【正文】 mm 9850x3000x3100 執(zhí)行元件是液壓系統(tǒng)的輸出部分必須滿足機(jī)器設(shè)備的運(yùn)動(dòng)功能性能要求和結(jié)構(gòu)安裝上的限制根據(jù)所要求的負(fù)載運(yùn)動(dòng)形態(tài)選用不同的執(zhí)行元件配置如下表 42 所示 表 42 執(zhí)行元件配置 運(yùn) 動(dòng) 方 式 執(zhí) 行 元 件 左行走 右行走 直性行走 左液壓馬達(dá) 右液壓馬達(dá) 左液壓馬達(dá)右液壓馬達(dá) 工作裝置 外擺內(nèi)收 動(dòng)臂液壓缸 斗桿 液壓缸 鏟斗液壓缸 回轉(zhuǎn) 擺動(dòng)液壓馬達(dá) 42 執(zhí)行元件液壓缸及系統(tǒng)壓力的初選 由于鏟斗的內(nèi)收是為了鏟料而外擺是為了卸料工作裝置采用了兩根動(dòng)臂液壓缸一根斗桿一根鏟斗油缸要使機(jī)構(gòu)正常工作且具有平穩(wěn)性兩動(dòng)臂液壓缸必須同步運(yùn)動(dòng)這就要求任何時(shí)刻進(jìn)出油路的壓力油必須保持一定的壓力平衡為此采用平衡閥控制油路中液壓油的壓力值 [24] 根據(jù)挖掘機(jī)主要用于建筑施工礦山的特點(diǎn)本設(shè)計(jì)選擇雙作用單活塞桿式液壓缸 1 液壓缸參數(shù)的選擇 每斗料的重量 M 1980 Kg 41 G mg 198098 19404 KN 42 由卸料斗的尺寸圖按極限情況計(jì)算得 所挖斗料自重 G與鏟斗液壓缸產(chǎn)生的推力 F在卸料斗底板軸承鉸接處轉(zhuǎn)距平衡 即 F 拉 L1 GL2 43F 拉 3745 194041206 得 KN 工作壓力的選定關(guān)系到設(shè)計(jì)出和系統(tǒng)是否經(jīng)濟(jì)合理工作壓力低則要求執(zhí)行元件的容量大即尺寸大重量重系統(tǒng)所需流量 也大壓力過(guò)高則對(duì)元件的制造精度和系統(tǒng)的使用維護(hù)要求提高并使容積效率降低一般是根據(jù)機(jī)械的類型來(lái)選擇工作壓力 執(zhí)行元件工作壓力可以根據(jù)總負(fù)載值或者主機(jī)設(shè)備類型選取 表 43 負(fù)載和工作壓力之間的關(guān)系 負(fù)載 FKN ＜ 10 1020 70140 140250 ＞ 250 工作壓力 PMPa 0812 1525 1014 1821 32 表 44 各類機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力 設(shè)備類型 精加工機(jī)床 組合機(jī)床 拉 床 農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械工程機(jī)械輔助機(jī)構(gòu) 液壓機(jī)重型機(jī)械大中型挖掘機(jī)起重運(yùn)輸機(jī)械 工作壓力 PMpa 082 35 510 116 1632 由負(fù)載值大小查上表參考同類型挖掘機(jī)取液壓缸工作壓力為 25MPa 安裝方式選擇缸頭耳環(huán)帶襯套活塞桿端連接方式選擇桿端外螺紋桿頭耳環(huán)帶襯套又因其伸縮速度緩慢但壓力大故選擇帶緩沖油口連接方式選擇外螺紋 [25] 43 計(jì)算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸 活塞桿直徑 d 與缸筒內(nèi)徑 D 的計(jì)算 受拉時(shí) d 0305 D 受壓時(shí) d 05055 D p1 5mpa d 0607 D 5mpa p1 7mpa d 07D p1 7mpa 1 液壓油缸的缸徑桿徑和工作壓力確定 根據(jù)技術(shù)條件確定液壓缸徑和桿徑及行程為缸徑 D Φ 125mm 桿徑 d 07D Φ85mm 由此計(jì)算出液壓系統(tǒng)工作壓力為 P 44 2847103π1252 852 32MPa 式中 F 為鎖緊力 F 284KN 2 缸筒壁厚計(jì)算 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)在此液壓系統(tǒng)中 32≤ Dδ＜ 16 故缸筒壁厚應(yīng)用中等壁厚計(jì)算公式此時(shí) δ C 45 ψ強(qiáng)度系數(shù)對(duì)無(wú)縫 鋼管 ψ 1C 用來(lái)圓整壁厚數(shù) Py 液壓缸內(nèi)最高工作壓力 Py 10Mpa D 缸筒內(nèi)徑 [σ] [σs]25 17525 70MPa δ 10220 2360 310 C 25mm 故油缸缸筒外圓取 D1 125mm 3 缸筒強(qiáng)度校核 根據(jù) SL4193 缸體合成應(yīng)力按下式計(jì)算 σ zh1 ≤ [σ ] 46 式中 [σ ] 60MPa σ z1 縱向應(yīng)力 σ z1 22MPa 47 σ h1 環(huán)向應(yīng)力 σ h1 75 MPa 48 P 工作壓力 P 32MPa D 油缸缸徑 D Φ 125mm d 油缸桿徑 d Φ 85mm δ缸筒壁厚δ 135mm 終計(jì)算 σ zh1 532 MPa 70 MPa 即 σ zh1 [σ ]符合要求 4 活塞桿長(zhǎng)度和缸筒長(zhǎng)度計(jì)算 根據(jù)設(shè)計(jì)要求的行程來(lái)設(shè)計(jì)活塞桿的長(zhǎng)度本油缸的行程為 1020mm 故油缸的活塞桿的長(zhǎng)度為 1265mm 缸筒的長(zhǎng)度為 1500mm 5 活塞桿強(qiáng)度計(jì)算 活塞桿受拉力最危險(xiǎn)截 面是兩端連接螺紋的退刀槽橫截面取截面直徑較少值其應(yīng)力計(jì)算如下 σ n ≤ [σ ] 49 式中σ為拉應(yīng)力 σ 410 τ為剪應(yīng)力 τ 411 上面兩公式中 K 螺紋擰緊系數(shù)此處取 K 125 K1 螺紋內(nèi)摩擦系數(shù)一般取 K1 012 d1 活塞桿危險(xiǎn)截面處直徑 d1 80mm d0 螺紋外徑 d0 82mm [σ ]70MPa 則σ 384Mpa τ 259Mpa 得 σ n 643MPa 所以 σ n [σ ]符合工況要求 [26] 6 下蓋聯(lián)接螺釘強(qiáng)度校核計(jì)算 螺釘聯(lián)接采用高強(qiáng)度螺釘 M20 80 GBT7012020 聯(lián)接兩端數(shù)量均為 24 件螺釘精度等級(jí)為 109 級(jí)其強(qiáng)度校核按照公式 410411 拉應(yīng)力 σ 1848 MPa 剪應(yīng)力 τ 8392 MPa K 螺紋擰緊系數(shù)此處取 K 125 K1 螺紋摩擦系數(shù)一般取 K1 012 d1 螺紋內(nèi)徑 d1 16752mm d0 螺紋外徑 d0 20mm Z24 σ s 螺釘材料屈服強(qiáng)度σ s≥ 900Mpa 109 級(jí) [σ] [σs]2 450Mpa 得σ n ≈ 23512MPa [σ ] 符合工況要求 7 活塞桿柔度校核計(jì)算 活塞桿細(xì)比計(jì)算如下 λ ≤ [λ ] 412 此處 L 為折算長(zhǎng)度導(dǎo)向套中心至吊頭尺寸約 1500mm 活塞桿直徑 d 85mm [λ ]活塞桿許用細(xì)長(zhǎng)比按 規(guī)定拉力桿此處 [λ ]≤ 100 計(jì)算得λ 4 126585 595＜ [λ ]故滿足要求 44 液壓系統(tǒng)原理圖的制定 制定基本方案 1 制定調(diào)速方案 液壓執(zhí)行元件確定之后其運(yùn)動(dòng)方向和運(yùn)動(dòng)速度的控制是擬定液壓回路的核心問(wèn)題方向控制用換向閥或邏輯控制單元來(lái)實(shí)現(xiàn)對(duì)于一般中小流量的液壓系統(tǒng)大多通過(guò)換向閥的有機(jī)組合實(shí)現(xiàn)所要求的動(dòng)作對(duì)高壓大流量的液壓系統(tǒng)現(xiàn)多采用插裝閥與先導(dǎo)控制閥的邏輯組合來(lái)實(shí)現(xiàn)速度控制通過(guò)改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來(lái)實(shí)現(xiàn)相應(yīng)的調(diào)整方式有節(jié)流調(diào)速容積調(diào)速以及二者的 結(jié)合容積節(jié)流調(diào)速節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來(lái)調(diào)節(jié)速度此種調(diào)速方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥故效率低發(fā)熱量大多用于功率不大的場(chǎng)合容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達(dá)的排量來(lái)達(dá)到調(diào)速的目的其優(yōu)點(diǎn)是沒(méi)有溢流損失和節(jié)流損失效率較高但為了散熱和補(bǔ)充泄漏需要有輔助泵此種調(diào)速方式適用于功率大運(yùn)動(dòng)速度高的液壓系統(tǒng)容積節(jié)流調(diào)速一般是用變量泵供油用流量控制閥調(diào)節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量并使其供油量與需油量相適應(yīng)此種調(diào)速回路效率也較高速度穩(wěn)定性較好但其結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜節(jié)流調(diào)速又分別有 進(jìn)油節(jié)流回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式進(jìn)油節(jié)流起動(dòng)沖擊較小回油節(jié)流常用于有負(fù)載荷的場(chǎng)合旁路節(jié)流多用于高速調(diào)速回路一經(jīng)確定回路的循環(huán)形式也就隨之確定了節(jié)流調(diào)速一般采用開(kāi)式循環(huán)形式在開(kāi)式系統(tǒng)中液壓泵從油箱吸油壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后再排回油箱開(kāi)式回路結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單散熱性好但油箱體積大容易混入空氣容積調(diào)速大多采用閉式循環(huán)形式閉式系統(tǒng)中液壓泵的吸油口直接與執(zhí)行元件的排油口相通形成一個(gè)封閉的循環(huán)回路其結(jié)構(gòu)緊湊但散熱條件差 [27] 經(jīng)過(guò)上述分析此方案選用容積節(jié)流調(diào)速 2 制定壓里控制方案 控制元件 即各種液壓閥 在液壓系統(tǒng)中 控制和調(diào)節(jié)液體的壓力流量和方向根據(jù)控制功能的不同液壓閥可分為村力控制閥流量控制閥和方向控制閥壓力控制閥又分為益流閥 安全閥 減壓閥順序閥壓力繼電器等流量控制閥包括節(jié)流閥調(diào)整閥分流集流閥等方向控制閥包括單向閥液控單向閥梭閥換向閥等根據(jù)控制方式不同液壓閥可分為開(kāi)關(guān)式控制閥定值控制閥和比例控制閥 液壓挖掘機(jī)控制系統(tǒng)是對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)液壓泵多路換向閥和執(zhí)行元件液壓缸液壓馬達(dá)等所構(gòu)成的動(dòng)力系統(tǒng)進(jìn)行控制的系統(tǒng)按控制功能可分為位置控制系統(tǒng)速度控制系統(tǒng)和力或壓力控制系統(tǒng)按控制元件可分為發(fā)動(dòng)機(jī)控制系統(tǒng)液壓泵控制系統(tǒng)多路換向閥控制系統(tǒng) 執(zhí)行元件控制系統(tǒng)和整機(jī)控制系統(tǒng)液壓控制閥控制系統(tǒng)①先導(dǎo)型控制系統(tǒng) 換向控制閥的控制形式有直動(dòng)型用手柄直接操縱換向閥主閥芯目前少用和先導(dǎo)型兩種后者是用先導(dǎo)閥控制先導(dǎo)油液再用先導(dǎo)油液控制換向閥的主閥芯它又分為機(jī)液先導(dǎo)型和電液先導(dǎo)型兩類②負(fù)荷傳感控制系統(tǒng)包括負(fù)荷傳感控制閥和負(fù)荷傳感控制泵或定量泵閥控系統(tǒng)實(shí)質(zhì)上是節(jié)流式系統(tǒng)在液壓挖掘機(jī)上目前常用的是一般的三位六通多路閥其滑閥的微調(diào)性能和復(fù)合操作性能差20世紀(jì) 90年代以來(lái)在液壓挖掘機(jī)上開(kāi)始采用負(fù)荷傳感控制系統(tǒng)其控制閃不論是中位開(kāi)式方式還是中位閉式方式都附帶有壓力補(bǔ)償閥 采用電子控制壓力補(bǔ)償?shù)囊簤和诰驒C(jī)液壓系統(tǒng)與傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)比較負(fù)荷傳感控制系統(tǒng)的主要優(yōu)點(diǎn)是節(jié)省能源消耗普通三位六通換向閥無(wú)論采用定量泵還是變量泵總要有一部分油液經(jīng)溢流閥溢掉浪費(fèi)了能量而使用負(fù)荷傳感變量系統(tǒng)泵的流量全部用于負(fù)載上泵的壓力僅比負(fù)荷壓力大 13Mpa 流量控制精度高不受負(fù)荷壓力變化的影響幾個(gè)執(zhí)行元件可以同步運(yùn)動(dòng)或以某種速比運(yùn)動(dòng)且互不干擾普通三位六通閥系統(tǒng)用的是并聯(lián)油路當(dāng)幾個(gè)執(zhí)行元件同時(shí)動(dòng)作時(shí)泵輸出的油液首先流向壓力低的執(zhí)行元件不能同步 上述的負(fù)荷傳感控制閥只解決了滑閥的微調(diào)性能和復(fù)合操作性能而沒(méi)有解決 節(jié)省能源問(wèn)題定量泵和負(fù)荷傳感控制閥的系統(tǒng)也沒(méi)有節(jié)省能源消耗因?yàn)楸盟敵龅牧髁砍^(guò)執(zhí)行元件液壓缸和液壓馬達(dá)所需要的流量時(shí)多余的油液經(jīng)壓力補(bǔ)償閥流回油箱為保持壓差恒定變?yōu)闊崮苤挥型耆?fù)荷傳感控制系統(tǒng)才能解決節(jié)省能源問(wèn)題完全負(fù)荷傳感控制系統(tǒng) 完全負(fù)荷傳感控制系統(tǒng)由負(fù)荷傳感控制閥和負(fù)荷傳感控制變量泵組成帶次級(jí)壓力補(bǔ)償閥的負(fù)荷傳感系統(tǒng)德國(guó)力士樂(lè)公司等在其生產(chǎn)的液壓挖掘機(jī)上設(shè)置了負(fù)荷傳感分流器 LUOVLast Unabhangige Durchfluss Vereilung 系統(tǒng)其主要作用是當(dāng)多個(gè)執(zhí)行元件同時(shí)工作所需的 流量大于液壓泵的流量時(shí)產(chǎn)生供油不足的現(xiàn)象這不能使正在工作臺(tái)的執(zhí)行元件與負(fù)載壓力無(wú)關(guān)的控制得到保證 LUDV 系統(tǒng)能保證在供油不足時(shí)所有執(zhí)行元件的工作速度按正比例下降以獲得與負(fù)載壓力無(wú)關(guān)的控制 負(fù)荷傳感控 液壓原理圖 ５ 液壓元件的選擇與專用件的設(shè)計(jì) 動(dòng)力元件的作用是將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液體的壓力能指液壓系統(tǒng)中的油泵它向整個(gè)液壓系統(tǒng)提供動(dòng)力液壓泵的結(jié)構(gòu)形式一般有齒輪泵葉片泵和柱塞泵它們的性能比較如所示表各種液壓泵性能比較項(xiàng)目 齒輪泵 外嚙合 葉片泵 斜軸式柱塞泵 斜盤(pán)式柱塞泵 排量 cm3r 1500 平衡式 1350 不平衡式 10230 1001000 4500 最高壓力 MPa 125 平衡式3540 不平衡式 3514 2140 2140 最高轉(zhuǎn)速 rmin 9004000 平衡式12003000 不平衡式 12001800 7503600 7503600 最高效率 7085 平衡式7090 不平衡式 6070 8895 8592 對(duì)污染敏感性 不易受污染影響隨著齒輪的磨損效率有所降低 對(duì)污染較敏感葉片磨損時(shí)效率降低到很小 對(duì)污染最敏感配流盤(pán)受損 傷時(shí)效率降低 對(duì)污染的斜軸式高配流盤(pán)滑靴磨損時(shí)效率降低 吸油性能 轉(zhuǎn)速為 1800rmin 時(shí)允許吸入真空度為 266644543288Pa 2040cmHg 轉(zhuǎn)速為 1800rmin 時(shí)允許吸入真空度為 133322266644Pa 1020cmHg 轉(zhuǎn)速為 1800rmin 時(shí)允許吸入真空度為 399970Pa 30cmHg 同軸斜式柱塞泵 噪聲 dB 額定轉(zhuǎn)速 300rmin 時(shí)噪聲 83dB 額定轉(zhuǎn)速 14502400rmin 時(shí)噪聲 76dB 額定轉(zhuǎn)速 14502400rmin 時(shí)噪聲 87dB 額定轉(zhuǎn)速 14502400rmin 時(shí)噪聲 77dB 對(duì)過(guò)濾精度要求 3050μ m 20