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畢 業(yè) 設 計（論 文）
設計(論文)題目： 車載小型挖樹機液壓和控制系統設計
學生姓名： 陶 偉 指導教師： 李志臣
二級學院： 專 業(yè)： 車輛工程
班 級： 11車輛工程1班 學 號： 1121111036
提交日期： 2015年05月10日 答辯日期：2015年05月16日
摘 要
我國目前樹木移植大都采用人工作業(yè)，勞動強度大，作業(yè)效率低、成本高、成活率低。小型車載挖樹機的研制有利于提高工效，減輕勞動強度，加快城市園林化的步伐，同也降低生產成本，提高經濟效益。液壓系統是小型車載挖樹機的重要組成部分，主要包括液壓泵，液壓油缸、控制閥和油箱等。
本文主要針對小型車載挖樹機液壓控制系統進行設計。首先，調查掌握了小型車載挖樹機及液壓系統的現況；接著，對該挖樹機結構及原理進行了分析，通過對結構原理的分析提出了液壓系統設計方案，并通過計算選擇了各液壓元件以及驗算了液壓系統的合理性；然后，以鏟斗油缸為例對其進行了詳細的設計與校核；最后，應用AutoCAD軟件繪制了液壓系統原理圖及液壓缸的裝配圖和主要零部件圖。
本文的研究方法對今后各類小型機械、工程機械等的液壓系統設計均具有很好的參考意義。
關鍵字：挖樹機；液壓系統；液壓缸
Abstract
Most of our current artificial trees transplant operations, labor-intensive, low working efficiency, high cost and low survival rate. Car digging machines small tree research will help improve efficiency, reduce labor intensity and speed up the pace of urban garden, with also reduce production costs, improve economic efficiency. Hydraulic system is a small car digging machine an important part of the tree, including hydraulic pumps, hydraulic cylinders, control valves and tanks and so on.
This paper mainly for small-car dug tree hydraulic control system design. First, the investigation and the status of the small car to dig trees and hydraulic systems; then, the digging machine tree structure and principle were analyzed by analysis of the structural principle of the hydraulic system design is proposed and selected by calculating each hydraulic components and checking the reasonableness of the hydraulic system; then, with bucket cylinder as an example of its detailed design and verification; and finally, the application of AutoCAD software to draw a schematic diagram of the hydraulic system and the hydraulic cylinder assembly drawings and major zero parts diagram.
Research methods in the future design of various types of hydraulic system of small machinery, engineering machinery, etc. have a good reference value.
Keyword：Hydraulic system; Hydraulic cylinders; Digging up tree
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第一章 緒論 1
1.1研究背景及意義 1
1.2液壓系統概述 1
1.3液壓系統研究現狀 2
1.3.1國外研究現狀 2
1.3.2國內研究現狀 2
第二章 總體分析 3
2.1主要參數選定 3
2.2車載小型挖樹機結構原理分析 3
2.2.1整體結構 3
2.2.2鏟斗組件 3
2.2.3鏟刀組件 4
2.2.4主框架和提升架 4
2.3車載小型挖樹機的工作特點分析 5
2.4工況分析 6
2.4.1 運動分析 6
2.4.2 負載分析（以提升液壓缸為例） 6
第三章 液壓系統設計及液壓元件選型 8
3.1確定主要參數 8
3.1.1工作壓力的確定 8
3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 8
3.2液壓回路的設計 9
3.2.1制定調速方案 9
3.2.2制定壓力控制方案 10
3.2.3制定順序動作方案 10
3.2.4選擇液壓動力源 11
3.2.5繪制液壓系統圖 11
3.3液壓元件的選型 12
3.3.1 液壓泵的選擇 12
3.3.2 液壓閥及輔助元件的選擇 12
3.3.3 蓄能器的選擇 13
3.3.4 管道尺寸的確定 13
3.3.5 油箱容量的確定 14
3.4液壓系統的驗算 15
3.4.1 壓力損失的驗算 15
3.4.2發(fā)熱溫升的驗算 16
第四章 液壓缸的設計 18
4.1主要尺寸的設計與校核 18
4.1.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 18
4.1.2 液壓缸工作行程的確定 19
4.1.3 缸蓋厚度的確定 19
4.1.4 最小導向長度的確定 20
4.1.5 缸體長度的確定 20
4.1.6 固定螺栓得直徑 21
4.1.7 液壓缸強度校核 21
4.2液壓缸的結構設計 22
4.2.1 缸體與缸蓋的連接形式 22
4.2.2 活塞桿與活塞的連接結構 23
4.2.3 活塞桿導向部分的結構 23
4.2.4 密封裝置 24
4.2.5 緩沖裝置 24
4.3其他液壓缸結構及技術參數 25
結 論 27
參考文獻 28
致 謝 29
30
車載小型挖樹機液壓和控制系統設計
第一章 緒論
1.1研究背景及意義
城市綠化是城市生態(tài)環(huán)境建設的核心內容。其生態(tài)效應是由綠量決定的，而綠量的大小則取決于組成城市綠化主導材料的各種類樹木所表現的葉面大小和樹冠覆蓋面積，所以種植樹木是短期內加快城市生態(tài)環(huán)境建設和提高城市生態(tài)環(huán)境質量的主要手段和途徑。據測定，樹木吸取CO2、制造O2的功能是草坪的5倍．1hm2樹木每年可吸收CO216t，釋放O212t，吸收量是草坪的3倍，年可滯塵0.9t，可吸收SO2300kg，畜水1500t，空氣濕度可增加54%?？梢?，樹木產生的生態(tài)效應是非常明顯的。
在目前城市熱島效應日趨明昱和人們對城市居住環(huán)境品質要求不斷提高的新形勢下，在城市中推行種植有一定體量和相當數量的樹木就顯得尤為重要瓤迫切。我國目前樹的移栽大都采用人工作業(yè)，勞動強度大，作業(yè)效率低、成本高、成活率低。采用機械化作業(yè)可提高工效幾十倍甚至上百倍，減輕了勞動強度，加快了城市園林化的步伐，同也降低了生產成本，提高了經濟效益。因此研制開發(fā)適合常規(guī)配套動力的挖樹機械具有十分重要的現實意義，其產品具有廣闊的市場前景。
1.2液壓系統概述
一個完整的液壓系統由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件（附件）和液壓油。
動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能，指液壓系統中的油泵，它向整個液壓系統提供動力。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。
執(zhí)行元件(如液壓缸和液壓馬達)的作用是將液體的壓力能轉換為機械能，驅動負載作直線往復運動或回轉運動。
控制元件(即各種液壓閥)在液壓系統中控制和調節(jié)液體的壓力、流量和方向。根據控制功能的不同，液壓閥可分為壓力控制閥、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。
輔助元件包括油箱、濾油器、油管及管接頭、密封圈、快換接頭、高壓球閥、膠管總成、測壓接頭、壓力表、油位油溫計等。
液壓油是液壓系統中傳遞能量的工作介質，有各種礦物油、乳化液和合成型液壓油等幾大類。
液壓系統由信號控制和液壓動力兩部分組成，信號控制部分用于驅動液壓動力部分中的控制閥動作。
1.3液壓系統研究現狀
1.3.1國外研究現狀
液壓技術自18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，已有300多年的歷史了，但其真正的發(fā)展只在第二次世界大戰(zhàn)后60多年的時間內，戰(zhàn)后液壓技術迅速向民用工業(yè)轉移，在機床、工程機械、農業(yè)機械、汽車等行業(yè)中逐步推廣。20世紀60年代以來，隨著原子能技術、空間技術、計算機技術的發(fā)展，液壓技術得到了河大的發(fā)展，并滲透到各個行業(yè)領域中去。當前液壓技術正向高壓、高速、大功率、高效、低噪音、高可靠性、搞度集成化的法相發(fā)展。同時，新型液壓元件和液壓系統的計算機輔助設計，計算機輔助測試、計算機直接控制、計算機實時控制技術、機電一體化技術、計算機仿真和優(yōu)化設計技術、可靠性技術，以及污染控制技術等方面也是當前液壓傳動及控制技術發(fā)展和研究的方向。
1.3.2國內研究現狀
我國液壓工業(yè)的真正發(fā)展是在六十年代開始起步的，而液壓控制技術的發(fā)展則更晚一些，目前，液壓控制技術已成為一種極為廣泛的基礎技術，盡管我國國民經濟各領域也獲得了極為廣泛的應用，單液壓及控制技術長期落后于國外的現狀還是嚴重制約了我國主體水平的提高和工業(yè)自動化的實現。因而迅速提高我國液壓技術和控制技術的數字化，具有極為重要的經濟意義和現實意義。近年來，我國液壓氣動密封行業(yè)堅持技術進步，加快新產品開發(fā)，涌現出一批各具特色的高新技術產品。如北京機床所的直動式電液伺服閥、杭州精工液壓機電公司的低噪聲比例溢流閥、寧波華業(yè)公司的電液比例流量閥，均為機電一體化的高新技術產品。為應對我國加入WTO后的新形勢，我國液壓行業(yè)各企業(yè)加速科技創(chuàng)新，不斷提升產品市場競爭力，一批優(yōu)質產品成功地位國家重點工程和重點主機配套，取得較好的經濟效應和社會效應。
第二章 總體分析
2.1主要參數選定
通過對市場現有小型挖樹機進行調查，選定本次設計的車載小型挖樹機主要技術指標如下：
配套動力18～22kw（拖拉機）
土球大端直徑600mm
樹胸徑80~120mm
工作效率50~80 株/小時
2.2車載小型挖樹機結構原理分析
2.2.1整體結構
小型挖樹機由主框架，提升架，鏟刀組件，鏟斗組件和液壓系統等組成，如圖2-1 所示。提升架可沿主框架上下運動，鏟斗可沿提升架上下運動。型挖樹機可掛接在多種配套動力（如各種輪式拖拉機）上，各工作部件由液壓油缸驅動。工作時，通過操縱液壓系統的分配器，首先打開鏟刀、鏟斗，通過調整挖樹機的位置，將被挖樹置于鏟斗中心處，然后將提升架下移，使鏟刀、鏟斗置于地面上，操縱鏟刀油缸將兩鏟刀入土后再操縱鏟斗油缸將鏟斗下挖至要求的深度后，通過提升架將鏟刀、鏟斗和樹同時提出地面，最后松開鏟刀、鏟斗，將根部帶有圓臺型土塊的樹放入塑料盆中，以提高樹成活率，方便運輸。
圖2-1 小型挖樹機結構簡圖
1-主框架2-提升架3-鏟刀組件4-鏟斗組件
2.2.2鏟斗組件
鏟斗組件主要包括鏟斗導軌、鏟斗油缸、鏟斗滑塊和鏟斗，如圖2-2 所示。鏟斗的運動軌跡由鏟斗導軌控制。為實現一定直徑樹的移栽要求，鏟斗小端直徑不能太小。鏟斗設計為半圓臺面形，導軌角度和圓臺的角度相同，以便使鏟斗滑快能自如的上下移動。鏟斗的大端直徑為600mm，小端直徑為450mm，高為500mm，當鏟斗架處于閉合狀態(tài)時鏟斗導軌與鉛垂方向的夾角為8.5°。
圖2-2 挖樹機鏟斗組件結構示意圖
1-鏟斗導軌2-鏟斗油缸3-鏟斗滑塊4-鏟斗
油缸兩端均是鉸接形式，當鏟斗油缸伸出時，活塞桿與連接的滑塊在鏟斗的滑軌上移動，鏟斗慢慢張開。反之，當油缸縮回回時，鏟斗慢慢閉合。
2.2.3鏟刀組件
鏟刀組件主要包括鏟斗油缸、連接件、鏟刀臂和鏟刀，如圖2-3 所示。工作時鏟刀繞鏟刀臂旋轉，依靠鋒利的刀刃切斷樹的底根，同時鏟入泥土的鏟刀可以平衡一部分鏟斗的入土阻力，起到了地錨的作用，以防挖樹機被抬起。
圖2-3 挖樹機鏟刀組件結構示意圖
1-鏟刀油缸2-連接件3-鏟刀臂4-鏟刀
2.2.4主框架和提升架
提升架通過滑塊安裝在主框架的導軌中，鏟刀、鏟斗等安裝在提升架上。在提升油缸的作用下，提升架、鏟刀及鏟斗沿主框架軌道上下運動，用來提升完成挖掘工作的鏟刀、鏟斗及所要移栽的樹，其結構如圖2-4 所示。
圖2-4 挖樹機主框架和提升架結構示意圖
2.3車載小型挖樹機的工作特點分析
挖樹機挖掘帶根樹木是在各有關部件和裝置協同動作下完成的，樹木挖樹機的主要工作特點是：
（1）移動作業(yè)
樹木挖樹機必須開到苗圃地或待移栽的樹木前實施挖掘作業(yè)，其作業(yè)地點是不斷變動的。
（2）順序動作
在挖樹時樹木挖樹機要完成下列動作：挖樹機構直立（具有縱向傾斜機構的挖樹機才有此動作），挖樹機構下降，鍬鏟打開，鍬鏟閉合，鍬鏟鎖緊，調平墊使導軌架水平，穩(wěn)定器撐開，鍬鏟按1—3—2的順序鏟入土中，挖樹機構上升，穩(wěn)定器收回，挖樹機構傾倒在車底板上。樹木挖樹機在向栽植坑植樹時要完成下列動作：挖樹機構直立，挖樹機構下降，穩(wěn)定器撐開，鍬鏟按順序提升，挖樹機構提升，鍬鏟閉合，穩(wěn)定器收回，挖樹機構傾倒在車廂底板上。這些動作都是順序進行的，在同一時間內沒有兩個動作同時進行。僅在需要加抉工作速度時，有些輔助動作（如提升，收回穩(wěn)定器等）可以同時進行，但對工作沒有影響。
（3）工作部件和各動作的執(zhí)行元件呈空間分布
即在挖樹機的上、下、左，右等各部位都要布置傳動部件，尤其是工作鏟呈環(huán)形布置時。
（4）有些部件運動的行程長
如2ZS-100樹木挖樹機的鏟刀移動量達97cm．大約翰樹木挖樹機鏟刀行程達160cm，但它們運動速度不高，對運動的精度要求不高。本設計中升降缸的行程達到800mm，鏟土油缸的行程達到500mm。
（5）各工作部件和裝置的工作載荷不一致
其中以鍬鏟的下鏟阻力最大如20T一50型起苗機的單鏟下鏟阻力為15kN，2ZS-100型樹木挖樹機的下鏟阻力為30kN，其次是提升時的重力載荷。由于這時要將挖樹機構和挖出的樹木及帶根士球一道提升，重力載荷達10～20kN，有些裝置的工作載荷則很小如鍬鏟開合機構、調平墊等。
（6）間歇作業(yè)
樹木挖樹機挖完一棵樹以后要由配套的運載工具將樹運到栽植點或運送到地邊指定點，由其它運輸工具集中轉運。這時，動力傳動裝置停止工作。只有樹木挖樹機到達栽植點后，或在進行下一輪作業(yè)時傳動裝置才又開始工作。
（7）每一工作循環(huán)的時期短
如2ZS-IOO型樹木挖樹機挖一棵樹的純作業(yè)時間只要l min。本設計中要求為60 s/顆。
2.4工況分析
2.4.1 運動分析
根據設計要求驅動它的液壓傳動系統需完成鏟斗，鏟刀打開—鏟斗鏟刀閉合掘土—提升—打開的工作循環(huán)。其垂直上升林木的重力為5000N，機架本身重量為1000N，快速上升行程350mm，速度要求≥45mm/s；慢速上升行程為100mm，其最小速度為8mm/s；快速下降行程為450mm，速度要求≥55mm/s，其導軌面的夾角為90°，滑臺與導軌的最大間隙為2mm，起動加速和減速時間均為0.5s，液壓缸的機械效率為0.91。則?。?
快速上升速度為：V快升=45mm/s
慢速上升速度為：V慢升=8mm/s
快速下降速度為：V快降=55mm/s
2.4.2 負載分析（以提升液壓缸為例）
液壓缸所受外載荷F包括三種類型，分別為工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載即：
F = Fw+ Ff+ Fa
（1）工作負載Fw
對于本挖樹機來說，即為沿垂直上升方向的樹重量與機架本身重量之和，故：
Fw=5000N+1000N=6000N
（2）導軌摩擦阻力負載Ff
啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導軌Ff可以由下式求的：
Ff=fFn/sin（∝/2）
由于林木為垂直起升，所以垂直作用于導軌的載荷可由其間隙和結構尺寸求得Fn=120N，取fs=0.2，fd=0.1則有
靜摩擦負載：Ffs=（0.2×120/sin45）=33.94N
動摩擦負載：Ffd=（0.1×120/sin45）=16.97N
（3）運動部件速度變化時的慣性負載Fa
Fa =
式中g——重力加速度；
——加速或減速時間，本設計中要求不大于0.2s，取=0.1s；
——時間內的速度變化量。
故：
加速：Fa1=（G/g）×（△v/△t）=（6000/9.81）×（0.045/0.5）=55.05N
減速：Fa2=（G/g）×（△v/△t）=（6000/9.81）×（0.045-0.008）/0.5=45.26N
制動：Fa3=（G/g）×（△v/△t）=（6000/9.81）×（0.008/0.5）=9.79N
根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的負載循環(huán)圖。
表2-1工作循環(huán)各階段的外負載
序
工作循環(huán)
外負載F(N)
1
啟動、加速
F =Fw+ Ffs+Fa1
6089
2
快速上升
F = Fw+Ffd
6017
3
減速
F = Fw+ Ffd+ Fa2
6062
4
慢速上升
F = Fw+Ffd
6017
5
制動
F = Fw +Ffd + Fa3
6027
第三章 液壓系統設計及液壓元件選型
3.1確定主要參數
3.1.1工作壓力的確定
執(zhí)行元件的工作壓力可以根據負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。
表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力
負載/ KN
<5
510
1020
2030
3050
>50
工作壓力/MPa
<0.81
1.52
2.53
34
45
≥5
表3-2 各種機械常用的系統工作壓力
設備
類型
機 床
農業(yè)機械或中型
工程機械
液壓機、重型
機械等
磨床
組合
機床
龍門
刨床
拉床
工作壓力
0.8~2.0
3~5
2~8
8~10
10~16
20~32
所設計的挖樹機在工進時負載最大，其值為6089N，其它工況時的負載都相對較低，參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統應用場合來選擇工作壓力的方法。
初選液壓缸的工作壓力：，背壓：
3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定
為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求，由此求得液壓缸無桿腔面積為:
由計算所得的液壓缸內徑D按表3-4圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。
表3-4 液壓缸內徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm)
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
注：括號內數值為非優(yōu)先選用值
故液壓缸內徑取標準值：
根據快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑：
求的：
由計算所得的活塞桿直徑按表3-5圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。
表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm)
4
5
6
8
10
12
14
16
18
2
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
故液壓缸內徑取標準值：
由此計算出液壓缸的實際有效面積為：
3.2液壓回路的設計
3.2.1制定調速方案
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。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。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統。
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。
3.2.2制定壓力控制方案
液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統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，需考慮選擇卸荷回路。
在系統的某個局部，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。
3.2.3制定順序動作方案
主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據設備類型不同，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。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。
3.2.4選擇液壓動力源
?液壓系統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。容積調速系統多數是用變量泵供油，用安全閥限定系統的最高壓力。
為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統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，進入系統的油液根據被保護元件的要求，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。
3.2.5繪制液壓系統圖
小型挖樹機系統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，力求系統結構簡單。注意各元件間的聯鎖關系，避免誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統的工作效率。
為便于液壓系統的維護和監(jiān)測，在系統中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。
圖3-1 挖樹機液壓原理圖
如圖3-1，為挖樹機液壓原理圖，其中包含：三位四通電磁換向閥；齒輪泵；油濾器；單向閥；液壓鎖；平衡閥；限位二位二通手動換向閥；液壓缸組成。
3.3液壓元件的選型
3.3.1 液壓泵的選擇
由工況圖可知，整個工作循環(huán)過程中液壓缸的最大工作壓力為2.0MPa。選取油路總壓力損失為0.3MPa。則泵的最大工作壓力為：
其次確定液壓泵的最大供油量，液壓缸所需的最大流量為38.2L/min，若取系統泄漏系數K=1.05，則泵的流量為：
根據以上壓力和流量的數值查產品目錄，選用YB1-6.3/6.3型的雙聯齒輪泵，其額定壓力為6.3Mpa，容積效率η=0.85，總效率，所以驅動該泵的電動機的功率可由泵的工作壓力和輸出流量求出
由于液壓缸在快退時輸入功率最大，如果取泵的效率為，這時驅動液壓泵所需電動機功率為
根據此數據查閱電動機產品目錄，選擇Y90S-6型電動機，其額定功率，額定轉速。
3.3.2 液壓閥及輔助元件的選擇
（1）閥的規(guī)格
根據系統的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選?。贿x擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求。
控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有20%以內的短時間過流量。
（2）閥的型式，按安裝和操作方式選擇。
表3-7 液壓元件型號及規(guī)格（GE系列）
序號
名 稱
通過流量
型號及規(guī)格
1
濾油器
11.47
XLX-06-80
2
齒輪泵
9.75
CB-50
3
單向閥
4.875
AF3-Ea10B
4
外控順序閥
4.875
XF3-10B
5
溢流閥
3.375
YF3-10B
6
三位四通電磁換向閥
9.75
34EF3Y-E10B
7
單向順序閥
11.57
AXF3-10B
8
液控單向閥
11.57
YAF3-Ea10B
9
二位二通電磁換向閥
8.21
22EF3-E10B
10
單向調速閥
9.75
AQF3-E10B
11
壓力表
Y-100T
12
壓力表開關
KF3-E3B
13
柴油機
Y90S-6
3.3.3 蓄能器的選擇
根據蓄能器在液壓系統中的功用，確定其類型和主要參數。
（1）液壓執(zhí)行元件短時間快速運動，由蓄能器來補充供油，其有效工作容積為
????式中 A—液壓缸有效作用面積（m2）；
???? ????l—液壓缸行程（m）；
??? ?????K—油液損失系數，一般取K=1.2；
??? ????QP—液壓泵流量（m3/s）；
??? ?? ???t—動作時間（s）
（2）作應急能源，其有效工作容積為：
????式中 ——要求應急動作液壓缸總的工作容積（m3）。
有效工作容積算出后，根據有關蓄能器的相應計算公式，求出蓄能器的容積，再根據其他性能要求，即可確定所需蓄能器。
3.3.4 管道尺寸的確定
（1）管道內徑計算
式中? Q—通過管道內的流量（m3/s）；
???????? υ—管內允許流速（m/s），見表3-8:
計算出內徑d后，按標準系列選取相應的管子。
（2）管道壁厚δ的計算
表3-8 允許流速推薦值
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
液壓系統壓油管道
3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值
液壓系統回油管道
1.5～2.6
????式中 p—管道內最高工作壓力（Pa）；
??? ???? ?d—管道內徑（m）；
? [σ]—管道材料的許用
???? ???σb—管道材料的抗拉強度（Pa）；
???????n—安全系數，對鋼管來說，p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。
3.3.5 油箱容量的確定
初始設計時，先按經驗公式（31）確定油箱的容量，待系統確定后，再按散熱的要求進行校核。
????油箱容量的經驗公式為：V=αQV
????式中 QV—液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（m3）；
???????? α—經驗系數，見表3-9。
表3-9 經驗系數α
系統類型
行走機械
低壓系統
中壓系統
鍛壓機械
冶金機械
α
1～2
2～4
5～7
6～12
10
????在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。
3.4液壓系統的驗算
3.4.1 壓力損失的驗算
（1）工作進給時的進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為1.2m/mmin。進給時的最大流量為14.73L/min。則液壓油在管內流速v1為
v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min
管道流動雷諾數為
= = = 111
＜2300，可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數
= = = 0.68
進油管道BC的沿程壓力損失為
= = Pa
查閱換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失 = Pa。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失為
= + = Pa = Pa
（2）工作進結時的回油路壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，并且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則
= = 69.5cm/s
= = = 55.5
= = = 1.39
回油管道的沿程壓力損失為
= = Pa = Pa
查產品樣本知換向閥3WE6A50/ OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，換向閥4WE6E50/OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，調速閥2FRM5-20/6的壓力損失為 = 0.5×Pa。
回油路總壓力損失為
=+++=（0.05+0.025+0.025+0.5）×Pa =0.6×Pa
（3）變量泵出口處的壓力
= +
=3.2×Pa
查閱產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為：
4WE6E50/OAG24的壓力損失為 = Pa
3WE6A50/OAG24的壓力損失為 = Pa
據分析在差動連接中，泵的出口壓力為
= +++ ++
= Pa
= 1.93×Pa
上述驗算表明，不需要修改原設計。
3.4.2發(fā)熱溫升的驗算
在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，注意考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下工進速度大時發(fā)熱量大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數值最大者進行分析。
當v = 10cm/min時
= = = 0.785L/min
此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.2MPa，則有
= kw = 0.42 kw
= Fv = kw = 0.034kw
此時的功率損失為
=- = （0.718-0.41kw = 0.31kw
可見在工進速度低時，功率損失為0.386kw，發(fā)熱量最大。
假定系統的散熱狀況一般，取K =kw/(.℃),油箱的散熱面積A為
A = 0.065 = 0.065 = 1.92
系統的溫升為
==℃ = 20.1℃
對于一般機械允許溫升25~30℃，數控機床油液溫升應該小于25℃，工程機械等允許的溫升為35~40℃。驗算表明系統的溫升在許可范圍內，不必采取其他的冷卻措施。
第四章 液壓缸的設計
4.1主要尺寸的設計與校核
液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。所以設計時，可用類比法來確定。
同上，以提升液壓缸為例進行設計。前述已確定液壓缸的工作壓力，缸筒內徑 D=80mm，活塞桿外徑d=36mm。
4.1.1 液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內壓力的圓筒，其內應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算
≥
式中 ——液壓缸壁厚（m）。
D——液壓缸內徑（m）。
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.5 MPa。
——缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。
對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。
對于脆性材料以及塑性材料
≥
式中的符號意思與前面相同。
液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為：
≥ +
式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。
在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×2MPa =3MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。
應用公式 ≥ 得， ≥
下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 80+2×6mm =92mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值=100mm。在根據內徑D和外徑重新計算壁厚：==mm =10mm
4.1.2 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可以根據執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。
表4-1液壓缸活塞行程參數系列 （mm）
Ⅰ
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
Ⅱ
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3900
Ⅲ
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3800
注：液壓缸活塞行程參數依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。
由已知條件知道最大工作行程為450mm,參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為450mm。
4.1.3 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。
無孔時：
有孔時：
式中 ——缸蓋有效厚度（m）。
——缸蓋止口內徑（m）。
——缸蓋孔的直徑（m）。
在此次設計中，利用上式計算可取t=25mm
4.1.4 最小導向長度的確定
對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求
式中 ——液壓缸的最大行程。
——液壓缸的內徑。
為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
在此設計中，液壓缸的最大行程為450mm，液壓缸的內徑為80mm，所以應用公式的 =mm =62.5mm。
活塞的寬度B一般取得B=（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據液壓缸內徑D而定。
當D＜80mm時，取；
當D＞80mm時，取。
活塞的寬度B =（0.6~1.0）D=48~80mm，取60mm
4.1.5 缸體長度的確定
液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內徑的20~30倍。
缸體長度：L = 450+60mm=510mm
4.1.6 固定螺栓得直徑
液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算
式中 F——液壓缸最大負載。
Z——固定螺栓個數。
k——螺紋擰緊系數，k = 1.121.5。
根據上式求得
= =4.7mm
4.1.7 液壓缸強度校核
（1）缸筒壁厚校核
。
。
前面已經通過計算得：D =80mm, =10mm。則有＜10，所以為厚壁缸。
=10mm≥==5.8mm
可見缸筒壁厚滿足強度要求。
（2）活塞桿穩(wěn)定性的驗算
活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力F不能超過使它穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，從而破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面的形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。活塞桿的穩(wěn)定性的校核依照下式（穩(wěn)定條件）進行
式中 ——安全系數，一般取=24。
當活塞桿的細長比＞時
=
當活塞桿的細長比≤時，且 = 20120時，則
=
式中 ——安裝長度，其值與安裝方式有關。
——活塞桿截面最小回轉半徑， = 。
——柔性系數。
——由液壓缸支承方式決定的末端系數。
E——活塞桿材料的彈性模量，對剛取E = 。
J——活塞桿橫截面慣性矩，A為活塞桿橫截面積。
f——由材料強度決定的實驗值。
根據驗算，液壓缸滿足穩(wěn)定性要求。
4.2液壓缸的結構設計
4.2.1 缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式（圖4-1a）、半環(huán)連接式（圖4-1b） 、螺紋連接式（圖4-1c、f） 、拉桿連接式（圖4-1d） 、焊接式連接（圖4-1e）等。
圖4-1常見的缸筒和缸蓋結構
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。通過綜合考慮，在此設計中，缸體端部與缸蓋采取法蘭連接的形式。
4.2.2 活塞桿與活塞的連接結構
活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式，如圖4-2所示。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。
圖4-2 活塞桿與活塞的結構
此外，活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合。經過綜合考慮，在此設計中，活塞桿與活塞的連接采取螺紋連接的形式，如圖4-3所示。
4.2.3 活塞桿導向部分的結構
活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。
此設計經過綜合考慮，采取端蓋直接導向。
4.2.4 密封裝置
液壓缸中常見的密封裝置有間隙密封，摩擦環(huán)密封，密封圈密封等。間隙密封依靠運動件間的微笑間隙來防止泄露；摩擦環(huán)密封依靠活塞上的摩擦環(huán)（尼龍或者其他高分子材料制成）在“O”形圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄露；油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及組合式等數種，其材料為耐油橡膠、尼龍、聚氨脂等。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。此設計經過綜合考慮，采用O形密封圈密封。
4.2.5 緩沖裝置
液壓缸帶動質量較大的部件作快速往復運動時，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。當活塞移至端部，緩沖柱塞開始插入缸端的緩沖孔時，活塞與缸端之間形成封閉空間，該腔中受困擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現緩沖。 液壓缸中常用的緩沖裝置有節(jié)流口可調式（如圖4-3）和節(jié)流口變化式（如圖4-4）兩種。
圖4-3 節(jié)流口可調式緩沖裝置
圖4-4 節(jié)流口變化式緩沖裝置
在此設計中，為了適當的減輕加工難度，決定采取節(jié)流口變化式緩沖裝置，這種緩沖裝置可以調節(jié)。
4.3其他液壓缸結構及技術參數
（1）升降液壓缸,主要技術參數為：
缸徑φ80，桿徑φ36，行程450mm，工作壓力2MPa。
如下圖4-5所示：
圖 4-5 升降油缸
（2）開合液壓缸，主要技術參數：
缸徑φ40，桿徑φ25，行程400mm，工作壓力0.5MPa。
如下圖4-6所示：
圖4-6 開合液壓缸
（2）鏟土液壓缸，主要技術參數：
缸徑φ80，桿徑φ32，行程500mm，工作壓力3MPa。
如下圖4-7所示：
圖4-7 鏟土液壓缸
結 論
經過兩個多月來的資料收集，分析、整理，方案設計、方案修改、確定，到最終圖紙的繪制、設計論文的撰寫，到現在基本上完成了所有畢業(yè)設計的項目——這個漫長的過程，當然是辛苦的，不過，從個人角度來說，這個更是我大學一次對自己專業(yè)能力的總結和升華，當我看到自己所設計的圖紙時候的那種震撼，真的感慨萬千……
本課題主要研究小型挖樹機的液壓部分，通過本次設計，我對液壓方面的知識有了更深一步的了解，也進一步掌握了各類液壓元件的功能以及經常會出現的故障。為以后的工作打下了堅實的基礎。
我們即將步入社會，我們面臨的將會是更多的困難和挑戰(zhàn)，只要我們努力學習，勇于實踐，勤學好問，就會懂得以前不明白或不十分明白的道理，就會很快地成長和成熟起來，我也相信，憑著我自強不息，勇于拼搏的精神，定能很快 適應這個多變的社會，充分發(fā)揮長處，朝我的方向不斷前進，前進，再前進！
總之，通過這次畢業(yè)設計，我的創(chuàng)新思維的能力，自學的能力，學以致用的能力都得到提高為，這為我以后的工作打下一個良好的基礎。
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致 謝
本論文是在導師李志臣的悉心指導下完成的，在設計過程中李老師給了我很多寶貴的建議，在設計遇到困難我產生挫折、懈怠情緒時，他會給我鼓勵然后對所遇困難給些建議。李老師的幫助使我從一片茫然到歡喜鼓舞，從不懂到理解，漸漸了解課題的設計步驟和程序。他高尚的品德、淵博的知識、開闊的視野、靈活的思維和嚴謹的治學態(tài)度，給我留下了深刻的印象，并將影響我以后的工作、學習。所以在此首先我要對李老師表示衷心的感謝。
其次，應該感謝我的同學，在這次設計過程中他們在CAD繪圖方面給了我些幫助。
這次設計也是畢業(yè)前的最后一次設計，很高興我選擇了小型車載挖樹機液壓系統設計的課題，它使我學到了很多知識，也為我繼續(xù)讀研打下了很好的基礎。
最后，學生向在四年中默默無聞地教授我們知識的各位老師和在百忙之中評閱本論文的各位老師表示衷心的感謝。