EX400型液壓挖掘機液壓系統設計

EX400型液壓挖掘機液壓系統設計,EX400型液壓挖掘機液壓系統設計,ex400,液壓,挖掘機,系統,設計 摘要 本次設計的主要履內容是挖掘機主要零件及液壓系統設計。通過與 其它類型挖掘機的分析比較，次種挖掘機的通用性好，應用廣泛，當進 入松軟或沼澤地段作業(yè)時，可以通過改變其寬度和長度以及浮式履帶的 方式來降低接地比壓。 液壓式的挖掘機實現無級調速并且具有較大的調速范圍，即使快速 運轉時也能保持較低且穩(wěn)定的轉速，采用的液壓元件可以提高性能，實 現平穩(wěn)的傳動，此外它容易操作。本次設計的是中小型液壓挖掘機，其 是斗容量 0.2m3,主要設計挖掘機的工作裝置、液壓傳動原理。 設計時，選用了履帶式行走裝置，來滿足其作業(yè)要求。上部轉臺設 定成全回轉式，所以它可以實現大范圍的作業(yè)。同時采用的液壓傳動控 制改善了其作業(yè)的整體 性能。同機械式挖掘機比較，它的工作效率提 高了 23 倍，整機的質量大約為 5 噸，最大卸載高度約為 2.65m，挖 掘力約為 30kN，最大挖掘半徑約為 5.728m，最大挖掘深度 4.2m。通過 上述參數，該機的整體性能得到了很大的提高，機重減輕的同時，其作 業(yè)效率較高，傳動穩(wěn)定，設計的結構更合理可靠。此外，以結構推理為 依據，對機器的工作裝置進行機構改進和創(chuàng)新。 關鍵詞：液壓挖掘機；挖掘機構；液壓系統 Abstract This designed topic is the marching hydraulic excavator excavational with other types excavators, this kind of type excavator used very universal that because has good through theperformance, also may use to lengthens widens as well as the floating type caterpillar band to reduce pressure for the soft ground or the bogregion. The hydraulic excavator main characteristic is: not only can adjust s the stepless speed but also can adjust scope very big, can obtain a lower stable rotational speed, when action quickly, the hydraulic parts produce inertia small, accelerational theperformance good,and may make the high speed reverse, the transmission steady,structure simple, may absorb attacks and vibrates, the operation reduces effort, and to be easy to realize the automated control, is easy to realize the standardization, the seriation, the universalization. This designed main parameter is scoop capacity 0.2m3, it is long to the middle and small scale hydraulic excavator, mainly design the excavator， s the work installment and the hydraulic transmission principle. In the design, used marching walked the installment to satisfied request. Upside the turnplate is the entire rotation , thereof it may work in a greater scope. And further because uses the hydraulicsteering to enable the entire machine performance to improve. Compared with the mechanical type excavator, its excavation strength enhance to 2 3 times, the entire machine weight approximately is 5 tons,the excavation strength approximately is 30kN, the biggest unloading high approximately is 2.65m, biggest digging depth is 4.2m, the biggest excavation radius approximately is 5.728m, thus can see the entire machine work ability to have the very big improvement, not only excavation strength big, but also machine weight light, transmission steadyly, work efficiency is high, the structure is compact. Moreover, but also proposes to the excavator work installment based on the structure inference organization plan innovation design method. Keywords： Hydraulic excavator Excavation organization Hydraulic system 目 錄 第一章 引 言 .1 1.1 液壓挖掘機的工作特點和基本類型 .1 1.2 液壓挖掘機的發(fā)展概況 .2 1.3 本次設計概述 .3 1.4 反鏟裝置的工作原理 .3 第二章 總體設計方案 .5 2.1 工作裝置設計方案原則 .5 2.2 液壓系統設計方案原則（總體） .5 第三章 挖掘機的工作裝置設計 .7 3.1 確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 .7 3.2 確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 .9 3.3 動臂、斗桿、鏟斗機構參數的選擇 .11 第四章 挖掘機液壓系統設計 .23 4.1 確定液壓系統類型 .23 4.2 液壓系統的計算和液壓元件的選擇 .23 4.3 液壓系統初步計算 .29 第五章 工作裝置的強度計算 .35 5.1 斗桿的計算 .35 5.2 動臂的計算 .42 結論 .44 參考文獻 .46 致 謝 .47 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 引言 0 第一章 引 言 以機械傳動挖掘機作為基礎，液壓挖掘機逐漸發(fā)展起來。其作業(yè)主要是通過鏟斗 的切削刃將土壤切碎并且裝進鏟斗，裝滿后通過鏟斗的提升和回轉作用，降到卸土 位置，鏟斗內的土卸空后，將回到原始位置進行下一次作業(yè)。所以，挖掘機一種不 斷完成周期性作業(yè)的土方機械。 液壓挖掘機的用途基本和機械傳動挖掘機相同，主要被應用在建筑工程中、水利施 工中、鐵路與公路建設、軍事工程中等，它在土石方施工中發(fā)揮了越來越重要的作 用，已經成為了不可替代的重要機械設備。液壓挖掘機可以使工人從繁重的體力勞 動中解放出來，加快了施工的機械化發(fā)展，有利于推動我國各項建設事業(yè)的發(fā)展， 已經成為了工程機械的重要組成部分。據相關資料表明，一臺液壓挖掘機完成的工 作量相當于 300400 個作業(yè)量。可見，液壓挖掘機不但提高了生產率，也推動國民 經濟的發(fā)展，對我國的整體發(fā)展具有重要意義。 1.1 液壓挖掘機的工作特點和基本類型 1.1.1 液壓挖掘機的主要優(yōu)點 液壓挖掘機在動力裝置之間采用容積式液壓靜壓傳動，即憑借液體的壓力完成作業(yè)。 液壓傳動與機械傳動相比有許多優(yōu)點。 實現無級調速，并且具有較大的調速范圍。獲得較低的穩(wěn)定轉速當處于快速 運轉時，使用的液壓元件運動慣性小，便于加速，可隨時進行調整。傳動平穩(wěn)， 結構簡單，可吸收沖擊和振動，操縱省力，易實現自動化控制。易于實現標準化、 系列化、通用化。 根據上述液壓傳動的優(yōu)點，液壓挖掘機具有下列主要特點： （1）提高了機器的挖掘力和牽引力，挖掘機的工作性能呢個得到極大的改善，其工 作平穩(wěn)，結構合理緊湊，具有較高的作業(yè)效率。 （2）選用的液壓系統有效的防止產生過載，操作方便省力，工作安全可靠 (3)可以很容易的實現自動化控制，實現元件的最佳匹配，節(jié)約能源，對整體工作 進行監(jiān)控和及時的故障診斷。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 引言 1 (4)液壓元件具有較強的標準化、系列化和通用化，可以實現大批量生產，降低生 產成本，提高生產質量。 1.2.1 液壓挖掘機的基本類型及主要特點 液壓挖掘機品種很多，對其類型的劃分有很多種方法。 據液壓挖掘機主要機構傳動類型劃分。 按照液壓挖掘機主要機構的傳動形式，分為全液壓傳動和非全液壓（或稱半液壓） 傳動兩種。 據行走機構劃分 按照行走時所選機構的不同，液壓挖掘機可分為履帶式、輪胎式、汽車式、懸掛式 及拖式。在這幾種方式里，應用最多的是履帶式液壓挖掘機，此種挖掘機可以通過 任何路面，同土壤間的附著力充足，即使在土質松軟或沼澤地帶仍可以采用加寬履 帶的方法來降低接地比壓。輪胎式液壓挖掘機具有較好的機動性能，并且作業(yè)速度 快，可行走在多種路面。懸掛式液壓挖掘機可以隨時裝拆，價格較低，將其與輪胎 式或履帶式拖拉機連接，成功的實現了一機多用。汽車式液壓挖掘機一般采用標準 的汽車底盤，速度快，機動性好。拖式液壓挖掘機依靠拖拉機的牽引行走，自身沒 有固定的行走傳動機構。 據工作裝置劃分 按照設計時工作裝置的結構不同，有鉸接式和伸縮臂式挖掘機。應用較為廣泛的是 鉸接式，此種挖掘機主要通過各構件圍繞鉸點轉動實現作業(yè)。伸縮臂式挖掘機多被 應用在平整和清理作業(yè)，尤其是進行修整溝坡。 1.2 液壓挖掘機的發(fā)展概況 挖掘機械最早被應用于河道，并在此基礎上發(fā)展。1796 年，英國人首次研究出蒸汽 “挖泥鏟” ，它可以模擬人的動作進行挖土作業(yè)。835 年，美國研究的“動力鏟”應 用在修筑鐵路，它也是現代挖掘機的起源，發(fā)展至今已有 170 對年。1950 年，在德 國人的研究下，首臺全液壓挖掘機由此產生。在科學技術的推動下，越來越多的新 技術和新材料都被不斷的應用在挖掘機的研究上，特別是電子技術和信息技術的應 用提高了作業(yè)效率和工作的安全性和可靠性，同時也實現了節(jié)能環(huán)保的目的。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 引言 2 1.2.1 國外液壓挖掘機目前水平及發(fā)展趨勢 很多國外的工業(yè)發(fā)達的國家對液壓挖掘機的研究比較早，其技術先進而且生產線完 善。美國、德國和日本的發(fā)展尤為迅速，已經占有很大的市場，也是主要生產國。 20 世紀后期，國外的液壓挖掘機生產沿著大型化、微型化發(fā)展，產品的性能也越來 越好，不但自動化和智能化水平高，而且又高效節(jié)能。 1.1.2 國內液壓挖掘機的發(fā)展概況 我國對的研究起始于 1967 年，并且成功的研究出 WY100、W460、WY60 等多種 挖掘機。20 世紀 70 年代末 80 年代初，我國成功的研制出 WY160 和 WY250 等產 品。1994 年開始，一大批中外合資、外商獨資挖掘機企業(yè)先后建立，液壓產品的生 產也越來越先進。近些年，隨著經濟的迅猛發(fā)展，對液壓挖掘機的需求也越來越大， 已經形成了挖掘機市場，但是這些多被合資企業(yè)和外資企業(yè)所壟斷，而我國國內的 液壓挖掘機研究比較落后，同國外存在很大的差距。為了提高我國 的挖掘機產業(yè)水 平，必須要不斷呢的創(chuàng)新和學習，掌握先進的制造技術，提高產品的競爭力，爭取 使我國立于不敗之地。 1.3 本次設計概述 本次設計斗容量為 0.2m3,全液壓履帶式挖掘機型號為 WY20 型，全液壓驅動，挖 級以下土壤。 1.4 反鏟裝置的工作原理 液壓反鏟工作裝置如圖 11 所示主要包括鏟斗液壓缸 5、動臂 1、動臂液壓缸 2、 鏟斗 6、斗桿液壓缸 3、斗桿 4、連桿 7 和搖桿 8 等部分。各個部件間通過鉸接的方 式連接，調整液壓缸的工作行程完成作業(yè)中不同的動作。 動臂 1 的下鉸點通過鉸接的方式與回轉平臺連接，動臂依靠液壓缸 2 支撐，動臂傾 角可通過調節(jié)動臂液壓缸的行程來改變，控制動臂的升起和降落。斗桿 4 通過鉸接 的方式固定在動臂的上端，并且可以圍繞著鉸點轉動。通過液壓缸 5 調整斗桿與動 臂之間的轉角，鏟斗 6 與斗桿 4 的末端鉸接，控制鏟斗液壓缸 5 伸縮實現鏟斗繞鉸 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 引言 3 點轉動，并且通過連桿機構將其與鏟斗連接。設計的反鏟工作裝置可以挖掘地面下 土壤，如溝壕、基坑等，通過液壓缸的運動來控制挖掘作業(yè)的軌跡。反鏟裝置的工 作如下：首先，動臂被放置于挖掘的工作位置然后斗桿及鏟斗隨之轉動，當鏟斗裝 滿時，通過動臂的升起鏟斗脫離土壤，邊升起邊回轉至卸載位置，此時土壤由轉斗 卸下，再回轉至工作的初始位置準備下一次的循環(huán)作業(yè)。挖掘的工作位置通過調整 動臂液壓缸進行調整，通常情況不單獨進行挖掘作業(yè)。斗桿挖掘的挖掘行程大，但 是挖掘力相對較??；轉斗挖掘的行程較小，需要有足夠的挖掘力才能完成厚度較大 的土壤的挖掘作業(yè)，保證轉斗挖掘結束后鏟斗內裝滿，鏟斗液壓缸與挖掘力的大小 密切相關。 圖 11 整體式彎動臂 第四章 挖掘機液壓系統設計 4 第二章 總體設計方案 2.1 工作裝置設計方案原則 設計合理的工作裝置應能滿足下列要求： 工作尺寸和作業(yè)范圍符合使用要求。 挖掘力的大小完全能夠達到使用要求，并具有一定的優(yōu)越性。 工作效率盡可能高，作業(yè)時間盡量短。 鉸點布置、選擇結構和截面尺寸形狀時盡量保證受力狀況好，在滿足強度和剛 度的條件下，自身重量盡量輕。 具有良好的通用性 運輸和停放便利，行走穩(wěn)定，保證安全可靠，盡量保證液壓缸卸載或減載。 作裝置液壓缸設計應考慮三化。 裝拆和維修方便，特別是易損件的更替方便。 要采取合理措施來滿足特殊使用要求。 2.2 液壓系統設計方案原則（總體） 2.2.1 單斗液壓挖掘機作業(yè)要求 完成各種主要動作時，機器的阻力與作業(yè)速度不斷改變。所以，液壓缸和液壓馬 達的壓力和流量應能隨之變化。 為了提高作業(yè)效率，減少作業(yè)循環(huán)時間，工作時的復合動作由液壓系統來實現 2.2.2 對液壓系統作業(yè)動作要求 挖掘機動臂、斗桿和鏟斗既可以單獨作業(yè)，也可以通過配合作用實現復合作業(yè) 保證工作裝置的動作與回轉平臺的回轉動作既能單獨動作，又能作復合動作，以 提高液壓挖掘機的作業(yè)效率。 左、右履帶各自驅動，可以靈活行走，原地可以轉動，增加挖掘機的機動性。 3 各機構及液壓執(zhí)行元件應采取防護措施，被妥善保護。 第四章 挖掘機液壓系統設計 5 3.對液壓系統基本的要求 保證有足夠的可靠性。 冷卻散熱系統要盡量靈活耐用，降低系統總發(fā)熱量，維持系統工作的溫度在合 理范圍內 液壓系統具有良好的密封性，安裝濾油器和防塵裝置。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 6 第三章 挖掘機的工作裝置設計 3.1 確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 3.1.1 確定動臂的結構形式 動臂是作業(yè)的主要構件，主要包括整體式和組合式 直動臂結構簡單、輕便、設計合理緊湊，多用在懸掛式挖掘機,如圖 31 所示。 圖 3-1 整體式直動臂 本次設計作業(yè)條件比較單一，所以選用整體式彎動臂。 3.1.2 確定斗桿的結構形式 斗桿的設計包括整體式和合式兩種，設計挖掘機選用整體式斗桿，可以通過更 換斗桿或者安裝有鉸接孔來調整斗桿長度。 3.1.3 確定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構 （1）確定鏟斗的結構形式 選定合適的鏟斗結構形狀和參數可以有效的提高挖掘機的作業(yè)效果。鏟斗的作業(yè)條 件和作業(yè)對象復雜，很那選擇一個鏟斗完成所有的作業(yè)。為了應對不同的作業(yè)狀況， 并且最大程度的提高工作效率，一般安裝不同容量的鏟斗在反鏟裝置。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 7 鏟斗結構形狀滿足的使用要求如下： a物料可以再鏟斗內自由流動，盡量避免在其內壁設有橫向凸緣、棱角等。 b物料可以卸干凈。 表 3-1 反鏟斗對比試驗結果 作業(yè)條件 鏟斗 編號 鏟斗充滿 時間 （s） 生產率 （10kN/h） 效率 （%） 在頁巖中 作 業(yè) 鏟斗 1 鏟斗 2 19.05 40.6 42.6 22.68 100 53.3 在砂中 作 業(yè) 鏟斗 1 鏟斗 2 5.9 6.3 163.5 152.7 100 93.3 c鏟斗寬度與物料顆粒直徑之比應大于 4：1，保證鏟斗的物料不輕易掉出。 d通過安裝斗齒的方式加大鏟斗與物料剛接觸時的挖掘線比壓，能夠將阻力較大的 物料切碎。 （2）確定斗齒安裝方式 當前，主要有兩種斗齒的安裝方法。當斗容量 0.6m3 時多采用螺栓連接（圖q 32a） ，斗容量 0.6m3 時時多采用橡膠卡銷結構（圖 32b） 。q 本文設計的挖掘機斗容量為 0.2 m3，因此采用螺栓連接的方式進行斗齒的安裝 . 4.鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 鏟斗與鏟斗液壓缸主要有三種不同的連接形式，分別是：圖 33a 為直接連接，鏟 斗、斗桿與鏟斗液壓缸組成四連桿機構。圖 33b 中鏟斗液壓缸通過搖桿 1 和連桿 2 與鏟斗相連，它們與斗桿一起 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 8 圖 32 斗齒安裝方式 組成六連桿機構。圖 33c 液壓缸活塞桿端接于搖桿兩端之間。本設計中選用圖 33b 的連接方式。 3.2 確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式如圖 3-3 所示。 圖 3-3 鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 3.2.1 動臂油缸的布置 動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布 置方式。油缸前傾布置方案，如圖 34 所示；油缸后傾布置方案，如圖 35 所示。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 9 圖 3-4 動臂油缸前傾布置方案 圖 3-5 動臂油缸后傾布置方案 最終本設計采用動臂油缸前傾布置方案。 3.2.2 斗桿油缸的布置 確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。 保證斗桿油缸產生足夠的斗齒挖掘力。保證斗桿的擺角范圍。鉸點位置的需要 經過反復計算確定，若發(fā)現不合理，應作出適當的修改。 3.2.3 鏟斗油缸的布置 確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。 保證轉斗挖掘時產生足夠大的斗齒挖掘力。 保證鏟斗的擺角范圍。 鏟斗從位置到位置時（圖36） ，鏟斗油缸作用力臂最大，這里能得到斗 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 10 齒最大切削角度的1/2左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘力也最大。實 際上鏟斗的切削轉角是可變的。 圖3-6 鏟斗擺角范圍 3.3 動臂、斗桿、鏟斗機構參數的選擇 3.3.1 反鏟裝置總體方案的選擇 反鏟裝置總體方案的選擇包括以下方面： (1)動臂及動臂液壓缸的布置：確定采用整體式動臂，動臂液壓缸的布置為下置 式。 (2)斗桿及斗桿液壓缸的布置：確定用整體式或組合式斗桿，以及組合式斗桿的 組合方式或整體式斗桿是否采用變鉸點調節(jié)。前面已確定采用整體式斗桿。 (3)確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數 = 。1K2l 一般當 2 時， （有反鏟取 3）稱為長動臂短斗桿方案，當 1.5 葉屬于短1K1K1K 動臂長斗桿方案。 在 1.52 之間稱為中間比例方案。本設計采用中間比例方案,1 取 1.8。1 (4)確定配套鏟斗的種類、斗容量及其主參數，并考慮鏟斗連桿機構傳動比是否 需要調節(jié) (5)根據液壓缸系統壓力、流量、系統回路供油方式、工廠制造條件和三化要求 等確定各液壓缸缸數、缸徑、全伸長度與全縮長度之比 。一般取 1.61.7，特1 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 11 殊情況時，動臂擺角和鉸點布置要求可以取 1.75，而取1 1.61.7， 1.61.7。23 3.3.2 機構自身幾何參數 圖 3-7 反鏟機構自身幾何參數的計算簡圖 反鏟機構自身幾何參數的計算圖式及有關符號于圖 3-7 所示。反鏟機構具體參 數見表 3-2。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 12 表 3-2 反鏟機構自身幾何參數表 機構組成 鏟斗 斗桿 動臂 機體參數分類 符號意義 原始參數 l3=QV,l12=MH, l13=MN,l14=HN, l24=QK,l25=KV, l29=KH l2=FQ,l9=EF, l10=FG,l11=E G l15=GN,l16=F N l21=NQ l1=CF,l6=CD l7=CB,l8=DF l22=BF l4=CP,l5=CA l17=CI,l19=CT l30=CS,l38=JT l39=JI 推導參數 9 NMH 10 KQV 4 EFG 5 GNF 6 GFN 7 NQF 8 NFQ 2 BCF 3 DFC 11 CAP 9 TCP K2= ,l39 K2= ,l341 1 CZF = 57l特性參數 K2= ,l34 K1= 2l 11 備注 L2斗桿長 l1動臂長 1動臂彎角 懸掛式 11 ACU 各液壓缸運動參數的意義見表 33。 表 33 工作液壓缸運動參數表 參 數 意 義瞬 時 力 臂瞬 時 長 度 全 縮 力 臂全 縮 長 度 全 縮 力 臂全 伸 長 度 特性參數液壓缸種類 參 數 符 號 動臂液壓缸 1eL10mineLzeL1max= min1 axL 斗桿液壓缸 220 inz2ax= in2ax 鏟斗液壓缸 3e LzeL2minzeL3max = min3La 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 13 3.3.3 斗形參數的選擇 （1）鏟斗主要參數的選擇 進行鏟斗設計時，主要有四個參數，分別是：斗容量 、平均斗寬 ，轉斗挖qB 掘半徑 和轉斗挖掘裝滿轉角 （這里令 ） 。 、 及 三者與 之間有R2maxR2q 以下幾何關系（圖 38）. = (31)qSKB)2sin(21 其中： =0.2m3(已知)，鏟斗斗容量； R鏟斗挖掘半徑，單位 m； 鏟斗斗寬，根據反鏟斗平均斗寬統計值和推薦范B 圍，取 0.75 m； 鏟斗挖掘裝滿轉角，一般取 90100，取 951.658rad222 把 、 、 代入式(31)得：q 0.2 0.75（1.658sin95）12RSK 解得： 0.803m 鏟斗上兩個鉸點 與 的間距 （圖 37）太大將影響鏟斗傳動特性，太小則影響KQ24l 鏟斗結構剛度，一般取特性 = =0.30.38,取 0.34， =0.803m,得出k3l2k34lR =0.273m。當轉角較大時 取較小值，一般取 =95115，取24l 2 KQV10 =105。KQV 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 14 圖 3-8 鏟斗主參數示意圖 （2）斗形尺寸的計算 以鏟斗的主要參數為依據對斗形的尺寸進行設計計算，設計結果 3-9。圖中三 角形 為等腰三角形， 段為直線， 弧段為拋物線。 點至直線 的距離OGEOABAEB 為 ，拋物線定點高度為 ，一般取 。斗尖角 取值范圍一般為 2030，HLHL 斗側壁角為 取 3050，包角 取 108。常見鏟斗斗形參數見表 3-1。可以通 過改變三角形 的形狀進而得到不同的形狀的斗形。 斗形尺寸根據比擬法 =0.75m(已知)、 =0.803m(已知), 得出：bDR =0.294m; =0.534m; =0.87;1x2x3x =0.7324m; =0.0706m;Rm =40; =23; =108 =0.56m.HL 圖 3-9 反鏟斗計算尺寸 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 15 （4）初選斗齒的幾何形狀 鏟斗的幾何形狀應對挖掘比阻力達到最小值。鏟斗及切削時的主要參數，如圖 3-10 所示，圖中鏟斗容量 q、長度 L、寬度 B、高度 H、切削角 、刃角 和后角 等參數的選擇都對挖掘比阻力有直接影響。斗齒在鏟斗上的布置（齒寬和齒距） 也是一個重要參數 為使斗側壁不參與切削，鏟斗應裝有側齒。 一般齒寬 0.11 =0.11 =0.064m;bq32.0 齒長 0.26 0.26 0.152m;l 齒距為： =(2.5 3.5) =(0.160.192)m, 取 =0.18maba 斗前臂與切削面的間隙取 =0.7 =0.0448mf 又由于鏟斗寬度 B=0.75m,齒寬與齒距之和為 0.064+0.18=0.244m = =3.07 因此鏟斗裝有 3 個齒。ba B24.075 設計時應使齒尖銳利，反之會極大的增加挖掘時的阻力。新齒的齒尖設有小的 圓弧尖，當不斷的工作后，會齒尖變鈍。當作業(yè)對象為級土壤，齒尖會急劇 變鈍，其工作時的挖掘阻力會相應的增加 50100%。因此為了減少超載挖掘的發(fā)生， 要及時的替換或在刃口部位焊接硬質合金層。 斗齒做成楔入式或組合式，以便快速更換和修補。 切削阻力會很大程度受到切削角 的影響。通常，作業(yè)對象為級土壤時，設 定斗切削角為 2035，硬土作業(yè)時取較大值，普通土壤作業(yè)時取較小值。 一般取切削角為 30，本次設計取 30，后角 不應小于 5，刃角值為 25。 圖 3-10 鏟斗的基本參數 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 16 3.4 動臂機構參數的選擇 本設計的鏟斗容量 0.2m 3,參照國內外液壓挖掘機的相關設計標準，確定機重q 5 噸。G 又根據經驗公式計算法，參考表 1-3 機體尺寸和工作尺寸經驗系數表， 線尺 寸參數: = m1Lik3 得出:最大挖掘半徑 =3.35 =5.728m；R135 最大挖掘深度 =2.05 =3.505m；Hax 最大卸載高度 1.55 =2.65m；m33 據統計，最大挖掘半徑 值一般與 + + 的和值很接近。因此由要求 ，R1l12l3 R1 已定的 和 可按下列經驗公式初選 、 ：3l1K （3-2）l213KLR =l2 其中： =5.728m； 1.8；11 經計算得出： =1.759m；l2 = =1.81.759=3.166m1Kl2 在三角形 CZF 中， 、 和 都可以根據經驗初選出：3 其中： 動臂的彎角，一般取值范圍在 120140，本次取 140；1 1l 前面已算出為 3.166m；1 動臂轉折處的長度比 ，通常取值 1.11.3，取 1.2；3KZCF3K3K 因此根據公式：可以算出 、 、41l239 41l 1321cosKl （3-3）2413l 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 17 arccos( )ZCF39142ll 圖 3-11 動臂實際尺寸 經計算得出： = =1.529m；ZC41lZF = =1.834m； 42l =17.939 根據不同的情況選取動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比 ，專用反鏟可取4K 0.8；以反鏟為主的通用機， 0.81.1；斗容量 1m3左右的通用機，則可4K4K 取 1。本設計中取 1。4 的取值對特性參數 、最大挖掘深度 和最大挖高 有影響?；綡max1Hmax2 用作反鏟的小型機取 60。本設計中取 70。1 斗桿液壓缸全縮時 = 最大（圖 312） ，常選CFQ832 =160180. 本設計中?。?） 170。max832)( 82 max 圖 3-12 最大卸載高度時動臂機構計算簡圖BCZ 由液壓缸布置形式決定， （圖 2-11） ，動臂液壓缸結構中這一夾角較小，可能 為零。初定BCZ5，根據已知CZF22.1 ，解得BCF17.1。 由圖 3-12 得最大卸載高度的表達式為 +） 21max15Amax3 sin(siYHll 5B17.940ZF 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 18 3218max1a32 )80sin( ll （3-4） 由圖 3-13 得最大挖掘深度絕對值的表達式為 AYlllH152min1123max1 si)si( （3-5） 將這兩式相加，消去 ，5 并令 ， + - ，得到：A12BA8ax32 - -A)max1ax3l1)sin(max1sin(mi1 + -1=0 （3-6）2l)i(a 又特性參數： （3-7）4Kmin1axs 因此 ii14axK = ) （3-8）cosmin1214maxsi( 將上式代入式（3-6）則得到一元函數 f( )=0。式中 和 已根據經驗axHmax1ax3 公式計算法求出， 經計算得出： 29.6； 73.5min1max1 最后由式（3-5）求 為5l 5l （3-1ax1in123s)i(HYAA 9） 70sin50.36).9.(16.2. 0.638m （其中： =3.166m； 1.759m； 97.1） ；1l2lA 由于履帶總高0.32 0.547，近似取 =0.65m）35AY 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 19 圖 3-13 最大挖掘深度時動臂機構計算簡圖 然后，解下面的聯立方程，可求 和 ： =arcos( )=arc( )min1572min12lLl21 =arcos( )=arc( ) （3-10）ax157 2ax12ll 2 于是： =min1L5l =x （3-axmin1L 11） =1in1 經計算得出： 1.63； 0.67； =0.952m；miLmax1L 1.52m； =1.61m7l 得到的結果符合下列幾何條件： + =2.36 ； | - =0.961 3.5 斗桿機構參數的選擇 第一步計算斗桿挖掘阻力： 通常取斗桿在挖掘過程中總轉角 =5080, 取 65，在這轉角過程中，gg 鏟斗被裝滿，這時半齒的實際行程為： rs601745. 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 20 其中： 斗桿挖掘時的切削半徑， ；6r 6rFV 取 1.7590.8032.562mmaxFV32l 根據下面的公式計算斗桿挖掘時的切土厚度 ：gh SgBKqhSgBKrq601745. 斗桿挖掘阻力為： (312)sgggrW6001. 式中 挖掘比阻力，由表 010 查得， 20（級土壤以下）0K0K 土壤松散系數近似值取 1.25。s 斗桿 與鏟斗 和 之間，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟2l3lminFV 斗的總轉角往往要達到 150180， 32in0cosll 0.866 80.759.1. 2minFV 計算得： 1.137mmin6rin 把 、 、 、 、 代入式 3-12 得0KqigsK 3max1 1025.6137.45.02gW2.48kN 第二步計算斗桿液壓缸的最大作用力臂。 m23max9max2)(PlleG 45.096.1387548.）（ 其中：根據經驗公式計算法得出 13.96kN2 斗桿液壓缸初始力臂 與最大力臂 之比是斗桿擺角 的余弦函數。設20emax2emax2 ,則 ze209 axmax20coslcsax2 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 21 由圖 313，取 ，求得ze20 1 sin2max9min2lL 1.203m16.5.2sin40 （其中斗桿擺角范圍大致在 105125，取 105）max2 )cos(9min292min8 lLlLl = ） 2105(45.0.03.12 =1.588m 3.6 連桿、搖臂參數的選擇 根據鏟斗六連桿機構的要求，選出可行的方案： 0.27m； 0.156m；QNMH 0.195m； 0.312m； 0.3mNMHKN 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 挖掘機的工作裝置設計 22 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 23 第四章 挖掘機液壓系統設計 實現挖掘機基本作業(yè)動作，并且以手動控制為主能夠實現基本功能所形成的液 壓系統成為液壓挖掘機的基本液壓系統。一套完善的液壓系統包括動力元件、執(zhí)行 元件、控制元件、輔助元件和液壓油五部分。系統中的動力元件即油泵，它的可以 將原動機的機械能轉化成液體的壓力能，以此為整個液壓系統提供動力。執(zhí)行元件 的功能是通過液體的壓力能向機械能的轉換，驅動負載完成直線往復運動或回轉運 動。控制元件的是對液體的壓力、流量和方向起著控制和調節(jié)作用。輔助元件指的 油箱、濾油器、油管及管接頭等部件。液壓油主要是對液壓系統中能量進行傳遞的 介質。 液壓系統設計的主要內容是系統設計和液壓元件選擇。 4.1 確定液壓系統類型 液壓系統有很多選擇類型，通常情況下根據主油泵的數量、功率調節(jié)方式和回 路的數量進行分類。通過定型產品的調查，本設計選擇雙泵單回路定量系統，此系 統符合了工況要求。 4.2 液壓系統的計算和液壓元件的選擇 4.2.1 系統主參數的確定 液壓系統的主參數包括系統工作壓力 ，流量 ，以及兩者的乘積，系統液壓pQ 功率 。進行設計時，通常首先確定工作壓力 ，流量 則根據各執(zhí)行元件的運動yN 速度來確定。 工作壓力 取值時，需要考慮技術要求、經濟效益和制造可能性等三方面。當p 外負荷確定時，系統壓力取值越大，各液壓元件的幾何尺寸就越小，因此設計的結 構更加輕便緊湊，這一點對于大型挖掘機顯得更加重要，因此，工作壓力盡量取較 大值。 本設計中由于機重小于 15t,液壓功率小于 40kW，工作壓力選用中高壓，取 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 24 16000 kPa。p 4.2.2 挖掘機液壓缸作用力的確定 工作裝置各油缸作用力有兩種作用力，分別是將油缸兩腔分別接高低壓油路時 產生推動機構進行運動的作用力稱為主動作用力和作裝置工作時作用于閉鎖狀態(tài) （即油缸兩腔與高低壓油路斷開）的油缸上的作用力稱為被動作用力 本設計中主要有三種油缸：鏟斗油缸、斗桿油缸和動臂油缸。根據機器的具體工作 情況和工作裝置的形式確定油缸作用力的大小。 （1）鏟斗油缸作用力的確定 反鏟裝置工作時，主要靠轉斗挖掘作業(yè)，進行鏟斗油缸設計時的主要依據是其最大 挖掘力。通過參考有關資料可初選斗齒最大挖掘力，并且根據達到最大挖掘濃度深 度時的最大挖掘力來計算鏟斗油缸的工作力，如圖 31 所示。 為了計算方便，設計時不考慮斗和土的質量，同時也忽略各部件和工作機構對作業(yè) 效率產生的影響，此時鏟斗油缸作用力為： gdclFmax1 =0.24m；l 對鏟斗與斗桿鉸點 的力臂，m；cmax1 C 最大鏟斗挖掘阻力，N；最大鏟斗挖掘阻力為：aF 170)cos1(50235.1maxx1 XZABDkR 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 25 圖 4-1鏟斗油缸作用力分析 式中 土壤硬實密實計打擊次數，對級土壤， 915，對級土壤，CC 16 35；本設計取 15。 鏟斗的轉斗切削半徑，單位 m；DR 0.803m. max最大轉斗挖掘力位置， （） ；前面求得 47.5。max 切削刃寬度影響系數， 12.6b,b 為鏟斗寬度 0.75m；BkBk 2.95m； 切削角變化影響系數，取 1.3；A A zk斗齒的影響系數，取 0.75（無齒時取 1） ；zkzk 前邊斗齒對地面傾斜角度的影響系數，取 1.15；X X 得出： 57.455kNmax1F 因此把 57.455KN、 =0.24m、 0.705m 代入式 41 得：gdlcl =168.77kN 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 26 此時斗桿及動臂油缸均處于閉合狀態(tài)，斗桿油缸閉鎖力 應滿足gF gFgBll 2max1 式中 斗桿油缸閉鎖力 對斗桿與動臂鉸點的力臂，參考圖 41gBl g 由 CAD 得出 0.42m； Bl 對斗桿與動臂鉸點 的力臂，由 CAD 做圖得 2.565m；max1FBBl 對斗桿與動臂鉸點 的力臂，由 CAD 做圖得 0.98m；2 挖掘阻力的法向分力，取 （0.10.2） 5.745511.491kN,取2Fmax1F 8.5kN；2F 因此 400.7kNg 動臂油缸閉鎖力應滿足： bF525max1llA 式中 動臂油缸閉鎖力 對鉸點 的力臂， 0.638m；bFA5l Al 對動臂下鉸點 的力臂， 5.255m；max1 對鉸點 的力臂， 0.3m；2FAl 因此 478.7kNb （2）斗桿油缸作用力的確定 當挖掘機作業(yè)時為斗桿挖掘，其最大的挖掘力取決于斗桿油缸。當動臂置于最低位 置時即為斗桿油缸最大作用力，如圖 32 所示。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 27 圖 4-2斗桿油缸作用力分析 同鏟斗油缸計算相同，此時斗桿油缸作用力 為：gF (42)gFBlmax1 式中： 由 CAD 做圖得， 2.07m；Bl Bl g由 CAD 做圖得， 0.36m；g 得出： 330.34kNgF 而此時鏟斗油缸及動臂油缸處于閉鎖狀態(tài)，所以鏟斗油缸閉鎖力 應滿足dF dgdClmax1 式中： 由 CAD 做圖得， 0.8m；Cll gd由 CAD 做圖得， 0.42m；gd 得出： 109.438kNdF 動臂油缸閉鎖力 應滿足：b d32max1lA 式中： 由 CAD 做圖得， 4.52m；All 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 28 由 CAD 做圖得， 可忽略不記；Al Al 由 CAD 做圖得， 0.638m55 得出： 407.05kNdF 斗桿最大挖掘力也受到挖掘機穩(wěn)定性條件的限制。 （3）動臂油缸作用力的確定 工作時的最大提升力也就是動臂油缸的作用力，此力根據將裝滿土壤的鏟斗提升至 最大卸載距離位置進行卸載來確定，如簡圖 43 所示，此時動臂油缸作用力為： (43)(15bAgdAtb lGllF 式中： 鏟斗及其裝載土壤的重力，N；t 斗桿所受重力，N；g 動臂所受重力，N；bG 鏟斗質心到動臂下鉸點 的水平距離，m；dAl A 斗桿質心到動臂下鉸點 的水平距離，m；g 動臂質心到動臂下鉸點 的水平距離，m；bAl 圖 4-3動臂油缸作用力分析 由 CAD 做圖 1.155m； 3.33m； 4.72m；bAlgAldAl 由比擬法得出: =2.23kN； 1.79kN；G 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 29 dtG20 0.8620.86kN 其中斗內土重=20kN,鏟斗重=0.86kN； 把 、 、 、 、 、 、 0.61m 代入上式得：AlgbAlGgdt5l ） 23.1.793.86207.4(301F =281.57kN 4.3 液壓系統初步計算 液壓挖掘機的主要參數如下： 機械總重5t 動臂液壓缸推力281.57kN 斗桿液壓缸推力330.34kN 鏟斗液壓缸推力168.77kN 4.3.1 工作裝置傳動計算 采用定量泵，系統工作壓力 kPa160p 工作液壓缸缸徑根據液壓缸推力決定，假定液壓缸到液壓缸的壓力損失 500kPa,液1p 壓缸回油背壓 1000kPa，液壓缸大小腔作用面積之比為 （ 為大腔作用1p 02A 面積， 為小腔作用面積） ，根據公式0A 021.)(.ApF 0.1（16000500） 0.11000 1500 求得：動臂液壓缸： 281.57kNbF 15.461504D1504.3287 取系列值 16 斗桿液壓缸： 330.34kNgF 16.7515042D1504.3 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 30 取系列值 17 鏟斗液壓缸： 330.34kNdF 15043D1504.3687 11.97 取系列值 12 假設在不合流情況下，動臂與斗桿液壓缸的伸出速度為 9cm/s,鏟斗液壓缸的伸出速 度為 12cm/s，則根據公式 vAQ106vD41062 式中 液壓缸的容積效率，取 0.98v 當動臂液壓缸單獨動作時所需流量 91 41698.062 110.73 L/min 當斗桿液壓缸單獨動作時所需流量 92Q41798.0162 125.01 L/min 當動臂液壓缸單獨動作時所需流量 122 41298.016 83.05L/min 因此，各泵流量均取系列值 125L/min、125L/min、100L/min 動臂液壓缸實際的伸出速度： AQvv60141598.02 =11.56m/s 斗桿液壓缸實際的伸出速度： 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 31 AQvv6012241798.025 =9m/s 鏟斗液壓缸實際的伸出速度： AQvv6013341298.0 =14.45m/s 根據計算初選 CBFA18CFL（C）型齒輪雙泵，排量 18.32ml/r,額定轉速 1800r/min,最高轉速 2400r/min,額定壓力 14MPa,最高轉速 17.5MPa 4.3.2 行走機構傳動計算 假定履帶行走裝置終傳動鏈輪節(jié)距 0.15m，齒數 21，兩齒跨一節(jié)距，則鏈輪轉tz 速 21ztvn 21.2r/min6021.5 終傳動鏈輪與行走馬達間的傳動比 100，則馬達轉速i n100 =2120r/min 左、右履帶每側都安裝有行走馬達，此行走裝置的總牽引力是機重的 80%，所以每 條履帶的牽引力為： G104.F 0.4105000 20000N 作用在鏈輪上的扭矩為： 1M2DF20.84 4820Nm 式中： 鏈輪節(jié)圓直徑（ 0.482m） 。 行走馬達的輸出轉矩為： 0.91482i 53.5Nm 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 32 式中： 行走傳動的機械效率，取 0.9。 假定取行走馬達兩腔壓力差 15000kPa,則行走馬達排量：p 95.0136280Mq =23.6 mL/r 式中： 液壓馬達機械效率，取 0.95。 左、右履帶分別安裝了排量 23.6mL/r 的高速馬達，因此計算每個馬達所需流量為： vnqQ100.982163 61 L/min 式中： 液壓馬達容積效率，取 0.98。v 根據計算初選 CMD32CFL 型液壓馬達，排量 33.64ml/r,額定轉速 1800r/min,最 大轉速 2400r/min,額定進口壓力 10MPa,最大進口壓力 14MPa，額定轉矩 53.5Nm。 4.3.3 回轉機構傳動計算 假定轉臺以上總轉動慣量 Nms2,回轉角加速度 0.35rad/ s2,250J dt 則挖掘機回轉部分慣性阻力矩 dtJM1250000.35 8750 Nm 假定回轉支承阻力矩 21000 Nm 則總阻力矩： M 8750100012 9750 Nm 根據回轉速度 轉/分，回轉機構傳動比 200，算出回轉馬達轉速0ni i20010=2000r/min 回轉馬達輸出力矩： 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 33 iM0.9527 51.32Nm 式中： 回轉機構效率，取 0.95。 通過計算后可以知道回轉馬達的 、 和行走馬達的 、 基本相同，因此nMn 二者選用同型號的馬達。 4.4.4 液壓泵參數選擇和發(fā)動機功率計算 根據以上計算，選用工作壓力 kPa,流量 125L/min 定量泵兩臺。160pQ 發(fā)動機輸出功率 60pQN0.852 78.4kW 式中： 泵的總效率，取 0.85 4.4.5 主油管管徑和油箱容量 根據系統壓力確定主管路的油液流速，中高壓時流速為 57m/s,取 m/s；6v 高壓時流速為 712m/s，取 10m/s。本文設計時取 m/s，以此計算主油管管v6v 徑。 定量泵： 動臂液壓缸油管管徑： 1106vQd56.1062 =1.34取 1.5d 斗桿液壓缸油管管徑： 22106vd910625 =2.3 取 2.5d 鏟斗液壓缸油管管徑： 33106vQd45.106 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 挖掘機液壓系統設計 34 =1.07取 1.21d 油箱容量 可以取為液壓泵總流量的 12 倍，假定取 1.5 倍，則V 定量系統油箱容量： 1.52125375L 將上述結果列表比較如表四： 表四 定量系統油箱 項目 定量系統 項目 定量系統 工作壓力（kPa） 總流量（L/min） 發(fā)動機功率（kW） 動臂液壓缸缸徑（cm） 斗桿液壓缸缸徑（cm） 16000 1252 78.4 16 17 鏟斗液壓缸缸徑（cm） 動臂液壓缸主油管管徑（cm） 斗桿液壓缸主油管管徑（cm） 鏟斗液壓缸主油管管徑（cm） 油箱容量（L） 12 1.5 2.5 1.2 375 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 工作裝置的強度計算 35 第五章 工作裝置的強度計算 工作裝置是本文設計的重點，也是作業(yè)的重要部件，因此對此進行強度校核計 算。首先，應該根據各部件的工作狀況進行分析，并且找到作業(yè)時某個構建的最大 應力，以此為依據進行校核計算。 5.1 斗桿的計算 彎矩是影響斗桿強度強度的主要因素，因此根據工作時挖掘阻力對斗桿可能產 生的最大彎矩進行計算。 其計算位置可按以下條件確定： 按反鏟裝置作用力分析的電算結果選定。 近似計算時，一般取以下兩個位置： 計算位置（圖 51） ，條件為： （1）動臂液壓缸完全收縮 （2）斗桿液壓缸作用力臂最大 （3）斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； （4）側齒遇障礙作用有橫向力 。kW 此時，工作裝置的受力有工作裝置各部分的重量（鏟斗重 ，斗桿重 和動dGg 臂重 ） ，作用于斗側齒上的挖掘阻力（包括切向力為 ，法向分力 和側向力bG12W ） 。kW 按對鉸點的 力矩平衡方程 0 求得ccM (51)(1267rrPldd 式中： 由圖 51 畫圖得， 0.766m；dl 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 工作裝置的強度計算 36 圖 5-1斗桿計算位置 由圖 5 1 畫圖得， 0.3m；5r5r 由圖 5 1 畫圖得， 0.423m；6 6 由圖 51 畫圖得， 0.268m；7r7r 由圖 51 畫圖得， 0.142m；2 2 把 、 、 、 代入式 51 得：dlr67 ） 0.142860.423.68(.01 W 求得： 41.718kN 閉鎖力 決定了法向阻力 ，設定工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點BP2 的力矩平衡方程 0 求得：AAM (52)01A12 )G rWrPWdgbB（ 式中： 動臂液壓缸的閉鎖力， 286kN；BP 工作裝置各部分重量對 點的力矩之和，相應的力臂值)G(dgbA 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 工作裝置的強度計算 37 由 圖 51 確定為： 由圖 5 1 畫圖得， 1.36m；brbr 由圖 51 畫圖得， 1.99m；g g 由圖 51 畫圖得， 1.1m；drdr 由圖 51 畫圖得， 0.325m ；BB 由圖 51 畫圖得， 3.16m ；1r1r 由圖 51 畫圖得， 2.05m ；0 0 把 、 、 、 、 、 代入式 52 得：brgdBr0 2.0541.78.8619.7362.32861.2 W 4.15kN 取斗桿（帶斗）為隔離體，列出對鉸點 力矩平衡方程 0，可求得斗桿BBM 液壓缸作用力（被動狀態(tài)） 。一般情況下，此力 與其閉鎖力值（按該液壓缸閉鎖gP