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第3章 靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)的設計
第3章 靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)的設計
3．1 車輛行走機構(gòu)對液壓傳動系統(tǒng)的要求
大型自卸車作業(yè)時牽引力和車速的變化范圍大，并且變化急劇、頻繁、工作條件苛刻，因而對液壓傳動裝置的要求是：
1．應采用精心設計的“背靠背”傳動裝置，以及泵和馬達之間采用盡量短的管路連接，在素的和轉(zhuǎn)矩較寬的范圍內(nèi)能夠獲得總效率的85%以上，把發(fā)動機的功率充分利用與速度和牽引力的寬范圍內(nèi)。
2．能利用傳動系統(tǒng)本身精心可靠地制動。
3．對兩側(cè)驅(qū)動車輪采用獨立的傳動系統(tǒng)，以滑移方式轉(zhuǎn)向。
4．結(jié)構(gòu)簡單，液壓元件要耐久、可靠。
3．2 液壓驅(qū)動系統(tǒng)的型式
3.2.1 容積調(diào)速系統(tǒng)
依據(jù)工程機械，其液壓驅(qū)動系統(tǒng)的變速裝置是利用改變液壓泵或液壓馬達的排量來實現(xiàn)調(diào)速的，稱為容積調(diào)速回路。由于這種調(diào)速系統(tǒng)具有較高的效率，所以是廣泛使用的液壓調(diào)速系統(tǒng)。
圖一所示是由雙向變量泵和變量馬達組成的容積調(diào)速系統(tǒng)。當調(diào)節(jié)變量泵1和變量馬達的斜盤傾角，可改變其輸出流量，從而獲得不同的馬達轉(zhuǎn)速；改變斜盤方向可改變油流方向，使馬達的旋轉(zhuǎn)方向相應地得到改變。輔助泵3用以向系統(tǒng)補油，并起冷卻作用，其壓力由溢流閥7調(diào)定?；芈分杏袃蓚€補油閥4，梭閥6在主油路高壓控制下與常開式的溢流閥8接通，因此，工作中總有一部分油通過溢流閥8流回油箱，以便冷卻油液。主回路中兩個安全閥5保護系統(tǒng)不致破壞。
圖3.1 變量泵--變量馬達調(diào)速系統(tǒng)
3.2.2 功率分流液壓調(diào)速系統(tǒng)
功率分流液壓調(diào)速系統(tǒng)又稱雙功率流傳動裝置。由液壓泵和液壓馬達組成的單純的液壓調(diào)速系統(tǒng)隨著傳遞動力的增加使其容量過大，這樣其傳動效率有所降低，因此出現(xiàn)了把行星差動輪系與液壓調(diào)速裝置組合起來的功率分流液壓調(diào)速系統(tǒng)。它將動力分成兩路平行傳遞，一路通過行星齒輪傳遞，另一路為液壓傳動。在功率分流傳動中，液壓系統(tǒng)主要起調(diào)速作用，機械系統(tǒng)主要用來傳遞動力。雖然該調(diào)速系統(tǒng)有效地利用了液壓傳動的優(yōu)點，又保持了齒輪傳動的優(yōu)越性，但其結(jié)構(gòu)復雜、制造成本高，只適用于大功率的車輛上。
3．3 行走驅(qū)動系統(tǒng)性能的主要參數(shù)
決定驅(qū)動行走系統(tǒng)性能的主要技術參數(shù)有：行駛驅(qū)動功率、牽引力、車速、最大爬坡度等。
1．牽引力F
對于運輸車輛來說，牽引力大意味著載重量大，爬坡和加速性能好，因而可以降低勞動強度，提高生產(chǎn)率。牽引力受附著條件限制，牽引力的值應與機械的附著條件相適應，并且使之與行走機構(gòu)的額定滑轉(zhuǎn)率一致，以獲得較好的經(jīng)濟效果。將全滑轉(zhuǎn)情況下的牽引力的最大值定義為最大牽引力或附著力，公式如下：
（3-1）
式中：F—最大牽引力
—附著系數(shù)
—附著重量
不同的車輛的取值范圍也不同。車輛的牽引力正常工況下要小于其附著力，否則輪胎發(fā)生滑轉(zhuǎn)，將使發(fā)動機功率嚴重損失，加劇輪胎的磨損。
2．行駛速度
對于運輸機械來說，車速對生產(chǎn)率有很大影響，它既要適應在工地作業(yè)的要求，又要保證一定的運輸效率。采用液壓驅(qū)動能滿足變化范圍要求，也能使發(fā)動機功率很好地利用，操縱簡單方便，有利于生產(chǎn)率的提高。對于大型礦用自卸車，最高車速一般不超過58km/h。
3．爬坡能力
載重運輸車輛在爬坡時的外部阻力取決于爬破度，外部阻力包括滾動阻力和坡道阻力。滾動阻力：
（3-2）
式中：G —車輛載重總重量
—車輛滾動阻力系數(shù)
—爬坡角
坡道阻力：
（3-3）
則運輸工況的爬坡能力,即驅(qū)動力：
（3-4）
4．驅(qū)動行駛驅(qū)動功率
運輸車輛的行駛驅(qū)動功率可按下式計算
kW (3-5)
式中：—牽引力，N
—車輛的運行速度，km/h
—傳動效率，一般取0.8
3．4 靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)方案的確定
明確了主機對液壓系統(tǒng)的性能要求，對大型礦用自卸車和液壓系統(tǒng)資料進行分析和研究，并根據(jù)實際情況，進行方案分析比較，按照可靠性、經(jīng)濟性，并盡量采用先進技術，最終選擇最優(yōu)方案。
3.4.1 液壓驅(qū)動系統(tǒng)的型式
根據(jù)不同的分類方法，液壓系統(tǒng)型式主要有：開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)，定量系統(tǒng)和變量系統(tǒng)，容積調(diào)速系統(tǒng)、節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)和容積節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)等。
l 開式、閉式系統(tǒng)
開式系統(tǒng)是指液壓泵從液壓油箱吸油，通過換向閥給液壓馬達或液壓缸供油以驅(qū)動工作機構(gòu)運動，液壓馬達或液壓缸的回油再經(jīng)換向閥流回液壓油箱，為保證系統(tǒng)安全，設置安全閥。這種系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式較簡單，系統(tǒng)自備油箱，油箱可同時起到散熱、沉淀雜質(zhì)的作用。但由于油液與空氣接觸，容易使空氣溶于液壓油而進入系統(tǒng)，導致工作機構(gòu)工作不平穩(wěn)及其他不良后果。開式系統(tǒng)可采用定量泵，也可以采用變量泵，對自吸能力較差的液壓泵，其工作轉(zhuǎn)速限制在額定轉(zhuǎn)速的75%以內(nèi)，或增加一個輔助泵，以提高液壓泵的自吸能力和避免出現(xiàn)吸空現(xiàn)象。
閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油管直接與執(zhí)行元件的回油管相連，液壓油在系統(tǒng)的管路中封閉循環(huán)（如圖3.1）。閉式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，泵的自吸能力好，系統(tǒng)與空氣不接觸，而避免了出現(xiàn)吸空現(xiàn)象，工作機構(gòu)運動平穩(wěn)。采用變量泵來避免出現(xiàn)液壓沖擊和能量損失。閉式系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜，自身不備油箱，油液的散熱和過濾條件較開十系統(tǒng)差。為補償系統(tǒng)中的泄露，通常要輔設一個小容量的補油泵，向系統(tǒng)補油并冷卻油液，多余的流量通過主泵和馬達殼體流回油箱。
閉式系統(tǒng)有如下優(yōu)點：
（1）主泵排量發(fā)生變化時補油系統(tǒng)能保證容積式傳動的響應，提高系統(tǒng)的動作頻率，同時還能增加主泵進油口的壓力，防止大流量時產(chǎn)生氣蝕，提高泵的工作轉(zhuǎn)速和傳動裝置的功率密度，另外，油液經(jīng)過濾后進入系統(tǒng)且與外界接觸少，從而提高了液壓系統(tǒng)的可靠性和使用壽命。補油泵還能方便地為系統(tǒng)中某些低壓工作的輔助機構(gòu)和制動器提供動力。
（2）閉式系統(tǒng)僅有少量的補油流量從油箱吸取，油箱小，便于行走車輛布置，吸油、回油流動損失小，系統(tǒng)效率較開式系統(tǒng)高。
（3）系統(tǒng)存在背壓且對稱工作，柱塞泵 、馬達具有很高的容積效率，其內(nèi)部泄露隨壓力變化很小，因而閉式系統(tǒng)能平穩(wěn)地從正轉(zhuǎn)通過零點向反轉(zhuǎn)過渡并能在任意方向?qū)嵭腥簤鹤詣硬僮?，并能保證輸出軸具有足夠的剛性，在負荷大小和方向變化時平穩(wěn)工作。
閉式系統(tǒng)的上述特點使它特別適應負荷變化劇烈、前進、倒退、制動頻繁的行走機械，以及速度要求嚴格控制的作業(yè)機械，因此，對行走機械有著特別的意義。
大型礦用自卸車在礦山環(huán)境下工作條件苛刻，要求經(jīng)常正反向行走，制動頻繁，負載經(jīng)常變化，因此確定大型礦用自卸車行走驅(qū)動液壓傳動裝置的泵和馬達采用閉式回路方式。
l 定量、變量系統(tǒng)
定量系統(tǒng)采用的液壓泵為定量齒輪泵、葉片泵或者固定斜盤的柱塞泵，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速一定時，流量也一定，而壓力是根據(jù)工作循環(huán)中需要克服的最大阻力確定的液壓系統(tǒng)的壓力取決于外負載，因此，其泵的特性硬，負荷小時不能提高作業(yè)速度，功率得不到充分利用。為滿足作業(yè)要求，定量系統(tǒng)的發(fā)動機功率要根據(jù)最大外負載和作業(yè)速度來確定。定量系統(tǒng)中泵的成本低，速度平穩(wěn)，簡單可靠，價格低廉，耐沖擊性能好，油液冷卻充分但效率較低。
采用變量泵或變量馬達的液壓系統(tǒng)為變量系統(tǒng)，系統(tǒng)效率高，調(diào)速范圍大，能輸出恒定的轉(zhuǎn)矩或功率，且不需要很大的油箱。變量系統(tǒng)具有以下特點：
（1）作業(yè)速度與作業(yè)力之間可以自動調(diào)節(jié)，變量泵在變量范圍內(nèi)功率基本保持恒定，隨著外負載的變化，液壓泵的輸出流量相應地變化，外負載小時，可以減小作業(yè)力，增大流量，以增大作業(yè)速度，提高生產(chǎn)率，外負載大時，可以增大作業(yè)力，降低作業(yè)速度，克服大負載。
（2）液壓泵經(jīng)常在滿負荷狀態(tài)工作，發(fā)動機功率利用比較充分。
（3）變量系統(tǒng)元件較復雜，成本也高，油液發(fā)熱較大。
基于變量系統(tǒng)的以上特點，現(xiàn)代大型工程車輛的液壓驅(qū)動系統(tǒng)都采用變量系統(tǒng)，從而實現(xiàn)恒功率或恒轉(zhuǎn)矩控制，提高作業(yè)效率。大型礦用自卸車功率大，要求運輸效率要高，發(fā)動機功率應得到充分發(fā)揮，因此選用變量系統(tǒng)。
l 容積調(diào)速系統(tǒng)、節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)和容積節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)
節(jié)流調(diào)速是在系統(tǒng)中安裝節(jié)流閥，通過節(jié)流閥對進入執(zhí)行元件的流量連續(xù)調(diào)節(jié)而實現(xiàn)無級調(diào)速，按節(jié)流閥安裝位置的不同有進油節(jié)流調(diào)速、回油節(jié)流調(diào)速和旁路節(jié)流調(diào)速以及以上三種任意組合的復合調(diào)速。
容積調(diào)速是用變量泵供油，通過改變回路中變量泵或變量馬達的排量來調(diào)節(jié)執(zhí)行元件的運動速度的。這種回路中，液壓泵輸出的油液直接進入執(zhí)行元件，沒有溢流損失和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載變化，因此效率較高，發(fā)熱少，能量利用合理。
容積節(jié)流調(diào)速是利用壓力補償使變量泵供油、用流量控制元件確定進入執(zhí)行元件的流量來調(diào)節(jié)其速度，并使變量泵的輸出油量自動與執(zhí)行元件所需流量相適應。這種調(diào)速回路沒有溢流損失，效率較高，速度穩(wěn)定性好。
大型礦用自卸車運行速度高，對速度的穩(wěn)定性要求較低，外負載變化大，要求的調(diào)速范圍大，運行功率大，故選用容積調(diào)速系統(tǒng)。
行走機械的容積調(diào)速系統(tǒng)有變量泵-定量馬達調(diào)速系統(tǒng)、定量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)和變量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)，下面分別作以介紹。
1．變量泵-定量馬達調(diào)速系統(tǒng)
這種系統(tǒng)中，液壓泵轉(zhuǎn)速和液壓馬達排量都是恒量，改變液壓泵排量可使馬達轉(zhuǎn)速和輸出功率隨之成比例地變化。馬達輸出轉(zhuǎn)矩和回路的工作壓力都由負載轉(zhuǎn)矩決定，不因調(diào)速而發(fā)生變化，因而常被叫做恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速系統(tǒng)，另外，由于泵和馬達的泄露不容忽視，這種系統(tǒng)的速度剛性要受負載變化影響。當回路中泵和馬達都能雙向作用時，馬達可以實現(xiàn)平穩(wěn)反向。變量泵-定量馬達調(diào)速系統(tǒng)的工作特性如圖3.2所示。
圖3.2 變量泵-定量馬達調(diào)速系統(tǒng)工作特性
2．定量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)
該系統(tǒng)液壓泵轉(zhuǎn)速和排量都是恒量，通過改變液壓馬達排量變化實現(xiàn)輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩變化的，轉(zhuǎn)速與排量成正比，轉(zhuǎn)矩與排量成反比。馬達的輸出功率和回路工作壓力都由負載功率決定，不因調(diào)速而發(fā)生變化，常被叫做恒功率調(diào)速系統(tǒng)。這種系統(tǒng)調(diào)速范圍較變量泵-定量馬達調(diào)速系統(tǒng)小，適用于具有恒功率負載特性的行走機構(gòu)上，可使原動機保持在恒功率高效率點下工作，從而最大限度地利用原動機的功率。定量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)的工作特性如圖3.3所示。
圖3.3 定量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)工作特性
3．變量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)
這種系統(tǒng)的工作特性是上述兩種系統(tǒng)工作特性的綜合，回路的調(diào)速范圍很大，是泵調(diào)速范圍和馬達調(diào)速范圍的乘積。
該調(diào)速系統(tǒng)中變量泵和變量馬達可單獨并先后進行調(diào)節(jié)，一般分兩步進行，先是改變泵的調(diào)節(jié)參數(shù)，再改變馬達的調(diào)節(jié)參數(shù)，具體過程為：一般情況是啟動前先將變量馬達的調(diào)節(jié)參數(shù)斜盤傾角固定到最大值，然后將變量泵的調(diào)節(jié)參數(shù)斜盤傾角調(diào)到零位，啟動后將泵的斜盤傾角由最小值逐漸調(diào)到最大值，完成變量泵-定量馬達調(diào)速過程，把它固定下來，然后再將馬達的斜盤傾角由最大值往小調(diào)，達到進一步擴大調(diào)速范圍的目的，其工作特性與定量泵-變量馬達調(diào)速相同。變量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)的工作特性如圖3.4所示。
圖3.3 變量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)工作特性
這種調(diào)速系統(tǒng)的工作特性對一般機械負載要求很適應，因為大部分機械在低速時要求有較大的扭矩，而再高速時扭矩可以相應地減小，變量泵-變量馬達調(diào)速系統(tǒng)適用于系統(tǒng)中大功率的液壓裝置，特別適用于系統(tǒng)中有兩個或多個液壓馬達要求共用一個液壓泵又能獨立進行調(diào)速的場合。
3.4.2 液壓驅(qū)動系統(tǒng)傳動方案
圖3.4所示是行走機構(gòu)液壓傳動的幾種方案。a）方案中采用定量液壓馬達驅(qū)動，其前后輪輪邊減速器有三種不同形式：① 前后橋分別裝具有相同傳動比的一級輪邊減速器。② 前后橋分別裝有不同傳動比的一級輪邊減速器。③一橋為一級輪邊減速器，另一橋為二級輪邊減速器。形式③雖然擴大了機器的行走調(diào)速范圍，但尚未找到一種切實可行的工藝方案，以便使結(jié)構(gòu)復雜的輪邊減速器裝置制造成本降到最低，這種方案并不是最理想的；形式②可通過接通一根驅(qū)動軸來變速，以得到兩個檔，但需加摩擦離合器，因而結(jié)構(gòu)較為復雜。b）方案中采用一組變量液壓馬達，調(diào)速范圍擴大，考慮到前橋或后橋能從高速檔脫開，這種方案具有較高的牽引動力特性，但卻沒有消除a）方案中形式②的弊病。c）方案中全部采用變量泵和變量馬達驅(qū)動，消除了上述弊病，同時由于柴油機轉(zhuǎn)速可調(diào)，因而大大提高了輪式車輛的牽引動力特性。b）方案和c）方案均適用于大多數(shù)輪式工程車輛。
b）
a）
c）
圖3.4 行走機構(gòu)液壓傳動方案
3．5 液壓傳動系統(tǒng)的設計計算
重型運輸機械行走機構(gòu)功率大，前進、后退交替換向頻繁，負載變化劇烈。要求液壓系統(tǒng)及元件要適應這種復雜工況，系統(tǒng)壓力相應也很高，一般都在20MPa以上。通過一系列計算確定液壓傳動和車輛數(shù)據(jù)，繪制出相應的曲線，從而確定車輛在其整個運轉(zhuǎn)范圍內(nèi)的特性。
3.5.1 確定液壓系統(tǒng)的工作壓力
液壓系統(tǒng)的工作壓力是指液壓系統(tǒng)正常運行時所能克服的外載荷的最高限定壓力。在實際工作過程中，系統(tǒng)壓力是隨著載荷大小的不同而變化的。液壓系統(tǒng)的工作壓力是根據(jù)車輛機械的技術要求，經(jīng)濟效果和目前液壓技術所能達到的水平來確定。
在外負荷已定的情況下，系統(tǒng)壓力選得越高，各液壓元件的幾何尺寸就越小，使結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕。特別是對大型運輸機械來說，選取較高的工作壓力更為重要，壓力的選擇還要考慮制造密封等因素，壓力太高，密封要求也該，制造維修困難?，F(xiàn)在工程車輛機械所用的工作壓力大致有：
1．中壓：壓力為10～20MPa，常用于農(nóng)用機械、小型工程機械、建筑機械、液壓鑿巖機等的壓力等級。
2．高壓：壓力為20～32MPa，常用于液壓機、大中型挖掘機、重型機械和起重運輸機械等。
3．超高壓：壓力超過32MPa。
根據(jù)國家系列標準值，結(jié)合該大型礦用自卸車行走驅(qū)動系統(tǒng)的工作壓力小于 33MPa的要求，選用驅(qū)動液壓系統(tǒng)的工作壓力為=32MPa。
3.5.2 液壓傳動參數(shù)及性能的計算
為設計車輛用液壓傳動系，必須根據(jù)車輛要求的最大驅(qū)動力與最大行駛速度進行液壓傳動參數(shù)的確定。
1．需要牽引力（運行工況）
對于行走運輸車輛，其載荷力矩主要是來自驅(qū)動輪的阻力矩。大型礦用自卸車最大載重量為108t，車輛自重為85t，最高速度為=50km/h，高速運行時要求爬坡度為12‰(即0.012)，低速運行時最大爬坡度為17%（即0.17），由公式（3-4）可得，
依照最大爬坡度要求，低速運行時的牽引力，即最大牽引力：
=
=（108+85）×1000×9.8×（sin9.65°+0.02cos9.65°）= 354346 N
式中：—車輛滾動阻力系數(shù)，取0.02
—爬坡角，=arc tan0.17 = 9.65°
高速運行時的要求的最大牽引力：
=
=（108+85）×1000×9.8×（sin0.6875°+0.02cos0.6875°）
= 60520 N
式中：=arc tan0.012 = 0.6875°
2．驅(qū)動功率
車輛低速運行爬坡度為17%時要求的牽引力是最大的，此時，對車輛速度無特別要求，只要能爬上坡即可。108t自卸車在額定爬坡（8%坡度）時要求的運行速度為8 km/h，現(xiàn)在取最大爬坡時的車輛速度為3.6 km/h，此速度為車輛的最小速度，即=3.6 km/h。因此低速運行時的車輛牽引功率為
=
= = 443 kW
式中為傳動效率，取0.8
最高速度運行時要求能爬上12‰的坡度，此時的車輛牽引功率為：
=
= ≈ 1053 kW
由以上計算知，要滿足車輛在高速運行時的要求，須取 = 1053 kW。
3．變換范圍
變換范圍是根據(jù)車輛要求的最大參數(shù)決定的，其計算公式為：
（3-6）
式中： 單位為m/s，單位為W
—液壓系統(tǒng)效率
—機械傳動效率
當≤3時，由變量泵單獨變換；
當＞3時，由變量泵-變量馬達變換。
總的變換范圍分為變量泵的變換范圍和變量馬達的變換范圍，
（3-7）
由式（3-6）可以算得變換范圍
== 6.49
式中：取0.8，取0.9
可見，總的變換范圍＞ 3，需要用變量泵-變量馬達系統(tǒng)變換，最終選定為圖3.4 c)方案。變量泵和變量馬達的變換范圍分別為：
=2.55
4．液壓泵和液壓馬達的參數(shù)計算
108t礦用自卸車載重大，要求馬達扭矩很大，而且速度高，由低速到高速的變換范圍大，所選液壓泵和液壓馬達必須能同時滿足低速牽引和高速運行的要求，用四個馬達驅(qū)動，設置兩個檔位，其傳動比分別為 和 。在設定檔位時要求車輛換檔要盡量使沖擊力小，換檔平穩(wěn)，兩個檔位之間傳動比的比值一般在3左右，為此，設置低速檔傳動比為=3.2，高速檔為=1。
液壓馬達的基本參數(shù)主要是排量和轉(zhuǎn)速，所選擇的液壓馬達必須滿足機械的動力及行駛速度的要求。
馬達扭矩：
（3-8）
式中：—牽引力，N
—驅(qū)動輪半徑，=1.5m
—馬達數(shù)量，=4
—輪邊減速器傳動比，取=27.3
—齒輪傳動比，分別為 和
—傳動系效率，取0.98
馬達轉(zhuǎn)速：
（3-9）
式中：—車輛運行速度，m/s
單位為r/min
其他各參數(shù)與上面相同。
馬達排量：
（3-10）
式中：—系統(tǒng)壓差，=32Pa
—馬達機械效率，選用柱塞馬達，取=0.95。
根據(jù)已經(jīng)計算出的馬達的排量和馬達在大排量時的最高轉(zhuǎn)速以及系統(tǒng)的工作壓力，選擇標準系列的馬達。在選擇了馬達以后，液壓油泵的選擇應滿足液壓馬達對流量和壓力的要求。油泵的流量應滿足馬達在作業(yè)時的最大速度要求，由下式確定：
（3-11）
式中：—泵的容積效率，選用柱塞泵，取=0.95
行走油泵的排量可按下式確定：
（3-12）
式中：—泵的轉(zhuǎn)速，由發(fā)動機轉(zhuǎn)速和分動箱確定
（1）低速方案
低速運行時車輛牽引力大，低速檔即Ⅰ檔傳動比=3.2，由以上計算，最大牽引力為 = 354346 N，在最大牽引力時的速度為=3.6 km/h，將各個參數(shù)代入式（3-8）得馬達最大扭矩：
=
= = 1552 Nm
代入式（3-9）得馬達轉(zhuǎn)速：
=
= = 556 r/min
由式（3-10）可以求得馬達排量：
=
= = 321 ml/r
則所需泵的流量由式（3-11）得：
=
= = 188 L/min
用一個泵帶兩個馬達，則泵的流量：
=2=2×188=376 L/min
式（3-12）算得泵的排量：
=
= = 179 ml/r
（2）高速方案
高速運行時車輛牽引力較小，高速檔即Ⅱ檔傳動比=1，由以上計算，高速行駛時的最大牽引力為 = 60520 N，最高時速為=50 km/h，將各個參數(shù)代入式（3-8）得馬達扭矩：
=
= = 848 Nm
由式（3-10）可以求得馬達排量：
=
= = 175 ml/r
由式（3-9）得馬達最高轉(zhuǎn)速：
=
= = 2415 r/min
則所需泵的流量由式（3-11）得：
= = = 445 L/min
用一個泵帶兩個馬達，則泵的流量：
=2=2×445=890 L/min
式（3-12）算得泵的排量：
= = = 424 ml/r
由求得的泵的排量=421 ml/r和泵的轉(zhuǎn)速=2100 r/min選取泵，無符合要求的泵，現(xiàn)在取泵的轉(zhuǎn)速=1800 r/min，則由此算得的泵的排量為：
= =494 ml/r
選取液壓泵的排量稍大于計算值，=500 ml/r
（3）驗證兩種方案的可行性
①低速方案驗證高速方案
若選用低速方案計算得的泵和馬達，則在高速狀況下只需驗證車輛速度。
= = 969 r/min﹤
可見，低速方案不能滿足高速行駛要求，達不到車輛的技術要求
②高速方案驗證低速方案
若選用高速方案計算得的泵和馬達，則在低速狀況下只需驗證馬達扭矩。
= = 3681 Nm﹥
可見，選用高速方案計算得的泵和馬達遠能滿足低速牽引的要求，此時的低速比556 r/min大很多，在滿足最大牽引力狀況下馬達轉(zhuǎn)速：
==1319 r/min
由以上計算可知，尋用高速方案可同時滿足車輛高速行駛和低速牽引的要求，故選此方案。
由此可以計算出馬達的最大排量：
=321 ml/r
選馬達的排量稍大一點為：=350 ml/r
綜合以上計算，可以選定108t大型礦用自卸車液壓驅(qū)動系統(tǒng)所用泵和馬達的技術要求：
馬達：=350 ml/r =2415 r/min
泵：=500 ml/r =1800 r/min
5．驗證速度及牽引力特性
大多數(shù)情況下液壓傳動的計算是確定功率特性曲線的上下極限點A和B的技術參數(shù)，即車輛特性用牽引力—車速曲線圖表示，上極限點A為最大牽引力時的車速，下極限點B為最大車速的牽引力。
通過前面的計算，已知以下參數(shù)：
驅(qū)動功率：=1053 kW 液壓泵最高轉(zhuǎn)速：=1800 r/min
液壓泵最大排量：=500 ml/r 點A的最大壓力：=32MPa
馬達最大排量：=350 ml/r 馬達最高轉(zhuǎn)速 =2415 r/min
（1）最大牽引力點A
液壓泵流量：
=895 L/min
液壓泵排量：
=495 ml/r
馬達輸出扭矩：
=1694 Nm
驅(qū)動軸輸出力矩：
=580112 Nm
牽引力：
=386471 N
由車輛所需的最大牽引力=354346，知﹥，可見滿足要求。
液壓馬達轉(zhuǎn)速：
=1209 r/min
車輛行駛速度：
=2.17 m/s = 7.8 km/h
（2）最大速度點B
液壓泵流量：
= 900 L/min
壓力：
= 31.7 MPa
液壓馬達排量：
= 177 ml/r
液壓馬達輸出扭矩：
= 849 Nm
驅(qū)動軸力矩：
=90857 Nm
牽引力：
= 60571 N
車輛以最高速度=50 km/h行駛時要求能爬上12‰的坡度，所需的牽引力為 = 60520 N，可見﹥，能滿足高速行駛的牽引要求。
車輛行駛速度：
= 50 km/h
根據(jù)以上的計算可以繪出車輛的牽引特性曲線如圖3.5所示
ν（km/h）
×1000×9.8
圖3.5 車輛速度及牽引特性圖
通過以上計算可知，此液壓傳動裝置可以提供車輛所需的牽引力和車速，液壓泵和液壓馬達規(guī)格參數(shù)的選擇是正確的。
3.5.3 輔助裝置
1．確定油管尺寸
油管的內(nèi)徑是根據(jù)管內(nèi)允許流速和所通過的流量來確定:
m (3-13)
式中：—油管內(nèi)徑，m
—通過油管的流量，
—油管中允許的流速，m/s
對于吸油管路 ≤ 1.5 m/s
對于壓油管路 = 2.5～5 m/s
對于回油管路 = 1.5～2 m/s
油管壁厚按強度條件計算，計算公式為：
（3-14）
式中：—油管內(nèi)最高工作壓力
—油管內(nèi)徑
—油管材料許用應力，
為油管材料的抗拉強度，為安全系數(shù)，對油管來說，﹤7MPa時，取=8；﹤17.5MPa時，取=6；﹥17.5MPa時，取=4。
由以上計算知通過油管流量為=900 L/min，取吸油管路流速 = 1.5 m/s，壓油管路流速 = 5 m/s，回油管路流速 = 2 m/s，代入式(3-13)可得：
吸油管內(nèi)徑： = 113 mm
壓油管內(nèi)徑： = 62 mm
回油管內(nèi)徑： = 68 mm
對于管道壁厚，這里只計算吸油管，查機械設計手冊（第1卷）輸送流體用無縫鋼管，選油管材料的抗拉強度=520MPa，對于吸油管﹥17.5MPa，因此取=4，則
= 130 MPa
將數(shù)據(jù)代入式（3-14）算得其壁厚為：
= 14 mm
查機械設計手冊，根據(jù)吸油管內(nèi)徑= 113 mm，壁厚= 14 mm，選用φ140×14無縫鋼管，其內(nèi)徑112mm，壁厚14mm 。
2．油箱容量計算
油箱容量是指油面高度為油箱高度80%時油箱所貯油液的容積，如果油箱有效容積過大，雖然散熱好，但外形尺寸大，重量增加，特別不利于行走機械，如果油箱有效容積過小，則可能會使液壓系統(tǒng)油溫過高，容積效率大大降低。
對行走機械，一般都要在系統(tǒng)中加冷卻器來滿足車輛液壓系統(tǒng)散熱要求，因此所用油箱的一般都比較小，以便減小行走機械的重量和尺寸。
行走驅(qū)動系統(tǒng)油箱容量大約為輔助補油泵流量的0.5～0.8倍，最少必須加上10%的儲備容積，包括在溫度升高時油液體積的增加。
輔助補油泵的流量一般為主泵流量的20%左右，前面已確定行走驅(qū)動共用兩個液壓泵帶四個液壓馬達，每個液壓泵流量分別為900 L/min，補油泵同時向兩個驅(qū)動用液壓泵補油，故補油泵流量為：
L/min
由此，確定驅(qū)動用油箱容量大約為：
V = {0.5～0.8） = 180～288 L
取驅(qū)動用油箱容量V = 250 L。
3．6 擬定驅(qū)動液壓系統(tǒng)工作原理圖
在明確了主機對液壓系統(tǒng)的要求，確定了液壓系統(tǒng)方案，并經(jīng)過初步計算之后，可以擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖。液壓系統(tǒng)原理圖是用液壓元件職能符號表示的系統(tǒng)工作原理圖，它能清楚地表示出各元件之間的關系、動作原理、操縱和控制方式等。
擬定的液壓系統(tǒng)，能實現(xiàn)主機的運動要求，應使結(jié)構(gòu)簡單，性能可靠，操縱方便，并盡量具有先進性。能滿足同一臺機器需要的液壓系統(tǒng)原理圖不是唯一的，可以擬定出好幾種方案，必須進行不同的方案比較，從各方面進行分析，選擇一種最優(yōu)的液壓系統(tǒng)。
在擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖時，應注意以下幾個問題：
1．在組合各基本回路時，要防止回路中有相互干擾的現(xiàn)象，以便保證實現(xiàn)主機的工作。
2．在滿足工作要求和生產(chǎn)率的條件下，液壓系統(tǒng)力求結(jié)構(gòu)簡單，應避免系統(tǒng)中存在多余油路。
3．要注意液壓系統(tǒng)的安全可靠性。一定要設置過載保護油路，一般都裝有安全閥或溢流閥，防止過載，并根據(jù)具體情況，增設某些安全裝置。
4．在考慮主油路的同時，必須充分注意必要的輔助油路，如卸荷油路、緩沖油路、補油油路、背壓油路、冷卻油路等。
5．要經(jīng)濟合理，提高經(jīng)濟效益，盡量提高三化水平（即標準化、系列化、通用化）。
根據(jù)前面的分析計算，已經(jīng)確定液壓系統(tǒng)的型式為閉式容積調(diào)速系統(tǒng)，確定的傳動方案為圖3.4 c）的方案，即用兩個變量液壓泵驅(qū)動四個變量液壓馬達，實現(xiàn)車輛四輪驅(qū)動。
圖3.6為大型礦用自卸車液壓驅(qū)動系統(tǒng)原理圖。
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圖3.6 大型礦用自卸車液壓驅(qū)動系統(tǒng)原理圖
3．7 液壓元件的選擇和設計
擬定了液壓系統(tǒng)工作原理圖之后，就可以根據(jù)液壓系統(tǒng)壓力和流量選擇或設計系統(tǒng)中所應用的各種元件和管路，使圖中的液壓符號具體化，確定各種液壓元件的結(jié)構(gòu)形式、規(guī)格和數(shù)量。
1．液壓泵和液壓馬達的選擇
液壓泵的額定壓力和流量應滿足系統(tǒng)工作壓力和流量的要求，其外形尺寸、安裝方式、轉(zhuǎn)動方向、工作條件等也要適合機器的需要。根據(jù)工作壓力、排量和轉(zhuǎn)速以及工作要求，選擇液壓馬達的結(jié)構(gòu)形式、規(guī)格和數(shù)量。
大型礦用自卸車行走驅(qū)動液壓系統(tǒng)中，由兩個變量液壓泵1供油，四個變量馬達8輸出扭矩驅(qū)動車輛，用一個補油泵2向系統(tǒng)補油，同時冷卻系統(tǒng)油液。根據(jù)前面的計算設計，驅(qū)動用變量液壓泵最高轉(zhuǎn)速=1800 r/min，最大排量=500 ml/r，系統(tǒng)工作壓力=32Pa，據(jù)此選力士樂公司閉式系統(tǒng)用變量柱塞泵A4VSG500EO2D/22W′-VZH10K34，其最高轉(zhuǎn)速=1800 r/min，最大排量=500 ml/r，在最高轉(zhuǎn)速情況下其最大功率=525kW，在轉(zhuǎn)速為=1500r/min時其最大功率為438 kW，可以滿足設計要求。輔助補油泵2的流量=360L/min，轉(zhuǎn)速設為=1500r/min，則輔助補油泵排量：
ml/r
因此選用力士樂公司定量泵A2FO250/60R-VZB05，其最大排量為250 ml/r，最高轉(zhuǎn)速為=1500r/min，最大功率為219 kW。液壓馬達8最大排量=350 ml/r，最高轉(zhuǎn)速=2415 r/min，因此選用力士樂公司閉式系統(tǒng)用變量柱塞馬達A6VM355HA1/63W-VZH0207B，其最大排量=355 ml/r，最大排量時能達到的最高轉(zhuǎn)速=2240r/min，在排量為＜270ml/r時可以達到的最高轉(zhuǎn)速為2950 r/min，可見滿足性能要求。
由以上可得所需最大的發(fā)動機功率為：
kW
式中：—分動箱傳動效率，取=0.96
2．閥的選擇
各種閥類根據(jù)系統(tǒng)工作壓力和通過該閥的最大流量進行選擇，閥的額定流量必須與實際通過的流量相適應，實際通過的流量不應大于其額定流量的1.2倍，否則將造成壓力損失過大，系統(tǒng)發(fā)熱嚴重并產(chǎn)生噪聲，但閥的實際通過流量也不能太小，否則使閥的體積過大，不經(jīng)濟也不緊湊。
溢流閥一般都是根據(jù)工作壓力和流量進行選擇?；芈窙_洗閥6用于防止閉式系統(tǒng)過熱，來自回路低壓側(cè)的液壓油經(jīng)節(jié)流孔形成一穩(wěn)定流量，流回油箱，不同的沖洗閥節(jié)流孔可以設定不同的沖洗流量，根據(jù)力士樂公司的資料，這里選用436 622/502.20.01.10力士樂沖洗閥。調(diào)壓閥3用來調(diào)定補油壓力，其調(diào)定壓力一般為2.5MPa，通過的最大流量為補油泵的流量360L/min，選用BG-1032先導式溢流閥，通過的最大流量為400L/min，調(diào)定壓力設為2.5MPa。單向閥4起保護作用，通過的最大流量與調(diào)壓閥3相同，選用C5G-825，其最大流量為380L/min，最高壓力為35MPa。電液換向閥5的作用是車輛為高速檔位運行時連同前后輪油路，以消除由于某些因素造成前后輪的轉(zhuǎn)速差對牽引力的影響和輪胎磨損，通過它的流量很大，選用電液換向閥DSHG-10-3C-DC120-41，通過的最大流量為1100L/min，最大工作壓力為31.5MPa。
3．濾油器和冷卻器的選擇
濾油器根據(jù)過濾精度和通過流量來選擇，同時要注意其在系統(tǒng)中的安裝位置來選擇其形式和規(guī)格。
濾油器7應能承受油路上的工作壓力和沖擊壓力，過濾阻力不應超過0.35MPa，以減小因過濾引起的壓力損失和濾芯所受的壓力，濾油精度要高，以為閉式系統(tǒng)提供清潔的液壓油，必須要通過液壓泵的全部流量，通過它的流量與調(diào)壓閥3的相同，最大為360L/min，選用XU-A400×30FS過濾器，其濾油精度為30，公稱流量為400 L/min。濾油器10為回油過濾器，可以濾掉液壓元件磨損后生成的金屬屑和橡膠顆粒，保護液壓系統(tǒng)，允許采用濾心強的和剛度較低的濾油器，允許有較大的壓降，要求必須通過馬達泄露的全部流量，選取CHL-400-3-LC，其公稱流量為400L/min，過濾精度為3，公稱壓力為1.6MPa，要求旁通閥開啟壓力大于0.37 MPa。單向閥9起旁通作用，防止油液低溫啟動時，高黏度油通過濾心或濾心堵塞等引起的系統(tǒng)壓力升高，其通過的最大流量應與濾油器8的相同，由此可以選取單向閥9的型號為C5G-825-S8，其公稱流量為380L/min，開啟壓力為0.53MPa。
冷卻器一般安裝在回油管或者低壓管路上，系統(tǒng)中的冷卻器11和冷卻器12均裝與低壓油路上，對于車輛行走機械，采用自然風冷型式，故選用FL-4型空氣冷卻器。