挖掘机液压系统的设计

目 录

1 前言……………………………………………………………………1 1.1 挖掘机间介…………………………………………………………1 1.2 国内外研究现状及发展动态………………………………………2 1.3 本设计的研究内容…………………………………………………5 2 液压挖掘机结构与工作原理…………………………………………7 2.1 液压挖掘机整机性能………………………………………………7 2.2 液压挖掘机结构……………………………………………………8 2.3 液压挖掘机传动原理……………………………………………10 3 液压挖掘机工况分析及液压系统设计方案的确定………………12 3.1 液压挖掘机的工况………………………………………………12 3.2 挖掘机液压系统的设计要求……………………………………17 3.3 挖掘机液压系统的分析…………………………………………19 3.4 液压系统方案拟订………………………………………………20 4 液压系统的设计……………………………………………………21 4.1 液压系统方案及参数确定………………………………………21 4.2 执行元件液压缸及系统压力的初选……………………………22 4.3 计算工作装置铲斗液压缸的主要尺寸…………………………23 4.4 液压系统原理图的制定…………………………………………26 5 液压元件的选择与专用件的设计…………………………………31 5.1 液压泵的选择和泵的参数的计算………………………………31 5.2 柴油发动机的选择………………………………………………33 5.3 液压阀的选择……………………………………………………33 5.4 其他液压元件的选择……………………………………………36 5.5 油箱容量的确定…………………………………………………38 6 压系统性能验算……………………………………………………40 6.1 液压系统压力损失………………………………………………40 6.2 液压系统的发热温升计算………………………………………41 总 结………………………………………………………………46 参考文献………………………………………………………………47 致 谢………………………………………………………………49

内容提要

挖掘机作为我国工程机械的主力机种，被广泛应用于各种各样的施工作业中。挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计，由于挖掘机的工作条件恶劣，要求实现的动作复杂，于是它对液压系统的设计提出了很高的要求，其液压系统也是工程机械液压系统中最为复杂的。因此，对挖掘机液压系统的分析设计对推动我国挖掘机发展具有十分重要的意义。

在搜集了国内外挖掘机液压系统相关资料的基础上，了解了挖掘机液压系统的发展历史，并对挖掘机液压系统的技术发展动态进行了分析总结。论文对挖掘机的各种工况进行了分析，系统总结了挖掘机液压系统的设计要求。根据挖掘机液压系统的设计要求，论文中采用通用多路阀，配以专用控制阀和简单的电子控制系统，设计了一套适合我国生产制造的LS恒功率控制单斗挖掘机液压系统。

本次毕业设计课题是WY200型液压挖掘机。课题以企业为依托。小型挖掘机由多个系统组成，包括液压系统，传动系统，操纵系统，工作装置，底架，转台，油箱，发动机安装等。本人的设计主要致力于分析和设计小型液压挖掘机工作装置的液压系统。本课题选择了国内的质量和技术性能都接近设计要求的16~20t挖掘机作为基型，并在此基础上研究了国外的先进机型，设计出我们挖掘机的液压系统方按图，总体装配图以及相应的部件图和零件图。图纸基本采用Auto CAD二维软件绘图。本液压挖掘机的优点是采用伺服先导操纵系统，造型美观，具备挖掘，抓物，钻孔，推土，清沟和破碎等功能。平台可360°旋转，性能可靠，操作舒适，可广泛应用于建筑，市政，供水，供气，供电农林建设等工程。

Summary

The excavator is a main consrtuctional machine，which is now widely used in various construction sites.The core technique of excavator is hydrau1ic

technique.

Becauseofthe

bad

working

condition

and

conmplicated working movements of the excavatot，it has high requitements for its hydraulic system.Since the excavator’s hydraulic system is the most complicated one in all constructional machines ,the analysis and research of its hydrau1ic system make very important sens.

On the basis of comprehensive co11ection of re1ated information about the excavator’s hydraulic system at home and abroad，the main working conditions of the excavator are studied and the design requitments of its hydraulic system are systematically summarized. According to the design pressure compensated hydraulic system is creatively designed using general multiple until value equipped with special contol valve and electronic contor systems,which has useful reference value for the future research and development of the excavator’s hydraulic system in our country.

The name of this graduated task is “WY200 medium type hydraulic excavator”.This task is requested by company. My task is to analyze and design the hydraulic system of the medium type hydraulic excavator. This task choose the domestic excavator whose quality and character is most similar to our request as the basic type, further study the overseas advanced type. Then I designed projects of hydraulic system of our excavator,collectivity assemblage drawing and interrelated parts drawing, accessory drawing. All the blueprints drawn by the soft of AutoCAD. The strongpoint of this hydraulic excavator is used servo forerunner control system. It has beautiful sculpt. Beijing provided with the fuction of excavating, grappling, drilling, pushing, cleaning channel and crashing etc. 360°swwing plat roof,good quality, controlling comfortable, be widely used in construction,supply and city planning.

１ 前言

液压挖掘机是一种多功能机械，目前被广泛应用于水利工程，交通运输，电力工

程和矿山采掘等机械施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量。加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用。由于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量及高效率等特点，因此受到了广大施工作业单位的青睐。液压挖掘机的生产制造业也日益蓬勃发展。

挖掘机液压传动紧密地联系在一起，其发展主要以液压技术的应用为基础。由于挖掘机的工作条件恶劣，要求实现的动作很复杂，于是它对液压系统的设计提出了很高的要求，其液压系统也是工程机械液压系统中最为复杂的。因此，对挖掘机液压系统的分析设计已经成为推动挖掘机发展中的重要一环[1]。

1.1 挖掘机简介

挖掘机行业的发展历史久远，可以追溯到1840年。当时美国西部开发，进行铁路建设，产生了模仿人体构造，有大臂、小臂和手腕，能行走和扭腰类似机械手的挖掘机，它采用蒸汽机作为动力在轨道上行走。但是此后的很长时间挖掘机没有得到很大的发展，应用范围也只局限于矿山作业中。

导致挖掘机发展缓慢的主要原因是:其作业装置动作复杂，运动范围大，需要采用多自由度机构，古老的机械传动对它不太适合。而且当时的工程建设主要是国土开发，大规模的筑路和整修场地等，大多是大面积的水平作业，因此对挖掘机的应用相对较少，在一定程度上也限制了挖掘机的发展。

由于液压技术的应用，二十世纪四十年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式挖掘机。随着液压传动技术迅速发展成为一种成熟的传动技术，挖掘机有了适合它的传动装置，为挖掘机的发展建立了强有力的技术支撑，是挖掘机技术上的一个飞跃 。同时，工程建设和施工形式也发生了很大变化。在进行大规模国土开发的同时，也开始进行城市型土木施工，这样，具有较长的臂和杆，能装上各种各样的工作装置，能行走、回转，实现多自由动作，可以切削高的垂直壁面，挖掘深的基坑和沟槽的挖掘机得到了广泛应用[2]。

1950年在意大利北部生产了第一台液压挖掘机。第一台液压挖掘机采用定量齿轮泵，中位开式多路阀，工作压力为9Mpa，所有执行元件互相并联连结。由单泵向6个执行元件供油。由于早期液压挖掘机主要采用了定量齿轮泵，不能按需改变供油流量，无法充分利用发动机的功率，因此其能量损失很大，不能满足挖掘机复合动作的复杂要求，且可操纵性差。另外，早期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床的液压技术，缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件，配套件也不齐全，制造质量不够稳定。从二十世纪六十年代到八十年代中期，液压挖掘机进入了推广和蓬勃发展的阶段，各国挖

掘机制造厂和品种增加很快，产量猛增。1968-1970年间，液压挖掘机产量己经达到挖掘机总产量的83%，其时对挖掘机液压系统的研究也已经十分成熟，液压挖掘机已经具有了同步控制系统和负载敏感系统L。

自第一台手动挖掘机诞生以来的160多年当中，挖掘机一直在不断地飞跃发展，其技术已经发展到相对成熟稳定的阶段。目前国际上迅速发展全液压挖掘机，对其控制方式不断改进和革新，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了坚实的基础，创造了良好的前提[3]。

据有关专家估算，全世界各种施工作业场约有65%至70%的土石方工程都是由挖掘机完成的。挖掘机是一种万能型工程机械，目前已经无可争议地成为工程机械的第一主力机种，在世界工程机械市场上己占据首位，并且仍在发展扩大。挖掘机的发展主要以液压技术的应用为基础，其液压系统已成为工程机械液压系统的主流形式。随着科学技术的发展和建筑施工现代化生产的需要，液压挖掘机需要大幅度的技术进步，技术创新是液压挖掘机行业所面临的新挑战。在技术方面，挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计，所以对其液压系统的分析研究具有十分重要的现实意义。

1.2 国内外研究现状及发展动态

1.2.1 国外研究状况及发展动态

从20世纪60年代液压传动技术开始应用在挖掘机上至今，挖掘机液压系统己经发展到了相当成熟的阶段。目前国际上先进的挖掘机产品的额定压力大都在30MPa以上，并且随着材料科学技术的进步，有朝着更高的压力甚至采用超高压液压技术方向发展的趋势；流量通常在每分钟数百升；功率在数百千瓦以上。如德国Orensttein&

Koppe制造的目前世界上首台最大的RH40。型全液压挖掘机，铲斗容量达42m3,

液压油源为18台变量轴向柱塞泵，总流量高达10200L/min，原动机为2台QSK60柴油发动机，总功率高达2014kW,由于液压挖掘机经常在较恶劣环境下持续工作，其各个功能部件都会受到恶劣环境的影响.系统的可靠性日益受到重视。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机强度研究方面，不断提高设

备的可靠性。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性信息处理系统使液压挖掘机的运转率达到85%-95%，使用寿命超过1万小时。近几年来，随着液压挖掘机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高自己挖掘机在国际上的竞争力，主要表现在五个方面: (1)液压系统逐渐从开式系统的转变;(2)系统的节能技术成为研究的重点; (3)系统的高压化和高可靠性发展趋势日益凸显; (4)系统的操纵特性上升到很重要的地位;(5)液压系统与电子控制的结合成为潮流[4]。 (1) 开式向闭式液压系统的转变

采用三位六通阀，其特点是有两条供油路，其中一条是直通供油路，另一条是并联供油路。由于这种油路调速方式是进油节流调速和旁路节流调速同时起作用，其调速特性受负载压力和油泵流量的影响，因此这种系统的操纵性能、调速性能和微调性能差。另外，当液压作用元件一起复合动作时，相互干扰大，使得复合动作操纵非常困难。由于挖掘机作业工程中要求对液压元件能很好地控制其运动速度和进行微调，而且在其工作的许多工况下要求多个执行元件完成复合动作，而长期以来使用的开式液压系统无法满足挖掘机的调速和复合动作的要求。近年来在国外的挖掘机液压系统中出现了闭式负载敏感系统(CLSS)。它可以采用一个油泵同时向所有液压作用元件供油，每一个液压作用元件的运动速度只与操纵阀的阀杆行程有关，与负载压力无关，泵的流量按需提供，而且多个液压作用元件同时动作时相互之间干扰小，因此操纵性好是闭式液压系统的主要特点。这种系统非常符合挖掘机操作的要求，它操纵简单，对司机的操纵技巧要求低，在国际上己经获得较广泛的使用，是挖掘机液压系统的发展趋势。目前日本小松公司已经把大量挖掘机液压系统从开式系统改为闭式系统了。 (2) 节能技术的应用

目前液压挖掘机上典型的节能技术基本上有两种。即负载敏感技术和负流量控制技术，目前液压挖掘机都选用其中一种控制技术来实现节能要求。负载敏感技术是一种利用泵的出口压力与负载压力差值的变化而使系统流量随之相应变化的技术。德国曼内斯曼(Mannesmann)公司研制的一种负载传感系统，将其安装在液压系统中，可以控制一个或几个液压作用元件，而与对其施加的载荷无关。该系统不仅易于操纵，而且微动控制特性很好。其最大的特点就是可以根据负载大小和调速要求对油泵进行控制，从而实现在按需供流的同时，使调速节流损失△P控制在很小的固定值，从而达到节能的目的lzs.e57负流量控制技术是通过位于主控制阀后面的节流阀建立的压力对主泵的排量进行调节的技术。日前以韩国现代(HYUNDAI)、日本小松(KOMATSU)

和日本日立(HITACHI)为代表的许多国外著名品牌的挖掘机生产商都在自己的挖掘机液压系统中使用了负流量控制技术。这种控制技术具有稳定性好、响应快、可靠性和维修性好等特点，但在起始点为重负荷下作业时，因流量与负载有关，所以可控制性较差[5]。

(3) 提高负载能力和可靠性

为了提高挖掘机的负载能力，直接的方法是提高其液压系统工作压力、流量和功率。目前，国际上先进的挖掘机产品的额定压力大都在30MPa以上，并且随着材料科学技术的进步，有朝着更高的压力甚至采用超高压液压技术方向发展的趋势;流量通常在每分钟数百升;功率在数百千瓦以上。如德国Orensttein&Koppe制造的型全液压挖掘机，铲斗容量达42立方米液压油源为18台变量轴向柱塞泵，总流量高达100200

L/min，原动机为2台QSK60柴油发动机，总功率高达2014kW,由于液压挖掘机经常在

较恶劣环境下持续工作，其各个功能部件都会受到恶劣环境的影响。系统的可靠性日益受到重视。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机强度研究方面，不断提高设备的可靠性。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性信息处理系统，使液压挖掘机的运转率达到85%-95%，使用寿命超过1万小时。 (4) 重视操纵特性

挖掘机液压系统的操纵特性越来越受到重视。日前国际上迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操作和电气控制，无线电遥控、电子计算机综合程序控制。各种高新技术的应用，使得挖掘机液压系统操纵特性大大提高。 (5) 电子一液压集成控制成为当前主要研究目标

电子控制技术与液压控制技术相结合的电子一液压集成控制技术近年来获得了巨大发展，特别是传感器、计算机和检测仪表的应用，使液压技术和电子控制有机结合，开发和研制出了许多新型电液自动控制系统，提高了挖掘机的自动化程度，推动着挖掘机的迅猛发展。目前国外先进品牌的挖掘机在电液联合控制方面的研究己趋成熟。美国林肯一贝尔特公司新C系列LS-5800型液压挖掘机安装了全自动控制液压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。日本住友公司生产的FJ系列五中新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助的功率控制系统，利用精控模式选择系

统，减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并延长了零部件的使用寿命。 1.2.2 国内研究情况及发展动态

从国内情况来看，我国挖掘机行业整体发展水平较国外缓慢，在挖掘机液压系统方面的理论还比较薄弱。国内大部分挖掘机企业在挖掘机液压系统传统技术方面的研究具有一定基础，但由于采用传统液压系统的挖掘机产品在性能、质量、作业效率、可靠性等方面均较差，因此采用传统液压系统的挖掘机在国内市场上基本失去了竞争力，取而代之的是采用各种高新技术的国外挖掘机产品。先进的挖掘机液压系统都被国际上一流的生产企业垄断，国内企业在该领域的研究几乎是空白，这样国内的挖掘机生产厂家就无法独立制造出性能优异的挖掘机，绝大部分的市场份额都被国外各种品牌的挖掘机所占据。以20t级的中型液压挖掘机为例，国产20t级挖掘机大多数是欧洲80年代初的技术，同90年代初以来在国内形成批量的日本小松、日立、神钢以及韩国大宇、现代等机型相比，其主要差距柴油机功率偏低，液压系统流量偏小，液压系统特性差，导致平台回转速度低，行走速度低，各种性能参数均偏小，整机性能和作业效率较国外偏低[6]。

1.3 本设计的研究内容

挖掘机液压系统方面的技术多种多样，本文主要通过国外几种知名品牌的挖掘机液压系统为参考对象，对其现有的关键技术和控制方式进行比较和研究，为挖掘机的液压系统设计提供一定的参考信息。

(1) 挖掘机液压系统技术发展动态的分析研究

大量搜集国内外挖掘机液压系统方面的相关技术资料，系统了解挖掘机液压系统的发展历史。分析总结挖掘机液压系统方面的研究现状和技术发展动态。 (2) 挖掘机液压系统设计要求

对液压挖掘机一个工作循环中的四种工况一挖掘工况、满斗举升回转工况、卸载工况和卸载返回工况进行了详细的分析，总结了每个工况下各执行机构的主要复合动作。根据液压挖掘机的主要工作特点，系统地总结了挖掘机液压系统设计要求:动力性要求和操纵性要求。 (3) 挖掘机液压系统的设计

分析了传统挖掘机液压系统中的单泵定量系统、双泵定量系统和双变量泵液压系统，详细分析了其主要优点和存在的问题。本文在分析研究了挖掘机液压系统的基础上，根据挖掘机液压系统的设计要求，设计了一套适合我国生产制造的单斗挖掘机液

压系统。本设计旨在采用通用的多路阀系统，配以专用控制阀和简单的伺服控制系统

[7]

。

2 液压挖掘机结构与工作原理

液压挖掘机由于在动力装置和工作装置之间采用容积式液压传动，靠液体的压力

能进行工作，相对机械传动具有许多优点:能无极调速且调速范围大，最大速度和最小速度之比可达1000:1能得到较低的稳定转速；快速作用时，液压元件产生的运动惯性较小，并可作高速反转；传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动；操纵省力灵活，易实现自动化控制；易实现标准化、通用化、系列化。因此液压挖掘机逐步取代机械式挖掘机是必然的趋势。

单斗液压挖掘机是装有一只铲斗并采用液压传动进行挖掘作业的机械。它是目前挖掘机械中重要的机种。单斗液压挖掘机的作业过程是以铲斗(一般装有斗齿)的切削刃切削土壤并将土装入斗内，斗满后提升。回转至卸上位置进行卸土，卸空后铲斗再转回并下降到地面进行下一次挖掘。当挖掘机挖完一段土后，机械移动一段距离，以便继续作业。因此单斗液压挖掘机是一种周期作业的自行式上方机械[8]。

2.1 液压挖掘机整机性能

液压挖掘机可分为:动力系统、机械系统、液压系统、控制系统，如图2.1所示。液压挖掘机作为一个有机整体，其性能的优劣不仅与工作装置机械零部件性能有关，还与液压系统、控制系统性能有关[9]。

图2.1 液压挖掘机整体系统图

(1) 动力系统

挖掘机工作的主要特点是环境温度变化大，灰尘污物较多，负荷变化大，经常倾

斜工作，维护条件差。因此液压挖掘机原动力一般由柴油机提供，柴油机具有工作可靠、功率特性曲线硬、燃油经济等特点，符号挖掘机工作条件恶劣，负荷多变的要求。挖掘机的额定负荷与汽车。拖拉机不同，汽车和拖拉机指在最高转速下、连同机油泵、发电机等必要附件，巧分钟内的最大功率;挖掘机是指在额定转速下一小时以上的额定功率。挖掘机采用车用柴油机时，最大功率指数降低。 (2) 机械系统

液压挖掘机的机械系统部分是完成挖掘机各项基本动作的直接执行者，主要包括:行走装置是整个机器的支撑部分，承受机器的全部重量和工作装置的反力，同时能使挖掘机作短途行驶.按照结构的不同，分履带式和轮胎式。回转机构使挖掘机上车围绕中央回转轴作360度的回转的机构，包括驱动装置和回转支撑。工作装置是挖掘机完成实际作业的主要组成部分，常用的有反铲、正铲、装载、起重等装置，而同一种装置可以有多种结构形式，前面所述的反铲装置应用最为广泛。 (3) 液压系统

液压挖掘机的回转、行走和工作装置的动作都由液压传动系统实现，原动机驱动双联液压泵，把压力油分别送到两组多路换向阀。通过司机的操纵，将压力油单独或同时送往液压执行元件(液压马达和液压油缸)驱动执行机构工作。液压挖掘机的主要运动有整机行走、转台回转、动臂升降、斗杆收放、铲斗转动等。这些运动都靠液压传动。根据以上工作要求，把各液压元件用油管有机地连接起来地组合体既是液压挖掘机地液压系统。该系统地功能是把发动机地机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能，传送给油缸、油马达等转变为机械能，再传动各执行机构，实现各种运动和工作过程。液压系统设计得合理与否，对挖掘机的性能起着决定性的作用。同样的元件，若系统设计不同，则挖掘机性能差异很大。液压系统习惯上按主油泵的数量、功率调节方式和回路的数量来分类。 (4) 控制系统

液压挖掘机控制系统是对发动机、液压泵、多路换向阀和执行元件(液压缸、液压马达)等进行控制的系统。电子技术和计算机技术的飞速进步，使挖掘机有了越来越先进的控制系统，使液压挖掘机向高性能、自动化和智能化发展。目前挖掘机研究重点正逐步向智能化机电液控制系统方向转移[10]。

2.2 液压挖掘机结构

(1) 液压挖掘机组成

为了实现液压挖掘机的各项功能，单斗液压挖掘机需要两个基本组成部分，即机

体(或称主机)和工作装置。机体是完成挖掘机基本动作并作为驱动和操纵挖掘机进行工作的荃础，可以是履带牵引车辆或轮式牵引车辆。可细分为行走装置、回转装置、液压系统、气压系统、电气系统和动力装置。其中动力装置、操纵机构、回转机构和辅助设备均可在回转平台上，总称上车部分，它与行走机构(又称下车部分)用回转支撑相连，平台可以围绕中央回转轴作3600的全回转。工作装置根据工作性质的不同，可配备反铲、正铲、装载、起重等装置，分别完成挖掘、装载、抓取、起重、钻孔、打桩、破碎、修坡、清沟等工作。挖掘机的基本性能决定于各部分的构造、性能及其综合的效果[11]。

(2) 单斗反铲液压挖掘机

反铲装置主要用于挖掘停机面以下的土壤。斗容量小于1.6M 3的中小型液压挖掘机通常选用反铲装置，它分为整体臂式和组合臂式。其中长期作业条件相似的挖掘机反铲装置大多采用整体鹅颈式动臂结构。采用这种动臂有利于加大挖掘深度，且结构简单、价格低廉。刚度相同时，其重量比组合动臂轻，是目前应用最广泛的液压挖掘机工作装置结构形式。

铰接式反铲是单斗液压挖掘机最常用的结构型式，动臂、斗杆和铲斗等主要部件彼此铰接，在液压缸的作用下各部件绕铰接点摆动，完成挖掘、提升和卸土等动作。如图 2. 1 所示，整体鹅颈式动臂反铲挖掘机工作装置主要由动臂、动臂油缸、斗杆、斗一杆油缸、铲斗、铲斗油缸、摇臂、连杆、销轴等组成。装置各运动部件之间全部采用销轴铰接，以动臂油缸来支撑和改变动臂的倾角，通过动臂油缸的伸缩可使动臂绕下。铰点转动实现动臂的升降。斗杆铰接于动臂的上端，由斗杆油缸控制斗杆与动臂相对角度。当斗杆油缸伸缩时，斗杆可绕动臂上铰点转动。铲斗与斗杆前端铰接，并通过铲斗油缸伸缩使铲斗转动。为增大铲斗的转角，通常采用摇臂连杆机构来和铲斗联。

(3) 液压挖掘机工作循环过程

首先液压挖掘机驱动行走马达和配套土方运输车辆一起进入作业面，运输车辆倒车、调停，停靠在挖掘机的侧方或后方。挖掘机司机扳动操纵手柄，使回转马达控制阀接通，于是回转马达转动并带动上部平台回转，使工作装置转向挖掘地点，在执行上述过程的同时操纵动臂油缸换向阀，使动臂油缸上腔进油，将动臂下降，直至铲斗接触地面，然后司机操纵斗杆油缸和铲斗油缸的换向阀，使两者的大腔进油，配合动

1、斗杆油缸 2、动臂 3、油管 4、动臂油缸 5、铲斗 6、斗齿 7、侧齿 8、连杆 9、摇杆 10、铲斗油缸 11、斗杆

图2.2 反铲挖掘机工作装置

作以加快作业进度，进行复合动作的挖掘和装载:铲斗装满后将斗杆油缸和铲斗油缸的操纵手柄扳回中位，使铲斗和斗杆油缸闭锁，再操纵动臂油缸换向阀，使动臂油缸的下腔进油，将动臂提升，举起装满土的铲斗离开工作面，随即扳动平台回转换向阀手柄，使上部平台回转，带动铲斗转至运输车辆上方，再操纵斗杆油缸使铲斗高度稍降一些，并在适当的高度操纵铲斗油缸使铲斗卸土。土方卸完后，使平台反转并降低动臂，直到铲斗回到作业点上方，以便进行下一工作循环[12]。

2.3 液压挖掘机传动原理

液压挖掘机采用三组液压缸使工作装置具有三个自由度，铲斗可实现有限的平面转动，加上液压马达驱动回转运动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通过行走马达驱动行走(移位)，使挖掘空间可沿水平方向得到间歇地扩大，从而满足挖掘作业的要求。

液压挖掘机传动示意图，如图2.3所示，柴油机驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油送给各液压执行元件(液压缸或液压马达)驱动相应的机构进行工作。

液压挖掘机的工作装置采用连杆机构原理，各部分的运动通过液压缸的伸缩来实现。反铲工作装置由铲斗1、斗杆2、动臂3、连杆4及相应的三组液压缸5. 6. 7组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰

点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动;而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时，接通回转马达，转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩;动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的[13]。

1、铲斗 2、斗杆 3、动臂 4、连杆 5、 6、 7、液压油缸

I、挖掘装置 II、回转装置 III、行走装置

图2.3 液压挖掘机传动示意图

总之，液压挖掘机是由多学科、多系统组成的有机整体，只有在系统层面上的各系统、各学科协同优化才能获取挖掘机整机的最佳性能。

3 液压挖掘机工况分析及液压系统设计方案的确定

要了解和设计挖掘机的液压系统，首先要分析液压挖掘机的工作过程及其作业要求，掌握各种液压作用元件动作时的流量、力和功率要求以及液压作用元件相互配合的复合动作要求和复合动作时油泵对同时作用的各液压作用元件的流量分配和功率分配。

3.1 液压挖掘机的工况

液压挖掘机的作业过程包括以下几个动作(如图3.1 所示):动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其它辅助动作。除了辅助动作(例如整机转向等)不需全功率驱动以外，其它都是液压挖掘机的主要动作，要考虑全功率驱动[14]。

1、动臂升降 2、斗杆收放 3、铲斗装卸 4 、平台台回转 5、整机行走

图3.1 液压挖掘机的运动图

由于液压挖掘机的作业对象和工作条件变化较大，主机的工作有两项特殊要求:(1)实现各种主要动作时，阻力与作业速度随时变化，因此，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化;(2)为了充分利用发动机功率和缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作(例如挖掘与动臂、提升与回转)同时进行复合动作

[15]

。

液压挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合主要包括:

(1) 挖掘:通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘，或者两者配合进行挖掘，因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。

(2) 满斗举升回转:挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转第2章挖

掘机液压系统的设计要求和分析方法液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作。

(3) 卸载:转到卸土点时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时是斗杆和铲斗的复合动作，间以动臂动作。

(4) 空斗返回:卸载结束，转台反向回转，动臂液压缸和斗杆液压缸配合，把空斗放到新的挖掘点，此时是回转和动臂或斗杆的复合动作。 3.1.1 挖掘工况分析

挖掘过程中主要以铲斗液压缸或斗杆液压缸分别单独进行挖掘，或者两者复合动作，必要时配以动臂液压缸的动作[15]。

一般在平整土地或切削斜坡时，需要同时操纵动臂和斗杆，以使斗尖能沿直线运动，如图3.2，3.3所示。此时斗杆收回，动臂抬起，希望斗杆和动臂分别由独立的油泵供油，以保证彼此动作独立，相互之间无干扰，并且要求泵的供油量小，使油缸动作慢，便于控制。如果需要铲斗保持一定切削角度并按照一定的轨迹进行切削时，或者需要用铲斗斗底压整地面时，就需要铲斗、斗杆、动臂三者同时作用完成复合动作，如图3.4,3.5所示。

图3.2 斗尖沿直线平整土地图 图3.3 斗尖沿直线切削斜坡图

图3.4 铲斗底压整地面图 图3.5 铲斗底保持一定角度切削图

单独采用斗杆挖掘时，为了提高掘削速度，一般采用双泵合流，个别也有采用三

泵合流。单独采用铲斗挖掘时，也有采用双泵合流的情况。下面以三泵系统为例，来说明复合动作挖掘时油泵流量的分配情况和分合流油路的连接情况。液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作[16]。

当斗杆和铲斗复合动作挖掘时，供油情况如图3.4a 所示。当斗杆油压接近溢流阀的压力时，原来溢流的油液此时供给铲斗有效利用;当铲斗和动臂复合动作挖掘时，由于动臂仅仅起调解位置的作用，主要是斗杆进行挖掘，因此采用斗杆优先合流、双泵供油，如图3.4b 所示。

图3.4 三泵供油系统示意图

当动臂、斗杆和铲斗复合运动时，为了防止同一油泵向多个液压作用元件供油时动作的相互干扰，一般三泵系统中，每个油泵单独对一个液压作用元件供油较好。对于双泵系统，其复合动作时各液压作用元件间出现相互干扰的可能性大，因此需要采用节流等措施进行流量分配，其流量分配要求和三泵系统相同。

当进行沟槽侧壁掘削和斜坡切削时，为了有效地进行垂直掘削，还要求向回转马达提供压力油，产生回转力，保持铲斗贴紧侧壁进行切削，因此需要同时向回转马达和斗杆供油，两者复合动作，如图2.5所示。回转马达和斗杆收缩同时动作，由同一个油泵供油，因此需要采用回转优先油路，否则铲斗无法紧贴侧壁，使掘削很难正常进行。在斗杆油缸活塞杆端回油路上设置可变节流阀，此节流阀的开口度即节流程度由回转先导压力来控制。回转先导压力越大，节流阀开度越小，节流效应越大，则斗杆油缸回油压力增高，使得油泵的供油压力也提高。因此随着回转操纵杆行程的增大，回转马达油压增加，回转力增大。

图3.5 沟槽侧壁掘削和斜坡掘削时，油泵供油连接情况

挖掘过程中还有可能碰到石块、树根等坚硬障碍物，往往由于挖不动而需要 短时间增大挖掘力，希望液压系统能暂时增压，能提高主压力阀的压力[17]。 3.1.2 满斗举升回斗工况分析

挖掘结束后，动臂油缸将动臂顶起，满斗举升，同时回转液压马达使转台转向卸载处，此时主要是动臂和回转马达的复合动作。动臂抬升和回转马达同时动作时，要求二者在速度上匹配，即回转到指定卸载位置时，动臂和铲斗自动提升到合适的卸载高度。由于卸载所需的回转角度不同，随液压挖掘机相对自卸车的位置而变，因此动臂提升速度和回转马达的回转速度的相对关系应该是可调整的。卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂的提升速度慢些。

在双泵系统中，回转起动时，由于惯性较大，油压会升得很高，有可能从溢流阀溢流，此时应该将溢流的油供给动臂，如图3.6a 所示。在回转和动臂提升的同时，斗杆要外放，有时还需要对铲斗进行调整。这时是回转马达、动臂、斗杆和铲斗进行复合动作[18]。

由于满斗提升时动臂油缸压力高，导致变量泵流量减小，为了使动臂提升和回转、斗杆外放相互配合动作，由一个油泵专门向动臂油缸供油，另一个油泵除了向回转马达和斗杆供油外，还有部分油供给动臂，如图2.6b 所示。但是由于动臂提升时油压较高，单向阀大部分时间处于关闭状态，因此左侧油泵只向回转马达和斗杆供油。

三泵系统的供油情况如图3.6c 所示。各个油泵分别向一个液压作用元件供油，复合动作时无相互干扰。

3.1.3 卸载工况分析

回转至卸载位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗油缸卸载。为了调整卸载位置，还需要动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合动作，间以动臂动作。

图3.6 回转举升供油情况

3.1.4 空斗返回工况分析

当卸载结束后，转台反向回转，同时动臂油缸和斗杆油缸相互配合动作，把空斗放在新的挖掘点。此工况是回转马达、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降有重力作用，压力低、变量泵流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况为一个油泵的全部流量供回转马达，另一油泵的大部分油供给动臂，少部分油经节流阀供给斗杆，如图3.7 所示。

图3.7 空斗返回供油情况

发动机在低转速时油泵供油量小，为防止动臂因重力作用迅速下降和动臂油 缸产生吸空现象，可采用动臂下降再生补油回路，利用重力将动臂油缸无杆腔的 油供至有杆腔。 3.1.5 行走时复合动作

在行走的过程有可能要求对作业装置液压元件(如回转机构、动臂、斗杆和铲斗)进行调整。在双泵系统中，一个油泵为左行走马达供油、另一个油泵为右行走马达供

油，此时如果某一液压元件动作，使某一油泵分流供油，就会造成一侧行走速度降低，影响直线行驶性，特别是当挖掘机进行装车运输或上下卡车行走时，行驶偏斜会造成事故[19]。

为了保证挖掘机的直线行驶性，在三泵供油系统中，左右行走马达分别由一个油泵单独供油，另一个油泵向其它液压作用元件(如动臂、斗杆、铲斗和回转)供油，如图3.8a 所示。对于双泵系统，目前采用以下供油方式:①一个油泵并联向左、右行走马达供油，另一个油泵向其他液压作用元件供油，其多余的油液通过单向阀向行走马达供油，如图3.8b 所示;②双泵合流并联向左、右行走马达和作业装置液压作用元件同时供油，如图3.8c 所示。

图3.8 行走复合动作时的几种供油情况

3.2 挖掘机液压系统的设计要求

液压挖掘机的动作繁复，且具有多种机构，如行走机构、回转机构、动臂、斗杆和铲斗等，是一种具有多自由度的工程机械。这些主要机构经常起动、制动、换向，外负载变化很大，冲击和振动多，因此挖掘机对液压系统提出了很高的设计要求。根据液压挖掘机的工作特点，其液压系统的设计需要满足以下要求[20]: 3.2.1 动力性要求

所谓动力性要求，就是在保证发动机不过载的前提下，尽量充分地利用发动机的功率，提高挖掘机的生产效率。尤其是当负载变化时，要求液压系统与发动机的良好匹配，尽量提高发动机的输出功率。例如，当外负载较小时，往往希望增大油泵的输出流量，提高执行元件的运动速度。双泵液压系统中就常常采用合流的方式来提高发动机的功率利用率。 3.2.2 操纵性要求

(1) 调速性要求

挖掘机对调速操纵控制性能的要求很高，如何按照驾驶员的操纵意图方便地实现调速操纵控制，对各个执行元件的调速操纵是否稳定可靠，成为挖掘机液压系统设计十分重要的一方面。挖掘机在工作过程中作业阻力变化大，各种不同的作业工况要求功率变化大，因此要求对各个执行元件的调速性要好。 (2) 复合操纵性要求

挖掘机在作业过程中需要各个执行元件单独动作，但是在更多情况下要求各个执行元件能够相互配合实现复杂的复合动作，因此如何实现多执行元件的复合动作也是挖掘机液压系统操纵性要求的一方面。

当多执行元件共同动作时，要求其相互间不千涉，能够合理分配共同动作时各个执行元件的流盘，实现理想的复合动作。尤其对行走机构来说，左、右行走马达的复合动作问题，即直线行驶性也是设计中需要考虑的重要一方面。如果挖掘机在行使过程中由于液压泵的油分流供应，导致一侧行走马达速度降低，形成挖掘机意外跑偏，很容易发生事故。

另外，当多执行元件同时动作时，各个操纵阀都在大开度下工作，往往会出现系统总流量需求超过油泵的最大供油流量，这样高压执行元件就会因压力油优先供给低压执行元件而出现动作速度降低，甚至不动的现象。因此，如何协调多执行元件复合动作时的流量供应问题也是挖掘机液压系统设计中需要考虑的。 3.2.3 节能性要求

挖掘机工作时间长，能量消耗大，要求液压系统的效率高，就要降低各个执行元件和管路的能耗，因此在挖掘机液压系统中要充分考虑各种节能措施。当对各个执行元件进行调速控制时，系统所需流量大于油泵的输出流量，此时必然会导致一部分流量损失掉。系统要求此部分的能量损失尽量小;当挖掘机处于空载不工作的状态下，如何降低泵的输出流量，降低空载回油的压力，也是降低能耗的关键[23]。 3.2.4 安全性要求

挖掘机的工作条件恶劣，载荷变化和冲击振动大，对于其液压系统要求有良好的过载保护措施，防止油泵过载和因外负载冲击对各个液压作用元件的损伤。回转机构和行走装置有可靠的制动和限速；防止动臂因自重而快带下降和整机超速溜坡。 3.2.5 其它性能要求

实现零部件的标准化、组件化和通用化，降低挖掘机的制造成本:液压挖掘机作业条件恶劣，各功能部件要求有很高的工作可靠性和耐久性;由于挖掘机在城市建设施工中应用越来越多，因此要不断提高挖掘机的作业性能，降低振动和噪声，重视其作业中的环保性[21]。

3.3 挖掘机液压系统的分析

挖掘机液压系统中最重要也是最复杂的就是多路阀液压系统。多路阀是挖掘机液压系统中的重要部件，它确定了液压泵向各个液压作用元件的供油路线和供油方式；确定了多个液压作用元件同时作用时的流量分配情况和如何实现复合动作；决定了挖掘机作业时的运动学和动力学特性、动作优先和配合以及合流供油和直线行走性等等。它的设计决定了能否更好地满足挖掘机的作业要求和工况要求。挖掘机多路阀液压系统图通常十分复杂，对各种液压作用元件的供油路线、回油路线以及控制油路等纷杂在一起，很难对整个液压系统的结构一目了然，这样就需要花费很多的时间才能将其分析透彻。下面对多路阀液压系统进行分析：如图3.9所示[22]。 简化步骤具体为:

(1) 为了突出挖掘机液压系统的核心部分— 多路阀液压系统，首先去掉液压泵及其控制油路，各个液压作用元件及其油路，如动臂、斗杆、铲斗、回转机构和行走装置，以及多路阀先导液压操纵系统(图2.9中己经去掉了上述部分的油路)。(2) 对多路阀液压系统来说，重要的是供油道的设计。因此可以把上述系统图进一步简化，突出核心内容。去掉以下部分:油泵的负流量控制连接口FR和队;回油箱的连接口;与各个液压作用元件的连接口AL1, BLl, AL2, BL2, AU, BL3, AL4, BL4和ARl, BR1, AR2, BR2, AR3, BR3, Rsl;各个阀杆先导操纵油路连接口all, bll, alt, b12, a13, b13, ajA, b14和arl、brl, ar2, br2, ar3, br3;回油口drl, dr2, dr3, dr4, dr5:通向各个阀杆的先导控制油路;与各个液压作用元件油路有关的限压阀、动臂和斗杆的支持阀以及再生阀等。这些部分与多路阀的连接关系已经知道，所以可以将其放到各个液压作用元件的油路中去讨论[27]。

(3) 将简化后的液压系统连接起来，如图2.10所示。该系统主要包括7个操纵阀， 5个二位二通阀A, B, C, D, E, 1个插装阀x和一些单向阀及节流阀。通过简化后的液压系统，可以清晰了解液压泵的压力油是如何通向各个液压作用元件，以及在各种操纵情况下，液压传动的路线和可能的供油方式、功率分配和流量分配情况。

图3.9 多路阀液压系统图

3.4 液压系统方案拟订

(1) 在液压挖掘机一个工作循环中的四种工况一挖掘工况、满斗举升回转工况、卸载工况和卸载返回工况进行详细分析的基础上，总结每个工况下各执行机构的主要复合动作后提出初步方案。

(2) 根据液压挖掘机的主要工作特点，系统地总结出挖掘机液压系统的设计要求:动力性要求、操纵性要求、节能性要求、安全性要求和其它性能的要求。

(3) 提出一种有效、直观的挖掘机液压系统的设计方案，并详细介绍设计的步骤。

4 液压系统的设计

WY200液压履带式挖掘机采用全功率变量系统，先导液压操纵，整体式多路阀等先进结构。该机具有结构紧凑，操作轻便，使用维护安全可靠，发动机功率利用率高、生产效率高等优点。根据作业需要可配备0.5-1.25立方米四种反铲斗及斗容为1.0和1.25立米方的两种正铲斗。广泛用于建筑施工、市政工程、水电、国防工程和一般矿山采掘，挖掘I-VI级土壤[23]。

4.1 液压系统方案及参数确定

表4.1 WY200C液压履带式挖掘机主要技术参数 项目名称 标准斗容量 发动机型号 发动机标定输出功率 最大挖掘半径 最大挖掘高度 最大挖掘深度 最大卸载高度 回转速度 行走速度 爬坡能力 作业循环时间 主机长/宽度 履带平均接地比压 发动机额定转数 整机质量 理论生产率 最大挖掘力 系统工作压力 履带板宽度 主机运输尺寸(长X宽X高) 单位 m3 kW/r/min m m3/h m m r/min km/h % S MPa MPa r/min t m3/h kN MPa m mm 数 值 1 6135K-16 106/2100 10.4 7.78 6.46 5.7 0-13.2 *0-5.5 70 18-22 0.077 0.048 2100 20.8 200 142 36 0.6 9850x3000x3100

执行元件是液压系统的输出部分，必须满足机器设备的运动功能、性能要求和结构、安装上的限制。根据所要求的负载运动形态，选用不同的执行元件配置，如下表4.2所示

表 4.2 执行元件配置 运 动 方 式 左行走 右行走 直性行走 工作装置 外摆内收 回转 执 行 元 件 左液压马达 右液压马达 左液压马达+右液压马达 动臂液压缸 斗杆液压缸 铲斗液压缸 摆动液压马达 4.2 执行元件液压缸及系统压力的初选

由于铲斗的内收是为了铲料，而外摆是为了卸料，工作装置采用了两根动臂液压缸、一根斗杆、一根铲斗油缸。要使机构正常工作且具有平稳性，两动臂液压缸必须同步运动，这就要求任何时刻进出油路的压力油，必须保持一定的压力平衡。为此，采用平衡阀控制油路中液压油的压力值[24]。

根据挖掘机主要用于建筑施工、矿山的特点，本设计选择双作用单活塞杆式液压缸。

(1) 液压缸参数的选择

每斗料的重量

M = 1.21.65 = 1980 (Kg) （4.1） G = mg = 19809.8 = 19404 (KN) （4.2）

由卸料斗的尺寸图按极限情况计算得

所挖斗料自重G与铲斗液压缸产生的推力F在卸料斗底板轴承铰接处转距平衡 即 F拉L1 = GL2 （4.3）

F拉374.5 = 194041206

得

F拉19404120681.2 (KN)

374.5工作压力的选定关系到设计出和系统是否经济合理；工作压力低，则要求执行元件的容量大，即尺寸大、重量重，系统所需流量也大；压力过高，则对元件的制造精度和系统的使用维护要求提高，并使容积效率降低。一般是根据机械的类型来选择工作压力。

执行元件工作压力可以根据总负载值或者主机设备类型选取，如表2.3与表2.4所示。

表4.3 负载和工作压力之间的关系 负载F/KN 工作压力 P/MPa ＜10 10—20 70—140 140—250 ＞250 0.8-1.2 1.5-2.5 10—14 18—21 32 表4.4 各类机械常用的系统工作压力 农业机械、液压机、重型机设备类型 精加工机床 组合机床 拉 床 小型工程机械、大中型挖掘械、工程机机、起重运输机械辅助机构 工作压力 P/Mpa 0.8-2 3-5 5-10 1-16 械 16-32 由负载值大小查上表，参考同类型挖掘机，取液压缸工作压力为25MPa安装方式选择缸头耳环带衬套，活塞杆端连接方式选择杆端外螺纹杆头耳环带衬套。又因其伸缩速度缓慢但压力大，故选择带缓冲，油口连接方式选择外螺纹[25]。

4.3 计算工作装置铲斗液压缸的主要尺寸

活塞杆直径d与缸筒内径D的计算 受拉时： d=(0.3-0.5)D

受压时： d=(0.5-0.55)D (p1<5mpa) d=(0.6-0.7)D(5mpa< p1<7mpa)

d=0.7D(p1>7mpa)

(1) 液压油缸的缸径、杆径和工作压力确定

根据技术条件：确定液压缸径和杆径及行程为：缸径D=Φ125mm，杆径d=0.7D=Φ85mm 由此计算出液压系统工作压力为：

P=

F1(D2d2)4 （4.4）

=（2847×103）/（π×（1252-852）） =32MPa

式中F为锁紧力，F=284KN (2) 缸筒壁厚计算

根据机械设计手册，在此液压系统中，3.2≤D/δ＜16，故缸筒壁厚应用中等壁厚计算公式，此时：

δ=

PyD +C （4.5）

(2.3[]3Py)ψ：强度系数，对无缝钢管， ψ=1C：用来圆整壁厚数 Py:液压缸内最高工作压力。Py=10Mpa D：缸筒内径

[σ]= [σs]/2.5=175/2.5=70MPa δ=10×220/(2.3×60-3×10)+C=25mm

故油缸缸筒外圆取D1=125mm. (3) 缸筒强度校核

根据SL41-93，缸体合成应力按下式计算：

σzh1=z1n1z1h1≤[σ] （4.6）

式中：[σ]=60MPa

22p(D2d2)σz1：纵向应力： σz1==22MPa (4.7)

4D1σh1：环向应力： σh1=pD1=75 MPa (4.8)

2P：工作压力，P=32MPa

D：油缸缸径，D=Φ125mm d：油缸杆径，d=Φ85mm δ：缸筒壁厚，δ=13.5mm

终计算， σzh1=z1n1z1h1=53.2 MPa <70 MPa 即: σzh1< [σ],符合要求. (4) 活塞杆长度和缸筒长度计算

根据设计要求的行程，来设计活塞杆的长度；本油缸的行程为1020mm，故油缸的活塞杆的长度为1265mm，缸筒的长度为1500mm。 (5) 活塞杆强度计算

活塞杆受拉力最危险截面是两端连接螺纹的退刀槽横截面，（取截面直径较少值）其应力计算如下 ：

σn=232≤[σ] （4.9）

式中σ为拉应力： σ=

4k.F.d1222 (4.10)

τ为剪应力： τ=

k1.k.F.d030.2d1 (4.11)

上面两公式中，K：螺纹拧紧系数，此处取K=1.25 K1:螺纹内摩擦系数,一般取K1=0.12 d1：活塞杆危险截面处直径，d1=80mm d0：螺纹外径，d0=82mm [σ]：70MPa

则：σ==38.4Mpa τ==25.9Mpa 得: σn=64.3MPa 所以: σn< [σ],符合工况要求[26]。 (6) 下盖联接螺钉强度校核计算

螺钉联接采用高强度螺钉M20×80(GB/T70.1-2000)联接,两端数量均为24件，螺钉精度等级为10.9级，其强度校核，按照公式（4.10）、（4.11）。

拉应力： σ=

4k.F=184.8 MPa .z.d12.剪应力： τ=

k1.k.F.d00.2.z,d13=83.92 MPa

K：螺纹拧紧系数，此处取K=1.25 K1: 螺纹摩擦系数,一般取K1=0.12

d1：螺纹内径，d1=16.752mm d0：螺纹外径，d0=20mm Z：24

σs螺钉材料屈服强度，σs≥900Mpa(10.9级)

[σ]= [σs]/2=450Mpa

得：σn=232≈235.12MPa<[σ] 符合工况要求 (7) 活塞杆柔度校核计算 活塞杆细比计算如下： λ=

4L≤[λ] （4.12） d此处：L为折算长度，导向套中心至吊头尺寸，约1500mm 活塞杆直径d=85mm,

[λ]活塞杆许用细长比，按规定拉力杆此处[λ]≤100。 计算得λ=4×1265/85=59.5＜[λ]，故满足要求。

4.4 液压系统原理图的制定

4.4.1 制定基本方案 (1) 制定调速方案

液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输

入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差[27]。 经过上述分析此方案选用 容积节流调速。 (2) 制定压里控制方案

控制元件(即各种液压阀)在液压系统中控制和调节液体的压力、流量和方向。根据控制功能的不同，液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为益流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。 液压挖掘机控制系统是对发动机、液压泵、多路换向阀和执行元件（液压缸、液压马达）等所构成的动力系统进行控制的系统。按控制功能，可分为位置控制系统、速度控制系统和力（或压力）控制系统；按控制元件，可分为发动机控制系统、液压泵控制系统、多路换向阀控制系统、执行元件控制系统和整机控制系统。 液压控制阀控制系统：

①先导型控制系统 换向控制阀的控制形式有直动型（用手柄直接操纵换向阀主阀芯，目前少用）和先导型两种。后者是用先导阀控制先导油液，再用先导油液控制换向阀的主阀芯，它又分为机液先导型和电液先导型两类。

②负荷传感控制系统 它包括负荷传感控制阀和负荷传感控制泵（或定量泵）。阀控系统实质上是节流式系统。在液压挖掘机上，目前常用的是一般的三位六通多路阀，其滑阀的微调性能和复合操作性能差。20世纪90年代以来，在液压挖掘机上开

始采用负荷传感控制系统，其控制闪不论是中位开式方式还是中位闭式方式，都附带有压力补偿阀。采用电子控制压力补偿的液压挖掘机液压系统与传统的液压系统比较，负荷传感控制系统的主要优点是：节省能源消耗。普通三位六通换向阀无论采用定量泵还是变量泵，总要有一部分油液经溢流阀溢掉，浪费了能量。而使用负荷传感变量系统，泵的流量全部用于负载上，泵的压力仅比负荷压力大1-3Mpa；流量控制精度高，不受负荷压力变化的影响；几个执行元件可以同步运动或以某种速比运动，且互不干扰。普通三位六通阀系统用的是并联油路，当几个执行元件同时动作时，泵输出的油液首先流向压力低的执行元件，不能同步。

上述的负荷传感控制阀只解决了滑阀的微调性能和复合操作性能，而没有解决节省能源问题。定量泵和负荷传感控制阀的系统也没有节省能源消耗，因为泵所输出的流量超过执行元件（液压缸和液压马达）所需要的流量时，多余的油液经压力补偿阀流回油箱（为保持压差恒定）变为热能。只有完全负荷传感控制系统才能解决节省能源问题。完全负荷传感控制系统 完全负荷传感控制系统由负荷传感控制阀和负荷传感控制变量泵组成

带次级压力补偿阀的负荷传感系统德国力士乐公司等）在其生产的液压挖掘机上设置了负荷传感分流器LUOV（Last Unabhangige Durchfluss Vereilung)系统，其主要作用是：当多个执行元件同时工作、所需的流量大于液压泵的流量时，产生供油不足的现象，这不能使正在工作台的执行元件与负载压力无关的控制得到保证。LUDV系统能保证在供油不足时所有执行元件的工作速度按正比例下降，以获得与负载压力无关的控制[28]。

制定压力控制方案 ：液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。在液压系统中，需要流量不大的高压油时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。 在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。

基于以上控制系统方案分析本次设计选用负荷传感控制系统；采用的是双泵双回路恒功率控制液压系统，带四种功率控制模式、中位负流量控制，两液压主泵按全功率变量。

(3) 指定顺序动作方案

主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制接续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接比较方便的场合。另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床、挤压机压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。 (4) 选择液压动力源

液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。 油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施[29]。 4.4.2 绘制液压系统图

整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。要尽量减少能量损失环节。提高系统的工作效率。为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）。大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主要连续工作。各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、

行程阀。如图４.１所示

[30]

图4.1 液压原理图

５ 液压元件的选择与专用件的设计

动力元件的作用是将原动机的机械能转换成液体的压力能，指液压系统中的油泵，它向整个液压系统提供动力。液压泵的结构形式一般有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵，它们的性能比较如图5.1所示

表5.1 各种液压泵性能比较 项目 齿轮泵(外啮合) 叶片泵 斜轴式柱塞泵 斜盘式柱塞泵 平衡式1-350 排量(cm3/r) 1-500 100-1000 4-500 不平衡式10-230 平衡式3.5-40 最高压力(MPa) 1-25 21-40 21-40 不平衡式3.5-14 平衡式1200-3000 最高转速(r/min) 900-4000 不平衡式1200-18750-3600 750-3600 00 平衡式70-90 最高效率(%) 70-85 88-95 85-92 不平衡式60-70 不易受污染影对污染较敏感，对污染最敏感，对污染的斜轴式响，随着齿轮的对污染敏感性 叶片磨损时，效配流盘受损伤高，配流盘滑靴磨损，效率有所率降低到很小 时效率降低 磨损时效率降低 降低 转速为1800r/mi转速为1800r/min转速为1800r/min时，允许吸入时，允许吸入真n时，允许吸入吸油性能 真空度为-26664.空度为-13332.2~-真空度为-3.999同轴斜式柱塞泵 4-54328.8Pa(-20-26664.4Pa(-10-207-0Pa(-3-0cmH40cmHg) cmHg) g) 额定转速1450-24额定转速1450-2额定转速1450-2额定转速300r/m噪声(dB) 00r/min时，噪声400r/min时，噪400r/min时，噪in时，噪声83dB 76dB 声87dB 声77dB 对过滤精度要求 30-50μm 20-30μm 15-25μm 15-25μm 配油盘三角槽极内部摩擦副；支连杆组件磨损，易堵塞，污染物承轴套端面、齿连杆球头从驱侵入摩擦副，发所有变量泵的变轮及轴颈磨损，动轴球窝中脱易出故障的部位 生异常磨损或卡量机构，三对摩引起橡胶密封损出，功率调节弹殆，油液清洁和擦副磨损 坏、泵体内孔及簧失效，两对摩吸油通畅，易出两侧板磨损 擦副磨损 现突发性故障 5.1 液压泵的选择和泵的参数的计算

5.1.1 液压泵的工作压力的确定

PpP1+

P (5.1)

P1--是执行元件的最高工作压力,对于本系统的最高工作压力是销锁油缸的入口压力

P--是从液压泵出口液压缸之间的管路损失。管路复杂，进口有调速阀，则取P=1Mpa。

5.1.2 确定液压泵的流量qvpqvp

多液压缸同时工作时，而且系统使用蓄能器铺助动力源时，则液压泵输出流量公式应为

qP12t1P22t2...Pn2tnvp≥ppct1t2...tn 其中 K-系统泄露系数，取K=1.2

Tt-液压系统工作周期

Vi-每个液压缸的工作周期中的总耗油

z-液压缸的个数

销锁油缸的最大流量 Q26iAij104 Q1=60.101104=60

加料门油缸的最大流量

Q2=60.140.0031104=26

根据以上可知: Qmax=60 大泵流量

Q1=Qmax80%=48

小泵流量

Q2=Qmax20%=12

大泵排量

q11Qn103=37 D小泵排量

qQ22n103=8.1 D qvp=0.9L/s

按照泵的排量q1 q2和Pp、qvp的值来选择液压泵

(5.2)

(5.3)

5.1.3 选择液压泵的规格

根据以上求的泵的排量q1、q2和Pp、qvp的值，按系统中给定的液压泵的形式，从《机械设计手册》第四卷得双联柱塞泵：主泵: K3V112DT柱塞式串联变量双泵。最大排量112ml/r,该泵按总功率恒定进行变量、总功率按4段进行控制、高压切断、中位负流量控制额定压力—35MPa，系统设定压力小流量齿轮4Mpa，大流量油泵为—32Mpa。如图5.1所示[31～32]

5.2 柴油发动机的选择

液压缸在整个循环运动中，系统的压力和流量都是变化的。所需功率变化较大，为满足整个工作循环的需要，需按大功率段来确定发动机的功率。

从液压原理图可以看出，快速运动时系统的压力和流量都较大，这时，大小泵同时参加工作，小泵排油压力和流量均较大。此时，大小泵同时参与工作小泵排油除保证锁紧力外，还通过顺序阀将压力油供给加料门油缸。

前面的计算已知，小泵供油压力为PP1=4 MPa,考虑大泵到销锁油缸路损失，大泵供油压力应为PP2=4Mpa

取泵的总效率p=0.8，泵的总驱动功率为：

P=

Pp1qv1Pp1qv1p

(5.4)

=89KW

考虑安全系数,故取90KW;查《机械设计手册》发动机参数表得： 发动机机型号— 6135K—16功率--106KW 转速--2100r/min

5.3 液压阀的选择

选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。本系统工作压力在9Mpa左右，所以液压阀都选用中、高压阀。液压阀的作用是控制液压系统的油流方向、压力和流量，从而控制整个液压系统。系统的工作压力，执行机构的动作顺序，工作部件的运动速度、方向，以及变换频率，输出力和力矩等。

主泵原理图如图5.1所示

在液压系统中，液压阀的选择是非常重要的。可以使系统的设计合理，性能优良，安装简便，维修容易，并保证系正常工作的重要条件。不但要按系统功需要选择各种类型的液压控制阀，还需要考虑额定压力，通过流量，安装形式，动作方式，性能特点因素[33]。

5.3.1 根据液压阀额定压力来选择

选择的液压阀应使系统压力适当低于产品标明的额定值。对液压阀流量的选择，可以按照产品标明的公称流量为依据，根据产品有关流量曲线来确定。 5.3.2 液压阀的安装方式的选择

是指液压阀与系统的管路或其他阀的进出油口的连接方式，一般有三种，螺纹连接方式，板式连接方式，法兰连接方式。安装方式的选择要根据液压阀的规格大小，以及系统的简繁及布置特点来确定。 5.3.3 液压阀的控制方式的选择

液压阀的控制方式一般有四种，有手动控制，机械控制，液压控制，电气控制。根据系统的操纵需要和电气系统的配置能力进行选择。

5.3.4 液压阀的结构形式的选择

液压阀的结构方式分为：管式结构，板式结构。一般按照系统的工作需要来确定液压阀的结构形式

根据以上的要求来选择液压控制阀，所选的液压阀能满足工作的需要。所以本液压系统所选的液压阀有中、高压阀。具体规格型号和名称见表5.2

表5.2 液压控制阀

序号 代 号 名称及规格 不锈钢截止阀 电磁溢流阀 材料 成品 成品 数量 1 2 3 4 5 6 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 Q11F-16P-25 DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L S20P1.0 S10P1.0 XJF-32/10 DRV16-1-10/2 S6A1.0/2 ZDR6DP2-30/7.5YM Z1S6P-1-30/ 4WE10J3X/CG24NZ5L ZDR10DP2-30/7.5YM Z2FS16-30/S2 ETS2Z5L/B08 Z2FS16-30/S2 DR20-5-5X/10YM DR20-5-5X/10Y 4WEH16E50/6AG24NETS2Z5L/B08 4WE10E3X/CG24NZ5L DB20-2-5X/315 S20P1.0/ Z2FS10-20/ QJH—6WL 2 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 2 1 2 2 1 1 1 2 1 1 1 3 S型单向阀 S型单向阀 蓄能器截止阀 单向节流阀 S型单向阀 叠加式减压阀 叠加式单向阀 电磁换向阀 叠加式减压阀 叠加式双单向节流阀 成品 成品 成品 成品 成品 成品 成品 成品 成品 成品 成品 4WEH16Y50/OF6AG24N电液换向阀 叠加式双单向节流阀 先导式减压阀 先导式减压阀 电液换向阀 成品 成品 成品 成品 电磁换向阀 溢流阀 单向阀 叠加式双单向节流阀 溢流阀 高压球阀DN6 成品 成品 成品 成品 成品 成品 选用主操作阀采用川崎KMX15R/B450，最大流量270L/min，能实现动臂提升合流、

斗杆大小腔合流、斗杆再生回路、行走直线、动臂提升优先、回转优先、斗杆闭锁等功能。原理图如图5.2所示

图5.2 主操作阀原理图

5.4 其他液压元件的选择 5.4.1 压力继电器的选择

能够自动感到压力变化，但压力达到预定压力时，可以自动将电路进行通断的仪表。压力预定值是根据压力控制要求，预先在压力校验台还是调定的点触点动作的压力值。根据要求查《机械设计手册》得：

HED10A20/35L24/2 压力继电器 5.4.2 压力表

由液压系统的压力来选择压力表，查《机械设计手册》得：

YN100-Ⅲ-0-16Mpa 压力表 YN100-Ⅲ-0-25Mpa 压力表 5.4.3 测压软管和测压排气接头

根据系统的压力来选择测压软管和测压排气接头，查《机械设计手册》得： HF测压软管的有关参数：公称通经3.0mm,最大动态压力40Mpa，适用温度

m3/s~2600C。软管通径2.9 mm，最大静大压力64Mpa，化学性能，耐酸性溶剂。

HFH2-P2-3-P-1.000 测压软管 公称通径3.0mm， 最大压力40Mpa PT-3

测压排气接头

5.4.4 液位液温计，空气滤清器和直回式回油过滤器的选择

依据液压系统的压力和流量，系统的发热量来选择，由《机械设计手册》得： 直回式回油过滤器 RFA-250*20FY 液位液温计 YWZ-200TA

液位液温计 WSSX-411，-40～80°C 空气滤清器 QUQ2-20*1.0

5.4.5蓄能器的选择

根据蓄能器在液压系统中的功用，确定类型和主要参数。

在本液压系统中，液压缸在短时间内快速运动，由蓄能器来补充供油，则计算公式为：

△V=∑AliiK-qvqvpt (5.5)

A--液压缸有效作用面积 L—液压缸的行程

K—油液损失系数，一般取K=1.2

qvp--液压泵流量△V=15.32L

t--动作时间

由以上公式得△V=15.32L

考虑安全系数和其他方面△V取20L,查《机械设计手册》得：

NXQ1-L40/31.5 蓄能器Φ219

5.4.6管道尺寸的确定 非橡胶管道的选择

（1） 管道内径的计算

本系统管路很复杂，取其中主要的几条来计算，按照公式：d≥1130qv--液体流量

qv

--流速，对于吸油管v=1~2m/s,一般取1m/s以下，对于压油管v≤3~6m/s,对于回油管v≤1.5~2.5m/s。

再按照公式 d=4qv

算出管道内径：

qv --液体流量

--流速

计算数值如表5.3所示

表5.3 计算数值

管路名称 大泵吸油管 小泵吸油胳 大泵排油管 小泵排油管 通过流量 允许流速 /(m/s) 管道内径 实际取值 /(L/s) 2.5 0.635 2.56 0.625 /m 0.0621 0.0302 0.027 0.013 /m 0.065 0.034 0.034 0.018 0.8 0.9 4 4 查《机械设计手册》得：Φ18×2、Φ34×3、Φ65×4

5.4.7 胶管的选择

根据工作压力和按公式得管子的内径选择胶管的尺寸规格。高压胶管的工作压力对不正常使用的情况下可提高20%；对于使用频繁，经常扭变的要降低40%。胶管在使用及设计中应主要下列事项：

（1）胶管的弯曲半径不宜过小，一般不应小于320，胶管与管接头联接处应留有一

段直的部分，此段长不应小于管外径的两倍。

（2）胶管的长度应考虑到胶管在通入压力油后，长度方向将发生收缩变形，一般收

缩是取3%~4%，胶管安装时避免处于拉紧状态。

（3）胶管安装是应保证不发生扭转变形，为便于安装，可沿管长涂以色纹，以便检

查。

（4）胶管的接头轴线，应尽量放置在运动的平面内，避免两端互相运动时胶管受力。 （5）胶管应避免与机械上的尖角部分想接触和摩擦，以免管子损坏。 5.5油箱容量的确定

初步确定油箱的有效容积,跟据经验公式来确定油箱的容量[34],

V=qv (5.6)

式中qv--液压泵每分钟排出的压力油的容积 --经验系数

已知所选泵的总流量为207L/min,这样,液压泵每分钟排出的压力油体积为207L,查表5.4

表5.4 油箱经验系数表

系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压系统 冶金系统  得=8

1～2 2～4 5～7 6～12 10 故V=qv=6×0.207=1.242m3

6液压系统性能验算

6.1液压系统压力损失

本系统较为复杂，有多个液压缸执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的要算快速运动回路，故主要验算由泵到液压缸这段管路的损失。

6.1.1 沿程压力损失

沿程压力损失，主要是液压缸快速运动时进油管路的损失。此管路长为5m，管内径0.034速运动时通过的流量为2.7L/s，正常运转后的粘度为= 27 mm2/s，油的密度为=918Kg/m3

qv2.7103油在管路的实际流速===2.93m/s

d20.034244d2.930.034Re===3702＞2300

2.7105油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为：

0.3164

Re0.25 (6.1)

=

12求得沿程压力损失为: 根据公式p1=d20.316452.932p1=

37020.50.0342106

=0.023MPa

6.1.2 局部压力损失

局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失p2，以及通过控制阀的局部压力损失p3。其中管路局部压力损失相对来说小得多，故主要考虑通过控制阀的局部压力损失[35]。

从系统图中可以看出,从大泵的出口到油缸的进油口,要经过单向阀、电磁换向阀、单向调速阀、溢流阀。

单向阀的额定流量为50L/min,额定压力损失0.3MPa, 电磁换向阀的额定流量

为150L/min,额定压力损失为0.2MPa, 单向调速阀的额定流量为160L/min,额定压力损失为0.3MPa。溢流阀的额定流量为120L/min,额定压力损失为0.2MPa。 通过各阀的局部压力损失之和：

22213.573.4213.573.413.573.4173.4p30.30.20.30.2

50150160120 p3=0.65 MPa

从小泵出油口到油缸进油口也要经过单向阀、电磁换向阀、单向调速阀、溢流阀。 向阀的额定流量为50L/min,额定压力损失0.3MPa, 电磁换向阀的额定流量

150L/min,额定压力损失为0.2MPa, 单向调速阀的额定流量为160L/min,额定压力

损0.3MPa。溢流阀的额定流量为120L/min,额定压力损失为0.2MPa

通过各阀的损失之和为: 通过各阀的损失之和为:

22213.573.4213.573.413.573.413.573.4p30.30.20.30.250150160120=0.76Mpa

以上计算结果是大小是同时工作的,所经过的管道都是一样的。则大小泵是同时工作的,所以大小泵到油缸之间总的压力损失为

pp1p3=0.023+0.76=0.783MP

6.2 液压系统的发热温升计算

6.2.1 计算液压系统的发热功率

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式[36]：

（1）液压泵的功率损失

1zPh1Pri(1pi)ti

Tti1 (6.2)

式中Tt--工作循环周期（s）； z—投入工作液压泵的台数；

Pri--液压泵的输入功率（W）；

pi--各台液压泵的总效率；

ti--第I台泵工作时间（s）；

（2）压执行元件的功率损失

1M Ph2Prj(1pj)tj

Ttj1 (6.3)

式中 M—液压执行元件的数量；

Prj--液压执行元件的输入功率（W）；

pj--液压执行元件的输入效率；

tj--第j个执行元件工作时间（s）；

（3）溢流阀的功率损失

Ph3pyqvy (6.4)

式中 py--溢流阀的调整压力（MPa）； qvy--经过溢流阀回油箱的流量（m3/s）。

（4）油液流经阀或管道的功率损失

Ph4pqv (6.5)

式中 p--通过阀或管路的压力损失（MPa）；

qv --通过阀或管路的流量（m3/s）。

qv由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率

PhrPh1Ph2Ph3Ph4Pim (6.6) 1n(FWiSiTWjjtj)qvipitiTti1j1该公式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率

Phr=Pr-Pc (6.7) 式中Pr是液压系统的总输入功率，Pc是输出的有效功率。 对于本系统来说, Pr就是正个工作循环中的双泵的平均输入功率

1Pr=Tii1Zpiqvitipi=90KW (6.8)

式中Pr是液压系统的总输入功率，Pc是输出的有效功率。

1n Pc=FWiSi=103.3KW (6.9)

Tti1

式中 Tt--工作周期（s）；

z、n、m—分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量； Pi、qvi、pi--第i台泵的实际输出压力、流量、效率； ti--第i台泵工作时间（s）；

FWi、Si--液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N·m）。

总的发热功率按照公式(7.7) Phr=Pr-Pc

=103.3-3=103KW

6.2.2计算液压系统的散热功率

液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且要考虑管道的散热功率时，也应考虑管路表面散热。

Phc(K1A1K2A2)T (6.10)

=1.932+0.5 =2.432KW

式中 K1--油箱的散热系数

K2--管路的散热系数

A1、A2--分别为油箱、和管道的散热面积

T--油温与环境温度之差

油箱散热系数K1见表6.1

表6.1 （W/m2℃） 冷却条件 通风条件很差 通风条件良好 用风扇冷却 循环水强制冷却 管道的散热系数见表6.2

则计算出的PhrPhc，油温会不断升高，这时，最大温差,根据公式(6.10) 环境

PhrT

K1A1K2A2温度为T0，则油温TT0T0。当油箱的散热面积不能再加大，或加大一些无济于事时，需要安装冷却器。

K1 8～9 15～17 23 110～170

表6.2 外径选择（W/m2℃） 管道外径/m 风速 /ms1 0 1 5 0.01 8 25 69 0.05 6 14 40 0.1 5 10 23 6.2.3 根据散热要求计算油箱容量

在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出以后，可依据散热的要求拉确定油箱的容量。

油箱的散热面积,根据公式(6.10)

P A1(hrK2A2)/K1

T油箱的主要设计参数如下图，一般油面的高度为油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不接触的表面算半散热面，油箱的有效容积和散热面积分别为

V=0.8abh=0.4 a=0.5, b=1,h=1

A1=1.8h(a+b)+1.5ab=1.8×1(0.5+1)+1.5×0.5×1

=3.45㎡

油箱的散热功率为

0.316452.932

37020.50.0342106式中 Kt--油箱散热系数,查表得16W/m2℃ T--油温与环境温度之差,取T=35℃

Phc=16×3.45×35=1.932KW＜Phr=10.3KW

由此可见,油箱的散热远远满足不了系统散热的要求,管路散热是极小的。如按要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应当缩小油箱尺寸，则需要另设冷却器[37]。 6.2.4 冷却器所需冷却面积的计算

冷却面积

A=

PhrPhc

Ktm (6.11)

式中 K—冷却器的散热系数，用管式冷却器时，去K=116W/（W/m2℃）

tm--平均温升

tm=

T1T2t1t2 22 (6.12)

T1、T2--液压油入口和出口温度

t1、t2--冷却水或风的入口和出口温度

取油进入冷却器的温度Tt=60℃，油流出冷却器的温度T2=50℃，冷却水入口温度

t1=25℃，冷却水出口温度t2=30℃。则：

60502530 tm=tm()27.5℃

22所需冷却面积为：

PhrPhc(10.32)103A===2.2

Ktm11627.5考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀油垢。水垢对散热的影响，冷却面积应比计算面积大30﹪，实际选用冷却器散热面积为： A=1.3×2.2=2.68㎡

查《机械设计手册》并圆整得 A=2.7㎡ 6.2.5 油箱的尺寸设计

根据上面计算结果对散热面积的要求，对油箱的尺寸进行计算。

假设油箱的长、宽、高分别为a，b、c。一般情况下，油为的高度为箱高的0.8倍，即0.8h，与油直接接触的表面算全散热，与油不直接接触的算半散热。

根据上面确定的油箱的容积V=1242L和散热面积A=2.7㎡，可查机械设计手册，公式：

V=0.8abh mm3 （6.13） A=1.8h（a+b）+1.5ab㎡ （6.14）

和长、宽、高的比例a：b：h=1：1.5：2.5，联立解方程，可求得

a=1.5m b=1.0m h=0.75m

总 结

本课题——挖掘机机工作装置液压系统，其说明书的编写终于完成。虽然不是很复杂，但通过这一设计实践，我感到自己在这方面仍存在许多不足之处。对于我的本次设计，我觉得设计计算部分非常认真。在各种机械设备上，液压系统得到了广泛的使用。液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压系统原理图的设计要同主机的结构相适宜。着手设计时，必须从实际情况出发，有机的结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。

此次设计，利用油泵产生油压，再经过电磁阀控制液压缸来达到控制油缸伸缩的效果。其中结合了需方需要的技术要求，根据计算来确定发动机、油箱容积、油泵的型号及各种液压元件的选择。由于系统需要安全互锁，所以在液压系统设计中采用了锁紧装置。

本液压系统原理图是专为工程机械中的挖掘机而设计、制造，用于控制工作装置，回转行走。适用于建筑工地、道路的土方施工液压原理图的设计根据油缸伸缩所完成的挖掘循环动作，保压性能要求高，且短时间要求具有较大流量、较高挖掘速度的特点，采用发动机作为动力源，并同时蓄能器起保压作用，油泵做为液压源用供应系统所需压力油。

根据已知的条件和性能要求，计算了液压系统在挖掘工作时的受力情况，计算了液压缸在不同的运动状态下的各种受力情况。参照了机械设计手册上的计算公式，根据计算所得的结果来选取各种液压元件。对系统的性能、发热温升进行了验算。并对液压系统的液压原理、操作进行了说明。

WY200履带式液压挖掘机采用全功率变量系统，先导液压操纵，整体式多路阀等先进结构。该机具有结构紧凑，操作轻便，使用维护安全可靠，发动机功率利用率高、生产效率高等优点。根据作业需要可配备0.5-1.25立方米四种反铲斗及斗容为1.0和1.25立米方的两种正铲斗。广泛用于建筑施工、市政工程、水电、国防工程和一般矿山采掘，挖掘I-VI级土壤。

通过此设计，使我加深了对液压原理和流体机械及有关课程和知识，提高了综合运用这些知识的能力。并为在今后走下工作岗位打下了坚实的基础，并提高了运用设计资料，及熟知国家标准的能力。

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致 谢

经过这次毕业设计过程，我觉得收获甚丰。毕业设计是我大学过程中重要的实践教学环节，让我学到了许多课本上学不到的东西，学会了独立设计液压系统，以及如何查阅资料。得到了一个很好的锻炼机会，为以后的走上工作岗位打下了良好的基础。在此，我忠诚的感谢学校的领导和各位导师给我的帮助。

回想大学四年的学习生活，我真诚地感谢我的导师陈志刚老师和邵阳学院机械能源工程系的所有老师，正是在他们精心的培养、指导、无私的关怀与帮助下，促使我顺利完成了学业。各位老师，不仅在学业上严格要求我，而且在工作、生活中给予了我无微不至的长者的关怀和照顾。他们渊博的知识，严谨的治学态度，执着的敬业精神、认真的教学作风以及高尚的人品，使我受益终生。在此我谨向老师们致以最崇高的敬意和最衷心的感谢！

这次毕业设计培养了我科学的思维方式和正确的设计思想，以及分析和解决实际问题的能力，是我在毕业前全面素质教育的重要实践训练。在毕业设计工作中，我认真贯彻理论与实践相结合，教学与科研、生产相结合，教育与国民经济建设和社会发展相结合的原则，加强多学科理论知识和技能综合运用能力的训练，加强了我的创新意识、创新能力和创业精神的培养。

同时也感谢邵阳学院领导和同学，他们给予了我无私的帮助。感谢论文引用的参考文献的作者们，他们大量开拓性的工作和成果，为我的毕业设计提供了坚实的基础。