【導(dǎo)讀】主要內(nèi)容：1、對(duì)挖掘機(jī)進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。要求準(zhǔn)確、文字流暢。系統(tǒng)為參考對(duì)象，對(duì)其現(xiàn)有的關(guān)鍵技術(shù)和控制方式進(jìn)行比較和研究為挖掘機(jī)的液壓。北京：工業(yè)機(jī)械出版社，2021. 北京：工業(yè)機(jī)械版本社，1993. [3]官忠范，液壓傳動(dòng)系統(tǒng)[M]。[4]李洪人，液壓控制系統(tǒng)[M]。北京：國(guó)防工業(yè)出版社，1981. [12]雷天覺，新編液壓工程手冊(cè)。[13]徐灝，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(第四卷)。綜合訓(xùn)練的目的；、份量是否適當(dāng)；與生產(chǎn)、科研、社會(huì)等實(shí)際相結(jié)合。適中，與工業(yè)生產(chǎn)實(shí)際結(jié)合較緊密。畢業(yè)設(shè)計(jì)課題是WY200型液壓挖掘機(jī)，小型挖掘機(jī)由多個(gè)系統(tǒng)組成，包括液壓系統(tǒng)，傳動(dòng)系統(tǒng)，操縱系統(tǒng)，工作裝置，底架，轉(zhuǎn)臺(tái)，油箱，發(fā)動(dòng)機(jī)安裝等。該生基本上能按時(shí)獨(dú)立完成任務(wù)書中規(guī)定的任務(wù)，基本滿足教學(xué)要求。方案論證充分，設(shè)。同意參加答辯，建議評(píng)定成績(jī)?yōu)椤?

　　

【正文】 轉(zhuǎn) 擺動(dòng)液壓馬達(dá) 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) （ ） G = m? g = 1980? = 19404 (KN) （ ） 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 = G? L2 （ ） F 拉? = 19404? 1206 30 得 120619404 ???F 拉 (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，如表 與表 所示。 表 負(fù)載和工作壓力之間的關(guān)系 負(fù)載 F/KN ＜ 10 10— 20 70— 140 140— 250 ＞ 250 工作壓力 P/MPa 10— 14 18— 21 32 表 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 P/Mpa 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]。 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=()D 受壓時(shí)： 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(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==Φ 31 85mm 由此計(jì)算出液壓系統(tǒng)工作壓力為： P=)(41 22 dDF?? （ ） =（ 2847 103） /（π（ 1252852）） =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， ≤ D/δ＜ 16，故缸筒壁厚應(yīng)用中等壁厚計(jì)算公式，此時(shí)： δ =?? )3][( PyPyD? +C （ ） ψ：強(qiáng)度系數(shù)，對(duì)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 ]= [σ s]/=175/=70MPa δ =10 220/( 603 10)+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= 112121 hznz ???? ?? ≤ [σ ] （ ） 式中： [σ ]=60MPa σ z1：縱向應(yīng)力： σ z1=?124 )(2D dDp ?=22MPa ()σ h1：環(huán)向應(yīng)力： σ h1= ?21pD =75 MPa () P：工作壓力， P=32MPa 32 D：油缸缸徑， D=Φ 125mm d：油缸桿徑， d=Φ 85mm δ：缸筒壁厚， δ = 終計(jì)算， σ zh1= 112121 hznz ???? ?? = 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= 22 3?? ? ≤ [σ ] （ ） 式中σ為拉應(yīng)力： σ =21..4dFk? () τ為剪應(yīng)力： τ =31 01 ... ddFkk () 上面兩公式中， K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取 K= K1:螺紋內(nèi)摩擦系數(shù) ,一般取 K1= 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 == τ == 得 : σ n= 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(GB/)聯(lián)接 ,兩端數(shù)量均為 24件，螺釘 33 精度等級(jí)為 級(jí)，其強(qiáng)度校核，按照公式（ ）、（ ）。 拉應(yīng)力： σ =.21.. .4dzFk?= MPa 剪應(yīng)力： τ =3101 ,. ... dz dFkk= MPa K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取 K= K1: 螺紋摩擦系數(shù) ,一般取 K1= d1：螺紋內(nèi)徑， d1= d0：螺紋外徑， d0=20mm Z： 24 σ s螺釘材料屈服強(qiáng)度，σ s≥ 900Mpa( 級(jí) ) [σ ]= [σ s]/2=450Mpa 得：σ n= 22 3?? ? ≈ [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 =dL4 ≤ [λ ] （ ） 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 1265/85=＜ [λ ]，故滿足要求。 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題。方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實(shí)現(xiàn)。對(duì)于一般中小流量的液壓系統(tǒng)，大多通過換向閥的有機(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實(shí)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 34 利用密封空間的容積變化來實(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)的排量來達(dá)到調(diào)速的目的。其優(yōu)點(diǎn)是沒有溢流損失和節(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(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(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) 它 包括負(fù)荷傳感控制閥和負(fù)荷傳感控制泵（或定量泵）。閥 35 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，在液壓挖掘機(jī)上開始采用負(fù)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(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，而沒有解決節(jié)省能源問題。定量泵和負(fù)荷傳感控制閥的系統(tǒng)也沒有節(jié)省能源消耗，因?yàn)楸盟敵龅牧髁砍^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)闊崮堋Ｖ挥型耆?fù)荷傳感控制系統(tǒng)才能解決節(jié)省能源問題。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 LUOV（ Last 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)載壓力無關(guān)的控制[28]。 制定壓力控制方案 ：液壓執(zhí)行元件工作時(shí)，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內(nèi)工作，也有的需要多級(jí)或無級(jí)連續(xù)地調(diào)節(jié)壓力，一般在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調(diào)節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調(diào)速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護(hù)作用。在液壓系統(tǒng)中，需要流量不大的高壓油時(shí)可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設(shè)高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中，某段時(shí)間不需要供油 ，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。 在系統(tǒng)的某個(gè)局部，工作壓力需低于主油源壓力時(shí)，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。 基于以上控制系統(tǒng)方案分析本次設(shè)計(jì)選用 負(fù)荷傳感控制系統(tǒng) ；采用的是雙泵雙回路恒功率控制液壓系統(tǒng)，帶四種功率控制模式、中位負(fù)流量控制，兩液壓主泵按全功率變 36 量。 (3) 指定順序動(dòng)作方案 主機(jī)各執(zhí)行機(jī)構(gòu)的順序動(dòng)作，根據(jù)設(shè)備類型不同，有的按固定程序運(yùn)行，有的則是隨機(jī)的或人為的。工程機(jī)械的操縱機(jī)構(gòu)多為手動(dòng)，一般用手動(dòng)的多路換向閥控制。加工機(jī)械的各執(zhí)行機(jī)構(gòu)的順序動(dòng)作多采用行程控制，當(dāng)工作部 件移動(dòng)到一定位置時(shí)，通過電氣行程開關(guān)發(fā)出電信號(hào)給電磁鐵推動(dòng)電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續(xù)的動(dòng)作