壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計要點

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1、遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第22頁 壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設計 1 緒論 1.1 壓縮式垃圾車的背景介紹及研究意義 我國早期城市收集街道、物業(yè)小區(qū)等地方的垃圾主要是靠人工手推車和普通垃圾運 輸車。此種垃圾運輸方式存在一定弊端：一是手推車等落后的運輸方式工作效率低又與 現(xiàn)代化城市極不相稱，二是在運輸過程中易產(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80年代中期，我國在引進國外技術基礎上開發(fā)出后裝壓縮式垃圾車。 由于這種垃圾車較其他運輸車輛具有垃圾壓縮比高、裝載量大、密閉運輸、消除了垃圾 運輸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

2、, 成為現(xiàn)代城市垃圾收集、清運的重要的專業(yè)化運輸與作業(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、壓縮過程中的污水全部進入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運輸過程 中的二次污染問題，關鍵部位采用優(yōu)質的部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、安 全等優(yōu)點。 按照垃圾裝載機構的設置部位，垃圾車可分為前裝式、側裝式和后裝式；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。利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站

3、，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、運輸過程中垃圾的散落、飛揚造成的污 染。提高勞動效率，減輕勞動強度，是一種新型理想的環(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。壓縮式垃圾車垃圾收集方式簡便、高效；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，整車利用效率高；具有自動反復壓縮以及蠕動壓縮功能；壓縮 式垃圾車垃圾壓實程度、垃圾收集、

4、卸料裝車和垃圾站占地等方面均優(yōu)于其他類型垃圾 壓縮站成套設備。 目前國內使用較多的是側裝非壓縮式垃圾車，但是，隨著垃圾中塑料、紙張等低比 重物含量的增加，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，而且已呈不斷上升趨勢，有關主管部門也將后裝壓縮式垃圾車列為今后城市垃圾車 發(fā)展的方向。 1.2 國內外研究狀況和研究成果 國內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，而且容易發(fā)生因誤操作而導致的垃圾車部件損壞和人身 事故等缺點。隨著新技術的快速發(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

5、，該系統(tǒng)由汽車取力器帶動的齒輪油泵為液壓動力源，進料、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 式垃圾車的設計有助于提高我國垃圾車的自動化水平。 國內，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行改裝， 如東風牌、 解放牌底盤等。國外，超過90%的垃圾車也是使用傳統(tǒng)柴油引擎驅動的定型卡車底盤改 裝的。車廂設計為框架式鋼結構，頂板和左右側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，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，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。

6、此種壓縮式垃圾車通過液壓系統(tǒng)和操作控制系統(tǒng)來完成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。因此， 改進和完善液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)是設計人員比較關心的問題。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)自動化控制的一個主要途徑。 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。 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

7、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、密封運輸和自卸為一體，克服了擺臂式、側 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、漏二次污染的缺點， 自動化程度高，提高了垃圾運載能力，降低了運輸成本，是收集、運輸城市生活垃圾的 理想工具，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 的研究較少，產(chǎn)品設計主要是采用經(jīng)驗取值或測繪的方法，在很大程度上限制了產(chǎn)品整 體設計水平的提高。后裝壓縮式垃圾車結構如圖 1.1所示。 1 2 1、推板 2、廂彳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)

8、介紹 一般壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力設定為 16MPa。為保證系統(tǒng)工作可靠，增 加了單向節(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，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的掃刮，壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預 定壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使 垃圾被均勻地壓縮。

9、舉開缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉開，推鏟缸采用單向節(jié)流 閥來進行流量控制。 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上改進而成的，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，提升垃圾斗油缸設置了液壓鎖，提高了安全性； （b）舉開油缸加長了行程， 用來開關填料器與車箱體之間的鎖鉤，從而使得填料器在降下之后被自動鎖緊； （c）為 了實現(xiàn)推板邊夾邊退的

10、功能，利用液壓小孔節(jié)流原理，使推板油缸產(chǎn)生反向壓力，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成垃圾的裝卸、壓縮以及收運的關鍵。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 單，易于實現(xiàn)集成化設計，缺點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。 推板缸 利板缸 填料器舉升缸 圖1.2后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖 目前，壓縮式垃圾車主

11、要適用于我國城鎮(zhèn)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運輸。采用 PLC技術應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、降低成木、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 式垃圾車將是今后城市環(huán)境衛(wèi)生業(yè)的必然趨勢。 1一換向閥；2, 3一溢流閥；4—單向閥；5一連接螺栓 圖1.3多路換向閥結構原理圖 2液壓系統(tǒng)的主要設計參數(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 120 1000 1 刮板缸 120 1000 1

12、 舉升缸 150 1200 1 推鏟缸 200 2000 1 滑板重 150kg 刮板重 200kg 推鏟重 300kg 可載垃圾質量 3000kg 廂體容積 8m3 填料槽容積 0.8m3 填料槽可裝垃圾質量 300kg 液壓系統(tǒng)工作壓力 16MPa 3制定系統(tǒng)方案和擬定液壓原理圖 3.1液壓系統(tǒng)的組成及設計要求 液壓傳動是借助于密封容器內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、控制調節(jié)裝置及輔助裝置四個部分組成。在本設計系統(tǒng)中， 采用液壓泵作為系統(tǒng)的能源裝置，將機械能轉

13、化為液體壓力能；采用液壓缸作為執(zhí)行裝 置，將液體壓力能轉化為機械能。在它們之間通過管道以及附件進行能量傳遞；通過各 種閥作為控制調節(jié)裝置進行流量的大小和方向控制。 通常液壓系統(tǒng)的一般要求是： 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）要求傳動效率高，工作液體溫升低； 4）結構簡單緊湊，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，應力求簡單、經(jīng)濟及滿足環(huán)保要求。 液壓油是液壓傳動系統(tǒng)中傳遞能量和信號的工作介質，同時兼有潤滑、沖洗污染物 質、冷卻與防銹作用。液壓系統(tǒng)運轉的可靠性、準確性和靈活性，在很

14、大程度上取決于 工作介質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)，對油液的要求不是很 高，因此選用普通礦物油型液壓油。 本液壓系統(tǒng)通過對負載力和流量的初步估算，初步定為中等壓系統(tǒng)，即為P=16MPa。 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，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的掃刮， 壓實并壓入車廂；當壓向推板上的垃圾負荷達到預定壓力時，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。舉開缸采用單作用 平衡閥控制填塞器的舉開。推鏟缸采用單向節(jié)流閥來進行流量

15、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 換向閥的基礎上改進而成的，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。 3.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 通過上述對執(zhí)行機構、基本回路的設計，將它們有機的結合起來，再加上一些輔助 元件，便構成了設計的液壓原理圖。見圖 3.1 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 DT1 DT2 DT3 DT4 DT5 DT6 DT7 DT8 DT9 DT10 滑板缸升起 刮板抬起 滑板落下

16、刮板收緊 滑板刮板急停 填塞器舉起 填塞器復位 推卸垃圾 推鏟復位 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 G1 = G 刮+G 滑=（m 刮+m 滑）g = （200+150） 10 = 3500N 式中：G刮一刮板的重力（N）; G滑一滑板的重力（N）。 滑塊與導軌之間的摩擦力f1 f1= pGcos45 = 0.1 3500 >Cos45 = 247.5N 式中：f1—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）; 「滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1）。 活塞慣性加速度 aI1 = vt

17、-v0 = 0.12-0 = 0.12 %2 活塞伸出時的慣性力Fi1 F11 = (m 刮+m ,t)an = (200+150)3 2 = 42N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力 F1為 _ 。_ _ _ _ O _ _ _ _ _ F1 = G1sin45 + f1+ F11 = 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為 F1 =(RA1 — P2A 2)nm =[P^-D2 -P2-(D2 -d2)]n m 4 4 式中：“m—液壓缸的機械效率 (由文獻[1,表37.7— 6],取nm =

18、 0.9) 取回油壓力P2 = 0 ,則后=巳工口:m 4 2764 4 所以，D : 1 ; 6 2 =11.1mm 飛 P1TT T]m 116乂10隈兀父0.9 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 ?#+ G垃=(m刮+m滑+m垃)g =(200+150+300) 1&=6500N ) 一 滑塊與導軌之間的摩擦力f1為 f1 = ii G1 cos45 = 0.1 6500

19、 >Cos45 = 460N 活塞縮回時的慣性力Fi1為 ? 、 ，_ 一 ，一 F11 = (m 刮+m 滑 + m 垃)ai1 = (200+150+300) 0.12 = 78N 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力 F1為 F1 = G1 sin45 + F11 —f； = 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為 F[=(嘰 一*)…下1/ - 2)"232人 取回油壓力P2 = 0, F1 = P1 -( D 2 - d2)T] m ,所以 4 4 4214 2 16

20、 106 二 0.9 d2 = 1.86 10" d2 f cos45^ 圖4.3滑板缸活塞縮回時的受力分析 圖4.4滑板缸活塞縮回時的工況分析 當液壓缸的工作壓力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。選取標準液壓缸：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 4.1 UY -40/28 參數(shù) 缸徑 桿徑 拉力 最大行程 （））40mm

21、 （））28mm 20.11KN 10.26KN 12000mm 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—4.6 總重力 G2 = G 刮=m 刮 g = 200 10 = 2000N 式中：G刮一刮板的重力（N）。 滑塊與導軌之間的摩擦力f2 f2= pScos45 = 0.1 2000 >Cos45 = 141.4N 式中：f2—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）; 「滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1） 活塞慣性加速度 ai2 =且二*=0.12-0 =0.12m 2 t 1 s 活塞伸出時的慣性力FI2為 F12

22、= m 而iai2= 200 8.12 = 24N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力 F2為 F2= G2sin45 + F12 —f2=2000 冶n45 +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 F2 = （RAi _P2A 2） nm =[F^-D2 -P2-（D2 -d2）]n m 4 4 式中："m一液壓缸的機械效率 （由文獻[1,表 37.7— 6],取 nm = 0.9）。 取回油壓力P2 = 0 , 1297 4 則 F2 = P| — D2t]m 所以, D=1 2— 4 VPl兀"m 2 r c 6

23、4 =7.6mm 16 10 二 0.9 Gs 圖4.5刮板缸活塞伸出時的受力分析 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 垃)g = (200+300) 10 = 5000N ’. 滑塊與導軌之間的摩擦力f2為 f2 = nG2 cos45 = 0.1 5000 >Cos45 = 353.6N 活塞縮回時的慣性力FI2為 F12 = (m 刮 + m 垃)ai2= (200+300) 0.12 = 60N ? ?一 ) 一 垃圾與廂壁之間的摩擦力f垃圾為 f 垃圾二 P1G 垃 cos45 = 0

24、.32 3000 >Cos45 = 678.8N 式中：世一垃圾與廂壁之間的摩擦因數(shù)(工程塑料與鋼，取 卬=0.32)。 . .... . - 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力 F2為 F2 = G2 sin45 +F12 +f2 + f 垃圾 ___ o ______ _ _ _ _ _ _ =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為 /_ _冗_2 2 _冗_2] F2 =(^A2 -P2A1)”m=[P1—(D —d ) — P2 — D hm 4 4 取回油壓力P2 = 0 

25、則 F2=叼（D2-d2 川m所以, 4F2 d2 P P1t n m ,4628 4 2 16 106 二 0.9 d2 當液壓缸的工作壓力 =,2.05 10" d2 P > 7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D。因此，可得D = 20mm。 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。選取標準液壓缸：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。 4.3 舉開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

26、。 總重力 G3=G刮+G滑+2G 刮缸+2G滑缸+G廂板 式中：G刮一刮板的重力（N）; G滑一滑板的重力（N）; G刮缸一刮板缸的重力（N）; G滑缸一滑板缸的重力（N）。 因為刮板缸和滑板缸都選取的是 UY-40/28,所以彳4■算G刮缸=G滑缸=102N 式中：G廂板一填料器的廂板重（N）, 估算G廂板二4150N。 G3 = G 刮+G 滑 +2G 刮缸+2G 滑缸+G 廂板 =2000+1500+4 102+4150 =8058N 滑塊與導軌之間的摩擦力f3為 f3= n G3cos75 = 0.1 8058 >Cos75 = 208.6N 式中：f3—滑塊

27、與導軌之間的摩擦力（N）; 「滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1） 活塞慣性加速度 aI3 vt - v0 0.15-0 1 = 0.15% 活塞伸出時的慣性力FI3為 Fi3 = (m 刮+m 滑 +4m 缸+m 廂板)ai3 =(200+150+4 M0.2+415) >0.15 = 120.87N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力 F3為 F3= G3sin75 + Fi3 + f3 _ _ _ o _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ =8058>Sin75 +120.87+208.6 = 8113N 由受力分析可列出作用在活塞上

28、的力的平衡方程為 _ /_ _ \ _冗_2 _冗/_2 2\i F3 =(PiAi— P2A 2)”m=[P1— D —P2— (D —d )吊 m 4 4 式中：“m—液壓缸的機械效率 (由文獻[1,表37.7— 6],取nm=0.9)。 取回油壓力P2 = 0,則F3 = P1 - D% m 4 4 8113 所以，D = 4F3 = 6-2 = 19mm P Pitt T]m 116M 106 Mn 父 0.9 圖4.9舉升缸活塞伸出時的受力分析 圖4.10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

29、 = G 刮+G ?t+4G 液壓缸 +G 廂板 =2000+1500+4 102+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）; 因為刮板缸和滑板缸都選取的是 UY-40/28,所以彳4■算G液壓缸=102N 式中：G廂板一填料器的廂板重（N）。 估算G廂板=4150N ..一 .- - 滑塊與導軌之間的摩擦力f3為 f3 = pG3 cos75 = 0.1 8058 >Cos75 = 208.6N 一- ‘ 一…, 一一、、.…、、一、? 式中：f3—滑塊與導軌之間的摩擦力（N）; 「

30、滑塊與導軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1）。 活塞縮回時的慣性力FI3為 F13 = （m 刮+m 滑 +4m 缸+m 廂板）ai3 =（200+150+4X0.2+415）義0.15 = 120.87N . .... . ）- 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力 F3為 F3 = G3 sin75 +F13 —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為 F3 =(即2 取回油壓力P2 = 0,則 -P2A1)“m=[P14(D2-d2)-P24D2]“ m F3 =P|K (D2

31、-d2)n m 所以, 4 4F3 d2 m 4 7696 2 一 I 16 106 二 0.9 d -4 2 二、340 10 d 當液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D。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。選取標準液壓缸：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

32、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垃圾為 f 垃圾=1G 垃=0.32 30000 = 9600N 式中：兇一垃圾與廂體之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取 由=0.32）。 推鏟與廂體間的摩擦力f推鏟為 f 推鏟=pG推鏟=0.1 3000 = 300N 式中：廠推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1） 推鏟的慣性加速度 al 4 = t Vt — Vq 0.2 — 0 = 0.2吸 推鏟伸出時的慣性力FI4為 F14 = （m推鏟+m垃圾）ai4 =（300+3000） >0.2

33、 = 660N 則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力 F4為 F4= f 垃圾 + f 推鏟 + 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為 F4 =（RA1 一 P2A 2）nm =[F^-D2 -P2-（D2 -d2）ln m 4 4 式中：T]m一液壓缸的機械效率 （由文獻[1,表37.7— 6],取Y]m = 0.9）。 取回油壓力P2 = 0,則 所以, 4F4 4 10560 \16 106 二 0.9 =30.6mm 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 Y

34、P1 冗"m 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推鏟為 f 推鏟=pG推鏟=0.1 3000 = 300N 式中：廠推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取 = 0.1）。 推鏟伸出時的慣性力FI4為 Fi4 = m 推鏟 au = 300 8.2 = 60N 則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力 F4為 F4 = f 推鏟 + 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 _ _ 一一、 __冗._2 . 2.

35、_冗_ 2r F4 = ( RA 2 -P2A1) "m =[ P1 — (D -d ) 一 P2 — D ]T] m 4 4 取回油壓力P2 = 0,則 F4 =P1三（D2-d2,m ,所以可得下式 4 4F4 d 4 360 16 106 二 0.9 d2 ,3.18 10* d2 當液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7D。 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 標準液壓缸：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4.15推

36、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 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第24頁 圖5.2刮板缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 5液壓缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.1滑板缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第25頁

37、 圖5.4推鏟缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.3舉升缸的負載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第54頁 6液壓泵的選用 在設計液壓系統(tǒng)時，應根據(jù)液壓系統(tǒng)設備的工作情況和其所需要的壓力、流量和工 作穩(wěn)定性等來確定泵的類型和具體規(guī)格。泵的流量由執(zhí)行機構的最大流量決定，即 qmax Vmax Amax (6.1) 式中

38、：V max一活塞最大速度 （m/S）； qmax一液壓缸的最大流量 （L/min）； A max—最大有效面積（m3）； 容積效率（當選用彈性體密封圈時， nv-Jo 由于所有的液壓缸均采用 UY—40/28,則液壓缸的最大面積為 二D2 max 一 4 2 二 0.04 4 = 1.26 10 ^m2 因此，由式（6.1）得 qmax =2q舉升 =2 滓升Amax n v 0.15 1.26 10 工 3 =2 - =3.78 10 m /s = 22.68L/min 1 式中：q舉升一舉開缸的流量（L/min）。 液壓泵的供給流

39、量為 Qp=Kqmax=1.2 22.68 =27.216L/min p max 式中：K一泄漏系數(shù)，K=1.2。 由參考文獻[7,表2.135],選用JB系列徑向柱塞泵。參數(shù)見表6.1 表6.1 1JB-30液壓泵的性能參數(shù) 公稱排量額定壓力 最高壓力 最高轉速 輸入功率容積效率 29.4ml/r 32MPa 35MPa 1000r/min 15.4KW 95% 7電動機的選擇 根據(jù)工況，電動機的額定功率Pe>P4且電動機額定轉速與泵的額定轉速必須配合 電動機軸上負載所需功率為 Pz=KP 驅 =1.10 5.4=16.94kW 式中：K—余量系數(shù)，K=1.

40、10; P驅一液壓泵所需要的輸入功率（kW）。 由參考文獻[1 ,附表40-1],選用Y系列電動機，參數(shù)見表7.1。 表7.1 Y200L1 -6電動機性能參數(shù) 額定功率 電流 轉速 效率 功率因數(shù)最大轉矩 18.5KW 37.7A 980r/min 89.8% 0.83 2.0Nm 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8.1 YA —N46液壓油參數(shù) 運動粘度（40 C） （mm2/s）粘度指數(shù) 凝點（C ）抗磨性（N）密度（kg/m3） 46 >90 /10 800 900 8.2 油箱 焊接件，具

41、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— 100c 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8.2 YLH —25X15回油濾油器參數(shù) 通徑 過濾精度 公稱壓力 最大壓力損失 連接方 濾芯型號 (mm) (L/min) （科時 (MPa) (MPa) 式 15 25 10 1.6 0.35 螺紋 H—X25X15 8.5 空氣過濾器 EF系列空氣過濾器EF3-40,參數(shù)見表8.3 表8.3 EF3-40空氣過濾器參數(shù) 加油

42、流量L/min 空氣流量L/min 油過濾面積cm2 油過濾精度 pm空氣過濾精度 am 21 0.170 180 0.279 30—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8.4 YLX -25X15吸油過濾器參數(shù) 通徑 公稱流里 過濾精度 允許最大壓力損失 連接方式 濾芯型號 mm L/min am MPa 15 25 80 0.03 螺紋 X-X-25 X15 8.7 液壓泵 JB系列徑向柱塞泵 1JB— 30,參數(shù)見表8.5。 表8.5 1JB-30徑向柱

43、塞泵參數(shù) 公稱排量ml/r 額定壓力MPa 最高壓力MPa 最高轉速r/min 輸入功率KW 容積效率 29.4 32 35 1000 15.4 95% 8.8 多路換向閥 ZFS系列多路換向閥 ZFS101,參數(shù)見表8.6。 表8.6 ZFS101多路換向閥參數(shù) 通徑mm 額定流量L/min 額定壓力MPa 10 40 16 8.9 單向節(jié)流閥 MK系列單向節(jié)流閥 MK8G1.2,參數(shù)見表8.7。 表8.7 MK8G1.2單向節(jié)流閥 通徑mm 最局工作壓力 MPa 流量調節(jié)范圍 L/min 最小穩(wěn)定流量 L/min 8 3

44、1.5 2 — 30 2 8.10 溢流閥 直動式溢流閥 DT-02-H-22,參數(shù)見表8.8 表8.8 DT-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 調壓范圍MPa 質量kg 0.25 21 16 7.0—21 1.5 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8.9 FD6-A10單作用平衡閥參數(shù) 通徑 額定流量 調壓范圍 控制壓力 開啟壓力 顧里 mm L/min MPa MPa MPa kg 6 40 0.3-31.5 2-31.5 0.2

45、7 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8.10 DNC-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 許用徑向負載N 扭矢1 Nm 50 25 483 415 35 0.85 8.14 兩位三通電磁氣閥 普通兩位三通電磁氣閥 Q23XD-10-DC24V ,參數(shù)見表8.11 表 8.11 Q23XD-10-DC24V 參數(shù) 工作壓力范圍 MPa 介質溫度 C 公稱通徑 mm 接管螺紋 額定流量

46、 L/min 額定壓降 KPa 0-1.6 5—60 10 M18X 1.5 2300 15 8.15 消聲器 LFU —1/2 安裝位置：垂直方向 6,參數(shù)見表8.12。 表8.12 LFU —1/2消聲器參數(shù) 氣接口 in 額定流量L/min 輸入壓力MPa 消聲效果dB 安裝形式 G1/2 6000 0—1.6 40 螺紋 8.16 氣源處理三聯(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8.13 GC300-10MZC氣

47、源處理三聯(lián)件參數(shù) 調壓范圍 使用溫度濾水杯容量 給水杯容量 濾芯精度 質量 MPa C ml ml g 0.15-1.5 5—60 40 75 40 1300 8.17 球閥（截止閥） JZQF20L,參數(shù)見表 8.14。 表 8.14 JZQF20L 參數(shù) 公稱壓力MPa 公稱通徑mm 連接形式 21 20 螺紋 8.18 電磁換向閥 3WE56.0/W220-50,參數(shù)見表 8.15。 表 8.15 3WE56.0/W220-50 參數(shù) 通徑mm 額定壓力 MPa 流量L/min 5 25 14 8.19 壓力表 彈簧管壓力表

48、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 8.16 HFP1-H2-P-M18 參數(shù) 公稱通徑mm 工作壓力MPa 工作溫度C 推薦長度mm 螺紋尺寸 10 25 -30—80 320 M18X 1.5 8.21 測壓接頭 JB/T966-ZJJ20-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 8.17 HED1OA20

49、/35L24 參數(shù) 額定壓力MPa復原壓力MPa動作壓力MPa切換頻率（次/min） 切換精度 35 0.6-29.5 2-35 50 小于調壓的 十％ 8.24 液壓管路的選擇 8.24.1 吸油管路的選擇 查《機械設計手冊4可知，吸油管內液壓油的流速 v < 0.5— 2m/s取2m/s 吸油管內的流量 q = 27.216L/min = 4.536 10-4m3/s 因為q=VA,D2v ,所以口=廬二產(chǎn)型近“mm 4 V二 i 2 二 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.18 表8.18標準軟管尺寸 公稱內徑mm 內徑mm 增強層外徑mm 成品軟管

50、外徑 mm 19 18.6 —19.8 24.6 —26.2 29.4—31.0 8.24.2壓油和回流管路的選擇 查《機械設計手冊4》可知，壓油管內液壓油的流速v M2.5—6m/s回流管內液壓油 的流速v <1.5-3m/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按最 大值選取。 1 .推鏟缸壓油管路的選擇 推鏟缸所需流量 VA q二—— n v “ 二 …2 0.2 — 0.04 4 =2.5 10/m|3/s=15L/min 1 前 一 所 c 國 4父2.5父10” … 取 v = 4m/s ,貝U d = —^ = j = 8.92mm

51、 V-： , 4 二 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19。 公稱內徑mm 內徑mm 增強層外徑mm 成品軟管外徑mm 10 9.3—10.1 14.5—15.7 19.1 — 20.6 表8.19標準軟管尺寸 2.舉開缸壓油管路的選擇 舉開缸所需流量 VA q=一 v … 二 …2 0.15 — 0.042 4 =1.88 10“m3/s = 11.3L/min 1 取 v = 3m/s,則 _ -4 4 1 88 10 8.93mm 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19

52、 3 .滑板缸壓油管路的選擇 二 …2 VA 0.12 0.042 滑板缸所需流量 q=上 = 4 =1.5 10"m3/s=9L/min v 1 取 v = 3m/s,則 D 畫 但0、7.98mm V . 3 二 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19。 4 .刮板缸壓油管路的選擇 刮板缸所需流量 VA …… 二―2 0.12 0.042 4 =1.5 10/m3/su9L/min 1 取 v =

53、3m/s,則 q二—— n v =7.98mm 查表得到標準軟管尺寸，見表 8.19 9油箱的設計 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。開式油箱應用最廣， 油箱內的液面與大氣相通，結構簡單，不用考慮油箱充氣壓力等問題，故本系統(tǒng)采用開 式油箱。油箱中應安裝相應的輔件，如熱交換器、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 在初步設計時，油箱的有效容量可按公式（9.1）進行計算。 V=mqp （ 9.1） 式中：V一油箱的有效容量（L）; qp―液

54、壓泵的流量 （L/min）； m—經(jīng)驗系數(shù)，工程機械中m = 2~5。 所以， V = mqp = 3 28.812 = 86.436L = 0.0864肅 9.2 油箱體積的確定 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（m3）; V實際一油箱的實際體積（m3）。 所以 V實際=1.257=1.25 0.0864 = 0.108m3 所以，長、寬、高=3；77 =30.108 = 0.476m 為提高其散熱能力，適當增大油箱容積，圓整后，取長 =寬=高=520mm

55、 因此，油箱的尺寸為：520X520X520 （mm3） 10液壓閥臺的設計 10.1 閥塊結構的選擇 閥塊的材料一般為鑄鐵或鑄鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，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)量和安裝位置要求，設計成一個整體閥塊，閥塊上設有公 共進油孔和公共回油孔。（見閥塊零件圖GCS-03） 10.2 閥塊結構尺寸的確定 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 加工精度要求很高。由于座體上要加工各類閥口以及聯(lián)接孔口，故設計時則必須考慮到 加工時各孔口不得有位置上的沖突，同時應相通的孔口必須保證相通，不相通的

56、孔口絕 對不可相通，且相臨的孔口之間應有一定的距離。 一般在中低壓力下，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，否則孔壁就有可能在壓力沖擊下崩潰， 使壓力油進入其他孔道，系統(tǒng)將會出現(xiàn)不可預見性事故。 閥座在設計安裝時應綜合考慮多方面因素。主要是，重要尺寸設計時，尊重設計時 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 進行進位或退位圓整。閥塊布置時閥塊間距一般不應小于 10毫米，布置時不得有任何 干涉現(xiàn)象出現(xiàn)。同時還應考慮易于加工，在可以實現(xiàn)預期功能以及安裝方便的前提下應 盡量減小閥座尺寸，從而節(jié)省材料，降低加工強度和難度，減少成本

57、。 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—03。（三維立體圖見附錄中圖 A1 -A2） 11液壓泵站的設計 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、蓄能器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)存放有一定清潔度要求的工作介質并輸出具有 一定（或可調）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，液壓泵站設計的

58、優(yōu)劣，直接關系著液壓設備性能的好壞。液壓泵站適用于主 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)初步設計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及聯(lián) 接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般的液壓 傳動系統(tǒng)來說，主要是進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

59、和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設計要進行重新調整， 或許采取其他必要的措施。 12.1液壓系統(tǒng)壓力損失的計算 12.1.1局部壓力損失 (12.1) .：v2 P =—— (Pa) 2 式中：之一局部阻力系數(shù) （球閥一5,滑閥一12,節(jié)流閥—6）; P —液體密度 （kg/m3）（液壓油密度一900 kg/m3）； v一液體的平均流速 （m/s）。 1 .泵出口處的溢流閥&P&和推鏟缸處的溢流閥&Pa :v2 900 42 a ——=12 =8.64 10 MPa 900 42 1 =4.32 10 MPa 2 .推鏟缸處的單向節(jié)流閥AP

60、色 . %2 P 3 = = 6 2 2 3 .推鏟缸的多路換向閥處 .N 900 42 立 .：P 4 =——=12 =8.64 10 MPa 2 2 4 .舉開缸的多路換向閥處APg =12 2 900 3 = 4.86 10 2 MPa 2 5 .舉開缸的單作用平衡閥處 AP& = 0.2MPa 6.滑板缸的多路換向閥處 △P&和刮板缸的多路換向閥處AP& 「v 900 32 立 滬7=38=——=12 =4.86 10 MPa 2 2 7 .滑板缸的電磁換向閥處APa和刮板缸的電磁換向閥處AP切 7 900 32 2 . P 9

61、fp 10=——=12 =4.86 10 MPa 2 2 8 .回油過濾器處的局部壓力損失 AP白1 =0.35MPa 則總的局部壓力損失為 11 △P B = z AP* =2父8.64父10” +4.32父10" +2 M 8.64父 104 +0.35 i W = 1.0954MPa 1.1MPa 12.1.2沿程壓力損失 l :v2 ,、 ，、 &P 九一x- (Pa) 12.2) d 2 式中：九一沿程阻力系數(shù) （九=75/Re）; Rl雷諾數(shù) （Re = vd/介 y 一液體的運動黏度 （m2/s）； l一管道長度 （m）; d一管子直徑 （m

62、）; P —液體密度 （kg/m3）（液壓油密度一900 kg/m3）； v一液體的平均流速 （m/s） 由于壓油管路內液體的平均流速不同，因此沿程壓力損失分為兩部分計算 第一部分為推鏟缸回路的沿程壓力損失 Re壓i v1d 4 10 10， 一— 46 10上 = 870 <2300（層流） 75 75 2 1壓 1 = — = = 8.6 父 10 Re 870 . -2 2 P141k』=8.6 102 —2-^ 900 4 d 2 10 10 2 = 12384Pa = 0.12384MPa 第二部分為舉開缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程壓力損失 R"

63、”哈竇二65500（層流） 75 75 ,壓2 0.12 Re 652 *.2 l2 過=0.12 3 x 10 10” 900 32 = 145800Pa = 0.1458MPa 則總的沿程壓力損失為 P總=P1 P,2 =0.12384 0.1458 =0.26964MPa ： 0.27MPa 因此，液壓系統(tǒng)總的壓力損失應為總的局部壓力損失與總的沿程壓力損失之和 。 即△已=AP% +AP2=1.1 +0.27 =1.37MPa 心、 -Hij F 心、 由以上計算可知液壓回路的壓力損失約為 1.37MPa,而泵的額定壓力為32MPa,工 作壓力為16

64、MPa,所以泵的實際出口壓力與泵的額定壓力存在一定的壓力裕度， 故所選液壓泵和其他有關液壓元件是合適的，滿足系統(tǒng)的要求。 12.2 散熱能力的計算 12.2.1 液壓系統(tǒng)效率”的計算 液壓系統(tǒng)效率的計算，主要考慮液壓泵的總效率 刈p、液壓執(zhí)行元件的總效率刈人及 p 液壓回路的效率nc0 (12.3) 式中：％一液壓泵的總效率 “A一液壓執(zhí)行元件的總效率 工一液壓回路的效率 液壓回路的效率 、pq〔 p pq p 16 106 22.6 16.8 106 27.216 = 79.1% 式中：Z Rq 一各執(zhí)行元件的負載壓力和輸入流量乘積的總和 （W）; p

65、p ppqp —各個液壓泵供油壓力和輸出流量乘積的綜合 （W） 所以， = -A A =0.95 0.9 0.791 0.9 = 0.609 =60.9% p c a pi m pv c A 12.2.2 液壓系統(tǒng)散熱能力的計算 系統(tǒng)的總發(fā)熱量為 H =Ppi（1-”） （12.4） = 15.4 103 （1 - 0.609）-6021.4W 式中：Ppi—液壓泵的輸入功率 （W）； n一液壓系統(tǒng)總效率。 液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，由系統(tǒng)中各個散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是主要散熱 面。因為管道的散熱面相對較小，且與其自身的壓力損失產(chǎn)生的熱量基本平衡，故一般 略去不計。當

66、只考慮油箱散熱時，具散熱量 Ho可按下式計算 H0=KAN （12.5） 式中：K—散熱系數(shù)｛W/（m?P）｝ 風扇冷卻時，K=25; A一油箱散熱面積 （m2）; At 一系統(tǒng)溫升 （P ）工程機械 At <40^0 系統(tǒng)的散熱量為 H0=KA：t= 25 5 0.522 40 = 1352W 油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，因此，需要另設冷卻器。 12.3 冷卻器的選擇 由于本套液壓系統(tǒng)應用于工程機械，所以選擇風冷式冷卻器。風冷式冷卻器利用空 氣作為冷卻介質，適用于缺水或不使用水冷卻的液壓設備。冷卻方式除采用風扇強制吹 風冷卻外，多采用自然通風冷卻。自然通風冷卻的冷卻器分為管式、板式、翅管式和翅 片式等型式。但由于一般的管式和板式風冷卻器的通風管為光管， 通油板之間不設翅片， 所以傳熱系數(shù)不大，冷卻效果也較差，所以一般現(xiàn)場實際中，翅管式和翅片式風冷卻器 應用較為廣泛。 12.3.1 冷卻器的計算 1 .求冷卻器的熱交換量 所謂冷卻器的熱交換量是指要求冷卻器從液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量中所帶走的熱量。 冷卻 器的熱交換量Hc為 Hc=H