挖掘机液压系统设计说明书

第一章绪论1.1选择该课题的意义随着近年来我国国民经济的快速发展以及实施西部大开发战略的机遇，工程机械在各种工程建设领域中所起的作用越来越明显，液压挖掘机作为主流的工程机械产品，以其应用广泛、使用灵活、工作效率高而愈来愈被人们所重视。液压挖掘机是目前土方开挖的最主要施工机械，在交通、建筑、能源、矿山、水利、港口等工程领域发挥重要作用，一台1m3液压挖掘机挖掘I〜W级土壤时，每班生产率大约相当于300-400工人一天的劳动生产率［1］。由于液压挖掘机具有多品种，多功能。最近几年的统计表明，液压挖掘机是整个工程机械行业中产销量最大、增长率最高的产品之一。到2006年国内挖掘机生产企业包括合资和外资企业销量总和接近5万台，同时我国进口挖掘机数量也极为庞大，据统计，2006年1〜11月，仅广州口岸就累计进口挖掘机17,000台（近几年挖掘机销量统计见表1.1）年份1999200020012002200320042005200620072008销量（台）611481111239719710339823361433862496256879176898表1.1挖掘机年销售统计虽然目前中国已经成为世界上最大的挖掘机市场和产地之一，但是同时我国挖掘机行业整体水平相对落后，制造工艺水平较低，技术条件差，没有形成关键国产元件的配套体系，目前国内挖掘机行业，从产品技术水平、可靠性、寿命、制造质量与国外挖掘机有较大差距，配套件的质量和可靠性差、使用寿命短，液压元件极少、没有关键元件，系统不能配套。特别是液压元件，还远远没有达到国产配套水平。液压挖掘机技术的发展是和液压技术的发展相辅相成的，其一是液压系统是液压挖掘机的技术基础和重要的关键组成部分，其二是挖掘机技术的发展要求又液压技术的进步和提高。液压挖掘机是结构复杂、功能强大、用途广泛的工程机械，它的典型工作过程基本是模仿人类动作，其铲斗、斗杆、动臂和回转动作，极象人的手腕、小臂、大臂和扭腰动作。如此复杂的机械手式的动作的实现是和液压传动的技术密切相关的，现代挖掘机的液压系统非常复杂，除了基本传递功率的功能外，还负责很多的操纵控制。液压系统性能的优劣决定着挖掘工作性能的高低，目前液压传动与控制的许多先进技术都体现在挖掘机上。因此对其液压系统的设计既可以学习到更先进的液压技术巩固所学的知识，又符合时代的步伐。1.2挖掘机液压技术的发展挖掘机的发展史可追溯到19世纪三四十年代，但在随后的一百多年中，挖掘机并没有得到很大发展，从20世纪50年代开始生产第一台液压挖掘机，到60年代液压传动技术成为成熟的传动技术时，液压挖掘机进入了推广和蓬勃发展阶段，世界各国挖掘机制造厂纷纷采用各种高新技术和研究开发新的挖掘机品种，来提高自己在挖掘机市场的竞争力。可以说迄今为止挖掘机己经发展到了相当成熟的阶段［2］。世纪30年代它才较普遍地用于起重机、机床及工程机械。在第一次世界大战期间，液压传动技术得到长足发展。第二次世界大战结束后，液压技术迅速转向民用工业，液压技术不断应用于各种自动机及自动生产线。液压传动真正的发展也只是近三四十年的事。当前液压技术正向迅速、高压、大功率、高效、低噪声、经久耐用、高度集成化的方向发展。同时，新型液压元件和液压系统的计算机辅助设计(CAD)、计算机辅助测试(CAT)、计算机直接控制(CDC)、机电一体化技术、自动控制技术、可靠性技术、标准化、多样化液压传动是挖掘机的重要组成部分之一，目前常用的传动方式有机械传动、电力传动和流体传动。流体传动包括液体传动和气体传动，液体传动又分为液压传动和液力传动。所谓液压传动是指在密闭的回路中，利用液体的压力能来进行能量的转换、传递和分配的液体传动。在现代工业中液压传动技术几乎应用于所有机械设备的驱动、传动和控制，如操纵车辆转向和制动，控制和驱动飞机、机床、工程机械、食品机械和医疗机械等［3］［4］。自18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，液压传动技术已有二三百年的历史。直到20、高安全性和环境保护等方面也是当前液压传动及控制技术发展和研究的方向。此外，液压系统设计理论、系统性能分析及系统的仿真研究等也逐渐成为主流研究方向之一。1.3国内外挖掘机液压技术发展现状国外挖掘机生产历史较长，液压技术的不断成熟使挖掘机得到全面发展。近几年来，国外液压挖掘机产量急剧上升，结构逐步完善，在工程建设和施工行业中占有很重要的位置。液压挖掘机迅速发展的根本原因，在于机械本身的优越性(重量轻、挖掘能力大、生产率高)、通用性好、操纵轻便，也由于下述几个因素：随着挖掘机市场的扩大，适用于挖掘机的动力元件和液压元件及系统受到制造商的日益重视，整个配套体系已经成熟；整机制造商和元件供应商重视试验研究工作，研发重点除了保证机械技术性能以外，十分重视挖掘机的使用经济性和工作可靠性，研制过程中，进行各种性能试验和可靠性试验，包括构件强度试验、系统试验、操纵试验、耐久性试验等等，要通过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产；从各国液压挖掘机技术的发展来看，德国是世界上较早开发研制挖掘机的国家，19世纪50年代德马克和利渤海尔两家公司先后开发了全液压挖掘机；美国是继德国以后生产挖掘机数量大、品种多和技术水平处于领先地位的国家；日本挖掘机制造业是在二次大战后发展起来的，其主要特点是在引进、消化先进技术的基础上，通过大胆创新发展起来的，目前其对挖掘机技术的研究已经处于国际领先位置；韩国是液压挖掘机生产的后起之秀，20世纪70年代开始引进技术，由于产业政策支持，其技术发展以日本为目标发展很快，并且产品很快进入国际市场，现在已成为国际液压挖掘机的主要生产国之一。当前液压挖掘机的研制和改进主要着眼于：发动机功率的充分有效利用，通过各种途径使机械多做有效的功，其中包括动力装置与液压系统的最佳匹配，传动效率的提高，回转机构功率的回收，高效液压系统的研究等。铲斗挖掘力的充分发挥，挖掘力大小和有效作用范围是衡量各种液压挖掘机工作能力的重要指标。注重人机工程学的研究，将操控性能的提升和操作舒适性提升作为重要发展目标。重视安全和环保，随着各国法规的不断要求，噪音、排放、安全等指标也越来越重要。此外，加快换装置的多功能化如吊、夹、推、刮、松、挖、装、铣削、拆除、清除和压实等作业也成为方向发展方向。国内挖掘机行业整体发展水平较国外缓慢，在挖掘机液压技术方面的理论还比较薄弱。我国从20世纪60年代开始研制液压挖掘机，但到70年代末，大部分产品与发达国家相比性能仍较落后。在这种情况下，我国通过引进技术（主要是德国和日本挖掘机制造技术）［员，使我国挖掘机产品性能得到了一定的提高。但经过将近20年的发展，与国外相比在技术上仍然落后，产品质量也不稳定，影响了整机的可靠性。进入90年代以来，国内一些科研院所、大专院校纷纷与挖掘机厂家合作研究机电一体化挖掘机⑹⑺⑻，如天津工程机械研究所，同济大学浙江大学等分别与合肥矿山机器厂、长江挖掘机厂、广西玉林柴油机厂合作，取得了一些成果。但随着国外先进的挖掘机越来越多地进入国内市场，国产挖掘机与进口挖掘机的性能差别越来越明显。在这种情况下，国内一些挖掘机生产厂除了采取与国外合资的形式外，还积极引进国外先进的液压元件，使国内生产的一些挖掘机技术水平迅速得到提高，但在最新技术研究和应用上与国外相比还存在较大的差距。与国外挖掘机生产商相比较，国内生产厂家技术和研究开发实力还处于弱势地位，为了尽快适应国内挖掘机市场的发展形势，国内挖掘机液压的开发应重点。考虑以下几个方面：1、加快专用液压元件的设计开发，形成自己的配套体系。适应目前行业快速发展的需求。2、提高产品可靠性和寿命，提高整机平均无故障时间，延长维修周期。3、着眼于液压系统与发动机的动力匹配，提高能源利用率。4、着眼于整个系统的研究，5、考虑人机工程学问题，提高操纵舒适性，改善司机工作条件。各个厂家在这个过程中都有一个共同的原因，那就是整个仿制消化过程简单化，仅仅时拆样机，照抄零件，对引进和仿制的产品缺乏系统的领会，没有真正吃透本质。无论是整机、系统还是元件引进，都是急于求成的做出仿制品后就轻易满足，缺乏进一步的技术消化吸收，没有能够转化成自己的技术，不能真正组建自己的引进技术平台，然后继续开发和发展。目前我国的挖掘机企业和其配套元件企业，基本都是低水平的重复生产，基本没有真正的核心技术。在仿制的基础上系统的开发是我们重点的内容，在选用通用元件，搭建成系统之后的后期测试、调试，整改及提出自己系统对元件的专用要求，甚至形成自己的专用元件是非常重要的环节，它甚至可以整整提高一个技术台阶。第二章液压挖掘机结构与工作原理2.1挖掘机的功能结构单斗液压挖掘机是一种自行式土方工程机械，斗容量从0.25〜6.0m3不等，按行走机构不同，有履带式轮胎式两类。履带式应用较多，其主机结构示意图图2.1所示。图中铲斗a斗杆b和动臂c统称为工作机构，分别由相应的液压缸f.g.驱动；回转机构d和行走机构e由各自的液压马达（图中未绘出）驱动，整个机构由柴油发动机提供。图2.1液压挖掘机的结构及运动示意a一铲斗；b—斗杆；c—动臂；d—回转机构；e—行走机构；f一铲斗液压缸；g一斗杆液压缸；h一动臂液压缸;i一连杆；j一摇杆；l一动臂升降；2一斗杆收放:3一铲斗装卸;4一转台回转:5一整机行走2.2挖掘机的工作装置与工作原理反铲工作装置是液压挖掘机的一种主要工作装置，如图2.1所示。液压反铲工作装置一般由动臂c.动臂液压缸h.斗杆液压缸g.斗杆b.铲斗液压缸f.铲斗a.连杆i.和摇杆j等组成。其构造特点是各机构之间全部采用铰链连接，并通过改变各液压缸行程来实现挖掘过程中的各种动作。动臂1得下铰点与回转回转平台铰接，并以动臂液压缸h来支撑动臂，通过改变动臂液压缸的行程即可改变动臂倾角，实现动臂的升降。斗杆4铰接于动臂的上端，可绕铰点转动，斗杆与动臂的相对转角由铲斗液压缸f控制，当斗杆液压缸伸缩时，斗杆即可绕动臂上铰点转动。铲斗a则铰接于斗杆b的末端，通过铲斗液压缸f伸缩来使铲斗绕铰点转动。为了增大铲斗转角，铲斗液压缸一般通过连杆机构（即连梢和摇杆j）与铲斗连接。液压挖掘机反铲工作装置主要应用于挖掘停机面以下的土壤，如挖掘沟壕.基坑等，其挖掘轨迹取决于个液压缸的运动及其组合。动臂液压缸主要应用于调整工作装置的挖掘位置，一般不单独直接挖掘土壤；斗杆挖掘可挖掘较大的行程，但挖掘力小一些。转斗挖掘的行程较短为使铲斗在转斗挖掘结束时装满铲斗，需要较大的挖掘力以保证能挖掘较大厚度的土壤，以此挖掘机的最大挖掘力一般是由铲斗液压缸实现的。由于挖掘力大且挖掘行程短，以此转斗挖掘可用于清除障碍或提高生产率。在实际工作中，熟练的液压挖掘机操作人员可根据实际情况，合理操作各个液压缸，往往是各个液压缸联合工作，实现最有效的挖掘作业。例如，挖掘基坑是由于挖掘深度较大，并要求有较陡而平整的基坑壁，则采用动臂和斗杆同时工作；当挖掘基坑底时，挖掘行程将结束，为加速装满铲斗，或挖掘过程中调整切削角时，则需铲斗液压缸和斗杆液压缸同时工作。第三章液压挖掘机工况及液压系统的分析3.1液压挖掘机的工况分析液压挖掘机的主要功能运动包括以下几个动作(如图2.1所示)：动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其它辅助动作。除了辅助动作(例如整机转向等)不需全功率驱动以外，其它都是液压挖掘机的主要动作，要考虑全功率驱动。挖掘机的典型作业流程：•整机移动至合适的工作位置•回转平台，使用工作装置处于挖掘位置•动臂下降，并调整斗杆、铲斗至合适位置•斗杆、铲斗挖掘作业•动臂升起•回转工作装置至卸载位置•操纵斗杆、铲斗卸载由于液压挖掘机的作业对象和工作条件变化较大，主机的工作有两项特殊要求：实现各种主要动作时，阻力与作业速度随时变化，因此，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化；为了充分利用发动机功率和缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作(例如挖掘与动臂、提升与回转)同时进行复合动作。液压挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合主要包括：挖掘：通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘，或者两者配合进行挖掘，因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。满斗举升回转：挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作。卸载：转到卸土点时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时是斗杆和铲斗的复合动作，间以动臂动作。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。整机移动工况:将整机移动至合适的工作位置。姿态调整与保持工况:满足停放、运输、检修等需要。其他辅助作业工况:辅助工作装置作业工况。3.1.1挖掘工况分析.典型挖掘工况•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级土一下土壤的挖掘)铲斗挖掘最常用［1］。•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。•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。当单独采用铲斗液压缸进行挖掘时，挖掘轨迹以铲斗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铲斗液压缸的行程。以铲斗液压缸进行挖掘时的挖掘行程较短，为了能够装满铲斗，较大厚度的土壤，所以一般挖掘机的斗尖最时实现。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。一般认为斗容量小于0.5m3或在土质松软时以转斗挖掘为主，反之则以斗杆挖掘为主。这两种情况的挖掘阻力不同。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［1.6］，见图3.3所示。这些动作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>卜）图3.2斗尖沿直线挖削a一水平地面的挖削；b一斜坡地面的挖削图3.3地面的切削和压整a-水平地面的切削和压整:b-斜坡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。（2）.铲斗挖掘工况的挖掘阻力铲斗挖掘时，土壤切削阻力随挖掘深度改变而有明显变化，切削阻力与切削深度基本上成正比，前半过程切削阻力较后半过程高，因前半过程的切削角不利，产生了较大的切削阻力，其切削阻力的切向分力可以用下列公式表达：

1cos中1—f_max_XcosOpmax_时1.351cos中1—f_max_XcosOpmax_时1.35XB.A.Z.X+Dpmau挖掘过程中铲斗总转角的一半；P-铲斗瞬时转角，P=Pr一乳，pr为铲斗斗杆转角，儒为挖掘起始位置的铲斗相对斗杆的初始转角；B-切削刃宽度影响系数，B=1+2.6b,其中b为铲斗平均宽度，单位为m;A-切削角变化影响系数，取A=1.3；Z-斗齿系数，带有斗齿时取Z=0.75，无斗齿时取Z=1；X-斗侧壁厚度影响系数，X=1+0.03s,其中s为侧壁厚度，单位为cm,初步设计时可取X=1.15；D-切削刃挤压土壤的力，根据斗容量大小在D=10000-17000范围内选取。当斗容量q<0.25m3时D应小于10000N.图3.4铲斗挖掘阻力分析图图3.5挖掘断面形状和载荷曲线a一挖掘阻力与设计载荷曲线b一铲斗挖掘典型断面.装土阻力(单为N)Wt=q.y.p.cosP式中：Y-土壤密实状态密度，单位为kg/m3P-土壤倾斜角(0)H-土壤与钢的摩擦系数铲斗挖掘装土阻力的切向分力与切削阻力的切向分力w1相比很小，可忽略不计。试验表明法向挖掘阻力W2的指向是可变的，数值也较小，一般W2=0〜0.2W1土质愈均匀，W2愈小。从随机统计的角度看，取法向分力W2为零来简化计算是允许的。国外有试验认为平均挖掘阻力为最大挖掘阻力的70%-80%，可作为参考。铲斗挖掘时，挖掘阻力设计载荷曲线如图3.5所示。.斗杆挖掘时的挖掘阻力斗杆挖掘时切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中可视为常数，见图3.6一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为p=500-800，在这转角行程中铲斗被装满。这时斗齿的挖掘行程为：

S=0.01745r6中g式中：r6-斗杆挖掘时的切削半径斗杆挖掘时的切削厚度hg可按下式计算hg—BSK。—0.01745r卯BK。S6gS式中：Ks-土壤松散系数二1.25斗杆挖掘阻力为W=KhB=Koqlg。g0.01745r6pgKs式中：K0-土壤的挖掘比阻力，由表查得。当取主要挖掘土壤的K0值时可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土质K0值时得最大挖掘阻力斗杆挖掘时，挖掘阻力设计载荷曲线W=WV)=K0由iigVg,in20.01745r6(3Vg)Ks0.01745r0.01745r6(：Vg]KsK0iimM…(1\0.01745r6〔四K图3.6斗杆挖掘阻力分析和设计载荷曲线图一般斗杆挖掘阻力比铲斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度较小。显然，研究挖掘阻力的目的是确定需要的斗齿挖掘力及其变化规律，以便在工作装置设计中给予保证。挖掘力太小挖掘能力自然降低，但挖掘力太大或者其变化规律与阻力的变化不适应，则功率利用率要降低。挖掘作业过程中有时即使遇到很大阻力时，可以适当减小切土厚度，使挖掘阻力减小。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。3.1.2满斗举升回转工况分析满斗举升回转的运动约占整个作业循环时间的50%〜70%，能量消耗占25%〜40%，回转液压回路的发热量占液压系统总发热量的30%〜40%，因此要求尽可能地缩短转台的回转时间。挖掘结束后，动臂油缸将动臂顶起，满斗举升，同时回转液压马达使转台转向卸载处，此时主要是动臂和回转马达的复合动作。动臂抬升和回转马达同时动作时，要求二者在速度上匹配，即回转到指定卸载位置时，动臂和铲斗自动提升到合适的卸载高度。由于卸载所需的回转角度不同，随液压挖掘机相对卸载的位置而变，因此动臂提升速度和回转马达的回转速度的相对关系应该是可调整的。卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂的提升速度慢些。回转起动时，由于惯性较大，油压会升得很高，有可能从溢流阀溢流，此时应该将溢流的油供给动臂。在回转和动臂提升的同时，斗杆要外放，有时还需要对铲斗进行调整。这时是回转马达、动臂、斗杆和铲斗进行复合动作。3.1.3卸载工况分析回转至卸载位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗油缸卸载。为了调整卸载位置，还需要动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合动作，间以动臂动作。3.1.4空斗返回工况分析当卸载结束后，转台反向回转，同时动臂油缸和斗杆油缸相互配合动作，把空斗放在新的挖掘点。此工况是回转马达、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降有重力作用，压力低、变量泵流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况为一个油泵的全部流量供回转马达，另一油泵的大部分油供给动臂，少部分油经节流阀供给斗杆。发动机在低转速时油泵供油量小，为防止动臂因力作用迅速下降和动臂油缸产生吸空现象，可采用动臂下降再生补油回路，利用重力将动臂油缸无杆腔的油供至有杆腔。特点与满载回转类似，但转动惯量比满足时减小。3.1.5整机移动工况分析挖掘机一般不作长距离行走，只在工地范围行走，作业时用来调整整机位置。基本要求:左右履带可独立操纵，可调速，具有直线行走功能，具有一定的行走速度（（2-5km/h）和爬坡能力（35度左右），具有制动能力。在行走的过程有可能要求对作业装置液压元件（如回转机构、动臂、斗杆和铲斗）进行调整。在双泵系统中，一个油泵为左行走马达供油、另一个油泵为右行走马达供油，此时如果某一液压元件动作，使某一油泵分流供油，就会造成一侧行走速度降低，影响直线行驶性，特别是当挖掘机进行装车运输或上下卡车行走时，行驶偏斜会造成事故。为了保证挖掘机的直线行驶性，在三泵供油系统中，左右行走马达分别由一个油泵单独供油，另一个油泵向其它液压作用元件（如动臂、斗杆、铲斗和回转）供油。对于双泵系统，目前采用以下供油方式:①一个油泵并联向左、右行走马达供油，另一个油泵向其他液压作用元件供油，其多余的油液通过单向阀向行走马达供油:②双泵合流并联向左、右行走马达和作业装置液压作用元件同时供油。3.1.6姿态调整与保持工况分析基本要求:工作装置及其他功能运动的制动与锁定，要满足接地比压要求，保证合适的停放与运输尺寸与姿态和特殊的检查姿态。图3.7挖掘机姿态调整保持工况图3.2挖掘机液压系统的特点和设计要求液压挖掘机具有多种机构，包括动臂机构、斗杆机构和铲斗连杆机构、行走机构、回转机构等，是一种具有多自由度的工程机械。这些机构经常起动、制动、换向，外负载变化很大，冲击和振动多，因此挖掘机对液压系统提出了很高的设计要求。3.2.1挖掘机液压系统的特点和基本组成挖掘机液压系统的特点如下：•具有多执行部件:至少包括动臂、斗杆、铲斗、转台、行走；•动力特性要求高:要求大功率输出、大输出力（矩）、高速、高变速指标；•载载变化大:外负载变化大、多冲击、频繁启制动和换向，功率需求变化剧烈•执行部件可独立动作:各部件动作顺序没有预定的规律；•需要良好的操纵特性:调速特性、独立操纵特性等；•特殊功能要求:锁定、制动、同步等。挖掘机主液压系统的基本组成如见图3.8（其中没有考虑液压附件及先导控制部分等）：图3.8主系统的基本组成图3.2.2挖掘机液压系统的设计要求根据液压挖掘机的工作特点，其液压系统的设计需要满足以下要求：动力性要求动力性要求是指在保证发动机不过载的前提下，尽量充分地利用发动机的功率，提高挖掘机的生产效率。尤其是当负载变化时，要求液压系统与发动机的良好匹配，尽量提高发动机的输出功率。例如，当外负载较小时，希望增大油泵的输出流量，提高执行元件的运动速度。双泵液压系统中就常常采用合流的方式来提高发动机的功率利用率。操纵性要求•调速性要求现代挖掘机对调速操纵控制性能的要求很高，如何按照驾驶员的操纵意图方便地实现调速操纵控制，对各个执行元件的调速操纵是否稳定可靠，成为挖掘机液压系统设计十分重要的一方面。挖掘机在工作过程中阻力变化较大，各种不同的作业工况要求功率变化大，因此要求对各个执行元件的调速性要好。•复合操纵性要求挖掘机在作业动作复杂多样，这些动作由各个执行元件的相互配合来实现复杂的复合动作，因此如何实现多执行元件的复合动作也是挖掘机液压系统操纵性要求的一方面。当多执行元件共同动作时，要求能够合理分配各个执行元件的流量，要求其相互间不干涉，实现理想的复合动作。尤其对行走机构来说，左、右行走马达的复合动作问题，即直线行驶性也是设计中需要考虑的重要一方面。如果挖掘机在行走过程中由于液压泵的油分流供应，导致一侧行走马达速度降低，形成挖掘机意外跑偏，很容易发生事故。节能性要求一般挖掘机工作时间长，能量消耗大，要求液压系统的效率高，就要降低各个执行元件和管路的能耗，因此在挖掘机液压系统中要充分考虑各种节能措施。当对各个执行元件进行调速控制时，系统所需流量大于油泵的输出流量，此时必然会导致一部分流量损失掉。系统要求此部分的能量损失尽量小:当挖掘机处于空载不工作的状态下，如何降低泵的输出流量，降低空载回油的压力，也是降低能耗的关键。安全性要求挖掘机的工作条件恶劣，载载变化和冲击振动大，对于其液压系统要求有良好的过载保护措施，防止油泵过载和因外负载冲击对各个液压作用元件的损伤。其它性能要求为降低挖掘机的制造成本，要实现零部件的标准化、组件化和通用化;液压挖掘机作业条件恶劣，各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性：由于挖掘机在城市建设施工中应用越来越多，因此要不断提高挖掘机的作业性能，降低振动和噪声，重视其作业中的环保性。另外，当多执行元件同时动作时，各个操纵阀都在大开度下工作，往往会出现系统总流量需求超过油泵的最大供油流量，这样高压执行元件就会因压力油优先供给低压执行元件而出现动作速度降低，甚至不动的现象。因此，如何协调多执行元件复合动作时的流量供应问题也是挖掘机液压系统设计中需要考虑的。

第四章液压系统的设计4.1液压系统的方案及参数确定4.1.1挖掘机液压系统参数的确定序号项目单位参数1铲斗容量M31.02系统最大工作压力MPa30.43最大牵引力KN1784最高仃走速度KM/h5.75最低仃走速度KM/h3.36回转速度r/min12.57铲斗挖掘力KN1358斗杆挖掘力KN1109作业循环周期S2010最大挖掘半径mm15330/1266511最大挖掘深度mm11356/883212最大挖掘高度mm13462/1167213最大卸载高度mm11171/938314停机面最大挖掘半径mm15210/1252015最小旋转半径mm4664/40294.1.2运动和动力分析（1）挖掘机各执行器作业程序及其动作特性见表4-1作业顺序动作特性顺序部件动作挖掘挖掘和铲斗回转铲斗提升到回转位置挖掘坚硬土壤以斗杆液压缸动作为主；挖掘松散土壤三个液压缸复合动作，以铲斗液压缸动作为主提升.回转铲斗提升转台回转到卸料位置铲斗液压缸推出，动臂抬起，满斗提升，回转马达使工作装置至卸料位置卸斗斗杆缩回铲斗旋转卸载铲斗液压缸缩回，斗杆液压缸动作，根据卸料高度，动臂液压缸配合动作复位转台回转斗杆伸出工作装置下降回转机构将工作装置转到工作挖掘面，动臂和斗杆液压缸配合动作将铲斗降至地面表4-1挖掘机作业程序及其动作特性（2）根据挖掘机的动作和工况特点，所设计的液压系统拟采取三种液压缸两种液压马达的执行器配置方案见表4-2

运行方式执行兀件左行走左液压马达右行走右液压马达直线行走左液压马达+右液压马达工作装置外摆内收动臂液压缸斗杆液压缸铲斗液压缸回转回转马达表4-2挖掘机执行器配置方案4.2液压缸结构尺寸计算4.2.1根据铲斗缸的最大外负载，可以设计计算铲斗缸的结构尺寸:（1）当推力驱动工作负载时：F=Wmax=彳D2-&-P0）+d2P0[〃D=D=：,4W\n^P-P0）\4X1350003.14x（30.4-1）x0.95-30.4-1求的D=78mm式中系统背压PO=1MPa系统最高压力P=30MP

a查表GB/T2348-1993得D=80mm（2）杆直径d为：活塞本系统为高压系统，因此取速比9=2所以d=雳二1D=^D=2x80=56.57mm

甲22查表GB/T2348-1993得d=56mm（3）最大工作行程为：当9取2时，行程S=12D即S=12x80=960mm查表GB/T2349-1980得S=1000mm（4）活塞有效计算长度L:L=1000+1000+317=2317mm（5）最小导向长度：qD100080HZ_+—=+—=540mm2222（6）导向套长度A=(0.6-1.0)d=(33.6-56)mm即导向套长度为55mm（7）活塞宽度B:B=(0.6~1.0)D=(48~80)mm即活塞宽度为75mm（8）缸筒壁厚5:材料的许用应力计算：卜］=臬=822=160MPa式中cb-缸体材料的抗拉强度，缸体材料为45钢ab=800MPan-安全系数一般取5mm£以_30.4x80mm2.3lc]-P一2.3x160-30.4查设计手册5取12mm（9）缸筒外径De:De=D+25=80+2x12=104mm因为液压缸的缸筒是无缝钢管，因此缸筒内部需要留出5mm加工余量，所以查设计手册，选取内径为85mm的无缝钢管4.2.2油缸强度计算（1）已知参数：缸径D=80mm杆径=56mm行程S=1000mm缸筒壁厚5=12mm有效计算长度L=2317mm油缸强度计算：a:活塞杆应力lc］校核：

8028025q=Pgx^^-=30.4x90-=62.04MPa活塞杆材质为45钢调质，查表得强度极限"『=800MPa,材料的许用应力为：卜］=性=迎=160MPa（n-为安全系数）n5由此可见，q<Q］满足要求b.缸体强度验算:由于缸筒壁厚与缸径之比D=80=顽<10，属于厚壁缸筒，可按材料力学的第二强度理论验算r)51=DxNQ]+0.4P)/da]-1.3P)1.5-1)2i=80x1(160+0.4x30.4)/(160-1.3x30.4)1.5-1)2，=8.79mm由此可见，51<5即强度满足要求4.2.3油缸稳定性验算:油缸在工作时承受的压应力最大，所以有必要校核活塞杆的压稳定性a.活塞杆断面最小惯性矩:T兀d43.14x564x10-12m6464IP===0.48x10-6m46464b.活塞杆断面回转半径:「％10.5=「8x0.48x10-6-_Kd2x10-6_3.14x562x10-6=14mmr=c.活塞杆柔性系数:『匹==165.5

r14式中R-为长度折算系数，对于两端铰接约束方式R一般取1式中R-为长度折算系数，对于两端铰接约束方式R一般取1兀2E0.5=「3.142x2.06x105-_QP_5500.5=60.8MPa气=

式中％_45钢材的比例极限工E-材料弹性模量e.由以上计算得知人＞4,即为大柔度压杆时，稳定力为:e.L兀2Er3.142X2.06x10iix0.7x10-3F==——GX23T7!——=2.6x105n式中日-为长度折算系数，对于两端铰接约束方式日一般取1f.油缸最大闭锁力Fmax冬=而x3」4x802.1.53x105NFmax26x10.1.281.53式中p「油缸最大闭锁压力g.稳定系数n=26x10.1.281.53由此可见，稳定性可以满足要求4.3液压泵.及其电机的选择4.3.1泵的压力计算在设计液压系统时，要求泵的压力高于系统压力，差值为10%-30%为宜因此:PB=P(1+30%)=30.4x(1+30%)=39.52MPa取泵的最高压力P=39MPaB4.3.2计算所需泵的流量设计每个液压缸的伸缩速度Vmax=6000mm/min，根据铲斗缸的计算初步确定其余液压缸的参数：动臂缸：缸内径D=90mm活塞杆径d=63mm行程s=1100mm斗杆缸：缸内径D=100mm活塞杆径d=70mm行程s=1250mm每个缸的流量计算：动臂缸：Qmax=2兀(R-rVmax=2x3.14(0.45-0.315)x60=38.91L/min斗杆缸：Qmax=2兀(R-rVmax=2x3.14(0.50-0.35)x60=48.04L/min铲斗缸：Qmax=2兀(R-r》max=2x3.14(0.40-0.28)x60=30.75L/min本系统选择的行走马达和回转马达选用斜轴式轴向柱塞马达型号为DMQ-500/40，流量为:25L/min艮即Qma§25x5=125L/min4.3.3系统总流量Qb=KRQ,laX=1-2(38.91+38-91+48.04+30.75+125)=337§32L/minki=1/式中：K-系统泄露系数，一般取。1.1-1.3，本式中取K=1.2根据上面的计算，系统中选用主泵为双联斜式轴向柱塞泵，所以每个泵的最大流量为168.966L/min根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的A8V107型斜轴式轴向变量双泵由机械设计取泵的总效率为门p=0.80，则所需电机功率为：0.8x60x103些=40x106x168.966x10-30.8x60x103选用电动机型号，查机械设计手册选规格近似的Y315M2-4型电动机4.4拟定液压系统原理图4.4.1挖掘机液压系统的基本回路分析基本回路是由一个或几个液压元件组成.能够完成特定的单一功能的典型回路，它是液压系统的组成单元。液压挖掘机液压系统中基本回路有限压回路.卸荷回路.缓冲回路.节流回路.行走回路.合流回路.再生回路.闭锁回路.操纵回路等。(1)限压回路限压回路用来限制压力，使其不超过某一调定值。限压的目的有两个：一是限制系统的最大压力，使系统和元件不因过载而损坏，通常用安全阀来实现，安全阀设置在主油泵出油口附近；二是根据工作需要，使系统中某部分压力保持定值或不超过某值，通常用溢流阀实现，溢流阀可使系统根据调定压力工作，多余的流量通过此阀流回油箱，因此阀是常开的。为维持正常的工作，动臂液压缸虽然处于“不工作状态〃,但必需具有足够的闭锁力来防止活塞杆的伸出和缩回，因此需在动臂缸的进油路上安装有限压阀，当闭锁压力大于限压阀调定值时，限压阀打开，使油液流回油箱。限压阀的调定压力与液压系统压力无关，且调定压力越高，闭锁压力越大，对挖掘机作业越有利，但过高的调定压力会影响液压兀件的强度和液压管路的安全。通常高压系统油缸端口保护阀的调定压力不超过系统设定压力的25%，中高压系统可以调至25%以上。!■T图2.4油缸端口保护回路（2）防冲击回路用于回转制动时高压溢流和低压回油，消除液压冲击，一般是溢流阀和单向阀共同作用。液压挖掘机满一斗回转时，由十上车转动惯量很大，在启动、制动和突然换向时会引起很大的液压冲击，尤其是回转过程中遇到障碍突然停车。液压冲击会使整个液压系统和兀件产生振动和噪音，甚至破坏。挖掘机回转机构的缓冲回路就是利用缓冲阀等使液压马达高压腔的油液超过一定压力时获得释放。图2.5为液压挖掘机中比较普遍采用的几种防冲击回路。图2.5（a）中回转马达两个油路上各装有动作灵敏的小型直动式缓冲（限压）阀2,3,正常情况下两阀关闭。当回转马达突然停止转动或反向转动时，高压油路II的压力油经缓冲阀3泄回油箱，低压油路工则由补油回路经单向阀4进行补油，从而消除了液压冲击。缓冲（限压）阀的调定压力取决十所需要的制动力矩，通常低十系统最高工作压力。该缓冲回路的特点是溢油和补油分别进行，保持了较低的液压油温度，工作可靠，但补油量较大。图2.5（b）是高、低压油路之间并联有缓冲阀，每一缓冲阀的高压油口与另一缓冲阀的低压油口相通。当回转机构制动、停止或反转时，高压腔的油经过缓冲阀直接进入低压腔，减小了液压冲击。这种缓冲回路的补油量很少，背压低，工作效率高。1一换向阀2、3—缓冲阀4、5、6、7—单向阀图2.5防冲击回路图2.5（c）是回转马达油路之间并联有成对的单向阀4、5和6、7回转马达制动或换向时高压腔的油经过单向阀5、缓冲（限压）阀2流回油箱，低压腔从油箱经单向阀6获得补油。上述各回转回路中的缓冲（限压）阀实际上起了制动作用，换向阀1中位时回转马达两腔油路截断，只要油路压力低十限压阀的调定压力，回转马达即被制动，其最大制动力矩由限压阀的设定值决定。当回转操纵阀回中位产生液压制动作用时，挖掘机上部回转体的惯性动能将转换成液压位能，接着位能又转换为上部回转体的动能，使上部回转体产生反弹运动来回振动，使回转齿圈和油马达小齿轮之间产生冲击、振动和噪声，同时铲一斗来回晃动，致使铲一斗中的土洒落，因此挖掘机的回转油路中一般

装设防摇摆阀。节流回路节流调速和节流限速回路用十限制回路流量，防止工作机构动作过快，例如动臂因自重下降太快等，多采用节流阀形式。节流调速是利用节流阀的可变通流截面改变流量｝fu实现调速的目的，通常用十定量系统中控制进入执行兀件的流量。这种调速方式结构简单，能够获得稳定的低速，缺点是功率损失大，效率低，温升大，系统易发热，作业速度受负载变化的影响较大。根据节流阀的安装位置，节流调速有进油节流调速和回油节流调速两种。1—齿骊2一溢流阀3一书流阀今4一换向阀5一抽缸

图2.6节流回路图2.6(a)为进油节流调速，节流阀3安装在高压油路上，液压泵1与节流阀串联，节流阀之前装有溢流阀2,压力油经节流阀和换向阀4进入液压缸_5的大腔使活塞右移。负载增大时液压缸大腔压力增大，节流阀前后的压力差减小，因此通过节流阀的流量减少，活塞移动速度降低，一部分油液通过液流阀流回油箱。反之，随着负载减小，通过节流阀进入液压缸的流量增大，加快了活塞移动速度，液流量相应地减少。这种节流方式由十节流后进入执行兀件的油温较高，增大渗漏的可能性，加以回油无阻尼，速度平稳性较差，发热量大，效率较低。图2.6(b)为回油节流调速，节流阀安装在低压回路上，限制回油流量。回油节流后的油液虽然发热，但进入油箱，不会影响执行元件的密封效果，而且回油有阻尼，速度比较稳定。液压挖掘机的工作装置为了作业安全，常在液压缸的回油回路上安装单向节流阀，形成节流限速回路。如图2.6（c）所示，为了防止动臂因自重降落速度太快而发生危险，其液压缸大腔的油路上安装由单向阀和节流阀组成的单向节流阀。此外，一斗杆液压缸、铲一斗液压缸在相应油路上也装有单向节流阀。（4）平衡阀回路行走限速回路用十防止超速溜坡和马达超速吸空的发生，主要由单向阀、安全阀等组成。履带式液压挖掘机下坡行驶时因自重加速，可能导致超速溜坡事故，且行走马达易发生吸空现象甚至损坏。因此应对行走马达限速和补油，使行走马达转速控制在允许范围内。1一换向阀2、3一压力阀4、5、6、7一单向阀8、9一安全阀10—马达图2.7行走平衡阀回路行走平衡阀回路是利用平衡阀控制通道大小，以限制行走马达速度。比较简单的限速方法是使回油通过限速节流阀，挖掘机一旦行走超速，进油供应不及，压力降低，控制油压力也随之降低，限速节流阀的通道减小，回油节流，从而防止了挖掘机超速溜坡事故的发生。履带式液压挖掘机行走马达常用的限速补油回路如图2.7所示，它由压力阀2、3,单向阀4、5、6、7和安全阀8、9等组成。正常工作时换向阀1处于右位，压力油经单向阀4进入行走马达10，同时沿控制油路推动压力阀2，使其处十接通位置，行走马达的回油经压力阀2流回油箱。当行走马达超速运转时，进油供应不足，控制油路压力降低，压力阀2在弹簧的弹力作用下右移，回油通道关小或关闭，行走马达减速或制动，这样便保证了挖掘机下坡运行时的安全。这种限速补油回路的回油管路上装有5—10bar的背压阀，行走马达超速运转时若主油路压力低十此值，回油路上的油液推开单向阀_5或7对行走马达进油腔补油，以消除吸空现象。当高压油路中压力超过安全阀8或9的调定压力时，压力油经安全阀返回油箱。（5）合流回路为了提高挖掘机生产效率、缩短作业循环时间，要求动臂提升、斗杆收放和铲斗转动有较快的作业速度，要求能双（多）泵合流供油，一般中小型挖掘机动臂液压缸和斗杆液压缸均能合流，大型挖掘机的铲斗液压缸也要求合流。目前采用的合流方式有阀外合流、阀内合流及采用合流阀供油几种合流方式。阀外合流的液压执行兀件由两个阀杆供油，操纵油路联动打开两阀杆，压力油通过阀外管道连接合流供给液压作用元件，阀外合流操纵阀数量多，阀外管道和i接头的数量也多，使用上不方便。阀内合流的油道在内部沟通，外面管路连接简单，但内部通道较复杂，阀杆直径的设计要综合平衡考虑各种分合流供油情况下通过的流量。合流阀合流是通过操纵合流阀实现油泵的合流，合流阀的结构简单，操纵也很方便。（6）锁定回路图2.8闭锁回路图2.9动臂再生回路动臂或一斗杆操纵阀在中位时，工作装置自重产生压力的油缸口需要锁定，由于滑阀的密封性不好会产生泄露，动臂在重力作用下会产生下沉，特别是挖掘机在进行起重作业时要求停留在一定的位置上保持不下降，因此设置了动臂支持阀组。如图2.8所示，二位二通阀在弹簧力的作用下处十关闭位置，此时动臂油缸下腔压力油通过阀芯内钻孔通向插装阀上端，将插装阀压紧在阀座上，阻止油缸下腔的油从B至A，起闭锁支撑作用。当操纵动臂下降时，在先导操纵油压P作用下二位二通阀处十相通位置，动臂油缸下腔压力油通过阀芯钻孔油道经二位二通阀回油，由十阀芯内钻孔油道节流孔的节流作用，使插装阀上下腔产生压差，在压差作用下克服弹簧力，将插装阀打开，压力油从B至A。（7）再生回路动臂或斗杆下降时，由于重力作用会使降落速度太快发生危险，同时工作装置自重产生压力在油缸一个腔产生压力，油缸上非压力腔可能产生吸空，有的挖掘机在动臂油缸大腔或一斗杆小腔回路上装有单向阀和节流阀组成的单向节流阀，使动臂下降速度受节流限制，但这将引起装置下｝年漫，影响作业效率。目前挖掘机采用再生回路，以动臂为例（如图2.9所示），动臂下降时，油泵的油经单向阀通过动臂操纵阀进入动臂油缸上腔，从动臂油缸下腔排出的油需经节流孔回油箱，提高了回油压力，使得液压油能通过补油单向阀供给动臂缸上腔。这样当发动机在低转速和泵的流量较低时，能防止动臂因重力作用下迅速

下降使动臂缸上腔产生吸空。4.4.2组成液压系统原理图在主回路初步选定的基础上，在增加一些辅助回路即可组成一个完整的液压系统，如下图所示ffq第五章其它液压元件选择ffq5.1压力表的选择由液压系统的压力来选择压力表，查设计手册得YN100-III-0-16MPa压力表YN100-III-0-25MPa压力表5.2测压软管和测压排气接头根据系统的压力来选择测压软管和测压排气接头，查机械设计手册得：HF测压软管的有关参数：公称通径3.0mm,最大动态压力40MPa,软管通径2.9mm,最大静压力64MPa耐酸性溶剂HFH2-P2-3-P-1000测压软管公称通径3.0最大压力40MPaPF3测压排气接头5.3液位液温计.空气滤清器和直回式回油过滤器选择依据液压系统的压力和流量，系统的发热量选择，有机械设计手册得：直回式回油过滤器RFA-250*20FY液位液温计WSSX-411-40~800C液位液温计YW2-200TA空气滤清器QUQZ-20*1.05.4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：AV=ZAlK-aqVqpA-液压缸有效作用面积l-液压缸的行程K-油液损失系数，一般取K=1.2qvp-液压泵流量AV=15.32Lt-动作时间由以上公式得考虑安全系数和其他方面取20L查机械设计手册得：NXQI-L40/1.5蓄能器2195.5油箱容量的确定初步确定油箱的有效容积，根据经验公式来确定油箱的容量:V=aqv式中qv-液压泵每分钟排出压力油的容积a-经验系数已知所选泵的总流量为337.932L/min,这样液压泵每分钟排出的压力油体积为207L由油箱经验系数表：系统类型行走机械低压系统中压系统锻压冶金a1-22-45-76-1210得：a=6故v=aqv=6x0.337932==2.03m35.6其它也控制阀选择根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本选择元件型号规格见下表：序号代号名称及规格材料数量1Q11F-16P-25不锈钢截止阀成品22DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L溢流阀成品13S20P1.0S型单向阀成品34S10P1.0S型单向阀成品35XJF-32/10蓄能器截止阀成品16DRV16-1-10/2单向节流阀成品19S6A1.0/2S型单向阀成品210ZDR6DP2-30/7.5YM叠加式减压阀成品111Z1S6P-1-30/叠加式单向阀成品1124WE10J3X/CG24NZ5L电磁换向阀成品413ZDR10DP2-30/7.5YM叠加式减压阀成品114Z2FS16-30/S2节流阀成品2

序号代号名称及规格材料数量15Z2FS16-30/S2节流阀成品216DR20-5-5X/10YM先导式减压阀成品217DR20-5-5X/10Y先导式减压阀成品118SRCT-03-27单向节流阀成品1194WE10E3X/CG24NZ5L电磁换向阀成品320DB20-2-5X/315溢流阀成品221S20P1.0单向阀成品1第六章液压系统性能验算6.1液压系统压力损失本系统较为复杂，有多个液压缸执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的要算快速运动回路，故主要验算由泵到液压缸这段管路的损失6.11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。此管路长为5m管内径0.034m运动时通过的流量为3.38L/s正常运转后的粘度为V=27mm2/s油的密度为p=91.8kg/m3油在管路的实际流速:qv3.38x10-3U===2.93m/s竺lx0.034244R*=是3X°.034=3702>2300er2.7X10-50.3164人=0.3164人=Re根据公式：1AAp=K—..p求得沿程压力损失为:d2a0.3164x5x2.932Ap=0.023MPa37020.5x0.034x2x1066.1.2局部压力损失局部压力损失包括通过管路中拆管和管接头等处的管路局部压力损失，以及通过控制阀的局部压力损失，其中管路局部压力损失相对来说小的多，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.电磁阀换向阀.单项调速阀.溢流阀。单向阀的额定流量为50L/min,额定压力损失0.3MPa,电磁换向阀的额定流量为150L/min,额定压力损失为0.2MPa,单向调速阀的额定流量为160L/min,额定压力损失为0.3MPa.溢流阀的额定流量为120L/min,额定压力损失为0.2MPa,通过各阀的局部压力损失之和为：0.3(13.5+73.4Y<50)+0.2(13.5+73.4Y<)(13.5+73.4¥+0.3I160)+0.2(173.4)2<=0.65MPa从泵的出油口到油缸进油口也要经过单向阀.电磁换向阀.单向调速阀.溢流阀。单向阀的额定流量为50L/min,额定压力损失0.3MPa;电磁换向阀的额定流量150L/min,额定压力损失为0.2MPa；单向调速阀的额定流量为160L/min,额定压力损失0.3MPa;溢流阀的额定流量为120L/min,额定压力损失为0.2MPa.通过各阀的损失之和为：、13.5+73.4^2(13.5+73.4)2(13.5+73.4)2(13.5+73.4^2八―”An=0.3+0.2+0.3+0.2=0.76MPa3〔50)〔150)〔160)〔120)以上计算结果大小泵是同时工作的，所经过的管道都是一样的，所以大小泵到油缸之间的压力损失为:Ap=Ap[+Ap3=0.023+0.0760=0.783MPa6.2液压系统的发热温升计算6.2.1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:液压泵的功率损失一1t"T'P/iP凯ti=1式中T"工作循环周期(s)Z-投入工作液压泵的台数Pri-液压泵的输入功率(w)门pi-各台液压泵的总效率ti-第一台工作时间(s)液压执行元件的功率损失式中M-液压执元件的数量Pri-液压执行元件的输入功率（w）门pj-液压执行元件的输入效率T「第j个执行元件工作时间（s）（3）溢流阀的功率损失Ph3=pqv式中P"溢流阀的调整压力（MPa）qvy-经过溢流阀或管道的功率损失p,4=w式中Ap-通过阀或管路的压力损失（MPa）qv-通过阀或管路的流量（m3/s）qv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办=Phi+Ph2+Ph3+Ph4Pi通常用下式计算液压系统的发热功率：Phr=Pr-Pc式中Pr-是液压系统的总输入功率Pc-是输出的有效功率对于本系统来说，Pr就是整个工作循环中的双泵的平均输入功率Pr=T'件=9°*

ti=1Pi式中:Pr-是液压系统的总输入功率Pc-是输出的有效功率Pi.qvi.-第i台泵的实际输出压力流量功率t「第i台泵的工作时间（s）1E_Pc=一£Fw.s.=103.3S"i=1式中T"工作周期（s）Znm-分别为液压泵.液压缸.马达数量T"工作周期（s）FwiSi-液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N.m）总的发热功率照公式得：phr=pr_pc=103.3-3=103kw6.2.2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，但如果系统的外接管路较长，而且要考虑管道的散热功率时，也应考虑管路的表面散热phc=（k1A1+k2A2Xt=1.932+0.5=2.432kw式中K「油箱的散热系数%-管路的散热系数AR-分别为油箱和管路的散热面积AT-油温与环境温度之差油箱散热系数K1见表6-1冷却条件K1通用条件很差8-9通用条件良好15-17用风扇冷却23循环水强制冷却110-170则计算出的phr力phc油温会不断升高，这时最大温差，根据公式:AT=—生一求的，当环境温度为T,则油温T=T-AT2当油箱的散面F1A1+K2A2002积不能在加大，或加大一些无济于事时，需要安装冷却器。6.2.3根据散热要求计算油箱容量在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求，当系统的发热量求出以后，可依据散热的要求来确定油箱的容量。油箱的散热面积可根据公式A=f上-ka2）/K求得一般油面的高度为1322J1油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不接触的表面算半散热面，油箱的有效容积和散热面积分别为：V=1.8abh=0.4m3式中a=0.5b=1h=1A「1.8h(a+b)+1.5ab=1.8x1x(0.5+1)+1.5x0.5x1=3.45m2由式：Ph=16x3.45x35=1.932KW<Ph=10.3kw可见，油箱的散热满足不了系统散热要求，管路散热是极小的，如按要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且有要空间尺寸的限制，则应当缩小油箱尺寸，则需要设冷却器。6.2.4冷却器所需冷却面积的计算A=PhEkAtm式中K-冷却器的散热系数，用管式冷却器时，取K=116W(W/m20c)At-平均温升At=^1^2-^^mm22T1T2-液压油入口的出口油温t1t2-冷却水或风的入口或出口温度取：油进入冷却器的温度Tt