轮式装载机液压系统设计

开题报告

摘要

装载机主要用来装卸散状物料，也能进行轻度的铲掘工作，并且具有良好的机动性能，是工程机械中保有量较大的品种之一。

装载机液压系统设计是装载机设计的一个重要环节，它对装载机的使用性能和装载机在市场上的竞争力有着很大的影响。装载机性能的优劣和作业效率的发挥，离不开液压系统的设计，而且在很大程度上取决于液压系统的工作效率。

装载机的工作装置和转向机构都采取液压传动，本文通过对工作装置及转向机构工作要求和载荷分析对液压系统进行设计。主要包括对执行元件，控制元件辅助元件的选择、设计。

本文的设计，能够使读者对液压系统设计进一步加深了解，同时从中可以体会到一些设计理念，为以后从事此类工作得到一些帮助。

关键词：装载机液压传动液压系统设计

ABSTRACT

The loader is mainly used for loading and unloading bulk materials, but also for light excavation work, and has good maneuverability, is the construction machinery to maintain a larger variety of one.

The hydraulic system design of the loader is an important part of the loader design. It has a decisive influence on the performance of the loader and the competitiveness of the loader in the market. The performance of the loader and the operational efficiency of the play, can not be separated from the hydraulic system design, and to a large extent depends on the hydraulic system efficiency.

The working device of the loader and the steering mechanism are taken hydraulic drive, this paper through the work device and steering mechanism requirements and load analysis of the hydraulic system design. Mainly include the implementation of components, control components of the selection of components, design.

The design of this paper can make the reader to further deepen the understanding of the hydraulic system design, at the same time from which you can experience some of the design concept for the future to engage in such work to get some help.

Key words: loader hydraulic transmission hydraulic pressure system

摘要 ................................................................................................................................... 1

ABSTRACT .......................................................................................................................... 6

目录 ................................................................................................................................... 7

前言 ....................................................................................................................................... 1

第1章装载机液压系统总体介绍 ................................................................................... 2

1.1 液压系统的工作原理 .......................................................................................... 2

1.2 液压系统的组成部分 .......................................................................................... 2

1.3 液压传动的优缺点 .............................................................................................. 2

1.3.1 液压传动的优点 ....................................................................................... 2

1.3.2 液压传动的缺点 ....................................................................................... 3

1.4 国内外的发展状况 .............................................................................................. 3

1.4.1 应用现状 ................................................................................................... 3

1.4.2 发展动向 ................................................................................................... 4

1.5 本章小结 .............................................................................................................. 5

第2章装载机液压系统设计 ........................................................................................... 6

2.1 装载机液压系统的设计要求 .............................................................................. 6

2.1.1 概述 ........................................................................................................... 6

2.1.2 轮式装载机液压系统基本要求 ............................................................... 6

2.2 轮式装载机液压系统设计已知参数 .................................................................. 6

2.3 制订液压系统方案 .............................................................................................. 7

2.3.1 油路循环方式的分析与选择 ................................................................... 7

2.3.2 确定液压执行元件的形式 ....................................................................... 7

2.3.3 各机构液压回路的确定 ........................................................................... 7

2.3.4 绘制液压系统原理图 ............................................................................. 10

2.4 确定液压系统的主要参数 ................................................................................ 11

2.4.1 液压缸载荷组成 ..................................................................................... 12

2.4.2 初选系统工作压力 ................................................................................. 13

2.4.3 计算液压缸的主要结构尺寸 ................................................................. 13

2.4.4 计算液压缸所需流量 ............................................................................. 15

2.4.5 计算液压执行元件的实际工作压力 . .................................................... 16

2.5 液压元件 ............................................................................................................ 16

2.5.1 液压泵的选择 ......................................................................................... 16

2.5.2 液压阀的选择 ......................................................................................... 17

2.5.3 辅元件的选择 ......................................................................................... 17

2.6 液压系统的性能验算 ........................................................................................ 19

2.6.1 液压系统压力损失 ................................................................................. 19

2.6.2 液压系统的发热温升计算 ..................................................................... 20

2.6.3 计算液压系统的散热功率 ..................................................................... 21

2.6.4 根据散热要求计算油箱容量 ................................................................. 22

2.7 液压系统冲击压力 ............................................................................................ 22

2.7.1 压力冲击的原因 ..................................................................................... 23

2.7.2 消除或减少压力冲击的措施 ................................................................. 23

2.8 本章小结 ............................................................................................................ 23

第3章动臂液压缸的设计 ............................................................................................. 24

3.1 液压缸的结构参数计算 .................................................................................... 24

3.1.1 缸筒壁厚计算 ......................................................................................... 24

3.1.2 缸筒外径 ................................................................................................. 25

3.1.3 缸底厚度的计算 ..................................................................................... 25

3.2 液压缸的连接计算 ............................................................................................ 25

3.2.1 缸盖连接计算 ......................................................................................... 25

3.2.2 销轴与耳环连接计算 ............................................................................. 26

3.3 活塞杆活塞杆强度及稳定性验算 .................................................................... 27

3.3.1 活塞杆强度验算 ..................................................................................... 27

3.3.2 活塞杆稳定性验算 ................................................................................. 27

3.4 本章小结 ............................................................................................................ 28

参考文献 ............................................................................................................................. 29

致谢语 ................................................................................................................................. 30

前言

装载机是一种常用的铲土运输机械，广泛应用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山及国防工程中。其对加快工程建设速度，减轻劳动强度，提高工程质量，降低工程成本等都发挥着重要的作用。因此，近年来，装载机在国内外均得到了迅猛的发展，已成为工程机械的主导产品之一。

装载机是一种常用的铲土运输机械，广泛应用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山及国防工程中。其对加快工程建设速度，减轻劳动强度，提高工程质量，降低工程成本等都发挥着重要的作用。因此，近年来，装载机在国内外均得到了迅猛的发展，已成为工程机械的主导产品之一。如国外工程机械产品在集成电路、微处理器、微型计算机及电子监控技术等方面都有广泛的应用，一些节能新技术得到了推广，可靠性、安全性、舒适性、环保性能得到了高度重视，并向大型化和微型化方向发展。借鉴国外工程机械产品的发展趋势，我国工程机械产品的发展走势应是：大力发展机电一体化产品，实现装载机工作状态的自动监测和控制，实现平地机的激光导平自动控制，实现在有毒、有危险环境下工程机械作业的遥控，大力提高产品的质量、可靠性和技术水平，大力发展工程机械品种，加强新技术的应用，改善驾驶员的工作条件。装载机：应开发性能优良的装载机，如斗容量大、发动机功率大、掘起力大、倾翻负荷大、牵引力大、废气排放少的装载机，应开发机电一体化技术、电子计算机技术、监测技术水平高的装载机，应开发作业可靠性好、安全性高、舒适性好的产品，应开发可装载、可抓物、可侧卸、可起重的经济性好的一机多用型产品。有前途的产品是：轮式装载机、大型装载机、中小型多用途轮式装载机、微小型装载机、机电一体化轮式装载机。

小型多功能装载机可迅速有效的克服人力无法完成的工作。其灵活的工作空间、便捷的运输方式，更可取代中国市政部门现有的不太适合市政施工的大型机械，如装载机、履带式挖掘机等。另外，机场、港口、码头、矿山、军用设施、石油与煤气管道铺设等行业领域的建设和维护也是挖掘装载机用武之地。它可以实现了集装载、推土、刮平、装夹多种作业形式于一体，可以做到一机多用，经济实用，拥有很好的市场开发前景。

第1章装载机液压系统总体介绍

1.1 液压系统的工作原理

液压系统是由各种液压元件（包括液压泵、液压阀、执行元件及辅助元件等）按一定需要合理组合而成。他的工作原理是：液压泵由电动机带动旋转后，从油箱中吸油。油液经滤油器进入液压泵，当它从泵中输出进入压力管后，通过开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸一腔，推动活塞和上作台运动。这时，液压缸一腔的油经换向阀和回油管排回油箱。由此可知:

1）液压传动是液体作为传递能量的介质;

2）液压传动液压能量传递动力，是使用液压传动液体动能不一样的;

3）液压介质在控制介质中受控，调节状态为上述，因此液压传动和液压控制往往难以完全分离。

1.2 液压系统的组成部分

液压传动主要山以下四部分组成：

1）能源设备：将机械能转化为油压能量装置，最常见的形式是压力泵向液压系统提供压力油;

2）设备的实施：油的液压能量可以转化为机械能装置，可以是液压缸的直线运动，可用于旋转运动液压马达;

3）调节装置的控制：系统的油压，流量或方向来控制或调整装置，如安全阀，节流阀，阀门，开阀。这些组件的不同组合形成了液压系统的不同功能;

4）辅助装置：除上述三个部分以外的装置，如油箱，油过滤器，油管等，它们在确保系统正常方面起着重要作用。

1.3 液压传动的优缺点

1.3.1 液压传动的优点

液压系统具有如下优点：

1）在相同的体积下，液压装置可以产生比电气装置更大的功率，因为液压系统中的压力可以大于电枢磁场中的磁力的30至40倍。在相同功率的情况下，液压装置尺寸小，重量轻，结构紧凑。液压马达的尺寸和重量只有等效功率马达的12％左右。

2）液压装置相对稳定。液压装置由于重量轻，惯性小，响应快，易于实现快速启动，制动和频繁换向。在往复式旋转运动中，液压装置的换向频率可高达每分钟500次，每分钟达到1000次。

3）液压装置可实现无级调速范围广（速度范围高达1：2000），也可在液压装置中进行速度控制。

4）液压传动容易实现自动化，因为它是液压，流量和流向的控制或调节，操作非常方便。结合液压控制和电气控制或气动控制，可以实现复杂的顺序和远程控制。

5）液压装置容易实现过载保护。液压元件可自动润滑，使用寿命更长。

6）由于液压元件已经标准化，系列化和多功能化，液压系统的设计，制造和使用更加方便。液压元件的布置也具有很大的流动性。

7）采用液压传动实现自动运动，比机械传动简单。

1.3.2 液压传动的缺点

液压系统具有如下缺点：

1）液压传动不能保证严格的传动比，这是液压油压缩性和泄漏等因素造成的。 2）液压传动过程中往往会有更多的能量损失（摩擦损失，泄漏损失等），管路长也会泄露。

3）液压传动对油温变化较为敏感，其稳定性非常易受温度影响，因此不宜处于过高

或过低的温度下。

4）为了减少泄漏，制造要求中的液压元件更高，因此更昂贵，对油污染更为敏感。 5）液压传动需要单独的能源。 6）液压传动故障不容易找出原因。

一般来说，液压传动的优势突出，其缺点将随着科技的发展而逐渐克服。

1.4 国内外的发展状况

1.4.1 应用现状

液压传动和气动传动，统称为流体传动，连同机械传动和电气传动构成了现代工业中使用的三大传动方式。

液压传动是机械传动的新技术。从300多年前开始，帕斯卡尔提出了静压传动原理，

18世纪末英国制造的液压机开始计数，液压传动已经有了二三百年的历史。但是液压驱动受到普遍关注，适用于国民经济各个环节，只有50多年左右的时间。第二次世界大战后，随着现代科技和制造工艺的飞速发展，各种液压元件的性能日益完善，液压传动开始得到广泛应用。特别是高精度，快速响应伺服阀，液压技术的应用正在迅速发展。在20世纪70年代末到80年代后期，山地电子计算机的飞速发展，推动了液压技术进入数控液压伺服技术时期。一般认为电子技术与液压技术的结合是液压系统自动控制的发展方向。液压传动山具有传动平稳，结构简单，功率大，无级调速，定位精度高等优点。因此，不仅广泛应用于机床工程机械，农业机械，汽车，冶金，航空航天等领域。行业部门也在轻工机械中也得到广泛应用。同时，随着原子能的飞速发展，空间技术，电子技术等方面的液压技术不断向更深层次，更广泛的发展领域发展。

近20年液压技术的发展极快，新元，配件不断出现。如继电器电液比例阀，暗盒式阀门，近年来正在开发中，试图拥有电液比例控制液压泵，数字阀等。应用领域也在不断扩大，如太阳跟踪系统，高层建筑地震系统采用液压技术。之前，中国的液压元件系列已经比较完整，正在接近ISO 标准。许多工厂制造或引进了大量液压传动设备和生产线，实现了自动半自动控制的生产过程。

1.4.2 发展动向

随着生产的不断发展，液压元件的结构和性能要求越来越高，看国内外液压元件的发展趋势，一般有以下两个方面：

1）小型化，轻便，集成

随着液压机械自动化程度的不断提高，组件数量急剧增加，因此部件小型化，系统集成已成为液压技术发展的主要方向之一。为了实现小而轻的口腔，液压系统的压力趋于高压，如国外工程机械到35MPa 前进：航空配件进入56〜63MPa 。当然，随着压力的增加，生命体系和组成部分的下降，重量也增加了这些矛盾的出现趋势，对材料科学研究人员提出了新的问题。

在国外，液压元件正在多功能或系统化的方向发展。例如：以方向控制方式为核心，加上其他功能的切断。四通阀，液压系统具有高度集成度，重量轻，小型化等特点。使用多功能阀（和组合阀）可以形成差动回路，安装尺寸与普通电磁阀相同。

2）结合电子技术

流量控制阀的重要研究课题是通过使用电子部件作为信息处理和传输系统信息来控制控制阀，输出流体的压力作为功率输出。在液压技术方面，现在一般对比例电磁阀和数字阀感兴趣，虽然都是开环控制，但与电液伺服阀相比，抗污染能力更强，易于制造，维护使用方便。

降低能源消耗是当前液压技术中最重要的问题之一。系统的能耗主要由能量储备法，

能量回收法，负荷压力，流量和功率匹配法以及微电脑控制液压系统控制。

随着液压技术的高压，高速，高流动方向，降低液压系统噪声是一个突出的问题，所以近10年来，全国各地对液压元件和系统噪声的降低进行了大量的研究。

为提高液压产品的可靠性，人们越来越重视可靠性技术的研究与应用。如组件的开发，提高组件污染补偿测试方法的快速使用寿命，系统故障诊断设备和系统可靠性预测技术研究。

1.5 本章小结

本章简要介绍了液压系统，综合介绍了液压系统的优缺点及其应用与发展现状。液压系统液压装置相对平稳。液压装置是液压系统常用的原因之一，因为它们重量轻，惯性小，响应快，容易快速起动，制动和频繁换向。

液压系统正在改进中，正在朝着体积小，重量轻，集成化的方向改进，势必对行业的未来有相当的推动力。

第2章装载机液压系统设计

2.1 装载机液压系统的设计要求

2.1.1 概述

装载机主要用于散装材料的处理和整平，也可用于轻度挖掘工作。高效率和良好的机动性是广泛应用的液压工程机械。

装载机的行走装置都采用液压机械传动，其液压操纵的换档变速箱得到广泛应用; 装载机的工作装置为动臂和铲斗，多数为装在机架上的四连杆机构；他和转向机构都采用液压传动。因此装载机的液压系统由工作装置、液压动力转向组成。工作装置系统又包括动臂升降液压缸回路和转斗液压缸回路，两者构成串并联回路。

2.1.2 轮式装载机液压系统基本要求

液压系统的设计应从实际出发，引进国外的先进技术，除主机应符合性能和作业要求外，还必须满足重量轻，体积小，成本低，效率高，结构简单，可靠，并且维护了一些被接受的设计原则。

要求液压系统能实现工作装置铲装、提升、保持和倾斜等动作。转斗机构采用铰接转向，要求液压系统实现铰接车架折腰转向车架。设计的目的是充分满足总体设计的要求，实现各种不同工作装置的动力传动或控制功能。设计的原则是利用先进的机电液控制和传动技术，选择国际知名品牌的液压传动元件优化组合，提供先进可靠的系统配置。

2.2 轮式装载机液压系统设计已知参数

1) 转斗油缸的行程为500mm ； 2) 卸载时间为3s ；

3) 动臂油缸的行程为925mm ； 4) 动臂升举时间8s ； 5) 动臂下降时间为6s ；

6) 液压缸的安装长度1455mm ； 7) 转向液压缸的速度0.134mm 。

2.3 制订液压系统方案

2.3.1 油路循环方式的分析与选择

油路的循环方式分为开式和闭式两种。开式回路散热较方便，但油箱占空间较大；抗污染性较差，采用压力油箱和虑油器改善；用平衡阀进行能耗限速，用制动法进行能耗制动，引起油液发热；对泵的自吸性要求较高。闭式回路较复杂，须用辅助泵换油冷却；抗污染性较好但油液过滤要求高；液压泵由电动机拖动时，限速及制动过程中拖动电机能向电网输电，回收部分能量，在生限速及在生制动；对主泵的自吸性无要求。

通过对比，本系统采用开式回路。

2.3.2 确定液压执行元件的形式

液压执行元件大体分为液压缸或液压马达。前者实现直线运动，后者完成回转运动。本机动作机构均为单纯的直线往复运动。各直线运动机构均为单活塞杆双作用液压缸直接驱动。

2.3.3 各机构液压回路的确定

1) 转斗动作回路确定

这种机体的作用主要是通过阀门的有机结合达到要求的动作要求，铲斗向前并放下。需要可靠的工作，易于操作，并且需要自动限制。定向阀向右，左，中间分别实现铲斗放开，向前和锁定。

应在铲斗油缸的小油室回路中设置双作用安全阀。在吊臂提升过程中，由于不协调的运动，砖和铲斗的连杆机构受到一定程度的干扰，也就是提升起重臂时提升液压缸的活塞杆被拉出，吊杆下降当活塞杆被迫回到顶部时。此时阀门在中间，油屏障无处可见。为了防止液压缸过载或真空，双作用液压缸可以起到促油作用。当产生真空时，油可以通过止回阀从气缸中吸出。

其原理图如下图7-1。

图2-1转斗动作回路

2) 动臂动作液压回路确定

本机构要求通过换向阀的控制，实现动臂油缸的提升、中立、下降、浮动四个工作位置。

换向阀处于中位时，动臂液压缸处于浮动状态，以便在坚硬的地面上铲取物料或进行铲推作业。此时动臂随地面状态自由浮动，提高作业效能。吊臂需要更快的提升速度和良好的低速微调性能。液压缸通过双泵进油，流量可达320L / min。上升和下降状态可以控制阀门开度的大小来实现油门速度。

图2-2动臂动作液压回路

3) 转向液压回路的确定

装载机的运行周期短，动作应灵活，这一特点决定了转向机构的要求敏感。装载机需要稳定的转向速度，这是进入转向油缸所需的油流量恒定的，液压缸主要从液压泵转向泵，当发动机受其他负载转速影响时，会影响转速的稳定性，这需时要添加辅助泵，通过

图2-3转向机构液压系统

流量控制阀添加流量泵来减少流量，保证流量保持在油流稳定。

4) 变速箱液压系统回路的确定

如图7-4一般动力换档变速箱都采用液压操纵，而且变速操纵油路和变矩器补偿冷却油路是连在一起的。采用变矩器、动力换档变速箱的工程机械，变速箱换档的离合器、制动器的操纵油泵和行驶转向操纵油泵有发动机驱动。发动机熄火，这些油泵也都不运转，因此无压力油，变速箱处于空档位置，无法进入各档，也不能操纵转向。另外，一般变矩器反向传动性能差，即输出轴将力矩反传到输入轴的能力也很差。

变速箱挂不上档，变矩器又不能反向传力，如果一旦机械由于启动系统故障或其他原因发动机不能启动时，就很难用其他机器拖动它。

发动机熄火时，油压转向系是不起作用的，也不能利用发动机制动。因此一旦发动机熄火就不能拖走，这对设备维修工作带来很多不便。

解决上一问题的方法一般是在变矩器泵轮和涡轮制建设超越离合器（自由轮）或闭锁离合器, 以解决变矩器不能反向传力的问题。

外加变速箱操纵油泵和转向操纵油泵各一个，

与行走部分（车轮）相连接，只要车轮转动，这两个油泵就转动，供给压力油操纵换档和转向。

图2-4变速箱系统简图

2.3.4 绘制液压系统原理图

液压系统设计中重要的一步是拟定液压系统图，拟定液压系统图包括两项内容：通过仔细分析选出合理的液压回路；把选出的液压回路组合成液压系统。

由于有多种方案，本方案是在归纳、整理，增加一些必要的元件和辅助油路后，并参考了国内外比较成熟的同类系统。根据以上分析，按以下几点要求:

1) 归纳相同或相近的液压元件，使系统结构简单，并且尽可能采用标准元件。 2) 保证系统上作循环中每个动作都安全可行、无相互干扰。特别要注意系统中压力

控制元件的调节压力之间的关系。

3) 尽可能提高系统的工作效率，防止系统过热。 4) 尽可能使系统设计经济合理，便于维修。为此，拟定了系统原理图如图2-5。

图2-5液压系统原理图

2.4 确定液压系统的主要参数

液压系统的主要参数是压力和流量，他们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外负载。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。

图2-6表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。

图2-6液压系统计算简图

2.4.1 液压缸载荷组成

作往复直线运动的液压缸上的总负载由工作负载、导轨摩擦负载、惯性负载、重力负载、密封阻力、背压阻力六部分组成。

1) 工作载荷F g

常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、及压力等，这些作用力的方向与与活塞运动方向相同为负，相反为正。

2) 导轨摩擦负载F f 对于水平导轨

F f =μ(G +F N (2-1) )

式中 G ——运动部件所受的重力，N ；

F N ——外载荷作用于导轨上的正压力，N ；

μ——摩擦系数, 对于铸铁导轨μ=0.1～0.2，滚动导轨, μ=0.005～0.01。 3) 惯性载荷F α

F α=

G v

(2-2) g t

式中 g ——重力加速度，m/s；g =9.81。 Δv——速度变化量，m/s ；

Δt——启动或制动时间，s 。一般Δt=0.1～0.5s ，对于轻载低速运动部件取小值，对于高速重载部件一般取大值。行走机械一般取Δv/Δt=0.5～1.5s 。

以上三种载荷之和称为液压缸的外负载F W

启动加速时： F W =F g +F f +F α (2-3) 稳态运动时： F W =F g +F f (2-4) 减速制动时： F W =F g +F f -F α (2-5) 工作载荷F g 并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则F g =0。

除外载荷F N 外，作用于活塞上的载荷F 还包括液压缸密封处的摩擦阻力F m ，由于各种液压缸的密封材质和密封形式不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为

F m =(1-ηm )F (2-6)

式中 ηm ——液压缸的机械效率, 一般取0.90～0.95。

F =W

ηm

(2-7)

由上式计算出动臂液压缸的总推力F 为10.2×104N ，铲斗液压缸的总推力为5.9×104N ，转向液压缸缸的推力为3.75×104N 。

2.4.2 初选系统工作压力

选择压力要根据载荷和设备类型。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，工作压力要执行元件的尺寸，对于某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗的经济性角度也不合适；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封性、精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定尺寸不太受限制的设备，压力可以选低一些，设备压力要选得高一些。具体参照表2-1和表2-2

表2-1 按载荷选择工作压力

载荷104 N 工作压力 MPa

0.5～1 1.5～2

1～2 2.5～3

2～3 3～4

3～5 4～5

>5 >5～7

表2-2 各种机械常用的系统工作压力

机械类型磨床组合机床 3～5

工作压力MPa 0.8～2

门刨床

2～

拉床 8～10

小型工程机械

10～18

大中型挖掘机

20～32

上表2-1和2-2初步确定工作装置液压系统工作压力为16MPa ；转向液压控制系统工作压力为13MPa 。

2.4.3 计算液压缸的主要结构尺寸

液压缸的钢筒内径、活塞杆直径及有效面积是主要结构参数。计算方法是：先由最大负载和选取的设计压力及估取的，液压缸的有关设计参数如图2-7

图2-7液压系统的主要设计参数

这里要确定的参数是液压缸的内径和活塞杆直径。

由图2-7可得

p 1A 1=F +p 2A 2 (2-8)

式中 p 1——进油腔压力，Pa ； A 1——进油腔有效面积，m 2；

F ——液压缸总负载，N 。F =F m /ηm ，ηm 为液压缸的机械效率，一般取ηm =0.90～0.95；

p 2——回油腔压力（背压），Pa ； A 2——回油腔有效面积，m 2；

背压p2的值可根据系统的特点及调速性能要求参考表2-3初选一个参考值，待系统回路确定后再作修正。

为了能够利用上式进行设计，必须先选定背压p2及活塞杆直径d 与液压内径D 的比值，记为

Φ=d D (2-9) 其比值可按工作压力选取参照表2-1。

表2-3执行元件参考背压

系统类型

中、低压系统

油路结构

简单的系统和一般轻载的节流调速

系统

回油路带调速阀的调速回路

回油路带背压阀采用带补油泵的闭式回路

背压/MPa 0.2～0.5 0.5～0.8 0.5～1.5 0.8～1.5 比中低压系统高50%～100% 初算时可忽略不及

中高压系统高压系统

同上如锻压机械等

表2-4按工作压力选取d/D

工作压力MPa

d/D

≤5.0 0.5～0.55

5.0～7.0 0.62～0.70

≥7.0 0.7

将公式(2-9)代入(2-8)可得液压缸的内径为

2-10)

单杆液压缸各个回路的背压值均选为0。 1) 确定转斗油缸的内径及活塞杆直径

由上式(2-10)可求得D 1=125mm, 按表2-4可选d/D

=0.7此时，d =87.5mm，圆整，d 取88mm 。

2) 确定动臂油缸的内径及活塞杆直径

由式(2-10)可求动臂油缸内径D 2=165mm，动臂油缸有速比要求取速比为λ=1.33,

d = （2-11）

(2-11) 式中 λ——速比。求出d =82mm。 3) 确定转向油缸的内径及活塞杆直径

由式(2-4) 求转向油缸内径为D 3=100mm, 要求伸出缩回速度相，取d =0.71D ，d =71mm。

2.4.4 计算液压缸所需流量

液压缸工作时所需的流量：

Q =Av 式中 A ——液压缸的有效作用面积，m 2； 1) 转斗油缸流量Q 1确定

转斗油缸缩回速度为v 1=0.1m/s，由式(2-11) 可得，Q 1=π(D 2-d 2) v /4=37.1L/min。 2) 动臂油缸流量Q 2确定

动臂油缸的伸出速度为v 2=0.116m/s,Q 2=πD 2v/4=148L/min。 3) 转向油缸流量Q 3确定

转向油缸的伸出速度为v 3=0.134m/s, Q 3=πD 2v /4=63L/min。

(2-12)

2.4.5 计算液压执行元件的实际工作压力

按照最后确的液压缸的结构尺寸计算出液压缸的实际工作压力，最终计算出工作装置液压系统液压缸的最大实际工作压力为14.2 MPa，转向系统液压缸的实际工作压力为11 MPa 。

2.5 液压元件

2.5.1 液压泵的选择

1) 确定液压泵的最大工作压力

液压泵的最大工作压力与执行机构的性质有关。通常有两种情况：一种是在执行机构末端发生的最大工作压力（例如压缸或压紧缸）。第二种是执行机构中的最大工作压力出现在运动状态（例如组合机）。对于第一种情况，液压泵的最大工作压力是执行机构所需的最大压力。对于第二种情况，液压缸的最大工作压力应为执行机构在进气管总压力损失中所需的最大压力之和，即

(2-13) p p ≥p 1+∑∆p

式中 p p ——液压缸的最大工作压力，Pa ； p 1——执行元件所需的最大压力，Pa ；

ΣΔp——从液压泵出口到液压缸或马达之间总的管路损失，Pa 。ΣΔp的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：管路简单流速不大的，取ΣΔp=（0.2～0.5）MPa ：管路复杂进口油调速阀的，取ΣΔp=（0.5～1.5）MPa 。

由上述计算可知，对于工作装置液压系统系统，液压缸的最高压力为14.2MPa ，ΔΣp 取0.8MPa 。对于转向液压系统，液压缸的最高压力为11 MPa，ΔΣp 取1MPa 。

工作装置液压泵的工作压力为15MPa 。转向系统液压泵的工作压力为12MPa 。 2) 确定液压泵的流量

多液压缸同是工作时，液压泵的输出流量Q p 应为

(2-14) Q P ≥K ∑Q max

式中 K ——系统泄漏系数，一般取K=1.1～1.3；

ΣQmax ——同时动作的液压缸的最大总流量。对于工作过程中节流调速的系统，还应加上溢流阀的最小溢流量，一般取0.5×10-4 m/s。

对于工作装置液压系统系统，液压缸的最大流量发生在最高点处的卸荷，由前面计算可得同时动作的液压缸的最大流量为148.2L/min。

K 取1.1时，Q Pmin =160L/min。

对于转向液压系统，转向油缸的流量63 L/min。 K 取1.2时，Q Pmin =76L/min。 3) 选择如液压泵的规格

根据以上求得的p p 和Q max 值，按系统拟定的液压泵形式，从手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%～60%。

工作装置液压系统选用CB-G2040/2050型双联齿轮泵。转向液压系统选用CB-G2050型齿轮泵。

2.5.2 液压阀的选择

控制元件的类型和安装方式，在拟定液压原理图时已经确定，这里要做的是根据阀所需要的最大工作压力和流量来选择标准阀类的规格。通常所选阀的额定压力必须大于最大工作压力，流量必须大于通过阀的实际最大流量，同时要注意以下几点：

1）溢流阀或卸荷阀的额定流量不得小于泵的最大流量。

2）流量控制阀的额定流量除需大于调速范围内的最大流量外，阀的最小稳定流量必须小于低速时要求的最小稳定流量，即

q V min v min A (2-15)

式中 q vmin ——阀的最小稳定流量，L/min；

v min ——执行元件的最低速度，m/s； A ——液压缸工作腔的有效面积，m 2。由此，选出液压阀型号如下(参照液压系统图) ：阀7，8——234D ※-B10 阀10——YF-L20C ；阀11——YF-L32H ；阀12——YF-L10 H；阀13——34S ※-L20H 。

2.5.3 辅元件的选择

1) 油管的选择计算

油管类型的选择:油管类型主要根据使用场合和系统的最大工作压力来选择。一

般选用原则是中高压系统；装配不便的中低压系统可用铜管，有相对运动部件间的连接采用橡胶软管。

内径计算：通过油管的流量和油管内允许的流速来确定油管内径。

d =

2-16)

式中 Q ——通过管道内的流量，L/min； v ——管内允许流速，m/s，见表2-5。

表2-5 允许流速推荐值

油液流经的管道液压泵吸油管道液压系统压油管道液压系统回油管道

经计算，有如下结果：

推荐流速 m/s 0.5～1.5, 一般取1m/s以下 3～6，压力高，管道短粘度小取大值

1.5～2.6

双联泵并联后管道允许流速取4.5m/s，经计算内径取0.027m 。转向油缸吸油口管道速度取1.0m/s，经计算内径取0.04m 。转向油缸排油口管道速度取4.5m/s, 经计算内径取0.019m 。工作装置液压系统压油管道速度取3m/s，经计算内径为0.034m 。工作装置液压系统回有管道速度取2.5m/s，经计算内径为0.058m 。 2) 油箱容量的计算

初始设计时，先按经验公式(2-17)确定油箱的容量，待系统确定后再按散热的要求进行校核。经验公式为：

2-17) V = (αQ V

式中 Q V ——液压泵每分钟排出压力油的容积，m 3； α——经验系数，见表2-6。

表2-6经验系数α

系统类型 α

行走机械 1～2

低压系统 2～4

中压系统 5～7

锻压机械 6～12

冶金机械 10

在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统的供油要求，还要保证执行元件全部排油时，油不能溢出油箱，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。

工作装置液压系统双联泵的流量为2×0.16 m 3=0.32 m 3经验系数α=1。此时算出油箱的有效容积为0.32 m3 。

2.6 液压系统的性能验算

液压系统的初始设计在某些估计参数下进行。当电路形成时，液压元件和连接管道完全确定，系统的设计根据实际情况进行分析。对于一般的液压驱动系统，主要是进一步精确计算各部分液压回路的压力损失，体积损失和系统效率，压力冲击和加热等。据分析发现，一些不合理的制度调整问题，或者采取其他必要措施。

2.6.1 液压系统压力损失

压力损失包括管路的沿程损失Δp1过路的局部压力损失Δp2和阀类元件的局部损失Δp3，总的压力损失为：

∆p =∆p 1+∆p 2+∆p 3

(2-18)

l v 2

∆p 1=λρ (2-19)

d 2

v 2

(2-20) ∆p 2=ξρ2

式中 l ——管道长度，m 。l =5m；

d ——管道内径，m ； v ——液流平均速度，m/s； ρ——液压油密度，kg/m3；

λ——沿程阻力系数； ξ——局部阻力系数。

选用20号机械油，正常运转后油的运动黏度ν=2.7×10-5m 2/s，油的密度ρ=928 kg/m3，计算得沿程压力损失Δp1=0.04MPa。

⎛Q ⎫⎪∆p 3=∆p n ⎝Q n ⎭

（2-21）

式中 Q n ——阀的额定流量，m 3/s；

Q ——通过阀的实际流量，m 3/s； Δpn ——阀的额定压力损失，Pa 。

局部压力损中，管路局部压力损失Δp2相对控制阀的局部压力损失要小得多，只计算通过阀的局部压力损失。

根据发的选择，经计算，通过各阀的局部压力损失之和Δp3=1.5MPa。

对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出Δp比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及及其他相关元件的规格尺寸参数。

系统的调整压力

p T ≥p 1+∆p (2-22)

式中 p T ——液压泵的工作压力或支路的调整压力，1.5MPa 。因为额定压力还有一定的压力裕度所以泵的选择是合适的。

2.6.2 液压系统的发热温升计算

计算的目的是要使系统在正常温度下达到热平衡。正常温度一般指30～65℃, 根据机器的不同，其上作温度也有所不同，机床30～50℃，最高70 0℃，上程、矿山机械50～80 ℃，最高85 ℃。

过热会产生下列危害: 1) 油变质，形成胶状沉淀；2) 使密封件变质；3) 效率降低，严重时会影响到系统的正常工作。

发热的原因一般为：

1）动力方面:电机本身的发热； 2）泵效率低:泵的功率损失造成；

3）执行元件:马达、油缸的漏油与机械损失造成的； 4) 沿程管道的压力损失，只占整个发热量的0.03～0.05； 5) 液压元件:阀本身压力损失，转化为热能； 6) 油箱散热面不足； 7) 冷却器热交换量不足； 8) 环境介质的温度较高； 9) 在液压系统中混入了空气。

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷数出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。

对于较复杂的系统，通常用下式计算液压系统的发热功率

P hr =P r -P c (2-23)

式中P r 是液压系统的总输入功率，P c 是输出的有效功率。

1z p i Qt i i

P r = ∑ (2-24)

T t i =1ηpi

n 1

P c =∑F Wi s i

2-25) T t (i =1

式中 T t ——工作周期，s ；

z 、n ——分别为液压泵、液压缸的数量；

p i 、Q i 、ηpi ——分别为第i 台泵的实际输出压力、流量、效率； t i ——第i 台泵的工作时间，t i =8s；

F Wi 、s i ——液压缸外载荷及此载荷时的行程，N 、s 。已知z =2，n =3, 计算出p hr =10.4kW。

2.6.3 计算液压系统的散热功率

液压系统的主要通过油箱表面散热，还有一小部分通过管路、液压缸等散发。一般仅计算油箱的散热。

P hc =KA ∆T (2-26)

式中 K ——油箱的散热系数，见表7-7； A ——油箱的散热面积，m 2； ΔT——油温与环境温度之差，℃。

假定全部热量由油箱散发，当系统达到热平衡时则有P hc =P hr , 油温不再升高，此时，最大温差:

P hr

∆T =

KA (2-27)

表2-7油箱散热系数

冷却条件通风条件很差通风条件良好用风扇冷却循环水强制冷却

KW/m2·℃ 8～9 15～17 23 110～170

环境温度为T ，则T =T 0+ΔT，若计算出的油温超过该系统得最高允许油温（工程机械正常温度50～80℃；最高允许油温70～90℃），在无法增加油箱散热面积时，就要装设冷却器。

2.6.4 根据散热要求计算油箱容量

式(2-27)是在初步确定油箱容积的情况下，验算散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出之后，可根据散热要求确定油箱容量。由式(2-27)可得油箱的散热面积为:

P A 1=hr

∆TK 1

油箱的主要设计参数如图(2-8)

(2-28)

图2-8油箱结构尺寸

一般油面的高度为油箱高度h 的0.8倍，与油直接接触的表面算全面散热，与油不直接接触的表面半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为

V =0.8abh (2-29)

2-30) A 1=1.8h (a (+b )+1.5ab

由前面初步求得油箱有效容积0.32 m3，按V =0.8abc 求得油箱各边之积：abc =0.32/0.8=0.4m3。

取a 为0.8m , 取b 为1m 取h 为0.5m 。

2.7 液压系统冲击压力

压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪音，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。

2.7.1 压力冲击的原因

1) 油流的动量引起：

m 2V g

(2-31)

式中 m ——单位流体质量，kg ；

g ——流体的重力加速度； v ——液体的流速m/s。

2) 共振引起:主要是油泵的压力脉动及其他外界振荡因素引起。共振的原因在于

振源的频率ω1与ω2相接近。解决办法可提高系统的固有频率，使其他干扰频率不一致。

3）惯性力产生的动能引起:由动能产生的压力p=F/A这个压力增加较大，往往需要考虑。

4）截面积增压效应。

5）体积弹性增压效应, 包括管道的油液体积。

2.7.2 消除或减少压力冲击的措施

1) 减少驱动能； 2) 吸收惯性能； 3) 用蓄能器或缓冲器。

2.8 本章小结

本章着重对轮式装载机的液压系统进行设计。根据装载机机构的形式，拟定个回路液压系统图。在通过对执行元件的分析，选出液压动力元件，并设计选择包括油箱、管道在内的辅助元件。最后验证整个系统的压力损失及发热温升计算。

第3章动臂液压缸的设计

3.1 液压缸的结构参数计算

3.1.1 缸筒壁厚计算

工程机械用标准液压缸外径系列见表3-1：

表3-1工程机械用液压缸外径系列

缸径mm (P≤16MPa)

40 50 63 80 90 100

液压缸外径 mm 50 60 76 95

108

121

缸径mm (P≤16MPa)

110 125 140 160 180 200

液压缸外径 mm 133 146 168 194 219 245

由上表可知，转斗液压缸的外径为146mm ；转向液压缸外径121mm 。

壁厚分别为:转斗液压缸δ1=(146-125)/2=10.5；；转向液压缸δ3=(121-100)/2=10.5。转斗液压缸、转向液压缸的尺寸结构已经标准化，故不用对其结构参数的计算亦不必校核。

动臂液压缸的外径不从表中查不到，根据经验，采取中壁厚。则缸筒的壁厚计算公式为

δ=

pD 2.3σ-p

(3-1)

式中 p ——液压缸的最大工作压力, MPa ； D ——缸筒内经，m ；

〔σ〕——缸筒材料的许用应力，N 。

液压缸筒的材料通常用20、35、45号无缝钢管，因20号的机械性能较低，且不能调

质，一般情况下，均采用45号钢。

代入求得壁厚为δ=17.5mm。

3.1.2 缸筒外径

确定出壁厚后，由下式计算缸筒外径

D e =D +2δ (3-2)

所以缸筒外径为200mm 。

由上式将已知参数代入，算得油口直径为42mm 。

3.1.3 缸底厚度的计算

所设计的液压缸底为平行缸底且采用焊接，故有下面公式

3-3) δp =D

式中 δp ——缸底的厚度，m ； D c ——液压缸内径，m ； p ——试验压力，MPa 。

φ——焊缝系数，当公称直径小于1200mm 时，φ=1；〔σ〕——缸底材料的许用应力。

其中，当工作压力p ≤16MPa时，试验压力取1.5p ，由此试验压力为22.5MPa , 缸底材料取45号钢，温度小于100℃时，许用应力为159MPa ，焊接系数K=0.35。

求得缸底厚度为44mm 。

3.2 液压缸的连接计算

3.2.1 缸盖连接计算

缸盖采用卡环连接，卡环的剪切应力和强度条件为

τ=≤[τ] 4 l

式中 p ——液压缸的最大工作压力，MPa ；

(3-4)

D ——缸筒内径，m ； l ——卡环厚度，l =16mm。

〔τ〕——卡环材料的许用剪应力当采用45号调质处理时，取〔τ〕=180MPa。经计算得，τ=38.7小于许用剪应力。卡环的挤压应力条件为

2 pD = ≤[σcm ]4h 1D +h 1 (3-5)

σcm

式中 h 1——卡环宽度之半，h 1=18mm；

〔σcm 〕——卡环许用挤压应力. 对于45号钢，〔σcm 〕=120MPa。

3.2.2 销轴与耳环连接计算

1) 轴销的连接计算

轴销通常是双面受剪，为此其直径

d = (3-6)

式中 d ——销轴直径，m ；

F ——液压缸输出的最大推力，N ；

〔τ〕——销轴的许用剪应力，对于45号钢，〔τ〕＝70MPa 。 F ＝14.2×106×3.14×(0.165/2)2=305kN。代入可计算出d =54 mm，实取d =60mm。耳环的连接计算

2) 耳环宽度为：

耳环的其他尺寸按照表10-2选取

表3-2耳环尺寸表

6.3

1.2d

由上表选出耳环宽度EW 为72mm 。

无衬套 d

MS 带衬套 1.2d

带球铰 1.4d

.2d

L 1

3.3 活塞杆活塞杆强度及稳定性验算

3.3.1 活塞杆强度验算

液压缸处于稳定工作状态时，即活塞杆受到的轴向负载力小于稳定临界力时，由于初始挠度的存在，活塞杆将同时受到压缩和弯曲。通常对于短形成的活塞杆，可不考虑弯曲，按单纯压缩进行强度验算。对于长细比l /d >10的液压缸，活塞杆的强度需同时考虑压缩和弯曲。[12]

对于本液压缸l /d >10且x

∆1+∆2)l 1l 2Gl 1l 2(δ0=+cos α (3-7) 2al 2Fl

式中 Δ1——活塞杆与导向套的配合间隙，mm ；

Δ2——活塞杆与干桶内壁的配合间隙，mm ； l 1——活塞杆头部销轴孔至导向中心A 的距离，mm ； l 2——活塞杆尾部销轴孔至导向中心点的距离，mm ； l ——活塞杆全部外伸时液压缸两端销轴之间的距离，mm ；

a ——活塞杆全部外伸时，导向套滑动面前端到活塞滑动面末端的距离，mm ； F ——液压缸的最大推力，N ；

G ——液压缸的自重，中心位置假定在导向中心点A 处，N ；

a ——液压缸轴线与水平面的夹角，当液压缸水平工作时，cos α=1，同时工作时cos α=0

活塞杆在偏心载荷作用下的合成应力及强度条件为

F F δ

σ=+0≤[σ] (3-8)

A W

式中 A ——活塞杆横截面积，mm 2；

W ——活塞杆横截面模数。

将已知参数代入式(3-7)和(3-8)经过计算，动臂液压缸活塞杆满足强度条件。

3.3.2 活塞杆稳定性验算

液压缸在工作过程中有受压和受拉两种工作状态，液压缸不仅要满足这两种状态下的