PAGEIIIZL60型輪式裝載機液壓系統設計目錄TOC\o"1-3"\h\u24071第一章緒論 1270321.1概述 1117871.1.1裝載機概述 1312771.1.2裝載機液壓系統 273031.1.3裝載機后車架 4265401.2本課題的意義、技術要求 4236351.3本課題研究的主要內容、指導思想 530219第二章液壓系統的設計 151272.1概述 1169202.2工作裝置液壓系統設計 19012.2.1擬定液壓原理圖 1290042.2.2工作裝置液壓系統計算 248602.3裝載機液壓轉向回路 14105762.3.1概述 14324762.3.2轉向液壓系統計算 16216492.4液壓附件的選取 21124352.5液壓傳動系統的安裝與維護 2393712.5.1各種液壓元件的安裝 2346202.5.2液壓元件的維護 2520602.6本章小結 2523108第三章后車架設計及校核 1146873.1.概述 18873.2后車架的設計 1299253.3后車架校核 324490第四章總結 16047參考文獻 1PAGE68第一章緒論1.1概述1.1.1裝載機概述裝載機具有良好的工作技能，用于高等公路施工中的路基填筑和挖掘，以及制作混凝土。此外，裝載機工作快速，高效率，操作簡便，經常在工程建設施工中使用。圖1.1輪式裝載機示意圖1-行走機構；2-雙渦輪發動機；3-渦輪發動臂；4-鏟斗；5-全自動臂臂式轉斗引擎油缸；6-全自動臂式轉斗燃油箱氣缸；7-自動駕駛室；8-自動燃油箱圖1.2履帶式裝載機1.1.2裝載機液壓系統1.工作裝置油路目前，通常情況下，國內外裝載機使用工作油泵和輔助油泵雙齒輪泵CBG供油，例如，ZL50型裝載機使用四位六通閥來使動擺的操作得到實現，從而使動擺的動作能夠浮動、升降和固定，然后通過三位六通臂來對鏟斗進行控制，使其能夠被上升、固定和下降以完成操作。用過載安全閥對整個系統進行保護。由動臂油缸和鏟斗油缸組成油缸。2.轉向油路為了使生產率得到提高，現代轉載機的轉向為液壓型。這對地面有一定的緩沖作用。國內外有四種主要的裝載機轉向系統。（1）液壓助力轉向系統如圖1.3所示為液壓助力轉向系統的工作原理。閥套打開，油缸在流量的帶動下轉動，帶動前車車架進行轉動，然后帶動前桿翻轉前部車架到閥套，促使一種封閉系統的形成。因為前車架與方向盤的轉角的比率是相互同步的，所以可以讓鏟車轉彎時的減速得到保障。①前車架；②后車架；③鉸接中心；④前橋；⑤后橋；⑥后橋擺動軸；⑦、⑧左右轉向油缸；⑨隨動閥；⑩轉向桿；?轉向垂臂；?隨動桿圖1.3液壓轉向系統(2)全液壓轉向系統鏟車全液壓轉向系統的內部結構見圖1.4。(3)同軸流量放大轉向系統轉向機構使用小排量全液壓電機，經過專門改裝，電機可作為液壓助力器工作。良好的系統性能，簡單的結構，低廉的成本。如圖1.5所示為我國同軸流量放大液壓轉向系統原理圖。(4)流量放大轉向系統流量增強轉向系統由轉向油缸、轉向泵、小排量轉向器、流量增強閥和轉向限位閥組成。系統原理圖見圖1.6。1-轉向油缸；2-閥塊；3-全液壓轉向器；1-轉向液壓缸；2-組合閥塊；4-同軸單穩閥；5-齒輪泵；6-濾油器；7-油箱流量放大器；4-工作油路；5-優先閥圖1.4普通全液壓轉向系統原理圖圖1.5同軸流量放大液壓轉向系統原理圖圖1.6流量放大轉向系統原理圖目前，輪式裝載機主要對鉸接式車架進行使用，轉向通過使用八字油缸得以實現(見圖1-3)。這個方法在本次設計中得到使用。1.1.3裝載機后車架由于輪式裝載機以相對較高的速度行駛，工作負荷很大，因此必須對行走系統部件進行調整。車架不僅占整機重量的很大一部分，而且在整機運行中具有較高的載荷性能的意義。為了保證匹配車架機件位置，對車架的強度、剛度和重量提出了很高的要求。1.2本課題的意義、技術要求這個設計主要有兩個方面的意義：從理論上分析了裝載機的原理，提供了較好的研發數據給裝載機的深層次發展。實際上，我國工程機械已經進入一個快速發展的周期，這一設計對改進和優化裝載機提供了一定的指導。總之，在ZL60輪式裝載機的設計過程中，本文主要對裝載機的穩定性、通透性和效率進行了考慮。后車架連接的強度和這些屬性的參數必須使一定的指標得到滿足，以確保裝載機的安全和高性能。1.3本課題研究的主要內容、指導思想本文在對大量資料進行查詢的基礎上，與本科學到的理論知識和實踐知識相結合，按照裝載機的基本動作和特點設計了液壓回路，最后按模塊構建了整個回路。第二章液壓系統的設計2.1概述本系統設計的主要目的是對ZL60型輪式裝載機的液壓系統進行設計，包括供油系統和轉向系統，以及發電機的液壓傳動系統。輪式裝載機ZL60燃料斗氣缸的容量是4.5，整個液壓傳動系統的驅動由三個CB-Gj齒輪泵完成。發動機輔助供油泵、轉向系統液壓泵、工作裝置主泵分別構成工作供油裝置液壓回路和發電機轉向傳動系統液壓回路。兩個回路由發電機和輔助燃油泵相連。2.2工作裝置液壓系統設計2.2.1擬定液壓原理圖裝載機工作裝置前轉斗操作閥動作+60，首先需要切斷后面的動臂操縱閥與油門之間的關聯，拉動后面的閥，使其移動，并讓轉斗工作。它們形成一個單作用的連續循環。(如圖2.1所示)圖2.1裝載機工作裝置液壓原理圖（1）方向控制閥——轉斗液壓缸換向閥，動臂液壓缸換向閥。主要對動臂液壓缸和轉斗液壓缸的運動方向進行控制，使鏟斗和動臂在特定位置停留，也可以通過對換向閥開度進行控制促使液壓缸速度得到調節。轉斗液壓缸的換向閥是用來控制斗體向前、向后，或者在一定位置固定的三種動作的三位六通滑閥；動臂液壓缸的換向閥是用來控制動臂的舉、降、定、浮四種動作的四位六通滑閥。動臂浮動位置使得在地面上堆垛時，裝載機可以與隨著地面的情況自由浮動，并且使得鏟斗刃在挖掘礦石時可以避開大塊礦石，工作效率得到提高。(2)溢流閥——壓力系統控制閥。當液壓缸中液壓系統壓力比設定的壓力值大時，就會觸發壓力系統控制閥，該系統為了保護液壓缸，會讓液壓缸內的油重新流回到油箱內。（3）緩沖注油閥(雙功能閥)——組成部分為過載閥和單向閥，在平行旋轉鏟斗液壓缸的回油通路上安裝。（4）輔助裝置——由管接頭、油箱、油管、濾油器組成。2.2.2工作裝置液壓系統計算1.液壓缸選取1)內徑計算（1）根據液壓缸的公稱壓力，在《機械工程手冊》第四部分第17至30類(如表2.1所示)中，工作壓力選擇在17.5兆帕。（2）根據機械工程手冊第四部分17-260活塞與活塞桿密封處摩擦阻力與液壓缸的機械摩擦力相關，在標準的數額規定壓力下，一般為=0.9-0.95，在本次設計的液壓缸中為=0.9。（3）根據《機械設計手冊》17—259，（如表2.2）活塞桿直徑是否需要緩沖裝置取決于速度比，一般來說，速度比系數不應太大或太小，以避免反向壓力。表2.1液壓缸的公稱壓力設備類型壓力范圍／MPa壓力等級說明機床、壓鑄機、汽車＜7低壓低噪聲、高可靠性系統農用機械、工礦車輛、注塑機7～21中壓一般系統船用機械、搬運機械、工程機械、油壓機、冶金機械、挖掘機、重型機械21～31.5高壓空間有限、響應速度高、大功率下低成本金剛石壓機、耐壓實驗機、飛機、液壓機具＞31.5超高壓追求大作用力、減輕重量表2.2液壓缸的速比系數公稱壓力≤1012.5～20＞201.331.46、22速比系數取值為1.46。（4）根據資料，分別對動臂的工作阻力、鏟斗的工作阻力進行確定，分別是F=144KN、F=215kN。動臂液壓缸安全系數根據《機械設計手冊》第I卷1-113取值1.6。鏟斗液壓缸安全系數取值1.5。按《液壓設計手冊》第75頁公式3-3，對動臂液壓缸的內徑進行計算：（2-1）將以上數據帶入公式，得動臂液壓缸mm轉斗液壓缸mm根據《機械設計手冊》第四卷中動臂連桿液壓缸內徑公式（見圖2.3），D=180mm是動臂連桿液壓缸內徑公式，D=200mm為轉斗桿和動臂連桿液壓缸內徑公式。表2.3液壓缸內徑液壓缸內徑系列（GB/T2348-1993）/mm8、10、12、16、20、222、25、32、40、50、63、80、（90）、100、（110）、125、（140）、160、（180）、200、(220)、250、(280)、320、(360)、400、(450)、5002)壁厚和外徑的確定（1）根據《液壓設計手冊》第76頁的公式3-4，計算通常采用薄壁筒，按以下公式計算壁厚（m）：（2-2）P—液壓缸最大額定工作時間壓力（MPa）；—安裝在液壓缸筒內的材料的最大允許工作時間壓力(MPa)，其中=；—材料極限抗拉強度(MPa)；n—安全系數，n與載荷情況有關，按建議的安全系數取值，《液壓設計手冊》76頁，（如表2.4）表2.4安全系數材料的主要種類交變載荷靜載荷沖擊載荷不對稱對稱鋼58312鑄鐵6101015根據上表中的建議值，取n=5。通常采用20、35和45鋼的無縫鋼管作為缸筒材料，將45鋼用于本設計。調質處理。根據《機械設計手冊》第四卷17-264，其允許應力為為610MPa，=360MPa。液壓缸工作時能承受的最大壓力：當液壓缸額定的工作壓力≥160MPa時，此時的液壓缸內最高工作壓力為=1.25當額定的液壓缸工作壓力≤160MPa時，此時的液壓缸內最高工作壓力=1.5在公式內代入上面的數據得：動臂油缸：轉斗油缸：缸筒壁厚：（2-3）式中：—缸筒外徑公差余量（m）；—腐蝕余量（m）經過加工圓整和安裝后，對《機械設計手冊》第一卷3-161進行參閱，液壓和氣動缸內直徑無縫鋼管取動臂油缸和轉斗油缸壁厚度則液壓缸的外徑：動臂油缸：轉斗油缸：（2）驗算液壓缸壁厚：動臂油缸：（2-4）轉斗油缸：隨意壁厚是合格是。3）缸筒底部厚度的計算（1）與缸筒的連接型式采用結構如下圖所示的焊接連接：圖2.2缸筒與缸頭的連接形式（2）厚度的計算其底部為圓形平面，整個圓盤的力厚度可以用嵌套物體包圍的整個圓盤的力的對數關系公式來近似計算：—筒底厚（m）；P—筒內最高工作壓力（MPa）；—筒底材料許用應力（MPa）；—計算厚度外直徑；這可以從前面的參數看出，動臂油缸：（2-5）轉斗油缸：（3）強度驗算焊接連接缸筒和缸蓋時，按下式對焊縫應力進行計算：（2-6）式中：F—缸內最大推力（N）；動臂油缸F=40078.87，轉斗油缸F=49480.08可以通過前文得知—缸筒外徑；—焊縫底徑；—焊接效率，取=0.7；—焊條材料抗拉強度；n—安全系數；取n=5動臂油缸：轉斗油缸：角焊縫的允許應力由鋼結構檢查所以焊縫是安全的。（4）液壓缸筒的制造和工業要求：（a）缸筒內徑H7或H8，兩者都必須打磨。通常情況下，此時缸筒表面粗糙度為0.16-0.32。（b）通過熱處理的方式將液壓缸的質量進行調整，需求液壓缸的硬度為HB≥241～285；（c）必須在規定的內徑公差范圍內的缸筒內徑圓柱度、圓度、錐度。（d）500長度上缸筒的直線度公差不超過0.03mm；（e）直徑為100mm的缸筒端面垂直度不超過0.04；孔軸線與筒體直徑D的偏差不不能比0.03大；孔—的軸線對缸對于100毫米的長度，垂直直徑不得超過0.01毫米；軸頸-對于缸徑為100毫米的立式氣缸，氣缸D的直徑在0.1毫米內；4）活塞桿的計算（1）計算公式是根據固定活塞桿長度和活塞直徑在第四卷《機械設計手冊》17-272中給出的：動臂油缸：（2-7）轉斗油缸：式中：D—缸筒內徑；—速比系數對《機械設計手冊》第四卷的17-257條進行參考。如表2.5所示為零件活塞桿直徑系列，直徑達90mm的動臂油缸活塞桿，以及直徑達110mm的轉斗油缸活塞桿。表2.5活塞桿直徑系列2022252832364045505663708090100110（2）計算液壓缸的流量和推力（a）計算液壓缸的推力按《液壓設計手冊》第79頁的公式計算：用油填充液壓缸無桿腔時，在活塞桿的理論推力下進行作用；（2-8）液壓缸有桿腔內進入油時，活塞桿的理論力等于；（2-9）式中：P—工作壓力（；D—活塞直徑（液壓缸內徑）（m）；d—活塞桿直徑（m）；—液壓缸的機械效率；取=0.9；在公式中代入上述數據，得到：動臂油缸：轉斗油缸：（b）液壓缸的效率（2-10）式中：—液壓缸的機械效率，取=0.9；—液壓缸的容積效率，采用密封圈，取=1.0則液壓缸的效率（c）液壓缸的流量（2-11）式中：—活塞的有效作用面積，有桿腔的面積，無桿腔的面積；—活塞的運動速度，取=1.5mm/min；—油缸的容積效率，取=1代入數據得：動臂油缸：轉斗油缸：（3）活塞桿的結構設計(a)活塞桿的結構形式的選取活塞桿的強度和硬度必須充足。桿內端：由于工作壓力高，使用卡環設計來防止劇烈的機械振動。參考《7液壓設計手冊》第87頁表3-10，獲取以下結構：圖2.3活塞桿與活塞的連接形式應該根據實際情況來選擇合適的桿頭進行載荷，從而盡可能的避免活塞在運作時脫落或者偏心承載力。在工作時，液壓缸的軸會擺動，這種結構采用校銷連接。如下圖所示：圖2.4活塞桿外端連接形式(b)活塞桿的材料及技術要求材料：使用45鋼；技術要求：eq\o\ac(○,1)20~30mm的表面鍍鉻，0.5~1mm的淬火深度。eq\o\ac(○,2)在導套中滑動的活塞桿，對應的是H8/H7，如果太緊會產生更多摩擦，如果太松很容易導致卡滯；eq\o\ac(○,3)活塞桿直徑公差必須比圓柱度公差大。eq\o\ac(○,4)安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不得超過0.04毫米/100毫米，促使安裝的偏斜不會產生，使其得到保障。eq\o\ac(○,5)外圓同軸公差和活塞安裝的頸公差不得超過0.01mm；eq\o\ac(○,6)活塞桿的外圓粗糙度R=0.1~0.3，表面太光滑不利于油膜的形成，無法起到潤滑的作用；eq\o\ac(○,7)活塞的表面處理是鍍鉻和拋光或磨削；eq\o\ac(○,8)還要對活塞桿內端的卡鍵和緩沖裝置為同軸線進行確保；5)液壓缸行程的確定根據工作需要，選擇L=900mm動臂油缸活塞行程，L=508mm轉斗油缸活塞行程。6)緩沖裝置本設計主要采用的緩沖裝置是可變節流型。在這種類型緩沖裝置的緩沖過程中，隨著緩沖過程的加速，通流腔的面積產生變化，緩沖腔中的緩沖壓力始終保持恒定，總體結構圖如下：圖2.5緩沖裝置結構圖7)排氣裝置通常情況下，排氣閥在液壓缸兩側的排氣管閥端以及頂部最高的泄壓位置上進行安裝。延遲壓縮和自動延遲壓縮膨脹必須存在于液壓缸中流動的空氣中，為了使這種現象得到避免，必須安裝一個自動排氣閥在每個自動液壓缸上。8)選型根據以上計算結果，選擇液壓缸型號與《機械設計手冊》第四卷17-286相結合：動臂油缸：180mm的油缸內徑，90mm的活塞桿徑，900mm的行程，17.5MPa的壓力，H是其選擇的等級代號，耳軸用于安裝液壓表，3是其代號，桿端外螺紋是活塞桿端連接方式，代號為1，桿頭端帶緩沖是緩沖型式(3)，內螺紋是油口的連接型式(1)，對雙作用單活塞桿液壓缸進行采用。型號表示為：HSG.K-180/90.H-3131-900。轉斗油缸：油缸內部的等級選擇為H，將液壓表選用的耳軸設定為代號3，并將活塞桿端部鏈接的外部螺紋設定為代號1，油缸的內徑為200毫米，活塞桿為110毫米，沖擊為508毫米，此時的壓力位17.5Mpa，緩沖型式使用桿頭端帶緩沖(3)，油口連接型式使用內螺紋(1)，液壓缸采用雙作用單活塞桿液壓缸。其型號為：HSG.K-200/110.H-3131-508。2.選取液壓泵選擇合適的液壓泵主要是根據實際工況和需求進行決定的。一般情況下，泵正常工作最大壓力的80%是固定設備系統中正常的工作壓力；液壓泵的最大流量通常比正常工作系統的最大流量大得多。（1）泵的主要參數通過設計任務書，選用CBGj3125齒輪泵作為工作裝置的液壓泵。對《機械設計手冊》和網絡資料進行查閱，CBGj31215的額定壓力位20Mpa，最高壓力為205Mpa，理論的排量為125ml/min，額定轉速為2200r/m，容積效率系數≥92%，總效率系數≥83%。（2）計算液壓泵的流量=0.0055（/s）（2—12）式中K—液體滲透系數計算，K一般取值1.1～1.3，計算中K取值1.2（3）計算液壓泵的驅動功率液壓泵的工作壓力和流量得到確定后，可以對液壓泵驅動功率進行計算：=20*1000*330/（60000*0.83）=132.5kW（2-13）3.閥的選取（1）單向閥根據《機械設計手冊》對C型單向閥進行選擇。在設定開啟壓力下使用C型單向閥，調節流量，完全防止回流。（2）溢流閥根據《機械設計手冊》17-381，對DT-02-H直動溢流閥進行選擇，7-21MPa的壓力調節范圍。（3）換向閥采用三位六通閥對轉斗油缸進行控制，可以對鏟斗的三個動作進行控制，在特定位置固定、前進以及向后；采用四位六通滑閥作為動臂液壓缸換向閥，它可以控制動臂進行四個動作，固定、向上、浮動、向下。4.液壓管道及其連接通過油管接頭連接油管與油管液壓組件，為了保證液壓組件的順利運行，對油管接頭的壓力損失、質量和密封性都有極高的要求。（1）硬管的選取管型和管內流速決定了油管內徑的選擇。由以下公式確定管道內徑：（2-14）式中：Q—流經管路的流量；v—油管內的允許流速。對吸油管可取v=（1～1.5）m/s一般取1m/s，回油管可取v＜（1.5～2.5）m/s，壓力油管：當P＜2.5MPa時，取v=(3～4)m/s，當P=（2.5～16）MPa時，取v=（3～4）m/s，當P＞16MPa時，取v＞5m/s。對吸油管有：取d=100mm。對回油管有：取。（2）軟管的選取通常情況下，軟管分為高壓軟管和低壓軟管兩種。其中，高壓軟管是用于低壓下的回油回路或壓縮空氣管道，一般都是以鋼絲繩或鋼絲纏繞成一體的橡膠軟管來保障其質量。由中膠層、內膠層、外膠層、鋼絲編織層四層組成鋼絲軟管，有1-3層的鋼絲編織層，只有2、3或6層的鋼絲纏繞層，管子直徑越小，層數就越高，耐壓力也越高。纏繞鋼絲的橡膠軟管的優點還有脈沖特性好、管體柔軟等。按照《機械設計手冊》17-616中的公式計算內徑：（2-15）式中：A—軟管的通流截面面積（）；Q—管內流通（L/min）；v—管內流速，通常情況下，軟管流速比6m/s小，取值5m/s所以，取軟管的內徑（3）管接頭的選擇管接頭采用焊接的方式進行銜接，將螺母、接管與接頭體組成，并且在接管與接頭體的位置要直接用O形的密封圈，當機體擰入時，使用金屬墊圈或組合來密封端面。管道系統中缸管接頭和接管的連接必須焊接，管接頭與機體之間主要采用常規的細牙螺紋連接，焊接式管接頭按照《機械設計手冊》第四版第四卷表17-8-6的規定進選用。（4）螺塞的選取螺塞主要用于對工藝孔和排油孔進行堵塞，包括缸身需要堵住的部位。對六角螺塞進行選用（JB/ZQ4450-1997），《機械設計手冊》第四版第四卷P17-674表17-8-78有其主要的參數。2.3裝載機液壓轉向回路2.3.1概述裝載機頻繁的轉向取決于其工作周期短、靈活的特點。1.轉向機構布置本設計的車架是鉸接式，前后車架通過八字油缸的延伸進行轉向。圖2.6轉向系統液壓回路在轉向過程中，存在以下關系：（1）一定的關系存在于轉向油缸活塞位移和轉向閥閥芯位移之間，也就是滑閥位移將引起活塞位移，而活塞位移又消除閥芯位移。這種方法也就是“反饋”。（2）前車架和后車架的相對角度總是與方向盤的轉向角度一致。當方向盤轉角較大時，前車架和后車架的相對角度也較大。此時，裝載機行駛在小轉向梁上，當轉向角小時，前車架和后車架的相對角度也小，裝載機此刻行駛在大轉向半徑上。當方向盤不動時，關閉左右轉向油缸，裝載機直線行駛。（3）雖然車輪在轉彎時會產生很大的阻力，但是只需要很小的力就能對方向盤進行操縱，也就是力的放大效應。2.轉向油路分析ZL60裝載機轉向油缸的壓力和油主要由齒輪泵CB-Gj2080提供，由主機和柴油機驅動齒輪泵，定量轉向油泵只有在發動機以一定的旋轉頻率運行時才能得到最理想的裝載機旋轉的頻率。這很難在實踐中實現，有兩種方法可以實現裝載機轉向油缸的流量持續的變化，這取決于裝載發動機的旋轉頻率：第一種，發動機對輔助泵和流量大的轉向油泵進行使用。另一種是組合發動機的轉向油路。主要是利用流體流過孔道時產生的壓差完成流量控制閥的運動，隨著轉向油路不同的流量移動，使滑閥自動移動，使工作油路和轉型油路的流量得到自動控制，根據工作需要制定計劃。3.流量控制閥動作原理如下：（1）在發動機低轉速時發動機轉速較低時，轉向油泵和輔助油泵在轉向油路中的流量較低，通過孔的液流壓降也較低，滑閥左側和右側之間的壓力差也較小。較小的壓力差無法對彈簧強度進行克服，因此滑閥將推向左。轉向油泵壓力油經孔后流入轉向油回路；所有來自輔助泵的壓力油將止回閥推到滑閥內部，并與轉向液壓油泵的壓力油連接控制，然后通過孔向轉向回路輸送油。（2）在發動機中速時提高發動機速度時，會增加每個油泵的流量，也會相應增加通過開口的流量，因此也會按比例增大通過孔的壓力差。當發動機轉速達到一定設定值時，通過滑閥的壓力差將開始克服彈簧的預應力，并將向右移動滑閥。此時，輔助油泵的一部分壓力使機油轉向工作油回路，隨著發動機系統的增大，這一部分流量也會增加。隨著發動機轉速的增加，輔助油泵提供給轉向油回路的燃料量減少。因此，在任何發動機系統中，輔助油泵和轉向油泵向轉向回路提供的總流量都保持相當穩定。（3）發動機高速時如果進一步提高電機速度，則增大滑閥的壓差，增加滑閥向右的移動量。當一定的設計速度達到時，輔助泵到控制回路的所有開口都關閉。在這一階段，輔泵是所有工作油循環中開度最大的。目前，整個輔泵流量被送到工作油路，工作油路對工作泵和輔泵的全流量進行接收，大大加快了運行速度。當發動機比該設計轉速大時，僅由轉向油泵提供轉向油路所需的流量。此時，隨著轉向油泵轉速的提高，轉向油路的流量進一步增加。4.轉向閥有兩種裝載機轉向閥和轉向器布置的型式。中型和小型裝載機的轉向閥通常在轉向器下方布置，轉向螺桿連接到轉向閥。由于轉向系統流量較大，轉向閥的結構對于大型裝載機來說也更加復雜。所以，轉向閥設計為獨立結構，轉向器通過垂直轉向臂、前后牽引桿、從動桿等桿系，連接到轉向閥，使結構更便于布置。本次設計的ZL60裝載機是大型機械，相對簡單可靠的前一種方法，因此得到采用。以下是ZL60裝載機轉向閥的工作原理：當轉向閥在中間位置時，相連的油箱與轉向油泵，通過轉向閥，從油泵進口的加壓油直接返回油箱。處于低壓狀態的鎖緊滑閥右端油液，在左端彈簧的作用下，鎖緊滑閥被向右推，轉向油路被封閉，轉向油缸不移動。逆時針轉動方向盤時，垂直轉向桿穿過滑閥的前后拉桿和跟蹤桿移回左轉位置。由于從油泵滴下的油不能直接返回到油箱，所以從油泵滴下的加壓油將單向閥推開，然后將鎖緊滑閥的右端進行推動，使其在彈簧力的作用下向左滑動。油泵壓力油通過轉向滑閥和鎖緊滑閥向右轉向油缸活塞腔及左轉向油缸活塞桿腔供油，右缸活塞桿腔、左缸活塞腔中的油返回油箱，促使左轉向的目的達成。因為隨動桿的另一端固定在前車架上，在裝載機轉動時其跟著旋轉。同時，隨動桿向前移動后拉桿，其向前移動的距離等于所述后拉桿的向后移動距離，使轉向閥回到中間位置，這是轉向系統的機械反饋。如果方向盤繼續轉動，將再次打開轉向滑動閥，前后車架將繼續相對于彼此彎曲。所以，方向盤的旋轉速度決定前后車架的彎曲角度。轉向閥在方向盤停止旋轉時回到自由位置，關閉轉向缸。然后用產生的轉向半徑旋轉裝載機。如果裝載機需要直線行駛，需要以相同的角度向相反的方向轉動方向盤。轉向滑閥具有負封閉可逆過渡形式，其優點是，在轉向閥的空檔位置，油可以直接返回油箱，從而緩解轉向油泵的壓力，使動力損失減少，轉向靈敏度提高。2.3.2轉向液壓系統計算1.液壓缸選取1）內徑計算（1）對16MPa的工作壓力進行選取。（2）根據《機械設計手冊》第四卷17—260同上取=0.9~0.95，本次設計取=0.9。（3）根據《機械設計手冊》17—259（如表2.2）1.46是速比系數取值。（4）將轉向系統的工作阻力確定為F=46000N。參考《機械設計手冊》I卷1-113，安全系數取值為1.5。在公式2-1中帶入數據，對液壓缸內徑進行計算得：對第四卷的《機械設計手冊》內容進行參照，對液壓缸的內徑進行設計（如表1.3），D=100mm為動臂液壓缸的取值。2）壁厚和外徑的確定（1）參考《液壓設計手冊》76頁，3—4公式，計算通常按照薄壁筒，按照公式2-2計算壁厚（m）：式中：P—液壓缸的最高工作壓力（Mpa）；—缸筒材料的許用壓力（MPa）；=；—材料的抗拉強度極限（MPa）；n—安全系數，n與載荷情況有關，安全系數推薦表取（如表1.4）取n=5通常使用20、35和45鋼的無縫鋼管作為缸筒材料，并選擇45鋼作為本次結構材料。硬化處理。根據《機械設計手冊》第四卷17-264取為610MPa，=360MPa。系統的最高工作壓力：當額定壓力≥16MPa時，最高壓力=1.25當額定壓力≤16MPa時，最高壓力=1.5將上面的數據代入公式得：在公式2—3中代入數據，經過圓整及對《機械設計手冊》第一卷3—161液壓和氣動缸內徑無縫鋼管進行參考，取油缸壁厚為則液壓缸的外徑：（2）驗算液壓缸壁厚（帶入數據到公式2-4）：所以壁厚是合格的。3）缸筒底部厚度的計算（1）與缸筒的連接型式連接型式與上述動臂油缸和轉斗油缸相同，均為焊接型。（2）厚度的計算它的底部是平的，可以根據周圍嵌入的圓盤的強度來估計其厚度（帶入2-5公式）：—筒底厚（m）；P—筒內最高工作壓力（MPa）；—筒底材料許用應力（MPa）；—計算厚度外直徑；有前文可知，m（3）強度驗算焊接連接缸筒和缸蓋時，按公式2-6計算焊縫應力：F—缸內最大推力（N），由前面可知轉向油缸F=113097.3N；—缸筒外徑；—焊縫底徑；—焊接效率，取=0.7；—焊條材料抗拉強度；n—安全系數；取n=5角焊縫的允許應力由鋼結構檢查所以焊縫是安全的。4）活塞桿的計算（1）依據公式2-7活塞桿的直徑計算公式：式中：D—缸筒內徑；—速比系數；對《機械設計指南》第四冊17-257直徑活塞桿組(如表2.5)進行參照，取油缸活塞桿直徑63mm。（2）計算液壓缸的推力（a）液壓缸推力的計算計算依據公式2-8及2-9：（b）液壓缸的效率（按公式2-10計算）：帶入公式2-10：（c）液壓缸的流量（按公式2-11計算）帶入數據得：（3）活塞桿的結構設計與上述相同的動臂油缸和鏟斗油缸結構，如圖2.3所示為活塞桿和活塞的連接形式，活塞桿外端的連接形式見圖2.4，并且材料和材料處理與上述相同。5）液壓缸行程的確定根據工作需要對轉向油缸活塞行程L=375毫米進行選擇。6）緩沖裝置采用與前面相同的裝置（如圖2.5）。7）排氣裝置采用的裝置與前面相同。2.選取液壓泵（1）泵的主要參數根據技術任務，該工作裝置的液壓泵對CB-Gj2080型齒輪泵進行了選擇。通過對《機械設計手冊》及網上資料進行查閱，其主要參數為：理論額定液壓泵排量80毫升/分鐘，額定壓力20兆帕，25兆帕是最大壓力，額定轉速2200r/m，容積效率≥92%，總效率≥83%。（2）計算液壓泵的流量（公式2-12）式中：K—考慮液流滲透的系數，一般取K=1.1～1.3，計算中取K=1.2（3）計算液壓泵的驅動功率（公式2-13）對液壓泵工作壓力和流量進行確定之后，就可對液壓泵驅動功率進行計算：=20*1000*211/（60000*0.83）=84.74KW3.閥的選取同上。4.液壓管道及其連接（1）硬管的選取軟管類型和軟管內流速決定了軟管內徑。按公式確定（2-14）管道內徑。對吸油管可取v=（1～1.5）m/s一般取1m/s，回油管可取v＜（1.5～2.5）m/s，壓力油管：當P＜2.5MPa時，取v=(3～4)m/s，當P=（2.5～16）MPa時，取v=（3～4）m/s，當P＞16MPa時，取v＞5m/s。對吸油管有：取d=80mm。對回油管有：取（2）軟管的選取按照公式（2-15）計算內徑：式中：A—軟管的通流截面面積（）；Q—管內流通（L/min）；v—管內流速，通常軟管允許流速比6m/s小，取5m/s。所以，軟管的內徑取（3）管接頭的選擇同上。（4）螺塞的選取同上。2.4液壓附件的選取1.油箱的設計與計算（1）結構的設計開放式油箱的液位對大氣開放。為了防止油污染，安裝了空氣濾清器箱在燃油上方，該濾清器同時充當加注口。封閉式油箱通常意味著油箱的液體表面與大氣沒有直接聯系，通風口與壓力下的惰性氣體相連。通常油箱的形狀是矩形的，容積比2大的油箱，更適合圓柱形結構，設備輕便，0.05MPa是油箱內壓。當設置油箱的主油孔時，排油口與油箱回油口之間的距離應盡可能大。管口必須插入到最低油位以下，形成45°的斜角，以增加油的吸收和回流截面，所以油流速度不會太大，而且管口必須對準容器底部。吸油管與箱底之間的距離H≥2D（D–管徑），與箱體側面的距離至少為3D。h≥3D是回油管與油箱底部的距離。將吸、回油管通過隔板隔開，使液流能夠循環，分離和沉淀油液中的氣泡與雜質。另外隔板上的濾網還可根據需要進行設置。在對油箱將進行設計時，結構上應對清洗換油時的方便進行考慮，對清洗孔進行設置。在油箱的最底部設置放油口。對安裝板進行設置，也就是通過螺栓固定在油箱蓋上。對液位計進行設置，對油箱進行加注時監控油位上升，油位可以在系統過程中查看。根據GB/T3766-1983第5、2、3a條規定:“燃油箱底部必須高出地面150mm以上，以便于搬運、吸油和熱蒸發”。為了防止機油掉落到地面，請將機油底座放在油箱的底部或頂蓋周圍。油底應有一個排水孔，促使清潔更方便。油箱內壁必須經過拋丸或噴砂處理，對焊接渣和銹進行清除。一旦清除了灰砂，處理或涂層就可以根據不同的工作介質進行。（2）液壓油箱的有效容積的計算結合使用情況，使用以下經驗公式進行計算：（2-16）式中：—經驗系數，見表2.6；—油箱的有效容積；—液壓泵的額定流量；表2.6經驗系數經驗系數行走系數低壓系數中壓系數冶金系數1～22～43～510整個液壓系統使用一個油箱，因此液壓泵的額定流量是兩個液壓泵的總和。根據計算結果，選用無支承架的AB40-33油箱，《機械設計手冊》17-745，使用1500型，重量510千克，工作容積1676升。2.過濾器液壓油中的雜質可以通過過濾器去除，使系統部件的清潔度得到保持，促使系統部件的可靠性得到保證。系統中機油濾清器的安裝。安裝方法:如圖所示安裝在液壓泵吸入管中；圖2.7過濾器的安裝方式應用與要求：需要高輸油能力保護液壓泵（為油泵流量的2倍以上），阻力不大（不超過0.01～0.02MPa）。通過使用粗過濾網（網式或線隙式）。選擇濾油器時，根據《機械設計手冊》P17-720表17-8-129，連接過濾器與低壓線隙式管，型號為：XU-A630*30FS。2.5液壓傳動系統的安裝與維護2.5.1各種液壓元件的安裝對各種液壓元件進行安裝時，還應對以下問題進行注意:（1）質量檢查必須在安裝組件之前進行。（2）在安裝前，應對各種溫度自動控制的儀表認真進行檢查校驗。（3）液壓泵的安裝位置如下：液壓泵與發動機之間、外露的旋轉軸，聯軸器必須與制造廠規定相符。必須確保液壓泵和電機之間安裝的剛度充足，對其在運行過程中的同軸進行確保。液壓泵的進給線必須短而直。在規定的油粘度范圍內，泵的吸入壓力等條件應與泵制造商的要求保持一致。必須完全密封液壓泵，空氣和粉塵一點都不能存在（4）油箱的安裝要求如下：對油箱進行徹底清洗，檢查使用壓縮空氣，同時對焊縫質量進行檢查。油箱底部應比安裝面高150mm以上。支撐面積必須充足。（5）液壓閥的安裝。閥門的安裝和連接方式應與制造商的技術要求相符。板式排氣閥的導向支撐必須正確。安裝連接處時，應注意使密封良好的密封能力得到保障。法蘭連接螺釘不應過度擰緊，以免破壞密封性。當密封件需要擰緊時，應對密封件的安裝形式或連接材料進行更換或修改。（6）密封件密封材料必須與其接觸點介質相容。工作壓力和密封溫度以及密封安裝應該根據相關規定進行。具有動態封條，在符合制造商規定的存儲條件的情況下，可使用一年。（7）液壓執行元件的安裝要求如下：（a）液壓缸液壓缸的安裝應符合設計圖的要求和規范。當對液壓缸進行安裝時，在結構允許的前提下，必須在頂部安裝進出口，以便能夠自動通風或方便對通風閥進行安裝。安裝液壓缸時應該是方便可靠的，對熱膨脹的影響進行預防，氣缸的一端必須在高溫工作下保持浮動。管道接頭不得松動。液壓缸的安裝面必須足夠平行，并與活塞桿的滑動面垂直對齊。不應使密封圈的安裝過緊。（b）管路應遵循以下要求對管路進行安裝：按照有關工藝規程進行管路鋪設、安裝。管路必須自由安裝，固定連接的管路設備不應被強行連接到焊接后的過度徑向力。它的位置必須精確、一致、清晰。鄰近管路的邊緣至少要有10毫米。短管焊接是不允許的，不允許在彎曲處連接。管路的敷設和安裝應不對部件和液壓設備造成污染，并使其的清潔得到保障。2.5.2液壓元件的維護應該經常檢查油箱中的油液是否保持在正常液面。對新油液進行更換或對油壓進行添加時，油液必須與指定的油液牌號相符合。2.6本章小結1.主要對工作裝置液壓原理圖進行了設計，液壓泵、安全閥、液壓缸、換向閥等部件的選擇是通過計算進行的。2.對轉向系統液壓原理圖進行了設計，并通過計算對各液壓元件進行選取。3.選取了液壓附件（如濾油器、液壓油缸等）。4.分析了基于此安裝與維護液壓系統。第三章后車架設計及校核3.1.概述一般情況下，車架分為整體式和鉸接式：如圖3.1所示，它是由兩根用鋼板焊接的縱筋和幾根用鋼板焊接的橫桿組成的實心框架。用鋼板沖壓或者通過接完成，由前向后變的縱梁橫截面，大部分載由后半部分承載荷，橫截面高度也要大大提高。兩個縱梁的前部和后部由橫梁連接。在荷載較大的車架后部安裝了兩個x形梁，以增加其強度和剛度，車架后部安裝了k形梁，以增加車架的局部強度。1-前車架；2-動臂鉸點；3-上鉸銷；4-后車架；5-螺栓；6-副車架；7-水平銷軸；8-下鉸銷；9-動臂液壓缸鉸銷；10-轉向液壓缸前鉸點；11-限位塊；12-轉向液壓油缸后鉸點；13-橫梁圖3.1裝載機鉸接式車架3.2后車架的設計1.鉸點的選型目前，主要采用以下三種鉸接式車架節點形式：滾錐軸承式、銷套式、球鉸式。本次設計的大型裝載機是ZL60裝載機，結構簡單，工作可靠的第一種鉸點型式，可以對強度要求進行滿足，因此對第一種鉸點型式即銷套式進行采用。2.車架上各部件的設計主要由各種板、后鉸鏈架、車架組成輪式裝載機后車架（主要包括柴油機墊板、水箱墊板、左右側板等），它是基礎，用于安裝各部件及總成。對ZL50型裝載機進行參照，促使各板的尺寸得到明確。主要板件設計如下：（1）首先對后軸中心線的位置進行確定，然后對軸距的一半進行確定（2）左、右側板參考技術規格參數，結合前車架和工作裝置的相關信息，確定長度為3565mm，后橋軸中心線到板前端的距離為1690mm。板材為Q345A低合金鋼結構，板厚取30mm。（3）柴油機墊板，前支座根據所選的柴油機，確定其安裝尺寸，設計墊板的尺寸為170x168，板厚取22mm。柴油機前支座為焊接件，由兩個筋板及一個墊板焊接而成，筋板材料為Q235A碳素結構鋼，墊板材料取Q345A低合金結構鋼。（4）水箱墊板水箱尺寸按參考材料設計，水箱墊板尺寸為300x110，材質為低合金鋼Q345A。（5）后尾梁根據裝載機全寬全高，對后梁尺寸（1080x410），板厚（20），材質（Q345A）為低合金鋼結構進行確定。（6）右連接板、前翼板、后翼板根據裝載機后機架尺寸及各部件布置，右連接板尺寸為640x120，前翼子板尺寸為1435x90，后翼子板尺寸為1215x130，板厚25，材質為Q345A。參考ZL50裝載機設計其他面板，車架通過焊接每個板件形成。3.裝載機后車架上各主要部件的布置對裝載機定位的一般原則進行參考，車架平面上各部件的位置應盡可能相對于車輛的縱向對稱軸對稱，以對車輛的橫向穩定性進行增加，并使左右輪胎負荷的穩定性得到增加。1）發動機裝載機布置不同的部件通常從發動機開始。通常情況下，發動機布置在整個機器的后部，盡可能降低其上下位置，從而對整個機器的穩定性有利。但是，在副車架和驅動橋殼位置的限制下，發動機必須保證離地間隙和傳動裝置是充分的。發動機位置設定后，就可以對液力變矩器、變速器和傳動軸進行布置。2）鉸銷的布置通常有兩種方式布置鉸接式裝載機前后車架鉸銷：（1）在前橋和后橋軸線中間位置的是鉸接軸。在轉彎時，前輪和后輪有相同的半徑，這在狹窄的區域非常方便。由于前輪和后輪的軌道總是一致的，這使在松散地面上的行駛阻力和轉向阻力矩得到減少。（2）鉸鏈銷位于距前軸1/3-1/2.5輪距的位置。轉彎時，前輪的轉彎半徑比后輪的轉彎半徑大。因為前后輪的轉彎半徑不一樣，促使額外的功率損耗產生，輪胎磨損增加。它的縱向和橫向穩定性在轉彎時都降低了，但鏟斗的轉彎角度很大，便于料堆可以在原地就對準，駕駛員也不容易感到疲勞。此外，鉸銷位于偏前的位置，便于傳動系的布置。因此，當鉸銷位置按上述方式布置有困難時，常會采用該種方式。在對鉸鏈點位置進行考慮時，為了使鉸銷上的受力情況得到提高，鉸鏈軸應分為上下鉸鏈軸，在對間隙不造成影響的情況下，使兩個鉸鏈軸之間的垂直距離最大化。一般情況下，在裝載機縱向平面對稱平面上的是傳動軸，與等高線形成的角度被最小化，使驅動接頭時的穩定速度得到保障。如果布局復雜，可以對中間傳動軸和附加支架進行添加。3）橋荷分配鉸接式裝載機空載時：裝載機自重的35%～56%為前橋負荷，平均為47%。裝載機自身重量的44-65%為后輪軸負載，平均為53%。滿載時的鉸接式裝載機的前軸負載可以達到70～82%。3.3后車架校核由于車架這種空間箱體結構是復雜的，同樣復雜的還有載荷。目前還沒有一個完整而簡單的方法來計算這個車架，只是可以測試局部截面的強度，當前對其強度和剛度的計算或驗證方法使用的是元素法，分析車架在兩種典型工作條件下的受力，驗證了兩種工作條件下連接銷軸的強度。對于車架，最典型的受力最大的工況是：最大推力條件、最大斷裂條件、入口和卸載的組合開挖條件行駛緊急剎車工況。這里分別分析了前兩種工況的受力。（1）最大插入力工況車架受力分析假定前車架和后車架在同一縱軸上沒有彎曲，插入力是對稱載荷，這時車架的前載荷和后載荷僅通過車架鉸點位置對作用力進行傳遞，而轉向液壓缸沒有負載。并且對下鉸點支承鉸銷的軸向力進行假設。圖3.2輪式裝載機車架結構圖以后車為獨立體，如圖所示為作用外力。將如下方程寫出來，就可以對二鉸銷的受力情況進行計算。圖3.3最大插入力工況下的鉸銷受力