WZ330型挖装机工作装置液压系统设计

摘要:针对挖装机工作装置液压系统的组成与工作原理,阐述了工作装置液压系统的设计过程;根据土壤切削理论计算了挖装机工作装置的最大负载,由此确定了工作装置油缸的最大作用力,进而确定了液压元件的主要参数。投入生产后的运行结果表明,WZ330型挖装机工作装置的液
论文写作指导请加QQ 303745568

  摘要:针对挖装机工作装置液压系统的组成与工作原理,阐述了工作装置液压系统的设计过程;根据土壤切削理论计算了挖装机工作装置的最大负载,由此确定了工作装置油缸的最大作用力,进而确定了液压元件的主要参数。投入生产后的运行结果表明,WZ330型挖装机工作装置的液压系统性能稳定、技术可靠。
  关键词:挖装机;液压系统;工作装置;工作油缸
  中图分类号:U455.3文献标志码:B
  0引言
  WZ330型挖装机是一种将挖掘、扒碴、装碴、转运碴及破除危岩等功能集于一身的机械装备,服务于隧道、煤矿巷道、地铁和地下金属矿等碴石挖装与运输环节,主要由动力装置、底盘、工作装置等组成。挖装机的工作装置通过液压系统实现挖掘、扒碴、装碴、输碴的所有生产动作,因此工作装置性能的优劣对挖装机的使用效能起着决定性作用[12]。
  1挖装机工作装置组成
  WZ330型挖装机工作装置的工作过程是:先操作大臂油缸或转动油缸,使工作装置运动至挖掘或扒碴位置;然后转动小臂及铲斗油缸,用铲斗将碴石扒到铲板上或铲板附近,由刮板输送机运出;最后回转至工作位置并进行下一次作业循环。WZ330型挖装机的工作装置主要由大臂、小臂、铲斗等部分组成[34],其主体结构如图1所示。
  2挖装机工作装置液压系统设计
  2.1工作要求
  根据挖装机的工作特点,工作装置的液压系统工作时需满足如下条件。
  (1)工作装置进行挖装和一定范围的角度回转时,既能单独动作,又能复合运行。
  (2)挖装的一切动作都是可逆的。
  (3)工作时动作平顺,且需有缓冲装置,防止工作装置的急起急停。
  (4)各种作业油缸应该具有防止动臂因自重而快速下降的过载保护,满足安全可靠的要求。
  2.2工作装置液压系统的组成与工作原理
  WZ330型挖装机的挖装与行走功能均由液压系统实现,为全液压挖装机,其液压整体回路如图2所示。整个液压系统由变量泵、合流阀、挖掘机构控制阀组(M4多路阀组)、出碴机构控制阀组(M7多路阀)、电磁控制先导压力阀、液控单向平衡阀和液压油缸等组成,能够让大臂进行水平左右摆动,以及铲斗、斗杆及动臂的挖掘动作,从而使挖装机完成复杂机械动作。
  从挖装机液压整体回路中提取出工作装置液压系统回路,如图3所示。其工作原理为:压力油从变量泵流出,经过合流阀后分为2路,一路经过减压阀为电磁控制先导压力阀提供压力油,另一路进入挖掘机构控制阀组(M4多路阀组)主阀进油口。M4主阀的工作位置由电磁控制先导压力阀控制,主阀的动作决定了油缸的伸缩。当先导阀3a、4a、5a、6a工作时,油缸均作伸出动作;当先导阀3b、4b、5b、6b工作时,油缸均作收缩动作。基于LUDV控制系统,每个阀根据工作需要不仅可以单独操作,还可以同时进行复合运动。为了使油缸的动作平稳并克服自重失压,在油缸的进出管路接有平衡阀[5]。
  2.3工作装置液压元件主要参数确定
  2.3.1系统工作压力
  在负载确定时,系统压力越高,液压元件的几何尺寸就越小,从而可以获得比较紧凑的结构。考虑到挖装机的工作条件局限性较强,应尽可能选取较高的工作压力。本次设计初选系统工作压力为32 MPa[6]。
  2.3.2工作装置的挖掘阻力计算
  (1)铲斗挖掘阻力。
  根据土壤切削理论,当液压反铲以转斗进行挖掘时,铲斗挖掘阻力是铲斗转角的函数,且最大值发生在铲斗总转角一半的位置。忽略转斗挖掘阻力的法向分力和装土阻力等影响因素,得出最大铲斗挖掘阻力[7]
  Fmax=C[JB<2{]R[JB([]1-cos φmaxcos (φmax-φ)[JB)]][JB>2}]1.35BAZX+
  D=83.6 kN(1)
  式中:C为土壤硬度系数,C=50;R为铲斗切削半径,R=128.7 cm;φmax为挖掘过程中铲斗总转角的一半,φmax=69.29°;φ为铲斗瞬时转角,φ=0;B为切削刃宽度影响系数,B=1+2.6b=3 444 mm,b是铲斗平均宽度;A为切削角变化影响系数,A=1.3;Z为斗齿影响系数,Z=0.75;X为斗侧壁厚度影响系数,X=1+0.03s=1.12 cm,s为侧壁厚度;D为切削刃挤压土壤的力,D=10 000 N。
  (2)小臂挖掘阻力。采用小臂挖掘时,由于切削行程较长,将切土厚度看成常数,小臂在挖掘过程中的总转角为90°,小臂转角对应的弧长[8]
  lS=0.017 45RSφS=5.18 m(2)
  式中:RS为小臂挖掘时的切削半径,如图4所示,RS=3.3 m;φS为小臂转角,φS=90°。
  小臂挖掘时的切削厚度
  h=qblS=0.80.94×5.18=0.16 m(3)
  式中:q为铲斗容量(m3);b为铲斗切削宽度(m)。
  则小臂挖掘时的挖掘阻力
  FS=σWhb=33.84 kN(4)
  式中:σW为挖掘比阻力值(kPa)。
  2.3.3工作装置油缸作用力的确定
  (1)铲斗油缸作用力的确定。
  当铲斗在接近铲板附近扒碴时,其最大工作力为铲斗油缸设计的依据。忽略铲斗和土的质量、各构件质量以及连杆机构效率等因素,铲斗油缸作用力
  Fd=FmaxlCl1=241.51 kN(5)
  式中:lC为铲斗油缸作用力对摇杆与小臂铰点的力臂,lC=1 300 mm;l1为Fmax对铲斗与小臂铰点的力臂,l1=450 mm。
  (2)小臂油缸作用力的确定。
  当挖装机用小臂挖掘时,最大挖掘力由小臂油缸来保证。小臂油缸最大作用力计算位置为大臂下放到最低的位置,此时小臂油缸作用力对小臂与大臂铰点的力臂最大,即对小臂产生的作用力矩达到最大值[9]。忽略各构件及铲斗中土壤质量和连杆机构效率影响因素,小臂油缸作用力 Fg=FslBl2=143.62 kN(6)
  式中:lB为Fmax对小臂与大臂铰点的力臂,lB=2 398 mm;l2为小臂油缸闭锁力对小臂和大臂铰点的力臂,l2=565 mm。
  (3)大臂油缸作用力的确定。大臂油缸的作用力即最大提升力,以使工作装置至最前端的距离来确定,如图5所示。大臂油缸作用力
  Fb=1l3(GdtldA+GglgA+GblbA)=79.54 kN(7)
  式中:l3为大臂油缸闭锁力对大臂与机架的铰点的力臂,l3=621 mm;Gdt为铲斗的重力,Gdt=5 206 N;Gg为小臂的重力,Gg=11 000 N;Gb为大臂的重力,Gb=8 032 N;ldA为铲斗质心到大臂下铰点的水平距离,ldA=3 800 mm;lgA为小臂质心到大臂下铰点的水平距离,lgA=2 192 mm;lbA为大臂质心到大臂下铰点的水平距离,lbA=685 mm。
  图5大臂油缸作用力计算
  (4)回转油缸作用力的确定。根据机械设计可知,回转缸的力臂l4=409 mm,所以油缸的载荷力
  Fh=Jεl4=110.02 kN(8)
  式中:J为挖装机工作臂的转动惯量,J=128 563.6 N·m·s2;ε为回转角加速度,ε=0.35 r·s-2。
  2.3.4工作装置液压缸的参数确定
  液压缸的主要尺寸数据是缸径、杆径和行程。通过计算可以确定液压缸的相关参数,液压缸规格的选取要留有一定的裕度[10]。
  液压油缸的有效面积A由系统工作压力p和外负荷F决定,即
  A=10F(p-p0)ηj(9)
  式中:p0为油缸回油腔的背压(kPa);ηj为油缸的机械效率,取值范围在0.9~0.95。
  根据活塞的设计速度v(m·min-1),计算油缸的流量
  Q=Av10ηv(10)
  (1)动臂缸计算。假定液压泵到液压缸的压力损失p1=1 MPa,液压缸回油背压p0=0.5 MPa,液压缸大、小腔作用面积比例关系为A1=2A0,动臂缸载荷力F1=390 kN,系统压力pp=32 MPa。根据式(1)可以初步求得动臂缸的缸径
  D1=40F1π(pp-p1-p0/2)ηj=130.4 mm(11)
  根据《液压气动缸缸径标准》(GB 2384—80),动臂液压缸的缸径D1取值为130 mm,工作要求行程为800 mm。当活塞杆的伸出长度l与活塞杆直径d的比值不超过10时,能够满足活塞杆的稳定性要求,因此动臂缸活塞杆直径d1=80 mm。
  动臂缸在最大负荷力工作时要求伸出速度v1不低于2 cm·s-1,所需流量
  Q1=π4D21v1=15.9 L·min-1(12)
  (2)斗杆缸计算。斗杆缸载荷力F2=354.8 kN,压力损失p2=1 MPa,同样可得斗杆缸的缸径
  D2=40F2π(pp-p2-p0/2)ηj=125 mm(13)
  因此斗杆缸缸径D2圆整后取130 mm,活塞杆直径d2=80 mm。
  斗杆缸在最大负荷工作时要求伸出速度v2不低于3 cm·s-1,所需流量
  Q2=π4D22v2=23.8 L·min-1(14)
  (3)铲斗缸计算。铲斗缸载荷力F3=241.5 kN,压力损失p3=1 MPa,则铲斗缸的缸径
  D3=40F3π(pp-p3-p0/2)ηj=102.6 mm(15)
  铲斗缸的缸径D3圆整后取120 mm,活塞杆直径d3=75 mm。
  铲斗缸在最大负荷工作时伸出速度v3要求不低于4 cm·s-1,所需流量
  Q3=π4D23v3=27 L·min-1(16)
  (4)回转缸计算。
  回转油油缸的载荷力F4=1117 kN,设压力损失p4=1 MPa,则回转缸的缸径
  D4=40F4π(pp-p4-p0/2)ηj=69.8 mm(17)
  根据载荷力计算出的缸径比较小,考虑到回转缸的加速作用,且回转缸工作时的压力不会达到32 MPa,因此选择较大的缸径。比较前面的3个油缸缸径,取回转缸缸径D4=125 mm,活塞杆直径d4=60 mm。
  回转油缸瞬时伸出瞬时速度v4应不低于5 cm·s-1,回转缸所需瞬时流量
  Q4=π4D24v4=36.8 L·min-1(18)
  通过计算得到的挖装机各油缸尺寸及参数如表1所示。
  3结语
  本文设计了WZ330型挖装机工作装置的液压系统,计算了挖装机工作装置在小臂油缸和铲斗油缸分别扒碴时的工作阻力,并确定出铲斗扒碴时的阻力为工作装置的外载荷,进而确定了工作装置液压元件的主要参数。按本文方法设计生产制造的WZ330型挖装机通过了运行检验,结果表明:工作装置的液压系统性能稳定、技术可靠,具备了使挖装机长期稳定的工作性能。
  参考文献
  [1]刘进志,乔丰立,贾粮棉.WZ330型挖装机液压系统的设计与分析[J].煤矿机械,2013(5):3840.
  [2]刘进志,汪西应,张增强.WZ330型多功能挖装机简介[J].矿山机械,2011(2):4850.
  [3]汪西应,刘进志,马冰玉.WZ330挖掘装碴机工作机构的运动分析与仿真[J].建筑机械,2010(9):9092,96.
  [4]黄宗益,李兴华,陈明.挖掘机力士乐液压系统分析[J].建筑机械化,2004,25(12):4954.
  [5]汪西应,许宏伟,刘进志.WZ330型挖掘装渣机工作机构的设计[J].煤矿机械,2010(8):7375.
  [6]蒋道成.小型挖掘机液压控制系统分析与仿真[D].成都:西南交通大学,2008.
  [7]刘斌,张弘梅,温晓宣,等.小型挖掘机液压系统故障排查两例[J].工程机械与维修,2015(6):6870.
  [8]陈桂芳,郭勇,刘锋.挖掘机液压系统建模仿真及能耗分析[J].机械设计与研究,2011,27(5):99103.
  [9]李立民,邓冰松,林通.液压挖掘机液压系统清洁度的控制[J].筑路机械与施工机械化,2004,21(12):5152.
  [10]钱锦武.液压挖掘机液压系统的故障分析与诊断[J].筑路机械与施工机械化,2007,24(6):4749.

转载请注明来源。原文地址:http://www.lw54.com/20161109/6469667.html   

WZ330型挖装机工作装置液压系统设计相关推荐


联系方式
QQ:303745568
热点论文
工作日:8:00-24:00
周 日:9:00-24:00