装载机多路阀的设计及主阀芯开启特性的研究_图文

1、兰州理工大学硕士学位论文装载机多路阀的设计及主阀芯开启特性的研究 姓名:张继环申请学位级别:硕士专业:机械电子工程指导教师:冀宏20100421兰州理下大学硕十论文摘要工程机械液压系统的操作可靠性、安全性、舒适性、节能及环境舒适性又在 很大程度上取决于液压主控制阀的性能。本论文以某型装载机流量分配阀(多路 换向阀的设计为背景,通过深入到液压主控阀内部流场及其动态行为层面的研 究,分析总结液压主控制阀的设计方法,以提高设计效率。并利用AMESim建立了 装载机工作装置液压系统的模型,对多路阀主阀芯开启过程进行数值计算,分析 了各种因素对主阀芯开启过程的影响。在此基础上,分析了主阀芯的丌启过程对

2、油缸运动特性的影响,结果表明油缸活塞杆的速度及加速度受先导压力影响最大, 油缸的运动特性与主阀芯的运动特性有较好的一致性。主要内容如下:第1章,阐述了本课题研究的背景和意义;概述了国内外工程机械液压技术的 研究现状;概括了本文的主要研究内容。第2章,分析了轮式装载机工作装置液压系统的工作原理及其基本参数,得出 了与之匹配的多路阀的主要结构参数、阀121面积等,为后续多路阀的具体设计提 供了依据。第3章,对国内外多路阀阀体的典型结构作了介绍,运用UG软件对阀体进行 三维造型,通过Mathcad实现主控制阀阀口面积的计算方法的程序化,对多路阀的 主阀阀口面积进行数值解析,获得主阀阀口面积随阀芯位移

3、的变化曲线。第4章,介绍了多路阀的主要辅助装置,包括主安全阀、过载补油阀和单向阀 等阀类元件。分别对辅助阀的结构、工作原理进行分析。第5章,利用AMESim建立了装载机工作装置液压系统的模型,并对多路阀主 阀芯开启过程进行数值计算,分析了各种因素对主阀芯开启过程的影响。数值计 算结果表明:先导压力是影响开启快慢的最主要因素,且开启速度对先导压力的 大小反应较敏感,需结合弹簧刚度及弹簧预压缩量进行合理配置。在此基础上, 分析了主阀芯的开启对油缸运动特性的影响,结果表明油缸活塞杆的速度及加速 度受先导压力影响最大,油缸的运动特性与主阀芯的运动特性有较好的一致性。 最后,对本论文的研究工作和成果进行

4、了总结,展望了下步的研究工作。关键词:装载机;多路阀;节流槽;开启特性装载机多路阀的设计及主阀芯开启特性的研究AbstractEngineering machinery hydraulic system operation reliability,safety,comfort, energy saving and environmental comfort and depends largely on the performance of the hydraulic control valves.This thesis in some type of wheel loader flow cor

5、undum (multiple directional control valves for background,analyzed and summarized the main control hydraulic engineering machinery by deep into the hydraulic control valves internal flow field and the dynamic behavior of the level,design method to improve the design efficiency.Loader working device

6、for hydraulic system is established using AMESim,the model of multiple valve of the main valve spool open process is analyzed through numerical calculation,the various factors on the main valve spool open process. Provide the theory basis for analysing the main valve spool open process,also for simi

7、lar structure design and calculation of rotary provides a certain reference.Based on this,analysis of the opening of cylinder movement characteristics,the results showed that pilot pressure is the main factor of velocity and acceleration of cylinder piston,the characteristic of main valve spool and

8、cylinder movement has good uniformity.The main content of this thesis:In chapter 1,the background and significance of this thesis is presented.Overview of domestic and foreign construction machinery hydraulic research status,the main research subjects are presented.In chapter 2,analysis of the wheel

9、 loader hydraulic system works and the basic parameters,obtained matching the mainstructure of multiple parameters of valve,valve orifice area and SO on,for the follow-up multiway valve to provide a basis for specific design.In chapter 3,many of the typical structure of relief road is introduced,usi

10、ng UG software to make the body shape,realizing the calculation method of the sequencing of the valve through Mathcad,the valve road area,the numerical analysis of valve with the change of heart valve displacement curve.In chapter 4,Introduced a major supporting multivalve device,including the main

11、relief valve,overload relief valve,overload fill valve,fill valve and check valves and 兰州理下大学硕卜论文other valve components.For the auxiliary valve structure,working principle is analyzed.In chapter 5,the model of multiple valve is made by AMESim,and the main valve spool open process is analyzed through

12、 numerical calculation,the various factors on the main valve spool open process.Numerical results show that:the pilot pressure is the main factor when open,and open to guide the size of the stress rate sensitive reaction, combined with spring stiffness springs and compression carries on the reasonab

13、le configuration.At the end,some conclusions in this thesis are summarized and the future research proposals are suggested.Based on this,analysis of the opening of cylinder movement characteristics,the results showed that pilot pressure is the main factor of velocity and acceleration of cylinder pis

14、ton,the characteristic of main valve spool and cylinder movement has good uniformity.Key words:Loader,Multiple valve,Notch,Orifice,Open characteristics学位论文原创性声明和版权使用授权书兰州理工大学学位论文原创性声明和使用授权说明 原创性声明本人郑重声明:所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得 的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外,本论文不包含任何其他个 人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集 体

15、,均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承 担。作者签名:联多参儡留, 日期:加产年莎月/6日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定,即:学校 有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版,允许论文被查 阅和借阅。本人授权兰州理工大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有 关数据库进行检索,可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位 论文。同时授权中国科学技术信息研究所将本学位论文收录到中国学位论文 全文数据库,并通过网络向社会公众提供信息服务。作者签名:导师签名:日期:幻石年月/.石日 目期:幻夕年莎月/日 留,

16、r参,%ti嬲暑兰州理T大学硕十论文.L第1章绪论工程机械产品的需求与经济社会的发展具有较强的相关性【L 2l。从国家出台的 “十一五”规划看,国家将继续实施积极的财政政策和努力扩大内需,仍以发展 农业、水利、能源、交通、信息、建筑、环保等为建设重点【31。为此需要大量工程 机械装备以满足经济发展的需要,据有关估计,2010年国内工程机械市场需求量 将达到2300亿元以上I 4。工程机械的具体需求是:在2010年液压挖掘机年需求量约 达68万台,推土机(120hp以上近万台,装载机约10,-20万台,平地机约2000台,压路机约1.5万台,工程起重机约2万台,叉车约8万台,水泥搅拌车近万台。

17、2005年我国拥有工程机械约140万台,估计在2010年达到200万台【3J。因此,国家的 宏观经济政策和经济发展现状为工程机械产品提供了广阔的市场发展空间。工程机械广阔的市场前景给工程机械液压产品带来了新的发展机遇,上述工 程机械需要配套大量高性能、长寿命的高压柱塞泵、高压齿轮泵、大转矩马达、 多路阀、油缸、转向器等液压基础件。据统计,每年为国产和合资生产的挖掘机、 装载机、道路机械、水泥搅拌车等配套所进口的液压件,约达1.5亿美元以上。工 程机械是液压产品的最大用户,在2003年我国液压行业销售去向统计中占42.3%, 以后比例继续扩大I 3。液压技术在现代工程机械领域起着无可替代的作用。

18、由于液压技术具有功率 重量比大、配置柔性大、动力传输和控制方便等特点,因而被各类工程机械广泛 应用。作为主要施工设备的工程机械,目前95%以上都采用了液压传动与控制技术。 液压传动与控制技术,是促进工程机械主流方向不断发展的基础条件:在安装 空间狭窄、对重量有严格限制的条件下,实现大功率、多执行器的集中灵活控制 (机位、远控、遥控。在只能以发动机作为原动力的恶劣条件下,达到了功 率的综合利用与限制。在相对恶劣的外场工作环境和受油箱容积限制而出现较 高油温的情况下,保证运作的可靠性、安全性、舒适性。环境友好。液压传动 与控制技术对工程机械整机性能的影响越来越大。液压技术不仅加快了工程机械 的更新

19、换代速度,保证了其可持续发展,工程机械也反过来极大的促进了液压技 术的新发展。工程机械液压系统对工程机械整机性能起着关键性的作用,而工程机械液压 系统的操作可靠性、安全性、舒适性、节能及环境舒适性又在很大程度上取决于载机;目月&*敷i月g开目特性册宄液压圭控制阀的性能。液压主控制阀就是在液压系统中直接控制执行机构(液压 缸、液压马达的液压控制元件或在一个集成阀中起主要控制作用的阀,如多路 阀、流量放大阀的丰阀、优先阀等。一个好的液压主控制阀应该具有优良的操控 性、安全性、节能减振、低噪声等性能。节流槽滑阀(又称非全周开口滑阀,如图1-1,1-2所示就是在阀芯上布置有 不同形状的节流槽及

20、其组合,容易获得小的稳定流量,流量调节范围宽。由于其 面积梯度容易控制,其流量微调性能优良。由于节流槽滑阀阀口具有上述优点, 因此广泛应用于工程机械液压主控制阔、液压比例阈及伺服阀等液压元件中,通 过合理配置节流槽,实施对流量的多级节流控制,满足不同工况下工程机械液压 执行机构对运动速度的要求,使得液压执行机构起动或停止时刻平稳,工作区段 能够根据工况需要分级或比例控制液压执行机构的运动速度。圈1-1多路换向阀主阉芯圈1之滑阀上的各种节流槽虽然我国工程机械行业发展较快,但与发达国家的同类产品相比仍然存在很 大差距。根据1000d,时可靠性试验和三包期内的统计资料显示;目前我国工程机 械一般产品

21、平均无故障间隔时间fMTBFl为200300d,时不等,而国际先进水平达 到500800小时不等;不采用进口发动机的大修期寿命只有40005000小时.国 际水平达到800010000d,时,功率超过200kW大型产品达到近20000d、时吼可 见产品可靠性较低和大修期寿命较短足我国工程机械缺乏国际竞争力的主要原 因。目前,我国工程机械产品存在两大突出的问题。首先是具有自主知识产权核 心技术的产品少。由于我国工程机械行业起步较晚,所以发展初期多采用借鉴国 际先进产品进行技术移植或简单的仿造,其中核心技术、关键零部件自主开发的兰州理T大学硕十论文曼 篡 曼 曼 曼 曼 -一 。 一 。 一 i

22、l i 一 =一 I II i 一一一一I曼皇曼!曼寰曼苎曼皂皇曼曼较少。通过调研发现国内大型工程机械企业目前仍处于简单设计阶段,未进行充 分地消化吸收、创新能力有限。造成这种现象的主要原因是技术开发力量薄弱, 投入的开发资金有限。其次是基础部件研发水平低,发展明显滞后于主机。工程 机械整机可靠性和使用寿命低,60.70%故障来自于柴油发动机、液压元件和传动 变速箱等部件,据2006年中国工程机械工业协会配套件分会年会报告,整机制造 商反映最为强烈的问题主要集中在国产液压传动、液力传动、电控系统和电子仪 表、柴油机这四方面元件的可靠性差、故障率高【51。目前,国内高端用户和出口产 品配套的基础

23、零部件主要依靠进口,自主研发的高性能的配套部件还很少见,而 主机的更新换代较快。因此,要提高我国工程机械产品水平,就要从基础技术和 基础零部件做起,提高自主研发能力,形成具有自主知识产权的核心技术和产品。 国内用户对高水平、高质量、高效率的工程机械的需求越来越迫切。随着我 国改革开放的进一步深入,国家对基础建设和基础设施的投资规模日益扩大。2005年我国用于购置工程机械的费用已达800多亿元(含国产和进口,这无疑对我国 工程机械的发展既是机遇又是挑战。如何有效地发挥液压技术在提高工程机械整 机的性能、可靠性等方面的作用,是液压行业和工程机械行业所必需面对的重要 课题。本文以某大型企业液压挖掘机

24、多路换向阀为研究对象,以提高装载机作业效 率、操作舒适性和节能性为目标,结合其使用工况和性能要求,通过深入到液压 主控阀内部流场及其动态行为层面的研究,分析总结出工程机械液压主控制阀的 设计方法,提高设计效率。目前国内针对工程机械液压技术领域的深入系统研究还比较缺乏,尚未形成 一套较为系统和完整的设计理论体系【1361。所以,本课题在工程机械液压技术领 域具有一定的开拓性,同时也具有重要的基础意义和显著的实用价值。本课题来源于与某工程机械企业的合作项目。目前,先进的工程机械液压技术主要集中在世界著名工程机械和液压件企业 中,如美国的威格士与卡特彼勒、德国的力士乐与利勃海尔、日本的日立建机和 小

25、松、丹麦的丹佛斯等,但出于自主知识产权保护与提高市场竞争力等原因,产品 的核心技术极少公开,所以相关的参考文献很少见。只能从其各个公司的产品样 本中了解国外液压产品的大致结构和发展趋势等【17以引。国内对工程机械液压技术的研究尚处于起步发展阶段,无论在企业还是高校, 还没有形成比较完整的设计理论及方法20-261。虽然国内有关工程机械主控制阀设计理论的研究较少,但国内外许多学者及 工程技术人员从其他方面对液压阀展开了大量的研究。如有关液压阀流道形式和3装载机多路阀的设计及主阀芯开启特件的研究布置方面,上海交通大学的胡国清推导出了一种代数应力模型,用于对多路阀流 道进行优化计算旧;王林翔等对阀内

26、流道布置对液动力的影响进行了分析,对液 压阀阀道中的三维流体流动进行了数值分析,对阀腔内速度场进行了P测量 128_31】。浙江大学的路甬祥、西安交通大学曹秉刚等、北京航空航天大学付永领等 国内学者在液压阀的液动力方面进行了理论分析、流场仿真及试验研究32-35】。国 外少数学者对阀内流体流动分析、流动显示、液动力的实测及补偿进行了研究 36421o国内哈尔滨工业大学的李洪人和吴博、同济大学的关景泰等人对阀控缸系统 的静动态特性进行了深入的研究,提出在换向操作瞬间,系统会出现压力跃变,使 系统动态响应品质变差,采用非对称的伺服阀控制非对称的液压缸方案可有效的 解决这一问题【43谢J。另外国内已

27、经开始进入半实物系统仿真时代,如中南大学的 何清华等利用AMESim软件对挖掘机工作装置进行了半实物仿真,并通过实验证明 仿真结果与实验结果基本吻刽矧。现今,国内经济发展对工程机械不仅在数量上有大量需求,也对工程机械的 性能提出了更高的要求,开发具有自主知识产权的系列工程机械液压配套产品, 推动国内液压传动与控制技术发展,是国内学者、工程技术人员急须解决的问题。 而工程机械液压主控制阀在很大程度上影响了工程机械的整机性能。因此,相对 于传统的主控制阀设计方法,采用更加科学、高效的设计方法是必要的。随着计 算机技术的高速发展,出现了以洲CAE、CFD等技术手段为依托的新型设计方法,它们正逐步取代

28、传统的设计方法。国外在20世纪90年代已经采用了全新的设 计方法,而国内尚处于起步阶段。本论文以某企业装载机流量分配阀(多路换向阀的设计为背景,以工程机 械中较典型的装载机多路换向阀为研究对象,对多路换向阀进行深入、系统的分 析研究。本论文的主要内容如下:(1分析了轮式装载机工作装置液压系统的工作原理及其基本参数,得出了 与之匹配的多路阀的主要结构参数、阀口面积等,为后续多路阀的具体设计提供 了依据。(2对国内外多路阀阀体的典型结构作了介绍,运用UG软件对阀体造型, 构建可视、可分析、可修改、可进一步模拟加工的实体模型。通过Mathcad实现主 控制阀阀口面积的计算方法的程序化,对多路阀的主阀

29、阀口面积进行数值解析, 获得主阀阀口面积随阀芯位移的变化曲线,合理布置节流槽。(3介绍了多路阀的主要辅助装置,包括主溢流阀、过载溢流阀、过载补油 阀、补油阀和单向阀等阀类元件。分别进行辅助阀的结构、工作原理分析,设计4兰州理T大学硕七论文计算了辅助阀的性能参数。(4针对装载机工作装置液压系统,利用AMESim建立了装载机工作装置液 压系统的模型,对多路阀主阀芯开启过程进行数值计算,分析了各种因素对主阀 芯丌启过程的影响。装载机多路阀的设计及主阀芯开启特性的研究第2章装载机工作装置液压系统装载机的铲掘和装卸物料作业是通过工作装置的运动实现。装载机的工作装 置由铲斗、动臂、摇臂、连杆(或托架及铲斗

30、油缸和动臂油缸等组成。铲斗与 动臂及通过连杆或托架与铲斗油缸铰接,用以装卸物料;动臂与车架及与动臂油 缸铰接,用以升降铲斗。铲斗的翻转和动臂的升降采用液压操纵。装载机在作业时应保证:当铲斗油缸闭锁时,动臂在动臂油缸作用下提升的 过程中,连杆结构应该使铲斗保持平移或使斗底平面与水平面夹角的变化控制在 允许的范围内,以免装满物料的铲斗由于倾斜而撒落物料;当动臂处于任何作业 位置时,在铲斗油缸的作用下,通过连杆机构使铲斗绕其铰点转动,并且卸载角 度不小于450;在动臂下降时,而又能使铲斗自动放平,以减轻驾驶员的劳动强度、 提高生产率。装载机的工作装置液压系统与其他液压系统一样,都是为了满足作业负载对

31、 液压执行机构所提出的各种性能要求。装载机的工作环境复杂,工况恶劣,主要 有以下特点:1轮式装载机是在露天条件下进行工作的,对于不同的地带和季节,气温的 变化非常大,所以液压系统中冷却和加热就成为不可忽略的问题;2负载繁重,并且负载的变化范围很大,由于装载机冲击作业较多,液压系 统可能由于压力冲击而损坏;3工地上空气中含灰尘量大,对液压系统有较高的密封要求,否则会降低液 压元件的使用寿命。根据装载机作业条件多变,温差变化大,工况恶劣,粉尘多及负荷繁重等情 况,其工作装置需满足以下要求:1良好的工作性能:保证工作装置工作平稳,尽量减小冲击,操作灵活、轻 便及具有较高的生产效率等:2工作可靠,寿命

32、长:保证液压元件和辅助装置在高温和高寒条件下工作可 靠和使用寿命长,并且具有适应外载荷急剧变化的能力;3操纵性能:保证具有良好的操纵性能;6曼詈曼曼曼!曼!曼曼舅曼曼曼-II I I I I J14工作安全可靠;5容易拆装,便于维修保养。装载机是一种铲、装、运、卸一体化的自行式设备,它的工作过程由六种工 况组成:1插入工况 动臂下放,铲斗放置于地面,斗尖触底,斗底板与地面呈3。 5。倾角,开动装载机,铲斗借助机器的牵引力插入料堆。2铲装工况 铲斗插入料堆后,转动铲斗铲取物料,待铲斗口翻至近似水 平为止。3重载运输工况铲斗铲装满物料后举升动臂,将铲斗举升至运输位置(即 铲斗斗底离地高度不小于机器

33、的最小允许离地间隙,然后驱动机器驾驶向卸载 点。4举升工况保持铲斗缸长度不变,操作举升缸,将动臂升至上限位置, 准备卸载。5卸载工况 在卸载点,在举升工况下操作铲斗缸翻转铲斗,向溜井仓或运 输车辆中卸载,铲斗物料卸狰后放下动臂,使铲斗回复至运输位置。6空载运输工况卸载结束后,装载机再由卸载点空载返回装载点。如图2.1所示。该系统主要由工作泵、先导制动泵、多路换向阀、组合阀、先 导阀、动臂油缸和铲斗油缸等组成,其工作原理如下:先导制动泵提供的压力油 经组合阀向先导阀(操作手柄供油,通过先导阀控制多路阀的两个主阀芯。当 操纵动臂换向阀杆或铲斗换向阀杆时,动臂完成上升或下降、铲斗完成下转或上 翻的动

34、作,两个主阀芯不同时工作。(1铲斗和动臂均不工作当工作装置不工作,即铲斗主控制阀心和动臂主控制阀心都处于中位时,由 工作泵提供的压力油经多路阀内的中间旁路油路直接流回油箱,此时系统处于低 压卸荷状态。(2铲斗工作当操纵先导阀的铲斗控制手柄,控制油Pal(Pbl推动铲斗主控制阀芯移动至左 位(或右位工作状态,而铲斗主控制阀将关闭中间旁通油路,由工作泵提供的 压力油全部进入铲斗油缸,铲斗完成下转卸料(或上翻装料的动作。(3动臂工作当操纵先导阀的动臂控制手柄,控制油Pa2(Pb2推动动臂换向阀使其处于左1 7:鍪:些塑:鋈!些位或左2位(右位工作状态,动臂主控制阀将关闭中间旁通油路,由工作泵提供 的

35、压力油全部进入动臂油缸。动臂完成正常下降或浮动下降(或上升的动作。互流量放大阀是装载机转向液压系统中的主控制阀.用于控制转向系统主油路 中油液的流向、流量。流量放大阀的结构简图如图2.1所示,其主要由阀体1、主阀 芯2、主阔复位弹簧6、安全阀阀芯14、定差溢流阀阀心加、梭阀22、右端盖10和 左端盖23等构成。对流量放大阀的工作原理分析如下:装载机工作装置的动作是靠动臂油缸和铲斗油缸的伸缩来实现的。油缸应保 证产生足够的作用力阻克服作业时的各种作业阻力。油缸作用力有两种情况: (1主动作用力:它是油缸推动机构运动时的作用力,其最大值取决于液压 系统的工作压力和油缸直径。(2被动作用力:作业时,

36、外阻力作用于闭锁状态的油缸上的作用力(叉称闭锁力,其最大值取决于液压系统的过载阀调定压力值和油缸直径。例如动臂不 动,利用铲斗油缸上翻铲斗进行铲掘作业时,转动油缸所产生的作用力为主动作 用力,动臂油缸所承受的作用力为被动作用力。油缸作用力应保证装载机工作时发挥最大铲掘力,其极限值受整机纵向稳定 条件的限制。以下是对装载机工作装置油缸进行的受力分析和估算。(1铲起力的确定装载机的最大铲起力受其稳定条件的限制,所以一般情况下由纵向稳定条件 求出:虬=Rr=WLLI (2.1 式中:W为装载机空载时的自重;L。为装载机重心到前轮与地面接触点的距离;L为垂直力Ry的作用点到前轮与地面接触的距离。(2铲

37、斗油缸作用力的确定为了发挥装载机的铲掘力,要求铲斗油缸作用力足以使铲斗在铲掘位置上翻 时,装载机后轮离地,铲斗油缸作用力即以此平衡条件作为计算位置。根据平衡原理可以确定铲斗油缸作用力E:由M口=0C厶一g厶一GK厶=0(2.2 得 疋=半 (2.3 由MG=0(2.4 得 疋=丢斥=每忍 (2.s 最=去他g+厶瓯 (2.6 考虑到连杆机构传动中的摩擦损失,所以铲斗油缸作用力E要大于足,可按 下式计算:c=寺×墨。瓦L4他以+,瓯 (2.7 式中:以为铲斗油缸数;墨为考虑连杆机构摩擦损失的系数,取K=1.25;g 9装载机多路阀的设计及主阀芯开房特件的研究为最大铲起力;瓯为铲斗自重;

38、疋为铲斗油缸与摇臂铰接点的作用力。(3动臂油缸作用力的确定根据平衡原理可以确定动臂油缸作用力瓦:得%=F1(q厶:+瓯厶。+以厶。一FEL9 (2.9 砷考虑到连杆机构传动中的摩擦损失,所以铲斗油缸作用力E要大于FH,可按 下式计算:甩L8。式中:n为动臂油缸数;%为考虑连杆机构摩擦损失的系数,取K:=1.25; g为最大铲起力;G为动臂自重;哝为铲斗自重;日为动臂油缸与动臂铰接点 的作用力。(4铲斗油缸和动臂油缸被动作用力的确定铲斗油缸和动臂油缸的被动作用力C、乃,是根据装载机在工作中,工作 装置受力最大的计算工况确定的。因此根据前述工作装置强度计算中6种典型工况 计算的结果,取其中最大值作

39、为铲斗油缸和动臂油缸的被动力,以此力确定液压 系统过载阀的调定压力。通常调压阀的调定压力比系统压力大20%30%。(1工作装置液压系统工作压力确定装载机液压系统的压力是液压系统的一个最基本的参数,它决定了装载机使 用中的经济性和可靠性,是选择和设计液压元件的主要依据之一。系统压力选择 合理与否将直接影响到液压传动装置工作性能好坏、体积和重量的大小。在传递 相同功率的情况下,若压力低,则必须增加流量,这将导致液压元件尺寸的增加:若采用高压,则流量可以减少,液压元件尺寸相对就小,但对工艺、材质和密封 等有较高的要求(甚至反而增大整个装置的重量。因此,选择的系统压力必须适 当。本文中装载机工作装置液

40、压系统的工作压力取只=16MPa,主安全阀设定压 lO兰州理1。大学硕十论文力为20MPa。(2装载机油缸参数确定(a铲斗油缸参数确定油缸直径:Dl=×103(2.11 式中:吒。为油缸所需克服的最大作用力,N;Dl为油缸直径,mlil;P为油 缸的工作压力,初选时可取系统压力,N/m2;rlu为油缸的机械效率,主要考虑密 封处的摩擦损失,r/M=0.850.99,取r/M=0.95。根据以上计算所需油缸直径, 按标准选取油缸直径。油缸所需流量;假设系统提供的流量全部进入铲斗液压缸,则铲斗油缸作不同运动用时计算 如下:Sx等×(D2一d 2铲斗前倾用时:。=jLl厂一 (2

41、12S×三×D2铲斗后翻用时:=÷(213 根据铲斗运动时间和铲斗油缸行程可求得铲斗油缸活塞移动的平均速度,然 后求得所需流量,进而估算出主阀口需要的阀口面积,为后面主阀芯的设计提供 依据。铲斗下翻卸料时1j|i主阀芯向右移动(铲斗油缸有杆腔进油铲斗油缸活塞移动的平均速度:M:尝坚:o.26(m/s (2.14 。lq铲斗油缸所需流量:Q=鼍叩”6圳3舢堋%c 式中:Ql为油缸所需流量,L/mini D为油缸直径,ram;Vl为油缸活塞移动装载机多路阀的设计及主阀芯开启特性的研究的平均速度,rn/s;仇为油缸的容积效率, rL=0.850.99,取仉=0.95;贝

42、JJl#主控制的进油阀121A1所需要的过流面积:式中:Q1为油缸所需流量,Q,=189.6L/mira q为阀口流量系数,取q=O.7; P为油液密度,玟p=889kg/m3;卸为阀口压差,取卸=0.4MPa(参考流场仿真 结果。铲斗油缸有杆腔和无杆腔的面积比:墨=南乩33眩 1主控制阀的回油阀HBl所需要的过流面积:A= klQl=202.7mill1铲斗上翻装料时1撑主阀心同左移动(铲斗油缸尢朴胫进油铲斗油缸活塞移动的平均速度:M:s×lO-3:o.173(rigs (2.19 lh铲斗油缸所需流量:Ql=若叩10.6×103×60-168.5(L/min

43、(2-20 式中:Ql为油缸所需流量,L/mira D为油缸直径,mml M为油缸活塞移动 的平均速度,m/s:r/。为油缸的容积效率, rL=0.850.99,取仉=0.95;铲斗油缸有杆腔和无杆腔的面积比:墨=南乩33汜2, 贝¨I拌丰榨制的讲油阀口B1所需要的过流面积:12兰州理T大学硕十论文m 11, IIII _um m .! mmm:mm _曼皇曼曼皇曼曼曼舅鼍皇曼曼璺 么:_:.=117nlrrl260x_J;xAp(2.22 式中:Ql为油缸所需流量,Q,=168.5L/min e为阀口流量系数,取G=0.7; p为油液密度,t玟p=889keJm3;印为阀口压差,取

44、卸=0。4MPa(参考流场仿真 结果。1主控制的回油阀ISIAl所需要的过流面积:彳:望一:101.4mm2(2.23 6呶毛G1/孟呻式中:Ql为油缸所需流量,Q。=168.5L/min;e为阀口流量系数,取e=0.7; P为油液密度,p=889kg/m3;卸为阀口压差,取肇=0.4MPa(参考流场仿真 结果。(b动臂油缸参数确定采用以上(a铲斗油缸同样的分析计算方法对动臂油缸进行分析计算。 (3工作泵的参数工作泵型号:CBG3100:额定流量:205L/min;额定排量:100mL/r。(4过载补油阀设定压力的确定铲斗油缸油路上设置有过载补油阀,它由过载阀和补油阀组成,用于当连杆 机构出现

45、干涉现象时,把铲斗油缸中一腔困死的油溢流,并及时为另一腔补油, 以免连杆和液压元件的损坏。过载阀的设计压力应根据油缸被动作用力来确定, 过载阀设计压力过高,则对系统和元件不起保护作用;设计压力过低,则铲斗油 缸在外载荷作用下可能出现回缩现象,不能满足作业要求。本文中过载补油阀的压力设为22MPa。过载阀的调定压力还应满足以下两种工况的作业要求:(1利用铲斗油缸的作用力使铲斗刃强制切入地面。以反转连杆为例,此时 铲斗油缸小腔进油,使斗下翻,其极限情况是装载机前轮被抬起脱离地面,在斗 刃上作用一个最大垂直向上的作用力,相应地在铲斗油缸下腔中引起的油压为Pd。 设计过载阀开启压力P必须大于Pd,否则

46、斗刃切入土的作用力小,无法满足作业要求。铲斗油缸有杆腔所引起的油压胪万Fz x丽106(N/m2 (2.24 式中:D为铲斗油缸活塞直径,mm;d铲斗油缸活塞杆直径,111111。(2装载机在后退过程中利用下翻的铲斗斗刃刮平场地,此时动臂为浮动状 态,假定斗刃上仅作用有水平力,其值等于额定牵71力%。根据连杆机构力的平 衡,可得铲斗油缸作用力乃为:乃:Full_-一GgL7×一K(2.25 4厶 ,l式中Gg为工作装置自重力;L7为工作装置重心离动臂铰点距离。铲斗油缸有杆腔所引起的油压仇2菊Fa x丽106(N/m2 (2-26 式中:D为铲斗油缸活塞直径,mill;d为铲斗油缸活塞

47、杆直径,mm。设计的过载阀的开启压力P必须大于上述两种工况的P。本章介绍了装载机工作装黄液压系统的结构组成及工作原理。通过对装载机 工作装置液压系统的分析及参数的确定,得出了与之匹配的多路阀的主要结构参 数、阀口面积等,为后面多路阀的详计提供了依据。14兰州理T大学硕十论文曼曼鼍mll -一m m m:m=m=m量曼!曼曼曼曼曼曼曼曼曼!曼曼舅曼皇!皇曼曼!笪曼曼量皇!曼曼曼蔓曼曼曼 第3章多路阀主阀的设计计算装载机的液压系统主要包括转向液压系统和工作装置液压系统。多路换向阀就是其工作装置液压系统中最重要的控制元件。多路换向阀简称 多路阀(又称流量分配阀,它是以两个以上的换向阀为主体,集换向阀

48、、单向阀、 过载阀、补油阀和制动阀等于一体的多功能的集成阀,用于对油流进行多路方向 切换控制。具有结构紧凑、管路简化、操作方便等,广泛用于工程机械、矿山冶 金机械、起重运输机械、轻工机械等液压系统中。多路阀按阀体的结构形式分为分片式多路阀和整体式多路阀。分片式多路阀 由进油前盖、回油后盖及各路阀体拼装组成,可按不同的使用要求组装成不同的 通路数量,通用性强,但各联之间易漏油且体积大,为了减少拼装的阀体数,通 常将第一路阀体和进油前盖、末路阀体和回油后盖分别制成整体结构,相对地减 少了组合式多路换向阀的外形尺寸,又保持了拼装组合的灵活性。整体式多路阀 的滑阀及各种阀类元件均装在同一个阀体内。它结

49、构紧凑、重量轻、压力损失比 较小,但阀体铸造工艺复杂、通用性差,故适合在大批量生产和联数较少时采用 整体式。多路阀按滑阀的连通方式又可分为:并联油路多路阀、串联油路多路阀、串 并联油路多路阀和复合油路多路阀。并联油路多路阀内进油口的压力油直接通到 各联换向阀的进油腔,各阀的回油腔又直接通到多路阀的总回油口,各阀可以各 自独立操作,但当操作两个或两个以上换向阀时,压力油总是先进入油压较低的 执行元件,因此负载轻的执行元件先动作,且压力损失一般较小。串联油路多路 阀的每一联的进油腔都和前一阀的中立位置回油道相通,其回油腔又都和后一阀 的进油腔相通,该油路可实现两个或两个以上执行元件同步工作,液压泵

50、出口压 力等于各执行元件压力的总和,阻力一般较大。串并联油路多路阀各联阀之间的 进油路串联,回油并联,当某联阀换向时,其后各联阀的进油道都被切断,因 而一组多路阀中不可能有任何两联同时工作,故这种油路也称单动油路(但某一 联阀在微调范围内操作时,后一联阀尚能控制该执行元件的动作。当多路阀联数 较多时,常常采用上述几路油路联接形式的组合,即复合油路多路阀。1、国内典型整体式多路阀图31国内典型整体式多路阔2、国内典型片式多路阀图32国内典型片式多路婀=州理T学顺十论文312国外多路阀典型结构1、ParKer公司多路婀典型结构(1P70CF系列多路换向阀如图33所示。图33PTOCF系列多路换向阀

51、(2KA系列多路换向阎如图34所示。崩鳓蕾唧l 幽34KA系列多路换向阀:鲨:!:酱: (3H系列多路换向阀如图35所示。图35H系列多路换向阔2、Rcxroth公司多路阀典型结构(ISM 12型多路换向阀如图36所示图36St12型多路阔结构图(2M615型多路换向阀如图37所示。1011酗37M615型多路阀结构图通过研究国内以及ParKer、Rexroth、川崎等公司的多路阀产品可以看出:各 公司多路阀产品的阀体内部流道的布置基本相同或类似,其主要的不同在于主阀 芯和辅助阀等的设计上。运用UG对阀体造型,构建可视、可分析、可修改、可进一步模拟加工的实体 模型。设计者在使用UG进行设计时,

52、可将自己的设计思想转化为直观的宴体模型, 便于观察分析,零件的每个特征生成过程都会被存储起来,可以随时对特征参数 进行编辑从而修改零件的结构。当各个零件造型完成后.UG提供了装配功能,可 将这些零部件按照实际的装配工艺装配起来,设计者马上可以看到自己的设计成 果。在零件的设计和装配过程中,设计者易于发现设计的不合理之处,通过对特 征参数的调整改进设计结构,提高了设计的可靠性,相比于传统设计中先将实物 加工出来后才验证可行性的方式提高了效率,节约了成本。另外.UG具有将三维实体转化为二维工程图的功能。除了可生成基本的三维 视图外(图38,设计者还可根据需要对三维实体进行任意的剖切,得到相应的剖装

53、载机多路阀的设计&主阀芯H启特性的"究视图,从而便于观察到实体内部的所有特征,这对于表达阀体内部复杂的流道是 极为有利的(图39。uG中的三维实体与二维图实现了智能匹配,当三维实体的 特征参数发生变化时,二维图将发生相应的变化,提高r绘图效率。圈39多路换向阎的内部流道存使用uG软件对液压阀的设计中,设计者避免了二维设计中存在的以下缺 点:(1阀体结构复杂,设计难度大,对设计者要求高;(2二维视图对阀体结构表达不直观,币易检查出设计中的不台理之处;(3二维视图的绘制及修改工作量较大.增大了设计者的工作强度,延长了 设计周期。多路换向阎主阀芯上加工有各种节流槽及其组合,如图3I

54、O,是为了满足装载 机的各种工况要求,完成预期的作业任务。通过合理配置节流槽,如图31I所示, 可以获得丰富的多绒阀口面积曲线,实施对流量的多级节流控制,满足不同工况 下工程机械液压执行机构对运动速度的要求,使得液压执行机构起动或停止时刻 平稳,工作区段能够根据工况需要分级或比例控制液压执行机构的运动速度。 在设计节流槽的参数及配置时.除少数阀口面积与阀心位移存在准确的函数 表达式外,大部分由于复杂的非线性关系难于获得解析式,一般给出其近似函数。非 全周阀口在阀心移动过程中,由于阀IS存在着多个狭小过流面积(简称节流面的串 联会造成阀口位置变迁(简称阀口迁移和阀口面积改变。这给液压阀阀口面积的

55、预 测和设计带来一定困难。有关更为复杂的节流槽形式阀口面积的确定原则和计算 方法的研究还不多见,多数节流槽的阀口面积还未有现成的公式可以参考f47”l。 针对液压滑闽菩截面节流槽,基于节流槽结构及其内流场特征,提出用节流面串 联计算等截面节流槽阀口面积的原则.如图312,推导出典型节流槽阀口面积的计 算公式口q。运用Mathcad软件编写节流槽滑阀阀口面积的计算程序,得到阀口面积 曲线,如图4所示,为合理设计节流槽提供了保证。主阀芯在阀体内移动,控制阀u的开度,由此控制液压缸的运动。本项目中 主阀芯在阀体内移动的极限位鼍见表31。下面详细分析主阀的阀口面积及主阀芯 移动过程中的特征点。番 _耳

56、 3图310主阀芯节流槽分布图 隧 图311不同工况下的阀口面积本文中多路闻内部的阀口形式为u形节流槽,其阀口面积的计算公式可直接采 用文献561中的计算公式。装载机多路阀的设计厦主阔芯开启特性的研究图312彻给出一种阀口开度下阀腔内的静压分布图,可以看出阀口压差主要集 中在U形槽的两个面:截面爿l和截面A2,随着阀口开度变化爿。与一z的相对大小发生 变化,压差的分配髓之变化,U形槽具有二级节流的典型特征。由此,确定U形节流槽的阀口面积u按两个节流面一l和一2的串联等效计算。 压力方程:印=卸。+觇 (31流量方程:“=o。乒面历=q。,乒面万=c,:扛酉巧 (32 两式联立得:彘2番2鑫 ”

57、 口四,?四:取cd=cd,=cn.则u形节流槽的阀口面积:(au形槽阀¨结构简酗 曲u彤槽阀腔内的压力分布 0i 2宰一 (cu形槽的=级节流矩高 于表31主阀芯在阀体中的极限位置主阀心序号 右移动的虽大位移 左移动的最大位移 l#(铲斗主控制阀芯 10nun 10rnnl 2#(动臂主控制阀芯 17mm 10ram 33.1l#主控制阀阀口面积解析1#主控制阀的阀口面积曲线见图313。图中各符号的含义如下:x表示主阀芯的位移(向右移动为正,向左移动为负,mmAIJ(xl#主阀芯移动过程中进油阀口面积.mm2;A1H(x1#主阀芯移动过程中回油阀口面积,nlin2;Apl2T(xl#主阀芯移动过程中中间阀口面积,liitn2AtJ(x AIH(x Apl2"r(砷. J ,j. , 1L j 、 .r _3。 i :步一、。、 j i / , 、 .一=二 二:一:一.z图3131#主控制阀的阔口面积曲线结合l#主控制阀的阀口面积曲线对其在阀体中的移动过程进行分析如下:(1X=0衄l#主阍芯处于中位,进