液压挖掘机工况分析及液压系统原理图拟定

摘要 IAbstract II引言 -1-1工作装置油缸缸径及其线性尺寸的确定 -2-1.1反铲工作装置总体方案的选择 -2-1.2挖掘机原始参数 -3-1.3铲斗主参数初选 -3-1.4动臂机构参数的确定 -5-1.5斗杆机构参数的选择 -10-1.6铲斗机构参数的选择 -11-1.7主要工作尺寸演算 -12-2挖掘力计算 -13-2.1液压油缸闭锁力计算 -13-3液压挖掘机工况分析及液压系统原理图的拟定 -21-3.1液压挖掘机的工况 -21-3.2挖掘机液压系统的设计要求 -24-3.3液压系统基本回路的分析 -24-3.4液压系统原理图及方案的制定 -30-4回转、行走机构主参数的确定和液压马达的选定 -31-4.1回转机构的选定 -31-4.2转台的转动惯量及回转启动制动力矩的计算[1] -31-4.3转台转角范围及最佳转速的确定[1] -32-4.4液压马达的计算选定[1] -32-4.5行走装置的构造 -34-4.6行走液压马达的计算选择 -34-4.7行走装置原地转弯能力及爬坡能力的校核[1] -37-5主泵、发动机和多路阀组的选型 -38-5.1液压系统主参数的计算[2] -38-5.2主泵的选定 -39-5.3发动机功率的计算[2] -39-5.4多路阀组的选用 -40-6先导控制回路及先导阀的选用 -41-6.1先导操纵的必要性 -41-6.2先导阀的选用 -41-6.3先导油泵的选择 -42-7其它辅件的计算和选择 -44-7.1管路的选择 -44-7.2蓄能器的选择[8] -46-7.3滤油器的选择[4] -47-7.4其它换向阀的选择 -48-7.5油箱容量的初算 -49-8液压缸的设计计算 -50-8.1缸筒的受力计算[9] -50-8.2活塞杆稳定性的计算[7] -53-8.3活塞的结构及于活塞杆的连接[7] -54-8.4活塞杆的导向套、密封和防尘[7] -54-8.5缓冲装置的计算[3] -54-8.6排气阀和油口的布置 -55-设计总结 -56-致谢 -57-1工作装置油缸缸径及其线性尺寸的确定1.1反铲工作装置总体方案的选择1、首先进行动臂及其油缸的选择以及斗杆及其油缸的选择动臂选择的是整体式弯动臂，其结构简单，结构重量较组合式动臂较轻，而且可以提高挖掘深度，这种方式在中小型挖掘机较常见。在动臂的下方布置动臂油缸，其中的一个铰接点；连接在动臂弯角处的下方，另一个则是在回转中心之前并且略高于转台，这样布置可以增加挖掘机的挖掘深度。在本设计采用焊接为整体式的、左右对称、宽度相等、直的封闭箱型梁斗杆。直斗杆结构简单，可达到较大的挖掘范围。斗杆油缸的一个铰接点设在弯动臂的中上方，另一端设在斗杆端部。2、确定动臂与斗杆的长度比以及铲斗的种类。斗杆长度的特性参数根据公式，取1.5～2，本次取1.8。根据机型采用下置式动臂缸，整体式弯动臂，整体式直斗杆。图1.1工作装置结构简图1.2挖掘机原始参数整机重量（t）1.88铲斗最大挖掘力(KN)22.7斗杆最大挖掘力(KN)11.24平台回转速度(rpm)0—10行驶速度Ⅰ档(km/h)0—2.4行驶速度Ⅱ档(km/h)0—3.6最大挖掘半径(mm)3940最大挖掘深度(mm)2210最大挖掘高度(mm)7050最大卸载高度(mm)5160工作油路系统压力(Mpa)20回转油路系统压力(Mpa)16行走装置系统压力(Mpa)16标准斗容量（）0.041.3铲斗参数选择1.3.1铲斗主参数初选铲斗的四个主要结构参数：标准斗容量、平均斗宽、转斗挖掘半径和铲斗挖掘装满角。四者的关系为：(4.1)平均斗宽、转斗挖掘半径两者相差不宜过大；-取三级土为基础设计，取近似值为1.25；转斗挖掘装满角挖掘转角一般取900-1000一般取950-1150根据反铲斗平均斗宽统计值和推荐范围，选取斗宽B。1.3.2设计内容及步骤平均斗宽的计算由参考文献选取B，取=0.5m（2）计算铲斗回转半径取转斗挖掘装满角=100，则=50；取三级土为基础设计，=1.25。可由公式(4.1)得：(4.2)即：m（3）计算取，得：=KQ=0.35×0.688=0.2408m图4.1铲斗相对坐标由图4.1得铲斗各点相对尺寸：表4.2铲斗铰点相对值单位：mmQKVX0-237688Y0420挖掘机铲斗的主要参数可以用于设计计算其它结构尺寸，利用改变三角形OEG的形状可以获得不同的斗形，如图4.2所示。图4.2铲斗计算简图图中三角形OGE为等腰三角形，OA段为直线，AB弧段为抛物线。A点至直线EB的距离为H，抛物线定点高度为L，一般取H=L。斗尖角取值范围一般为20°～25°，斗侧壁角取30°～50°，包角取100o设计铲斗时，需要全面考虑铲斗的主要使用场景和挖掘对象的特点，并选择合适的铲斗参数。选定合适的参数可以帮助降低铲斗的挖掘阻力，并提高铲斗的工作效率。1.4动臂机构参数的确定反铲设备是由多组连杆机构组成的系统，其中连杆机构的铰点位置和油缸参数的选择可以对其挖掘性能和生产效率产生很大的影响。在发动机功率、工作装置结构、设备重量和斗容量等主要参数的确定下，需要合理选择连杆机构的铰点位置和油缸参数大小，以提升设备的工作效率。接下来我们将分析动臂、斗杆和铲斗这三大关键机构。1.4.1设计的主要要求考虑到反铲工作装置的性能优化问题，需要合理选择其主要参数，包括发动机功率、机重、斗容量等主要参数以及工作装置结构形式。其中连杆机构的铰点位置和油缸参数大小对设备的挖掘性能和生产效率有着重要影响。接下来，我们将详细探讨动臂、斗杆、铲斗三大机构对挖掘效能的影响，进行性能优化。下面就动臂、斗杆、铲斗三大机构进行讨论。1.4.2动臂机构设计的内容及步骤已知条件：作业尺寸要求，即最大挖掘深度H1max、最大挖掘高度H2max、最大挖掘半径Rmax和最大卸料高度H3max等；（1）动臂下铰点C位置的确定根据经验公式：(4.3)得C点的横轴坐标为：得C点的纵轴坐标为：所以选C点位置（Xc,Yc）为（0.148，0.778）；同理：由公式(4.4)得动臂铰点与液压缸铰点的距离（取臂铰缸铰距离系数ke0=0.3）：取取得A点的横轴坐标为：得A点的纵轴坐标为：由此确定A点位置（0.386，0.494）（2）初选动臂与斗杆的长度比，并计算取如下图由最大挖掘半径时计算；图4.3动臂与斗杆长度计算简图如上图在中；根据余弦定理最终取得：验算∠CFQ：所以在150°～180°范围内。（3）计算上下动臂长度初选 求得（4）确定B点位置取,由此确定B位置。（5）由最大挖掘深度和最大卸载高度确定出动臂最大仰角和最大俯角由原始参数知：最大卸载高度，最大挖掘深度图4.4最大卸载高度时工装简图由图4.4得最大卸载高度的表达式为：(4.6)得出：图4.5最大挖掘深度时工装简图由图4.5得到最大卸载高度的表达式为：(4.7)得出：动臂的摆角范围为103°(6）计算，并检验动臂机构初取，由eq\o\ac(○,1)（4.8)eq\o\ac(○,2)(4.9)eq\o\ac(○,1)eq\o\ac(○,2)得：eq\o\ac(○,3)则，eq\o\ac(○,3)式可变为：解得：代入eq\o\ac(○,1)式得：则代入eq\o\ac(○,3)式由得：则可化简为：求得则得动臂机构成立(7)确定动臂缸全伸全缩长度以及长度图4.6动臂各铰点相对位置表4.3动臂铰点相对值单位：mmCBFX0941.42037Y006121.5斗杆机构参数的选择1.5.1设计的主要要求（1）应保证足够的斗齿挖掘力、闭锁力和以及摆力矩；（2）应保证斗杆的摆角范围∠DFE最大＝105～125°；应满足挖高，一般使∠CFQ≈160～180°；斗杆缸全伸、转斗缸全伸时，斗齿与动臂之间距≥10cm。（3）斗杆油缸伸缩比不宜过大（一般在1.6～1.7之间）。1.5.2斗杆机构设计的内容及步骤（1）初选斗杆缸参数，斗杆缸主动作用力为求得由参考数据知，根据公式(4.10)——斗杆按要求的最大挖掘力；——斗杆缸主动挖掘力。取(2)初选(3)根据几何关系确定(4.11)求得(4)求DF(4.12)求得（5)取,确定E点。图4.7斗杆各铰点相对坐标表4.4斗杆铰点相对值单位：mmFEQX0-1611018.5Y03601.6铲斗机构参数的选择1.6.1设计主要要求反铲装置的设计需要考虑以下几点：首先，铲斗液压缸应该在铲斗转角的特定范围内具有充足的挖掘力；其次，铲斗液压缸应具备足够的闭锁力矩与回摆力矩，以保障反铲装置的正常操作。铲斗的摆角范围应处于（铲斗的总转角150-180°）；铲斗机构在运动过程中应无碰撞干涉，整个转角范围内不出现干涉现象，无死点且不会破坏连杆机构的几何特征，以确保其正常工作；针对铲斗的挖掘切削形状分为四种，需要进行载荷分析并确定对应的转角，以确保设备的安全可靠性。按理论分析将铲斗的挖掘切削形状分为四种，对铲斗在对应转角处应该发挥的挖掘力大致应符合以下规律：①当F、Q、V三点共线时，其能发挥的挖掘力不低于最大挖掘力的70～80%；②当铲斗从F、Q、V三点一线继续转动在25～350范围时应能发挥最大挖掘力。③铲斗油缸伸缩比不应该超过1.651.6.2铲斗机构设计的内容及步骤（1）初选,|KQ|=0.2408m（2）选取六连杆共点机构，有（3)选取确定N点（4)测图得初取则；(4.13)求得(5)由结构确定G点位置。其原则是保证在L3的整个行程中、及应确保HNQK四边形不会破坏或卡住，整个机构需要保持无干涉运动和无碰撞。G点的确定方法是以M为圆心为半径画圆；以为圆心以半径作圆，两圆交点即为G点。1.7主要工作尺寸演算如图4.8所示：图4.8工作尺寸计算简图最大挖掘深度验算：(4.14)求得误差：最大挖掘高度及最大卸载高度验算：(4.15)求得误差：(4.16)求得最大挖掘半径验算：由余弦定理得：(4.17)误差：综上所述，各工作尺寸满足设计要求。2挖掘力计算2.1液压油缸闭锁力计算对于液压系统的设计，需要考虑各个液压油缸尺寸和闭锁力的适当设置，以保证液压挖掘机的工作状态稳定和高效。本次设计分为三个工况，对各液压油缸内径尺寸和闭锁力进行确定。在动臂液压缸中，需要保证反铲作业主要工况下不出现拉动或回缩现象，同时也需要保证在主要挖掘区域内，动臂液压缸能够发挥出最大挖掘力的条件下，调节被动液压缸的闭锁力，以保护元件的作用。其适用范围不超过系统压力的1.2倍。2.1.1工作装置各部件质量分配参考同类机型，由比拟法得到工作装置各部分质量如下表所示：表5.1最终各个部分的质量单位：Kg动臂斗杆铲斗动臂缸斗杆缸铲斗缸连摇杆土重G1G2G3G4G5G6GyGt186.6100.774.116.725.915.213.3190.51866N1007N741N167N259N152N133N1905N在计算闭锁力时，需要将动臂液压缸和斗杆液压缸看作一个整体（G1），而把斗杆、铲斗液压缸和连杆机构看作另一个整体（G2），同时把铲斗和土看作一个整体（G3）。如下表所示：表5.2：质量分布表单位：KgG1G2G3质量（kg）186.6100.7264.6重量（N）1866100726462.1.2闭锁力计算Ⅰ.当动臂出现最低位置时，斗杆处于垂直状态，此时使用铲斗进行挖掘时作用力臂最大，各力臂值见下表表5.3力臂数据表单位：mm力臂r1r2r3r5r6r7mm239.8237.2237.81921832.18力臂r10r11r13r18e1e2mm2183.5653.8828.9478.4619129.3图5.1闭锁力计算第Ⅰ工况计算简图（1）对Q点取矩计算铲斗液压缸的挖掘力W1铲斗缸主动作用力P3为(5.1)求得(5.2)求得（2）对F点取矩计算得斗杆油缸所受被动作用力(5.3)求得斗杆油缸的闭锁力等于其主动作用力求得故能闭锁（3）对C点取矩计算得动臂油缸所受的被动作用力(5.4)当动臂液压缸受到压力（液压缸大腔为高压油），此时液压缸的闭锁力等于大腔产生的作用力。取故能实现闭锁Ⅱ.动臂处于最低位置。斗齿尖V、斗杆与动臂铰点F、斗与斗杆铰点Q三点共线；斗杆挖掘时其作用力臂为最大见下图图5.2闭锁力计算第Ⅱ工况计算简图上图各力臂值见下表表5.4第Ⅱ工况力臂数据表单位：mm力臂r1r2r3r5r6r7mm762.75149.41685力臂r10r11r13r18e1e2mm820.21433.6828.9160021137.3（1）对F点取矩，由得铲斗液压缸挖掘力(5.5)（2）对C点取矩，由得动臂液压缸所受的被动作用力(5.6)求得动臂液压缸受到拉力，此时液压缸小腔为高压油，其闭锁力等于小腔所产生的作用力取求得故能完成闭锁对于小型反铲，在使用斗杆缸进行挖掘时，铲斗液压缸的闭锁力不需要进行验算。Ⅲ.动臂与斗杆铰接点F、斗杆与铲斗铰接点Q、铲斗齿尖V三点排成同一条直线时挖掘深度最大同时要求克服平均阻力。见图5.3图中各力力臂臂值见表5.5表5.5第Ⅲ工况力臂数据表单位：mm力臂r1r2r3r5r6r7mm233.6233.5237.180211681力臂r10r11r13r18e1e2mm22812226.13192.73192.7289.6129.2图5.3闭锁力计算第Ⅲ工况计算简图（1）对Q点取矩计算铲斗液压缸挖掘力W1铲斗缸主动作用力P3为求得（2）对F点取矩计算得斗杆液压缸所受被动作用力P2’P2(5.7)求得斗杆液压缸的闭锁力等于其主动作用力P2所以能闭锁（3）对C点取矩计算得动臂液压缸所受的被动作用力(5.8)求得此时动臂液压缸受拉（液压缸小腔为高压油），液压缸的闭锁力等于小腔作用力求得不能实现闭锁，超压百分比为表5.6闭锁力计算结果：液压缸种类动臂缸斗杆缸铲斗缸液压缸参数油缸个数111缸径mm8010063杆径567028行程293242413油缸主动作用力KN4976.528液压缸闭锁压力第Ⅰ工况所需闭锁压力4.4471——超压——————第Ⅱ工况所需闭锁压力4.4672.2——超压——————第Ⅲ工况所需闭锁压力27.9————超压20.77%————根据上表，可知各液压缸的超压百分比均不超过25%。因此，可以通过调整闭锁压力阀的压力来使每个液压缸都满足闭锁的需求。3液压挖掘机工况分析及液压系统原理图的拟定3.1液压挖掘机的工况液压挖掘机的工作循环通常包括以下步骤(参见图2.1)：挖掘、满斗举升回转、卸载、空斗返回以及整机行走。其中工作装置的动作、行走、回转都需要液压驱动。由于挖掘机工作要求复杂、工作环境多变，液压系统必须满足以下要求：(1)动臂、斗杆、铲斗必须可以独立动作，同时也可以协调动作以实现复合动作。(2)液压挖掘机在工作时，需要保证工装液压缸和行走部件的压力和流量能够随着外界阻力的变化而相应调整。挖掘机作业过程:挖掘:挖掘机在作业时通常通过斗杆挖掘或铲斗挖掘的方式，通常是两者结合协调动作，偶尔需要动臂协助进行挖掘。1、动臂升降2、斗杆收放3、铲斗装卸4、平台台回转5、整机行走图3.1液压挖掘机的运动图（2）满斗举升回转是挖掘机的一项关键工作，该过程包括动臂提升铲斗的同时进行转台回转，这时动臂和回转马达需要协调动作。(3)卸载是将土方转移到指定位置的过程，当转台转到卸载位置时，需要使用斗杆油缸对卸载半径进行调节，铲斗油缸收缩进行卸载，可调整卸载位置。这时斗杆和铲斗需要协调动作(4)空斗返回:空斗返回是挖掘机作业过程的一部分，包括卸载完成后，动臂、斗杆和回转马达的配合动作，将空斗转移到另一个挖掘点。3.1.1挖掘工况具体分析液压挖掘机主要有三种典型的工作情况，包括铲斗单独挖掘、斗杆单独挖掘和两者协同作用。当铲斗作业三级土及以下土壤的时候，其效率会增加，这种情况用于清理障碍物或进行较松软土方作业。斗杆挖掘是在挖掘坚硬土层时为了能够将铲斗填满而采用的工作方式。复合挖掘一般是用来控制挖掘轨迹。在平整土地或斜坡作业时，需要动臂配合斗杆动作，为了控制铲斗的运动轨迹，需要使斗尖能够沿着一条直线移动。在斗杆回收和动臂抬起的情况下，斗杆和动臂需要分别由独立的油路供油，以保证它们彼此独立、互不干扰。此外，还需要保证泵供油流量小，油缸动作慢且易于控制，以使铲斗在按一定轨迹和一定切削角进行切削或用斗底对地面进行压实时能保持稳定。如果需要按轨迹切削或平整地面时，就需要工装各部件共同完成动作，如图3.4，3.5所示。图3.2斗尖沿直线平整土地图 图3.3斗尖沿直线切削斜坡图图3.4铲斗底压整地面图 图3.5铲斗底保持一定角度切削图需要垂直切削沟槽侧壁时，铲斗需要贴合侧壁，依靠回转配合挖掘。为了实现这个目标，需要同时给回转和斗杆供油，并实现它们的协同动作。在需要使用同一油泵给回转和斗杆供油时，应该采用回转优先的油路，以避免油流向压力更低的侧壁而影响挖掘效果。此外，需要在斗杆油缸活塞杆端回油路上安装可变节流阀，以便回转先导压力控制可变节流阀的开口和节流程度。当回转先导压力增大时，可变节流阀的开口将变小，导致斗杆油缸回油压力升高，油泵供油压力同步提升。图3.6马达与油缸复合动作示意图挖掘中可能碰到石块等坚硬障碍物，此时挖掘力不够大因此需要提高主压力阀的压力使液压系统暂时增压从而提高挖掘力。3.1.2满斗举升回斗工况分析举升满载斗同时转台回转，回转马达配合动臂油缸动作。当挖掘机转到卸载点时，动臂和铲斗需要自动调节到相应的卸载高度。此外，为了满足不同卸载位置对回转角度的要求，需要调整动臂提升速度和转台回转速度。由于转台回转速度需要稍快于动臂提升速度，因此需要对进入动臂油缸和回转马达的流量进行调整3.1.3.卸载工况分析当转台到达卸料点时，需要进行制动，并通过操纵动臂和斗杆油缸调节卸载半径和卸载高度。随后，可以使用铲斗液压油缸进行卸载。3.1.4空斗返回工况分析卸载结束后，转台反向回转，动臂和斗杆同时进行动作，在挖掘机需要将空斗移至新的挖掘位置时，需要进行回转马达、动臂缸和斗杆缸的复合动作。在此过程中，由于动臂下降的影响，液压系统需要较快的回转速度。因此，可以将泵的大部分流量供给回转马达，通过另一个回路将小部分液压油供给动臂缸，一小部分经过节流阀供给斗杆缸。3.1.5行走时复合动作当挖掘机陷入坑中或其它特殊工况时，要求挖掘机能边行走边动工作装置（动臂、铲斗、斗杆、回转），能实现挖掘机的自救或其他功能。为了保证挖掘机的直线行驶性，由一个液压泵经过两条回路分别向作用元件及左右行走机构供油，左右机构之间互不影响图2.9行走复合动作时的几种供油情况3.2挖掘机液压系统的设计要求液压挖掘机工作时所受冲击载荷大，主要机构外负载变化很大，尤其是冲击和振动多，所以对于挖掘机而言，液压系统的设计尤为重要。根据履带式单斗液压挖掘机的工作特点，其液压系统的设计需要满足动力性、操纵性、节能性、安全性和三化要求。3.3液压系统基本回路的分析液压系统都是由若干个简单的基本回路组成。液压系统是由若干个基本回路组成。基本回路是由一个或几个液压元件组成、能够完成特定的单一功能的典型回路。单斗液压挖掘机可以采用若干个基本回路，以满足工作需要，其中包括合流回路、闭锁回路等基本回路。3.3.1回转优先回路当挖掘机在一个位置挖掘完物料要转到卸载点时，有时物料卸载位置较远，转台需要较大的回转角度来到达卸载点，因此需要转台回转速度快且供油优先于工作装置动作，想让油泵的油液先供回转使用就需要使主控换向阀回路上两位两通换向阀处于截止状态。图2.11回转优先3.3.2斗杆闭锁回路斗杆的闭锁阀安装在斗杆液压缸与主控换向阀之间可以避免因自重或系统泄露导致斗杆液压缸下降，并且在主动挖掘时，斗杆液压缸需要实现闭锁，以杜绝被动伸出的情况，避免发生安全事故。闭锁阀的回路主要是通过插装阀来实现的。当斗杆油缸主控换向阀处于中位时，插装阀将斗杆油缸两个腔室的压力保持在稳定状态，避免被动伸出，确保了液压系统的正常运行。其原理如下图：图2.12斗杆闭锁3.3.3行走自救回路正常情况下，左右液压泵分别控制左右行走马达，使挖掘机能直线行走。但是在遇到特殊工况（如挖掘机陷入坑中）时，需要挖掘机具有边行走边动作工作装置的能力以自救。在单泵系统中，液压泵为行走马达提供油液以实现直线行驶，并通过另一条回路为工作装置提供油液，这样行走马达就可以和工作装置的油缸同时动作。从而实现了行走马达和工作装置同时动作。工作原理如下图2.13直线行走自救回路3.3.4限压回路挖掘机在执行元件的进、回油路上常成对地并联限压阀以限制其闭锁压力。与液压系统的压力无关，限压阀的调定压力越高，闭锁力就越大，对于挖掘机的作业越有利。通常情况下，高压系统的限压阀会进行压力调定。高压系统限压阀的调定压力不超过系统压力的25%。其原理如下图所示：图2.14工作装置的限压回路图2.14工作装置的限压回路1-换向阀；2、3-限压阀；4-动臂液压缸3.3.5行走限速回路行走限速是为了防止挖掘机下坡无法控制速度导致超速滑坡。它通过限制行走马达的出油起作用。原理图如下，其通过平衡阀处于右位时，马达正常行走，当挖掘机要下坡时，平衡阀处于左位，行走马达回油被限制。图2.15行走限速补油回路3.3.6卸荷回路卸荷回路是在挖掘机不工作时，使液压泵尽可能消耗最低功率进行空转。常采用换向阀中位卸荷如图2.17a所示和穿越换向阀卸荷如图2.17b所示。（a）换向阀中位卸荷回路（b）穿越换向阀卸荷回路图2.16卸荷回路3.3.7回转缓冲补油回路为了消除刹车时对回转机构的振动冲击并避免马达的吸空现象，需要在回转机构进出口回路中设置单向阀和溢流阀，同时，回转机构的缓冲限压阀也具有制动作用，其调定压力与上部转台的制动力矩有关。如图所示。1-高压回路；2-低压回路；3、4-缓冲限压阀；5、6、8、9-单向补油阀;7-换向阀缓冲补油回路3.3.8先导系统控制回路先导回路起隔离输入控制信号的作用，防止控制回路在短路状态下接通造成设备意外起动。同时先导装置可以与换向阀分开设置，便于管路布置。先导操纵原理图如下，当先导开关处于通位时，油液从先导泵出来先经过先导开关和行走二速电磁变向阀，然后到达手柄操作部分为操作装置供油。图2.18先导控制回路3.3.9行走自动二速系统查阅资料得本机型拥有两个档位，当开关位于高速档时，电磁阀2通电阀芯右移，之后推动液控换向阀6左移，伺服液压缸进入大量油液使行走马达排量减小，因此挖掘机便处于高速行走状态；当行走遇到阻力的时候，按下低速挡开关，弹簧力将电磁阀2推向右位，同时行走压力推动阀6右移，伺服液压缸部分油液流回油箱，马达排量变大，挖掘机低速行走。1-先导液压泵；2-行走二速电磁阀；3-速度转换开关；4-行走液压马达；5-伺服液压缸；6-控制选择阀图2.19行走自动二速系统3.4液压系统原理图的制定本次液压系统设计的特点是采用了先导液压操纵，行走自动二速系统等先进结构，具有操作轻便、使用维护安全可靠、经济性好、节能环保等优点。该系统采用并联油路，各执行元件既可以单独工作又可以复合动作；其中动臂液压缸和斗杆液压缸各采用两个换向阀来实现多种工作速度。各执行回路都有单向阀和溢流阀在保持负荷的同时防止不良现象的发生。4回转、行走机构主参数的确定和液压马达的选定4.1回转机构的选定回转机构的传动方式决定挖掘机的工作效率。因为单斗液压挖掘机的回转时间占比整个工作循环时间的50%70%，能量消耗约占2540%。本次回转机构采用全回转的方式，其中高速回转通过高速液压马达带动回转小齿轮的固定齿圈滚动使转台回转，而反之低速回转为采用低速液压马达带动回转小齿轮的方式，因此采用制动性能好且传动简单零件少的低速大扭矩液压马达。4.2转台的转动惯量及回转启动制动力矩的计算[1]4.2.1转台的转动惯量本设计采用反铲工作装置，可按以下经验公式估算。满斗回转：（4.1）空斗回转：（4.2）式中：G—整机质量t，2t。将G=2t带入上式（4.1）、（4.2）得4.2.2回转起动力矩和制动力矩据液压设计手册回转起动力矩和最大制动力矩不应超过行走部分与地面的附着力矩。当机械制动时可取，仅靠液压制动时可取。为作用在转台上的最大制动力矩。取。履带式液压挖掘机对地面的附着力矩可按下式求得：（4.3）式中：G—整机质量2t；—附着系数，对带筋履带板取0.5。求得：,作用在转台上的最大起动力矩一般小于最大制动力矩，对于纯液压制动：=1.384（4.4）式中：—马达和减速器的总效率，当采用低速大扭矩油马达时取=0.85代入上式，得：4.3转台转角范围及最佳转速的确定[1]回转时工作装置的动载系数不应超过1.2。转台最佳转速的计算公式为：（4.5）式中：—转台起动转矩，269公斤米；—转台最佳转角范围，初选；—空斗回转时转动惯量，取228.58；k—摩擦力系数，取0.92；C—机械效率系数；代入数据，得：因此转台最佳转速为。由公式（4-5）可知，当参、、、、确定之后，转台最佳转速取决于角，中小型液压挖掘机转角范围一般在，标准转角选择在之间比较适当。正常情况下尽量缩短回转时间，所以取转台标准转角为90°根据本章3.1节所述，转台最佳转速是在转角范围内，角加速度和回转力矩不超载的情况下，应尽可能缩短回转时间。本设计选挖掘机转台标准转角为。4.4液压马达的计算选定[1]已知最大起动转矩：转台最佳转速：采用低速大扭矩液压马达，验算后传动比取i=10，限压阀调定压力设为14Mpa。马达输出转速：马达输出转矩：(4.6)式中：—转台回转效率，取0.95将=0.95带入式（3.6）得:马达的理论排量：(4.7)式中：V—液压马达的理论排量，；M—液压马达输出转矩，283N·m；—液压马达进出口压差，调定压力14Mpa；—液压马达机械效率(柱塞式可取0.9～0.95)，初选0.95；把参数代入式（4.7）得：由资料查得该马达的主要技术参数如表4.1所示：表4.1XM-E160马达主要参数理论排量（mL/r）额定压力（MPa）峰值压力（MPa）额定转速（r/min）最高转速（r/min）额定转矩（N·M）最低稳定转速（r/min）160162032040036630当马达排量为最大时V=134mL/r，限压阀调定压力为14MPa,回路背压为0.08Mpa，此时马达的扭矩为（4.8）式中：—XM-E160型柱塞马达的机械效率，取0.92；将=0.92带入式（4.8）得:即最大有效转矩在其最大转矩范围内，故选用合理。4.5行走装置的构造本设计选择整体式行走架。此类行走架因其成本较低、刚性好、自重轻且结构简单，故近年来应用在液压挖掘机上的较多。4.6行走液压马达的计算选择4.6.1履带行走装置的传动方式履带行走传动选用低速大扭矩的轴式柱塞泵，并通过单级齿轮调速来驱动履带行走，驱动轮与行走马达之间安装减速器，由液压马达和驱动轮转速来选定减速比，约在5～150范围内，具体数值有待计算。4.6.2行走液压马达的计算选择[1]（1）行走机构传动方式采用低速大转矩马达齿轮减速器。大齿轮和驱动轮装在同一轴上，小齿轮和行走马达装在同一轴上，齿轮减速器安装在履带架上。表4.2挖掘机驱动轮的节距及适用范围节距（mm）齿数适用范围（斗容量）101,125,13515417320323,2523,2523230.25m3以下0.25～0.4m30.4～0.6m31.0m3、1.6m3据表4.2可知，0.04m3挖掘机选用齿数Z=23，驱动轮节距t=125mm，则链轮转速为：（4.9）式中：—车速,Ⅰ档2.1km/h，Ⅱ档3.6km/h；代入式（4.9）得：Ⅰ档链轮转速为：Ⅱ档链轮转速为：经验算终传动链轮与行走马达间的传动比定为，则马达转速为：Ⅰ档时马达所需转速为：Ⅱ档时马达所需转速为：目前大多数履带液压挖掘机的行走牵引力M与机重G取下列比例，即：初选F=0.8G.每条履带达机重的40%，所以每条履带的牵引力为：驱动轮节圆直径作用在驱动轮上的转矩为：行走马达输出扭矩为：（4.10）式中—减速器减速比，=3；—行走机构机械效率，取0.9。求得：取液压马达压力差,所以液压马达的排量：（4.11）式中—液压马达的机械效率，取0.95。代入公式（4.11）得行走马达要求有二档速度，所以决定采用双排变量的PJM型低速大转矩马达，设液压马达的总进油量为Q,进出口压力差为，每排柱塞的每转排量为q，则液压马达的扭矩为： （4.12）马达的转速为：（4.13）图4.1双排液压马达调速低速行走时使两排柱塞并联工作（图4.1a），如需要高速行走时，可操纵电磁换向阀使两排柱塞成串联工作（图4.1b），故液压马达的扭矩为：（4.14）转速则为：（4.15）由此可见，将两排柱塞并联后液压马达的扭矩增加了，但降低了转速；串联后扭矩变小了，但加快了转速。由于采用了双排马达，所以单个马达最大转矩为：相应排量为：每个马达所需流量：（4.16）式中：—液压马达容积效率，0.98；—链轮转速，代入式（4.13）得高速和低速行驶时马达所需流量为：Ⅰ档低速时：Ⅱ档高速时：EQ根据计算，选择PJM5-300型低速大扭矩马达，参数如表4.3：表表4.3PJM5-300型马达参数[4]排量（）额定压力（MPa）最大压力（MPa）最高转速（）最大扭矩(N·m)质量(kg)360253215-540146357.54.7行走装置原地转弯能力的校核[1]4.7.1原地转弯能力履带在地面的转弯阻力和履带的内阻力为挖掘机原地转弯阻力，即：（4.17）式中：-履带对地面接触处的阻力系数，对三筋履带,取u=0.55；G-挖掘机重量。挖掘机的牵引力T=2F=52KN>W,牵引力大于转弯阻力，因此在一般路面能原地转弯。5主泵、发动机和多路阀组的选型5.1液压系统主参数的计算[2]5.1.1油泵工作压力油泵的工作压力要大于执行元件的最大工作压力（5.1）式中：—进油路压力损失，取=6×0.5Mpa（进油路最多经过6个换向阀，每个估计损失0.5Mpa）；—系统最大工作压力，20Mpa；液压泵的储备系数，一般去,取k=1.2将以上参数代入式（5.1）得：5.1.2油泵的流量油泵的流量要大于该泵同时驱动若干执行原件的总流量（5.2）式中：—系统渗漏系数，取1.1～1.3，初选1.2；—同时动作的执行元件所需的最大总流量，根据样机可取100。将以上参数带入式（5.2）得：5.1.3计算液压泵的功率(5.3)式中：—液压泵的最大工作压力，27.6MPa；—液压泵的最大流量，120；—液压泵的总效率，柱塞泵取0.9；—变量系数，取2。将以上参数代入式(5.3)得液压泵组功率：5.2主泵的选定根据以上分析挖掘机工作条件、所得数据和系统的调速方式，选择A2F型斜轴式轴向变量柱塞泵，这种柱塞泵广泛用于挖掘机开式液压系统中。其具体性能参数如表5.1所示。表5.1A2F45斜轴式轴向变量柱塞双泵性能参数参数类别值额定压力（MPa）35峰值压力（MPa）40速比0.8最大传动转速QUOTEnmaxnmax(r/min)3000最大流量QUOTEqvmaxqvmax(L/min)129最大驱动功率（kw）75重量约(kg)235.3发动机功率的计算[2].发动机功率根据系统方案确定，本次设计采用变量泵，所以液压泵利用率很高，为了保证功率储备，延长液压泵使用寿命，再加上辅助液压泵等辅助设备的消耗，发动机功率可取为：(1.0～1.3)(5.4)将代入式(5.4)得发动机功率：根据上述所得数据及液压泵相关数据选择玉柴YC4D型号系列的发动机，具体参数如表5.2：表5.2玉柴YC4D95Z-T21型号发动机主要参数参数类别值额定功率(kw)70额定转速(r/min)22001600～1800r/min时最大扭矩(N·m)2805.4多路阀组的选用多路换向阀是由两个以上的换向阀为主体的组合阀。它用于液压挖掘机上便于对液压缸及马达的集中控制。液压挖掘机有六个执行元件，考虑到采用并联回路。根据手上资料及现有产品，选择结构紧凑的片式DC换向阀。其通用化程度高，操纵力小，流量大，微调性能好，用于改变液流方向实现多个执行机构集中控制，广泛用于工程机械，冶金机械，农业机械等液压系统中。表5表5.3DC20多路换向阀性能参数参数类别值通径（mm）20公称压力（Mpa）20最大压力（Mpa）25许用背压（Mpa）3比例先导阀压力（Mpa）0.6~2.2公称流量（L/min）100最大流量（L/min）150油液温度范围（oC）-20~+100油液粘度范围（mm-2/s）2.8~380

6先导控制回路及先导阀的选用6.1先导操纵的必要性先导操作需要使用手柄来操控若干个先导阀，从而将具有一定压力的控制油导入各个换向阀，然后推动阀芯进行移位，以实现主机各个构件的动作。先导操纵的回路控制压力一般不超过3MPa，若由单独的油泵供油，控制流量在20之内，所以操纵先导阀并不费力。1-控制液压泵；2-主液压泵；3-发动机；4-先导阀；5-换向阀；6-液压缸；7-手柄；8-液压马达；9、10-小阀图6.1先导操纵的操纵回路6.2先导阀的选用为了更好地控制动作，司机需要使用两套手动先导阀组分别位于左手和右手，每套中含有四个小阀，分别控制动臂、斗杆、铲斗和回转的动作。此外，座椅前方还有一套驾驶员用于控制左右行走的马达。根据多路换向阀组的控制压力，查阅资料选择了BJS系列手动比例换向先导控制阀组，这样可以保证操纵杆行程与换向阀芯行程之间具有近似的比例关系，从而更轻松地进行操纵操作。下面将所选产品的技术参数列于表6.1。表6.1BJS-B3T系列先导式减压阀的技术参数表额定压力(MPa)控制压力范围(MPa)最大流量(L/min)液压油温范围(℃)粘度范围(mm2/s)过滤精度(um)2.50.6～2.215-20～8010～400下面将BJS系列手动比例换向先导控制阀外形及原理如图6.2(a)小阀内部原理图 （b）先导操纵手柄动作图图6.2BJS系列先导阀特性曲线及原理动作选择套数：3套三套先导阀用处：第一套：斗杆伸缩和回转方向；第二套：铲斗收放和动臂升降；第三套：控制左右行走马达直行和转向。6.3先导油泵的选择6.3.1先导泵的选用先导泵用于供给先导控制回路压力和流量，保证执行元件速度和力的要求。先导控制回路最大工作压力：（6.1）式中：—BJS系列先导阀额定压力，2.5Mpa；—先导回路的压力损失，取0.3Mpa；求得：根据上述条件，选择CBF-E63型号齿轮泵，这种泵广泛用于工程机械中，它的技术参数列入表6.2中。表6.2CBF-E63型齿轮泵主要技术参数额定压力（MPa）最大压力（MPa）额定转速(rpm)最大转速(rpm)容积效率（%）驱动功率（kw）重量约(kg)排量（ml/r）16202000250091408.863实际齿轮泵供给的压力为：，齿轮泵的最大流量（6.2）式中—系统渗漏系数，取1.1～1.3，初选1.3；—执行元件所需最大流量，可取100。代入数据，得：。齿轮泵功率：（6.3）式中：—液压泵的额定工作压力，16MPa；—齿轮泵的最大流量，130；—齿轮泵的总效率，齿轮泵取0.8；—变量系数，定量液压泵取1。将以上参数代入式(6.3)得液压泵功率：。

7其它辅件的计算和选择7.1管路的选择7.1.1非橡胶管道的选择首先计算管道内径:（7.1）式中：—管道内油液的实际最大流量，L/min；—管道内油液流速，吸油管取v=0.8m/s，回油管取v=2m/s，主泵压力油管取v=6m/s，辅助泵压力油管取v=3m/s。再计算管壁厚，按公式：（7.2）式中：—工作压力，系统工作压力与多路换向阀组压差和取，辅助泵；—材料的许用应力（20钢=420MPa），>17.5MPa时，安全系数n=4.0,所以；<17.5MPa时，n=6.0，。根据上述计算结果查资料得表7.1表7.1非橡胶管道计算参数及结果总表参数管路名称通过流量（L/min）允许流速（m/s)公称通径（mm）计算值（mm）外径（mm）壁厚（mm）主泵吸油管1200.83231.8407.2辅泵吸油管500.82420.5253.2主泵压油管646.0109.2122.1辅泵压油管5031210.5131.8动臂缸大腔进油管1206.01211.6162.77.1.2胶管的选择为了实现管道的连接，我们需要使用胶管。高压软管是一种用于压力油路的橡胶软管。在此，我们将对三组油缸进油、回油和先导控制油路油管进行计算。软管和硬管的计算公式相同。根据计算结果查资料得表6.2。表7.2橡胶管道计算参数及结果总表参数管路名称最大流量Q（L/min）最大流速V（m/s）公称内径D（N/mm）计算值（mm）外径D（mm）先导油路压力油管500.82420.525动臂缸进油路油管1206.01211.616动臂缸回油路油管1206.01211.616斗杆缸进、回油路油管1206.01211.616铲斗缸进、回油路油管1206.01211.6167.2蓄能器的选择在先导控制液压回路中，由于动力元件使用的齿数较少的外啮合齿轮泵会使系统中的液体压力、流量产生脉动，为了补充系统泄露，稳定工作压力，把蓄能器变成备用能源，使先导阀控制更加稳定。蓄能器主要用于作为备用的动力源，因此其容积可以按下列公式：（6.3）式中：—蓄能器有效工作容积；—蓄能器最低工作压力（绝对压力），0.2MPa；—蓄能器最高工作压力（绝对压力），3.2MPa；—执行元件的个数=3；三组先导阀流量为,取蓄能器工作容积将以上参数带入式(6.3)得蓄能器总容积：根据蓄能器总容积，及使用要求，查资料[4]选择型囊式蓄能器。具体型号及技术参数列于表6.3。表7.3先导回路的技术参数公称容积(L)公称通径(mm)公称压力(MPa)最大直径(mm)重量(kg)4055102191197.3滤油器的选择过滤器的工作能力取决于滤芯的有效过滤面积、滤芯材料的性能、油的粘度和温度、过滤前后油的压力差以及油中固体颗粒的含量。因此，在设计过滤器时需要考虑工作压力和过滤精度要求来选择滤芯材料。这里要选择的是主回油路和泄油及先导回油路的过滤器，滤芯的有效过滤面积为：（7.4）式中：—过滤器额定流量，主回油路，先导控制油路；—液压油的动力粘度，多路阀组与主泵共同要求运动粘矿物型油液L-HM32的密度为，所以Pas；`—滤芯材料的单位过滤能力，纸质滤芯=0.035；—压力差，根据现有产品样本，取主回油路，先导回路。将以上参数带入式（7.4）中得：主回油路滤芯过滤面积：先导油路滤芯过滤面积：根据资料查得下表。表7.4主回油路纸质过滤器ZU-H400技术参数参数类别值通径（mm）50额定流量(L/min)400初始压力降(MPa)0.2允许最大压力损失(MPa)0.35过滤精度()20重量(kg)38表7.5先导及泄漏回油路纸质过滤器ZU-H100技术参数参数类别值通径（mm）25额定流量(L/min)100初始压力降(MPa)0.1允许最大压力损失(MPa)0.35过滤精度()20重量(kg)157.4其它换向阀的选择7.4.1先导回路中作为先导开关的换向阀选择在液压挖掘机中，液控换向阀是控制所有先导操纵手柄开关的一个关键部件。只有在换向阀开启时，可通过先导手柄来实现具体的挖掘机动作。回路控制油的液压力为2.5MPa，每条控制油路的流量为15L/min。因此选择DSHG-01-3c型电液换向阀，参数于表7.6中。7.4.2行走马达回中液控换向阀的选择由原始参数可知，行走马达需要二个无级变速的档位，先导回路液控换向阀的操纵控制来实现无级变速，而液控换向阀的换速由行走马达的排量缸调节。选择WE10型电磁换向阀，参数于表7.7中。额定工作压力（MPa）通过流量（L/min）使用油温（℃）使用电压（V）重量（kg）2140--3.5表7.6用于先导开关DSHG-01-3c换向阀的技术参数表7.7用于行走控制选择阀WE10的技术参数额定工作压力（MPa）通过流量（L/min）使用油温（℃）使用电压（V）重量（kg）31.5100-30~80244.87.5油箱容量的初算油箱容量的确定是设计油箱的关键。油箱的容量应该足以保证当系统有大量供油而没有回油时，最低液面应在油泵进口过滤器之上，以确保不会吸入空气；同时，当系统有大量回油而没有供油或系统停止运转，油液返回油箱时，容积应该足够大，为确保油液返回油箱时不会溢出，需要保证油箱有足够的有效容积和散热面积。计算油箱有效容积，由经验公式：(7.5)式中：—经验系数，行走机械取2.0；—液压泵每分钟排除的压力油的容积，本次为带入上式(7.5)得8液压缸的设计计算8.1缸筒的受力计算[9]8.1.1动臂油缸的缸径，活塞杆径和作用力的确定由前述油缸计算得知：动臂油缸内径：D=150mm活塞杆直径：，符合工程液压缸缸径系列。8.1.2缸筒壁厚的计算缸筒壁厚为：（8.1）式中：—液压缸最大工作压力，24MPa；—动臂油缸内径，150mm；—缸筒材料的许用应力，取45号钢材，；将以上各参数带入式（8.1）可算得油缸厚度：，取=20mm所以缸筒厚度为：8.1.3缸筒强度校核根据机械设计手册，缸筒合成应力按下式计算：＜（8.2）式中：—材料许用应力，（45号钢）；—缸筒所受的纵向应力，；—缸筒所受的环向应力，；纵向应力按下式计算：（8.3）式中—活塞杆直径，82mm；—缸筒外径，190mm。将以上参数代入式（8.3）可得纵向应力：环向应力按下式计算：（8.4）将参数带入式（8.4）可得环向应力：将、带入式（8.2）得缸筒合成应力：即＜，缸筒强度足够。8.1.4缸筒底部及头部厚度的计算缸筒底部及头部为平面时，按公式：（8.5）式中：—计算厚度外直径，缸筒底取80mm，缸筒盖取160mm—筒内最大工作压力，24MPa；—缸底及缸盖材料的许用应力，缸底取35号钢，缸盖取45号钢，；将以上各参数代入式（8.5）得缸筒底及端盖的厚度：缸筒底的厚度为：缸筒端盖的厚度：8.1.5缸筒与缸底及缸盖连接的强度计算缸筒与缸底为法兰连接时，缸筒螺纹处的应力计算如下：（8.6）式中：—拧紧螺纹的系数，变载荷取2.5；—缸内最大推力，取动臂缸大腔最大推力；—缸筒外径，；—缸筒螺纹底径，初选。将以上参数代入式（8.6）可得：螺纹处的剪应力：（8.7）式中：—螺纹连接的摩擦因数，取0.12；—缸筒螺纹外径，；将以上参数代入式（8.7）可得螺纹处的剪应力：缸筒材料为45号钢，屈服极限为，安全系数取，取=2所以缸筒材料的许用应力为：合成应力为:（8.8）代入数据，得：所以缸底处缸筒连接强度足够。同理，缸筒与端盖用法兰连接时，缸筒连接处的强度计算如下：取动臂油缸小腔最大闭锁力N；端盖处的缸筒螺纹底径取m；缸筒内径为。缸筒端部的最大推力为代入式（8.6）可得螺纹处拉应力:此时端盖处缸筒螺纹外径取。将以上参数代入式（8.7）可得螺纹处的剪应力：将数据带入式（8.8），得：所以强度校核足够8.2活塞杆稳定性的计算[7]活塞杆全部伸出时如果外端到缸的支撑点之间的距离时，应按强度条件校核活塞杆直径。当时，应按强度条件校核其弯曲稳定性。由于液压缸的支撑长度，应进行校核。假设动臂油缸受力完全在轴线上，主要按下式验证：（8.9）式中—动臂