【正文】 求的條件下盡可能使用標準件，以使成本更低更利于維修。需要掌握的技術要求可能有： 1．機器的特性 (1)用途及工作目的。(5)控制方式 操作方式(手動、自動)、信號處理方式(繼電器、邏輯電路、可編程控制器、微計算機)。 (2)明確保用期、保用條件。 通過對比，本系統(tǒng)采用開式回路。各直線運動機構均為單活塞桿雙作用液壓缸直接驅動。轉斗油缸的小油腔回路中應設有雙作用安全閥。當產生真空時，可由單向閥從油缸中吸油。此時動臂隨地面狀態(tài)自由浮動，提高作業(yè)效能。圖22動臂動作液壓回路 The hydraulic loop of movable arm（3) 轉向液壓回路的確定裝載機作業(yè)周期短，動作要靈活，這一特點決定轉向機構要求靈敏。擬定液壓系統(tǒng)圖包括兩項內容：通過分析對比選出合理的液壓回路；把選出的液壓回路組合成液壓系統(tǒng)。特別要注意系統(tǒng)中壓力控制元件的調節(jié)壓力之間的關系。圖24液壓系統(tǒng)原理圖 pressure system picture液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，他們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據。圖25液壓系統(tǒng)計算簡圖 simple calculational system picture 液壓缸載荷組成作往復直線運動的液壓缸上的總負載由工作負載、導軌摩擦負載、慣性負載、重力負載、密封阻力、背壓阻力六部分組成。 Δv——速度變化量，m/s ； Δt——啟動或制動時間，s。除外載荷FN外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種液壓缸的密封材質和密封形式不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為 (66)式中 ηm——液壓缸的機械效率,～。在載荷一定的情況下，工作壓力低勢必要執(zhí)行元件的尺寸，對于某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗的經濟性角度也不經濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。計算方法是：先由最大負載和選取的設計壓力及估取的，液壓缸的的有關設計參數(shù)如圖77這里要確定的參數(shù)是液壓缸的內徑和活塞桿直徑。系統(tǒng)類型油路結構背壓/MPa中、低壓系統(tǒng)簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調速系統(tǒng)～回油路帶調速閥的調速回路～回油路帶背壓閥～采用帶補油泵的閉式回路～中高壓系統(tǒng)同上比中低壓系統(tǒng)高50%～100%高壓系統(tǒng)如鍛壓機械等初算時可忽略不及表63執(zhí)行元件參考背壓 3 The reference back pressure of executive ponent工作壓力MPa≤～≥d/D～～表64按工作壓力選取d/D 4 Selecting d/D according to working pressure將公式(69)代入(68)可得液壓缸的內徑為單桿液壓缸 (610)各個回路的背壓值均選為0。3) 確定轉向油缸的內徑及活塞桿直徑 由式(610)求轉向油缸內徑為D3=100mm,要求伸出縮回速度相，取d=，d=71mm。3) 轉向油缸流量Q3確定轉向油缸的伸出速度為v3=, Q3=πD2v/4=63L/min。對于第二種情況，液壓缸的最大工作壓力應是執(zhí)行機構所需的最大壓力于進油路總壓力損失之和，即 (713) 式中 pp——液壓缸的最大工作壓力，Pa； p1——執(zhí)行元件所需的最大壓力，Pa； ΣΔp——從液壓泵出口到液壓缸或馬達之間總的管路損失，Pa。工作裝置液壓泵的工作壓力為15MPa。對于工作裝置液壓系統(tǒng)系統(tǒng)，液壓缸的最大流量發(fā)生在最高點處的卸荷。3) 選擇如液壓泵的規(guī)格根據以上求得的pp和Qmax值，按系統(tǒng)擬定的液壓泵形式，從手冊中選擇相應的液壓泵。 液壓閥的選擇控制元件的類型和安裝方式，在擬定液壓原理圖時已經確定，這里要做的是根據閥所需要的最大工作壓力和流量來選擇標準閥類的規(guī)格。 輔元件的選擇（1) 油管的選擇計算油管類型的選擇:油管類型主要根據使用場合和系統(tǒng)的最大工作壓力來選擇。油液流經的管道推薦流速 m/s液壓泵吸油管道～,一般取1m/s以下液壓系統(tǒng)壓油管道3～6，壓力高，管道短粘度小取大值液壓系統(tǒng)回油管道～表75 允許流速推薦值 Allowed flow rate經計算，有如下結果：。工作裝置液壓系統(tǒng)雙聯(lián)泵的流量為2 m3= m3經驗系數(shù)α=1。根據分析計算發(fā)現(xiàn)的問題對某些不合理的系統(tǒng)進行調整，或采取其它的必要措施壓力損失包括管路的沿程損失Δp1過路的局部壓力損失Δp2和閥類元件的局部損失Δp3，總的壓力損失為： (718) (719) (720)式中 l——管道長度，m。 (721)式中 Qn——閥的額定流量，m3/s； Q——通過閥的實際流量，m3/s； Δpn——閥的額定壓力損失，Pa。系統(tǒng)的調整壓力 (722)式中 pT——液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力。過熱會產生下列危害: （1) 油變質，形成膠狀沉淀；（2) 使密封件變質；（3) 效率降低，嚴重時會影響到系統(tǒng)的正常工作。 （824) (825)式中 Tt——工作周期，s； z、n——分別為液壓泵、液壓缸的數(shù)量； pi、Qi、ηpi——分別為第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率； ti——第i臺泵的工作時間，ti =8s； FWi、si——液壓缸外載荷及此載荷時的行程，N、s。當系統(tǒng)達到熱平衡時則有Phc=Phr,油溫不再升高，此時，最大溫差 (827)冷卻條件KW/m2由式(727)可得油箱的散熱面積為 (828)油箱的主要設計參數(shù)如圖(88)圖88油箱結構尺寸 The structure size of the oil tank ，與油直接接觸的表面算全面散熱，與油不直接接觸的表面半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為 (829) (830) m3，按V=：abc=。它不僅伴隨產生振動和噪音，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。解決辦法可提高系統(tǒng)的固有頻率，使其他干擾頻率不一致。 消除或減少壓力沖擊的措施1) 減少驅動能；2)吸收慣性能；3)用蓄能器或緩沖器。動臂液壓缸的外徑不從表中查不到，根據經驗，采取中壁厚。 缸筒外徑確定出壁厚后，由下式計算缸筒外徑 (82)所以缸筒外徑為200mm。其中，當工作壓力p≤16MPa時，, 缸底材料取45號鋼，溫度小于100℃時，許用應力為159MPa，焊接系數(shù)K=。經計算得，τ=。代入可計算出d=54 mm，實取d=60mm。對于長細比l/d10的液壓缸，活塞桿的強度需同時考慮壓縮和彎曲。根據材料力學的概念，一根受壓的直桿，在其負載力超過穩(wěn)定臨界力時，即已不能維持原有軸線狀態(tài)下的平衡喪失穩(wěn)定。判別最大撓度點位置的x之值可由下式計算　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　(910)式中　E1——活塞材料的桿彈性模量，對于鋼材E＝1011Pa；　　　J1——活塞桿界面慣性矩，mm4。計算得，F(xiàn)K=1636Kn，穩(wěn)定安全系數(shù)nK取nK=2，則有 　，滿足液壓缸穩(wěn)定性條件，所以液壓缸穩(wěn)定。目前，我國裝載機的主要品種有輪式前鏟裝載機、夾木式裝載機、伸縮臂式裝載機、滑移式裝載機、井下裝載機以及履帶式裝載機等。這也意味著我國工程機械行業(yè)對技術人才的技術素質提出了更高的要求。他敏銳的學術思想，高要求，高起點的標準，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度與一絲不茍的科研精神將使我終生受益。最后向所有關心我和支持我的前輩、老師、學長、同學和朋友再次致以衷心的感謝。感謝我的師兄弟和師姐妹們，正是他們熱情無私的幫助，踏實求實的科研態(tài)度激勵著我，帶動我認真務實的完成論文。致 謝三年的大學生活即將度過，在完成我的學業(yè)論文之際，我衷心感謝母校三年來對本人的辛勤培養(yǎng)。其產品型號主要有ZLZL1 ZLZLZLZL50、ZL60、ZL70八種，產品結構形式以鉸接式車架、液力傳動為主。使我對機械知識有了更深刻更透徹得了解。16=8873103mm4，F(xiàn)=321103N，代入求出結果xl，按照等截面桿計算穩(wěn)定臨界力。即液壓缸的最大推力，F(xiàn)=305Kn；　　　FK——液壓缸的穩(wěn)定臨界力，N；　　　nK——穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取　nK=2～4。將已知參數(shù)代入式(97)和（98)經過計算，動臂液壓缸活塞桿滿足強度條件。 活塞桿活塞桿強度及穩(wěn)定性驗算 活塞桿強度驗算液壓缸處于穩(wěn)定工作狀態(tài)時，即活塞桿受到的軸向負載力小于穩(wěn)定臨界力時，由于初始撓度的存在，活塞桿將同時受到壓縮和彎曲。 銷軸與耳環(huán)連接計算（1）軸銷的連接計算軸銷通常是雙面受剪，為此其直徑d應按照下式計算： (96)式中 d——銷軸直徑，m； F——液壓缸輸出的最大推力，N； 〔τ〕——銷軸的許用剪應力，對于45號鋼，〔τ〕＝70MPa。 液壓缸的連接計算缸蓋采用卡環(huán)連接，卡環(huán)的剪切應力和強度條件為 (94)式中 p——液壓缸的最大工作壓力，MPa； D——缸筒內徑，m； l——卡環(huán)厚度，l=16mm。 缸底厚度的計算所設計的液壓缸底為平行缸底且采用焊接，故有下面公式 (93)式中 δp——缸底的厚度，m； Dc——液壓缸內徑，m； 　 p——試驗壓力，MPa。液壓缸筒的材料通常用345號無縫鋼管，因20號的機械性能較低，且不能調質， 一般情況下，均采用45號鋼。 壁厚分別為:轉斗液壓缸δ1=(146125)/2=；；轉向液壓缸δ3=(121100)/2=。（4） 截面積增壓效應。（2) 共振引起:主要是油泵的壓力脈動及其他外界振蕩因素引起。壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的。 根據散熱要求計算油箱容量式(827)是在初步確定油箱容積的情況下，驗算散熱面積是否滿足要求。 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率液壓系統(tǒng)的主要散熱渠道是油箱表面，還有一小部分通過油管、液壓缸等散發(fā)。液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷數(shù)出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使油溫升高。 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 計算的目的是要使系統(tǒng)在正常溫度下達到熱平衡。根據發(fā)的選擇，經計算，通過各閥的局部壓力損失之和Δp3=。ρ=928 kg/m3； λ——沿程阻力系數(shù)； ξ——局部阻力系數(shù)。 液壓系統(tǒng)的性能驗算液壓系統(tǒng)初步設計時在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統(tǒng)進行各項性分析。經驗公式為： (717)式中 QV——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積，m3； α——經驗系數(shù)，見表76。,。 內徑計算：通過油管的流量和油管內允許的流速來確定油管內徑。2） 流量控制閥的額定流量除需大于調速范圍內的最大流量外，閥的最小穩(wěn)定流量必須小于低速時要求的最小穩(wěn)定流量，即 (715)式中 qvmin——閥的最小穩(wěn)定流量，L/min；vmin ——執(zhí)行元件的最低速度，m/s；A——液壓缸工作腔的有效面積，m2。 工作裝置液壓系統(tǒng)選用CBG2040/2050型雙聯(lián)齒輪泵。對于轉向液壓系統(tǒng)，轉向油缸的流量63 L/min。 2) 確定液壓泵的流量多液壓缸同是工作時，液壓泵的輸出流量