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压缩式垃圾车液压系统设计
1 绪论
1.1 压缩式垃圾车的背景介绍及研究意义
我国初期城市收集街道、物业社区等地方的垃圾重要是靠人工手推车和普通垃圾运送车。此种垃圾运送方式存在一定弊端：一是手推车等落后的运送方式工作效率低又与现代化城市极不相称,二是在运送过程中易产生二次污染。因此，这种垃圾收运方式已经落后。
早在20世纪80年代中期，我国在引进国外技术基础上开发出后装压缩式垃圾车。由于这种垃圾车较其他运送车辆具有垃圾压缩比高、装载量大、密闭运送、消除了垃圾运送过程中的二次污染等优势，而得到快速发展，市场不断扩大，种类和型号逐渐丰富，成为现代城市垃圾收集、清运的重要的专业化运送与作业车辆。
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、压缩过程中的污水所有进入污水厢，较为彻底的解决了垃圾运送过程中的二次污染问题，关键部位采用优质的部件，具有压力大、密封性好、操作方便、安全等优点。
按照垃圾装载机构的设立部位，垃圾车可分为前装式、侧装式和后装式；按垃圾装载后的状态，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，它是收集、中转清运垃圾，避免二次污染的新型环卫车辆，在国外使用最为广泛。运用后装装置与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、垃圾无污染以及收集清运。有效地防止了收集、运送过程中垃圾的散落、飞扬导致的污染。提高劳动效率，减轻劳动强度，是一种新型抱负的环卫专用车。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。通过车厢、填装器和推板的专用装置，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以及垃圾推卸的工作过程。压缩式垃圾车垃圾收集方式简便、高效；压缩比高、装载量大；压缩式垃圾车作业自动化；动力性、环保性好；压缩式垃圾车上装制作部分大部分采用冲压成型零部件，重量轻，整车运用效率高；具有自动反复压缩以及蠕动压缩功能；压缩式垃圾车垃圾压实限度、垃圾收集、卸料装车和垃圾站占地等方面均优于其他类型垃圾压缩站成套设备。
目前国内使用较多的是侧装非压缩式垃圾车，但是，随着垃圾中塑料、纸张等低比重物含量的增长，非压缩的装载方式已显得不经济，一些城市开始使用后装压缩式垃圾车，并且已呈不断上升趋势，有关主管部门也将后装压缩式垃圾车列为此后城市垃圾车发展的方向。
1.2 国内外研究状况和研究成果
国内后装式压缩垃圾车液压系统的控制大多数采用手动和遥控器操作，存在劳动强度大，工作效率底，性价比低，并且容易发生因误操作而导致的垃圾车部件损坏和人身事故等缺陷。随着新技术的快速发展，我国已研发出由液压系统及PLC控制系统控制的压缩式垃圾车，该系统由汽车取力器带动的齿轮油泵为液压动力源，进料、卸料均采用液压控制，具有厢体密封性能好，不外漏垃圾和污水，没有二次污染的特点。此压缩式垃圾车的设计有助于提高我国垃圾车的自动化水平。
国内，几乎所有的压缩式垃圾车都是采用定型的载货汽车底盘进行改装，如东风牌、解放牌底盘等。国外，超过90%的垃圾车也是使用传统柴油引擎驱动的定型卡车底盘改装的。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。采用液压系统助力的装卸机构，双向循环压缩。一般具有手动和自动两个操作系统，并采用液压锁定密封技术，保证操作安全和避免装运垃圾过程中漏水。有的还装有后监视器，油门加速器等。
此种压缩式垃圾车通过液压系统和操作控制系统来完毕整个垃圾的压缩和装卸过程，其液压系统及操作系统必然对垃圾车的安全性、可靠性和方便性带来影响。因此，改善和完善液压系统及控制系统是设计人员比较关心的问题。同时，采用PLC控制的压缩式垃圾车是目前我国垃圾车实现自动化控制的一个重要途径。
在同类产品中，德国FAUN公司生产的压缩式垃圾车采用双向压缩技术。卸料推板推出后并不收回，而是依靠垃圾装填过程中的推力将其压回；同时在推板油缸上设一背压，这样垃圾在开始装填过程中就得到了初步压缩。随着垃圾的不断装入，垃圾逐渐地高密度地、均匀地被压实在车厢中直至装满车厢，这就解决了以前开发的垃圾车在压缩时中部压得较实而前端垃圾较松散的问题。
后装压缩式垃圾车集自动装填与压缩、密封运送和自卸为一体，克服了摆臂式、侧装式等型式的垃圾车容量小、可压缩性差和容易产生飘、洒、撒、漏二次污染的缺陷，自动化限度高，提高了垃圾运载能力，减少了运送成本，是收集、运送城市生活垃圾的抱负工具，是垃圾车的发展趋势。然而我国对于后装压缩式垃圾车的核心部件装填机构的研究较少，产品设计重要是采用经验取值或测绘的方法，在很大限度上限制了产品整体设计水平的提高。后装压缩式垃圾车结构如图1.1所示。

1、推板 2、厢体 3、填料器
图1.1 后装压缩式垃圾车
1.3 压缩式垃圾车的液压系统介绍
一般压缩式垃圾车中液压系统的工作压力设定为16MPa。为保证系统工作可靠，增长了单向节流阀和单作用平衡阀等安全控制装置。部分阀块可采用模块化集成设计以简化连接管路。根据操纵形式不同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如图1.2 所示。
压缩式垃圾车的装填机构工作原理：在液压系统的作用下，通过电控气动多路换向阀的换向，实现滑板的升降和刮板的旋转，控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载箱装填斗的垃圾通过装填机构的扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达成预定压力时，由于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渐移动，使垃圾被均匀地压缩。举升缸采用单作用平衡阀控制填塞器的举升，推铲缸采用单向节流阀来进行流量控制。
液压系统中核心元件采用的是电控气动多路换向阀（原理如图1.3所示），是用在工程机械中的普通多路换向阀的基础上改善而成的，与传统的油路块集装式电磁阀相比，具有耐颠簸、密封性好以及占地空间小等特点。并且，本电磁多路换向阀加大了中位的卸荷通道，减少了系统的发热。此外该液压系统还具有以下特点:(a)为了避免油管意外爆破的隐患，提高垃圾斗油缸设立了液压锁，提高了安全性；(b)举升油缸加长了行程，用来开关填料器与车箱体之间的锁钩，从而使得填料器在降下之后被自动锁紧；(c)为了实现推板边夹边退的功能，运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，因此不影响推板油缸的自由进退；(d)考虑到压缩式垃圾车工作的间歇性，减小了液压油箱体积，常规油箱是油泵流量的10倍，本油箱减少了一半，减少了其液压油的用量。
操作控制系统是压缩式垃圾车用来完毕垃圾的装卸、压缩以及收运的关键。系统中采用压力继电器来检测各个动作的位置，并控制动作的衔接。采用电动控制系统操作简朴，易于实现集成化设计，缺陷是电动控制操作采用的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
目前，压缩式垃圾车重要合用于我国城乡散装、袋装垃圾的集中收集和运送。采用PLC技术应用于压缩式垃圾车的改造，可有效实现整个垃圾装卸过程的自动化，也是提高工作效率、减少成木、减轻工人劳动强度和安全操作的有效途径之一。大力发展压缩式垃圾车将是此后城市环境卫生业的必然趋势。

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 液压系统的重要设计参数
液压缸的工况参数见表 2.1
表2.1 各液压缸的工况参数
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
2023
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 制定系统方案和拟定液压原理图
3.1 液压系统的组成及设计规定
液压传动是借助于密封容器内液体的加压来传递能量或动力的。一个完整的液压系统由能源装置、执行装置、控制调节装置及辅助装置四个部分组成。在本设计系统中，采用液压泵作为系统的能源装置，将机械能转化为液体压力能；采用液压缸作为执行装置，将液体压力能转化为机械能。在它们之间通过管道以及附件进行能量传递；通过各种阀作为控制调节装置进行流量的大小和方向控制。
通常液压系统的一般规定是：
1) 保证工作部件所需要的动力；
2) 实现工作部件所需要的运动，工作循环要保证运动的平稳性和精确性；
3) 规定传动效率高，工作液体温升低；
4) 结构简朴紧凑，工作安全可靠，操作容易，维修方便等。
同时，在满足工作性能的前提下，应力求简朴、经济及满足环保规定。
液压油是液压传动系统中传递能量和信号的工作介质，同时兼有润滑、冲洗污染物质、冷却与防锈作用。液压系统运转的可靠性、准确性和灵活性，在很大限度上取决于工作介质的选择与使用是否合理。由于本系统是普通的传动系统，对油液的规定不是很高，因此选用普通矿物油型液压油。
本液压系统通过对负载力和流量的初步估算，初步定为中档压系统，即为P=16MPa。
3.2 制定系统方案
在液压系统的作用下，通过电控气动多路换向阀的换向，实现滑板的升降和刮板的旋转，控制滑板和刮板的各种动作，将倒入装载箱装填斗的垃圾通过装填机构的扫刮，压实并压入车厢；当压向推板上的垃圾负荷达成预定压力时，由于推板缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动，使垃圾被均匀地压缩。举升缸采用单作用平衡阀控制填塞器的举升。推铲缸采用单向节流阀来进行流量控制。
液压系统中核心元件采用的是电控气动多路换向阀，是用在工程机械中的普通多路换向阀的基础上改善而成的，与传统的油路块集装式电磁阀相比，具有耐颠簸、密封性好以及占地空间小等特点。
3.3 拟定液压系统原理图
通过上述对执行机构、基本回路的设计，将它们有机的结合起来，再加上一些辅助元件，便构成了设计的液压原理图。见图3.1

图3.1液压系统原理图

此外，由于系统有很多电磁铁的使用，电磁铁工作顺序表如下表3.1 。
表3.1 电磁铁顺序动作表

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 液压缸的受力分析及选择
4.1 滑板缸的受力分析及选择
1．活塞伸出时，受力分析如图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—刮板的重力（N）；
G滑—滑板的重力（N）。
滑块与导轨之间的摩擦力f1
f1 = μG1cos45。 = 0.1×3500×cos45。 = 247.5N
式中：f1—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；
μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。
活塞惯性加速度
活塞伸出时的惯性力FI1
FI1 = (m刮+m滑)aI1 = (200+150)×0.12 = 42N
则活塞伸出时，作用在活塞上的合力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的力的平衡方程为

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

图4.1 滑板缸活塞伸出时的受力分析 图4.2 滑板缸活塞伸出时的工况分析
2．活塞缩回时，受力分析如图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
滑块与导轨之间的摩擦力f1’ 为
f1’ = μG1’cos45。 = 0.1×6500×cos45。 = 460N
活塞缩回时的惯性力FI1’ 为
FI1’ = (m刮+m滑+ m垃)aI1 = (200+150+300) ×0.12 = 78N
则活塞缩回时，作用在活塞上的合力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的力的平衡方程为

取回油压力P2 = 0， 则 ，所以

图4.3 滑板缸活塞缩回时的受力分析 图4.4 滑板缸活塞缩回时的工况分析
当液压缸的工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D，因此，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。选取标准液压缸：UY系列液压缸（天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）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
12023mm
4.2 刮板缸的受力分析及选择
1．活塞伸出时，受力分析如图4.5—4.6
总重力 G2 = G刮 = m刮g = 200×10 = 2023N
式中：G刮—刮板的重力（N）。
滑块与导轨之间的摩擦力f2
f2 = μG2cos45。 = 0.1×2023×cos45。 = 141.4N
式中：f2—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；
μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。
活塞惯性加速度
活塞伸出时的惯性力FI2为
FI2 = m刮aI2 = 200×0.12 = 24N
则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F2为
F2= G2sin45。+ FI2－f2=2023×sin45。+24－141.4=1297N
由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为

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

图4.5 刮板缸活塞伸出时的受力分析 图4.6 刮板缸活塞伸出时的工况分析
2．活塞缩回时，受力分析如图4.7—4.8
总重力 G2’ = G刮+ G垃 = (m刮+m垃)g = (200+300)×10 = 5000N
滑块与导轨之间的摩擦力f2’ 为
f2’ = μG2’cos45。 = 0.1×5000×cos45。 = 353.6N
活塞缩回时的惯性力FI2’ 为
FI2’ = (m刮+ m垃)aI2 = (200+300)×0.12 = 60N
垃圾与厢壁之间的摩擦力f垃圾’ 为
f垃圾’ = μ1G垃’cos45。 = 0.32×3000×cos45。 = 678.8N
式中：μ1—垃圾与厢壁之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取μ1 = 0.32）。
则活塞缩回时，作用在活塞上的合力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的力的平衡方程为

取回油压力P2 = 0
则 所以，

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

图4.7 刮板缸活塞缩回时的受力分析 图4.8 刮板缸活塞缩回时的受力分析
比较活塞伸出和缩回两种情况，取较大者D=20mm。选取标准液压缸：UY系列液压缸 （天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY—40/28，具体参数见表4.1。
4.3 举升缸的受力分析及选择
1．活塞伸出时，受力分析如图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—刮板的重力（N）；
G滑—滑板的重力（N）；
G刮缸—刮板缸的重力（N）；
G滑缸—滑板缸的重力（N）。
由于刮板缸和滑板缸都选取的是UY—40/28, 所以估算G刮缸 = G滑缸 = 102N
式中：G厢板—填料器的厢板重（N）， 估算G厢板=4150N。

G3 = G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G厢板
= 2023+1500+4×102+4150 = 8058N
滑块与导轨之间的摩擦力f3为
f3 = μG3cos75。 = 0.1×8058×cos75。 = 208.6N
式中：f3—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；
μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。
活塞惯性加速度
活塞伸出时的惯性力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，作用在活塞上的合力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的力的平衡方程为

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

图4.9 举升缸活塞伸出时的受力分析 图4.10 举升缸活塞伸出时的工况分析
2．活塞缩回时，受力分析如图 4.11—4.12
总重力 G3’ = G刮+G滑+4G液压缸+G厢板
= 2023+1500+4×102+4150 = 8058N
式中：G刮—刮板的重力（N）；
G滑—滑板的重力（N）；
G液压缸—刮板缸和滑板缸的总重力（N）；
由于刮板缸和滑板缸都选取的是UY—40/28, 所以估算G液压缸 = 102N
式中：G厢板—填料器的厢板重（N）。 估算G厢板 = 4150N
滑块与导轨之间的摩擦力f3’ 为
f3’ = μG3’cos75。 = 0.1×8058×cos75。 = 208.6N
式中：f3’—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；
μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。
活塞缩回时的惯性力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，作用在活塞上的合力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的力的平衡方程为

取回油压力P2 = 0， 则 所以，

当液压缸的工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d = 0.7D。因此,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。选取标准液压缸：UY系列液压

缸 （天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY—40/28，具体参数见表4.1。

图4.11 举升缸活塞缩回时的受力分析 图4.12 举升缸活塞缩回时的工况分析
4.4 推铲缸的受力分析及选择
1．推铲伸出时，受力分析如图 4.13—4.14
垃圾与厢体间的摩擦力f垃圾为
f垃圾 = μ1G垃 = 0.32×30000 = 9600N
式中：μ1—垃圾与厢体之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取μ1 = 0.32）。
推铲与厢体间的摩擦力f推铲为
f推铲 = μG推铲 = 0.1×3000 = 300N
式中：μ—推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。
推铲的惯性加速度
推铲伸出时的惯性力FI4为
FI4 =（m推铲+m垃圾）aI4
=（300+3000）×0.2 = 660N
则推铲伸出时，作用在活塞上的合力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的力的平衡方程为

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

图4.13 推铲缸活塞伸出时的受力分析 图4.14 推铲缸活塞伸出时的工况分析
2．推铲缩回时，受力分析如图 4.15—4.16
推铲与厢体间的摩擦力f推铲’ 为
f推铲’ = μG推铲 = 0.1×3000 = 300N
式中：μ—推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。
推铲伸出时的惯性力FI4’ 为
FI4’ = m推铲aI4 = 300×0.2 = 60N

则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F4为
F4’ = f推铲’+ FI4’ = 300+60 = 360N
由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程为

取回油压力P2 = 0， 则 ，所以可得下式

当液压缸的工作压力P>7MPa时，活塞杆直径d=0.7D。
因此，可得D=7.9mm。比较活塞伸出和缩回两者情况，取较大者D=30.6mm，选取标准液压缸：UY系列液压缸 （天津优瑞纳斯油缸有限公司生产）UY—40/28，具体参数见表4.1。

图4.15 推铲缸活塞缩回时的受力分析 图4.16 推铲缸活塞缩回时的受力分析

5 液压缸的负载循环图和运动循环图

图5.1 滑板缸的负载循环图和运动循环图

图5.2 刮板缸的负载循环图和运动循环图

图5.3 举升缸的负载循环图和运动循环图

图5.4 推铲缸的负载循环图和运动循环图
6 液压泵的选用
在设计液压系统时，应根据液压系统设备的工作情况和其所需要的压力、流量和工作稳定性等来拟定泵的类型和具体规格。泵的流量由执行机构的最大流量决定，即
（6.1）
式中：Vmax—活塞最大速度 （m/s）；
qmax—液压缸的最大流量 (L/min)；
Amax—最大有效面积 (m3)；
ηv—容积效率（当选用弹性体密封圈时，ηv≈1）。
由于所有的液压缸均采用UY—40/28，则液压缸的最大面积为

因此，由式（6.1）得

式中：q举升—举升缸的流量(L/min)。
液压泵的供应流量为

式中：K—泄漏系数，K=1.2。
由参考文献[7，表2.135]， 选用JB系列径向柱塞泵。参数见表6.1
表6.1 1JB—30液压泵的性能参数
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 电动机的选择
根据工况，电动机的额定功率Pe>Pz，且电动机额定转速与泵的额定转速必须配合。
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—液压泵所需要的输入功率（kW）。
由参考文献[1，附表40-1]， 选用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 液压辅件的选择
8.1 液压油
N46普通液压油 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)
连接方式
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
允许最大压力损失
MPa
连接方式
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
流量调节范围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
启动压力
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
普通气缸DNC-25-50，参数见表8.10。
表8.10 DNC-25-50普通气缸参数
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
普通两位三通电磁气阀 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 气源解决三联件
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气源解决三联件参数
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
小于调压的±1％
8.24 液压管路的选择
8.24.1 吸油管路的选择
查《机械设计手册4》可知，吸油管内液压油的流速v ≤ 0.5—2m/s 取2m/s
吸油管内的流量 q = 27.216L/min = 4.536×10-4m3/s
由于 ，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 压油和回流管路的选择
查《机械设计手册4》可知，压油管内液压油的流速v ≤ 2.5—6m/s 回流管内液压油的流速v ≤ 1.5—3m/s 由于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取。
1．推铲缸压油管路的选择
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．举升缸压油管路的选择
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. 滑板缸压油管路的选择
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. 刮板缸压油管路的选择
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 油箱的设计
油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀固体杂质等作用。按照油箱液面与大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱应用最广，油箱内的液面与大气相通，结构简朴，不用考虑油箱充气压力等问题，故本系统采用开式油箱。油箱中应安装相应的辅件，如热互换器、空气滤清器、过滤器以及液位计等。9.1 油箱的有效容积的计算
在初步设计时，油箱的有效容量可按公式（9.1）进行计算。
V=mqp (9.1)
式中：V—油箱的有效容量（L）；
qp—液压泵的流量 （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 油箱体积的拟定
根据现场实际情况，油液一般装满油箱的80%，采用六面体油箱，并且长、宽以及高的比例为1：1：1。
即
式中：V—油箱的有效容量（m3）；
V实际—油箱的实际体积（m3）。
所以
所以，
为提高其散热能力，适当增大油箱容积，圆整后，取长=宽=高=520mm
因此，油箱的尺寸为：520×520×520（mm3）

10 液压阀台的设计
10.1 阀块结构的选择
阀块的材料一般为铸铁或铸钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合多用锻钢，本系统中的阀块采用铸铁材料。
根据本系统液压阀件的数量和安装位置规定，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 阀块结构尺寸的拟定
阀块是液压系统的重要部件，阀座是其主体，由于阀座是各类阀的安装体，所以其加工精度规定很高。由于座体上要加工各类阀口以及联接孔口，故设计时则必须考虑到加工时各孔口不得有位置上的冲突，同时应相通的孔口必须保证相通，不相通的孔口绝对不可相通，且相临的孔口之间应有一定的距离。一般在中低压力下，为保证孔壁强度，相临的不相通的孔口间最小壁厚不得小于5毫米，否则孔壁就有也许在压力冲击下崩溃，使压力油进入