【正文】 1．要保證液壓系統(tǒng)有足夠的可靠性。2．能利用傳動系統(tǒng)本身精心可靠地制動?；芈分杏袃蓚€補油閥4，梭閥6在主油路高壓控制下與常開式的溢流閥8接通，因此，工作中總有一部分油通過溢流閥8流回油箱，以便冷卻油液。1．牽引力F對于運輸車輛來說，牽引力大意味著載重量大，爬坡和加速性能好，因而可以降低勞動強度，提高生產(chǎn)率。滾動阻力： （32） 式中：G —車輛載重總重量 —車輛滾動阻力系數(shù) —爬坡角坡道阻力： （33）則運輸工況的爬坡能力,即驅(qū)動力： （34）4．驅(qū)動行駛驅(qū)動功率運輸車輛的行駛驅(qū)動功率可按下式計算 kW (35)式中：—牽引力，N —車輛的運行速度，km/h —傳動效率，3．4 靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)方案的確定明確了主機對液壓系統(tǒng)的性能要求，對大型礦用自卸車和液壓系統(tǒng)資料進行分析和研究，并根據(jù)實際情況，進行方案分析比較，按照可靠性、經(jīng)濟性，并盡量采用先進技術(shù)，最終選擇最優(yōu)方案。采用變量泵來避免出現(xiàn)液壓沖擊和能量損失。大型礦用自卸車在礦山環(huán)境下工作條件苛刻，要求經(jīng)常正反向行走，制動頻繁，負載經(jīng)常變化，因此確定大型礦用自卸車行走驅(qū)動液壓傳動裝置的泵和馬達采用閉式回路方式。基于變量系統(tǒng)的以上特點，現(xiàn)代大型工程車輛的液壓驅(qū)動系統(tǒng)都采用變量系統(tǒng)，從而實現(xiàn)恒功率或恒轉(zhuǎn)矩控制，提高作業(yè)效率。行走機械的容積調(diào)速系統(tǒng)有變量泵定量馬達調(diào)速系統(tǒng)、定量泵變量馬達調(diào)速系統(tǒng)和變量泵變量馬達調(diào)速系統(tǒng)，下面分別作以介紹。該調(diào)速系統(tǒng)中變量泵和變量馬達可單獨并先后進行調(diào)節(jié)，一般分兩步進行，先是改變泵的調(diào)節(jié)參數(shù)，再改變馬達的調(diào)節(jié)參數(shù)，具體過程為：一般情況是啟動前先將變量馬達的調(diào)節(jié)參數(shù)斜盤傾角固定到最大值，然后將變量泵的調(diào)節(jié)參數(shù)斜盤傾角調(diào)到零位，啟動后將泵的斜盤傾角由最小值逐漸調(diào)到最大值，完成變量泵定量馬達調(diào)速過程，把它固定下來，然后再將馬達的斜盤傾角由最大值往小調(diào)，達到進一步擴大調(diào)速范圍的目的，其工作特性與定量泵變量馬達調(diào)速相同。c）方案中全部采用變量泵和變量馬達驅(qū)動，消除了上述弊病，同時由于柴油機轉(zhuǎn)速可調(diào)，因而大大提高了輪式車輛的牽引動力特性。在外負荷已定的情況下，系統(tǒng)壓力選得越高，各液壓元件的幾何尺寸就越小，使結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕。大型礦用自卸車最大載重量為108t，車輛自重為85t，最高速度為=50km/h，高速運行時要求爬坡度為12‰()，低速運行時最大爬坡度為17%（），由公式（34）可得，依照最大爬坡度要求，低速運行時的牽引力，即最大牽引力：==（108+85）1000（176。因此低速運行時的車輛牽引功率為 = = = 443 kW 式中為傳動效率，最高速度運行時要求能爬上12‰的坡度，此時的車輛牽引功率為： = = ≈ 1053 kW 由以上計算知，要滿足車輛在高速運行時的要求，須取 = 1053 kW。根據(jù)已經(jīng)計算出的馬達的排量和馬達在大排量時的最高轉(zhuǎn)速以及系統(tǒng)的工作壓力，選擇標準系列的馬達。車輛行駛速度：= 50 km/hν（km/h）1000 車輛速度及牽引特性圖通過以上計算可知，此液壓傳動裝置可以提供車輛所需的牽引力和車速，液壓泵和液壓馬達規(guī)格參數(shù)的選擇是正確的。液壓系統(tǒng)原理圖是用液壓元件職能符號表示的系統(tǒng)工作原理圖，它能清楚地表示出各元件之間的關(guān)系、動作原理、操縱和控制方式等。5．要經(jīng)濟合理，提高經(jīng)濟效益，盡量提高三化水平（即標準化、系列化、通用化）。輔助補油泵2的流量=360L/min，轉(zhuǎn)速設(shè)為=1500r/min，則輔助補油泵排量： ml/r因此選用力士樂公司定量泵A2FO250/60RVZB05，其最大排量為250 ml/r，最高轉(zhuǎn)速為=1500r/min，最大功率為219 kW。3．濾油器和冷卻器的選擇濾油器根據(jù)過濾精度和通過流量來選擇，同時要注意其在系統(tǒng)中的安裝位置來選擇其形式和規(guī)格。在發(fā)動機怠速時，應(yīng)能正常轉(zhuǎn)向，而且要考慮在發(fā)動機或油路發(fā)生故障時有應(yīng)急轉(zhuǎn)向措施。偏轉(zhuǎn)車輪轉(zhuǎn)向，是一種最常見的轉(zhuǎn)向方式，通常用在整體式車架的車輛上，它是利用車輪的偏轉(zhuǎn)來實現(xiàn)車輛轉(zhuǎn)向的，根據(jù)偏轉(zhuǎn)車輪的不同，有前輪轉(zhuǎn)向，后輪轉(zhuǎn)向和前后輪同時轉(zhuǎn)向等不同形式。液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的型式很多，選擇時應(yīng)結(jié)合具體條件分析比較多種方案，決定選型的主要因素有：轉(zhuǎn)向方式、可利用來布置轉(zhuǎn)向元件的空間、流量和轉(zhuǎn)向力矩的要求等。對于大型礦用自卸車，其最高轉(zhuǎn)速不高于50km/h，要求液壓系統(tǒng)布置方便，操縱省力，安裝適應(yīng)性好等，因此選用全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。108t大型礦用自卸車采用偏轉(zhuǎn)前輪的轉(zhuǎn)向方式，滿載時前軸的載荷為總重的34﹪，故轉(zhuǎn)向輪的荷重為：=（108+85）100034﹪=643076 N 摩擦系數(shù)曲線由湘潭電機廠資料，輪胎寬度為 = ，為主銷偏移距，一般取 = ，=。 壓力—速比表公稱壓力，MPa≤10～20＞20，22根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)壓力為= 20MPa，選取速比為=2。三個斜軸泵可以分別連接，也可以串在兩個斜軸泵后，考慮到布置對稱，分動箱受力均勻，將兩個較小的斜軸泵分別串在兩個斜盤泵后，用一分三的分動箱，分動箱輸入的最大功率為柴油發(fā)動機的功率，既，選用斯寶傳動公司的一分三分動箱4332，其輸入功率為1600kW。式中： l—管道的長度（m） ζ—局部阻力系數(shù)（84） z—投入工作液壓泵的臺數(shù) —液壓執(zhí)行元件的效率 （810）式中：Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，PC是輸出的有效功率。如果計算出的油溫超過該液壓設(shè)備允許的最高油溫（），就要設(shè)法增大散熱面積，如果油箱的散熱面積不能加大，或加大一些也無濟于事時，需要裝設(shè)冷卻器。A—液壓缸活塞面積（m2）由于產(chǎn)生液壓沖擊的原因很多，在設(shè)計液壓系統(tǒng)時，很難準確地計算，只能大致的驗算，而關(guān)鍵是液壓系統(tǒng)必須采取緩沖裝置。其操縱的液壓缸或液壓馬達在換向閥處于中位時是浮動的，即進出油路是連通的，以便減小換向沖擊。大型礦用自卸車采用靜液壓驅(qū)動有很大的發(fā)展前景，但目前大型礦用自卸車采用靜液壓驅(qū)動尚述空白，本次設(shè)計只是作為一種嘗試和訓練。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。圖表整潔，布局合理，文字注釋必須使用工程字書寫，不準用徒手畫3）畢業(yè)論文須用A4單面打印，論文50頁以上的雙面打印4）圖表應(yīng)繪制于無格子的頁面上5）軟件工程類課題應(yīng)有程序清單，并提供電子文檔1）設(shè)計（論文）2）附件：按照任務(wù)書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）次序裝訂第 50 頁 共 59頁。作者簽名： 日期： 年 月 日學位論文版權(quán)使用授權(quán)書本學位論文作者完全了解學校有關(guān)保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關(guān)部門或機構(gòu)送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。畢業(yè)設(shè)計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權(quán)說明原創(chuàng)性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設(shè)計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得的成果。由于靜液壓傳動具有機構(gòu)簡單、重量輕、工作平穩(wěn)沖擊小、無級調(diào)速及調(diào)速范圍大、易于實現(xiàn)自動化等優(yōu)點，近年來發(fā)展迅速，已受到車輛傳動領(lǐng)域的廣泛重視。操縱換向閥時要平穩(wěn)，或者在換向閥的閥芯棱邊上開切口或者作出錐度，以減慢滑閥完全關(guān)閉前的油液流速。M—與活塞連動的運動部件質(zhì)量（kg） （817）tt2—冷卻水或風的入口和出口溫度8．3 液壓系統(tǒng)沖擊壓力 —液壓泵的輸入功率（W）在液壓系統(tǒng)設(shè)計時應(yīng)盡量避免不必要的管路彎曲和節(jié)流，避免直徑突變，減少管接頭，采用元件集成化，以減少壓力損失。 ρ—液壓油密度（kg/m3）分動箱與柴油發(fā)動機之間要用到聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的最大輸入扭矩為：Nm選用KTR公司的高彈性法蘭聯(lián)軸器BowexELASTICT200HE1φ883192，其額定扭矩為12000 Nm。： 常用液壓缸內(nèi)徑（mm）4050638090100110125140160180200220250 活塞桿直徑（mm）速比缸徑40506380901001102228354550556334550607080速比缸徑125140160180200220250708090100110125140390100110125140，實際取液壓缸內(nèi)徑=200mm，由=2可以選油缸活塞桿直徑=140mm。當液壓缸及活塞桿鉸點的位置初步確定后原則上應(yīng)充分利用液壓缸行程及力臂，當轉(zhuǎn)向液壓缸推拉扇形轉(zhuǎn)臂（或轉(zhuǎn)向節(jié)臂）時，由于左右車輪偏轉(zhuǎn)角及方向的對稱性，應(yīng)盡量使液壓缸相對扇形轉(zhuǎn)臂銷軸在左右對稱偏轉(zhuǎn)角時的力臂相等，并盡可能增加以充分利用液壓缸的行程，即確定最大的以及相應(yīng)的行程。運輸機械在作業(yè)時，除了在彎道行駛時必須將輪胎與地面進行相對偏轉(zhuǎn)外，某些工況要求在非行駛狀態(tài)，將輪胎相對地面偏轉(zhuǎn)以調(diào)整機械的方向，即原地轉(zhuǎn)向。（一）液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般由轉(zhuǎn)向器，控制閥和轉(zhuǎn)向油缸等組成，各部分之間均保持機械聯(lián)系。后輪轉(zhuǎn)向一般用于前方裝有工作裝置的機械，駕駛員不能按前輪偏轉(zhuǎn)方式來估計行駛方向，轉(zhuǎn)向操縱比較困難。3．液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組合和元件的選擇對能量的利用、系統(tǒng)成本以及機構(gòu)的壽命影響很大，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要使用經(jīng)濟耐久。濾油器10為回油過濾器，可以濾掉液壓元件磨損后生成的金屬屑和橡膠顆粒，保護液壓系統(tǒng)，允許采用濾心強的和剛度較低的濾油器，允許有較大的壓降，要求必須通過馬達泄露的全部流量，選取CHL4003LC，其公稱流量為400L/min，過濾精度為3， MPa。由以上可得所需最大的發(fā)動機功率為： kW式中：—分動箱傳動效率，取=2．閥的選擇各種閥類根據(jù)系統(tǒng)工作壓力和通過該閥的最大流量進行選擇，閥的額定流量必須與實際通過的流量相適應(yīng)，否則將造成壓力損失過大，系統(tǒng)發(fā)熱嚴重并產(chǎn)生噪聲，但閥的實際通過流量也不能太小，否則使閥的體積過大，不經(jīng)濟也不緊湊。能滿足同一臺機器需要的液壓系統(tǒng)原理圖不是唯一的，可以擬定出好幾種方案，必須進行不同的方案比較，從各方面進行分析，選擇一種最優(yōu)的液壓系統(tǒng)。由以上計算知通過油管流量為=900 L/min，取吸油管路流速 = m/s，壓油管路流速 = 5 m/s，回油管路流速 = 2 m/s，代入式(313)可得：吸油管內(nèi)徑： = 113 mm壓油管內(nèi)徑： = 62 mm回油管內(nèi)徑： = 68 mm對于管道壁厚，這里只計算吸油管，查機械設(shè)計手冊（第1卷）輸送流體用無縫鋼管，選油管材料的抗拉強度=520MPa，對于吸油管﹥，因此取=4，則 = 130 MPa將數(shù)據(jù)代入式（314）算得其壁厚為： = 14 mm查機械設(shè)計手冊，根據(jù)吸油管內(nèi)徑= 113 mm，壁厚= 14 mm，選用φ14014無縫鋼管，其內(nèi)徑112mm，壁厚14mm 。油泵的流量應(yīng)滿足馬達在作業(yè)時的最大速度要求，由下式確定： （311）式中：—泵的容積效率，選用柱塞泵，取=行走油泵的排量可按下式確定： （312）式中：—泵的轉(zhuǎn)速，由發(fā)動機轉(zhuǎn)速和分動箱確定（1）低速方案低速運行時車輛牽引力大，低速檔即Ⅰ檔傳動比=，由以上計算，最大牽引力為 = 354346 N，在最大牽引力時的速度為= km/h，將各個參數(shù)代入式（38）得馬達最大扭矩：= = = 1552 Nm代入式（39）得馬達轉(zhuǎn)速：= = = 556 r/min由式（310）可以求得馬達排量：= = = 321 ml/r則所需泵的流量由式（311）得：= = = 188 L/min用一個泵帶兩個馬達，則泵的流量：=2=2188=376 L/min式（312）算得泵的排量：= = = 179 ml/r（2）高速方案高速運行時車輛牽引力較小，高速檔即Ⅱ檔傳動比=1，由以上計算，高速行駛時的最大牽引力為 = 60520 N，最高時速為=50 km/h，將各個參數(shù)代入式（38）得馬達扭矩：= = = 848 Nm由式（