17-8-129低压线隙式管连接过滤器，型号为：XU-A630*30FS。2.5液压传动系统的安装与维护2.5.1各种液压元件的安装安装各种液压元件时应注意的一些问题:（1）安装元件前应进行质量检查。（2）温度表在安装前应认真检查校验各种温度自动控制的仪表。（3）液压泵的安装位置如下：液压泵与发动机之间、外露的旋转轴，联轴器必须符合制造厂规定。液压泵与发动机之间的安装必须有足够的刚性，以保证运转时始终同轴。液压泵的供应管路应该短而直。在规定的油粘度范围内，泵吸入压力和其他条件应符合泵制造商的规定。液压泵必须密封完全，不得有一点空气和粉尘（4）油箱的安装要求如下：仔细的清洗油箱，用压缩空气检测后，再检查焊缝的质量。油箱底部应高于安装面150mm以上。必须有足够的支撑面积。（5）液压阀的安装。阀的安装连接方式的安装应必须符合生产厂方的技术要求。板式排气阀必须有正确的定向支撑。连接处安装时应注意保证密封件具有良好的密封性。法兰安装的连接螺钉不能太紧，以免造成其密封不良。必须将密封件拧紧时，应更换或改变密封件的安装形式或连接材料。（6）密封件密封材料必须和它的接触点介质相容。密封件的工作压力和温度以及密封件的安装应符合相关规定。它具有动态密封，可在制造商规定的储存条件下在储存一年内使用。（7）液压执行元件的安装要求如下：（a）液压缸液压缸的安装必须符合设计图纸的要求和规定。安装液压缸时，如果结构允许，进出口的应在最上面，安装成使其能自动放气或便于安装换气阀。液压缸的安装应方便可靠，为了防止热膨胀的影响，在工作温度较高的情况下，缸的一端必须保持浮动。管道连接不得松动。液压缸的安装面应保持足够的平行，和活塞杆的滑动面保持垂直对准。密封圈不应安装得过紧。（b）管路管路的安装应遵循以下的要求：管路铺设、安装应按照有关工艺规程进行。管路应安装自如，固定连接的管道设备不应在焊接后用过大的径向力强行附着连接。其排列走向应该整齐一致，层次分明。相邻管路的管件轮廓边缘应该不小于10mm。管路不允许用短管进行焊接，在弯曲处不允许连接。管路铺设、安装应防止污染部件和液压设备；应保证清洁。2.5.2液压元件的维护油箱中的油液应经常检查，保持在正常液面。更换新油液或补加油压时，油液必须符合规定使用的油液牌号。2.6本章小结1.主要设计了工作装置液压原理图，通过计算选择液压缸、液压泵、换向阀、安全阀等部件。2.设计了转向系统液压原理图，并通过计算选取了各液压元件。3.对液压附件如液压油缸、滤油器等进行选取。4.在此基础上对液压系统的安装与维护作了分析。第三章后车架设计及校核3.1.概述车架一般可分为整体式和铰接式两种类型：如图3.1所示，它是由两根用钢板焊接的纵筋和几根用钢板焊接的横杆组成的实心框架。接或者用钢板冲压而成，纵梁的断面是前后变化的，由于后半部承受的较大部分的载荷，所以断面高度尺寸也是加大的。两纵梁前后均用横梁相连。在车架后半部负荷较大的部分为增加其强度和刚度设置了两个X形横梁，而在车架的尾部，为了增加车架的局部强度设置了K形梁。1-前车架；2-动臂铰点；3-上铰销；4-后车架；5-螺栓；6-副车架；7-水平销轴；8-下铰销；9-动臂液压缸铰销；10-转向液压缸前铰点；11-限位块；12-转向液压油缸后铰点；13-横梁图3.1装载机铰接式车架3.2后车架的设计1.铰点的选型目前铰接式车架的铰点广泛采用下列三种形式：销套式、球铰式、滚锥轴承式。本次设计为ZL60装载机，属于大型装载机，但由于第一种铰点型式结构简单，工作可靠，可以满足强度要求，因此采用第一种铰点型式即销套式。2.车架上各部件的设计轮式装载机后车架主要由后铰链架、车架和各种板组成。（主要包括左右侧板、柴油机垫板、水箱垫板等）所组成，它是安装各部件、总成的基础。参照ZL50型装载机，确定各板的尺寸。主要板件设计如下：（1）首先确定后桥中心线的位置，初步确定取轴距的一半（2）左、右侧板根据任务书所给参数结合相关资料前车架及工作装置的设计，确定其长度为3565mm，后桥中心线距板前端为1690mm。板材取Q345A的低合金结构钢，取板的厚度为30mm。（3）柴油机垫板，前支座根据所选的柴油机，确定其安装尺寸，设计垫板的尺寸为170x168，板厚取22mm。柴油机前支座为焊接件，由两个筋板及一个垫板焊接而成，筋板材料为Q235A碳素结构钢，垫板材料取Q345A低合金结构钢。（4）水箱垫板根据参考资料设计水箱尺寸，确定水箱垫板的尺寸为300X110，材料为Q345A低合金结构钢。（5）后尾梁根据装载机的全宽及全高，确定后尾梁尺寸为1080X410，板厚取20，材料为Q345A低合金结构钢。（6）右连接板、前翼板、后翼板根据装载机的后车架尺寸以及各部件的布置取右连接板尺寸为640X120，前翼板尺寸为1435X90，后翼板尺寸为1215X130，板厚均取25，材料为Q345A。其它板件设计参照ZL50装载机，各板件焊接成为后车架。3.装载机后车架上各主要部件的布置参考装载机的总体布置原则，各个零部件布置在车架上平面的位置应尽可能关于车辆的纵向对称轴对称，以促进车辆的横向稳定性，并促进左右轮胎上的稳定负载。1）发动机装载机不同部件的布置通常从发动机开始。发动机一般均布置在整机后部，其上下位置应尽量放低，有利于整机稳定性。但发动机受副车架和驱动桥壳位置的限定，且需保证足够的离地间隙和传动装置。一旦设定了发动机位置可以布置液力变矩器、变速器及传动轴。2）铰销的布置铰接式装载机前后车架铰销的布置通常有两种方式：（1）铰销布置在前、后桥轴线的中间。转向时前、后轮半径相同，便于通过狭小地段。由于前、后轮轮迹始终相同，减少了在松软地面上的行驶阻力和转向阻力矩。（2）铰销布置在离前桥1/3-1/2.5的轴距处。转向时，前轮转向半径大于后轮转向半径。由于前后轮转向半径不同，引起附加的功率损失，增加轮胎的磨损。转向时其纵向和横向稳定性都下降，但铲斗原地摆动角度大，便于原地对准料堆，司机不易疲劳。此外，铰销位置偏前，便于传动系的布置。因此，当铰销位置按上述方式布置有困难时，常采用该方式。在考虑铰点位置的同时，为了改善铰销的受力情况，宜将铰销分为上、下两个铰销，在不影响离地间隙的情况下，可以尽量增加两铰销的垂直距离。传动轴一般它被布置在装载机纵向平面的对称平面中，并且与水平面形成的角度被最小化，以确保驱动接头时的稳定速度。如果布置有困难时可以增加中间传动轴和附加支承。3）桥荷分配铰接式装载机空载时：前桥负荷占装载机自重的35%～56%，平均为47%。后轮轴负载是装载机自身重量的44-65%，平均为53%。铰接式装载机满载时的前轴负载可达70～82%。3.3后车架校核由于车架是复杂的空间箱体结构，载荷也比较复杂，到目前为止，除了对局部断面可以进行强度校核之外，这个车架还没有一种完整而简单的计算方法，目前的方法是用元素法来计算或者用测试的手段检验它的强度和刚度，下面在两种典型工况下对车架进行受力分析，并对该两种工况下的连接销轴进行强度校核。对车架来说，受力最大的典型工况有：最大推力条件、最大断裂条件、入口和卸载的组合开挖条件行驶紧急刹车工况。主要就前两种工况分别进行力分析。（1）最大插入力工况车架受力分析假设前后车架未折腰，在同一纵轴线上，插入力为对称载荷，此时前后车架载荷仅通过车架铰点