壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計要點

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1、遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第22頁 壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計 1 緒論 1.1 壓縮式垃圾車的背景介紹及研究意義 我國早期城市收集街道、物業(yè)小區(qū)等地方的垃圾主要是靠人工手推車和普通垃圾運 輸車。此種垃圾運輸方式存在一定弊端：一是手推車等落后的運輸方式工作效率低又與 現(xiàn)代化城市極不相稱，二是在運輸過程中易產(chǎn)生二次污染。因此，這種垃圾收運方式已 經(jīng)落后。 早在20世紀80年代中期，我國在引進國外技術(shù)基礎(chǔ)上開發(fā)出后裝壓縮式垃圾車。 由于這種垃圾車較其他運輸車輛具有垃圾壓縮比高、裝載量大、密閉運輸、消除了垃圾 運輸過程中的二次污染等優(yōu)勢，而得到快速發(fā)展，市場不斷擴大，種類和型號逐漸豐富

2、, 成為現(xiàn)代城市垃圾收集、清運的重要的專業(yè)化運輸與作業(yè)車輛。 壓縮式垃圾車由密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)和操作系統(tǒng)組成。整車為全密封型，自行 壓縮、自行傾倒、壓縮過程中的污水全部進入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運輸過程 中的二次污染問題，關(guān)鍵部位采用優(yōu)質(zhì)的部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、安 全等優(yōu)點。 按照垃圾裝載機構(gòu)的設(shè)置部位，垃圾車可分為前裝式、側(cè)裝式和后裝式；按垃圾裝 載后的狀態(tài)，垃圾車又可分為壓縮式和非壓縮式兩種。后裝式壓縮垃圾車又稱為壓縮式 垃圾車，它是收集、中轉(zhuǎn)清運垃圾，避免二次污染的新型環(huán)衛(wèi)車輛，在國外使用最為廣 泛。利用后裝裝置與垃圾桶或垃圾斗對接，一起組合成流動垃圾中轉(zhuǎn)站

3、，實現(xiàn)一車多用、 垃圾無污染以及收集清運。有效地防止了收集、運輸過程中垃圾的散落、飛揚造成的污 染。提高勞動效率，減輕勞動強度，是一種新型理想的環(huán)衛(wèi)專用車。壓縮式垃圾車借助 機、電、液聯(lián)合自動控制系統(tǒng)、PLC控制系統(tǒng)及手動操作系統(tǒng)。通過車廂、填裝器和推 板的專用裝置，實現(xiàn)垃圾倒入、壓碎或壓扁、強力裝填，把垃圾擠入車廂并壓實以及垃 圾推卸的工作過程。壓縮式垃圾車垃圾收集方式簡便、高效；壓縮比高、裝載量大；壓 縮式垃圾車作業(yè)自動化；動力性、環(huán)保性好；壓縮式垃圾車上裝制作部分大部分采用沖 壓成型零部件，重量輕，整車利用效率高；具有自動反復(fù)壓縮以及蠕動壓縮功能；壓縮 式垃圾車垃圾壓實程度、垃圾收集、

4、卸料裝車和垃圾站占地等方面均優(yōu)于其他類型垃圾 壓縮站成套設(shè)備。 目前國內(nèi)使用較多的是側(cè)裝非壓縮式垃圾車，但是，隨著垃圾中塑料、紙張等低比 重物含量的增加，非壓縮的裝載方式已顯得不經(jīng)濟，一些城市開始使用后裝壓縮式垃圾 車，而且已呈不斷上升趨勢，有關(guān)主管部門也將后裝壓縮式垃圾車列為今后城市垃圾車 發(fā)展的方向。 1.2 國內(nèi)外研究狀況和研究成果 國內(nèi)后裝式壓縮垃圾車液壓系統(tǒng)的控制大多數(shù)采用手動和遙控器操作， 存在勞動強 度大，工作效率底，性價比低，而且容易發(fā)生因誤操作而導(dǎo)致的垃圾車部件損壞和人身 事故等缺點。隨著新技術(shù)的快速發(fā)展，我國已研發(fā)出由液壓系統(tǒng)及 PLC控制系統(tǒng)控制 的壓縮式垃圾車

5、，該系統(tǒng)由汽車取力器帶動的齒輪油泵為液壓動力源，進料、卸料均采 用液壓控制，具有廂體密封性能好，不外漏垃圾和污水，沒有二次污染的特點。此壓縮 式垃圾車的設(shè)計有助于提高我國垃圾車的自動化水平。 國內(nèi)，幾乎所有的壓縮式垃圾車都是采用定型的載貨汽車底盤進行改裝， 如東風(fēng)牌、 解放牌底盤等。國外，超過90%的垃圾車也是使用傳統(tǒng)柴油引擎驅(qū)動的定型卡車底盤改 裝的。車廂設(shè)計為框架式鋼結(jié)構(gòu)，頂板和左右側(cè)板均用槽鋼型加強筋加強。采用液壓系 統(tǒng)助力的裝卸機構(gòu)，雙向循環(huán)壓縮。一般具有手動和自動兩個操作系統(tǒng)，并采用液壓鎖 定密封技術(shù)，保證操作安全和避免裝運垃圾過程中漏水。有的還裝有后監(jiān)視器，油門加 速器等。

6、此種壓縮式垃圾車通過液壓系統(tǒng)和操作控制系統(tǒng)來完成整個垃圾的壓縮和裝卸過 程，其液壓系統(tǒng)及操作系統(tǒng)必然對垃圾車的安全性、可靠性和方便性帶來影響。因此， 改進和完善液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)是設(shè)計人員比較關(guān)心的問題。同時，采用 PLC控制的 壓縮式垃圾車是目前我國垃圾車實現(xiàn)自動化控制的一個主要途徑。 在同類產(chǎn)品中，德國FAUN公司生產(chǎn)的壓縮式垃圾車采用雙向壓縮技術(shù)。 卸料推板 推出后并不收回，而是依靠垃圾裝填過程中的推力將其壓回；同時在推板油缸上設(shè)一背 壓，這樣垃圾在開始裝填過程中就得到了初步壓縮。隨著垃圾的不斷裝入，垃圾逐漸地 高密度地、均勻地被壓實在車廂中直至裝滿車廂，這就解決了以前開發(fā)的垃圾車在壓

7、縮 時中部壓得較實而前端垃圾較松散的問題。 后裝壓縮式垃圾車集自動裝填與壓縮、密封運輸和自卸為一體，克服了擺臂式、側(cè) 裝式等型式的垃圾車容量小、可壓縮性差和容易產(chǎn)生飄、灑、撒、漏二次污染的缺點， 自動化程度高，提高了垃圾運載能力，降低了運輸成本，是收集、運輸城市生活垃圾的 理想工具，是垃圾車的發(fā)展趨勢。然而我國對于后裝壓縮式垃圾車的核心部件裝填機構(gòu) 的研究較少，產(chǎn)品設(shè)計主要是采用經(jīng)驗取值或測繪的方法，在很大程度上限制了產(chǎn)品整 體設(shè)計水平的提高。后裝壓縮式垃圾車結(jié)構(gòu)如圖 1.1所示。 1 2 1、推板 2、廂彳3、填料器 圖1.1后裝壓縮式垃圾車 1.3 壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)

8、介紹 一般壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力設(shè)定為 16MPa。為保證系統(tǒng)工作可靠，增 加了單向節(jié)流閥和單作用平衡閥等安全控制裝置。 部分閥塊可采用模塊化集成設(shè)計以簡 化連接管路。根據(jù)操縱形式不同可選擇手動控制或電動控制。后裝壓縮式垃圾車液壓原 理圖如圖1.2所示。 壓縮式垃圾車的裝填機構(gòu)工作原理：在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向 閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱 裝填斗的垃圾通過裝填機構(gòu)的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預(yù) 定壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使 垃圾被均勻地壓縮。

9、舉開缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉開，推鏟缸采用單向節(jié)流 閥來進行流量控制。 液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥 （原理如圖1.3所示），是用在工 程機械中的普通多路換向閥的基礎(chǔ)上改進而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比， 具有耐顛簸、密封性好以及占地空間小等特點。并且，本電磁多路換向閥加大了中位的 卸荷通道，減少了系統(tǒng)的發(fā)熱。此外該液壓系統(tǒng)還具有以下特點 ：（a）為了避免油管意外 爆破的隱患，提升垃圾斗油缸設(shè)置了液壓鎖，提高了安全性； （b）舉開油缸加長了行程， 用來開關(guān)填料器與車箱體之間的鎖鉤，從而使得填料器在降下之后被自動鎖緊； （c）為 了實現(xiàn)推板邊夾邊退的

10、功能，利用液壓小孔節(jié)流原理，使推板油缸產(chǎn)生反向壓力，而反 向壓力由滑板油路來控制，因此不影響推板油缸的自由進退； （d）考慮到壓縮式垃圾車 工作的間歇性，減小了液壓油箱體積，常規(guī)油箱是油泵流量的 10倍，本油箱減少了一 半，減少了其液壓油的用量。 操作控制系統(tǒng)是壓縮式垃圾車用來完成垃圾的裝卸、壓縮以及收運的關(guān)鍵。系統(tǒng)中 采用壓力繼電器來檢測各個動作的位置，并控制動作的銜接。采用電動控制系統(tǒng)操作簡 單，易于實現(xiàn)集成化設(shè)計，缺點是電動控制操作采用的是電控氣動多路換向閥，價格較 高，需要防水。 推板缸 利板缸 填料器舉升缸 圖1.2后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖 目前，壓縮式垃圾車主

11、要適用于我國城鎮(zhèn)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運輸。采用 PLC技術(shù)應(yīng)用于壓縮式垃圾車的改造， 可有效實現(xiàn)整個垃圾裝卸過程的自動化， 也是提 高工作效率、降低成木、減輕工人勞動強度和安全操作的有效途徑之一。大力發(fā)展壓縮 式垃圾車將是今后城市環(huán)境衛(wèi)生業(yè)的必然趨勢。 1一換向閥；2, 3一溢流閥；4—單向閥；5一連接螺栓 圖1.3多路換向閥結(jié)構(gòu)原理圖 2液壓系統(tǒng)的主要設(shè)計參數(shù) 液壓缸的工況參數(shù)見表 2.1 表2.1各液壓缸的工況參數(shù) 液壓缸名稱 升降速度（mm/s） 行程（mm） 啟、制動時間（s） 滑板缸 120 1000 1 刮板缸 120 1000 1

12、 舉升缸 150 1200 1 推鏟缸 200 2000 1 滑板重 150kg 刮板重 200kg 推鏟重 300kg 可載垃圾質(zhì)量 3000kg 廂體容積 8m3 填料槽容積 0.8m3 填料槽可裝垃圾質(zhì)量 300kg 液壓系統(tǒng)工作壓力 16MPa 3制定系統(tǒng)方案和擬定液壓原理圖 3.1液壓系統(tǒng)的組成及設(shè)計要求 液壓傳動是借助于密封容器內(nèi)液體的加壓來傳遞能量或動力的。 一個完整的液壓系 統(tǒng)由能源裝置、執(zhí)行裝置、控制調(diào)節(jié)裝置及輔助裝置四個部分組成。在本設(shè)計系統(tǒng)中， 采用液壓泵作為系統(tǒng)的能源裝置，將機械能轉(zhuǎn)

13、化為液體壓力能；采用液壓缸作為執(zhí)行裝 置，將液體壓力能轉(zhuǎn)化為機械能。在它們之間通過管道以及附件進行能量傳遞；通過各 種閥作為控制調(diào)節(jié)裝置進行流量的大小和方向控制。 通常液壓系統(tǒng)的一般要求是： 1）保證工作部件所需要的動力； 2）實現(xiàn)工作部件所需要的運動，工作循環(huán)要保證運動的平穩(wěn)性和精確性； 3）要求傳動效率高，工作液體溫升低； 4）結(jié)構(gòu)簡單緊湊，工作安全可靠，操作容易，維修方便等。 同時，在滿足工作性能的前提下，應(yīng)力求簡單、經(jīng)濟及滿足環(huán)保要求。 液壓油是液壓傳動系統(tǒng)中傳遞能量和信號的工作介質(zhì)，同時兼有潤滑、沖洗污染物 質(zhì)、冷卻與防銹作用。液壓系統(tǒng)運轉(zhuǎn)的可靠性、準確性和靈活性，在很

14、大程度上取決于 工作介質(zhì)的選擇與使用是否合理。由于本系統(tǒng)是普通的傳動系統(tǒng)，對油液的要求不是很 高，因此選用普通礦物油型液壓油。 本液壓系統(tǒng)通過對負載力和流量的初步估算，初步定為中等壓系統(tǒng)，即為P=16MPa。 3.2 制定系統(tǒng)方案 在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的 旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機構(gòu)的掃刮， 壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預(yù)定壓力時，由于推板缸存在有背壓， 液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。舉開缸采用單作用 平衡閥控制填塞器的舉開。推鏟缸采用單向節(jié)流閥來進行流量

15、控制。 液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥， 是用在工程機械中的普通多路 換向閥的基礎(chǔ)上改進而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比，具有耐顛簸、密封性 好以及占地空間小等特點。 3.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 通過上述對執(zhí)行機構(gòu)、基本回路的設(shè)計，將它們有機的結(jié)合起來，再加上一些輔助 元件，便構(gòu)成了設(shè)計的液壓原理圖。見圖 3.1 圖3.1液壓系統(tǒng)原理圖 此外，由于系統(tǒng)有很多電磁鐵的使用，電磁鐵工作順序表如下表 3.1。 表3.1電磁鐵順序動作表 DT1 DT2 DT3 DT4 DT5 DT6 DT7 DT8 DT9 DT10 滑板缸升起 刮板抬起 滑板落下

16、刮板收緊 滑板刮板急停 填塞器舉起 填塞器復(fù)位 推卸垃圾 推鏟復(fù)位 4液壓缸的受力分析及選擇 4.1滑板缸的受力分析及選擇 1.活塞伸出時，受力分析如圖4.1-4.2 總重力 G1 = G 刮+G 滑=（m 刮+m 滑）g = （200+150） 10 = 3500N 式中：G刮一刮板的重力（N）; G滑一滑板的重力（N）。 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f1 f1= pGcos45 = 0.1 3500 >Cos45 = 247.5N 式中：f1—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）; 「滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1）。 活塞慣性加速度 aI1 = vt

17、-v0 = 0.12-0 = 0.12 %2 活塞伸出時的慣性力Fi1 F11 = (m 刮+m ,t)an = (200+150)3 2 = 42N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力 F1為 _ 。_ _ _ _ O _ _ _ _ _ F1 = G1sin45 + f1+ F11 = 3500 Sin45 +247.5+42 = 2764N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 F1 =(RA1 — P2A 2)nm =[P^-D2 -P2-(D2 -d2)]n m 4 4 式中：“m—液壓缸的機械效率 (由文獻[1,表37.7— 6],取nm =

18、 0.9) 取回油壓力P2 = 0 ,則后=巳工口:m 4 2764 4 所以，D : 1 ; 6 2 =11.1mm 飛 P1TT T]m 116乂10隈兀父0.9 圖4.1滑板缸活塞伸出時的受力分析 圖4.2滑板缸活塞伸出時的工況分析 2.活塞縮回時，受力分析如圖4.3—4.4 總重力 Gi = G刮+G ?#+ G垃=(m刮+m滑+m垃)g =(200+150+300) 1&=6500N ) 一 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f1為 f1 = ii G1 cos45 = 0.1 6500

19、 >Cos45 = 460N 活塞縮回時的慣性力Fi1為 ? 、 ，_ 一 ，一 F11 = (m 刮+m 滑 + m 垃)ai1 = (200+150+300) 0.12 = 78N 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力 F1為 F1 = G1 sin45 + F11 —f； = 6500 Sin45 +78 — 460 = 4214N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 F[=(嘰 一*)…下1/ - 2)"232人 取回油壓力P2 = 0, F1 = P1 -( D 2 - d2)T] m ,所以 4 4 4214 2 16

20、 106 二 0.9 d2 = 1.86 10" d2 f cos45^ 圖4.3滑板缸活塞縮回時的受力分析 圖4.4滑板缸活塞縮回時的工況分析 當液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D,因此，可得D = 19.1mm。 比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者 D = 19.1mm。選取標準液壓缸：UY系列液壓 缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)） UY —40/28,具體參數(shù)見表4.1 。 表 4.1 UY -40/28 參數(shù) 缸徑 桿徑 拉力 最大行程 （））40mm

21、 （））28mm 20.11KN 10.26KN 12000mm 4.2刮板缸的受力分析及選擇 1 .活塞伸出時，受力分析如圖4.5—4.6 總重力 G2 = G 刮=m 刮 g = 200 10 = 2000N 式中：G刮一刮板的重力（N）。 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f2 f2= pScos45 = 0.1 2000 >Cos45 = 141.4N 式中：f2—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）; 「滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1） 活塞慣性加速度 ai2 =且二*=0.12-0 =0.12m 2 t 1 s 活塞伸出時的慣性力FI2為 F12

22、= m 而iai2= 200 8.12 = 24N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力 F2為 F2= G2sin45 + F12 —f2=2000 冶n45 +24 — 141.4=1297N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 F2 = （RAi _P2A 2） nm =[F^-D2 -P2-（D2 -d2）]n m 4 4 式中："m一液壓缸的機械效率 （由文獻[1,表 37.7— 6],取 nm = 0.9）。 取回油壓力P2 = 0 , 1297 4 則 F2 = P| — D2t]m 所以, D=1 2— 4 VPl兀"m 2 r c 6

23、4 =7.6mm 16 10 二 0.9 Gs 圖4.5刮板缸活塞伸出時的受力分析 2.活塞縮回時，受力分析如圖4.7—4.8 總重力 G2 = G 刮 + G 垃=(m 刮+m 垃)g = (200+300) 10 = 5000N ’. 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f2為 f2 = nG2 cos45 = 0.1 5000 >Cos45 = 353.6N 活塞縮回時的慣性力FI2為 F12 = (m 刮 + m 垃)ai2= (200+300) 0.12 = 60N ? ?一 ) 一 垃圾與廂壁之間的摩擦力f垃圾為 f 垃圾二 P1G 垃 cos45 = 0

24、.32 3000 >Cos45 = 678.8N 式中：世一垃圾與廂壁之間的摩擦因數(shù)(工程塑料與鋼，取 卬=0.32)。 . .... . - 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力 F2為 F2 = G2 sin45 +F12 +f2 + f 垃圾 ___ o ______ _ _ _ _ _ _ =5000>sin45 +60+353.6+678.8 = 4628N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 /_ _冗_2 2 _冗_2] F2 =(^A2 -P2A1)”m=[P1—(D —d ) — P2 — D hm 4 4 取回油壓力P2 = 0 

25、則 F2=叼（D2-d2 川m所以, 4F2 d2 P P1t n m ,4628 4 2 16 106 二 0.9 d2 當液壓缸的工作壓力 =,2.05 10" d2 P > 7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D。因此，可得D = 20mm。 圖4.7刮板缸活塞縮回時的受力分析 圖4.8刮板缸活塞縮回時的受力分析 比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者 D=20mm。選取標準液壓缸：UY系列液 壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)） UY—40/28,具體參數(shù)見表4.1。 4.3 舉開缸的受力分析及選擇 1.活塞伸出時，受力分析如圖4.9—4.10

26、。 總重力 G3=G刮+G滑+2G 刮缸+2G滑缸+G廂板 式中：G刮一刮板的重力（N）; G滑一滑板的重力（N）; G刮缸一刮板缸的重力（N）; G滑缸一滑板缸的重力（N）。 因為刮板缸和滑板缸都選取的是 UY-40/28,所以彳4■算G刮缸=G滑缸=102N 式中：G廂板一填料器的廂板重（N）, 估算G廂板二4150N。 G3 = G 刮+G 滑 +2G 刮缸+2G 滑缸+G 廂板 =2000+1500+4 102+4150 =8058N 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f3為 f3= n G3cos75 = 0.1 8058 >Cos75 = 208.6N 式中：f3—滑塊

27、與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）; 「滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1） 活塞慣性加速度 aI3 vt - v0 0.15-0 1 = 0.15% 活塞伸出時的慣性力FI3為 Fi3 = (m 刮+m 滑 +4m 缸+m 廂板)ai3 =(200+150+4 M0.2+415) >0.15 = 120.87N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力 F3為 F3= G3sin75 + Fi3 + f3 _ _ _ o _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ =8058>Sin75 +120.87+208.6 = 8113N 由受力分析可列出作用在活塞上

28、的力的平衡方程為 _ /_ _ \ _冗_2 _冗/_2 2\i F3 =(PiAi— P2A 2)”m=[P1— D —P2— (D —d )吊 m 4 4 式中：“m—液壓缸的機械效率 (由文獻[1,表37.7— 6],取nm=0.9)。 取回油壓力P2 = 0,則F3 = P1 - D% m 4 4 8113 所以，D = 4F3 = 6-2 = 19mm P Pitt T]m 116M 106 Mn 父 0.9 圖4.9舉升缸活塞伸出時的受力分析 圖4.10舉升缸活塞伸出時的工況分析  2.活塞縮回時，受力分析如圖 4.11—4.12 總重力 G3

29、 = G 刮+G ?t+4G 液壓缸 +G 廂板 =2000+1500+4 102+4150 = 8058N 式中：G刮一刮板的重力（N）; G滑一滑板的重力（N）; G液壓缸一刮板缸和滑板缸的總重力（N）; 因為刮板缸和滑板缸都選取的是 UY-40/28,所以彳4■算G液壓缸=102N 式中：G廂板一填料器的廂板重（N）。 估算G廂板=4150N ..一 .- - 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f3為 f3 = pG3 cos75 = 0.1 8058 >Cos75 = 208.6N 一- ‘ 一…, 一一、、.…、、一、? 式中：f3—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）; 「

30、滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1）。 活塞縮回時的慣性力FI3為 F13 = （m 刮+m 滑 +4m 缸+m 廂板）ai3 =（200+150+4X0.2+415）義0.15 = 120.87N . .... . ）- 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力 F3為 F3 = G3 sin75 +F13 —f3 =8058>sin75 +120.87—208.6 = 7696N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 F3 =(即2 取回油壓力P2 = 0,則 -P2A1)“m=[P14(D2-d2)-P24D2]“ m F3 =P|K (D2

31、-d2)n m 所以, 4 4F3 d2 m 4 7696 2 一 I 16 106 二 0.9 d -4 2 二、340 10 d 當液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D。因此，可得D = 25.8mm。 比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者 D = 25.8mm。選取標準液壓缸：UY系列液壓 缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)） UY—40/28,具體參數(shù)見表 4.1。 圖4.11舉升缸活塞縮回時的受力分析 圖4.12舉升缸活塞縮回時的工況分析

32、4.4 推鏟缸的受力分析及選擇 1 .推鏟伸出時，受力分析如圖 4.13— 4.14 垃圾與廂體間的摩擦力f垃圾為 f 垃圾=1G 垃=0.32 30000 = 9600N 式中：兇一垃圾與廂體之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取 由=0.32）。 推鏟與廂體間的摩擦力f推鏟為 f 推鏟=pG推鏟=0.1 3000 = 300N 式中：廠推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1） 推鏟的慣性加速度 al 4 = t Vt — Vq 0.2 — 0 = 0.2吸 推鏟伸出時的慣性力FI4為 F14 = （m推鏟+m垃圾）ai4 =（300+3000） >0.2

33、 = 660N 則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力 F4為 F4= f 垃圾 + f 推鏟 + Fi4=9600+300+660=10560N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 F4 =（RA1 一 P2A 2）nm =[F^-D2 -P2-（D2 -d2）ln m 4 4 式中：T]m一液壓缸的機械效率 （由文獻[1,表37.7— 6],取Y]m = 0.9）。 取回油壓力P2 = 0,則 所以, 4F4 4 10560 \16 106 二 0.9 =30.6mm 圖4.13推鏟缸活塞伸出時的受力分析 圖4.14推鏟缸活塞伸出時的工況分析 Y

34、P1 冗"m 2.推鏟縮回時，受力分析如圖 4.15— 4.16 推鏟與廂體間的摩擦力f推鏟為 f 推鏟=pG推鏟=0.1 3000 = 300N 式中：廠推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1）。 推鏟伸出時的慣性力FI4為 Fi4 = m 推鏟 au = 300 8.2 = 60N 則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力 F4為 F4 = f 推鏟 + FI4 = 300+60 = 360N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 _ _ 一一、 __冗._2 . 2.

35、_冗_ 2r F4 = ( RA 2 -P2A1) "m =[ P1 — (D -d ) 一 P2 — D ]T] m 4 4 取回油壓力P2 = 0,則 F4 =P1三（D2-d2,m ,所以可得下式 4 4F4 d 4 360 16 106 二 0.9 d2 ,3.18 10* d2 當液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7D。 因此，可得D=7.9mm。比較活塞伸出和縮回兩者情況，取較大者 D=30.6mm,選取 標準液壓缸：UY系列液壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY —40/28,具體參 數(shù)見表4.1。 圖4.15推

36、鏟缸活塞縮回時的受力分析 圖4.16推鏟缸活塞縮回時的受力分析 遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第24頁 圖5.2刮板缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 5液壓缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.1滑板缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第25頁

37、 圖5.4推鏟缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.3舉升缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 遼寧科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第54頁 6液壓泵的選用 在設(shè)計液壓系統(tǒng)時，應(yīng)根據(jù)液壓系統(tǒng)設(shè)備的工作情況和其所需要的壓力、流量和工 作穩(wěn)定性等來確定泵的類型和具體規(guī)格。泵的流量由執(zhí)行機構(gòu)的最大流量決定，即 qmax Vmax Amax (6.1) 式中

38、：V max一活塞最大速度 （m/S）； qmax一液壓缸的最大流量 （L/min）； A max—最大有效面積（m3）； 容積效率（當選用彈性體密封圈時， nv-Jo 由于所有的液壓缸均采用 UY—40/28,則液壓缸的最大面積為 二D2 max 一 4 2 二 0.04 4 = 1.26 10 ^m2 因此，由式（6.1）得 qmax =2q舉升 =2 滓升Amax n v 0.15 1.26 10 工 3 =2 - =3.78 10 m /s = 22.68L/min 1 式中：q舉升一舉開缸的流量（L/min）。 液壓泵的供給流

39、量為 Qp=Kqmax=1.2 22.68 =27.216L/min p max 式中：K一泄漏系數(shù)，K=1.2。 由參考文獻[7,表2.135],選用JB系列徑向柱塞泵。參數(shù)見表6.1 表6.1 1JB-30液壓泵的性能參數(shù) 公稱排量額定壓力 最高壓力 最高轉(zhuǎn)速 輸入功率容積效率 29.4ml/r 32MPa 35MPa 1000r/min 15.4KW 95% 7電動機的選擇 根據(jù)工況，電動機的額定功率Pe>P4且電動機額定轉(zhuǎn)速與泵的額定轉(zhuǎn)速必須配合 電動機軸上負載所需功率為 Pz=KP 驅(qū) =1.10 5.4=16.94kW 式中：K—余量系數(shù)，K=1.

40、10; P驅(qū)一液壓泵所需要的輸入功率（kW）。 由參考文獻[1 ,附表40-1],選用Y系列電動機，參數(shù)見表7.1。 表7.1 Y200L1 -6電動機性能參數(shù) 額定功率 電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率因數(shù)最大轉(zhuǎn)矩 18.5KW 37.7A 980r/min 89.8% 0.83 2.0Nm 8液壓輔件的選擇 8.1 液壓油 N46普通液壓油 YA—N46（原牌號：30）,參數(shù)見表8.1。 表8.1 YA —N46液壓油參數(shù) 運動粘度（40 C） （mm2/s）粘度指數(shù) 凝點（C ）抗磨性（N）密度（kg/m3） 46 >90 /10 800 900 8.2 油箱 焊接件，具

41、體尺寸見第9章。 8.3 液位計 YWZ-150 承受壓力：0.1—0.15MPa 溫度范圍：-20— 100c 8.4 回油過濾器 YLH型箱上回油濾油器 YLH-25X15,參數(shù)見表8.2。 表8.2 YLH —25X15回油濾油器參數(shù) 通徑 過濾精度 公稱壓力 最大壓力損失 連接方 濾芯型號 (mm) (L/min) （科時 (MPa) (MPa) 式 15 25 10 1.6 0.35 螺紋 H—X25X15 8.5 空氣過濾器 EF系列空氣過濾器EF3-40,參數(shù)見表8.3 表8.3 EF3-40空氣過濾器參數(shù) 加油

42、流量L/min 空氣流量L/min 油過濾面積cm2 油過濾精度 pm空氣過濾精度 am 21 0.170 180 0.279 30—40 8.6 吸油過濾器 YLX型箱上吸油過濾器 YLX—25X15,參數(shù)見表8.4 表8.4 YLX -25X15吸油過濾器參數(shù) 通徑 公稱流里 過濾精度 允許最大壓力損失 連接方式 濾芯型號 mm L/min am MPa 15 25 80 0.03 螺紋 X-X-25 X15 8.7 液壓泵 JB系列徑向柱塞泵 1JB— 30,參數(shù)見表8.5。 表8.5 1JB-30徑向柱

43、塞泵參數(shù) 公稱排量ml/r 額定壓力MPa 最高壓力MPa 最高轉(zhuǎn)速r/min 輸入功率KW 容積效率 29.4 32 35 1000 15.4 95% 8.8 多路換向閥 ZFS系列多路換向閥 ZFS101,參數(shù)見表8.6。 表8.6 ZFS101多路換向閥參數(shù) 通徑mm 額定流量L/min 額定壓力MPa 10 40 16 8.9 單向節(jié)流閥 MK系列單向節(jié)流閥 MK8G1.2,參數(shù)見表8.7。 表8.7 MK8G1.2單向節(jié)流閥 通徑mm 最局工作壓力 MPa 流量調(diào)節(jié)范圍 L/min 最小穩(wěn)定流量 L/min 8 3

44、1.5 2 — 30 2 8.10 溢流閥 直動式溢流閥 DT-02-H-22,參數(shù)見表8.8 表8.8 DT-02-H-22直動式溢流閥參數(shù) 通徑in 最大工作壓力MPa 最大流量L/min 調(diào)壓范圍MPa 質(zhì)量kg 0.25 21 16 7.0—21 1.5 8.11 單作用平衡閥 FD系列單作用平衡閥 FD6-A10,參數(shù)見表8.9。 表8.9 FD6-A10單作用平衡閥參數(shù) 通徑 額定流量 調(diào)壓范圍 控制壓力 開啟壓力 顧里 mm L/min MPa MPa MPa kg 6 40 0.3-31.5 2-31.5 0.2

45、7 8.12 并聯(lián)多路換向閥組 ZFS系列多路換向閥 ZFS101,參數(shù)見表8.6| 8.13 氣缸 普通氣缸DNC-25-50,參數(shù)見表8.10。 表8.10 DNC-25-50普通氣缸參數(shù) 活塞直徑mm 活塞桿直徑mm 推力N 拉力N 許用徑向負載N 扭矢1 Nm 50 25 483 415 35 0.85 8.14 兩位三通電磁氣閥 普通兩位三通電磁氣閥 Q23XD-10-DC24V ,參數(shù)見表8.11 表 8.11 Q23XD-10-DC24V 參數(shù) 工作壓力范圍 MPa 介質(zhì)溫度 C 公稱通徑 mm 接管螺紋 額定流量

46、 L/min 額定壓降 KPa 0-1.6 5—60 10 M18X 1.5 2300 15 8.15 消聲器 LFU —1/2 安裝位置：垂直方向 6,參數(shù)見表8.12。 表8.12 LFU —1/2消聲器參數(shù) 氣接口 in 額定流量L/min 輸入壓力MPa 消聲效果dB 安裝形式 G1/2 6000 0—1.6 40 螺紋 8.16 氣源處理三聯(lián)件 GC系列三聯(lián)件 GC300— 10MZC,參數(shù)見表8.13。 空氣過濾器 GF300-10 減壓閥 GR300-10 油霧器 GL300-10 表8.13 GC300-10MZC氣

47、源處理三聯(lián)件參數(shù) 調(diào)壓范圍 使用溫度濾水杯容量 給水杯容量 濾芯精度 質(zhì)量 MPa C ml ml g 0.15-1.5 5—60 40 75 40 1300 8.17 球閥（截止閥） JZQF20L,參數(shù)見表 8.14。 表 8.14 JZQF20L 參數(shù) 公稱壓力MPa 公稱通徑mm 連接形式 21 20 螺紋 8.18 電磁換向閥 3WE56.0/W220-50,參數(shù)見表 8.15。 表 8.15 3WE56.0/W220-50 參數(shù) 通徑mm 額定壓力 MPa 流量L/min 5 25 14 8.19 壓力表 彈簧管壓力表

48、Y-60測量范圍：0—25MPa 8.20 微型高壓軟管接頭總成 HFP1-H2-P-M18,參數(shù)見表 8.16。 表 8.16 HFP1-H2-P-M18 參數(shù) 公稱通徑mm 工作壓力MPa 工作溫度C 推薦長度mm 螺紋尺寸 10 25 -30—80 320 M18X 1.5 8.21 測壓接頭 JB/T966-ZJJ20-M30 管子外徑：20mm 8.22 球閥（截止閥） JZQF20L,參數(shù)見表 8.14。 8.23 壓力繼電器 柱塞式壓力繼電器 HED1OA20/35L24 ,參數(shù)見表8.17。 表 8.17 HED1OA20

49、/35L24 參數(shù) 額定壓力MPa復(fù)原壓力MPa動作壓力MPa切換頻率（次/min） 切換精度 35 0.6-29.5 2-35 50 小于調(diào)壓的 十％ 8.24 液壓管路的選擇 8.24.1 吸油管路的選擇 查《機械設(shè)計手冊4可知，吸油管內(nèi)液壓油的流速 v < 0.5— 2m/s取2m/s 吸油管內(nèi)的流量 q = 27.216L/min = 4.536 10-4m3/s 因為q=VA,D2v ,所以口=廬二產(chǎn)型近“mm 4 V二 i 2 二 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.18 表8.18標準軟管尺寸 公稱內(nèi)徑mm 內(nèi)徑mm 增強層外徑mm 成品軟管

50、外徑 mm 19 18.6 —19.8 24.6 —26.2 29.4—31.0 8.24.2壓油和回流管路的選擇 查《機械設(shè)計手冊4》可知，壓油管內(nèi)液壓油的流速v M2.5—6m/s回流管內(nèi)液壓油 的流速v <1.5-3m/s由于所選液壓缸均為雙作用液壓缸， 所以壓油和回流管路應(yīng)按最 大值選取。 1 .推鏟缸壓油管路的選擇 推鏟缸所需流量 VA q二—— n v “ 二 …2 0.2 — 0.04 4 =2.5 10/m|3/s=15L/min 1 前 一 所 c 國 4父2.5父10” … 取 v = 4m/s ,貝U d = —^ = j = 8.92mm

51、 V-： , 4 二 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19。 公稱內(nèi)徑mm 內(nèi)徑mm 增強層外徑mm 成品軟管外徑mm 10 9.3—10.1 14.5—15.7 19.1 — 20.6 表8.19標準軟管尺寸 2.舉開缸壓油管路的選擇 舉開缸所需流量 VA q=一 v … 二 …2 0.15 — 0.042 4 =1.88 10“m3/s = 11.3L/min 1 取 v = 3m/s,則 _ -4 4 1 88 10 8.93mm 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19

52、 3 .滑板缸壓油管路的選擇 二 …2 VA 0.12 0.042 滑板缸所需流量 q=上 = 4 =1.5 10"m3/s=9L/min v 1 取 v = 3m/s,則 D 畫 但0、7.98mm V . 3 二 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19。 4 .刮板缸壓油管路的選擇 刮板缸所需流量 VA …… 二―2 0.12 0.042 4 =1.5 10/m3/su9L/min 1 取 v =

53、3m/s,則 q二—— n v =7.98mm 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19 9油箱的設(shè)計 油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀固體雜質(zhì)等 作用。按照油箱液面與大氣是否相通，可分為開式油箱和閉式油箱。開式油箱應(yīng)用最廣， 油箱內(nèi)的液面與大氣相通，結(jié)構(gòu)簡單，不用考慮油箱充氣壓力等問題，故本系統(tǒng)采用開 式油箱。油箱中應(yīng)安裝相應(yīng)的輔件，如熱交換器、空氣濾清器、過濾器以及液位計等。 9.1 油箱的有效容積的計算 在初步設(shè)計時，油箱的有效容量可按公式（9.1）進行計算。 V=mqp （ 9.1） 式中：V一油箱的有效容量（L）; qp―液

54、壓泵的流量 （L/min）； m—經(jīng)驗系數(shù)，工程機械中m = 2~5。 所以， V = mqp = 3 28.812 = 86.436L = 0.0864肅 9.2 油箱體積的確定 根據(jù)現(xiàn)場實際情況，油液一般裝滿油箱的 80%,采用六面體油箱，并且長、寬以及 高的比例為1:1:1。 即 V =0.8V實際 式中：V一油箱的有效容量（m3）; V實際一油箱的實際體積（m3）。 所以 V實際=1.257=1.25 0.0864 = 0.108m3 所以，長、寬、高=3；77 =30.108 = 0.476m 為提高其散熱能力，適當增大油箱容積，圓整后，取長 =寬=高=520mm

55、 因此，油箱的尺寸為：520X520X520 （mm3） 10液壓閥臺的設(shè)計 10.1 閥塊結(jié)構(gòu)的選擇 閥塊的材料一般為鑄鐵或鑄鋼，低壓固定設(shè)備可用鑄鐵，高壓強振場合多用鍛鋼， 本系統(tǒng)中的閥塊采用鑄鐵材料。 根據(jù)本系統(tǒng)液壓閥件的數(shù)量和安裝位置要求，設(shè)計成一個整體閥塊，閥塊上設(shè)有公 共進油孔和公共回油孔。（見閥塊零件圖GCS-03） 10.2 閥塊結(jié)構(gòu)尺寸的確定 閥塊是液壓系統(tǒng)的重要部件，閥座是其主體，由于閥座是各類閥的安裝體，所以其 加工精度要求很高。由于座體上要加工各類閥口以及聯(lián)接孔口，故設(shè)計時則必須考慮到 加工時各孔口不得有位置上的沖突，同時應(yīng)相通的孔口必須保證相通，不相通的

56、孔口絕 對不可相通，且相臨的孔口之間應(yīng)有一定的距離。 一般在中低壓力下，為保證孔壁強度, 相臨的不相通的孔口間最小壁厚不得小于 5毫米，否則孔壁就有可能在壓力沖擊下崩潰， 使壓力油進入其他孔道，系統(tǒng)將會出現(xiàn)不可預(yù)見性事故。 閥座在設(shè)計安裝時應(yīng)綜合考慮多方面因素。主要是，重要尺寸設(shè)計時，尊重設(shè)計時 理論數(shù)值，一般情況下，小數(shù)點后僅有一位數(shù)值時（單位：毫米） ，不得對非整數(shù)尺寸 進行進位或退位圓整。閥塊布置時閥塊間距一般不應(yīng)小于 10毫米，布置時不得有任何 干涉現(xiàn)象出現(xiàn)。同時還應(yīng)考慮易于加工，在可以實現(xiàn)預(yù)期功能以及安裝方便的前提下應(yīng) 盡量減小閥座尺寸，從而節(jié)省材料，降低加工強度和難度，減少成本

57、。 根據(jù)閥塊上各閥的具體尺寸，從避免尺寸干涉和打孔的強度需要角度考慮所設(shè)計閥 塊的基本尺寸為長500毫米，寬250毫米，高80毫米。閥塊上各工藝孔位置、深度以 及其余具體尺寸見閥塊零件圖 GCS—03。（三維立體圖見附錄中圖 A1 -A2） 11液壓泵站的設(shè)計 液壓泵站是液壓系統(tǒng)的重要組成部分（動力源）。液壓泵站是一種元件組合體，一 般是由液壓泵組、油箱組件、控溫組件、蓄能器組件和過濾器組件等相對獨立的單元組 合而成的。液壓泵站是為一個或幾個系統(tǒng)存放有一定清潔度要求的工作介質(zhì)并輸出具有 一定（或可調(diào)）壓力、流量的液體動力的整體裝置，是向液壓系統(tǒng)提供動力源的重要部 件，所以，液壓泵站設(shè)計的

58、優(yōu)劣，直接關(guān)系著液壓設(shè)備性能的好壞。液壓泵站適用于主 機與液壓裝置可分離的各種液壓機械上。 液壓泵站上泵組的布置方式分為上置式和非上置式。泵組置于油箱上的上置式液壓 泵站中，采用立式電動機并將液壓泵置于油箱之內(nèi)時，稱為立式；采用臥式電動機稱為 臥式。非上置式液壓泵站中，泵組與油箱并列布置的為旁置式；泵組置于油箱下面時為 下置式。 12液壓系統(tǒng)性能驗算 液壓系統(tǒng)初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及聯(lián) 接管路等完全確定后，針對實際情況對所設(shè)計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般的液壓 傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切的計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系數(shù)效率, 壓力沖擊

59、和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設(shè)計要進行重新調(diào)整， 或許采取其他必要的措施。 12.1液壓系統(tǒng)壓力損失的計算 12.1.1局部壓力損失 (12.1) .：v2 P =—— (Pa) 2 式中：之一局部阻力系數(shù) （球閥一5,滑閥一12,節(jié)流閥—6）; P —液體密度 （kg/m3）（液壓油密度一900 kg/m3）； v一液體的平均流速 （m/s）。 1 .泵出口處的溢流閥&P&和推鏟缸處的溢流閥&Pa :v2 900 42 a ——=12 =8.64 10 MPa 900 42 1 =4.32 10 MPa 2 .推鏟缸處的單向節(jié)流閥AP

60、色 . %2 P 3 = = 6 2 2 3 .推鏟缸的多路換向閥處 .N 900 42 立 .：P 4 =——=12 =8.64 10 MPa 2 2 4 .舉開缸的多路換向閥處APg =12 2 900 3 = 4.86 10 2 MPa 2 5 .舉開缸的單作用平衡閥處 AP& = 0.2MPa 6.滑板缸的多路換向閥處 △P&和刮板缸的多路換向閥處AP& 「v 900 32 立 滬7=38=——=12 =4.86 10 MPa 2 2 7 .滑板缸的電磁換向閥處APa和刮板缸的電磁換向閥處AP切 7 900 32 2 . P 9

61、fp 10=——=12 =4.86 10 MPa 2 2 8 .回油過濾器處的局部壓力損失 AP白1 =0.35MPa 則總的局部壓力損失為 11 △P B = z AP* =2父8.64父10” +4.32父10" +2 M 8.64父 104 +0.35 i W = 1.0954MPa 1.1MPa 12.1.2沿程壓力損失 l :v2 ,、 ，、 &P 九一x- (Pa) 12.2) d 2 式中：九一沿程阻力系數(shù) （九=75/Re）; Rl雷諾數(shù) （Re = vd/介 y 一液體的運動黏度 （m2/s）； l一管道長度 （m）; d一管子直徑 （m

62、）; P —液體密度 （kg/m3）（液壓油密度一900 kg/m3）； v一液體的平均流速 （m/s） 由于壓油管路內(nèi)液體的平均流速不同，因此沿程壓力損失分為兩部分計算 第一部分為推鏟缸回路的沿程壓力損失 Re壓i v1d 4 10 10， 一— 46 10上 = 870 <2300（層流） 75 75 2 1壓 1 = — = = 8.6 父 10 Re 870 . -2 2 P141k』=8.6 102 —2-^ 900 4 d 2 10 10 2 = 12384Pa = 0.12384MPa 第二部分為舉開缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程壓力損失 R"

63、”哈竇二65500（層流） 75 75 ,壓2 0.12 Re 652 *.2 l2 過=0.12 3 x 10 10” 900 32 = 145800Pa = 0.1458MPa 則總的沿程壓力損失為 P總=P1 P,2 =0.12384 0.1458 =0.26964MPa ： 0.27MPa 因此，液壓系統(tǒng)總的壓力損失應(yīng)為總的局部壓力損失與總的沿程壓力損失之和 。 即△已=AP% +AP2=1.1 +0.27 =1.37MPa 心、 -Hij F 心、 由以上計算可知液壓回路的壓力損失約為 1.37MPa,而泵的額定壓力為32MPa,工 作壓力為16

64、MPa,所以泵的實際出口壓力與泵的額定壓力存在一定的壓力裕度， 故所選液壓泵和其他有關(guān)液壓元件是合適的，滿足系統(tǒng)的要求。 12.2 散熱能力的計算 12.2.1 液壓系統(tǒng)效率”的計算 液壓系統(tǒng)效率的計算，主要考慮液壓泵的總效率 刈p、液壓執(zhí)行元件的總效率刈人及 p 液壓回路的效率nc0 (12.3) 式中：％一液壓泵的總效率 “A一液壓執(zhí)行元件的總效率 工一液壓回路的效率 液壓回路的效率 、pq〔 p pq p 16 106 22.6 16.8 106 27.216 = 79.1% 式中：Z Rq 一各執(zhí)行元件的負載壓力和輸入流量乘積的總和 （W）; p

65、p ppqp —各個液壓泵供油壓力和輸出流量乘積的綜合 （W） 所以， = -A A =0.95 0.9 0.791 0.9 = 0.609 =60.9% p c a pi m pv c A 12.2.2 液壓系統(tǒng)散熱能力的計算 系統(tǒng)的總發(fā)熱量為 H =Ppi（1-”） （12.4） = 15.4 103 （1 - 0.609）-6021.4W 式中：Ppi—液壓泵的輸入功率 （W）； n一液壓系統(tǒng)總效率。 液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，由系統(tǒng)中各個散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是主要散熱 面。因為管道的散熱面相對較小，且與其自身的壓力損失產(chǎn)生的熱量基本平衡，故一般 略去不計。當

66、只考慮油箱散熱時，具散熱量 Ho可按下式計算 H0=KAN （12.5） 式中：K—散熱系數(shù)｛W/（m?P）｝ 風(fēng)扇冷卻時，K=25; A一油箱散熱面積 （m2）; At 一系統(tǒng)溫升 （P ）工程機械 At <40^0 系統(tǒng)的散熱量為 H0=KA：t= 25 5 0.522 40 = 1352W 油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，因此，需要另設(shè)冷卻器。 12.3 冷卻器的選擇 由于本套液壓系統(tǒng)應(yīng)用于工程機械，所以選擇風(fēng)冷式冷卻器。風(fēng)冷式冷卻器利用空 氣作為冷卻介質(zhì)，適用于缺水或不使用水冷卻的液壓設(shè)備。冷卻方式除采用風(fēng)扇強制吹 風(fēng)冷卻外，多采用自然通風(fēng)冷卻。自然通風(fēng)冷卻的冷卻器分為管式、板式、翅管式和翅 片式等型式。但由于一般的管式和板式風(fēng)冷卻器的通風(fēng)管為光管， 通油板之間不設(shè)翅片， 所以傳熱系數(shù)不大，冷卻效果也較差，所以一般現(xiàn)場實際中，翅管式和翅片式風(fēng)冷卻器 應(yīng)用較為廣泛。 12.3.1 冷卻器的計算 1 .求冷卻器的熱交換量 所謂冷卻器的熱交換量是指要求冷卻器從液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量中所帶走的熱量。 冷卻 器的熱交換量Hc為 Hc=H