吴炳尧毕业论文 - 图文

厦门华天涉外职业技术学院高职毕业设计（论文）

目录

摘要…………………………………………………………………… - 1 - - 1 - 第1章 绪 论 ……………………………………………………………………1 1.1 本课题研究的背景………………………………………………………1 1.2 国内外的研究现状及相关技术…………………………………………1 1.2.1 国外现状………………………………………………………………2 1.2.2 国内现状………………………………………………………………2 1.2.3 相关技术………………………………………………………………2 1.3 论文研究的目的和意义 …………………………………………………5 1.4 论文主要的研究内容 ……………………………………………………6 1.5 论文主要的研究方法 ……………………………………………………6 1.6 本章总结 …………………………………………………………………7 第2章 设计分析 …………………………………………………………………7 2.1 都漏工程车的设计要求 …………………………………………………7

2.1.1 技术要求 ………………………………………………………………7 2.1.2 功能要求 ………………………………………………………………8 2.2 工程车液压系统方案的研究 ……………………………………………9 2.3 本章总结…………………………………………………………………10 第3章 液压系统原理图的制定…………………………………………………10 3.1 液压系统的基本回路 ……………………………………………………11 3.1.1 限压回路………………………………………………………………11 3.1.2 缓冲回路………………………………………………………………11 3.1.3 节流回路………………………………………………………………13

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 3.1.4 行走限速回路…………………………………………………………14 3.1.5 闭锁回路………………………………………………………………15 3.1.6 再生回路………………………………………………………………15 3.2 工程车液压系统的原理图…………………………………………………15 3.3 本章总结……………………………………………………………………15 第4章 工程功能的实现……………………………………………………………16 4.1 直线行走……………………………………………………………………17 4.2 行走工程中转弯……………………………………………………………17 4.3 绕履带转弯…………………………………………………………………17 4.4 绕装置中心转弯……………………………………………………………17 4.5 装置失速控制………………………………………………………………17 4.6 补油回路……………………………………………………………………18 4.7 高低两速切换回路…………………………………………………………18 4.8 爬坡角度限制回路…………………………………………………………18 4.9 找管定位……………………………………………………………………18 4.10 本章总结……………………………………………………………………19 第5章 主要元件的参数计算及其选型……………………………………………19 5.1 选择行走马达………………………………………………………………19 5.2 选择液压泵…………………………………………………………………19 5.2.1 液压泵工作压力的确定…………………………………………………20 5.2.2 确定液压泵的流量………………………………………………………20 5.2.3 选择液压泵的规格………………………………………………………21 5.3 选择液压控制阀……………………………………………………………22 5.4 选择发动机…………………………………………………………………24 5.5 本章小结……………………………………………………………………25 第6章液压辅助元件的选择与计算 ………………………………………………25

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6.1 油箱的计算与结构………………………………………………………25 6.1.1 油箱有效容积的计算 …………………………………………………25 6.1.2 油箱的结构 ……………………………………………………………26 6.2 管道的计算与选择 ………………………………………………………27 6.2.1 吸油管道的计算 ………………………………………………………27 6.2.2 回油管道的计算………………………………………………………28 6.2.3 油管的选材……………………………………………………………29 6.2.4 液压管路的连接方法…………………………………………………29 6.3 过滤器的选用………………………………………………………………30 6.4 液压系统温度的计算和冷却器的选用……………………………………31

6.4.1 液压系统温度的计算 …………………………………………………31 6.4.2 冷却器的选用 …………………………………………………………34 6.5 加热器的选用………………………………………………………………35 6.6 本章总结……………………………………………………………………35 第7章 液压系统性能验算 ………………………………………………………35 7.1 液压系统压力损失…………………………………………………………35 7.1.1 沿程压力损失……………………………………………………………36 7.1.2 局部压力损失……………………………………………………………36 7.2 液压系统发热温升计算 ……………………………………………………37

7.2.1 液压系统发热功率计算…………………………………………………37 7.2.2 液压系统散热功率计算…………………………………………………39 7.3 液压系统邮箱大小的验算……………………………………………………40

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 7.4 冷却器所需冷却面积的验算…………………………………………………41 7.5 本章的总结……………………………………………………………………41 第8章 液压装置的结构设计………………………………………………………42 8.1 液压装置的结构……………………………………………………………42 8.2 液压泵站的类型及其组件的选择…………………………………………42 8.2.1 液压泵类型的选择………………………………………………………42 8.2.2 液压元件的配置形式……………………………………………………42 8.3 本章总结……………………………………………………………………43 第9章 装置防爆……………………………………………………………………43 9.1 电气控制方面………………………………………………………………43 9.2 静电放电控制方面…………………………………………………………43 9.3 机械系统方面………………………………………………………………44 9.4 本章总结……………………………………………………………………44 结论 …………………………………………………………………………………45 参考文献 ……………………………………………………………………………46 致谢 …………………………………………………………………………………47

插图索引

图1.1 无线遥控工程车 …………………………………………………………………1 图1.2 液压挖掘机传动示意图 …………………………………………………………1 图1.3 比利型电磁铁原理图 ……………………………………………………………5 图1.4 比例型电磁铁的静态特性 ………………………………………………………6 图1.5 工程车的控制示意图 ……………………………………………………………6 表2.1 成品油管道堵漏工程车主要技术参数 …………………………………………7 图2.1 堵漏工程车液压系统的基本组成………………………………………………7 图2.2 挖掘机液压系统回路示意图……………………………………………………9 图3.1 挖掘机液压系统液压原理示意图………………………………………………11

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图3.1 限压回路…………………………………………………………………………12 图3.2 缓冲回路…………………………………………………………………………13 图3.4 节流回路 …………………………………………………………………………14 图3.4 行走限速回路 ……………………………………………………………………15 图3.7 堵漏工程车液压原理图 …………………………………………………………16 表5.1马达的主要参数……………………………………………………………………19 图5.1 行走马达……………………………………………………………………………19 表5.2双联齿轮泵主要参数………………………………………………………………21 表5.3工程车液压系统阀类元件初选……………………………………………………22 图5.2 卸荷溢流阀 ………………………………………………………………………20 图5.3 溢流阀………………………………………………………………………………22 图6.1 油箱外形尺寸 ……………………………………………………………………25 图6.2 高压橡胶软管 ……………………………………………………………………27 图6.4 滤油器滤芯…………………………………………………………………………31 表6.1 加热器的主要参数…………………………………………………………………25 表7.1油箱的散热系数……………………………………………………………………35 图8.1 板式阀用集成块连接 ……………………………………………………………42

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摘要

本文详细介绍了以某履带式液压挖掘机为基础改进设计的成品油管道堵漏抢险工程车的工作原理及原履带式液压挖掘机液压系统工作原理；完成了成品油管道堵漏抢险工程车液压系统的改进设计；实现了工程车行走、转向、翻越障碍物、工作台的旋转，及工程车收油罩的升降、伸缩、旋转和开闭等多种动作的遥控操纵；最后按照所给机构性能参数和液压性能参数进行元件的选择计算，通过对系统性的验算和发热校核，以满足该工程车所要达到的要求。

本课题主要做了一下几个方面的工作：

（1）概述了都漏工程车的发展背景和国内外现状，介绍了都漏工程车液压操作系统的组成和原理，以及在本文中使用到的相关技术，同时介绍了遥控工程车的实现方法。

（2）分别介绍了液压挖掘机液压系统中基本回路即限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流回路、行走回路、合流回路、再生回路、锁闭回路、操纵回路等原始的工作原理，并按照各自的特点组装成该堵漏工程车的控制系统。

（3）根据堵漏工程车工作的环境，简要讨论了此工程车的防爆措施和注意事项，为其他液压元件的选择奠定了基础。

关键词：液压系统;液压挖掘机;管道堵漏；遥控；控制

I

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车

Remote Controlled Plugging Truck

Abstract

This paper describes the work of pipeline plugging rescue truck that is improving the design obased on hydraulic excavator crawler and the work of the original crawler hydraulic excavator hydraulic system ; complets improvements to the system design of the rescue truck hydraulic pipeline plugging ; realis steering, crossing the barrier, table rotation of construction vehicles and the truck hood lift oil revenues, telescopic, rotating and opening and closing movements of the remote control etc.; finally to the agency in accordance with the performance parameters and hydraulic performance parameters of the choice of computing device, through the checking system performance, and heat checking, to meet the engineering cars to meet demand.

The main contents as follows in this paper:

(1) an overview of the development of pipeline plugging rescue truck and the background and current situation at home and abroad, introduces hydraulic operating system of the engineering vehicle, and used in this article related to technology, also introduced remote control truck Realization .

(2) Introduced hydraulic excavators' basic loop used in hydraulic system, Such as limited pressure loop, unloading circuit, buffer circuit, throttle circuit, walking loop, loop merging, regeneration loop, locked loops, control circuits and other original works, and in accordance with the characteristics of each loop assembled in the control system of plugging Truck.

(3) Under the working environment of plugging vehicles ,discussed briefly explosion-proof measures and precautions of this project car' , the choice of hydraulic components for the other basis.

Key Words ：Hydraulic system; hydraulic excavator; pipeline plugging; remote control

II

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第1章 绪论

1.1 本课题的研究背景

当今社会，能源问题日益告急，然而新能源尚未大规模开发，在相当长的一段时期之内，石油能源仍将在人类的生产生活中占据着霸主地位。世界各国仍不断地进行着石油开采和石油炼制方面的研究。在石油工业高度发展的同时，石油以及成品油的运输也成为现实中一个重要问题：伴随着地下管道大面积铺设，于此带来大大小小的安全隐患，不发分子进行打孔盗油，从中来谋取利益。再加上自然天气和地理因素的影响，输油管道会发生腐蚀，导致发生泄露、油喷现象。现象发生后易造成二次灾难，产生更大的损失。输油管道泄漏事故一旦发生，其堵漏工作便成为管道抢修的重要环节。同时堵漏方法及堵漏时间的长短直接关系到泄漏发生的经济损失，财产安全，环境污染等。

在国内国外的石油运输业中，输油管道占有重要地位。因输油管道相比于其它运输方式具有众多的优点：可承受多种外力的作用，包括本身的重量、流体作用在管端的推力、风雪载荷、土壤压力、热胀冷缩引起的热应力、振动载荷和地震灾害等，同时也降低了成本，提高了输油效率。因此，管道输油在石油以及成品油运输中得到非常广泛的应用。它的建成以及对其不断的维护与检修对国家经济增长、国防安全、综合国力的增强，都具有重要意义。

然而就目前来看，输油管道运行条件苛刻，油品易燃易爆，管道腐蚀破裂常常引起连锁事故。因腐蚀导致的原油泄漏、停工停产、人身伤亡及环境污染给相关企业带来了巨大的损失，同时各种人为管道破坏、违章占压管道、违章施工作也是造成管道泄漏事故的重要原因。输油管道泄漏事故严重危害着国家和人民群众的生命财产安全。

堵漏作为管道抢修的关键步骤，其技术的发展直接关系到泄漏事故发生后所造成的危害程度。然而目前在国内，泄漏孔的封堵主要是靠人工安装夹具和补块。其作业的危险性高，并且操作时要求管道降低管道压力，在低点修补时还需要排出高点管道中大量的油品，从而增加了整个抢修的时间，同时，也会引起油品泄漏量的增加，加大了发生重大事故的可能性。我们在堵漏技术和堵漏设备上的不完善，促成了管道抢修这一急需研究和解决的重要课题。

因此成品油管道堵漏工程车，即成为这一重要研究课题的初步尝试。

1.2 国内外的研究现状及相关技术[1]

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 本论文所设计的堵漏工程车是以某小型液压挖掘机为模型而改造设计的，所以液压挖

掘机国内外的研究现状及相关技术间接的影响该工程车的研究现状及技术。纵观挖掘机发展史，在技术上大致经历了三次飞跃，第一次是柴油机的出现，使挖掘机有了较理想的动力装置;第二次是液压技术的广泛应用，使挖掘机的传动方式更趋合理;第三次是控制技术的广泛应用，使液压挖掘机的控制系统日益完善，并向着自动化、智能化方向发展。

1.2.1 国外现状

工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、美国、德国、俄罗斯、日本是小型单斗液压挖掘机的主要生产国家，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机。例如，美国马利昂公司生产的斗容量50-100m3挖掘机；B-E（布比赛鲁斯-伊利）公司生产的斗容量107m3的挖掘机，是世界上目前最大的挖掘机。自20世纪90年代以来，国外工程机械进入了一个新的发展时期，在广泛应用新技术的同时，不断涌现出新结构和新产品。继完成提高整机可靠性任务之后，技术发展的重点在于增加产品的电子信息技术含量和智能化程度，努力完善产品的标准化、系列化和通用化，改善驾驶人员的工作条件，向节能、环保方向发展。

目前，国外的遥控挖掘机多以纯遥控为主，未发现手动、遥控并用型挖掘机，设备的利用率低，都属于概念型样机，价格较高。所以国外的抢险工程车基本上就是以纯遥控为主的，而且技术先进，动作灵敏、准确。

1.2.2 国内现状

早在1954年我国就开始生产机械式挖掘机，当时的抚顺机器厂（抚顺挖掘机厂前身）引进了前苏联的机械式挖掘机。由于国家经济建设的需要，后又发展10余家厂生产，到1966年12年间全国共生产了机械式挖掘机3000余台。在80年代初引进德国系列液压挖掘机制造技术，浙江大学的冯培恩教授开始率先着手研究挖掘机机电一体化技术，首先实现挖掘机器人作业过称的分级规划和局部自主控制。后引进日本小松制作所的PC系列挖掘机制造技术，使我国挖掘机的技术上升到一个新水平。在我国由于挖掘机的发展滞后，故以挖掘机为基础的抢险工程车研究的起步较晚，总体发展水平也落后于西方发达国家，特别是在成品油堵漏工程车方面的研究还没有起步。抢险工程车是在各种危

图1.1 无线遥控工程车

险及恶劣环境下从事危险作业、抢险救灾、垃圾清理和化学灾害处理等工作，其要求人员远离事故现场，所以就要开发遥控的抢险工程车，本论文设计的堵漏工程车也不例外。

1.2.3 相关技术[2]

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1.2.3.1 遥控技术

本堵漏工程车由于在管道堵漏时，其泄露环境危险，易燃易爆，所以要求设计成遥控工程车，如图1.2。工程车辆上的所有执行装置全部采用电信号控制，在遥控操作时，操作者虽然从驾驶室中解脱了出来，但仍需要像常规操作那样控制各关节点。无线遥控液压工程车系统，由控制台发射、接收部分和车上接收、发射部分组成。控制台包括图像及声音接收器，为处理输入信号所需要的译码装置、控制装置和编码装置。机器上接收器接收发射台发出的控制信号，并将信号转换为驱动比例电磁铁和控制摄像机所需

的信号。发射器则将电视图像信号通过天线发送到远方的操作员。在工程车上装有摄像头，操纵人员可以根据摄像头中视野来控制工程车的动作。 1.2.3.2 液压控制技术

本堵漏工程车以挖掘机为基础，其模型如图1.3所示，采用三组液压缸，工作装置具有三个自由度，铲斗可实现有限的平面转动，加上液压马达驱动回转运动，使铲斗 大到有限空间，再通过行走马达驱动行走（移位），使挖掘空间可沿水平方向得到间歇地扩大，从而满足挖掘作业的要求。

液压挖掘机传动示意图由柴油机驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油送给个液压执行元件（液压缸与液压马达）驱动相应的机构进行工作。液压挖掘机采用连杆机构原理，各部分的运动通过液压缸的伸缩来实现。挖掘作业时，接通回转马达，转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩；动臂下降至铲斗触底后在操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘装载工作。在实际挖掘作业中，

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 由于土质情况、挖掘面条件及挖掘液压系统的不同，三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。

总之，液压挖掘机是由多学科、多系统组成的有机整体，只有在系统层面上的各系统、各学科协同优化才能获得挖掘机整机的最佳性能。

1.2.3.3 电液比例控制技术[3]

电液比例控制阀简称比例阀，其结构特点是由比例电磁铁与液压控制阀两部分组成。相当于在普通液压控制阀上装上比例电磁铁以代替原有的手调控制部分。电磁铁接收输入的电信号，连续地或按比例地转换成力或位移。液压控制阀受电磁铁输出的力或位移控制，连续地或按比例的压力和流量。

比例阀实现连续控制的核心是采用了比例电磁铁，电磁铁是一种通电后使铁磁物质产生电磁吸力，把电能转换成机械能的电器元件。比例电磁铁的工作原理见图1.4所示。

图1.2 液压挖掘机传动示意图

当线圈2通电后，磁轭1和衔铁3中都产生磁通，产生电磁吸力，将衔铁吸向轭铁。衔铁上受的电磁力和阀上的或电磁铁上的弹簧力平衡，电磁铁输出位移。当衔铁3运动时，间隙δ保持恒值并无变化，所以比例电磁铁的吸力F和δ无关，其静特性见图1.5所示。图中静坐标是比例电磁铁的吸力F，横坐标是衔铁的行程S。

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图1.3 比例型电磁铁原理 图1.4 比例型电磁铁的静特性 1—磁轭；2—线圈；3衔铁；4—导磁套； Ⅰ—吸合区；Ⅱ—工作行程区； 5—调整弹簧；6—调整螺钉；7—推杆； Ⅲ—空行程区； 8—限位片；9—工作气隙；10—隔磁环；δ—间隙；

由图可得出以下结论：

（1）在S很小，或S很大时，力F随行程S 而变化，不宜作为工作区段。

（2）在S大约为1.5mm左右的中间区段，曲线大体上呈水平的平行线，这个区段的曲线可作为工作区段曲线。一般来说，比例电磁铁的有效工作行程小于开关型电磁铁的有效工作行程。

（3）比例电磁铁的吸力在有效行程内和线圈中的电流成正比。 （4）比例电磁铁的吸力在有效行程内和衔铁位置无关。

由于比例阀实现了用经过放大器放大的电信号对液体压力、流量和流向的控制，构成自动控制系统，即可开环控制，也可闭环控制；因其能连续地、按比例地对压力和流量进行控制，控制方便且可避免压力和流量有级切换时的冲击；抗污染性能优于伺服阀，制造比伺服阀简单，价格低于伺服阀，但高于普通液压阀；一个比例阀可兼有几个普通液压阀的功能，可简化回路，减少阀的数量，提高可靠性。

随着耐高压直流比例电磁铁的产生，电液比例阀的优越性得到了进一步发展。耐高压直流比例电磁铁除了具有一般电液比例阀的优点，还具有较大的功率重量比，可以输出较大的位移和力，不仅可用来推动比例先导阀，还可以直接驱动主阀。由于它的导套具有足够的耐压强度，所以比例电磁铁可承受35Mpa静压力。

1.3 论文研究的目的与意义

在我国，输油管道多埋于地下，泄漏发生时，其产生的高压喷射冲出地面，在泄漏周围环境中形成大范围的喷射油液雾化，造成极度危险的环境空间。同时由于管道埋于地下，具体的泄漏点无法确定，根本无法进行人工手动或机械自动安装卡具。本课题根据我国成

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 品油管道泄漏发生的这一实际情况，进行了“履带行走式油管堵漏工程车—液压驱动系统”的设计。目的是使该工程车完成在较高的压力下对υ508mm成品油输油管道泄漏的堵漏工作。该工程车应用后，可以远程遥控进行管道漏点的找管定位，对漏油进行简单回收，减少成油品的泄漏量或者是损失量，有效控制喷射油液雾化，降低次生灾害发生的可能性，减少泄漏对环境的污染，为后续维护抢修人员实施抢修提供更安全的工作环境。

1.4 论文主要的研究内容

成品油管道堵漏工程车是履带式液压挖掘机与液压、自动控制技术及无线遥控相结合的产物。用图1.5进行表示。

图1.5工程车的控制

本课题设计了“成品油管道堵漏工程车——液压驱动系统”，以完成成品油管道泄漏的堵漏工作。成品油管道堵漏工程车由工作装置，回转机构及行走机构三部分组成，其中工作装置包括大臂杆，小臂杆，收油罩杆，行走机构包括左右行走马达和后支撑机构，上述所有机构的动作均由液压驱动。

本说明书详细阐述了“成品油管道堵漏工程车——液压驱动系统”的设计过程。包括液压系统设计的分析，液压原理图的制定，各个液压元件的选择计算，液压装置的结构设计以及液压系统的性能验算。

液压驱动系统的设计是该工程车辆设计的关键环节之一，采用液压驱动有诸多优点：在同等体积下，液压装置比电气装置产生出更多的动力；液压装置工作比较平稳，可方便在大范围内实现无极调速。低速大扭矩马达的最低稳定速度为1r/min。液压传动易于实现自动化；液压装置易于实现过载保护；由于液压元件已实现标准化，系列化和通用化，液压系统的设计，制造，使用和推广都比较方便。

1.5 论文研究的主要方法

以某液压挖掘机的液压系统为基础，按照液压系统设计步骤设计出堵漏工程车的合适液压系统。其基本思路是：（1）讨论所设计工程车所满足的基本要求，即技术要求和功

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能要求 （2）参照挖掘机的液压系统原理图，初定都漏工程车的液压原理图 （3）分析初定的原理图，讨论所选的液压系统能否满足要求 （4）选择并计算基本的液压元件和液压辅助元件 （5）验证所选的液压元件是否满足设计要求 （6）得出结论。

1.6 本章总结

本章阐述了该论文研究的背景、目的、意义及内容，简要说明了改造设计成该工程车的原型—液压挖掘机的国内外发展现状和技术水平，最后对本论文的主要研究方法及思路做了一个概括的说明，也就是在液压系统的设计步骤基础上，对后面的设计方案提供指导。

第1章 设计分析

2.1 工程车的设计要求

按照堵漏工程车的工作装置、回转装置、行走装置及其它装置的工作及传动需要，把各种液压泵、液压马达、液压阀等液压元件用液压油管有顺序有规律地连接在一起就可以组成一个堵漏工程车的液压系统。在工作的过程中，液压系统是用油液作为自己的工作过程中介质、然后利用液压泵把发动机送出的机械能转变为液压油的液压能来传递，然后通过液压缸和液压马达等各种执行元件再把液压油的液压能转变为各种机械能，这样就可以实现堵漏工程车所需要的各种动作[4]。

堵漏工程车在预工作时，动作比较复杂，主要机构需要经常启动、制动、换向，冲击和振动非常频繁，温度和环境变化大，因此该工程车液压系统应满足如下要求。

2.1.1 技术要求

成品油管道堵漏工程车以某小型液压挖掘机为模型，虽然很多技术要求与挖掘机相同，但是它拥有自己的技术要求来满足工程的需要：

表2.1 成品油管道堵漏工程车主要技术参数

项目名称 输油管直径 最大输油压力 维抢工作允许压力 单位 毫米 兆帕 兆帕 数值 φ508 10 ≤ 3 - 7 -

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 最大工作压力 最大流量 输入功率 最大承载力 最大行走速度 最大爬坡角度 整车重量 吊臂可承载载荷 车架可实现回转角度 兆帕 升/分钟 千瓦 千牛顿 公里/小时 度 吨 千牛顿 度 20 60 22 22.2 2 25 ≤ 5 15 360 2.1.2 功能要求

本工程车以液压挖掘机为模型，拥有自己特殊的工作装置，因此，具有与挖掘机不同的功能要求[4]： 2.1.2.1 行走功能 （1）直线行走功能

在装置不需要转弯时，要求能进行直线行走。 （2）装置转弯功能

考虑到装置在行走过程中，由于道路原因需要转弯，需设计行走中转弯功能；

当装置在行走过程中由于道路原因，或找管定位过程中，需要装置拐急弯时，需设计绕履带转弯的功能；

当装置接近泄漏油喷射口，需要就地调整装置的方位角度时，有时需要绕装置中心就地旋转。需设计绕履带中心旋转的功能。 （3）爬坡行走功能

因为装置的使用环境包括山路，有上下坡道，要求爬坡角度为25o。装置行走部分采用履带式结构，动力由液压系统提供，左右履带分别由两台低速大扭矩马达驱动。通过分别控制两台液压马达液压油的流量，可实现此功能。 （4）装置失速控制功能

考虑到装置在行走过程中有上下坡的要求，当装置下坡时，由于重力作用有可能造成失速，因此在液压系统中需设计了失速控制。 （5）高低两速切换功能

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考虑到充分利用系统的功率，应设计高低速自动切换功能。当装置在平地或下坡行走时，装置需要的驱动功率小，使装置实现高速行走；当装置上坡时，装置需要大功率驱动，低速行走。

（6）装置行走刹车功能

装置要求能够上下坡道，在堵漏工作进行时，要求装置必须能够可靠的制动，车体确保严格不动，保证后续工作准确可靠的进行。在动力系统、传动系统、执行系统出现故障时，更要求有可靠的刹车装置，否则装置会翻下山去，造成无法挽回的损失。

当液压系统停止供油，或由于故障液压系统不能供油时，液压马达自动刹车，保证装置安全。

2.1.2.2 找管定位功能

装置行走过程中，用遥控摄像头远程监控路面情况和管道位置情况。人工远程控制该装置行走到漏油油管附近后，装置停止行走并刹车制动。通过遥控摄像头监控，通过液压系统，控制大臂体、小臂和收油器三个运动部件的转动，实现泄漏控制和漏油回收部件的定位。

2.1.2.3 喷射控制和漏油回收功能

利用流体喷射形成的动能把流体导流到指定位置。采用内锥形小锥角大导油管结构，减少油流喷射入收油器中在导流方向的运动能量损失。收油器下端设有回收檐，减少反射回来的油流的速度和泄漏油的雾化，降低收油器的振动。 2.1.2.4 防暴功能

因为装置工作在易爆的极度危险环境当中，所以装置必须具备防爆性能。选择防暴型部件，或是设置防暴装置。

2.2 工程车液压系统方案的研究

堵漏工程车液压系统的基本组成见图2.1（没有考虑液压附件及先导控制部分）：

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图2.1 堵漏工程车液压系统的基本组成

参照目前国内外小型液压挖掘机的液压系统及本章2.1节的对其工况的分析，本方案的液压系统采用开式回路，多负载并联结构。初定液压系统原理略图见图2.2。该主液压系统分为上车和下车两部分液压系统，上车部分主要包括回转装置和工作装置；下车部分包括行走装置和支腿液压缸[5]。

2.3 本章总结

本章详细讨论了所要设计的堵漏工程车的功能要求及技术要求，而且确定了该工程车液压系统的总体框架和组成部分，给后面详细分析工程车各功能的实现和最终液压系统设计的完成做了铺垫。

图2.2 液压系统回路示意图

第1章 液压系统原理图的制定

我们可参照挖掘机液压系统回路如图3.1，结合本工程车的具体功能，设计工程车的液压原理图[6]。

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图3.1 挖掘机液压系统回路示意图

下面对挖掘机液压系统的基本回路做出分析。基本回路是有一个或几个液压元件组成、能够完成特定的单一功能的典型回路，它是液压系统的组成单元。液压挖掘机液压系统中基本回路有限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流回路、行走回路、合流回路、再生回路、锁闭回路、操纵回路等。

3.1 限压回路

限压回路用来限制压力，使其不超过某一调定值。限压的目的有两个：一是限制系统的最大压力，使系统和元件不因过载而损坏，通常用安全阀来实现，安全阀通常设置在主油泵出油口附近；二是根据工作需要，使系统的压力保持定值或是不超过某值，通常用溢流阀实现，溢流阀可使系统根据调定压力工作，多余的流量通过此阀流回油箱，因此溢流阀是常开的[7]。

液压挖掘机执行元件的进油和回油路上常成对地并联有限压阀，限制液压马达、液压缸在闭锁状态下的最大闭锁压力，超过此压力时限压阀打开，卸载保护了液压元件和管路免受损坏，这种限压阀（图3.1）实际上其了卸荷阀的的作用。

3.2 缓冲回路

液压挖掘机满斗回转时由于上车转动惯量很大，在启动，制动和突然转向时会引起很大的液压冲击，尤其是回转过程中遇到障碍物突然停车。液压冲击会使整个液压系统

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图3.1 限压回路

和液压元件产生振动和噪音，甚至破坏。挖掘机回转机构的缓冲回路就是利用缓冲阀等使液压马达高压腔的油液超过一定的压力时获得出路。图3.2为液压挖掘机中比较普遍采用的几种缓冲回路[8]。

图3.2（A）中回转马达两个油路上各装有动作灵敏的小型直动式缓冲（限压）阀2、3，正常情况下两阀关闭。当回转马达突然停止转动或反向转动时，高压油路Ⅱ的压力油经缓冲阀3泄回油箱，低压油路Ⅰ则由补油回路经单向阀4进行补油，从而消除了液压冲击。

图3.2（B）是高低压油路之间并联有缓冲阀，每一缓冲阀的高压油口与另一缓冲阀的低压油口相通。当回转机构制动，停止或是反转时，高压腔的油经过缓冲阀直接进入低压腔，减少液压冲击。

图3.3（C）是回转马达油路之间并联有成对单向阀4、5和6、7，回转马达制动或换向时高压腔的压油经单向阀5，缓冲（限压）阀流入油箱，低压腔从油箱经单向阀6 获得补油。

上述回转回路中的缓冲（限压）阀实际起制动的作用，换向阀1中位时回转马达两腔油路截断，只要油路低于压力阀的调定压力时，回转马达即被制动，其最大制动力矩由限压阀决定。

[9]

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图3.2 缓冲回路

3.3 节流回路

节流调速是利用节流阀的可变流通截面改变流量而实现调速的目的，通常用于定量系

统中改变执行元件的流量。这种调速方式简单，能够获得稳定的低速，缺点是功率损失较大，效率低，温升大，系统易发热，作业速度受负载变化较大。根据节流阀的安装位置，节流调速有进油节流调速和回油节流调速两种。

图3.4 节流回路

图3.4(A)为进油节流调速，节流阀安装在高压路上，液压泵1与节流阀串联，节流

阀之前安装有溢流阀2，压力油经节流阀和换向阀4进入液压缸5的大腔使活塞右移。负载增大时液压缸大腔压力增大，节流阀前后的压力减小，因此通过节流阀的流量减小，活塞移动的速度降低，一部分油液通过液流阀流回油箱。反之，随着负载减小，通过节流阀

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 进入液压缸的流量增大，加快了活塞的移动速度，液流量也相应的减少。

图3.4（B）为回油节流调速，节流阀安装在低压回路上，限制回油流量。回油截流后的油液虽然发热，但进入油箱，不会影响执行元件的密封效果，而且回油无阻尼，速度比较稳定。

液压挖掘机的工作装置为了作业安全，常在液压缸的回油上安装单向节流阀，形成节流限速回路。如图3.4（C）所示，为了防止动臂因自重下降度太快而发生危险，其液压缸大腔的油路上安装有单向阀和节流阀组成的单向节流阀。此外，抖杆液压缸，铲斗液压缸在相应的回路也安装了单向节流阀[10]。

3.4 行走限速回路

履带式液压挖掘机下坡行驶时因自重加速，可能导致超速流坡事故，且行走马达易发生吸空现象甚至损坏。因此因对行走马达限速和补油，使行走马达转速控制在允许范围内。

图3.4行走限速回路

行走限速回路是利用限速发控制通道的大小，以限制行走马达的速度，履带式液压挖

掘机行走马达常用的限速补油回路如图3.4所示，它由压力阀2、3，单向阀4、5、6、7和安全阀8、9等组成。正常工作时换向阀1处于右位，压力油经单向阀4进入行走马达10，同时沿控制油路推动压力阀2，使其处于接通位置，行走马达的回油经压力阀2回油箱。当行走马达超速运转时，进油供应不足，控制油路压力降低，压力阀在弹簧力的作用下右移，回油通道变小或关闭，行走马达减速或制动，这样保证了液压挖掘机下坡运行的

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安全[11]。

3.5 闭锁回路

动臂才操作阀在中位时油缸口闭锁，由于滑阀的密封性不好会产生泄漏，动臂在重力作用下会产生下沉，特别是挖掘机在进行起重作业时要求停留在一定的位置上保持不下降，因此设置了动臂支持阀组。如图3.5所示，二位二通发在弹簧力的作用下处于关闭位置，此时动臂油缸下腔压力油通过阀芯内钻孔通向插装阀上端，将插装阀压紧在阀座上，阻止油腔下腔的油从B至A，起闭锁支撑作用。当操作动臂下降时，在先导油压通阀回油，由于阀芯内钻孔油道节流孔的节流作用，使插装阀上下腔产生压差，在压差作用下克服弹簧力，将插装阀打开，压力油从B至A[12]。

图3.5 闭锁回路 图3.6 再生回路

3.6 再生回路

动臂下降时，由于重力作用回事降落速度太快而发生危险，动臂缸上腔可能产生吸空，为了解决这一问题，目前采用了再生回路，如图3.6所示，动臂下降时，油泵的油经单向阀通过动臂操纵阀进入动臂油缸上腔，那么从动臂油缸下腔排除的油需经节流孔回油箱，提高了回油压力，使得液压油能通过补油单向阀供给动臂缸上腔。这样在发动机在低转速或泵的流量较低时，能防止动臂应重力作用迅速下降而使动臂缸上腔产生吸空[13]。

3.7 工程车液压系统原理图

根据以上对液压挖掘机液压系统基本回路的分析和工程车的实际要求，现把液压挖掘机的液压系统改装成输油管道堵漏工程车的液压系统，其原理图如3.7[14]。

3.8 本章总结

本章以某小型液压挖掘机的液压系统为参考，详细分析了挖掘机液压系统中的基本回

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 路，最后总结了出了本论文所设计的液压系统原理图。

图3.7 堵漏工程车液压原理图

第1章 工程车功能的实现

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根据以上堵漏工程车的液压原理图，可实现工程车的以下功能：

4.1 直线行走

考虑到装置行走的控制方便，我们设计了双液压泵供油回路。选用性能参数完全相同的双联液压泵和性能参数完全相同的两个行走液压马达，一个泵单独为一个液压马达供油，从而保证装置在不要求转弯时的直线行走[15]。

4.2 行走过程中转弯

考虑到装置在行走过程中，由于道路原因需要转弯，我们在回路中分别设计了并联的节流阀和两位两通电磁换向阀。正常行走时，两位两通电磁换向阀不通电，液压泵打出的液压油全部直接供给液压马达，两个马达转速相同，装置沿直线行走。

当装置需要左转弯时，左马达供油回路中的两位两通电磁换向阀的电磁铁DT11通电，无阻力供油回路断开，液压油只能流经节流阀进入马达，液压阻力增大，一部分液压油通过液压泵出口的电磁卸荷溢流阀流回油箱。使得左马达转速降低，右马达原速行走，实现装置左转弯。

当装置需要右转弯时，右马达供油回路的两位两通电磁换向阀的电磁铁DT12通电，无阻力供油回路断开，液压油只能流经与此电磁阀并联的节流阀进入马达，通过右驱动马达减速实现装置右转弯。

4.3 绕履带转弯

当装置在行走过程中由于道路原因，或找管定位过程中，需要装置拐急弯时，可以通过左右两路的三位四通电磁换向阀实现。

例如：当我们需要装置绕左履带转弯时，使液压阀电磁铁13、14断电，左马达停止转动；使电磁铁15或16通电，电磁铁15通电时，右马达正转，装置绕左履带向前逆时针转弯；电磁铁16通电时，右马达反转，装置绕左履带顺时针向后转弯。

4.4 绕装置中心转弯

当装置接近泄漏油喷射口，需要就地调整装置的方位角度时，有时需要绕装置中心就地旋转。我们可以通过左右两路的三位四通电磁换向阀相互配合，使一路前进、另一路后退，实现就地旋转。如液压阀电磁铁13通电，左马达正转；液压阀电磁铁16通电，右马达反转；实现泄漏控制装置绕中心顺时针旋转。而液压阀电磁铁14通电，左马达反转；液压阀电磁铁15通电，右马达正转；实现泄漏控制装置绕中心逆时针旋转。

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 4.5 装置失速控制

考虑到装置在行走过程中有上下坡的要求，当装置下坡时，由于重力作用有可能造成失速，因此在液压系统中设计了失速控制。在液压系统中，并联的单向节流阀和液控换向阀用来完成此项功能。进油通过单向阀进入马达，同时此压力切换回油路液控两位两通换向阀，马达流出的回油通过换向阀无阻力的返回油箱。当装置下坡失速时，由于马达转速太快，液压泵供油流量不能满足马达的流量需求，使得进油压力过低，换向阀的弹簧力切断回油路两位两通换向阀，马达流出的回油只能通过节流阀返回油箱，使回油液压阻力增大，流量减小，使装置速度降低，最终达到限速的目的[16]。

4.6 补油回路

为了避免当装置失速时马达进油压力过低造成吸空现象，从而导致发生气蚀现象损坏液压马达，系统中在马达进出油口处设计了补油用的吸油单向阀，当马达超速时进行补油。

4.7 高低两速切换回路

考虑到充分利用系统的功率，设计了高低速自动切换功能。低速大扭矩马达内设计了两个马达，通过控制油可实现两个马达的串并联转换。当两马达串联连接时，马达处于高速小扭矩运行状态；当两马达并联连接时，马达处于低速大扭矩运行状态。当装置在平地或下坡行走时，装置需要的驱动功率小，要求液压系统输出压力低，通过控制油路让两马达串联，使装置实现高速行走；当装置上坡时，由于阻力增大使得液压系统压力升高。利用此压力切换行走液压马达的换向阀，使装置实现低速行走。

4.8 爬坡角度限制回路

针对装置的平衡，系统中考虑了限制爬坡角度的设计。在马达的进油口连接了溢流阀作为超载阀。当装置爬坡角度过大时，液压系统压力过高使油液从超载阀流走，限制装置上坡角度[17]。

4.9 找管定位

由于成品油输送管道破损，汽油、煤油高速喷射，使得喷油口周围形成易燃易爆环境。需要维抢操作人员远距离遥控装置，进行喷射油液的控制和回收。由于电缆收放、运输等方面的因素，本装置遥控距离为300m左右。

由于输油管道泄漏口处环境状况不确定，其中包括喷油角度、喷射口周围地面情况等。因此，收油器收油角度要求可调。为了满足收油器角度调节需要，装置设计了大臂、小臂、

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收油器三个旋转副，通过大臂、小臂旋转副相互协调旋转，可以调节收油器的前后位置，使收油器移动到喷油口处；通过旋转收油器旋转副，可以调节收油器的方位和角度，使收油器的轴线与喷射油流方向接近一致。当收油器下行收油时，喷射油流对收油器产生向上的喷射力，有向后翻转装置的倾向，为了使装置稳定，设计了后支撑装置。这4个执行部件靠三位四通换向阀控制油缸的伸缩，实现收油器上下行或旋转动作。在油缸的进出油口连接了单向节流阀和溢流阀。单向节流阀用来限制各部件下行的速度，使部件下行不至于过快，保证装置的稳定和安全。连接在油口的溢流阀用做超载阀，当喷射力过大时，限制驱动收油器的各运动部件的继续运动，避免对装置造成破坏。

4.10 本章总结

本章在上章节拟定的工程车液压统原理图上，分析了该工程车各功能的实现过程，而且还分析了为实现工程车的各功能所对应的液压系统。

第1章 主要元件的参数计算及其选型

5.1 选择行走马达

装置的行走用两个低速大扭矩减速马达驱动履带系统的驱动轮来实现。参照国内的液压挖掘机，我们选择了中日合资企业--上海纳博斯克液压有限公司生产的帝人液压挖掘机专用行走马达，该马达集减速装置与液压马达于一体，是目前世界上最先进水平的产品。马达内置安全阀、背压阀，内置停车制动器，并具有高低两档切换速度。非常适合我们的技术要求，因此决定选用此行走马达。

根据液压挖掘机专用行走马达的应用范围和适用挖掘机吨位，我们确定选用GM04VA型行走马达，如图5.1[18]。

5.2 选择液压泵

液压泵是动力元件，将原动机的机械能转换成液体的液压能，向整个液压系统提供动力。液压泵的结构形式有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵，他们的性能比较如表5.2所示。

表5.1 马达的主要参数

项目名称 数值 单位 - 19 -

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 额定输出扭矩 最高回转速度 最大减速比 最高使用压力 液压马达最大行程容积 液压马达最高回转速度

4020 65 53.7 24.5 21 3600 N.m min-1 1/R MPa MPa cm3/rev min-1 图5.1 行走马达

5.2.1 液压泵工作压力的确定

PP≥P1+∑ΔP (5.1) P1--- 执行元件的最高工作压力；

∑ΔP---是从液压泵出口到液压缸之间的管路损失，管路复杂，进口有调速阀，则取∑ΔP=1Mpa；

5.2.2 确定液压泵的流量

多液压缸同时工作时，而且系统使用蓄能器辅助动力源时，则液压泵输出流量公式为：

qvp?ppcp12t1?p22t2?...pn2tnt1?t2?...tn (5.2)

其中K---为泄露系数，取K=1.2 Tt---液压系统工作周期

Vi---每个液压缸的工作周期中的总耗油量 Z---液压缸的个数

动臂油缸的最大流量： Q1=6ViAij×104

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=6×0.1×0.1×104=60

抖杆油缸的最大流量： Q2=6×0.14×0.0031×104=26 根据以上可知： Qmax=60

小泵流量： Q2=Qmax×20﹪=12 大泵排量： Q1=Qmax×80﹪=48 小泵排量： q2=Q2／nD×103=8.1 大泵排量： q1=Q1／nD×103=37

按照液压泵的排量q1、q2 和pp、pvp 的值来选择液压泵[19]。

5.2.3 选择液压泵的规格

（1）根据上述液压马达的参数，我们确定液压系统工作压力为20 MPa，最高压力为25 MPa。

（2）履带驱动轮分度圆直径为300mm，行走速度为2.0km/h,驱动轮转速：

n1=2.0×1000/60/3.14/0.30=35.4 r/min

因为泄漏控制装置行走速度不是主要矛盾，主要要控制整机功率不要过大。因此，我们选择最大减速比为53.7。

马达减速前转速： n2=35.4×53.7=1901 r/min

（3）供油泵流量： Q=21×1901/1000=39.9 l/min.

根据此参数，我们选择液压泵。 （4）液压泵选择

根据系统使用条件和参数要求，比较液压泵的性能特点确定液压泵的型号。考虑到泄漏油控制装置使用环境比较恶劣，环境污染比较严重，叶片泵和柱塞泵抗污染能力都比较弱，要求过滤精度较高，最后决定选用高压齿轮泵作为液压系统的动力元件。

在本装置的执行机构当中，行走马达需要的功率最大，因此根据行走马达的参数，结合我们所能承受的装置总功率的实际情况，决定选用CBQL-F520/F520型双联齿轮泵，见表5.2[20]。

表5.2双联齿轮泵主要参数

项目 型号 工程排量 数值 CBQL-F520/F520 20/20 单位 mL/r - 21 -

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 额定压力 最高压力 转速范围 功率

20.0/20.0 25.0/25.0 400-3000 MPa MPa r/min 按照转速1500r/min、压力20.0MPa计算 N=20×1500×10-6/60×20×106×2=20KW 5.3 选择液压控制阀

选择液压阀重要根据阀的工作压力和通过阀的流量。本系统的工作压力为20 MPa，最高压力为25 MPa，所以液压阀都选用中，高压阀。液压阀的作用是控制液压系统的油流方向，压力和流量，从而控制这个液压系统。系统的工作压力，执行机构的动作顺序，工作部件的运动速度，方向，以及变换频率，输出力和力矩等。

根据液压原理图提供的情况，审查图中各个液压控制阀在各种工况下达到的最高工作压力和最大流量，并以此选择液压控制阀的额定压力和额定流量。一般情况下，阀的实际压力和流量应与公称值接近，但对于压力阀和流量阀，允许的最大流量可超过公称流量的10%；对换向阀允许通过的流量还受阀的功率特性的限制。用于可靠性要求高的系统时，其压力以降额使用为宜。压力阀的公称压力应大于阀的实际工作压力。

单出杆活塞缸的两个腔有效工作面积不相等，当泵供油使活塞内缩时，活塞腔的排油量比泵的供油量大的多，通过阀的最大流量往往是在这种情况下出现的。此外选择流量控制阀时，其最小稳定流量应满足执行元件最低工作速度要求[21]。

根据以上情况，选出了这些元件的型号及规格，如下表：

表5.3工程车液压系统阀类元件初选

序号 1 2 3 4 5

元件名称 单向阀 压力表 溢流阀 两位两通电磁阀

节流阀

数量 2 2 2 2 2

估计流量

（L/min）

60 80 80 80 20

型号 S型单向阀

_ DAW型先导溢

流阀

WE型 MG型

估计调节压力 （ MPa）

_ _ 25 25 _

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6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25

两位两通电磁阀 三位四通电磁阀

单向阀 节流阀 两位两通液动阀

溢流阀 两位四通电磁阀

单向阀 三位四通电磁阀

节流阀 溢流阀 三位四通电磁阀

节流阀 溢流阀 三位四通电磁阀

节流阀 溢流阀 三位四通电磁阀

节流阀 溢流阀

2 2 4 4 4 4 2 4 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

30 30 30 20 20 40 30 30 20 15 30 20 15 30 20 15 30 20 15 30

WE型 WE型 S型 MG型 YF型 DBD型 WE型 S型 WE型 MG型 DBD型 WE型 MG型 DBD型 WE型 MG型 DBD型 WE型 MG型 DBD型

20 20 _ _ 15 25 25 _ 20 _ 25 20 _ 25 20 _ 25 20 _ 25

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车

图5.2 卸荷溢流阀

图5.3 溢流阀

5.4 选择发动机

此次设计内容为“小型液压工程车”，主要仿形于小型挖掘机。目前及今后的一个相当时期内，单斗液压挖掘机的动力仍将以柴油机为主。因为，柴油机具有机动灵活，特性曲线硬，工作可靠，使用经济等优点[22]。

工程车工作的主要特点是：环境温度变化大（经常为±40摄氏度，有时最热达到60摄

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氏度），灰尘污物较多；负载变化大；经常倾斜工作，有时在斜坡上常年工作；维护保养条件差，工地离修理厂较远。为此，对柴油机就提出了一些特出要求：

(1) 柴油机的大修期不得低于3000～4000工作小时。

(2) 燃油消耗量不得大于190克∕马力·小时。机油消耗量不应大于3～4克∕马力·小时。希望不用较稀缺的燃料和油料。

(3) 结构简单，保养维修方便，调整点少，备件可充分供应/ (4) 低温容易启动。

(5) 要有效能高，清洗方便，进气阻力小的空气滤油器及柴油，机油滤清器。 (6) 小功率的柴油机应考虑从曲轴前端，侧面或分配齿轮箱均能独立地输出全部功率。 (7) 在额定功率下，至少能连续工作一小时功率不下降。

(8) 柴油机厂应备有空气滤清器，水或油冷却装置，电气仪表，操纵机构及机罩等。 现今应用在单斗小型液压挖掘机上的油泵，油马达等液压元件的转速一般不超过2500 rpm，为此，发动机转速应与之相配合，在考虑到机械性能，安全性能，造价等方面的多种因素后，决定选择发动机转速为2000rpm。

综合上述各种条件，在查阅了多方发动机厂商的资料进行调查，比较之后，为了减少发动机的负荷，减少发动机的故障。选用“玉柴机器股份有限公司”生产的YC35490发动机。其额定功率为25kw。

5.5 本章小结

本章讨论了工程车的主要元件的选择。根据工程车的实际需要加上一定的经验我们初步选择了该工程车的液压马达、液压泵、各种液压控制阀和发动机。

第6章 液压辅助件的选择与计算

6.1 油箱的计算与结构 6.1.1 油箱有效容积的计算

油箱有效容积是指油面高度为油箱高度的80%时油箱所储油液的容积。油箱有效容积过小时，油液循环加快，不利于沉淀杂质和分离油中的气泡，而且散热不良，油温可能超过允许值；油箱有效容积过大时，虽对散热有利，但重量增加，外形尺寸加大，这对行走机械是不利的。工程机械所用油箱，为了减小机器重量和尺寸，一般都较小，例如液压挖

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 掘机油箱有效容积仅为油泵每分钟流量的2～3倍。

所选双联液压泵按照转速1500r/min计算每分钟流量为：30 L/min×2=60L/min 取2～3倍为：120/min～180 L/min 本液压工程车油箱的外形尺寸选择如图：

图6.1 油箱外形尺寸

油箱的有效容积：

V=s×h×10-6×80% (6.1) =674mm×454mm×862mm×10-6×80% =149.44 L 油箱散热面积 A=0.0653V2=9.9×10-3m2 (6.2)

6.1.2 油箱的结构

选择开式油箱，油箱上部设有通气孔，使油箱中油面与外界大气相通，油面上保持一个大气压力。

油箱由钢板焊接而成。在油箱内设一隔板，把油箱分成吸油区和回油区两部分。隔板高度约为油面高度的3/4。回油区稍大于吸油区，以利于杂质的沉淀。油箱底部有排油口，底面向排油口倾斜，以利于清洗和排出污物。在油箱侧壁易见处设置油位指示器。油箱上部设加油口，加油口应带滤网，平时用堵塞或盖子封闭。油箱上部应设通气孔，并装空气滤清器，开式油箱进气面积要足够大，以使在任何情况下油箱内的压力均保持为大气压力。

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油箱还开设供安装，清洗，维护等用的窗口，平时将其密封堵死。

吸油管口和回油管口应尽可能离远些，回油管口切成45°斜角，斜口面向箱壁，以利于散热，回油管口距箱底距离应大于管径的3倍。吸油管口距箱底距离应大于管径的2倍，距箱壁距离应大于管径的3倍。吸油管口要装设滤油网，以免吸入较大的固体杂质，如铁屑，棉纱等，滤网要全部浸入油面之下，底面与箱底应保持一定的距离，使油液从滤网的四周都能进入网内。滤网精度要足够，并要有足够的通油能力，以免进口阻力太大，滤网通油能力应大于液压泵流量的两倍以上，一般精度选为100～200目[23]。6.2 管道的计算与选择 6.2.1 吸油管道的计算

(1)管道流速v的估计

液压手册中推荐的管道流速：

吸油管道v≦1～2m/s（一般常取1 m/s以下） 本液压系统吸油管流速取v=0.55 m/s (2)管道内径的计算

d?4.63Qv/ 式中d——管道内径[mm]；

Q——流量[l/min]； v——流速[m/s ]。

主油路吸油管的流量要大于单个变量泵的流量： Q>19.5cm3/r×2100r/min/1000=40.95 l/min Q取为42 l/min

d?4.6342/0.?55m4m0. 46 圆整为d=40mm. (3)管道壁厚的计算

δ=Pg×d/2[σ] 式中δ——壁厚[mm]；

d——管道内径[mm]；

Pg——公称压力[Mpa],吸入口压力为0.04 Mpa;

(6.3)

(6.4)

- 27 -

姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 [σ]——许用应力[Mpa] [σ]= σb/n=480/8=60MPa

式中σb——钢管材料选为16Mn,抗拉强度σb为480 Mpa

n——安全系数n取8 主回路吸油管壁厚

δ=Pg×d/2[σ]=0.04×40/2/60=2.013mm (6.5)

根据手册中壁厚系列值,圆整为δ=2mm[24]

6.2.2 回油管道的计算

(1)管道流速v的估计

液压手册中推荐的管道流速 回油管道v≦1.5～2.5m/s

本液压系统主油路和先导油路回油管流速取v=2.00 m/s ； (2)管道内径的计算

d?4.63Qv/ 式中d——管道内径[mm]；

Q——流量[l/min]； v——流速[m/s ]。

主油路回油管的流量约为两个变量泵流量之和：

Q=2×19.5cm3/r×2100r/min/1000=81.9 l/min

d?4.6381.9/?2.00m2m 9.63圆整为d=30mm. (3)管道壁厚的计算

δ=Pg×d/2[σ] 式中δ——壁厚[mm]； d——管道内径[mm]； Pg—公称压力[Mpa]；

[σ]——许用应力[Mpa]

公称压力Pg取为系统压力23 Mpa；

(6.6) (6.7) - 28 -

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[σ]= σb/n=480/4=120MPa

式中σb——钢管材料选为16Mn,抗拉强度σb为480 Mpa

n——安全系数n取4

主油路回油管壁厚：

δ=Pg×d/2[σ]=23×30/2/120=2.88mm

根据手册中壁厚系列值，主油路回油管壁厚取为δ=3.0 mm[26]。

6.2.3 油管的选材[25]

通过比较，选择了无缝钢管和高压橡胶软管作为该堵漏工程机械的液压油管。 无缝钢管，耐压高，变形小，耐油，抗腐蚀，虽然装配时不易弯曲，但装配后能长期保持原型。在本液压系统的压油管路中采用15号冷拔无缝钢管，这种钢管的尺寸准确，质地均匀，强度高，可焊性好。在本液压系统中无缝钢管用在油箱，泵，液压阀块等不拆卸的固定元件之间的连接。

橡胶软管，一般用于有相对运动的部件之间的连接。它装配方便，能吸收液压系统的冲击和震动。缺点是制造困难，成本较高，寿命较短，刚性差。高压橡胶软管是一层或多层钢丝编织层为骨架或钢丝缠绕层为骨架的耐油橡胶管，可用于压力油路，其最高工作压力可达40MPa。在本液压系统中高压橡胶软管用于阀块和液压缸和液压马达之间的连接。

6.2.4 液压管路的连接方法[26]

本液压系统的液压油管采用法兰连接方式，主要有：

（1）直通法兰，其一侧与钢管焊接，另一侧与液压元件的连接法兰相接； （2）中间法兰，用于管路与管路连接；

（3）法兰盖，用于堵住液压元件或管路上的连接法兰的油路； （4）直角法兰，法兰的平面与管路的轴线平行。

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车

图6.2 高压橡胶软管

图6.3 90度高压法兰接头

6.3 过滤器的选用[27]

过滤是目前液压系统应用最广泛的油液净化方法。过滤器的基本作用是使系统的液体保持清洁，以延长液压及润滑件的寿命和保证系统的工作稳定。液压系统故障的75%左右是由于介质的污染所造成的，所以过滤对液压系统至关重要。

过滤器的精度选择要求：

（1）应使杂质颗粒尺寸小于液压元件运动表面间隙（一般应为间隙的一半）或油膜厚

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度，以免杂质颗粒使运动件卡住或使零件急剧磨损。

（2）应使杂质颗粒尺寸小于系统中节流孔或缝隙的最小间隙，以免造成堵塞。 （3）液压系统压力越高，要求液压元件的滑动间隙越小，因此系统压力越高，要求的过滤精度也越高。

本液压系统两处用到过滤器，分别是液压泵的吸油管道进口出和油箱的加油口处。 液压泵吸油管装滤油器，根据挖掘机滤网的选用经验，滤网精度要足够，并要有足够的通油能力，以免进口阻力太大，滤网通油能力应大于液压泵流量的两倍以上，一般精度选为100～200目。根据所选的双联齿轮泵的和流量60L\\min，所以选择公称流量为160L\\min，过滤精度为180μm，直径为Φ50的线隙式滤油器。

图6.4 滤油器滤芯

6.4 液压系统温度计算和冷却器的选用

6.4.1 液压系统温度计算[28]

液压系统工作时，其压力损失，容积损失和机械损失等所消耗的能量，几乎都转变为热量，这些热量一部分散发到周围环境中去，一部分使系统热量升高。系统温度过高时，将使油液劣化加快，密封件寿命缩短，漏油量增加，严重时还可能发生运动副卡死等现象。因此，一般液压设备都规定有最高允许使用温度，工程机械通常规定为80℃左右。

在任何时间内，液压系统发生的总热量，总是等于系统温升所需的热量与散发到环境中的热量之和。在进行油箱和冷却器的设计或选择时，需要知道系统工作时的总发热量，散热量和温度升高所吸收的热量。

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 液压系统发热量的计算： (1)液压泵损失产生的热量H1

H1=N×（1-mb×vb）×θ2=20KW×(1-0.95×0.94)×68.7%=1.47KW (6.8) (2)工作装置损失产生的热量H2：

H2=1/T×(1-mg×vg) (N2×t2+P×t3+N3×t3′) +(N1-N1′) (6.9)

=1/(9.73+2.45+3.33)×(1-0.99×0.96)×( 14.33×9.73+12.31×2.45+14.33×3.33) +(9.04-8.87)=0.86KW (3)主溢流阀溢流时产生的热量H3

H3=PZ×QZ/60f×Z (6.10) =（21×1.1）×（19.5+19.5+16）/60×1% =0.21KW

PZ——溢流阀的开启压力（Pmax×1.1）

QZ——溢流阀的溢流流量

fZ——工作循环中溢流时间占工作循环时间的百分比(取1%)

(4)多路阀压力损失产生的热量

H4=PiQi/60 (6.11) =0.8×（19.5+19.5+16）/60 =0.73KW

Pi——多路阀的压力损失（0.5～1.0MPa，此处取0.8 MPa） Qi——通过多路阀的平均流量

(5)管路压力损失产生的热量

H5=ΔPqQq/60 (6.12) =0.8×（19.5+19.5+16）/60 =0.73KW

ΔPq—管路的压力损失，包括局部压力损失和沿程压力损失

（0.5～1.0MPa，此处取0.8 MPa）

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Qq——通过管路的平均流量 液压系统总的发热量H为：

H??Hi?1.47+0.86+0.21+0.73+0.73=4.00KW (6.13)

i?15液压系统散热量的计算：

系统散热量随温差和散热面积的增大而增加，也与散热物之间的热传导性能有关。当不装冷却器时，散热物中主要是油箱，即计算时只考虑油箱的散热。

H1′=KAΔT (6.14)

=15×9.9×10-3×60 =0.01KW

H1′——单位时间内系统的散热量

K——油箱散热系数，通风良好时K=15J/m2?s?℃ A——油箱散热面积（m2）

ΔT——系统温度（即油温）与周围环境温度之差（℃）

系统温度升高所吸收的热量，为简化计算只考虑油箱和油的温度升高所吸收的热量。 H2′=∑cimiΔT=(c1m1+c2m2)ΔT (6.15) =(0.5×20.9+1.80×53.5)×60 =6405KJ

H2′——系统温度升高所吸收的热量

c1——油箱材料的比热，软钢可取为0.5kJ/kg?℃

c2——油液的比热，等于

1.68～1.89 kJ/kg?℃,此处取1.80 kJ/kg?℃

m1, m2——油箱和油的质量（kg）

m1=μ1V1 (6.16) =7.8kg/l×[(530+380+348+187+472)×345+472×187+(380+472)×336/2]×3×

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 10-6

=20.9kg

m2=μ2V2 (6.17)

=0.9kg/l×59.44 l=53.5kg

ΔT——系统温度与环境温度之差，取

60℃。

结论：关于热平衡问题，液压系统长时间连续工作后，可能达到的最高温度与总发热量和散热能力有关。系统单位时间的总发热量越大，可能的温升就越高；系统散热能力越强，温升就越小些。而系统温度升高所吸收的热量，并不影响系统可能达到的最高温度，但系统吸收的热量大时，到达最高温度的时间则延长[29]。

因为液压系统单位时间总的发热量H（4.00KW）远远大于系统单位时间散热量H’（0.01KW），所以仅靠油箱的散热不能满足液压系统的温度要求，必须加装冷却器来增强散热能力，使液压油温保持在允许适用温度范围内。

6.4.2 冷却器的选用[30]

为了保证系统有良好工作性能，使油温保持在某范围之内或实现自动控制油温，单凭油箱散热是不够的。因此，需要设置冷却器。冷却器是降低或控制油温的专门装置。它的功用是控制油温；减小油箱体积；保证液压系统的正常工作；延长液压系统的使用寿命。因此，冷却器是液压系统中重要装置之一。

对冷却器的基本要求是：在保证散热面积足够大，散热效率高和压力损失小等前提下，要求结构紧凑坚固，体积小，重量轻。最好有自动控制油温装置，以保证油温控制的正确性。

冷却器散热面积的计算：

H?H'A?fK?=1.5×(4.00KW-0.01KW)/ 29.2W/m2·℃/36℃=5.69m2 (6.18)

?m A——冷却器散热面积

f——污垢系数，等于1.4～2.0，水冷式取大值，风冷式取小值，本系统选择风冷翅

片管式冷却器，f取为1.5

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Δτm——液压油与冷却介质之间的平均温差，根据经验及参考书目定为36℃ K——冷却器的散热系数，风冷翅片管式冷却器为风扇强制冷却，散热系数为

29.2 W/m2·℃

6.5 加热器的选用

工程车工作中，液压系统损失的能量绝大部分变成了热能，会使油温升高，这时需使用冷却器使系统降温。然而，当液压设备在严寒的冬季或在寒冷地区工作时，启动时油温又可能很低。油箱中的油温过低（小于10℃）时，因油液的黏度较高，不利于液压泵吸油和启动，因此需要加热将油温提高到15℃以上[31]。

选择电加热器加热，一般水平安装在油箱内，其加热部分必须全部浸入油中，严防油液的蒸发导致油面降低使加热器部分露出油面。本装置中选择的电加热器型号为GYY2-220/1.其参数如下表6.1。

表6.1 加热器的主要参数

项目 型号 功率 总长 电压 浸油长度 数量 GYY2-220/1 1 307 220 230 单位 KW mm v mm 6.6 本章总结

本章根据工程车的要求，通过详细计算得到了选择液压辅助件的主要参数，并且选择了合适的液压辅助件，比如，油箱的结构尺寸、吸油管和回油管的大小及材质、散热器和加热器的型号等[33]。

第7章 液压系统的性能验算

7.1 液压系统压力损失

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 本液压系统较为复杂，有多个液压缸执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的是快速动作回路，故主要验算由泵到液压缸这道管路的损失。

7.1.1 沿程压力损失[32]

沿程压力损失，主要是液压缸快速运动时进油管路的损失。此管长为5m，管内径为0.044m，快速运动时通过的流量为0.55m/s，正常运转时的粘度为γ=27mm2/s,油的密度为ρ=918kg/m3。

吸油管中的雷诺数： Re?vd2?0.040??2963＞2300 (7.1) ?5μ2.7?10 油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为： ??0.3164 (7.2) Re0.251?2?求得沿程压力损失： 根据公式?p1??d220.3164?5?2 ?p1? 0.562963?0.040?2?10 =0.023Mpa

7.1.2 局部压力损失[33]

局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失Δp2，以及通关

控制阀的压力损失Δp3 。其中管路局部压力损失相对来说小得多，故主要考虑通过控制阀的局部压力损失。

从系统中可以看出，从大泵的出口到大缸的进油口，要经过单向阀，电磁换向阀，单向调速阀，溢流阀。

单向阀的额定流量为60L/min，额定压力损失为0.3Mpa；电磁换向阀的额定流量为100L/min，额定压力损失为0.2Mpa；单向调速阀的额定流量为30L/min，额定压力损失为0.3Mpa；溢流阀的额定流量为80L/min，额定压力损失为0.2Mpa。通过各阀的局部压力损

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失之和为：

222??13.5?73.4?2?13.5?73.4??13.3?73.4??173.5???P3??0.3???0.2???0.3???0.2??? (7.3)

601003080?????????????P3=0.65Mpa

从小泵出油口到油缸进油口也要经过单向阀，电磁换向阀，单向调速阀，溢流阀。单向阀的额定流量为60L/min，额定压力损失为0.3Mpa；电磁换向阀的额定流量为100L/min，额定压力损失为0.2Mpa；单向调速阀的额定流量为30L/min，额定压力损失为0.3Mpa；溢流阀的额定流量为80L/min，额定压力损失为0.2Mpa。通过各阀的局部压力损失之和为：

222??13.5?73.4?2?13.5?73.4??13.3?73.4??173.5?73.4?? ?P3??0.3???0.2???0.3???0.2???(7.4)

601003080?????????????p3?0.76Mpa;

大小泵同时工作时，泵到油缸之间的压力损失为：

?p??p1??p3?0.023?0.76?0.78M3pa (7.5)

7.2 液压系统发热温升计算[34] 7.2.1 计算液压系统的发热功率

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转换为热能，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：

(1) 液压泵的功率损失：

1p? h1Tt?p?1－??t (7.6)

ripiii?1z 上式中 Tt---工作循环时间(s)； Z---投入工作液压泵的台数；

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 Pri---液压泵的输入功率(W); ?pi---各液压泵的总效率； Ti---第i台泵工作时间(s)。

(2) 执行元件的功率损失：

p1h2?T?mprj?1－?pj?tj tj?1上式中 M---液压执行元件的数量； Prj---液压执行元件输入功率(W); ?pi---液压执行元件输入效率； tj---第j个执行元件工作时间(s). (3)溢流阀的功率损失：

ph3?pyqvy 式中 py---溢流阀的调整压力(Mpa);i qvy---经过溢流阀回油箱的流量(m3/s). (4)液油流经阀或管道的压力损失：

ph4??pqv 上式中 ?p---通过阀或管路的压力损失(Mpa); qv---通过阀或管路的流量(m3/s)；

由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率：phr?ph1?ph2?ph3?ph4pi

?????mm?1F? TwiSi??Twjtj?qvi?pitiii?1j?1??

(7.7)

(7.8) (7.9)

(7.10) - 38 -

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该公式使用于回路比较简单的液压系统，对于复杂的系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较为麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率：

phr?pr－pc (7.11) 上式中 pr指液压系统的总输入功率pc指输出的有效功率。 对于本系统来说，pr就是整个系统的平均输入功率：

1 pc?Ti1 pr?Ti?i?1nzpiqviti?pi=90KW (7.12)

?Fi?1wiSi=103.3KW (7.13)

总的发热功率： phr?pr－pc=103.3－90=10.3KW (7.14)

7.2.2 计算液压系统的散热功率

液压系统的散热渠道主要是邮箱表面，但如果系统的外接管路较长，在计算液压系统的散热时，不仅要考虑油箱的表面散热，而且还要考虑管路表面的散热。

phc??K1A2?K2A2??T (7.15) =1.932+0.5 =2.432KW 上式中 K1为油箱的散热系数(见表7.1)； K2为管路的散热系数(见表7.2)； A1、A2分别为油箱和管路的散热面积； ΔT为油温与环境温度之差。

则计算出的phc?phr，那么油温会不断升高，故需要安装冷却器。

表7.1油箱的散热系数K1 (W/m2?C)

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 冷却条件 通风条件很差 通风条件良好 用风扇冷却 循环水强制冷却 K1 8～9 15～17 23 110～170 表7.2管路的散热系数K2 (W/m2?C)

管道外径/m 流速/m.s-1 0.01 0 1 5 8 25 69 0.05 6 14 40 0.1 5 10 23 7.3 液压系统油箱大小的验算

在6.1章节中我们已经确定了油箱的容积和散热面积，在此需要验证该散热面积是否满足要求。在7.2章节中我们已经算得系统的散热功率为10.3KW。那么油箱的散热功率为：

phc?KtA?t (7.16) =16×9.9×10-3×35 =5.6KW≤10.3KW

上式中 Kt为油箱的散热系数，查表得16W/m2?C; A为油箱的散热面积；

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Δt为油温与环境温度之差，在此取Δt=35?C。

7.4 冷却器所需面积的计算

冷却面积： A?phr?phc (7.17)

K?tm 上式中K 冷却器的散热系数，查表取K=116W/m2?C;

Δtm为平均温升，取

?tm?T1?T2t1?t2?。 (7.18) 22 T1，T2为液压油入口和出口温度； t1,t2为冷却物质的入口和出口温度。

取油进入冷却器的温度为T1=60?C，油流出冷却器的温度T2=50?C，冷却水入口

?50?6025?30?温度t1=25?C，出口温度t2=30?C。则：?tm?????27.5?C。

22?? 所需冷却面积：

phr?phc?10.3?5.6??103 A???1.47m2 (7.19)

K?tm116?27.5考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀油垢，多散热的影响，冷却面积应比计算面大30%，实际选用冷却器的散热面积为：

A=1.47×1.3=1.911m2 查《机械设计手册》幷圆整A=2m2。

7.5 本章总结

本章针对堵漏工程车的主要元件，按照所选要求进行了验证，检验所选的元件是否符合该工程车的性能要求及工作要求，还对工程车的散热系统进行了热平衡计算，所选的油

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姓名：吴炳尧 论文题目：成品油管道堵漏工程车 箱、散热器和加热器均满足使用要求。

第8章 液压装置的结构设置

8.1 液压装置的结构

对移动式液压设备来说，其液压装置可根据主机的布局分散安装。但对该堵漏工程车来讲，其液压装置可集中配置在工程车的平台上。即将液压系统的动力源，控制及调节装置组成所谓的液压泵站安装与平台之上。这样有利于装配、维修。

8.2 液压泵站的类型及其组件的选择 8.2.1 液压泵站类型的选择

根据堵漏工程车的结构，参考挖掘机液压系统的结构，选择了分离型旁置液压泵站。泵组和油箱组件分离，单独安装在各自的底架上。旁置液压泵站装置的高度低，能有效改善液压泵的吸入能力，而且便于维修。

8.2.2 液压元件的配置形式

液压元件的配置形式选择集成配置中的组合块式。组合块式即根据液压系统完成一定功能的各种回路，做成通用化的六面体集成块，块的上下两面作为块与块的结合面，四周除一面安装通向执行部件的管接头外，其余供固定标准元件用。

图8.1 板式阀用集成块连接

1.底板 2.螺栓 3.集成块 4.板式阀 5.管接头 6.顶盖

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