压缩式垃圾车液压系统设计

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
我国早期城市收集街道、物业小区等地方的垃圾主要是靠人工手推车和普通垃圾运输车。

此种垃圾运输方式存在一定弊端：一是手推车等落后的运输方式工作效率低又及现代化城市极不相称,二是在运输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输车辆具有垃圾压缩比高、装载量大、密闭运输、消除了垃圾运输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输及作业车辆。

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、压缩过程中的污水全部进入污水厢，较为彻底的解决了垃圾运输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置部位，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。

利用后装装置及垃圾桶或垃圾斗
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、运输过程中垃圾的散落、飞扬造成的污染。

提高劳动效率，减轻劳动强度，是一种新型理想的环卫专用车。

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，整车利用效率高；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程度、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加，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，而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今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，而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点。

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成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，改进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主要途径。

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及压缩、密封运输和自卸为一体，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、漏二次污染的缺点，自动化程度高，提高了垃圾运载能力，降低了运输成本，是收集、运输城市生活垃圾的理想工具，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，产品设计主要是采用经验取值或测绘的方法，在很大程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，增加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到预定压力时，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进而成的，及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，提升垃圾斗油缸设置了液压锁，提高了安全性；(b)举升油缸加长了行程，用来开关填料器及车箱体之间的锁钩，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，利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成垃圾的装卸、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单，易于实现集成化设计，缺点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，压缩式垃圾车主要适用于我国城镇散装、袋装垃圾的集中收集和运输。

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、降低成木、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今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 液压系统的主要设计参数
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12010001
刮板缸12010001
举升缸15012001
推铲缸20020001
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要求
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要求是：
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)要求传动效率高，工作液体温升低；
4)结构简单紧凑，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，应力求简单、经济及满足环保要求。

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、冷却及防锈作用。

液压系统运转的可靠性、准确性和灵活
性，在很大程度上取决于工作介质的选择及使用是否合理。

由于本系统是普通的传动系统，对油液的要求不是很高，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，初步定为中等压系统，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到预定压力时，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进而成的，及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
DT DT DT DT DT DT DT DT DT DT1
1234567890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 G 1 = 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 ）。

滑块及导轨之间的摩擦力f 1
f 1 = μG 1cos45。

= 0.1×3500×cos45。

= 247.5N
式中：f 1—滑块及导轨之间的摩擦力（N ）；
μ—滑块及导轨之间的摩擦因数（钢及钢，取μ=0.1）。

活塞惯性加速度 20112.01
012.0s m t v v a t I =-=-=
活塞伸出时的惯性力F I1
F I1 = (m 刮+m 滑)a I1 = (200+150)×0.12 = 42N
则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F 1为
F 1 =
G 1sin45。

+ f 1+ F I1 = 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
m m d D D ηπ
π）η（)](4
P 4P [A P A P F 22221
22111--=-= 式中：m η—液压缸的机械效率 （由文献[1，表37.7—6]， 取m η= 0.9）。

取回油压力P 2 = 0 ，则 所以，mm D m
1.119.010*******
4P F 4611=⨯⨯⨯⨯
==
ππη
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 G 1’=G 刮+G 滑+ G 垃=(m 刮+m 滑+m 垃)g
=(200+150+300)×10=6500N
滑块及导轨之间的摩擦力f 1’ 为
f 1’=μG 1’cos45。

=0.1×6500×cos45。

=460N
活塞缩回时的惯性力F I1’ 为
F I1’=(m 刮+m 滑+ m 垃)a I1=(200+150+300) ×0.12=78N 则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F 1’为
F 1’=
G 1’sin45。

+ F I1’－f 1’=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
m m D d D ηππ）η（]4
P )(4P [A P A P F 22
2
211221'1--=-= 取回油压力P 2 = 0， 则 ，所以
2
4
26
2
1'
1
1086.19
.010*******
4P F 4d d d D m
+⨯=+⨯⨯⨯⨯
=+=-ππη
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
12000mm
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 G 2=G 刮=m 刮g=200×10=2000N 式中：G 刮—刮板的重力（N ）。

滑块及导轨之间的摩擦力f 2
f 2=μG 2cos45。

=0.1×2000×cos45。

=141.4N
式中：f 2—滑块及导轨之间的摩擦力（N ）；
μ—滑块及导轨之间的摩擦因数（钢及钢，取μ=0.1）。

活塞惯性加速度 20212.01
12.0s m t v v a t I =-=-=
活塞伸出时的惯性力F I2为
F I2 = m 刮a I2 = 200×0.12 = 24N
则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F 2为
F 2=
G 2sin45。

+ F I2－f 2=2000×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
m m d D D ηπ
π）η（)](4
P 4P [A P A P F 22221
22112--=-= 式中：m η—液压缸的机械效率 （由文献[1，表37.7—6]，取m η= 0.9）。

取回油压力P 2 = 0 则 所以，mm D m 6.79
.010*******
4P F 4612=⨯⨯⨯⨯
==
ππη
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 G 2’=G 刮+ G 垃=(m 刮+m 垃)g =(200+300)×10=5000N 滑块及导轨之间的摩擦力f 2’ 为
f 2’=μG 2’cos45。

=0.1×5000×cos45。

=353.6N
活塞缩回时的惯性力F I2’ 为
F I2’=(m 刮+ m 垃)a I2=(200+300)×0.12=60N
垃圾及厢壁之间的摩擦力f 垃圾’ 为
f 垃圾’=μ1G 垃’cos45。

=0.32×3000×cos45。

=678.8N
式中：μ1—垃圾及厢壁之间的摩擦因数（工程塑料及钢，取μ1=0.32）。

则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F 2’为
F 2’=
G 2’sin45。

+F I2’ +f 2’+ 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
m m D d D ηππ）η（]4
P )(4P [A P A P F 22
2
211221'2--=-= 取回油压力P 2 = 0
则所以，
2
4
2
6
2
1
'
2
10
05
.2
9.0
10
16
2
4628
4
P
F4
d
d
d
D
m
+
⨯
=
+
⨯
⨯
⨯
⨯
=
+
=
-
π
πη
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 ）。

因为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 。

G 3=G 刮+G 滑+2G 刮缸+2G 滑缸+G 厢板 =2000+1500+4×102+4150=8058N
滑块及导轨之间的摩擦力f 3为
f 3=μG 3cos75。

=0.1×8058×cos75。

=208.6N
式中：f 3—滑块及导轨之间的摩擦力（N ）；
μ—滑块及导轨之间的摩擦因数（钢及钢，取μ=0.1）。

活塞惯性加速度 20315.01
015.0s m t v v a t I =-=-=
活塞伸出时的惯性力F I3为
F I3 = （m 刮+m 滑+4m 缸+m 厢板）a I3
=（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F 3为
F 3=
G 3sin75。

+F I3+f 3
=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
m m d D D ηπ
π）η（)](4P 4P [A P A P F 22221
22113--=-=
式中：m η—液压缸的机械效率 （由文献[1，表37.7—6]，取m η=0.9）。

取回油压力P 2 = 0， 则
所以，mm D m
19
9.010*******
4P F 4613=⨯⨯⨯⨯
==
ππη
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 G 3’=G 刮+G 滑+4G 液压缸+G 厢板
=2000+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 ）；
因为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
滑块及导轨之间的摩擦力f 3’ 为
f 3’=μG 3’cos75。

=0.1×8058×cos75。

=208.6N
式中：f 3’—滑块及导轨之间的摩擦力（N ）；
μ—滑块及导轨之间的摩擦因数（钢及钢，取μ=0.1）。

活塞缩回时的惯性力F I3’ 为
F I3’=（m 刮+m 滑+4m 缸+m 厢板）a I3
=（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F 3’为
F 3’=
G 3’sin75。

+F I3’－f 3’
=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
m m D d D ηππ）η（]4
P )(4P [A P A P F 22
2
211221'3--=-= 取回油压力P 2 = 0， 则 所以，
2
426
2
1'
3
1040.39
.010*******
4P F 4d d d D m
+⨯=+⨯⨯⨯⨯
=+=-ππη 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 垃圾及厢体间的摩擦力f 垃圾为
f 垃圾 = μ1G 垃 = 0.32×30000 = 9600N
式中：μ1—垃圾及厢体之间的摩擦因数（工程塑料及钢，取μ1=0.32）。

推铲及厢体间的摩擦力f 推铲为
f 推铲=μG 推铲=0.1×3000=300N
式中：μ—推铲及厢体之间的摩擦因数（钢及钢，取μ=0.1）。

推铲的惯性加速度 2042.01
2.0s m t v v a t I =-=-=
推铲伸出时的惯性力F I4为
F I4 =（m 推铲+m 垃圾）a I4
=（300+3000）×0.2 = 660N
则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F 4为
F 4= f 垃圾+ f 推铲+ F I4=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
m m d D D ηπ
π）η（)](4
P 4P [A P A P F 22221
22114--=-= 式中：m η—液压缸的机械效率 （由文献[1，表37.7—6]，取m η=0.9）。

取回油压力P 2 = 0，则
所以，mm D m
6.309.010********P F 46
14=⨯⨯⨯⨯==
ππη
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 推铲及厢体间的摩擦力f 推铲’ 为
f 推铲’=μG 推铲=0.1×3000=300N
式中：μ—推铲及厢体之间的摩擦因数（钢及钢，取μ=0.1）。

推铲伸出时的惯性力F I4’ 为
F I4’=m 推铲a I4=300×0.2=60N
则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F 4为
F 4’= f 推铲’+ F I4’=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
m m D d D η
ππ）η（]4
P )(4P [A P A P F 22
2
211221'4--=-= 取回油压力P 2 = 0， 则 ，所以可得下式
2
526
2
1'
4
1018.39
.01016360
4P F 4d d d D m
+⨯=+⨯⨯⨯⨯=
+=-ππη 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确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：V max—活塞最大速度（m/s）；
q max—液压缸的最大流量(L/min)；
A max—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
232
2
max 1026.14
04.04
D A m -⨯=⨯=
=
ππ
因此，由式（6.1）得
max
max 22v
V A q q η==⨯
举升举升
3
430.15 1.26102 3.7810/22.68/min 1
m s L --⨯⨯=⨯=⨯=
式中：q 举升—举升缸的流量(L/min)。

液压泵的供给流量为
min /216.2768.222.1max L Kq Q p =⨯==
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6.11JB —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
32MP a
35MP a
1000r /min
15.4K W
95%
7 电动机的选择
根据工况，电动机的额定功率Pe>Pz ，且电动机额定转速及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7.1Y200L1—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
18.5K W 37.
7A
980r
/min
89.
8%
0.83 2.0N
m
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8.1YA—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≤-10800900 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8.2YLH—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
152510 1.60.35螺纹H—X2
5×15 8.5 空气过滤器
EF系列空气过滤器EF3—40，参数见表8.3。

表8.3EF3—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
210.1701800.27930—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8.4YLX—25×15吸油过滤器参数
通径m m 公称流
量
L/mi
n
过滤精
度
μm
允许最大压力
损失
MPa
连接方
式
滤芯型
号
1525800.03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8.51JB—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
29.43235100015.495% 8.8 多路换向阀
ZFS系列多路换向阀ZFS101，参数见表8.6。

表8.6ZFS101多路换向阀参数
通径mm 额定流量
L/min
额定压力
MPa
104016
8.9 单向节流阀
MK系列单向节流阀MK8G1.2，参数见表8.7。

表8.7MK8G1.2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
831.52—30 2 8.10 溢流阀
直动式溢流阀DT-02-H-22，参数见表8.8。

表8.8DT-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
0.252116 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8.9FD6-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
开启压力
MPa
质量
kg
6400.3-31.52-31.50.27 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8.10DNC-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
5025483415350.85 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8.11Q23XD-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/mi
n
额定压
降
KPa
0—1.65—6010M18
×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8.12LFU—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—1.640螺纹
8.16 气源处理三联件
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8.13GC300—10MZC气源处理三联件参数调压范使用温滤水杯给水杯滤芯精质量
围MPa 度
℃
容量
ml
容量
ml
度
μm
g
0.15-
1.55—60407540130
8.17 球阀(截止阀)
JZQF20L，参数见表8.14。

表8.14JZQF20L参数
公称压力MPa 公称通径
mm
连接形
式
2120螺纹
8.18 电磁换向阀
3WE56.0/W220-50，参数见表8.15。

表8.153WE56.0/W220-50参数
通径mm 额定压力
MPa
流量
L/min
52514
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
1025-30—8
0320M18
×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8.17HED1OA20/35L24参数
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
350.6-29.52-3550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=4.536×10-4m 3/s
因为 ，所以mm V q 99.16210536.444D 4
=⨯⨯⨯==-π
π
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 min /15/105.21
04.04
2.0VA
q 342
v
L s m =⨯=⨯⨯=
=
-π
η
取v=4m/s ，则mm V q 92.84105.244D 4
=⨯⨯⨯==-π
π
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min /3.11/1088.11
04.0415.0VA
q 342
v
L s m =⨯=⨯⨯=
=
-π
η
取v=3m/s ，则mm V q 93.831088.144D 4
=⨯⨯⨯==-π
π
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min /9/105.11
04.04
12.0VA
q 342
v
L s m =⨯=⨯⨯=
=
-π
η
取v=3m/s ， 则mm V q 98.73105.144D 4
=⨯⨯⨯==-π
π
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min /9/105.11
04.0412.0VA
q 342
v
L s m =⨯=⨯⨯=
=
-π
η
取v=3m/s ， 则mm V q 98.73105.144D 4
=⨯⨯⨯==-π
π
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。

按照油箱液面及大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。

开式油箱应用最广，油箱内的液面及大气相通，结构简单，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，如热交换器、空气滤清器、过滤器以及液位计等。

9.1 油箱的有效容。