压缩式垃圾车液压系统设计

压缩式垃圾车液压系统设计宇文皓月1 绪论1.1 压缩式垃圾车的布景介绍及研究意义我国早期城市收集街道、物业小区等地方的垃圾主要是靠人工手推车和普 通垃圾运输车。此种垃圾运输方式存在一定弊病：一是手推车等落后的运输方 式工作效率低又与现代化城市极不相称 ,二是在运输过程中易发生二次污染。 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输车辆具有垃圾压缩比高、装载量大、密闭 运输、消除了垃圾运输过程中的二次污染等优势，而得到快速发展，市场不竭 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 输与作业车辆。压缩式垃圾车由密封式垃圾厢、液压系统和操纵系统组成。整车为全密封 型，自行压缩、自行倾倒、压缩过程中的污水全部进入污水厢，较为完全的解 决了垃圾运输过程中的二次污染问题，关键部位采取优质的部件，具有压力 大、密封性好、操纵方便、平安等优点。依照垃圾装载机构的设置部位，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，防止二次污染的新型环 卫车辆，在国外使用最为广泛。利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、运输过程中垃圾的散落、飞扬造成的污染。提高劳动效率，减轻劳动 强度，是一种新型理想的环卫专用车。压缩式垃圾车借助机、电、液联合自动 控制系统、PLC控制系统及手动操纵系统。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 分大部分采取冲压成型零部件，重量轻，整车利用效率高；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程度、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加，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，而且已呈不竭上升趋势，有关主管部分也将后装压缩式 垃圾车列为今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取手动和遥控器操纵，存 在劳动强度大，工作效率底，性价比低，而且容易发生因误操纵而导致的垃圾 车部件损坏和人身事故等缺点。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、卸料均采取液压控制，具有厢体密封性能好，不过漏 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取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，超出 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。采取液压系统助力的装卸机构，双向循环压缩。一般具有手 动和自动两个操纵系统，并采取液压锁定密封技术，包管操纵平安和防止装运 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纵控制系统来完成整个垃圾的压缩和 装卸过程，其液压系统及操纵系统必定对垃圾车的平安性、可靠性和方便性带 来影响。因此，改进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，采取 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 主要途径。在同类产品中，德国FAUN公司生产的压缩式垃圾车采取双向压缩技术。卸料推板推出后其实不收回，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 垃圾的不竭装入，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、密封运输和自卸为一体，克服了摆 臂式、侧装式等型式的垃圾车容量小、可压缩性差和容易发生飘、洒、撒、漏 二次污染的缺点，自动化程度高，提高了垃圾运载能力，降低了运输成本，是 收集、运输城市生活垃圾的理想工具，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，产品设计主要是采取经验取 值或测绘的方法，在很大程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。1、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16MPa。为包管系统工作 可靠，增加了单向节流阀和单作用平衡阀等平安控制装置。部分阀块可采取模 块化集成设计以简化连接管路。根据把持形式分歧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到预定压力时，由于推板油缸存在有背压，液压系统会 使推板自动向车厢前部逐渐移动，使垃圾被均匀地压缩。举升缸采取单作用平 衡阀控制填塞器的举升，推铲缸采取单向节流阀来进行流量控制。液压系统中核心元件采取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进而成的，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。而 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）为了防止油管意外爆破的隐患，提升垃圾斗油缸设 置了液压锁，提高了平安性；（b）举升油缸加长了行程，用来开关填料器与车 厢体之间的锁钩，从而使得填料器在降下之后被自动锁紧；（c）为了实现推板 边夹边退的功能，利用液压小孔节流原理，使推板油缸发生反向压力，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，惯例油箱是油泵流量的 10 倍， 本油箱减少了一半，减少了其液压油的用量。操纵控制系统是压缩式垃圾车用来完成垃圾的装卸、压缩以及收运的关 键。系统中采取压力继电器来检测各个动作的位置，并控制动作的衔接。采取 电动控制系统操纵简单，易于实现集成化设计，缺点是电动控制操纵采取的是 电控气动多路换向阀，价格较高，需要防水。图1.2后装压缩式垃圾车液压原理图目前，压缩式垃圾车主要适用于我国城镇散装、袋装垃圾的集中收集和运 输。采取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、降低成木、减轻工人劳动强度和平安操纵的有 效途径之一。大力发展压缩式垃圾车将是今后城市环境卫生业的必定趋势。1换向阀；2，3溢流阀；4单向阀；5连接螺栓图1.3多路换向阀结构原理图2 液压系统的主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（m m/s）行程（mm）启、制动时间（s）滑板缸12010001刮板缸12010001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16MPa3 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要求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，采取液压泵作为系统的能源装置，将机械能转化为液体压力 能；采取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要求是：1）包管工作部件所需要的动力；2）实现工作部件所需要的运动，工作循环要包管运动的平稳性和精确性；3）要求传动效率高，工作液体温升低；4）结构简单紧凑，工作平安可靠，操纵容易，维修方便等。同时，在满足工作性能的前提下，应力求简单、经济及满足环保要求。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 很大程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，对油液的要求不是很高，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，初步定为中等压系统，即为 P=16MPa。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到预定压力 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。举升缸采取单作用平衡阀控制填塞器的举升。推铲缸采取 单向节流阀来进行流量控制。液压系统中核心元件采取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进而成的，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。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DT1 DT2 DT3 DT4 DT5 DT6 DT7 DT8 DT9 DT10滑板缸升起+刮板抬起+滑板落下+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4.14.2总重力G = G +G = （m +m ）g = （200+150）X10=3500N1 刮 滑 刮 滑式中：G 刮板的重力（N）；刮G淘一滑板的重力（N）。滑滑块与导轨之间的摩擦力f1f = Gcos45。= 0.1X3500Xcos45。= 247.5N 11式中：f滑块与导轨之间的摩擦力（N）；1滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取=0.1）。活塞惯性加速度v 一 va to11 t0.12 - 0 1 0.12 m/ S 2活塞伸出时的惯性力FI1F = （m +m ）a = （200+150）X0.12 = 42NI1刮 滑 I1则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F为1F = Gsin45+ f + F = 3500Xsin45+247.5+42 = 2764N1 1 1 I1由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为式中：口一液压缸的机械效率（由文献1,表37.76,取匚= 0.9）。取回油压力P2 =0 ，则nF 二 P d2n11 4所以，小I4FD =1Pnn1m4 x 27642=11.1mm16 x 106 xn x 0.9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4.34.4 总重力G =G +G + G =(m +m +m )g1 刮 滑 垃 刮 滑 垃= (200+150+300)X10=6500N滑块与导轨之间的摩擦力f为1f = uG cos45。=0.1X6500Xcos45。=460N 11活塞缩回时的惯性力F为I1F =(m +m + m )a =(200+150+300) X0.12=78NI1刮 滑 垃 I1则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F 为1F二Gsin45+ F f=6500Xsin45+78460=4214N 1 1 I1 1由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为取回油压力P = 0,则F1二P14(D 2 一 d )nm，所以 2 11图 4.3 滑板缸活塞缩回时的受力分析图 4.4滑板缸活塞缩回时的工况分析当液压缸的工作压力 P7MPa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。选取尺度液压缸：UY系列液压缸(天津优瑞纳斯油缸有限公司生产)UY40/28，具体参 数见表4.1 。表 4.1 UY40/28 参数缸径杆径推力拉力最大行程申40mm申28mm20.11KN10.26KN12000mm4.2 刮板缸的受力分析及选择1活塞伸出时，受力分析如图4.54.6总重力G=G =m g=200X10=2000N2刮刮式中：G 刮板的重力(N)。刮滑块与导轨之间的摩擦力f2f = uG cos45。=0.1X2000Xcos45。=141.4N 22式中：f滑块与导轨之间的摩擦力(N)；2滑块与导轨之间的摩擦因数(钢与钢，取=0.1)。活塞惯性加速度v 一 va = to12 t0.12 - 0 1 二 0.12活塞伸出时的惯性力F为I2F = m a = 200X0.12 = 24NI2刮 I2则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F为2F= Gsin45+ F f =2000Xsin45+24141.4=1297N2 2 I2 2由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为式中：刃一液压缸的机械效率(由文献1，表37.76,取匚=0.9)。取回油压力p2= 0所以，:4i Pnn1m.1297T16x 106 xk x0.9=7.6mm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4.74.8总重力G=G + G =(m +m )g=(200+300)X10=5000N2 刮 垃 刮 垃滑块与导轨之间的摩擦力f为2f = uG cos45。=0.1X5000Xcos45。=353.6N22活塞缩回时的惯性力F为I2F =(m + m )a =(200+300)X0.12=60NI2刮 垃 I2垃圾与厢壁之间的摩擦力为垃圾f =u G cos45=0.32X3000Xcos45=678.8N垃圾 1 垃式中：口 一垃圾与厢壁之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取1口 =0.32）。1则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F 为2F = G sin45。+F +f + f 2 2I22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取回油压力P2= 0n /所以，F = P （D2 一d2）n214m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。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。选取尺度液压缸：UY 系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY40/28，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4.94.10。总重力G=G +G +2G+2G +G3 刮 滑 刮缸 滑缸 厢板式中：G 刮板的重力（N）；刮G淘一滑板的重力（N）；滑G 刮板缸的重力（N）；刮缸G并一滑板缸的重力（N）。滑缸因为刮板缸和滑板缸都选取的是UY40/28,所以估算G = G =102N刮缸 滑缸式中：G 填料器的厢板重（N）， 估算G =4150N。厢板厢板G=G +G +2G+2G +G3 刮 滑 刮缸 滑缸 厢板=2000+1500+4X102+4150=8058N滑块与导轨之间的摩擦力f为3f 二口 G cos75。=0.1X8058Xcos75。=208.6N 33式中：f滑块与导轨之间的摩擦力（N）；3滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取=0.1）。活塞惯性加速度0.15 一 01二 0.15 m/ S 2活塞伸出时的惯性力F为I3F = (m +m +4m +m )aI3刮 滑 缸 厢板 I3=(200+150+4X10.2+415)X0.15 = 120.87N则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F为3F= G sin75。+F +f3 3 I3 3 =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式中：液压缸的机械效率（由文献1，表37.76，取口=0.9）。4 x 81132取回油压力p2= 0,所以，.2= 19mmPnn16x 106 XK x0.91m图 4.9举升缸活塞伸出时的受力分析图4.10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 4.114.12总重力G=G +G +4G +G3 刮 滑 液压缸 厢板=2000+1500+4X102+4150=8058N式中：G刮刮板的重力（N）；刮G淘一滑板的重力（N）；滑G亠刮板缸和滑板缸的总重力（N）；液压缸因为刮板缸和滑板缸都选取的是UY40/2&所以估算G t = 102N液压缸式中：G吓一填料器的厢板重（N）。 估算G吓=4150N厢板厢板滑块与导轨之间的摩擦力f为3f = uG cos75。=0.1X8058Xcos75。=208.6N 33式中：f滑块与导轨之间的摩擦力（N）；3滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取=0.1）。活塞缩回时的惯性力F为I3F =（m +m +4m +m ）a I3刮 滑 缸 厢板 I3=（200+150+4X10.2+415）X0.15 = 120.87N则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F 为3F = G sin75。+F f 3 3 I3 3=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n （取回油压力P = 0,则F3二P 2 一 d 2nm所以，2 11当液压缸的工作压力P7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D。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。选取尺度液压缸：UY系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY40/28，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 4.134.14垃圾与厢体间的摩擦力f垃圾为垃圾f = u G = 0.32X30000 = 9600N 垃圾1 垃式中：u 垃圾与厢体之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取 1u=0.32）。1推铲与厢体间的摩擦力f卄为推铲f =uG =0.1X3000=300N 推铲推铲式中：u推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取u=0.1）。推铲的惯性加速度推铲伸出时的惯性力F为I4F =（m +m ）aI4推铲 垃圾 I4=（300+3000）X0.2 = 660N则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F为4F= f + f + F =9600+300+660=10560N4 垃圾 推铲 I4由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为式中：液压缸的机械效率（由文献1，表37.76，取nJ=0.9） o 取回油压力P = 0,贝I2=4 X10560二 30.6mmY Pnn V16x 106 X代 X0.91m.所以，图 4.14推铲缸活塞图 4.13推铲缸活塞伸出时的受力分析 伸出时的工况分析2推铲缩回时，受力分析如图 4.154.16推铲与厢体间的摩擦力f推铲为推铲f 二=0.1X3000=300N推铲推铲式中：口一推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取=0.1）。推铲伸出时的惯性力F为I4F =m a =300X0.2=60NI4推铲 I4则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F为4F = f + F =300+60=360N4 推铲I4由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为兀/取回油压力P二0，则F4二P14（D 2 Em ，所以可得下式2 当液压缸的工作压力P7MPa时，活塞杆直径d=0.7D。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，选取尺度液压缸：UY系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生 产）UY40/28，具体参数见表4.1。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确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_V Aq = maxmaxmax耳（6.1）Iv1式中：V 活塞最大速度（m/s）；maxq 一液压缸的最大流量（L/min）；maxA 一最大有效面积（m3）；maxn 容积效率（当选用弹性体密封圈时，n心1）。vv由于所有的液压缸均采取UY40/28，则液压缸的最大面积为 因此，由式（6.1）得式中：口举升举升缸的流量（L/min）。举升液压泵的供给流量为式中：K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611JB30液压泵的性能参数7 电动机的选择根据工况，电动机的额定功率PePz，且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驱=1.10X15.4=16.94kW式中：K余量系数，K=1.10；P 液压泵所需要的输入功率(kW)。驱由参考文献1，附表40-1，选用Y系列电动机，参数见表7.1。表7.1 Y200L16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18.5KW37.7A 980r/min 89.8%0.832.0Nm8液压辅件的选择8.1 液压油N46普通液压油YAN46 (原牌号：30)，参数见表8.1。 表8.1 YAN46液压油参数运动粘度(40C) (mm2/s)粘度指数凝点(C)抗磨性(N)密度(kg/m3)4690-108009008.2 油箱焊接件，具体尺寸见第9章。8.3 液位计YWZ-150 承受压力：0.10.15MPa 温度范围：-20100C8.4 回油过滤器YLH型箱上回油滤油器YLH25X15，参数见表8.2。表82YLH25X15回油滤油器参数(mm)(L/min)(gm)(MPa)(MPa)式1525101.60.35螺纹HX25xl58.5 空气过滤器EF系列空气过滤器EF340，参数见表8.3。表83EF340空气过滤器参数8.6吸油过滤器加油流量L/min空气流量L/min油过滤面积cm2油过滤精度gm空气过滤精度gm210.1701800.2793040YLX型箱上吸油过滤器YLX25X15，参数见表8.4。表84YLX25X15吸油过滤器参数8.7液压泵通径mm公称流量L/min过滤精度gm允许最大压力损失MPa连接方式滤芯型号1525800.03螺纹X-X-25x15JB系列径向柱塞泵1JB30，参数见表8.5。表851JB30径向柱塞泵参数8.8多路换向阀公称排量m 1/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%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8.9单向节流阀通径 mm额定流量L/min额定压力MPa104016MK系列单向节流阀MK8G1.2，参数见表8.7。表87MK8G1.2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/min23031.588.10 溢流阀表88DT-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kg0.2521167.0211.58.11 单作用平衡阀FD系列单作用平衡阀FD6-A10,参数见表8.9。表89FD6-A10单作用平衡阀参数通径额定流量调压范围控制压力开启压力质量mmL/minMPaMPaMPakg6400.3-31.52-31.50.278.12 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810DNC-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Nm5025483415350.858.14 两位三通电磁气阀普通两位三通电磁气阀Q23XD-10-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MPaCmmL/minKPa01.656010M18X1.52300158.15 消声器LFU1/2 装置位置:垂直方向5,参数见表8.12。表8. 12LFU1/2消声器参数8.16 气源处理三联件GC系列三联件GC30010MZC,参数见表8.13。空气过滤器GF300-10减压阀GR300-10油雾器GL300-10表813GC30010MZC气源处理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MPaCmlmlgmg0.15-1.556040754013008.17球阀（截止阀）JZQF20L,参数见表 8.14。表814JZQF20L参数8.18 电磁换向阀公称压力MPa公称通径mm连接形式2120螺纹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/min52518.19 压力表弹簧管压力表Y-60丈量范围：025MPa8.20 微型高压软管接头总成HFP1-H2-P-M18，参数见表 8.16。表 8.16 HFP1-H2-P-M18 参数公称通径mm工作压力MPa工作温度。C推存长度mm螺纹尺寸1025-3080320M18X1.58.21 测压接头JB/T966-ZJJ-20-M30 管子外径：20mm8.22 球阀（截止阀）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 vW0.52m/s取 2m/s 吸油管内的流量 q=27. 216L/min=4.536X 10-4m3/s因为，所以鱼4 X 4536 X10-4 二 16.99mmYv兀查表得到尺度软管尺寸，见表8.18。表8.18尺度软管尺寸公称内径mm内径 mm增强层外径mm 成品软管外径mm1918.619.824.626.229.431.08.24.2 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vW2.56m/s回流 管内液压油的流速vW1.53m/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VA0.2 x x 0.042推铲缸所需流量=2.5 x 10-4m3 /s = 15L/min取 v=4m/s ，D 二应=：4 X 力 X10 -4V兀二 8.92mm查表得到尺度软管尺寸，见表8.19。公称内径mm内径mm增强层外径mm成品软管外径mm109.310.114.515.719.120.62举升缸压油管路的选择举升缸所需流量兀VA 0.15 x x 0.042q =4= 1.88x 10-4m3 /s = 11.3L/min耳1V取 v=3m/s,则也:4 X 1.88 X10_4 二 8.93mmV兀、3 x兀查表得到尺度软管尺寸，见表 8.19。3. 滑板缸压油管路的选择滑板缸所需流量兀VA 0.12 x x 0.042q =4= 1.5x 10-4m3 /s = 9L/min耳1V取 v=3m/s,则D 二:4q = ；4X 1.5 X104 二 7.98mm V兀查表得到尺度软管尺寸,见表 8.19。4. 刮板缸压油管路的选择刮板缸所需流量VA 0.12 x x 0.042q =4= 1.5 x 10-4m3 /s = 9L/min耳1V取 v=3m/s,则D 二:4q = 4 X 1.5 X10二 7.98mm V兀查表得到尺度软管尺寸,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。依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,结构简单,不必考虑油箱充气 压力等问题,故本系统采取开式油箱。油箱中应装置相应的辅件,如热交换 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）；q液压泵的流量（L/min）；pm一经验系数，工程机械中m二25。所以，V 二 mq = 3X28.812 = 86.436L = 0.0864m3p9.2 油箱体积的确定根据现场实际情况，油液一般装满油箱的 80%，采取六面体油箱，而且 长、宽以及高的比例为1： 1： 1。V 二 0.8V式中：V油箱的有效容量（m3）；V实际一油箱的实际体积（m3）。实际所以V= 1.25V = 1.25 x 0.0864 = 0.108m 3 实际所以，长、宽、高二0实际二3册二0.476m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=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资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，本系统中的阀块采取铸铁资料。根据本系统液压阀件的数量和装置位置要求，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GCS03）10.2阀块结构尺寸的确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装置 体，所以其加工精度要求很高。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 须包管相通，不相通的孔口绝对不成相通，且相临的孔口之间应有一定的距 离。一般在中低压力下，为包管孔壁强度，相临的不相通的孔口间最小壁厚不 得小于 5 毫米，否则孔壁就有可能在压力冲击下解体，使压力油进入其他孔 道，系统将会出现不成预见性事故。阀座在设计装置时应综合考虑多方面因素。主要是，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。阀块安插时阀块间距一般不该小于 10 毫米，安插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 实现预期功能以及装置方便的前提下应尽量减小阀座尺寸，从而节省资料，降 低加工强度和难度，减少成本。根据阀块上各阀的具体尺寸，从防止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GCS03。（三维立体图见附 录中图 A1A2）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、蓄能器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 要求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。液压泵站适用于主机与液压装置可分离的各种液 压机械上。液压泵站上泵组的安插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，采取立式电动机并将液压泵置于油箱之内时，称为立式；采 取卧式电动机称为卧式。非上置式液压泵站中，泵组与油箱并列安插的为旁置 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确定后，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，主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，对某些分歧理的设计要进行重新调整，或许采纳其他需要的措施。12.1 液压系统压力损失的计算12.1.1 局部压力损失式中：目一局部阻力系数（球阀一5,滑阀一12,节流阀一6）； 回一液体密度（kg/m3）（液压油密度一900 kg/mQ；v一液体的平均流速（m/s）。1. 泵出口处的溢流阀亞和推铲缸处的溢流阀EP22. 推铲缸处的单向节流阀迥3. 推铲缸的多路换向阀处匣4. 举升缸的多路换向阀处旦5. 举升缸的单作用平衡阀处|进&二.2MPa6. 滑板缸的多路换向阀处迥和刮板缸的多路换向阀处迥7. 滑板缸的电磁换向阀处迥和刮板缸的电磁换向阀处国和8. 回油过滤器处的局部压力损失|%二0.35MPa则总的局部压力损失为12.1.2 沿程压力损失pv 2T(Pa)12.2)式中：区沿程阻力系数（冋=75/Re）；Re一雷诺数（Re = vd/ Y）;E液体的运动黏度（m2/s）；必一管道长度（m）；区一管子直径（m）；已一液体密度（kg/m3）（液压油密度一900 kg/m3）；v一液体的平均流速（m/s）。由于压油管路内液体的平均流速分歧，因此沿程压力损失分为两部分计算: 第一部分为推铲缸回路的沿程压力损失 第二部分为举升缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程压力损失 则总的沿程压力损失为 因此，液压系统总的压力损失应为总的局部压力损失与总的沿程压力损失 之和。由以上计算可知液压回路的压力损失约为1.37MPa，而泵的额定压力为 32MPa,工作压力为16MPa，所以泵的实际出口压力与泵的额定压力存在一定 的压力裕度，故所选液压泵和其他有关液压元件是合适的，满足系统的要求。12.2 散热能力的计算12.2.1液压系统效率n的计算液压系统效率的计算，主要考虑液压泵的总效率和、液压执行元件的总效 率叮及液压回路的效率朋。宀。叩（12.3）式中：匸液压泵的总效率和液压执行元件的总效率匸液压回路的效率液压回路的效率式中：百血一各执行元件的负载压力和输入流量乘积的总和（W）； 工ppq。一各个液压泵供油压力和输出流量乘积的综合（W）。所以 二二耳 耳耳耳 二 0.95 x 0.9 x 0.791x 0.9 二 0.609 二 60.9%）丿 I -，p c Apm pv c A12.2.2 液压系统散热能力的计算系统的总发热量为H 二化）| （12.4）式中:pP液压泵的输入功率（W）；0液压系统总效率。液压系统中发生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是 主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失发生的热量 基本平衡，故一般略去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量H可按下式计算 oH0二恥（ （12.5）式中：匮散热系数W/（mEC）风扇冷却时，K=25；A油箱散热面积（m2）；回一系统温升 （） 工程机械|At 40C|o系统的散热量为油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，因此，需要另设冷却器|12.3 冷却器的选择由于本套液压系统应用于工程机械，所以选择风冷式冷却器|风冷式冷却 器利用空气作为冷却介质，适用于缺水或方便用水冷却的液压设备|冷却方式 除采取风扇强制吹风冷却外，多采取自然通风冷却|自然通风冷却的冷却器分 为管式、板式、翅管式和翅片式等型式|但由于一般的管式和板式风冷却器的 通风管为光管，通油板之间不设翅片，所以传热系数不大，冷却效果也较差， 所以一般现场实际中，翅管式和翅片式风冷却器应用较为广泛|12.3.1 冷却器的计算1求冷却器的热交换量所谓冷却器的热交换量是指要求冷却器从液压系统的发热量中所带走的热 量|冷却器的热交换量 H 为cH =HH =6021.41352=4669.4W c02冷却器散热面积A的计算（12.6）式中:液压油和冷却介质之间的平均温度差（回）。12.7）式中：t液压油的进口温度（已）；t2液压油的出口温度（EC）；冷却介质的进口温度（已）；I冷却介质的出口温度（EC）。散热面积HA = cKAt4669.425 x 22.5=8.3m 2根据计算出的冷却器的热交换量及散热面积，查手册选择 FL 系列空气冷却器型号为FL10，参数见表12.1。表 12.1FL10 冷却器参数换热面积m2风量m3/h风机功率KW风机号（T30）质量kg1022100.123211013 环境性能分析13.1 环境污染简介环境污染是指人类直接或间接地向环境排放超出其自净能力的物质或能 量，从而使环境的质量降低，对人类的生存与发展、生态系统和财富造成晦气 影响的现象。具体包含：水污染、大气污染、噪声污染、放射性污染等。水污 染是指水体因某种物质的介入，而导致其化学、物理、生物或者放射性污染等 方面特性的改变，从而影响水的有效利用，危害人体健康或者破坏生态环境， 造成水质恶化的现象。大气污染是指空气中污染物的浓度达到有害程度，以致 破坏生态系统和人类正常生存和发展的条件，对人和生物造成危害的现象。噪 声污染是指所发生的环境噪声超出国家规定的环境噪声排放尺度，并干扰他人 正常工作、学习、生活的现象。放射性污染是指由于人类活动造成物料、人 体、场合、环境介质概况或者内部出现超出国家尺度的放射性物质或者射线。 例如，超出国家和地方政府制定的排放污染物的尺度，超种类、超量、超浓度 排放污染物；未采纳防止溢流和渗漏措施而装载运输油类或者有毒货物致使货 物 落水造成水污染；非法向大气中排放有毒有害物质，造成大气污染事故， 等等。 随着科学技术水平的发展和人民生活水平的提高，环境污染也在增 加，特别是在发展中国家。环境污染问题越来越成为世界各个国家的共同课题 之一。13.2 液压技术对环境的危害及防治13.2.1 液压技术对环境的危害1噪声污染噪声污染是液压生产过程中最容易发生也最难以克服的难题。液压系统 中，发电机、马达、泵等在工作时，不成防止的会发出刺耳的噪声；一些液力 驱动的冲压、冷轧、锻造机床等，更是无休止的发出巨大恼人的声响，对工人 甚至是周边地区的人造成危害，所以，液压工业中的噪声污染最值得我们关 注。2水污染液压系统中水污染也同样需要防治，这是由于液压系统中用需要大量使用 液压油驱动液压设备工作。工作油液经循环使用后变成废液需要排放。但如果 废液排放失慎，就会造成下游水域的污染。3能源的浪费 由于液压系统多数情况需要多个液压元件进行配合工作，液压设备又普通 比较粗笨巨大。而同时液压系统的精求要求很低，所以往往造成液压系统的效 率十分低下，从而造成电能、化学能、水能、风能等能源的严重浪费。13.2.2 解决方法1对于污染的防治针对液压系统中容易出现的噪声污染和水污染，主要解决法子有：1）工厂尽量远离市区，增强对车间噪声的控制，消除减弱噪声源，通过 研制和选用低噪声设备，改进生产加工工艺，达到减少发生体数目或降低发生 体中的辐射功率。2）改革生产工艺，合理充分的使用液压油，提高其重复利用率，同时建 立合理完善的管理制度，控制废液的排放。2液压系统效率的提高方法 1）改进加工工艺，采取一些提高效率的工艺手段，同时提高对系统控制 的精度。2）定期更新工厂设备，用新的高效的先进设备代替原有设备，提高液压系统 效率和能源的利用率。结论在结业设计中，我的任务是设计压缩式垃圾车的液压系统。压缩式垃圾车 是收集、中转清运垃圾，防止二次污染的新型环卫车辆，在国外使用最为广 泛。它有效地防止了收集、运输过程中垃圾的散落、飞扬造成的污染。提高劳 动效率，减轻劳动强度，是一种新型理想的环卫专用车。压缩式垃圾车借助 机、电、液联合自动控制系统、 PLC 控制系统及手动操纵系统。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取冲压成型零部件， 重量轻，整车利用效率高；具有自动反复压缩以及蠕动压缩功能；压缩式垃圾 车垃圾压实程度、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。压缩式垃圾车中液压系统的工作压力一般设定为 16MPa。 为包管系统工作可靠，增加了单向节流阀和单作用平衡阀等平安控制装置。部 分阀块可采取模块化集成设计以简化连接管路。根据把持形式分歧可选择手动 控制或电动控制。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 到预定压力时，由于推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部 逐渐移动，使垃圾被均匀地压缩。操纵控制系统是压缩式垃圾车用来完成垃圾 的装卸、压缩以及收运的关键。系统中采取压力继电器来检测各个动作的位 置，并控制动作的衔接。采取电动控制系统操纵简单，易于实现集成化设计。 压缩式垃圾车主要适用于我国城镇散装、袋装垃圾的集中收集和运输。采取 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、降低成木、减轻工人劳动强度和平安操纵的有效途径 之一。大力发展压缩式垃圾车将是今后城市环境卫生业的必定趋势。致谢时光如梭，四年的大学生活也转瞬即逝，很快就要离开度过人生最美好时 光的美丽校园，离开旦夕相处的同学和传道、授业、解惑的恩师，心里很不是 滋味。在这里感谢他们在这四年里对我的关心和帮忙。在结业设计渐渐接近尾声之际，我要衷心感谢姚瑶老师几个月来对我的耐