挖掘機液壓系統(tǒng)設計

喜歡這套資料就充值下載吧。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。下載后都有，請放心下載，文件全都包含在內，有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763 液壓系統(tǒng)的控制元件隔振 M. STOSIAK 弗羅茨瓦夫大學的技術，wybrzeze wyspianskiego 25，50-370弗羅茨瓦夫，波蘭。 本文對液壓閥上的外部機械振動的影響。理論分析選定的振動絕緣體的貢獻在液壓閥殼體的振動減少了。報道了初步簡單隔振的實驗測試結果。 關鍵詞：機械振動，脈動壓力，液壓閥 1 簡介 液壓系統(tǒng)的主要特點是圍繞一個平均值壓力周期性的變化，通常被稱為壓力波動。其后果是缺乏奈特雷負。該泵的位移分量的循環(huán)操作[ 1 ]或在液壓閥的控制元的自我激勵[ 2 ]因流動液體的作用[ 4 ]或外部的機械振動[ 3，5，6 ]是壓力波動的原因之一。壓力波動引起的單獨的系統(tǒng)組件振動。這有不利的影響，特別是對定位的精度，例如，在一個機床刀具。這也適用于（但到一個較小的程度），是影響固定液壓閥的振動源移動機。一般來說，由一臺機器或設備的振動傳遞復雜的問題可以分為三個相互關聯(lián)的類別： .振動源， .振動傳遞路徑， .效應。 振動的最常見的原因是與機器的動作或操作連接的干擾，例如，當一個移動臺移動在不平的表面或當旋轉件不平衡在材料加工。另一個主要的振動源驅動單元，例如內燃機工作循環(huán)周期時變特性進行[ 7，8 ]。液壓操作系統(tǒng)也是機械振動源引起的壓力波動和位移泵循環(huán)運行期。由于產生的振動頻率不同，傳輸路徑也不同。不規(guī)則的表面上移動的機器動作導致激發(fā)的0.5–250赫茲的頻率范圍為[ 11–9 ]。后者包括由驅動產生激勵（燃燒）引擎和位移泵運動學，出現(xiàn)壓力波動在機器的液壓系統(tǒng)。由于流動的空氣阻力的振動是在250–16 000赫茲的頻率范圍內，他們是由機器的部件分離氣流引起的。同時流動的工作介質的液壓系統(tǒng)產生振動和噪聲。有時發(fā)生氣蝕，產生高頻噪聲。振動所產生的機械傳送產生不同的影響。機械振動，影響機器操作員。組件的系統(tǒng)與該機裝備，特別是液壓元件及系統(tǒng)也受到機械振動。這些組件都需要有良好的動態(tài)特性和具有穩(wěn)定性，定位精度高，運行可靠性，確定性，噪音小。現(xiàn)代液壓比例閥或者液壓微波暴露于外部的機械振動，特別是因為他們中的干擾力可以量的控制力，這可能會導致很多不良影響，如失穩(wěn)，定位不準確，損壞密封件和增加噪聲[ 12 ]。 2 柔性液壓閥固定 正如上面提到的，為了減少液壓閥的控制元件的振動隔離閥殼似乎從底座的外部機械振動感（例如移動機器或機床振動框架）。對振動的外殼專用夾持座水力分布器的設計是液壓閥靈活的固定效應分析。后者在其兩側的彈簧支撐系統(tǒng)與一個已知的線性特性和已知的預變形（圖1）。 圖1 氣門座：1–液壓閥（經銷商），2–基座，3–彈簧預變形螺栓，4–彈簧，5–移動夾座 該支架的設計是這樣的，安裝在閥門的彈簧約束（用一個等效剛度）和移動夾座（2，圖1）把它按照干摩擦模型。在其兩側，由彈簧支撐的價值。一種液壓系統(tǒng)中的比例分配式4wre 6 e08-12 / 24z4 / M操作，如圖2所示。 圖2 液壓系統(tǒng)的組成方案：將調查1–給水泵，2–溢流閥，3–調查的組成部分，4–調節(jié)節(jié)流閥 一二質量系統(tǒng)的模型的比例分配在液壓系統(tǒng)如圖2所示，可以通過以下系統(tǒng)的四個方程表示： 第四個方程描述作用在認為情況下閥殼的力量。進一步對該方程將被修改以描述該隔振元件的特性。一些簡化的假設，方程（1）： 工作液不改變其性質， 庫侖摩擦忽略了對閥芯套內定向控制閥， 庫侖摩擦是閥體與閥座之間的合作， 彈簧特性是線性的和剛度系數(shù)C描述， 液壓系統(tǒng)的描述是基于集中參數(shù)模型， 該模型不代表管閥體振動的影響。 一個數(shù)值的溶液中形成的“傳遞函數(shù)”， 在閥殼體振動加速度幅值A2激勵振動加速度振幅A0比，如圖3所示。 圖3 比例分配器殼體振動加速度幅值A2相對激振加速度振幅A0 f = 10–60赫茲 對模擬結果的分析表明，在約20赫茲的頻率振動幅度相當大的增益。這是由于共振自振閥達4.5公斤，持有人的等效剛度的彈簧質量86 000 N /米。因此在配器殼體振動的振幅增益OB曾在10–30赫茲的范圍內（無效的隔振）。 不同形式的絕緣元件可以假定。一個準零剛度振動絕緣體的引入大大有助于閥門殼體的振動最小化。與準零剛度隔振器的理想的特性是由以下方程[ 13 ]： c1w，C2W–分別主彈簧和補償彈簧的剛度，∝H–角的初始，側臂軸Y原來的傾向，P1H, P2H–在位置初始彈簧張力H[N]， 在這樣一個振動激發(fā)方向絕緣子總剛度（外部機械振動的方向）是： 因此，模型的第四個方程（1）可以寫為： 模型示例解決方案（1）補充方程（4）是在激勵頻率f = 10–60赫茲以下的數(shù)字顯示。 對模擬結果的分析表明，由于振動的使用準零剛度閥殼體的振動可以做出降低絕緣子。不過，由于其尺寸絕緣體不能用在小空間。因此，材料具有良好的隔振性能，適合在小空間使用上應尋求?？磥恚厥鈮|上安裝液壓閥可以滿足要求。這種材料也應耐液壓油和極端的環(huán)境溫度。 圖5 比例分配器殼體振動加速度幅值A2相對為了激勵振動加速度振幅A0 f = 10–60赫茲 圖6 比例分配器殼體振動加速度幅度A2相對激振加速度振幅A0 f = 10–60赫茲 圖5和6的數(shù)字顯示，這樣一個非線性隔振特性可以選擇，絕緣將在整個考慮激發(fā)頻率范圍內有效。 對閥的機械振動的影響這個問題用理論和實驗的方式來考慮。理論上的考慮，基于數(shù)值根據(jù)數(shù)學模型計算。一些理論思考的實驗進行了測試使用測試站（液壓仿真轉臺，閥座，彈簧套）。 3 實驗測試 試驗臺上，使機械振動特征的一種規(guī)定的頻率產生了實驗驗證了理論分析的結果和結論。研究了閥–曼內斯曼力士樂比例分配式4wre 6 e08-12 / 24z4／m–固定在支架安裝在試驗臺和子遭外部機械振動（圖1）。測試是在沒有連接到閥管時進行的。一個線性的靜液壓驅動模擬器，能夠產生高達100赫茲的振動，是外部的機械振動源。對線性靜液壓驅動模擬器的主要成分是伺服閥控制液壓缸。該模擬器由三個主要部分：液壓部分，控制部分和控制軟件。模擬表的位移是由位移傳感器和加速度控制是由加速度控制。對仿真轉臺測試閥的安裝。模擬電控制信號是由外部諧波信號發(fā)生器的支持。比例分配器放置在專用架雙側支撐彈簧（有兩個彈簧并聯(lián)在每邊）。初步的測試，用一個等效的彈簧進行了86 000 N / m和2毫米的預變形剛度。外激勵參數(shù)如表2所示。 圖1 比例分配器放置在特殊的支架和兩側支撐彈簧，在測試過程中 表2 作用于測試液壓分配器的振動振幅 圖8 顯示了一個整體的閥門振動圖的外部激勵，即比例分配器殼體加速度幅值A2激發(fā)振動振幅A0與25–60赫茲的頻率比。 圖8 比例分配器殼體振動加速度幅值A2相對激振加速度振幅A0 f = 25–60赫茲 4 結論 它已被證明是一個機床和移動設備的普遍裝備液壓閥振動裝置。絕緣子的振動為特征在一定的外部振動頻率在閥殼體振動加速度振幅降低線性結果彈簧形式的運用，但它可能有利于共振頻率。在圖3和圖8顯示的結果比較，模型和測試之間的差異并不很大35–60赫茲的頻率范圍。由于具有非線性特性的閥殼體振動加速度幅值進行幾十%降低隔振裝置的使用：通過與準零剛度隔振器的90%和80%左右的隔振器的剛度或阻尼是位移或速度的第二功率成正比。在閥殼體振動的減少將導致在滑閥減少振動，尤其是共振范圍。在這樣的應用振動絕緣體也應滿足其他的標準，如：耐環(huán)境溫度變化，耐液壓流體，和幾何尺寸小。因此，除了具有良好的理化特性，振動絕緣體，應該有一個標準化的設計，適合于液壓閥的典型連接板。 參考文獻： [1] Lisowski E., Szewczyk K.: 多活塞軸流泵的理論確定交貨的波動（波蘭），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 1, 1984, pp. 3–6。 [2] Kudma Z.: 對減壓閥和液壓系統(tǒng)的自由振動頻率（波蘭），Sterowanie i Napd Hydrauliczny, No. 3, 1990, pp. 27–30。 [3] Amini A., Owen I.: 減壓閥的噪聲與振動問題的一個可行的解決方案，熱流體科學實驗，No. 10, 1995, pp. 136–141。 [4] Misra A., Behdinan K., Cleghorn W.L.: 由于結構相互作用的流體控制閥自激振動，流體與結構雜志，Vol. 16, No. 5, 2002, pp. 649–665。 [5] Stosiak M.: 對液壓閥控制元件的基礎上的低頻機械振動的影響（波蘭），[in:] Rozwój maszyn i urzadzen hydraulicznych, Edit. Wacaw Kollek, Wrocaw, Wydaw. Wroc. Rady FSNT NOT, Vol. 11,No. 2–3, 2006, pp. 83–94。 [6] Stosiak M.: 液壓系統(tǒng)中的壓力脈動對地面機械振動的影響（波蘭），Hydraulika i Pneumatyka, No. 3, 2006, pp. 5–8。 [7] Engel Z.: 對振動和噪聲的環(huán)境保護（波蘭），Wy-dawnictwo Naukowe PWN, Warsaw, 2001。 [8] Leea E.C., Nianb C.Y., Tarng Y.S.: 車削加工中對振動動力吸振器的設計，材料處理技術雜志，Vol. 108, 2001,pp. 278–285。 [9] Grajnert J.: 振動絕緣的機械和車輛（波蘭），Oficyna Wy-dawnicza Politechniki Wrocawskiej, Wrocaw, 1997。 [10] Pytlik A.: 在機械外殼部分液壓系統(tǒng)振動（波蘭），Napdy i Sterowanie, Vol. 10, No. 4, 2008, pp. 121–130。 [11] Krylov V., Pickup S., McNuff J.: 從重型軍用車輛的地面振動光譜的計算，聲音與振動雜志，Vol. 329, No. 115, 2010, pp. 3020–3029。 前言 挖掘機的液壓系統(tǒng)是挖掘機上重要的組成部分，它是挖掘機工作循環(huán)的的動力系統(tǒng)。挖掘機的工作條件惡劣，且動臂和底盤動作非常頻繁，因此要求液壓系統(tǒng)工作穩(wěn)定，平均無故障時間長。因此，液壓系統(tǒng)的性能優(yōu)劣決定著挖掘機工作性能的高低。液壓技術的發(fā)展直接關系挖掘機的發(fā)展，挖掘機與液壓技術密不可分，二者相互促進。液壓技術是現(xiàn)代挖掘機的技術基礎，挖掘機的發(fā)展又促進了液壓技術的提高。挖掘機的液壓系統(tǒng)復雜，可以說目前液壓傳動的許多先進技術都體現(xiàn)在挖掘機上。挖掘機的液壓系統(tǒng)都是由一些基本回路和輔助回路組成，它們包括限壓回路、卸荷回路、緩沖回路、節(jié)流調速和節(jié)流限速回路、行走限速回路、支腿順序回路、支腿鎖止回路和先導閥操縱回路等，由它們構成具有各種功能的液壓系統(tǒng)。隨著科技的進步，挖掘機的液壓系統(tǒng)將更加復雜，功能更加多樣且便于操作控制，工作效率高，耗能少，先進的液壓系統(tǒng)會使挖掘機在工程領域發(fā)揮更大的作用。 1 緒論 1.1 選題意義 隨著國民經濟的快速發(fā)展，液壓挖掘機在各種工程建設領域，特別是基礎設施建設中所起的作用越來越明顯，液壓挖掘機作為一類快速、高效的施工機械愈來愈被人們所認識。據(jù)統(tǒng)計，2003 年我國挖掘機總銷售量突破 6 萬臺，其中國內挖掘機生產企業(yè)銷量總和達到 3.48 萬臺，成為世界第一大挖掘機市場。 挖掘機的發(fā)展與液壓技術密不可分，二者相互促進，一方面，液壓技術是現(xiàn)代挖掘機的技術基礎，另一方面，挖掘機的發(fā)展又促進了液壓技術的提高。挖掘機的液壓系統(tǒng)復雜，其性能的優(yōu)劣決定著挖掘工作性能的高低，可以說目前液壓傳動的許多先進技術都體現(xiàn)在挖掘機上。近年來，有關挖掘機液壓系統(tǒng)方面的文獻并不少見，但文獻的內容大多針對某一專題進行研究，系統(tǒng)地論述現(xiàn)代液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的論文卻較少，因此研究挖掘機液壓系統(tǒng)具有重要的現(xiàn)實意義和理論意義。 1.2 挖掘機及其液壓技術概述 挖掘機的發(fā)展史可追溯到 19 世紀三四十年代。美國實施西部大開發(fā)工程催生了以蒸汽機作為動力，模仿人體大臂、小臂和手腕構造，能行走和扭腰的挖掘機。隨后的一百多年中，挖掘機并沒有得到很大發(fā)展，其原因一是當時的工程主要是國土開發(fā)、大規(guī)模的筑路和整修場地等，平面作業(yè)較多，使鏟土運輸機械成為當時的主力機種，二是挖掘機作業(yè)裝置動作多、運動范圍大、采用多自由度機構，機械傳動難以適應這些要求，而當時的液壓技術還不成熟，不能大規(guī)模地應用到實際工業(yè)中。隨著社會的不斷進步，工程建設和施工形式逐漸向土木施工方向發(fā)展，同時液壓技術也逐步得以完善，這些因素的變化反過來又促進挖掘機的不斷更新?lián)Q代。20 世紀 40 年代有了在拖拉機上配裝液壓鏟的懸掛式挖掘機，50年代初期和中期相繼研制出拖式全回轉液壓挖掘機和履帶式全液壓挖掘機，60 年代，當液壓傳動技術成為成熟的傳動技術時，液壓挖掘機進入了推廣和蓬勃發(fā)展吉階段，各國挖掘機制造廠和品種增加很快（見表 1—1），產量猛增。1968～1970年間液壓挖掘機產量已占挖掘機總產量的 83%，目前已接近 100%，所謂挖掘機在現(xiàn)代主要是指液壓挖掘機，機械式挖掘機已很少見，液壓傳動技術為挖掘機的發(fā)展提供了強有力的技術支撐。 表 1-1 液壓挖掘機制造廠及型號增長情況 Tab. 1-1 Hydraulic excavator factory and growth circumstance 國別 制造廠家 產品型號 1963 1966 1969 1972 1963 1966 1969 1972 西德 5 17 17 18 12 36 74 106 美國 2 8 14 17 4 19 43 73 法國 5 8 7 3 10 26 27 31 意大利 3 6 8 11 3 7 18 42 英國 3 6 9 9 3 12 22 28 日本 — 4 13 14 — 6 28 44 合計 18 49 68 72 32 106 212 324 液壓傳動是挖掘機的重要組成部分之一，目前常用的傳動方式有機械傳動、電力傳動和流體傳動。流體傳動包括液體傳動和氣體傳動，液體傳動又分為液壓傳動和液力傳動。所謂液壓傳動是指在密閉的回路中，利用液體的壓力能來進行能量的轉換、傳遞和分配的液體傳動。在現(xiàn)代工業(yè)中液壓傳動技術幾乎應用于所有機械設備的驅動、傳動和控制，如操縱車輛轉向和制動，控制和驅動飛機、機床、工程機械、農業(yè)機械、采礦機械、食品機械和醫(yī)療機械等 1650 年法國帕斯卡提出的封閉靜止流體中壓力傳遞的帕斯卡原理成為液壓傳動的理論基礎，此后液壓傳動理論不斷得以豐富和完善，如 1686 年牛頓揭示了粘性流體的內磨擦定律，18 世紀建立了流體力學的兩個重要方程：連續(xù)性方程和伯努利方程。豐富的理論和實踐的需要促進了液體應用技術和成果的不斷涌現(xiàn)。1795 年英國人約瑟夫步拉默發(fā)明了世界上第一臺水壓機；隨后出現(xiàn)在英國的工業(yè)革命促進了液壓技術的迅速發(fā)展；到 1870 年液壓傳動技術已經被用來驅動各種液壓設備，如液壓機、起重機、絞車、擠壓機、剪切機和鉚接機等； 1900 年，世界上出現(xiàn)了第一臺軸向柱塞泵；1910 年及 1922 年海勒.肖及漢斯.托馬斯研制出用油作工作介質的徑向柱塞泵；1926 第一套由泵﹑控制閥和執(zhí)行元件組成的集成液壓系統(tǒng)在美國誕生；1936 年哈里?威克斯又發(fā)明了先導式液流閥。第二次世界大戰(zhàn)之后，美國麻省理工學院的布萊克本、李詩穎等人對液壓伺服控制問題作了深入的研究，于 1958 年制造了噴嘴擋板型電液伺服閥；20 世紀六十年代末，電液比例閥應運而生；70 年代后期，德美等國相繼研制成負載敏感泵及大功率電磁閥；近年來，為適應機電一體化、控制柔性化和計算機集中控制的要求，液壓系統(tǒng)的研究已由手動控制轉向數(shù)字控制和信號控制。目前液壓技術的研究和發(fā)展動向主要體現(xiàn)在以下幾個方面：（1）提高效率，降低能耗。（2）提高技術性能和控制性能。（3）發(fā)展集成、復合、小型化、輕量化元件。（4）開展液壓系統(tǒng)自動控制技術方面的研究與開發(fā)。（5）加強以提高安全性和環(huán)境保護為目的研究開發(fā)。（6）提高液壓元件和系統(tǒng)的工作可靠性。（7）標準化和多樣化。（8）開展液壓系統(tǒng)設計理論和系統(tǒng)性能分析研究[20]。 1.3 國內外研究現(xiàn)狀 我國挖掘機生產起步較晚，從 1954 年撫順挖掘機廠生產第一臺機械式單斗挖掘機至今，大體經歷了測繪仿制、自主研發(fā)和發(fā)展提高三個階段。 新中國成立初期，以測繪仿制前蘇聯(lián) 20 世紀 30～40 年代的機械式單斗挖掘機為主，開始了我國的挖掘機生產歷史，由于當時國家經濟建設的需要，先后建立起十多家挖掘機生產廠，到 20 世紀 80 年代末，我國的中小型液壓挖掘機已形成系列，但總的說來，我國的挖掘機生產批量小，產品質量不穩(wěn)定，與國際先進水平相比，差距較大。改革開放以來，生產企業(yè)積極引進、消化、吸收國外先進技術，促進了我國挖掘機行業(yè)的發(fā)展，目前國產液壓挖掘機的產品性能指標已達到 20 世紀 80 年代的國際水平，部分產品達到了 90 年代的水平。 國外挖掘機生產歷史較長，液壓技術的不斷成熟使挖掘機得到全面發(fā)展。德國是世界上較早開發(fā)研制挖掘機的國家，1954 年和 1955 年德國的德馬克和利渤海爾兩家公司分別開發(fā)了全液壓挖掘機；美國是繼德國以后生產挖掘機歷史最長、數(shù)量最大、品種最多和技術水平處于領先地位的國家；日本挖掘機制造業(yè)是在二次大戰(zhàn)后發(fā)展起來的，其主要特點是在引進、消化先進技術的基礎上，通過大膽創(chuàng)新發(fā)展起來的；韓國是液壓挖掘機生產的后起之秀，20 世紀 70 年代開始引進技術，由于產業(yè)政策支持，很快進入國際市場，并已擠入國際液壓挖掘機的主要生產國之一。 20 世紀 60 年代，挖掘機進入成熟期，各國挖掘機制造商紛紛采用液壓技術并與其它技術相結合，使產品的適應性得到較快發(fā)展，產品壽命和質量不斷提高操縱更加舒適，產品更加節(jié)能。例如美國卡特彼勒公司 1995 年以后推出的 300B系列液壓挖掘機，采用一種命名為 maestro 的系統(tǒng)，通過載荷傳感液壓裝置，控制發(fā)動機的輸出功率，實現(xiàn)與液壓泵的嚴格匹配。Maestro 控制面板在機型上安裝兩種功率模式和四種工況狀態(tài)，允許用戶自行決定功率工況模式。再如韓國現(xiàn)代公司生產的 ROBEX450-3 型液壓挖掘機，有四種功率模式，通過集成化的電子控制系統(tǒng)自動確定最佳的發(fā)動機轉速和液壓泵的輸出參數(shù)，使得發(fā)動機、液壓泵的速度及液壓系統(tǒng)壓力與實際工況相適應，從而獲得最高的生產率和最佳的燃油消耗。此種技術在日本小松、日立建機、神鋼、韓國大宇重工、德國的利渤海爾、英國的 JCB等公司均得到普遍應用，代表了當代液壓挖掘機的最高水平。 1.4 挖掘機發(fā)展趨勢 隨著液壓挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化方向發(fā)展，挖掘機對液壓技術的要求不斷提高并呈現(xiàn)如下特點： （1）迅速發(fā)展全液壓挖掘機并進一步改進液壓系統(tǒng)。中、小型液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有向變量系統(tǒng)轉變的明顯趨勢。因為變量系統(tǒng)在油泵工作過程中，壓力減小時用增大流量來補償，使液壓泵功率保持恒定，亦即裝有變量泵的液壓挖掘機可經常性地充分利用油泵的最大功率；當外阻力增大時則減少流量（降低速度），使挖掘力成倍增加；采用三回路液壓系統(tǒng)，產生三個互不成影響的獨立工作運動，實現(xiàn)與回轉機構的功率匹配，將第三泵在其他工作運動上接通，成為開式回路第二個獨立的快速運動。液壓技術在挖掘機上的普遍使用，為電子技術、自動控制技術在挖掘機上的應用與推廣創(chuàng)造了條件，液壓、電子和自動化技術日益結合，共同促進挖掘機的控制性能不斷提高。挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。在危險地區(qū)或水下作業(yè)采用無線電操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結合，實現(xiàn)了挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。20 世紀 70 年代，為了節(jié)省能源消耗和減少對環(huán)境的污染，使挖掘機的操作更加輕便和安全作業(yè)，降低挖掘機噪音，改善駕駛員工作條件，電子和自動控制技術逐步應用在挖掘機上。隨著對挖掘機的工作效率、節(jié)能環(huán)保、操作輕便、安全舒適、可靠耐用等方面性能要求的提高，機電一體化技術在挖掘機上得以廣泛應用，并使其各種性能有了質的飛躍。20 世紀 80 年代，以微電子技術為核心的高新技術，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的應用，推動了電子控制技術在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現(xiàn)代化的重要標志，亦即目前先進的挖掘機上設有發(fā)動機自動怠速及油門控制系統(tǒng)、功率優(yōu)化系統(tǒng)、工作模式控制系統(tǒng)、監(jiān)控系統(tǒng)等電控系統(tǒng)。所有這一切，都是挖掘機的全液壓化奠定的基礎并為挖掘機的全面發(fā)展創(chuàng)造了美好的前景。 （2）重視采用新技術、新工藝、新結構，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度。例如美國林肯貝爾特公司新 C 系列 LS-5800 型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統(tǒng)，可自動調節(jié)流量，避免了驅動功率的浪費，還安裝了 CAPS（計算機輔助功率系統(tǒng)），提高了挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能；日本住友公司生產的 FJ 系列五種新型號挖掘機配有與液壓回路連接的計算機輔助功率控制系統(tǒng)，利用精控模式選擇系統(tǒng)，減少燃油、發(fā)動機功率和液壓功率的消耗，并延長了零部件的使用壽命；德國奧加凱（O&K）公司生產的挖掘機的油泵調節(jié)系統(tǒng)具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神鋼公司在新型的 904、905、907、909 型液壓挖掘機上采用智能型控制系統(tǒng)，即使無經驗的駕駛員也能進行復雜的作業(yè)操作；德國利勃海爾公司開發(fā)了 ECO（電子控制作業(yè)）的操縱裝置，可根據(jù)作業(yè)要求調節(jié)挖掘機的作業(yè)性能，取得了高效率、低油耗的效果；美國卡特匹勒公司在新型 B系統(tǒng)挖掘機上采用最新的3114T型柴油機以及扭矩載荷傳感壓力系統(tǒng)、功率方式選擇器等，進一步提高了挖掘機的作業(yè)效率和穩(wěn)定性。韓國大宇公司在 DH280 型挖掘機上采用了 EPOS 即電子功率優(yōu)化系統(tǒng)，根據(jù)發(fā)動機負荷的變化，自動調節(jié)液壓泵所吸收的功率，使發(fā)動機轉速始終保持在額定轉速附近，即發(fā)動機始終以全功率運轉，這樣既充分利用了發(fā)動機的功率、提高挖掘機的作業(yè)效率，又防止了發(fā)動機因過載而熄火。 2 挖掘機液壓系統(tǒng)概述 2.1 挖掘機液壓系統(tǒng)的基本組成及其基本要求 按照挖掘機工作裝置和各個機構的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接起來就組成一個挖掘機液壓系統(tǒng)。它是以油液為工作介質、利用液壓泵將發(fā)元件將液壓能轉變?yōu)闄C械能，進而實現(xiàn)挖掘機的各種動作。按照不同的功能可將挖掘機液壓系統(tǒng)分為三個基本部分：工作裝置系統(tǒng)，回轉系統(tǒng)、行走系統(tǒng)。挖掘機的工作裝置主要由動臂、斗桿、鏟斗及相應的液壓缸組成，它包括動臂、斗桿、鏟斗三個液壓回路。回轉裝置的功能是將工作裝置和上部轉臺向左或向右回轉，以便進行挖掘和卸料，完成該動作的液壓元件是回轉馬達?；剞D系統(tǒng)工作時必須滿足如下條件：回轉迅速、起動和制動無沖擊、振動和搖擺，與其它機構同時動作時，能合理地分配去各機構的流量。行走裝置的作用是支撐挖掘機的整機質量并完成行走任務，多采用履帶式和輪胎式機構，所用的液壓元件主要是行走馬達。行走系統(tǒng)的設計要考慮直線行駛問題，即在挖掘機行走過程中，如果某一工作裝置動作，不至于造成挖掘機發(fā)生行走偏轉現(xiàn)象。 挖掘機的動作復雜，主要機構經常啟動、制動、換向，負載變化大，沖擊和振動頻繁，而且野外作業(yè)，溫度和地理位置變化大，因此挖掘機的液壓系統(tǒng)應滿足如下要求 （1）要保證挖掘機動臂、斗桿和鏟斗可以各自單獨動作，也可以相互配合實現(xiàn)復合動作。 （2）工作裝置的動作和轉臺的回轉既能單獨進行，又能復合動作，以提高挖掘機的生產率。 （3）履帶式挖掘機的左、右履帶分別驅動，使挖掘機行走方便、轉向靈活，并且可就地轉向，以提高挖掘機的靈活性。 （4）保證挖掘機的一切動作可逆，且無級變速。 （5）保證挖掘機工作安全可靠，且各執(zhí)行元件（液壓缸、液壓馬達等）有良好的過載保護；回轉機構和行走裝置有可靠的制動和限速；防止動臂因自重而快速下降和整機超速溜坡。 為此，液壓系統(tǒng)應做到： （1）有高的傳動效率，以充分發(fā)揮發(fā)動機的動力性和燃料使用經濟性。 （2）液壓系統(tǒng)和液壓元件在變化大的負載、急劇的振動作用下，具有足夠的可靠性。 （3）設置輕便耐振的冷卻器，減少系統(tǒng)總發(fā)熱量，使主機持續(xù)工作時的液壓油溫不超過 80℃，或溫升不超過 45℃。 （4）由于挖掘機作業(yè)現(xiàn)場塵土多，液壓油容易被污染，因此液壓系統(tǒng)的密封性能要好，液壓元件對油液污染的敏感性要低，整個液壓系統(tǒng)要設置濾油器和防塵裝置。 （5）采用液壓或電液伺服操縱裝置，以便挖掘機設置自動控制系統(tǒng)，進而提高挖掘機技術性能和減輕駕駛員的勞動強度。 2.2 挖掘機液壓系統(tǒng)的基本動作分析 （1）挖掘。通常以鏟斗液壓缸或斗桿液壓缸分別進行單獨挖掘，或者兩者配合進行挖掘。在挖掘過程中主要是鏟斗和斗桿有復合動作，必要時配以動臂動作。 （2）滿斗舉升回轉。挖掘結束后，動臂缸將動臂頂起、滿斗提升，同時回轉液壓馬達使轉臺轉向卸土處，此時主要是動臂和回轉的復合動作。動臂舉升和臂和鏟斗自動舉升到正確的卸載高度。由于卸載所需回轉角度不同，隨挖掘機相對自卸車的位置而變，因此動臂舉升速度和回轉速度相對關系應該是可調整的，若卸載回轉角度大，則要求回轉速度快些，而動臂舉升速度慢些。 （3）卸載?；剞D至卸土位置時，轉臺制動，用斗桿調節(jié)卸載半徑和卸載高度，用鏟斗缸卸載。為了調整卸載位置，還需動臂配合動作。卸載時，主要是斗桿和鏟斗復合作用，兼以動臂動作。 （4）空斗返回。卸載結束后，轉臺反向回轉，同時動臂缸和斗桿缸相互配合動作，把空斗放到新的挖掘點，此工況是回轉、動臂、和斗桿復合動作。由于動臂下降有重力作用、壓力低、泵的流量大、下降快，要求回轉速度快，因此該工況的供油情況通常是一個泵全部流量供回轉，另一泵大部分油供動臂，少部分油經節(jié)流供斗桿。 2.3 挖掘機液壓系統(tǒng)的基本回路分析 基本回路是由一個或幾個液壓元件組成、能夠完成特定的單一功能的典型回路，它是液壓系統(tǒng)的組成單元。液壓挖掘機液壓系統(tǒng)中基本回路有限壓回路、卸荷回路、緩沖回路、節(jié)流回路、行走回路、合流回路、再生回路、閉鎖回路、操縱回路等。 2.3.1 限壓回路 限壓回路用來限制壓力，使其不超過某一調定值。限壓的目的有兩個：一是限制系統(tǒng)的最大壓力，使系統(tǒng)和元件不因過載而損壞，通常用安全閥來實現(xiàn)，安全閥設置在主油泵出油口附近；二是根據(jù)工作需要，使系統(tǒng)中某部分壓力保持定值或不超過某值，通常用溢流閥實現(xiàn)，溢流閥可使系統(tǒng)根據(jù)調定壓力工作，多余的流量通過此閥流回油箱，因此溢流閥是常開的。 液壓挖掘機執(zhí)行元件的進油和回油路上常成對地并聯(lián)有限壓閥，限制液壓缸、液壓馬達在閉鎖狀態(tài)下的最大閉鎖壓力，超過此壓力時限壓閥打開、卸載保護了液壓元件和管路免受損壞，這種限壓閥（圖 2-1）實際上起了卸荷閥的作用。維持正常工作，動臂液壓缸雖然處于“不工作狀態(tài)”，但必須具有足夠的閉鎖力來防止活塞桿的伸出或縮回，因此須在動臂液壓缸的進出油路上各裝有限壓閥，當閉鎖壓力大于限壓閥調定值時，限壓閥打開，使油液流回油箱。限壓閥的調定壓力與液壓系統(tǒng)的壓力無關，且調定壓力愈高，閉鎖壓力愈大，對挖掘機作業(yè)愈有利，但過高的調定壓力會影響液壓元件的強度和液壓管路的安全。通常高壓系統(tǒng)限壓閥的壓力調定不超過系統(tǒng)壓力的 25%，中高壓系統(tǒng)可以調至 25%以上。 1- 換向閥 2- 限壓閥 3- 油缸 圖2-1 限壓回路 Fig. 2-1 limited pressure circuit 2.3.2 緩沖回路 液壓挖掘機滿斗回轉時由于上車轉動慣量很大，在啟動、制動和突然換向時會引起很大的液壓沖擊，尤其是回轉過程中遇到障礙突然停車。液壓沖擊會使整個液壓系統(tǒng)和元件產生振動和噪音，甚至破壞。挖掘機回轉機構的緩沖回路就是利用緩沖閥等使液壓馬達高壓腔的油液超過一定壓力時獲得出路。圖 2-2 為液壓挖掘機中比較普遍采用的幾種緩沖回路。 圖 2-2 (A)中回轉馬達兩個油路上各裝有動作靈敏的小型直動式緩沖（限壓）閥 2、3，正常情況下兩閥關閉。當回轉馬達突然停止轉動或反向轉動時，高壓油路Ⅱ的壓力油經緩沖閥 3 泄回油箱，低壓油路Ⅰ則由補油回路經單向閥 4 進行補油，從而消除了液壓沖擊。緩沖（限壓）閥的調定壓力取決于所需要的制動力矩，通常低于系統(tǒng)最高工作壓力。該緩沖回路的特點是溢油和補油分別進行，保持了較低的液壓油溫度，工作可靠，但補油量較大。 圖 2-2（B）是高、低壓油路之間并聯(lián)有緩沖閥，每一緩沖閥的高壓油口與另一緩沖閥的低壓油口相通。當回轉機構制動、停止或反轉時，高壓腔的油經過緩沖閥直接進入低壓腔，減小了液壓沖擊。這種緩沖回路的補油量很少，背壓低，工作效率高。 圖 2-2（C）是回轉馬達油路之間并聯(lián)有成對單向閥 4、5 和 6、7，回轉馬達制動或換向時高壓腔的油經過單向閥 5、緩沖（限壓）閥 2 流回油箱，低壓腔從油箱經單向閥 6獲得補油。 1- 換向閥 2.3- 緩沖閥 4.5.6.7- 單向閥 圖2-2 緩沖回路 Fig. 2 -2 buffer circuit 上述各回轉回路中的緩沖（限壓）閥實際上起了制動作用，換向閥 1 中位時回轉馬達兩腔油路截斷，只要油路壓力低于限壓閥的調定壓力，回轉馬達即被制動，其最大制動力矩由限壓閥決定。 當回轉操縱閥回中位產生液壓制動作用時，挖掘機上部回轉體的慣性動能將轉換成液壓位能，接著位能又轉換為動能，使上部回轉體產生反彈運動來回振動，使回轉齒圈和油馬達小齒輪之間產生沖擊、振動和噪聲，同時鏟斗來回晃動，致使鏟斗中的土灑落，因此挖掘機的回轉油路中一般裝設防反彈閥。 2.3.3 節(jié)流回路 節(jié)流調速是利用節(jié)流閥的可變通流截面改變流量而實現(xiàn)調速的目的，通常用于定量系統(tǒng)中改變執(zhí)行元件的流量。這種調速方式結構簡單，能夠獲得穩(wěn)定的低速，缺點是功率損失大，效率低，溫升大，系統(tǒng)易發(fā)熱，作業(yè)速度受負載變化的影響較大。根據(jù)節(jié)流閥的安裝位置，節(jié)流調速有進油節(jié)流調速和回油節(jié)流調速兩種 1- 齒輪泵 2- 溢流閥 3- 節(jié)流閥 4- 換向閥 5- 油缸 圖2-3 節(jié)流回路 Fig. 2 -3 throttle circuit 圖 2-3 (A)為進油節(jié)流調速，節(jié)流閥 3 安裝在高壓油路上，液壓泵 1 與節(jié)流閥串聯(lián)，節(jié)流閥之前裝有溢流閥 2，壓力油經節(jié)流閥和換向閥 4 進入液壓缸 5 的大腔使活塞右移。負載增大時液壓缸大腔壓力增大，節(jié)流閥前后的壓力差減小，因此通過節(jié)流閥的流量減少，活塞移動速度降低，一部分油液通過液流閥流回油箱。反之，隨著負載減小，通過節(jié)流閥進入液壓缸的流量增大，加快了活塞移動速度，液流量相應地減少。這種節(jié)流方式由于節(jié)流后進入執(zhí)行元件的油溫較高，增大滲漏的可能性，加以回油無阻尼，速度平穩(wěn)性較差，發(fā)熱量大，效率較低。 圖 2-3 (B)為回油節(jié)流調速，節(jié)流閥安裝在低壓回路上，限制回油流量?；赜凸?jié)流后的油液雖然發(fā)熱，但進入油箱，不會影響執(zhí)行元件的密封效果，而且回油有阻尼，速度比較穩(wěn)定。 液壓挖掘機的工作裝置為了作業(yè)安全，常在液壓缸的回油回路上安裝單向節(jié)流閥，形成節(jié)流限速回路。如圖 2-3（C）所示，為了防止動臂因自重降落速度太快而發(fā)生危險，其液壓缸大腔的油路上安裝由單向閥和節(jié)流閥組成的單向節(jié)流閥。此外，斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸在相應油路上也裝有單向節(jié)流閥。 2.3.4 行走限速回路 履帶式液壓挖掘機下坡行駛時因自重加速，可能導致超速溜坡事故，且行走馬達易發(fā)生吸空現(xiàn)象甚至損壞。因此應對行走馬達限速和補油，使行走馬達轉速控制在允許范圍內。 1- 換向閥 2.3- 壓力閥 4.5.6- 單向閥 8.9- 安全閥 10- 行走馬達 圖2-4 行走限速回路 Fig. 2 -4 walking limit speed circuit 行走限速回路是利用限速閥控制通道大小，以限制行走馬達速度。比較簡單的限速方法是使回油通過限速節(jié)流閥，挖掘機一旦行走超速，進油供應不及，壓力降低，控制油壓力也隨之降低，限速節(jié)流閥的通道減小，回油節(jié)流，從而防止了挖掘機超速溜坡事故的發(fā)生。 履帶式液壓挖掘機行走馬達常用的限速補油回路如圖 2-4 所示，它由壓力閥2、3，單向閥 4、5、6、7 和安全閥 8、9 等組成。正常工作時換向閥 1 處于右位，壓力油經單向閥 4 進入行走馬達 10，同時沿控制油路推動壓力閥2，使其處于接通位置，行走馬達的回油經壓力閥 2 流回油箱。當行走馬達超速運轉時，進油供應不足，控制油路壓力降低，壓力閥 2 在彈簧的彈力作用下右移，回油通道關小或關閉，行走馬達減速或制動，這樣便保證了挖掘機下坡運行時的安全。 這種限速補油回路的回油管路上裝有 5～10bar 的背壓閥，行走馬達超速運轉時若主油路壓力低于此值，回油路上的油液推開單向閥 5 或 7 對行走馬達進油腔補油，以消除吸空現(xiàn)象。當高壓油路中壓力超過安全閥 8 或 9 的調定壓力時，壓力油經安全閥返回油箱。 1- 行走 2- 動臂.鏟斗 3- 前泵 4- 行走 5- 后泵 6- 回轉.斗桿 7- 先導油壓 圖2-5 直走閥油路 Fig. 2 -5 turn right valve circuit 此外為了實現(xiàn)工作裝置、行走同時動作時的直線行駛，一般采用直行閥，圖2-5 為直行閥工作原理圖。在行駛過程中，當任一作業(yè)裝置動作時，作業(yè)裝置先導操縱油壓就會作用在直行閥上，克服彈簧力，使直行閥處于上位。圖中前泵并聯(lián)供左右行走，后泵并聯(lián)供回轉、斗桿、鏟斗和動臂動作，后泵還可通過單向閥和節(jié)流孔與前泵合流供給行走。 2.3.5 合流回路 為了提高挖掘機生產效率、縮短作業(yè)循環(huán)時間，要求動臂提升、斗桿收放和鏟斗轉動有較快的作業(yè)速度，要求能雙（多）泵合流供油，一般中小型挖掘機動臂液壓缸和斗桿液壓缸均能合流，大型挖掘機的鏟斗液壓缸也要求合流。目前采用的合流方式有閥外合流、閥內合流及采用合流閥供油幾種合流方式。 閥外合流的液壓執(zhí)行元件由兩個閥桿供油，操縱油路聯(lián)動打開兩閥桿，壓力油通過閥外管道連接合流供給液壓作用元件，閥外合流操縱閥數(shù)量多，閥外管道和接頭的數(shù)量也多，使用上不方便。閥內合流的油道在內部溝通，外面管路連接簡單，但內部通道較復雜，閥桿直徑的設計要綜合平衡考慮各種分合流供油情況下通過的流量。合流閥合流是通過操縱合流閥實現(xiàn)油泵的合流，合流閥的結構簡單，操縱也很方便。 2.3.6 閉鎖回路 圖2-6 閉鎖回路 圖2-7 再生回路 Fig.2 -6 closed loop Fig. 2 -7 renewable loop 動臂操縱閥在中位時油缸口閉鎖，由于滑閥的密封性不好會產生泄露，動臂在重力作用下會產生下沉，特別是挖掘機在進行起重作業(yè)時要求停留在一定的位置上保持不下降，因此設置了動臂支持閥組。如圖 2-6 所示，二位二通閥在彈簧力的作用下處于關閉位置，此時動臂油缸下腔壓力油通過閥芯內鉆孔通向插裝閥上端，將插裝閥壓緊在閥座上，阻止油缸下腔的油從 B 至 A，起閉鎖支撐作用。當操縱動臂下降時，在先導操縱油壓 P 作用下二位二通閥處于相通位置，動臂油缸下腔壓力油通過閥芯鉆孔油道經二位二通閥回油，由于閥芯內鉆孔油道節(jié)流孔的節(jié)流作用，使插裝閥上下腔產生壓差，在壓差作用下克服彈簧力，將插裝閥打開，壓力油從 B 至 A。 2.3.7 再生回路 動臂下降時，由于重力作用會使降落速度太快而發(fā)生危險，動臂缸上腔可能產生吸空，有的挖掘機在動臂油缸下腔回路上裝有單向閥和節(jié)流閥組成的單向節(jié)流閥，使動臂下降速度受節(jié)流限制，但這將引起動臂下降慢，影響作業(yè)效率。目前挖掘機采用再生回路，如圖 2-7 所示，動臂下降時，油泵的油經單向閥通過動臂操縱閥進入動臂油缸上腔，從動臂油缸下腔排除的油需經節(jié)流孔回油箱，提高了回油壓力，使得液壓油能通過補油單向閥供給動臂缸上腔。這樣當發(fā)動機在低轉速和泵的流量較低時，能防止動臂因重力作用下迅速下降而使動臂缸上腔產生吸空?！? 3 挖掘機液壓系統(tǒng)設計 3.1 挖掘機的功用和對液壓系統(tǒng)的要求 挖掘機主要用來開挖塹壕，基坑，河道與溝渠以及用來進行剝土和挖掘礦石。他在筑路，建筑，水利施工，露天開采礦作業(yè)中都有廣泛的應用[1]。 液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)是由動力元件(各種液壓泵),執(zhí)行元件(液壓缸.液壓馬達),控制元件(各種閥)以及輔助裝置(冷卻器.過濾器)用油管按一定方式連接起來組合而成。它將發(fā)動機的機械能,以油液作為介質,經動力元件轉變?yōu)橐簤耗?進行傳遞,然后再經過執(zhí)行元件轉返為機械能,實現(xiàn)主機的各種動作。由于液壓系統(tǒng)的功能是傳遞,分配和控制機械動力,因此是液壓挖掘機的關鍵部分。, 液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)都是由一些基本回路和輔助回路組成，它們包括限壓回路、卸荷回路、緩沖回路、節(jié)流調速和節(jié)流限速回路、行走限速回路、支腿順序回路、支腿鎖止回路和先導閥操縱回路等，由它們構成具有各種功能的液壓系統(tǒng)。 液壓挖掘機的工作過程,包括作業(yè)循環(huán)和整機移動兩項主要動作。液壓挖掘機的的一個作業(yè)循環(huán)的組成包括: 挖掘—一般以斗桿缸動作為主,用鏟斗缸調整切削角度,配合挖掘。有特殊要求的挖掘動作,則根據(jù)作業(yè)要求,進行鏟斗,斗桿和動臂三個缸的復合動作,以保證鏟斗按某一特定軌跡運動。 滿斗提升及回轉—挖掘結束,鏟斗缸推出,動臂缸頂起,滿斗提升,同時回轉電動機啟動,轉臺向卸土方向回轉。 卸載—回轉到卸載地點,轉臺制動。斗桿缸調整卸載半徑,鏟斗缸收回,轉斗卸載。當對卸載位置和卸載高度有嚴格的要求時,還需要動臂配合動作。 返回—卸載結束,轉臺向反方向回轉。同時,動臂缸與斗桿缸配合動作,使空斗下放到新的挖掘位置。 挖掘機一般工作在施工場合,因此工作環(huán)境惡劣,這就要求挖掘機的液壓系統(tǒng)和執(zhí)行元件要有足夠的強度和非常好的密封性能。由于挖掘機的動作頻繁,因此,液壓元件和管路要能夠承受頻繁的液壓沖擊,以保證挖掘機能夠長時間安全穩(wěn)定的工作。設計出便于操作，更加人性化，工作效率高，耗能少的挖掘機，才會在工程領域發(fā)揮更大的作用。 3.2 挖掘機液壓系統(tǒng)分析 3.2.1 挖掘機的液壓系統(tǒng)原理圖 挖掘機的液壓系統(tǒng)原理圖如下[1]： A、B—液壓泵 1、2、3、4—第一組四聯(lián)換向閥 5—合流閥 6、7、8、9—第二組四聯(lián)換向閥 10—限速閥 11—梭閥 12—背壓閥 13—散熱器 14—濾油器 15—推土液壓缸 16—左行走馬達 17—右行走馬達 18—回轉馬達 19—動臂液壓缸 20—輔助液壓缸21—斗桿液壓缸 22—鏟斗液壓缸 23、24、25—單向節(jié)流閥 圖示全液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)為雙泵雙路定量系統(tǒng)。系統(tǒng)中所用的是斜軸式徑向柱塞泵。它有兩個出油口，相當于A，B兩臺泵供油，其流量為328L/min。A泵輸出的壓力油進入多路閥組I（帶合流閥5）驅動回轉馬達18，鏟斗缸22和輔助缸20動作，并經中央回轉接頭驅動右行走馬達17。泵B輸出的壓力油進入多路閥組II（帶限速閥10）驅動動臂缸19，斗桿缸21，并經過中央回轉接頭驅動左行走馬達16和推土缸15。每組多路閥中的四聯(lián)換向閥組成串聯(lián)油路。 3.2.2 系統(tǒng)工作循環(huán)分析 根據(jù)挖掘機的作業(yè)要求，液壓系統(tǒng)應完成挖掘，滿斗提升回轉，卸載和返回工作循環(huán)。 上述工作循環(huán)由系統(tǒng)中的一般工作回路實現(xiàn)。 （1） 通常以鏟斗缸或兩者配合進行挖掘；必要時配以動臂動作。操縱多路閥組I中的換向閥3處于右位，這時油液的流動是：進油路：A泵——換向閥1.2的中位——換向閥3右位——產斗缸22大腔?；赜吐罚虹P斗缸22小腔——單向節(jié)流閥25——換向閥3右位——換向閥4中位——合流閥5右位——多路閥組II——限速閥10右位——單向閥12——散熱器13——濾油器14——油箱。 此時鏟斗缸活塞伸出，推動鏟斗挖掘。或者同時操縱換向閥3.7使兩者配合進行挖掘。必要時操作換向閥6，使處于右位或左位，則B泵來油進入動臂缸19的大腔或小腔，使動臂上升或下降以配合鏟斗缸和斗桿缸動作，提高挖掘效率。 （2） 滿斗提升回轉：操縱換向閥6處于右位，B泵來油進入動臂缸大腔將動臂頂起，滿斗提升；當鏟斗提升到一定高度時操縱換向閥1處于左位或右位，則A泵來油進入回轉馬達18驅動馬達帶轉臺轉向卸土處。完成滿斗回轉主要是動臂和回轉馬達的復合動作。 （3） 卸載：操縱換向閥7控制斗桿缸，調節(jié)卸載半徑；然后操縱換向閥3處于左位，使鏟斗缸活塞回縮，鏟斗卸載。為了調整卸載位置還要有動臂缸的配合。此時是斗桿缸和鏟斗復合動作，兼以動臂動作。 （4） 返回：操縱換向閥I處于右位或左位，則轉臺反向回轉。同時操縱換向閥6和7使動臂缸和斗桿缸配合動作，把空斗放到挖掘點，此時是回轉馬達和動臂或斗桿復合動作。 3.2.3 主要液壓元件在系統(tǒng)中的作用 換向閥4控制的輔助液壓缸20供抓斗作業(yè)時使用。 為了限制動臂.斗桿.鏟斗因自重而快速下降，在其回路上均設置了單向節(jié)流閥23.24.25。 整機行走由行走馬達16.17驅動。左右馬達分別屬于兩條獨立的油路。如同時操縱換向閥8和2使處于左位和右位，左右馬達16.17即正轉或反轉，且轉速相同（在兩條油路的容積效率相等的情況下）。因此挖掘機可保持直線行駛。若使用單泵系統(tǒng)，則難以做到這一（在左右馬達行駛阻力不等的情況下）。 在左.右行走馬達內設有電磁雙速閥，可獲得兩檔行走速度。一般情況下，行走馬達內部兩排柱塞缸并聯(lián)供油，為低速檔；如操縱電磁雙速閥，則成串聯(lián)供油（圖示位置），為高速檔。 系統(tǒng)回油路上的限速閥10在挖掘機下坡時用來自動控制行走速度，防止超速滑坡。在平路上正常行駛或進行挖掘作業(yè)時，因液壓泵出口油壓力較高，高壓油將通過梭閥11使限速閥10處于左位，從而取消回油節(jié)流。如在下坡行駛時一旦出現(xiàn)超速現(xiàn)象，液壓泵輸出的油壓力降低，限速閥在其彈簧力的作用下又會回到圖示節(jié)流位置，從而防止超速滑坡。 該機在挖掘作業(yè)時，常需動臂缸與斗桿缸快速動作以提高生產效率。為此在系統(tǒng)中增加了合流閥5。合流閥在圖示位置時，泵A，B不合流。當操縱合流處于左位時A泵輸出的壓力油經合流閥5的左位進入多路閥組II.與B泵一起向動臂缸和斗桿缸供油，以加快動臂和斗桿的動作速度。 在兩組多路閥的進油路上設有安全閥以限制系統(tǒng)的最大工作壓力。在各液壓缸和液壓馬達的分支油路上均設有過載閥以吸收工作裝置的沖擊能量。 3.2.4 液壓系統(tǒng)中幾種低壓回路的作用 （1） 背壓油路：由系統(tǒng)回路上的背閥所產生的低壓油（0.8~1MPa）在制動或出現(xiàn)超速吸空時通過雙向補油閥26向液壓馬達的低油腔補油，以保證滾輪始終貼緊導軌表面，使馬達工作平穩(wěn)并有可靠的制動性能。 （2） 排灌油路：將低壓油經節(jié)流閥減壓后引入液壓馬達殼體，使馬達即使在不運轉的情況下客體內仍保持一定的循環(huán)油量。其目的，一是使馬達殼體內的磨損物經常得到沖洗；二是對馬達進行預熱，防止當外界溫度過低時由主油路通入溫度較高的工作油液以后引起配油軸及柱塞副等精密配合局部不均勻的熱膨脹，使馬達卡住或咬死而發(fā)生故障（即所謂的“熱沖擊”）。 （3） 泄露油路（無背壓）：將多路閥和液壓馬達的內部漏油用油管集中起來，經過濾油器引回油箱，以減少外泄露。 液壓系統(tǒng)的回油路經過風冷式冷卻器.濾油器后流回油箱，使回油得到冷卻和過濾，以保證挖掘機在連續(xù)工作狀態(tài)下油箱內的油溫不超過80?攝氏度。 3.3 液壓元件的選用 3.3.1 泵.馬達的選用 （1） 選用軸向柱塞泵，這種泵具有結構緊湊，容量大，壓力高，容易實現(xiàn)無級變速，壽命長，排量范圍大。 （2） 選用軸向柱塞馬達，它和泵在結構上有許多相同繁榮優(yōu)點，選用泵的流量為25L/min 3.3.2 液壓閥的選用 （1） 溢流閥.溢流閥的基本功能是限定系統(tǒng)的最高壓力，防止系統(tǒng)過載或維持壓力近似恒定。本系統(tǒng)中選用二級同心先導式溢流閥，安裝在泵的出油口處，用來恒定系統(tǒng)壓力，防止超壓，保護系統(tǒng)安全運行。 （2） 過載閥.安裝在液壓缸和行走馬達的管路上，防止超載，用來保護液壓系統(tǒng)和工作的液壓缸和行走馬達。 （3） 單向閥.系統(tǒng)中多處要用到單向閥，也是必不可少的元件，它用來防止油液倒流，從而使執(zhí)行元件停止運動，或保持執(zhí)行元件中的油液壓力。還可是保持一定的背壓。 （4） 換向閥.在系統(tǒng)中要用到兩組四聯(lián)換向閥，每個閥為三位四通換想閥。在系統(tǒng)中換向閥的主要作用是改變壓力油進入執(zhí)行元件的方向，進而實現(xiàn)不同的動作要求，在三位四通的換向閥中，左右閥位要求能夠進回油，中間的閥位要求禁止油液流通，以達到執(zhí)行元件動作達到要求后停止或懸停在任一位置。 3.3.3 液壓缸的選用 選用工程機械用液壓缸，最高工作壓力30MP 3.3.4 輔助元件的選用 （1） 油管.由于系統(tǒng)工作壓力高，所以在系統(tǒng)中沒有相對運動的管路中選用無縫鋼管，它能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，裝拆方便，所以適合用在高壓管道。在系統(tǒng)中有相對運動的壓力管道選用高壓橡膠管。 （2） 管接頭.在采用無縫鋼管的管路中，管接頭采用錐密封焊接式管接頭，他除了具有焊接頭的優(yōu)點外，由于它的O形密封圈裝在錐體上，使密封有調節(jié)的可能，密封更可靠。工作壓力為34.5MP工作溫度為-25—+80攝氏度。在橡膠管的接頭處選用扣壓式膠管接頭，安裝方便，與鋼絲編織膠管配套總成，適合在油溫為-30—+80攝氏度的環(huán)境工作。 （3） 密封裝置.在液壓系統(tǒng)中密封裝置非常重要，它是用來防止工作介質泄露及外界灰塵和異物的侵入，以保證系統(tǒng)建立起必要的壓力，使其能夠正常工作。密封裝置應滿足在一定的壓力.濕度范圍內具有良好的密封性能。密封裝置和運動件之間的摩檫力要小，摩檫系數(shù)要穩(wěn)定，抗腐蝕能力強，不易老化，工作壽命長，耐磨性好，磨損后在一定程度上能自動補償，結構簡單，使用維護方便，價格低。其于以上幾點，在有相對運動且有摩檫的元件上使用Y型密封圈，其截面小，結構緊湊。且Y型密封圈能隨壓力增高而增大，并能自動補償磨損。在相對摩檫不嚴重或無相對摩檫的元件上用O型密封圈，其結構簡單，容易制造，密封性能好，摩檫力小，安裝方便。 （4） 濾油器.在液壓系統(tǒng)中，不允許液壓油含有超過限制的固體顆粒和其他不溶性贓物。因為這些雜質可以使間隙表面劃傷，造成內部泄露量增加，從而降低效率增加發(fā)熱。這些雜質還會使閥芯卡死，小孔或縫隙堵塞，潤滑表面破壞，造成液壓系統(tǒng)故障，膠狀物和淤渣等雜質，將會引起元件粘著，酸類還將加速運動件的腐蝕和使油液進一步惡化。因此要采用濾油器對油液進行過濾，以保證油液質量符合標準。因此選用網(wǎng)式濾油器安裝在泵吸油管上，這種濾油器壓力損失不超過0.04MPa，結構簡單，流通能力大，可以滿足泵的流量，清洗方便。 （5） 蓄能器.它能把壓力油的液壓能儲存在耐壓容器里，待需要時又將其釋放出來的一種裝置。主要用途：做輔助動力源.減小壓力沖擊和壓力脈動。在本系統(tǒng)中選用氣囊式蓄能器，這種蓄能器密封可靠，膠囊慣性小，反映靈敏，結構緊湊，尺寸小，重量輕，并有系列批量生產 ，例如NXQ*—L63/*—H，公稱壓力可達31.5Mpa，可以滿足系統(tǒng)壓力的要求。 4 液壓缸的設計計算和泵的參數(shù)計算 4.1 液壓缸設計算 4.1.1 外負載計算 斗桿挖掘時切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中可視為常數(shù)。斗桿在挖掘過程中總轉角為，在這轉角行程中鏟斗被裝滿。鏟斗缸外負載為最大時，缸內壓力最大，此時挖掘力最大，其值為[12]： =CBAZX+D (4-1) =200+D =200+15000 =165417+15000 =170417(N) 式中 C—表示土壤硬度的系數(shù),對Ⅱ級土宜取C=50～80，對Ⅲ級土宜取C=90～150，對Ⅳ級土宜取C=160～320，式中取C=200； R—鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖的距離，即轉斗切削半徑，取斗容量為1m,根據(jù)反鏟斗主要參數(shù)特性計算表，查表得R=1.15m； B—切削刃寬度影響系數(shù),B=1+2.6b,其中b為鏟斗寬度,查表得b=1.25m； —挖掘過程中鏟斗總轉角的一半,查表得=； A—切削角變化影響系數(shù),取A=1.3； Z—帶有齒的系數(shù),取Z=0.75； X—斗側臂厚度影響系數(shù),X=1+0.3s,其中s為側臂厚度,單位為cm,初步設計時可取X=1.15； D—切削刃擠壓土壤的力,根據(jù)斗容大小在D=10000～17000N范圍內選取.設計容量為1m,取D=15000N； 轉斗挖掘裝土阻力和法向挖掘阻力相對與很小，所以在計算時可以忽略不計。 4.1.2 液壓缸結構尺寸計算 (1) 根據(jù)鏟斗缸的最大外負載，可以設計計算鏟斗缸的結構尺寸[15]： 當推力驅動工作負載時： F= = (4-2) 由此可求出缸筒內徑為: D= = = 求出D=88mm 本系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此速比取=2，d= (4-3) 式中 系統(tǒng)背壓P=1MPa 系統(tǒng)最高壓力P=30Mpa 根據(jù)查表GB/T2348—1993圓整得到D=90mm[16] (2) 活塞桿直徑為 d==90=63.63(mm) 根據(jù)GB/T2348—1993規(guī)定的活塞桿尺寸圓整為d=63mm (3) 最大工作行程 行程S=12D (4-4) S=12=1080（mm） 根據(jù)國家標準GB/T—1980規(guī)定的液壓缸行程系列圓整到S=1100mm (4) 活塞有效計算長度 液壓缸的安裝尺寸，可查設計手冊得 安裝尺寸=+S=377+1100=1377（mm） 當活塞桿全部伸出時，有效計算長度為： L=1100+1100+377=2577（mm） S—液壓缸的安裝尺寸(查設計手冊得到) [4] (5) 最小導向長度 H(mm) (4-5) 取最小導向長度為600（mm） 式中 L—液壓缸最大行程； D—缸筒內徑。 (6) 導向套長度 A=（0.6～1.0）d (4-6) =(37.8～63)mm 導向套長度為60mm (7) 活塞寬度 B=（0.6～1.0）D (4-7) =（54～90）mm 活塞桿寬度B=80mm 式中 D—缸筒內徑 (8) 缸筒壁厚： 材料的許用應力計算 (4-8) = 式中 —缸體材料的抗拉強度，缸體材料為，=800Mpa[14] n—安全系數(shù).一般取n=5 (4-9) ==7.99(mm) 查缸筒壁厚度表，取=12mm 式中 P-系統(tǒng)最高壓力,P=30Mpa。 (9) 缸筒外徑 (4-10) =90+212 =114(mm) 因為液壓缸的缸筒是無縫鋼管，因此缸筒內部要留出5mm加工余量所以查手冊，選取內徑為95mm的無縫鋼管。 4.1.3 油缸強度計算： (1) 已知參數(shù)： 缸徑D=90 桿徑d=63 行程S=1100 缸筒壁厚=12有效計算長度L=2577 (參數(shù)單位：mm) (2) 油缸強度計算 a. 活塞桿應力校核 (4-11) = =61.22Mpa 活塞桿材質為調質，經查表得強度極限為800Mpa[14],材料的許用應力為： =（n為安全系數(shù)）. 由此可見，，應力完全滿足要求。 式中 —油缸最大閉鎖壓力 b. 缸筒強度驗算： 由于缸筒壁厚與缸徑之比，屬于厚壁缸筒，可按材料學第二強度理論驗算。 （4-12） = =8.65（mm） 由此可見,<,強度滿足要求。 式中 P—系統(tǒng)最高壓力,P=30Mpa； —材料的許用應力。 (3) 油缸穩(wěn)定性驗算 油缸在工作是承受的壓應力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性。 a. 活塞桿斷面最小慣性矩 I= （4-13） = = b. 活塞桿橫斷面回轉半徑 i (4-14) = =0.016m=16mm c. 活塞桿柔性系數(shù) = (4-15) ==161.0025161 式中 —為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； L—為有效計算長度 d. 鋼材柔度極限值 = (4-16) = =60.8 式中 —45鋼材比例極限[14]； E—材料彈性模量[14] e. 從以上計算得知，>,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為： (4-17) （N） 式中 —為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； f. 油缸最大閉鎖力 = (4-18) （N） 式中 —油缸最大閉鎖壓力 g. 穩(wěn)定系數(shù) (4-19) 由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。 4.2 泵的參數(shù)計算 4.2.1 泵的壓力計算 在設計液壓系統(tǒng)時，要求泵的壓力高于系統(tǒng)壓力，差值以10%—30%為宜[15]。 因此： (2-20) =30 =34.4Mpa 取泵的最高壓力 式中 P—系統(tǒng)最高壓力，P=30Mpa 4.2.2 計算所需要的泵的流量 (1) 設計要求每個液壓缸的伸縮速度，根據(jù)鏟斗缸計算初步確定其余5個液壓缸的參數(shù)：（單位：mm） a. 動臂缸（2個）：缸內徑D=100 活塞桿徑d=70 行程S=1250 b. 鏟斗缸：缸內徑D=110 活塞桿徑d=80 行程S=1500 c. 行走液壓缸：缸內徑D=100 活塞桿徑d=80 行程S=1500 (2) 每個缸的流量計算 a. 動臂缸（2個）： (4-21) = =48.042L/min b. 桿斗缸： = =26.847 L/min c. 鏟斗缸： = =1