挖掘机毕业设计计算过程说明书.docx
《挖掘机毕业设计计算过程说明书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《挖掘机毕业设计计算过程说明书.docx（40页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
挖掘机毕业设计计算过程说明书
绪论
我国是一个发展中国家，在辽阔的国土上正在进行大规模的经济建设，这就需要大量的土石方施工机械为其服务，而液压挖掘机是最重要的一类土石方施工机械。
因此，可以肯定液压挖掘机的发展空间很大。
可以预见，随着国家经济建设的不断发展，液压挖掘机的需求量将逐年大幅度增长。
今后几年我国液压挖掘机行业将会有一个很大的发展，液压挖掘机的年产量将会以高于20％的速度增长。
中国挖掘机市场自1997年开始已进入了一个较快的发展时期，2001年与2000年比较，全国挖掘机的产、销量分别增长55％和56％。
截止到2002年8月底全国挖掘机的销量已超过13000台，超过了2001年全年的销售数。
2003年全国液压挖掘机的销售量超过18000台。
显然，挖掘机在整个工程机械行业中是产、销量增长最快的机种之一。
2008年北京奥运会、2010年上海世博会、西部大开发、南水北调工程对机械设备的需求为挖掘机生产厂商提供了大量商机。
另为满足国民经济发展的需要，尽快为国市场提供产品质量好、可靠性高的液压挖掘机，改变大中型液压挖掘机长期依靠进口的被动局面当务之急是高速发展我国液压挖掘机。
随之从事液压设备设计和调试工作的工程技术人员也越来越多。
他们设计出了不少性能良好的液压系统；但也经常出现一些因设计时考虑不周或参数调节不当，造成系统达不到要求或不能正常工作，不得不改进设计或采取应急对策的情况。
如何设计出工作可靠、结构简单、性能好、成本低、效率高、维护使用方便的液压系统，必须通过调查研究，明确多方面的要求！
以下是中型反铲挖掘机液压系统的设计，希望本设计能为从事液压工作的人员献上微薄之力！
第1章设计计算的容和步骤
液压系统有液压传动系统和液压控制系统之分。
前者以传递动力为主，追求传动特性的完善；后者以实施控制为主，追求控制特性的完善。
但从结构和组成原理看，二者无本质的差别。
本次设计，是液压传动系统的设计。
一台机器究竟采用什么样的传动方式，必须根据机器的工作要求，对机械、电力、液压、和气压等各种传动方案进行全面的方案论证，正确估计液压传动的必要性、可行性和经济性。
当确定采用液压传动。
设计容和步骤如图1—1所示。
液压系统性能估算
是否符合要求
液压装置结构设计、编制技术文件
第2章确定液压系统的主要参数
压力和流量是液压系统的主要参数。
根据这两个参数来计算和选择液压元、辅件和原动机的规格。
当系统压力选定后，液压缸的主要尺寸或马达排量即可确定，接着就可根据液压缸的速度或液压马达的转速确定其流量。
2.1初选系统压力
以下表1-1是目前我国几类机械常用的系统工作压力，他反映了这些系统繁荣特点和选用工作压力的经验。
表2-1几类机械常用的系统压力y6
设备类型
机床
农用机械、小型工程机械及辅助机构
液压机、中大型挖掘机重型机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
系统压力
（MPA）
0.8～2
3～5
2～8
8～10
10～16
20～32
系统压力选定得是否合理，直接关系到整个系统设计的合理程度。
在液压系统功率一定的情况下，若系统压力选得过低，则液压元、辅件的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选得过高，则液压设备的重量、尺寸和造价会相应降低。
例如，飞机液压系统的压力从21MPA到28MPA，则其重量下降约5％，所以以及减小13％。
然而，若系统压力选得过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和使用寿命也会相应下降，因此不能一味追求高压。
就目前的技术和材质情况，一般认为选取压力为35MPA左右为最经济。
根据此表，本次设计选系统压力为32MPA。
2.2计算液压缸主要尺寸及其选择
如何从现有国产液压缸四大系列若干种规格中，选用所需要的液压缸，应综合考虑以下两个方面：
1应从占用空间的大小、重量、刚度、成本和密封性等方面，比较各种液压缸的缸筒、缸盖、缸底、活塞、活塞杆等零部件的结构形式、各零部件的连接方式，已经油口连接方式，密封结构、排气和缓冲装置等。
2应根据负载特性和运动方式综合考虑液压缸的安装方式，使液压缸只受运动方向的负载而不受径向负载。
液压缸的安装方式有法兰型、销轴型、耳环型、拉杆型等安装方式，在选定时，应使液压缸不受复合力的作用并应考虑易找正性、刚度、成本和可维护性等。
综合考虑液压缸的结构和安装方式后，即可确定所需液压竿的规格
液压缸由缸筒、活塞、活塞杆、端盖和密封件等主要部件构成。
液压缸可作成缸筒固定活塞杆运动形式和活塞杆固定缸筒运动形式。
本设计所采用的是缸筒固定活塞杆运动形式。
为满足各种机械的不同用途，液压缸种类繁多，其分类根据结构作用特点，活塞杆形式、用途和安装支撑形式来确定。
按供油方式可分为单作用缸和双作用缸。
单作用缸只往缸的一侧输入压力油，活塞仅作单向出力运动，靠外力使活塞杆返回。
双作用缸则分别向缸的两侧输入压力油，活塞的正反向运动均靠液压力来完成。
由《液压气动系统设计手册》得知，工程液压缸为双作用单活塞杆液压缸，安装方式多采用耳环型。
所以本液压系统选用双作用单活塞杆液压缸如图2-1
液压执行元件实质上是一种能量转换装置，液压缸把输入液体的液压能转换成活塞直线移动或叶片回转摆动的机械能予以输出。
所谓输入的液压能是指输入工作液体所具有的流量Q和液力P，输出的机械能对活塞杆缸是指叶片轴摆动时所具有的速度V和扭矩M。
这些所有参数都是靠工作容积的变化来实现的，所以说，液压缸也是一种容积式的执行元件，它具有容积液压元件的共性。
图2-1液压缸计算简图
本设计采用双作用单活塞杆油缸，
当无杆腔为工作腔时
有杆腔为工作腔时
式中
当用以上公式确定液压缸尺寸时，需要先选取回油腔压力，即背压P2和杆径比d/D.表2-1所列为根据回路特点选取背压的经验数据。
表2-2背压经验数据
回路特点
背压（MPA）
回路特点
背压（MPA）
回油路上设有节流法
0.2~0.5
采用补油泵的闭式回路
1~1.5
回油路上有背压阀或调速阀
0.5~1.5
根据上表选P2为0.5
杆径比d/D一般下述原则选取：
当活塞杆受拉时，一般取d/D=0.3~0.5,当活塞杆受压时，为保证活塞杆的稳定性，一般取d/D=0.5~0.7。
杆径比d/D还常常用液压缸的往返速比i=v2/v1（其中v1,v2分别为液压缸的正反行程速度）的要求来选取，其经验数据如表1—4所列。
表2—3液压缸常用往返速比
i
1.1
1.2
1.33
1.46
1.61
2
d∕D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.7
一般工作机械返回行程不工作，其速度可以大一些，但也不宜过大，以免产生冲击。
一般认为i≤1.61较为合适。
如采用差动连接，并要求往返速度一致时，应取
=
，即d=0.7D.即d/D=0.7,即i=2。
由此可求出液压缸的径为：
D=170，
表2—4液压缸径尺寸系列
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
90
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
根据上表，将所得液压缸尺寸圆整到标准值为D=180
计算得活塞杆直径d=120
表2—5活塞杆直径系列
4
5
6
7
8
10
12
14
16
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
由上表圆整到标准值为d=125
以上两表分别选自（GB2348-80），圆整到此标准值，是为制造时采用标准的密封件。
此外，也可已确定的D值在下表中直接查出d值：
表2—6不同缸径和往返速比的活塞杆直径
缸径
D
往返速比
2
1.46
1.33
1.25
1.15
40
28
22
20
18
14
50
35
28
25
22
18
63
45
35
32
28
22
80
55
45
40
35
28
90
60
50
45
40
32
100
70
55
50
45
35
110
80
60
55
50
40
125
90
70
60
55
45
140
100
80
70
60
50
160
110
90
80
70
55
180
125
100
90
80
63
200
140
110
100
90
70
由此，液压缸径与活塞杆直径变为已知，所以又可求出液压缸无杆有效面积
分别为32400、23300。
根据以上分析及《液压气动系统设计手册》本设计选取的液压缸的型号为HSGF*-
。
其缸径为180mm,活塞杆直径为125mm，速比为2，推力为407.15KN，拉力为210.80KN，最大行程为4000mm.
2.3计算液压马达排量
液压马达是用来拖动外负载做功的，它将油液的压力能转换成旋转形式的机械能。
按照其工作职能，属于执行元件。
液压马达的主要性能参数包括排量、流量和容积效率。
排量是指在没有泄露的情况下，马达每转一转所需要的液压油的体积。
排量恒定不变的马达叫做定量马达，排量可以调节的马达叫变量马达。
流量是指马达在单位时间所需要的液压油的体积。
与液压泵一样，液压马达的流量也有理论流量和实际流量之分。
如果液压马达的排量为Q，欲使马达以转速q旋转，则所需要的理论流量Q=nq.但泄漏不可避免。
液压马达的排量
式中
根据上式可求得液压马达排量为450m/r
2.4计算液压缸或液压马达流量
2.4.1液压缸的最大流量
式中
A—液压缸的有效面积（
）
则
4.
2.4.2液压马达的最大流量
式中
则
456L/min
2.5液压马达的选用
以已确定的液压马达的基本参数、排量、转拒、转速、工作压力，作为依据，再从满足基本参数的若干中液压马达中挑选转速围、滑差特性、总效率、容积效率等符合系统要求，并从占用空间、安装条件以及在工作机构上的布置等方面综合考虑后，择优选定。
可参照表2—7表选择。
由于本设计为中型挖掘机，所以选用斜轴式轴向柱塞马达。
其技术参数为：
型号为A6V，最大排量为28.1~500mL/r,最高压力为40MPA，最论转矩为143~2543N.m。
第3章拟订液压系统图
拟订液压系统图是液压系统设计中的一个重要步骤。
这一步要做的工作：
一是选择基本回路，二是把选出的回路组成液压系统。
下面概要
的介绍一下:
3.1确定和选择基本回路
表2—7液压马达的应用围
马达类型
适用工况
应用实例
马达类型
适用工况
应用实例
齿轮马达
负载转矩不大，速度平稳性要求不高
钻床、风扇
轴向柱塞马达
负载速度大，有变速要求，负载转矩较小，低速平稳性要求高
起重机、铲车、铰车、然机车、数控机床
叶片马达
负载转矩不大，要求燥声较小
磨床回转工作台，机床操纵系统
球塞马达
负载转矩较大，速度中等
塑料机械、行走机械等
摆线马达
负载速度中等，要求体积较小
塑料机械、煤矿机械、挖掘机、行走机械
曲线径向马达
负载转矩很大，转速低，平稳性要求高
挖掘机、拖拉机、起重机、采煤机牵引部件
它是决定主机动作和性能的基础，是构成系统的骨架。
这就要抓住各类机器液压系统的主要矛盾。
如对速度的调节、变换和稳定要求较高的机器，则调速换接回路往往是组成这类机器液压系统的基本回路；对输出力、力矩或功率调节有主要要求而对速度要求无严格要求的机器，如本挖掘机，其功率的调节和分配是系统设计的核心，其系统特点是采用复合油路、功能调节回路等。
为了说明本设计液压系统的动作过程，以后将介绍动臂提升回路和行走回路。
3.2调速方式的选择
由于驱动液压泵的原动机有电动机和燃机两种，所以液压系统的调速方式也相应有减压调速和油门调速两种方式。
如液压机等，一般用电动机做原动机，其液压系统一般只能用液压调速；而象本设计所设计的工程机械等多用燃机做原动机，其液压系统既可采用油门调速又可采用液压调速，经比较，选用液压调速。
油门调速，就是通过调节燃机发动机油门的大小来改变发动机的转速（即改变液压泵的转速），从而改变液压泵的流量，以达到对执行机构的调速要求，实质上是一种容积调速。
油门调速无溢流损失，可减少系统发热，但调速围受到发动机最低转速的限制，因此还往往配以液压调速。
液压调速分为节流调速、容积调速和容积节流调速三大类。
主要根据工况图上压力，流量和功率的大小，以及系统对温升、工作平稳性的要求来选择调速回路。
例如，压力较低、功率较小、负载变化不大、工作平稳性要求不高的场合，宜选用节流阀调速回路；功率较小、负载变化较大、速度平稳性要求较高的场合，宜采用调速阀调速回路；功率中等，要求温升小时，可采用容积调速；即要温升小又要工作平稳性较好时。
宜采用容积节流调速；功率较大（25KW）以上，要求温升小而稳定性，要求不高的情况，宜采用容积调速回路。
如本设计。
3.3油路循环形式的选择
液压系统的油路循环形式有开式和闭式两种。
这主要取决于系统的调速方式：
节流调速、容积节流只能采用开式系统；而容积调速多采用闭式系统。
开式与闭式系统的比较下表4—1。
根据分析，本系统采用开式油路循环形式，即执行元件的排油回油箱，油液经过沉淀、冷却后再进入液压泵的进口。
3.4需要综合考虑的其他问题
1要注意防止回路间可能存在的相互干扰
2提高系统效率，防止系统过热这就要求在选择回路以及整个设计过程中，力求减少系统的压力和容积损失。
3防止液压冲击
由于工作机构运动速度的变换（启动、变速、制动）工作负载突然消失以及冲击性负载等原因，往往会产生液压冲击，影响系统的正常工作。
这需要采取相应的防止措施。
对液压缸到达行程终点因惯性引起的冲击，可在液压缸端部设缓冲装置或采用行程节流阀回路；对负载突然变化时产生的冲击，可在回路上加背压阀；如为冲击性负载，可在执行元件的进出口处设置动作敏捷的超载安全阀；为防止由于换向阀换向过快而引起的冲击，可采用换向速度可调的电液换向阀等；对于大型液压机，由于困在液压缸的大量高压油突然释压而引起的冲击，可采用节流阀以及带卸压阀的液控单向阀等元件控制高压油逐渐卸压的方法，来防止冲击。
表3—1开式与闭式系统的比较
循环形式
开式
闭式
适应工况
一般均能适应，一台液压泵可向多个执行元件供油
限于要求换向平稳、换向速度高的一部分容积调速系统。
一般一台液压泵只能向一个执行元件供油
结构特点和造价
结构简单，造价低
结构复杂，造价高
散热
散热好，但油箱大
散热差，常用辅助液压系统泵换向冷却
抗污染能力
较差，可采用压力油箱来改善
较好，但油液过滤要求较高
管路损失及功率
管路损失大，用节流调速时，效率低
管路损失较小，用容积调速时，效率较高
4确保系统安全可靠
液压系统运行中的不稳定因素是多样的，例如异常的负载、停电、外部环境条件的急剧变化，操作人员的误操作等，都必须有相应的安全回路或措施，确保人身和设备安全。
例如，为了防止工作部件的漂移、下滑、超速等，应有锁紧、平衡、限速等回路；为了防止操作者的误操作，或由于液压元件失灵而产生误操作，应有误动作防止回路等。
5应尽量采用标准化、通用化元件，这可缩短制造周期便于互换和维修。
6辅助回路的设计
在拟订液压系统图时，就应在检测系统参数的地方，设置测压口、油液取样口，并应考虑拆卸元件时防止油液外流的措施等。
液压挖掘机的主要运动有整机行走、转台回转、动臂升降、斗杆收放、铲斗转动等。
根据以上工作要求，把各液压元件用油管有机的连接起来的组合体叫做液压挖掘机的液压系统。
液压系统的功能是把发动机的机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能，传送给油缸、油马达等变为机械能，再传动各执行机构，实现各种运动。
液压挖掘机系统常用的有定量系统和变量系统。
本设计采用总功率变量系统。
总功率变量系统是目前液压挖掘机最普遍采用的一种液压系统，通常采用恒功率变量双泵。
图4—1是恒功率变量双泵的工作原理图，它的两个油泵由一个总功率调节机构进行调节，使两泵摆角始终相同，实现同步变量，因此，两泵的流量相等。
决定油泵流量变化的不是单泵压力，而是系统的总压力
，当总压力
满足条件
时，就能充分利用发动机功率。
在变量围，液压系统的功率基本恒定并得到充分利用。
。
总功率变量泵的功能调节器多数采用联动调节机构，两只泵用连杆联动，由一个公共的调节器进行变量。
由于总功率变量系统的两泵流量始终相等，因而履带式挖掘机的左右两只行走马达转速相等，即使两者阻力不同，仍能同步运行，保证了主机的行走直线性。
复合运动时，尽管一个回路上的外负荷很大，也不影响作业速度。
本设计挖掘机液压系统由主油路和控制油路组成。
主油路采用的是高压恒功率变量双回路系统，由双练斜轴式轴向柱塞泵、两组三位六通液控多路换向阀、斜轴式轴向柱塞马达、双作用单活塞杆油缸、纸质滤油器、液压油冷却器以及管路等辅助件组成。
系统的最大工作压力为32MPA，变量起调压力为11MPA，最大流量为2╳144升/分，双联泵带有总功率调节机构，根据双回路压力之和进行变量。
主油路的工作原理：
柴油机发动后，带动斜轴式双联泵轴向柱塞泵16运转。
于是，油泵输出的高压油分两路进入由两个三位六通阀组成的阀组11和26，按顺序进行单独运动和复合运动。
一个泵输出的油，经过多路换向阀①②③可以分别驱动回转马达8、斗杆油缸1和左行走马达6。
在这三个换向阀均不换向的情况下，操纵最后一组合流阀④，油流可以进入动臂油缸3大腔或铲斗油缸2大腔，从而加快动臂提升和铲斗挖掘；另一个泵输出的高压油，经过不带回转的多路换向阀
，可以分别驱动铲斗油缸2、动臂油缸3、右行走马达4。
如果上述三个换向阀均不换向，操纵最后一组合流阀
，油流则进入斗杆油缸1，从而实现阀外合流，使斗杆油缸的快速前进或收缩。
空载时，油流经过多路阀组11、26的中位油道，滤油器27、冷却器22，回到油箱。
旁通阀21是为保护冷却器不受过高压力冲击而设计的。
本系统先过滤后冷却之目的是减少滤油器的污物阻力，保护滤油器芯。
在两条主油路中各有一个能通过全流量的一次过载溢流阀，溢流压力为25MPA，每个油缸和换向阀之间均设置有压力为31MPA的二次过载溢流阀和补油阀，以避免在换向阀回到中位时，工作装置由于惯性使各油缸管路产生过大的压力并受其冲击而损坏。
当油缸出现负压时，补油阀能够使油缸从回油路进行补油，防止元件和管道产生吸空现象。
动臂油缸的大腔回路还装有单向节流阀，防止动臂超速下降。
在回转液压马达和对应的换向阀之间设置了21MPA的互射式二次溢流阀和补油阀，在行走马达和换向阀之间设置了26MPA的互射式二次溢流阀和补油阀，使油马达在启动和制动情况下管路不承受过高压力冲击，也不会产生吸空现象。
控制油路由附加在柴油机上的齿轮泵供油，控制油压力为3MPA。
控制油路由齿轮泵、过滤器、蓄能泵、低压溢流阀组、先导操纵阀、脚踏制动阀等部件组成。
该操纵系统可实现执行机构的无级变速，而且所需的操纵力很小。
3.5下面举两个例子说明本机液压系统的动作过程。
动臂提升回路：
（3MPA），经过先导阀14的小先导阀
后，由柴油机带动齿轮泵18输出的操纵油（3MPA），经过先导阀14的小先导阀
使换向阀9换向，在沿着虚线到达结点a后分成两支,分别到达换向阀
和
的右端,使换向阀
和
换向,于是泵
输出的高压油经换向阀
再经单向阀29到达节点b；泵
输出的压力油经换向阀
和单向节流阀28后也到达节点
，进行阀外合流，合二为一向动臂油缸3大腔供油，从而加快动臂上升，当动臂大腔进油时，小腔同时回油，并经换向阀
后流进主回油路，再经主油路过滤器27、冷却器22后回油箱。
行走回路：
操纵先导控制阀15的小先导阀13换向，控制压力油沿虚线到达节点c后分两路，一路经过刹车缓解阀10、中央回转接头5打开行走减速器的机械式常闭制动器，另一路到达换向阀
右端，使阀
换向，泵
输出的压力油经换向阀
、回转接头5后到达左行走马达6。
由于制动器已略提前打开，因而左行走马达驱动左驱动轮，带动左履带前进。
此时，左行走马达的回油经回转接头5、换向阀
流入主回油路回油箱。
当控制行走马达的阀芯突然回中位制动时，高压油经互射式溢流阀溢流卸载。
上面介绍了动臂提升回路、行走驱动回路的工作过程，其他执行元件的工作这里就不详细叙述了。
该机液压系统还设计了刹车缓解阀，该阀由三个梭阀、一个回位弹簧和一个二位三通主阀组成，其压力油来自先导油路，三个梭阀接到先导阀的出油管路上。
操纵行走先导阀15的任意一个或两个小先导阀芯时，其压力油便经过对应的梭阀进入二位三通阀并使其换向，由于二位三通阀的
与操纵压力油口相通。
二位三通主阀换向后，操纵油路的压力油便通过该阀进入刹车油缸，从而打开制动器。
挖掘机停止行走时，行走先导小阀芯切断梭阀的进油，二位三通换向阀失去换向油压，便在回位弹簧作用下切断此
的压力油，从而切断通向刹车装置的压力油，使行走减速机上多片式制动器在弹簧压力作用下自动制动。
该机器回转减速端带有式蹄片制动器及液压节流阀芯，构成对回转机构进行制动，以适应频繁的减速和定位。
第4章液压元件的选择
4.1液压泵的选择，参照下表4—1选择：
表4—1液压泵的性能和应用围
类型
性能
参数
齿轮泵
叶片泵
螺
杆
泵
柱塞泵
啮合
外
啮
合
单
作
用
双
作
用
轴向
径
向
轴
配
流
直
轴
端
面
配
流
斜
轴
端
面
配
流
阀
配
流
楔
块
式
摆
线
转
子
压力围
小
于30
1.6
~
16
小
于25
小
于6.3
6.3
~
32
2.5
~
10
小
于
40
小
于
40
小
于70
10
~
20
排量围
0.8
~
300
2.5
~
150
0.3
~
650
1
~
320
0.5
~
480
1
~
9200
0.2
~
560
0.2
~
3600
小
于420
20
~
720
（续表）
类型
性能
参数
齿轮泵
叶片泵
螺
杆
泵
柱塞泵
啮合
外
啮
合
单
作
用
双
作
用
轴向
径
向
轴
配
流
楔
块
式
摆
线
转
子
直
轴
端
面
配
流
斜
轴
端
面
配
流
阀
配
流
流量脉动
1
~
3
小
于
等
于
3
11
~
27
小
于
1
升级会员 