压缩式垃圾车液压系统标准设计.doc

压缩式垃圾车液压系统设计
1 绪论
1.1 压缩式垃圾车背景介绍及研究意义
中国早期城市搜集街道、物业小区等地方垃圾关键是靠人工手推车和一般垃圾运输车。此种垃圾运输方法存在一定弊端：一是手推车等落后运输方法工作效率低又和现代化城市极不相当,二是在运输过程中易产生二次污染。所以，这种垃圾收运方法已经落后。
早在20世纪80年代中期，中国在引进国外技术基础上开发出后装压缩式垃圾车。因为这种垃圾车较其它运输车辆含有垃圾压缩比高、装载量大、密闭运输、消除了垃圾运输过程中二次污染等优势，而得到快速发展，市场不停扩大，种类和型号逐步丰富，成为现代城市垃圾搜集、清运关键专业化运输和作业车辆。
压缩式垃圾车由密封式垃圾厢、液压系统和操作系统组成。整车为全密封型，自行压缩、自行倾倒、压缩过程中污水全部进入污水厢，较为根本处理了垃圾运输过程中二次污染问题，关键部位采取优质部件，含有压力大、密封性好、操作方便、安全等优点。
根据垃圾装载机构设置部位，垃圾车可分为前装式、侧装式和后装式；按垃圾装载后状态，垃圾车又可分为压缩式和非压缩式两种。后装式压缩垃圾车又称为压缩式垃圾车，它是搜集、中转清运垃圾，避免二次污染新型环卫车辆，在国外使用最为广泛。利用后装装置和垃圾桶或垃圾斗对接，一起组合成流动垃圾中转站，实现一车多用、垃圾无污染和搜集清运。有效地预防了搜集、运输过程中垃圾散落、飞扬造成污染。提升劳动效率，减轻劳动强度，是一个新型理想环卫专用车。压缩式垃圾车借助机、电、液联合自动控制系统、PLC控制系统及手动操作系统。经过车厢、填装器和推板专用装置，实现垃圾倒入、压碎或压扁、强力装填，把垃圾挤入车厢并压实和垃圾推卸工作过程。压缩式垃圾车垃圾搜集方法简便、高效；压缩比高、装载量大；压缩式垃圾车作业自动化；动力性、环境保护性好；压缩式垃圾车上装制作部分大部分采取冲压成型零部件，重量轻，整车利用效率高；含有自动反复压缩和蠕动压缩功效；压缩式垃圾车垃圾压实程度、垃圾搜集、卸料装车和垃圾站占地等方面均优于其它类型垃圾压缩站成套设备。
现在中国使用较多是侧装非压缩式垃圾车，不过，伴随垃圾中塑料、纸张等低比重物含量增加，非压缩装载方法已显得不经济，部分城市开始使用后装压缩式垃圾车，而且已呈不停上升趋势，相关主管部门也将后装压缩式垃圾车列为以后城市垃圾车发展方向。
1.2 中国外研究情况和研究结果
中国后装式压缩垃圾车液压系统控制大多数采取手动和遥控器操作，存在劳动强度大，工作效率底，性价比低，而且轻易发生因误操作而造成垃圾车部件损坏和人身事故等缺点。伴随新技术快速发展，中国已研发出由液压系统及PLC控制系统控制压缩式垃圾车，该系统由汽车取力器带动齿轮油泵为液压动力源，进料、卸料均采取液压控制，含有厢体密封性能好，不外漏垃圾和污水，没有二次污染特点。此压缩式垃圾车设计有利于提升中国垃圾车自动化水平。
中国，几乎全部压缩式垃圾车全部是采取定型载货汽车底盘进行改装，如东风牌、解放牌底盘等。国外，超出90%垃圾车也是使用传统柴油引擎驱动定型卡车底盘改装。车厢设计为框架式钢结构，顶板和左右侧板均用槽钢型加强筋加强。采取液压系统助力装卸机构，双向循环压缩。通常含有手动和自动两个操作系统，并采取液压锁定密封技术，确保操作安全和避免装运垃圾过程中漏水。有还装有后监视器，油门加速器等。
此种压缩式垃圾车经过液压系统和操作控制系统来完成整个垃圾压缩和装卸过程，其液压系统及操作系统肯定对垃圾车安全性、可靠性和方便性带来影响。所以，改善和完善液压系统及控制系统是设计人员比较关心问题。同时，采取PLC控制压缩式垃圾车是现在中国垃圾车实现自动化控制一个关键路径。
在同类产品中，德国FAUN企业生产压缩式垃圾车采取双向压缩技术。卸料推板推出后并不收回，而是依靠垃圾装填过程中推力将其压回；同时在推板油缸上设一背压，这么垃圾在开始装填过程中就得到了初步压缩。伴随垃圾不停装入，垃圾逐步地高密度地、均匀地被压实在车厢中直至装满车厢，这就处理了以前开发垃圾车在压缩时中部压得较实而前端垃圾较松散问题。
后装压缩式垃圾车集自动装填和压缩、密封运输和自卸为一体，克服了摆臂式、侧装式等型式垃圾车容量小、可压缩性差和轻易产生飘、洒、撒、漏二次污染缺点，自动化程度高，提升了垃圾运载能力，降低了运输成本，是搜集、运输城市生活垃圾理想工具，是垃圾车发展趋势。然而中国对于后装压缩式垃圾车关键部件装填机构研究较少，产品设计关键是采取经验取值或测绘方法，在很大程度上限制了产品整体设计水平提升。后装压缩式垃圾车结构图1.1所表示。

1、推板 2、厢体 3、填料器
图1.1 后装压缩式垃圾车
1.3 压缩式垃圾车液压系统介绍
通常压缩式垃圾车中液压系统工作压力设定为16MPa。为确保系统工作可靠，增加了单向节流阀和单作用平衡阀等安全控制装置。部分阀块可采取模块化集成设计以简化连接管路。依据操纵形式不一样可选择手动控制或电动控制。后装压缩式垃圾车液压原理图图1.2 所表示。
压缩式垃圾车装填机构工作原理：在液压系统作用下，经过电控气动多路换向阀换向，实现滑板升降和刮板旋转，控制滑板和刮板多种动作，将倒入装载箱装填斗垃圾经过装填机构扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上垃圾负荷达成预定压力时，因为推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐步移动，使垃圾被均匀地压缩。举升缸采取单作用平衡阀控制填塞器举升，推铲缸采取单向节流阀来进行流量控制。
液压系统中关键元件采取是电控气动多路换向阀（原理图1.3所表示），是用在工程机械中一般多路换向阀基础上改善而成，和传统油路块集装式电磁阀相比，含有耐颠簸、密封性好和占地空间小等特点。而且，本电磁多路换向阀加大了中位卸荷通道，降低了系统发烧。另外该液压系统还含有以下特点:(a)为了避免油管意外爆破隐患，提升垃圾斗油缸设置了液压锁，提升了安全性；(b)举升油缸加长了行程，用来开关填料器和车箱体之间锁钩，从而使得填料器在降下以后被自动锁紧；(c)为了实现推板边夹边退功效，利用液压小孔节流原理，使推板油缸产生反向压力，而反向压力由滑板油路来控制，所以不影响推板油缸自由进退；(d)考虑到压缩式垃圾车工作间歇性，减小了液压油箱体积，常规油箱是油泵流量10倍，本油箱降低了二分之一，降低了其液压油用量。
操作控制系统是压缩式垃圾车用来完成垃圾装卸、压缩和收运关键。系统中采取压力继电器来检测各个动作位置，并控制动作衔接。采取电动控制系统操作简单，易于实现集成化设计，缺点是电动控制操作采取是电控气动多路换向阀，价格较高，需要防水。

图1.2 后装压缩式垃圾车液压原理图
现在，压缩式垃圾车关键适适用于中国城镇散装、袋装垃圾集中搜集和运输。采取PLC技术应用于压缩式垃圾车改造，可有效实现整个垃圾装卸过程自动化，也是提升工作效率、降低成木、减轻工人劳动强度和安全操作有效路径之一。大力发展压缩式垃圾车将是以后城市环境卫生业肯定趋势。

1—换向阀；2，3—溢流阀；4—单向阀；5—连接螺栓
图1.3 多路换向阀结构原理图

2 液压系统关键设计参数
液压缸工况参数见表 2.1
表2.1 各液压缸工况参数
液压缸名称
升降速度（mm/s）
行程（mm）
启、制动时间（s）
滑板缸
120
1000
1
刮板缸
120
1000
1
举升缸
150
1200
1
推铲缸
200

1
滑板重 150kg
刮板重 200kg
推铲重 300kg
可载垃圾质量 3000kg
厢体容积 8m3
填料槽容积 0.8m3
填料槽可装垃圾质量 300kg
液压系统工作压力 16MPa

3 制订系统方案和确定液压原理图
3.1 液压系统组成及设计要求
液压传动是借助于密封容器内液体加压来传输能量或动力。一个完整液压系统由能源装置、实施装置、控制调整装置及辅助装置四个部分组成。在本设计系统中，采取液压泵作为系统能源装置，将机械能转化为液体压力能；采取液压缸作为实施装置，将液体压力能转化为机械能。在它们之间经过管道和附件进行能量传输；经过多种阀作为控制调整装置进行流量大小和方向控制。
通常液压系统通常要求是：
1) 确保工作部件所需要动力；
2) 实现工作部件所需要运动，工作循环要确保运动平稳性和正确性；
3) 要求传动效率高，工作液体温升低；
4) 结构简单紧凑，工作安全可靠，操作轻易，维修方便等。
同时，在满足工作性能前提下，应努力争取简单、经济及满足环境保护要求。
液压油是液压传动系统中传输能量和信号工作介质，同时兼有润滑、冲洗污染物质、冷却和防锈作用。液压系统运转可靠性、正确性和灵活性，在很大程度上取决于工作介质选择和使用是否合理。因为本系统是一般传动系统，对油液要求不是很高，所以选择一般矿物油型液压油。
本液压系统经过对负载力和流量初步估算，初步定为中等压系统，即为P=16MPa。
3.2 制订系统方案
在液压系统作用下，经过电控气动多路换向阀换向，实现滑板升降和刮板旋转，控制滑板和刮板多种动作，将倒入装载箱装填斗垃圾经过装填机构扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上垃圾负荷达成预定压力时，因为推板缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐步移动，使垃圾被均匀地压缩。举升缸采取单作用平衡阀控制填塞器举升。推铲缸采取单向节流阀来进行流量控制。
液压系统中关键元件采取是电控气动多路换向阀，是用在工程机械中一般多路换向阀基础上改善而成，和传统油路块集装式电磁阀相比，含有耐颠簸、密封性好和占地空间小等特点。
3.3 确定液压系统原理图
经过上述对实施机构、基础回路设计，将它们有机结合起来，再加上部分辅助元件，便组成了设计液压原理图。见图3.1

图3.1液压系统原理图

另外，因为系统有很多电磁铁使用，电磁铁工作次序表以下表3.1 。
表3.1 电磁铁次序动作表

DT1
DT2
DT3
DT4
DT5
DT6
DT7
DT8
DT9
DT10
滑板缸升起

+

刮板抬起
+

滑板落下

+

刮板收紧

+

滑板刮板急停

+
+
填塞器举起

+

填塞器复位

+

推卸垃圾

+

推铲复位

+

4 液压缸受力分析及选择
4.1 滑板缸受力分析及选择
1．活塞伸出时，受力分析图4.1—4.2
总重力 G1 = G刮+G滑= (m刮+m滑)g = (200+150)×10 = 3500N
式中：G刮—刮板重力（N）；
G滑—滑板重力（N）。
滑块和导轨之间摩擦力f1
f1 = μG1cos45。 = 0.1×3500×cos45。 = 247.5N
式中：f1—滑块和导轨之间摩擦力（N）；
μ—滑块和导轨之间摩擦因数（钢和钢，取μ = 0.1）。
活塞惯性加速度
活塞伸出时惯性力FI1
FI1 = (m刮+m滑)aI1 = (200+150)×0.12 = 42N
则活塞伸出时，作用在活塞上协力F1为
F1 = G1sin45。+ f1+ FI1 = 3500×sin45。+247.5+42 = 2764N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

式中：—液压缸机械效率 （由文件[1，表37.7—6]， 取= 0.9）。
取回油压力P2 = 0 ，则
所以，

图4.1 滑板缸活塞伸出时受力分析 图4.2 滑板缸活塞伸出时工况分析
2．活塞缩回时，受力分析图4.3—4.4
总重力 G1’= G刮+G滑+ G垃 = (m刮+m滑+m垃) g
= (200+150+300)×10 = 6500N
滑块和导轨之间摩擦力f1’ 为
f1’ = μG1’cos45。 = 0.1×6500×cos45。 = 460N
活塞缩回时惯性力FI1’ 为
FI1’ = (m刮+m滑+ m垃)aI1 = (200+150+300) ×0.12 = 78N
则活塞缩回时，作用在活塞上协力F1’为
F1’ = G1’sin45。+ FI1’－f1’ = 6500×sin45。+78－460 = 4214N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

取回油压力P2 = 0， 则 ，所以

图4.3 滑板缸活塞缩回时受力分析 图4.4 滑板缸活塞缩回时工况分析
当液压缸工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D，所以，可得D = 19.1mm。比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者D = 19.1mm。选择标准液压缸：UY系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸生产）UY—40/28，具体参数见表4.1 。
表4.1 UY—40/28参数
缸径
杆径
推力
拉力
最大行程
φ40mm
φ28mm
20.11KN
10.26KN
1mm
4.2 刮板缸受力分析及选择
1．活塞伸出时，受力分析图4.5—4.6
总重力 G2 = G刮 = m刮g = 200×10 = N
式中：G刮—刮板重力（N）。
滑块和导轨之间摩擦力f2
f2 = μG2cos45。 = 0.1××cos45。 = 141.4N
式中：f2—滑块和导轨之间摩擦力（N）；
μ—滑块和导轨之间摩擦因数（钢和钢，取μ = 0.1）。
活塞惯性加速度
活塞伸出时惯性力FI2为
FI2 = m刮aI2 = 200×0.12 = 24N
则活塞伸出时，作用在活塞上协力F2为
F2= G2sin45。+ FI2－f2=×sin45。+24－141.4=1297N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

式中：—液压缸机械效率 （由文件[1，表37.7—6]，取= 0.9）。
取回油压力P2 = 0
则 所以，

图4.5 刮板缸活塞伸出时受力分析 图4.6 刮板缸活塞伸出时工况分析
2．活塞缩回时，受力分析图4.7—4.8
总重力 G2’ = G刮+ G垃 = (m刮+m垃)g = (200+300)×10 = 5000N
滑块和导轨之间摩擦力f2’ 为
f2’ = μG2’cos45。 = 0.1×5000×cos45。 = 353.6N
活塞缩回时惯性力FI2’ 为
FI2’ = (m刮+ m垃)aI2 = (200+300)×0.12 = 60N
垃圾和厢壁之间摩擦力f垃圾’ 为
f垃圾’ = μ1G垃’cos45。 = 0.32×3000×cos45。 = 678.8N
式中：μ1—垃圾和厢壁之间摩擦因数（工程塑料和钢，取μ1 = 0.32）。
则活塞缩回时，作用在活塞上协力F2’为
F2’ = G2’sin45。+FI2’ +f2’+ f垃圾’
= 5000×sin45。+60+353.6+678.8 = 4628N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

取回油压力P2 = 0
则 所以，

当液压缸工作压力P > 7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D。所以,可得D = 20mm。

图4.7 刮板缸活塞缩回时受力分析 图4.8 刮板缸活塞缩回时受力分析
比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者D=20mm。选择标准液压缸：UY系列液压缸 （天津优瑞纳斯油缸生产）UY—40/28，具体参数见表4.1。
4.3 举升缸受力分析及选择
1．活塞伸出时，受力分析图4.9—4.10。
总重力 G3=G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G厢板
式中：G刮—刮板重力（N）；
G滑—滑板重力（N）；
G刮缸—刮板缸重力（N）；
G滑缸—滑板缸重力（N）。
因为刮板缸和滑板缸全部选择是UY—40/28, 所以估算G刮缸 = G滑缸 = 102N
式中：G厢板—填料器厢板重（N）， 估算G厢板=4150N。

G3 = G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G厢板
= +1500+4×102+4150 = 8058N
滑块和导轨之间摩擦力f3为
f3 = μG3cos75。 = 0.1×8058×cos75。 = 208.6N
式中：f3—滑块和导轨之间摩擦力（N）；
μ—滑块和导轨之间摩擦因数（钢和钢，取μ = 0.1）。
活塞惯性加速度
活塞伸出时惯性力FI3为
FI3 = （m刮+m滑+4m缸+m厢板）aI3
=（200+150+4×10.2+415）×0.15 = 120.87N
则活塞伸出时，作用在活塞上协力F3为
F3 = G3sin75。+ FI3 + f3
= 8058×sin75。+120.87+208.6 = 8113N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

式中：—液压缸机械效率 （由文件[1，表37.7—6]，取=0.9）。
取回油压力P2 = 0， 则
所以，

图4.9 举升缸活塞伸出时受力分析 图4.10 举升缸活塞伸出时工况分析
2．活塞缩回时，受力分析图 4.11—4.12
总重力 G3’ = G刮+G滑+4G液压缸+G厢板
= +1500+4×102+4150 = 8058N
式中：G刮—刮板重力（N）；
G滑—滑板重力（N）；
G液压缸—刮板缸和滑板缸总重力（N）；
因为刮板缸和滑板缸全部选择是UY—40/28, 所以估算G液压缸 = 102N
式中：G厢板—填料器厢板重（N）。 估算G厢板 = 4150N
滑块和导轨之间摩擦力f3’ 为
f3’ = μG3’cos75。 = 0.1×8058×cos75。 = 208.6N
式中：f3’—滑块和导轨之间摩擦力（N）；
μ—滑块和导轨之间摩擦因数（钢和钢，取μ = 0.1）。
活塞缩回时惯性力FI3’ 为
FI3’ = （m刮+m滑+4m缸+m厢板）aI3
=（200+150+4×10.2+415）× 0.15 = 120.87N
则活塞缩回时，作用在活塞上协力F3’为
F3’ = G3’sin75。+FI3’－f3’
= 8058×sin75。+120.87－208.6 = 7696N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

取回油压力P2 = 0， 则 所以，

当液压缸工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D。所以,可得D = 25.8mm。
比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者D = 25.8mm。选择标准液压缸：UY系列液压

缸 （天津优瑞纳斯油缸生产）UY—40/28，具体参数见表4.1。

图4.11 举升缸活塞缩回时受力分析 图4.12 举升缸活塞缩回时工况分析
4.4 推铲缸受力分析及选择
1．推铲伸出时，受力分析图 4.13—4.14
垃圾和厢体间摩擦力f垃圾为
f垃圾 = μ1G垃 = 0.32×30000 = 9600N
式中：μ1—垃圾和厢体之间摩擦因数（工程塑料和钢，取μ1 = 0.32）。
推铲和厢体间摩擦力f推铲为
f推铲 = μG推铲 = 0.1×3000 = 300N
式中：μ—推铲和厢体之间摩擦因数（钢和钢，取μ = 0.1）。
推铲惯性加速度
推铲伸出时惯性力FI4为
FI4 =（m推铲+m垃圾）aI4
=（300+3000）×0.2 = 660N
则推铲伸出时，作用在活塞上协力F4为
F4= f垃圾+ f推铲+ FI4=9600+300+660=10560N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

式中：—液压缸机械效率 （由文件[1，表37.7—6]，取= 0.9）。
取回油压力P2 = 0，则
所以，

图4.13 推铲缸活塞伸出时受力分析 图4.14 推铲缸活塞伸出时工况分析
2．推铲缩回时，受力分析图 4.15—4.16
推铲和厢体间摩擦力f推铲’ 为
f推铲’ = μG推铲 = 0.1×3000 = 300N
式中：μ—推铲和厢体之间摩擦因数（钢和钢，取μ = 0.1）。
推铲伸出时惯性力FI4’ 为
FI4’ = m推铲aI4 = 300×0.2 = 60N

则推铲伸出时，作用在活塞上协力F4为
F4’ = f推铲’+ FI4’ = 300+60 = 360N
由受力分析可列出作用在活塞上力平衡方程为

取回油压力P2 = 0， 则 ，所以可得下式

当液压缸工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d=0.7D。
所以，可得D=7.9mm。比较活塞伸出和缩回二者情况，取较大者D=30.6mm，选择标准液压缸：UY系列液压缸 （天津优瑞纳斯油缸生产）UY—40/28，具体参数见表4.1。

图4.15 推铲缸活塞缩回时受力分析 图4.16 推铲缸活塞缩回时受力分析

5 液压缸负载循环图和运动循环图

图5.1 滑板缸负载循环图和运动循环图

图5.2 刮板缸负载循环图和运动循环图

图5.3 举升缸负载循环图和运动循环图

图5.4 推铲缸负载循环图和运动循环图
6 液压泵选择
在设计液压系统时，应依据液压系统设备工作情况和其所需要压力、流量和工作稳定性等来确定泵类型和具体规格。泵流量由实施机构最大流量决定，即
（6.1）
式中：Vmax—活塞最大速度 （m/s）；
qmax—液压缸最大流量 (L/min)；
Amax—最大有效面积 (m3)；
ηv—容积效率（当选择弹性体密封圈时，ηv≈1）。
因为全部液压缸均采取UY—40/28，则液压缸最大面积为

所以，由式（6.1）得

式中：q举升—举升缸流量(L/min)。
液压泵供给流量为

式中：K—泄漏系数，K=1.2。
由参考文件[7，表2.135]， 选择JB系列径向柱塞泵。参数见表6.1
表6.1 1JB—30液压泵性能参数
公称排量
额定压力
最高压力
最高转速
输入功率
容积效率
29.4ml/r
32MPa
35MPa
1000r/min
15.4KW
95%

7 电动机选择
依据工况，电动机额定功率Pe>Pz，且电动机额定转速和泵额定转速必需配合。
电动机轴上负载所需功率为
Pz=KP驱
=1.10×15.4=16.94kW
式中：K—余量系数， K=1.10；
P驱—液压泵所需要输入功率（kW）。
由参考文件[1，附表40-1]， 选择Y系列电动机，参数见表7.1。
表7.1 Y200L1—6电动机性能参数
额定功率
电流
转速
效率
功率因数
最大转矩
18.5KW
37.7A
980r/min
89.8%
0.83
2.0Nm

8 液压辅件选择
8.1 液压油
N46一般液压油 YA—N46（原牌号：30），参数见表8.1。
表8.1 YA—N46液压油参数
运动粘度（40℃）(mm2/s)
粘度指数
凝点(℃)
抗磨性(N)
密度(kg/m3)
46
≥90
≤-10
800
900
8.2 油箱
焊接件，具体尺寸见第9章。
8.3 液位计
YWZ-150 承受压力：0.1—0.15MPa 温度范围：-20—100℃
8.4 回油过滤器
YLH型箱上回油滤油器 YLH—25×15，参数见表8.2。
表8.2　YLH—25×15回油滤油器参数
通径(mm)
流量(L/min)
过滤精度(μm)
公称压力(MPa)
最大压力损失(MPa)
连接方法
滤芯型号
15
25
10
1.6
0.35
螺纹
H—X25×15
8.5 空气过滤器
EF系列空气过滤器 EF3—40，参数见表8.3。
表8.3　EF3—40空气过滤器参数
加油流量L/min
空气流量L/min
油过滤面积cm2
油过滤精度μm
空气过滤精度μm
21
0.170
180
0.279
30—40

8.6 吸油过滤器
YLX型箱上吸油过滤器 YLX—25×15，参数见表8.4。
表8.4　 YLX—25×15吸油过滤器参数
通径
mm
公称流量
L/min
过滤精度
μm
许可最大压力损失
MPa
连接方法
滤芯型号
15
25
80
0.03
螺纹
X-X-25×15
8.7 液压泵
JB系列径向柱塞泵　1JB—30，参数见表8.5。
表8.5 1JB—30径向柱塞泵参数
公称排量ml/r
额定压力MPa
最高压力MPa
最高转速r/min
输入功率KW
容积效率
29.4
32
35
1000
15.4
95%
8.8 多路换向阀
ZFS系列多路换向阀 ZFS101，参数见表8.6。
表8.6　 ZFS101多路换向阀参数
通径mm
额定流量L/min
额定压力MPa
10
40
16
8.9 单向节流阀
MK系列单向节流阀 MK8G1.2，参数见表8.7。
表8.7　 MK8G1.2单向节流阀
通径mm
最高工作压力MPa
流量调整范围L/min
最小稳定流量L/min
8
31.5
2—30
2
8.10 溢流阀
直动式溢流阀 DT-02-H-22，参数见表8.8。

表8.8　 DT-02-H-22直动式溢流阀参数
通径in
最大工作压力MPa
最大流量L/min
调压范围MPa
质量kg
0.25
21
16
7.0—21
1.5
8.11 单作用平衡阀
FD系列单作用平衡阀 FD6-A10，参数见表8.9。
表8.9 FD6-A10单作用平衡阀参数
通径
mm
额定流量
L/min
调压范围
MPa
控制压力
MPa
开启压力
MPa
质量
kg
6
40
0.3-31.5
2-31.5
0.2
7
8.12 并联多路换向阀组
ZFS系列多路换向阀 ZFS101，参数见表8.6|。
8.13 气缸
一般气缸DNC-25-50，参数见表8.10。
表8.10 DNC-25-50一般气缸参数
活塞直径mm
活塞杆直径mm
推力N
拉力N
许用径向负载N
扭矩Nm
50
25
483
415
35
0.85
8.14 两位三通电磁气阀
一般两位三通电磁气阀 Q23XD-10-DC24V，参数见表8.11。
表8.11 Q23XD-10-DC24V参数
工作压力范围
MPa
介质温度
℃
公称通径
mm
接管螺纹
额定流量
L/min
额定压降
KPa
0—1.6
5—60
10
M18×1.5
2300
15

8.15 消声器
LFU—1/2 安装位置:垂直方向±5°，参数见表8.12。
表8.12 LFU—1/2消声器参数
气接口in
额定流量L/min
输入压力MPa
消声效果dB
安装形式
G1/2
6000
0—1.6
40
螺纹
8.16 气源处理三联件
GC系列三联件 GC300—10MZC，参数见表8.13。
空气过滤器 GF300-10 减压阀 GR300-10 油雾器 GL300-10
表8.13　 GC300—10MZC气源处理三联件参数
调压范围
MPa
使用温度
℃
滤水杯容量
ml
给水杯容量
ml
滤芯精度
μm
质量
g
0.15-1.5
5—60
40
75
40
1300

8.17 球阀(截止阀)
JZQF20L，参数见表8.14。
表8.14 JZQF20L参数
公称压力MPa
公称通径mm
连接形式
21
20
螺纹

8.18 电磁换向阀
3WE56.0/W220-50，参数见表8.15。
表8.15 3WE56.0/W220-50参数
通径 mm
额定压力 MPa
流量 L/min
5
25
14

8.19 压力表
弹簧管压力表 Y-60 测量范围：0—25MPa
8.20 微型高压软管接头总成
HFP1-H2-P-M18，参数见表8.16。
表8.16 HFP1-H2-P-M18参数
公称通径mm
工作压力MPa
工作温度℃
推荐长度mm
螺纹尺寸
10
25
-30—80
320
M18×1.5
8.21 测压接头
JB/T966-ZJJ-20-M30 管子外径：20mm
8.22 球阀(截止阀)
JZQF20L，参数见表8.14。　
8.23 压力继电器
柱塞式压力继电器 HED1OA20/35L24，参数见表8.17。
表8.17　HED1OA20/35L24参数
额定压力MPa
复原压力MPa
动作压力MPa
切换频率(次/min)
切换精度
35
0.6-29.5
2-35
50
小于调压±1％
8.24 液压管路选择
8.24.1 吸油管路选择
查《机械设计手册4》可知，吸油管内液压油流速v ≤ 0.5—2m/s 取2m/s
吸油管内流量 q = 27.216L/min = 4.536×10-4m3/s
因为 ，所以
查表得到标准软管尺寸，见表8.18。
表8.18 标准软管尺寸
公称内径mm
内径mm
增强层外径mm
成品软管外径mm
19
18.6—19.8
24.6—26.2
29.4—31.0
8.24.2 压油和回流管路选择
查《机械设计手册4》可知，压油管内液压油流速v ≤ 2.5—6m/s 回流管内液压油流速v ≤ 1.5—3m/s 因为所选液压缸均为双作用液压缸，所以压油和回流管路应按最大值选择。
1．推铲缸压油管路选择
推铲缸所需流量
取v = 4m/s ，则
查表得到标准软管尺寸，见表8.19。
表8.19 标准软管尺寸
公称内径mm
内径mm
增强层外径mm
成品软管外径mm
10
9.3—10.1
14.5—15.7
19.1—20.6
2．举升缸压油管路选择
举升缸所需流量
取v = 3m/s， 则
查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

3. 滑板缸压油管路选择
滑板缸所需流量 　
取v = 3m/s， 则
查表得到标准软管尺寸，见表8.19。
4. 刮板缸压油管路选择
刮板缸所需流量
取v = 3m/s， 则
查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

9 油箱设计
油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中气泡、沉淀固体杂质等作用。根据油箱液面和大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱应用最广，油箱内液面和大气相通，结构简单，不用考虑油箱充气压力等问题，故本系统采取开式油箱。油箱中应安装对应辅件，如热交换器、空气滤清器、过滤器和液位计等。9.1 油箱有效容积计算
在初步设计时，油箱有效容量可按公式（9.1）进行计算。
V=mqp (9.1)
式中：V—油箱有效容量（L）；
qp—液压泵流量 （L/min）；
m—经验系数，工程机械中m = 2~5。
所以， V = mqp = 3×28.812 = 86.436L = 0.0864m3
9.2 油箱体积确实定
依据现场实际情况，油液通常装满油箱80%，采取六面体油箱，而且长、宽和高百分比为1：1：1。
即
式中：V—油箱有效容量（m3）；
V实际—油箱实际体积（m3）。
所以
所以，
为提升其散热能力，合适增大油箱容积，圆整后，取长=宽=高=520mm
所以，油箱尺寸为：520×520×520（mm3）

10 液压阀台设计
10.1 阀块结构选择
阀块材料通常为铸铁或铸钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场所多用锻钢，本系统中阀块采取铸铁材料。
依据本系统液压阀件数量和安装位置要求，设计成一个整体阀块，阀块上设有公共进油孔和公共回油孔。（见阀块零件图GCS—03）
10.2 阀块结构尺寸确实定
阀块是液压系统关键部件，阀座是其主体，因为阀座是各类阀安装体，所以其加工精度要求很高。因为座体上要加工各类阀口和联接孔口，故设计时则必需考虑到加工时各孔口不得有位置上冲突，同时应相通孔口必需确保相通，不相通孔口绝对不可相通，且相临孔口之间应有一定距离。通常在中低压力下，为确保孔壁强度，相临不相通孔口间最小壁厚不得小于5毫米，不然孔壁就有可能在压力冲击下瓦解，使压力油进入其它孔道，系统将会出现不可预见性事故。
阀座在设计安装时应综合考虑多方面原因。关键是，关键尺寸设计时，尊重设计时理论数值，通常情况下，小数点后仅有一位数值时（单位：毫米），不得对非整数尺寸进行进位或退位圆整。阀块部署时阀块间距通常不应小于10毫米，部署时不得有任何干涉现象出现。同时还应考虑易于加工，在能够实现预期功效和安装方便前提下应尽可能减小阀座尺寸，从而节省材料，降低加工强度和难度，降低成本。
依据阀块上各阀具体尺寸，从避免尺寸干涉和打孔强度需要角度考虑所设计阀块基础尺寸为长500毫米，宽250毫米，高80毫米。阀块上各工艺孔位置、深度和其它具体尺寸见阀块零件图GCS—03。（三维立体图见附录中图A1—A2）

11 液压泵站设计
液压泵站