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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流履带式挖掘机工作装置液压系统及斗杆缸设计.精品文档.本科毕业论文（设计）论文（设计）题目：履带式挖掘机工作装置液压系统及斗杆缸设计学 院：机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化班 级：机自 学 号： 学生姓名： 指导教师： 本科毕业论文（设计）诚信责任书本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文（设计），是在导师的指导下独立进行研究所完成。毕业论文（设计）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。特此声明。论文（设计）作者签名： 日 期： 目 录 摘要IAbstractII前言III0.1 履带式挖掘机设计的目的和意义
2、III0.2 国内外挖掘机发展的现状和趋势III0.2.1国外发展现状和趋势III0.2.2 国内发展现状及趋势III0.3 挖掘机液压系统研究的重要性IV0.4 设计内容IV第一章 液压系统的设计方案的分析及确定液压系统11.1液压系统方案一的设计及分析11.1.1液压系统总体方案分析11.1.2液压系统各油路的分析21.1.3操作系统51.2方案二的设计和分析61.3确定液压系统6第二章 液压系统的计算82.1液压系统所需要的数据82.2根据已知条件对所设计的液压系统进行计算92.2.1对系统的压力进行初选92.2.2对液压缸尺寸进行计算92.3泵的选择192.4发动机的计算和选择21第三
3、章 液压元件的选型233.1液压油缸的选型233.1.1斗杆油缸的选型233.1.2动臂油缸的选型233.1.3铲斗油缸的选型233.2主油路及各支路安全阀选型243.2.1主油路安全阀的选型243.2.2各个之路安全阀的选型253.3各支路安全阀选型263.3.1斗杆油路平衡阀选型273.3.2动臂油路平衡阀选型273.3.3铲斗油路平衡阀选型273.3.4回转油路平衡阀选型273.4多路阀的选型283.5手动先导阀选型283.6油管的选型293.7过滤器的选型303.8油箱的选型30第四章 液压系统性能的验算324.1压力损失的计算324.2冷却器的选型334.2.1 系统温升计算334.
4、2.2冷却器的选择35第五章 斗杆缸结构参数的计算375.1缸筒壁厚的计算375.2 液压缸油口直径的计算385.3缸底厚度的计算395.4 缸盖厚度计算405.5 缸盖螺钉联接强度计算和校核415.6 活塞组件的计算435.6.1活塞的宽度计算435.6.2 活塞杆强度计算及稳定性校核435.6.3 液压缸（活塞杆）稳定性校核445.7 最小导向长度计算455.8 耳环的联接计算46结论48参考文献49致谢50履带式挖掘机工作装置液压系统及斗杆缸设计摘要挖掘机是目前使用最为广泛的全液压式工程机械之一，挖掘机试用于多种类和多环境作业，其作业包括：挖掘、起重、装载、抓取、钻孔及破碎等工作，实现这
5、些功能主要靠完整并且可靠的液压系统支撑。挖掘机液压系统包括：行走装置液压系统和工作装置液压系统。履带式工程机械的行走装置采用液压控制，因此，在设计过程中此部分液压系统的设计相对比较复杂，但由于本设计为中型液压挖掘机，因此液压结构比传统的机械结构更为紧凑。工作装置采用单缸作业，并且液压缸中的斗杆缸作为非标准件进行设计。对此设计，为今后的工作过程打下设计基础，也为我们进行液压系统及元件设计生产做好铺垫。关键字：挖掘机，液压系统，斗杆缸，工作装置，设计计算AbstractExcavator is one of the most widely used full hydraulic engineeri
6、ng machinery , excavator suits in multiple species and multiple working environment, its work includes: mining, heavy, loading, grab, drilling and breaking work and so on, to realize these functions mainly depends on the complete and reliable support by hydraulic system.Hydraulic system of excavator
7、 includes: hydraulic system of walking device and hydraulic system of working device.Walking device of crawler type engineering machinery is controlled by hydraulic pressure. Therefore, in the design process ,the design of the hydraulic system is relatively complicated, but due to this design is med
8、ium-sized hydraulic excavator, so hydraulic structure are more compact than the traditional mechanical structure .The equipment uses the single cylinder operation, and the hydraulic cylinder of the bucket rod cylinder is designed as non standard parts .This design,lays the foundation for the future
9、work process , also pave the way for our hydraulic system and component design and production .Keywords: excavator, hydraulic system, bucket cylinder, working device,calculating design.前言0.1 履带式挖掘机设计的目的和意义让自己从不同的方面思考问题。通过对挖掘机的研究，不仅从专业知识角度进行了分析和处理，同时还要结合实际情况，从功能出发看事物本质，通过要完成什么样的任务和功能，从而确定设计的任务，来完成设计满
10、足设计要求。深化了机械传动控制的知识。众所周知，在确定的该设计任务初始，就要求我们对所设计的任务有所认识。其次，还需要想到能用哪些方式来完成这些任务。在网络以及图书馆的其他书目的浏览和研究过程中，先进的观念，以及相关机械传动知识的文章，让我不得不翻阅基础知识来读懂这些并加以应用。毕业设计同时也是课堂和生活的结合。之前所学习的只是浅显的、分散的知识，例如液压控制，缸体等，现在通过对挖掘机的设计，将这些知识结合起来，统一在一起进行汇总，综合利用。在完成社会生产实践的同时，也是对日后进入企业进行设计工作的锻炼。 0.2 国内外挖掘机发展的现状和趋势0.2.1国外发展现状和趋势早在1980年，国外的大
11、型挖掘机就已经投入到使用当中。目前，国外已经生产出了斗容量达到一百多立方的挖掘机。而现在，国外挖掘机的发展方向更是多样化，产品的性能更加全面，使用的寿命更长，挖掘机的操作系统更加简洁，而且，操作系统更是向着全液压式发展，并且加入了更多的新技术。操作也越来越简单，更多的减少了操作师傅的误操作。0.2.2 国内发展现状及趋势国内的挖掘机发展比较晚，而且最初的生产是仿制国外的挖掘机，当时的挖掘机性能差，质量更是和国外的有差距。尤其是在主要技术即液压系统方面，更是和国外的水平更是有很大的差距，在很多方面都有很大的提升空间。这也是国产挖掘机的市场占有率远低于国外挖掘机的市场占有率的原因。在挖掘机液压系统
12、方面需要很大程度的提高，来适应世界的挖掘机液压系统水平，在很多技术方面要做到创新。0.3 挖掘机液压系统研究的重要性液压系统作为挖掘机的重要组成部分，有待于创新，长信能够大大提高挖掘机性能。进口挖掘机的市场占有率远高于国产挖掘机，想要提高国产挖掘机的市场占有率，就要对挖掘机的液压系统进行改进，提高其性能。液压系统的性能的提高不是一蹴而就的，要需要不断的创新改革来达到液压系统提高的目的，在提高的过程中，我们也要通过对国外先进液压系统的研究学习，把国外先进液压系统中优越的部分运用到自己的系统中，在原有的基础上进行创新，以便更快更好的提高锅铲挖掘机的性能。使国产挖掘机更加实用，性能更加强大。0.4
13、设计内容本次设计题目为履带式挖掘机工作装置液压系统及斗杆缸设计，设计内容包括：1、拟定液压系统工作原理，包括工作上装置和转向装置液压系统。2、对液压系统参数的确定和计算校核，包括工作装置液压泵和马达参数，工作装置斗杆缸参数及计算。3、液压元件的选择和计算，包括标准件的选择和非标准件的确定。4、液压系统压力损失和温升计算。5、非标件斗杆缸的设计和计算。综合自己在大学四年所学的知识、互联网络、图书馆参开资料和结合实际生活中的履带式挖掘机参数进行设计计算。第一章 液压系统的设计方案的分析及确定液压系统1.1液压系统方案一的设计及分析1.1.1液压系统总体方案分析方案一的设计采用的是双泵全功率变量系统
14、，系统如图1所示：图1.1 液压系统图液压系统是由双泵变量系统提供动力，三位六通液控多路阀、液压缸、回转马达、手动式减压先导阀控制系统组成的液压系统。液压系统的设计采用并联的方式，理论上能实现任意两个动作的的复合动作。根据实际情况油路的供油通过手动摇杆来控制，所以连接在同一个主油路上的两个动作不能出现复合动作。如斗杆与动臂因为在同一个主油路上又同时由一个手动摇杆控制，就不会出现复合动作。将同一个油路上的两个动作由同一个手动摇杆控制，既能减少操作人员的误操作，又能对系统进行保护，防止只有一个发动机工作的情况出现。图1.2主泵主泵为斜轴式轴向柱塞泵如图1.2所示，它既能将发动机功率发挥到极致，又不
15、会使发动机过载，它能随负载变化而自动改变液压泵的流量，使发动机经常接近于其设计功率工作。同时，主油路上也设计了安全阀11.1与11.2，防止主油路压力过大，对系统进行保护。当主油路上的压力大于工作所需要的压力时安全阀11.1与11.2就会打开，油就会通过安全阀流回回油路。1.1.2液压系统各油路的分析（1）斗杆缸回路图1.3斗杆油缸油路斗杆缸2单独工作时，通过液控换向阀换向达到工作要求，当斗杆伸出时，控制手动摇杆减压阀向右，是三位六通阀向右滑动，是换向阀居于左侧工作，主油路的油通过换向阀进入无杆腔，从而达到斗杆伸出，油路的油再通过平衡阀回到油路。当斗杆缸伸出时，由于铲斗内物体和铲斗支撑杆的重量
16、形成了自重产生的势能，邮路上会出现瞬间的真空，这是平衡阀10.3会瞬间断开是油路中的又不能回到主油路中，会使斗杆缸处在当前所处的位置，不会因为铲斗和铲斗中的物体的自重问题对斗杆缸产生影响，从而达到平衡的效果。当斗杆缸缩回时，手动摇杆减压阀向左，是三位六通换向阀向左移动，使换向阀居于右侧工作，主油路的油通过平衡阀进入有杆腔，再通过无杆腔回到回油路，使有杆腔回缩，达到卸载物体的目的。同时对两条油路设计了安全阀，防止压力过大，对机器进行损伤，使液压系统安全工作。（2）动臂缸图1.4动臂油缸油路动臂缸3单独工作时，通过液控换向阀换向达到工作要求，当动臂缸伸出时，控制手动摇杆减压阀向上，是三位六通阀向右
17、滑动，是换向阀居于左侧工作，主油路的油通过换向阀进入平衡阀，再通过平衡阀进入无杆腔，从而达到动臂缸伸出，油路的油再通过有杆缸回到油路。当动臂缸缩回时，手动摇杆减压阀向下，使三位六通换向阀向左移动，使换向阀居于右侧工作，主油路的的油计入有杆腔，再通过无杆腔进入安全阀，再通过换向阀回到油路。当动臂缸缩回时，由于铲斗内物体和铲斗支撑杆的重量和斗杆重量的自重产生的势能，会阻碍动臂缸的回缩，这是平衡阀10.2会瞬间断开是油路中的又不能回到主油路中，会使动臂缸处在当前位置，阻碍油路当中的油回到回油路，这样不会因为铲斗支撑杆的重量和铲斗中的物体的自重问题对动臂缸产生影响，从而达到平衡的效果。同时对两条油路设
18、计了安全阀，防止压力过大，对机器进行损伤，使液压系统安全工作。（3）铲斗缸图1.5铲斗油缸油路铲斗缸4单独工作时，通过液控换向阀换向达到工作要求，当铲斗缸伸出时，控制手动摇杆减压阀向上，是三位六通阀向右滑动，是换向阀居于左侧工作，主油路的油通过换向阀进入无杆腔，从而达到铲斗缸伸出，油路的油再通过平衡阀回到油路。当铲斗缸伸出时，由于铲斗内物体和铲斗支撑杆的重量形成了自重产生的势能，邮路上会出现瞬间的真空，这是平衡阀10.1会瞬间断开是油路中的又不能回到主油路中，会使斗杆缸处在当前所处的位置，不会因为铲斗和铲斗中的物体的自重问题对斗杆缸产生影响，从而达到平衡的效果。当铲斗卸载物体时，手动摇杆减压阀
19、向下，是三位六通换向阀向左移动，使换向阀居于右侧工作，主油路的油通过平衡阀进入有杆腔，再通过无杆腔回到回油路，使有杆腔收回动作，达到卸载物体的目的。同时对两条油路设计了安全阀，防止压力过大，对机器进行损伤，使液压系统安全工作。（4）旋转马达图1.6旋转马达油路旋转马达5单独工作时，也是通过手动摇杆控制换向阀的左右移动，达到驾驶室的左右转动，油路上设有安全阀7.1与7.2，防止油路压力过大，对油路产生损伤。同时还有安全阀9.1与9.2，防止转动过程中由于油路中突然出现真空而使控制室旋转角度过大，从而要使控制人员的再次旋转而设计的。1.1.3操作系统图1.7操作系统操作系统使用的是四向操作杆控制的
20、系统，这种系统方便操作人员的操作，也相应的减少了操作人员的误操作，并且有单独的冷却器和过滤器，也有单独的泵对系统供油。1.2方案二的设计和分析图1.8液压系统方案二方案二的液压系统如图1.8所示，该系统选用的是双泵双回路定量系统，两组多路阀相对独立工作，而且，两个主油路上的系统使用的是串联方式，斗杆缸与动臂缸串联在同一个主油路上，铲斗缸与回转马达串联在同一个主油路上。挖掘机操作上能实现多种符合动作，挖掘机的动作靠手动操作手柄来完成，通过对手柄的控制，达到换向阀移动的目的。系统对主油路和操作油路设计了安全阀，以便保护油路的正常运行，同时，也对油缸油路和回转马达油路设计了安全阀，达到保护各种动作正
21、常完成的目的。各个操作回路当中也设计了过载保护，防止铲斗和回转不能准确的停在所要求的位置。1.3确定液压系统经过对两个系统的对比，以便确定最终的液压系统。这两个液压系统优、缺点分明。方案一采用的是双泵变量系统，泵的输出流量可以根据系统所需要的压力进行调节，不会出现压力不足和输出的浪费。而方案二采用的是双泵定量系统，泵的输出功率就是额定功率，不会因为系统而改变。这样会使操作过程中出现泵的输出功率不足或过大，导致出现操作失误。方案一的执行回路采用的是并联方式，相互之间没有影响，不会因为一个油路出现问题而导致另外一个动作不能进行。方案二的执行回路采用的是串联方式，如果一个油路出现问题，必然导致另外一
22、个动作不能进行。方案一的操作系统明显比方案二的更加简单方便，这样就减少了操作人员的误操作的出现。综上所述，方案一的液压系统好于方案二的液压系统，所以选择方案一为本次设计的液压系统。第二章 液压系统的计算2.1液压系统所需要的数据根据老师所给的任务书以及数据表对数据进行分析，找出所需要的数据进行汇总，得到表2.1及表2.2，表2.1中型挖掘机运动参数表挖掘机运动参数（中型）挖掘作业运动距离（m）时间（s）速度（m/s）动臂油缸伸出0.582.990.194缩回0.583.370.172斗杆油缸伸出0.685.220.130缩回0.683.840.177铲斗油缸伸出0.882.250.391缩回0
23、.883.590.245装载作业运动距离（m）时间（s）速度（m/s）动臂油缸伸出0.584.930.117缩回0.583.590.162斗杆油缸伸出0.684.250.160缩回0.683.990.170铲斗油缸伸出0.882.520.349缩回0.881.590.553回转角度（rad）回转时间（s）回转速度（rad/min）回转马达左回转519.215.63右回转518.815.96表2.2挖掘机的设计参数动臂最大提升力（KN）170斗杆最大挖掘力（KN）140铲斗最大挖掘力（KN）110转台最大扭矩（KNm）19.6转台最大转速（rmp）12.42.2根据已知条件对所设计的液压系统进行
24、计算2.2.1对系统的压力进行初选系统工作压力的高低是可以通过设备类型、载荷大小、结构要求和技术水平的改变而变化的。系统工作压力高有很多优点，如：省材料，结构紧凑，重量轻，所以是其发展方向，但要注意治漏、噪声控制和可靠性问题的妥善处理，具体选择根据参考文献1P17-30表17-2-11，如表2.3所示：表2.3各类设备常用工作压力设备类型压力范围/MPa压力等级说明油压机、冶金机械、挖掘机、重型机械2131.5高压空间有限、响应速度高、大功率下降低成本2.2.2对液压缸尺寸进行计算对动臂缸的设计（1）动臂缸的尺寸计算由于本次针对中型挖掘机的液压系统进行设计，根据表2.3初选液压系统的工作压力，
25、取。根据参考文献2P156的公式7-12； (2-1)式2-1中： 液压缸的工作腔压力， 液压缸的回油腔压力，。其具体数值根据系统回路的实际情况而决定，根据参考文献2P157表7-3如表2.4所示取值。本次设计选取值为1MPa。 液压缸无杆腔的有效面积， 液压缸有杆腔的有效面积， 液压缸的最大外负载， 液压缸的机械效率，一般取0.90.97，本次设计取其值为0.95，表2.4 背压经验数据回路特点背压回路上设有节流阀0.20.5回油路上有背压阀或调速阀0.51.5采用补油泵的闭式回路11.5 (2-2) （2-3）式2-2与2-3中：D液压缸无杆腔内径，m D液压缸有杆腔内径，mD值与d存在关
26、系，根据参考文献3P37-105表375-6如表2.5所示：表2.5按工作压力选取工作压力5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.70.7由于系统压力为31MPa7MPa,所以选择d/D=0.7联立式2-1,2-2与2-3得： （2-4）将数据代入式2-4得：=0.0865（m）=86.5（mm）d=0.7D=0.786.5=60.55（mm）通过计算得到了d与D的值，根据国家标准对两个直径进行圆整，圆整根据参考资料1P17-272表17-6-16。圆整后D=90mm,d=60mm。由于开始计算时系统的压力是初选压力，得到液压缸参数后，还要对系统压力进行反推计算，将D值代入式2
27、-2得：将d值代入式2-3的：将与的值代入式2-1中：通过计算我们得到了动臂液压缸的最大压力为28.7MPa。（2）对动臂缸的流量进行计算 (2-5)式2-5中：Q液压缸流量； A液压缸有效工作面积； V活塞相对缸体的相对速度；m/s挖掘机有两种不同的工作状态，分为挖掘作业和装载作业，在这两种工作状态下液压缸的伸出和缩回所用的时间不同，我们要对两种不同的工作状态进行计算，以便找出流量的最大值。不论挖掘机用于挖掘作业还是装载作业，动臂缸有伸出和缩回的两种不同状态，这两种状态下的流量也不相同，所以要对两种不同的状态进行计算。挖掘机用于挖掘作业时：当液压缸活塞杆处于伸出状态时，由表2.1可以得出，动
28、臂缸的伸出速度，将速度值代入式2-5中：当液压缸活塞杆处于回缩状态时，由表2.1可以得出动臂缸的回缩速度，将数据代入式2-5中：挖掘机用于装载作业时：当液压缸活塞杆处于伸出状态时，由表2.1可以得出，动臂缸的伸出速度，将速度值代入式2-5中：当液压缸活塞杆处于回缩状态时，由表2.1可以得出动臂缸的回缩速度，将数据代入式2-5中：通过计算可以得出两种不同工作状态，液压缸伸出与缩回所需要的流量，由于液压系统要满足流量的最大值，通过比较我们可知道。通过对动臂缸的挖掘作业与装在作业计算，可以确定动臂液压缸的基本结构尺寸，内径、，实现最大挖掘力所需要的系统压力为，系统工作所需要的最大流量，。对斗杆缸的设
29、计（1）斗杆缸的尺寸计算根据表2-3初选液压系统的工作压力，取=31MPa，根据表1-4选取系统被压，取=1MPa斗杆的最大挖掘力为140KN。将数据代入式2-5中：根据国家标准，对斗杆缸内径进行圆整，圆整根据参考资料1P17-272表17-6-16。圆整后得到液压缸内径D=80mm、d=56mm。由于液压系统的压力的值是初选的值，为31MPa，所以要对液压缸的初选值进行反推验算，以便确定液压缸所需要的最大压力。将D=80mm代入式2-2中：将d=56mm代入式2-3中：将与的值代入式2-1中：=29.8（MPa）通过对斗杆缸尺寸的计算我们得到了动臂缸的最高压力为29.8MPa。（2）对斗杆缸
30、的流量进行计算 要计算斗杆缸的流量要将所需要的数据代入式2-5中： 挖掘机有两种不同的工作状态，分为挖掘作业和装载作业，在这两种工作状态下液压缸的伸出和缩回所用的时间不同，我们要对两种不同的工作状态进行计算，以便找出流量的最大值。不论挖掘机用于挖掘作业还是装载作业，斗杆缸有伸出和缩回的两种不同状态，这两种状态下的流量也不相同，所以要对两种不同的状态进行计算。挖掘机用于挖掘作业时：当液压缸活塞杆处于伸出状态时，由表2.1可以得出，斗杆油缸的伸出速度，将速度值代入式2-5中：=39（L/min）当液压缸活塞杆处于回缩状态时，由表2.1可以得出斗杆油缸的回缩速度，将数据代入式2-5中：=27.2（L
31、/min）挖掘机用于装载作业时：当液压缸活塞杆处于伸出状态时，由表2.1可以得出，斗杆油缸的伸出速度，将速度值代入式2-5中： =48.23（L/min）当液压缸活塞杆处于回缩状态时，由表2.1可以得出斗杆油缸的回缩速度，将数据代入式2-5中： =26.13（L/min）通过计算可以得出两种不同工作状态，液压缸伸出与缩回所需要的流量，由于液压系统要满足流量的最大值，通过比较我们可知道。通过对斗杆油缸的挖掘作业与装在作业计算，可以确定斗杆液压缸的基本结构尺寸，内径D=80mm、d=56mm，实现最大挖掘力所需要的系统压力为，系统工作所需要的最大流量，。对铲斗缸的设计（1）铲斗缸的尺寸计算根据表2
32、.3初选液压系统的工作压力，取=31MPa，根据表2.4选取系统被压，取=1MPa铲斗的最大挖掘力为110KN。将数据代入式2-5中：根据国家标准，对铲斗缸内径进行圆整，圆整根据参考资料 1P17-272表17-6-16。圆整后得到液压缸内径D=80mm、d=56mm。由于液压系统的压力的值是初选的值，为31MPa，所以要对液压缸的初选值进行反推验算，以便确定液压缸所需要的最大压力。将D=80mm代入式2-2中：将d=56mm代入式2-3中：将与的值代入式2-1中：=23.6（MPa）通过对铲杆缸尺寸的计算我们得到了铲斗缸的最高压力为23.6MPa。（2）对铲斗缸的流量进行计算要计算铲斗缸的流
33、量要将所需要的数据代入式2-5中： 挖掘机有两种不同的工作状态，分为挖掘作业和装载作业，在这两种工作状态下液压缸的伸出和缩回所用的时间不同，我们要对两种不同的工作状态进行计算，以便找出流量的最大值。不论挖掘机用于挖掘作业还是装载作业，铲斗油缸有伸出和缩回的两种不同状态，这两种状态下的流量也不相同，所以要对两种不同的状态进行计算。挖掘机用于挖掘作业时：当液压缸活塞杆处于伸出状态时，由表2.1可以得出，铲斗油缸的伸出速度，将速度值代入式2-5中：当液压缸活塞杆处于回缩状态时，由表2.1可以得出铲斗的回缩速度，将数据代入式2-5中：挖掘机用于装载作业时：当液压缸活塞杆处于伸出状态时，由表2.1可以得
34、出，铲斗的伸出速度，将速度值代入式2-5中：当液压缸活塞杆处于回缩状态时，由表2.1可以得出铲斗的回缩速度，将数据代入式2-5中：通过计算可以得出两种不同工作状态，液压缸伸出与缩回所需要的流量，由于液压系统要满足流量的最大值，通过比较我们可知道。通过对铲斗油缸的挖掘作业与装在作业计算，可以确定铲斗液压缸的基本结构尺寸，内径D=80mm、d=56mm，实现最大挖掘力所需要的系统压力为，系统工作所需要的最大流量，。对液压马达的计算（1）对液压马达的排量进行计算：通过查阅资料我们得到了液压马达排量计算公式根据参照文献1P37-105计算公式： （2-6）式中：q液压马达的排量，m3/r T液压马达的
35、载荷转矩，Nm 液压马达的进出口压差，Pa，其中P1为系统初选压力为30MPa，P2为系统背压为1MPa。根据表2.2，得到了转台的最大扭矩为19.6KNm,将数据带入式2-6得：=4.1（L/r）（2）计算液压马达的流量：通过查阅资料我们得到了液压马达的流量计算公式根据参考文献1P37-105计算式37.5-20： （2-7）式中：Q液压马达流量，m3/s q液压马达的排量，m3/r 液压马达的转速，r/s根据表1-2，得到转台的最大转速为12.4rmp，将数据带入式2-7得： =m3/min =50.84（L/min）经过对液压马达的计算，可以确定回转回路的最大流量为50.84L/min，
36、液压马达的最大排量为4.1L/r。根据前面计算得到液压马达的排量和流量将液压马达进行标准化，参照参考文献1P17-228表17-5-82能够得出，液压马达选型为DMQ-4000/20型径向柱塞马达，排量为4231mL/r，压力为20MPa，最大转矩为12500Nm，转速为3150r/min它的特点是等接触应力，低速大扭矩液压马达。通过对液压油缸和液压马达的计算，得到了相关的数据，对数据进行汇总得到下表，表2.6：表2.6液压系统各回路的最大压力和最大流量执行元件系统最大压力MPa最大流量L/min动臂油缸28.774斗杆油缸29.848.23铲斗油缸23.6117.9液压马达2050.842.
37、3泵的选择液压系统的工作压力既已选定，即选定了液压泵的形式。液压泵的规格根据液压系统所需要的流量来确定。液压泵的确定根据液压系统所需要的流量来确定其规格。液压泵确定以后就可以及计算发动机的功率，发动机来带动液压泵。为了充分利用系统液压功率，尤其是大、中型挖掘机，将液压泵的额定压力高于系统工作压力的25%部分作为液压泵一定的压力储备。计算液压泵流量根据参考资料4P75式6-7可知液压泵的流量计算公式： （2-8）式1-8中： 液压泵的流量，/s； K系统渗漏系数，一般取1.11.3； 同时动作的并联液压缸（或液压马达）最大流量的总和，/s； 根据前面的计算，已经对各回路最大流量的数据进行了汇总，
38、通过表2.6可以知道系统所需要的最大流量为117.9L/min，将所得数据代入式2-8中： =141.6（L/min）计算液压泵的输入功率根据参考资料4可以知道液压泵的实际功率，液压泵的实际功率计算公式如P76式6-8所示： （2-9）式中：液压泵实际输入功率，KW； 液压泵的流量，； 液压泵出口油压力，Pa； 液压泵的总效率，柱塞泵取0.850.9，齿轮泵取0.750.85。本次设计取值为0.9。 系统压力损失，取其值为1MPa。 液压系统最大压力，通过表2.6，可以知道液压系统最大压力为29.8MPa。所以为30.8MPa。 =80.76（KW）本次是双变量泵系统为设计的液压系统，所以在泵
39、的选择时与各支路都有关徐，要以液压系统各支路的最大压力和最大流量未选择泵的要求。本次的液压系统设计为并联系统，所以要找到并联在一起的两条支路的最大压力和最大流量。通过原理图可以看出斗杆油缸和动臂油缸在一条主油路上、铲斗油缸和回转马达在同一条主油路上。由表1-6可以知道液压系统最高压力为29.8MPa，最大流量为117.9L/min，功率为80.76KW。根据参考资料1P17-188199,对液压泵进行选型，对于泵的选型要根据其流量与压力，前面通过计算得到了液压泵的流量为141.6L/min，压力为29.8MPa，根据参考资料进行选型，型号如下表2.7所示：表2.7主油路液压泵型号型号排量/mL
40、压力/MPa转速/r质量/Kg驱动功率/KwA8V80803521209099（3）操作系统液压泵操作系统所需要的压力遥远小于主油路所需要的压力，操作系统所需要的压力只要在35MPa，通过参考资料1，选择压力小的液压泵，叶片泵满足压力小的条件，通过参考资料1P17-147，可以选择满足条件的叶片泵，型号如表2.8所示：表2.8操作系统液压泵型号型号排量/mL压力/MPa转速/r生产厂Y2.51006.39601450上海液压件厂本次液压系统设计确定操作系统液压泵排量为50mL，转速为1000r。通过液压泵排量和转速可以计算出液压泵流量。根据参考文献1P37-105计算式37.5-20即式2-7
41、得： =501000 =50（L/min）2.4发动机的计算和选择液压挖掘机均使用的是柴油机驱动，柴油机的功率一定能构充分满足主机工作过程中的动力要求。中小型挖掘机以反铲为基本装置，所以功率计算以反铲为依据，发动机功率根据系统方案确定，变量系统由于经常在满载甚至超载情况下工作，功率利用系数比较高，可达85%以上，为了和保证功率储备，增加液压泵和发动机的使用寿命，并考虑到辅助液压泵，操纵系统，冷却装置等辅助设备的动力消耗，发动机功率计算可参照参考文献4P76式6-10可取为： （2-10）式中： 发动机功率，KW； 液压泵的输入功率，KW。本次设计取，则根据式2-10可得：99=108.96（K
42、w） 据计算出得到的发动机功率可以对发动机进行选择，经查阅相关资料5可对液压系统发动进行选型型号为：日野J05E；型式：直喷，水冷四冲程，涡轮增压，内置中冷；发动机输出功率为：114KW，转速：2000r/min，燃油箱容积：370L。第三章 液压元件的选型3.1液压油缸的选型挖掘机属于工程机械，根据参考资料1P17-286可知，HSG型工程用液压缸是双作用单活塞杆缸，主要用于各种工程机械、起重机械及矿山机械的液压传动。3.1.1斗杆油缸的选型由前一章计算可知斗杆缸的外形尺寸，斗杆油缸系统的最大系统压力为29.8MPa，最大流量为48.23L/min，d/D的值为0.7，液压缸内径D=80mm
43、、d=56mm。根据表2.1可以知道行程为680mm，缸盖的连接方式选用法兰连接。根据参考资料P17-286可以对斗杆缸进行选型，型号为：HSGF-80/56H-4111680。3.1.2动臂油缸的选型由前一章计算可知动臂油缸的外形尺寸，动臂油缸系统的最大系统压力为28.7MPa，最大流量为74L/min，d/D的值为0.7，液压缸内径D=90mm,d=60mm。根据表2.1可以知道行程为580mm，缸盖的连接方式选用法兰连接。根据参考资料P17-286可以对斗杆缸进行选型，型号为：HSGF-90/60H-4111580。3.1.3铲斗油缸的选型由前一章计算可知铲斗油缸的外形尺寸，动臂油缸系统的最大系统压力为23.6MPa，最大流量为117.9L/min，d/D的值为0.7，液压缸内径D=80mm、d=56mm。根据表2.1可以知道行程为580mm，缸盖的连接方式选用法兰连接。根据参考资料P17-286可以对斗杆缸进行选型，型号为：HSGF-80/56H-4111880。3.2主油路及各支路安全阀选型通过第一章的计算，得到了各个主油路的数据。通过这些数据对主油路的安全阀进行选型。3.2.1主油路安全阀的选型（1）对主安全阀11.2进行选型因为斗杆油缸和动臂油缸处在同一个主油路上，所以要对安全阀11.2进行选