压缩式垃圾车液压系统设计

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

我国初期城市收集街道、物业社区等地方的垃圾重要是靠人工手推车和普通垃圾运

送车。此种垃圾运送方式存在一定弊端：一是手推车等落后的运送方式工作效率低又与

现代化城市极不相称，二是在运送过程中易产生二次污染。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送车辆具有垃圾压缩比高、装载量大、密闭运送、消除了垃圾

运送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送与作业车辆。

压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、压缩过程中的污水所有进入污水厢，较为彻底的解决了垃圾运送过程

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立部位，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。运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、运送过程中垃圾的散落、飞扬导致的污

染。提高劳动效率，减轻劳动强度，是一种新型抱负的环卫专用车。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，整车运用效率高；具有自动反复压缩以及蠕动压缩功能；压缩

式垃圾车垃圾压实限度、垃圾收集、卸料装车和垃圾站占地等方面均优于其他类型垃圾

压缩站成套设备。

目前国内使用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

重物含量的增长，非压缩的装载方式已显得不经济，一些城市开始使用后装压缩式垃圾

车，并且已呈不断上升趋势，有关主管部门也将后装压缩式垃圾车列为此后城市垃圾车

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，并且容易发生因误操作而导致的垃圾车部件损坏和人身

事故等缺陷。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，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，几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毕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的安全性、可靠性和方便性带来影响c因此，

改善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重要途径。

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；同时在推板油缸上设一背

压，这样垃圾在开始装填过程中就得到了初步压缩。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、密封运送和自卸为一体，克服了摆臂式、侧

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、漏二次污染的缺陷，

自动化限度高，提高了垃圾运载能力，减少了运送成本，是收集、运送城市生活垃圾的

抱负工具，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，产品设计重要是采用经验取值或测绘的方法，在很大限度上限制了产品整

体设计水平的提高。后装压缩式垃圾车结构如图1.1所示。

I、推板2、厢体3、填料器

图1.1后装压缩式垃圾车

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16MPao为保证系统工作可靠，增

长了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成预

定压力时，由于推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车席前部逐渐移动，使

垃圾被均匀地压缩。举升任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

程机械中的普通多路换向阀的基础上改善而成的，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。并且，本电磁多路换向阀加大了中位的

卸荷通道，减少了系统的发热。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，提高垃圾斗油缸设立了液压锁，提高了安全性；（b）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卜之后被自动锁紧；（c）为

了实现推板边夹边退的功能，运用液压小孔节流原理，使推板油缸产生反向压刀，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，减少了其液压油的用量。

操作控制系统是压缩式垃圾车用来完毕垃圾的装卸、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

朴，易于实现集成化设计，缺陷是电动控制操作采用的是电控气动多路换向阀，价格较

高，需要防水。

刮板缸

推板缸

填料器举升缸

顺，序阀

LJL

■T

多路换向阀

图1.2后装压缩式垃圾车液压原理图

目前，压缩式垃圾车重要合用于我国城乡散装、袋装垃圾的集中收集和运送。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、减少成木、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

式垃圾车将是此后城市环境卫生业的必然趋势。

I-换向阀；2,3一溢流阀：4一单向阀；5-连接螺栓

图1.3多路换向阀结构原理图

2液压系统的重要设计参数

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2002023

滑板重150kg

刮板重200kg

推铲重300kg

可载垃圾质量3000kg

厢体容积8m3

填料槽容积0.8m3

填料槽可装垃圾质量300kg

液压系统工作压力I6MPa

3制定系统方案和拟定液压原理图

3.1液压系统的组成及设计规定

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四个部分组成。在本设计系统中，

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向控制。

通常液压系统的一般规定是：

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）规定传动效率高，工作液体温升低；

4）结构简朴紧凑，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，应力求简朴、经济及满足环保规定。

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。液压系统运转的可靠性、准确性和灵活性，在很大限度上取决于

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，对油液的规定不是很

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，初步定为中档压系统，即为P=16MPa0

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成预定压力时，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C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

换向阀的基础上改善而成的，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C

3.3拟定液压系统原理图

通过上述对执行机构、基本回路的设计，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

-i=n有寸土端onm

nMLT

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

DTIDT2DT3DT4DT5DT6DT7DT8DT9DTIO

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+

填塞器复位+

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.活塞伸出时，受力分析如图4.1—4.2

总重力Gi=G利+G滑=（m刮+m滑）g=（200+150）x10=35OON

式中:G用一刮板的重力（N）；

G^一滑板的重力（N）。

滑块与导轨之间的摩擦力。

fi=pGicos45=0.1x3500xcos45=247.5N

式中：fi一滑块与导轨之间的摩擦力（N）；

H一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取以二0.1）。

活塞惯性加速度卬=21二乜二2=0.2%2

活塞伸出时的惯性力Fu

Fn=（m利+m滑）an=（200+150）x0.12=42N

则活塞伸出时，作用在活塞上的合力B为

Fi=Gisin45'+fi+Fn=35()()xsin45'+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

/、JInJI

F|=(PA-P2A2)00

式中：n,“一液压缸的机械效率(由文献[1,表37.7—6],取n,n=o.9)。

取回油压力P2=(),则F1二P|三02n

114

______|__4><2764

所以，D=I———=]------2-----=1\.\mm

尸\16X106X^-X0.9

图4.1滑板缸活塞伸出时的受力分析图4.2滑板缸活塞伸出时的工况分析

2.活塞缩回时，受力分析如图4.3—4.4

总重力Gi,=G刮+G滑+G坨=(m刮+m滑+m垃)g

=(200+150+300)x1()=65D0N

滑块与导轨之间的摩擦力为

fi=RGICOS45"=0.1x6500xcos45'=460N

活塞缩回时的惯性力为

Fn*=(m刮+m涉+m坟)an=(200+150+300)x0.12=78N

则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F「为

F「=G/sin45+Fn，-fi，=6500xsin45+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

耳=(P1A2-P2A1)

22

取回油压力P2=0,则F；=P,^(D-J)nw,所以

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=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)UY-40/28,具体参数见表4.1。

表4.1UY—40/28参数

缸径杆径推力拉力最大行程

(p40mm<p28mm20.IIKN10.26KN12023mm

4.2刮板缸的受力分析及选择

1.活塞伸出时，受力分析如图4.5—46

总重力G2=G创=mfil；g=2()0x1()=2023N

式中：G别一刮板的重力(N)o

滑块与导轨之间的摩擦力f2

f2=「iG2cos45.=0.1x2023xcos45=141.4N

式中：f2一滑块与导轨之间的摩擦力（N）;

R一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取以=0.1）。

活塞惯性加速度a,2=写包=竿二2=O12/2

活塞伸出时的惯性力F12为

F12=m«an=200x0.12=24N

则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F2为

F2=G2sin45,+F12-f2=2023xsin45*+24-141.4=1297N

由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为

F^C^A.-P.AP乜=田；。2一p/（Q2一小小“，

式中：\“一液压缸的机械效率（由文献[1,表37.7—6],取1”=0.9）。

取回油压力P2=0

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刮+G垃=(m刮+m、)g=(200+300)x10=5000N

滑块与导轨之间的摩擦力f2’为

f2=11G2cos45=0.1x5000xcos45=353.6N

活塞缩回时的惯性力F12,为

Fi2=(m刮+mtt)ai2=(200+300)x0.12=60N

垃圾与厢壁之间的摩擦力f垃圾为

F夕立坡二giG垃cos45=0.32x3000xcos451=678.8N

式中：用一垃圾与厢壁之间的摩擦因数(工程塑料与钢，取用二0.32)。

则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F2’为

F2=G2sin45+F12+f2'+f垃圾’

=5000xsin45,+60+353.6+678.8=4628N

由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为

222

F；二(R八2—P2Apqw=[P^(P-J)-P2^D叫“

取回油压力P2=0

则F；=P《(Q2_42)所以，

4

VPFQ”

I.4628

=1V-16-x106-X-万-x0-.9

二,2.05x10-4+/

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=20mm。

J

图4.7刮板缸活塞缩回时的受力分析图4.8刮板缸活塞缩回时的受力分析

比较活塞伸出和缩回两种情况，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）UY—40/2B,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—4.10。

总重力Gs=G刮+G沿+2G刮u+2G沿赶+G厢板

式中：G刖一刮板的重力（N）；

G沿一滑板的重力（N）；

Gw一刮板缸的重力（N）；

G他一滑板缸的重力（N）。

由于刮板缸和滑板缸都选取的是UY—0/28,所以估算G碗=Gmi=102N

式中：G那板一填料器的厢板重（N）,估算G师板二4150N。

G3=G利+G沿+2G利2G制》+G昭板

=2023+1500+4x102+4150=8058N

滑块与导轨之间的摩擦力f3为

f3=pG3cos75=0.1x8058xcos75=208.6N

式中：f3滑块与导轨之间的摩擦力（N）；

以一滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取以=0.1）。

活塞惯性加速度勺3=干@=更三=0.15%2

活塞伸出时的惯性力FI3为

F13=（m,wIm；ft44m缸［m加板）an

=（200+150+4x10.2+415）x0.15=120.87N

则活塞伸出时，作用在活塞上的合力R为

F?=G?sin75+F13+f3

=8058xsin75-+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

FPAPA2

3=（,1-22）L,=邛；。2—用；（。2-d）］nm

式中：、”一液压缸的机械效率（由文献［1,表37.7—6］,取1"=0.9）。

2

取回油压力P2=0,则F3=P,^DnMI

图4.9举升缸活塞伸出时的受力分析图4.1。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—4.12

总重力G3=G用+G沿+4G液压缸+G相板

=2023+1500+4x102+4150=8058N

式中：G刮一刮板的重力（N）；

G滑一滑板的重力（N）；

G液压缸一刮板缸和滑板缸的总重力（N）；

由于刮板缸和滑板缸都选取的是UY—0/28,所以估算G液压•缸=102N

式中：G厢板一填料器的厢板重（N）。估算G配板=4150N

滑块与导轨之间的摩擦力f；为

f3=tiG3cos75,=0.1x8058xcos75=208.6N

式中：f3‘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，取以=0.1）。

活塞缩回时的惯性力F6为

Fa'=（m浏+m沿+4m缸+m厢板）an

=（200+150+4x10.2+415）x0.15=120.87N

则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F3’为

F3=Gssin75,+F13—f3

=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

,/、兀人）

F3=（P,A2-P2A,）

22

取回油压力P2=o,则F3'=p,^（D-j）n,„所以，

当液压缸的工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d=0.7Do因此，可得D=25.8mm。

比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者D=25.8mm。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）UY-40/28,具体参数见表4.1。

图4.11举升缸活塞缩回时的受力分析图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f坟段为

f垃圾=RiG及=0.32x30000=9600N

式中：同一垃圾与厢体之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取囚=0.32）。

推铲与厢体间的摩擦力f措铲为

f推铲二推胪=0.1x3000=300N

式中：推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取|_1=0.1）。

推铲的惯性加速度al4==0.2%

推铲伸出时的惯性力FI4为

FM=(m推铲Im垃圾)ai-

=(300+3000)X0.2=660N

则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F4为

F4=f昂圾+f推靖+Fi4=9600+3()()+660=10560N

由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为

22

F4=（RA「P2A2）%=田P2^（D-J）］nw

式中：n,“一液压缸的机械效率（由文献［1,表37.7—6］,取1“=0.9）。

取回油压力P2=（）,则巳=巳（。2\"

4x10560

所以，D==30.6mni

16X106X^-X0.9

图4.13推铲缸活塞伸出时的受力分析图4.14推铲缸活塞伸出时的工况分析

2.推铲缩回时，受力分析如图4.15—4.16

推铲与厢体间的摩擦力f推快为

f印w=pG推皆=0.1x3000=300N

式中：推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取|_1=0.1）。

推铲伸出时的惯性力Fu为

Fu=m推铲ai4=300x0.2=60N

则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F4为

F4=f推a+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；=（RA2—P2Ap1”=田%。2-/）_巳；》见“

取回油压力P2=0,则F；=PW（D2_/）\"，所以可得下式

吟W+储

VP产1L

I4x360T

=J-----7-------1-d

V16x10x^-xO.9

=V3J8X10-5+6/2

当液压缸的工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d=0.7Do

因此，可得D=7.9mm。比较活塞伸出和缩回两者情况，取较大者D=30.6mm,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）UY-40/28,具体参

数见表41。

Fp'f钟'

图4.15推铲缸活塞缩回时的受力分析图4.16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

图5.1滑板缸的负载循环图和运动循环图

Lmm

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

Lmm

图5.4推铲缸的负载循环图和运动循环图

6液压泵的选用

在设计液压系统时，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

作稳定性等来拟定泵的类型和具体规格。泵的流量由执行机构的最大流量决定，即

VA

八二4^（6.1）

%

式中：Vmax一活塞最大速度（m/s）；

qmax—液压缸的最大流量（L/min）；

Amax—最大有效面积（m3）;

小，一容积效率（当选用弹性体密封圈时，小力）。

由于所有的液压缸均采用UY—40/28,则液压缸的最大面积为

因此，由式(6.1)得

八=2夕举升=2x巡金

.0.15xl.26xl(r*y3.

=2x---------------=3.78x1044/s=22.68L/min

1

式中：q撰丹一举升缸的流量(L/min)。

液压泵的供应流量为

Qp=KCJM=1.2x22.68=27.216L/min

式中：K一泄漏系数，K=1.2o

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6.11JB—30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/r32MPa35MPalOOOr/min15.4KW95%

7电动机的选择

根据工况，电动机的额定功率Pe>Pz,旦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孚

=1.10xl5.4=16.94kW

式中：K—余量系数，K=1.10；

P驱一液压泵所需要的输入功率(kW)o

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」Y200L1—6电动机性能参数

额定功率电流转速效率功率因数最大转矩

18.5KW37.7A980r/niin89.8%0.832.0Nm

8液压辅件的选择

8.1液压油

N46普通液压油YA—N46(原牌号：30),参数见表8.1。

表8.1YA—N46液压油参数

运动粘度(40C)(mnf/s)粘度指数凝点(℃j抗磨性(N)密度(kg/n?)

46>90<-10800900

8.2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—0.15MPa温度范围：・20—100℃

8.4回油过滤器

YLH型箱上回油滤油器YLH—25x15,参数见表8.2。

表8.2YLH—25x15回油滤油器参数

通径流量过滤精度公称压力最大压力损失连接方滤芯型号

(mm)(L/min)(pm)(MPa)(MPa)式

1525101.60.35螺纹H—X25xl5

8.5空气过滤器

EF系列空气过滤器EF3T0,参数见表8.3。

表8.3EF3—40空气过滤器参数

加油流量L/min空气流量L/min油过滤面积cm?油过滤精度pm空气过滤精度pm

210.1701800.27930—40

8.6吸油过滤器

YLX型箱上吸油过滤器YLX—25x15,参数见表8.4。

表8.4YLX—25x15吸油过滤器参数

通径公称流量过滤精度允许最大压力损失连接方式滤芯型号

mmL/minpmMPa

1525800.03螺纹X-X-25xl5

8.7液压泵

JB系列径向柱塞泵1JB—30,参数见表8.5。

表8.51JB—30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8.6ZFS101多路换向阀参数

通径mm额定流量L/min额定压力MPa

1()4016

8.9单向节流阀

MK系列单向节流阀MK8Gl.2,参数见表8.7。

表8.7MK8G1.2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/min

831.52—302

8.1()溢流阀

直动式溢流阀DT-02-H-22,参数见表8.8。

表8.8DT-02-H-22直动式溢流阀参数

通径in最大工作压力MPa最大流量L/min调压范围MPa质量kg

0.2521167.0—211.5

8.11单作用平衡阀

FD系列单作用平衡阀FD6-A10,参数见表8.9。

表8.9FD6-A10单作用平衡阀参数

通径额定流量调压范围控制压力启动压力质量

mmL/niinMPaMPaMPakg

6400.3-31.52-31.50.27

8.12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-25-50,参数见表8.10。

表8.10DNC-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许用径向负载N扭矩Nm

5025483415350.85

8.14两位三通电磁气阀

普通两位三通电磁气阀Q23XD-I0-DC24V,参数见表8.11。

表8.11Q23XD-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

MPammL/minKPa

0—1.65—6010M18X1.5230015

8.15消声器

LFU—1/2安装位置:垂直方向±5。，参数见表8.12。

表8.12LFU—1/2消声器参数

气接口in额是流量L/min输入压力MPa消声效果dB安装形式

GI/260000—1.640螺纹

8.16气源解决三联件

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8.13GC300—10MZC气源解决三联件参数

调压范围使用温度滤水杯容量给水杯容量滤芯精度质量

MPanilmlpmg

0.15-1.55—604075401300

8.17球阀（截止阀）

JZQF20L,参数见表8.14。

表8.14JZQF20L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8.153WE56.0/W220-50参数

通径mm额定压力MPa流量L/min

52514

8.19压力表

弹簧管压力表Y-60测量范围：0—25MPa

8.20微型高压软管接头总成

HFP1-H2-P-M18,参数见表8.16。

表8.16HFP1-H2-P-M18参数

公称通径mm工作压力MPa工作温度℃推荐长度mm螺纹尺寸

1025-30-80320M18X1.5

8.21测压接头

JB/T966-ZJJ-20-M30管子外径：20mm

8.22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HED1OA20/35L24,参数见表8.17。

表8.17HED1OA20/35L24参数

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

查《机械设计手册4》可知，吸油管内液压油的流速vWO.5—2m/s取2m/s

吸油管内的流量q=27.216L/min=4.536x10-4m3/s

由于q==2vz,所以口二-J4*乂1可_16.99〃〃〃

查表得到标准软管尺寸，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n.m成品软管外径mm

1918.6—19.824.6—26.229.4—31.0

8.24.2压油和回流管路的选择

查《机械设计手册4》可知，压油管内液压油的流速vS2.5-6m/s回流管内液压油

的流速vW1.5—3m/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.推铲缸压油管路的选择

71,

0.2x-x0.042

推铲缸所需流量q=—=------------------=2.5xICT。//5=15£/min

/1

取v=4m/s，则D==卜x2.5x!P__8.92机能

\VTTV4x4

查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

表8.19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mm

109.3—10.114.5—15.719.1—20.6

2.举升缸压油管路的选择

0.15x-x0.042

43

举升缸所需流量q=—=-------------------=1.88xlO-/n/1v=11.3L/min

/1

4X1.88X10Y

取v=3m/s,则=8.93〃〃〃

V3x乃

查表得到标准软管尺L见表8.19。

3.滑板缸压油管路的选择

0.12x-x0.042

滑板缸所需流量——=-------------------=1.5x104/w3/s=9L/min

/1

也作巨史二798.

取v=3m/s,则

\V7TV3X4

查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

4.刮板缸压油管路的选择

0.12x-x0.042

刮板缸所需流量q=-----=--------------------=1.5x10/s=9L/min

/1

取v=3m/s,则=7.98mm

查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

9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。按照油箱液面与大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱应用最广,

油箱内的液面与大气相通，结构简朴，不用考虑油箱充气压力等问题，故本系统采用开

式油箱。油箱中应安装相应的辅件，如热互换器、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

在初步设计时，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一液压泵的流量(L/min)；

m一经验系数，工程机械中m=2〜5。

所以，V二mqp=3x28.812=86.436L=0.0864m3

9.2油箱体积的拟定

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=0.8V实际

式中：V一油箱的有效容量（n?）；

V实际一油箱的实际体积（n?）。

所以腺际=1.25^=1.25x0.0864=0.108加

所以，长、宽、高=伍［=河丽=0.4766

为提高其散热能力，适当增大油箱容积，圆整后，取长二宽二高二520mm

因此，油箱的尺寸为:520x520x520（mm3）

10液压阀台的设计

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规定，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阀块结构尺寸的拟定

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

加工精度规定很高。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，口相临的孔口之间应有一定的距离。一股在中低压力下，为保证孔壁强度,

相临的不相通的孔口间最小壁厚不得小于5毫米，否则孔壁就有也许在压力冲击下崩溃,

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。重要是，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下应

尽量减小阀座尺寸，从而节省材料，减少加工强度和难度，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250毫米，高80毫米。阀块上各工艺孔位置、深度以

及其余具体尺寸见阀块零件图GCS-03o（三维立体图见附录中图A1-A2）

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、蓄能落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规定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。液压泵站合用于主

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时，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

接管路等完全拟定后，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，重要是进一步确切的计算液压回路各段压力损失、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,

或许采用其他必要