挖掘机动臂机构液压系统的设计

支持正版，从我做起，一切是在为了方便大家！知识就是力量！9JWKffwvG#tYM*Jg2 一斗杆收放:3 一铲斗装卸;4 一转台回转:5 一整机行走图 3. 1 液压挖掘机的工作运动3.1.2工况分析(1) 铲斗挖掘工况:由铲斗液压缸单独动作进行挖掘的工况。采用铲斗液压缸进行挖掘常用于清除障碍，挖掘较松软的土壤以提高生产率，因此，在一般土方工程挖掘中(III 级土以下土壤的挖掘)铲斗挖掘最常用。(2) 斗杆挖掘工况:由斗杆液压缸单独动作进行挖掘的工况。在较坚硬的土质条件下工作时，为了能够装满铲斗，中小型液压挖掘机在实际工作中常以斗杆液压缸进行挖掘。(3) 联合挖掘工况:由铲斗、斗杆液压缸复合动作进行挖掘的工况，必要时还需 配以动臂液压缸的动作。主要用于需要轨迹控制的情况。7当单独采用斗杆液压缸进行挖掘时，挖掘轨迹以动臂与斗杆的铰点为中心，铲斗斗尖所作的圆弧线的长度决定于斗杆液压缸的行程。当动臂液压缸位于最小长度并以斗杆液压缸进行挖掘时，可以得到最大挖掘深度尺寸，并且也有较大的挖掘行程。(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。(5) 整机移动工况 :将整机移动至合适的工作位置。(6) 姿态调整与保持工况 :满足停放、运输、检修等需要。(7) 其他辅助作业工况 :辅助工作装置作业工况。在实际挖掘工作中，往往需要采用各液压缸的复合工作。如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，见图 3.2 所示。此时斗杆收回，动臂抬起，需要保证彼此动作独立，相互之间无干扰。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 ，见图 3.3 所示。这些动作5决定于液压系统的设计。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，因此需要回转机构和斗杆机构复合动作。a 一水平地面的挖削 图 3.2 斗尖沿直线挖削a-水平地面的切削和压整 b-斜坡地面的切削和压整图 3.3 地面的切削和压整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。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。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。3.2 液压系统的主要参数确定b 一斜坡地面的挖削8液压挖掘机的主要参数表明了液压挖掘机的规格和主要技术性能，液压挖掘机的主要参数分为发动机参数、液压系统参数、主要性能参数、尺寸参数四大类，发动机参数包括发动机额定功率、转速等，液压系统参数包换主泵的流量、压力等，主要性能参数包括整机工作质量、主要部件质量、铲斗容量范围或标称铲斗容量、挖掘力、牵引力等，尺寸参数包括工作尺寸、机体外形尺寸和工作装置尺寸等，其中液压挖掘机主要参数中最重要的参数有三个，即斗容量、整机质量和发动机功率，因为通过这三个参数可以从使用要求、机械本身的技术性能和技术经济指标、动力装置的配套、国际上统一的标准以及传统习惯等方面反映液压挖掘机的级别，故有主参数之称。所以有时采用挖掘机的斗容量作为主参数。例如，机械式挖掘机一般就以斗容量作为挖掘机的主参数并作为主要分级指标。但液压挖掘机可更换的工作装置多，而且同一机型可以根据作业对象或工作尺寸的要求换装不同斗容的铲斗。由于不同厂家的挖掘机采用不同的液压系统，辅助设备能耗及功率储备也有所不同，而且同一型挖掘机在后续改进时，也会改变发动机功率，所以液压挖掘机以功率分级不十分合理。整机质量则直接反映了液压挖掘机本身的重量等级，对其他技术参数影响较大，如挖掘能力的发挥、发动机功率的充分利用、作业的稳定性等要以一定的整机质量来保证，因此整机质量反映了挖掘机的实际工作能力，目前已被广泛用作液压挖掘机的分级指标。比较其他同类型挖掘机，可得 SWE50H 的主要参数（如下表 3.1，表 3.2 所示），其中图 3.4 为液压挖掘机的外观尺寸图，作业参数表 3.2 是根据图 3.4 所示。图 3.4 SWE50H 型液压挖掘机的外观尺寸图表 3.1 SWE50H 液压挖掘机的主要参数整机重量（kg） 4680标准斗容（m3） 0.18履带板宽（mm） 350高/宽/长（mm） 2593/1950/5321推土铲宽 x 高(mm) 1960x300铲斗挖掘力（kN） 44斗杆挖掘力（kN） 26.7最大牵引力（kN） 45.2动臂偏转角度（） 50(左)75(右)行走速度（km/h） 4.5/2.49爬坡能力（） 30接地比压（kPa） 31.3回转速度（rpm） 10.1发动机 YANMAR4TNV88-SSU最大扭矩（Nm） 144排量（L） 2.19功率/转速（kW/rpm） 27.1/2200燃油箱容量（L） 99主泵类型 2 个变量柱塞泵,1 个齿轮泵压力（Mpa） 24.5最大流量（L/min） 45.82齿轮泵压力（Mpa） 21最大流量（L/min） 37液压油箱容量（L） 73表 3.2 SWE50H 型液压挖掘机的作业参数最大挖掘高度 4943mm最大卸载高度 3389mm最大挖掘深度 3302mm最大垂直挖掘深度 2432mm最大挖掘半径 5504mm最大停机面挖掘距离 5373mm轮距 1950mm履带总长 2502mm平台离地间隙 708mm底盘宽度 1200mm履带宽度 350mm底盘离地间隙 313mm履带高度 602mm10运输长度 3180mm3.3 负载分析动臂油缸一般布置在动臂前下方，下端与回转平台铰接。常见的有两种具体布置方式。油缸前倾布置方案，如图 3.5A所示，动臂油缸与动臂铰接于E 点。当动臂油臂全伸出，将动臂举升至上极限时，动臂油缸轴线向转台前方倾斜。油缸后倾布置方案，如图3.5B 所示，当动臂油缸全伸出，将动臂举升至上极限位置时，动臂油缸轴线向转台后方倾斜。 当两方案的动臂油缸安装尺寸DE1、铲斗最大挖掘 H 和地面 图 3.5 动臂机构油缸布置方案最大挖掘半径 R 相等时，后倾方案的最大挖掘深度比前倾方案小，即 h150000工作压力p/MPa 57表 3.4 按主机类型选择执行元件工作压力表 3.5 执行元件背压力系统类型 背压力/Mpa简单系统或轻载节流调速系统 0.20.5回油路带调速阀的系统 0.40.6回油路设置有背压阀的系统 0.51.5用补油泵的闭式回路 0.81.5回油路较复杂的工程机械 1.23回油路较短，且直接回油箱 可忽略不计由于是差动式单杆连接，所以活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 的关系为d=0.707D。根据公式 1160.8(3)122FAP=47.62 (3.5)2cm故有 D= =77.9mm，d=0.707D=55.07mm (3.6)4/机床主机类型 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 农业机械小型工程机械工程机械辅助机构 液压机中、大挖掘机重型机械起重运输机构工作压力p/Mpa 2 35 8 810 1016 203213当按 GB/T23481993 将这些直径圆整理成就近标准值时得：D=80mm , d =63mm，由此求得液压缸两腔的实际有效面积为(3.7)22/450.ADcm222()/419.08ADdcm3.6.2 液压缸行程的确定液压缸行程主要依据机构的运动要求而定。但为了简化工艺和降低成本，应尽量采用 GB/T2348-1993 标准的液压缸行程，则根据技术要求，取行程为630mm。3.7 液压缸结构参数的计算3.7.1 缸筒壁厚的计算对于低压系统或 16 时，液压缸缸筒厚度一般按薄壁筒计算，公式如下：/D(3.8)2yP式中 液压缸缸筒厚度试验压力(Mpa)，当工作压力 P16 Mpa 时， =1.5P，当工作压y yP力 31.5P 16 Mpa 时， =1.25P，当工作压力 P31.5Mpa 时， =1.15P,y y这里应取 =1.5P =19.5Mpa。y液压缸内径(m)D缸体材料的许用应力（Mpa） ，可通过下面公式求得： (3.9)bn缸体材料的抗拉强度(Mpa)b安全系数， =3.55，一般取 =5n但对于锻钢 45 的许用应力 一般都取 =110(Mpa)则 19.5807.12m根据机械设计手册 ，取液压缸外直径为 =100mm.1D3.7.2 液压缸油口直径的计算液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度 和油口最高液流速度 而定，公式v0v如下：(3.10)00.13/dDv式中 液压缸油口直径 (m)液压缸内径(m)液压缸最大输出速度(m/min)v油口液流速度(m/min) ，根据机械设计手册 ，取 =7m/min0 0v同时对于单杆油塞式液压差动联接时，活塞的外伸速度为:(3.11)36vQA14式中 液压缸差动联接时，活塞外伸的速度，可视为油口液流的速度(m/min)v液压泵流量( /s)， Q3mvQ245.83712.6/Lmin活塞杆面积，其公式如下:3A(3.12)24d式中 活塞杆直径(m) 所以 代入数据，解析以上2230.314Ad公式得： ，2 20.138018.6/(.7).510d m 故取 25m3.7.3 缸头厚度计算本设计采用的是螺钉联接法兰缸头，其厚度的计算公式为：(3.13)03()cpFDdh式中 法兰厚度(m)法兰内径(m)，根据机械设计手册 ，取 =cpd cpd9m螺钉孔分布圆直径(m)，根据机械设计手册 ，取 =0 0D12.5m法兰材料的许用应力(Mpa) ，取 45 钢， 120 Mpa 法兰受力总和(N)，其计算公式为：F(3.14)22()4HdPdq密封环内径(m)，根据机械设计手册 ，取 6dm密封环外径(m)，根据机械设计手册 ，取H 8H系统工作压力(pa)， paP6130附加密封力(pa)，若采用金属材料时， 值取屈服点，此处取材料q q为 45 钢，则 =110Mpa代入数据，求出得： 2 423(1.59)0(491360491)0.460hm 故取3.7.4 下盖联接螺钉强度校核计算螺钉联接可采用高强度螺钉 M161.5(GB/T70.1-2000)联接,两端数量均为 24件，螺钉精度等级为 10.9 级，其强度校核，公式如下：15拉应力： =7.7Mpa (3.15)204kFZd剪应力： =3.1Mpa (3.16)13.z式中 ：螺纹拧紧系数，此处取 =1.25kk: 螺纹摩擦系数,一般取 =0.121 1：螺纹外径，根据机械设计手册 ，取 =16mm0d 0d：螺纹内径，根据机械设计手册 ，取 = -11.08251.5 14.4mm：数量为 24zB： B螺钉材料屈服强度，取 45 钢，则 =110Mpa得： ，符合工况要求，则验证合格，可取。231.0.n Mpa3.7.5 活塞杆柔度校核计算活塞杆细比计算如下： = 24dL(3.17)此处：L 为折算长度，导向套中心至吊头尺寸，约 630mm，活塞杆直径d=63mm，活塞杆许用细长比，按规定拉力杆此处100。计算得 ，故满足要求，则活44630/.140.9619.6 塞杆长度和缸筒长度的取值合格。4 液压系统原理图的制定4.1 制定基本方案(1) 制定调速方案 液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合容积节流调速。节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于16有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。经过上述分析此方案选用 容积节流调速。(2) 制定压力控制方案 8液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。在液压系统中，需要流量不大的高压油时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。 在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。基于以上控制系统方案分析本次设计选用闭式中心负荷传感系统(CLSS)；采用的是双泵双回路恒功率控制液压系统。(3) 指定顺序动作方案 主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械工作环境状况复杂，补丁因数多，故操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制接续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接比较方便的场合。另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床、挤压机压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。本设计主要采用手动控制，另根据压力控制 CLSS 系统可进行自动操作，在计算机的直接操纵下自动完成给定的挖掘任务，并具有一定得局部自主能力。即当阻力过大挖掘过程中断时，能自主修正挖掘路径，直接完成挖掘过程。在回转过程中，能自动识别和避开障碍物，达到原定的卸料位置。 (4) 选择液压动力源 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需17流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。 油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。再根据调速方案及工程机械选用原则，主泵采用变量柱塞泵，辅助油泵采用齿轮泵。4.2 确定回路方式本液压系统采用开式回路。液压系统回路中泵缸回路系统为开式，泵马达系统为闭式。开式系统利用油箱可以散热、沉淀杂质的特点，并且油液循环大，敝热条件好，结构简单，因此为大多数工程机械所采用。闭式回路系统结构较为紧凑，泵的自吸性好，系统与空气接触的机会较少，空气不易渗入系统，故传动的平稳性较好，且工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失。但闭式系统较开式系统相对复杂，并且由于闭式系统本身没有油箱，油液的散热和过滤条件较开式系统差。4.3 选用液压油液在任何液压系统中，液压油是一至关重要的组成部分。它的功能是：有效地传递能量、润滑部件和作为一种散热介质。液压系统能否可靠、灵敏、准确、有效而且经济地工作，与所选用的液压油的品种及性能密切相关。因此，正确选用液压油是确保液压系统正常和长期工作的前提。当液压系统发生故障时，及时找出原因，采取正确的解决办法是保护设备、避免造成重大损失的重要措施。由于液压传动具有元件体积小、重量轻、传动平稳、工作可靠、操作方便、易于实现无级变速等优点，因此在许多工业部门的传动系统被采用。不同工业部门由于使用要求、操作条件、应用环境的差异，所用的液压传动系统差别也很大。正确选用液压油品种，确保液压系统长期平稳、安全运行，是保证连续生产、节省材料消耗和提高经济效益的有效措施。4.4 绘制液压系统原理图该挖掘机液压系统采用双泵双向回路定量系统，由两个独立的回路组成。所用的油泵 1 为双联泵，分为 A、B 两泵。八联多路换向阀分为两组，每组中的四联换向阀组为串联油路。油泵 A 输的压力进入第一组多路换向阀，驱动回转马达、铲斗油缸、辅助油缸，并经中央回转接头驱动右行走马达 7。该组执行元件不工作时油泵 A 输出的压力油经第一组多路换向阀中的合流阀进入第二组多路换向阀，以加快动臂或斗杆的工作速度。油泵 B 输出的压力油进入第二组多路换向阀，驱动动臂油缸、斗杆油缸，并经中央回转接头驱动左行走马达 8 和推土板油缸 6。该液压系统中两组多种换向阀均采用串联油路，其回油路并联，油液通过第二组多路换向阀中的限速阀 5 流向油箱。限速阀的液控口作用着由梭阀提供的 A、B两油泵的最大压力，当挖掘机下坡行走出现超速情况时，油泵出口压力降低，限速阀自动对回油进行节流，防止溜坡现象，保证挖掘机行驶安全。在左、右行走马达内部除设有补油阀外，还设有双速电磁阀 9，当双速电磁阀18在图示位置时马达内部的两排柱塞构成串联油路，此时为高速；当双速电磁阀通电后，马达内部的两排柱塞呈并联状态，马达排量大、转速降低，使挖掘机的驱动力增大。为了防止动臂、斗杆、铲斗等因自重而超速降落，其回路中均设有单向节流阀。另外，两组多路换向阀的进油路中设有安全阀，以限制系统的最大压力，在各执行元件的分支油路中均设有过载阀，吸收工作装置的冲击；油路中还设有单向阀，以防止油液的倒流、阻断执行元件的冲击振动向油泵的传递。SWE50H 型单斗液压挖掘机除了主油路外，还有如下低压油路 ：9(1) 排灌油路 将背压油路中的低压油，经节流降压后供给液压马达壳体内部，使其保持一定的循环油量，及时冲洗磨损产物。同时回油温度较高，可对液压马达进行预热，避免环境温度较低时工作液体对液压马达形成“热冲击”。(2) 泄油回路 将多路换向阀和液压马达的泄漏油液用油管集中起来，通过五通接头和滤油器流回油箱。该回路无背压以减少外漏。液压系统出现故障时可通过检查泄漏油路滤油器，判定是否属于液压马达磨损引起的故障。(3) 补油油路 该液压系统中的回油经背压阀流回油箱，并产生 0.81.0MPa 的补油压力，形成背压油路，以便在液压马达制动或出现超速时，背压油路中的油液经补油阀向液压马达补油，以防止液压马达内部的柱塞滚轮脱离导轨表面。该液压系统采用定量泵，效率较低、发热量大，为了防止液压系统过大的温升，在回油路中设置强制风冷式散热器，将油温控制在 80以下。整机的液压系统图（如图 4.1 所示）由拟定好的控制回路及液压源组合而成，从中分离出动臂机构液压系统的简明工作原理图（如图 4.2 所示） 。机电一体化挖掘机的控制系统是半自动的，所设计的液压系统是建立在 WY100 型挖掘机液压系统基础上，改进工作装置的自动化控制，保证工作负载合理，防止在过量的情况下导致小挖掘机破坏。各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀。 分析比较动臂机构系统图与整机系统图，可以总结出：动臂机构系统可以作为一个单独的液压系统，并可以进行半自动化控制，其液压元件选择的合理与否直接影响着机电一体化液压系统的快速控制能力。191 BM PC 2 PCT812 3D/A 接口 4液压阀驱动放大 5油泵 6冷却器 7滤油器 8背压阀 9节流阀 10回转液压马达 11行走马达 12双速电磁阀缸 13补油单向阀 14缓冲补油阀组 15 中央回转接头 16限速阀 17冷却器 18位移传感器 19溢流阀 20梭阀 21合流阀22电液比例方向阀 23斗杆油缸 24铲斗油缸 25单向节流阀 26动臂油缸图4.1 液压原理图1TBM PC 2PCT812 3D/A 接口 4液压阀驱动放大器 5油泵 6冷却器 7滤油器 8背压阀 9限速阀 10溢流阀 11梭阀 12电液比例方向阀 13冷却阀 14单向节流阀 15位移传感器 16动臂油缸图 4.2 动臂机构液压系统原理图205 选择各执行元件 105.1 液压泵的选择由表 3.1 得，主泵的压力为 ，最大流量为124.5pPMa；齿轮泵的压力为 ，最大流量为14.82/minvqL1p。根据机械设计手册，可查阅得：此液压泵可采用 NB3-G20F 双237联柱塞泵，主泵由 2 个柱塞式串联变量柱塞泵组成。5.2 柴油发动机的选择取泵的总效率 =0.8，泵的总驱动功率为：p= 23.74KW (5.1)12pvpvPqw考虑安全系数,故取 25KW;查机械设计手册发动机参数表得：发动机机型号 YANMAR 功率 27.1KW 转速 2200r/min5.3 液压阀的选择选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。液压阀的作用是控制液压系统的油流方向、压力和流量，从而控制整个液压系统。系统的工作压力，执行机构的动作顺序，工作部件的运动速度、方向，以及变换频率，输出力和力矩等。5.3.1 根据液压阀额定压力来选择选择的液压阀应使系统压力适当低于产品标明的额定值。对液压阀流量的选择，可以按照产品标明的公称流量为依据，根据产品有关流量曲线来确定。5.3.2 液压阀的安装方式的选择液压阀与系统的管路或其他阀的进出油口的连接方式，一般有三种，螺纹连接方式，板式连接方式，法兰连接方式。安装方式 的选择要根据液压阀的规格大小，以及系统的简繁及布置特点来确定。5.3.3 液压阀的控制方式的选择液压阀的控制方式一般有四种，有手动控制，机械控制，液压控制，电气控制。根据系统的操纵需要和电气系统的配置能力进行选择。5.3.4 液压阀的结构形式的选择 1液压阀的结构方式分为：管式结构，板式结构。一般按照系统的工作需要来确定液压阀的结构形式。选用主操作阀采用川崎 KMX15R/B450，最大流量 80.3/min，能实现动臂提升合流、斗杆大小腔合流、斗杆再生回路、行走直线、动臂提升优先、回转优先、斗杆闭锁等功能。原理图如图 5.1 所示21图 5.1 主操作阀原理图5.4 其他液压元件的选择5.4.1 蓄能器的选择根据蓄能器在液压系统中的功用，确定类型和主要参数。在本液压系统中，液压缸在短时间内快速运动，由蓄能器来补充供油，则计算公式为： (5.2)vpiVKAlqt式中 A各液压缸有效作用面积L各液压缸的行程K油液损失系数，一般取 K=1.2各液压泵流量之和vpqt动作时间，设定 t=0.2s 代入数据，由以上公式得 3 21.2(50.419.8)06(245.837)0.61=9.53L考虑安全系数和其他方面 取 20L,查机械设计手册得：NXQ1-L40/31.5 蓄能器 F2195.4.2 非橡胶管道的选择本系统管路很复杂，取其中主要的几条来计算，按照公式：(5.3)130qd液体流量 流速，对于吸油管 =12m/s，一般取 1m/s 以下，对于压油管36m/s，对于回油管 1.52.5m/s。通过以下公式算出管道内径：4vqd(5.4) 22T式中 T液体流量vq流速其设定值与计算数值如表 5.1 所示表 5.1 计算数值管路名称 通过流量(L/min) 允许流速(m/min) 管道内径(m) 实际取值(m)大泵吸油管 20.42 0.8 0.0421 0.045小泵吸油胳 15 0.9 0.0142 0.021大泵排油管 26.92 4 0.017 0.021小泵排油管 19.2 4 0.007 0.010查机械设计手册得：102、213、4545.4.3 胶管的选择根据工作压力和按公式得管子的内径选择胶管的尺寸规格。高压胶管的工作压力对不正常使用的情况下可提高 20%；对于使用频繁，经常扭变的要降低 40%。胶管在使用及设计中应主要下列事项：(1) 胶管的弯曲半径不宜过小，一般不应小于 320，胶管与管接头联接处应留有一段直的部分，此段长不应小于管外径的两倍。(2) 胶管的长度应考虑到胶管在通入压力油后，长度方向将发生收缩变形，一般收缩是取 3%4%，胶管安装时避免处于拉紧状态。(3) 胶管安装是应保证不发生扭转变形，为便于安装，可沿管长涂以色纹，以便检查。(4) 胶管的接头轴线，应尽量放置在运动的平面内，避免两端互相运动时胶管受力。(5) 胶管应避免与机械上的尖角部分想接触和摩擦，以免管子损坏。5.5 油箱容量的确定初步确定油箱的有效容积,跟据经验公式来确定油箱的容量,(5.5)Vqv式中 液压泵每分钟排出的压力油的容积经验系数已知所选泵的总流量为 128.6L/min,这样,液压泵每分钟排出的压力油体积为128.6L,查表 5.1表 5.1 油箱经验系数表系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压系统 冶金系统12 24 57 612 10得 =3，故V= =30.1286=0.3858qv3m根据以上的要求来选择液压控制阀，所选的液压阀能满足工作的需要。其具体规格型号和名称见表 5.2。表 5.2 液压控制阀序号 代 号 名称及规格 材料 数量23序号 代 号 名称及规格 材料 数量1 Q9F-25P-25 不锈钢截止阀 成品 22 DB10G5X/13G24N25 电磁溢流阀 成品 13 S20P1O S 型单向阀 成品 14 S10P1O S 型单向阀 成品 15 XJF-25/13 蓄能器截止阀 成品 16 DRV10-1-13/2 单向节流阀 成品 19 S6A1O/2 S 型单向阀 成品 110 ZDR6DP2-21/7YM 叠加式减压阀 成品 111 Z1S6P-1-25/ 叠加式单向阀 成品 112 4WE10J3X/CG24NZ5L 电磁换向阀 成品 113 ZDR10DP2-25/7.5YM 叠加式减压阀 成品 114 Z2FS8-13/S2 叠加式双单向节流阀 成品 215 4WEH16Y10/OF6AG25NETS2Z5L/B08 电液换向阀 成品 116 Z2FS6-10/S2 叠加式双单向节流阀 成品 224总 结本课题液压挖掘机动臂机构的液压系统设计，其设计终于完成。虽然不是很复杂，但通过这一设计实践，我感到自己在这方面仍存在许多不足之处。对于我的本次设计，我觉得设计计算部分非常认真。在各种机械设备上，液压系统得到了广泛的使用。液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压系统原理图的设计要同主机的结构相适宜。着手设计时，必须从实际情况出发，有机的结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。此次设计，利用油泵产生油压，再经过电磁阀控制液压缸来达到控制油缸伸缩的效果。其中结合了需方需要的技术要求，根据计算来确定发动机、油箱容积、油泵的型号及各种液压元件的选择。根据已知的条件和性能要求，计算了液压系统在挖掘工作时的受力情况，计算了液压缸在不同的运动状态下的各种受力情况。参照了机械设计手册上的计算公式，根据计算所得的结果来选取各种液压元件。对系统的性能、发热温升进行了验算。并对液压系统的液压原理、操作进行了说明，其中主要是对液压缸进行分析计算，并绘画相关的 CAD 二维图纸，实现设计零件的可制造性与工艺性。25参考文献1同济大学主编.单斗液压挖掘机（M）.中国建筑工业出版社，19862天津工程机械研究所主编.单斗液压挖掘机（M）.中国建筑工业出版社，19773张珊珊.挖掘机液压系统的分析与研究硕士学位论文.上海:同济大学机械工程学院，20054张铁.液压挖掘机结构原理及使用（J）.石油大学出版社，20025杨一岳，高衡.土方工程机械工作装置发展前景（J）.国外工程机械，1992. 6黄宗益，叶伟，李兴华.液压挖掘机液压系统概述（J）.建筑机械化，2003. 7陈德沛.关于液压挖掘机发展的一些状况（J）.建设机械技术与管理，1992.8朱建新，邹湘伏，黄志雄.谈国产液压挖掘机未来的发展趋势（J）.凿岩机械气动工具，2003.9吴永平.挖掘机作业机群配置技术研究（J）.工程机械，2002.10刘应杰，洪昌银，蔡志轩.反铲液压挖掘机主参数优化研究（J）.工程机械，2002. 11陈育仪.工程机械优化设计（M）.中国铁道出版社，198712何允纪，李滨城，崔红.液压挖掘机反铲工作装置的优化设计（J）.工程机械，1994. 13刘玉强，王学军.液压挖掘机反铲上作装置优化设计（J）.机械产品与科技，1997. 14顾虹，迟永滨.液压挖掘机运动仿真（J）.建筑机械，199315董玉平，应华等. 机械设计手册（J）.工程机械，2000. 16迟永武，彭瑞棠.液压挖掘机工作装置计算机辅助设计（M）.工程机械，1990.17肖沉江.液压挖掘机工作装置的结构分析（J）.工程机械，1990.26致 谢今天我能够一个大学毕业生的身份完成这份毕业论文，最应该感谢的是父母对我的养育之恩。是他们让我来到这个社会，悉心照顾我、培育我长大成人，给我提供上大学深造的机会。这份深情不是能用言语来言谢的，只能在心底默默的祝福他们。当然，学校为我们提供了良好的学习环境，组织我们设计论文，安排我们进行答辩。这一切都要感谢学校领导，是他们的奔波劳累给我们提供了顺利毕业的机会。在毕业设计中 老师给了我们足够大的选题空间，并且多次询问研究进程，为我们指点迷津，帮助我开拓设计思路，精心点拨、鼓励。在设计过程中，不管我遇到任何问题都热心的帮我们解决。在我想松懈，放弃的时，适时给我们打气，从图纸的绘制到毕业论文的的完成，每一步都给予详细的解释和说明，在此，特感谢刘老师。感谢菏泽学院四年来对我的辛苦培育，让我在大学这四年来学到很东西，特别感谢机电工程系为我提供了良好的学习环境、感谢领导、老师们四年来对我无微不至的关怀和指导，让我得以在这四年中学到很多有用的知识。在此，我还要感谢在班里同学和朋友，感谢你们在我遇到困难的时候帮助我，给我支持和鼓励，感谢你们。