液压挖掘机动臂机构的液压系统论

1、1前言1.1液压挖掘机简介以液压技术应用为基础的挖掘机是工程机械领域中一种典型的土石方施工设 备，其结构主要是由发动机、液压系统、工作装置、行走装置和电气控制等部分组成 （如图1.1所示），液压挖掘机与机械传动挖掘机一样，在工业与民用建筑、道路建 设、农田水利、油田矿山、市政工程、机场港口等部门的土石方施工中起到十分重要 的作用。在建筑工程中，可用来挖掘基坑、排水沟，拆除旧建筑物，平整场地等。更换 工作装置后，可进行装卸、安装、打桩等工作。在水利施工中，可用来开挖水库、运 河、水电站堤坝的基坑、排水或灌溉的沟渠、挖深原有河道等。在铁路、公路建设中， 用来挖掘土方、建筑路基和开挖路旁排水沟等。在

2、石油、电力、通信业的基础建设及 市政建设中，用来挖掘管道沟等。在军事工程中，可用来筑路、挖壕沟和掩体、建造 各种军事建筑物。所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳 动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的 作用，因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有 重要意义11.铲斗缸2.斗杆缸3.动臂缸4.回转马达5.冷却器6.滤油器7.磁滤器8.油箱9.液压泵10.背压阀11.后组合阀12.前组合阀13.中央回转接头14.回转制动阀15.限速阀16.行走马达图1.1液压挖掘机整体系统图A1.2国内外研究现状及发

3、展动态1.2.1国外研究状况及发展动态工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容量 3.5-40m3单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘 机。例如，美国马利昂公司生产的斗容量50-150m3剥离用挖掘机，斗容量132m3 的步行式拉铲挖掘机；B-E (布比赛路斯-伊利)公司生产的斗容量168.2m3的步 行式拉铲挖掘机，斗容量107m3的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖掘机。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用 化和自动化的方向发展。开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农田建 设的

4、需要，国外发展了斗容量在0.25m3以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在 0.01m3。另外，数量最的的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装置 除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、麻花 钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等，以 满足各种施工的需要。迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆 操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算 机综合程序控制重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速 度，提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能。更新

5、设计理论。提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采用有 限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、 断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强 度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了产品的优质高效率 和竞争力。加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠 物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声 干扰。进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转 变的明显趋势。液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机 的应用与

6、推广创造了条件。迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪80年代，以微电 子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的 应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标 志2。1.2.2国内研究情况及发展动态早在1954年我国就已开始生产机械式挖掘机，当时的抚顺重型机器厂(抚顺挖掘 机厂前身)引进前苏联的机械式挖掘机W10012和W5012等国际20世纪30-40年 代的产品。由于国家经济建设的需要，后又发展10余家厂生产，到1966年12年全 国共生产了机械式挖掘机3000余台，后又延续生产到八十年代初。在80年代初引进 德

7、国系列液压挖掘机制造技术(例如有德国Liebherr公司、Demag公司和O&P公 司)，浙江大学的冯培恩教授开始率先着手研究挖掘机机电一体化技术，首先实现挖 掘机器人作业过程的分级规划和局部自主控制。但是他们在任务规划层面上只停留在 仿真阶段，还没有提出显著的实现方案。20世纪90年代初国内几家新进入挖掘机待业的企业以“技贸结合，合作生 产”的方式联合引进日本小松制作所的PC系列挖掘机制造技术，由于中国建设事 业的发展，市场的扩大，随后不久在挖掘机生产领域出现了一个外资企业进入中国的 浪潮。从1994、1995年开始，世界各工业发达国家的著名挖掘机制造企业先后在 中国建立众多的中外合资或外商

8、独资挖掘机制造企业，生产世界一流水平的多种型 号的挖掘机产品。截止至2001年年底，包括国有企业在内，中国境内生产液压挖掘 机的企业总数达20个左右，共生产挖掘机整机质量从1.3-45t，100余个不同型号 和规格的产品。2000年全国生产各种型号、规格的液压挖掘机8111台，共销售7926 台，其中包括出口 119台。2001年全生产12569台，销售12397台，其中包括出 口 468台。2液压系统的设计液压系统设计作为机电一体化挖掘机设计的重要组成部分，设计时必须满足挖掘 机工作循环所需的全部技术要求，且静动态性能好、效率高、结构简单、工作安全可 靠、寿命长、经济性好、使用维护方便。其中

9、动臂机构液压系统的设计作为挖掘机总 体设计的一部分，必须要满足整机工作要求，并要求进行相关参数的计算与分析验证， 选取合适的各液压元件。2.1液压系统的主要参数确定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

10、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

11、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SWE70H的主要参数（如下表3.1，表3.2所示）， 其中图3.1为液压挖掘机的外观尺寸图，作业参数表3.2是根据图3.1所示。表3.1 SWE70H液压挖掘机的主要参数整机重量（kg）6410标准斗容（m3）0.26高/宽/长（mm）2692/2080/5985铲斗挖掘力（kN）44斗杆挖掘力（kN）31.5最大牵引力（kN）50.4动臂偏转角度（）50（左）75（右）行走速度（km/h）4.1

12、/2.8爬坡能力（）35接地比压（kPa）33.9回转速度（rpm）10发动机YANMAR形式4缸4冲程水冷排量（L）3.32功率/转速（kW/rpm）42.9/2200燃油箱容量（L）118主泵类型2个变量柱塞泵,1个齿轮泵压力（Mpa）25排量（L/min）26.9X2齿轮泵压力（Mpa）21排量（L/min）19.2先导泵压力（Mpa）3.9排量（L/min）4.5液压油箱容量（L）105图3.1 SWE70H型液压挖掘机的外观尺寸图表3.2 SWE70H型液压挖掘机的作业参数A最大挖掘高度6068mmB最大卸料高度4231mmC最大挖掘深度3884mmD最大垂直挖掘深度2801mmE最

13、大挖掘半径6140mmF最大停机面挖掘距离5994mmG推土铲最大提升高度427mmH推土铲最大掘地深度254mmR最小回转半径2145mm推土铲长/宽2080X415mmA轮距2240mmB履带总长2745mmC平台离地间隙708mmD平台尾端回转半径1580mmE底盘宽度2080mmF履带宽度400mmG底盘离地间隙338mmH履带高度603mmI运输长度5985mmJ司机室顶高2692mmK运输宽度2080mm2.2负载分析4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3.2A所示，动臂油缸与动臂铰接于E点。当动臂油臂 全伸出，将动

14、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3.2B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。图3.2动臂机构油缸布置方案当两方案的动臂油缸安装尺寸DE1、铲斗最大挖掘H和地面最大挖掘半径R相 等时，后倾方案的最大挖掘深度比前倾方案小，即h1h2。此外，在后倾方案中， 动臂EF部分往往比前倾方案的长，因此动臂所受弯矩也比较大。以上为动臂油缸后 倾方案的缺点。然后，后倾方案动臂下铰点C与动臂油缸下铰点D的距离CD比前倾 方案的大，则动臂在上下两极限位置时，动臂油缸的作用力臂也就比较大。因此，在 动臂油缸作用力相同时，后倾方案能得到较大

15、的动臂作用矩，这就是其优点。为了增大后倾方案的挖掘深度，有的挖掘将长动臂CEF改成CE1F1（图3.1B）， 并配以长斗杆，在最大深度处挖掘时，采用铲斗挖掘而不是斗杆挖掘，这样得到的最 大挖掘深度为h1h2。显然，不论是动臂油缸前倾还是后倾方案，当C、D两铰点位置和CE长度不变 时，通过加大动臂油缸长度可以增大动臂仰角，从而增大最大挖掘高度，但会影响到 最大挖掘深度。所以，在布置动臂油缸时，应综合考虑动臂的结构、工作装置的作业 尺寸及动臂举升力和挖掘力等因素。动臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升铲斗内装满土壤的工作装置至最大 卸载距离位置进行卸载来确定，其设计简图3.3所示，此时动臂油缸作

16、用力(N)为：1 / ，、(3.1)Fb -如Gg lg a + G)(3.1)13式中t 一铲斗及其装载土壤的重力(N)Gg 斗杆所受重力(N)Gb 一动臂所受重力(N)八一铲斗质心到动臂下铰点A的水平距离(m) igA一斗杆质心、动臂下铰点A的水平距离(m) 一动臂质心到动臂下铰点A的水平距离(m) 1 3 一动臂油缸作用力对铰点的力臂(m)查阅相关资料，选取Gdt = 2x103+mg，gg = 5x103N，Gb = 9X103N，idA =6.3m，1 g a =4-2m，lbA = 1-4m, 13=.7m其中铲斗的重力为2X103N，根据公式 TOC o 1-5 h z m =

17、P V(3.2)V = VS(3.3)k pk S = -pL(3.4)式中 m 一装载土壤的质量(kg)V 一平均有效斗容量(m3)5 一铲斗充满系数(m3 )，根据工作环境，选择充满系数为1p 一自然情况下土壤的密度，根据工作环境，选择P =1750 kg - m -3p S一疏松后的土壤密度 k S 土壤的松散系数，根据工作环境，取ks = 1.35代入数据，求得：p = 2352.5kg m-3 m = 51.1650kg Fb = 110 x 103 N图3.3动臂油缸作用力分析2.3机电一体化液压挖掘机工作原理机电一体化液压挖掘机采用三组液压缸使工作装置具有三个自由度，铲斗可实现

18、有限的平面转动，加上液压马达驱动回转运动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通 过行走马达驱动行走（移位），使挖掘空间可沿水平方向得到间歇地扩大，从而满足挖 掘作业的要求。机电一体化液压挖掘机传动示意图，如图3.4所示，利用各种传感器，柴油机 驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油送给各液压执行元件（液压缸或液压马达）驱动相 应的机构进行工作。机电一体化液压挖掘机的工作装置采用连杆机构原理，各部分的 运动通过液压缸的伸缩来实现。反铲工作装置由铲斗1、斗杆2、动臂3、连杆4及 相应的三组液压缸5. 6. 7组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩， 使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸

19、使斗杆绕动臂的上铰点转动; 而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时， 接通回转马达，转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液 压缸回缩;动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长， 使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进 油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗 杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘 循环5。在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配

20、合可以是多样的、随机的。1、铲斗2、斗杆3、动臂4、连杆5、6、7、液压油缸图3.4机电一体化液压挖掘机传动示意图2.4机电一体化液压挖掘机工作技术要点6采用了柴油机-液压泵复合控制。操作者根据工况，利用作业模式选择开关（功 率预选开关）选择合理的功率模式：重载高速、正常工作、轻载低速。通过电子调节 器调节发动机油门和液压泵的排量，使供给功率与负载需要功率相匹配。采用了电液比例控制技术，通过改变34B-R6/H6型带阀芯位移反馈的电液比例 方向阀的比例电磁铁的输入电流，不公可以改变阀的工作液流方向，而且可以挖掘阀 口大小实现流量控制，是一种较为理想的电、液转换和功率放大元件，与伺服控制相 比具

21、有成本低、抗干扰性好、能量损失小、对油液清洁度无特殊要求等优点。工况在线监测系统包括单片主处理器模块、面板控制系统、模拟信号调理模块、 A/D转换及光电隔离模块、电源模块及传感器等部分。其中单片主处理器模块是系统 的核心部分，主要功能有面板的控制管理，A/D转换部分的控制管理、模拟量、开关 量和转换信号的输入、处理和存储。面板控制模块是整个系统的入机接口，它包括键 盘、声光报警电路和点阵式液晶显示器。模拟信号调理电路的任务是实现各路模拟量 信号的输入和调整，将传感器和敏感元件的输出电信号转变为满足A/D转换输入要 求的标准电平信号A/D转换及光电隔离模块的功能是将所有的被检测转变成为单片 机所

22、接受的数字量，具体包括开关量、转换信号的整形、模拟量的A/D转换和输入 输出信号的光电隔离等。电源模块将液压挖掘机上的蓄电池或发电机输出的+24V直 流电转换成系统各模块以及系统配备的传感器所需的各种类型的电平电压。传感器处 于液压挖掘机与监测系统的接口位置，是一个能量变换器，它直接从液压挖掘机中提 取被除数检测的工况特征参数，感受状态的变化并转换成便于测量的物理量。计算机控制系统将来自各传感器的检测信息和外部输入命令进行集中、储存、分 析加工，根据信息处理结果，按照一定的程序和节奏发出相应的指令控制整个系统有 目的的运行。如利用压力传感器可实现过载情况下的路径自主校正；利用超阶级声波 测距传

23、感器能实现回转过程中的自动避障。2.5液压缸主要几何尺寸的计算72.5.1液压缸内径尺寸与活塞杆直径的确定由表3.1、表3.3、表3.4可知，小挖掘机液压系统在最大负载约为Fb=11810N时宜取液压缸的工作压力p = 13X 106 pa，液压缸选用单杆式，并在 工作时进行差动连接。此时液压缸无杆腔工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍。 由于液压缸回油路上必须具有背压力存在，以防止挖掘机卸土后突然前冲，由表3.5, 可取 P 1 =8X 105 Pa.表3.3按负载选择执行元件工作压力负载F/N50000工作压力 p/MPa57表3.4按主机类型选择执行元件工作压力主机类型机床农业机械小

24、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磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力 p/MpaW235W881010162032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, F 110000(3.5)A =(3.5)1 P P (13 08) X106 . g TOC o 1-5 h z 22故有D

25、=*77=10.5cm，d=0.707D=7.435cm(3.6)当按GB/T2348-1993将这些直径圆整成就近标准值时得：D=11cm d =8cm ,由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A=兀 D2/4 = 102.932A2 =兀(D2 d2)/4 = 56.1cm2(3.7)2.5.2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760mm。2.6液压缸结构参数的计算2.6.1缸筒壁厚的计算对于低压系统或D/5 对于低压系统或D/5 16时，液压缸缸筒厚度一般按薄壁筒计算

26、，公式如下:PyD5 2Q (3.8)式中 5 液压缸缸筒厚度Py -试验压力（Mpa），当工作压力PW16Mpa时，户,二1.5P,当工作压力 PN16 Mpa 时，Py=1.25P，这里应取Py=L5P =16.25MpaD 液压缸内径（m） 缸体材料的许用应力（Mpa），可通过下面公式求得：2 = （3.9）n b 缸体材料的抗拉强度（Mpa）n 安全系数，n =3.55，一般取n =5但对于锻钢45的许用应力 一般都取 =110（Mpa）则论 16.25 xll。= ms2 x110根据机械设计手册，取液压外缸直径为Di=133mm.2.6.2液压缸油口直径的计算液压缸油口直径应根据活

27、塞最高运动速度v和油口最高液流速度“而定，公式 如下：d= 0.13vv77（3.10）式中d o液压缸油口直径（m）D 液压缸内径（m）V 液压缸最大输出速度（m/min）v 0 油口液流速度（m/min），根据机械设计手册，取v o =0.7m/min 同时对于单杆油塞式液压差动联接时，活塞的外伸速度为：v = 60 4（3.11）A 3式中 V 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）4 液压泵流量（m3/s）, Q = 2x2$9 二；9.4。x10-3 1.3X 10_3 m 3/sA 3 一活塞杆面积，其公式如下：(3.12)式中 d 活塞杆直径（m）代

28、入数据，解析以上公式得：d = 0.13x11x10-/1.553/0.7 = 2.13x10-2m,故取 d 0 = 2.5cm2.6.3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)式中 h 法兰高度（m）dcp 法兰内径（m）,根据机械设计手册，取dcp = 12.1x 10-2mD 0 一螺钉孔分布圆直径（m），根据机械设计手册，取D0 = 14 x10-2 mg 法兰材料的许用应力（Mpa），取45钢，g =120 MpaF 法兰受力总和（N），其计算公式为：兀兀/ 7(3.14)F = _ d 2P+(弓打 2 - d 2)q(3.14)d 一密封环内

29、径（m），根据机械设计手册，取d = 9 x10-2 mdH 一密封环外径（m），根据机械设计手册，取dH = 11 x 10-2 mP 一系统工作压力（pa）， p = 13x 106paq 一附加密封力（pa），若采用金属材料时，q值取屈服点，此处取材料A为 45 钢，则 q =110Mpa3x933x93兀 x(14 12.1)x10-2 12.1x10-25110 X106 x 43.67 x10-2 m93兀F 二二 73.005N4故取h = 4cm2.6.4下盖联接螺钉强度校核计算螺钉联接可采用高强度螺钉M16X1.5(GB/T70.1-2000)联接，两端数量均为24件，螺钉精

30、度等级为10.9级，其强度校核，公式如下：拉应力： =-4 =7.7Mpa(3.15)兀 Zd 02剪应力：i = k V =3.1Mpa(3.16)0.2 zd /式中k :螺纹拧紧系数，此处取k =1.25k 1:螺纹摩擦系数，一般取k 1=0.12d0 :螺纹外径，根据机械设计手册，取d0 =16mmd 1 :螺纹内径，根据机械设计手册，取d 1 = d 0-1.0825X1.5 = 14.4mm：数量为24g .螺钉材料屈服强度，取45钢，则。=110Mpa得：泸+ 311.37= 10.0Mpac，符合工况要求，则验证合格，可取。2.6.5活塞杆柔度校核计算活塞杆细比计算如下：入二

31、4L wq兀d 2此处：L为折算长度，导向套中心、至吊头尺寸，约760mm,活塞杆直径d=8mm, 入活塞杆许用细长比，按规定拉力杆此处入W100。计算得人=4 x 760/3.14 x 64 x 10-4 = 13.8 1130q(3.20)q液体流量V 一流速，对于吸油管V =12m/s, 一般取1m/s以下，对于压油管W36m/s, 对于回油管V W1.52.5m/s。通过以下公式算出管道内径：(3.21)式中q一液体流量V 流速其设定值与计算数值如表3.7所示表3.7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20.4X20.80.

32、04210.045小泵吸油胳150.90.01420.021大泵排油管26.9X240.0170.021小泵排油管19.240.0070.010查机械设计手册得：10X2、21X3、45X42.11.3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：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

33、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。2.12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，V qv/、#（3.22）式中qv 一液压泵每分钟排出的压力油的容积* 一经验系数已知所选泵的总流量为80.3L/min，这样，液压泵每分钟排出的压力油体积为80.3L,查表 3.8表3.8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a12245761210得a

34、 =3，故V=a qv =3X0.0803=0.2409 m 33液压系统性能验算3.1液压系统压力损失3.1.1沿程压力损失沿程压力损失，主要是液压缸快速运动时进油管路的损失。设定此管路长为4m, 管内径0.02m，当液压缸快速运动时通过的流量为79.8L/min，正常运转后的粘度 为v = 27mm2/s，油的密度为 P =918Kg/m3油在管路的实际流速qVu 油在管路的实际流速qVu =兀d 2T_ 79.8 x 10-3=2.86m/s兀 八一一一 x 0.022 x 604(4.1)u dRe=u dRe=v2.86x 0.02二 CD m =252923002.7x105(4.

35、2)油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为:油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为:0.3164(4.3)(4.人=(4.3)(4.Reo.25根据公式4)求得沿程压力损失为:.3164 x4 x2.862 =0 . 021MPa28060.5 x 0.02 x 2 x1063.1.2局部压力损失局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失 P2，以 及通过控制阀的局部压力损失 p 3。其中管路局部压力损失相对来说小得多，故主要 考虑通过控制阀的局部压力损失。从系统图中可以看出，从大泵的出口到油缸的进油口，要经过单向阀、电磁换向A阀、单向调速阀、溢流阀。设定单向阀的额定

36、流量为60L/min,额定压力损失0.4MPa,电磁换向阀的额定 流量为160L/min,额定压力损失为0.3MPa,单向调速阀的额定流量为150L/min, 额定压力损失为0.2MPa。溢流阀的额定流量为130L/min，额定压力损失为0.3MPa。通过各阀的局部压力损失之和：c /26.9X 2+19.2)2cc( 26.9x 2+19.22疽 26.9x 2+19.22( 26.9x 2 2AP =0.4 +0.3 +0.2 + 0.3 1k 60)k 160 Jk 150 J k 130 J=0.53 MPa通过各阀的损失之和为:a?2=|0.4a?2=|0.4(269 2+19.22

37、( 26.9k 2+19.公2+0.3+0.2(19.21130 J=0.44Mpa以上计算结果是大小是同时工作的，所经过的管道都是一样的。则大小泵是同时 工作的，所以大小泵到油缸之间总的压力损失为Ap = Ap1 + Ap2 =0.53+0.44=0.97Mpa3.2液压系统的发热温升计算123.2.1计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转 化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：液压泵的功率损失Ph11 Ph11 -p dF ”T广1门 pi i t (4.5)式中 T t 一工作循环周期(s)Z一投入工作液压泵的台

38、数Pr.-液压泵的输入功率(W)门p-各台液压泵的总效率，一第I台泵工作时间(s)压执行元件的功率损失匕=-罗P (1一门)t(4.6)j式中 M-液压执行元件的数量Prj 液压执行元件的输入功率(W)门巧.一液压执行元件的输入效率t.第j个执行元件工作时间(s)溢流阀的功率损失Ph 3 = P 角7)式中 Py 溢流阀的调整压力(Mpa)；q Vy 经过溢流阀回油箱的流量(m3/s)。油液流经阀或管道的功率损失p4 = pqv(4.8)式中 A p 通过阀或管路的压力损失(Mpa)；qv 通过阀或管路的流量(响s)。0由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率P = P +

39、 P + P + P Phr hl h2 h3 h4 iL&S +t )q n t(4.9)TWi iWj j j vi pi it i=1j=1该公式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率P广 H- Pc(4.10)式中 Pr一液压系统的总输入功率Pc 输出的有效功率。对于本系统来说，Pr就是正个工作循环中的双泵的平均输入功率p = 1 寸 lL =86.4KW(4.11)r T 门i i=1pi式中Pr是液压系统的总输入功率，P是输出的有效功率。-1 tP 广于 匕气二98.8KW(4.12)t i=1式中工作周

40、期(s)；z、n、山一分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；P、q .、门.一第i台泵的实际输出压力、流量、效率； iVI pit.第i台泵工作时间(s)；Fwi，S液压缸外载荷及驱动此载荷的行程(Nm)。总的发热功率 PP- P =98.8-86.4=12.4KW3.2.2计算液压系统的散热功率液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且要考虑管 道的散热功率时，也应考虑管路表面散热。p = (K1 A1 + K2 A2)AT=1.932+0.5=2.432KW(4.13)式中*油箱的散热系数K 2管路的散热系数A1、A2分别为油箱、和管道的散热面积瓯油温与环境温度之差油箱

41、散热系数K见表4.1表 4.1 (W/ m 2笆)冷却条件K通风条件很差89通风条件良好1517用风扇冷却23循环水强制冷却110170管道的散热系数见表4.2表4.2外径选择(W/ m 2 C)风速/ m风速/ m - s-10.0108125569管道外径/m0.050.16514104023hr hc则计算出的P W P，油温会不断升高，这时，最大温差，则hr hc(4.14)AT =Phr(4.14)KA + KA1 12 2温度为T，则油温T = T - AT。当油箱的散热面积不能再加大，或加大一些无济于000事时，需要安装冷却器。3.2.3冷却器所需冷却面积的计算冷却面积(4.15

42、)P - P(4.15)A hrhcA=K Atm式中K一冷却器的散热系数，用管式冷却器时，去K=116W/ (W/m2C)式中气一平均温升，其公式如下:(4.16)T、T2液压油入口和出口温度t1、12-冷却水或风的入口和出口温度取油进入冷却器的温度Tt =60C，油流出冷却器的温度t2=50C ,冷却水入口温度 ti=25C，冷却水出口温度12=30C。则：At At =(m58+50 25+27)=28 C所需冷却面积为:二1.22P -P(9.8-二1.22KAt 阮11&28考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀油垢。水垢对散热的影响，冷却面积应比计算面 积大30%，实际选用冷却器散热面积为：A=1.3X1.22=1.72 tf查机械设计手册并圆整得A=1.7 tf本课题一一机电一体化液压挖掘机动臂机构的液压系统设计，其说明书的编写终 于完成。虽然不是很复杂，但通过这一设计实践，我感