毕业设计（论文）-6t液压挖掘机液压系统设计（含全套CAD图纸）

大学毕业设计（论文） - 1 - 第 1 章 绪 论 全套全套 CAD 图纸，完整版设计，联系图纸，完整版设计，联系 153893706 1.1 WY6 挖掘机的功能及主要技术参数 1.1.1 功能 挖掘机作业过程是以切削刃切削土壤，实现破土、装土、提升回转、卸土， 再返回第二次挖掘，挖完一段后,机械移位继续挖掘。 为实现上述周期性作业动作要求，就需要以下组成部分：工作装置、回转机 构、动力装置、传动装置（液压部分） 、操纵装置、行走装置等。现通常按结构 分为：工作装置、回转平台、行走装置。根据其构造和用途可以区分为：履带式、 轮胎式、步履式、全液压、半液压、全回转、非全回转、通用型、专用型、铰接 式、伸缩臂式等多种类型。 工作装置是直接完成挖掘任务的装置。它由动臂、斗杆、铲斗等三部分铰接 而成。动臂起落、斗杆伸缩和铲斗转动都用往复式双作用液压缸控制。为了适应 各种不同施工作业的需要，液压挖掘机可以配装多种工作装置，如挖掘、起重、 装载、平整、夹钳、推土、冲击锤等多种作业机具。 回转与行走装置是液压挖掘机的机体，转台上部设有动力装置和传动系统。 发动机是液压挖掘机的动力源，大多采用柴油要在方便的场地， 也可改用电动 机。 大学毕业设计（论文） - 2 - 行走装置（也称下车）由导向轮、驱动轮、支重轮、托带轮、履带、组合行 走架、行走马达减速机和张紧缓冲装置等零部件组成。如图 1-1 所示。 图 1-1 行走装置 1、导向轮 2、组合行走架 3、张紧装置 4、中护轨板 5、托带轮 6、履带 7、支重轮 8、驱动轮 行走装置是挖掘机的支柱，承受挖掘机的全部质量和挖掘机载荷，提供挖掘 机行走、转弯和爬坡的能力挖掘机工作时，行走装置起到支撑和稳定的作用。 1.1.2 主要技术参数 表 1-1 型号 WY6 型式 履带式反铲液压挖掘机 整机质量 6000kg 外形尺寸 长宽高 594519202600 标准斗容 0.18 m3 发动机型号 康明斯 B3.3-C 发动机额定功率 45 KW 发动机额定转速 2200 rpm 轨距 1520mm 轴距 1990 mm 接地长度 2000 mm 大学毕业设计（论文） - 3 - 履带板宽度 400 mm 接地比压 31.7 KPa 最小离地间隙 300 mm 爬坡能力 30 液压系统压力 22MPa 液压系统闭锁压力 26MPa 行走速度两挡 0- 2.52/ 0- 4.81 km/h 平台回转速度 0-10.7 r/min 回转制动压力 20 MPa 伺服系统压力 3MPa 最大挖掘高度 5330mm 最大挖掘深度 3890 mm 最大挖掘半径 6900 mm 最大卸载高度 3630 mm 铲斗最大挖掘力 40 KN 1.2 挖掘机简史 第一台手动挖掘机问世至今已有 130 多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动斗 回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自 动液压挖掘机的逐步发展过程。 由于液压技术的应用，20 世纪 40 年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂 式挖掘机，20 世纪 50 年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和履带 式全液压挖掘机。初期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床的液压技术，缺少适 用于挖掘机各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套件也不齐全。从 20 世纪 60 年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段，各国挖掘机制造厂和品 种增加很快，产量猛增。1968-1970 年间，液压挖掘机产量已占挖掘机总产量的 大学毕业设计（论文） - 4 - 83%，目前已接近 100%。 1.3 国内外的情况 1.3.1 国外挖掘机目前水平及发展动向 工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容 量 3.5-40m单斗液压挖掘机的主要生产国，从 20 世纪 80 年代开始生产特大型挖 掘机。例如，美国马利昂公司生产的斗容量 50-150m剥离用挖掘机，斗容量 132m的步行式拉铲挖掘机；B-E（布比赛路斯-伊利）公司生产的斗容量 168.2m 的步行式拉铲挖掘机，斗容量 107m的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖 掘机。 从 20 世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、 专用化和自动化的方向发展。 1、开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农 田建设的需要，国外发展了斗容量在 0.25m以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅 在 0.01m。另外，数量最的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装 置除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、 麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉 铲等，以满足各种施工的需要。与此同时，发展专门用途的特种挖掘机，如低比 压、低嗓声、水下专用和水陆两用挖掘机等。 2、迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的 杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、 电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计 算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有 这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创造了良好的前提。 3、重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展 速度。例如，德国阿特拉斯公司生产的挖掘机装有新型的发动机转速调节装置， 使挖掘机按最适合其作业要求的速度来 大学毕业设计（论文） - 5 - 工作；美国林肯贝尔特公司新 C 系列 LS-5800 型液压挖掘机安装了全自动控制液 压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。还安装了 CAPS（计算机辅 助功率系统） ，提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能；日本住友 公司生产的 FJ 系列五种新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助功率控 制系统，利用精控模式选择系统，减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并 处长了零部件的使用寿命；德国奥加凯（O&K)公司生产的挖掘机的油泵调节系 统具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神钢公司在新型的 904、905、907、909 型液压挖掘机上采用智能型控制系统，即使无经验的驾驶员 也能进行复杂的作业操作；德国利勃海尔公司开发了 ECO（电子控制作业）的操 纵装置，可根据作业要求调节挖掘机的作业性能，取得了高效率、低油耗的效果； 美国卡特匹勒公司在新型 B 系统挖掘机上采用最新的 3114T 型柴油机以及扭矩载 荷传感压力系统、功率方式选择器等，进一步提高了挖掘机的作业效率和稳定性。 韩国大宇公司在 DH280 型挖掘机上采用了 EPOS-电子功率优化系统，根据发动 机负荷的变化，自动调节液压泵所吸收的功率，使发动机转速始终保持在额定转 速附近，即发动机始终以全功率运转，这样既充分利用了发动机的功率、提高挖 掘机的作业效率，又防止了发动机因过载而熄火。 4、更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采 用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累 积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验 技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了 产品的优质高效率和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创 立了预测产品失效和更新的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序， 研制了可靠性住处处理系统。在上述基础理论的指导下，借助于大量试验，缩短 了新产品的研究周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性和耐 久性。例如，液压挖掘机的运转率达到 85%-95%，使用寿命超过 1 万小时。 5、加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带 有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施 降低噪声干扰。 大学毕业设计（论文） - 6 - 6、进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转 变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中，压力减小时和增大流量来裣， 使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵 的最大功率。当外阻力增大时则减少流量（降低速度） ，使挖掘力成倍增长率加； 采用三回路液压系统。产生三个互不成影响的独立工作运动。实现与回转达机械 的功率匹配。将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路第二个独立的快速 成运动。此外，液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖 掘机的应用与推广创造了条件。 7、迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20 世纪 70 年代，为了 节省能源消耗和减少对环境的污染，使挖掘机的操作轻便和安全作业，降低挖掘 机口音，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘上应用电子和自动控制技术。随着对 挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求 的提高，促使了机电一体化在挖掘机上的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。 20 世纪 80 年代，以微电子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传 感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广， 并已成为挖掘机现代化的重要标志，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠 速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。 1.3.2 内挖掘机目前发展水平及状况 2000 年来，随着国家新一轮经济发展进入一个更深层次的阶段，包括基础设 施建设、新的城镇化建设等，刺激挖掘机行业进一步的发展。所以在 2000 年以 后形成了一个高潮期。据统计，2000 年国内挖掘机企业产量为 8111 台、销售量 为 7926 台，与 1999 年相比，产销量均增长 30%以上。2000 年全国液压挖掘机产 销量近 8000 台。 2002 年是我国工程机械行业历史上增长速度最快、经济形势最好的一年，堪 称“井喷之年”。挖掘机全年销量 1.9 万台，同比增长 58%，挖掘机成了整个工程 机械行业中产、销量增长最快的机种之一。 2003 年国产挖掘机的价格优势仍然是十分明显的。以 13 至 14 吨级的轮式挖 掘机为例，虽然其关键零部件系国外配 大学毕业设计（论文） - 7 - 置，但价格与国外同等机型相比仍相差 25 万至 30 万元。小功率、多功能的挖掘 机尤其受到青睐。通过快速换装不同的工作装置以完成挖、装、填、夯、抓、刨、 吊钻、剪等多种作业，挖掘装载机出现了需求不断上升的势头。除了 JCB、凯斯 等品牌外，德工的 WZ25-20 型也出现了较好的销售趋势。轮胎挖掘机的需求一直 在稳步增长，如常州现代的轮式挖掘机从 0.25 至 0.92 立方米都可生产，詹工可 生产 14 至 30 吨级的轮式挖掘机，其中 20 吨级的轮式挖掘机的行驶速度可高达 54 公里/小时。目前我国轮式挖掘机的生产企业大约为 10 家。 2003 年的大型挖掘机在我国一直处于薄弱地位，主要依赖进口。长挖的 CE600-5 型斗容达 4 立方米，常州现代的 R450LC-5 型挖掘机属于 43.53 吨级，而 德国的利勃海尔生产的 600 吨级的挖掘机最大斗容可达 34 立方米。 2003 年小型挖掘机的需求继续旺盛。2003 年产销 3000 多台，而需求量在 5000 台/年左右。久负盛名的久保田已落户上海，久保田生产从 0.5 至 5 吨的 33 个产品系列，年产量在 1.2 万台左右，久保田先推出无尾超小回转机型的主导机 型，以后陆续有其他型号上市，意欲占领中国 20%的小型挖掘机市场，其产品的 数字化液晶显示、自动怠速功能博得了用户的赞誉。凯斯的小型挖掘机同样采用 无尾回转及动臂可回转技术，采用橡胶履带用于液压锤、液压剪的双回路辅助输 出液压回路，同样受到使用单位的欢迎。 由于 2003 年以来我国固定资产投资规模增长过快，中央政府在 2004 年 4 月 出台了一系列宏观调控政策，抑制投资过热的行业。目前，宏观调控已初见成效， 经济开始向“软着陆”发展。2004 年下半年开始，固定资产投资增速出现较快的下 降，挖掘机械行业增速随之下降，并且下降幅度将高于固定资产投资的下滑速度。 这必将对挖掘机行业带来冲击! 1999 年-2004 年履带式挖掘机进出口量：中国挖掘机近三年增长极为迅速，虽然 国内产销量已成为国际上的挖掘机大国，但历年仍有大量挖掘机产品进口，进出 口逆差仍较大。 2004 年国内已形成的局面: 随着我国挖掘机行业持续高速发展，尚未引进 外资的企业纷纷加快技术改造，引进技术合作、资产重组、强强联合优势互补， 创中国人自己发展之路。如柳工、玉柴、 大学毕业设计（论文） - 8 - 南特、卓尔、军联、山河智能、山东常林、徐工、临工、黄工等相继完成技改， 成效显著，争创年千台目标企业。同时，一些大型国企改制后也焕发出极强生命 力。如长挖改制后的四川邦立重机有限公司扬长避短搞发展，2004 年目标大挖 260 台，销售收入 3 亿元。2004 年上半年研制出中国最大的液压挖掘机100t 级强力矿山型全液压挖掘机，CE(D)1000-6 斗容 6m3、373kw。同时还为中国矿 山研制出系列全液压挖掘机 CE400-6、CE420-6、CE(D)460-5、CE(D) 550- 6、CE(D)650-6、CE(D)900-6 系列产品供应市场，物美价廉，深受市场欢迎，已 成为中国大型挖掘机研发基地。玉柴、卓尔、南 特、智能也正在成为中国小挖 研发重要基地。柳工、临工、三一、徐工、贵矿、力士德等将成为国产中吨位挖 掘机名品与国外品牌抗衡的生产企业。 纵观我国液压挖掘机近 40 年的发展历史,大致可以分成以下几个阶段: 一、开发阶段(19671977 年):以测绘仿制为主的开发。通过多年坚持不懈 的努力,克服一个一个的困难,有少量几种规格的液压挖掘机终于获得初步成功, 为我国挖掘机行业的形成和发展迈出了重要的一步。 二、液压挖掘机发展、提高并全面替代机械挖掘机阶段(19781986 年)。这 个阶段通过各主机厂引进技术(主要是德国挖掘机制造技术)的消化、吸收和移植,使 我国液压挖掘机产品的性能指标全面提高到国际 70 年代末 80 年代初的水平。全 国液压挖掘机的平均年产量达到 1230 台。 三、液压挖掘机生产企业数量增加,新加入挖掘机行业的国有大、中型企业 以技贸结合、合作生产方式联合引进日本挖掘机制造技术(19871993 年)。由于 国内对挖掘机的需求量的不断提高,新加入挖掘机行业的企业通过开发和引进挖 掘机制造技术,其产品批量或小批量的投放国内市场或出口,打破了多年来主要由 六大家挖掘机生产企业垄断国内挖掘机市场的局面,形成了有益于提高产品质量、 性能和产量的良性竞争。这个期间国内液压挖掘机的年均产量提高到 2000 余台。 四、国内液压挖掘机供需矛盾日益扩大,国外各著名挖掘机制造厂商看好中 国市场纷纷前来创办合资、独资挖掘机生产企业(1994 年至今)。从 1994 年 开始,特别到 1995 年在我国挖掘机行业 大学毕业设计（论文） - 9 - 掀起了一股不小的合资浪潮。其中美国卡特彼勒公司和日本神户制钢所率先在徐 州金山桥开发区和与成都工程集团公司合作在成都相继建立了生产液压挖掘机的 中外合资企业,随后日本小松制作所、日立建机株式会社、韩国大宇重工、韩国 现代重工业以及德国利勃海尔、德国雪孚、德国 Atlas、瑞典 Volvo 公司等都先 后在中国建立了中外合资、外商独资挖掘机生产企业,生产具有世界先进水平的 多种型号和规格的液压挖掘机产品。近几年这些企业运营情况良好，发展速度很 快。 河南科技大学毕业设计（论文） - 10 - 第 2 章 液压系统分析与设计 2.12.1 设计思想设计思想 2.1.1 产品开发目的与适用范围 由于 2004 年我国经济实行宏观调控后，国内固定资产投资比例减小，严重 影响了挖掘机的销售市场。2003 年 13 家企业共销售挖掘机 30139 台，其中 15 吨 以下挖掘机销售了 2957 台，占销售总量的 9.8%；2004 年 13 家企业共销售挖掘 机 2764 台，下降了 9%。其中 15 吨以下挖掘机销售了 4631 台，占销售总量的 16.75%。增量为 6.77%。2004 年 15 吨以下的挖掘机比 2003 年增长 56.58%。这 说明宏观调控对 15 吨以下小挖不但没有影响，反而销量增加，预计以后每年需 要 50007000 台的量。市场发展很快。目前生产小挖的企业有玉柴、山河、柳 工、现代京城、大宇、日立等企业。快速开发 15 吨以下挖掘机，以适应市场的 需要。 2003 以来国家对农业的投资力度正在加大，另外我国西部开发建设，南水北 调工程的启动，将需要大量的工程机械产品，尤其是对中小型号的液压挖掘机的 需求量必将持续增长。 经过调研，610 吨级液压挖掘机在农业、农村、农民以及城乡个体、私营、 集体企业中具有较好市场。 本产品主要用于民用建设、市政工程、农田水利、修筑道路、房产开发等土 石方施工。 2.1.2 设计指导思想 一、贯彻“质量第一”的方针，力求结构合理，可靠性高。 二、要贯彻“三化”原则，尽量考虑零部件的通用性，要投资少，见效快 （标准化、通用化、系列化） 。 三、外协件应立足于国内，但液 河南科技大学毕业设计（论文） - 11 - 压件尽量选国外产品，并有一定的先进性和可靠性。 四、产品应符合国家、有关标准，并学习引用国外先进技术。 2.2 液压系统分析 2.2.1 本机要求 一、发动机 采用康明斯发动机，油耗低，噪音小，性能可靠。也可根据用户需求，选装 不同品牌的发动机。 二、液压系统 采用全功率调节变量的负载传感开式液压系统，技术成熟，作业性能优良， 可靠性高。伺服系统采用先导阀控制，操纵轻便，控制准确；回转装置及液压系 统系统主要部件选用韩国第一油压的产品，性能优良；密封件选用派克芬尼公司 及国内知名品牌产品。 三、行走系统 采用全刚性底盘， “H”型车架，强度高，安全可靠。可根据用户需要可装整 体式橡胶履带和钢履带 四、造型美观，具备挖掘，抓物，钻孔，推土，清沟和破碎等功能。平台 可 360旋转，性能可靠，操作舒适，可广泛应用于建筑，市政，供水，供气，供 电农林建设等工程。 2.2.2 挖掘机的液压系统 按照挖掘机工作装置和各个机构的传动要求，把各种液压元件用管路有机地 连接起来的组合体，称为挖掘机的液压系统。其功能是，以油液为工作介质，利 用液压泵将发动机的机械能转变为液压能并进行传送，然后通过液压缸和液压马 达等将液压能转换为机械能，实现挖掘机的各种动作。 一、基本要求： 液压挖掘机的动作复杂，凡要机构经常启动、制动、换向、负载变化大，冲 击和振动频繁，而且野外作业，温度 河南科技大学毕业设计（论文） - 12 - 和地理位置变化大，因此根据挖掘机的工作特点和环境特点，液压系统应满足如 下要求： 1、要保证挖掘机动臂、斗杆和铲斗可以各自单独动作，也可以互相配合实 现复合动作。 2、工作装置的动作和转台的回转既能单独进行，又能作复合动作，以提高 挖掘机的生产率。 3、履带式挖掘机的左、右履带分别驱动，使挖掘机行走方便、转向灵活， 并且可就地转向，以提高挖掘机的灵活性。 4、保证挖掘机的一切动作可逆，且无级变速。 5、保证挖掘机工作安全可靠，且各执行元件（液压缸、液压马达等）有良 好的过载保护；回转机构和行走装置有可靠的制动和限速；防止动臂因自重而快 速下降和整机超速溜坡。 为此，液压系统应做到： （1）有高的传动效率，以充分发挥发动机的动力性和燃料使用经济性。 （2）液压系统和液压元件在负载变化大、急剧的振动冲击作用下，具有足 够的可靠性。 （3）调协轻便耐振的冷却器，减少系统总发热量，使主机持续工作时液压 油温不超过 80 度，或温升不超过 45 度。 （4）由于挖掘机作业现场尘土多，液压油容易被污染，因此液压系统的密 封性能要好，液压元件对油液污染的敏感性低，整个液压系统要设置滤油器和防 尘装置。 （5）采用液压或电液伺服操纵装置，以便挖掘机设置自动控制系统，进而 提高挖掘机技术性能和减轻驾驶员的劳动强度。 二、类型： 按液压泵特性，液压挖掘机采用的液压系统大致上有定量系统、变量系统和 定量、变量系统等三种类型。 1、定量系统 在液压挖掘机采用的定量系统中， 河南科技大学毕业设计（论文） - 13 - 其流量不变，即流量不随负载而变化，通常依靠节流来调节速度。根据定量系统 中油泵和回路的数量及组合形式，分为单泵单回路、双泵单回路定量系统、双泵 双回路定量系统及多泵多回路定量系统等。 2、变量系统 在液压挖掘机采用的变量系统中，是通过容积变量来实现无级调速的，其调 节方式有三种：变量泵-定量马达调速、定量泵-变量马达调速、变量泵-变量马达 调速。 液压挖掘机采用的变量系统多采用变量泵-定量马达的组合方式实现无级变量， 且都是双泵双回路。根据两个回路的变量有无关联，分为分功率变量系统和全功 率变量系统两种。其中的分功率变量系统的每个油泵各有一个功率调节机械，油 泵的流量变化只受自身所在回路压力变化的影响，与另一回路的压力变化无关， 即两个回路的油泵各自独立地进行恒功率调节变量，两个油泵各拥有一发动机输 出功率；全功率变量系统中的两个油泵由一个总功率调节机构进行平衡调节，使 两个油泵的摆角始终相同，同步变量、流量相等。决定流量变化的是系统的总压 力，两个油泵的功率在变量范围内是不相同的。其调节机构有机械联动式和液压 联动式两种形式。 2.2.3 本机技术要求 一、整机结构布置与液压管路布置应合理可行，外形美观，操作简便舒适， 设计时应考虑制造工艺，拆装维修等。 二、整机运输、停放时应有合理的姿态，行驶稳定性好，保证安全可靠。 三、 液压系统装韩国第一油压的三泵变量系统。 四、 总体参数应符合 GB/T9139.11988液压挖掘机 分类的规定，在 设计时应贯彻 GB/T9139.21996液压挖掘机 技术条件 ； GB/T91401996液压挖掘机 结构和性能 ；JB6030200工程机械 通用安 全技术条件 ；GB16710.11996工程机械 噪声限值等有关标准。 五、 配套件选用力求合理、可靠、先进。设计应考虑“三化” ，采用系列参 数。 2.2.4 本机液压系统结构特点 河南科技大学毕业设计（论文） - 14 - 一、 回转装置选用韩国第一油压产的 JMFG-39-01-VBR 型，回转装置马达 排量 39.2 cc/rev，额定压力 20MPa 。 二、液压系统的主要部件为韩国第一油压的产品，主泵为 2x25+16.2+4.5 的 三组合泵，阀为 BCV-65/10 型，行走驱动为 JA2L600 型径向柱塞马达。系统额定 压力为 22MPa，主管路通径 16，管路高压接头选用 H 型接头，O 型密封选用 Parker 的产品，密封圈槽应按 Parker 标准设计。 三、伺服系统采用先导阀控制，操纵轻便，控制准确，行走控制采用推拉杠 杆可使挖掘机前进和倒退，伺服管路通径6。 2.2.5 液压系统图的拟定 本机液压系统与伺服操作系统原理图见图 21。 原理图中表明了系统的工作原理和主要部件及限压要求。 本机采用变量串联组合泵组成的开式液压系统。变量泵最大流量为 110L/min，最大工作压力为 22Mpa；回转齿轮泵的最大流量为 35L/min，最大工 作压力为 18Mpa；伺服齿轮泵的最大流量为 10L/min，最大工作压力为 3Mpa。 组合泵由柴油机飞轮经弹性联轴器驱动，从液压油箱中吸入液压油。从泵排 出的液压油经多路阀分别进入回转马达、斗杆油缸、动臂油缸、铲斗油缸和左、 右行走马达减速机。挖掘机可完成斗杆伸缩、平台回转和履带行走等各项动作。 若挖掘机不执行动作时，则变量泵处于最小排量状态，以减小发动机功率损失。 油路上各执行元件的安全阀、过载阀和补油阀均设在多路控制阀各主阀上，以保 护整个系统。 多路控制阀为分片组合式，阀内装有单向节流阀，以防止动臂和斗杆在自重 作用下下降速度过快。 回转装置的制动器为液压常闭式，制动平稳，操作简单。 两个液压行走马达回路中设有限速阀和常闭式停车制动器，能够保证挖掘机 平稳下坡（下坡速度不超过最大行走速度）和平稳制动且有高、低两档车速。 液压油箱为全封闭式，上置预压式空气过滤器,使油箱有一定预压力油泵不 吸空。油箱内设有隔箱，箱内开有回油口和装有回油滤油器，其出口与油箱相通。 河南科技大学毕业设计（论文） - 15 - 伺服操作系统通过五个先导阀来控制液压系统中的多路阀，从而实现挖掘机 的各种动作。 伺服油路中设有蓄能器，能保证系统在稳定压力下工作。当柴油机突然熄火 时，工作装置能平稳地降至地面上。 图 12 液压系统原理图 1、油箱 2、进油滤油器 3、旋转阀门 4、串联泵 5、多路阀 6、铲斗油缸 7、动臂油缸 8、行走 马达 9、中央回转接头 10、单向阀 11、斗杆油缸 12、推土油缸 13、回转装置 14、手柄式先 导阀 15、脚踏式先导阀 16、减压阀 17、截止阀 18、液压锤 19、手柄式先导阀 20、梭阀 21、手柄式先导阀 22、蓄能器 23、单向阀 24、先导过滤器 25、背压单向阀 26、旁通单向 阀 27、散热器 28、回油滤油器 河南科技大学毕业设计（论文） - 16 - 第 3 章 WY6 液压系统的计算 3.1 液压系统参数 一、液压系统主参数 系统额定工作压力 22Mpa 系统最大工作压力 26Mpa 工作装置油泵流量 255L/min 回转装置油泵流量 35.6L/min 先导操纵油泵流量 9.9L/min 系统流量 155.5L/min 液压功率 36.11KW 泵转速 2200r/min 液压油箱容量 90L 二、液压油 名称牌号 YCN68 低温液压油 40C 时运动粘度 68Cst 粘度指数 130 凝点 -45C 闪点 180 C 三、作油泵 1、技术参数 型号 10270-0001-0 排量 工作装置油泵排量 2 25cc/rev 河南科技大学毕业设计（论文） - 17 - 回转装置油泵排量 16.2cc/rev 先导操纵油泵排量 4.5cc/rev 出油口压力 工作装置 22MPa 回转装置 22MPa 先导操纵 3MPa 最高转速： 2500rpm 额定转速： 2200rpm 2、本机使用参数： 排量 70.0cc/rev 出油口压力 工作装置 22MPa 回转装置 22MPa 先导操纵 3MPa 额定转速 2200r/min 输出最大流量 155.5L/min 输入功率 36.11KW 四、回转装置 1、技术参数 型号 JH4J1000 排量 28.87ml/r 额定工作压力 16MPa 最高工作压力 19MPa 2、本机使用参数 排量： 28.87ml/r 额定工作压力： 16Mpa 最高转速： 63r/min 河南科技大学毕业设计（论文） - 18 - 输出扭矩: 1783N.M 五、行走马达 1、技术参数 型号 JA3D3000B 流量 2 55L/min 排量 43.7/22.7ml/r 额定工作压力 22MPa 最高工作压力 26MPa 输出转速 23.4/45.1r/min 2、本机使用参数 排量 43.7/22.7ml/r 额定工作压力 22MPa 输出转速 23.4/45.1r/min 输出扭矩 7267/2357N.M 六、多路阀 1、技术参数 型号 1007000550 公称流量 145.6L/min 公称压力 322MPa 最大伺服操纵压力 3MPa 2、本机使用参数 最大流量 145.6L/min 最高工作压力 24MPa 最大伺服操纵压力 3MPa 3.2 油缸计算 河南科技大学毕业设计（论文） - 19 - 3.2.1 油缸基本参数 表 3-1 基本尺寸（m）油缸 名称 额定工 作压 (MPa) 最大压 力 (MPa) 缸径活塞杆径行程销轴 中心距 pp1DdhL 动臂缸 21240.110.0550.72 1.0951.815 斗杆缸 21240.0850.0550.84 1.1902.030 铲斗缸 21240.0850.055 0.60 0.9251.525 3.2.2 油缸工作能力 根据负荷和工作装置油缸铰点布置，以及液压系统的分析计算确定本机油缸 所需的推力和支力。 计算公式： 油缸大腔面积 F =D /4 (cm ) （3-1） 1 22 油缸小腔面积 F = (D -d )/4 (cm ) （3-2） 2 222 额定大腔推力 P =F p (N) （3-3） 11 额定小腔推力 P=Fp (N) （3-4） 22 最大大腔支承力 P=F p (N) （3-5） 11 最大小腔支承力 P“=F p1 (N) （3-6） 2 计算结果如下表： 表 3-2 面积大腔小腔 油缸名称 大 腔 F (cm) 1 2 小 腔 F (cm) 2 2 额定推力 P (N) 1 最大支承 力 P (N) 1 额定推力 P (N) 1 最大支承力 P (N) 2 河南科技大学毕业设计（论文） - 20 - 油缸名称 面积大腔小腔 大 腔 F (cm) 1 2 小 腔 F (cm) 2 2 额定推力 P (N) 1 最大支承 力 P (N) 1 额定推力 P (N) 1 最大支承力 P (N) 2 动臂缸9571.25 199.510 3 22810 3 15010 3 17110 3 斗杆缸56.732.95 119.110 3 13610 3 6910 3 7910 3 铲斗缸 56.732.95119.110 3 13610 3 6910 3 7910 3 3.2.3 油缸运动计算 1、活塞运动速度 V=Q/F1 (m/s) V=Q/F2 (m/s) 2、全程时间 t=h/ V (S) t=h/ V (S) 计算结果如下表： 表 3-3 油泵流量油缸运动速度(m/s)全程时间 (S) 油缸名称Q （L/min） 大腔进油 V 小腔进油 V 大腔进油 t 小腔进油 t 动臂缸 255 0.1930.2573.732.80 斗杆缸 255 0.3230.5562.601.51 铲斗缸550.1620.2783.702.16 3.2.4 油缸稳定性计算 活塞杆不产生弯曲时，活塞杆的推力与极限力的关系： P =N P （3-7） kk 式中：P 油缸纵向弯曲稳定极限力 k P 油缸推力(N) 河南科技大学毕业设计（论文） - 21 - N 安全系数 N 1 kk 选用欧拉等截面压杆稳定临界力公式近似计算： P = （3-8） k NE J L 2 2 min 计 式中：N系数 本安装形式 N=1 E弹性模数 E= 2.1 10 (kg/cm ) 62 J活塞杆截面的最小惯性矩 min J= min d m 4 4 64 () L计算长度,如以实际安装尺寸代入， 则得安全系数： N .P= （3-9） k 2 min 2 L JEN N = k 2 43 2 min 2 L64 dEN PL JEN 代入数值得如下结果： 表 3-4 油缸名称活塞杆径(m)油缸推力(N)安全系数实际最大 安装尺寸(m) 动臂缸0.055 199.510 3 1.3881.815 斗杆缸0.055 119.110 3 1.8592.030 铲斗缸0.055 119.110 3 3.2941.525 由计算结果可见，安全系数均大于 1，油缸在最大安装位置工作时是稳定的。 3.2.5 油缸铰点比压 P=P/(d L) （3-10） 式中：P油缸最大支承力（N） 河南科技大学毕业设计（论文） - 22 - d铰点直径(m) L铰点长度(m) 计算结果如下： 表 3-5 油缸名称大腔最大支承力(N)铰点直径 (m) 铰点长度 (m) 铰点比 (MPa) 动臂缸 22810 3 0.050.06570.15 斗杆缸 13610 3 0.050.06045.33 铲斗缸 13610 3 3 0.050.06045.33 铰点的许用比压P=122.5147 MPa 由计算结果可见，各油缸的铰点比压均在允许范围。 3.3 管路流速计算 3.3.1 压力管路 一、单泵供油 当 d=0.016m Q=55 l/min 时 max sm d Q V/56 . 4 016 . 0 4 60/1055 4 22 max max 3 二、双泵合流 当 d=0.016m Q=255 l/min 时 max )/(12 . 9 016 . 0 4 60/10552 2 3 max smV 3.3.2 回油管路 一、单泵供油: 河南科技大学毕业设计（论文） - 23 - 当 d=0.019m Q=55 l/min 时 max sm d Q V/22 . 3 019 . 0 4 60/1055 4 2 3 2 max max 二、双泵合流: 当 d=0.019m Q=255 l/min 时 max )/(46 . 6 019 . 0 4 60/10552 2 3 max smV 3.3.3 吸油管路 当 d=0.019 m Q=2 55 l/min 时 max smV/46 . 6 019 . 0 4 60/10552 2 3 max 3.4 热平衡计算 3.4.1 发热量计算： 一、油泵功率损失热量 H1 H =N(1-)860K （3-11） 1 1 KW PQ N57.21 85 . 0 60 10552 60 1 KW PQ N96.13 85 . 0 60 20 6 . 35 60 2 KW PQ N85 . 0 85 . 0 60 39 . 9 60 2 KWNNNN11.36 321 总 河南科技大学毕业设计（论文） - 24 - 式中：N泵的输入功率 （KW） K 工作负荷满载系数 K=0.6 1 总效率 =0.86 H =36.11(1-0.86)8600.6=2608.59 (Kcal/h) 1 二、背压发热量 H2 H2=. （3-12） PQ K 22 2 00712 . 式中：P 背压 P =1.5MPa 22 Q 流量 Q =155.5 l/min 22 K 复合动作系数 K =0.7 22 总效率 =0.98 hkcH/ 3 . 224798 . 0 7 . 0 0712 . 0 5 . 1555 . 1 三、满斗回转时，马达起动，制动发热量H3 1、起动发热量H3 起动时间 (S)33 . 2 起满 t 工作循环时间 T=20 (S) = （3-13）H3 3 33 0712 . 0 f QP 式中：P3回转的调定压力 P3=20MPa 流量 3 Qmin/ 6 . 35 3 LQ 系数 3 f 20 33 . 2 3 T t f 起满 满斗时：平台稳定转速 9.15r/min 开始制动转速 2.28r/min )/( 2 . 111798 . 0 20 28 . 2 0712 . 0 6 . 3520 3 hkcH 河南科技大学毕业设计（论文） - 25 - 2、制动发热量 “ 3 H 满斗回转制动时间 1.40(s) （3-14） 3 “ 3 “ 3“ 3 0712 . 0 Kf QP H 式中： min/ 6 . 35 6 . 0 _ 40 . 1 _ 07 . 0 20 40 . 1 20 “ 3 3 “ 3 3 LQ K sT st T t f MPaP 总效率 =0.98 hkcHHH hkcH /1529 6 . 411 2 . 1117 / 6 . 41198 . 0 6 . 0 20 40 . 1 0712 . 0 6 . 3520 “ 3 33 “ 3 3、空斗回转起动、制动发热量 4 H （1）起动发热量 4 H 空斗起动时间 t =1.49(S) 制动时回转速度 8.31r/min hkcf QP H T t f LQ / 1 . 7308 . 9 20 49 . 1 0712 . 0 6 . 3520 0712 . 0 0745 . 0 20 49 . 1 min/ 6 . 35 4 44 4 4 4 则： 空制动 （2）制动发热量 “ 4 H 2 “ 4 “ 4“ 4 0712 . 0 Kf QP H 空斗回转制动时间： st09 . 1 河南科技大学毕业设计（论文） - 26 - min/ 6 . 35 “ 4 LQ 0545 . 0 20 09 . 1 “ 4 T t f K206 . hkcHHH hkcH / 6 . 105046.320 1 . 730 /46.32098 . 0 6 . 0 20 09 . 1 0712 . 0 6 . 3520 “ 4 44 “ 4 4、回转马达的机械和容积损失发热量 H5 =N(1-) 860 K （3-14） H5 式中: N回转马达的输入功率 N PQ 60 回转马达的总效率 =0.89 K回转马达利用率 32 . 0 20 31 . 6 K hkcH/ 6 . 403 89 . 0 60 32 . 0 86089 . 0 1 6 . 3520 5 5、溢流阀发热量H6 主要发生在铲斗油缸和斗杆油缸,挖掘作业过程中产生溢流。 （3-15） “ 6 “ 6 “ 6 6 66 6 0712 . 0 0712 . 0 f QP f QP H 式中: 主溢流阀的开启压力为 22MPa 6 P 过载阀的开启压力为 26MPa 6 P 主溢流阀的开启时的流量为 84ml/min 6 Q 过载阀的开启时的流量为 42ml/min 6 Q 主溢流阀的开启时间(一个循环内)为 1s 6 f 过载阀的开启时间(一个循环内)为 0.5s 6 f 则: hkcH/1681 20 5 . 0 0712 . 0 4226 20 1 0712 . 0 8422 6 河南科技大学毕业设计（论文） - 27 - 6、动臂下降发热量H7 （3-16） 37 77 7 0712 . 0 Kf QP H 式中：动臂缸大腔压力为 7.29Mpa P7 系数为 0.9 K3 动臂下降时间与工作循环时间比为 3.73/20 f7 动臂缸大腔流量 Q7 min/7 .146110 55110 110 )( 4 1 4 1 22 2 22 2 7 LQ dD D Q 则：hkcH/25219 . 0 20 73 . 3 0712 . 0 7 . 14629 . 7 7 总发热量: 7654321 HHHHHHHH =2608.59+2247.3+1529+1050.6+403.6+1681+2521 =12041.09(kc/h) 3.4.2 散热计算 液压系统的散热主要依靠冷却器和油箱 一、风量计算 （3-17）2 1 22 cossin 60 )(zb n rRV 式中: R风扇外圆半径 R=0.470/2m r风扇内圆半径 r =0.104/2m b叶片宽度 b=0.054m Z叶片数 Z=7 阻力系数 =0.75 叶片倾角 =30 n风扇转数 min/2200rn 河南科技大学毕业设计（论文） - 28 - 则： 2 1 2 2 30cos30sin75 . 0 7054 . 0 60 2200 104 . 0 2 470 . 0 V hm /4063 3 二、空气出口温度 t T1 （3-18） p 2 1 CV H TT 式中：空气进口温度 =40 t T2 t T2 C H系统发热量 H=12041.09(kc/h) 空气比热 p C =0.24(kc/kg) p CC 空气比重 =1140kg/m3 V风扇风量变化 V=4063/hm3 代入得： 01.40 114024.04063 09.12041 40 1 T 三、冷却器进口温度 T1 （3-19） P CQ H TT 60 21 式中： T 油箱油温 T =80 22 冷却器通过油液的流量 5520.7=77(l/min) 油比重 =900kg/ m3 C 油比热 C =0.48kc/kg pp C 代入得：86 48 . 0 900077 . 0 60 09.12041 80 1 T 四、平均温度差： /2T+TT+T=T 2121 河南科技大学毕业设计（论文） - 29 - /240+01.4080+86= =42.995 3.4.3 油箱散热量和所需冷却器散热面积 A H 一、油箱散热量 H 散热面积 2 495 . 1 mA （3-20） 21 ttAKH 式中： K 散热系数 K=20KC/hm2 t 油箱温度 1 80 1 t 空气温度 t240 2 t 代入得： hkcH/11964080495 . 1 20 二、所需冷却器散热面积 A （3-21） KT HH A 式中：K 强制风扇冷却时，K=15KC/hm2 H 系统总发热量 H 油箱散热量 T 平均温度差 则 2 8 . 16 15995.42 119609.12041 mA 结论： 选用散热面积 18m2满足散热要求。 3.5 生产率和循环时间计算 理论生产率是指一台挖掘机在“计算条件”下连续工作一小时的生产率计算 条件为：1）司机操作熟练；2）选择最经常出现的工作条件和平均工作尺寸。 3.5.1 理论生产率计算 河南科技大学毕业设计（论文） - 30 - Q =60q*n0 =3600*q/T (m3/h) （3-22） 0 q 铲斗几何容量 m3 n 每分钟工作循环次数的理论值 0 T 每一工作循环的延续时间(s) T= + + + （3-23） w t n t x t n t 其中 挖掘时间 w t 工作装置满斗从挖掘地点转到卸载地点的回转时间 n t 卸载时间； x t 工作装置空斗从卸载地点转到挖掘地点的回转时间 n t 3.5.2 作业循环时间 T 的计算 一、斗杆缸伸、缩时间 t和 t的计算 g1g2 斗杆缸伸出速度(cm/s ) v=2 Q 1000/F/60=64.62 g1 v1v2 g1 Q变量泵理论排量 110 l/min 柱塞泵容积效率 0.98 v1 液压缸容积效率 0.98 v2 F斗杆缸大腔面积(cm2) g1 F= 8.52/4=56.745 g1 斗杆缸缩回速度(cm/s) v=2 Q 1000/F/60=106.75 g2 v1v2g2 F斗杆缸小腔面积(cm2 ) g2 F= （8.52-5.52）/4=32.987 g2 斗杆缸伸出时间(s) t=L /v=1.30 g1 g g1 L 斗杆缸工作行程 (cm) L =84 gg 斗杆缸缩回时间(s) t=L /v=0.787 g2 g g2 河南科技大学毕业设计（论文） - 31 - 二、动臂缸伸、缩时间 t和 t的计算 b1b2 动臂缸伸出速度(cm/s ) v=2 Q 1000/F/60=37.055 b1 v1v2b1 其中： F动臂缸大腔面积 (cm2 ) F=/4=95.033 b1b1 2 11 动臂缸缩回速度(cm/s) v=2 Q 1000/F/60=49.407 b2 v1v2b2 其中：F动臂缸小腔面