第3章 液压系统的设计

§3.1 确定油缸所受的作用力

§3.1.1 铲斗油缸作用力的确定

反铲装置在作业过程中，当以转斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗缸设计的依据。初步设计时按额定斗容及工作条件（土壤级别），参考有关资料可初选斗齿最大挖掘力（最大挖掘力有任务书要求为F1max120KN），并按反铲最重要的工作位置——最大挖掘深度时能保证具有最大挖掘力来分析确定铲斗油缸的工作力，如图所示。为简单起见，可以忽略斗和土的质量，并且忽略了各构件质量及连杆机构效率影响因素，此时铲斗油缸作用力为

F1maxlc （3-1）

Fdl1m； 式中 l1—铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰 点的力臂（此位置为摇臂长度）， lc—F1max对铲斗与斗杆铰点C的力臂，m。

已知 lcRD1300mm l1430mm

1201300Fd345.7KN9430 而这时斗杆及动臂油缸均处于闭锁状态，斗杆油缸闭锁力Fg应满足

（3-2） xFlB2FgF1malBl2l2式中 l2—斗杆闭锁力Fg对斗杆与动臂铰点的力臂，m； lB—F1max对斗杆与动臂铰点B的力臂，m； lB—F2对斗杆与动臂铰点B的力臂，m；

图3-1 铲斗缸受力分析图 F2——挖掘阻力的法向分力，取F2(0.1~0.2)F1max,N 已知 l2430mm lB3900mm lB650mm F20.1F1max0.11K2N0K1 N2

Fg1203900126501060.4KN430430 动臂油缸闭锁力Fb应满足

FbF1maxlAF2lA （3-3） l3l3式中 l3——动臂油缸闭锁力Fd对铰点A的力臂，m；

lA——F1max对动臂下铰点A的力臂，m； lA——F2对铰点A的力臂，m。

已知 l3330mm lA6300mm lA4600mm Fb12063001233033046002458KN

又动臂缸两个油缸同时作用，则每个缸闭FbFb24581229KN 22§3.1.2 斗杆油缸作用力的确定

当挖掘机以斗杆挖掘时，其最大挖掘力则有斗杆油缸来保证。斗杆油缸最大作用力位置为动臂下放到最低位置，斗杆缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，即对斗杆产生最大作用力矩，并使斗齿尖和铰点B、C在一条直线上，如图所示。

与前面推导铲斗油缸作用力一样，忽略各构件及斗中土壤质量和连杆机构效率影响因素，此时斗杆油缸作用力Fg为

FgF1maBxll2 1203900720KN650而铲斗油缸及动臂油缸处于闭锁状态，所以铲斗油缸闭锁力Fd应满足

F1maxlC1401370Fd336.KN5l1570 动臂缸闭锁力Fd应满足

F1maxlAF2lA1403881.6214795Fb1880.6KNl3342.5 动臂缸有两个，则每个缸闭锁力 Fb1880.6Fb940.KN322

图3-2斗杆缸受力分析图

§3.1.3 动臂油缸作用力的确定

动臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升铲斗内装满土壤的工作装置至最大卸载距离位置进行卸载来确定，其计算简图如图所示，此时动臂油缸作用力为

1Fb(GdtldAGglgAGblbA) （3-4）

l3式中：

图3-3 动臂油缸受力分析图

Gdt——铲斗及其装载土壤的的重力，N；

Gg——斗杆所受重力，N； Gb——动臂所受重力，N；

ldA——铲斗质心到动臂下铰点A的水平距离，m； lgA——斗杆质心到动臂下铰点A的水平距离，m； lbA——动臂质心到动臂下铰点A的水平距离，m。 此处 GdtqGd 1800kgm3为土壤密度 ； q0.9m 则Gdt25KN

; Gb30KN ; Gg15KN

0 ; lbA163mm0 ; lgA455mm0 ; l3540mm ; ldA620mm3/m inFb504KN

每个缸的闭锁力FbFb504252KN 22

§3.2 各油缸尺寸的确定

§3.2.1 铲斗油缸尺寸的计算

⑴ 铲斗缸工作压力的确定

液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计时可用类比法来确定。

农业机械、小

设备类型

精加工机床

组合机床

拉 床

工程机械辅助机构

工作压力 P/Mpa

0.8-2

3-5

5-10

1-16

液压机、重型机

型工程机械、械、大中型挖掘

机、起重运输机械

16-32

表3-1 各类机械常用的系统工作压力

初选系统工作压力为25MPa

⑵ 缸径D和油塞杆直径d的确定

挖掘机液压缸均为单活塞杆液压缸，其原理图如下所示

图3-4 液压缸原理图

工作压力 d/D 由缸受力平衡知

5.0

5.0~7.0 0.62~0.70

7.0 0.7

0.5~0.55

表3-2 按工作压力选取d/D

4D2P1Fcm42(D2d)P2

式中 P1——液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力Pp25MPa；

P2——液压缸回油腔背压，有表2所示，取P21MPa； dD——活塞杆直径与液压缸内径之比，按表3取d/D=0.7; F——工作循环中最大的外负载，此处FFd345KN cm——液压缸机械效率，一般取cm0.9 将上式代入缸受力平衡方程式得

D4F2 （3-5） P2dP11p1D1cm

43451 3.14251060.9110.7225 0.14m1

141mm 圆整取D140mm

8 圆整取d100mm D0.7140m9m则 d0.7⑶ 缸壁厚和外径的计算

如按薄壁缸进行计算则D/10

PyD （3-6） 21.25~1.5倍； 式中 Py——试验压力，一般取最大工作压力的 ——缸筒材料许用应力，无缝钢管100~110MPa；

Pp1.325MPa33 式中 Py1.3  取110MPa

32.50.140.021m

2110 此时 D/0.14/0. 021 不满足薄壁缸条件6故应按中等壁厚计算公式计算 3.2D/10 此时 PyDC （3-7）

2.3Py ——强度系数，对无缝钢管 1； C——用来圆整壁厚。 则 32.50.14C

2.311032.51 0.021C 取0.021m21mm

2m8m则缸外径 D1D21402211有挖掘机实际运动轨迹和外型尺寸知 铲斗缸工作行程为L1350mm

§3.2.2 斗杆油缸尺寸的计算

⑴ 由铲斗缸计算步骤知斗杆缸受力平衡

4D2P1Fcm4(D2d2)P2

D4F2 P2dP11p1D1cm

47201

3.14251060.9110.7225 203.mm9 圆整取D200mm

则缸油塞杆直径 d0.7 0 圆整取d140mm D0.7200m1m4⑵ 缸壁厚和外径D1的计算 由上面计算知按中等壁厚计算

PyDC

2.3Py 32.50.2C

11032.512.3 0.027C 圆整取27mm

则外径 D1D2200227254mm

⑶ 由挖掘机实际运动轨迹和外型尺寸可得出斗杆缸工作行程 L1755mm

§3.2.3动臂缸的尺寸计算

⑴ 由上面计算知动臂缸受力平衡公式

4D2P1Fcm4(D2d)2P2

D4F2 P2dP11p1D1cm

45041 3.14251060.9110.7225 0.12m4

124mm 圆整取D125mm

D0.7125则缸油塞杆直径 d0.7 ⑵ 缸壁厚和外径D1的计算

由上面计算知按中等壁厚计算

PyDC

2.3Py 5 圆整取d90mm 8m7.m 32.50.125C

2.311032.51 0.0184C 圆整取19mm

则外经 D1D21252191 3m6m⑶ 根据挖掘机实际运动轨迹和外型尺寸可得出动臂缸工作行程 L1625mm

§3.3 液压系统图的拟定

本次设计的挖掘机液压系统原理图如图所示，该系统为高压定量双泵开式系统，液压泵1、2输出的压力油分别进入两组由三个手动换向阀组成的多路换向阀A、B。进入多路换向阀A的压力油，驱动回转马达、铲斗缸，同时经中央回转接头驱动左行走马达；进入多路阀B的压力油，驱动动臂缸和斗杆缸，并经中央回转接头驱动右行走马达。从多路阀A、B流出的压力油都要经过限速阀进入总回油管，再经背压阀、冷却器、滤油器流回油箱。当单个换向阀处于中间位置时，构成卸载回路。

图3-5 挖掘机液压系统原理图

§3.4 液压元件的选择

序号

元件名称 规格型号

数量

1 滤油器 ABZR-S0140-10-1X/M-A

2 2 冷却器 2LQFW 1 3 背压阀 S30A1.0 1 4 节流阀 MG20G1X/V

1 5 缓冲补油阀组

1 6 双速阀 24E-H10B-T 2 7 补油单向阀 S20A1.0 1 8 中心回转接头

1 9 限速阀 DHG-04-3C 1 10 多路阀 WDF22.4.A 1 11 溢流阀 DADH10P1X/400

2 12

梭阀

KS-F32

1

序号 元件名称 合流阀 多路阀 截止阀 单向节流阀 缓冲阀

规格型号 数量

13 14 15 16 17

4HMM10-15 DL1-25 QJN-10WL MK6G1X/V DBD-10

1 1 2 3 12

表3 -3 系统元部件一览表

§3.5 各液压缸和马达流量的确定

⑴ 取每个液压缸的伸缩速度 Vmax6000mm/min 根据前面计算出的各缸参数如下：

铲斗缸： 缸内径D140mm 活塞杆径d100mm 行程S1350mm 斗杆缸： 缸内径D200mm 活塞杆径d140mm 行程S1755mm 动臂缸：

行程S1625mm

缸内径D125mm 活塞杆径d90mm

⑵ 每个缸的流量计算

qmax4DVmax2 （3-8）

①、 铲斗缸

qmax4D2Vmax13.141.426090L/min4

②、 斗杆缸

qmax4D2Vmax13.142260180L/min4

③动臂缸

qmax24D2Vmax123.141.25260144L/min4

2、回转马达的流量计算及选型

平台回转启动力矩一般应小于制动力矩。当回转机构仅靠液压制动时，启动力矩M0小于或等于制动力矩MB，可以取

MBC1~1.1

M0当回转机构带附加机械制动时，C最高可达2，一般取C1.6。对于一定的回转机构来说，启动力矩和制动力矩越大，则平台回转加速度和减速度也越大，从而可提高回转速度，缩短回转时间。但回转加速度过大会增加动载荷和冲击，同时启动力矩和制动力矩的增大也受地面附着条件的限制。地面附着条件可用地面附着力矩MF表示。机械制动一般取MB0.8~0.9MF，液压制动可取

MB0.5~0.7MF。

履带式液压挖掘机地面附着力矩的计算可以采用下面的简化公式 MF5000m 式中 MF——地面附着力矩，Nm； m——整机质量，t；

——地面附着系数，平板履带板取0.25，带筋履带板取0.5。 则 MF50000.53 21 135720.Nm9

7MF0.8135720.910Nm85又 MB0.8MB108576.7267860.N4m5 M0C1.6设经过四级减速，传动比 i总5541.3130

M067860.45'522Nm 则马达所受最大力矩M0i130M0'522q0.000020m3/r20mL/r 理论排量6pmm28100.93443据此可查手册选出液压马达型号 轴向柱塞马达 25YCY141B 排量25mL/r 额定转速1500r/min。 ⑶、行走马达的选用

液压挖掘机行走速度有 0~1.7Km/h 、0~3.4Km/h 两种可调高低速，故由上面选出的液压马达 40YCM141B。

⑶ 主回路液压泵的选择 泵所需总流量 q总Kq

式中 K——系统渗漏系数，一般取1.1~1.3，此处取K1.2；

q——各动作元件同时动作的最大流量之和。

由上面计算得知

q90180272414L/min

496.8L/min q总1.2414

本设计采用双联斜轴式定量柱塞泵，则每个泵所需流量

q总496.8qp248.4L/min

22 液压泵工作压力的确定 液压泵工作压力 ppp1p 式中 pp——液压泵最大工作压力； p1——执行元件最大工作压力；

p——进油路压力损失，较复杂系统取0.5~1.5MPa，此处取1MPa。

6P a 则 Pp2512M参照产品样本选取额定压力比系统最高压力高10%~30%、额定流量不低于上述计算结果的液压泵，可据此选择泵型号160YCY141B 双联定量轴向柱塞泵，额定压力为32MPa；最大排量160mL/r。最高转速1750r/min。

§3.6 管路油管的选择

管路是液压系统中液压元件之间传递工作介质的各种油管的总称。管接头用于油管与油管和油管与液压元件之间的连接，为了保证液压元件之间工作的可靠性，管路及管接头应具有足够的强度，良好的密封性，其压力损失也要小，拆卸方便。

（1）油管内径的确定

油管的内径取决于管路的种类及管内的流速。油管的内径由下面的公式确定：

d4.16Q （3-9） v

式中：Q—流经管路的流量；v—油管内的允许流速。

对吸油管可取v=（1～1.5）m/s一般取1m/s，回油管可取v＜（1.5～2.5）m/s，压力油管：当P＜2.5MPa时，取v=(3～4) m/s ,当P=（2.5～16）MPa时，取v=（3～4）m/s ，当P＞16MPa时，取v＞5m/s。

对吸油管有：d4.16Q2804.6162.98mm v1.5圆整取d=65mm。

对回油管有：d4.61Q5604.6177.14mm v2圆整取d80mm。

（3）管接头的选择

管接头采用焊接式管接头，焊接式管接头主要由接头体、螺母和接管组成，

在接头体和接管之间用O型密封圈密封。当接头体拧入机体时，采用金属垫圈或组合实现端面密封。接管和管路系统中的缸管接头用焊接连接，管接头和机体的连接主要采用普通细牙螺纹，根据《机械设计手册》第四版第四卷表17-8-6选用焊接式管接头。

（4）螺塞的选取

螺塞主要用于堵塞工艺孔和油箱放油孔，以及缸筒需要堵死的地方。选用六角螺塞（JB/ZQ4450-1997）其主要参数见《机械设计手册》第四版第四卷P17-674表17-8-78。

§3.7 液压油箱的确定

油箱的容积一般区泵每分钟流量的3-5倍，当系统采用定量泵时油箱的容量不能小于泵每分钟流量的3倍。此系统中泵流量为560L/min，则油箱容积V56042240L。外型尺寸按1:1.4:1.6设计，可得出油箱长宽高

100014001600mm。

§3.8 液压系统的发热和温升的验算

系统工作时液压泵的输入功率由前面的计算可知

P1228035326.67KW

60挖掘机工作时，液压缸的最大输出功率

P2FdVmaxFgVmaxFbVmax2Tm （3-10）

345.790.17200.15040.123.140.8891750KW 60 319.8KW 式中：

Tm——液压马达的外工作负载力矩，Nm

 ——液压马达旋转角速度，rad/s。

则系统的总发热功率为：

P1P2326.67319.86.87KW 已知油箱容积

V2240L2240103m3 则油箱近似散热面积A为：

A0.0653V20.065322402m211.13m2 油箱通风良好，取油箱散热系数G17103KW/(m2.oc) 则油液温升 T6.8736oC （3-11） 3GA171011.13设环境温度 T225oC 则热平衡温度为：

T1T2T253661oCT180oC

在工程机械中，系统油温的正常值为50-80,所以油箱的散热平衡。

§3.9 液压装置的结构设计

1、液压装置的结构形式

液压装置按配置形式可以分为集中配置和分散配置两种形式。集中式配置主要用于固定的液压设备中，如机床及其自动线液压系统。分散式配置主要用于移动式液压设备，如工程机械液压系统等。本次设计的是挖掘机液压系统，所以采用分散式配置，不需要进行液压站的设计。采用分散式配置的优点是结构紧凑，节省占地面积。缺点是安装维修较复杂，动力源的震动和油温影响主机的精度。 2、阀集成块

液压阀集成块在液压系统的设计中占有很重要的地位，它不仅便于集中管理，而且可以减少管路，提高液压系统的工作可靠性。阀集成块的设计原则为：

（1）合理选择集成阀的个数，若集成的阀太多，会使阀块的体积过大，设计、加工困哪；集成的太少，集成的意义又不大。在本次设计中，每个块上集成3个阀。

（2）在阀块设计时，块内的油路应尽量简捷，尽量减少深孔、斜孔，阀块

中的孔径应与通过的流量相匹配。

（3）阀块设计时应注意进出油口的方向和位置，应与系统的总体布置及管道连接形式匹配，并考虑安装操作方便。

（4）阀块设计时还要考虑有水平或垂直安装要求的阀，必须符合要求。需要调节的阀应放在便于操作的位置，需要经常检修的阀应安装在阀块的上方或外侧。

（5）阀块设计时要设置足够数量的测压点，以供阀块试用。