6.5t履带式单斗液压挖掘机液压系统设计

目 录摘要IAbstractII引 言- 1 -1 液压挖掘机工况分析及液压系统原理图的拟定- 2 - 1.1 液压挖掘机的工况- 2 -1.2 挖掘机液压系统的设计要求- 7 -1.3 液压系统基本回路的分析- 8 -1.4 液压系统原理图及总体方案的制定- 11 -2 工作装置油缸缸径及其线性尺寸的确定- 13 -2.1 反铲工作装置总体方案的选择- 13 -2.2 挖掘机原始参数- 14 -2.3 铲斗主参数初选- 14 -2.4 动臂液压缸行程及其铰点位置的计算- 14 -2.5 斗杆液压缸行程及其铰点位置的计算- 18 -2.6 铲斗液压缸行程及铲斗连杆机构形式及尺寸的计算- 19 -2.7 闭锁力的验算及油缸缸径最终的确定- 20 -3 回转、行走机构主参数的确定和液压马达的选定- 33 -3.1 回转机构的传动方式及基本要求- 33 -3.2 转台的转动惯量及回转启动制动力矩的计算- 34 -3.3 转台转角范围及最佳转速的确定- 35 -3.4 液压马达的计算选定- 36 -3.5 行走装置的构造- 38 -3.6 行走液压马达的计算选择- 39 -3.7 行走装置原地转弯能力及爬坡能力的校核- 42 - 4 主泵、发动机和多路阀组的选型- 44 -4.1 液压系统变量形式的分析- 44 -4.2 液压系统主参数的计算- 45 -4.3 主泵的选定- 46 -4.4 发动机功率的计算- 46 -4.5 多路阀组的选型- 47 -5 先导控制回路及先导阀的选用- 49 -5.1 导操纵的必要性- 49 -5.2 先导阀的选用- 49 -5.3 辅助油泵及马达- 52 -6 其它辅件的计算和选择- 55 -6.1 管路的选择- 55 -6.2 蓄能器的选择- 57 -6.3 虑油器的选择- 58 -6.4 其它换向阀的选择- 59 -6.5 油箱容量的初算- 60 -7 液压缸的设计计算- 61 -7.1 缸筒的受力计算- 61 -7.2 活塞杆稳定性的计算- 64 -7.3 活塞的结构及于活塞杆的连接- 65 -7.4 活塞杆的导向套、密封和防尘- 65 -7.5 缓冲装置的计算- 66 -7.6 排气阀和油口的布置- 66 -8 理论生产率的概念及计算- 68 -8.1 理论生产率的概念- 68 -8.2 理论生产率的计算- 68 -9 油液系统性能的验算- 73 -9.1 液压系统压力损失的验算- 73 -9.2 液压系统发热温升的验算- 74 -设计总结- 78 -参考文献- 79 -致谢- 80 - 摘要 本次设计的主要内容是小型挖掘机液压系统的设计，所采用的挖掘机的类型为履带式单斗反铲液压挖掘机。本设计主要采用比拟法、经验公式计算法和按标准选定法来确定液压挖掘机主参数，属于常规设计。本设计从总体上可分为四大部分：（1） 确定反铲工作装置的总体方案，之后对挖掘机的工作装置进行了结构尺寸计算并对液压缸在三种危险工况下进行闭锁力的校核，保证其有足够的挖掘力和作业安全性。（2） 确定挖掘机液压系统总体方案，之后根据系统原理图对液压系统元件进行计算选择。（3） 在最终选定液压缸和各液压元件后，完成了动臂液压缸的设计、挖掘机的理论生产率计算和液压系统性能的验算。为了提高作业生产率，在液压油路设计时，满足动臂、铲斗、斗杆的油路均可以实现双泵合流供油，大大提高了作业生产率。（4） 运用CAD软件绘制了液压系统原理图，油缸零件图，油缸装配图和小型挖掘机的工装布管图。最后通过验算证明了本设计的可行性。在设计的过程中不仅要遵循液压系统的设计原则，还要充分考虑“三化”的要求，保证挖掘机能够满足本设计原始参数的要求。关键词：液压挖掘机；液压系统；设计；元件选择；验算 Hydraulic System Design of Crawler Hydraulic Excavator 6.5tAbstract The design of the main contents is the hydraulic system design of Mini excavator, the excavator of the type used for single-tracked hydraulic excavator backhoe bucket.The main design methods of this design are simulation method,empirical formula method and selected by standard methods,which are used to determine the main parameters of the hydraulic excava-tor. It belongs to the conventional design. This design in general can be divided into four parts: (1) Determine the overall scheme of the backhoe working device,and then calculate the size of structure of working device of excavator and check the locking force in three kinds of dangerous working conditions,ensure its job security. (2) Determine the overall scheme of excavator hydraulic system,and then calculate and select hydraulic system components according to the system principle diagram(3) In the final selection of the hydraulic cylinder and the hydraulic components, complete the boom cylinder design, theory of the excavator productivity calculation and the checking of the hydraulic system performance. In order to improve operational productivity, in the hydraulic circuit design, meet the hydraulic circuit of boom, bucket, the bucket rod can achieve double pump confluence to be oiled. Greatly improve the operating productivity.(4) using CAD software to draw the schematic diagram of the hydraulic system, cylinder parts diagram, cylinder assembly drawings and the small excavator tooling pipe layout drawing . Finally, checking proved the feasibility of the design.During the design , not only follow the designing principle of hydraulic system but also consider the three types regulation .ensure excavator to meet the design requirements of the original parameters.Keywords: Hydraulic excavator; Hydraulic circuit; Design; Component selection; Checking computations 引 言单斗液压挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用在房屋建筑，道路工程，水利建设，农田开发，港口建设，国防公事等的土方施工机械和矿山采掘工业中，对减轻繁重的体力劳动，保证工程质量，加快建设速度，提高劳动生产率起到巨大作用。单斗挖掘机分机械传动和液压传动两种，本设计的挖掘机为单斗液压挖掘机，整体设计主要采用比拟法等常规设计方法。在反铲方案的选择上主要依据设计任务书规定的使用要求，决定工作装置为专用装置。专用装置根据作业条件决定结构方案，在满足主要作业条件要求的同时照顾其它条件下的性能。在确定反铲方案后，根据比拟法，经验公式计算法等设计方法和任务书上的相关数据，确定工作装置铰点的几何位置以及各油缸伸缩长度和缸径。在工作装置设计的上，油缸闭锁力的验算是一个重要计算过程，油缸闭锁压力的确定依据是：在保护元件的同时能保证在主要挖掘工况下油缸不发生被动拉长或回缩的现象，即在主要挖掘区内保证主动液压缸充分发挥其最大作用力的条件下，调节被动液压缸的闭锁压力，避免回路产生过大的压力，使其对元件能起到有效的保护作用，使油缸闭锁力能通过调节限压阀来满足各主要工况下的工作要求。对于高压系统限压阀的设定压力一般不超过系统压力的25%，对于中高压限压阀的调定压力可以提高到25%以上。在完成工装的铰点的选择和闭锁力的验算之后，开始本设计的另一块主要设计液压系统设计。液压系统是能量转换的中间环节，通过它把发动机输出的机械能转换成液压能，然后再把液压能转化为驱动工作装置、行走装置、回转装置和其他辅助装置的机械能，实现挖掘机的各种动作。液压系统的设计主要包括回转机构的主参数、回转马达的选择，行走装置及行走马达，主泵，多路阀组等的选择。液压系统各元件的选择，主要依据工作系统压力及各相关系统的流量、转矩和速度来查阅相关标准来确定。1 液压挖掘机工况分析及液压系统原理图的拟定 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就组成一个挖掘机液压系统。它是以油液为工作介质、利用液压泵及液压元件将液压能转变为机械能，进而实现挖掘机的各种动作。1.1 液压挖掘机的工况液压挖掘机的作业过程包括以下几个动作(如图1.1 所示):动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其它辅助动作。除了辅助动作(例如整机转向等)不需全功率驱动以外，其它都是液压挖掘机的主要动作，要考虑全功率驱动1。由于液压挖掘机的作业对象和工作条件变化较大，主机的工作有两项特殊要求:(1)实现各种主要动作时，阻力与作业速度随时变化，因此，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化;(2)为了充分利用发动机功率和缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作(例如动臂提升与回转)同时进行复合动作1。液压挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合主要包括:(1) 挖掘:通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘，或者两者配合进行挖掘，因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。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1.1 液压挖掘机的运动图(2) 满斗举升回转:挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转，液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作。(3) 卸载:转到卸土点时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时是斗杆和铲斗的复合动作，间以动臂动作。(4) 空斗返回:卸载结束，转台反向回转，动臂液压缸和斗杆液压缸配合，把空斗放到新的挖掘点，此时是回转和动臂或斗杆的复合动作。1.1.1 挖掘工况分析挖掘过程中主要以铲斗液压缸或斗杆液压缸分别单独进行挖掘，或者两者复合动作，必要时配以动臂液压缸的动作1。一般在平整土地或切削斜坡时，需要同时操纵动臂和斗杆，以使斗尖能沿直线运动，如图1.2，1.3所示。此时斗杆收回，动臂抬起，希望斗杆和动臂分别由独立的油泵供油，以保证彼此动作独立，相互之间无干扰，并且要求泵的供油量小，使油缸动作慢，便于控制。如果需要铲斗保持一定切削角度并按照一定的轨迹进行切削时，或者需要用铲斗斗底压整地面时，就需要铲斗、斗杆、动臂三者同时作用完成复合动作，如图1.4,1.5所示。 图1.2 斗尖沿直线平整土地图 图1.3 斗尖沿直线切削斜坡图 图1.4 铲斗底压整地面图 图1.5 铲斗底保持一定角度切削图单独采用斗杆挖掘时，为了提高掘削速度，一般采用双泵合流，个别也有采用三泵合流。单独采用铲斗挖掘时，也有采用双泵合流的情况。下面以三泵系统为例，来说明复合动作挖掘时油泵流量的分配情况和分合流油路的连接情况。液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作1。当斗杆和铲斗复合动作挖掘时，供油情况如图1.6a 所示。当斗杆油压接近溢流阀的压力时，原来溢流的油液此时供给铲斗有效利用;当铲斗和动臂复合动作挖掘时，由于动臂仅仅起调解位置的作用，主要是斗杆进行挖掘，因此采用斗杆优先合流、双泵供油，如图1.6b 所示。 图1.6 三泵供油系统示意图当动臂、斗杆和铲斗复合运动时，为了防止同一油泵向多个液压作用元件供油时动作的相互干扰，一般三泵系统中，每个油泵单独对一个液压作用元件供油较好。对于双泵系统，其复合动作时各液压作用元件间出现相互干扰的可能性大，因此需要采用节流等措施进行流量分配，其流量分配要求和三泵系统相同。当进行沟槽侧壁掘削和斜坡切削时，为了有效地进行垂直掘削，还要求向回转马达提供压力油，产生回转力，保持铲斗贴紧侧壁进行切削，因此需要同时向回转马达和斗杆供油，两者复合动作，如图1.7所示。回转马达和斗杆收缩同时动作，由同一个油泵供油，因此需要采用回转优先油路，否则铲斗无法紧贴侧壁，使掘削很难正常进行。在斗杆油缸活塞杆端回油路上设置可变节流阀，此节流阀的开口度即节流程度由回转先导压力来控制。回转先导压力越大，节流阀开度越小，节流效应越大，则斗杆油缸回油压力增高，使得油泵的供油压力也提高。图1.7 马达与油缸复合动作示意图 挖掘过程中还有可能碰到石块、树根等坚硬障碍物，往往由于挖不动而需要短时间增大挖掘力，希望液压系统能暂时增压，能提高主压力阀的压力1。1.1.2 满斗举升回斗工况分析挖掘结束后，动臂油缸将动臂顶起，满斗举升，同时回转液压马达使转台转向卸载处，此时主要是动臂和回转马达的复合动作。动臂抬升和回转马达同时动作时，要求二者在速度上匹配，即回转到指定卸载位置时，动臂和铲斗自动提升到合适的卸载高度。由于卸载所需的回转角度不同，随液压挖掘机相对自卸车的位置而变，因此动臂提升速度和回转马达的回转速度的相对关系应该是可调整的。卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂的提升速度慢些。在双泵系统中，回转起动时，由于惯性较大，油压会升得很高，有可能从溢流阀溢流，此时应该将溢流的油供给动臂，如图1.8a 所示。在回转和动臂提升的同时，斗杆要外放，有时还需要对铲斗进行调整。这时是回转马达、动臂、斗杆和铲斗进行复合动作1。由于满斗提升时动臂油缸压力高，导致变量泵流量减小，为了使动臂提升和回转、斗杆外放相互配合动作，由一个油泵专门向动臂油缸供油，另一个油泵除了向回转马达和斗杆供油外，还有部分油供给动臂，如图1.8b 所示。但是由于动臂提升时油压较高，单向阀大部分时间处于关闭状态，因此左侧油泵只向回转马达和斗杆供油。三泵系统的供油情况如图1.8c 所示。各个油泵分别向一个液压作用元件供油，复合动作时无相互干扰。 图1.8 回转举升供油情况1.1.3. 卸载工况分析回转至卸载位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗油缸卸载。为了调整卸载位置，还需要动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合动作，间以动臂动作。1.1.4 空斗返回工况分析当卸载结束后，转台反向回转，同时动臂油缸和斗杆油缸相互配合动作，把空斗放在新的挖掘点。此工况是回转马达、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降有重力作用，压力低、变量泵流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况为一个油泵的全部流量供回转马达，另一油泵的大部分油供给动臂，少部分油经节流阀供给斗杆，如图1.9所示。 图1.9 空斗返回供油情况发动机在低转速时油泵供油量小，为防止动臂因重力作用迅速下降和动臂油缸产生吸空现象，可采用动臂下降再生补油回路，利用重力将动臂油缸无杆腔的油供至有杆腔。1.1.5 行走时复合动作在行走的过程有可能要求对作业装置液压元件(如回转机构、动臂、斗杆和铲斗)进行调整。在双泵系统中，一个油泵为左行走马达供油、另一个油泵为右行走马达供油，此时如果某一液压元件动作，使某一油泵分流供油，就会造成一侧行走速度降低，影响直线行驶性，特别是当挖掘机进行装车运输或上下卡车行走时，行驶偏斜会造成事故1。为了保证挖掘机的直线行驶性，在三泵供油系统中，左右行走马达分别由一个油泵单独供油，另一个油泵向其它液压作用元件(如动臂、斗杆、铲斗和回转)供油，如图1.10a 所示。对于双泵系统，目前采用以下供油方式:一个油泵并联向左、右行走马达供油，另一个油泵向其他液压作用元件供油，其多余的油液通过单向阀向行走马达供油，如图1.10b 所示;双泵合流并联向左、右行走马达和作业装置液压作用元件同时供油，如图1.10c 所示。图1.10 行走复合动作时的几种供油情况1.2 挖掘机液压系统的设计要求液压挖掘机的动作繁复，且具有多种机构，如行走机构、回转机构、动臂、斗杆和铲斗等，是一种具有多自由度的工程机械。这些主要机构经常起动、制动、换向，外负载变化很大，冲击和振动多，因此挖掘机对液压系统提出了很高的设计要求。根据液压挖掘机的工作特点，其液压系统的设计需要满足以下要求1: 1.2.1 动力性要求所谓动力性要求，就是在保证发动机不过载的前提下，尽量充分地利用发动机的功率，提高挖掘机的生产效率。尤其是当负载变化时，要求液压系统与发动机的良好匹配，尽量提高发动机的输出功率。例如，当外负载较小时，往往希望增大油泵的输出流量，提高执行元件的运动速度。双泵液压系统中就常常采用合流的方式来提高发动机的功率利用率。1.2.2 操纵性要求(1) 调速性要求挖掘机对调速操纵控制性能的要求很高，如何按照驾驶员的操纵意图方便地实现调速操纵控制，对各个执行元件的调速操纵是否稳定可靠，成为挖掘机液压系统设计十分重要的一方面。挖掘机在工作过程中作业阻力变化大，各种不同的作业工况要求功率变化大，因此要求对各个执行元件的调速性要好。(2) 复合操纵性要求挖掘机在作业过程中需要各个执行元件单独动作，但是在更多情况下要求各个执行元件能够相互配合实现复杂的复合动作，因此如何实现多执行元件的复合动作也是挖掘机液压系统操纵性要求的一方面。当多执行元件共同动作时，要求其相互间不千涉，能够合理分配共同动作时各个执行元件的流盘，实现理想的复合动作。尤其对行走机构来说，左、右行走马达的复合动作问题，即直线行驶性也是设计中需要考虑的重要一方面。如果挖掘机在行使过程中由于液压泵的油分流供应，导致一侧行走马达速度降低，形成挖掘机意外跑偏，很容易发生事故。另外，当多执行元件同时动作时，各个操纵阀都在大开度下工作，往往会出现系统总流量需求超过油泵的最大供油流量，这样高压执行元件就会因压力油优先供给低压执行元件而出现动作速度降低，甚至不动的现象。因此，如何协调多执行元件复合动作时的流量供应问题也是挖掘机液压系统设计中要考虑的。1.2.3 节能性要求挖掘机工作时间长，能量消耗大，要求液压系统的效率高，就要降低各个执行元件和管路的能耗，因此在挖掘机液压系统中要充分考虑各种节能措施。当对各个执行元件进行调速控制时，系统所需流量大于油泵的输出流量，此时必然会导致一部分流量损失掉。系统要求此部分的能量损失尽量小;当挖掘机处于空载不工作的状态下，如何降低泵的输出流量，降低空载回油的压力，也是降低能耗的关键1。1.2.4 安全性要求挖掘机的工作条件恶劣，载荷变化和冲击振动大，对于其液压系统要求有良好的过载保护措施，防止油泵过载和因外负载冲击对各个液压作用元件的损伤。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带下降和整机超速溜坡。1.2.5 其它性能要求实现零部件的标准化、系列化和通用化，降低挖掘机的制造成本；液压挖掘机作业条件恶劣，各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性；由于挖掘机在城市建设施工中应用越来越多，因此要不断提高挖掘机的作业性能，降低振动和噪声，重视其作业中的环保性1。1.3 液压系统基本回路的分析多复杂的液压系统都是由若干个简单的基本回路组成。基本回路是由一个或者几个液压元件组成、能够完成特定的单一功能的典型回路。单斗液压挖掘机根据工作的需要，可以采用若干个基本回路，组成完整的液压系统。1.3.1 限压回路限压回路用来限制系统压力或将系统某一部分的压力控制在一定的范围内，以保护系统和元件不受损坏。常见的限压阀有溢流阀、减压阀、顺序阀等。单斗液压挖掘机通常在主泵出口设置限压（安全阀）以限制系统的最高压力。此外，还在某些元件的进、出油口设置限压阀以限制其闭锁压力。一般情况下，高压系统限压阀的调定压力不超过系统压力的25%，中高压系统限压阀的调定压力可以调高到25% 以上。工作装置限压回路如图1.11所示。 图1.11 工作装置的限压回路1-换向阀；2、3-限压阀；4-动臂液压缸1.3.2 卸荷回路卸荷回路是在挖掘机不工作时，使液压泵尽可能以最低功率消耗进行空转而不是溢流回油，以减少功率损失。常采用液压泵以最低压力进行空转的卸荷方式，根据回路组合形式，有换向阀中位卸荷如图1.12a所示和穿越换向阀卸荷如图1.12b所示。 （a）换向阀中位卸荷回路 （b）穿越换向阀卸荷回路 图1.12 卸荷回路 1.3.3 缓冲补油回路 在回转机构的回路上设置缓冲补油装置的目的是消除制动时给回转机构的振动冲击并避免马达的吸空现象。一般情况下，缓冲限压阀同时也起到了对回转机构的制动作用，其调定压力取决于上部转台的制动力矩，如图1.13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-换向阀图1.13 缓冲补油回路1.3.4 节流调速和节流限速回路节流调速的方法是通过改变油液的通流面积改变进入执行元件的流量，从而改变执行元件的动作速度，该调速方式常用于定量系统如图1.14所示。回油节流调速比进油节流调速的热平衡效果好，调速性能也比较稳定。 a）进油节流调速 b）回油节流调速 图1.15 工作装置的单向节流回路 图1.14 节流限速回路节流限速的目的是为了限制某些工作装置的速度过快而发生事故，其原理与节流调速相同。该方式常用于防止动臂、斗杆快速下降的回路上，如图1.14所示。1.3.5 行走限速补油回路行走限速补油的目的是防止挖掘机下坡时发生超速溜坡事故。它通过限制行走马达的出油起作用，并对行走马达的进油腔进行补油以防止吸空现象。1- 换向阀；2、3-压力阀；4、5、6、7 -单向阀；8、9-安全阀；10-行走马达图1.16 限速补油回路当换向阀打在I位时，右路进油，压力油进单向阀5驱动马达10，同时，压力油推动压力阀2，接通回油路。当发生超速时，左路供油不足，压力阀在弹簧力作用下断在回油路，达到限速作用，行走马达减速或制动，同时通过单向阀9给左路补油消除马达吸空。当马达遇到巨大阻力时，右压力超过安全阀8时，由安全阀8卸载回油。1.3.6 辅助回路液压挖掘机的作业操纵回路主要是操纵换向阀移位，以改变各个机构的动作方向或速度，这里采用先导控制回路。 1.4 液压系统原理图及方案的制定 1.4.1 液压系统原理图的制定(1)在液压挖掘机一个工作循环中的四种工况：挖掘工况、满斗举升回转工况、卸载工况和卸载返回工况进行详细分析的基础上，总结每个工况下各执行机构的主要复合动作后提出初步方案。(2)根据液压挖掘机的主要工作特点，系统地总结出挖掘机液压系统的设计要求:动力性要求、操纵性要求、节能性要求、安全性要求和其它性能的要求。(3)提出一种有效、直观的挖掘机液压系统的设计方案，并详细介绍设计的步骤。参照WY60履带式液压挖掘机的系统原理图11，在结合本次的设计要求，将其适当的修改后，便可作为本次单斗挖掘机的液压系统原理图。本设计的履带式液压挖掘机采用全功率变量系统，先导液压操纵，分片式多路阀等先进结构，操作轻便，使用维护安全可靠，发动机功率利用率高、生产效率高等优点。履带式单斗挖掘机的液压系统原理图见图纸ZL01，这个液压系统的特点是：采用对流式顺序单动和并联相结合的主回路；动臂、斗杆、铲斗液压缸均能双泵合流；液压马达装有多功能的液压制动阀；设有温升及油污染指示信号，以便及时进行冷却和清滤。1.4.2 液压系统总体方案的拟定液压系统方案的拟定包括确定主回路的结构形式、主要元件的类型、控制方式等。主回路的结构形式包括主回路油液的循环方式、基本回路结构形式、调速方式等，其基本方法是根据主机工作特点、负荷情况及执行元件的工作速度等并参考同类机型确定。（1） 本设计主回路油液循环方式为开式系统，配有专门的液压油箱，在系统散热、过滤杂质等方面存在优势。（2） 本设计工作主泵采用变量液压泵，使系统供油量按照外载荷大小自动改变。（3） 为满足各执行元件的具体要求，同时也为了保证系统及元件的安全可靠性，必须对执行元件进行运动方向、运动速度和压力控制。因此需要设置必要的基本回路。本设计的基本回路有调速回路、限压回路、卸荷回路、缓冲补油回路、顺序动作回路、液压闭锁回路等。（4） 本设计在操作控制方式上采用液压先导控制系统。运用减压式先导操纵回路来控制多路阀的换向，进而实现对执行元件的控制。（5） 确定主要液压元件的类型。本设计主要对回转马达、行走马达、主泵、发动机、多路阀组、减压式先导阀、辅助油泵及马达、液压辅件等液压元件进行选择。 2 工作装置油缸缸径及其线性尺寸的确定2.1 反铲工作装置总体方案的选择1、 动臂及动臂缸的布置。确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式，整体式动臂的形状，确定液压缸的布置为悬挂式或为下置式。2、斗杆和斗杆的布置。确定整体式或组合式斗杆，以及组合式动臂的组合方式或整体式斗杆是否采用变节点调节。3、确定动臂与斗杆的长度比，特性参数4、确定配套铲斗的种类。斗容量及主要参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节。5、根据液压系统工作压力、流量、系统回路供油方式，工厂制造条件和三化的要求等确定各液压缸的缸数、缸径、全伸长与全缩长之比。根据设计任务书的要求，确定采用下置式动臂缸，整体式弯动臂，整体式直斗杆。 图2.1 工作装置结构简图2.2 挖掘机原始参数整机重量 G=6.5t 铲斗最大挖掘力 44KN 斗杆最大挖掘力36KN平台回转速度 011.5rpm 行驶速度 I档 02.7 II档05.2最大挖掘半径 6320mm 最大挖掘深度 4170mm 工作油路系统压力24Mpa最大挖掘高度 7050mm 最大卸载高度 5160mm 回转油路系统压力20Mpa行走装置油路系统压力20Mpa 标准斗容量 0.3m32.3 铲斗主参数初选2 (2.1)式中：标准斗容量，； 平均斗宽，查表3-42由差值法，得B=0.8m； 转斗半径； 土壤松散系数，取1.25； 挖掘装满角，=9001000，初选=950。 代入数据，得：=0.95m 。 ， 取=333mm。 一般的，初选=1000。 图2.2 铲斗结构简图2.4 动臂液压缸行程及其铰点位置的计算2.4.1 确定动臂下铰点C的位置1 表2.1 尺寸参数名 称代 号推荐值范 围臂铰离回转中心0.150.10.2臂铰离地高度0.630.60.7臂铰与液压缸铰距0.300.250.32根据线尺寸参数经验公式： (m) (2.2)由表2.1及公式（2.2），可计算出下列参数： 2.4.2 动臂油缸下铰点A的位置2 由于本设计考虑的是专用反铲的挖掘机，要求地面以下挖 掘时动臂液压缸能有足够的闭锁力矩，故动臂缸全伸和全缩力臂之比 ，需验算其在范围内。的取值对参数特性，最大挖掘深度有影响。加大会使减小或使增大，这正符合反铲作业要求。挖掘机以反铲为主时 ，甚至大于，以反铲为主的通用机取，本设 计以专用反铲为主，取=。图2.3 动臂铰点位置简图 =475mm =771mm2.4.3 动臂结构尺寸确定2原始参数给定最大挖掘半径，初选动臂与斗杆长度比。 （2.3）动臂俯角可参考同类机型在范围内选择，本设计取=。 代入数据，得：。动臂弯角,初选 在中： (2.4) 式中 ,初=1.3 图2.4 动臂结构简图 代入数据，得：，。 （2.5）代入数据，得： 。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素，一般可取，初选1.7。2.4.4 用混合法作工作装置的包络图 通过作图法得，动臂与斗杆的最大夹角 。参考同类机型斗杆的摆角范围在 之间，本设计初取。铲 斗的转角范围一般在之间，本设初取。据此画出包络图如左图2.5。 由图测得动臂的最大仰角=，动臂 的俯角，故动臂的转角范围为。 故动臂在最大仰角时的，动 臂在最大俯角时的。如图2.6所示： 图2.5 包络图 2.4.5 动臂油缸上铰点B位置的确定1 图2.6 动臂油缸运动简图经过反复验算取， （2.6）代入数据，得：,符合条件。 （2.7）代入数据，得：。 ，=1.72 故符合要求。 mm mm ，查油缸系列行程取。 2.5 斗杆液压缸行程及其铰点位置的计算2根据任务书可知，斗杆最大理论挖掘力。根据样机，初选缸径D2=95mm,系统压力初选为24Mpa，初步计算取：进油压力损失（包括油缸摩擦损失，节流损耗）取回油压力损失（高压系统初算时不计执行元件背压,节流损耗）取，初选，查工程液压缸技术规格取活塞杆直径=63mm ，斗杆缸主动挖掘力 （2.8） 斗杆挖掘的最小阻力臂 （2.9） 平面内斗刃与QV连线的夹角，对于标准铲斗，大约为。代入数据，得：=2495mm （2.10） 代入数据，得：斗杆的摆角在10501250之间，初选。斗杆总行程 （2.11)代入数据，得：查液压缸行程系列表取。 ， （2.12)代入数据，得： 确定斗杆液压缸在动臂上铰点D的位置 （2.13) 代入，得：，合理。斗杆上角取决于结构因素，并考虑到工作范围，一般在之间，初选。在DEF中，代入数据，可解。所以，在斗杆液压缸全缩时， （2.14) 2.6 铲斗液压缸行程及铲斗连杆机构形式及尺寸的计算2铲斗在挖掘过程中的转角大致为，为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，初选。从包络图中量取知，本设计开挖仰角为。铲斗液压缸全伸与全缩的比值应当在允许的范围内，对铲斗机构可取，初选图2.7 连杆机构的设计由前述已知： 连杆处采用共点连接： 由图2.7得=S=632mm,铲斗油缸行程，故铲斗油缸选择合适。2.7.2 不同工况下动臂缸举升力的确定1根据斗容量、机重查表2.71，由差值法确定工作装置各部分重量，如表2.2示 表2.2 6.5t反铲工作装置各部分近似质量动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸斗容 G1(t) G2(t) G3(t) G4(t) G5(t) G6(t) G7(t)m3 0.2899 0.233 0.11 0.072 0.066 0.022 0.072 0.3注1）斗内土重Gt=(1.61.8)q，初选。工况一：从最大挖掘半径提起满斗 图2.9 动臂液压缸作用力计算简图 表2.3 各作用力的近似力臂值表（mm）土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂47551647393747552671443650441014560注2）铲斗内物料的重心由于其重心位置难以掌握，因此，假设其重心位置与铲斗重心位置重合2。对C点取矩 （2.18) 代入数据，得：。工况二：从最大挖掘深度处提起满斗图2.10 动臂液压缸作用力计算简图表2.4 各作用力的近似力臂值表（mm）土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂1900124223161900227625992318839397由有： （2.19) 代入数据，得：。 工况三：最大卸载高度时提起满载斗 表2.5 各作用力的近似力臂值表（mm）土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂150862571150837765014290.84106 图2.11 动臂液压缸作用力计算简图由有： （2.20) 代入数据，得：。综上所述，动臂缸最大举升力。经过反复验算，初选动臂缸缸径 ， 查工程液压缸技术规格取活塞杆直径。活塞杆较细，动臂在举升的过程中活塞受压，在此需对活塞杆进行稳定性分析，由于工况一活塞杆全缩，满足稳定性，故只对工况二和工况三做稳定性分析。由于动臂油缸采用的是耳环衬套式结构，所以可以假设受力完全在轴线上，主要按下式验证： （2.21）式中：动臂缸最大推力； 液压缸的临界受压载荷； 安全系数，一般取24,取=4。活塞杆材料选择钢 表2.6 钢的材料参数 a/ b/ 304 1.12 105 61活塞杆计算柔度 （2.22）式中：长度折算系数，取决于活塞杆的支撑形式，取1。 活塞杆断面回转半径，对于圆断面工况二：由图2.10测出动臂液压缸的长度,此时=63.5当时，由欧拉公式 （2.24）式中E实际弹性模数，活塞杆材料选钢，； 活塞杆横截面惯性矩，；代入数据，得：。 所以在此工况下活塞杆满足稳定性。2.7.3 三组油缸缸径的确定及闭锁力的验算1 表2.7 6.5t反铲工作装置各部分近似质量动臂斗杆铲斗+土斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸斗容 G1(t) G2(t) G3(t) G4(t) G5(t) G6(t) G7(t)m3 0.2899 0.233 0.622 0.072 0.066 0.022 0.072 0.3工况：动臂处于最低位置，斗杆呈垂直状态，铲斗挖掘，其作用力臂为最大。在此工况，铲斗缸挖掘（主动），所计算的闭锁力为动臂缸和斗杆缸的闭锁力。 表2.8 各作用力的近似力臂值表（mm）514821282612455869213723162276124283941153701397510 图2.12 液压缸闭锁力计算简图 铲斗缸挖掘力可通过对Q点的力距平衡方程求得： （2.25) 代入数据，得：从最可能出现不利情况的角度出发，假设存在法向阻力，其取值为： 。 各力对F点取距，可得到斗杆液压缸大腔推力： （2.26) 代入数据，得：（大腔闭锁）综上所述，动臂小腔闭锁力不足，为了防止动臂缸被动伸长，限压阀的调定压力应高于动臂缸工作压力，超出的百分比为： 同样对动臂在平台上的支撑点C取矩，求得动臂液压缸大腔的推力： （2.27) 代入数据，得：（小腔闭锁）由于动臂液压缸大腔的推力为负，故此时动臂缸小腔受压为高压腔。已选动臂缸径=160mm，活塞杆直径。进回油损失与计算斗杆缸部分一