【文章內容簡介】 和回轉、斗桿外放相互配合動作，由一個油泵專門向動臂油缸供油，另一個油泵除了向回轉馬達和斗桿供油外，還有部分油供給動臂， 所示。但是由于動臂提升時油壓較高，單向閥大部分時間處于關閉狀態(tài)，因此左側油泵只向回轉馬達和斗桿供油。 所示。各個油泵分別向一個液壓作用元件供油，復合動作時無相互干擾。　卸載工況分析回轉至卸載位置時，轉臺制動，用斗桿調節(jié)卸載半徑和卸載高度，用鏟斗油缸卸載。為了調整卸載位置，還需要動臂配合動作。卸載時，主要是斗桿和鏟斗復合動作，間以動臂動作。 　回轉舉升供油情況　空斗返回工況分析當卸載結束后，轉臺反向回轉，同時動臂油缸和斗桿油缸相互配合動作，把空斗放在新的挖掘點。此工況是回轉馬達、動臂和斗桿復合動作。由于動臂下降有重力作用，壓力低、變量泵流量大、下降快，要求回轉速度快，因此該工況的供油情況為一個油泵的全部流量供回轉馬達，另一油泵的大部分油供給動臂，少部分油經節(jié)流閥供給斗桿， 所示。　空斗返回供油情況發(fā)動機在低轉速時油泵供油量小，為防止動臂因重力作用迅速下降和動臂油缸產生吸空現(xiàn)象，可采用動臂下降再生補油回路，利用重力將動臂油缸無桿腔的油供至有桿腔?！⌒凶邥r復合動作在行走的過程有可能要求對作業(yè)裝置液壓元件(如回轉機構、動臂、斗桿和鏟斗)進行調整。在雙泵系統(tǒng)中，一個油泵為左行走馬達供油、另一個油泵為右行走馬達供油，此時如果某一液壓元件動作，使某一油泵分流供油，就會造成一側行走速度降低，影響直線行駛性，特別是當挖掘機進行裝車運輸或上下卡車行走時，行駛偏斜會造成事故[19]。為了保證挖掘機的直線行駛性，在三泵供油系統(tǒng)中，左右行走馬達分別由一個油泵單獨供油，另一個油泵向其它液壓作用元件(如動臂、斗桿、鏟斗和回轉)供油， 所示。對于雙泵系統(tǒng)，目前采用以下供油方式:①一個油泵并聯(lián)向左、右行走馬達供油，另一個油泵向其他液壓作用元件供油，其多余的油液通過單向閥向行走馬達供油， 所示。②雙泵合流并聯(lián)向左、右行走馬達和作業(yè)裝置液壓作用元件同時供油， 所示?！⌒凶邚秃蟿幼鲿r的幾種供油情況　挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求液壓挖掘機的動作繁復，且具有多種機構，如行走機構、回轉機構、動臂、斗桿和鏟斗等，是一種具有多自由度的工程機械。這些主要機構經常起動、制動、換向，外負載變化很大，沖擊和振動多，因此挖掘機對液壓系統(tǒng)提出了很高的設計要求。根據液壓挖掘機的工作特點，其液壓系統(tǒng)的設計需要滿足以下要求[20]: 　動力性要求所謂動力性要求，就是在保證發(fā)動機不過載的前提下，盡量充分地利用發(fā)動機的功率，提高挖掘機的生產效率。尤其是當負載變化時，要求液壓系統(tǒng)與發(fā)動機的良好匹配，盡量提高發(fā)動機的輸出功率。例如，當外負載較小時，往往希望增大油泵的輸出流量，提高執(zhí)行元件的運動速度。雙泵液壓系統(tǒng)中就常常采用合流的方式來提高發(fā)動機的功率利用率。　操縱性要求(1) 調速性要求挖掘機對調速操縱控制性能的要求很高，如何按照駕駛員的操縱意圖方便地實現(xiàn)調速操縱控制，對各個執(zhí)行元件的調速操縱是否穩(wěn)定可靠，成為挖掘機液壓系統(tǒng)設計十分重要的一方面。挖掘機在工作過程中作業(yè)阻力變化大，各種不同的作業(yè)工況要求功率變化大，因此要求對各個執(zhí)行元件的調速性要好。(2) 復合操縱性要求挖掘機在作業(yè)過程中需要各個執(zhí)行元件單獨動作，但是在更多情況下要求各個執(zhí)行元件能夠相互配合實現(xiàn)復雜的復合動作，因此如何實現(xiàn)多執(zhí)行元件的復合動作也是挖掘機液壓系統(tǒng)操縱性要求的一方面。當多執(zhí)行元件共同動作時，要求其相互間不千涉，能夠合理分配共同動作時各個執(zhí)行元件的流盤，實現(xiàn)理想的復合動作。尤其對行走機構來說，左、右行走馬達的復合動作問題，即直線行駛性也是設計中需要考慮的重要一方面。如果挖掘機在行使過程中由于液壓泵的油分流供應，導致一側行走馬達速度降低，形成挖掘機意外跑偏，很容易發(fā)生事故。另外，當多執(zhí)行元件同時動作時，各個操縱閥都在大開度下工作，往往會出現(xiàn)系統(tǒng)總流量需求超過油泵的最大供油流量，這樣高壓執(zhí)行元件就會因壓力油優(yōu)先供給低壓執(zhí)行元件而出現(xiàn)動作速度降低，甚至不動的現(xiàn)象。因此，如何協(xié)調多執(zhí)行元件復合動作時的流量供應問題也是挖掘機液壓系統(tǒng)設計中需要考慮的。　節(jié)能性要求挖掘機工作時間長，能量消耗大，要求液壓系統(tǒng)的效率高，就要降低各個執(zhí)行元件和管路的能耗，因此在挖掘機液壓系統(tǒng)中要充分考慮各種節(jié)能措施。當對各個執(zhí)行元件進行調速控制時，系統(tǒng)所需流量大于油泵的輸出流量，此時必然會導致一部分流量損失掉。系統(tǒng)要求此部分的能量損失盡量小。當挖掘機處于空載不工作的狀態(tài)下，如何降低泵的輸出流量，降低空載回油的壓力，也是降低能耗的關鍵[23]?！“踩砸笸诰驒C的工作條件惡劣，載荷變化和沖擊振動大，對于其液壓系統(tǒng)要求有良好的過載保護措施，防止油泵過載和因外負載沖擊對各個液壓作用元件的損傷。回轉機構和行走裝置有可靠的制動和限速；防止動臂因自重而快帶下降和整機超速溜坡?！∑渌阅芤髮崿F(xiàn)零部件的標準化、組件化和通用化，降低挖掘機的制造成本:液壓挖掘機作業(yè)條件惡劣，各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性。由于挖掘機在城市建設施工中應用越來越多，因此要不斷提高挖掘機的作業(yè)性能，降低振動和噪聲，重視其作業(yè)中的環(huán)保性[21]?！⊥诰驒C液壓系統(tǒng)的分析挖掘機液壓系統(tǒng)中最重要也是最復雜的就是多路閥液壓系統(tǒng)。多路閥是挖掘機液壓系統(tǒng)中的重要部件，它確定了液壓泵向各個液壓作用元件的供油路線和供油方式；確定了多個液壓作用元件同時作用時的流量分配情況和如何實現(xiàn)復合動作；決定了挖掘機作業(yè)時的運動學和動力學特性、動作優(yōu)先和配合以及合流供油和直線行走性等等。它的設計決定了能否更好地滿足挖掘機的作業(yè)要求和工況要求。挖掘機多路閥液壓系統(tǒng)圖通常十分復雜，對各種液壓作用元件的供油路線、回油路線以及控制油路等紛雜在一起，很難對整個液壓系統(tǒng)的結構一目了然，這樣就需要花費很多的時間才能將其分析透徹。下面對多路閥液壓系統(tǒng)進行分析：[22]。簡化步驟具體為:(1)　為了突出挖掘機液壓系統(tǒng)的核心部分— 多路閥液壓系統(tǒng)，首先去掉液壓泵及其控制油路，各個液壓作用元件及其油路，如動臂、斗桿、鏟斗、回轉機構和行走裝置，以及多路閥先導液壓操縱系統(tǒng)()。(2)　對多路閥液壓系統(tǒng)來說，重要的是供油道的設計。因此可以把上述系統(tǒng)圖進一步簡化，突出核心內容。去掉以下部分:油泵的負流量控制連接口FR和隊?；赜拖涞倪B接口。與各個液壓作用元件的連接口AL1, BLl, AL2, BL2, AU, BL3, AL4, BL4和ARl, BR1, AR2, BR2, AR3, BR3, Rsl。各個閥桿先導操縱油路連接口all, bll, alt, b12, a13, b13, ajA, b14和arl、brl, ar2, br2, ar3, br3?；赜涂赿rl, dr2, dr3, dr4, dr5:通向各個閥桿的先導控制油路。與各個液壓作用元件油路有關的限壓閥、動臂和斗桿的支持閥以及再生閥等。這些部分與多路閥的連接關系已經知道，所以可以將其放到各個液壓作用元件的油路中去討論[27]。(3)　將簡化后的液壓系統(tǒng)連接起來。該系統(tǒng)主要包括7個操縱閥， 5個二位二通閥A, B, C, D, E, 1個插裝閥x和一些單向閥及節(jié)流閥。通過簡化后的液壓系統(tǒng)，可以清晰了解液壓泵的壓力油是如何通向各個液壓作用元件，以及在各種操縱情況下，液壓傳動的路線和可能的供油方式、功率分配和流量分配情況?！《嗦烽y液壓系統(tǒng)圖　液壓系統(tǒng)方案擬訂(1)　在液壓挖掘機一個工作循環(huán)中的四種工況一挖掘工況、滿斗舉升回轉工況、卸載工況和卸載返回工況進行詳細分析的基礎上，總結每個工況下各執(zhí)行機構的主要復合動作后提出初步方案。(2)　根據液壓挖掘機的主要工作特點，系統(tǒng)地總結出挖掘機液壓系統(tǒng)的設計要求:動力性要求、操縱性要求、節(jié)能性要求、安全性要求和其它性能的要求。(3)　提出一種有效、直觀的挖掘機液壓系統(tǒng)的設計方案，并詳細介紹設計的步驟。4 液壓系統(tǒng)的設計WY200液壓履帶式挖掘機采用全功率變量系統(tǒng)，先導液壓操縱，整體式多路閥等先進結構。該機具有結構緊湊，操作輕便，使用維護安全可靠，發(fā)動機功率利用率高、生產效率高等優(yōu)點。廣泛用于建筑施工、市政工程、水電、國防工程和一般礦山采掘，挖掘IVI級土壤[23]。 液壓系統(tǒng)方案及參數確定　WY200C液壓履帶式挖掘機主要技術參數項目名稱單位數 值標準斗容量m31發(fā)動機型號　6135K16發(fā)動機標定輸出功率kW/r/min106/2100最大挖掘半徑m最大挖掘高度m3/h最大挖掘深度m最大卸載高度m回轉速度r/min行走速度km/h*爬坡能力%70作業(yè)循環(huán)時間S1822主機長/寬度MPa履帶平均接地比壓MPa發(fā)動機額定轉數r/min2100整機質量t理論生產率m3/h200最大挖掘力kN142系統(tǒng)工作壓力MPa36履帶板寬度m主機運輸尺寸(長X寬X高)mm9850x3000x3100執(zhí)行元件是液壓系統(tǒng)的輸出部分，必須滿足機器設備的運動功能、性能要求和結構、安裝上的限制。根據所要求的負載運動形態(tài)，選用不同的執(zhí)行元件配置，表 　執(zhí)行元件配置運 動 方 式執(zhí) 行 元 件左行走右行走直性行走左液壓馬達右液壓馬達左液壓馬達+右液壓馬達工作裝置外擺內收動臂液壓缸斗桿液壓缸鏟斗液壓缸回轉擺動液壓馬達　執(zhí)行元件液壓缸及系統(tǒng)壓力的初選由于鏟斗的內收是為了鏟料，而外擺是為了卸料，工作裝置采用了兩根動臂液壓缸、一根斗桿、一根鏟斗油缸。要使機構正常工作且具有平穩(wěn)性，兩動臂液壓缸必須同步運動，這就要求任何時刻進出油路的壓力油，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]。根據挖掘機主要用于建筑施工、礦山的特點，本設計選擇雙作用單活塞桿式液壓缸。(1) 液壓缸參數的選擇每斗料的重量 M = = 1980 (Kg) （） G = mg = = 19404 (KN) （）由卸料斗的尺寸圖按極限情況計算得所挖斗料自重G與鏟斗液壓缸產生的推力F在卸料斗底板軸承鉸接處轉距平衡即 F拉L1 = GL2 （） = 194041206得 　 (KN)工作壓力的選定關系到設計出和系統(tǒng)是否經濟合理；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；壓力過高，則對元件的制造精度和系統(tǒng)的使用維護要求提高，并使容積效率降低。一般是根據機械的類型來選擇工作壓力。執(zhí)行元件工作壓力可以根據總負載值或者主機設備類型選取?！∝撦d和工作壓力之間的關系負載F/KN＜1010—2070—140140—250＞250工作壓力P/MPa10—1418—2132　各類機械常用的系統(tǒng)工作壓力設備類型精加工機床組合機床拉　床農業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構液壓機、重型機械、大中型挖掘機、起重運輸機械工作壓力P/Mpa355101161632由負載值大小查上表，參考同類型挖掘機，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]。　計算工作裝置鏟斗液壓缸的主要尺寸活塞桿直徑d與缸筒內徑D的計算 受拉時： d=()D受壓時： d=()D (p15mpa) d=()D(5mpa p17mpa) d=(p17mpa)(1) 液壓油缸的缸徑、桿徑和工作壓力確定根據技術條件：確定液壓缸徑和桿徑及行程為：缸徑D=Φ125mm，桿徑d==Φ85mm 由此計算出液壓系統(tǒng)工作壓力為：P= （）=（2847103）/（π（1252852））=32MPa 式中F為鎖緊力，F(xiàn)=284KN(2) 缸筒壁厚計算根據機械設計手冊，在此液壓系統(tǒng)中，≤D/δ＜16，故缸筒壁厚應用中等壁厚計算公式，此時：δ= +C （） ψ：強度系數，對無縫鋼管， ψ=1C：用來圓整壁厚數 Py:液壓缸內最高工作壓力。Py=10Mpa D：缸筒內徑[σ]= [σs]/=175/=70MPaδ=10220/(60310)+C=25mm故油缸缸筒外圓取D1=125mm.(3) 缸筒強度校核根據SL4193，缸體合成應力按下式計算：σzh1=≤[σ] （）式中：[σ]=60MPaσz1：縱向應力： σz1==22MPa ()σh1：環(huán)向應力： σh1==75 MPa ()P：工作壓力，P=32MPaD：油缸缸徑，D=Φ125mmd：油缸桿徑，d=Φ85mmδ：缸筒壁厚，δ=終計算， σzh1== MPa 70 MPa即: σzh1 [σ],符合要求.(4) 活塞桿長度和缸筒長度計算根據設計要求的行程，來設計活塞桿的長度；本油缸的行程為1020mm，故油缸的活塞桿的長度為1265mm，缸筒的長度為1