全液压轮式装载机液压系统的设计.pdf

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前前言言一、研究或设计的目的和意义装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。

该课题结合机械设计专业的教学内容和我省工程机械的应用及发展，对装载机液压系统作较深入的分析研究。

根据设计依据及要求，完成装载机液压系统的设计直动式溢流阀的设计，进一步掌握液压系统的设计方法和步骤。

通过毕业设计，使我们进一步巩固、加深对所学的基础理论、基本技能和专业知识的掌握，使之系统化、综合化；使我们获得了从事科研工作的初步训练，培养我们的独立工作、独立思考和综合运用已学知识解决实际问题的能力，尤其注重培养我们独立获取新知识的能力；培养我们在设计方案、设计计算、工程绘图、实验方法、数据处理、文件表达、文献查阅、计算机应用、工具书使用等方面的基本工作实践能力；使我们树立具有符合国情和生产实际的正确设计思想和观点，树立严谨、负责、实事求是、刻苦钻研、勇于探索、具有创新意识、善于与他人合作的工作作风。

二、研究或设计的国内外现状和发展趋势液压技术式一门先进的技术，特别是计算机技术的发展再次将液压、技术推向前进，发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术。

目前国内外的装载机都采用液压技术，可使整个装载机的技术经济指标得到提高，其发展趋势是开发节能、高效、可靠、环保型产品，并研制无泄漏装载机，微电子及机电液一体化技术将获得越来越广泛的应用，安全性及舒适性是产品发展的重要目标，大型化与微型化仍是产品系列化的两极方向，技术进步、人才培养和售后服务将成为企业生存的三大关键内在因素，集团化、社会化与国际化是企业生存与发展的必由之路。

三、主要研究或设计内容，需要解决的关键问题和思路主要设计内容包括：

设计53m全液压轮式装载机液压系统、直动式溢流阀和动臂液压缸的设计、液压系统的设计计算、标准液压组件的选择计算、液压系统的验算、非标准件的设计计算等。

需要解决的关键问题是液压系统无极调速回路及液压系统安全保护回路的设计。

可以通过综合应用已学的理论知识解决设计中的问题。

第一章第一章全液压轮式装载机液压系统的工作原理全液压轮式装载机液压系统的工作原理1.11.1设计依据设计依据1.1.11.1.1全液压轮式装载机液压系统的主要特点全液压轮式装载机液压系统的主要特点1、设计用于露天作业的前端式装载机的液压系统，该装载机的工作装置、转向机构和行走机构均采用液压传动。

2、行走机构能实现无级调速。

3、工作装置、转向机构和行走机构，采用单独驱动。

4、工作装置为反转连杆式。

5、行走机构为轮胎式。

6、采用柴油机为动力。

7、安全可靠、机构紧凑、维修方便。

1.1.21.1.2设计参数设计参数1、额定斗容53m。

2、额定载重量10t。

3、轴距3.5m。

4、轮距2.8m。

5、机重24t。

6、工作装置

（1）、工作压力1014MPa；

（2）、转斗缸最大推力22t；铲斗卸载时间36s；转斗时间25s；转斗缸行程520mm；（3）、动臂缸最大推力20t；动臂提升时间25s；动臂下降时间36s；动臂缸行程560mm。

7、转向机构

（1）、工作压力1014MPa；

（2）、最大转向阻力矩2100mkg；（3）、最大转向角3040；（4）、铰接两车架从最左到最右偏转角所需时间为36s。

8、行走机构

（1）、工作压力1826MPa；

（2）、最大行走速度15hkm/；（3）、工作速度34hkm/；（4）、最大牵引力30t；（5）、轮胎滚动半径680mm；（6）、最大爬坡能力30。

1.21.2全液压轮式装载机液压系统的工作原理全液压轮式装载机液压系统的工作原理轮式装载机液压系统包括行走机构液压系统、工作装置液压系统和转向机构液压系统三个部分，见图1.1。

1.2.11.2.1行走机构液压系统行走机构液压系统行走机构液压系统按其作用分为：

主回路、补油和热交换回路、调速和换向回路、主泵回零及制动回路、补油回路和压力保护回路。

1、主油路由两个独立的闭式回路组成。

如图1.2所示，斜轴式轴向柱塞变量泵5高压油口前轮内曲线径向柱塞马达9（后轮内曲线径向柱塞马达10）斜轴式轴向柱塞变量泵5低压油口。

图1.2主油路2、补油和热交换回路

（1）、补油回路齿轮泵1分流阀21补油阀6斜轴式轴向柱塞变量泵5的低压侧。

（2）、热交换回路前轮内曲线径向柱塞马达9或后轮内曲线径向柱塞马达10排出的部分热油梭阀变速阀15（为图示位）背压阀26过滤器59油箱61。

12调压阀11前轮内曲线径向柱塞马达9或后轮内曲线径向柱塞马达10的壳体过滤器60油箱61。

注意：

调压阀22的开启压力调压阀11的开启压力，才能实现正常的热交换。

（3）、调速和换向回路a、若脚踏先导阀17上位工作齿轮泵1分流阀21断流阀20（图示位）脚踏先导阀17上位液动阀25下端液动阀25阀芯上移，下位工作。

先导泵3液动阀25下位变量液压缸24下腔变量液压缸24活塞杆伸出杠杆机构斜轴式轴向柱塞变量泵5的缸体摆角或斜轴式轴向柱塞变量泵5的流量或。

若斜轴式轴向柱塞变量泵5的缸体摆角方向改变，则斜轴式轴向柱塞变量泵5排油方向改变前轮内曲线径向柱塞马达9或后轮内曲线径向柱塞马达10的转向改变实现装载机的前进或后退。

b、若脚踏先导阀18上位工作齿轮泵1分流阀21断流阀20脚踏先导阀18上位液动阀25上端液动阀25阀芯下移，上位工作。

先导泵3液动阀25上位变量液压缸24上腔变量液压缸24活塞杆缩回杠杆机构斜轴式轴向柱塞变量泵5的缸体摆角或斜轴式轴向柱塞变量泵5的流量或。

若斜轴式轴向柱塞变量泵5的缸体摆角方向改变，则斜轴式轴向柱塞变量泵5排油方向改变前轮内曲线径向柱塞马达9或后轮内曲线径向柱塞马达10的转向改变实现装载机的后退或前进。

高速档（变速阀15图示位）c、通过变速阀15，可得两档车速低速档（变速阀15左位）当前轮内曲线径向柱塞马达9或后轮内曲线径向柱塞马达10为高速工况（即变速阀15为图示位）连通阀16左移，即是图示位工作前后轮的油路连通；当前轮内曲线径向柱塞马达9或后轮内曲线径向柱塞马达10为高速工况（即变速阀15为左位）连通阀16右移，左位工作前后轮油路不通。

（4）、主泵回零及制动回路调速阀27由离心调速器控制，离心调速器与发动机是用带轮连接。

a、若外负载F，超过发动机出N，发动机转速调速阀27左移，右位工作（为图示位）；b、液动阀25的控制油交替逆止阀19调速阀27油箱61；c、斜轴式轴向柱塞变量泵5摆角减小直到零位降低泵的输出功率，避免发动机因过载而熄火；（低压控制油作用）离心调速器作用图1.15立方全液压轮式装载机液压系统图停车时，断流阀20左位工作，则连通脚踏先导阀17和脚踏先导阀18随动阀25上下端控制油与油箱61相通随动阀25回到中位伺服变量机构斜轴式轴向柱塞变量泵5缸体摆角回零，q为零前轮内曲线径向柱塞马达9和后轮内曲线径向柱塞马达10制动。

（5）、补油回路制动及超速吸空时，低压油补油阀13前轮内曲线径向柱塞马达9和后轮内曲线径向柱塞马达10。

（6）、压力保护回路a、主回路高压保护系统的工作压力系P过载阀77P过载阀7开启溢流。

b、低压保护调压阀22控制补油压力。

c、油马达背压保护前轮内曲线径向柱塞马达9和后轮内曲线径向柱塞马达10排出的部分热油调压阀14背压阀26过滤器60油箱61当系统长时间不工作时，按下换向阀8将斜轴式轴向柱塞变量泵5吸排油口相通前轮内曲线径向柱塞马达9和后轮内曲线径向柱塞马达10不转动装载机不动。

1.2.21.2.2工作装置液压系统工作装置液压系统1、转斗液压缸52活塞杆伸出

（1）、先导油路将转斗先导阀37的手柄向左按下先导泵3单向阀29转斗先导阀37左上位转斗液压缸多路液动换向阀45左端转斗液压缸多路液动换向阀45左位工作。

（2）、主油路进油路：

工作泵2单向阀46转斗液压缸多路液动换向阀45左腔转斗液压缸52活塞腔转斗液压缸52活塞杆向外伸出。

回油路：

转斗液压缸52活塞杆腔油转斗液压缸多路液动换向阀45左腔过滤器55油箱61。

2、转斗液压缸52活塞杆缩回

（1）、先导油路将转斗先导阀37的手柄向右按下先导泵3单向阀29转斗先导阀37右上位转斗液压缸多路液动换向阀45右端转斗液压缸多路液动换向阀45右位工作。

（2）、主油路进油路：

工作泵2单向阀46转斗液压缸多路液动换向阀45右腔转斗液压缸52活塞杆腔转斗液压缸52活塞杆缩回。

回油路：

转斗液压缸52活塞腔油转斗液压缸多路液动换向阀45右腔过滤器55油箱61。

3、转斗液压缸52补油和过载保护补油：

转斗液压缸52活塞腔或活塞杆腔吸空时，通过补油阀48补油。

过载保护：

转斗液压缸52活塞腔或活塞杆腔过载时，通过过载阀49开启溢流。

4、动臂液压缸53举升

（1）、先导油路将动臂举升先导阀38的手柄向右按下先导泵3单向阀29动臂举升先导阀38右上位动臂举升多路液动换向阀42左端动臂举升多路液动换向阀42左位工作。

（2）、主油路进油路：

工作泵2节流阀44单向阀43动臂举升多路液动换向阀42左腔动臂液压缸53活塞腔动臂液压缸53举升。

回油路：

动臂液压缸53活塞杆腔油动臂举升多路液压换向阀42左腔过滤器55油箱61.5、动臂液压缸53下降

（1）、先导油路将动臂举升先导阀38的手柄向左按下，按到左中位先导泵3单向阀29动臂举升先导阀38左中位动臂举升多路液动换向阀42右端动臂举升多路液动换向阀42右位工作。

（2）、主回路进油路：

工作泵2节流阀44单向阀43动臂举升多路液动换向阀42右腔动臂液压缸53活塞杆腔动臂液压缸53下降。

回油路：

动臂液压缸53活塞腔油动臂举升多路液动换向阀42右腔过滤器55油箱61。

6、动臂液压缸53浮动将动臂举升先导阀38的手柄向左按下，按到左上位先导泵3单向阀29动臂举升先导阀38左上位液控单向阀51液压单向阀51的液压油逆向流动动臂液压缸53的活塞杆腔和活塞腔与油箱61相通，进出油都可以。

7、动臂液压缸53补油和过载保护补油：

动臂液压缸53活塞腔或活塞杆腔吸空时，通过液控单向阀51补油。

过载保护：

动臂液压缸53活塞腔或活塞杆腔过载时，通过过载阀50开启溢流。

8、其他元件的作用调压阀36的作用是调节减压阀式先导操纵阀的操纵油的压力。

背压阀39是使液动换向阀51具有背压。

当发动机突然熄火时，动臂液压缸53活塞腔的油通过单向阀41和节流阀40向动臂举升先导阀38和转斗先导阀37紧急供应操纵油。

9、工作泵（主泵）2过载保护当转斗液压缸52和动臂液压缸53不工作时，工作泵2油箱61；当转斗液压缸52或动臂液压缸53工作时，系统过载，工作泵2安全阀47油箱61。

1.2.31.2.3转向机构液压系统转向机构液压系统1、直线行驶方向盘不转全液压转向器31处于中位（图示位）液动主控制阀32处于中位（图示位）转向液压缸54没有液压油通过装载机直线行驶。

转向泵4定差溢流阀33油箱61。

2、右转弯

（1）、先导油路顺时针转动方向盘螺杆轴向上移全液压转向器31上移全液压转向器31下位工作。

先导泵3全液压转向器31下腔计量马达进口计量马达出口液动主控制阀32左端（液压主控制阀左位工作）液动主控制阀32中的先导阀口液动主控制阀32的右端全液压转向器31下位过滤器55油箱61。

（2）、主油路进油路：

转向泵4液动主控制阀32左腔转向液压缸54A活塞腔和B活塞杆腔装载机向右转弯。

回油路：

转向液压缸54A活塞杆腔和B活塞腔油液动主控制阀32左腔过滤器55油箱61。

3、左转弯

（1）先导油路逆时针转动方向盘螺杆轴向下移全液压转向器31下移全液压转向器31上位工作。

先导泵3全液压转向器31上腔计量马达进口计量马达出口液动主控制阀32右端（液压主控制阀右位工作）液动主控制阀32中的先导阀口液动主控制阀32的左端全液压转向器31上位过滤器55油箱61。

（2）主油路进油路：

转向泵4液动主控制阀32右腔转向液压缸54B活塞腔和A活塞杆腔装载机向左转弯。

回油路：

转向液压缸54B活塞杆腔和A活塞腔油液动主控制阀32右腔过滤器55油箱61。

4、其他液压元件的作用液控主控制换向阀32、定差溢流阀33、安全阀34和梭阀35组成流量放大阀。

梭阀35把液动主控制阀32的出口压力引至定差溢流阀33的弹簧腔，液动主控制阀32的进口压力作用定差溢流阀33的另一腔，使得液动主控制阀32进出口压力差基本恒定，转向液压缸54的运动速度进取决于液动主控制阀32的阀口面积。

5、过载保护当先导泵工作时过载，先导泵3直动式溢流阀28过滤器56油箱61；当工作装置和转向机构不工作时，先导泵3换向阀8（右位工作）过滤器56油箱61。

转向液压缸54的高压油梭阀35安全阀34过滤器55油箱61。

第二章第二章液压系统主要参数的确定液压系统主要参数的确定2.12.1行走机构液压系统若干问题行走机构液压系统若干问题1、由设计要求知：

最大行走速度maxv=15hkm/max=（1-）thkm/（2-1）式中：

滑转率，=0.030.05，取=0.04。

则：

理论行驶速度ttV=1max=04.0115=15.625hkm/2、理论行驶速度t=2drkn100060=0.377drknmin/r（2-2）式中：

dr驱动轮的滚动半径（m），dr=0.680m；kn驱动轮转速（min/r）。

则：

kn=dtrv377.0=680.0377.0625.15=60.982min/r3、最大行驶速度发生在运输工况：

最大牵引力产生在装载机以作业速度插入料堆时。

4、进行牵引力和扭矩计算时应考虑驱动轮的数目。

2.1.1液压泵参数的确定pq=mpRnpFmaxmaxmaxradm/3（2-3）式中：

pq液压泵的排量（radm/3）；maxP液压泵吸排油口压力差（Pa），由设计要求知其工作压力为1826MPa，取P=25MPa，其背压为0.5MPa，则maxP=25-0.5=24.5MPa=24.5610Pa；pn液压泵的转速（s/rad），取pn=1000min/r=6021000=104.667s/rad；max最大行驶速度（sm/），max=15hkm/=3600100015=4.167sm/；液压泵与液压马达的总效率，取=0.8；maxF行走时的最大牵引力（N），maxF=rF+sF=Gf+Gsin；rF滚动阻力（N）；sF爬坡阻力（N），一般小坡度可取sin=0.3；F滚动阻力系数，取f=0.03；G装载机重量（N），G=240000N。

则maxF=2）3.003.0（240000+=39600N注：

由于系统是四轮驱动，采用的2个泵，所以计算maxF时要除以2。

mR液压马达的变速范围，定量马达mR=1，若采用变量泵系统，马达的变速范围mR=1。

则：

pq=mpRnpFmaxmaxmax=18.0667.104105.2439600167.46=8.044510radm/3液压泵的理论流量tq：

tq=nV310=8.0442=505.163min/L液压泵的功率P：

P=60pqt=6025163.505=210.485KW2.1.22.1.2液压马达的参数液压马达的参数液压马达的排量：

mmmmmpnFqmaxmaxmax=srad/（2-4）式中：

maxnn液压马达的最大转速（srad/），maxnn=drmax=680.0167.4=6.135srad/；mm液压马达的机械效率，取mm=0.92；maxp液压马达的进出口压力差（Pa），maxp=25-1=24MPa=24Pa610；maxF最大牵引力（N），采用的是4马达驱动，则：

maxF=41239600=19800N。

则：

mmmmmpnFqmaxmaxmax=92.01024128.619800167.46=6.098radm/1034其液压马达的理论流量tq：

mmtnq=21010028.6602128.634=224.211min/L液压马达的扭矩M：

M=Fdr=198000.680=13464mN=6.208m2.2.12.2.1液压缸流量的计算液压缸流量的计算活塞杆外伸速度1V：

1V=214Dqscm/（2-18）活塞杆缩回速度2V：

=2V）（4222dDqscm/（2-19）式中：

缸的容积效率；取=0.851、动臂液压缸：

提升时间25s，下降时间36s，行程L=560mm1V=tL=4560=70smm/=14scm/2V=tL=5560=112smm/=11.2scm/即4121VDq=85.04141114.32=1564.458scm/34）（2222VdDq=85.042.11）811（14.322=589.581scm/32、铲斗液压缸：

铲斗卸载时间36s，转斗时间25s，行程L=520mm1V=tL=5520=104smm/=10.4scm/2V=tL=4520=130smm/=13scm/即4121VDq=85.044.105.1214.32=1500.735scm/4）（2222VdDq=85.0413）95.12（14.322=903.440scm/2.32.3原动机功率选择计算原动机功率选择计算2.32.3.1.1运输工况功率运输工况功率+=itHNFNmax（KW）（2-20）式中：

tF产生最大速度时的驱动力（N），tF=RFF+额；额F额定牵引力（N），额F=HVG；G机械的附着重量（N），四轮驱动G为机重，G=240000N；HV额定附着系数，HV=0.450.55，取HV=0.5。

RF滚动阻力，RF=Gf；G机重（N），G=240000N；f滚动阻力系数，取f=0.03。

tF=RFF+额=2400000.5+2400000.03=127200N传动系统的总效率，取=0.8；iN为转向泵（空载）、工作泵（空载）消耗功率总和。

601PQN=6012199.61=12.240KW602PQN=6021260501.12.1=43.229KWiN=1N+2N=12.240+43.229=55.469KW则+=itHNFNmax=3108.0167.4127200+55.469=718.022KW718KW2.3.2插入工况功率dddVkFN=KW（2-21）式中：

dN装载机插入时的原动机功率（KW）；dF最大插入阻力（N），最大牵引力1F=dF+）（iwGM=198004=79200NMG装载机自重（N），MG=240000N；w滚动阻力系数，w=0.1；i道路坡度，上坡为正，下坡为负，i=10；dV装载机的插入速度，dV=0.81.1sm/；k考虑其他阻力系数，k=1.201.25，取k=1.225；泵到马达的总效率，取=0.8。

则dF=）（1iwGFM=79200）01.0（1.0240000=52800NdddVkFN=8.0152800225.1=80850W=80.85KW第三章第三章非标准液压元件的设计非标准液压元件的设计33.1.1动臂液压缸的设计动臂液压缸的设计如图3.1所示，为动臂液压缸。

当左端进油时活塞杆伸出，动臂举升；当右端进油时，动臂下降；当两端都与油箱连通时，动臂浮动。

图3.1动臂液压缸33.1.1.1.1液压缸的设计计算液压缸的设计计算1、查表选用双作用单活塞杆液压缸，选用尾部耳环式安装方式；2、由于动臂液压缸采用2个，所以F=100010220=100000N；3、系统的工作压力为1014MPa，取系统的工作压力为12MPa，往复速比=21qq=22280110110=2.21，则取=2，即缸径D=100mm，活塞杆直径d=80mm；4、动臂液压缸的行程为560mm，速度为：

提升时，1V=7scm/下降时，2V=11.2scm/流量为：

提升时，1q=782.229scm/3下降时，2q=589.581scm/3查表得出供油口的直径：

1d=16mm。

33.1.2.1.2液压缸的作用能力、液压缸的作用能力、作用时间及储油量的计算作用时间及储油量的计算1、如图3.2，当向有杆腔供油时，活塞杆向内收进时的拉力为：

图3.2双作用液压缸4）（222dDPFF=（5-1）式中：

d活塞杆直径（m）；D缸内径（m）；P工作压力（Pa）；液压缸机械效率，一般取=0.95。

4）（222dDPFF=95.010124）08.011.0（14.3622=51009.3N2、液压缸的作用时间（油从活塞腔供入时的情况）：

QsDt42=s（5-2）式中：

D缸内径（m）；s行程（m）；Q流量（sm/3）。

QsDt42=6210229.782456.011.014.3=6.8sQ6t9；符合条件。

3、液压缸的储油量：

V=42sD（5-3）=4561114.32=5319.16ml33.1.3.1.3液压缸壁厚的计算液压缸壁厚的计算tppDP2m（5-4）式中：

pP试验压力（Pa），额定压力nP16MPa，00150=npPPnP16MPa，00125=npPP；D缸内径（m）；p缸体材料许用拉应力（aP），采用无缝钢管，p=（100110）MPa，取p=105610MPa。

则tppDP2=6610105211.01012=0.00943m取t=0.01m=10m，Dt=11010=0.091101=0.1，为薄壁钢筒。

33.1.4.1.4活塞杆的计算活塞杆的计算1、按强度条件验算活塞杆直径d：

查表得：

l=930m10d=80m；当l10d时的受压柱塞或活塞杆需作压杆稳定性验算（即是纵向弯曲极限力计算）。

2、纵向弯曲极限力计算液压缸受纵向力以后，产生轴线弯曲，当纵向力达到极限力kF以后，缸产生纵向弯曲，出现不稳定现象。

该极限力与缸的安装方式，活塞杆直径及行程有关。

细长Klnm时：

22lEJnFk=（5-5）细长Klnm时:

2）（1KlnafAFk+=（5-6）式中：

l活塞杆的计算长度（mm），查表得：

取两端铰接，l=930mm；K活塞杆横截面积回转半径（mm），K=4dAJ=480=20mm；J活塞杆横截面积转动惯量（4mm），J=644d=648014.34=20096004mm；A活塞杆横截面积（2mm），A=24d=280414.3=50242mm；m柔性系数，对钢取m=85；n端盖安装形式系数，查表得：

n=1；E材料弹性模数（MPa），对钢E=206MPa；f材料强度实验值（MPa），对钢f490MPa；a系数，对钢取31051=a。

Kl=20930=46.5，nm=185=85，Klnm，即有：

2）（1KlnafAFk+=2366）209