垃圾压缩中转站液压系统设计

1、液压传动课程设计设计目的：液压系统的设计是整机设计的重要组成部分 , 主要任务是综合运用 液压与气压传动 中所 学的各项基础知识，通过查阅资料，小组研究的形式进行液压系统设计。 , 学习液压系统的 设计步骤、内容和方法。 通过学习，能根据工作要求确定液压系统的主要参数、 系统原理图， 能进行必要的设计计算， 合理地选择和确定液压元件， 对所设计的液压系统性能进行校验算， 为进一步进行液压系统结构设计打下基础。本次液压传动课程设计的题目是垃圾压缩中转站 - 液压系统设计。设计成果在生产生 活中有着一定的应用价值，既贴合实际，又锻炼了创新能力。设计步骤和内容：液压系统的设计步骤和内容大致如下：(1

2、) 明确设计要求，进行工况分析；(2) 确定液压系统的主要性能参数；(3) 拟订液压系统原理图；(4) 计算和选择液压元件；(5) 验算液压系统的性能；(6) 液压缸设计；(7) 绘制工作图，编写技术文件，并提出电气控制系统的设计任务书。 。机构概况该装置由垃圾集装箱、举升机构、旋转机构和压缩机构四部分组成。平常， 包括垃圾集装箱在内的整个装置置于地下， 吊板盖于其上， 垃圾由自动封闭门进 入。当垃圾装满后， 由压缩机构予以压缩， 然后再装料最后由举升机构将吊 在吊板上的垃圾箱升起， 并通过旋转机构使其达到适当位置后， 封闭式装车外运。 主要结构垃圾压缩集运设备由横向压缩系统、垂直升降、机架、

3、污水排放装置、压缩 块装载箱、液压站电控系统和机器状态显示及故障报警系统组成。工作循环概况描述 横向压缩系统将装入垃圾成形模中的疏松物料压缩成密实的块状物料以便 运出。垂直升降系统将装满压成块状垃圾的压缩块装载箱抬起， 进而送入运输车内外运。压缩块装载箱贮装散料垃圾以备压缩成块。 污水排放装置将压出的污水 滤除排放。 装载箱托架将装载箱托起。 液压站为整个装置提供动力。 电控系统控 制设备运行工艺过程。 机械状态显示和报警系统能清晰的反映设备运行状态， 保 障设备运行安全可靠。操作工艺过程结构草图如下：如草图示意，首先垂直升降系统 (1)将垃圾箱送入垃圾压缩装置 (4)内。当散 状垃圾装满箱体

4、后，横向压缩系统 (3)压下并反复几次，将垃圾压成块状，压下 的污水由污水滤孔排出。 此时由控制系统将压缩板拉回原处， 以便继续装入垃圾； 待到箱内装满垃圾后，由垂直升降系统 (1)将垃圾箱抬出压缩装置 (4)，经转向系 统(2)转至适当位置放入转运车， 挂钩 (5)脱离，再勾住新的垃圾箱放入压缩装置 (4) 内。整个过程自动化程度高， 设备的运行状态通过显示器一目了然。 当机器运行 出现故障时自动报警。设备运行安全可靠。 主要技术参数1.垃 圾 箱 容 积：10m32.升 降 高 度：3.2m3.上 升 速 度：0.017m/min4.下 降 速 度：0.034m/min5.压 头 快 进

5、速 度：2.5m/min6.压 头 压 实 速 度：0.5m/min7.压 头 快 退 速 度：4.0m/min8.主 电 机 功 率：4.0KW9.旋 转 电 机 功 率：1.1KW10.液压系统工作压力：10MPa11.整 机 重 量：6000kg12.驱 动 方 式：电机驱动一液压系统主要性能参数的确定这里，液压系统的主要性能参数是指液压执行元件的工作压力 p 和最大流量 ，它们均与执行元件的结构参数 （即液压缸的有效工作面积或液压马达的排量） 有关。液压执行元件的工作压力和最大流量是计算与选择液压元件、 原动机（电 机），进行液压系统设计的主要依据。液压执行元件工作压力的确定液压执行元

6、件的工作压力是指液压执行元件的输入压力。 在确定液压执行元 件的结构尺寸时，一般要先选择好液压执行元件的工作压力。工作压力选得低， 执行元件的尺寸则大， 整个液压系统所需的流量和结构尺寸也会变大， 但液压元 件的制造精度、密封要求与维护要求将会降低。压力选得愈高，结果则相反。因 此执行元件的工作压力的选取将直接关系到液压系统的结构大小、 成本高低和使 用可靠性等多方面的因素。也可根据设备的类型参考表 4 选取。表 4 常用液压设备工作压力设备类型机床农业机械小型工程机械液压机挖掘机 重型机械 启重机械磨床车、铣、刨床组合机床拉床龙门刨床工作压力 / MPa0 822435<1010152

7、032垃圾压缩中转站属于小型工程机械 ,所以工作压力选择 1015 Mpa,本产品选择 10液压执行元件主要结构参数的确定升降液压系统执行元件主要结构参数确定 液压缸的主要要尺为缸简内径、活塞杆直径、缸筒长度以及缸筒壁厚等。（1）工作负载液压缸工作负载 R 是指工作机构在满负荷情况下，以一定加速度起动时对 液压缸产生的阻力，即式中 Rl工作机构的荷重及自重对液压缸产生的作用力（ N） ; Rf工作机构在满载下起动时的静摩擦力（ N）； Rg工作机构满载起动时的惯性力（ N）。（2）工作速度和速度液压缸的工作速度 .与其输入流量和活塞的面积有关。 无杆腔进油时，活塞或缸体的工作速度为有杆端进油时

8、的速度如果工作机构对液压缸的工作速度有一定要求时，应根据所需的工作速度和 已选定的泵的流量来确定缸径 ;推力和速度都有要求时， '可根据速度和缸径来选 择泵 ;在速度没有要求时，则可根据已选定的泵和缸来确定工作速度。双作用液压缸，其往复运动的速度比为除有特殊要求的场合外，速比不宜过小或过大，以免发生过大的被压或活塞 杆太细，稳定性不好。 值可按 JB2183-77 中所制定的标准选用，工作压力高的 液压缸选用大值，工作压力小的则选小值。（ 3）缸筒内径根据公式 F=PA，其中 F活塞所需推力P工作压力 A活塞应有的有效面积整机重量为 6000kg,垃圾重量 7t所以 F (6000 7

9、000) x9.8N 127400NP 10x10 Pa得127400 2A F /P 612740mm210x106 Pa2又 A D2 /4 其中D缸筒内径带入 A 的值，解得 D 128mm缸筒内径按 GB2348-80 及足大升降高度，查表圆整为 140mm活塞杆直径取为 d 0.6D 0.6 140 84mm圆整 100mm22D21402所以活塞的面积 A 153944422 2 2D2 d21402 1002活塞杆的面积 A1754044要确定液压执行元件的最大流量， 必须先确定执行元件的结构参数。 这里主 要指液压缸的有效工作面积 A1 、A2 及活塞直径 D、活塞杆直径 d。

10、液压执行元 件的结构参数首先应满足所要克服的最大负载和速度的要求。 例如图 3 所示一单 杆活塞缸，其无杆腔和有杆腔的有效作用面积分别为 A1和 A2，当最大负载为 F max 时的进、回油腔压力分别为 p1和 p2，这时活塞上的力平衡方程应为这样就有式中，A2/A1 一般由快速进、退速度比与回路结构有关。例如当快进时是液压缸 的无杆腔进油、有杆腔回油，而快退时是有杆腔进油、无杆腔回油，快进、快退 时的流量 Q 均相同（一般为泵的最大供油流量） ，这时快速进、退的速度比 v1 / v2 为即这时的液压缸两腔的面积比由快速进、 退的速度比 v确定 。当快进时采用差 动连接液压回路，快退时采用有杆

11、腔进油、无杆腔回油，并且要求快速进、退速 度相等时，则应 A2 /A1=1/2 。表 5 按活塞杆受力情况选取活塞杆直径活塞杆受力情况工作压力 p/MPa活塞杆直径 d受拉-d=(0.30.5)D受压及拉P5d=(0.50.55)D受压及拉5<p7d=(0.60.7)D受压及拉p>7d=0.7D在 D、d圆整后，应由式 A1=D2/4和 A2=（D2-d2）/4重新求出 A1 和 A2。 则此时液压缸两腔的有效工作面积 A1 、A2 已初步确定。液压缸两腔的有效工作面积除了要满足最大负载和速度要求外， 还需满足系 统中流量控制阀最小稳定流量 Qvmin 的要求，以满足系统的最低速度

12、 vmin 要求。 因此还需对液压缸的有效工作面积 A1 （或 A2）进行验算。即式中 Qvmin 可由阀的产品样本中查得。若经验算 D、 d 不满足式（ 9-11）， 则需重新修改计算 D、d、 A1、A2 ，直至满足式（ 11）为止，才算最后确定液 压缸的有效工作面积。液压缸的结构强度计算和稳定校验（1）缸壁强度校核若壁厚 / D 0.08 ，其中 D 140得 11.2mmPmax D2式中：Pmax缸筒内最高工作压力，为 15MPa；可按薄壁公式校验其强度，即缸筒材料许用应力；bb ， b 为材料抗拉强度n由缸筒材料为 45 号钢，查得 b 600MPaN 为安全系数，一般取 n 5带

13、入数据，得P2maxD15MPa 140mm2 60058.75符合条件圆整取壁厚 10mm2）活塞杆强度及液压稳定性的计算a.活塞杆强度 活塞杆强度可由下列推出R工作负荷查表可知 45#钢的抗拉强度 b 600MPaRF0.951 1 .4600 464MPa1.41.020.52.04m / min4*1.4725*103.14*464*1063.6mmd 100mm 63.6所以活塞杆强度合格。单杆双作用液压缸往复运动的速度比为 :V1 D1402 d2V2D 2220.51402 1002 活塞杆上升的速度 1.02 一一活塞杆下降的速度 2.04稳定性计算般，短行程液压缸在轴向力作用

14、下仍能保持原有的直线状态下的平衡， 故 可视为单纯受压或受拉直杆。但实际上液压缸是缸体、活塞和活塞杆的组合体。 在由于几活塞和缸体之间以及活塞杆与导向之间均有配合间隙， 加之缸的自重及 负载偏心等原因均可产生纵向弯曲。 所以受压时载荷似于压杆。 当活寨行程较大 比值时，活塞杆承受的压力超过一定数值时液压缸将出现纵向弯曲， 由此在确定活塞杆直径时除要满足强度外还将根据液压缸支撑形式进行足够验 算F Fk 。k式中： F 液压缸的最大推力， F FR NFK 液压缸稳定临界力 NK 稳定安全系数，一般取 K 2液压缸稳定临界力 FK 的值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度及其两端支 承情况等因素有关

15、，l当 1 时，可由欧拉公式计算 :i2EJFK2K l 2式中活塞杆的柔性系数不同支撑形式的液压变换成两端饺支压杆时的长度折算系数， 查手册可知 2l活塞杆计算长度，其值与活塞行程和液压缸的支撑形式有关。即液压缸安装长度（）活塞杆材料的纵向弹性模数Pa ，对于钢材 E.* 464d4活塞断面的最小惯性矩i 一活塞杆断面的回转半径， i A d/ 4 ，其中 为断面面积2 m2 对于断面实心杆， i d /4式中： 1大柔度杆的最小极限柔度、即临界力相当于材料比例极限时的柔度，其值为 1 E 其中 p 为比例极限， 号钢的 1值为100MPa1d 10时1 2 时属于柔度杆，可按雅辛斯基公式计

16、算FK A a b N式中：2 柔度系数，查表A活塞杆断面面积，d22A 4 m2， 与活塞杆的材料有关的系数查表。FkA a b即 FK2EJ2l211 43.14*2.1*10 11*45 42 2*320051.04*10 5 N取 k ，41.04*10 4 N426000N安全系数计算得n FK/F1 1.04*10 5 /3830 43压头液压系统执行元件的主要结构参数（）缸筒内径 D 的确定对于双作用单活塞杆液压缸， 当活塞杆是以推力驱动工作负载时， 既压力油 输无杆腔时，工作负载 R 为:222R FD 2P D P20 d p0244Fd2P 0P P0P P0F活塞杆的最大

17、推力机械效率，考虑密封件的摩擦阻力P 工作压力，一般情况下去系统的调定压力P0 回油被压，若回油直接接通油箱，可取 P0 0d 舌塞杆直径当活塞杆是以拉力驱动工作负载时，则压力油输入有杆腔R FD2P D2P0 d2 p44Fd 2PP P0P P0对于双作用活塞缸， 钢筒内径应取计算结果的较大值， 由于钢筒一般由无缝 钢管制成，计算出的数据需要按文献圆整为标准内径 .* 9 . 8 * 9 . 5* 0 . 9 50 . 1m5 0150mm活塞杆直径 d 的推荐值 :当活塞受拉时 d 0.3 0.5 D ，当活塞受压时d 0.5 0.7 D缸筒内径按 GB2348 一 80，选择 D 16

18、0 取 d 0.6D 160*0.6 96mm 活塞杆直径 d按 GB2348选抒d 110mm所以活塞的面积 AD243.14*160 24220096mm2210603mm2D2 d2 3.14* 1602 1102 而活塞杆的面积 A144(2)缸筒壁厚验算及强度校核 : 缸筒选用 45 号缸， b 600mpa 当壁厚 /D 0.08 0.3时河用下式校验 :PmaxD3.3 s 3Pmax0.0104m10.4mms缸筒材料许用应力b材料抗拉强度n 安全系数 缸简外径的确定D1 D 2160 2*11182缸底厚度计算：1 0.5D2D2 缸底内径缸底材料的许用应 mpa根据强度取

19、D2 120mm0.5*12010*10 6 600*10 6 /5 17.32mm20mmPmax 一液压缸最工作压力 mpa 。单杆双作用液压缸往复运动的速度比 为 :V1D2 d2D2221602 1102216020.52 3 0.62.50.64m/ minV1活塞杆受压的速度 2.5m / minV2 活塞杆受拉的速身 4m / min活塞杆强度及压杆稳定性计算0.95b活塞杆强度可由下式求出6001.4464 mpad 4 * 120000 * 9.8 * 0. 9 5d3 .14 * 46 46* 100 . 0 5 5m4m5 5m.m4d 110mm 55. 4活塞杆强度合

20、格(3)活寨杆稳定性计算 活寨杆全部伸出时的尺寸 LL 1600 1600 150 64 1004774mmL/ d 4774/110 43.4当活塞杆的长径比 l/d>10 时，对于压杆必须考虑其稳定性Fk式中： F 液压缸的最大推力 KgFK 液压缸稳定临界力 NK 稳定安全系数，一般取 K 2 4 当活塞杆的柔度 (或细长比 )l 2*1600177.8mpa 1i 4.5即为大柔度杆，活塞杆的临界力 FK 可由欧拉公式计算 :2EJFK2l2式中： 1大柔度杆的最小极限柔度、即临界力相当于材料比例极限时的柔度，其值为 1 E 其中 p 为比例极限， 号钢的 1 值为100MPaJ

21、活塞断面的最小惯性矩 Jd4 4 m64i一活塞杆断面的回转半径，i JA d /4活寨杆横截面积E 活塞杆材料的纵向弹性模数 Pa ，对于钢材 E.* l活塞杆最大安装长度，其值与活塞行程和液压缸的支撑形式有关。不同支撑形式的液压变换成两端饺支压杆时的长度折算系数， 查手册可知 2计算可得：FK A a b N2EJ即 FKl 23.14*2.1*10 11*45 4 1.04*10 5N22*1600 2取 k ， F FK 1.04*10 4 N 26000NK安全系数计算得 n FK/F1 1.04*10 5 / 3830 43活塞杆稳定性合格。实际工作参数确定经过上面对液压系统的初步

22、计算，则液压系统的实际工作压力如下表所示工况执行元件名称工作压力 （ MPa）压头压实压实缸10压头快进8压头快退8系统升起升降液压缸10系统下降8实际所需流量计算值如下表工况执行元件名称运动速度 （m/min）结构参数 （mm2）流量（ L/min ）压头压实压实缸0.52009640压头快进2.520096201压头快退410603196系统升起升降液压缸1.021539474系统下降2.04754073输入的功率如下表工况执行元件名称工作压力 （MPa）输入流量 （L/min ）输入功率 （K W）压头压实压实缸104053.6压头快进820113.3压头快退819652.3系统升起升降

23、液压缸87419.7系统下降87319.5二、拟订液压系统原理图确定液压执行元件的类型 .主机运动部件的运动为直线往复运动固选为液压缸 .,但由于行程比较长所以采用 柱塞式液压缸 .制定液压系统方案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核心问题。 DLZ 式固态垃圾压实机主要由两个执行元件组成 : 压实缸和升降缸。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于于高压流量的液压系统， 多采用插装阀一于先导控 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

24、来实现。 相应的调速方式有节流流调速、 容积调速以及二者结合即容积节 流流调速。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 的流量来调速。此种调速方式结构简单， 但这种系统必须用溢流阀， 所以效率低， 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米达到调速目的的。 其优点是没 有溢流损失和节流损失，效率高。由于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、运转速度高的液压系统。节流调速又分别有进油节流、 回油节流和旁油节流三种形式。 进油节流启动 冲击较小，回油节流常用在有负载的场合，旁油节流多用于高速。调速回路一确定，回路的

25、循环形式也就随之确定了。节流调速一般开式循环形式。 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，在排回油箱，开式回路结构简单一，散热性好，但油箱体积 大，容易混入空气。综上所述，再结合垃圾压实机的工作特点 : 一要求功率比较大，对执行元件的执行精度一要求不是很高，只 要求性能稳定，维修周期长，经济费用低。工作环境 : 在垃圾中转站中环境差，固体体颗粒物多，湿度大，极易受到污 染。所以选取节流进油调速，开式系统，变量泵供油。制定压力控制方案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爪力范围工作， 也需要多级或无极连续的调节压力， 一般在节流调速系统中， 通常由定

26、量泵供油， 用安全阀起安全保护作用。DLZ式垃圾压实机在泵的出油日采用电磁溢流阀调节出口压力， 考虑到泵的 卸载时间短， 所以选抒断电卸载。 在泵的出油口装单向阀， 在压实缸有杆腔回路 上采用平衡阀， 其功用是在执行元件的回油管路中建立背压， 防止因重力是压头 下落。在推缸的有杆和无杆回路上装单向节流间来分别控制推头快退和顶推时所 需要的压力。制定顺序方案本液压系统，要求器不工作时， 处于保压状态， 所以采用 O型中位机能的电 磁换向阀。液压泵无载启动，经过一段时间，泵正常运转。延时继电器发出电信 号使卸荷阀关闭，建立正常的工作压力。然后通过电磁换向阀。例如，当执行完 压实的预定动作后， 回路

27、中的压力到达一定的数值后， 通过压力继电器发出电信 号，是电磁换向阀换向，是油液进入压缸的有压杆腔，使压头后退。 选择液压动力源液压系统的工作介质完全用液压源来提供， 液压源的核心是液压泵。 节流调 速系统一般使用定量泵， 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， 多于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。 对于 工作循环各阶段中系统所需油量相对较大的情况， 一般采用多泵供油或变量泵供 油。对于所需流量较小的情况，可增设

28、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过滤器， 进入 系统的油液根本被保护元件的要求， 通过相应的精过滤再次过滤。 为防止系统中 杂质流回油箱， 可在回油路处设置磁性过滤器或其他形式的过滤器。 根据液压设 备所处的环境及对温度的要求，还要考虑加装热、冷却等措施。该液压系统未暴露在工作环境当中。 前而曾提到过， 工作条件恶劣， 环境温 度适中，湿度大，尘挨固态颗粒物多，有外界冲击震荡 : 该设备对执行精度要求 不是太高 : 又从经济方而考虑，所以，选择叶片泵。又因为要满足液压系统的动 作执行的快慢，所以最终选择单级叶片泵。DLZ式固态垃圾压实机完整的液压系统图

29、电磁铁动作表序号压缸前进压缸压制压缸退回撑缸升起撑缸下降原位停止/ 卸载1DT+-2DT-+-3DT-+-4DT-+-5DT+-+-+-6DT-+压实机的液压系统原理图如图所示。 油源为单极叶片泵 1 给系统供油甲以满足压实缸快慢速度要求 :泵 1出油口的压力分别由 12和 14设定。压实机有两个 执行器，分别为压实液压缸 7 和升降液压缸 9，两缸的运动方向分别由三位四通 电磁换向阀 11 和 10控制;立置缸 7 的回油路设有液控单向阀用以防止压头因重 力卜一落 ; 调速阀 6 用于调节缸 7 的升起和下降的速度。启动泵 1，由于 6 是断电卸荷，所以泵处于卸荷状态，当泵的出口压力达到 系

30、统的要求时，继电器发出电信号给电磁换向阀 1DT，切换至右位，泵 1 的压力 油便压实缸 9的无杆腔，故缸 9的活塞杆启动、 压头快速前进， 缸9的有杆腔的 油液则经调速阀排回油箱。 当压头实垃圾时， 系统压力升高， 达到继电器调定的 压力，给电磁阀换向发出信号，使 6DT断电卸荷泵空载，经溢流阀 5 排回油箱， 实现卸荷。垃圾块需经过 2一 3次的压实，即重复上面的操作。当压实结束后，将换向阀 11切换至左位，液压缸 9 无杆腔油箱接通，实现 保压后释压，接着液压泵 1 经调速阀向缸 9 的有杆腔供油，泵的流量使缸的活塞 杆驱动压头快速后退。当升降装置工作时， 换向阀 4DT切换至右位， 压

31、力油经液控单向阀 5 和调速 阀 6 进入升降缸 7 的无杆腔，有杆腔油液直接排回油箱；升起结束后， 3DT切换 至左位，则压力油进入缸有杆腔，无杆腔油液经调速阀和液控单向阀排回油箱， 升降装置下降复位。一个工作循环结束，液压泵卸荷。三计算和选择液压元件液压泵和电机型号与规格的选择前边已经经过比较选择了单极叶片泵。液压泵的工作压力pp pmax其中 pmax 是液压执行元件的最高工作压力， 对于本系统最高压力是压头压实的进口压力， pmax 11MPa ; p 是泵到执行元件间的管路损失。参考表一一，取p 0.5MPa液压泵的下作压力为P 10 0.5 MPa 10.5MPa确定泵的流量因 D

32、LZ 式固态垃圾压实机的各个执行元件为一次单动，因此不存在多个元 件同时动作的问题。 若分析表所列各执行元件所需的流量， 不难发现， 最大流量 需求为压 头快进 2. 5m / min,L201 /，m最in小的流量需求为压 头压实0.5m / min,40 L /min ，各执行元件的不同工况流量需求相差很大。液压泵的流量 qp K Qmax取泄漏系数 K=1.1 ，求得液压泵的流量为qp 201 1.1L /min 221L /min选 GPC4 的单极液片泵，当工作压力是 11MPa 时， .泵的流量为 221L/min液压泵电动机功率的确定在确定电动机功率之前， 首先要确定液压泵的实际

33、工作压力。 常用的方法有 两种 :一是将执行元件的实际工作压力乘以系数k=1.1;二是在执行元件实际工作压力的基础上加阀件和管路的压力损失，如却 p 0.5MPa 。本系统采用加压力 的方法计算。对单极液片泵油系统， 应对各种下况下的电动机功率进行计算， 然后进行比 较，取最大功率。 这里需要指出的是， 单极液片泵的总效率在领定压力下可达到 0.8，而卸载情况下仅为 0.3, 单极液片泵供油电动机功率计算公式为P ppq/式中，pp、q、 分别为泵的实际下作压力、 流量和总效率。 经计分析比较， 压头快进单极液片泵供油时， 此时的流量还是最人的， 所以在这 .T.况下电动机的 功率就是整个液压

34、系统的电动机最大功率。此时 pp 8 0.5 16所以电动机的最大功率为P 8.5*221/ 0.8 2.34KW因此单极液片泵方案可选 Y280M 一 2 型电动机，功率为 4KW 的，同步转 速为2970r/min。（由袖珍机械设计师手册 1297 查得）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。该系统的工作压力在 10MPa左右，液压阀都选用中、高压阀。所选阀的规格型号如下表所示。序号选用规格名称2S8A3单向阀5SV10PB2-30液控单向阀62FRM5-31/15L调速阀114WE5E60/AG24Z4三位四通电磁换向阀12DBW10AG3-5X/100先导式电磁换向

35、阀二位二通电磁换向阀14DBDA6G10/10直动式溢流阀液压辅助元件的选择油箱的有效容积可按下式确定V a q式中 a 为经验 .系数，对中压系统取 a=7。所选泵的总流量为 221L/min，液 压泵每分钟排出的压力油的体积为 0.22m3，算得油箱的有效容积为V 7*0.22 1.54 油管内径计算 本系统油管内径可按式 :d 4. 6 3Q /v计算式中 Q管内通过的流量， L/min v液体在管内的最大允许流速， m/s，一般对吸油管取 0.5一1 .5m/s；回油管取 1.52.5m/s，压油管取 35m/s。 在这里，吸油管取 1m/s，回油管取 2m/s，压油管取 4m/s 经

36、计算，确定管径值如下表 :管径名称通过流量（ L/min ）允许流速（ m/s）管路内径（ m）吸油管22110.064排油管22140.032此液压系统为中压系统，因此可选用钢管作为油管。经过查表 （液压与控制手册一 798），确定钢管的尺寸见下表管径名称公称通径（ mm）壁厚（ mm ）吸油管658排油管325四液压系统的性能验算温升系统的发热量要进行准确计算一般很困难， 下面介绍一种工程上常用的近似 计算方法。液压系统的输入功率与输出功率之差就是系统运行中的能量损失， 也就是系 统产生的发热功率 H 。即式中 Ni系统的输入功率， 即液压泵的输入功率， 可用 Ni = ppqp / p

37、计算，式中符号意义同前；No 系统的输出功率，即执行元件的输出功率； 对于液压缸 No=Fv 对于液压马达No=2 Tn式中 F 液压缸的总外负载力；T马达轴上的总外负载力矩； v液压缸的运动速度； n液压马达的转速。若整个工作循环内的功率是变化的， 则可按各阶段的发热功率求出系统 的平均发热功率，即式中 Nij 整个工作循环的第 j 个阶段系统（液压泵）的输入功率； Noj 整个工作循环的第 j 个阶段系统执行元件的输出功率； tj第 j 个阶段的持续时间； n 整个工作循环的阶段数； T 整个工作循环的周期（时间） 。五转向机构设计转向系统结构 转向系统部分的结构与起重机中转格式旋转支撑装

38、置相似，利用一个调心滚 子轴承和一个推力调心滚子轴承承受径向力和轴向力， 而动力系统则以电极驱动， 电机驱动，利用齿轮传递转矩。电动机的选择(1)电动机的转速 由于垃圾中转站的转速要求很低， (与龙门起重机的转速相似 分钟，所以电动机的转速要求很小， 910r/mm。 (2)电动机的功率电动机的功率要求不高， 经验 和与减速器的 1.1KW 的电动机。选用型号为 电动机参数 : 额定功率 :1.1KW 满载转速 :910r/mm 满载效率 :73.5% (3)传动比的准确分配 垃圾中转站的转速 电动机转速但电动机启动时， 受瞬时扭矩较大，配合情况，选用Y90L 6 。同步转速 :1000r/m

39、m 满载电流 :3.15A 功率因素 :0.72V 1=1.5r/minV 1=910r/min)，大约 1.5 转/按实验即实际功率为i 总 1=VZV1=910/1.5=607 减速器的传动比 计算得出齿轮的传动比i1=87i 1=7轴的强度校核(1)压力校核s NIA式中: N 为所受压力 ; I 为传动比;4N=6000·gN x 5/3=104 x gNA 为横截面积。其中 :轴是空心的 dD取 =0.5( 一般取 0.5 一 0.6 )A 1 2 d21 0.5 2 0.152 0.053m210 104 9.80.05318.49MPa轴材料为 45 钢，查设计手册可知道 s 335MPas s 合格(2)弯矩校核 M /W式中： M 50000 2 1.0 105N m 1.0 1W 1 4 d3 /32 1 0.54 0.153 /32 1.0 10 65M /W 1.0 105 100.0MPa 100MPa45 号钢，查设计手册得 603MPa合格。齿轮的校核选择齿轮材料 小齿轮:40cr调值处理，硬度 241一 286HBS大齿轮:45 钢调 值处理硬度 9-255HBS 按 MQ