【轮式装载机液压系统设计研究15000字（论文）】

PAGEIIIZL60型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装载机概述装载机具有良好的工作技能，用于高等公路施工中的路基填筑和挖掘，以及制作混凝土。此外，装载机工作快速，高效率，操作简便，经常在工程建设施工中使用。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，通常情况下，国内外装载机使用工作油泵和辅助油泵双齿轮泵CBG供油，例如，ZL50型装载机使用四位六通阀来使动摆的操作得到实现，从而使动摆的动作能够浮动、升降和固定，然后通过三位六通臂来对铲斗进行控制，使其能够被上升、固定和下降以完成操作。用过载安全阀对整个系统进行保护。由动臂油缸和铲斗油缸组成油缸。2.转向油路为了使生产率得到提高，现代转载机的转向为液压型。这对地面有一定的缓冲作用。国内外有四种主要的装载机转向系统。（1）液压助力转向系统如图1.3所示为液压助力转向系统的工作原理。阀套打开，油缸在流量的带动下转动，带动前车车架进行转动，然后带动前杆翻转前部车架到阀套，促使一种封闭系统的形成。因为前车架与方向盘的转角的比率是相互同步的，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)全液压转向系统铲车全液压转向系统的内部结构见图1.4。(3)同轴流量放大转向系统转向机构使用小排量全液压电机，经过专门改装，电机可作为液压助力器工作。良好的系统性能，简单的结构，低廉的成本。如图1.5所示为我国同轴流量放大液压转向系统原理图。(4)流量放大转向系统流量增强转向系统由转向油缸、转向泵、小排量转向器、流量增强阀和转向限位阀组成。系统原理图见图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，轮式装载机主要对铰接式车架进行使用，转向通过使用八字油缸得以实现(见图1-3)。这个方法在本次设计中得到使用。1.1.3装载机后车架由于轮式装载机以相对较高的速度行驶，工作负荷很大，因此必须对行走系统部件进行调整。车架不仅占整机重量的很大一部分，而且在整机运行中具有较高的载荷性能的意义。为了保证匹配车架机件位置，对车架的强度、刚度和重量提出了很高的要求。1.2本课题的意义、技术要求这个设计主要有两个方面的意义：从理论上分析了装载机的原理，提供了较好的研发数据给装载机的深层次发展。实际上，我国工程机械已经进入一个快速发展的周期，这一设计对改进和优化装载机提供了一定的指导。总之，在ZL60轮式装载机的设计过程中，本文主要对装载机的稳定性、通透性和效率进行了考虑。后车架连接的强度和这些属性的参数必须使一定的指标得到满足，以确保装载机的安全和高性能。1.3本课题研究的主要内容、指导思想本文在对大量资料进行查询的基础上，与本科学到的理论知识和实践知识相结合，按照装载机的基本动作和特点设计了液压回路，最后按模块构建了整个回路。第二章液压系统的设计2.1概述本系统设计的主要目的是对ZL60型轮式装载机的液压系统进行设计，包括供油系统和转向系统，以及发电机的液压传动系统。轮式装载机ZL60燃料斗气缸的容量是4.5，整个液压传动系统的驱动由三个CB-Gj齿轮泵完成。发动机辅助供油泵、转向系统液压泵、工作装置主泵分别构成工作供油装置液压回路和发电机转向传动系统液压回路。两个回路由发电机和辅助燃油泵相连。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前转斗操作阀动作+60，首先需要切断后面的动臂操纵阀与油门之间的关联，拉动后面的阀，使其移动，并让转斗工作。它们形成一个单作用的连续循环。(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——转斗液压缸换向阀，动臂液压缸换向阀。主要对动臂液压缸和转斗液压缸的运动方向进行控制，使铲斗和动臂在特定位置停留，也可以通过对换向阀开度进行控制促使液压缸速度得到调节。转斗液压缸的换向阀是用来控制斗体向前、向后，或者在一定位置固定的三种动作的三位六通滑阀；动臂液压缸的换向阀是用来控制动臂的举、降、定、浮四种动作的四位六通滑阀。动臂浮动位置使得在地面上堆垛时，装载机可以与随着地面的情况自由浮动，并且使得铲斗刃在挖掘矿石时可以避开大块矿石，工作效率得到提高。(2)溢流阀——压力系统控制阀。当液压缸中液压系统压力比设定的压力值大时，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)——组成部分为过载阀和单向阀，在平行旋转铲斗液压缸的回油通路上安装。（4）辅助装置——由管接头、油箱、油管、滤油器组成。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）活塞杆直径是否需要缓冲装置取决于速度比，一般来说，速度比系数不应太大或太小，以避免反向压力。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速比系数取值为1.46。（4）根据资料，分别对动臂的工作阻力、铲斗的工作阻力进行确定，分别是F=144KN、F=215kN。动臂液压缸安全系数根据《机械设计手册》第I卷1-113取值1.6。铲斗液压缸安全系数取值1.5。按《液压设计手册》第75页公式3-3，对动臂液压缸的内径进行计算：（2-1）将以上数据带入公式，得动臂液压缸mm转斗液压缸mm根据《机械设计手册》第四卷中动臂连杆液压缸内径公式（见图2.3），D=180mm是动臂连杆液压缸内径公式，D=200mm为转斗杆和动臂连杆液压缸内径公式。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》第76页的公式3-4，计算通常采用薄壁筒，按以下公式计算壁厚（m）：（2-2）P—液压缸最大额定工作时间压力（MPa）；—安装在液压缸筒内的材料的最大允许工作时间压力(MPa)，其中=；—材料极限抗拉强度(MPa)；n—安全系数，n与载荷情况有关，按建议的安全系数取值，《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根据上表中的建议值，取n=5。通常采用20、35和45钢的无缝钢管作为缸筒材料，将45钢用于本设计。调质处理。根据《机械设计手册》第四卷17-264，其允许应力为为610MPa，=360MPa。液压缸工作时能承受的最大压力：当液压缸额定的工作压力≥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在公式内代入上面的数据得：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）经过加工圆整和安装后，对《机械设计手册》第一卷3-161进行参阅，液压和气动缸内直径无缝钢管取动臂油缸和转斗油缸壁厚度则液压缸的外径：动臂油缸：转斗油缸：（2）验算液压缸壁厚：动臂油缸：（2-4）转斗油缸：随意壁厚是合格是。3）缸筒底部厚度的计算（1）与缸筒的连接型式采用结构如下图所示的焊接连接：图2.2缸筒与缸头的连接形式（2）厚度的计算其底部为圆形平面，整个圆盘的力厚度可以用嵌套物体包围的整个圆盘的力的对数关系公式来近似计算：—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；这可以从前面的参数看出，动臂油缸：（2-5）转斗油缸：（3）强度验算焊接连接缸筒和缸盖时，按下式对焊缝应力进行计算：（2-6）式中：F—缸内最大推力（N）；动臂油缸F=40078.87，转斗油缸F=49480.08可以通过前文得知—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：角焊缝的允许应力由钢结构检查所以焊缝是安全的。（4）液压缸筒的制造和工业要求：（a）缸筒内径H7或H8，两者都必须打磨。通常情况下，此时缸筒表面粗糙度为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）必须在规定的内径公差范围内的缸筒内径圆柱度、圆度、锥度。（d）500长度上缸筒的直线度公差不超过0.03mm；（e）直径为100mm的缸筒端面垂直度不超过0.04；孔轴线与筒体直径D的偏差不不能比0.03大；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-对于缸径为100毫米的立式气缸，气缸D的直径在0.1毫米内；4）活塞杆的计算（1）计算公式是根据固定活塞杆长度和活塞直径在第四卷《机械设计手册》17-272中给出的：动臂油缸：（2-7）转斗油缸：式中：D—缸筒内径；—速比系数对《机械设计手册》第四卷的17-257条进行参考。如表2.5所示为零件活塞杆直径系列，直径达90mm的动臂油缸活塞杆，以及直径达110mm的转斗油缸活塞杆。表2.5活塞杆直径系列2022252832364045505663708090100110（2）计算液压缸的流量和推力（a）计算液压缸的推力按《液压设计手册》第79页的公式计算：用油填充液压缸无杆腔时，在活塞杆的理论推力下进行作用；（2-8）液压缸有杆腔内进入油时，活塞杆的理论力等于；（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；在公式中代入上述数据，得到：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的强度和硬度必须充足。杆内端：由于工作压力高，使用卡环设计来防止剧烈的机械振动。参考《7液压设计手册》第87页表3-10，获取以下结构：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。在工作时，液压缸的轴会摆动，这种结构采用校销连接。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：使用45钢；技术要求：eq\o\ac(○,1)20~30mm的表面镀铬，0.5~1mm的淬火深度。eq\o\ac(○,2)在导套中滑动的活塞杆，对应的是H8/H7，如果太紧会产生更多摩擦，如果太松很容易导致卡滞；eq\o\ac(○,3)活塞杆直径公差必须比圆柱度公差大。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得超过0.04毫米/100毫米，促使安装的偏斜不会产生，使其得到保障。eq\o\ac(○,5)外圆同轴公差和活塞安装的颈公差不得超过0.01mm；eq\o\ac(○,6)活塞杆的外圆粗糙度R=0.1~0.3，表面太光滑不利于油膜的形成，无法起到润滑的作用；eq\o\ac(○,7)活塞的表面处理是镀铬和抛光或磨削；eq\o\ac(○,8)还要对活塞杆内端的卡键和缓冲装置为同轴线进行确保；5)液压缸行程的确定根据工作需要，选择L=900mm动臂油缸活塞行程，L=508mm转斗油缸活塞行程。6)缓冲装置本设计主要采用的缓冲装置是可变节流型。在这种类型缓冲装置的缓冲过程中，随着缓冲过程的加速，通流腔的面积产生变化，缓冲腔中的缓冲压力始终保持恒定，总体结构图如下：图2.5缓冲装置结构图7)排气装置通常情况下，排气阀在液压缸两侧的排气管阀端以及顶部最高的泄压位置上进行安装。延迟压缩和自动延迟压缩膨胀必须存在于液压缸中流动的空气中，为了使这种现象得到避免，必须安装一个自动排气阀在每个自动液压缸上。8)选型根据以上计算结果，选择液压缸型号与《机械设计手册》第四卷17-286相结合：动臂油缸：180mm的油缸内径，90mm的活塞杆径，900mm的行程，17.5MPa的压力，H是其选择的等级代号，耳轴用于安装液压表，3是其代号，杆端外螺纹是活塞杆端连接方式，代号为1，杆头端带缓冲是缓冲型式(3)，内螺纹是油口的连接型式(1)，对双作用单活塞杆液压缸进行采用。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，缓冲型式使用杆头端带缓冲(3)，油口连接型式使用内螺纹(1)，液压缸采用双作用单活塞杆液压缸。其型号为：HSG.K-200/110.H-3131-508。2.选取液压泵选择合适的液压泵主要是根据实际工况和需求进行决定的。一般情况下，泵正常工作最大压力的80%是固定设备系统中正常的工作压力；液压泵的最大流量通常比正常工作系统的最大流量大得多。（1）泵的主要参数通过设计任务书，选用CBGj3125齿轮泵作为工作装置的液压泵。对《机械设计手册》和网络资料进行查阅，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—液体渗透系数计算，K一般取值1.1～1.3，计算中K取值1.2（3）计算液压泵的驱动功率液压泵的工作压力和流量得到确定后，可以对液压泵驱动功率进行计算：=20*1000*330/（60000*0.83）=132.5kW（2-13）3.阀的选取（1）单向阀根据《机械设计手册》对C型单向阀进行选择。在设定开启压力下使用C型单向阀，调节流量，完全防止回流。（2）溢流阀根据《机械设计手册》17-381，对DT-02-H直动溢流阀进行选择，7-21MPa的压力调节范围。（3）换向阀采用三位六通阀对转斗油缸进行控制，可以对铲斗的三个动作进行控制，在特定位置固定、前进以及向后；采用四位六通滑阀作为动臂液压缸换向阀，它可以控制动臂进行四个动作，固定、向上、浮动、向下。4.液压管道及其连接通过油管接头连接油管与油管液压组件，为了保证液压组件的顺利运行，对油管接头的压力损失、质量和密封性都有极高的要求。（1）硬管的选取管型和管内流速决定了油管内径的选择。由以下公式确定管道内径：（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）软管的选取通常情况下，软管分为高压软管和低压软管两种。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。由中胶层、内胶层、外胶层、钢丝编织层四层组成钢丝软管，有1-3层的钢丝编织层，只有2、3或6层的钢丝缠绕层，管子直径越小，层数就越高，耐压力也越高。缠绕钢丝的橡胶软管的优点还有脉冲特性好、管体柔软等。按照《机械设计手册》17-616中的公式计算内径：（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，通常情况下，软管流速比6m/s小，取值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，并且在接管与接头体的位置要直接用O形的密封圈，当机体拧入时，使用金属垫圈或组合来密封端面。管道系统中缸管接头和接管的连接必须焊接，管接头与机体之间主要采用常规的细牙螺纹连接，焊接式管接头按照《机械设计手册》第四版第四卷表17-8-6的规定进选用。（4）螺塞的选取螺塞主要用于对工艺孔和排油孔进行堵塞，包括缸身需要堵住的部位。对六角螺塞进行选用（JB/ZQ4450-1997），《机械设计手册》第四版第四卷P17-674表17-8-78有其主要的参数。2.3装载机液压转向回路2.3.1概述装载机频繁的转向取决于其工作周期短、灵活的特点。1.转向机构布置本设计的车架是铰接式，前后车架通过八字油缸的延伸进行转向。图2.6转向系统液压回路在转向过程中，存在以下关系：（1）一定的关系存在于转向油缸活塞位移和转向阀阀芯位移之间，也就是滑阀位移将引起活塞位移，而活塞位移又消除阀芯位移。这种方法也就是“反馈”。（2）前车架和后车架的相对角度总是与方向盘的转向角度一致。当方向盘转角较大时，前车架和后车架的相对角度也较大。此时，装载机行驶在小转向梁上，当转向角小时，前车架和后车架的相对角度也小，装载机此刻行驶在大转向半径上。当方向盘不动时，关闭左右转向油缸，装载机直线行驶。（3）虽然车轮在转弯时会产生很大的阻力，但是只需要很小的力就能对方向盘进行操纵，也就是力的放大效应。2.转向油路分析ZL60装载机转向油缸的压力和油主要由齿轮泵CB-Gj2080提供，由主机和柴油机驱动齿轮泵，定量转向油泵只有在发动机以一定的旋转频率运行时才能得到最理想的装载机旋转的频率。这很难在实践中实现，有两种方法可以实现装载机转向油缸的流量持续的变化，这取决于装载发动机的旋转频率：第一种，发动机对辅助泵和流量大的转向油泵进行使用。另一种是组合发动机的转向油路。主要是利用流体流过孔道时产生的压差完成流量控制阀的运动，随着转向油路不同的流量移动，使滑阀自动移动，使工作油路和转型油路的流量得到自动控制，根据工作需要制定计划。3.流量控制阀动作原理如下：（1）在发动机低转速时发动机转速较低时，转向油泵和辅助油泵在转向油路中的流量较低，通过孔的液流压降也较低，滑阀左侧和右侧之间的压力差也较小。较小的压力差无法对弹簧强度进行克服，因此滑阀将推向左。转向油泵压力油经孔后流入转向油回路；所有来自辅助泵的压力油将止回阀推到滑阀内部，并与转向液压油泵的压力油连接控制，然后通过孔向转向回路输送油。（2）在发动机中速时提高发动机速度时，会增加每个油泵的流量，也会相应增加通过开口的流量，因此也会按比例增大通过孔的压力差。当发动机转速达到一定设定值时，通过滑阀的压力差将开始克服弹簧的预应力，并将向右移动滑阀。此时，辅助油泵的一部分压力使机油转向工作油回路，随着发动机系统的增大，这一部分流量也会增加。随着发动机转速的增加，辅助油泵提供给转向油回路的燃料量减少。因此，在任何发动机系统中，辅助油泵和转向油泵向转向回路提供的总流量都保持相当稳定。（3）发动机高速时如果进一步提高电机速度，则增大滑阀的压差，增加滑阀向右的移动量。当一定的设计速度达到时，辅助泵到控制回路的所有开口都关闭。在这一阶段，辅泵是所有工作油循环中开度最大的。目前，整个辅泵流量被送到工作油路，工作油路对工作泵和辅泵的全流量进行接收，大大加快了运行速度。当发动机比该设计转速大时，仅由转向油泵提供转向油路所需的流量。此时，随着转向油泵转速的提高，转向油路的流量进一步增加。4.转向阀有两种装载机转向阀和转向器布置的型式。中型和小型装载机的转向阀通常在转向器下方布置，转向螺杆连接到转向阀。由于转向系统流量较大，转向阀的结构对于大型装载机来说也更加复杂。所以，转向阀设计为独立结构，转向器通过垂直转向臂、前后牵引杆、从动杆等杆系，连接到转向阀，使结构更便于布置。本次设计的ZL60装载机是大型机械，相对简单可靠的前一种方法，因此得到采用。以下是ZL60装载机转向阀的工作原理：当转向阀在中间位置时，相连的油箱与转向油泵，通过转向阀，从油泵进口的加压油直接返回油箱。处于低压状态的锁紧滑阀右端油液，在左端弹簧的作用下，锁紧滑阀被向右推，转向油路被封闭，转向油缸不移动。逆时针转动方向盘时，垂直转向杆穿过滑阀的前后拉杆和跟踪杆移回左转位置。由于从油泵滴下的油不能直接返回到油箱，所以从油泵滴下的加压油将单向阀推开，然后将锁紧滑阀的右端进行推动，使其在弹簧力的作用下向左滑动。油泵压力油通过转向滑阀和锁紧滑阀向右转向油缸活塞腔及左转向油缸活塞杆腔供油，右缸活塞杆腔、左缸活塞腔中的油返回油箱，促使左转向的目的达成。因为随动杆的另一端固定在前车架上，在装载机转动时其跟着旋转。同时，随动杆向前移动后拉杆，其向前移动的距离等于所述后拉杆的向后移动距离，使转向阀回到中间位置，这是转向系统的机械反馈。如果方向盘继续转动，将再次打开转向滑动阀，前后车架将继续相对于彼此弯曲。所以，方向盘的旋转速度决定前后车架的弯曲角度。转向阀在方向盘停止旋转时回到自由位置，关闭转向缸。然后用产生的转向半径旋转装载机。如果装载机需要直线行驶，需要以相同的角度向相反的方向转动方向盘。转向滑阀具有负封闭可逆过渡形式，其优点是，在转向阀的空档位置，油可以直接返回油箱，从而缓解转向油泵的压力，使动力损失减少，转向灵敏度提高。2.3.2转向液压系统计算1.液压缸选取1）内径计算（1）对16MPa的工作压力进行选取。（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）1.46是速比系数取值。（4）将转向系统的工作阻力确定为F=46000N。参考《机械设计手册》I卷1-113，安全系数取值为1.5。在公式2-1中带入数据，对液压缸内径进行计算得：对第四卷的《机械设计手册》内容进行参照，对液压缸的内径进行设计（如表1.3），D=100mm为动臂液压缸的取值。2）壁厚和外径的确定（1）参考《液压设计手册》76页，3—4公式，计算通常按照薄壁筒，按照公式2-2计算壁厚（m）：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通常使用20、35和45钢的无缝钢管作为缸筒材料，并选择45钢作为本次结构材料。硬化处理。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：在公式2—3中代入数据，经过圆整及对《机械设计手册》第一卷3—161液压和气动缸内径无缝钢管进行参考，取油缸壁厚为则液压缸的外径：（2）验算液压缸壁厚（带入数据到公式2-4）：所以壁厚是合格的。3）缸筒底部厚度的计算（1）与缸筒的连接型式连接型式与上述动臂油缸和转斗油缸相同，均为焊接型。（2）厚度的计算它的底部是平的，可以根据周围嵌入的圆盘的强度来估计其厚度（带入2-5公式）：—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；有前文可知，m（3）强度验算焊接连接缸筒和缸盖时，按公式2-6计算焊缝应力：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角焊缝的允许应力由钢结构检查所以焊缝是安全的。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；对《机械设计指南》第四册17-257直径活塞杆组(如表2.5)进行参照，取油缸活塞杆直径63mm。（2）计算液压缸的推力（a）液压缸推力的计算计算依据公式2-8及2-9：（b）液压缸的效率（按公式2-10计算）：带入公式2-10：（c）液压缸的流量（按公式2-11计算）带入数据得：（3）活塞杆的结构设计与上述相同的动臂油缸和铲斗油缸结构，如图2.3所示为活塞杆和活塞的连接形式，活塞杆外端的连接形式见图2.4，并且材料和材料处理与上述相同。5）液压缸行程的确定根据工作需要对转向油缸活塞行程L=375毫米进行选择。6）缓冲装置采用与前面相同的装置（如图2.5）。7）排气装置采用的装置与前面相同。2.选取液压泵（1）泵的主要参数根据技术任务，该工作装置的液压泵对CB-Gj2080型齿轮泵进行了选择。通过对《机械设计手册》及网上资料进行查阅，其主要参数为：理论额定液压泵排量80毫升/分钟，额定压力20兆帕，25兆帕是最大压力，额定转速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）对液压泵工作压力和流量进行确定之后，就可对液压泵驱动功率进行计算：=20*1000*211/（60000*0.83）=84.74KW3.阀的选取同上。4.液压管道及其连接（1）硬管的选取软管类型和软管内流速决定了软管内径。按公式确定（2-14）管道内径。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）软管的选取按照公式（2-15）计算内径：式中：A—软管的通流截面面积（）；Q—管内流通（L/min）；v—管内流速，通常软管允许流速比6m/s小，取5m/s。所以，软管的内径取（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）结构的设计开放式油箱的液位对大气开放。为了防止油污染，安装了空气滤清器箱在燃油上方，该滤清器同时充当加注口。封闭式油箱通常意味着油箱的液体表面与大气没有直接联系，通风口与压力下的惰性气体相连。通常油箱的形状是矩形的，容积比2大的油箱，更适合圆柱形结构，设备轻便，0.05MPa是油箱内压。当设置油箱的主油孔时，排油口与油箱回油口之间的距离应尽可能大。管口必须插入到最低油位以下，形成45°的斜角，以增加油的吸收和回流截面，所以油流速度不会太大，而且管口必须对准容器底部。吸油管与箱底之间的距离H≥2D（D–管径），与箱体侧面的距离至少为3D。h≥3D是回油管与油箱底部的距离。将吸、回油管通过隔板隔开，使液流能够循环，分离和沉淀油液中的气泡与杂质。另外隔板上的滤网还可根据需要进行设置。在对油箱将进行设计时，结构上应对清洗换油时的方便进行考虑，对清洗孔进行设置。在油箱的最底部设置放油口。对安装板进行设置，也就是通过螺栓固定在油箱盖上。对液位计进行设置，对油箱进行加注时监控油位上升，油位可以在系统过程中查看。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，促使清洁更方便。油箱内壁必须经过抛丸或喷砂处理，对焊接渣和锈进行清除。一旦清除了灰砂，处理或涂层就可以根据不同的工作介质进行。（2）液压油箱的有效容积的计算结合使用情况，使用以下经验公式进行计算：（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整个液压系统使用一个油箱，因此液压泵的额定流量是两个液压泵的总和。根据计算结果，选用无支承架的AB40-33油箱，《机械设计手册》17-745，使用1500型，重量510千克，工作容积1676升。2.过滤器液压油中的杂质可以通过过滤器去除，使系统部件的清洁度得到保持，促使系统部件的可靠性得到保证。系统中机油滤清器的安装。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：需要高输油能力保护液压泵（为油泵流量的2倍以上），阻力不大（不超过0.01～0.02MPa）。通过使用粗过滤网（网式或线隙式）。选择滤油器时，根据《机械设计手册》P17-720表17-8-129，连接过滤器与低压线隙式管，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对各种液压元件进行安装时，还应对以下问题进行注意:（1）质量检查必须在安装组件之前进行。（2）在安装前，应对各种温度自动控制的仪表认真进行检查校验。（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，联轴器必须与制造厂规定相符。必须确保液压泵和电机之间安装的刚度充足，对其在运行过程中的同轴进行确保。液压泵的进给线必须短而直。在规定的油粘度范围内，泵的吸入压力等条件应与泵制造商的要求保持一致。必须完全密封液压泵，空气和粉尘一点都不能存在（4）油箱的安装要求如下：对油箱进行彻底清洗，检查使用压缩空气，同时对焊缝质量进行检查。油箱底部应比安装面高150mm以上。支撑面积必须充足。（5）液压阀的安装。阀门的安装和连接方式应与制造商的技术要求相符。板式排气阀的导向支撑必须正确。安装连接处时，应注意使密封良好的密封能力得到保障。法兰连接螺钉不应过度拧紧，以免破坏密封性。当密封件需要拧紧时，应对密封件的安装形式或连接材料进行更换或修改。（6）密封件密封材料必须与其接触点介质相容。工作压力和密封温度以及密封安装应该根据相关规定进行。具有动态封条，在符合制造商规定的存储条件的情况下，可使用一年。（7）液压执行元件的安装要求如下：（a）液压缸液压缸的安装应符合设计图的要求和规范。当对液压缸进行安装时，在结构允许的前提下，必须在顶部安装进出口，以便能够自动通风或方便对通风阀进行安装。安装液压缸时应该是方便可靠的，对热膨胀的影响进行预防，气缸的一端必须在高温工作下保持浮动。管道接头不得松动。液压缸的安装面必须足够平行，并与活塞杆的滑动面垂直对齐。不应使密封圈的安装过紧。（b）管路应遵循以下要求对管路进行安装：按照有关工艺规程进行管路铺设、安装。管路必须自由安装，固定连接的管路设备不应被强行连接到焊接后的过度径向力。它的位置必须精确、一致、清晰。邻近管路的边缘至少要有10毫米。短管焊接是不允许的，不允许在弯曲处连接。管路的敷设和安装应不对部件和液压设备造成污染，并使其的清洁得到保障。2.5.2液压元件的维护应该经常检查油箱中的油液是否保持在正常液面。对新油液进行更换或对油压进行添加时，油液必须与指定的油液牌号相符合。2.6本章小结1.主要对工作装置液压原理图进行了设计，液压泵、安全阀、液压缸、换向阀等部件的选择是通过计算进行的。2.对转向系统液压原理图进行了设计，并通过计算对各液压元件进行选取。3.选取了液压附件（如滤油器、液压油缸等）。4.分析了基于此安装与维护液压系统。第三章后车架设计及校核3.1.概述一般情况下，车架分为整体式和铰接式：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。用钢板冲压或者通过接完成，由前向后变的纵梁横截面，大部分载由后半部分承载荷，横截面高度也要大大提高。两个纵梁的前部和后部由横梁连接。在荷载较大的车架后部安装了两个x形梁，以增加其强度和刚度，车架后部安装了k形梁，以增加车架的局部强度。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，主要采用以下三种铰接式车架节点形式：滚锥轴承式、销套式、球铰式。本次设计的大型装载机是ZL60装载机，结构简单，工作可靠的第一种铰点型式，可以对强度要求进行满足，因此对第一种铰点型式即销套式进行采用。2.车架上各部件的设计主要由各种板、后铰链架、车架组成轮式装载机后车架（主要包括柴油机垫板、水箱垫板、左右侧板等），它是基础，用于安装各部件及总成。对ZL50型装载机进行参照，促使各板的尺寸得到明确。主要板件设计如下：（1）首先对后轴中心线的位置进行确定，然后对轴距的一半进行确定（2）左、右侧板参考技术规格参数，结合前车架和工作装置的相关信息，确定长度为3565mm，后桥轴中心线到板前端的距离为1690mm。板材为Q345A低合金钢结构，板厚取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）水箱垫板水箱尺寸按参考材料设计，水箱垫板尺寸为300x110，材质为低合金钢Q345A。（5）后尾梁根据装载机全宽全高，对后梁尺寸（1080x410），板厚（20），材质（Q345A）为低合金钢结构进行确定。（6）右连接板、前翼板、后翼板根据装载机后机架尺寸及各部件布置，右连接板尺寸为640x120，前翼子板尺寸为1435x90，后翼子板尺寸为1215x130，板厚25，材质为Q345A。参考ZL50装载机设计其他面板，车架通过焊接每个板件形成。3.装载机后车架上各主要部件的布置对装载机定位的一般原则进行参考，车架平面上各部件的位置应尽可能相对于车辆的纵向对称轴对称，以对车辆的横向稳定性进行增加，并使左右轮胎负荷的稳定性得到增加。1）发动机装载机布置不同的部件通常从发动机开始。通常情况下，发动机布置在整个机器的后部，尽可能降低其上下位置，从而对整个机器的稳定性有利。但是，在副车架和驱动桥壳位置的限制下，发动机必须保证离地间隙和传动装置是充分的。发动机位置设定后，就可以对液力变矩器、变速器和传动轴进行布置。2）铰销的布置通常有两种方式布置铰接式装载机前后车架铰销：（1）在前桥和后桥轴线中间位置的是铰接轴。在转弯时，前轮和后轮有相同的半径，这在狭窄的区域非常方便。由于前轮和后轮的轨道总是一致的，这使在松散地面上的行驶阻力和转向阻力矩得到减少。（2）铰链销位于距前轴1/3-1/2.5轮距的位置。转弯时，前轮的转弯半径比后轮的转弯半径大。因为前后轮的转弯半径不一样，促使额外的功率损耗产生，轮胎磨损增加。它的纵向和横向稳定性在转弯时都降低了，但铲斗的转弯角度很大，便于料堆可以在原地就对准，驾驶员也不容易感到疲劳。此外，铰销位于偏前的位置，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，常会采用该种方式。在对铰链点位置进行考虑时，为了使铰销上的受力情况得到提高，铰链轴应分为上下铰链轴，在对间隙不造成影响的情况下，使两个铰链轴之间的垂直距离最大化。一般情况下，在装载机纵向平面对称平面上的是传动轴，与等高线形成的角度被最小化，使驱动接头时的稳定速度得到保障。如果布局复杂，可以对中间传动轴和附加支架进行添加。3）桥荷分配铰接式装载机空载时：装载机自重的35%～56%为前桥负荷，平均为47%。装载机自身重量的44-65%为后轮轴负载，平均为53%。满载时的铰接式装载机的前轴负载可以达到70～82%。3.3后车架校核由于车架这种空间箱体结构是复杂的，同样复杂的还有载荷。目前还没有一个完整而简单的方法来计算这个车架，只是可以测试局部截面的强度，当前对其强度和刚度的计算或验证方法使用的是元素法，分析车架在两种典型工作条件下的受力，验证了两种工作条件下连接销轴的强度。对于车架，最典型的受力最大的工况是：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。这里分别分析了前两种工况的受力。（1）最大插入力工况车架受力分析假定前车架和后车架在同一纵轴上没有弯曲，插入力是对称载荷，这时车架的前载荷和后载荷仅通过车架铰点位置对作用力进行传递，而转向液压缸没有负载。并且对下铰点支承铰销的轴向力进行假设。图3.2轮式装载机车架结构图以后车为独立体，如图所示为作用外力。将如下方程写出来，就可以对二铰销的受力情况进行计算。图3.3最大插入力工况下的铰销受力