小型挖掘機液壓系統(tǒng)設計【含CAD圖紙和說明書】

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Key words：Excavator；boom；arm；bucket；hydraulic；Hydraulic cylinder；hydraulic valve 1 前言 1.1 中國小型挖掘機市場現(xiàn)狀 自20世紀90年代以來，中國經(jīng)濟快速發(fā)展，中國工程機械行業(yè)也步入了快速發(fā)展期。近幾年來，小型工程機械作為后起之秀，在施工中，開始部分取代中大型機械的位置，受到用戶的普遍歡迎。目前，我國小型挖掘機市場正處在高速發(fā)展階段。隨著我國城鎮(zhèn)化進程向深度和廣度的發(fā)展，道路和市政設施的修繕維護及城市小型工程項目的增多，其工程業(yè)務量占社會施工總量的比重越來越大。據(jù)測算，一臺10噸位小型挖掘機的作業(yè)效率可以替代30～50個勞動力，極大地降低了施工成本和管理成本，使得多功能小型挖掘機的需求量不斷上升。 在中國，挖掘機市場市場十年來幾乎平均每以30%速度遞增，從1995年2503臺到2004年48921臺，凈增19.54倍。2004年全國進口液壓挖掘機18670臺、出口液壓挖掘機2749臺，2005年國產(chǎn)挖掘機28812臺，同比增長4.3%，進口挖掘機18017臺，同比減少3.5%，出口挖掘機3839臺，同比增長36.43%（其中6噸及以下小挖出口1345臺，同比增長77.9%）。中國成為名副其實的世界最大的市場之一。目前，中國挖掘機行業(yè)已成為中國工程機械行業(yè)增長最快的機種了，有舉足輕重的地位。但行業(yè)中產(chǎn)銷量80%為日、韓、美等外資所占有，主要外資企業(yè)有：日立、小松、神鋼、斗山、現(xiàn)代、卡特、特雷克斯、利勃海爾、阿特拉斯、沃爾沃等世界著名大企業(yè)。還有一些世界小型挖掘機專業(yè)企業(yè)如：日本久保田、竹內(nèi)、石川島、洋馬、小橋、長野等、美國凱斯、山貓、英國JCB、德國雪孚等許多世界廠商也開始挺進中國市場。 從全球范圍看，小型挖掘機產(chǎn)業(yè)已經(jīng)處于市場成熟期，需求量穩(wěn)定并呈現(xiàn)緩慢上升趨勢。隨著中國、印度等發(fā)展中國家經(jīng)濟的快速發(fā)展，工程機械市場也日趨好轉，世界知名工程機械廠商為了降低制造成本，增強市場競爭力，逐漸將生產(chǎn)制造環(huán)節(jié)轉移到這些生產(chǎn)成本較低的國家，實現(xiàn)當?shù)厣a(chǎn)、當?shù)劁N售，并開始進入全球市場的供應體系。 　　從國內(nèi)市場看，中國挖掘機行業(yè)經(jīng)過10余年的快速發(fā)展，以外資企業(yè)占主導地位的中國中大型挖掘機市場格局日漸穩(wěn)定，已經(jīng)成為世界最大的挖掘機生產(chǎn)國和消費國之一。樂觀預計，5年之后中國挖掘機的年均需求量將達到100,000臺。但是小型挖掘機產(chǎn)業(yè)仍然處于市場導入和發(fā)展初級階段，需求正在持續(xù)快速的增長。目前小型挖掘機僅占中國全部挖掘機銷售量比例的20%，而5年后這個數(shù)字預計將達到40%，產(chǎn)銷量達到近40000臺。這樣中國小型挖掘機產(chǎn)業(yè)將同其他消費品產(chǎn)業(yè)一樣，用10年的時間走完歐美等發(fā)達國家30年的市場之路。 挖掘機是工程機械的標志性產(chǎn)品，部分中國工程機械企業(yè)也正以小挖為突破口，進軍挖掘機產(chǎn)業(yè)，并由此擴展到其他小型工程機械。中國挖掘機產(chǎn)業(yè)基本走出了宏觀調控帶來的不利影響，而且產(chǎn)品結構和區(qū)域結構發(fā)生了顯著的變化。小挖產(chǎn)業(yè)近兩年的需求變化也說明這一點。 1.2 挖掘機的類型 挖掘機械的類型與構造型式繁多，可按照挖掘工作原理與過程、用途、構造特征等進行劃分。 按照挖掘機的作業(yè)過程；可分成周期作業(yè)式和連續(xù)作業(yè)式閥類．凡是挖掘、運載、卸載等作業(yè)依次重復循環(huán)進行的挖掘機為周期作業(yè)式，各種單斗挖掘機都屬于這一類。凡是上述作業(yè)同時連續(xù)進行的挖掘機為連續(xù)作業(yè)式，各種多斗挖掘機以及滾切式挖掘機、隧洞掘進機等屬于這一類。通常簡稱單斗挖掘機與多斗挖掘機兩類。 挖掘機的行走裝置型式有：履帶式、輪胎式、汽車式、步行式、軌道式，拖式等。履帶式與輪胎式采用廣泛。步行式主要用于剝離型挖掘機，此外還有浮式（船舶式）挖掘機，專用于水下采掘或港口疏浚（單斗或多斗）。 1.3 小型挖掘機的特點 小型挖掘機價格低、質量輕、保養(yǎng)維修方便，具有獨特優(yōu)勢。由于其小巧、靈活、多功能和高效率等特點，極受用戶的歡迎。 　　第一，廣泛的適用性。小挖體積小，機動靈活，非常適用于城鎮(zhèn)的各種管道開挖、基礎施工、公用事業(yè)以及房屋維修等作業(yè)。小挖緊湊的體積、特殊的設計使其能夠在大型挖掘機無法施工的環(huán)境中進行作業(yè)。 　　第二，鮮明的作業(yè)特點。小型挖掘機適合狹窄區(qū)域作業(yè)的最主要的特點就是其特殊動臂和斗桿的設計。小型挖掘機的動臂是與機身鉸接的，這就使其能夠在一個很大的范圍內(nèi)進行擺動。同時，這也使得挖掘機能夠便于在墻壁或是圍墻的旁邊進行挖掘作業(yè)。小型挖掘機的橡膠履帶有助于減少挖掘機施工時對狹窄施工范圍內(nèi)的景觀區(qū)域以及道路的損壞。 　　第三，便于運輸和轉移作業(yè)場地。小挖便于各個施工現(xiàn)場間的轉移，無需大型拖車或是重型卡車來進行運輸，小型的運輸工具就可將其運載。這樣不但能夠方便運輸，還可以大大降低機器的運輸費用。 　　第四，投資回報率高。小挖的價格便宜，成本回收快。以6噸級小挖為例，美歐日品牌機的價格在40萬左右，韓國的機器價格在32萬左右，國產(chǎn)機器價格在30萬～32萬左右；而20噸級的中挖價格在70萬～100萬左右。 1.4 液壓挖掘機基本結構和其選擇 單斗液壓挖掘機是一種采用液壓傳動并以一個鏟斗進行挖掘作業(yè)的機械。它是在機械傳動單斗挖掘機的基礎上發(fā)展而來的，是日前挖掘機械中重要的品種。它的作業(yè)過程是以鏟斗的切削刃(通常裝有斗齒)切削土壤并將土裝入斗內(nèi)，斗裝滿后提升、回轉至卸土位置進行卸土，卸空后鏟斗再轉回并下降到挖掘面進行下一次挖掘。當挖掘機挖完一段土后，機械移位，以便繼續(xù)工作，因此，是一種周期作業(yè)的自行式土方機械。 單斗液壓按掘機為了實現(xiàn)上述周期性作業(yè)動作的要求，設有下列基本組成部分：工作裝置、回轉機構、動力裝置、傳動操縱機構、行走裝置和輔助設備等。因而常又把這類機械概括成由：工作裝置、上部轉臺和行走裝置三大部分組成。 鏟斗；2—斗桿；3—動臂；4—連桿；5、6、7—液壓缸 Ⅰ—挖掘裝置；Ⅱ—回轉裝置；Ⅲ—行走裝置 圖1 液壓挖掘機的基本組成及傳動示意圖 Fig.1 Hydraulic excavator's basic composition and the transmission schematic diagram 液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構原理，而各部分的運動則通過液壓缸的伸縮來實現(xiàn)。 挖掘作業(yè)時，接通回轉機構液壓馬達，轉動上部轉臺，使工作裝置轉到挖掘地點，同時操縱動臂液壓缸，小腔進油液壓缸回縮，使動臂下降至鏟斗接觸挖掘面為止，然后操縱斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。斗裝滿后，將斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸停動并操縱動臂液壓缸大腔進油，使動臂升離挖掘面，隨之接通回轉馬達，使斗轉到卸載地點，再操縱斗桿和鏟斗液壓缸回縮，使鏟斗反轉進行卸土。卸完后，將工作裝置轉至挖掘地點進行第二次循環(huán)挖掘工作。 2 液壓挖掘機的總體設計 2.1設計方案的確定 2.1.1挖掘機型式的確定 本設計采用單斗液壓挖掘機，其工作裝置采用反鏟裝置，行走裝置采用履帶式，回轉裝置采用液壓馬達驅動。 2.1.2單斗液壓挖掘機的特點 單斗液壓挖掘機由于采用了液壓傳動裝量而使其在結構、技術性能和使用效果等方面與機械傳動的單斗挖掘機相比具有很多特點，其優(yōu)點綜合敘述如下： (1)技術性能提高，工作裝置品種擴大。單斗液壓挖掘機與同級機重的機械挖掘機相比挖掘力約提高一倍，液壓挖掘機最大挖掘力可達機重的1/2，而機械挖掘機只達機重的1/4。 (2)操作簡便﹑靈活。采用的液壓伺服（先導閥）操縱，手柄操縱力小于20N，而機械挖掘機操縱力達80～200N；主操縱手柄為2個，故操縱輕便司機的勞動強度大為減輕；駕駛室與機棚完全隔開，噪音減小﹑視野良好，振動減輕，改善了司機的工作條件。 (3)傳動性能改善，工作平穩(wěn)﹑安全可靠。采用液壓傳動后能無級調速且調速范圍大；能得到較低的穩(wěn)定轉速；液壓元件的運動慣性較小并可作高速反轉。 (4)簡化結構﹑減少易損件﹑機重小。同級的液壓挖掘機可比機械挖掘機總重量減輕30～40％。 (5)液壓元件易實現(xiàn)標準化﹑系列化﹑通用化。便于組織專業(yè)化生產(chǎn)，進一步提高產(chǎn)品質量﹑減低成本。也便于產(chǎn)品的更新?lián)Q代。 (6)機構布置合理緊湊。由于液壓元件采用油管連接，各機構部件之間相互位置不受傳動關系的影響限制，布置可較靈活﹑合理﹑緊湊。 (7)易于實現(xiàn)自動化。便于與電﹑氣動聯(lián)合組成自動控制和遙控系統(tǒng)。 2.1.3所選機型的適用范圍 主要用于小型土石方工程、市政工程、路面修復、混凝土破碎、埋設電纜、自來水管道的鋪設、園林栽培及河道河溝清淤工程。小型單斗液壓挖掘機具有中型挖掘機的多項功能，又具有運輸、能耗、靈活性、適應、高效率等方面的優(yōu)勢，非常適用于空間狹小的施工場地作業(yè)。 2.2液壓挖掘機的主要參數(shù)的確定 2.2.1總體設計的主要內(nèi)容 根據(jù)學校指導老師提出的液壓挖掘機設計任務的有關，在充分調查研究基礎上首先進行液壓挖掘機的總體設計工作?？傮w設計主要內(nèi)容有：分析或擬定設計任務書， 確定設計思想原則，并提出整機結構方案的初步設想； (1)液壓挖掘機主要參數(shù)的確定； (2)液壓挖掘機各主要機構的結構方案確定； (3)各主要機構作用力、速度、功率等分析計算； (4)液壓系統(tǒng)的設計； (5)液壓挖掘機的平衡、穩(wěn)定、生產(chǎn)率以及其他總體特性的分析計算等。通過總體設計對所設計的液壓挖掘機作出初步全面的規(guī)劃，提出有關數(shù)據(jù)、資料、總體草圖等為進一步設計、分析計算提供基礎。 2.2.2小型液壓挖掘機的主要參數(shù) 小型液壓挖掘機的主要參數(shù)（或稱基本參數(shù)）有以下幾類： (1)發(fā)動機參數(shù)，如發(fā)動機額定功率、轉速等。 (2)液壓系統(tǒng)參數(shù)，如主泵的流量、壓力等。 主要性能參數(shù)，如整機工作質量、主要部件質量、鏟斗容量范圍或標稱鏟斗質量、挖掘機、牽引力等。 (3)尺寸參數(shù)，如工作尺寸、機體外形尺寸和工作裝置尺寸等。 其中最主要的參數(shù)有三個，即斗容量﹑機重和發(fā)動機功率。因為通過這三個參數(shù)可以從使用要求﹑技術指標和技術經(jīng)濟指標﹑動力裝置的配備﹑國際上統(tǒng)一的標準以及傳統(tǒng)習慣等方面反映液壓挖掘機的級別，故有主參數(shù)之稱。如：斗容量直接反映挖掘機的挖掘能力和效果，據(jù)此選擇施工配套的運輸車輛，而土石方工程量也以體積計算。機械式挖掘機一般就以斗容量作為挖掘機分級的主要標志，液壓挖掘機也有采用標準斗容量作為分級標志的。但也有認為，液壓挖掘機工作裝置多，同一機械可以設有多種不同斗容量的鏟斗（按土質不同及施工尺寸要求），故斗容量分級不夠明確。發(fā)動機功率反映了機械的動力級，與其他參數(shù)有函數(shù)關系，如定量系統(tǒng)挖掘機0.1m3斗容量約需功率12～15kW，影響挖掘機的性能，故也可作為挖掘機分級標志，但也有認為由于液壓系統(tǒng)不同，輔助設備能耗不同，或功率儲備不同，以功率分級亦不妥。機重則直接反映了機械本身的重量級，它對技術參數(shù)指標影響很大，因挖掘機挖掘能力的發(fā)揮﹑功率的充分利用﹑機械的穩(wěn)定性都要以一定的機重來保證，因此機重反映了挖掘機的實際工作能力，可用作標志。 我國液壓挖掘機標準所定的定義為： (1)標準斗容量：指挖掘Ⅲ級或容重為18000N/m3的土壤時，鏟斗堆尖時的斗容量（m3）。為充分發(fā)揮挖掘機的挖掘力，對于不同等級的土可以配備相應不同斗容量的鏟斗m3。 (2)機重：是指帶標準反鏟或正鏟工作裝置和標準行走裝置時的整機質量（t）。 (3)發(fā)動機功率：指發(fā)動機的額定功率（12小時工作），即正常運轉條件下本身消耗以外的輸出凈功率（kW）。 2.2.3 選擇確定液壓挖掘機主要參數(shù)的基本依據(jù) 首先確定標準斗容VR =0.25m3。 整機質量直接反映了液壓挖掘機本身的重量等級，對其他技術參數(shù)影響較大，如挖掘力的發(fā)揮、發(fā)動機功率的充分利用、作業(yè)的穩(wěn)定性等都要以一 定的整機質量來保證，所以設計時需要先將其確定。在標準斗容、挖掘力、工作尺寸等參數(shù)的設定中，不同廠家會根據(jù)其各自的理念和方案，針對某一特定的挖掘環(huán)境及客戶要求對參數(shù)進行優(yōu)化設計，這自然會導致同一噸位挖掘機的相應參數(shù)呈現(xiàn)出一種“百花齊放”的狀態(tài)，但是通過對這些基本參數(shù)進行統(tǒng)計分析顯示，從整體上講，這些參數(shù)的數(shù)據(jù)走向有一定的規(guī)律可以遵循。從而造就了這一代液壓機械和小型挖掘機的時代。 2.3 整機參數(shù)確定 2.3.1 標準斗容與整機質量關系 下文中斗容定義采用SAE（美國汽車工程師協(xié)會）標準。 標準斗容VR如公式(1)所示。 VR = VS + VE (1) 式中 VS ——平裝斗容。鏟斗前后壁、側壁以及平裝面所包容的物料體積，m3； VE ——平裝面以上的物料以45°安息角堆積的體積，m3。 圖1所示為整機質量與標準斗容的統(tǒng)計數(shù)據(jù)散點圖。 圖 2 標準斗容與整機質量關系 Fig.2 Standard bucket capacity and overall quality 由圖2可以看出，斗容數(shù)據(jù)點分布大致接近線性函數(shù)分布,但是在實際的曲線擬合過程中，要分別對數(shù)據(jù)點用線性函數(shù)、多項式函數(shù)、冪函數(shù)、指數(shù)函數(shù)、對數(shù)函數(shù)等函數(shù)類型進行擬合，然后對擬合方程進行近似精度比較，即比較方程中y與x的相關系數(shù)R2與1的接近程度，越接近1說明精度越高，最終選擇相對精度高的函數(shù)作為所求曲線函數(shù)。 標準斗容與整機質量的擬合曲線經(jīng)分析比較以后選擇線性函數(shù)形式，曲線方程如公式（2）所示。 y=5×10-5x-0.0618 (2) 式中 y——標準斗容，m3；x——整機質量，㎏。 由圖1看出，擬合曲線和實際數(shù)據(jù)點存在著一定程度的偏差，有些點甚至偏差很大，因為圖中所擬合的曲線只是一條趨勢走向曲線，得出的參數(shù)值不可能完全合適。在具體參數(shù)設計過程中，擬合曲線可以作為設計的初步參考，然后根據(jù)結構方案、強度以及挖掘機的特殊要求再按標準選定和進行理論分析計算，綜合上述方法以后即可得到相應的參數(shù)值。 通過計算得：x=6036 kg。 2.3.2 挖掘力與整機質量的關系 鏟斗切入物料是鏟斗挖掘力和斗桿挖掘力共同作用的結果，SAE對上述兩種挖掘力進行了定義。計算公式分別如公式（3）所示。 式中 FB ——鏟斗挖掘力，N；FS ——斗桿挖掘力，N； PB ——工作裝置液壓系統(tǒng)最大設定壓力，Pa； AB ——鏟斗油缸作用面積，㎡； AS ——斗桿油缸作用面積，㎡；lA ——轉斗油缸作用力臂，mm； lB ——搖桿作用力臂，mm；lC ——連桿作用力臂，mm； lD ——斗齒尖在轉斗挖掘時的作用半徑，mm； lE ——斗桿油缸作用力臂，mm； lF ——轉斗油缸在計算位置閉鎖時，斗齒尖在斗桿挖掘時的作用半徑，mm。 圖 3 鏟斗、斗桿挖掘力與整機質量關系 Fig.3 Bucket, the bucket rod digging force and overall quality relationship 從數(shù)據(jù)的分布來看,兩種挖掘力的參數(shù)值大致隨著整機質量的增加呈現(xiàn)上升趨勢，可以初步定為線性函數(shù)擬合。但是在擬合過程中，用階數(shù)為2的多項式擬合方法更能接近數(shù)據(jù)散點的分布。擬合后的兩種挖掘力同整機質量的關系如公式（4）、（5）所示。 y1 =-6×10-7x2+0.0135x-17.695 （4） y2 =0.0047x+2.0409 （5） 式中 y1 ——鏟斗挖掘力，kN； y2 ——斗桿挖掘力，kN； x ——整機質量，kg。 通過計算得：y1 =41.93 kN y2 =30.41 kN。 2.3.3 工作尺寸與整機質量關系 目前，對于一些線性尺寸（外形尺寸、工作裝置尺寸、工作尺寸）還沒有具體的定義公式，只有近似的經(jīng)驗公式通過查表來求得。最大挖掘高度、 深度以及半徑均可以通過公式（6）求得。 Li=kli (6) 式中 Li ——工作尺寸，mm； kli ——尺寸系數(shù)； x——整機質量，kg。 最大挖掘高度、最大挖掘深度和最大挖掘半徑的尺寸系數(shù)kH 、kZ 、kR的推薦值分別為2.25、2.05、3.35。 通過對圖示散點進行線性函數(shù)、多項式函數(shù)、冪函數(shù)、指數(shù)函數(shù)、對數(shù)函數(shù)5種函數(shù)類型擬合后近似精度的分析比較，最終確定最大挖掘半徑和最大挖掘高度采用二次多項式擬合，最大挖掘深度采用線性擬合。擬合關系如公式（7）、（8）、（9）所示。 h1 =-5×10-6x2+0.4892x+3350.4 (7) h2 =-4×10-5x2+0.7526x+3239.3 (8) h3 =0.1689x+2810.3 (9) 式中 h1 ——最大挖掘高度，mm； h2 ——最大挖掘半徑，mm； h3 ——最大挖掘深度，mm； x ——整機質量，kg。 通過計算得：最大挖掘高度 h1 =6121.05 mm 最大挖掘半徑 h2 =6324.66 mm 最大挖掘深度 h3 =3829.78 mm。 圖4和圖5所示為整機質量與工作尺寸的統(tǒng)計數(shù)據(jù)散點圖。 圖 4 最大挖掘高度。最大挖掘深度與整機質量關系 Fig.4 The maximum digging height.Maximum digging depth and the quality of machine relationship 將主泵出口壓力處（手動換向閥前）與副泵出口壓力處連通， 在聯(lián)通中間加裝“流量控制閥”（必須是帶壓力補償?shù)哪欠N）和單向閥。主泵的手動換向閥中位機能要改成Y型的。這樣才能保證在主泵馬達不旋轉的時候系統(tǒng)也能提供足夠的壓力和流量而不是卸荷的狀態(tài)。小泵的出口壓力處要加單向閥防止大泵過來的油使小泵反轉，并且保證大泵的溢流閥調節(jié)壓力要高于小泵的溢流閥調節(jié)壓力。這個方案只能用在馬達不工作的時候分流一部分流量給小泵，馬達工作地時候要看負載的壓力了，如果大泵和小泵同時工作。如果大泵的負載小，壓力低于小泵的工作壓力，就不行了，要反復調試到最佳的狀態(tài)。起碼大泵不工作的時候，大泵流量可以很輕松和小泵共同工作了。只要大泵的負載大那么它的壓力高了才能支援小泵流量。所以說液壓系統(tǒng)還是我們現(xiàn)在所用的最好的系統(tǒng)設施。 圖 5 最大挖掘半徑與整機質量關系 Fig.5 The relationship between maximum digging radius and the quality of machine 3 挖掘機液壓系統(tǒng)介紹 所謂挖掘機的液壓系統(tǒng)就是根據(jù)挖掘機工作裝置和各個機構的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接起來的組合。液壓系統(tǒng)以油液為工作介質，首先利用液壓泵把機械能轉化成液壓能，然后通過管路把液能傳給液壓執(zhí)行元件，通過液壓元件再把液壓元件轉化成設計需要的各種機械能，實現(xiàn)各種動作。小型液壓挖掘機液壓系統(tǒng)主要包括三大部分及泵送分，控制部分，執(zhí)行部分。 3.1 壓挖掘機液壓系統(tǒng)基本要求 3.1.1 液壓挖掘機的作業(yè)動作要求 (1)要保證挖掘機動臂、斗桿和鏟斗可以各自單獨動作，也可以互相配合實現(xiàn)復合動作。 (2)工作裝置的動作和轉臺的回轉既能單獨進行，又能作復合動作，以提高挖掘機的生產(chǎn)率。 (3)履帶式挖掘機的左、右履帶分別驅動，使挖掘機行走方便、轉向靈活，并且可就地轉向，以提高挖掘機的靈活性。 (4)保證挖掘機的一切動作可逆，且無級變速。 (5)保證挖掘機工作安全可靠，且各執(zhí)行元件（液壓缸、液壓馬達等）。 具有良好的過載保護；回轉機構和行走裝置有可靠的制動和限速；防止動臂因自重而快帶下降和整機超速溜坡。 對液壓系統(tǒng)的基本要求 (1)根據(jù)液壓挖掘機的作業(yè)動作和環(huán)境特點，應對液壓系統(tǒng)提出如下要求。 (2)液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)應具有高效率，充分發(fā)揮發(fā)動機動力性和燃油經(jīng)濟性。 (3)整個液壓系統(tǒng)要有過載保護和防振動沖擊作用。 (4)液壓系統(tǒng)要具備經(jīng)濟適用散熱系統(tǒng)，保證油溫在工作有效規(guī)定范圍內(nèi)。 (5)挖掘機液壓系統(tǒng)要有防塵和清理工作油液能力（自潔）。操作系統(tǒng)要求簡潔，方便使用，有良好的操作舒適性。液壓系統(tǒng)設計必須充分考慮后期保養(yǎng)檢修方便。 3.2液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的基本類型與特點 液壓挖掘機液壓系統(tǒng)有定量，變量和定量變量復合系統(tǒng)三種類型。 定量系統(tǒng) 定量系統(tǒng)采用定量泵提供壓力油的流量是恒定的，不會隨負荷變化而變法，及發(fā)動機以恒功率工作，其功率平均 只用了約60%。為了獲得不同德工作速度，長用多路閥來進行節(jié)流調節(jié)，導致系統(tǒng)發(fā)熱量大，功率浪費。單定量泵經(jīng)常在非滿負載下工作，其壽命比變量泵長一些。由于定量系統(tǒng)流量固定，所以執(zhí)行元件工作相對穩(wěn)定，工作裝置易控制。但執(zhí)行元件在復合運動時，各機械運動速度大大降低。 變量系統(tǒng) 恒功率變量泵能充分利用發(fā)動機功率，又不會使發(fā)動機過載。變量系統(tǒng)一般為雙泵雙回路系統(tǒng)，它能隨負載變法兒變法，使發(fā)動機接近其設計功率工作，以達到節(jié)能環(huán)保目的。 小型單斗挖掘機的液壓系統(tǒng)系統(tǒng)多采用變量泵——定量馬達組合方式實現(xiàn)無級調速。為了保證行走液壓馬達同步，采用全功率雙泵雙回路變量系統(tǒng)。因為全功率變量系統(tǒng)中兩個油泵由同一個調節(jié)機構控制，是兩個油泵的擺角始終相同，同步變法，流量相等。本設計選用液控軸向柱塞單向變量泵，（該泵自帶反饋控制系統(tǒng)，可以實現(xiàn)衡功率調節(jié)）節(jié)能效果非常好 。 3.3系統(tǒng)的工作需要和工況分析 (1)挖掘。通常以鏟斗液壓缸或斗桿液壓缸分別進行單獨挖掘，或者兩者配合進行挖掘。在挖掘過程中主要是鏟斗和斗桿有復合動作，必要時配以動臂動作。 (2)滿斗舉升回轉。挖掘結束后，動臂缸將動臂頂起、滿斗提升，同時回轉液壓馬達使轉臺轉向卸土處，此時主要是動臂和回轉的復合動作。動臂舉升和臂和鏟斗自動舉升到正確的卸載高度。由于卸載所需回轉角度不同，隨挖掘機相對自卸車的位置而變，因此動臂舉升速度和回轉速度相對關系應該是可調整的，若卸載回轉角度大，則要求回轉速度快些，而動臂舉升速度慢些。 (3)卸載?；剞D至卸土位置時，轉臺制動，用斗桿調節(jié)卸載半徑和卸載高度，用鏟斗缸卸載。為了調整卸載位置，還需動臂配合動作。卸載時，主要是斗桿和鏟斗復合作用，兼以動臂動作。 (4)空斗返回。卸載結束后，轉臺反向回轉，同時動臂缸和斗桿缸相互配合動作，把空斗放到新的挖掘點，此工況是回轉、動臂、和斗桿復合動作。由于動臂下降有重力作用、壓力低、泵的流量大、下降快，要求回轉速度快，因此該工況的供油情況通常是一個泵全部流量供回轉，另一泵大部分油供動臂，少部分油經(jīng)節(jié)流供斗桿。 3.4液壓執(zhí)行元件 執(zhí)行元件的類型可根據(jù)挖掘機工作部件的特點來確定，通常情況下，對于行程不大的直線往復運動，可以選擇液壓油缸；對于連續(xù)旋轉運動，可以選用液壓馬達；對于轉動小于一周的擺動，可以選擇擺動式液壓油缸。 3.3.1液壓泵設計與計算 (1)液壓泵的基本參數(shù) 液壓泵有兩個壓力參數(shù)，一個為額定壓力，另一個為最高壓力。 額定壓力是指在連續(xù)運轉情況下所允許使用得工作壓力，這個壓力下可以保證泵較高的容積效率和使用壽命。但是額定壓力不是泵工作時的實際壓力，泵工作時的實際壓力取決與外負載和管路阻力。最大壓力是指泵在短時間內(nèi)超載說允許的極限壓力，由液壓系統(tǒng)的安全閥限定，主要由密封性能和零件強度所決定，在此情況下，油泵仍能滿足允許的最低容積效率要求。 (2)液壓泵的計算 液壓泵的排量是指泵每旋轉一個弧度或每旋轉一周所排出液體的體積，以QP表示。 液壓泵的流量是指泵在單位時間內(nèi)排出液體的體積，以QP表示。 泵的容積效率=泵的實際流量值除以泵的理論流量值。齒輪泵容積效率為0.7-0.9；柱塞泵容積效率為0.85-0.98； 機械效率=泵的理論轉矩除以泵的輸入轉矩； 在確定液壓系統(tǒng)工作壓力（即液壓泵的出口壓力）時已經(jīng)選定了液壓泵的形式。這里是根據(jù)液壓系統(tǒng)所需要的流量來確定液壓泵的具體規(guī)格。液壓泵的額定壓力應比系統(tǒng)工作壓力大25%以上 ，是液壓泵油一定的壓力儲備。 由以上可得泵的輸出功率 (10) Qb=KQmax=(1.3*63)/60 P=47.775KW (3)掘機齒輪泵設計 齒輪泵具有外形尺寸小，重量輕。自吸性能好，結構簡單，工藝性好，使用時工作可靠，耐沖擊，維護修理方便和價格便宜等優(yōu)點。 因此本機選用齒輪泵作為控制油路液壓驅動泵。 齒輪泵一般可分為外嚙合和內(nèi)嚙合兩種，二者對比，內(nèi)嚙合齒輪結構經(jīng)湊，運轉平穩(wěn)，噪音小，有良好的高速性能，單加工復雜，流量脈動大，高壓低速時容積率低；外嚙合齒輪泵工藝簡單，加工方便。目前漸開線圓柱直齒輪的外嚙合齒輪使用得比較多。根據(jù)使用要求本機選用漸開線圓柱直齒輪的外嚙合齒輪。 由于多路閥采用手動減壓閥式先導閥。手動減壓閥式先導閥的控制油路由齒輪泵單獨供油，組成操縱回路。操縱先導閥手柄不同方向和位置，可使其輸出壓力在0-2.5MPa范圍內(nèi)變化，以控制液控多路閥的開度和換向，是駕駛員在操縱先導閥是，既輕松又有操縱力和位置的感覺。為力保證油一定的操縱力，并在液壓泵不工作或損壞時還能是工作機構運動。在操縱回路中設置了儲能器。 為了保證設計要求，取齒輪泵容積效率為0.8，機械效率為0.9。根據(jù)齒輪泵的工作壓力2.5MPa查《液壓技術手冊》----范存德主編 選用CB-B10型固定側板低壓泵，這種泵結構簡單，維護方便，工作可靠，適用于低壓液壓系統(tǒng)。CB-B10齒輪泵排量Q=10L/min，額定壓力為2.5MPa，轉速1450r/min,驅動效率0.51，質量2.14.其外圍最大尺寸為65*95*65. 3.3.2液壓缸設計與計算 (1)活塞桿 用精密磨削的高強度合金鋼來制造，對活塞桿表面進行中頻淬火，硬度達到最高HRC62，并且在活塞桿表面鍍硬鉻并拋光到Ra0.08um,提供耐沖擊的表面，防止活塞桿拉傷和碰傷，延長密封件壽命。所有活塞桿和活塞組件在最小橫截面處具有基于額定壓力下抗拉強度的起碼5倍的安全系數(shù)。 (2)導向套 根據(jù)挖掘機工況特點專門研制，由球墨鑄鐵制成，有很高的耐磨性，內(nèi)裝日本原裝進口的滑動軸承，該滑動軸承最大承載壓力靜載270N/mm2,動載140N/mm2,最高速度5m/s,摩擦系數(shù)0.02～0.07,工作溫度-200℃至280℃,導向面積很大使應力減至最小，可以承受很大的側向載荷，延長缸和密封件二者的壽命。 (3)活塞桿密封件 活塞桿密封件由防塵圈、活塞桿密封圈和液壓緩沖組成，能有效防止活塞桿液壓油滲漏。防塵圈是雙唇防塵圈，作用是防止粉塵、污物、砂粒及金屬屑的進入，它大大的防止了刮傷，保護了導向元件，延長了密封件的使用壽命，面向介質的密封唇減少了剩余的油膜，聚氨脂材料保證在干摩擦時有極好的特點，增加耐磨性，由于對因氣候條件而引起的臭氧和輻射有很好的抵抗能力，延長了使用壽命，工作溫度－35至100℃，表面速度≤2m∕s。活塞桿主密封圈是一種有兩道密封唇且在外徑處為緊配合的唇形密封，由于兩道唇口之間有額外的潤滑劑，故大大地防止了干摩擦和磨損，耐沖擊、抗擠出，提高了零壓力下的密封性能，工作壓力≤40Mpa,工作溫度－35至110℃，表面速度≤0.5m∕s。液壓緩沖的作用是吸收高負荷下的沖擊和波動壓力，隔絕高溫流體，提高密封件的耐用度，壓力峰值可至100Mpa,由于在滑動唇口上有可以泄放背壓的特殊形狀縫槽，能消除活塞桿密封圈和緩沖之間的壓力，將處于主密封和緩沖密封之間形成的壓力傳遞回系統(tǒng)。 (4) 液壓缸設計算 外負載計算:斗桿挖掘時切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中可視為常數(shù)。斗桿在挖掘過程中總轉角為，在這轉角行程中鏟斗被裝滿。鏟斗缸外負載為最大時，缸內(nèi)壓力最大，此時挖掘力最大，其值為[12]： =CBAZX+D (11) =200+D =200+15000 =165417+15000 =170417(N) 式中 C—表示土壤硬度的系數(shù),對Ⅱ級土宜取C=50～80，對Ⅲ級土宜取C=90～150，對Ⅳ級土宜取C=160～320，式中取C=200； R—鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖的距離，即轉斗切削半徑，取斗容量為1m,根據(jù)反鏟斗主要參數(shù)特性計算表，查表得R=1.15m； B—切削刃寬度影響系數(shù),B=1+2.6b,其中b為鏟斗寬度,查表得b=1.25m； —挖掘過程中鏟斗總轉角的一半,查表得=； A—切削角變化影響系數(shù),取A=1.3； Z—帶有齒的系數(shù),取Z=0.75； X—斗側臂厚度影響系數(shù),X=1+0.3s,其中s為側臂厚度,單位為cm,初步設計時可取X=1.15； D—切削刃擠壓土壤的力,根據(jù)斗容大小在D=10000～17000N范圍內(nèi)選取.設計容量為1m,取D=15000N； 轉斗挖掘裝土阻力和法向挖掘阻力相對與很小，所以在計算時可以忽略不計。 液壓缸結構尺寸計算 (1)根據(jù)鏟斗缸的最大外負載，可以設計計算鏟斗缸的結構尺寸[15]： 當推力驅動工作負載時： F= = (12) 由此可求出缸筒內(nèi)徑為: D= = = 求出D=88mm本系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此速比取=2 d= (13) 式中 系統(tǒng)背壓P=1MPa 系統(tǒng)最高壓力P=30Mpa 根據(jù)查表GB/T2348—1993圓整得到D=90mm[16] (2)活塞桿直徑為 d==90=66.35(mm) (14) 根據(jù)GB/T2348—1993規(guī)定的活塞桿尺寸圓整為d=66mm (3)最大工作行程 行程S=12D (15) S=12=1080（mm） 根據(jù)國家標準GB/T—1980規(guī)定的液壓缸行程系列圓整到S=1100mm (4)活塞有效計算長度 液壓缸的安裝尺寸，可查設計手冊得 安裝尺寸=+S=377+1100=1377（mm） 當活塞桿全部伸出時，有效計算長度為： L=1100+1100+377=2577（mm） S—液壓缸的安裝尺寸(查設計手冊得到) [4] (5)最小導向長度 H(mm) (16) 取最小導向長度為600（mm） 式中 L—液壓缸最大行程； D—缸筒內(nèi)徑。 (6)導向套長度 A=（0.6～1.0）d (17) =(114.5～120)mm 導向套長度為115mm (7)活塞寬度 B=（0.6～1.0）D (18) =（54～90）mm 活塞桿寬度B=80mm 式中 D—缸筒內(nèi)徑 (8)缸筒壁厚： 材料的許用應力計算 (19) = 式中 —缸體材料的抗拉強度，缸體材料為，=800Mpa[14] n—安全系數(shù).一般取n=5 (20) ==7.99(mm) 查缸筒壁厚度表，取=12mm 式中 P-系統(tǒng)最高壓力,P=30Mpa。 (9)缸筒外徑 (21) =90+212 =114(mm) 因為液壓缸的缸筒是無縫鋼管，因此缸筒內(nèi)部要留出5mm加工余量所以查手冊，選取內(nèi)徑為95mm的無縫鋼管。 油缸強度計算： (1)已知參數(shù)： 缸徑D=90 桿徑d=63 行程S=1100 缸筒壁厚=12有效計算長度L=2577 (參數(shù)單位：mm) (2)油缸強度計算 a. 活塞桿應力校核 =P8×902/632 (22) =30×902/632 =61.22Mpa 活塞桿材質為調質，經(jīng)查表得強度極限為800Mpa[14],材料的許用應力為： =（n為安全系數(shù)）. 由此可見，，應力完全滿足要求。 式中 —油缸最大閉鎖壓力 b. 缸筒強度驗算： 由于缸筒壁厚與缸徑之比，屬于厚壁缸筒，可按材料學第二強度理論驗算。 由此可見,<,強度滿足要求。 式中 P—系統(tǒng)最高壓力,P=30Mpa； —材料的許用應力。 (3)油缸穩(wěn)定性驗算 油缸在工作是承受的壓應力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性。 a. 活塞桿斷面最小 I= （24） = = b. 活塞桿橫斷面回轉半徑 c. 活塞桿柔性系數(shù) = (26) ==161.0025161 式中 —為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； L—為有效計算長度 d. 鋼材柔度極限值 = (27) = =60.8 式中 —45鋼材比例極限[14]； E—材料彈性模量[14] e. 從以上計算得知，>,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為： (28) （N） 式中 —為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； f. 油缸最大閉鎖力 = (29) （N） 式中 —油缸最大閉鎖壓力 g. 穩(wěn)定系數(shù) (30) 由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。 (4)活塞和活塞密封件 標準活塞為鑄件，并為同心度而配合于活塞桿?；钊揽柯菽概c活塞桿之間的螺紋旋合而牢靠鎖定，保證在高速度和高負載條件下的可靠工作?；钊芊饧坎捎眠M口Parker和NOK產(chǎn)品?；钊麅啥税惭b由PTFE制成4mm厚度的納污環(huán)，由于它有雜質浸沒功能，故可防止油缸內(nèi)的油因混有外界物質而引起密封件的損壞，確保密封件有較長的使用壽命，而且能起導向支承作用。支承環(huán)具有很高的耐壓承載能力，可以消除活塞與缸體之間的所有的金屬對金屬接觸，提供高的側向承載能力，吸收沖擊，增加接觸面積，避免劃傷缸體。活塞密封件采用派克的開口式結構的OK型密封件，耐沖擊負荷，摩擦阻力低，安裝簡單，由于其密封圈特殊的材料性能，故在高壓和大間隙下均有較強的抗擠壓能力，工作壓力高達50Mpa。 (5)溢流閥的設計 計算設計要求:章設計的溢流閥是安裝在出油口處的溢流閥，它用來控制系統(tǒng)的最高壓力，防止超載，保護液壓系統(tǒng)安全，使液壓系統(tǒng)穩(wěn)定的運行[18]。 根據(jù)系統(tǒng)的壓力，溢流閥設計要求如下： 公稱壓力 =320（kgf/） 公稱流量 =200（L/min） 調壓范圍 =160-320（kgf/） 起閉特性（調成最高調定壓力時） 開啟壓力 =300（kgf/） 閉合壓力 =288（kgf/） 溢 流 量 =1.56L/min(26/sec)<2L/min(33.34/sec) 卸荷壓力 4（kgf/） 內(nèi)瀉流量 150/ min 幾何尺寸確定 (1)進出油口直徑d d=0.463=0.463=2.69(cm) (31) 取d=2.8cm 式中 —公稱流量（L/min）； —進、出油口直徑d處油液流速，一般可取 =6m/sec (2)主閥座孔徑 =d-(0.03～0.4)=208-0.1=2.7(cm) (32) 取=2.7 cm (3)主閥芯直徑 = (33) 取=，代入上式得 =2.7=2.81(cm) 取D=2.8(cm) 式中 —主伐座孔徑處面積，=()； —主伐芯上側面積，=()； —主閥芯上下側面積比，一般取=0.95～0.98，本式中取 =0.96 (4)主閥芯與閥套的配合長度L L=（0.6～1.5）D=0.752.8=2.1 (cm) （34） 取L=2(cm) (5) 阻尼孔直徑及長度 =0.08～0.2(cm) 取=0.08(cm) =（7～19）=7.50.08=0.6(cm) 取=0.6(cm) (6)主閥芯閥口處錐角半角 一般取=,主閥座閥口處為直角。這樣選取能使主閥芯與閥座接近線接觸，即保證密封可靠，又便于加工。 (7)主閥芯閥與閥蓋的間距S S4.47 (35) = =0.639 (cm) 取S=0.64(cm) 式中 —主閥座孔徑(cm)； —主閥芯閥口處錐角半角（）； g—重力加速度（）； —油液重度； []—卸荷壓力允許值（kgf/）； —公稱流量（L/min）。 (8)導閥芯錐角半角 導閥過流面積和導閥芯與導閥座的接觸應力的大小與值有關，值小 過流面積和接觸應力大，反之就小。過流面積的大小涉及主閥工作性能的好壞，接觸應力的大小涉及導閥的使用壽命長短，所以 值應根據(jù)性能要求和使用壽命來確定。根據(jù)經(jīng)驗一般取= (9)導閥座孔徑和 =（2～5）(cm) （36） =0.16(cm) 式中 —阻尼孔直徑 值取得大則調壓彈簧的剛度要大，尺寸也會加大，取得大小又會影響閥的穩(wěn)定性。一般?。? =0.4(cm) 對于在實踐中發(fā)現(xiàn)，取得大了易使閥發(fā)生尖叫和振動。所以根據(jù)經(jīng)驗取得： =0.16(cm) 靜態(tài)特性計算 靜態(tài)特性的計算有兩個目的：一是根據(jù)靜態(tài)特性的設計要求，校核上面確定的主要結構尺寸能否滿足對靜態(tài)特性的要求，并進行必要的調整與復算；二是求出主伐彈簧和調壓彈簧的剛度及預壓縮量，作為彈簧的設計依據(jù)。 (1)在最高調定壓力下主伐芯的額定開口量： = (37) = =0.0723(cm) 式中 —主閥閥口流量系數(shù)，取=0.77～0.88，本式中取=0.80； —油液重度，取=0.903（上調30-1號液壓油在油溫為，油液壓力為320時的值）； —主閥座孔徑(cm)； —公稱流量； —主閥芯閥口處錐角半角（）； g —重力加速度（）； —最高調定壓力。 (2)卸荷時主閥芯的開口量 = (38) = =0.639(cm) 式中 [] —卸荷壓力（kgf/）； —主閥閥口流量系數(shù)，取=0.77～0.88，本式中取=0.80； —油液重度，取=0.885（上調30-1號液壓油在油溫為，油液壓力為010時的值）。 (3)系統(tǒng)壓力為開啟壓力時導閥前油腔的壓力 =- (39) = =277.5（） 式中 —主閥芯開啟壓力（kgf/）； —開啟壓力時的溢流量，根據(jù)設計要求規(guī)定: 0.01（06.67）（）； g—重力加速度（）； —阻尼孔直徑(cm)； —阻尼孔長度(cm)； —油液重度，取=0.8995； —油液運動粘度，取=0.235（）（上調30-1號液壓油在油溫為，油液壓力為200～320時的值）； —阻尼孔面積，=0.005（）。 (4)液壓卡緊阻力F F=0.27fLD (40) =0.270.080.02722.8277.54 =0.906(kgf) 式中 f—摩擦系數(shù)，取f=0.04～0.08； —液壓卡緊系數(shù)，取=0.027； L—主閥芯與閥套的配合長度，取2（cm）； D—主閥芯直徑（cm）； —導閥前油腔的壓力（kgf/）。 (5)主閥彈簧剛度K與預壓縮量X KX=A-A-G- F (41) 取主閥芯重力G=0.2(kgf)，A===5.72（cm）, A===6.154（cm）.代入上式得： KX=5.72300-6.154277.5-0.2-0.906=7(kgf) X=（1～5）=1.50.639=0.9585（cm） 代入KX乘積式中得: K=7/0.9585=7.3（kgf/cm） 取K=7（kgf/cm） X=1（cm） 式中 —導閥前油腔的壓力（kgf/）； G—主閥芯重力(kgf)； F—液壓卡緊阻力(kgf)。 (6)系統(tǒng)壓力為開啟壓力時導閥的開口量X X= (42) = =0.0032（cm） 式中 C—導閥閥口的流量系數(shù)，可取C=0.77； d—導閥座孔徑（cm）； —導閥芯錐角半角（）； —油液重度，取=0.8995； g—重力加速度（）； —導閥前油腔的壓力（）； —溢流量，=1.56L/min(26/sec)。 為了使導閥不受幾何精度和油液清潔度的影響，保證工作穩(wěn)定，求得的X值應滿足： X0.003（cm） 所以X的值滿足要求 (7)調壓彈簧剛度與預壓縮量X = (43) 取 ===0.1256（cm） X===0.32（cm） 代入上面公式： = =107（kgf/cm） 取=107（kgf/cm） X =0.32（cm） 式中 —導閥座孔截面積； 為了保證達到啟閉性能的要求，要求0.85～0.90，校核由上面上面求得的，X可求出兩者乘積，==0.852>0.85,因此，可以達到啟閉特性