【導讀】挖掘機工作裝置液壓系統(tǒng)設計畢業(yè)設計（論文）。邵陽學院畢業(yè)設計論文任務書。專業(yè)班級學生姓名學號課題名稱設計論文。機械股份有限公司校企合作學生在生產(chǎn)現(xiàn)場做畢業(yè)設計全面提高綜合設計能力。1對挖掘機進行結(jié)構(gòu)分析。比例1∶1畢業(yè)設計圖紙總工作量不少于2張零號圖紙。3按學院畢業(yè)設計的書寫格式要求撰寫設計說明書畢業(yè)設計說明書不少于。4每個學生應完成與畢業(yè)設計有關(guān)的3000-5000個文字的外文資料翻譯譯。注1此表由指導教師填寫經(jīng)各系教研室主任審批生效。三課題研究已具備的條件包括實驗室主要儀器設備參考資料。4山河智能有限公司挖掘機裝配車間實習技術(shù)部資料查閱四設計論。年月日六院系審批意見。院系負責人簽名單位公章。起止日期畢業(yè)設計論文各階段工作任務完成情況指導教師簽字。說明書良好2052668畢業(yè)設計打印撰寫答辯提綱準備答辯良。辯資格認定和成績評定。一研究目的國內(nèi)外現(xiàn)狀及水平。名企業(yè)有20多家主要分布在日本美國歐洲等發(fā)達地區(qū)處于前列的有日本的小松

　　

【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器設備的運動功能性能要求和結(jié)構(gòu)安裝上的限制根據(jù)所要求的負載運動形態(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 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(nèi)收 動臂液壓缸 斗桿 液壓缸 鏟斗液壓缸 回轉(zhuǎn) 擺動液壓馬達 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臂液壓缸一根斗桿一根鏟斗油缸要使機構(gòu)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(jù)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(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)系到設計出和系統(tǒng)是否經(jīng)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(jù)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(jù)總負載值或者主機設備類型選取 表 43 負載和工作壓力之間的關(guān)系 負載 FKN ＜ 10 1020 70140 140250 ＞ 250 工作壓力 PMPa 0812 1525 1014 1821 32 表 44 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(nóng)業(yè)機械小型工程機械工程機械輔助機構(gòu) 液壓機重型機械大中型挖掘機起重運輸機械 工作壓力 PMpa 082 35 510 116 1632 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] 43 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(nèi)徑 D 的計算 受拉時 d 0305 D 受壓時 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 缸筒壁厚計算 根據(jù)機械設計手冊在此液壓系統(tǒng)中 32≤ Dδ＜ 16 故缸筒壁厚應用中等壁厚計算公式此時 δ C 45 ψ強度系數(shù)對無縫 鋼管 ψ 1C 用來圓整壁厚數(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 缸筒強度校核 根據(jù) SL4193 缸體合成應力按下式計算 σ zh1 ≤ [σ ] 46 式中 [σ ] 60MPa σ z1 縱向應力 σ z1 22MPa 47 σ h1 環(huán)向應力 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 終計算 σ zh1 532 MPa 70 MPa 即 σ zh1 [σ ]符合要求 4 活塞桿長度和缸筒長度計算 根據(jù)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 1500mm 5 活塞桿強度計算 活塞桿受拉力最危險截 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力計算如下 σ n ≤ [σ ] 49 式中σ為拉應力 σ 410 τ為剪應力 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)接螺釘強度校核計算 螺釘聯(lián)接采用高強度螺釘 M20 80 GBT7012020 聯(lián)接兩端數(shù)量均為 24 件螺釘精度等級為 109 級其強度校核按照公式 410411 拉應力 σ 1848 MPa 剪應力 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 螺釘材料屈服強度σ s≥ 900Mpa 109 級 [σ] [σs]2 450Mpa 得σ n ≈ 23512MPa [σ ] 符合工況要求 7 活塞桿柔度校核計算 活塞桿細比計算如下 λ ≤ [λ ] 412 此處 L 為折算長度導向套中心至吊頭尺寸約 1500mm 活塞桿直徑 d 85mm [λ ]活塞桿許用細長比按 規(guī)定拉力桿此處 [λ ]≤ 100 計算得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動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)大多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所要求的動作對高壓大流量的液壓系統(tǒng)現(xiàn)多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現(xiàn)速度控制通過改變液壓執(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實現(xiàn)相應的調(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)行元件的流量來調(diào)節(jié)速度此種調(diào)速方式結(jié)構(gòu)簡單由于這種系統(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合容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調(diào)速的目的其優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失效率較高但為了散熱和補充泄漏需要有輔助泵此種調(diào)速方式適用于功率大運動速度高的液壓系統(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)比較復雜節(jié)流調(diào)速又分別有 進油節(jié)流回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式進油節(jié)流起動沖擊較小回油節(jié)流常用于有負載荷的場合旁路節(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)速一般采用開式循環(huán)形式在開式系統(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式回路結(jié)構(gòu)簡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關(guān)式控制閥定值控制閥和比例控制閥 液壓挖掘機控制系統(tǒng)是對發(fā)動機液壓泵多路換向閥和執(zhí)行元件液壓缸液壓馬達等所構(gòu)成的動力系統(tǒng)進行控制的系統(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)動機控制系統(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)和整機控制系統(tǒng)液壓控制閥控制系統(tǒng)①先導型控制系統(tǒng) 換向控制閥的控制形式有直動型用手柄直接操縱換向閥主閥芯目前少用和先導型兩種后者是用先導閥控制先導油液再用先導油液控制換向閥的主閥芯它又分為機液先導型和電液先導型兩類②負荷傳感控制系統(tǒng)包括負荷傳感控制閥和負荷傳感控制泵或定量泵閥控系統(tǒng)實質(zhì)上是節(jié)流式系統(tǒng)在液壓挖掘機上目前常用的是一般的三位六通多路閥其滑閥的微調(diào)性能和復合操作性能差20世紀 90年代以來在液壓挖掘機上開始采用負荷傳感控制系統(tǒng)其控制閃不論是中位開式方式還是中位閉式方式都附帶有壓力補償閥 采用電子控制壓力補償?shù)囊簤和诰驒C液壓系統(tǒng)與傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)比較負荷傳感控制系統(tǒng)的主要優(yōu)點是節(jié)省能源消耗普通三位六通換向閥無論采用定量泵還是變量泵總要有一部分油液經(jīng)溢流閥溢掉浪費了能量而使用負荷傳感變量系統(tǒng)泵的流量全部用于負載上泵的壓力僅比負荷壓力大 13Mpa 流量控制精度高不受負荷壓力變化的影響幾個執(zhí)行元件可以同步運動或以某種速比運動且互不干擾普通三位六通閥系統(tǒng)用的是并聯(lián)油路當幾個執(zhí)行元件同時動作時泵輸出的油液首先流向壓力低的執(zhí)行元件不能同步 上述的負荷傳感控制閥只解決了滑閥的微調(diào)性能和復合操作性能而沒有解決 節(jié)省能源問題定量泵和負荷傳感控制閥的系統(tǒng)也沒有節(jié)省能源消耗因為泵所輸出的流量超過執(zhí)行元件液壓缸和液壓馬達所需要的流量時多余的油液經(jīng)壓力補償閥流回油箱為保持壓差恒定變?yōu)闊崮苤挥型耆摵蓚鞲锌刂葡到y(tǒng)才能解決節(jié)省能源問題完全負荷傳感控制系統(tǒng) 完全負荷傳感控制系統(tǒng)由負荷傳感控制閥和負荷傳感控制變量泵組成帶次級壓力補償閥的負荷傳感系統(tǒng)德國力士樂公司等在其生產(chǎn)的液壓挖掘機上設置了負荷傳感分流器 LUOVLast Unabhangige Durchfluss Vereilung 系統(tǒng)其主要作用是當多個執(zhí)行元件同時工作所需的 流量大于液壓泵的流量時產(chǎn)生供油不足的現(xiàn)象這不能使正在工作臺的執(zhí)行元件與負載壓力無關(guān)的控制得到保證 LUDV 系統(tǒng)能保證在供油不足時所有執(zhí)行元件的工作速度按正比例下降以獲得與負載壓力無關(guān)的控制 負荷傳感控 液壓原理圖 ５ 液壓元件的選擇與專用件的設計 動力元件的作用是將原動機的機械能轉(zhuǎn)換成液體的壓力能指液壓系統(tǒng)中的油泵它向整個液壓系統(tǒng)提供動力液壓泵的結(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目 齒輪泵 外嚙合 葉片泵 斜軸式柱塞泵 斜盤式柱塞泵 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 對污染較敏感葉片磨損時效率降低到很小 對污染最敏感配流盤受損 傷時效率降低 對污染的斜軸式高配流盤滑靴磨損時效率降低 吸油性能 轉(zhuǎn)速為 1800rmin 時允許吸入真空度為 266644543288Pa 2040cmHg 轉(zhuǎn)速為 1800rmin 時允許吸入真空度為 133322266644Pa 1020cmHg 轉(zhuǎn)速為 1800rmin 時允許吸入真空度為 399970Pa 30cmHg 同軸斜式柱塞泵 噪聲 dB 額定轉(zhuǎn)速 300rmin 時噪聲 83dB 額定轉(zhuǎn)速 14502400rmin 時噪聲 76dB 額定轉(zhuǎn)速 14502400rmin 時噪聲 87dB 額定轉(zhuǎn)速 14502400rmin 時噪聲 77dB 對過濾精度要求 3050μ m 20