畢業(yè)設計（論文）ZLJ5300THB12540泵車液壓系統(tǒng)設計

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1、邵陽學院畢業(yè)設計(論文) 1. 緒論 1.1 引言 隨著國內商品混凝土行業(yè)和建設機械租賃業(yè)務的快速發(fā)展，施工規(guī)模和范圍的擴大及西部大開發(fā)，建設機械以及相關混凝土輸送機械行業(yè)得到了高速發(fā)展，混凝土泵車的市場空間進一步擴大。 　　我國混凝土泵車團體用戶主要是年生產(chǎn)能力在30立方米以上有資質的商品混凝土供應商、行業(yè)比較大的建設施工單位、各類有一定經(jīng)濟實力和經(jīng)營規(guī)模的施工機械租賃企業(yè)、從原建設施工單位分離出來的設備管理部門等；個體用戶主要是沿海發(fā)達地區(qū)的個體攪拌站和個體機械租賃部。目前在國內團體用戶至少有800[1]家以上，按國際常規(guī)每家5輛的規(guī)模，今后幾年其泵車擁有量將會達到4000輛左右

2、，再加上個體用戶的1000輛，這個數(shù)字非?？捎^?，F(xiàn)在年成交量約在180輛左右，主要是團體消費，而個體消費增長緩慢的原因是價格問題。 　　目前，國內此類產(chǎn)品型譜和生產(chǎn)企業(yè)不斷增加，產(chǎn)品性能、質量都在迅速提升。隨著商品混凝土行業(yè)的發(fā)展，混凝土泵送機械規(guī)格更全，檔次更高，泵車布料臂架朝更長的方向發(fā)展，由過去的37m占主流，逐步過渡到42～45m為主，47～56m同樣受到市場青睞，如三一重工生產(chǎn)的SY5500THB-56泵車，臂架長度已達到56m，為目前國產(chǎn)最長臂架的泵車。隨著工程進度的加快，泵送排量也有增大的要求，過去排量在60～80m3/h的占60％左右，現(xiàn)在排量要求80～120m3/h的工程

3、越來越多，如杭州灣跨海大橋使用的混凝土泵，基本上都是120m3/h的。 　　對混凝土泵的機動性要求越來越高。主要表現(xiàn)在泵車的市場需要增長很快，2002年比2001年增長95.56％，2003年比2002年的增長幅度更大，超過了100％。另外，車載泵的市場也逐步活躍起來，三一、楚天、中聯(lián)、鴻得利等廠家都有新品上市。目前，柴油機動力越來越多，不僅泵車和車載泵要求使用柴油機動力，單拖式泵的比例也逐步增大。 　　液壓系統(tǒng)向集成方向發(fā)展，普遍采用開式系統(tǒng)及恒功率控制，特別是大流量的泵，開式系統(tǒng)具有油溫低、可靠性高、維修方便等諸多優(yōu)勢。同時，全液壓控制技術、計算機控制技術取得了突破性進展。如三一產(chǎn)

4、品的全液壓換向和計算機閉環(huán)控制技術已經(jīng)廣泛應用。泵送壓力已經(jīng)有了大幅度提高，1971年以前，混凝土出口壓力大多不超過..94MPa，后提高到5.88～8.38MPa，現(xiàn)在已達到22MPa，而且還有繼續(xù)提高的趨勢。同時，液壓系統(tǒng)的壓力也在不斷提高，基本都在32MPa以上。因此，輸送距離也在不斷增加，最大水平輸送距離已超過2000m，最大垂直泵送高度也可達500m以上。 1.2 課題提出的背景 1.2.1 課題提出的宏觀背景 我國臂架式混凝土泵車的起步開始于20世紀80年代初期，最初基本上是引進散件組裝，或者是通過技貿結合方式引進技術生產(chǎn)與部分零件引進相結合的生產(chǎn)模式。 20世紀50年代我

5、國生產(chǎn)過機械式混凝土泵，由于當時的技術水平很低，生產(chǎn)批量很少，在20世紀80年代初，國產(chǎn)混凝土泵車的總保有量尚不足200臺，臂架式混凝土泵車更是一項空白。在此期間，我國的一些大型混凝土澆筑工程，在很大程度上基本依靠進口設備。 從20世紀80年代初開始，經(jīng)過20余年的努力，我國臂架式混凝土泵車取得了長足的發(fā)展，設計水平、制造能力都有了很大提高。據(jù)統(tǒng)計，目前我國混凝土輸送泵制造商已達100多家，分布于全國各地。但是由于各制造商的技術水平、制作工藝、生產(chǎn)能力等參差不齊，產(chǎn)品差距也較大。目前國內生產(chǎn)能力最強的企業(yè)是以三一重工、中聯(lián)重科、徐州重型及福田重機為代表的第一梯隊，第二梯隊中以遼寧海諾、湖北建

6、機、安徽星馬和上海鴻得利等企業(yè)為主，它們的產(chǎn)量占了全行業(yè)的90%以上。 我國臂架式混凝土泵車近年來有了快速的發(fā)展，在產(chǎn)品的穩(wěn)定性和工藝方面，雖然還不如國外的產(chǎn)品，但比20世紀的產(chǎn)品有了長足的進步。在性價比、售后服務等方面我國的產(chǎn)品具有明顯的競爭優(yōu)勢，且更加符合國內的實際施工情況。 其中，中聯(lián)重科、三一重工在臂架式混凝土泵車的研發(fā)方面走在了同行的前面。中聯(lián)重科制訂了《混凝土泵車》標準，還研發(fā)了泵車遠程維護與定位系統(tǒng)。三一重工的混凝土泵車，無論在泵送壓力、泵送排量，還是在穩(wěn)定性、可靠性等方面，都可與國外著名品牌產(chǎn)品相媲美，其泵送機械系列產(chǎn)品已熱銷到中東、北非及南亞等地。 1.2.2 課題提

7、出的行業(yè)背景 (1) 我國泵車行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀及存在的問題 國產(chǎn)臂架式混凝土泵車因為起步較晚，近兩年國內各企業(yè)紛紛加強了技術引進與質量控制，設計開發(fā)了具有自主知識產(chǎn)權的臂架式混凝土泵車，技術創(chuàng)新成為國內臂架式混凝土泵車發(fā)展的助推器。而各大部件的技術發(fā)展趨勢也代表了內臂架式混凝土泵車整車的發(fā)展方向。但隨著泵車行業(yè)的急速發(fā)展，其中也出現(xiàn)了不少的問題： 1) 各制造商的技術水平、制作工藝、生產(chǎn)能力等參差不齊，產(chǎn)品差距也較大。目前國內生產(chǎn)能力最強的企業(yè)是以三一重工、中聯(lián)重科、徐州重型及福田重機為代表的第一梯隊，第二梯隊中以遼寧海諾、湖北建機、安徽星馬和上海鴻得利等企業(yè)為主，它們的產(chǎn)量占了全行業(yè)的90

8、%以上。 2) 環(huán)境污染嚴重，能耗高。泵車行業(yè)本身屬于高能耗、高污染行業(yè)，生產(chǎn)過程中消耗大量資源和能源，產(chǎn)生的廢氣、廢水、廢渣、等對環(huán)境造成嚴重污染。 3) 近年來，隨著全社會環(huán)保意識的增強，我國政府出臺了一系列政策、措施加大節(jié)能、減排力度，各地方政府也制定相應法令、法規(guī)，整治行業(yè)污染，泵車行業(yè)面臨資源、能源和環(huán)境問題的嚴峻挑戰(zhàn)。 4) 國內泵送機械所獲得的專利主要以泵、泵的閘門及泵控制、液壓、電器等為主，這說明國內企業(yè)對這些方面的研究比較重視，這也是國產(chǎn)泵送機械比較薄弱的領域。其次是泵的零配件及臂架方面，近20年間的專利數(shù)量只有100多項，這其中還包含國外企業(yè)申請的專利，這說明我國企

9、業(yè)對臂架式泵送機械研發(fā)的投入還不足。 (2) 國外泵車行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀 1) 底盤呈現(xiàn)多元化。底盤發(fā)動機為臂架式混凝土泵車的工作和行駛提供壓力。其中五十鈴底盤技術成熟，價格也相對便宜，沃爾沃底盤外觀豪華，駕駛舒適，自動化程度高，采用柴油電噴技術，油耗低。 2) 液壓系統(tǒng)向集成化方向發(fā)展。液壓系統(tǒng)是混凝土泵車的核心部分，液壓系統(tǒng)質量的高低會直接影響主機工作性能和效率。臂架式混凝土泵車普遍采用開式系統(tǒng)及恒功率控制，特別是大流量的泵，開式系統(tǒng)具有油溫低、可靠性高、維修方便等諸多優(yōu)勢。同時，全液壓控制技術、計算機控制技術取得了突破性進展。全液壓控制技術、計算機控制技術也取得了突破性進展，如三一產(chǎn)品的

10、全液壓換向和計算機閉環(huán)控制技術已經(jīng)廣泛應用。 3) 節(jié)能、環(huán)保成為泵車發(fā)展趨勢。提高混凝土泵車的節(jié)能、環(huán)保性能已經(jīng)成為一種趨勢，風冷卻逐步替代水冷卻，發(fā)動機的排放標準也在提高。 4) 結構件更具適用性。臂架式混凝土泵車作業(yè)時常受上部空間所限制，要求臂架展開時頂部高度最低，4節(jié)以下的臂架折疊一般采用單一的R或Z形型式。5節(jié)以上臂架由于受空間限制，一般采用RZ組合折疊型式來實現(xiàn)臂架的展開、收攏，適用性、機動性和靈活性增強，特別是在隧道和室內作業(yè)施工中，效率明顯提高。 5) 土輸出排量更大。中心泵送系統(tǒng)壓力更高、輸送量更大，將成為今后國外臂架式混凝土泵車中心泵送系統(tǒng)的發(fā)展趨勢。隨著臂架式混凝土

11、泵車臂架越做越高，車型越做越大，其輸送缸的缸徑也越做越大，同時由于工程進度的要求越來越高，要求泵送排量在80～120m3/h的工程越來越多，大排量將成為今后臂架式混凝土泵車的發(fā)展方向。此外，泵送壓力越來越高?；炷脸隹趬毫ΜF(xiàn)在已達到22MPa，而且還有繼續(xù)提高的趨勢。 圖1.1 ZLJ5300THB125-40泵車整機外觀圖 1.3 混凝土泵車的分類 混凝土泵的種類很多，可以按臂架長短、底盤、臂架展開方式或其他裝置的情況分類。 （1） 按臂架長短分類可以分為37米、40米、42米、44米、46米、47米、48米、49米、50米、52米、56米泵車。 （2） 按底盤類:泵車

12、由于施工的可靠性要求高,工作負荷大,對于底盤的采用,一般都采用國際知名品牌如瑞典VOLVO、德國Merceds-Benz、日本ISUZU等公司生產(chǎn)的專用底盤，其中VOLVO和Merceds-Benz等底盤采用柴油電噴技術,具有較好的燃油經(jīng)濟性和高標準的排放標準。近年來也出現(xiàn)了部分泵才采用國產(chǎn)底盤，如中聯(lián)重科采用的浦沅專汽底盤和北汽福田采用的歐曼底盤。 （3） 按臂架展開方式分類：按壁架展開方式一般分為R型、Z型、和RZ復合型。 1.4 泵送機構的基本構造及工作原理 （1） 混凝土泵車的基本構成： 混凝土泵車大致由泵送機構. 混凝土分配機構、料斗及攪拌機構.電控系統(tǒng)等四大部分組成。每一部

13、分均由不同的機構或零件組成,都承擔不同的功能. 了解并掌握混凝土泵的每一部分基本結構及其工作原理,對泵車的正確使用和維修有很大的幫助. （2） 混凝土泵車的代號及主要性能參數(shù)： 不同廠家對泵車的代號有不同的方式,但根據(jù)國家及行業(yè)的標準,泵車的主要技術性能參數(shù)可以從產(chǎn)品型號看出. ZLJ 5 30 0 THB 125- 40 企業(yè)代號 特種車代號 整機重量 產(chǎn)品改型編號 泵車標準代號 泵送方量 布料高度 泵送機構是把液壓能轉換為機械能的動力執(zhí)行機構，其功能是推動混凝土使其克服管道阻力而達到澆注部位。構造與工作原理如圖1.2 ： 圖1.

14、2 泵送機構構造圖 泵送機構是由動力部分、水箱、工作部分等組成。動力部分即主油缸，工作部分即混凝土缸，水箱的作用是支持連接主油缸與混凝土缸，并由所盛水對混凝土缸進行清洗、冷卻、潤滑等。 泵送混凝土時，在主油缸和分配缸驅動下，若左側混凝土缸與料斗連通，則右側混凝土缸與分配閥連通。若油壓使左側混凝土缸向后移動，將料斗中的混凝土吸入該側混凝土缸(吸料缸)，同時油壓使右側混凝土缸活塞向前移動，將該側混凝土缸(排料缸)中的混凝土推入分配閥，經(jīng)混凝土輸送管道輸送到澆注現(xiàn)場。當左側混凝土缸活塞后移至行程終端時，觸發(fā)水箱中的換向裝置，兩主油缸油壓換向，分配閥油缸使分配閥與左側混凝土缸連接，該側混凝土缸活塞

15、向前移動，將混凝土推入分配閥，同時，右側混凝土缸與料斗連通，并使該側混凝土缸活塞后移，將混凝土吸入混凝土缸。 圖1.3 圖1.4 左側混凝土缸活塞后移至行程終端時，觸發(fā)換向裝置，油缸換向，右側混凝土缸活塞向前推送，開始下一輪泵送循環(huán)，從而實現(xiàn)連續(xù)泵送混凝土。以上情形為混凝土的正泵狀態(tài)(圖1.3)。 當混凝土泵出現(xiàn)泵送不順，發(fā)生堵塞或需將泵(或泵車)暫停，將輸送管(或布料桿)內的混凝土抽回料斗時，可通過液壓系統(tǒng)控制分配閥，使吸料缸口與

16、輸送管道相接，從而使混凝土料抽入混凝土缸體內。而處于排料工位的混凝土缸，則將混凝土抽回料斗中，同步完成吸排料動作后，分配閥換向，開始下一個吸排料過程，從而實現(xiàn)反抽的連續(xù)工作循環(huán)。以上情形為混凝土泵的反泵狀態(tài)（圖1.4） （3） 混凝土缸 混凝土缸后端與水箱連接，前端與分配閥箱體連接并通過托架與機架固定。主油缸活塞桿伸入到混凝土缸內，活塞桿前端裝有混凝土缸活塞。不同型號、不同廠家的混凝土泵，其混凝土缸的尺寸、連接方式也不一樣。 混凝土缸可用無縫鋼管制造。由于混凝土缸同混凝土及水長期接觸，承受著劇烈的摩擦及酸、堿物質的化學腐蝕，因此，在混凝土缸內壁鍍有硬鉻層，或經(jīng)特殊熱處理以提高其耐磨性能及

17、抗腐蝕性能。 混凝土缸活塞是一個將耐磨橡膠與鋼制的活塞鑲片澆鑄成一整體的組合件?；钊偲ㄟ^螺栓同活塞靠盤固定在一起，活塞靠盤的外表面也經(jīng)過鍍鉻以防腐蝕。 圖1.5 主油缸剖面圖 （4） 水箱 水箱是用鋼板焊成，既是儲水容器，又是主油缸與混凝土缸的支持連接件。水箱上部有蓋，打開窗蓋可以加水并清洗水箱內部。水箱上還有一個水標尺，用來觀察水位，水箱底部有放水口。 在泵送機構工作時，水在混凝土缸后部隨著橡膠活塞來回流動，所起的作用是： 1) 清洗作用 清洗混凝土缸壁上每次泵送后殘存的灰漿，以減少混凝土缸及橡膠活塞的磨損; 2） 隔離作用 防止主油缸泄漏出來的液壓油進入混凝

18、土中而影響混凝土的質量; 3) 冷卻潤滑作用 冷卻潤滑混凝土缸橡膠活塞、活塞桿及活塞桿密封部位。整個水系統(tǒng)容量約100L。 （5） 機械系統(tǒng) ? 料斗 料斗是混凝土泵的承料器，料斗及攪拌裝置的功用有兩個方面： 1) 混凝土運輸設備向混凝土泵供料的速度同混凝土泵的輸送速度不能完全一致，料斗可以起到中間調節(jié)作用; 2) 攪拌裝置對混凝土進行二次攪拌，可以改善混凝土的可泵性。 攪拌裝置還有向混凝土分配閥----混凝土缸喂料的作用，以提高混凝土泵的吸人效率。 （6） 攪拌裝置 攪拌軸部件由攪拌軸、攪拌葉及攪拌葉座等組成。 攪拌葉和攪拌葉座共有五副(若料斗內有管形閥，則攪拌器數(shù)目要少

19、)，分為中間的和兩側的兩種。它們安裝后，中間攪拌葉片同攪拌軸軸線平行，兩側攪拌葉片則同攪拌軸軸線成450角。左側和右側攪拌葉片的安裝方向相反，其方向應是當攪拌軸正轉時把混凝土從料斗兩側趕向中間部位。攪拌軸的正轉方向，從鏈輪端看應當是逆時針旋轉。 對于大排量的混凝土泵，其攪拌裝置可采用大螺旋葉片，使混凝土能直接被送到混凝土缸吸料口。 攪拌軸傳動裝置的形式有兩種，一種是液壓馬達通過機械減速后驅動攪拌軸;另一種是液壓馬達直接驅動攪拌軸。而機械減速的方式又有鏈傳動、蝸輪蝸桿傳動，以及齒輪傳動。 當供油油泵排量一定，液壓馬達用小流量時獲得高轉速、小扭矩；當用大流量時獲得低轉速、大扭矩。當混凝土泵采

20、用大排量(30m3／h)、近距離輸送時，攪拌液壓馬達用小流量、高轉速、小扭矩；當混凝土泵采用小排量(l5 m3／h)、遠距離輸送時，液壓馬達用大流量、低轉速、大扭矩。 1－液壓馬達；2－液壓馬達支座；3－主動鏈輪；4－被動鏈輪；5－軸承座； 6－攪拌軸承；7－攪拌軸；8－密封盤；9－壓圈；10－兩側攪拌葉；I1－攪拌葉。 圖1.6 攪拌裝置圖 2液壓系統(tǒng)設計 2.1液壓系統(tǒng)的發(fā)展前景 液壓傳動[2]的出現(xiàn)已經(jīng)有二、三百年的歷史。1795年第一臺水壓機問世。機床上采用液壓傳動，如果從十九世紀末德國制造液壓龍門铇床，美國制造

21、液壓六角車床、液壓磨床算起，已經(jīng)有一百多年的歷史。但由于當時還沒有成熟的液壓元件，因而液壓技術并沒有得到普遍應用。上個世紀三十年代，各類機床（車、銑、磨、鉆、鏜、拉等機床）才剛剛開始采用液壓傳動。直到第二次世界大戰(zhàn)以后，應用才逐漸普遍起來。 我國的液壓技術從上世紀五十所代開始應用，1952年開始試制油壓泵閥。（1961年上海壓機床廠自行設計制造了我國第一臺萬能水壓機）以液體的介質的液壓傳動具有無級調速和傳動平穩(wěn)的優(yōu)點，故在現(xiàn)代機床上得到廣泛應用；用其布置方便并易實現(xiàn)自動化，而在組合機床上應用較廣；由于執(zhí)行元件的輸出力（或轉矩）較大，操縱方便布置靈活，液壓元件用電器易實現(xiàn)自動化和遙控。 以

22、氣體的工作介質和氣壓傳動，因工作壓力較低（一般在1Mpa以下），且有可壓縮性，所以傳遞動力小，運動不如液壓傳動平穩(wěn)，但因空氣粘度小，阻力損失小，速度快、所應靈敏，而適用于特殊環(huán)境下的傳動。 目前，機床液壓仿形裝置，液壓自動化機床及其自動線已經(jīng)大量出現(xiàn)。液壓傳動在高效率的自動、半自動機床組合機床，程控機床和數(shù)控機床上已經(jīng)成為重要的組成部分。有的先進工業(yè)國家采用液壓裝置的機床類別（按品種計算）已經(jīng)高達70%以上，機床傳動系統(tǒng)有85%利用液壓傳動和控制。 液壓技術正在向高壓、高速、大流量、高效率、低噪音，集成比方向發(fā)展；新的液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、優(yōu)化設計數(shù)字仿真。微機控制

23、等新技術也日益發(fā)展、應用，并取得了很多顯著成果（如：比例控制、二通插裝閥、球式邏輯閥，交流液壓技術，還出現(xiàn)了大量的機、電、液、計算機一體化的現(xiàn)代化設備）。 另外，近年來又在太陽跟蹤系統(tǒng)、海浪模擬裝置、船舶駕駛模擬地震再現(xiàn)、火箭助飛發(fā)射裝置、宇宙環(huán)境模擬和高層建筑防震系統(tǒng)及緊急剎車裝置等設施中，也采用了液壓技術。 總之，幾乎所有工程領域，凡是有機械設備的場合，均可利用液壓技術。因此可見其發(fā)展前景是非常光明的。 2.2 液壓系統(tǒng)的設計步驟及要求 液壓傳動傳動系統(tǒng)[3]是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際出發(fā)，有機地結合各

24、式各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單工作可靠，成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 2.2.1液壓系統(tǒng)的設計步驟 設計步驟液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。 （1）確定液壓執(zhí)行元件的形式； （2）進行式?jīng)r分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)； （3）制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)有原理圖； （4）選擇液壓元件； （5）液壓系統(tǒng)的性能驗算； （6）繪制工程圖，編制技術文件。 2.2.2 液壓系統(tǒng)的設計要求 設計要求是進行每項式程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進行進一步著手液壓系統(tǒng)各

25、部分設計之前，必須把設計要求以及與該設計內容有關的其他方面了解清楚。 （1）主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等； （2）液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何； （3）液壓驅動機構的運動形式，運動速度； （4）各動作機構的載荷大小及其性質； （5）對調整范圍、運動平穩(wěn)性、轉換精度等性能方面的要求； （6）自動化程度、操作控制方式的要求； （7）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求； （8）對效率、成本等方面的要求。 2.3 液壓系統(tǒng)圖的擬定 2.3.1 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變

26、化情況，為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于執(zhí)行元件的運動速度和結構尺寸。 ZLJ5300THB125-40混凝土泵車四臂主要技術參數(shù) 最大理論混凝土輸送量 低/高壓m3/h 120/80 最大負載力 230KN 最大泵送混凝土壓力 Mpa 16/9 工作行程 560mm 泵送系統(tǒng)最大功率 Kw/rpm 195/2300 上升流量 18L/min 混凝土輸送缸缸徑/行程 mm φ200/1800 下降流量 22L/min 液壓油路形式Mpa

27、 開式 上升速度 20mm/s 泵送系統(tǒng)油壓Mpa 34 下降速度 30mm/s 分配系統(tǒng)油壓Mpa 23 上升時間 28s 攪拌系統(tǒng)油壓Mpa 14 下降時間 24s 最高攪拌轉速r/min 32 系統(tǒng)壓力等級 20MPa 混凝土輸送管內徑 φ125/φ150 料斗容積 m3 0.6 整車質量 kg 30000 出料口直徑 φ180 2.3.2液壓系統(tǒng)方案設計 （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。 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

28、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)[4]。相應的調整方式有節(jié)流調速、容積調速以及二者的結合——容積節(jié)流調速。 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。此種調速方式結構簡單，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。 容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。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。此種調速方式適

29、用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。 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。此種調速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性較好，但其結構比較復雜。 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。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。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。 容積調速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸

30、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。其結構緊湊，但散熱條件差。 本系統(tǒng)采用變量泵調速，可以是手動變量調速，也可以是壓力適應變量調速。 （2）制定壓力控制方案 液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內工作，也有的需要多級或無級連續(xù)地調節(jié)壓力，一般在節(jié)流調速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。 在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。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

31、路。 在系統(tǒng)的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。 （3）制定順序動作方案 主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據(jù)設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的或人為的。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。加工機械的各執(zhí)行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程開關發(fā)出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續(xù)的動作。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。 另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經(jīng)過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器

32、發(fā)出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床、擠壓機壓力機等場合。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。 （4）選擇液壓動力源 液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。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(jīng)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。容積調速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。 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。對在

33、工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。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。為防止系統(tǒng)中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。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。 在本次設計中，液壓系統(tǒng)及電氣控制系統(tǒng)關鍵元器件均采用國際和國內知名先進品牌的各類液壓、電氣元件、輔件和技術。 本次設計全面滿足要求的各項標準、規(guī)范要求，同時參考國際標準，對產(chǎn)品進行全面的優(yōu)化設計。 2

34、.4液壓系統(tǒng)圖的繪制 整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。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。注意各元件間的聯(lián)鎖關系，避免誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。 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）。 大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更換，保證主要部件連續(xù)工作。 各液壓元件盡量采用國產(chǎn)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。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。 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

35、以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。 本液壓系統(tǒng)原理圖如圖2.1： 圖2.1 ZLJ5300THB125-40混凝土泵車液壓原理圖 2.5液壓系統(tǒng)動作說明 液壓系統(tǒng)采用雙泵雙回路，泵送油路和分配油路獨立，互不干涉；雙信號液控換向實現(xiàn)了泵送與分配完美協(xié)調，進而保障了混凝土泵的整體性能；新型分配緩沖專利技術，確保分配系統(tǒng)沖擊更小。 在主油泵壓力油作用下，一缸前進，另一缸后退，當活塞運行到行程終點時，從泵送油缸前端邏輯閥拾取液壓信號，控制分配液動閥換向，從而改變油泵進出油口方向，使泵送缸活塞運動方向改變，實現(xiàn)泵送油缸

36、活塞交替前進后退。泵送油缸活塞行程終點裝有單向閥，當活塞運行到終點前，泵送油缸單向閥將活塞前后兩腔串通，防止活塞撞擊缸底，并對兩泵送油缸封閉腔進行補油。 主油泵A11VLO 主油泵為大排量軸向柱塞變量泵，帶有恒功率控制裝置、壓力截流閥和電控變量控制閥。恒功率控制裝置調節(jié)工作壓力及泵的輸出流量以致在恒定的轉速下不超過預定的驅動功率。壓力截流閥設定為32MPa，當達到預先設定的壓力值時，它使泵的排量向最小擺回。 （1） 泵送回路 圖2.2 泵送回路液壓原理圖 該回路由吸油濾油器、主泵、電磁換向閥、高低壓切換閥、串聯(lián)的兩個主油缸、散熱器

37、、回油過濾器以及與之并聯(lián)的背壓閥組成。 當電液換向閥電磁鐵不通電時，滑閥處于中位，主泵輸出的液壓油經(jīng)過液控換向閥后直接流往散熱器或背壓閥回至郵箱，泵送油缸不動作。 當電液換向閥一個電磁鐵得電時，滑閥移動，主泵輸出的液壓油流入高低壓切換閥再流入一個泵送油缸的有桿腔，推動活塞前進或者后退，另一泵送油缸的活塞則按照相反的方向運動，泵送油缸排出的液壓油經(jīng)散熱器后回郵箱，形成一個開式回路?；钊说筋^時，被安裝在水箱中的接近開關感應到，引起電磁換向閥另一個電磁鐵得電，電液換向閥換向，導致兩個泵送油缸活塞反向運動。泵送油缸活塞行程中點裝有但向閥，當活塞運行到終點時，單向閥將油缸有桿腔和無桿腔連通，行

38、成緩沖，防止撞缸，并對油缸封閉腔進行補油。 1) 泵送的高低壓切換 當兩主油缸兩無桿腔由高低壓切換閥連通時，此時屬于低壓泵送，要轉換為高壓泵送只要旋轉高低壓轉換開關，此時高低壓轉換的電磁閥另一端得電，控制油進入高低壓切換閥的相反方向，此時兩有桿腔相連通為高壓泵送。 主泵變量控制回路 圖2.3 主泵變量控制回路 圖中主泵變量控制采用液控形式。恒壓泵輸出的少部分壓力油，經(jīng)電磁比例減壓閥減壓后，與主泵上的Y口連通，作用在行程限制器的閥芯上，油泵的排量由加在油口Y的壓力來設定，隨著壓力的提高，泵的排量變大。所以調節(jié)電磁比例減壓閥的出口壓力，就可以調節(jié)泵的排量。 主泵恒功率控制回

39、路 工作壓力油在活塞上施加一個推力,控制活塞推動搖臂，使得恒功率控制閥芯發(fā)生位移。一個可從外部調整的彈簧力作用在搖臂的另一側以確定恒功率設定值。如果共作壓力超過設定的彈簧力，則恒功率閥被搖臂操作，使泵朝零輸出擺動。減小搖臂上的有效力矩，從而使工作壓力以輸出流量減小的相同比率提高，達到輸出功率恒定的目的。 恒功率控制越權于液控變量控制，即低于功率曲線時排量受液控壓力的調整。如果設定流量或工作壓力是功率曲線被超越，則功率控制取代液控變量，并按恒功率曲線調整排量。 2) 主泵壓力切斷控制回路 壓力切斷是一種壓力控制功能。泵輸出的壓力油直接作用在壓力切斷閥閥芯一端，另一端由一個彈

40、簧力來平衡，當液壓油的推力達到預定的彈簧力時，閥芯移動，時泵變量機構朝Vgmin擺回，壓力迅速下降。 壓力切斷功能越權于恒功率控制與液控變量控制，即在低于壓力切斷的預設壓力時，恒功率控制與液控變量控制起作用。 （2） 分配與潤滑泵驅動回路 圖2.4 分配與潤滑泵驅動回路 該回路是一個典型的壓力控制回路，由吸油過濾器、恒壓變量泵，單向閥，電液換向閥，擺動油缸，卸荷溢流閥，蓄能器，卸荷開關，擴散器，回油過濾器，散熱器，背壓閥組成。 當電液換向閥不通電時，閥芯處于中位，油路不通，恒壓泵泵出的油經(jīng)單向閥進入蓄能器，當蓄能器內壓力達到卸荷溢流閥設定壓力時，卸荷溢流閥開啟，油回郵箱。同時

41、恒壓泵自動降低排量，減少流量。 當電液換向閥一端電磁鐵得電時閥芯移動，一擺動油缸油路接通，蓄能器內儲存的壓力油匯同恒壓泵泵出的油一起進入擺動油缸，推動S管分配閥擺動。 當電液換向閥另一端電磁鐵得電時，另一擺動油缸油路接通，推動S管分配閥向相反方向擺動。 （3） 攪拌冷卻液壓回路 圖2.5 攪拌冷卻液壓回路 攪拌冷卻液壓回路是一個典型的速度控制回路，它由吸油過濾器，齒輪泵，手動換向閥，溢流閥，回油過濾器，以及散熱器組成。 當手動換向閥閥芯處于中位時，壓力油經(jīng)過回油過濾器，冷卻器直接流回郵箱，液壓馬達不轉；此時僅僅起到對郵箱中的液壓油進行冷卻和過濾作用。 當手動換向閥閥芯左移時，

42、壓力油從右側進入液壓馬達，馬達正轉，當換向閥閥芯右移時馬達反轉。馬達若在運轉過程中超負載，會停止不動，液壓油壓力會升高，當達到溢流閥設定值時，閥芯打開溢流。 （4） 吸油濾油器[5] 過濾精度為100μ。當真空表超過0.02MPa，或電發(fā)訊器報警時，濾芯可能堵塞，應及時清洗或更換。 （5） 回油濾油器 過濾精度為20μ。當真空壓力表超過0.35MPa時，濾芯可能堵塞，應及時清洗或更換。 （6） 泵車臂架部分液壓系統(tǒng) 主要液壓元件介紹 臂架部分液壓系統(tǒng)主要液壓元件由主油泵、平衡閥、回轉緩沖制動閥、 比例多路閥、液壓鎖等組成。 1) 主油泵A7V005 A2F023 臂架液壓系統(tǒng)

43、采用獨立的油泵供油。37米以下泵車臂架液壓系統(tǒng)一般采用的是定量泵A2F023加負載感應閥系統(tǒng)；47m泵車液壓系統(tǒng)采用的是變量泵A7V005DRS加負載感應系統(tǒng)。44m泵車液壓系統(tǒng)采用的是變量泵A7V005LRD5加負載感應閥系統(tǒng)。 2) 平衡閥 它裝于液壓油缸的進出油口，它的作用1、油缸不運動時，起閉鎖作用，從而鎖定臂架的位置，防止臂架移動；2、平衡閥帶有二次溢流功能，臂架振動過大閉鎖腔的油液將溢流釋放，起到保護臂架的功能；二次溢流壓力出廠時已調定。3、臂架向下運動時，起到限速作用，防止臂架下滑和抖動。 圖2.6 ZLJ5300THB125-40臂架系統(tǒng)液壓原

44、理圖 3) 回轉限位閥 通過閥塊上的液控梭閥，工作時自動將回轉機構的常閉制動器打開。360限位回轉通過兩電磁閥卸荷限位，同時還有過載功能和限速功能。 也有回轉限位閥是通過裝在轉臺上的微動開關使主閥溢流的。其中閥組上的液控梭閥，工作時自動將回轉機構的常閉制動器打開。同樣，還有過載功能和限速功能。 4) 比例多路閥 多路閥屬于負載感應閥。從原理圖我們可以知道多路閥有安全閥（起壓力保護和卸荷作用）、減壓閥（給出控制油）、負載感應閥（流量條節(jié)）的作用，可以較好的控制執(zhí)行元件的動作（不取決于負載，可多個執(zhí)行元件同時獨立動作）。閥塊中LS口與變量泵相接，還可以起到變量與節(jié)能的作用。 5)

45、液壓鎖 支腿液壓系統(tǒng)中也有一個很重要的液壓元件就是液壓鎖，它的具體結構類似液控單向閥作用用是保證油缸伸出后容積腔閉鎖，防止油缸位移。 （7） 臂架部分工作原理 臂架泵壓力油經(jīng)高壓濾油器進入臂架多路閥，臂架回轉及每一節(jié)臂架的動作均有一操縱桿，另外加上一片支腿閥的選擇操縱桿（因為上下操縱均由一個泵供油，加上安全考慮，下車多路閥動作時，臂架操縱無效）。 當臂架需要工作（支腿已操縱完畢，油路已轉至上車）時，操縱多路閥的操縱桿，可以控制對應的臂架動作和臂架回轉。手動操縱一般用于緊急狀態(tài)，正常工作時，均通過有線遙控器的對應按鈕對臂架進行控制。 （8） 支腿部分液壓原理 臂架支腿液壓系統(tǒng)如原理圖

46、所示，泵車支腿液壓系統(tǒng)工作原理大同小異，主要是考慮油缸閉鎖密封和收放自如。 支腿液壓系統(tǒng)與臂架液壓系統(tǒng)采用統(tǒng)一的油泵供油，油泵壓力經(jīng)高壓濾油器進入臂架多路閥，其中第一片或最后一片為支腿工作選擇閥。臂架需要展開時，必須先打開個支腿。操縱支腿時，通過位于泵車兩側的操縱手柄和電控按鈕進行協(xié)調控制。 3 小臂液壓油缸的設計和計算 3.1 小臂液壓油缸的方案選擇 液壓缸的種類很多下面分別介紹幾種常用的液壓缸: 1.活塞式液壓缸 活塞式液壓缸根據(jù)其使用要求不同可分為雙桿式和單桿式兩種。 (1)雙桿式活塞缸 活塞兩端都有一根直徑相等的活塞桿伸出的液

47、壓缸稱為雙桿式活塞缸，它一般由缸體、缸蓋、活塞、活塞桿和密封件等零件構成。根據(jù)安裝方式不同可分為缸筒固定式和活塞桿固定式兩種。 (2)單桿式活塞缸 所示，活塞只有一端帶活塞桿，單桿液壓缸也有缸體固定和活塞桿固定兩種形式，但它們的工作臺移動范圍都是活塞有效行程的兩倍。 (3)差動油缸單桿活塞缸 在其左右兩腔都接通高壓油時稱為：“差動連接”。 2.柱塞缸 它只能實現(xiàn)一個方向的液壓傳動，反向運動要靠外力。若需要實現(xiàn)雙向運動，則必須成對使用。這種液壓缸中的柱塞和缸筒不接觸，運動時由缸蓋上的導向套來導向，因此缸筒的內壁不需精加工，它特別適用于行程較長的場合。 3.其他液壓缸 (1)

48、增壓液壓缸。增壓液壓缸又稱增壓器，它利用活塞和柱塞有效面積的不同使液壓系統(tǒng)中的局部區(qū)域獲得高壓。它有單作用和雙作用兩種型式， 顯然增壓能力是在降低有效能量的基礎上得到的，也就是說增壓缸僅僅是增大輸出的壓力，并不能增大輸出的能量。 單作用增壓缸在柱塞運動到終點時，不能再輸出高壓液體，需要將活塞退回到左端位置，再向右行時才又輸出高壓液體，為了克服這一缺點，可采用雙作用增壓缸， (2)伸縮缸。伸縮缸由兩個或多個活塞缸套裝而成，前一級活塞缸的活塞桿內孔是后一級活塞缸的缸筒，伸出時可獲得很長的工作行程，縮回時可保持很小的結構尺寸，伸縮缸被廣泛用于起重運輸車輛上。 伸縮缸的外伸動作是逐級進行的

49、。首先是最大直徑的缸筒以最低的油液壓力開始外伸，當?shù)竭_行程終點后，稍小直徑的缸筒開始外伸，直徑最小的末級最后伸出。隨著工作級數(shù)變大，外伸缸筒直徑越來越小，工作油液壓力隨之升高，工作速度變快。 (3)齒輪缸。它由兩個柱塞缸和一套齒條傳動裝置組成，柱塞的移動經(jīng)齒輪齒條傳動裝置變成齒輪的傳動，用于實現(xiàn)工作部件的往復擺動或間歇進給運動。 根據(jù)泵車的工作需要小臂液壓缸應選用缸體固定的單桿式活塞缸。 3.2 小臂液壓缸承載力的計算 液壓缸承載力，是液壓缸承受所有外部載荷的總稱，它包括工作負載，外摩擦負載和慣性負載。 承載力按下式計算[6]：

50、PN=Pn+Pm+Pg (3.1) 式中 PN 液壓缸總承載力(N) Pn 工作負載(N) Pm外摩擦負載(N) Pg液壓缸運動速度變化時產(chǎn)生的慣性負載(N) 泵車臂架結構圖如下： 圖3.1 臂架結構圖 3.2.1 四臂工作負載的分析 舉升油缸下端與三臂鉸接，上端與滑架鉸接，其作用力主要用于舉升臂架，改變臂架與地面的角度，從而使之適應不同的工作要求。 計算液壓缸負載力時,必須對液壓缸所處的工作狀況進行全面分析。

51、首先正確地確定作用在液壓缸上的力。在不同工作條件下，液壓缸承受的力往往是變化的，這就需要求出最大的力。此液壓缸在力臂處于水平位置時，作用在支承液壓軸線上的分力為最大，所以此時受力最大（圖3.1）。 圖3.2 查閱相關資料[1]可知四臂處于水平狀態(tài)時舉升力與豎直方向成30度角，因此此時的作用力F0的豎直方向的分力F1可由如下公式表述出來： F1=G1L2/L1 (3.2) F0=F1/COS300 (3.3)式中

52、 G1－四臂鉸接點右端即四臂的重量(N) l1－舉升油缸作用力對鉸點的力臂(m) l2－鉸接點右端即四臂的質心到鉸接點的水平距離(m) 查閱相關資料[1]，選取G1=2500kg=25000N， l1=0.4m，l2=4.2m , 代入數(shù)據(jù)求得： F1 = G1l2/ l1 =262500N F0 = F1 / cos300 =303100N 3.2.2 外摩擦負載的分析計算 外摩擦負載是指液壓缸在運動時所拖動的機構與導向或支撐件之間的摩擦力，泵車四臂油沒有外摩擦力。 3.2.3 慣性負載的分析 液壓缸和運

53、動過程并不是勻速運動,它必須經(jīng)過啟動加速運動勻速運動減速運動制動這樣一個過程,在變速過程必然會產(chǎn)生慣性力,即慣性負載。由于在此液壓缸工作中，缸筒運動的速度慢，所以慣性負載可以忽略。 3.3 總承載力的計算 液壓缸在啟動時承載力最大,因為它不但要克服工作負載、靜摩擦力,而且還要克服慣性力。但此液壓缸在實際工作時不是同時承受這三種力，它沒有外摩擦力。所以只受重力和慣性力的影響。由于在此液壓缸工作中，缸筒運動的速度慢，所以慣性負載可以忽略。 通過以上對舉升油缸作用力的計算，得出了舉升油缸的主要技術數(shù)據(jù)，間接的為下面的舉升機構液壓系統(tǒng)的設計部分作基礎。 3.4 四臂臂架液壓缸參數(shù)計算 3.

54、4.1 液壓缸內徑尺寸與活塞桿直徑的確定 工作壓力是確定執(zhí)行元件結構參數(shù)的主要依據(jù)，它的大小影響執(zhí)行元件的尺寸和成本，乃至整個系統(tǒng)性能。工作壓力選得高，執(zhí)行元件和系統(tǒng)的結構緊湊，但對元件的強度、剛度及密封要求高，且要采用較高壓力的液壓泵；反之，如果工作壓力選得低，就會增大執(zhí)行元件及整個系統(tǒng)的尺寸，使結構變得龐大。所以應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫?。?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，如表3.1，表3.3所示。 由負載值大小查表3.1，參考同類型混凝土泵車，取二臂液壓缸工作壓力為20MPa。 表3.1 負載和工作壓力之間的關系 負載F/KN ＜10 10-20

55、20-30 30-50 ＞50 工作壓力 P/MPa 0.8-1.2 1.5-2.5 3.0-4.0 4.0-5.0 ≥5.0 表3.2 各類液壓設備常用的工作壓力 設備類型 精加工機床 半精加工機床 粗加工或重型機床 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/MPa 0.8-2 3-5 5-10 10-16 20-32 油缸受最大載荷F=303100N時，活塞桿是工作在受壓狀態(tài)，如圖3.3所示: 圖3.3 活塞桿受壓

56、狀態(tài)圖 1.計算液壓缸的結構尺寸 液壓缸的結構尺寸主要有三個：缸筒內徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。 (1)缸筒內徑D。液壓缸的缸筒內徑D是根據(jù)負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內徑D，再從GB2348—80標準中選取最近的標準值作為所設計的缸筒內徑。 根據(jù)負載和工作壓力的大小確定D： ①以無桿腔作工作腔時 (3.4) ②以有桿腔作工作腔時 (3.5) 式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定；Fmax為

57、最大作用負載。 應為臂架上升時工作腔為無桿腔，又已知油缸受的最大載荷，根據(jù)公式一可得缸筒的內徑D=138mm。 (2)活塞桿外徑d。活塞桿外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結構強度和穩(wěn)定性。若速度比為λv，則該處應有一個帶根號的式子： (3.6) 也可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.3～0.5D。 受壓力作用時： pI＜5MPa時，d=0.5～0.55D 5MPa＜pI＜7MPa時，d=0.6～0.7D pI＞7MPa時,d=0.7D 根據(jù)公式可得d=94m

58、m。 當按GB/T2348－1993將這些直徑圓整成就近標準值時得：D=140mm d =80mm 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 A1==153.86cm2 A2==125.60cm2 3.4.2 液壓缸的流量確定 在D、d確定后可求得如表3.3 表3.3液壓缸的流量、速度 前進 后退 Q=18L/min Q=22L/min V=20mm/s V=30mm/s 3.4.3 液壓缸行程的確定 液壓缸行程主要依據(jù)機構的運動要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，應盡量采用GB/T2348-1993標準的液壓缸行程，則根據(jù)技術要求，取行程為560mm。

59、 3.4.4 缸筒壁厚的計算 對于低壓系統(tǒng)或≥16時，液壓缸缸筒厚度一般按薄壁筒計算，公式如下： (3.7) 式中 －液壓缸缸筒厚度 －試驗壓力(Mpa)，當工作壓力P≤16 Mpa時，=1.5P，當工作壓力P≥16 Mpa時，=1.25P，這里應取=1.25P =25Mpa －液壓缸內徑(m) －缸體材料的許用應力（Mpa），可通過下面公式求得： (3.8) －缸體材料的抗拉強度(Mpa) －安全系數(shù)，=3.5～5，一般取=5 但對于鍛鋼45

60、的許用應力一般都取=110(Mpa) 則 根據(jù)《機械設計手冊》，取液壓外缸直徑為=165mm. 3.4.5 液壓缸油口直徑的計算 液壓缸油口直徑應根據(jù)活塞最高運動速度v和油口最高液流速度v0而定，公式如下： (3.9) 式中 －液壓缸油口直徑(m) －液壓缸內徑(m) －液壓缸最大輸出速度(m/min) －油口液流速度(m/min)，根據(jù)《機械設計手冊》，取=0.7m/min =10mm 3.4.6 缸底厚度計算 該液壓缸為平形缸底且有油孔，其材料是45號鋼。

61、 (3.10) 式中 —缸底厚度 —缸底油孔直徑 —試驗壓力 —液壓缸內徑 —缸底材料的許用應力，取安全系數(shù)n=5，則。 由于缸的額定壓力，所以取。 得 3.4.7 活塞桿柔度校核計算 活塞桿細比計算如下： λ=≤[λ] (3.11) 此處：L為折算長度，約560mm，活塞桿直徑d=80mm，[λ]活塞桿許用細長比，按規(guī)定拉力桿此處[λ]≤120。 計算得λ=≤[λ]，故滿足要求，則活塞桿長度和缸筒長度的取值合格。 3.5 液壓泵的

62、參數(shù)計算 3.5.1 油泵工作壓力計算 液壓泵的出口壓力必需滿足系統(tǒng)工作壓力（），并考慮沿程壓力流量損失和油泵的使用工作壽命等因素，根據(jù)招標文件要求，液壓系統(tǒng)油泵最高工作壓力應滿足： (3.12) 其中：（油缸啟動額定工作壓力） （安全系數(shù)） （系統(tǒng)中沿程壓力損失） 故： 3.5.2 油泵最大工作流量計算 由表4.4可知，前進時所需流量最大是18L/min，油泵最大工作流量： (3

63、.10) 其中：為系統(tǒng)的泄漏系數(shù)，取1.2。 為：同時動作的液壓缸最大總工作流量。 液壓泵供兩個液壓缸工作。 故： 3.5.3 油泵排量計算 (3.13) 其中：q為油泵排量 為油泵最大工作流量。 為底盤發(fā)動機工作轉速，額定轉速。 那么： 油泵選用A10VO28DR恒壓變量泵，在其變量范圍內保持系統(tǒng)壓力恒定不受泵流量變化的影響，變量泵僅供應工作必須的油液體積。如果壓力超過設定值，則泵自動擺回小角度。所須壓力可直接在泵上設定（閥內裝，標準

64、型），也可在用于帶遙控型單獨的順序閥上設定。 4液壓系統(tǒng)性能驗算 4.1液壓系統(tǒng)壓力損失 4.1.1 沿程壓力損失 沿程壓力損失，主要是液壓缸快速運動時進油管路的損失。設系統(tǒng)采用46號抗磨液壓油，其工作環(huán)境溫度為20-50℃時，設定此管路長為8m，管內徑0.01m，當液壓缸前進時通過的流量為18L/min，正常運轉后的粘度為=60 油在管路的實際流速 ===3.83m/s (4.1) Re===638<2300 (4.2) 因為系統(tǒng)中采用是光滑的金屬圓管，其臨界雷諾數(shù)為2000-3000，而實際流動時的雷諾數(shù)為638

65、，小于2000-3000，則管中應為層流，則阻力系數(shù)： (4.3) 介質的密度為ρ=890kg/m，則進油路上的沿程壓力損失為: (4.4) 求得沿程壓力損失為: ==689.7Pa 4.1.2 局部壓力損失 液體流經(jīng)如閥口、彎管、通流截面變化等局部阻力處所引起的壓力損失。液流經(jīng)過這些局部阻力處時，由于液流方向和流速均發(fā)生變化，在這里形成了旋渦，使液體的指點之間互相撞擊，從而產(chǎn)生能量的損耗。 局部壓力損失包括管道安裝和

66、管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道的具體結構而定，一般取沿程壓力損失的10%，而后者與通過閥的流量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失為qn和，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失為為 (4.5) 從系統(tǒng)圖中可以看出,從泵的出口到油缸的進油口,要經(jīng)過單向閥、電磁換向閥、單向節(jié)流閥、溢流閥。 設定單向閥的額定流量為60L/min，額定壓力損失0.4MPa, 電磁換向閥的額定流量為160L/min,額定壓力損失為0.3MPa, 單向節(jié)流閥的額定流量為150L/min,額定壓力損失為0.2MPa。溢流閥的額定流量為130L/min,額定壓力損失為0.3MPa。 通過各閥的局部壓力損失之和： =0.952 MPa (4.6) 4.1.3 總的壓力損失 由上面的計算所得可求出：