后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計

后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計 摘要 本文主要介紹了后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)的設計過程包括液壓方案擬定、液壓相關參數設計、液壓元件的設計、液壓系統(tǒng)圖的設計以及液壓系統(tǒng)性能的驗算等。同時也介紹了利用三維軟件UG建立后裝壓縮式垃圾車模型，導入ADAMS中對垃圾車的虛擬樣機進行仿真，此課題對其進行運動學分析，并對液壓系統(tǒng)仿真結果進行分析。 關鍵詞：后裝壓縮式垃圾車；液壓系統(tǒng)設計；虛擬樣機；ADAMS；仿真 引言 隨著我國的城鎮(zhèn)化建設，城市生活垃圾的成分發(fā)生了很大的變化，垃圾的密度不斷下降，可壓縮性增加城市中的垃圾處理工作量變得越來越繁重，采用傳統(tǒng)的人工收集垃圾方式，耗時耗力，效率低。后裝壓縮式垃圾車開始得到重視，使用范圍越來越廣。 后裝壓縮式垃圾車是在壓縮垃圾車基礎上加裝后掛桶翻轉機構或垃圾斗翻轉機構。由密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)、操作系統(tǒng)組成。整車為全密封型，自行壓縮、自行傾倒、壓縮過程中的污水全部進入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運輸過程中的二次污染的問題，具有壓力大、密封性好、操作方便、安全等優(yōu)點。 我國的垃圾車技術引自國外，現在技術日趨成熟，但我國的垃圾車缺乏自己的核心技術，相關重要關鍵部件需靠進口。后裝壓縮式垃圾車的壓縮裝置靠液壓系統(tǒng)來驅動，其液壓系統(tǒng)設計及其重要。隨這現代設計技術的發(fā)展，在機械設計過程中，三維建模技術與虛擬樣機仿真技術開始廣泛運用。這些技術能夠縮短開發(fā)周期，降低研究開發(fā)成本，更好地完善后裝壓縮垃圾車的技術。 第1章 緒論 1.1 后裝壓縮式垃圾車研究現狀與發(fā)展趨勢 后裝壓縮式垃圾車由密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)、操作系統(tǒng)組成。整車為全密封型，自行壓縮、自行傾倒、壓縮過程中的污水全部進入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運輸過程中的二次污染的問題，關鍵部件采用進口部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、安全等優(yōu)點。 可選配后掛桶翻轉機構或垃圾斗翻轉機構。后裝壓縮式垃圾車大大提高了裝載量和效率，它的收集和壓縮過程基本都由液壓系統(tǒng)驅動。 垃圾收集方式簡便,一改城市滿街擺放垃圾筒的臟亂舊貌，杜絕二次污染。壓縮比高、裝載量大,最大破碎壓力達12噸，裝載量相當于同噸級排非壓縮垃圾的兩倍半。作業(yè)自動化,采用進口電腦控制系統(tǒng)，全部填裝排卸作業(yè)中需司機一人操作，不僅減輕環(huán)衛(wèi)工人的勞動強度，而且大大改善了工作環(huán)境。經濟性好，專用設備工作時，電腦控制系統(tǒng)自動控制油門。雙保險系統(tǒng)，作業(yè)系統(tǒng)具有電腦控制和手動操縱雙重功能，大大地保障和提高車輛的使用率。翻轉機構，可選裝配置帶垃圾筒（或斗）的翻轉機構。然而后裝壓縮式垃圾車在使用過程中仍存在著一些問題，如作業(yè)噪聲大、密閉可靠性差、載質量利用率低等。 隨著技術的發(fā)展，它的發(fā)展趨勢主要有以下幾點： 1）垃圾監(jiān)測系統(tǒng) 在壓縮式垃圾車工作過程中，垃圾裝載情況是管理者所關心的垃圾車負載變化及垃圾箱內垃圾是否填滿，在一般情況下是很難監(jiān)測的。通過加載垃圾監(jiān)測系統(tǒng)，能隨時隨地檢測車輛負載的變化情況及垃圾是否填滿，為垃圾車駕駛員和管理者提供參考。這有利于提高垃圾車作業(yè)的科學性和行車安全性?同時也能減少工作人員的工作量、提高工作效率。國內少數車型安裝了該系統(tǒng)。 2）翻桶機構　 配備全自動控制的翻桶機構是壓縮式垃圾車發(fā)展的新方向。發(fā)達國家尤其是西歐及美國的壓縮式垃圾車都配備先進的翻桶機構，可方便地實現對大小垃圾桶在不同位置的自動抓取、舉升和卸料。我國許多城已采用桶裝垃圾收集，但垃圾車配備的翻桶技術水平和靈活性不高。國外一些壓縮式垃級車的翻桶機構可以"遠離車廂"，靈活主動抓取垃圾桶，而國內垃圾車的翻桶機構一般不能遠離車廂，因此需將車廂緊貼垃圾桶，給駕駛者帶來難度。 3）液壓控制裝置 壓縮式垃圾車的液壓裝置應具有以下特征:較小的節(jié)流損失:減少管路連接工作:無泄漏:可與其他液壓功能組合，如裝載機構的液壓泵可以向抓鉗等系統(tǒng)供油。 4）綠色視覺效果 車輛的外觀造型及彩化已越來越受到環(huán)衛(wèi)部門的重視，一些適合不同城市品味的彩化的環(huán)衛(wèi)車輛已成為城市一道亮麗的風景。通過對車輛外形和性能的改進，可消除或減輕視覺污染，避免或減少作業(yè)時對周圍環(huán)境和人員的影響，使環(huán)衛(wèi)車輛與作業(yè)環(huán)境相協調。 5）除臭滅菌 除臭滅菌技術在壓縮式垃圾車上的運用也是發(fā)展方向。杜絕細菌傳播，減少臭氣污染已成為當務之急。目前一些臭氧除臭除菌技術已在該類產品上成功運用。 6）分隔車廂　 壓縮式垃圾車車身內部結構可按一定比例劃分為幾部分，這種結構劃分使得壓縮式垃圾車可在同一次作業(yè)時收集并分隔幾種不同類型的垃圾。可通過優(yōu)化垃圾收集路線，為垃圾分類回收提供更多的便利性。 1.2本課題研究內容 對垃圾車的液壓系統(tǒng)進行設計，液壓系統(tǒng)的設計包括液壓系統(tǒng)的功能原理設計和液壓系統(tǒng)結構設計。液壓系統(tǒng)的功能原理設計要根據技術要求進行系統(tǒng)功能設計，主要包括動力和運動分析，確定主要參數，編制液壓執(zhí)行器工況圖，然后擬定液壓系統(tǒng)圖。組成元件的選定要盡量選擇標準元件。最后，利用大型三維軟件建立垃圾車模型，導入ADAMS中對垃圾車的虛擬樣機進行仿真，并對液壓系統(tǒng)仿真結果進行分析。 目前城市生活垃圾的處理問題，越來越受重視，垃圾圍城現象困擾人們生活。要處理垃圾首先需要收集轉運，以前的收集方式是先人力收集，然后采用普通的車運輸，效率低且裝載量少。壓縮時垃圾車大大提高了裝載量和效率，壓縮式垃圾車的收集和壓縮過程基本都由液壓系統(tǒng)驅動。本課題研究對象是后裝壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)設計，研究對象應用越來越廣泛，對于掌握液壓系統(tǒng)設計流程幫助很大，另外對于改善垃圾車的工作效率和可靠性有一定的意義。 第2章 液壓傳動系統(tǒng)設計計算 2.1 設計方案分析 后裝壓縮式垃圾車的壓縮裝置由壓縮機構和裝填箱組成，對其壓縮裝置形式進行分析，確定最佳方案。到目前為止，已經研究開發(fā)和使用的壓縮機構可分為五種形式:滑動刮板式、擺動刮板式、滑動一擺動刮板式、連桿刮板式、定軸轉動刮板式。一般認為，機構的運動件數、自由度數較多及裝填箱底板軌跡較復雜的機構為復雜機構。 表2-1 各機構特征表 機構名稱 機構運動件數 機構自由度 裝填箱底板軌跡特征 滑動刮板式 2 2 圓弧+直線 滑動—擺動刮板式 3 3 圓弧+直線 擺動刮板式 2 2 圓弧1+圓弧2 連桿刮板式 3 1 連桿曲線 定軸轉動刮板式 2 2 圓弧 從表1一1可以看出，滑動一擺動刮板機構的構造最復雜，而轉動刮板式的構造較簡單。根據經濟性和實際使用情況，選擇滑動刮板式壓縮機構。 后裝壓縮式垃圾車主要機構包括：車體、車廂、推板、推板油缸、滑板、滑板油缸、刮板、刮板油缸、裝填廂、舉升油缸。 后裝壓縮式垃圾車主要工作流程為：垃圾倒入裝填器，刮板轉動至上止點，回轉到位；滑板下行至下止點；刮板反向回轉，刮入垃圾進行初步壓縮，刮板運動至下止點時停止運動；滑板上行至上止點，將垃圾壓實到車廂內的推板上；垃圾車裝滿垃圾進入垃圾回收站，舉升油缸將裝填廂舉起；推板油缸推動推板將垃圾推出；舉升油缸復位，即裝填廂復位。根據其工作流程來確定動作順序，其中滑板油缸和刮板油缸之間要實現順序動作。 確定其主要參數：選取車廂容積為13m3；根據《壓縮式垃圾車》CJ/T127—2000標準，壓縮裝置在進行壓縮垃圾的一個工作循序時不大于30s；采用車廂內推板卸料的，從推板動作開始至卸料完畢的時間，對容積大于或等于12m3的垃圾車不大于45s，此處選取35s；液壓系統(tǒng)應設安全閥，其調整壓力應為系統(tǒng)最高工作壓力的110%。翻斗油缸工作行程430mm，時間4s；滑板油缸工作行程600mm，時間10s；刮板油缸工作行程300mm，時間5s；舉升油缸工作行程650mm，時間13s；推板油缸工作行程3000mm，時間35s。 2.2工況分析 工況分析是指對工作機構的工作過程進行運動分析和動力分析，以便了解其運動規(guī)律和負載特性。此處對后裝壓縮式垃圾車的工作油缸進行分析即翻斗油缸、滑板油缸、刮板油缸、舉升油缸、推板油缸。 1.運動分析 運動分析是分析主機各工作機構是以怎樣的運動規(guī)律來完成一個工作循環(huán)的，也就是分析液壓缸或液壓馬達的運動規(guī)律。如果是直線運動，要分析位移、速度隨時間的變化規(guī)律，繪制位移循環(huán)圖（L-t）和速度循環(huán)圖（v-t）。如果是旋轉運動，要分析角位移、角速度隨時間的變化規(guī)律，繪制角位移（θ-t）和角速度循環(huán)圖（ω-t）。此處對工作油缸進行位移、速度分析，繪制位移循環(huán)圖（L-t）。 1） 翻斗油缸 圖2-1翻斗油缸位移循環(huán)圖 圖2-2翻斗油缸位移循環(huán)圖 2）滑板油缸 圖2-3滑板油缸位移循環(huán)圖 圖2-4滑板油缸速度循環(huán)圖 3）刮板油缸 圖2-5刮板油缸位移循環(huán)圖 圖2-6刮板油缸速度循環(huán)圖 4）舉升油缸 圖2-7舉升油缸位移循環(huán)圖 圖2-8舉升油缸速度循環(huán)圖 5）推板油缸 圖2-9 推板油缸位移循環(huán)圖 圖2-10 推板油缸速度循環(huán)圖 2.動力分析 動力分析是分析工作機構在運動過程中的受力情況，也就是分析分析液壓缸或液壓馬達的負載情況，并繪制相應的負載循環(huán)圖（F-t）。 工作機構作直線運動時，液壓缸所要克服的負載為： 式中：Fe—工作負載； Ff—摩擦負載； Fi—慣性負載； 1）翻斗油缸 估算翻斗支架質量m1為30Kg，每桶垃圾的質量m2為80Kg，滑動摩擦系數為0.07。 N N N 其總負載為N。對總負載放大留余量，則取100KN。 圖2-11翻斗油缸負載循環(huán)圖 2）滑板油缸 估算滑板支架質量m1為125Kg，刮板質量m2為50Kg，滑動摩擦系數為0.07。 N， N， N， 其總負載N，對總負載放大留余量，則取100KN。 圖2-12滑板油缸負載循環(huán)圖 2） 刮板油缸 刮板質量m1為50Kg，滑動摩擦系數為0.07。 N N N 對推板和刮板作受力分析，如圖2-13所示。 圖2-13 壓縮裝置受力分析圖 垃圾在填裝擠壓過程中，在滑板擠壓力FL作用下，受壓垃圾向左方移動，與此同時，廂壁作用在垃圾上的摩擦力Ff1方向與垃圾移動方向相反，其大小為： 式中：S1—車廂橫截面內壁周長（m）； x—圖示的推進長度（m）； p—垃圾的單位膨脹力（N/m2）； f—垃圾與壁面的綜合摩擦系數。 阻礙垃圾移動的另外一個阻力是垃圾重力引起的，記作Ff2，則有： 式中：S2—近似取車廂的寬度（m）； —垃圾的計算密度（kg/m3）； h—車廂高度（m）； 若向前推進垃圾，必須滿足下列條件： 即 當結構尺寸確定后，、和已知。、、則隨壓縮程度，垃圾成分不同而變化，因此它們的確切數據很難確定。通過試驗，KN/m。 設，—推板行程mm —裝填角， KN 其總負載為KN，對總負載放大留余量，則取200KN。 圖2-13刮板油缸負載循環(huán)圖 4）舉升油缸 估算裝填廂質量為2000Kg，滑動摩擦系數為0.07。 N N N 其總負載為N，對總負載放大留余量，則取200KN。 圖2-14舉升油缸負載循環(huán)圖 5）推板油缸 估算推板質量為350Kg，滑動摩擦系數為0.07，車廂容積為13m3，垃圾密度為0.45t/m3。 N N N 其總負載為N，對總負載放大留余量，則取180KN。 圖2-15推板油缸負載循環(huán)圖 2.3確定液壓系統(tǒng)主要參數 1.初選系統(tǒng)工作壓力 液壓系統(tǒng)工作壓力選定是否合理，直接關系到整個液壓系統(tǒng)設計的合理程度。在液壓系統(tǒng)功率一定的情況下，若壓力選的過低，則液壓元、輔件的尺寸和自重就會增加；若壓力選的較高，則尺寸和自重會相應減少。例如，飛機液壓系統(tǒng)的工作壓力從21MPa提高到28MPa，則其自重下降約5%，其體積將減小13%。然而，若液壓系統(tǒng)壓力選的過高，由于對制造液壓元、輔件的材質、密封、制造精度等要求的提高，反而會增大系統(tǒng)的尺寸和自重，其效率和使用壽命也會相應下降，因此不能一味的追求高壓。表2-2所示為目前我國幾類機器常用的液壓系統(tǒng)工作壓力。根據表2-2的數據，初選系統(tǒng)壓力P=13MPa。 表2-2 我國目前幾類機器常用的液壓系統(tǒng)工作壓力 設備類型 機床 農業(yè)機械、小型工程機械、工程機械的輔助機構等 壓力機，中、大型挖掘機，重型機械，起重運輸機械等 系統(tǒng)壓力/MPa 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～16 20～32 2.計算液壓缸的主要結構尺寸 根據需要的液壓缸的理論輸出F和系統(tǒng)選定的供油壓力p來計算缸筒內徑D（m），計算公式如下： （2-1） 式中：F—液壓缸的理論輸出力（N）； p—供油壓力（MPa）。 對于活塞桿直徑可以按經驗公式來初步選定活塞桿直徑，經驗公式如下： （2-2） 在此處確定為。 1）翻斗油缸 翻斗油缸負載F=100KN，根據公式（2-1）計算得D=99mm，根據表2-3選取標準尺寸D=100mm；根據公式（2-2）得d=25mm，根據表2-4選取標準尺寸d=25mm。 表2-3缸筒內徑尺寸系列（mm） 8 40 125 （280） 10 50 （140） 320 12 63 160 （360） 16 80 （180） 400 20 （90） 200 （450） 25 100 （220） 500 32 （110） 250 注：1.圓括號內尺寸為非優(yōu)先選用者。 2.內徑上限可擴展，按R10優(yōu)先數系列選用。 表2-4活塞桿外徑尺寸系列 4 20 56 160 5 22 63 180 6 25 70 200 8 28 80 220 10 32 90 250 12 36 100 280 14 40 110 320 16 45 125 360 18 50 140 注：直徑上限可擴展，按R20優(yōu)先數系列選用。 3） 滑板油缸 滑板油缸負載F=100KN，根據公式（2-1）計算得D=99mm，根據表2-3選取標準尺寸D=100mm；根據公式（2-2）得d=25mm，根據表2-4選取標準尺寸d=25mm。 3）刮板油缸 刮板油缸負載F=200KN，根據公式（2-1）計算得D=140mm，根據表2-3選取標準尺寸D=160mm；根據公式（2-2）得d=40mm，根據表2-4選取標準尺寸d=40mm。 4）舉升油缸 舉升油缸負載F=200KN，根據公式（2-1）計算得D=140mm，根據表2-3選取標準尺寸D=160mm；根據公式（2-2）得d=40mm，根據表2-4選取標準尺寸d=40mm。 5）推板油缸 推板油缸由于行程較長，采用二級油缸。推板油缸負載F=180KN，根據公式（2-1）計算得D1=133mm，根據表2-3選取標準尺寸D=160mm；根據公式（2-2）得d=25mm，根據表2-4選取標準尺寸d=25mm，二級缸筒內徑D2=125mm。 3.計算液壓缸的流量 根據活塞橫截面積和液壓缸運動速度來計算液壓缸流量。計算公式如下： （2-3） （2-4） 式中：D—缸筒內徑； d—活塞桿直徑； Vmax—液壓缸的最大運動速度。 1）翻斗油缸 翻斗油缸缸筒內徑D=100mm ，活塞桿直徑d=25mm，液壓缸最大運動速度Vmax=108mm/s。根據公式（2-3）和（2-4）得q1=8.47810-4m3/s、q2=7.94810-4m3/s。 2）滑板油缸 滑板油缸缸筒內徑D=100mm ，活塞桿直徑d=25mm，液壓缸最大運動速度Vmax=60mm/s。根據公式（2-3）和（2-4）得q1=4.7110-4m3/s、q2=4.4210-4m3/s。 3）刮板油缸 刮板油缸缸筒內徑D=160mm ，活塞桿直徑d=40mm，液壓缸最大運動速度Vmax=60mm/s。根據公式（2-3）和（2-4）得q1=1.20610-3m3/s、q2=1.13010-3m3/s。 4）舉升油缸 舉升油缸缸筒內徑D=160mm ，活塞桿直徑d=40mm，液壓缸最大運動速度Vmax=50mm/s。根據公式（2-3）和（2-4）得q1=1.00410-4m3/s、q2=0.94210-4m3/s。 5）推板油缸 滑板油缸缸筒內徑D=160mm ，液壓缸最大運動速度Vmax=60mm/s。根據公式（2-3）得q1=1.72810-3m3/s。 4．繪制液壓系統(tǒng)工況圖 工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調整系統(tǒng)參數、選擇液壓泵、閥等元件的依據。 1） 壓力循環(huán)圖—（p-t）圖 通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，在根據實際載荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制成（p-t）圖。 2） 流量循環(huán)圖—（qv-t）圖 根據已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出它在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成qv-t）圖。若系統(tǒng)有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪制出總的流量循環(huán)圖。 3） 功率循環(huán)圖—（P-t）圖 繪制壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據P=pqv，即可繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。 4.1壓力循環(huán)圖 1）翻斗油缸 圖2-16翻斗油缸壓力循環(huán)圖 2）滑板油缸 圖2-17滑板油缸壓力循環(huán)圖 3）刮板油缸 圖2-18刮板油缸壓力循環(huán)圖 4）舉升油缸 圖2-19舉升油缸壓力循環(huán)圖 5）推板油缸 圖2-20推板油缸壓力循環(huán)圖 4.2流量循環(huán)圖 1）翻斗油缸 圖2-21翻斗油缸流量循環(huán)圖 2）滑板油缸 圖2-22滑板油缸流量循環(huán)圖 3）刮板油缸 圖2-23刮板油缸流量循環(huán)圖 4）舉升油缸 圖2-24舉升油缸流量循環(huán)圖 5）推板油缸 圖2-25推板油缸流量循環(huán)圖 4.3功率循環(huán)圖 1）翻斗油缸 圖2-26翻斗油缸功率循環(huán)圖 2）滑板油缸 圖2-27滑板油缸功率循環(huán)圖 3）刮板油缸 圖2-28刮板油缸功率循環(huán)圖 4）舉升油缸 圖2-29舉升油缸功率循環(huán)圖 5）推板油缸 圖2-30推板油缸功率循環(huán)圖 第3章制定液壓系統(tǒng)圖 3.1油路液壓方案圖 1）翻斗油路 圖3-1翻斗油路液壓方案圖 2）滑板和刮板油路 從前面的機構動作流程可得出，滑板和刮板之間要實現順序動作。 圖3-2滑板和刮板油路液壓方案圖 3）舉升油路 圖3-3舉升油路液壓方案圖 4）推板油路 圖3-4推板油路液壓方案圖 3.2制定總液壓系統(tǒng)圖 根據以上方案圖，制定出液壓系統(tǒng)圖 圖3-5液壓系統(tǒng)圖 第4章 液壓元件的選擇與專用件的設計 4.1液壓泵的選擇 1.確定液壓泵的最大工作壓力pp （4-1） 式中：p1—液壓缸或液壓馬達最大工作壓力； —從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間的總的管路損失。 的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經 驗數據選取：管路簡單、流速不大的，取=（0.2~0.5）MPa； 管路復雜，進口有調速閥的，取=（0.5~1.5）MPa。取 =1.0MPa，p1=13MPa；則MPa。 2.確定液壓泵的流量qvp 多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量為： （4-2） 式中：K—系統(tǒng)泄漏系數，一般取K=1.1~1.3； —同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，可從（qV-t）圖上查得。對于在工作過程中用節(jié)流調速的系統(tǒng)，還須加上溢流閥的最小溢流量，一般取0.510-4m3/s。 取K=1.2，m3/s。則 m3/s。 3.選擇液壓泵的規(guī)格 根據以上求得的pP和qVP值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從產品樣本或本手冊中選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25% ~60%。p=13（1+25%）~13（1+60%）=16.25 ~20.8MPa，選用外嚙合單級齒輪泵CBF-F32。 4.2液壓閥的選擇 根據以上計算從參考文獻[3]、[4]、[5]中選取合適的液壓的標準規(guī)格。其選出的規(guī)格列在表4-1 表4-1 序號 名稱 選用規(guī)格 1 三位四通電磁換向閥 34DF30-E10B 2 三位四通電磁換向閥 34DF30-E16B 3 三位四通電磁換向閥 34DF30-E16B 4 三位四通電磁換向閥 S-DSG-03-3C2-D24-50 5 減壓閥 JF-L32H 6 減壓閥 JF-L32H 7 減壓閥 JF-L32H 8 減壓閥 JF-L32H 9 減壓閥 JF-L32H 10 溢流閥 YF-B20H 11 溢流閥 YF-B20B 12 節(jié)流閥 LF-B20C 13 節(jié)流閥 LF-B20C 14 節(jié)流閥 LF-B32C 15 單向節(jié)流閥 LDF-B20C 16 單向節(jié)流閥 LDF-B20C 17 順序閥 XD2F-L20H 18 順序閥 XD2F-L20H 19 液控單向閥 DFY-B20H1 20 液控單向閥 DFY-B20H1 21 單向調速閥 QA-H20 22 單向閥 DF-B20K1 4.3管道尺寸的確定 1．管道內徑計算 （4-3） 式中：—通過管道內的流量（m3/s）； —管內允許流速（m/s），見表4-2。 表4-2 管道 推薦流速/(m/s) 液壓泵吸油管道 0.5 ~1.5，一般常取1以下 液壓系統(tǒng)壓油管道 3 ~6，壓力高，管道短，粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5 ~2.6 計算出內徑d后，按標準系列選取相應的管子。 1）翻斗油路 根據公式（4-3）計算得d1為16.43mm，選取管道標號為A192S-23；d2為15.91mm，選取管道標號為A166S-27。 2） 刮板油路 根據公式（4-3）計算得d1為19.60mm，選取管道標號為A226S-24；d2為18.97mm，選取管道標號為A196S-23。 3）滑板油路 根據公式（4-3）計算得d1為12.25mm，選取管道標號為A136S-30；d2為11.86mm，選取管道標號為A136S-30。 4）舉升油路 根據公式（4-3）計算得d1為17.88mm，選取管道標號為A192S-23；d2為17.32mm，選取管道標號為A192S-23。 5）推板油路 根據公式（4-3）計算得d為23.46mm，選取管道標號為A256S-22。 4.4油箱容量的確定 初始設計時，先按經驗公式（4-4）確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，在按散熱的要求進行校核。油箱容量的經驗公式為： （4-4） 式中：—液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（m3）； —經驗系數，見表4-3。 表4-3經驗系數 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓系統(tǒng) 冶金機械 1~2 2~4 5~7 6~12 10 根據公式（4-4）得，m3。 第5章液壓系統(tǒng)性能驗算 5.1液壓系統(tǒng)壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失，管路的局部壓力損失和閥類元件的局部損失，總的壓力損失為 （5-1） （5-2） （5-3） （5-4） 式中：—管道長度（m）； —管道內徑（m）； —液流平均速度（m/s）； —液壓油密度（kg/m3） —沿程阻力系數； —局部阻力系數； qV—閥的額定流量（m3/s）； qV——通過閥的實際流量（m3/s）； —閥的額定壓力損失（Pa）。 系統(tǒng)的調整壓力 （5-5） 式中：—液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力。 根據公式（5-2）、（5-3）、（5-4）計算得出， 1．管路的沿程損失 翻斗油路Pa、Pa；刮板油路Pa、Pa；滑板油路Pa、Pa；舉升油路Pa、Pa；推板油路Pa、Pa。 則總的管路的沿程損失Pa。 2．管路的局部壓力損失 翻斗油路Pa；刮板油路Pa；滑板油路Pa；舉升油路Pa；推板油路Pa。 則管路的局部壓力損失Pa。 3．閥類元件的局部損失 三位四通電磁換向閥 1號34DF30-E10B MPa；2號34DF30-E16B MPa；3號34DF30-E16B MPa；4號S-DSG-03-3C2-D24-50 MPa。 減壓閥 5號JF-L32H MPa；6號JF-L32H MPa；7號JF-L32H MPa；8號JF-L32H MPa；9號JF-L32H MPa。 溢流閥 10號YF-B20H MPa；11號YF-B20B MPa。 節(jié)流閥 12號LF-B20C MPa；13號LF-B20C ；14號LF-B20C MPa。 單向節(jié)流閥 15號LDF-B20C MPa；16號LDF-B20C MPa。 順序閥 17號XD2F-L20H MPa；18號XD2F-L20H MPa。 液控單向閥 19號DFY-B20H1 MPa；20號DFY-B20H1 MPa。 單向調速閥 21號QA-H20 MPa。 單向閥 22號DF-B20K1 MPa。 以上的相加得出MPa。 3．總的壓力損失為 根據以上數據的結果用公式（5-1）得出MPa；根據公式（5-5）計算的MPa，在前面的液壓泵初選時其確定的CBF-F32的額定壓力為20MPa大于15.6MPa，則液壓泵的額定壓力符合要求。 5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 1．計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使油溫升高。使用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 （5-6） （5-7） （5-8） 式中：Pr—液壓系統(tǒng)的總輸入功率； Pc—輸出的有效功率； Tt—工作周期（s）； z、n、m—分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數量； pi、qVi、—第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率； ti—第i臺泵工作時間（s）； TWj、、tj—液壓馬達的外載轉矩、轉速、工作時間（NM、rad/s、s）； FWj、si—液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程（NM）。 根據公式（5-7）KW； 根據公式（5-8）根據公式（5-6） KW 2．計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)主要通過油箱表面來散熱，其計算發(fā)熱功率公式如下 （ 5-9） （5-10） （5-11） 式中：K1—油箱散熱系數（W/（m2℃）），見表5-1 K2—管路散熱系數（W/（m2 ℃）），見表5-2 A1、A2—分別為油箱、管道的散熱面積（m3）； —油箱與環(huán)境溫度之差（℃）。 表5-1油箱散熱系數（W/（m2℃）） 冷卻條件 K1 通風條件很差 8~9 通風條件良好 15~17 用風扇冷卻 23 循環(huán)水強制冷卻 110~170 前面初步求得油箱的有效容積為0.32m3，根據公式（5-10）得m3；取、、，計算公式（5-11）得m3；此處不計算管道散熱功率，根據公式（5-9）得KW；由此可見，油箱的散熱滿足不了要求，有因為管道散熱極小，需另設冷卻器。 3．冷卻器所需冷卻面積的計算 冷卻面積為： （5-12） 式中：—傳熱系數，用管式冷卻器時，取（W/（m2 ℃））； —平均溫升，。 取油進入冷卻器的溫度℃，油流出冷卻器的溫度℃，冷卻水入口溫度℃，冷卻水出口溫度℃。則：℃ 根據公式（5-12）得所需冷卻器的散熱面積m3；考慮到冷卻器長期使用時，設備腐蝕和油垢，水垢對傳熱的影響，冷卻面積應比計算值大30%，實際選用冷卻器面積為m3。 第6章后裝壓縮式垃圾車虛擬樣機建模的ADAMS仿真分析 6.1基于UG的后裝壓縮式垃圾車三維建模與裝配 利用UG6.0對后裝壓縮式垃圾車主要結構部件進行建模，建模完成后進行總裝配。其主要機構模型圖如圖6-1所示。 車廂 刮板 滑板 推板 裝填廂 油缸 圖6-1后裝壓縮式垃圾車主要結構部件三維模型圖 將各零部件組裝，其最終裝配圖如圖6-2所示 圖6-2后裝壓縮式垃圾車主要結構部件總裝配圖 6.2在ADAMS中導入幾何模型進行仿真 將后裝壓縮式垃圾車主要結構部件總裝配文件導出為x_t文件。其操作過程如圖6-3所示，選中部件導出。 圖6-3將三維模型文件文件導出為x_t文件 在ADAMS中導入上面的x_t文件，點擊File中的import導入x_t文件。導入結果如圖6-4所示 圖6-4導入結果圖 對其設置材料屬性、添加約束和驅動，為模擬液壓缸的運動，這里使用step函數。在ADAMS中，step函數的句法如下： step（x,x0,h0,x1,h1） 其中：x—獨立變量 x0—變量的初始值 h0—函數的初始值 x1—變量的終止值 h1—函數的終止值 翻斗油缸的驅動函數為step(time,0,0,4,-320)+step(time,4,0,8,320)； 刮板油缸的驅動函數step (time,8,0,13,210)+step(time,23,0,28,-210)； 滑板油缸的驅動函數為step(time,13,0,23,470) +step(time,28,0,38,-470)； 舉升油缸的驅動函數為step(time,38,0,51,390)+step(time,86,0,99,-390)； 推板油缸中的二級油缸驅動函數為step(time,51,0,68,-900)+step(time,99,0,116,900)， 活塞桿驅動函數為step(time,68,0,85,-800)+step(time,116,0,134,800)。 進行求解運算，觀察模型動畫，各機構的動作順序和方式和物理樣機一致。 6.3運動學仿真結果 利用ADAMS的postprocessor，進行結果后處理，得出相應的曲線。得出的曲線圖如圖6-5所示。 刮板質心速度曲線 刮板質心加速度曲線 滑板質心速度曲線 推板質心速度曲線 圖6-5曲線圖 結論與展望 通過本課題的研究設計，詳細的了解了后裝壓縮式垃圾車的的設計過程和基本的液壓系統(tǒng)設計過程。液壓系統(tǒng)的設計牽涉到多方面的問題，如液壓裝置的結構形式同樣需要考慮。在設計后裝壓縮式垃圾車的過程中考慮到各液壓負載機構的結構形式，如翻斗支架、刮板、滑板、推板等。在此課題中使用三維軟件UG進行虛擬樣機的建模，這樣可以很好的觀察出液壓裝置在整機內結構設計形式是否合適和完善。三維模型設計的使用可以很好的方便裝置的結構設計，容易修改，能夠很好的節(jié)省設計時間和成本。隨著技術的發(fā)展，虛擬樣機技術將得到普遍的應用。在設計過程中我們不光要考慮其結構形式，同時也要考慮其靜力學、運動學、動力學等各方面上的性能。在這些方面，使用ADAMS軟件進行仿真，得出分析結果，在本課題中對其進行了運動學分析。此類技術使用能夠更好地設計和完善產品。 我國目前的后裝壓縮式垃圾車基本上參照國外成熟的技術，缺乏自己的核心技術和創(chuàng)新能力。垃圾車工作環(huán)境較惡劣、載荷情況多變。垃圾車物理樣機試驗則需要模擬不同工況，耗時耗力。加大研發(fā)周期和成本。而利用現代設計方法（如三維建模，虛擬樣機仿真技術）可以很好的解決這方面的問題。本課題在設計過程中，采用了三維建模和虛擬樣機技術，很方便的解決了其結構問題和在運動學上的分析。 由于作者的學術水平和自身能力有限，在使用ADAMS中，對后裝壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)的分析仍存在一些不完善的地方；本課題只進行了運動學分析，像推板、刮板受力較大的部件應該進行靜力學分析，來改善這些部件的結構形式；也可以對液壓缸進行動力學分析；仿真用的三維模型較為簡陋有待完善。 隨著我國的城鎮(zhèn)化的發(fā)展，我們必然面臨著城市垃圾的回收問題，而普通垃圾收集方式耗時耗力，效率不高，垃圾車必然得到大規(guī)模應用。則需要我們對垃圾車進行深入的研究。 致謝 首先衷心感謝我的指導老師徐振法老師，在進行畢業(yè)設計過程中，自始至終都得到了徐老師 在畢業(yè)論文完成之時，我謹向所有關心、指導和幫助。徐老師嚴謹的治學作風，敏銳的科研眼光，深深的影響了我。 感謝各位老師對我的論文進行評審，向所有關心、指導和幫助過我的老師和同學們致以最誠摯的感謝！ 參考文獻 [1]機械設計手冊編委會．機械設計手冊液壓傳動與控制[M]．北京：機械工業(yè)出版社， 2007． [2]冀宏．液壓氣壓傳動與控制[M]．武漢：華中科技大學出版社，2009． [3]黎啟柏．液壓元件手冊[M]．北京：冶金工業(yè)出版社 機械工業(yè)出版社，2000． [4]張利平．液壓閥原理、使用與維護[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2005． [5]杜國森．液壓元件產品樣本[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000． [6]左朝永．后裝壓縮式垃圾車壓縮裝置設計研究與仿真分析[D]．廣西：廣西大學，2008． [7]徐達，蔣崇賢．專用汽車結構與設計[M]．北京：北京理工大學出版社，1998． [8]王國強，張進平，馬若?。摂M樣機技術及其在ADAMS上的實踐[M]．西安：西北 工業(yè)大學出版社，2002． [9]鄭間榮．ADAMS—虛擬樣機技術入門與提高[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2001． [10]黃有林，李自光，蘇文明.后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)設計[J]. 專用汽車， 2011，（04）：60-63 [11]郝東岳，王新艷，候濤. 后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計[J]. 專用汽車，2010,（06）： 48-51 [12]黃金屏. 《壓縮式垃圾車》 CJ/T127-2000[J].環(huán)境衛(wèi)生工程，2001，（02）：100 [13]胡寧，范俊清.壓縮式垃圾車卸料機構設計分析[J].專用汽車，1996，（04）：29-32 [14]李光達.后裝壓縮垃圾車翻料機構液壓原理分析[J].專用汽車，2003，（02）：33-34 [15]丁繼斌. 后裝壓縮式垃圾車專用裝置液壓系統(tǒng)反饋控制仿真研究[J]. 機床與液壓， 2011，（14）：72-75 [16]浦明輝，左朝永，徐錫晨.基于虛擬樣機技術的垃圾壓縮機構的建模與仿真[J].機械 設計與研究，2007，（05）：93-95 [17]浦明輝，李凱，歐洪彪，蘇飛.基于ADAMS與ANSYS的后裝垃圾車壓縮刮板的 研究[J].機械設計與制造，2011，（02）：101-103 [18]林建冬，原思聰，王發(fā)展.虛擬樣機在ADMAS中的實踐[J].機械研究與應用，2006， （06）：:66-68 [19]韓寶菊，俞榮標，虛擬樣機技術及其動力學分析[J].機械工程師，2008，（03）：137-138 [20] Zone-Ching Lin and Chi-Chih Shen. An investigation of an expert system for hydraulic circuit design with learning[J]. Artificial Intelligence in Engineering 1995,(9): 153-165. [21] R. Fotouhi , H. Salmasi, S. Dezfulian and R. Burton. Design and Control of a Hydraulic Simulator for a Flexible-Joint Robot[J]. Advanced Robotics 2009,(23): 655–679. 附錄A一篇引用的外文文獻及其譯文 附錄B 列入的主要參考文獻的題錄及摘要或參考文獻原文 [1]機械設計手冊編委會．機械設計手冊液壓傳動與控制[M]．北京：機械工業(yè)出版社， 2007． 本書主要內容包括：常用液壓基礎標準、液壓流體力學基礎、液壓基本回路、液壓傳動系統(tǒng)設計計算、液壓泵、液壓執(zhí)行元件、液壓控制閥、液壓輔件、液壓泵站油箱管路及管件、液壓介質、液壓伺服控制、電液比例控制、液壓系統(tǒng)的安裝調試與故障處理。 [3]黎啟柏．液壓元件手冊[M]．北京：冶金工業(yè)出版社 機械工業(yè)出版社，2000． 本手冊主要內容包括：液壓泵與液壓馬達、液壓缸、液壓閥、伺服控制元件、電液比例元件與數字元件、液壓輔件、液壓油及其污染控制、液壓元件測試技術、液壓設備故障處理、常用液壓標準。 [4]張利平．液壓閥原理、使用與維護[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2005． 本書主要內容包括：液壓控制閥概論、方向控制閥、壓力控制閥、流量控制閥、疊加閥、插裝閥、電液伺服控制閥、電液比例控制閥、電液數字控制閥、液壓控制裝置的集成化、液壓閥常用標準資料。 [5]杜國森．液壓元件產品樣本[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000． 本樣本主要匯編了國內主要液壓件廠家的產品，包括：各種液壓泵和液壓馬達、液壓缸、中高壓液壓閥、液壓裝置、液壓機具、液壓附件等。本樣本中的液壓閥部分按產品系列列出。 [6]左朝永．后裝壓縮式垃圾車壓縮裝置設計研究與仿真分析[D]．廣西：廣西大學，2008． 本文是圍繞廣西自然科學基金資助項目“城市生活垃圾壓縮特性研究及垃圾壓縮機構創(chuàng)新設計”展開的。壓縮裝置是后裝壓縮式垃圾車的核心、關鍵部件之一，其性能直接關系到垃圾車的裝填容積和整車質量等，課題研究目的是揭示壓縮裝置的特性及其相關參數對裝置性能的影響，設計出適合我國國情的高壓縮比、可靠性好且結構簡單合理的壓縮裝置。論文的主要工作如下: 1、通過壓縮裝置型式的綜合分析和方案的優(yōu)選，確定了壓縮機構的最終方案，對關鍵參數進行了具體設計與計算;針對裝填角的大小對垃圾的壓縮程度和垃圾車的裝載量有著至關重要的影響等，使用ADAMS宏命令等，創(chuàng)建ADAMS下的n個參數化虛擬樣機仿真模型，通過計算、仿真和綜合評價確定了壓縮裝置的裝填角為480。 2、根據運動功能要求，對刮板機構進行了優(yōu)化設計，確定了相關參數的具體值;對裝填角為48。的參數化模型進行設計研究與參數優(yōu)化，最終確立了各個關鍵結構點的參數值。 3、借助Pro/E和AutoCAD工具，設計了該裝置的全套圖紙和完整的虛擬樣機模型，并將虛擬樣機模型導入到ADAMS中進行了仿真分析，獲得了運動學與動力學仿真結果;同時為壓縮裝置關鍵部件的有限元分析提供了載荷數據。 4、在ANSYS軟件中建立刮板的有限元分析模型，獲得刮板在4種工況下的變形與應力結果，結合分析結果對刮板進行了局部調整和改進;最后利用ANSYS分析了各工作液壓缸選型的正確性。上述分析的相關方法和結論，有助于后裝壓縮式垃圾車的工程設計 與改進，對產品的研發(fā)和提高產品質量有著重要指導意義。關鍵詞:壓縮式垃圾車壓縮裝置優(yōu)化設計虛擬樣機仿真 [8]王國強，張進平，馬若?。摂M樣機技術及其在ADAMS上的實踐[M]．西安：西北 工業(yè)大學出版社，2002． 本書介紹了多體系統(tǒng)動力學理論及ADAMS軟件在工程的應用。其主要內容包括：多體系統(tǒng)動力學的基礎理論、ADAMS軟件概述、ADAMS/View基本使用方法、ADAMS/PostProcessor基本使用方法、ADAMS/Hydraulics基本使用方法、ADAMS在汽車工業(yè)中的應用、ADAMS在鐵道工業(yè)中的應用、ADAMS在航天航空工業(yè)中的應用、ADAMS在機械工業(yè)中的應用。 [11]郝東岳，王新艷，候濤. 后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計[J]. 專用汽車，2010,（06）： 48-51 摘要：綜述了后裝壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)方案設計，分析其專用裝置的工作特點，提出液壓系統(tǒng)的設計要求，根據設計要求進行液壓元件的選擇，并擬定出控制回路的不同方案。通過分析比較選擇運動平穩(wěn)性、安全性更好地方案，組成綜合性能優(yōu)異的整車回路，以求液壓系統(tǒng)的設計更合理、更經濟。 [10]黃有林，李自光，蘇文明.后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)設計[J]. 專用汽車， 2011，（04）：60-63 摘要：壓縮式垃圾車近年來發(fā)展迅速，但制造水平參差不齊，通過對某后裝式垃圾車液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)的設計分析，介紹了一種高效率、高可靠性、高智能化的大型壓縮式垃圾車，為壓縮式垃圾車的發(fā)展提供了一種有效的途徑。 41