壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計.doc

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壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計 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基礎上開發(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，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。 按照垃圾裝載機構的設置部位，垃圾車可分為前裝式、側裝式和后裝式；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站，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、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備。 目前國內(nèi)使用較多的是側裝非壓縮式垃圾車，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)生因誤操作而導致的垃圾車部件損壞和人身事故等缺點。隨著新技術的快速發(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，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)柴油引擎驅動的定型卡車底盤改裝的。車廂設計為框架式鋼結構，頂板和左右側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，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，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。 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)是設計人員比較關心的問題。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。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的研究較少，產(chǎn)品設計主要是采用經(jīng)驗取值或測繪的方法，在很大程度上限制了產(chǎn)品整體設計水平的提高。后裝壓縮式垃圾車結構如圖1.1所示。 1、推板 2、廂體 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)介紹 一般壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力設定為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，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的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預定壓力時，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。舉升缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升，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，提升垃圾斗油缸設置了液壓鎖，提高了安全性；(b)舉升油缸加長了行程，用來開關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。 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技術應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—換向閥；2，3—溢流閥；4—單向閥；5—連接螺栓 圖1.3 多路換向閥結構原理圖 2 液壓系統(tǒng)的主要設計參數(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 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) 結構簡單緊湊，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)運轉的可靠性、準確性和靈活性，在很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，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的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預定壓力時，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。舉升缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升。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，是用在工程機械中的普通多路換向閥的基礎上改進而成的，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、基本回路的設計，將它們有機的結合起來，再加上一些輔助元件，便構成了設計的液壓原理圖。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 + 刮板收緊 + 滑板刮板急停 + + 填塞器舉起 + 填塞器復位 + 推卸垃圾 + 推鏟復位 + 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—刮板的重力（N）； G滑—滑板的重力（N）。 滑塊與導軌之間的摩擦力f1 f1 = μG1cos45。 = 0.13500cos45。 = 247.5N 式中：f1—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞慣性加速度 活塞伸出時的慣性力FI1 FI1 = (m刮+m滑)aI1 = (200+150)0.12 = 42N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力F1為 F1 = G1sin45。+ f1+ FI1 = 3500sin45。+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 式中：—液壓缸的機械效率 （由文獻[1，表37.7—6]， 取= 0.9）。 取回油壓力P2 = 0 ，則 所以， 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 G1’= G刮+G滑+ G垃 = (m刮+m滑+m垃) g = (200+150+300)10 = 6500N 滑塊與導軌之間的摩擦力f1’ 為 f1’ = μG1’cos45。 = 0.16500cos45。 = 460N 活塞縮回時的慣性力FI1’ 為 FI1’ = (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。+ FI1’－f1’ = 6500sin45。+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 取回油壓力P2 = 0， 則 ，所以 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 推力 拉力 最大行程 φ40mm φ28mm 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 = 20010 = 2000N 式中：G刮—刮板的重力（N）。 滑塊與導軌之間的摩擦力f2 f2 = μG2cos45。 = 0.12000cos45。 = 141.4N 式中：f2—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞慣性加速度 活塞伸出時的慣性力FI2為 FI2 = m刮aI2 = 2000.12 = 24N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力F2為 F2= G2sin45。+ FI2－f2=2000sin45。+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 式中：—液壓缸的機械效率 （由文獻[1，表37.7—6]，取= 0.9）。 取回油壓力P2 = 0 則 所以， 圖4.5 刮板缸活塞伸出時的受力分析 圖4.6 刮板缸活塞伸出時的工況分析 2．活塞縮回時，受力分析如圖4.7—4.8 總重力 G2’ = G刮+ G垃 = (m刮+m垃)g = (200+300)10 = 5000N 滑塊與導軌之間的摩擦力f2’ 為 f2’ = μG2’cos45。 = 0.15000cos45。 = 353.6N 活塞縮回時的慣性力FI2’ 為 FI2’ = (m刮+ m垃)aI2 = (200+300)0.12 = 60N 垃圾與廂壁之間的摩擦力f垃圾’ 為 f垃圾’ = μ1G垃’cos45。 = 0.323000cos45。 = 678.8N 式中：μ1—垃圾與廂壁之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取μ1 = 0.32）。 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F2’為 F2’ = G2’sin45。+FI2’ +f2’+ f垃圾’ = 5000sin45。+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 取回油壓力P2 = 0 則 所以， 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 = 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 舉升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。 總重力 G3=G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G廂板 式中：G刮—刮板的重力（N）； G滑—滑板的重力（N）； G刮缸—刮板缸的重力（N）； G滑缸—滑板缸的重力（N）。 因為刮板缸和滑板缸都選取的是UY—40/28, 所以估算G刮缸 = G滑缸 = 102N 式中：G廂板—填料器的廂板重（N）， 估算G廂板=4150N。 G3 = G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G廂板 = 2000+1500+4102+4150 = 8058N 滑塊與導軌之間的摩擦力f3為 f3 = μG3cos75。 = 0.18058cos75。 = 208.6N 式中：f3—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞慣性加速度 活塞伸出時的慣性力FI3為 FI3 = （m刮+m滑+4m缸+m廂板）aI3 =（200+150+410.2+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 = 8058sin75。+120.87+208.6 = 8113N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 式中：—液壓缸的機械效率 （由文獻[1，表37.7—6]，取=0.9）。 取回油壓力P2 = 0， 則 所以， 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’ = G刮+G滑+4G液壓缸+G廂板 = 2000+1500+4102+4150 = 8058N 式中：G刮—刮板的重力（N）； G滑—滑板的重力（N）； G液壓缸—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, 所以估算G液壓缸 = 102N 式中：G廂板—填料器的廂板重（N）。 估算G廂板 = 4150N 滑塊與導軌之間的摩擦力f3’ 為 f3’ = μG3’cos75。 = 0.18058cos75。 = 208.6N 式中：f3’—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞縮回時的慣性力FI3’ 為 FI3’ = （m刮+m滑+4m缸+m廂板）aI3 =（200+150+410.2+415） 0.15 = 120.87N 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F3’為 F3’ = G3’sin75。+FI3’－f3’ = 8058sin75。+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 取回油壓力P2 = 0， 則 所以， 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 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 = μ1G垃 = 0.3230000 = 9600N 式中：μ1—垃圾與廂體之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取μ1 = 0.32）。 推鏟與廂體間的摩擦力f推鏟為 f推鏟 = μG推鏟 = 0.13000 = 300N 式中：μ—推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 推鏟的慣性加速度 推鏟伸出時的慣性力FI4為 FI4 =（m推鏟+m垃圾）aI4 =（300+3000）0.2 = 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 式中：—液壓缸的機械效率 （由文獻[1，表37.7—6]，取= 0.9）。 取回油壓力P2 = 0，則 所以， 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 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’ = μG推鏟 = 0.13000 = 300N 式中：μ—推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 推鏟伸出時的慣性力FI4’ 為 FI4’ = m推鏟aI4 = 3000.2 = 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 取回油壓力P2 = 0， 則 ，所以可得下式 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 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 圖5.2 刮板缸的負載循環(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 圖5.4 推鏟缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 6 液壓泵的選用 在設計液壓系統(tǒng)時，應根據(jù)液壓系統(tǒng)設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)行機構的最大流量決定，即 （6.1） 式中：Vmax—活塞最大速度 （m/s）； qmax—液壓缸的最大流量 (L/min)； Amax—最大有效面積 (m3)； ηv—容積效率（當選用彈性體密封圈時，ηv≈1）。 由于所有的液壓缸均采用UY—40/28，則液壓缸的最大面積為 　 因此，由式（6.1）得 式中：q舉升—舉升缸的流量(L/min)。 液壓泵的供給流量為 式中：K—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>Pz，且電動機額定轉速與泵的額定轉速必須配合。 電動機軸上負載所需功率為 Pz=KP驅 =1.1015.4=16.94kW 式中：K—余量系數(shù)， K=1.10； P驅—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 轉速 效率 功率因數(shù) 最大轉矩 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℃）(mm2/s) 粘度指數(shù) 凝點(℃) 抗磨性(N) 密度(kg/m3) 46 ≥90 ≤-10 800 900 8.2 油箱 焊接件，具體尺寸見第9章。 8.3 液位計 YWZ-150 承受壓力：0.1—0.15MPa 溫度范圍：-20—100℃ 8.4 回油過濾器 YLH型箱上回油濾油器 YLH—2515，參數(shù)見表8.2。 表8.2　YLH—2515回油濾油器參數(shù) 通徑(mm) 流量(L/min) 過濾精度(μm) 公稱壓力(MPa) 最大壓力損失(MPa) 連接方式 濾芯型號 15 25 10 1.6 0.35 螺紋 H—X2515 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) 加油流量L/min 空氣流量L/min 油過濾面積cm2 油過濾精度μm 空氣過濾精度μm 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—2515，參數(shù)見表8.4。 表8.4　 YLX—2515吸油過濾器參數(shù) 通徑 mm 公稱流量 L/min 過濾精度 μm 允許最大壓力損失 MPa 連接方式 濾芯型號 15 25 80 0.03 螺紋 X-X-2515 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徑向柱塞泵參數(shù) 公稱排量ml/r 額定壓力MPa 最高壓力MPa 最高轉速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 最高工作壓力MPa 流量調(diào)節(jié)范圍L/min 最小穩(wěn)定流量L/min 8 31.5 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 mm 額定流量 L/min 調(diào)壓范圍 MPa 控制壓力 MPa 開啟壓力 MPa 質(zhì)量 kg 6 40 0.3-31.5 2-31.5 0.2 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 扭矩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 ℃ 公稱通徑 mm 接管螺紋 額定流量 L/min 額定壓降 KPa 0—1.6 5—60 10 M181.5 2300 15 8.15 消聲器 LFU—1/2 安裝位置:垂直方向5，參數(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氣源處理三聯(lián)件參數(shù) 調(diào)壓范圍 MPa 使用溫度 ℃ 濾水杯容量 ml 給水杯容量 ml 濾芯精度 μm 質(zhì)量 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 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℃ 推薦長度mm 螺紋尺寸 10 25 -30—80 320 M181.5 8.21 測壓接頭 JB/T966-ZJJ-20-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　HED1OA20/35L24參數(shù) 額定壓力MPa 復原壓力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1％ 8.24 液壓管路的選擇 8.24.1 吸油管路的選擇 查《機械設計手冊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 = 4.53610-4m3/s 因為 ，所以 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《機械設計手冊4》可知，壓油管內(nèi)液壓油的流速v ≤ 2.5—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按最大值選取。 1．推鏟缸壓油管路的選擇 推鏟缸所需流量 取v = 4m/s ，則 查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。 表8.19 標準軟管尺寸 公稱內(nèi)徑mm 內(nèi)徑mm 增強層外徑mm 成品軟管外徑mm 10 9.3—10.1 14.5—15.7 19.1—20.6 2．舉升缸壓油管路的選擇 舉升缸所需流量 取v = 3m/s， 則 查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。 3. 滑板缸壓油管路的選擇 滑板缸所需流量 　 取v = 3m/s， 則 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 取v = 3m/s， 則 查表得到標準軟管尺寸，見表8.19。 9 油箱的設計 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。開式油箱應用最廣，油箱內(nèi)的液面與大氣相通，結構簡單，不用考慮油箱充氣壓力等問題，故本系統(tǒng)采用開式油箱。油箱中應安裝相應的輔件，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—油箱的有效容量（L）； qp—液壓泵的流量 （L/min）； m—經(jīng)驗系數(shù)，工程機械中m = 2~5。 所以， V = mqp = 328.812 = 86.436L = 0.0864m3 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 式中：V—油箱的有效容量（m3）； V實際—油箱的實際體積（m3）。 所以 所以， 為提高其散熱能力，適當增大油箱容積，圓整后，取長=寬=高=520mm 因此，油箱的尺寸為：520520520（mm3） 10 液壓閥臺的設計 10.1 閥塊結構的選擇 閥塊的材料一般為鑄鐵或鑄鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，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，設計成一個整體閥塊，閥塊上設有公共進油孔和公共回油孔。（見閥塊零件圖GCS—03） 10.2 閥塊結構尺寸的確定 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，同時應相通的孔口必須保證相通，不相通的孔口絕對不可相通，且相臨的孔口之間應有一定的距離。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)不可預見性事故。 閥座在設計安裝時應綜合考慮多方面因素。主要是，重要尺寸設計時，尊重設計時理論數(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)。同時還應考慮易于加工，在可以實現(xiàn)預期功能以及安裝方便的前提下應盡量減小閥座尺寸，從而節(jié)省材料，降低加工強度和難度，減少成本。 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，液壓泵站設計的優(yōu)劣，直接關系著液壓設備性能的好壞。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） 式中：—局部阻力系數(shù) （球閥—5，滑閥—12，節(jié)流閥—6）； —液體密度 （kg/m3）(液壓油密度—900 kg/m3)； v—液體的平均流速 （m/s）。 1.泵出口處的溢流閥和推鏟缸處的溢流閥 2.推鏟缸處的單向節(jié)流閥 3.推鏟缸的多路換向閥處 4.舉升缸的多路換向閥處 5.舉升缸的單作用平衡閥處 6.滑板缸的多路換向閥處和刮板缸的多路換向閥處 7.滑板缸的電磁換向閥處和刮板缸的電磁換向閥處 8.回油過濾器處的局部壓力損失 則總的局部壓力損失為 12.1.2 沿程壓力損失 （12.2） 式中：—沿程阻力系數(shù) （ = 75/Re）； Re—雷諾數(shù) （Re = νd/γ）； —液體的運動黏度 （m2/s）； —管道長度 （m）； —管子直徑 （m）； —液體密度 （kg/m3）(液壓油密度—900 kg/m3)； v—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 第二部分為舉升缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程壓力損失 則總的沿程壓力損失為 因此，液壓系統(tǒng)總的壓力損失應為總的局部壓力損失與總的沿程壓力損失之和。 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16MPa，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η的計算 液壓系統(tǒng)效率的計算，主要考慮液壓泵的總效率、液壓執(zhí)行元件的總效率及液壓回路的效率。 （12.3） 式中：—液壓泵的總效率 —液壓執(zhí)行元件的總效率 —液壓回路的效率 液壓回路的效率 式中：—各執(zhí)行元件的負載壓力和輸入流量乘積的總和 （W）； —各個液壓泵供油壓力和輸出流量乘積的綜合 （W）。 所以， 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 （12.4） 式中：—液壓泵的輸入功率 （W）； —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。當只考慮油箱散熱時，其散熱量Ho可按下式計算 （12.5） 式中：—散熱系數(shù) {W/(m)} 風扇冷卻時，K=25； —油箱散熱面積 （m2）； —系統(tǒng)溫升 （） 工程機械 。 系統(tǒng)的散熱量為 油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，因此，需要另設冷卻器。 12.3 冷卻器的選擇 由于本套液壓系統(tǒng)應用于工程機械，所以選擇風冷式冷卻器。風冷式冷卻器利用空氣作為冷卻介質(zhì)，適用于缺水或不便用水冷卻的液壓設備。冷卻方式除采用風扇強制吹風冷卻外，多采用自然通風冷卻。自然通風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冷卻器的通風管為光管，通油板之間不設翅片，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，翅管式和翅片式風冷卻器應用較為廣泛。 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—H0=6021.4—1352=4669.4W 2．冷卻器散熱面積A的計算 （12.6） 式中：—液壓油和冷卻介質(zhì)之間的平均溫度差 （）。 （12.7） 式中：t1—液壓油的進口溫度（）； t2—液壓油的出口溫度（）； —冷卻介質(zhì)的進口溫度（）； —冷卻介質(zhì)的出口溫度（）。 散熱面積 根據(jù)計算出的冷卻器的熱交換量及散熱面積，查手冊選擇FL系列空氣冷卻器 型號為FL10，參數(shù)見表12.1。 表12.1 FL10冷卻器參數(shù) 換熱面積m2 風量m3/h 風機功率KW 風機號（T30） 質(zhì)量kg 10 2210 0.12 110 13 環(huán)境性能分析 13.1 環(huán)境污染簡介 環(huán)境污染是指人類直接或間接地向環(huán)境排放超過其自凈能力的物質(zhì)或能量，從而使環(huán)境的質(zhì)量降低，對人類的生存與發(fā)展、生態(tài)系統(tǒng)和財產(chǎn)造成不利影響的現(xiàn)象。具體包括：水污染、大氣污染、噪聲污染、放射性污染等。水污染是指水體因某種物質(zhì)的介入，而導致其化學、物理、生物或者放射性污染等方面特性的改變，從而影響水的有效利用，危害人體健康或者破壞生態(tài)環(huán)境，造成水質(zhì)惡化的現(xiàn)象。大氣污染是指空氣中污染物的濃度達到有害程度，以致破壞生態(tài)系統(tǒng)和人類正常生存和發(fā)展的條件，對人和生物造成危害的現(xiàn)象。噪聲污染是指所產(chǎn)生的環(huán)境噪聲超過國家規(guī)定的環(huán)境噪聲排放標準，并干擾他人正常工作、學習、生活的現(xiàn)象。放射性污染是指由于人類活動造成物料、人體、場所、環(huán)境介質(zhì)表面或者內(nèi)部出現(xiàn)超過國家標準的放射性物質(zhì)或者射線。例如，超過國家和地方政府制定的排放污染物的標準，超種類、超量、超濃度排放污染物；未采取防止溢流和滲漏措施而裝載運輸油類或者有毒貨物致使貨物 落水造成水污染；非法向大氣中排放有毒有害物質(zhì)，造成大氣污染事故，等等。 隨著科學技術水平的發(fā)展和人民生活水平的提高，環(huán)境污染也在增加，特別是在發(fā)展中國家。環(huán)境污染問題越來越成為世界各個國家的共同課題之一。 13.2 液壓技術對環(huán)境的危害及防治 13.2.1 液壓技術對環(huán)境的危害 1．噪聲污染 噪聲污染是液壓生產(chǎn)過程中最容易產(chǎn)生也最難以克服的難題。液壓系統(tǒng)中，發(fā)電機、馬達、泵等在工作時，不可避免的會發(fā)出刺耳的噪聲；一些液力驅動的沖壓、冷軋、鍛造機床等，更是無休止的發(fā)出巨大惱人的聲響，對工人甚至是周邊地區(qū)的人造成危害，所以，液壓工業(yè)中的噪聲污染最值得我們關注。 2．水污染 液壓系統(tǒng)中水污染也同樣需要防治，這是由于液壓系統(tǒng)中用需要大量使用液壓油驅動液壓設備工作。工作油液經(jīng)循環(huán)使用后變?yōu)閺U液需要排放。但如果廢液排放不慎，就會造成下游水域的污染。 3．能源的浪費 由于液壓系統(tǒng)多數(shù)情況需要多個液壓元件進行配合工作，液壓設備又普通比較笨重巨大。而同時液壓系統(tǒng)的精求要求很低，所以往往造成液壓系統(tǒng)的效率十分低下，從而造成電能、化學能、水能、風能等能源的嚴重浪費。 13.2.2 解決方法 1．對于污染的防治 針對液壓系統(tǒng)中容易出現(xiàn)的噪聲污染和水污染，主要解決辦法有： 1）工廠盡量遠離市區(qū)，增強對車間噪聲的控制，消除減弱噪聲源，通過研制和選用低噪聲設備，改進生產(chǎn)加工工藝，達到減少發(fā)生體數(shù)目或降低發(fā)生體中的輻射功率。 2）改革生產(chǎn)工藝，合理充分的使用液壓油，提高其重復利用率，同時建立合理完善的管理制度，控制廢液的排放。 2．液壓系統(tǒng)效率的提高方法 1）改進加工工藝，采用一些提高效率的工藝手段，同時提高對系統(tǒng)控制的精度。 2）定期更新工廠設備，用新的高效的先進設備代替原有設備，提高液壓系統(tǒng)效率和能源的利用率。 結 論 在畢業(yè)設計中，我的任務是設計壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)。壓縮式垃圾車是收集、中轉清運垃圾，避免二次污染的新型環(huán)衛(wèi)車輛，在國外使用最為廣泛。它有效地防止了收集、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)。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、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備。壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力一般設定為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。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，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的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預定壓力時，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。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)集成化設計。壓縮式垃圾車主要適用于我國城鎮(zhèn)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運輸。采用PLC技術應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。 致 謝 時光如梭，四年的大學生活也轉瞬即逝，很快就要離開度過人生最美好時光的美麗校園，離開朝夕相處的同學和傳道、授業(yè)、解惑的