【正文】 表 液壓控制閥 序號 代 號 名稱及規(guī)格 材料 數(shù)量 1 DBDBW30 電磁溢流閥 成品 1 2 FD32PA10 平衡閥 成品 2 3 S 型單向閥 成品 1 4 C5G825※ C 型單向閥 成品 1 5 XJF32/10 蓄能器截止閥 成品 1 6 QH20 調速閥 成品 1 9 A※ YH※ 32B 液控 單向閥 成品 1 10 ZDR6DP230/ 疊加式減壓閥 成品 1 11 Z1S6P130/ 疊加式單向閥 成品 1 12 DSG013C※ ※ 50 電磁換向閥 成品 1 13 ZDR10DP230/ 疊加式減壓閥 成品 1 14 Z2FS1630/S2 疊加式雙單向節(jié)流閥 成品 2 15 4WEH16Y50/OF6AG24NETS2Z5L/B08 電液換向閥 成品 1 16 Z2FS1630。所以本液壓系統(tǒng)所選的液壓閥有中、高壓閥。安裝方式的選擇要根據(jù)液壓閥的規(guī)格大小，以及系統(tǒng)的簡繁及布置特點來確定。根據(jù)系統(tǒng)的操縱需要和電氣系統(tǒng)的配置能力進行選擇。對液壓閥流量的選擇，可以按照產品標明的公稱流量為依據(jù)，根 據(jù)產品有關流量曲線來確定?？梢允瓜到y(tǒng)的設計合理，性能優(yōu)良，安裝簡便，維修容易，并保證系正常工作的重要條件。系統(tǒng)的工作壓力，執(zhí)行機構的動作順序，工作部件的運動速度、方向，以及變換頻率，輸出力和力矩等。本 系統(tǒng)工作壓力在 9Mpa左右，所以液壓閥都選用中、高壓閥。 前面的計算已知，小泵供油壓力為 1P =4 MPa,考慮大泵到銷鎖油缸路損失，大泵供油壓力應為 2P =4Mpa 取泵的總效率 p? =，泵的總驅動功率為： P= 1 1 1 1p v p vpP q P q?? () =88 KW 考慮安全系數(shù) ,故取 90KW。 從液壓原理圖可以看出，快速運動時系統(tǒng)的壓力和流量都較大，這時，大小泵同時參加工作，小泵排油壓力和流量均較大。如圖 所 示 柴油發(fā)動機的選擇 液壓缸在整個循環(huán)運動中，系統(tǒng)的壓力和流量都是變化的。 確定液壓泵的流量 vpq 多液壓缸同時工作時，而且系統(tǒng)使用蓄能器鋪助動力源時，則液壓泵輸出流量公式應為 vpq ≥ 2 2 21 1 2 2 .. .1 2 .. .pc P t P t P n tnp t t tn???? () 其中 K系統(tǒng)泄露系數(shù)，取 K= Tt— 液壓系統(tǒng)工作周期 Vi— 每個液壓缸的工作周期中的總耗油 z— 液壓缸的個數(shù) 銷鎖油缸的最大流量 41 6 10i ijQA??? () 1Q =6? ? ?410 =60 加料門油缸的最大流量 2Q =6? ? ?410 =26 根據(jù)以上可知 : maxQ =60 大泵流量 1Q = maxQ ? 80%=48 小泵流量 2Q = maxQ ? 20%=12 大泵排量 311 10DQq n??=37 38 小泵排量 322 10DQq n??= vpq =按照泵的排量 1q 2q 和pP、vpq的值來選擇液壓泵 選擇液壓泵的規(guī)格 [14] 根 據(jù)以上求的泵的排量 1q 、 2q 和 pP 、 vpq 的值，按系統(tǒng)中給定的液壓泵的形式，從《機械設計手冊》第四卷得雙聯(lián)柱塞泵： 主泵 : K3V112DT 柱塞式串聯(lián)變量雙泵。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵，它們的性能比較如 圖 所示 表 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 (cm3/r) 1500 平衡式 1350 不平衡式 10230 1001000 4500 最高壓力 (MPa) 125 平衡式 不平衡式 2140 2140 最高轉速 (r/min) 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 轉速為 1800r/min時，允許吸入真空度為 (2040cmHg) 轉速為 1800r/min時，允許吸入真空度為 ~26664.4Pa(1020cmHg) 轉速為 1800r/min時，允許吸入真空度為 (30cmHg) 同軸斜式柱塞泵 噪聲 (dB) 額定轉速 300r/min時，噪聲 83dB 額定轉速14502400r/min 時，噪聲 76dB 額定轉速 14502400r/min 時，噪聲 87dB 額定轉速 14502400r/min 時，噪聲 77dB 對過濾精度要求 3050μm 2030μm 1525μm 1525μm 易出 故障的部位 內 部摩擦副；支承軸套端面、齒輪及軸頸磨損，引起橡膠密封損壞、泵體內孔及兩側板磨損 配油盤三角槽極易堵塞，污染物侵入摩擦副，發(fā)生異常磨損或卡殆，油液清潔和吸油通暢，易出現(xiàn)突發(fā)性故障 連桿組件磨損，連桿球頭從驅動軸球窩中脫出，功率調節(jié)彈簧失效，兩對摩擦副磨損 所有變量泵的變量機構，三對摩擦副磨損 37 液壓泵的選擇和泵的參數(shù)的計算 液壓泵的工作壓力的確定 pP? 1P + P?? () 1P — 是執(zhí)行元件的最高工作壓力 ,對于本系統(tǒng)的最高工作壓力是銷鎖油缸的入口壓力 P?? — 是從液壓泵出口液壓缸之間的管路損失。系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥。各液壓元件盡量采用國產標準件，在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制。為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。當某一執(zhí)行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數(shù)值，通過壓力繼電器發(fā)出電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。 例如液壓泵無載啟動，經過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路聯(lián)接比較方便的場合。工程機械的操縱機構多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。根據(jù)液壓設備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。節(jié)流調速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量 ，多余的油經溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。 基于以上控制系統(tǒng)方案分析本次設計選用 負荷傳感控制系統(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、中位負流量控制，兩液壓主泵按全功率變量。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路 。在容積調速系統(tǒng)中， 34 用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。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的控制。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 。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，多余的油液經壓力補償閥流回油箱（為保持壓差恒定）變?yōu)闊崮?。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 。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溢流閥溢掉，浪費了能量。 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。閥控系統(tǒng)實質上是節(jié)流式系統(tǒng)。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。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 33 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)。根據(jù)控制方式不同 ，液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。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。經過上述分析此方案選用 容積節(jié)流調速 。容積調速大多采用閉式循環(huán)形式 。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。調速回路一經確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。節(jié)流調速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。容積節(jié)流調速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調節(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。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。 容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。節(jié)流調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)行元件的流量來調節(jié)速度。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)。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。 32 液壓系統(tǒng)原理圖的制定 制定基本方案 (1) 制定調速方案 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。 (6) 活塞桿柔度校核計算 活塞桿細比計算如下： λ =dL4≤ [λ ] （ ） 此處： L 為折算長度，導向套中心至吊頭尺寸，約 1240mm 活塞桿直徑 d=84mm, [λ ]活塞桿許用細長比，按規(guī)定拉力桿此處 [λ ]≤ 100。 (5) 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(GB/)聯(lián)接 ,兩端數(shù)量均為 24件，螺釘精度等級為 級，其強度校核 ，按照 機械設計手冊 公式（ ）、（ ）。 Py=10Mpa D：缸筒內徑 根據(jù)設計要求 [σ s] =165 那么 [σ ]= [σ s]/=165/=66Mpa 將有關數(shù)據(jù)代入到上面的公式中： 10 125 / ( 66 3 10) c? ? ? ? ? ? ? =(mm) (3) 缸筒強度校核 根據(jù) SL4193，缸體合成應力按下式計算： σ zh1= 112121 hznz ???? ?? ≤ [σ ] （ ） 式中： [σ ]=66Mpa σ z1：縱向應力： σ z1=?124 )(2D dDp ?=20MPa ()σ h1：環(huán)向應力： σ h1= ?21pD =72MPa () 30 P：工作壓力， P=28MPa D：油缸 內 徑， D=Φ 125mm d：油缸桿徑， d=Φ 84mm δ：缸筒壁厚， δ = 終計算， σ zh1= 112121 hznz ???? ?? = MPa 66 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 1000mm，故油缸的活塞桿的長度為 1240mm， 油缸 主要由缸底、缸筒 、 缸頭 、 活塞 、 活塞桿 、 導向套 、緩沖套 、 節(jié)流閥 、 帶放氣孔的單向閥及密封裝置等組成。 活塞桿直徑 d=《機械設計手冊》得知 斗桿、動臂、鏟斗 缸筒的尺寸是符合要求的。 再根據(jù)公式 計算 ： P=?? )(41 22 dDF? () 將相關的數(shù)據(jù)代入 ()得到： 35221 5 0 1 0 4 6 1 0 2 8 ( )( 1 2 5 8 4 ) 0 . 8