小型ZL60輪式裝載機液壓系統(tǒng)設計7張CAD圖

小型ZL60輪式裝載機液壓系統(tǒng)設計7張CAD圖,小型,ZL60,輪式,裝載,液壓,系統(tǒng),設計,CAD 裝載機液壓系統(tǒng)設計 摘 要 裝載機主要用來裝卸散狀物料，也能進行輕度的鏟掘工作，并且具有良好的機動性能，廣泛使用于工廠、礦山、建筑、水電上程、道路、碼頭、農(nóng)田乃至家庭，是工程機械中保有 量較大的品種之一。 裝載總體方案設計是裝載機設計的一個重要環(huán)節(jié)， 它對裝載機的設計質量、 使用性能和 裝載機在市場上的競爭力有著決定性的影響。 裝載機性能的優(yōu)劣和作業(yè)效率的發(fā)揮，不僅與相關總成及部件的工作性能有著密切關系，而且在很大程度上取決于各有關總成及部件間的 協(xié)調(diào)和參數(shù)匹配，取決于裝載機的總體布置。 裝載機的工作裝置和轉向機構都采取液壓傳動，本文通過對工作裝置及轉向機構工作要求和 載荷分析對液壓系統(tǒng)進行設計。主要包括對執(zhí)行元件，控制元件輔助元件的選擇、設計。本文的設計，能夠使讀者對工程機械總體方案設計及液壓系統(tǒng)設計進一步加深了 解， 同 時能從中理會一些設計理念，為以后更好從事設計工作提供了幫助。 關鍵詞: 裝載機；液壓系統(tǒng)；液壓系統(tǒng)設計； III Abstract Loader is primarily utilized to load and unload piles of balk cargo and also do some light excavations. It has good mobility, applied widely in factory, mine construction, water and electricity, road, dock, farmland even house, and it is a most machinery. The design of overall project of wheel loader is a important link in designing of wheel loader itself, which has vital impact on the quality, working property and competition in market. The property is superior or inferior and its affect rate is brought into play, which have relationship with the property of relative components and are determined not only by the matching of parameter, the coordination between switchboard and the relative components, also by the total decoration of wheel loader. Working device and the steering mechanism of the loader all adopt fluid drive system. The article carries though the design of the fluid drive system though the working demand on working device and the load analysis. It mainly includes the selection and design toward the executive component, the control component and the assistant component. The design the author chosen in this article can make readers know much about the total designing project of engineering mechanism and the systematic design of liquid-press, at the same time comprehend some designing concept, which will provide help to further work later. Key words: loader;hydraulic transmission;hydraulic pressure system; important model of construction 目 錄 摘 要 I 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.1.1 裝載機概述 1 1.1.2 裝載機液壓系統(tǒng) 3 1.1.3 裝載機后車架 8 1.2 本課題的意義、技術要求 8 1.3 本課題研究的主要內(nèi)容、指導思想 8 2 液壓系統(tǒng)的設計 9 2.1 概述 9 2.1.1 液壓系統(tǒng) 9 2.1.2 裝載機對液壓元件性能的要求 10 2.2 工作裝置液壓系統(tǒng)設計 11 2.2.1 擬定液壓原理圖 11 2.2.2 工作裝置液壓系統(tǒng)計算 13 2.3 裝載機液壓轉向回路 26 2.3.1 概述 26 2.3.2 轉向液壓系統(tǒng)計算 29 2.4 液壓附件的選取 36 2.5 液壓傳動系統(tǒng)的安裝與維護 38 2.5.1 各種液壓元件的安裝 38 2.5.2 液壓元件的維護 40 2.6 本章小結 41 3.總結 41 致 謝 42 參考文獻 42 1 緒論 1.1 概述 1.1.1 裝載機概述 裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、礦山等建設工程的土石方式機械，它主要用于鏟裝土壤、砂石、石灰、煤炭等散狀物料，也可對礦石、硬土等作輕度鏟挖作業(yè)。換裝不同的輔助工作裝置還可進行推土、起重和其他物料如木材的裝卸作業(yè)。在道路、特別是在高等級公路施工中，裝載機用于路基工程的填挖、瀝青混合料和水泥混凝土料場的集料與裝料等作業(yè)。此外還可進行推運土壤、刮平地面和牽引其他機械等作業(yè)。由于裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此它成為工程建設中土石方施工的主要機種之一。 圖 1.1 輪式裝載機 1. 裝載機的分類 （1） 按行走裝置的不同，裝載機分為輪胎式和履帶式兩種。輪胎式裝載機由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成，其結構簡單圖如圖 1.1 所示。輪胎式裝載機采用柴油機為動力裝置，液力變矩、動力換檔變速箱、雙橋驅動等組成的液力機械式傳動系統(tǒng)（小型輪胎式裝載機有的采用液壓傳動或機械傳動），液壓操縱，鉸接式車架轉向，反轉桿機構的工作裝置。履 43 帶式裝載機以專用底盤或工業(yè)拖拉機為基礎車，裝上工作裝置并配裝原操縱系統(tǒng)而構成，如圖 1.2 所示。履帶式裝載機的動力裝置也是柴油機，機械式傳動系統(tǒng)則采用液壓助力濕式離合器或濕式雙向液壓操縱轉向離合器和正轉連桿機構的工作裝置。 （2） 按使用場合不同可分為露天用裝載機和井下用裝載機（鏟運機）。國內(nèi)外生產(chǎn)和使用的裝載機絕大多數(shù)是露天輪式裝載機，井下用鏟運機是根據(jù)井下巷道的工作條件，對發(fā)動機的排污和消聲，整機高度和工作裝置以及駕駛操作系統(tǒng)的布置等提出特殊要求后，在露天用裝載機基礎上變形設計而成的。 （3） 按傳動形式的不同可分為機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動和電傳動四種。 （4） 按裝載方式不同可分為前卸式、后卸式、側卸式和回轉式。 （5） 按轉向方式不同可分為整體式和鉸接式。 1-行走機構；2-發(fā)動機；3-動臂；4-鏟斗； 5-轉斗油缸；6-動臂油缸；7-駕駛室；8-燃油箱圖 1.2 履帶式裝載機 2. 裝載機的發(fā)展史 自 20 世紀以來，國外工程機械進入了一個新的發(fā)展時期，在廣泛應用新技術的同時，不斷涌現(xiàn)出新結構和新產(chǎn)品。繼完成整機可靠性任務之后，技術發(fā)展的重點在于增加產(chǎn)品的電子信息技術含量和智能化程度，努力完善產(chǎn)品的標準化、系列化和通用化，改善駕駛人員的工作條件，向節(jié)能、環(huán)保方向發(fā)展。國外工程機械的發(fā)展趨勢包括：1.系列化、特大型化；2.多用途、超小型化、微型化；3.節(jié)能與環(huán)保；4.計算機管理機故障診斷、遠程監(jiān)控系統(tǒng)及整機智能化；5.優(yōu)秀的設計和新結構的不斷采用。 我國現(xiàn)代輪式裝載機起始于 20 世紀 60 年代中期的 Z435 型。該機為整體機架后橋轉向。經(jīng)過幾年的努力，在吸收當時世界最先進的輪式裝載機技術的基礎上，開發(fā)成功了功率為 162KW 的鉸接式輪式裝載機，定型為 Z450（即后來的 ZL50），并于 1971年 12 月 18 日正式通過專家鑒定。就這樣誕生了我國第一臺鉸接式輪式裝載機，從而開創(chuàng)了我國裝載機行業(yè)形成與發(fā)展的歷史。Z450 型裝載機具有液力機械傳動、動力換擋、雙橋驅動、液壓操縱、鉸接式動力轉向、氣推油加力制動等現(xiàn)代輪式裝載機的基本結構，為當時世界先進水平。也基本上代表了我國第一代輪式裝載的基本結構。該機在總體性能方面具有動力性好，插入力有掘起力大、機動靈活、輕便、作業(yè)效率高等一系列優(yōu)點。1978 年，天工所根據(jù)機械部的要求，制訂出以柳工 Z450 為基型的我國輪式裝載機系列標準。制訂標準時，保留用 Z 代表裝載機，用 L 取代“4”代表輪式，改 Z450 為 ZL50，就這樣制訂出了以柳工 ZL50 型為基型的我國 ZL 輪式裝載機系列標準，這是我國裝載機發(fā)展史上的重大轉折點。該標準制訂出來后按當時的行業(yè)分工，柳工、廈工制造 ZL40 以上的大中型輪式裝載機，成工、宜工制造 ZL30 以下的中小型輪式裝載機，逐步形成了柳工、廈工、成工和宜工當時的裝載機四大骨干企業(yè)。到 70 年代末、80 年代初我國裝載機制造企業(yè)已增加至 20 多家，初步形成了我國裝載機行業(yè)。到目前為止，我國輪式裝載機已經(jīng)發(fā)展到了第三代，但最基本的結構仍然是由 Z450（ZL50）演變而來。第二代變化不很大，第三代變化稍大一些。2001 年我國裝載機全行業(yè)總銷售量已突破 3 萬臺，居世界裝載機市場的前列。因此，目前我國已經(jīng)成了世界上裝載機產(chǎn)銷大國。 1.1.2 裝載機液壓系統(tǒng) 1. 液壓系統(tǒng)概述 輪式裝載機有兩種基本型式：一種為整體式，多數(shù)具有推壓機構，前橋驅動，后 輪轉向；另一種是鉸接式，普遍采用雙橋驅動，八字油缸前后橋轉向。后一種是目前大、中型裝載機的發(fā)展方向。所有輪式裝載機的行走機構都采用液力機械傳動，液壓操縱的變速箱得到了越來越廣泛的應用。 裝載機的工作裝置多數(shù)是裝在機架上的四連桿機構，它同轉向機構同為液壓傳動。所以裝載機的整個液壓系統(tǒng)，一般由工作裝置、液壓轉向和動力換擋變速箱操縱三部分油路組成。本次設計主要是工作裝置和液壓轉向油路。 2. 工作裝置油路 輪式裝載機的基本動作是：將鏟斗插入物料、向后翻轉鏟斗、保持載荷、提升物料到一定高度、將載荷運輸?shù)叫读系攸c、傾卸、然后再回到裝料處，如此循環(huán)作業(yè)。工作裝置應能有效的完成物料的提升和鏟斗的翻轉。目前，國內(nèi)外裝載機例如 ZL50 型裝載機普遍采用工作油泵和輔助油泵雙聯(lián) CBG 齒輪泵供給壓力油，用四位六通閥實現(xiàn)動臂的上升、固定、下降和浮動四個動作。用三位六通閥實現(xiàn)鏟斗的上升、固定和下降三個動作。用過載安全閥保護整個系統(tǒng)。油缸包括動臂油缸(一般為兩個)，和鏟斗油缸。 3. 轉向油路 裝載機的特點是靈活、作業(yè)周期短，這一特點就決定它轉向頻繁。同時，隨著裝載機日趨大型化，完全依靠人的體力轉向是很困難的，甚至是無法實現(xiàn)的。為了改善作業(yè)時的勞動強度，提高生產(chǎn)率，目前輪式裝載機基本上都采用液壓轉向。它具有質量輕、結構緊湊，對地面沖擊起緩沖作用，動作迅速等優(yōu)點。國內(nèi)外裝載機轉向系統(tǒng)主要有以下四種型式。 （1）液壓助力轉向系統(tǒng) 液壓助力轉向系統(tǒng)工作原理如圖 1.3，轉動方向盤的操縱力已不再是直接迫使車輪或車架偏轉的力，而是使轉向助力器的轉向閥(或稱隨動閥)進行動作，去控制轉向液壓缸活塞桿的伸出與收縮去偏轉車輪或車架，實現(xiàn)動力轉向方向盤轉動通過轉向機帶動滑閥芯旋轉。由于閥芯在螺母中轉動而移動。相對閥套開口，其流量推動油缸運動，使前車架轉動。而后通過隨動桿把前車架轉動反饋到閥套移動，構成機械閉環(huán)系統(tǒng)。其方向盤轉角和前車架轉角成比例同步，一般減速比很大。液壓助力轉向系統(tǒng)具有操縱輕便等特點，是輪式裝載機最早使用的轉向系統(tǒng)。但存在穩(wěn)定性差、負載剛性 差、機械反饋機構復雜、易磨損、間隙大、調(diào)整困難等缺點。未出現(xiàn)全液壓轉向以前， 我國第一代 ZL50 型裝載機全都采用螺桿螺母循環(huán)球式直接帶動轉向閥的機械式轉向系統(tǒng)，并設有帶隨動桿的機械反饋系統(tǒng)，與全液壓轉向系統(tǒng)相比，轉向力及油壓壓力損失都較大，且可靠性也相對差一些，因此目前已基本上被淘汰。 1-前車架；2-后車架；3-鉸接中心；4-前橋；5-后橋；6-后橋擺動軸； 7、8-左右轉向油缸；9-隨動閥；10-轉向桿；11-轉向垂臂；12-隨動桿 圖 1.3 液壓轉向系統(tǒng) (2) 全液壓轉向系統(tǒng) 全液壓轉向系統(tǒng)原理圖如圖 1.4，其工作原理是：方向盤轉動通過轉向柱帶動轉閥閥芯轉動，通過閥芯和閥套的相對開口的流量驅動計量馬達轉動，馬達轉動帶動連桿反饋到閥套轉動，構成機械閉環(huán)系統(tǒng)，而開口的輸出流量驅動油缸使前車架轉動， 其轉速與方向盤轉速成比例。當不轉向時，泵的出油口 P 和回油口 T 接通，泵的出油直接流回油箱。油口（L）和油口（R）在中位關閉。在這種狀態(tài)下駕駛員在方向盤上感覺不到經(jīng)轉向油缸傳遞過來的外力（無路感）。該系統(tǒng)一般中位壓力損失較大，系統(tǒng)發(fā)熱大。其優(yōu)點是操縱輕便，不用復雜的隨動連桿機構。用大排量轉向器的普通壓轉向系統(tǒng)，比螺桿螺母循環(huán)球式性能要好，但轉向器體積大，仍然不如帶流量放大閥的系統(tǒng)優(yōu)越，因此目前已有逐步被淘汰的趨勢。 (3) 同軸流量放大轉向系統(tǒng) 用小排量全液壓轉向器，經(jīng)過特殊改進設計，可起到放大器的作用。這種系統(tǒng)既起到全液壓流量放大系統(tǒng)的作用，又減少了一個流量放大閥，性能優(yōu)越，結構簡單， 成本低。同軸流量放大轉向器與普通負荷傳感轉向器的不同之處在于同軸流量放大轉向器在低速時其排量與普通負荷傳感轉向器相同，在高轉速下，其排量是普通負荷傳感轉向器的 1.6～2.0 倍，這樣就可以保證在低速打方向盤時能有較小的轉向角度， 當快打方向盤時就可實現(xiàn)快速轉向。負荷傳感流量放大全液壓轉向器（簡稱同軸流量放大器）可與優(yōu)先閥配合使用，組成負荷傳感液壓轉向系統(tǒng)，在轉向油路與工作油路不同且以最大流量工作的情況下（即裝載工況），液壓泵供油量等于轉向油路或工作油路兩者中所需較大流量的值，液壓泵供油優(yōu)先滿足轉向油路使用。剩余部分供給工作油路使用。因此，既能保證轉向油路可靠工作，又減少了液壓泵排量，達到節(jié)能的目的。同軸流量放大液壓轉向系統(tǒng)原理圖如圖 1.5。同軸流量放大轉向器組成的負荷傳感轉向系統(tǒng)特別適合于需要較大轉向流量的大噸位工程機械，我國的同軸流量放大轉向器還處于試制階段，與其配套使用的優(yōu)先閥國產(chǎn)產(chǎn)品的質量也不過關，穩(wěn)定性較差，因此還未廣泛采用。 (4) 流量放大轉向系統(tǒng) 流量放大轉向系統(tǒng)一般由流量放大閥、小排量轉向器、轉向限位閥、轉向泵、轉向油缸等組成。其系統(tǒng)原理圖如圖 1.6。它是在全液壓轉向器之后串一主滑閥進行流量放大，稱為流量放大轉向系統(tǒng)。全液壓轉向器只作為先導，操縱方向盤，打開全液壓轉向器，通過全液壓轉向器的先導小流量去操縱流量放大閥的閥芯左右移動，轉向泵輸出的量通過流量放大閥進入左右轉向缸，使裝載機完成左右轉向，這就叫流量放大轉向。駕駛員操縱一個排量很小只有 125ml 的全液壓轉向器，因此操縱力很小，轉向十分輕便靈活，且安全可靠但具有系統(tǒng)復雜、維修困難等缺點。該系統(tǒng)還增設了液 壓油散熱器，使系統(tǒng)油溫下降了10o C ，對系統(tǒng)元件及密封件大有好處。 1-轉向油缸；2-閥塊；3-全液壓轉向器； 1-轉向液壓缸；2-組合閥塊；4-同軸單穩(wěn)閥；5-齒輪泵；6-濾油器；7-油箱 流量放大器；4-工作油路；5-優(yōu)先閥 圖 1.4 普通全液壓轉向系統(tǒng)原理圖 圖 1.5 同軸流量放大液壓轉向系統(tǒng)原理圖 圖 1.6 流量放大轉向系統(tǒng)原理圖 目前，輪式裝載機大多數(shù)采用鉸接式車架，利用八字油缸實現(xiàn)轉向（如圖 1-3 所示）。由轉向油泵（一般為 CBG 型齒輪泵）供給壓力油用流量控制閥保證裝載機有穩(wěn) 定的轉向速度用轉向閥保證整機轉向。 本次設計即采用這種方法。 1.1.3 裝載機后車架 由于輪式裝載機經(jīng)常在劣路、松軟和碎石場地行駛和作業(yè)，行駛時速度比較高， 又經(jīng)常在重負荷下作業(yè)，所以要求行走系統(tǒng)的部件要與之相適應。 車架是整臺機械的基礎，在它上面安裝著所有的零部件，是機械成為一個整體。車架支承著整個機械的大部分質量，在整機行駛或作業(yè)時，還將承受著更大的動載荷的作用。在工作過程中，為了保證車架上各機件的正確相對位置，車架要有足夠的強度和剛度，同時質量要輕。 1.2 本課題的意義、技術要求 隨著目前建筑施工和礦產(chǎn)資源開發(fā)規(guī)模的不斷擴大，對工程機械需求量迅速增加，同時，我國工程機械產(chǎn)業(yè)進入了加速增長階段，輪式裝載機，特別是針對某些專業(yè)的大中型裝載機的應用越來越普及。為了適應發(fā)展需求，本次任務提出設計 ZL60 型輪式裝載機。 本次設計的 ZL60 型輪式裝載機在行駛和作業(yè)時具有一定的穩(wěn)定性，同時，加快作業(yè)速度以提高其作業(yè)效率。后車架鉸接處應具有足夠的強度，以確保作業(yè)安全。液壓系統(tǒng)應穩(wěn)定，高效。 1.3 本課題研究的主要內(nèi)容、指導思想 （1） 研究的主要內(nèi)容:設計液壓回路，對各液壓元件進行選型以及合理布置各元件的位置。確定后車架的總體尺寸，合理布置各部件的位置，對鉸接點進行受力分析， 校核鉸接點的強度。 （2） 指導思想：根據(jù)裝載機的基本動作及動作特點，參考已有資料，選擇合適的液壓元件，模塊化確定整個回路。結合本組其他人的設計，確定后車架上所有的部件，參照 ZL50 型裝載機進行合理布置，確定總體尺寸。 2 液壓系統(tǒng)的設計 2.1 概述 2.1.1 液壓系統(tǒng) 本次設計主要是為 ZL60 輪式裝載機的工作裝置和轉向系統(tǒng)設計液壓系統(tǒng)，實現(xiàn)裝載機的基本動作：將鏟斗插入物料，向后翻轉鏟斗，保持載荷，提升物料到一定高度，將載荷運輸?shù)叫读系攸c，傾卸，然后再回到裝料處，如此循環(huán)。裝載機的作業(yè)對象大部分是土石方，沖擊載荷大，負載繁重；又多是露天作業(yè)，塵土大，氣溫、濕度變化大，作業(yè)條件惡劣；循環(huán)作業(yè)，往復動作頻繁，每年實際工作時間比其他機種多， 往往超過 3000 小時。因而裝載機液壓系統(tǒng)應滿足下述要求： （1） 工作性能好，能合理利用功率，保證裝載機具有較高的生產(chǎn)率。作業(yè)過程平穩(wěn)、有力、準確，各動作相互協(xié)調(diào)；系統(tǒng)效率高，應力求減少系統(tǒng)發(fā)熱量，保證系統(tǒng)正常工作溫度不超過 80℃. （2） 可靠性高、壽命長。裝載機作業(yè)載荷變化大，伴隨沖擊和振動，因而要求系統(tǒng)有比較完善的安全裝置，并能經(jīng)受較大的沖擊。要特別注意防塵和密封。污物雜質侵入系統(tǒng)將阻塞油路，并造成系統(tǒng)元件的早期破壞。要防止系統(tǒng)中出現(xiàn)“空穴”，否則將造成執(zhí)行元件的爬行現(xiàn)象，并易于引起活塞桿油封燒損。 （3） 操作性能好，操作動作簡單、輕便。裝載機每一動作循環(huán)機構動作很多， 都需要司機操縱，如所需操縱力過大，操縱行程過長，將使司機易于疲勞而影響生產(chǎn)率。 （4） 系統(tǒng)要簡單可靠，易于安裝，維修和保養(yǎng)。 ZL60 輪是裝載機斗容量為 4.5 m3 ，整個液壓系統(tǒng)由 3 個 CB-Gj 型齒輪泵驅動。 工作主泵、輔助供油泵和轉向液壓泵組成兩個液壓回路——工作裝置回路和轉向系統(tǒng)回路。這兩個回路通過輔助泵聯(lián)系起來。以下分別就工作裝置和轉向系統(tǒng)進行設計選 型。 2.1.2 裝載機對液壓元件性能的要求 （1） 液壓泵 葉片泵運動平穩(wěn)、噪音小，容積效率高，但其工作壓力低，吸油能力差，對液壓油的污染比較敏感，僅用在小型裝載機上。 柱塞泵由于工作壓力較高，轉速高和容積效率高，在結構上容易實現(xiàn)變量等優(yōu)點， 在大型裝載機上得到應用。 齒輪泵成本低、體積小、工作可靠、對液壓油污染不太敏感，廣泛采用在各種類型上的裝載機。裝載機用液壓泵除了要滿足防空穴、耐壓、高效等要求外，特別對低速穩(wěn)定性有特殊要求，這是由于裝載機作業(yè)時的轉速變化范圍較大，尤其是在低速時往往要求高壓，因而要求液壓泵在最低工作速度、最高使用壓力和最高工作油溫下， 必須保證正常工作，以免發(fā)生容積效率過低和軸承燒損的現(xiàn)象。 （2） 液壓缸 裝載機在作業(yè)時塵土大，液壓缸往復運動頻繁，油缸活塞桿暴露在外面，并直接承受沖擊，故對液壓缸的耐壓、耐磨、耐熱和密封都有較高要求。另外要求液壓缸的內(nèi)、外泄漏要少。外部泄漏使工作裝置運動遲緩，并且容易使塵土侵入，內(nèi)部泄漏則造成工作裝置軟弱無力、鏟斗位置自動傾斜，特別是裝載機在滿載運輸時，由于動臂液壓缸內(nèi)部泄漏使動臂下落，造成鏟斗中物料的撒落。 （3） 方向控制閥 在中小型裝載機上方向控制閥大多采用手動式直接操縱。在大型裝載機上，由于液壓系統(tǒng)壓力高、流量大，所需操縱力甚大，多采用先導控制式。采用先導控制可改善系統(tǒng)調(diào)速性能，易于把先導閥布置在駕駛員操縱方便的地方，而換向閥則布置在任意適當?shù)牡胤揭詼p少管路。提高系統(tǒng)效率。 換向閥必須具有防空穴性能和防止工作裝置產(chǎn)生點頭現(xiàn)象。 當鏟斗前傾及動臂下降時，由于重力作用液壓缸一腔回油量很大，如液壓泵對液壓缸另一腔供油量不足，液壓缸中將出現(xiàn)“真空”，它既影響工作裝置的作業(yè)速度和 作業(yè)力的發(fā)揮，使鏟掘作業(yè)不能正常進行，同時由于存在空穴作用引起絕熱壓縮，造成液壓缸的活塞桿密封燒損，因而要求換向閥具有充分的防真空性能。 換向閥一般均采用負封閉，以防換向過程中閥前油壓瞬時過高，但在換向過程的某一短時間內(nèi)將出現(xiàn)進、回油口與工作油口相同的浮動狀態(tài)。當操縱動臂換向閥以提升動臂時，由于動臂液壓缸下腔原有油壓較大，該腔的壓力油會通過進油腔與回油口流回油箱，造成動臂提升前的點頭現(xiàn)象。為此在進油道上應設單向閥，它還能防止油泵發(fā)生故障時油液倒流回泵。此外換向 閥應具有微調(diào)性能，以實現(xiàn)工作裝置的微動。 （4） 油管和接頭 由于裝載機本身的振動大，經(jīng)常連續(xù)作業(yè)，液壓系統(tǒng)油溫比較高，尖峰壓力大， 所以對油管和接頭提出耐壓、耐熱、耐震的要求。 2.2 工作裝置液壓系統(tǒng)設計 2.2.1 擬定液壓原理圖 裝載機工作裝置動作包括動臂升降和鏟斗翻轉動作。由于液壓泵在同一時間內(nèi)只能按先后次序向一個機構供油，各機構和進油通路按前后次序排列，前面的轉斗操縱閥動作，就把后面的動臂操縱閥進油通路切斷。只有前面的閥處于中位時，才能扳動后面的閥使之動作。兩者構成單動順序回路。（如圖 2.1 所示） 1. 動力元件——液壓泵。一般均采用齒輪泵。 2. 執(zhí)行元件——一個轉斗液壓缸和兩個動臂液壓缸。 3. 控制調(diào)節(jié)裝置——用來控制和調(diào)節(jié)系統(tǒng)各部分液體壓力、流量和方向。在該系統(tǒng)中設有方向控制閥、過載閥和溢流閥。 圖 2.1 裝載機工作裝置液壓原理圖 （1） 方向控制閥——有動臂液壓缸換向閥和轉斗液壓缸換向閥，用來控制轉斗液壓缸和動臂液壓缸的運動方向，使動臂和鏟斗能停在某一位置，并可通過控制換向閥的開度來獲得液壓缸的不同速度。 轉斗液壓缸換向閥是三位六通滑閥，它可控制鏟斗前傾、后傾和固定在某一位置等三個動作；動臂液壓缸換向閥是四位六通滑閥，它可控制動臂上升、下降、固定和浮動等四個動作。動臂浮動位置可使裝載機在平地堆積作業(yè)時，工作裝置隨地面情況自由浮動，在鏟掘礦石作業(yè)時可使鏟斗刃避開大塊礦石進行鏟掘，提高作業(yè)效率。 （2） 溢流閥——控制系統(tǒng)壓力。當液壓系統(tǒng)壓力超過調(diào)定的工作壓力時，溢流閥打開，油液流回油箱，保護系統(tǒng)不受損壞。 （3） 緩沖補油閥（雙作用閥）——它由過載閥和單向閥組成，并聯(lián)裝在轉斗液壓缸的回油路上，作用有三個： A 當轉斗液壓缸滑閥在中位時，轉斗液壓缸前后腔均閉死，如鏟斗受到額外沖擊載荷，引起局部油路壓力劇升，將導致?lián)Q向閥和液壓缸之間的元件、管路的破壞。設置過載閥即能緩沖該過載油壓。 B 在動臂升降過程中，使轉斗液壓缸自動進行泄油和補油。為了防止連桿機構超過極限位置，同時使鏟斗中的物料能卸干凈，在連桿機構中設有限位塊。限位塊的設置，使動臂在升降至某一位置時，可能會出現(xiàn)連桿機構的干涉現(xiàn)象。例如動臂提升至某一位置時，會迫使轉斗液壓缸的活塞桿向外拉出，造成轉斗液壓缸前腔壓力劇升， 可能損壞液壓缸油封和油管，由于有過載閥，可使困在液壓缸前腔中的油經(jīng)過過載閥瀉出返回油路。前腔容積減少的同時，后腔容積增大，造成局部真空，緩沖補油閥中的單向閥隨即打開，向轉斗油缸后腔補油。 C 裝載機在卸載時，能實現(xiàn)鏟斗靠自重快速下翻，并順勢撞擊限位塊，使斗內(nèi)剩料卸凈。當卸料時方向閥在右位，壓力油進入轉斗液壓缸前腔實現(xiàn)轉斗。當鏟斗重心越過斗下鉸點后，鏟斗在重力作用下加速翻轉，但其速度受到液壓泵供油速度的限制， 由于緩沖補油閥中的單向閥及時向轉斗液壓缸前腔補油，使鏟斗能快速下翻，撞擊限位塊，實現(xiàn)撞斗卸料。 4. 輔助裝置——包括油箱、濾油器、油管及管接頭。 2.2.2 工作裝置液壓系統(tǒng)計算 1. 液壓缸選取 1) 內(nèi)徑計算 （1） 根據(jù)《機械設計手冊》第四卷 17—30 及《機械設計手冊》第四卷液壓缸的公稱壓力（如表 2.1），選取工作壓力為 17.5MPa。 （2） 根據(jù)《機械設計手冊》第四卷 17—260 液壓缸的機械效率由活塞及活塞桿密封處的摩擦阻力所造成，在額定壓力下通常取hm =0.9~0.95，本次設計取h=0.9. （3） 根據(jù)《機械設計手冊》17—259，（如表 2.2） 速比主要是確定活塞桿的直徑是否需要緩沖裝置，速比系數(shù)j不宜過大或過小， 以免產(chǎn)生背壓。 表 2.1 液壓缸的公稱壓力 設備類型 壓力范圍／MPa 壓力等級 說明 機床、壓鑄機、汽車 ＜7 低壓 低噪聲、高可靠性系統(tǒng) 農(nóng)用機械、工礦車輛、注塑機 7～21 中壓 一般系統(tǒng) 船用機械、搬運機械、工程機械、油壓機、冶金機械、挖掘機、重型機械 21～31.5 高壓 空間有限、響應速度高、大功率下低成本 金剛石壓機、耐壓實驗機、飛機、液壓機具 ＞31.5 超高壓 追求大作用力、減輕重量 表 2.2 液壓缸的速比系數(shù) 公稱壓力 ≤10 12.5～20 ＞20 j 1.33 1.46、2 2 取速比系數(shù)為 1.46. （4） 根據(jù)同組同學所做的確定動臂工作阻力 F=144KN，轉斗工作阻力為 F=215KN 。根據(jù)《機械設計手冊》第一卷 1—113，對于動臂液壓缸取安全系數(shù)為 1.6。對于轉斗液壓缸取安全系數(shù)為 1.5。 根據(jù)《液壓設計手冊》75 頁，公式 3—3 計算動臂液壓缸內(nèi)徑： 帶入以上數(shù)據(jù)得動臂液壓缸 D = D = 4Fj pPh  = 164.9 mm  （2-1） 轉斗液壓缸 D = = 195 mm 根據(jù)《機械設計手冊》第四卷液壓缸的內(nèi)徑系列（如表2.3），動臂液壓缸取D=180mm,轉斗液壓缸取 D=200mm。 表 2.3 液壓缸內(nèi)徑 2) 壁厚d和外徑 D1 的確定 （1） 根據(jù)《液壓設計手冊》76 頁，公式 3—4，一般按照薄壁筒計算，壁厚d（m） 按照下公式計算： d 3 PD 2[s] （2-2） P—液壓缸的最高工作壓力（MPa）； [d]—缸筒材料許用壓力（MPa）， sb —材料的抗拉強度極限（MPa）；n —安全系數(shù)，n 與載荷情況有關，按安全系數(shù)推薦表取，《液壓設計手冊》76 頁，（如表 2.4） 表 2.4 安全系數(shù) 材料種類 交變載荷 靜載荷 沖擊載荷 不對稱 對稱 鋼 5 8 3 12 鑄鐵 6 10 10 15 按照上表的推薦值，取 n=5。 缸筒材料常用 20、35 和 45 鋼的無縫鋼管，本次設計選用 45 鋼。調(diào)質處理。它 的許用應力根據(jù)《機械設計手冊》第四卷 17-264 取sb 為 610MPa， ss =360MPa。 系統(tǒng)的最高工作壓力： 當額定壓力 Ph ≥160MPa 時，最高壓力 Pt =1.25 Ph 當額定壓力 Ph ≤160MPa 時，最高壓力 Pt =1.5 Ph 將上面的數(shù)據(jù)代入公式得：動臂油缸：d3 17.5′1.25′180 = 16.1mm 2 ′ 610 5 轉斗油缸：d3 17.5′1.25′ 200 = 17.89mm 2 ′ 610 5 缸筒壁厚： d= d0 + C1 + C2 （2-3） 式中： C1 —缸筒外徑公差余量（m）； C2 —腐蝕余量（m） 經(jīng)過圓整及參考《機械設計手冊》第一卷 3—161 液壓和氣動缸內(nèi)徑無縫鋼管取動臂油缸和轉斗油缸壁厚均為d= 20mm 則液壓缸的外徑： 動臂油缸： D1 = D + 2d= 180 + 2 ′ 20 = 220mm 轉斗油缸： D1 = D + 2d= 200 + 2 ′ 20 = 240mm （2） 液壓缸壁厚的驗算： o (D2 - D2 )  360 ′ (2202 - 1802 ) 動臂油缸： Pn ￡ 0.35 s 1 D 2 1 = 0.35 ′ 2202 （2-4） = 41.65MPa 3 17.5MPa o (D2 - D2 )  360 ′ (2402 - 2002 ) 轉斗油缸： Pn ￡ 0.35 s 1 D 2 1 = 0.35 ′ 2402 = 38.5MPa 3 17.5MPa 故壁厚合格。 3） 缸筒底部厚度的計算 （1） 與缸筒的連接型式 采用焊接連接，這種連接形式結構簡單，尺寸小，重量輕，使用廣泛。其結構如下圖所示。 圖 2.2 缸筒與缸頭的連接形式 （2） 厚度的計算 其底部為平面，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度進行近似計算： P—筒內(nèi)最高工作壓力（MPa）； sp —筒底材料許用應力（MPa）； D2 —計算厚度外直徑； 由前面的參數(shù)可知，sp = 610MPa = 122MPa 5 動臂油缸： P = 17.5MPa ′1.6 = 28MPa D2 = 0.18 d3 0.433d 3 0.433D = 0.433′ 0.18 ′ = 0.037m = 37mm （2-5） 1 2 轉斗油缸： P = 17.5MPa ′1.5 = 26.25MPa D2 = 0.20 d3 0.433d 3 0.433D = 0.433 ′ 0.20 ′ = 0.040m = 40mm 1 2 （3） 強度驗算 缸筒和缸蓋為焊接連接時，焊縫應力s(MPa)按下式計算： s= F ′106 ￡ sb  （2-6） p(D2 - d 2 )h n 4 1 2 式中： F—缸內(nèi)最大推力（ N）；由前面可知動臂油缸 F=40078.87,轉斗油缸 F=49480.08 D1 —缸筒外徑； d1 —焊縫底徑；h—焊接效率，取h=0.7； sb —焊條材料抗拉強度；n—安全系數(shù)；取 n=5 b 動臂油缸：s = 400788.7 ′10-6 = 21.4MPa p(0.222 - 0.12 2 )′ 0.7 4 b 轉斗油缸：s = 494800.8 ′10-6 = 20.8MPa p(0.242 - 0.122 )′ 0.7 4 由鋼結構查的角焊縫的許用應力 [s] = 160 MPa = 32MPa 3 21.4MPa 5 [s] = 160 MPa = 32MPa 3 20.8MPa 5 故焊縫安全。 （4）缸筒制造加工要求 （a） 缸筒內(nèi)徑采用 H7 或 H8 配合，表面粗糙度一般為 0.16-0.32 mm ，都需要進行研磨。 （b） 熱處理；調(diào)質，硬度 HB≥241～285； （c） 筒內(nèi)徑的圓度，錐度，圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半； （d） 缸筒直線度公差在 500mm 的長度上不大于 0.03mm； （e） 缸筒端面的垂直度在直徑 100mm 上不大于 0.04； 孔—的軸線對缸徑 D 的偏移不大于 0.03； 孔—的軸線對缸徑 D 的垂直度在 100mm 長度上不大于 0.01mm； 軸頸—對缸徑 D 的垂直度在 100mm 長度上不大于 0.1mm； 4） 活塞桿的計算 （1） 依據(jù)《機械設計手冊》第四卷 17—272 活塞桿的直徑計算公式： 動臂油缸： d = D = 180 ′ = 89mm （2-7） 轉 斗 油 缸： d = D = 200 ′ = 108mm 式中:D—缸筒內(nèi)徑；j—速比系數(shù) 參照《機械設計手冊》第四卷 17—257 活塞桿的直徑系列（如表 2.5），取動臂油 缸活塞桿的直徑為 90mm，轉斗油缸活塞桿的直徑為 110mm。 表 2.5 活塞桿直徑系列 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 （2） 液壓缸推力和流量的計算 （a） 液壓缸推力的計算 依據(jù)《液壓設計手冊》79 頁的計算公式： 當液壓缸的無桿腔進油時，作用在活塞桿上的理論推力 F = pD2 Ph ； （2-8） 1(N ) 4 m 2 當液壓缸的有桿腔進油時，作用在活塞桿上的理論推力 F2(N ) p D - d = 2 ( 4 )Phm ； （2-9） 式中: P—工作壓力（ Pa) ；D—活塞直徑（液壓缸內(nèi)徑）（m）； d—活塞桿直徑（m）；hm —液壓缸的機械效率；取hm =0.9； 將以上數(shù)據(jù)代入公式得： F p 2 6 動臂油缸： 1 = 4 ′ 0.18 ′17.5′10 ′ 0.9 = 400788.7N F p 2 2 6 2 = 4 ′ (0.18 - 0.09 ) ′17.5′10 ′ 0.9 = 300591.5N 轉斗油缸： F p 0.202 ′17.5′106 ′ 0.9 = 494800.8N 1 = 4 ′ F p 2 2 6 2 = 4 ′ (0.20 - 0.11 ) ′17.5′10 （b） 液壓缸的效率 ′ 0.9 = 345123.6N hc =hcm ′hcv （2-10） 式中：hcm —液壓缸的機械效率，取hcm =0.9； hcv —液壓缸的容積效率，采用密封圈，取hcv =1.0 則液壓缸的效率 hc = 0.9 ′1.0 = 0.9 （c） 液壓缸的流量 Q = AVm hcv  （2-11） 式中： A — 活塞的有效作用面積， 有桿腔的面積 A1 = p(D2 - d 2 ) pD2 4  ， 無桿腔的面積 A2 = 4 ； V —活塞的運動速度，取V =1.5mm/min； hcv —油缸的容積效率，取hcv =1 代入數(shù)據(jù)得：  3.14 ′182 ′  1.5 動臂油缸： Q1 = ?4 = 38.15L / min 1′10 3.14 ′ (182 - 92 )′ 1.5 Q = ?4 = 28.61L / min 2 1′10 3.14 ′ 202 ′ 轉斗油缸： Q1 1.5 = ?4 = 47.1L / min 1′10 3.14 ′ (202 - 112 )′ 1.5 Q = ?4 = 32.85L / min 2 1′10 （3）活塞桿的結構設計 (a) 活塞桿的結構形式的選取 活塞桿必須有足夠的強度和硬度，以便承受拉力、彎曲應力、振動和沖擊載荷的作用。同時還要注意它對活塞有效面積的影響，保證液壓缸達到所要求的作用力和速度，活塞桿具有一定的耐磨性，具有較高的尺寸精度和表面光潔度。 桿內(nèi)端：由于工作壓力較高，以防機械振動較大，采用卡環(huán)結構形式，查《液壓設計手冊》第 87 頁表 3-10 可得結構如下： 圖 2.3 活塞桿與活塞的連接形式 桿外端：為了避免活塞在工作時產(chǎn)生偏心承載力，適應液壓缸的工作安裝要求， 提高其工作效率，應根據(jù)載荷情況選取適當?shù)臈U頭連接形式。液壓缸在工作時軸線擺動，本次設計采用鉸銷式連接。其結構如下圖所示： 圖 2.4 活塞桿外端連接形式 (b) 活塞桿的材料及技術要求材料：選取 45 鋼； 技術要求: ○1 淬火，淬火深度 0.5~1mm，表面鍍鉻 20~30mm； ○2 活塞桿在導向套中滑動，采用 H8/H7 配合，太緊摩擦大，太松容易引起卡滯 現(xiàn)象； ○3 活塞桿的圓柱度公差不大于直徑公差之半； ○4 安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于 0.04mm/100mm，以保證安裝不產(chǎn)生偏斜。 ○5 安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于 0.01mm； ○6 活塞桿的外圓粗糙度 R a =0.1~0.3mm ，太光表面形不成油膜，不利于潤滑； ○7 活塞桿表面進行鍍鉻處理，并進行拋光或磨削處理加工； ○8 活塞桿內(nèi)端的卡鍵和緩沖裝置也要保證與軸線同心； 5） 液壓缸行程的確定 根據(jù)工作的需要，選擇動臂油缸活塞的行程L=900mm；轉斗油缸活塞的行L=508mm。 6）緩沖裝置 液壓缸的活塞桿有一定的質量，在液壓力的驅動下具有很大的動量。在它們的行程的中端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產(chǎn)生很大的噪音。緩沖裝置可以減小噪音，防止和減少液壓活塞及活塞桿的運動部件在運動時對缸底和端蓋的沖擊，在它們的終端實現(xiàn)速度的遞減，直到為零。 本次設計采用變節(jié)流型緩沖裝置。這種裝置在緩沖過程中，通流面積隨著緩沖過程的變化而變化，緩沖腔內(nèi)的緩沖壓力保持均與，能達到滿意的緩沖要求，其結構圖如下： 圖 2.5 緩沖裝置結構圖 7） 排氣裝置 排氣閥安裝在液壓缸端部的最高位置上。如果排氣閥設置不當或者沒有設置，壓 力油進入液壓缸后，缸內(nèi)會存有空氣。由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性，為了避免這種現(xiàn)象，必須在液壓缸上安裝排氣閥。 排氣閥的位置要安裝合理，水平安裝的液壓缸，其位置應設置在缸體兩端部的上方；垂直安裝的液壓缸，應設在端蓋上方，均與壓力腔相通，以便安裝后調(diào)試前排出液壓缸內(nèi)的空氣。 8） 選型 根據(jù)以上計算結果，結合《機械設計手冊》第四卷 17-286 選擇液壓缸型號： 動臂油缸：油缸內(nèi)徑為 180mm，活塞桿徑為 90mm，行程為 900mm，壓力為 17.5MPa 選擇等級代號為 H，液壓表安裝選用耳軸，代號為 3，活塞桿端連接方式為桿端外螺紋，代號為 1，緩沖型式為桿頭端帶緩沖（3），油口連接型式為內(nèi)螺紋（1），采用雙作用單活塞桿液壓缸。型號表示為：HSG.K-180/90.H-3131-900。 轉斗油缸 ：油缸內(nèi)徑為 200mm，活塞桿徑為 110mm，行程為 508mm，壓力為 17.5MPa，選擇等級代號為 H，液壓表安裝選用耳軸，代號為 3，活塞桿端連接方式為桿端外螺紋，代號為 1，緩沖型式為桿頭端帶緩沖（3），油口連接型式為內(nèi)螺紋（1），采用雙作用單活塞桿液壓缸。型號表示為：HSG.K-200/110.H-3131-508。 2. 選取液壓泵 主要根據(jù)系統(tǒng)的工況來選擇液壓泵。泵的主要參數(shù)有壓力、流量、轉速、效率。為了保證系統(tǒng)的正常運轉和使用壽命，一般在固定設備系統(tǒng)中，正常工作的壓力是泵的工作壓力的 80%；泵的流量要大于系統(tǒng)工作的最大流量，為了提高泵的使用壽命， 泵的最高壓力與最高轉速不宜同時使用。 （1） 泵的主要參數(shù) 根據(jù)設計任務書所給，工作裝置液壓泵選用 CBGj3125 齒輪泵。查《機械設計手冊》及網(wǎng)上資料，它的主要參數(shù)有：理論排量為 125ml/min，額定壓力為 20MPa，最高壓力為 205MPa，額定轉速為 2200r/m，容積效率hv ≥92%，總效率h≥83%。 （2） 計算液壓泵的流量 Qp = KQmax = Kqn = 1.2 ′125 ′ 2200 = 330(L / min)=0.0055（ m3 /s） （2—12） 式中 K—考慮液流滲透的系數(shù)，一般取 K=1.1～1.3,計算中取 K=1.2 （3） 計算液壓泵的驅動功率 確定了液壓泵工作壓力和流量之后，就可計算液壓泵驅動功率： N = pp Qp  kW =20*1000*330/（60000*0.83）=132.5kW （2-13） 60000h 3. 閥的選取 （1） 單向閥 參考《機械設計手冊》選用 C 型單向閥。C 型單向閥在所設定的開啟壓力下使用， 控制流量流動，完全阻止反向流動。 （2） 溢流閥 可以保證液壓系統(tǒng)的恒定，并保證系統(tǒng)的安全。根據(jù)《機械設計手冊》17-381 選擇 DT-02-H 直動溢流閥，壓力調(diào)節(jié)范圍為 7~21MPa。 （3） 換向閥 控制轉斗油缸采用三位六通閥，它可控制鏟斗前傾、后傾和固定在某一位置等三個動作；動臂液壓缸換向閥是四位六通滑閥，它可控制動臂上升、下降、固定和浮動等四個動作。 4. 液壓管道及其連接 管路是液壓系統(tǒng)中液壓元件之間傳遞工作介質的各種油管的總稱。管接頭用于油管與油管和油管與液壓元件之間的連接，為了保證液壓元件之間工作的可靠性，管路及管接頭應具有足夠的強度，良好的密封性，其壓力損失也要小，拆卸方便。 （1） 硬管的選取 油管的內(nèi)徑取決于管路的種類及管內(nèi)的流速。油管的內(nèi)徑由下面的公式確定： d 3 4.16  （2-14） 式中：Q—流經(jīng)管路的流量；v—油管內(nèi)的允許流速。 對吸油管可取 v=（1～1.5）m/s 一般取 1m/s，回油管可取 v＜（1.5～2.5）m/s， 壓力油管：當 P＜2.5MPa 時，取 v=(3～4) m/s ,當 P=（2.5～16）MPa 時，取 v=（3～ 4）m/s ，當 P＞16MPa 時，取 v＞5m/s。 對吸油管有： d = 4.16 ′ = 4.61′ = 83.74mm 取 d=100mm。 對回油管有： d = 4.61′ = 4.61′ = 59.2mm 取d = 65mm 。 （2） 軟管的選取 軟管是用于連接兩個相對運動部件之間的管路。分為高壓、低壓兩種。高壓軟管是以鋼絲繩編織或鋼絲纏繞為骨架的橡膠軟管，用于壓力較低的回油路或氣動管路中。 鋼絲編織膠管由內(nèi)膠層、鋼絲編織層、中間膠層和外膠層組成，鋼絲編織層有 1-3 層，鋼絲纏繞層只有 2 層、3 層或 6 層，層數(shù)愈多，管徑越小，耐壓力愈高。鋼絲纏繞橡膠軟管還具有管體較柔軟，脈沖性能較好等優(yōu)點。內(nèi)徑按照《機械設計手冊》17-616 的公式計算： A = Q 6v = 330 6 ′ 5 = 11cm2 （2-15） 式中:A—軟管的通流截面面積（ cm2 ）；Q—管內(nèi)流通（L/min）； v—管內(nèi)流速，通常軟管允許流速為小于 6m/s,取 5m/s 所以，取軟管的內(nèi)徑d = 38mm （3） 管接頭的選擇 管接頭采用焊接式管接頭，焊接式管接頭主要由接頭體、螺母和接管組成，在接頭體和接管之間用 O 型密封圈密封。當接頭體擰入機體時，采用金屬墊圈或組合實現(xiàn)端面密封。接管和管路系統(tǒng)中的缸管接頭用焊接連接，管接頭和機體的連接主要采用普通細牙螺紋，根據(jù)《機械設計手冊》第四版第四卷表 17-8-6 選用焊接式管接頭。 （4） 螺塞的選取 螺塞主要用于堵塞工藝孔和油箱放油孔，以及缸筒需要堵死的地方。 選用六角螺塞（JB/ZQ4450-1997）其主要參數(shù)見《機械設計手冊》第四版第四卷P17-674 表 17-8-78。 2.3 裝載機液壓轉向回路 2.3.1 概述 裝載機的特點是靈活、作業(yè)周期短，這一特點就決定它轉向頻繁。同時，隨著裝載機日趨大型化，完全依靠人的體力轉向是很困難的，甚至是無法實現(xiàn)的。為了改善作業(yè)時的勞動強度，提高生產(chǎn)率，目前輪式裝載機基本上都采用液壓轉向。它具有質量輕、結構緊湊，對地面沖擊起緩沖作用，動作迅速等優(yōu)點。 1. 轉向機構布置 本次畢業(yè)設計所做的為鉸接式車架，利用八字油缸伸縮使前后車架曲折實現(xiàn)轉向。 圖 2.6 轉向系統(tǒng)液壓回路 在轉向工作過程中有以下關系： （1） 轉向油缸活塞的位移與轉向閥閥芯的位移存在著一定的關系，即滑閥的位移要造成活塞的位移，而活塞的位移反過來又要消除閥芯的位移。這種方式稱為“反饋”。 （2） 前后車架相對轉角始終追隨方向盤轉角，方向盤轉角大時，前后車架相對轉角也大，此時裝載機沿著小的轉向半徑運動。方向盤轉角小時，前后車架相對轉角也小，此時裝載機沿著大的轉向半徑運動。方向盤不動時，左右轉向油缸封閉，裝載機直線行駛。 （3） 盡管轉向時車輪的阻力很大，但操縱方向盤的力卻很小，也就是說有力的放大作用。 2. 轉向油路分析 轉向油路首先要求具有穩(wěn)定的轉向速度，也就是進入轉向油缸的壓力油必須流量穩(wěn)定。本次設計的 ZL60 裝載機轉向油缸的壓力油主要來自 CB-Gj2080 齒輪泵由主機柴油機驅動，在發(fā)動機額定轉速下油泵流量滿足轉向速度的要求，當發(fā)動機受其他負荷的影響轉速下降時，就會影響轉向速度的穩(wěn)定性。如果發(fā)動機轉速過高轉向速度又太快，則容易出危險。總之定量油泵只有在發(fā)動機一定轉速下才能獲得最理想的轉向速度。但在實際中做不到這一點，發(fā)動機總是在怠速到最高轉速間經(jīng)常變化，所以為了得到轉向流量不隨發(fā)動機轉速變化而變化的方法有兩個：一個是采用流量大的轉向油泵，使在發(fā)動機怠速時也能供應轉向所需的流量，以獲得穩(wěn)定的轉向速度，而改善轉向性能。但是能量損耗太大，發(fā)動機轉速增高時多余壓力油通過流量控制閥流回油箱，而構成主要的功率損失，造成系統(tǒng)發(fā)熱。 另一個是組合油路。這種組合油路中將常規(guī)的工作裝置油泵分成兩個