ZL50装载机液压系统设计

摘要装载机是一种作业效率高、机动灵活、用途广泛的工程机械，作业工况复杂多变，负荷变化频繁、变化范围大。本论文以ZL50型装载机为研究对象，对其液压系统进行设计和部分参数的计算，并进行液压系统装置结构设计。液压系统原理图。通过对装载机的工作机构的分析和理解，掌握装载机在作业时各个缸的动作绘制出基本液压系统图。并在系统原理图上考虑过载，安全等因素上对液压系统图进行完善。根据《机械设计手册》对液压系统选定基本的初始参数。如系统工作压力以及载荷力的确定。并根据液压系统设计的步骤来计算选择液压泵、液压缸、液压阀、以及液压辅助元件。通过公式对液压系统的压力和温度进行计算。看设计过程中是否缺失液压元件和能否正常工作。式溢流阀。包括叠加阀阀体、叠加阀阀座，并绘制机械图。关键词：装载机液压系统原理图液压泵液压缸叠加阀……AbstractLoadersisakindofhighefficiency,flexibleandversatileengineeringmachinery,homeworkandcomplicatedconditions,loadvariationrange.ThispaperistoZL50typeloaderofthehydraulicsystemdesignandcalculationofsomeparameters.Renderingsystemdiagram.Basedontheanalysisoftheloaderworkingmechanism,graspandunderstandinginhomeworkeverycylinderloaderactionsdrawthebasichydraulicsystem.Andintheschematicdiagramofthesystem,safetyfactorsconsideredoverloadofhydraulicsystemperfectfigure.Accordingtothemechanicaldesignofthehydraulicsystemhandbookofinitialparametersselectionbasic.Ifthesystempressureandtheload.Andaccordingtothehydraulicsystemdesignstepstocalculatethepump,hydrauliccylinder,hydraulicvalves,andhydraulicauxiliarycomponents.Forhydraulicsystembyformulaforcalculationoftemperatureandpressure.Seethedesignprocessismissinghydrauliccomponentsandcanworknormally.4.Intheunderstandingofstackedvalvesdesignedonthebasisofastackoverflowvalve.Includereliefvalveseat,stack.Keywords:loaderhydraulicsystemsuperpositionprinciplechartpumphydrauliccylindervalve...目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 IAbstract II\o"CurrentDocument"1绪论 1装载机发展简史 1用途和分类 2\o"CurrentDocument"1.3ZL50装载机的技术参数 4\o"CurrentDocument"1.4设计任务和设计思路 62ZL50装载机的液压系统 7\o"CurrentDocument"2.1ZL50装载机的工作机构 7\o"CurrentDocument"2.2液压系统的工况分析 7\o"CurrentDocument"工作机构的液压系统 9\o"CurrentDocument"转向制动液压系统 9\o"CurrentDocument"3液压元件的选择 11液压泵的选择 11液压缸的选择 15液压阀的选择 24液压辅助元件的选择 25\o"CurrentDocument"4液压系统的验算 33\o"CurrentDocument"4.1验算回路中的压力损失 33液压系统发热升温的计算 35\o"CurrentDocument"5叠加阀的设计 38叠加阀的定义及分类 38叠加阀的设计 39\o"CurrentDocument"致谢 42\o"CurrentDocument"参考文献 431绪论装载机开始制造在90多年前。最早期的装载机，是在马拉的农用拖拉机前部装上铲斗而成。自身带有动力的装载机，是在1920年初出现的，其铲斗安装在两根竖直立柱上，铲斗的举升和下落是用钢绳来操纵的。从1930年开始，装载机结构得到较大的改进。但是直到1939年，才出现了比较先进的轮胎式装载机，如由美国“霍克”m3的Pay型装载机。这种装载机，系后轮驱动，前轮转向。由于其工作机构尺寸不大，平衡性和转向性能不能令人满意，“霍克公司主要把它作为捣堆机器使用，但也可用于装在松散或轻型的物料。在40年代，装载机得到了更大的发展。1941年，司机室从机器后部移到前部，从而增加了司机的视野；发动机则移到机器后部，以增加装载机的稳定性；为了工作可靠和安全，而用柴油发动机代替了汽油发动机。在第二次世界大战末期，用装于两侧的动臂，代替了老式的两根垂直立柱。1944年开始用液压代替钢绳控制铲斗。1947年装载机发展成四轮驱动。这样，装载机的全部重量都用来产生牵引力，装载机插入力大大增加了。1950年出现第一台带有液力变矩器的轮胎式装载机。液力变矩器对装载机发展有决定性作用，它使装载机能够很平稳的插入料堆并且使工作速度增快，同时在插入运动时，发动机不会因为插入阻力增大而熄火。由于装载机结构上的改进，使生产能力大大提高，并且使装载机的应用越来越广泛，产品数量也随着增加。m3m3m3，装比重不大的散碎物料（如煤）时，斗容可达30m3，发动机总功率已经达到1479.83KW。60年代出现的电动轮装载机，这是装载机设计上的一个新的突破，它进一步增加了装载机的使用范围。今后装载机的发展的趋势，是通过工作机构尺寸的增加和结构的改进，进一步增加生产能力。随着上述结构上的改进和斗容的增加，使装载机适用范围越来越广泛，最初的装载机是不能铲掘物料的，但目前由于表明装载机铲掘能力的单位斗刃飞轮马力值比1939年增加了两倍多，因而越来越多的装载机亦能从事一般的单斗挖掘机所做的一些铲掘工作，使装载机从仅在建筑工程上使用，而逐渐发展到在露天矿使用。但1960年以前，装载机m3的轮胎式装载机以后，它就成为了露天矿的一种主要采矿设备。70年代以来，由于生产试制了功率294〜934KW、斗容7.6〜23m3的露天矿轮胎式装载机，所以它们在露天矿得到更广泛的使用。装载机行走部分结构的发展，也是有一个演变过程的。最初的装载机一般是履带式的，后来改用轮胎，以增加其机动灵活性。但后来又由于轮胎损耗太大、寿命不长和成本高等原因，而被迫改用履带式装载机。近年来，由于轮胎耐磨问题逐步得到解决，使轮胎式装载机得到很大发展。目前，世界上轮胎式装载机的产量约占装载机的总产量的70%〜80%。而功率200KW以上的装载机，全是轮胎式。在采矿界，履带式装载机的应用很受限制，而轮胎式装载机则得到普遍应用。装载机的用途装载机是一种用途十分广泛的工程机械，装载机可用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，并可自行完成短距离运土及对松散物料的收集清理和松软土层的轻度铲掘工作、平整地面或配合运输车辆作装土使用。换装不同的辅助工作装置还可进行铲土、推土、起重和其他物料（如木材）的装卸作业。装载机广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程领域。在道路、特别是在高等级公路施工中，装载机用于路基工程的填挖，沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。此外，还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。由于装载机具有适应性强、作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此，它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。装载机的分类装载机按其行走装置不同可分为履带式装载机和轮胎式装载机两种。履带式装载机以专用底盘或工业拖拉机为基础车，装上工作装置并配装操纵系统而构成，如图1—1所示。履带式装载机行驶速度慢、装载效率低、转移不灵活且对场地有破坏作用，在土方工程中已基本被轮胎式装载机取代。履带式装载机的动力装置是柴油机，机械式传动系统则采用液压助力湿式

离合器或湿式双向液压操纵转向离合器和正转连杆机构的工作装置。轮胎式装载机由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成，其结构简图如图1-2所示。轮胎式装载机行驶速度快、转移方便，可在城市道路上行驶，因此使用较为广泛。1-行走机构；2-发动机； 3-动臂； 4-铲斗；5-转斗油缸；6-动臂油缸；7-驾驶室；8-燃油箱图1-11-铲斗；2-动臂；3-连杆；4-摇臂5-转斗油缸；6-动臂油缸；7-车架图1-21.3ZL50装载机的技术参数根据部标JB1603-75规定，露天装载机的产品型号用拼音字母“Z”来表示，轮胎式用“L”表示，其后的数字是额定载重量的“千牛（KN）”数，再后来的字母是A、B、C、D……是指变形改进设计的次序。例如衡阳机械厂的ZL50D型装载机，表示轮式装载机，在L后直接写额定的载重量的KN数。额定载重量为50KN，即5t，第四次改进变形设计。履带式装载机，在Z后直接些额定载重量的KN数。全液压传动加注“Y”。如’ZY”表示履带行走、全液压传动；“ZLY”表示轮式行走、全液压传动。本文设计的装载机液压系统是ZL50装载机的，其为露天轮式装载机。其具体参数如表1-1所示：表1-1ZL50装载机的技术参数技术参数ZL50额定载重量5t额定铲斗容量m3发动机总功率164KW最大卸载高度最大卸载距离最大牵引力160KN最大转弯半径机重外形尺寸长宽高爬坡能力30°最高行驶速度35km/h工作装置循环时间举升时间W6s卸载时间2s下降时间4s三项和时间<12s表明装载机性能的技术参数主要有：发动机功率、载重量、牵引力、插入力、铲掘力、铲斗卸载高度、铲斗在卸载的倾斜角、铲斗仰后角等。下面主要介绍发动机功率等重要技术参数。（1） 发动机功率。分为发动机有效功率和发动机总功率。发动的有效功率是在29摄氏度及99.4kPa压力下，除去供给风扇、交流发电机、压缩机、空气滤清器等辅助设备和燃料泵、润滑油泵等发动机标准附件外，在发动机飞轮上的实有功率，一般也称为飞轮马力。发动机的总功率系发动机有效功率，加上各种辅助设备所需功率而成。也称之为车辆总功率或装载机总功率。（2） 载重量。表示在保证装载机所需稳定性时，它的最大载重能力。装载机在不行走铲掘时的载重量与装载机行走来进行铲掘时的载重量是不同的，前者一般是后者的2〜2.5倍。装载机的额定载重量又称为操作载荷。按照现在通用的美国汽车工程师学会（SAE）标准，装载机的额定载重量，应满足下列条件的情况下，不超过重载铲斗在铲斗最大卸载距离时，其铲斗的载荷中心所产生的翻转载荷的50%（轮式装载机）或35%（履带式装载机）。条件：1）装载机装备了一定规格的铲斗；2）装载机最大行走速度不超过；3）装载机在硬的、光滑的、水平地面上工作。（3） 牵引力。牵引力是装载机驱动轮轮缘上，由装载机行走机构所产生的驱动车轮前进的作用力。它的最大值被装载机的粘着重量（粘着重量指驱动车轮所承受的那部分及其的重量，当四轮驱动时即为装载机自重）所限制。装载机的粘着重力越大，则可能达到的最大牵引力也越大。（4） 插入力。插入力是装载机铲掘物料时，在铲斗斗刃（斗尖）上产生的插入料堆的作用力。对于用装载机行走来进行插入的装载机，其插入力取决于牵引力，牵引力越大，其插入力也越大。（5） 铲取力。铲取力是指在一定的条件下，当铲斗绕着某个规定的铰接点回转时，作用在距铲斗斗刃刃部（斗尖）一定距离处的垂直向上的力。它决定了铲斗绕着这个规定的铰接点回转时的动臂举升（当铲斗绕着动臂与支架的铰接点回转时）或铲斗翻转（当铲斗绕着铲斗与动臂的铰接点回转时）能力。（6） 铲斗卸载高度。铲斗卸载高度是表示装载机把物料卸载到运输工具上时，在铲斗倾斜角为45°时，铲斗斗尖离地的高度。（7） 卸载距离。卸载距离是表示装载机卸载时，当铲斗倾斜角为45°时，斗尖与装载机前面外廓部分之间的距离。1.4设计任务和设计思路设计任务绘制系统原理图。通过对装载机的工作机构的分析和理解，掌握装载机在作业时各个缸的动作绘制出基本液压系统原理图。并在液压系统原理图上考虑过载，安全等因素上对液压系统原理图进一步完善。根据《机械设计手册》对液压系统选定基本的初始参数。如系统工作压力以及载荷力的确定。并根据液压系统设计的步骤来计算液压泵、液压缸、液压阀、以及液压辅助元件的选择。通过公式对液压系统的压力和温度进行计算。看设计过程中是否缺失液压元件和能否正常工作。在对叠加阀认识理解的基础上设计一个叠加溢流阀。绘制叠加阀阀体、叠加阀阀座机械零件图以及叠加阀机械装配图。设计思路，进行工况分析。确定液压系统的主要参数。拟定液压系统原理图。计算和选择液压元件。液压系统的性能验算。液压装置（叠加式溢流阀）结构设计.绘制正式工作图，编写论文。2ZL50装载机的液压系统2.1ZL50装载机的工作机构2.ZL50装载机的工作机构介绍装载机工作机构如图1-1所示。该机构的优点是：铰接转向；四轮驱动：整机重心及前后桥荷分配、设计合理；具有杰出的牵引性能和装载挖掘稳定性；铲装及挖掘力大、转弯半径小；机动灵活，便于在狭窄场地作业；空载高速行驶稳定，厂地转移省时高效。在图1-1中，铲斗通过连杆和摇臂与转斗油缸铰接，用以装卸物料：动臂与车架、动臂油缸铰接，用以升降铲斗；铲斗的翻转和动臂的升降均采用液压操纵。在装载机作业时，工作装置应能保证：当转斗油缸闭锁、动臂油缸举升或降落时，连杆机构使铲斗上下平动或接近平动，以免铲斗倾斜而撒落物料；当动臂处于任何位置，铲斗绕动臂铰点转动进行卸料时，铲斗倾斜角不小于45°，卸料后动臂下降时又能使铲斗自动放平。2.1.2ZL50装载机工作机构简图ZL50装载机工作机构简图（见图纸）2.2液压系统的工况分析液压系统的工况分析就是分析设备在工作过程中，其执行元件的负载和运动之间的变化规律。2.2.1压力循环图图2-12.2.2流量循环图举升卸载图2-22.2.3功率循环图举升卸载图2-32.3工作机构的液压系统ZL50装载机工作机构系统原理图（见图纸），它是由先导控制阀和主操纵阀、转斗油缸、动臂油缸、举升油缸（2个）、油箱、主油泵（柱塞泵）等组成。主油泵安装在变矩器的外壳上，由变矩器带动，油泵的出油口通过油管与主操纵阀的进油口相连。主操纵阀上有五根高压油管：一根是主油泵的供油管，四根工作油管，包括两根到动臂油缸的油管，两根到转斗油缸的油管。主操纵阀的回油管路与液压回油滤清器相连。主操纵阀的动作是由先导压力油控制的。先导控制阀是由四条控制油管连接到主操纵阀，其中两根用于大臂举升的控制，两根用于铲斗的翻转控制。其工作原理是主油泵从油箱吸取液压油，并将液压油输送到主操纵阀。所有主操纵阀的回油通过回油滤清器进入到油箱。在主操纵阀的举升和转斗油路中还装有油缸过载安全阀；油路中还有其他两个单向阀，它的作用是在发动机熄火停转时，防止液压油倒流。2.4转向制动液压系统转向和制动液压系统是一个双作用叶片泵供油的全液压控制的集中冷却的恒压式液压系统。它装有蓄能器，从而使制动和转向系统的压力波动大大减小，并且在发动机或泵损坏的情况下，可为制动和转向系统提供贮备的动力，这种压力补偿的其他优点是：节省能量，泵消耗的能量较小，而系统壳利用的能量较大，减小了维修的工作量，进一步确保了安全。2.4.1转向液压油路转向液压油路是由转向和制动泵、单向阀、蓄能器、节流阀、压力表、转向控制阀、过载缓冲阀、转向油缸、全液压转向器等组成。当装载机需要转向时，转向和制动泵来油进入全液压转向器的进油口，转向器配有FKA型阀块，该阀块由单向阀、溢流阀和双向缓冲阀组成。当方向盘没有转动时，即处于中间位置，油泵来油经阀芯腔流回油箱。当动力转向时，油泵的来油经随动阀进入摆线针轮啮合副，推动转子跟随方向盘转动，视方向盘转向、转角的大小，定向、定量的将油压入转向油缸的左腔或右腔，推动导向轮实行动力转向，油缸的另一腔的油则经随动阀流回油箱。2.4.2制动油路制动油路分为手制动油路和脚制动油路。（1） 手制动油路手制动油路由手制动阀、蓄能器、单向阀等组成。其工作原理是转向和制动泵由变矩器驱动，每当发动机一运转，这个泵就开始工作。泵将油输到蓄能器，当蓄能器的压力到达一定程度时，这个泵会自动停止运转，蓄能器仍由单向阀继续保持差压力。在正常情况下，由转向和制动泵来的压力油进入手制动蓄能器，而蓄能器的压力使手制动器松闸，手制动是通过用手推下操作室中的手制动手柄来实现的。当手制动器施闸时，转向蓄能器的压力消失，油液将通过单向阀、节流阀和手制动阀返回油箱。手制动系统中的低压油，是与报警灯的压力开关的常闭触头相连接的。（2） 脚制动油路脚制动油路是由两个单向阀（装在单向阀阀体里），为前后制动器所配备的两个蓄能器、两个压力表、双作用液压脚制动踏板控制阀，安装在桥上的两组油冷却制动器组成。在正常情况下，脚制动阀的踏板没有被踏下时，从脚制动蓄能器的液压油通过油路进入到两个调压阀上。，这两个调压阀安装在双作用脚制动阀的阀体里。当脚制动踏板踩下时，双作用脚制动阀的油压上升，并作用在前后制动阀上，从而产生制动力；松开踏板时，脚制动阀与制动管路中的油液返回到回油滤清器，进入油箱，制动泵的压力下降，使脚制动器松闸。3液压元件的选择的选择初选系统的工作压力压力的选择根据载荷的大小和设备的性能而定。还要考虑执行元件的装配空间，经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸。对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选的太高，对液压泵、液压缸、液压阀等元件的材质、密封、制造精度也要求的很高，必然要提高设备的成本。具体选择参考表3—1和表3-2。表3-1按载荷选择工作压力载荷/KN<55~1010~2020~3030〜50>50工作压力/MPa~1~2~33~44〜5N5表3-2各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械、小型工程机械、建筑机械、液压凿岩机液压机、大型挖掘机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa~23〜52〜88〜1010〜1820〜32由表3-1和表3-2可知，ZL50装载机液压系统的工作压力在20〜32MPa。初选工作压力为30MPa。带入计算时用P=32MPa，以保证系统压力足够和安全性°ZL50装载机液压系统的转向和制动系统得工作压力取为21MPa,带入计算时用P=20MPa。工作泵的选择确定泵的最大工作压力，/P*△P（式3-1）式中EAP——泵出口到执行元件入口之间所有沿程压力损失和局部压力损失之和。粗算时可按经验选取：简单管路系统其取（2~5）*105Pa；复杂管路系统取值（5〜15）*105Pa；液压执行元件最大工作压力;（）MPa确定液压泵的流量多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为Qp2KO"）（式3-2）式中k ~1.3；X@心—一同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（Q-t）图上查得。对于在工作过程中用节流调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量。一般取0.5*10-4m3/s；从工况如可以看出，系统最大流量发生在举升时，即动臂油缸动作。取XQMAX//s，取泄露系数K=1.2；Qp=1.3*/s=/s=/min确定液压泵的驱动功率在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即（P-t）、（Q-t）图变化比较平缓，则

式中p=式中p=PQ（式3-3）七——液压泵的最大工作压力（Pa）;气一液压泵的流量（队3E门p——液压泵的总功率，参考表3-3选择;表3-3液压泵的总功率液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率〜〜〜〜根据表3-3，工作泵为柱塞泵。选取门p=0.8OKW32x1.56x10-3x106

01KW=62.4KW选择液压泵的规格根据上面所求的〃〃、Qp和P值，按系统中拟定的液压泵形式，从产品样本或手册中选择相应的液压泵。为了使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般比最大工作压力大。表3-4液压泵的选择液压系统已知条件工作压力（MPa）原动机系统采为柴油用节流项目<21>21机、汽油机；主机为调速回路或对速度无系统要求高效节能系统有多个执行元件行走机调节要构求液压泵齿轮柱塞泵齿轮定量泵变量泵多泵供的类型泵、双作用叶片泵泵、双作用泵或手动变量泵油根据上表，工作泵选取柱塞泵。查阅《新编实用液压设计手册》得:工作泵选用63MYCY14-1B型柱塞泵。其参数如下：排量63ml/r转速1500r/min容积率>92%重量60kg转向和制动泵的选择确定泵的最大工作压力pp>P1+zAP根据表3-1和表3-2，初选转向制动油路的工作压力为20MPa左右。pp=（）MPa确定液压泵的流量qp>3qmax）取ZQMA=/s，取泄露系数K=1.2；Qp=0.2*/s=/s=15L/min确定液压泵的驱动功率P二PpQp门

根据表3-3’转向和制动泵为双作用叶片泵。选取门广°.6。20x0.25x10-3x1060.6KW0.6选择液压泵的规格根据上面所求的pp、Qp和P值以及表3-4’查阅《新编实用液压技术手册》得：转向和制动泵选用PFE-31016型双作用叶片泵。其参数如下：额定压力21MPa输出流量16L/min驱动功率10KW转速范围800〜2800r/min油口尺寸］Lin4出口尺寸二in4缸筒是液压缸的主体零件，它与端盖、缸底、油口等零件构成密封的容腔，用以容纳压力油，同时它还是活塞的运动轨道。设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部件的尺寸，保证液压缸有足够的输出力、运动速度和有效行程。同时还必须具有一定的强度，能足以承受液压力、负载力和干扰等冲击力。另外，缸筒的内表面应具有合适的配合精度、表面粗糙度和几何精度，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。动臂缸的计算计算液压缸的内径和活塞缸的直径均与设备的类型有关。例如机床类，对

于动力较大的机床（拉床、刨床和组合机床等）一定要满足牵引力的要求，计算时以力为主；对于轻载高速的机床（磨床、珩磨床和研磨床等）一定要满足速度的要求，计算时以速度为主°ZL50装载机的液压系统所需的液压缸都与牵引力有关，故计算时均以力为主。动臂缸的有效工作面积A=（式3-4）^cmP式中A——液压缸的有效工作面积；门cm门cm〜0.95之间;p——液压缸的工作压力;由ZL50装载机的技术参数最大牵引力为160KN。根据估算取动臂油缸的推力F=170KN，门cm=0.9。, 170x103A- m20.9x32x106m2=59cm2动臂油缸内径的计算根据液压缸的载荷力和系统工作压力计算。D=3.57x10-2\、P （式3-5）式中D——液压缸内径（m）；F——液压缸的推力（KN）；P——选定的系统工作压力（MPa）；D=3.57x10-2；1^m\；32D=0.820x1.2m840125（280）1050（140）3201263160（360）1680（180）40020（90）200（450）25100（220）50032（110）250表3-5液压缸的缸筒内径尺寸系列(mm)注：括号数值为非优先选用者。根据表3-5对D取整：D=100mm。动臂缸壁厚的计算t=客（式3-6）2[。]式中'——缸筒壁厚（m）3] 许用应力（MPa）；[b]=。b，a^为材料抗拉强度n为安全系数，一般n=5；P——缸筒试验压力（MPa）；由于缸体材料一般为45钢，查《工程材料成形与应用》得：45钢的材料抗拉强度%=600MPa。b(式3-7)[b]=—b

n(式3-7)600"T600"TMPa=120MPat=32-I00mm2x120取安全系数k=1.2；t=13.3t=13.3x1.2mm=16mm动臂缸活塞杆的计算1）活塞杆直径的计算表3-6按工作压力选取d/D工作压力/MPa工作压力/MPa<d/D〜7.0>表3-7按速比要求确定d/Dv/v2d/D注： V1——无杆腔进油时活塞运动速度；V2——有杆腔进油时活塞运动速度。采取差动连接时，七/v2=（D2-d2）/d2。如果要求往返速度相同时，应取d=0.71D。d=0.71D（式3-8）二0.71*100mm=71mm表3-8液压缸的活塞杆外径尺寸系列 （mm）418451102805205012532062256140360825631601028701801232802001436902201640100250根据表3-8对d取整：d=70mm2）活塞杆强度计算4x170x103 mm120兀（式3-9）=42mmd=70mm>42mm故d=70mm可行。⑤动臂缸导向套计算1）最小导向长度H的确定当活塞杆全部伸出时，从活塞支撑点到导向套滑动面中点的距离为最小导向长度。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性。一般液压缸，最小导向长度应满足下式要求:L DH2 +-\o"CurrentDocument"20 2（式3-10）式中乙一一最大工作行程;缸筒内径;由⑥动臂缸缸体长度得确定可得：L二；1002=110mm取H=110mm。2）导向套滑动面的长度确定在缸体内径大于80mm时取A=（0.6〜1.0）d（式3-11）二0.8*70mm=56mm3）活塞宽度的确定B=（0.6〜1.0）D（式3-12）二0.8*100mm=80mm⑥动臂缸缸体长度的确定一般液压缸缸体长度不应大于缸体内径的20~30倍，液压缸内部长度应等于活塞的形成与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。在满足液压系统缸体长度的要求下：取考虑到ZL50装载机的外形结构，在满足液压系统缸体长度的要求下：取动臂缸缸体长度L二。转斗缸的计算转斗缸的有效工作面积A=由ZL50装载机的技术参数额定载重量为5t。根据估算取转斗油缸的推力F=270KN，门顷二0.9。4 270x103A= m20.9x32x106=94cm2转斗油缸内径的计算=3.57=3.57=3.57=3.57x10x10D=0.1037x1.2m=124mm根据表3-5对D取整：D=125mm。转斗缸壁厚的计算

pD2R1转斗缸的材料也是45缸其材料的许用应力转斗缸的材料也是45缸其材料的许用应力”]=120MPa;3232x125 mm2x120取安全系数取安全系数k=1.2；t—t—16.6x1.2mm=20mm转斗缸活塞杆的计算1转斗缸活塞杆的计算1）活塞杆直径的计算根据表3-8对d根据表3-8对d取整:d—0.71D二0.71*125mmd=90mm；22）活塞杆强度计算4x4x270x103 mm120d=90mm>故d=90mm可行。d=90mm>故d=90mm可行。转斗缸导向套计算1）最小导向长度H的确定DD~2由⑥转斗缸缸体长度的确定可得:由⑥转斗缸缸体长度的确定可得:20三）mm20三）mm取H=105mm。2）导向套滑动面的长度确定在缸体内径大于80mm时取A=(0.6〜1.0)d二0.8*90mm=72mm3）活塞宽度的确定B=(0.6〜1.0)D=0.8*125mm=100mm转斗缸缸体长度确定考虑到ZL5考虑到ZL50装载机的外形结构，在满足液压系统缸体长度的要求下：取转斗缸缸体长度L二。转向缸的计算转向缸的有效工作面积由ZL50装载机的技术参数额定载重量为5t。根据估算取转向油缸的推力F=70KN，门顷二0.9。70X1070X103A0.9x20 m2X106=40cm2转向油缸内径的计算3.57x3.57x10=3.57x10取安全系数k=1.2；D=0.0668x1.2m=80mm根据表3-5对D取整：D=80mm。转向缸壁厚的计算t=PD2［。］转向的材料也是45缸，其材料的许用应力”］=120MPa;20x80

t= mm2x120取安全系数k=1.2；t=6.7x1.2mm=8mm转向缸活塞杆的计算1） 活塞杆直径的计算d=0.71D二0.71*80mm根据表3-8对d取整：d=56mm；2） 活塞杆强度计算d2 =J4X70X103mmV兀［b］ \ 120兀=27mm故d=56mm可行。转向缸导向套计算1）最小导向长度H的确定由⑥转斗缸缸体长度的确定可得：L二>(1000-~~2080、

+ )mm>(1000-~~202=90mm取H=90mm。2）导向套滑动面的长度确定在缸体内径大于80mm时取A=（0.6-1.0）d=0.8*56mm=45mm3）活塞宽度的确定B=（0.6-1.0）D=0.8*80mm=64mm转向缸缸体长度的确定考虑到ZL50装载机的外形结构，在满足液压系统缸体长度得要求下：取转向缸缸体长度L二。根据液压系统原理图（见图纸）提供的情况，审查图中各个液压控制阀在各种工况下达到的最高工作压力和最大流量，并依次选择液压控制阀的额定压力和额定流量。一般情况下，液压阀的实际压力应与公称压力值接近，但对于压力阀和溢流阀，允许的最大流量可超过公称流量的10%;对于换向阀允许通过的流量还要受阀的功率特性限制。有的电液换向阀有时会出现高压下换向停留时间稍长不能复位的现象，因此，用于可靠性要求较高的系统时，其压力以降额使用为宜，或选用液压强制对中的电液换向阀。压力控制阀的公称压力应大于液压阀的实际工作压力。选择液压阀主要根据阀得工作压力和通过阀的流量。所选规格如下表：表3-10ZL50装载机液压阀明细表序号名称选用规格数量1三位四通换向阀4WMM10E22三位六通电液换向阀ZS2-L25E-W-O23二位二通阀3WMM6B14溢流阀RF-G/T02-3-*45溢流阀DBD25K/31536单向阀S25A337单向阀S10A248节流阀MG10G1蓄能器又称蓄压器，储能器。它是一种将液体的压力能转换为势能储存起来，并在系统需要时再把势能转换成液压力的容器。蓄能器在液压传动系统中主要的功用是储存动力元件的部分能量、吸收液压传动过程中压力脉动和压力冲击，起到调节能量、均衡压力、减小设备容积、降低功率消耗及减少系统发热等作用。蓄能器的选择蓄能器容积的计算

1_V0=七3疽0):(式3-13)式中1-(P1/p2)n式中Vo——所需蓄能器的容积（”3）；Po——充气压力Pa，按0.9P1>Po>0.25P2充气;Vx——蓄能器的工作容积（m3）；P——系统的最低压力（Pa）；1P——系统得最高压力（Pa）；2n 指数：等温时取n=1；绝热时取n=1.4；=20L,P1=20MPa,P2=32MPa；取=20L,P1=20MPa,P2=32MPa；X当充气压力Po=16MPa时:L0.20(20/16)n m3L1-(20/322)nm3根据求得的V0的值，查阅《机械设计手册》得:选取NXQA-F63/*-H，其规格参数如下：容积63L重量167kg过滤器的选用过滤器是目前液压系统应用最广泛的油液净化方法。过滤器的基本作用是使系统的液体保持清洁，以延长液压及润滑件的寿命和保证系统工作稳定。液压系统故障的75%左右是由介质的污染造成的，因此过滤器对液压系统来说是不可缺少的重要辅件。理想的情况是过滤器全部滤除污染颗粒，但实际上因污物有各种来源，滤除全部污物是不可能的。因此根据系统不同的使用要求，对油液中的污染颗粒的尺寸和数量加以限制。查阅《机械设计手册》得：工作泵吸油过滤器的型号选用WU-250X0F，其技术规格如下：过滤精度180um压力损失W流量250L/min通径50mm联结方式：法兰联结转向和制动泵吸油滤清器的型号选用WU-40X180,其技术规格如下：过滤精度180um压力损失W流量40L/min通径20mm联结方式：螺纹联结工作泵、转向和制动泵的回油滤清器的型号均选用YLH100X40,其技术规格如下：过滤精度40um原始压力损失W公称流量250L/min通径32mm旁通阀开启压力N发信号器功率DC:24V/48W联结方式：螺纹联结油箱的选择油箱在液压系统中的主要功用是储存油液、散发热量、沉淀污物及分离水分等，此外，有时它还可以作为液压元件和阀块的安装台。油箱容量的经验公式：

V=aqV=aq（式3-14）式中qV——液压泵每分钟排除压力油得容积（m3）；经验系数，见表3-11；表3-11经验系数a系统类型行走机械低压系统中压系统锻压机械冶金机械a1~22~45~76~1210由表3-11取a=9主油箱：主油箱既有工作泵的回油又有转向和制动泵的回油。故qv=q工+q转（式3-15）V=9X（94.5+16）L=990L液压系统的先导控制油回油油箱，只与转向和制动泵有关。V=9x16L=144L表3-12油箱容量JB/T7938-1999 （L）4102540631001602503154005006308001000125016002000400050006300根据表3-12，主油箱的容积V=1000L；先导控制油回油油箱V=160L。管道尺寸的计算液压系统用油管来传递油管工作介质。管路是液压系统中液压元件之间传递工作介质的各种油管的总称。管接头用于油管与油管或油管与液压元件之间的连接。为保证液压系统工作可靠，油管及管接头应由足够的强度，良好的密封性，其压力损失要小，拆装要方便。①管道内径的计算（式3-16）

式中通过管道内径的流量式中通过管道内径的流量（m3/s）；V——管道允许流量（m/s），见表3-13；表3-13允许流量推荐值管道推荐流速（m/s）液压泵压油管道~1.5，一般常取1以下液压系统压油管道3~6，压力高，管道短，粘度小取大值液压系统回油管道工作泵输出流量是94.5L/min，转向和制动泵输出流量是16L/min；根据表3-13取液压泵吸油管道的流速为m/s，液压系统压油管道的流速为4m/s，液压系统回油管道的流速为2m/s。工作泵吸油管道内径:d_ "X94.5X10一3L一V60x0.85兀m工作泵工作液压管道内径:d_ "x94.5x10一3皿_V’60x4兀m工作泵液压回油管道内径:d_ ,4x94.5x10一3皿_\： 60x2兀m转向和制动泵吸油管道内径:4x16x10-3 m60x0.85兀转向和制动泵工作液压管道内径:4x4x16x10-3 m60x4兀转向和制动泵液压回油管道内径:4x16x10-360x2兀45681012(1416(182(222(283(3438*40(4250表3-14硬管内径系列(mm)注：1.括号内尺寸为非优先选用值;2.带*尺寸仅用于法兰式联结;根据表3-14，得：工作泵吸油管道内径d二;工作泵工作液压管道内径d=；

工作泵液压回油管道内径d二;转向和制动泵吸油管道内径d二;转向和制动泵工作液压管道内径d=；转向和制动泵液压回油管道内径d=;②管道壁厚6的计算Pd(式3-17)22］式中P——管道内的工作压力;管道内径;g］——管道材料的许用应力；对于钢管［。］一抗拉强度；S——安全系数：当P<7MPa时，S=8;当PW17.5MPa时，S=6;当？>17.5MPa时，S=4);工作泵的工作压力为31.5MPa,转向和制动泵的工作压力为21MPa;管道材一般选用无缝钢管15钢和20钢。本系统选取20钢钢管作为系统所需的管道材料。查《工程材料成形与应用》得：20钢的材料抗拉强度^b=490MPaoMPa工作泵吸油管道壁:5_ /31.5x0.050_ —2x122.5—m工作泵工作液压管道壁厚:31.5x0.025 m2x122 .5工作泵液压回油管道壁厚：5_ 131.5x0.032_顼—2x122.5—m转向和制动泵吸油管道壁厚:21x0.020 m2x122 .5转向和制动泵工作液压管道壁厚：5_^21x0.010_\‘2x122.5m转向和制动泵液压回油管道壁厚：c,'21x0.016o_； m\2x122.5管路内径及壁厚见表3-15；表3-15主要管路内径及壁厚管路名称流过流量/(L/s)允许流量/(L/s)管路内径/m实际取值壁厚/m工作泵吸油管道

工作泵工作液压管道4工作泵排油道2转向和制动泵吸油管道转向和制动泵工作液压管道4转向和制排油管2液压仪表查阅《机械设计手册》，选取液压系统的压力表型号:YNTZ-150,其技术参数如下:公称直径：山150mm；精度等级：2.5；接口螺纹：M20X1.5；测量范围：0~0.1至60MPa；滑线电阻转换器技术参数：起始电阻：3~20Q；满度电阻：340~400Q；①②端外加电压：不大于6V；选择液压系统的压力开关的型号：B2T-C22SS，其技术参数如下：控压调整范围： 降Pmin=1.15MPa；降Pmax=21.73Mpa；升Pmin=1.37MPa；升P升P=22MPa；max4液压系统的验算液压系统的参数有许多是由估计或经验确定的，其设计质量须通过性能的验算来评判。在画出液压系统原理图（见图纸）后，就可对系统中某些技术性能进行验算，得到修改设计的依据。验算项目一般有：压力损失、发热升温和液压冲击等。本论文只涉及压力损失和发热升温的验算。4.1验算回路中的压力损失验算液压系统压力损失的目的是为了正确调整系统的工作压力，使执行元件输出的力或转矩满足设计要求，并根据压力损失的大小分析判断系统设计是否符合要求。本系统较为复杂，有多个液压执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的要算动臂缸动作回路，故主要验算由工作泵到动臂缸这段管路的损失。沿程压力损失沿程压力损失，主要是动臂缸举升时进油管的压力损失。此管路长2m，管内径,通过流量/min，选用20号机械系统损耗油，正常运转后油的运动粘度v=27mm2/s，油的密度P=918kg/m3。（式4-1）式中Q式中Q 通过管道的流量;d——管道内径;V= 94.5x10-3皿/s兀——x60x0.02524=/sRe=¥式中流体运动的粘性系数。当R式中流体运动的粘性系数。当Re>2300时为紊流，当R<2300时为层流;（式4-2）R_3.22x0.025e2.7x10-（式4-2）=2981>2300油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为:人_0.3164R-0.25 （式4-3）e1V2按式小「二人P（式4-4）计算沿程压力损失：A八0.3164x2x3.222x918AP_ MPa1 29810.25x2x106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AP2，以及通过控制阀的局部压力ap3。其中管路局部压力损失相对来说小的多，故主要计算通过控制阀的局部压力损失。根据液压系统原理图，从工作泵到动臂缸进油口，三位六通液控换向阀额定流量时160L/min，额定压力损失0.3MPa，单向阀0.7MPa.AP3_AP（-^j）2 （式4-5）qvn式中 qvN——阀的额定流量（m/s）；qV——通过阀的实际流量（m/s）；APn——阀的额定压力损失；AP_[0.3x（94"）2x2+0.7x2]MPa3 160由以上计算结果可求出举升时，工作泵到动臂缸的压力损失为:AP_AP]+AP+AP3 （式4-6）=（0.02+0+1.6）MPa初选系统的工作压力值为32MPa,而实际工作压力在30MPa以下，而工作泵的额定压力为31.5MPa,故工作泵的选择还是很适合的。

液压系统工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使液压系统的油温升高。油温升高后会产生很多不良的后果，如油液黏度下降，泄露增大，容积效率降低；油质变质，堵塞液压元件的小孔和缝隙，使液压系统不能正常工作等。因此，对液压系统的发热温升，必须进行验算，并加以控制。计算发热功率液压系统的功率损失全部转化为热量:PhrPhr=Pr-Pc（式4-7）液压系统的发热功率；式中P液压系统的发热功率；hrPr——液压系统的总输入功率;输出的有效功率;（式4-8）PLvS（式4-8）门pi式中T式中T工作周期（s）；、q、q讶、门pi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率;——第i台泵的工作时间（s）；ti由ZL50装载机的技术参数可知：举升6s，下降4s，卸载2s。工作泵为举升、下降、卸载提供工作压力油，转向和制动泵为举升、下降、卸载提供先导控制油，但是转向制动泵还参与装载机的转向，制动油路的供油。所以假设工作周期为「工作泵的工作时间为0.4T，转向制动泵为T。P=—（31.5x94^5x0.4T+21x虬xT）KWrT 60 60P=1("S,3,。人)(式4-9)i=1 i=1式中T“、°j、'——液压马达的外载转矩、转速、工作时间；Fwi、S,——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程；m、〃一一分别为液压缸、液压马达的数量；P=-(170X103X1.2+270X103X0.8+70x103x1.0)KWcT总的发热功率为：P=(25.45-5.4)KWhr计算散热功率液压系统的散热渠道主要是油箱表面，管路表面也可以散热，但是散失的热量相对油箱小的太多，可以忽略不计。按V=0.8abh(式4-10)求得油箱各边之积：a•b•h= —(1+0.16)m30.8m3取a二,b、h分别为1m。求的油箱的散热面积为：A=1.8h(a+b)+1.5ab=[1.8x1x(1.45+1)+1.5x1.45x1]m2=6.6m2油箱的散热功率为：Phc=KtA△t(式4-11)式中 kt——油箱的散热系数，查表4-1取值，k1=16W/(m2・°C)；AT——油温与环境温度之差，取△T=35°C；表4-1油箱散热系数K1冷却条件Kt/W/（m2・。C）通风条件差8~9通风条件良好15~17风扇冷却23循环水强制冷却110~170P=16X35X6.6Whc=3.69KW<Phr冷却器所需冷却面积计算冷却面积为：A=L△:" （式4-12）1m式中 K1——传热系数，用管式冷却器时，取K=116W/（m2・。C）；△t 平均温升，At二二+七-**‘2（式4-13）；m m2 2取液压油进入冷却器的温度 T1=60W，液压油流出冷却器的温度T2=50C，冷却水入口温度t1=25OC，冷却水出口温度12=30C。则:A,60+5025+30、八△广（—一『C所需冷却器的散热面积为：） （14.69-3.69）x103A= m2116x27.5m2考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢、水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大于30%，实际选用冷却器面积为：A=5.13x1.3m2m25叠加阀的设计叠加式液压阀简称叠加阀，它是近10多年来发展起来的集成式液压元件。采用这种阀组成液压系统时，不需要另外的连接块，它以自身的阀体作为连接体直接叠合而成的所需的液压传动系统。叠加阀的工作原理与一般的液压阀基本相同，但在具体结构和连接尺寸上则不相同，它自成体系，每个叠加阀既有一般原件的控制功能，又起到通导体的作用，每一种通径系列的叠加阀其主油路通道和螺栓孔的位置都与所选用的相应通径的换向阀相同。因此统一通径的叠加阀都能按要求叠加起来，组成各种不同控制功能的系统。叠加阀式集成的特点：叠加阀是在板式阀集成化的基础上发展起来的，它以阀体自身作为连接体，不需要另外的连接体。同一通径的叠加阀，其油口和螺栓孔的大小、位置及数量都相匹配的板式换向阀相同。只要将同一通径的叠加阀按一定顺序叠加起来，再加上电磁换向阀或电液换向阀，即可组成各种典型的液压系统。由叠加阀组成的液压系统的优点是标准化、通用化和集成化的程度较高，设计、加工和装配周期短；结构紧凑，体积小，重量轻，占地面积小；安装简洁，装配周期短。液压元件如有变化，改变工况，需要增减元件时，组装方便、迅速；叠加阀可以集中配置在液压站上，也可以分散安装在设备上，元件之间实现无管连接，消除了因有管、管接头等引起的泄露