后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、后裝壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計摘要本文主要介紹了后裝壓縮式垃圾車液圧系統(tǒng)的設(shè)計過程包括液壓方案擬定、液壓相 關(guān)參數(shù)設(shè)計、液圧元件的設(shè)訃、液壓系統(tǒng)圖的設(shè)計以及液壓系統(tǒng)性能的驗算等。同時也 介紹了利用三維軟件UG建立后裝壓縮式垃圾車模型，導(dǎo)入ADAMS中對垃圾車的虛擬 樣機進行仿真，此課題對其進行運動學(xué)分析，并對液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果進行分析。 關(guān)鍵詞：后裝圧縮式垃圾車；液壓系統(tǒng)設(shè)計；虛擬樣機；ADAMS；仿真引言隨著我國的城鎮(zhèn)化建設(shè)，城市生活垃圾的成分發(fā)生了很大的變化，垃圾的密度不斷 下降，可壓縮性增加城市中的垃圾處理工作量變得越來越繁重，采用傳統(tǒng)的人工收集垃 圾方式，耗時耗力，效率低。后裝壓縮式垃圾車

2、開始得到重視，使用范圍越來越廣。后裝壓縮式垃圾車是在壓縮垃圾車基礎(chǔ)上加裝后掛桶翻轉(zhuǎn)機構(gòu)或垃圾斗翻轉(zhuǎn)機構(gòu)。 山密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)、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的問 題，具有壓力大、密封性好、操作方便、安全等優(yōu)點。我國的垃圾車技術(shù)引自國外，現(xiàn)在技術(shù)日趨成熟，但我國的垃圾車缺乏自己的核心 技術(shù)，相關(guān)重要關(guān)鍵部件需鼎進口。后裝圧縮式垃圾車的壓縮裝置靠液壓系統(tǒng)來驅(qū)動， 其液壓系統(tǒng)設(shè)計及其重要。隨這現(xiàn)代設(shè)汁技術(shù)的發(fā)展，在機械設(shè)計過程中，三維建模技 術(shù)與虛擬樣機仿真技術(shù)開始廣泛運用。這些技術(shù)能夠縮短開發(fā)周期，

3、降低研究開發(fā)成本, 更好地完善后裝壓縮垃圾車的技術(shù)。第1章緒論1.1后裝壓縮式垃圾車研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢后裝壓縮式垃圾車山密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)、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 過程中的二次污染的問題，關(guān)鍵部件釆用進口部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、 安全等優(yōu)點。可選配后掛桶翻轉(zhuǎn)機構(gòu)或垃圾斗翻轉(zhuǎn)機構(gòu)。后裝壓縮式垃圾車大大提高 了裝載量和效率，它的收集和壓縮過程基本都由液壓系統(tǒng)驅(qū)動。垃圾收集方式簡便，一改城市滿街擺放垃圾筒的臟亂舊貌，杜絕二次污染。壓縮比 高、裝載量大，最大破碎圧力達12噸，裝載量相當(dāng)于同噸級排非壓

4、縮垃圾的兩倍半。作 業(yè)自動化，釆用進口電腦控制系統(tǒng)，全部填裝排卸作業(yè)中需司機一人操作，不僅減輕環(huán) 衛(wèi)工人的勞動強度，而且大大改善了工作環(huán)境。經(jīng)濟性好，專用設(shè)備工作時，電腦控制 系統(tǒng)自動控制油門。雙保險系統(tǒng)，作業(yè)系統(tǒng)具有電腦控制和手動操縱雙重功能，大大地 保障和提高車輛的使用率。翻轉(zhuǎn)機構(gòu)，可選裝配置帶垃圾筒（或斗）的翻轉(zhuǎn)機構(gòu)。然而 后裝壓縮式垃圾車在使用過程中仍存在著一些問題，如作業(yè)噪聲大、密閉可幕性差、載 質(zhì)量利用率低等。隨著技術(shù)的發(fā)展，它的發(fā)展趨勢主要有以下兒點：1）垃圾監(jiān)測系統(tǒng)在壓縮式垃圾車工作過程中，垃圾裝載情況是管理者所關(guān)心的垃圾車負載變化及垃 圾箱內(nèi)垃圾是否填滿，在一般情況下是很難監(jiān)

5、測的。通過加載垃圾監(jiān)測系統(tǒng)，能隨時隨 地檢測車輛負載的變化悄況及垃圾是否填滿，為垃圾車駕駛員和管理者提供參考。這有 利于提高垃圾車作業(yè)的科學(xué)性和行車安全性?同時也能減少工作人員的工作量、提高工 作效率。國內(nèi)少數(shù)車型安裝了該系統(tǒng)。2）翻桶機構(gòu)配備全自動控制的翻桶機構(gòu)是壓縮式垃圾車發(fā)展的新方向。發(fā)達國家尤其是西歐及 美國的壓縮式垃圾車都配備先進的翻桶機構(gòu)，可方便地實現(xiàn)對大小垃圾桶在不同位置的 自動抓取、舉升和卸料。我國許多城已采用桶裝垃圾收集，但垃圾車配備的翻桶技術(shù)水 平和靈活性不高。國外一些壓縮式垃級車的翻桶機構(gòu)可以遠離車廂”，靈活主動抓取垃 圾桶，而國內(nèi)垃圾車的翻桶機構(gòu)一般不能遠離車廂，因此需

6、將車廂緊貼垃圾桶，給駕駛 者帶來難度。3）液壓控制裝置圧縮式垃圾車的液壓裝置應(yīng)具有以下特征:較小的節(jié)流損失:減少管路連接工作:無 泄漏:可與其他液壓功能組合，如裝載機構(gòu)的液壓泵可以向抓鉗等系統(tǒng)供油。4）綠色視覺效果車輛的外觀造型及彩化已越來越受到環(huán)衛(wèi)部門的重視，一些適合不同城市品味的彩 化的環(huán)衛(wèi)車輛已成為城市一道亮麗的風(fēng)景。通過對車輛外形和性能的改進，可消除或減 輕視覺污染，避免或減少作業(yè)時對周圍環(huán)境和人員的影響，使環(huán)衛(wèi)車輛與作業(yè)環(huán)境相協(xié) 調(diào)。5）除臭滅菌除臭滅菌技術(shù)在壓縮式垃圾車上的運用也是發(fā)展方向。杜絕細菌傳播，減少臭氣污 染已成為當(dāng)務(wù)之急。目前一些臭氧除臭除菌技術(shù)已在該類產(chǎn)品上成功運用。

7、6）分隔車廂壓縮式垃圾車車身內(nèi)部結(jié)構(gòu)可按一定比例劃分為兒部分，這種結(jié)構(gòu)劃分使得壓縮式 垃圾車可在同一次作業(yè)時收集并分隔兒種不同類型的垃圾?？赏ㄟ^優(yōu)化垃圾收集路線， 為垃圾分類回收提供更多的便利性。1.2本課題研究內(nèi)容對垃圾車的液壓系統(tǒng)進行設(shè)訃，液壓系統(tǒng)的設(shè)計包括液壓系統(tǒng)的功能原理設(shè)計和液 壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)訃。液壓系統(tǒng)的功能原理設(shè)計要根據(jù)技術(shù)要求進行系統(tǒng)功能設(shè)計，主要包 括動力和運動分析，確定主要參數(shù)，編制液壓執(zhí)行器工況圖，然后擬定液壓系統(tǒng)圖。組 成元件的選定要盡量選擇標準元件。最后，利用大型三維軟件建立垃圾車模型，導(dǎo)入 ADAMS中對垃圾車的虛擬樣機進行仿真，并對液壓系統(tǒng)仿真結(jié)果進行分析。U前城市

8、生活垃圾的處理問題，越來越受重視，垃圾圉城現(xiàn)象困擾人們生活。要處 理垃圾首先需要收集轉(zhuǎn)運，以前的收集方式是先人力收集，然后采用普通的車運輸，效 率低且裝載量少。壓縮時垃圾車大大提高了裝載量和效率，壓縮式垃圾車的收集和圧縮 過程基本都山液壓系統(tǒng)驅(qū)動。本課題研究對象是后裝壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)設(shè)計，研 究對象應(yīng)用越來越廣泛，對于掌握液壓系統(tǒng)設(shè)計流程幫助很大，另外對于改善垃圾車的 工作效率和可鼎性有一定的意義。第2章液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計計算2.1設(shè)計方案分析后裝壓縮式垃圾車的壓縮裝置山壓縮機構(gòu)和裝填箱組成，對其壓縮裝置形式進行分 析，確定最佳方案。到U前為止，已經(jīng)研究開發(fā)和使用的壓縮機構(gòu)可分為五種形式:

9、滑動 刮板式、擺動刮板式、滑動一擺動刮板式、連桿刮板式、定軸轉(zhuǎn)動刮板式。一般認為， 機構(gòu)的運動件數(shù)、自山度數(shù)較多及裝填箱底板軌跡較復(fù)朵的機構(gòu)為復(fù)雜機構(gòu)。表2-1 機構(gòu)特征表譏構(gòu)名稱機構(gòu)運動件數(shù)機構(gòu)自由度滑動刮板式22圓弧+直線滑動一擺動刮板式33圓弧+直線擺動刮板式22圓弧1+圓弧2連桿刮板式31連桿曲線左軸轉(zhuǎn)動刮板式22圓弧從表1 一 1可以看出，滑動一擺動刮板機構(gòu)的構(gòu)造最復(fù)雜，而轉(zhuǎn)動刮板式的構(gòu)造較 簡單。根據(jù)經(jīng)濟性和實際使用悄況，選擇滑動刮板式壓縮機構(gòu)。后裝壓縮式垃圾車主要機構(gòu)包括：車體、車廂、推板、推板油缸、滑板、滑板油缸、 刮板、刮板油缸、裝填廂、舉升油缸。后裝壓縮式垃圾車主要工作流程

10、為：垃圾倒入裝填器，刮板轉(zhuǎn)動至上止點，回轉(zhuǎn)到 位；滑板下行至下止點；刮板反向回轉(zhuǎn)，刮入垃圾進行初步壓縮，刮板運動至下止點時 停止運動；滑板上行至上止點，將垃圾壓實到車廂內(nèi)的推板上；垃圾車裝滿垃圾進入垃 圾回收站，舉升油缸將裝填廂舉起；推板油缸推動推板將垃圾推出；舉升油缸復(fù)位，即 裝填廂復(fù)位。根據(jù)其匸作流程來確定動作順序，其中滑板油缸和刮板油缸之間要實現(xiàn)順 序動作。確定其主要參數(shù)：選取車廂容積為13m3；根據(jù)壓縮式垃圾車CJ/T1272000標 準，壓縮裝置在進行壓縮垃圾的一個工作循序時不大于30s：采用車廂內(nèi)推板卸料的， 從推板動作開始至卸料完畢的時間，對容積大于或等于12m，的垃圾車不大于4

11、5s,此處 選取35s；液壓系統(tǒng)應(yīng)設(shè)安全閥，其調(diào)整壓力應(yīng)為系統(tǒng)最高工作壓力的110%。翻斗油缸 工作行程430mm,時間4s：滑板油缸工作行程600mm,時間10s；刮板油缸工作行程 300mm,時間5s：舉升油缸工作行程650mm,時間13s：推板油缸工作行程3000mm, 時間35s。2.2工況分析工況分析是指對工作機構(gòu)的工作過程進行運動分析和動力分析，以便了解其運動規(guī) 律和負載特性。此處對后裝壓縮式垃圾車的工作油缸進行分析即翻斗油缸、滑板油缸、 刮板油缸、舉升油缸、推板油缸。1 運動分析運動分析是分析主機各工作機構(gòu)是以怎樣的運動規(guī)律來完成一個工作循環(huán)的，也就 是分析液壓缸或液壓馬達的運動

12、規(guī)律。如果是直線運動，要分析位移、速度隨時間的變 化規(guī)律，繪制位移循環(huán)圖（L-t）和速度循環(huán)圖（X）。如果是旋轉(zhuǎn)運動，要分析角位移、 角速度隨時間的變化規(guī)律，繪制角位移（0寸）和角速度循環(huán)圖（3t）°此處對工作油 缸進行位移、速度分析，繪制位移循環(huán)圖（Lt）。1）翻斗油缸t/s圖2-2翻斗油缸位移循環(huán)圖圖2-3滑板油缸位移循環(huán)圖s3）刮板油缸t/s 圖2-5刮板油缸位移循環(huán)圖圖2-6刮板油缸速度循環(huán)圖圖2-9推板汕缸位移循環(huán)圖t/s 圖2-7舉升油缸位移循環(huán)圖70103020t/s106040200204060圖2-8舉升汕缸速度循環(huán)圖5）推板油缸二 3500300025002000

13、150010005000010152025303540t/s00IX0510152025303540t/s圖2-10推板汕缸速度循環(huán)圖2.動力分析動力分析是分析工作機構(gòu)在運動過程中的受力情況，也就是分析分析液壓缸或液壓 馬達的負載情況，并繪制相應(yīng)的負載循環(huán)圖(F4工作機構(gòu)作直線運動時，液壓缸所要克服的負載為：F = Fe + Ff + Ft式中：氏一工作負載； 曠摩擦負載； 尺一慣性負載；1) 翻斗油缸佔算翻斗支架質(zhì)量也為30Kg,每桶垃圾的質(zhì)量牝為8OKg,滑動摩擦系數(shù)“為0.07。Fe = m x g = 30 x 9.8 = 294NFf = “O 4- Fn) = 0.07(30 x

14、9.8 + 0) = 20.58 «21N用=0N其總負載為F = Fe + Ff + F. + Imi x = 1883N.對總負載放大留余量,則取100KN。忙 200 -100 10 1111-100。5LdW 15-200 -t/s圖2-11翻斗油缸負載循環(huán)圖2) 滑板油缸佔算滑板支架質(zhì)量為125Kg,舌I板質(zhì)量心為50Kg,滑動摩擦系數(shù)“為0.07oFc = m x g = 125x9.8 = 1225N,Ff = /zEv= 0.07 x!225 = 85.75 a 86 N,用= 0N,其總負載尸=氏+巧+已+也2Xg = 1801N,對總負載放大留余量，則取lOOKN

15、o§o *1“ 051015202530-0 -100 -150 -t/s圖2-12滑板油缸負載循環(huán)圖2）刮板油缸刮板質(zhì)量為5OKg,滑動摩擦系數(shù)“為0.07oFe = m xg =50 x 9.8 = 490NFf = pFN = 0.07 x 490 = 34.3 u 35 NE=0N對推板和刮板作受力分析，如圖213所示。圖213壓縮裝置受力分析圖垃圾在填裝擠壓過程中，在滑板擠壓力&作用下，受壓垃圾向左方移動，與此同 時，廂壁作用在垃圾上的摩擦力F”方向與垃圾移動方向相反，其大小為：F/ = fpSx式中：S/車廂橫截面內(nèi)壁周長（m）；x圖示的推進長度（m）；p一垃圾的

16、單位膨脹力（N/m，）；廠垃圾與壁面的綜合摩擦系數(shù)。阻礙垃圾移動的另外一個阻力是垃圾重力引起的，記作月2,則有：月2 = fpigSixh式中：S2近似取車廂的寬度（m）；Q 垃圾的計算密度（kg/m、）；h一車廂高度（m）；若向前推進垃圾，必須滿足下列條件：Fh = Flcosoi >Ffi + Fa 即 FL > /（小二+°小“）工COS01當(dāng)結(jié)構(gòu)尺寸確定后，S" S?和力已知。f、八Q則隨壓縮程度，垃圾成分不同而變化，因此它們的確切數(shù)據(jù)很難確定。通過試驗，/（”S + QgS2”）= 3OKN/m。Fl = x 設(shè) x max = L, L 一推板行程厶

17、=3000mmCOS01&max= """I 厶 Qi裝填角，31=60°cosdH max =180 KN其總負載為F = F+ E + E + &nwcal81KN,對總負載放大留余量，則取200KNo§400 -200 -I0 1111-200（»10152025-400 Lt/s圖2-13刮板油缸負載循環(huán)圖4）舉升油缸佔算裝填廂質(zhì)量m為2000Kg,滑動摩擦系數(shù)“為0.07oF( = m x g = 2000x 9.8 = 19600NFt = /aFn = 0.07 x 19600 =1372NF/ = 0N

18、其總負載為尸=氏+巧+尺=209722 對總負載放大留余量，則取200KN。圖214舉升油缸負載循環(huán)圖5)推板油缸佔算推板質(zhì)量加為35OKg,滑動摩擦系數(shù)“為0.07,車廂容積為13m垃圾密度為 0.45t/m3oFe = 13x0.45 x 103 x g = 57330 NF)= /jFn = 0.07 x 350x9.8 = 240.1 NF/ = ON其總負載為F = F° + E + E = 5757O1N,對總負載放大留余量，則取180KN.§Uh200 :100 -0 1111010203040t/s圖2-15推板油缸負載循環(huán)圖2.3確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1 初

19、選系統(tǒng)工作壓力液壓系統(tǒng)匚作壓力選定是否合理，直接關(guān)系到整個液壓系統(tǒng)設(shè)計的合理程度。在液壓系 統(tǒng)功率一定的情況下，若壓力選的過低，則液壓元、輔件的尺寸和自重就會增加；若壓 力選的較高，則尺寸和自重會相應(yīng)減少。例如，飛機液壓系統(tǒng)的工作壓力從21 MPa提 高到28MPa,則其自重下降約5%,其體積將減小13%。然而，若液壓系統(tǒng)壓力選的過 高，山于對制造液壓元、輔件的材質(zhì)、密封、制造精度等要求的提高，反而會增大系統(tǒng) 的尺寸和自重，其效率和使用壽命也會相應(yīng)下降，因此不能一味的追求高壓。表22所示為LJ前我國兒類機器常用的液壓系統(tǒng)工作壓力。根據(jù)表2-2的數(shù)據(jù)，初選系統(tǒng)圧力P=13MPao表22我國目前幾

20、類機器常用的液壓系統(tǒng)工作壓力設(shè)備類型機床農(nóng)業(yè)機械、小型工 程機械.工程機械 的輔助機構(gòu)等壓力機，中、大型挖 掘機，重型機械，起 重運輸機械等系統(tǒng)壓力/MPa磨床組合機床龍門刨床拉床0.8-2352881010 1620 322 訃算液圧缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸根據(jù)需要的液壓缸的理論輸出F和系統(tǒng)選定的供油壓力”來計算缸筒內(nèi)徑D （m）, 計算公式如下：式中：F液壓缸的理論輸出力（N）；“一供油壓力（MPa）。對于活塞桿直徑可以按經(jīng)驗公式來初步選定活塞桿直徑，經(jīng)驗公式如下：=（丄丄）（2-2）53在此處確定為d=-D.41）翻斗油缸翻斗油缸負載F=100KN,根據(jù)公式（2-1）計算得£>=

21、99mm,根據(jù)表23選取標準 尺寸100mm；根據(jù)公式（2-2）得=25mm,根據(jù)表2-4選取標準尺寸=25mm。表23缸筒內(nèi)徑尺寸系列（mm）840125(280)105()(140)3201263160(360)1680(180)40020(90)200(450)25100(220)50032(110)250注：1 圓括號內(nèi)尺寸為非優(yōu)先選用者。2.內(nèi)徑上限可擴展，按R10優(yōu)先數(shù)系列選用。表24活塞桿外徑尺寸系列420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140注：直徑上限可擴展，按R2

22、0優(yōu)先數(shù)系夕I選用。3) 滑板油缸滑板油缸負載F=100KN,根據(jù)公式(2-1)計算得D=99mm,根據(jù)表23選取標準 尺寸D= 100mm；根據(jù)公式(2-2)得=25mm,根據(jù)表2-4選取標準尺寸二25mm。3) 刮板油缸刮板油缸負載F=200KN,根據(jù)公式(2-1)計算得D= 140mm,根據(jù)表2-3選取標準 尺寸D= 160mm；根據(jù)公式(2-2)得二40mm,根據(jù)表2-4選取標準尺寸=40mm。4) 舉升油缸舉升油缸負載F=200KN,根據(jù)公式(2-1)計算得D=140mm,根據(jù)表2-3選取標準 尺寸D= 160mm；根據(jù)公式(2-2)得二40mm,根據(jù)表2-4選取標準尺寸=40mm。

23、5) 推板油缸推板油缸111于行程較長，釆用二級油缸。推板油缸負載F=180KN,根據(jù)公式(2-1) 計算得D/=133mm,根據(jù)表2-3選取標準尺寸D= 160mm:根據(jù)公式(2-2)得J=25mm» 根據(jù)表2-4選取標準尺寸J=25mm,二級缸筒內(nèi)徑£>2=125mm。3. 計算液壓缸的流量根據(jù)活塞橫截面積和液壓缸運動速度來計算液壓缸流量。計算公式如下：G =；力'(2-3)4q2=(D2-d2)VmdX(2-4)4式中：£)一缸筒內(nèi)徑；一活塞桿直徑；%心一液壓缸的最大運動速度。1) 翻斗油缸翻斗油缸缸筒內(nèi)徑D= 100mm ,活塞桿直徑J=25

24、mm,液壓缸最大運動速度 Vtav=108mm/so 根據(jù)公式(2-3)和(2-4)得 0=8.478X10 +1%、2=7.948 X lOmVso2) 滑板油缸滑板油缸缸筒內(nèi)徑D= 100mm ,活塞桿直徑J=25mm,液壓缸最大運動速度 %e=60mm/s。根據(jù)公式(2-3)和(2-4)得 0=4.71X10 +%、=4.42 X 10-4m3/so3) 刮板油缸刮板油缸缸筒內(nèi)徑D= 160mm ,活塞桿直徑d=40mm,液壓缸最大運動速度 Vmax=60mrn/so 根據(jù)公式(2-3)和(2-4)得 qi=1.206X 10 3m3/s q2=1.130X KTW/so4) 舉升油缸舉

25、升油缸缸筒內(nèi)徑D= 160mm ,活塞桿直徑d=40mm,液壓缸最大運動速度 VmaX=50mrn/so 根據(jù)公式(2-3)和(2-4)得 qi=l.004X 104m3/s> q2=0.942X 10m3/so5) 推板油缸滑板油缸缸筒內(nèi)徑D= 160mm ,液壓缸最大運動速度Vmax=60mm/s。根據(jù)公式(2-3) 得 q 1=1.728XlO W/So4. 繪制液壓系統(tǒng)工況圖工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調(diào)整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液 壓泵、閥等元件的依據(jù)。1) 壓力循環(huán)圖一(/)圖 通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，在根據(jù)實際載 荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行元件在其

26、動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制 成(p-t)圖。2）流量循環(huán)圖一（“/）圖 根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，結(jié) 合其運動速度算出它在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成ql）圖。若系 統(tǒng)有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪制出總的流量循環(huán) 圖。3）功率循環(huán)圖一（P-D圖 繪制壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù)P=pqv,即可繪 出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。4.1壓力循環(huán)圖1）翻斗油缸I 2010 :I0 '111-10 05L-LD 15-20 Lt/s圖2-16翻斗油缸壓力循環(huán)圖2) 滑板油缸§Cl；0-50-1005101520253

27、0圖218刮板油缸壓力循環(huán)圖-150t/s圖217滑板油缸壓力循環(huán)圖3）刮板油缸(03 201010152025t/s0-10-204）舉升油缸a15105020406080t/st/s圖219舉升油缸壓力循環(huán)圖5）推板油缸©d10 :5 -40t/s0 11L0102030圖2-20推板油缸壓力循環(huán)圖 4.2流量循環(huán)圖I）翻斗油缸O15TOt/s圖2-21翻斗油缸流屋循環(huán)圖2）滑板油缸30一 一 Q O 5 O 51 - s、es、i®<b圖2-22滑板油缸流量循環(huán)圖25102 1 o-1-2 s'elnTo3）刮板油缸圖2-23刮板油缸流量循環(huán)圖80402

28、04）舉升油缸一 - 0 -2 1 o T-2S、暑mb圖224舉升汕缸流量循環(huán)圖5）推板油缸2 1 s、gln寸(D<b10203040t/s圖2-25推板油缸流量循環(huán)圖4.3功率循壞圖1）翻斗油缸-二 一 一 O5 15 0 K a51015圖2-26翻斗油缸功率循環(huán)圖2）滑板油缸51015202530t/s圖2-27滑板油缸功率循環(huán)圖3）刮板油缸1.51 '0. 5 -004）舉升油缸S1-5 -1 -0. 5 - o L05）推板油缸510152025圖2-28刮板油缸功率循環(huán)圖20406080t/s圖2-29舉升油缸功率循環(huán)圖一 一 一 O2 10M寸Wd10 2030

29、40圖230推板油缸功率循環(huán)圖第3章制定液壓系統(tǒng)圖3油路液壓萬案圖1）翻斗油路圖3-1翻斗汕路液壓方案圖2)滑板和刮板油路從前面的機構(gòu)動作流程可得出，滑板和刮板之間要實現(xiàn)順序動作。圖3-2滑板和刮板汕路液壓方案圖3）舉升油路圖33舉升汕路液壓方案圖4）推板油路"T丄/17、圖34推板汕路液壓方案圖3.2制定總液壓系統(tǒng)圖根據(jù)以上方案圖，制定出液壓系統(tǒng)圖1舉升油缸圖3-5液壓系統(tǒng)圖第4章 液壓元件的選擇與專用件的設(shè)計4.1液壓泵的選擇1. 確定液壓泵的最大工作壓力內(nèi)pP > p+yAp（4-i）式中：刃一液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；工切一從液爪泵出口到液爪缸或液丿I馬達入口之間的

30、總的管路損失。工切 的準確訃算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng) 驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵?、流速不大的，取工3二（0.20.5） MPa： 管路復(fù)雜，進口有調(diào)速閥的，取工切二（O.51.5） MPa。取 工切=1.0MPa, /；/=13MPa：則 X pi +，卩=14MPa。2. 確定液壓泵的流量qvp多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量為：CJVP > K （為刖 max）（ 4-2 ）式中：K系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=l.l1.3；工°5疵一同時動作的液爪缸或液爪馬達的最大總流量，可從（*/）圖上查 得。對于在工作過程中用節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，還須加上溢流閥

31、的最 小溢流量，一般取0.5X10畑/s。取 K二 1.2,max = 1.004x 10-3 + 0.5x 10 = 1.054x 10-3n?/s貝'Jvp> 1.2648 xlO3m3/so3. 選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上求得的pp和,p值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從產(chǎn)品樣本或本手冊 中選擇相應(yīng)的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大 工作壓力大 25% -60%o p=13 （1+25%） 13 （1+60%） =16.25 20.8MPa,選用外嚙合 單級齒輪泵CBF-F32。4.2液壓閥的選擇根據(jù)以上計算從參考文獻3、4、習(xí)中選取合適的液壓

32、的標準規(guī)格。其選出的規(guī)格列在表4-1表4-1序號名稱選用規(guī)格1三位四通電磁換向閥34DF30-E10B2三位四通電磁換向閥34DF30-E16B3三位四通電磁換向閥34DF30-E16B4三位四通電磁換向閥S-DSG-03-3C2-D24-505減壓閥JF-L32H6減壓閥JF-L32H7減壓閥JF-L32H8減壓閥JF-L32H9減壓閥JF-L32H10溢流閥YF-B20H11溢流閥YF-B20B12節(jié)流閥LF-B20C13節(jié)流閥LF-B20C14節(jié)流閥LF-B32C15單向節(jié)流閥LDF-B20C16單向節(jié)流閥LDF-B20C17順序閥XD2F-L20H18順序閥XD2F-L20H19液控單

33、向閥DFY-B20H120液控單向閥DFY-B20H121單向調(diào)速閥QA-H2022單向閥DF-B20K14.3管道尺寸的確定1. 管道內(nèi)徑計算(4-3)式中:qv 通過管道內(nèi)的流量(m"/s)；"一管內(nèi)允許流速(m/s),見表42。表4-2管道推薦流速/(m/s)液壓泵吸油聳逍0.51.5, 般常取1以下液壓系統(tǒng)壓油管道36,壓力高，管道短，粘度小取大值液壓系統(tǒng)回油管道1.5 -2.6計算出內(nèi)徑d后，按標準系列選取相應(yīng)的管子。1) 翻斗油路根據(jù)公式(4-3)計算得/為16.43mm,選取管道標號為A19X2S-23；d2為15.91mm, 選取管道標號為A16X6S-27

34、。2) 刮板油路根據(jù)公式(4-3)計算得di為19.60mm,選取管道標號為A22X6S-24； cb為18.97mm, 選取管道標號為A19X6S-23。3) 滑板油路根據(jù)公式(4-3)計算得di為12.25mm,選取管道標號為A13X6S-30；d2為11.86mm, 選取管道標號為A13X6S-30。4) 舉升油路根據(jù)公式(4-3)it算得di為17.88mm,選取管道標號為A19X2S-23； d?為17.32mm, 選取管道標號為A19X2S-23。5) 推板油路根據(jù)公式(43)計算得d為23.46mm,選取管道標號為A25X6S-22。4.4油箱容量的確定初始設(shè)計時，先按經(jīng)驗公式(

35、44)確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，在按散熱的 要求進行校核。油箱容量的經(jīng)驗公式為：V = aqv(4-4)式中：弘一液壓泵每分鐘排出壓力油的容積(mJ；"經(jīng)驗系數(shù)，見表43。表43經(jīng)驗系數(shù)”系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓系統(tǒng)冶金機械aN25-76-1210根據(jù)公式(4-4)得，V = 4x8000 = 3200QfhL = 0.32n?.(5-3)(5-4)(5-5)第5章液壓系統(tǒng)性能驗算5.1液壓系統(tǒng)壓力損失壓力損失包括管路的沿程損失從，管路的局部壓力損失和閥類元件的局部損失A/? 3，總的壓力損失為(5-1)(5-2)p2 = h pWn ）式中：/管道長度（m）； d管

36、道內(nèi)徑（m）； v液流平均速度（m/s）；p 一液壓油密度（kg/m3）2沿程阻力系數(shù)；歹一局部阻力系數(shù)：qv閥的額定流量（m'/s ）；9通過閥的實際流量（m'/s）；幾一閥的額定壓力損失（Pa）。系統(tǒng)的調(diào)整壓力Pt » P +式中：液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力。根據(jù)公式（5-2）、（5-3）、（5-4）計算得出，1. 管路的沿程損失戸翻斗油路勺忙=114.95兀、£ =136.51兀；刮板油路=30.64 Pa、戸，=35.47加；滑板油路勺人：=51.85內(nèi)、/.=51.85加；舉升油路=24.64 Pa.仏 =24.64 Pa；推板油路/qi=2

37、3.74Pa、g ,= 23.74 Pa。則總的管路的沿程損失戸=3咕+3爲(wèi)2 + "訕十嘰 + 咕+3心+嘰 +嘰 +嘰 =518.04Pa.2. 管路的局部壓力損失A”？翻斗油路切2。=°374內(nèi)；刮板油路A/72t =0.116滑板油路切? =115.56x1()7加；舉升油路=0.278 Pa；推板油路 Ap2f =0.237 Pa. 則管路的局部壓力損失“2 =12勺"+15A/Q +31A/?2 +20A/?2fl + 13A/?2 a 21 Pa。3. 閥類元件的局部損失厶宀三位四通電磁換向閥1 號 34DF30七 10B A/?3 = 0.15 M

38、Pa； 2 號 34DF30-E16B 恥=°7 MPa； 3 號 34DF30-E16B A/?3 = 0.12 MPa； 4 號 S-DSG-03-3C2-D24-50 A/?3 = 0.16 MPa。減壓閥5 號 JF-L32H A/?3 = 0.05 MPa； 6 號 JF-L32H A/?3 = 0.05 MPa； 7 號 JF-L32HA/?3 = 0.05 MPa： 8 號 JF-L32H A/?3 = 0.05 MPa； 9 號 JF-L32H g = 0.05 MPa。溢流閥10 號 YF-B20H 33=0.09 MPa； 11 號 YF-B20B A/?3 =

39、0.1 MPao節(jié)流閥12 號 LF-B20C bp、= 0.10 MPa； 13 號 LF-B20C A/?3 =0.13 : 14 號 LF-B20C ”3 = 0.06 MPao單向節(jié)流閥15 號 LDF-B20C A/?3 = 0.19 MPa； 16 號 LDF-B20C /“= 0.07 MPa。順序閥17 號 XD2F-L20H Ap3 = 0.07 MPa； 18 號 XD2F-L20H A/?3 = 0.07 MPao液控單向閥19 號 DFY-B20H1 = 0.21 MPa： 20 號 DFY-B20H1 A/?3 = 0.21 MPa。單向調(diào)速閥21 號 QA-H20

40、A/?3 = 0.073 MPa。單向閥22 號 DF-B20K1 = ° 22 MPa。以上的相加得出®、= 2.563MPao3.總的壓力損失為根據(jù)以上數(shù)據(jù)的結(jié)果用公式（51）得出 = S+®2+®3 a 26MPa；根據(jù)公式（5-5）計算pT >15.6MPa,在前面的液壓泵初選時其確定的CBF-F32的額定壓力為 20MPa大于15.6MPa,則液壓泵的額定壓力符合要求。5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算1.計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅(qū)動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉(zhuǎn)化 為熱量，使油溫升高。使用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)

41、熱功率(5-6)(5-7)(5-8)p =丄 y PiQv/ir自毗I nmPc=（E 用® + 卸gY）式中：Pr-液壓系統(tǒng)的總輸入功率；輸出的有效功率；77工作周期（s）；m分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量；Pi、qvi、 Hpt笫i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率;f,第i臺泵工作時間（s）；Twj.叫、（/液壓馬達的外載轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、工作時間（NM、rad/s、s）；Fwj.液壓缸外載荷及驅(qū)動此載荷的行程（N-M）o根據(jù)公式（5-7）乙=丄=丄 2° % I。' 1333 33 x 10" x 38 =】。了 補乂85%7；臺必 109-一根據(jù)公式

42、（5-8）1 nifiiPc =(FwiSi + 口回 J =(100xl03 x430xl0-3 +200x IO3 x 300x10+100xl03l = 1 Jx800x10-3 +200x10、650x IO"3 + 180x IO3 x 3000x 10” + 0) = 7.83KW根據(jù)公式(5-6)Phr =匕一匕=11O7783 = 324KW2. 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率(5-9)(5-10)液壓系統(tǒng)主要通過油箱表面來散熱，其汁算發(fā)熱功率公式如下5=(KA+K,2)WV=0.3abhA = .8h(a + b) + .5ab(5-11)式中：K/油箱散熱系數(shù)(W/ (n

43、* °C),見表5-1K?管路散熱系數(shù)(W/ (m， C),見表52A八心一分別為油箱、管道的散熱面積(】朋)；AT 油箱與環(huán)境溫度之差(°C)。表5油箱散熱系數(shù)(W/ (n? C)冷卻條件Ki通風(fēng)條件很差89通風(fēng)條件良好15-17用風(fēng)扇冷卻23循環(huán)水強制冷卻110-170前面初步求得油箱的有效容積為0.32m根據(jù)公式(5-10)得川必=04】£；取“ =1、 "1、/*02,計算公式(5-11)得£=222m»此處不計算管道散熱功率，根據(jù)公式(59)得心125KWS% ；由此可見，油箱的散熱滿足不了要求，有因為管道散熱極 小，需另設(shè)

44、冷卻器。3. 冷卻器所需冷卻面積的計算冷卻面積為：(5-12)式中：K傳熱系數(shù)，用管式冷卻器時，取K = 116 (W/ (m2 °C )； 平均溫升，竺空-呂。取油進入冷卻器的溫度I =60 °C,油流出冷卻器的溫度T2=40°C,冷卻水入口溫度/)=25 °C,冷卻水出 口溫度4=30 °C。貝山 A/h = 60 + 40 _ 25 + 30 = 22.5 °C 2 2根據(jù)公式(512)得所需冷卻器的散熱面積A = 0.77m3；考慮到冷卻器長期使用時，設(shè) 備腐蝕和油垢，水垢對傳熱的影響，冷卻面積應(yīng)比計算值大30%,實際選用冷卻

45、器面積 為 A = l3x07721lm»第6章后裝壓縮式垃圾車虛擬樣機建模的ADAMS仿真分析6.1基于UG的后裝壓縮式垃圾車三維建模與裝配利用UG6.0對后裝圧縮式垃圾車主要結(jié)構(gòu)部件進行建模，建模完成后進行總裝配。 其主要機構(gòu)模型圖如圖6-1所示。裝填廂油缸圖6-1后裝壓縮式垃圾車主要結(jié)構(gòu)部件三維模型圖圖6-4導(dǎo)入結(jié)果圖對其設(shè)置材料屬性、添加約束和驅(qū)動，為模擬液壓缸的運動，這里使用step函數(shù)。 在ADAMS中，step函數(shù)的句法如下：step (x,xo,ho,xuhi)其中：X獨立變量X0變量的初始值ho函數(shù)的初始值XI變量的終止值hl函數(shù)的終止值翻斗油缸的驅(qū)動函數(shù)為 ste

46、p(time,0,0,4,320)+step(time,4,0,&320)；刮板油缸的驅(qū)動函數(shù) step (time,&0,13,210)+step(time,23,0,28,-210)；滑板油缸的驅(qū)動函數(shù)為 step(time, 13,0,23,470) +step(time,28,0,38,-470)；舉升油缸的驅(qū)動函數(shù)為 step(time,3&0,51,390)+step(time,86,0,99,-390)；推板油缸中的二級油缸驅(qū)動函數(shù)為 step(time,51,0,68,900)+step(time,99,0,116,900), 活塞桿驅(qū)動函數(shù)為 step

47、(time,68,0,85,-800)+step(time, 116,0,134,800)o進行求解運算，觀察模型動畫，各機構(gòu)的動作順序和方式和物理樣機一致。6.3運動學(xué)仿真結(jié)果利用ADAMS的postprocessor,進行結(jié)果后處理，得出相應(yīng)的曲線。得出的曲線圖 如圖6-5所示。model 11000cm Translati onal Accelerab an MagAnalysis: Last_RunCO1-8O<10001500Time (sec)150 02012-06-07 12:25:45刮板質(zhì)心加速度曲線moddjloa»s,UJE)2?Doain50.0-0.

48、00.0Analysis: Last_Rmcm T ranslational Vetocib' MagzfAA100 0-50.01000Tme (sec)滑板質(zhì)心速度曲線model150.02012-06-07 12254580070060050040030.02001000000Analysis: La0_Runcm T ra nslati onal Velocity Mag5001000Time (sec)推板質(zhì)心速度曲線圖6-5曲線圖15002012-OM7 12 2545結(jié)論與展望通過本課題的研究設(shè)汁，詳細的了解了后裝壓縮式垃圾車的的設(shè)計過程和基本的液 壓系統(tǒng)設(shè)計過程。液壓系

49、統(tǒng)的設(shè)計牽涉到多方面的問題，如液壓裝置的結(jié)構(gòu)形式同樣需 要考慮。在設(shè)計后裝壓縮式垃圾車的過程中考慮到各液壓負載機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式，如翻斗 支架、刮板、滑板、推板等。在此課題中使用三維軟件UG進行虛擬樣機的建模，這樣 可以很好的觀察出液壓裝置在整機內(nèi)結(jié)構(gòu)設(shè)計形式是否合適和完善。三維模型設(shè)計的使 用可以很好的方便裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計，容易修改，能夠很好的節(jié)省設(shè)計時間和成本。隨著 技術(shù)的發(fā)展，虛擬樣機技術(shù)將得到普遍的應(yīng)用。在設(shè)計過程中我們不光要考慮其結(jié)構(gòu)形 式，同時也要考慮其靜力學(xué)、運動學(xué)、動力學(xué)等各方面上的性能。在這些方面，使用 ADAMS軟件進行仿真，得出分析結(jié)果，在本課題中對其進行了運動學(xué)分析。此類技術(shù)

50、 使用能夠更好地設(shè)計和完善產(chǎn)品。我國U前的后裝壓縮式垃圾車基本上參照國外成熟的技術(shù)，缺乏自己的核心技術(shù)和 創(chuàng)新能力。垃圾車丄作環(huán)境較惡劣、載荷情況多變。垃圾車物理樣機試驗則需要模擬不 同工況，耗時耗力。加大研發(fā)周期和成本。而利用現(xiàn)代設(shè)計方法（如三維建模，虛擬樣 機仿真技術(shù)）可以很好的解決這方面的問題。本課題在設(shè)計過程中，采用了三維建模和 虛擬樣機技術(shù)，很方便的解決了其結(jié)構(gòu)問題和在運動學(xué)上的分析。山于作者的學(xué)術(shù)水平和自身能力有限，在使用ADAMS中，對后裝壓縮式垃圾車的 液壓系統(tǒng)的分析仍存在一些不完善的地方；本課題只進行了運動學(xué)分析，像推板、刮板 受力較大的部件應(yīng)該進行靜力學(xué)分析，來改善這些部件

51、的結(jié)構(gòu)形式；也可以對液壓缸進 行動力學(xué)分析；仿真用的三維模型較為簡陋有待完善。隨著我國的城鎮(zhèn)化的發(fā)展，我們必然面臨著城市垃圾的回收問題，而普通垃圾收集 方式耗時耗力，效率不高，垃圾車必然得到大規(guī)模應(yīng)用。則需要我們對垃圾車進行深入 的研究。致謝首先衷心感謝我的指導(dǎo)老師徐振法老師，在進行畢業(yè)設(shè)計過程中，自始至終都得到 了徐老師在畢業(yè)論文完成之時，我謹向所有關(guān)心、指導(dǎo)和幫助。徐老師嚴謹?shù)闹螌W(xué)作風(fēng)，敬 銳的科研眼光，深深的影響了我。感謝各位老師對我的論文進行評審，向所有關(guān)心、指導(dǎo)和幫助過我的老師和同學(xué)們 致以最誠摯的感謝！參考文獻1 機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊液壓傳動與控制M.北京：機械工業(yè)出版社， 2007.2 冀宏液壓氣壓傳動與控制M.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2009.3 黎啟柏液壓元件手冊M.北京：冶金工業(yè)出版社 機械工業(yè)出版社，2000.4 張利平.液壓閥原理、使用與維護M.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2005.習(xí)杜國森液壓元件產(chǎn)品樣本M北京：機械工業(yè)出版社，20006 左朝永后裝壓