壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計

1緒論

1.1壓縮式垃圾車的背景介紹及研究意義

我國初期城市收集街道、物業(yè)社區(qū)等地方的垃圾重要是靠人工手推車和普通垃圾運

送車。此種垃圾運送方式存在一定弊端：一是手推車等落后的運送方式工作效率低又與

現(xiàn)代化城市極不相稱，二是在運送過程中易產(chǎn)生二次污染。因此，這種垃圾收運方式已

經(jīng)落后。

早在20世紀(jì)80年代中期，我國在引進(jìn)國外技術(shù)基礎(chǔ)上開發(fā)出后裝壓縮式垃圾車。

由于這種垃圾車較其他運送車輛具有垃圾壓縮比高、裝載量大、密閉運送、消除了垃圾

運送過程中的二次污染等優(yōu)勢，而得到快速發(fā)展，市場不斷擴大，種類和型號逐漸豐富,

成為現(xiàn)代城市垃圾收集、清運的重要的專業(yè)化運送與作業(yè)車輛。

壓縮式垃圾車由密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)和操作系統(tǒng)組成。整車為全密封型，自行

壓縮、自行傾倒、壓縮過程中的污水所有進(jìn)入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運送過程

中的二次污染問題，關(guān)鍵部位采用優(yōu)質(zhì)的部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、安

全等優(yōu)點。

按照垃圾裝載機構(gòu)的設(shè)立部位，垃圾車可分為前裝式、側(cè)裝式和后裝式；按垃圾裝

載后的狀態(tài)，垃圾車又可分為壓縮式和非壓縮式兩種。后裝式壓縮垃圾車又稱為壓縮式

垃圾車，它是收集、中轉(zhuǎn)清運垃圾，避免二次污染的新型環(huán)衛(wèi)車輛，在國外使用最為廣

泛。運用后裝裝置與垃圾桶或垃圾斗對接，一起組合成流動垃圾中轉(zhuǎn)站，實現(xiàn)一車多用、

垃圾無污染以及收集清運「有效地防止了收集、運送過程中垃圾的散落、飛揚導(dǎo)致的污

染。提高勞動效率，減輕勞動強度，是一種新型抱負(fù)的環(huán)衛(wèi)專用車。壓縮式垃圾車借助

機、電、液聯(lián)合自動控制系統(tǒng)、PLC控制系統(tǒng)及手動操作系統(tǒng)。通過車廂、填裝器和推

板的專用裝置，實現(xiàn)垃圾倒入、壓碎或壓扁、強力裝填，把垃圾擠入車廂并壓實以及垃

圾推卸的工作過程。壓縮式垃圾車?yán)占绞胶啽恪⒏咝?；壓縮比高、裝載量大；壓

縮式垃圾車作業(yè)自動化；動力性、環(huán)保性好；壓縮式垃圾車上裝制作部分大部分采用沖

壓成型零部件，重量輕，整車運用效率高；具有自動反復(fù)壓縮以及蠕動壓縮功能；壓縮

式垃圾車?yán)鴫簩嵪薅?、垃圾收集、卸料裝車和垃圾站占地等方面均優(yōu)于其他類型垃圾

壓縮站成套設(shè)備。

目前國內(nèi)使用較多的是側(cè)裝非壓縮式垃圾車，但是，隨著垃圾中塑料、紙張等低比

重物含量的增長，非壓縮的裝載方式已顯得不經(jīng)濟，一些城市開始使用后裝壓縮式垃圾

車，并且已呈不斷上升趨勢，有關(guān)主管部門也將后裝壓縮式垃圾車列為此后城市垃圾車

發(fā)展的方向。

1.2國內(nèi)外研究狀況和研究成果

國內(nèi)后裝式壓縮垃圾車液壓系統(tǒng)的控制大多數(shù)采用手動和遙控器操作，存在勞動強

度大，工作效率底，性價比低，并且容易發(fā)生因誤操作而導(dǎo)致的垃圾車部件損壞和人身

事故等缺陷。隨著新技術(shù)的快速發(fā)展，我國已研發(fā)出由液壓系統(tǒng)及PLC控制系統(tǒng)控制

的壓縮式垃圾車，該系統(tǒng)由汽車取力器帶動的齒輪油泵為液壓動力源，進(jìn)料、卸料均采

用液壓控制，具有廂體密封性能好，不外漏垃圾和污水，沒有二次污染的特點。此壓縮

式垃圾車的設(shè)計有助于提高我國垃圾車的自動化水平。

國內(nèi)，幾乎所有的壓縮式垃圾車都是采用定型的載貨汽車底盤進(jìn)行改裝，如東風(fēng)牌、

解放牌底盤等。國外，超過90%的垃圾車也是使用傳統(tǒng)柴油引擎驅(qū)動的定型卡車底盤改

裝的。車廂設(shè)計為框架式鋼結(jié)構(gòu)，頂板和左右側(cè)板均用槽鋼型加強筋加強。采用液壓系

統(tǒng)助力的裝卸機構(gòu)，雙向循環(huán)壓縮。一般具有手動和自動兩個操作系統(tǒng)，并采用液壓鎖

定密封技術(shù)，保證操作安全和避免裝運垃圾過程中漏水。有的還裝有后監(jiān)視器，油門加

速器等。

此種壓縮式垃圾車通過液壓系統(tǒng)和操作控制系統(tǒng)來完畢整個垃圾的壓縮和裝卸過

程，其液壓系統(tǒng)及操作系統(tǒng)必然對垃圾車的安全性、可靠性和方便性帶來影響c因此，

改善和完善液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)是設(shè)計人員比較關(guān)心的問題。同時，采用PLC控制的

壓縮式垃圾車是目前我國垃圾車實現(xiàn)自動化控制的一個重要途徑。

在同類產(chǎn)品中，德國FAUN公司生產(chǎn)的壓縮式垃圾車采用雙向壓縮技術(shù)。卸料推板

推出后并不收回，而是依靠垃圾裝填過程中的推力將其壓回；同時在推板油缸上設(shè)一背

壓，這樣垃圾在開始裝填過程中就得到了初步壓縮。隨著垃圾的不斷裝入，垃圾逐漸地

高密度地、均勻地被壓實在車廂中直至裝滿車廂，這就解決了以前開發(fā)的垃圾車在壓縮

時中部壓得較實而前端垃圾較松散的問題。

后裝壓縮式垃圾車集自動裝填與壓縮、密封運送和自卸為一體，克服了擺臂式、側(cè)

裝式等型式的垃圾車容量小、可壓縮性差和容易產(chǎn)生飄、灑、撒、漏二次污染的缺陷，

自動化限度高，提高了垃圾運載能力，減少了運送成本，是收集、運送城市生活垃圾的

抱負(fù)工具，是垃圾車的發(fā)展趨勢。然而我國對于后裝壓縮式垃圾車的核心部件裝填機構(gòu)

的研究較少，產(chǎn)品設(shè)計重要是采用經(jīng)驗取值或測繪的方法，在很大限度上限制了產(chǎn)品整

體設(shè)計水平的提高。后裝壓縮式垃圾車結(jié)構(gòu)如圖1.1所示。

I、推板2、廂體3、填料器

圖1.1后裝壓縮式垃圾車

1.3壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)介紹

一般壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力設(shè)定為16MPao為保證系統(tǒng)工作可靠，增

長了單向節(jié)流閥和單作用平衡閥等安全控制裝置。部分閥塊可采用模塊化集成設(shè)計以簡

化連接管路。根據(jù)操縱形式不同可選擇手動控制或電動控制。后裝壓縮式垃圾車液壓原

理圖如圖1.2所示。

壓縮式垃圾車的裝填機構(gòu)工作原理：在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向

閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱

裝填斗的垃圾通過裝填機構(gòu)的掃刮，壓實并壓入車廂；當(dāng)壓向推板上的垃圾負(fù)荷達(dá)成預(yù)

定壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車席前部逐漸移動，使

垃圾被均勻地壓縮。舉升任采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升，推鏟缸采用單向節(jié)流

閥來進(jìn)行流量控制。

液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥（原理如圖1.3所示），是用在工

程機械中的普通多路換向閥的基礎(chǔ)上改善而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比，

具有耐顛簸、密封性好以及占地空間小等特點。并且，本電磁多路換向閥加大了中位的

卸荷通道，減少了系統(tǒng)的發(fā)熱。此外該液壓系統(tǒng)還具有以下特點：（a）為了避免油管意外

爆破的隱患，提高垃圾斗油缸設(shè)立了液壓鎖，提高了安全性；（b）舉升油缸加長了行程,

用來開關(guān)填料器與車箱體之間的鎖鉤，從而使得填料器在降卜之后被自動鎖緊；（c）為

了實現(xiàn)推板邊夾邊退的功能，運用液壓小孔節(jié)流原理，使推板油缸產(chǎn)生反向壓刀，而反

向壓力由滑板油路來控制，因此不影響推板油缸的自由進(jìn)退；（d）考慮到壓縮式垃圾車

工作的間歇性，減小了液壓油箱體積，常規(guī)油箱是油泵流量的10倍，本油箱減少了一

半，減少了其液壓油的用量。

操作控制系統(tǒng)是壓縮式垃圾車用來完畢垃圾的裝卸、壓縮以及收運的關(guān)鍵。系統(tǒng)中

采用壓力繼電器來檢測各個動作的位置，并控制動作的銜接。采用電動控制系統(tǒng)操作簡

樸，易于實現(xiàn)集成化設(shè)計，缺陷是電動控制操作采用的是電控氣動多路換向閥，價格較

高，需要防水。

刮板缸

推板缸

填料器舉升缸

順，序閥

LJL

■T

多路換向閥

圖1.2后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖

目前，壓縮式垃圾車重要合用于我國城鄉(xiāng)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運送。采用

PLC技術(shù)應(yīng)用于壓縮式垃圾車的改造，可有效實現(xiàn)整個垃圾裝卸過程的自動化，也是提

高工作效率、減少成木、減輕工人勞動強度和安全操作的有效途徑之一。大力發(fā)展壓縮

式垃圾車將是此后城市環(huán)境衛(wèi)生業(yè)的必然趨勢。

I-換向閥；2,3一溢流閥：4一單向閥；5-連接螺栓

圖1.3多路換向閥結(jié)構(gòu)原理圖

2液壓系統(tǒng)的重要設(shè)計參數(shù)

液壓缸的工況參數(shù)見表2.1

表2.1各液壓缸的工況參數(shù)

液壓缸名稱升降速度（mm/s）行程（mm）啟、制動時間（s）

滑板缸12010001

刮板缸12010001

舉升缸15012001

推鏟缸2002023

滑板重150kg

刮板重200kg

推鏟重300kg

可載垃圾質(zhì)量3000kg

廂體容積8m3

填料槽容積0.8m3

填料槽可裝垃圾質(zhì)量300kg

液壓系統(tǒng)工作壓力I6MPa

3制定系統(tǒng)方案和擬定液壓原理圖

3.1液壓系統(tǒng)的組成及設(shè)計規(guī)定

液壓傳動是借助于密封容器內(nèi)液體的加壓來傳遞能量或動力的。一個完整的液壓系

統(tǒng)由能源裝置、執(zhí)行裝置、控制調(diào)節(jié)裝置及輔助裝置四個部分組成。在本設(shè)計系統(tǒng)中，

采用液壓泵作為系統(tǒng)的能源裝置，將機械能轉(zhuǎn)化為液體壓力能；采用液壓缸作為執(zhí)行裝

置，將液體壓力能轉(zhuǎn)化為機械能。在它們之間通過管道以及附件進(jìn)行能量傳遞；通過各

種閥作為控制調(diào)節(jié)裝置進(jìn)行流量的大小和方向控制。

通常液壓系統(tǒng)的一般規(guī)定是：

1）保證工作部件所需要的動力；

2）實現(xiàn)工作部件所需要的運動，工作循環(huán)要保證運動的平穩(wěn)性和精確性；

3）規(guī)定傳動效率高，工作液體溫升低；

4）結(jié)構(gòu)簡樸緊湊，工作安全可靠，操作容易，維修方便等。

同時.，在滿足工作性能的前提下，應(yīng)力求簡樸、經(jīng)濟及滿足環(huán)保規(guī)定。

液壓油是液壓傳動系統(tǒng)中傳遞能量和信號的工作介質(zhì)，同時兼有?潤滑、沖洗污染物

質(zhì)、冷卻與防銹作用。液壓系統(tǒng)運轉(zhuǎn)的可靠性、準(zhǔn)確性和靈活性，在很大限度上取決于

工作介質(zhì)的選擇與使用是否合理。由于本系統(tǒng)是普通的傳動系統(tǒng)，對油液的規(guī)定不是很

高，因此選用普通礦物油型液壓油。

本液壓系統(tǒng)通過對負(fù)載力和流量的初步估算，初步定為中檔壓系統(tǒng)，即為P=16MPa0

3.2制定系統(tǒng)方案

在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的

旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機構(gòu)的掃刮,

壓實并壓入車廂；當(dāng)壓向推板上的垃圾負(fù)荷達(dá)成預(yù)定壓力時，由于推板缸存在有背壓，

液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。舉升缸采用單作用

平衡閥控制填塞器的舉升C推鏟缸采用單向節(jié)流閥來進(jìn)行流量控制。

液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥，是用在工程機械中的普通多路

換向閥的基礎(chǔ)上改善而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比，具有耐顛簸、密封性

好以及占地空間小等特點C

3.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖

通過上述對執(zhí)行機構(gòu)、基本回路的設(shè)計，將它們有機的結(jié)合起來，再加上一些輔助

元件，便構(gòu)成了設(shè)計的液壓原理圖。見圖3.1

-i=n有寸土端onm

nMLT

圖3.1液壓系統(tǒng)原理圖

此外，由于系統(tǒng)有很多電磁鐵的使用，電磁鐵工作順序表如下表3.1。

表3.1電磁鐵順序動作表

DTIDT2DT3DT4DT5DT6DT7DT8DT9DTIO

滑板缸升起+

刮板抬起+

滑板落下+

刮板收緊+

滑板刮板急停++

填塞器舉起+

填塞器復(fù)位+

推卸垃圾

+

推鏟復(fù)位+

4液壓缸的受力分析及選擇

4.1滑板缸的受力分析及選擇

1.活塞伸出時，受力分析如圖4.1—4.2

總重力Gi=G利+G滑=（m刮+m滑）g=（200+150）x10=35OON

式中:G用一刮板的重力（N）；

G^一滑板的重力（N）。

滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力。

fi=pGicos45=0.1x3500xcos45=247.5N

式中：fi一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）；

H一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取以二0.1）。

活塞慣性加速度卬=21二乜二2=0.2%2

活塞伸出時的慣性力Fu

Fn=（m利+m滑）an=（200+150）x0.12=42N

則活塞伸出時，作用在活塞上的合力B為

Fi=Gisin45'+fi+Fn=35()()xsin45'+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為

/、JInJI

F|=(PA-P2A2)00

式中：n,“一液壓缸的機械效率(由文獻(xiàn)[1,表37.7—6],取n,n=o.9)。

取回油壓力P2=(),則F1二P|三02n

114

______|__4><2764

所以，D=I———=]------2-----=1\.\mm

尸\16X106X^-X0.9

圖4.1滑板缸活塞伸出時的受力分析圖4.2滑板缸活塞伸出時的工況分析

2.活塞縮回時，受力分析如圖4.3—4.4

總重力Gi,=G刮+G滑+G坨=(m刮+m滑+m垃)g

=(200+150+300)x1()=65D0N

滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力為

fi=RGICOS45"=0.1x6500xcos45'=460N

活塞縮回時的慣性力為

Fn*=(m刮+m涉+m墳)an=(200+150+300)x0.12=78N

則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F「為

F「=G/sin45+Fn，-fi，=6500xsin45+78-460=4214N

由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為

耳=(P1A2-P2A1)

22

取回油壓力P2=0,則F；=P,^(D-J)nw,所以

當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7D,因此，可得D=19.1mm。

比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者D=19.1mm。選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓

缸(天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn))UY-40/28,具體參數(shù)見表4.1。

表4.1UY—40/28參數(shù)

缸徑桿徑推力拉力最大行程

(p40mm<p28mm20.IIKN10.26KN12023mm

4.2刮板缸的受力分析及選擇

1.活塞伸出時，受力分析如圖4.5—46

總重力G2=G創(chuàng)=mfil；g=2()0x1()=2023N

式中：G別一刮板的重力(N)o

滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f2

f2=「iG2cos45.=0.1x2023xcos45=141.4N

式中：f2一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）;

R一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取以=0.1）。

活塞慣性加速度a,2=寫包=竿二2=O12/2

活塞伸出時的慣性力F12為

F12=m?an=200x0.12=24N

則活塞伸出時，作用在活塞上的合力F2為

F2=G2sin45,+F12-f2=2023xsin45*+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為

F^C^A.-P.AP乜=田；。2一p/（Q2一小小“，

式中：\“一液壓缸的機械效率（由文獻(xiàn)[1,表37.7—6],取1”=0.9）。

取回油壓力P2=0

圖4.5刮板缸活塞伸出時的受力分析圖4.6刮板缸活塞伸出時的工況分析

2.活塞縮回時，受力分析如圖4.7—4.8

總重力G2=G刮+G垃=(m刮+m、)g=(200+300)x10=5000N

滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f2’為

f2=11G2cos45=0.1x5000xcos45=353.6N

活塞縮回時的慣性力F12,為

Fi2=(m刮+mtt)ai2=(200+300)x0.12=60N

垃圾與廂壁之間的摩擦力f垃圾為

F夕立坡二giG垃cos45=0.32x3000xcos451=678.8N

式中：用一垃圾與廂壁之間的摩擦因數(shù)(工程塑料與鋼，取用二0.32)。

則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F2’為

F2=G2sin45+F12+f2'+f垃圾’

=5000xsin45,+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為

222

F；二(R八2—P2Apqw=[P^(P-J)-P2^D叫“

取回油壓力P2=0

則F；=P《(Q2_42)所以，

4

VPFQ”

I.4628

=1V-16-x106-X-萬-x0-.9

二,2.05x10-4+/

當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7D。因此，可得D=20mm。

J

圖4.7刮板缸活塞縮回時的受力分析圖4.8刮板缸活塞縮回時的受力分析

比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者D=20mm。選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液

壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY—40/2B,具體參數(shù)見表4.1。

4.3舉升缸的受力分析及選擇

1.活塞伸出時，受力分析如圖4.9—4.10。

總重力Gs=G刮+G沿+2G刮u+2G沿趕+G廂板

式中：G刖一刮板的重力（N）；

G沿一滑板的重力（N）；

Gw一刮板缸的重力（N）；

G他一滑板缸的重力（N）。

由于刮板缸和滑板缸都選取的是UY—0/28,所以估算G碗=Gmi=102N

式中：G那板一填料器的廂板重（N）,估算G師板二4150N。

G3=G利+G沿+2G利2G制》+G昭板

=2023+1500+4x102+4150=8058N

滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f3為

f3=pG3cos75=0.1x8058xcos75=208.6N

式中：f3滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）；

以一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取以=0.1）。

活塞慣性加速度勺3=干@=更三=0.15%2

活塞伸出時的慣性力FI3為

F13=（m,wIm；ft44m缸［m加板）an

=（200+150+4x10.2+415）x0.15=120.87N

則活塞伸出時，作用在活塞上的合力R為

F?=G?sin75+F13+f3

=8058xsin75-+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為

FPAPA2

3=（,1-22）L,=邛；。2—用；（。2-d）］nm

式中：、”一液壓缸的機械效率（由文獻(xiàn)［1,表37.7—6］,取1"=0.9）。

2

取回油壓力P2=0,則F3=P,^DnMI

圖4.9舉升缸活塞伸出時的受力分析圖4.1。舉升缸活塞伸出時的工況分析

2.活塞縮回時，受力分析如圖4.11—4.12

總重力G3=G用+G沿+4G液壓缸+G相板

=2023+1500+4x102+4150=8058N

式中：G刮一刮板的重力（N）；

G滑一滑板的重力（N）；

G液壓缸一刮板缸和滑板缸的總重力（N）；

由于刮板缸和滑板缸都選取的是UY—0/28,所以估算G液壓?缸=102N

式中：G廂板一填料器的廂板重（N）。估算G配板=4150N

滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f；為

f3=tiG3cos75,=0.1x8058xcos75=208.6N

式中：f3‘一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）；

一滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取以=0.1）。

活塞縮回時的慣性力F6為

Fa'=（m瀏+m沿+4m缸+m廂板）an

=（200+150+4x10.2+415）x0.15=120.87N

則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F3’為

F3=Gssin75,+F13—f3

=8058xsin75+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為

,/、兀人）

F3=（P,A2-P2A,）

22

取回油壓力P2=o,則F3'=p,^（D-j）n,?所以，

當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7Do因此，可得D=25.8mm。

比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者D=25.8mm。選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓

缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY-40/28,具體參數(shù)見表4.1。

圖4.11舉升缸活塞縮回時的受力分析圖4.12舉升缸活塞縮回時的工況分析

4.4推鏟缸的受力分析及選擇

1.推鏟伸出時,受力分析如圖4.13—4.14

垃圾與廂體間的摩擦力f墳段為

f垃圾=RiG及=0.32x30000=9600N

式中：同一垃圾與廂體之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取囚=0.32）。

推鏟與廂體間的摩擦力f措鏟為

f推鏟二推臚=0.1x3000=300N

式中：推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取|_1=0.1）。

推鏟的慣性加速度al4==0.2%

推鏟伸出時的慣性力FI4為

FM=(m推鏟Im垃圾)ai-

=(300+3000)X0.2=660N

則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力F4為

F4=f昂圾+f推靖+Fi4=9600+3()()+660=10560N

由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為

22

F4=（RA「P2A2）%=田P2^（D-J）］nw

式中：n,“一液壓缸的機械效率（由文獻(xiàn)［1,表37.7—6］,取1“=0.9）。

取回油壓力P2=（）,則巳=巳（。2\"

4x10560

所以，D==30.6mni

16X106X^-X0.9

圖4.13推鏟缸活塞伸出時的受力分析圖4.14推鏟缸活塞伸出時的工況分析

2.推鏟縮回時，受力分析如圖4.15—4.16

推鏟與廂體間的摩擦力f推快為

f印w=pG推皆=0.1x3000=300N

式中：推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取|_1=0.1）。

推鏟伸出時的慣性力Fu為

Fu=m推鏟ai4=300x0.2=60N

則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力F4為

F4=f推a+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為

F；=（RA2—P2Ap1”=田%。2-/）_巳；》見“

取回油壓力P2=0,則F；=PW（D2_/）\"，所以可得下式

吟W+儲

VP產(chǎn)1L

I4x360T

=J-----7-------1-d

V16x10x^-xO.9

=V3J8X10-5+6/2

當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7Do

因此，可得D=7.9mm。比較活塞伸出和縮回兩者情況，取較大者D=30.6mm,選取

標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY-40/28,具體參

數(shù)見表41。

Fp'f鐘'

圖4.15推鏟缸活塞縮回時的受力分析圖4.16推鏟缸活塞縮回時的受力分析

5液壓缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖

圖5.1滑板缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖

Lmm

圖5.2刮板缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖

圖5.3舉升缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖

Lmm

圖5.4推鏟缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖

6液壓泵的選用

在設(shè)計液壓系統(tǒng)時，應(yīng)根據(jù)液壓系統(tǒng)設(shè)備的工作情況和其所需要的壓力、流量和工

作穩(wěn)定性等來擬定泵的類型和具體規(guī)格。泵的流量由執(zhí)行機構(gòu)的最大流量決定，即

VA

八二4^（6.1）

%

式中：Vmax一活塞最大速度（m/s）；

qmax—液壓缸的最大流量（L/min）；

Amax—最大有效面積（m3）;

小，一容積效率（當(dāng)選用彈性體密封圈時，小力）。

由于所有的液壓缸均采用UY—40/28,則液壓缸的最大面積為

因此，由式(6.1)得

八=2夕舉升=2x巡金

.0.15xl.26xl(r*y3.

=2x---------------=3.78x1044/s=22.68L/min

1

式中：q撰丹一舉升缸的流量(L/min)。

液壓泵的供應(yīng)流量為

Qp=KCJM=1.2x22.68=27.216L/min

式中：K一泄漏系數(shù)，K=1.2o

由參考文獻(xiàn)[7,表2.135],選用JB系列徑向柱塞泵。參數(shù)見表6.1

表6.11JB—30液壓泵的性能參數(shù)

公稱排量額定壓力最高壓力最高轉(zhuǎn)速輸入功率容積效率

29.4ml/r32MPa35MPalOOOr/min15.4KW95%

7電動機的選擇

根據(jù)工況，電動機的額定功率Pe>Pz,旦電動機額定轉(zhuǎn)速與泵的額定轉(zhuǎn)速必須配合。

電動機軸上負(fù)載所需功率為

Pz=KP孚

=1.10xl5.4=16.94kW

式中：K—余量系數(shù)，K=1.10；

P驅(qū)一液壓泵所需要的輸入功率(kW)o

由參考文獻(xiàn)[1,附表40-1],選用Y系列電動機，參數(shù)見表7.1。

表7」Y200L1—6電動機性能參數(shù)

額定功率電流轉(zhuǎn)速效率功率因數(shù)最大轉(zhuǎn)矩

18.5KW37.7A980r/niin89.8%0.832.0Nm

8液壓輔件的選擇

8.1液壓油

N46普通液壓油YA—N46(原牌號：30),參數(shù)見表8.1。

表8.1YA—N46液壓油參數(shù)

運動粘度(40C)(mnf/s)粘度指數(shù)凝點(℃j抗磨性(N)密度(kg/n?)

46>90<-10800900

8.2油箱

焊接件，具體尺寸見第9章。

8.3液位計

YWZ-150承受壓力：0.1—0.15MPa溫度范圍：?20—100℃

8.4回油過濾器

YLH型箱上回油濾油器YLH—25x15,參數(shù)見表8.2。

表8.2YLH—25x15回油濾油器參數(shù)

通徑流量過濾精度公稱壓力最大壓力損失連接方濾芯型號

(mm)(L/min)(pm)(MPa)(MPa)式

1525101.60.35螺紋H—X25xl5

8.5空氣過濾器

EF系列空氣過濾器EF3T0,參數(shù)見表8.3。

表8.3EF3—40空氣過濾器參數(shù)

加油流量L/min空氣流量L/min油過濾面積cm?油過濾精度pm空氣過濾精度pm

210.1701800.27930—40

8.6吸油過濾器

YLX型箱上吸油過濾器YLX—25x15,參數(shù)見表8.4。

表8.4YLX—25x15吸油過濾器參數(shù)

通徑公稱流量過濾精度允許最大壓力損失連接方式濾芯型號

mmL/minpmMPa

1525800.03螺紋X-X-25xl5

8.7液壓泵

JB系列徑向柱塞泵1JB—30,參數(shù)見表8.5。

表8.51JB—30徑向柱塞泵參數(shù)

公稱排量ml/r額定壓力MPa最高壓力MPa最高轉(zhuǎn)速r/min輸入功率KW容積效率

29.43235100015.495%

8.8多路換向閥

ZFS系列多路換向閥ZFS101,參數(shù)見表8.6。

表8.6ZFS101多路換向閥參數(shù)

通徑mm額定流量L/min額定壓力MPa

1()4016

8.9單向節(jié)流閥

MK系列單向節(jié)流閥MK8Gl.2,參數(shù)見表8.7。

表8.7MK8G1.2單向節(jié)流閥

通徑mm最高工作壓力MPa流量調(diào)節(jié)范圍L/min最小穩(wěn)定流量L/min

831.52—302

8.1()溢流閥

直動式溢流閥DT-02-H-22,參數(shù)見表8.8。

表8.8DT-02-H-22直動式溢流閥參數(shù)

通徑in最大工作壓力MPa最大流量L/min調(diào)壓范圍MPa質(zhì)量kg

0.2521167.0—211.5

8.11單作用平衡閥

FD系列單作用平衡閥FD6-A10,參數(shù)見表8.9。

表8.9FD6-A10單作用平衡閥參數(shù)

通徑額定流量調(diào)壓范圍控制壓力啟動壓力質(zhì)量

mmL/niinMPaMPaMPakg

6400.3-31.52-31.50.27

8.12并聯(lián)多路換向閥組

ZFS系列多路換向閥ZFS101,參數(shù)見表8.6|。

8.13氣缸

普通氣缸DNC-25-50,參數(shù)見表8.10。

表8.10DNC-25-50普通氣缸參數(shù)

活塞直徑mm活塞桿直徑mm推力N拉力N許用徑向負(fù)載N扭矩Nm

5025483415350.85

8.14兩位三通電磁氣閥

普通兩位三通電磁氣閥Q23XD-I0-DC24V,參數(shù)見表8.11。

表8.11Q23XD-10-DC24V參數(shù)

工作壓力范圍介質(zhì)溫度公稱通徑接管螺紋額定流量額定壓降

MPammL/minKPa

0—1.65—6010M18X1.5230015

8.15消聲器

LFU—1/2安裝位置:垂直方向±5。，參數(shù)見表8.12。

表8.12LFU—1/2消聲器參數(shù)

氣接口in額是流量L/min輸入壓力MPa消聲效果dB安裝形式

GI/260000—1.640螺紋

8.16氣源解決三聯(lián)件

GC系列三聯(lián)件GC300—10MZC,參數(shù)見表8.13。

空氣過濾器GF300-10減壓閥GR300-10油霧器GL300-10

表8.13GC300—10MZC氣源解決三聯(lián)件參數(shù)

調(diào)壓范圍使用溫度濾水杯容量給水杯容量濾芯精度質(zhì)量

MPanilmlpmg

0.15-1.55—604075401300

8.17球閥（截止閥）

JZQF20L,參數(shù)見表8.14。

表8.14JZQF20L參數(shù)

公稱壓力MPa公稱通徑mm連接形式

2120螺紋

8.18電磁換向閥

3WE56.0/W220-50,參數(shù)見表8.15。

表8.153WE56.0/W220-50參數(shù)

通徑mm額定壓力MPa流量L/min

52514

8.19壓力表

彈簧管壓力表Y-60測量范圍：0—25MPa

8.20微型高壓軟管接頭總成

HFP1-H2-P-M18,參數(shù)見表8.16。

表8.16HFP1-H2-P-M18參數(shù)

公稱通徑mm工作壓力MPa工作溫度℃推薦長度mm螺紋尺寸

1025-30-80320M18X1.5

8.21測壓接頭

JB/T966-ZJJ-20-M30管子外徑：20mm

8.22球閥（截止閥）

JZQF20L,參數(shù)見表8.14。

8.23壓力繼電器

柱塞式壓力繼電器HED1OA20/35L24,參數(shù)見表8.17。

表8.17HED1OA20/35L24參數(shù)

額定壓力MPa復(fù)原壓力MPa動作壓力MPa切換頻率（次/min）切換精度

350.6-29.52-3550小于調(diào)壓的±1%

8.24液壓管路的選擇

8.24.1吸油管路的選擇

查《機械設(shè)計手冊4》可知，吸油管內(nèi)液壓油的流速vWO.5—2m/s取2m/s

吸油管內(nèi)的流量q=27.216L/min=4.536x10-4m3/s

由于q==2vz,所以口二-J4*乂1可_16.99〃〃〃

查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.18。

表8.18標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸

公稱內(nèi)徑mm內(nèi)徑mm增強層外徑n.m成品軟管外徑mm

1918.6—19.824.6—26.229.4—31.0

8.24.2壓油和回流管路的選擇

查《機械設(shè)計手冊4》可知，壓油管內(nèi)液壓油的流速vS2.5-6m/s回流管內(nèi)液壓油

的流速vW1.5—3m/s由于所選液壓缸均為雙作用液壓缸，所以壓油和回流管路應(yīng)按最

大值選取。

1.推鏟缸壓油管路的選擇

71,

0.2x-x0.042

推鏟缸所需流量q=—=------------------=2.5xICT。//5=15￡/min

/1

取v=4m/s，則D==卜x2.5x!P__8.92機能

\VTTV4x4

查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。

表8.19標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸

公稱內(nèi)徑mm內(nèi)徑mm增強層外徑mm成品軟管外徑mm

109.3—10.114.5—15.719.1—20.6

2.舉升缸壓油管路的選擇

0.15x-x0.042

43

舉升缸所需流量q=—=-------------------=1.88xlO-/n/1v=11.3L/min

/1

4X1.88X10Y

取v=3m/s,則=8.93〃〃〃

V3x乃

查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺L見表8.19。

3.滑板缸壓油管路的選擇

0.12x-x0.042

滑板缸所需流量——=-------------------=1.5x104/w3/s=9L/min

/1

也作巨史二798.

取v=3m/s,則

\V7TV3X4

查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。

4.刮板缸壓油管路的選擇

0.12x-x0.042

刮板缸所需流量q=-----=--------------------=1.5x10/s=9L/min

/1

取v=3m/s,則=7.98mm

查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。

9油箱的設(shè)計

油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀固體雜質(zhì)等

作用。按照油箱液面與大氣是否相通，可分為開式油箱和閉式油箱。開式油箱應(yīng)用最廣,

油箱內(nèi)的液面與大氣相通，結(jié)構(gòu)簡樸，不用考慮油箱充氣壓力等問題，故本系統(tǒng)采用開

式油箱。油箱中應(yīng)安裝相應(yīng)的輔件，如熱互換器、空氣濾清器、過濾器以及液位計等。

9.1油箱的有效容積的計算

在初步設(shè)計時，油箱的有效容量可按公式(9.1)進(jìn)行計算。

V=mqP(9.1)

式中：V—油箱的有效容量(L)；

qP一液壓泵的流量(L/min)；

m一經(jīng)驗系數(shù)，工程機械中m=2?5。

所以，V二mqp=3x28.812=86.436L=0.0864m3

9.2油箱體積的擬定

根據(jù)現(xiàn)場實際情況，油液一般裝滿油箱的80%,采用六面體油箱，并且長、寬以及

高的比例為1:1:1。

即v=0.8V實際

式中：V一油箱的有效容量（n?）；

V實際一油箱的實際體積（n?）。

所以腺際=1.25^=1.25x0.0864=0.108加

所以，長、寬、高=伍［=河麗=0.4766

為提高其散熱能力，適當(dāng)增大油箱容積，圓整后，取長二寬二高二520mm

因此，油箱的尺寸為:520x520x520（mm3）

10液壓閥臺的設(shè)計

10.1閥塊結(jié)構(gòu)的選擇

閥塊的材料一般為鑄鐵或鑄鋼，低壓固定設(shè)備可用鑄鐵，高壓強振場合多用鍛鋼，

本系統(tǒng)中的閥塊采用鑄鐵材料。

根據(jù)本系統(tǒng)液壓閥件的數(shù)量和安裝位置規(guī)定，設(shè)計成一個整體閥塊，閥塊上設(shè)有公

共進(jìn)油孔和公共回油孔。（見閥塊零件圖GCS—03）

10.2閥塊結(jié)構(gòu)尺寸的擬定

閥塊是液壓系統(tǒng)的重要部件，閥座是其主體，由于閥座是各類閥的安裝體，所以其

加工精度規(guī)定很高。由于座體上要加工各類閥口以及聯(lián)接孔口，故設(shè)計時則必須考慮到

加工時各孔口不得有位置上的沖突，同時應(yīng)相通的孔口必須保證相通，不相通的孔口絕

對不可相通，口相臨的孔口之間應(yīng)有一定的距離。一股在中低壓力下，為保證孔壁強度,

相臨的不相通的孔口間最小壁厚不得小于5毫米，否則孔壁就有也許在壓力沖擊下崩潰,

使壓力油進(jìn)入其他孔道，系統(tǒng)將會出現(xiàn)不可預(yù)見性事故。

閥座在設(shè)計安裝時應(yīng)綜合考慮多方面因素。重要是，重要尺寸設(shè)計時，尊重設(shè)計時

理論數(shù)值，一般情況下，小數(shù)點后僅有一位數(shù)值時（單位：毫米），不得對非整數(shù)尺寸

進(jìn)行進(jìn)位或退位圓整。閥塊布置時閥塊間距一般不應(yīng)小于10毫米，布置時不得有任何

干涉現(xiàn)象出現(xiàn)。同時還應(yīng)考慮易于加工，在可以實現(xiàn)預(yù)期功能以及安裝方便的前提下應(yīng)

盡量減小閥座尺寸，從而節(jié)省材料，減少加工強度和難度，減少成本。

根據(jù)閥塊上各閥的具體尺寸，從避免尺寸干涉和打孔的強度需要角度考慮所設(shè)計閥

塊的基本尺寸為長500毫米，寬250毫米，高80毫米。閥塊上各工藝孔位置、深度以

及其余具體尺寸見閥塊零件圖GCS-03o（三維立體圖見附錄中圖A1-A2）

11液壓泵站的設(shè)計

液壓泵站是液壓系統(tǒng)的重要組成部分（動力源）,液壓泵站是一種元件組合體，一

般是由液壓泵組、油箱組件、控溫組件、蓄能落組件和過濾器組件等相對獨立的單元組

合而成的。液壓泵站是為一個或幾個系統(tǒng)存放有一定清潔度規(guī)定的工作介質(zhì)并輸出具有

一定（或可調(diào)）壓力、流量的液體動力的整體裝置，是向液壓系統(tǒng)提供動力源的重要部

件，所以，液壓泵站設(shè)計的優(yōu)劣，直接關(guān)系著液壓設(shè)備性能的好壞。液壓泵站合用于主

機與液壓裝置可分離的各種液壓機械上。

液壓泵站上泵組的布置方式分為上置式和非上置式。泵組置于油箱上的上置式液壓

泵站中，采用立式電動機并將液壓泵置于油箱之內(nèi)時，稱為立式；采用臥式電動機稱為

臥式。非上置式液壓泵站中，泵組與油箱并列布置的為旁置式；泵組置于油箱下面時為

下置式。

12液壓系統(tǒng)性能驗算

液壓系統(tǒng)初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)情況下進(jìn)行的，當(dāng)各回路形式、液壓元件及聯(lián)

接管路等完全擬定后，針對實際情況對所設(shè)計的系統(tǒng)進(jìn)行各項性能分析。對一般的液壓

傳動系統(tǒng)來說，重要是進(jìn)一步確切的計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系數(shù)效率,

壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設(shè)計要進(jìn)行重新調(diào)整,

或許采用其他必要