闭式驱动系统理论课程设计.docx
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闭式驱动系统理论课程设计
燕山大学
课程设计说明书
项目名称：
闭式驱动系统理论设计、阀块设计、
原理虚拟动画仿真及系统建模与性能分析
指导教师：
职称：
燕山大学课程设计（论文）任务书
项目名称
闭式驱动系统理论设计、阀块设计、原理虚拟动画仿真
及系统建模与性能分析
指导教师姓名
小组成员分工
冷却计算、阀块设计
系统原理图绘制、系统设计及计算选型
液压系统原理虚拟动画仿真
液压系统建模与性能分析
项目考察知识点
液压传动系统、电液伺服与比例控制系统、液压元件与系统
项目设计参数
自重：
300吨额定起重能力：
900吨；
空载车速：
0～10Km/h;满载车速：
0～5Km/h;
轮胎型号：
上海双钱26.5R25轮胎空载半径:
0.873m
轮胎满载半径:
0.764m地面滚动阻力系数：
0.03
加速度a=0.15m/s2坡度：
5%
项目实施内容
系统原理图绘制、系统设计及计算选型
冷却计算、阀块设计（SolidWorks）
液压系统原理虚拟动画仿真（FlashMX）
液压系统建模与性能分析（AMESim）
项目试验内容
液压系统原理及性能分析
项目结题须提交材料
（1）系统原理图，1张A0
（2）阀块零部件图，1张A1
（3）设计计算说明书，1份
（4）系统仿真分析报告，1份
（5）虚拟动画演示报告等，1份
须提交纸质及电子版各1份
项目实施时间节点要求
11.29-12.05：
设计计算，系统草图；
12.06-12.12：
元件选择、绘图；
12.13-12.19：
仿真和模拟；
12.20-12.24：
说明书、报告、答辩
小组分工及贡献
姓名
课题组分工
进行冷却部分的计算、运用SolidWorks对冷却部分进行了阀块设计及零件图和工程图的绘制
对运梁车的行走系统进行了动力学分析和数学计算，完成了液压驱动系统的设计和元件选型
液压系统原理虚拟动画仿真（FlashMX），对重型轮胎式运梁车的轻载加速、重载减速进行了模拟
运用AMESim软件建立了运梁车液压行走驱动系统的仿真模型，并在此基础上对液压行走驱动系统进行性能分析
摘要
本课程设计说明书就900吨运梁车闭式驱动系统进行了简单的原理设计和计算选型，并简单介绍了系统所采用的DA控制。
此后又进行了阀块设计和液压系统原理虚拟仿真及系统建模和性能分析。
此液压驱动动力源为2台柴油发动机，通过弹性联轴器（扭力减振器）与2套相同配置的液压泵相连，驱动液压马达和行星减速器实现行走。
关键词：
运梁车闭式系统阀块设计原理仿真建模分析
第1章绪论
1.1课题背景
重型轮胎式运梁车作为路桥施工和船舶建造必不可少的设备，未来几年的需求将大大增加。
重型轮胎式运梁车还是造船厂钢结构船体分段在工序之间转运的主要设备，也适用于大型钢厂和公（铁）路特大型混凝土预制构件的运输。
国内工程机械近年来得到很大发展，年增长率高达70%，应用领域不断拓展，但一些重要方面与国际相比仍然差距很大。
迄今为止，对于技术含量和单台售价较高的重型工程运输车，其液压系统基本是成套地从国外引进。
进口运梁车价格昂贵且无法满足市场需求，而国内企业缺少相关的设计开发经验，无法提供性能完全满足要求的运梁车。
轮胎式运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离长，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差而对桥梁造成损坏。
这样的运输条件，如果完全由人工驾驶和控制，其劳动强度非常大，而且很难保证作业的安全性，因此，要求轮胎式运梁车必须具备自动驾驶功能，确保运梁安全、高效。
鉴于以上要求，设计制造900吨、行走系统采用液压驱动的轮胎式运梁车是必然之举。
液压行走驱动系统的合理设计可以最大程度的满足作业需求，降低操作强度，节约能源，是轮胎式运梁车实现智能化的基础。
1.2本次课设的研究内容
本次课设针对900吨运梁车市场需求旺盛这一现状，对900吨轮胎式运梁车的液压行走驱动系统进行了研究：
1、对900吨轮胎式运梁车的行走系统进行了动力学分析和数学计算，完成了液压驱动系统的设计和元件选型
2、运用SolidWorks对冷却部分进行了阀块设计，用阀块的安装方式替代管路实现元件间的连接；
3、运用FlashMX进行液压系统原理虚拟仿真，对重型轮胎式运梁车的轻载加速、重载减速进行了模拟；
4、运用AMESim软件建立了轮胎式运梁车液压行走驱动系统的仿真模型，并在此基础上对液压行走驱动系统进行了性能分析。
1.3课设研究的预期结果
对于多轮驱动的车辆，转向时由于各轮走过的距离不等，要求能够轮间差速，故将所有液压驱动马达并联，满足差速要求。
系统中补油泵的液压油被引入测量节流口，在测量节流口处产生一个控制压力用来控制主泵和液压马达的排量。
随着发动机转速的升高，测量节流口产生的控制压力增大，主泵的排量增大而液压马达的排量减小，车辆行驶速度逐渐增大。
当液压系统功率超出发动机最大输出功率后，发动机失速，测量节流口产生的压力减小，主泵排量减小而液压马达排量增大，车辆行驶速度下降，实现了恒功率驱动。
通过液压驱动系统原理的模拟和系统建模和性能分析，得到的工作曲线比较符合实际的工况。
第2章系统设计计算及元件选型
2.1主要技术参数
表2-1主要技术参数
自重：
300吨
额定起重能力：
900吨；
空载车速：
0～10Km/h;
满载车速：
0～5Km/h;
轮胎型号：
上海双钱26.5R25
轮胎空载半径:
0.873m
轮胎满载半径:
0.764m
地面滚动阻力系数：
0.03
加速度a=0.15m/s2
坡度：
5%
2.2驱动系统工作性能
2.2.1系统原理（具体原理图见图纸）
图2-1原理简图
由于正、反方向行走及制动要求，以及为满足以上行走速度控制的要求，运梁车液压驱动系统中泵和马达采用闭式回路方式。
驱动泵一般都采用带方向和比例电磁铁的双向变量泵。
通过控制变量泵电比例伺服阀的方向和伺服电流大小，可以改变驱动泵的方向和排量的大小，从而改变运梁车行车方向和速度的大小。
驱动马达则选择变量马达，通过变换马达的排量可以适应运梁车的空载和满载工况，并充分利用发动机和泵的功率，爬坡时可以控制马达全排量输出，以获得最大牵引力。
整个车速可以无级调速，柴油机转速和车的行走速度由加速器踏板来控制。
通过调节比例阀2的电流改变主泵1的排量，从而改变系统流量，即达到改变车速的目的。
补油泵9通过滤清器7和单向阀3，将低压油补入主回路，并同时向控制回路供油。
主回路部分油通过冲洗阀5、溢流阀6经冷却器流回油箱。
当出现瞬时超载时，高压油经溢流阀溢流到补油回路。
当出现严重超载时（比如车轮卡死），顺序阀打开，高压油迅速将主泵的排量减小，同时由于节流阀的压降，溢流阀8开启，从而使主回路压力快速降低。
2.2.2元件功能简介
（1）调压阀：
在泵装置里共有5个调压阀（3个溢流阀和2个顺序阀），阀10调定补油压力，阀11设定主回路工作压。
阀8为主回路卸荷阀，当超载时，能迅速打开，使主泵排量回零，起到快速卸荷的作用，其压力要比阀11高0.5-1MPa。
为保证冲洗阀能正常工作，其溢流阀6溢流压力要比阀10低0.2-0.5MPa。
（2）补油泵：
闭式系统的主泵上通轴附设一小排量的齿轮泵补油，补油溢流阀和补油单向阀多集成于主泵，冲洗冷却阀组则集成于马达。
补油溢流阀调定补油压力，补油单向阀选择补油方向，向主油路低压侧补油，以补偿由于泵、马达容积损失及从冲洗冷却阀组中泄掉的流量。
冲洗阀的作用是将主回路中多余的油溢流出去，并起到循环更新主回路里油介质的目的。
同时，补油泵对主泵、马达进行冷却，让部分流量通过主泵和马达壳体回油箱，这种冷却可以防止出现主泵和马达长时间在零流量或零压力下工作产生的过热现象。
（3）高压滤清器：
在补油泵的出口安装一个高压滤清器，使工作介质经过滤后进入系统，可提高传动装置的可靠性和寿命。
2.2.3驱动系统各元件及管路功能
表2-2驱动系统各元件及管路功能
T1.T2
进出油口
M（B）
测量B端压力
X1.X2
注控制油口，功用同定量泵
M（H）
测量H口压力
Ps
通控制油，同上
S
油源吸口
F
确定是否通过过滤器，一般情况呈断开状态
ab
EP电比例控制阀
M（A）
测量A端压力
DA
控制改变泵的排量
2.3运梁车驱动系统理论计算
轮胎式运梁车承载范围大，运行平稳，机动灵活，在高速铁路建设中发挥着重要的作用。
如何控制运梁车的行走速度并分析其运动工况与受力，对于提高运梁车工作效率，缩短工程周期，有决定性的作用。
设计流程简图如下：
图2-2设计流程简图
2.3.1牵引力计算
下面简述其几种工况及相应受力：
一、空载情况
（1）空载平地牵引力：
空载平地牵引力=空载平地阻力=自重×滚动阻力系数
=300×0.03
=9吨
（2）空载平地加速牵引力：
空载平地加速牵引力=空载平地阻力+空载加速阻力
=自重×滚动阻力系数+自重×加速度
=300×0.03+300÷9.8×0.15
=13.6吨
（3）空载爬坡牵引力：
空载爬坡牵引力=空载平地阻力+空载坡度阻力
=自重×滚动阻力系数+自重×坡度
=300×0.03+300×0.05
=24吨
（4）空载爬坡加速牵引力：
空载爬坡加速牵引力=空载平地阻力+空载坡度阻力+空载加速阻力
=自重×滚动阻力系数+自重×坡度+自重×加速度
=300×0.03+300×0.05+300÷9.8×0.15
=28.6吨
二、满载情况
（1）满载平地牵引力：
满载平地牵引力=满载平地阻力=总重×滚动阻力系数=1200×0.03
=36吨
（2）满载平地加速牵引力：
满载平地加速牵引力=满载平地阻力+满载加速阻力
=总重×滚动阻力系数+总重×加速度
=1200×0.03+1200÷9.8×0.15
=54.4吨
（3）满载爬坡牵引力：
满载爬坡牵引力=满载平地阻力+满载坡度阻力
=总重×滚动阻力系数+总重×坡度
=1200×0.03+1200×0.05
=96吨
（4）满载爬坡加速牵引力：
满载爬坡加速牵引力=满载平地阻力+满载坡度阻力+满载加速阻力
=总重×滚动阻力系数+总重×坡度+总重×加速度
=1200×0.03+1200×0.05+1200÷9.8×0.15
=114.4吨
2.3.2运梁车发动机功率计算
取传动效率为:
0.8
一般情况消耗最大功率的工作状态为满载平地
根据经验，液压系统容积效率取0.95，机械效率取0.95
则总效率=容积效率×机械效率=0.95×0.95=0.91
且机械系统的传动效率为0.8
（1）行走时最大功率
满载平地时发动机功率=满载平地牵引力×满载速度÷效率
=36×1000×9.8×5÷3.6÷0.8÷0.91
=673.08Kw
（2）需要发动机功率
取发动机储备系数为1.2
发动机总功率=行走时最大功率×1.2
=673.077×1.2
=807.69Kw
采用双发驱动，每台发动机功率P＝403.84（Kw）
选用柴油机：
TBD234V8，功率P＝400Kw
表2-3柴油机TBD234V8发动机的性能参数
序号
名称
单位
TBD234V8
1
工作过程
四冲程
2
工作方式
直接喷射
3
气缸排列
V型夹角60°
4
气缸数
8
5
缸径/冲程
mm
128/140
6
单缸排量
dm3
1.8
表2-3续柴油机TBD234V8发动机的性能参数
序号
名称
单位
TBD234V8
7
总排量
dm3
14.4
8
压缩比
ε
15：
1
9
最高爆发压力
MPa
15
10
额定转速范围
r/min
1500－2300
11
最低稳定转速
r/min
45％额定转速
12
最低空载稳定转速（怠速）
r/min
一般为700－750
13
20℃时点火转速
r/min
115
14
旋转方向
逆时针旋转（从飞轮端看）
15
发火顺序
A1B2A3B1A4B3A2B4
16
最大转矩
＞3500N·m
2.3.3行走闭式液压系统元件确定
2.3.3.1运梁车马达减速机选型计算
满载爬坡阻力距=满载爬坡牵引力×驱动半径
=96×1000×9.8×0.764
=718771.2N.m
一、初选马达减速机型号和个数
初选马达减速机为A6VE80+GFT60
GFT60最大输出扭距为60000N.m，传动比为105.5
马达型号为A6VE80：
排量Vg＝80cm3、/r，公称压力＝400bar
根据经验推荐选择液压系统的工作压力：
工程机械、重型机械常用压力为:
35MPa
（参考《液压元件与系统》第十七章液压系统设计）
取压力差=35MPa（系统工作压力）
单个驱动力矩T=马达排量×压力差×i×÷2π÷η（机械）
=80×35×105.5÷2π÷0.95
=48074.73N.m<60000N.m
马达个数n=总驱动力矩÷单个驱动力矩
=718771.2÷48074.73
≈16
为了保留一定的储备系数，取马达个数为20
储备系数=总驱动力矩÷最大阻力距
=20×48074.73÷718771.2
=1.33
二、验证
该轮边减速器输出转速35.5rpm（马达排量最大时）或40.7（马达排量小于54时）
而由实际工况得：
轮胎最大空载转速＝空载速度×60÷2÷π÷空载半径
＝10÷3.6×60÷2÷π÷0.873
=30.4rpm<35.5rpm<40.7rpm
轮胎最大满载载转速＝满载速度×60÷2÷π÷静载半径
＝15÷3.6×60÷2÷π÷0.764
＝17.4rpm<35.5rpm
因此初选的马达减速机型号和个数均满足要求。
2.3.3.2运梁车液压泵型号确定
每台柴油机驱动一台变量泵，选2台变量泵，要求泵的流量应满足马达所需流量：
（1）空载平地运行，车速＝10Km/h时
所需单个轮胎驱动力矩T=9×1000×9.8×0.873/20=3849.93N.m
单个驱动力矩T=马达排量×压力差×i×÷2π÷η（机械）
所以此时：
单个马达排量=3849.93×0.95×2π÷105.5÷（35×106）
=6.41cm3/r
此时泵的排量：
Vg＝Vm×N2×10/N1
式中：
Vm——此时马达排量
N1——泵的转速
N2——此时马达转速
此时马达转速为N2＝30.4×105.5=3207.2rpm，
所以Vg=6.41×3207.2×10/2300=89.38cm3/r。
（2）满载平地运行，车速＝5Km/h时
所需单个轮胎驱动力矩T=36×1000×9.8×0.764/20=13476.95N.m
单个驱动力矩T=马达排量×压力差×i×÷2π÷η（机械）
所以此时：
单个马达排量=13476.95×0.95×2π÷105.5÷（35×106）
=22.42cm3/r
此时泵的排量：
Vg＝Vm×N2×10/N1
式中：
Vm——此时马达排量
N1——泵的转速
N2——此时马达转速
此时马达转速为N2＝17.4×105.5=1835.7rpm，
所以Vg=22.42×1835.7×10/2300=179.99cm3/r。
查看样本，取泵型号为A4VG250闭式变量泵
表2-4A4VG250闭式变量泵的性能参数
额定排量：
250cm^2
公称压力：
400bar
最大流量：
600L/min
最大转速：
2600rpm
最小转速：
500rpm
最大功率：
400KW
2.3.3.3补油泵流量的选择与计算
由力士乐样本知：
补油泵排量52.5cm3、/r，
其流量为：
排量×柴油机转速N=120.75L/min
2.3.3.4油箱容积和液压油量
由经验：
油箱容积应大于补油泵每分钟流量的3倍，则：
油箱容积大于120.75×3=362.25L。
邮箱容量选定应符合GB2876-99《液压泵站油箱公称容量系列》的规定：
选取油箱容积为400L
2.3.3.5油管管径的计算
管路的通径，主要是根据流量来确定的，各种管路如泄油管、压力油管、吸油管都有推荐的流速，使流速与截面积的乘积大于等于需要的流量，即可求出管路通径，圆整后按管材标准选取。
（参照《现代实用液压附件》中第五章）
一、油管内径：
按设计要求，流管内允许流速为：
压力油：
VA=5.0m/s
吸油管：
VS=1.5m/s
回油管：
VB=2.5m/s
（1）压力管中的流量为:
Vgb×N=250×10-3×2300=575L/min=9.58×10-3m3/s
则：
VA×πDA2/4≥9.58×10-3即：
DA=49.39mm，选取公称通径为50mm
（2）吸油管中的流量即补油泵的流量和冷却泵流量总和为:
=120.75+120.75=241.5L/min=4.03×10-3m3/s
则：
Vs×πDs2/4≥4.03×10-3即：
Ds=58.49mm，选取公称通径为65mm
（3）回油管中流量为吸油管中的流量:
241.5L/min=4.03×10-3m3/s
则：
VB×πDB2/4≥4.03×10-3即：
DB=45.27mm，选取公称通径为50mm
二、油管壁厚
δ≥
δ----油管壁厚（mm）
p----油管内液体最大压力（MPa）
d----油管内径（mm）
[σ]----许用应力（MPa）,
取[σ]=
（σb为抗拉强度，n为安全系数）
其中：
p<7MPa时，n=8
p<17MPa时，n=6
p>17MPa时，n=4
钢管均采用45#正火钢，σb为6.08MPa
则：
压力管壁厚为：
δ≥35×50/2×（608/4）=5.76mm
吸油管壁厚为：
δ≥20×65/2×（608/8）=8.56mm
回油管壁厚为：
δ≥2.2×50/2×（608/8）=0.72mm
三、外径的选取
参照《现代实用液压附件》，可得：
压力管外径取：
63mm；吸油管外径取：
90mm；回油管外径取：
63mm
2.3.3.6滤油器的选择：
行走机械闭式系统采用补油泵吸油过滤方式时,要求真空度极限值不大于30KPa,考虑到吸油管路的压力损失，滤油器本身的极限压降要求不超过（20～25）KPa；考虑到滤油器工作过程中污染物积累会使压降增加，要求其初始压降不超过（8～15）KPa。
此闭式系统中的过滤有吸油口过滤和出油口过滤：
（选择时应满足：
滤油器流量>>管路流量）
流量：
Q=KA△P/μ
式中：
Q-----过滤流量
K-----滤芯通油能力系数
A-----滤芯有效过滤面积
△P----滤芯前后压差
μ-----油液动力粘度
上式的意义不在于计算滤油器的流量，而在于说明流量与压差成正比，与油液粘度成反比。
因此可根据滤油器产品提供的标准粘度下（一般为32mm2/s）的压差---流量参数按此式计算在要求的使用压差下的流量值，以便正确选择滤油器。
一、吸油口过滤器
吸油口处有一个10μ以上的滤筛,通常选80μ
参照《现代实用液压附件》中的27页：
CFF系列过滤器滤芯压差---流量曲线
可知：
在满足其初始压降不超过5KPa时，流量可取0～600L/min
管路流量：
Q>241.5L/min，所以选择满足要求。
表2-5CFF-520×*过滤器的性能参数
型号
公称流量
过滤精度
原始压力损失
连接方式
滤芯型号
CFF-520×*
600L/min
80μm
<0.01MPa
法兰式
FX-520×*
二、回油口过滤器
此处可充分保证液压系统油液得到可靠过滤，当滤油器堵塞时，系统压力升高，从而使压力继电器动作发出报警信号，提醒更换滤油器，一般使用5μ细滤器。
参照《现代实用液压附件》中的31页：
RF系列过滤器滤芯压差---流量曲线
可知：
在满足其初始压降不超过8KPa时，流量可取0～600L/min
管路流量：
Q>241.5L/min，所以选择满足要求。
表2-6RF-500×*过滤器的性能参数
型号
公称流量
过滤精度
原始压力损失
滤芯型号
通径
RF-500×*
500L/min
5μm
≤0.07MPa
LH00500R*BN/HC
50mm
2.3.3.7高压空气滤清器：
PAF系列产品使用于工程机械、车辆、移动机械以及需要具有压力的液压系统。
（参考《现代实用液压附件》中的98页）
表2-7PAF1-*-*-*L高压滤清器的性能参数
型号
PAF1-*-*-*L
单向阀开启压力（MPa）
0.07
空气流量（m3/min）
0.75
空气过滤精度（μm）
40
油过滤网孔（mm）
无加油滤网
温度适应范围（。
C）
-20----+100
连接方式
螺纹（G3/4”）
重量（kg）
0.2
2.3.3.8压力表选择
选择《现代实用液压附件》中YN系列不锈钢耐震压力表
表2-8YN-100的性能参数
产品型号YN-100
公称直径Ф100
接头螺纹M20×1.5
精确度等级1.0；1.5
测量范围（MPa）0～40
耐振等级V.H.4
使用环境条件温度-40～70℃；相对温度≤85%
生产厂家无锡市特种压力表厂
2.3.3.9冷却系统
一、冷却器
补油泵排量52.5mL/r
转速2300rpm
补油泵流量120.75L/min
冷却流量120.75L/min
环境温度30℃
油液最高温度70℃
合适油温50℃
发热功率120.75*0.85*2.15*40/900=9.8Kw
当量冷却功率9.8/20=0.49Kw/℃
冷却器型号贺德克ELH51500rpm
二、冷却马达
马达油口口径15mm,法兰式35mm
冷却器配置的马达工作排量22mL/r
冷却器配置的马达工作转速1500rpm
冷却器配置的马达流量33L/min
冷却器配置的马达工作压力20MPa
三、冷却泵
冷却器配置的齿轮泵要求排量为14.78mL/r，选择《新编液压工程手册》齿轮泵
表2-9GM5-16齿轮泵的性能参数
型号
理论排量
额定压力
理论输出转矩
最低转速
最高转速
厂家
GM5-16
15.9mL/r
21MPa
53.169N.M
500rpm
3300rpm
天津机械厂
四、溢流阀
选择：
北京华德液压工业集团有限责任公司样本DBD直动性溢流阀DBDH6P10/*，性能参数如下：
表2-10DBDH6P10/*溢流阀的性能参数
型号
通径
最大工作压力
流量
厂家
DBDH6P10/*溢流阀
6mm
P：
40MPa
50L/min
北京华德
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