压缩式垃圾车液压系统设计_压缩式垃圾车液压系统

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压缩式垃圾车液压系统设计 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与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与作业车辆。

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。利用后装装置与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

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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。

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后装压缩式垃圾车集自动装填与压缩、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，与传统的油路块集装式电磁阀相比，辽宁科技大学本科生毕业设计 第4页

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，用来开关填料器与车箱体之间的锁钩，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

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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

辽宁科技大学本科生毕业设计 第6页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 滑板缸 刮板缸 举升缸 推铲缸 升降速度（mm/s）

120 150 200

行程（mm）

1000 1000 1200 2000

启、制动时间（s）1 1 1 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

辽宁科技大学本科生毕业设计 第7页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、冷却与防锈作用。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与使用是否合理。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，与传统的油路块集装式电磁阀相比，具有耐颠簸、密封性

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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

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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

DT1

DT2

DT3

DT4

DT5

DT6

DT7

DT8

DT9

DT10 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

+

辽宁科技大学本科生毕业设计 第10页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

G1 = 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）。滑块与导轨之间的摩擦力f1

f1 = μG1cos45。= 0.1×3500×cos45。= 247.5N 式中：f1—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；

μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。活塞惯性加速度

aI1活塞伸出时的惯性力FI1 FI1 =(m刮+m滑)aI1 =(200+150)×0.12 = 42N 则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F1为

F1 = G1sin45。+ f1+ FI1 = 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

F1（P1A1P2A2）ηmvtv00.1200.12m2

st1[P1π2πDP2(D2d2)]ηm 44式中：ηm—液压缸的机械效率（由文献[1，表37.7—6]，取ηm= 0.9）。

取回油压力P2 = 0，则 F1P1π2Dηm 4所以，D4F1P1πηm2764211.1mm 616100.94辽宁科技大学本科生毕业设计 第11页

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

G1’= G刮+G滑+ G垃 =(m刮+m滑+m垃)g

=(200+150+300)×10 = 6500N 滑块与导轨之间的摩擦力f1’ 为

f1’ = μG1’cos45。= 0.1×6500×cos45。= 460N 活塞缩回时的惯性力FI1’ 为

FI1’

=(m刮+m滑+ m垃)aI1 =(200+150+300)×0.12 = 78N 则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F1’为

F1’

= G1’sin45。+ FI1’－f1’

= 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

F1（P1A2P2A1）η'm[P1π2π(Dd2)P2D2]ηm 44π'ηm，所以 取回油压力P2 = 0，则 F1P1（D2d2)44F1Dd2P1πηm421422d

161060.941.86104d2'

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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

G2 = G刮 = m刮g = 200×10 = 2000N 式中：G刮—刮板的重力（N）。滑块与导轨之间的摩擦力f2

f2 = μG2cos45。= 0.1×2000×cos45。= 141.4N 式中：f2—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；

μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。活塞惯性加速度

aI2活塞伸出时的惯性力FI2为

FI2 = m刮aI2 = 200×0.12 = 24N 则活塞伸出时，作用在活塞上的合力F2为

F2= G2sin45。+ FI2－f2=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

vtv00.1200.12m2

st1辽宁科技大学本科生毕业设计 第13页

F2（P1A1P2A2）ηm[P1π2πDP2(D2d2)]ηm 44式中：ηm—液压缸的机械效率（由文献[1，表37.7—6]，取ηm= 0.9）。取回油压力P2 = 0 π2Dηm

所以，D4则 F2P14F2P1πηm129727.6mm 616100.94

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

G2’ = G刮+ G垃 =(m刮+m垃)g =(200+300)×10 = 5000N 滑块与导轨之间的摩擦力f2’ 为

f2’ = μG2’cos45。= 0.1×5000×cos45。= 353.6N 活塞缩回时的惯性力FI2’ 为

FI2’ =(m刮+ m垃)aI2 =(200+300)×0.12 = 60N 垃圾与厢壁之间的摩擦力f垃圾’ 为

f垃圾’ = μ1G垃’cos45。= 0.32×3000×cos45。= 678.8N 式中：μ1—垃圾与厢壁之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取μ1 = 0.32）。则活塞缩回时，作用在活塞上的合力F2’为

F2’ = G2’sin45。+FI2’ +f2’+ 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

F2（P1A2P2A1）η'm[P1π2π(Dd2)P2D2]ηm 44取回油压力P2 = 0

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π'ηm 所以，则 F2P1（D2d2)44F2Dd2P1πηm46282d2 616100.942.05104d2'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。

G3 = G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G厢板

= 2000+1500+4×102+4150 = 8058N

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滑块与导轨之间的摩擦力f3为

f3 = μG3cos75。= 0.1×8058×cos75。= 208.6N 式中：f3—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；

μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。活塞惯性加速度

aI3活塞伸出时的惯性力FI3为

FI3 =（m刮+m滑+4m缸+m厢板）aI3

=（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F3为

F3 = G3sin75。+ FI3 + f3

= 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

F3（P1A1P2A2）ηmvtv00.1500.15m2

st1[P1π2πDP2(D2d2)]ηm 44式中：ηm—液压缸的机械效率（由文献[1，表37.7—6]，取ηm=0.9）。取回油压力P2 = 0，则 F3P1π2Dηm

4所以，D4F3P1πηm8113219mm 616100.94

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

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2．活塞缩回时，受力分析如图 4.11—4.12 总重力

G3’ = 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 滑块与导轨之间的摩擦力f3’ 为

f3’ = μG3’cos75。= 0.1×8058×cos75。= 208.6N 式中：f3’—滑块与导轨之间的摩擦力（N）；

μ—滑块与导轨之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。活塞缩回时的惯性力FI3’ 为

FI3’ =（m刮+m滑+4m缸+m厢板）aI3

=（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F3’为

F3’ = G3’sin75。+FI3’－f3’

= 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

F3（P1A2P2A1）η'm[P1π2π(Dd2)P2D2]ηm 44π'ηm 所以，取回油压力P2 = 0，则 F3P1（D2d2)44F3Dd2P1πηm769622d 616100.943.40104d2'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

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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 垃圾与厢体间的摩擦力f垃圾为

f垃圾 = μ1G垃 = 0.32×30000 = 9600N

式中：μ1—垃圾与厢体之间的摩擦因数（工程塑料与钢，取μ1 = 0.32）。推铲与厢体间的摩擦力f推铲为

f推铲 = μG推铲 = 0.1×3000 = 300N 式中：μ—推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。推铲的惯性加速度

aI4推铲伸出时的惯性力FI4为

FI4 =（m推铲+m垃圾）aI4

=（300+3000）×0.2 = 660N 则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F4为

F4= f垃圾+ f推铲+ FI4=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

F4（P1A1P2A2）ηmvtv00.200.2m2

st1[P1π2πDP2(D2d2)]ηm 44辽宁科技大学本科生毕业设计 第18页

式中：ηm—液压缸的机械效率（由文献[1，表37.7—6]，取ηm= 0.9）。取回油压力P2 = 0，则 F4P1所以，Dπ2Dηm

44F4P1πηm41056030.6mm

161060.9

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 推铲与厢体间的摩擦力f推铲’ 为

f推铲’ = μG推铲 = 0.1×3000 = 300N 式中：μ—推铲与厢体之间的摩擦因数（钢与钢，取μ = 0.1）。推铲伸出时的惯性力FI4’ 为

FI4’ = m推铲aI4 = 300×0.2 = 60N

则推铲伸出时，作用在活塞上的合力F4为

F4’ = f推铲’+ FI4’ = 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

F4（P1A2P2A1）η'm[P1π2π(Dd2)P2D2]ηm 44π'ηm，所以可得下式 取回油压力P2 = 0，则

F4P1（D2d2)4辽宁科技大学本科生毕业设计 第19页

4F4Dd2P1πηm4360d2 616100.9'3.18105d2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

辽宁科技大学本科生毕业设计 第20页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

辽宁科技大学本科生毕业设计 第21页

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

辽宁科技大学本科生毕业设计 第22页液压泵的选用

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

qmaxVmaxAmaxv

（6.1）

式中：Vmax—活塞最大速度（m/s）；

qmax—液压缸的最大流量(L/min)； Amax—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

Amax因此，由式（6.1）得

D240.04241.26103m2

qmax2q举升2V举升Amaxv

0.151.261033.78104m3/s22.68L/min

21式中：q举升—举升缸的流量(L/min)。液压泵的供给流量为

QpKqmax1.222.6827.216L/min

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

32MPa

35MPa

1000r/min

15.4KW

95%

辽宁科技大学本科生毕业设计 第23页电动机的选择

根据工况，电动机的额定功率Pe>Pz，且电动机额定转速与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7.1

Y200L1—6电动机性能参数

额定功率 电流 18.5KW

转速

效率 功率因数 最大转矩

0.83

2.0Nm

37.7A 980r/min 89.8%

辽宁科技大学本科生毕业设计 第24页液压辅件的选择

8.1 液压油

N46普通液压油 YA—N46（原牌号：30），参数见表8.1。

表8.1 YA—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)

≥90

≤-10

800

900 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8.2 YLH—25×15回油滤油器参数

通径(mm)15 流量(L/min)25

过滤精度(μm)10

公称压力(MPa)1.6

最大压力损失

(MPa)0.35

连接方式 螺纹

H—X25×15 滤芯型号

8.5 空气过滤器

EF系列空气过滤器 EF3—40，参数见表8.3。

表8.3 EF3—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

0.170

180

0.279

30—40

辽宁科技大学本科生毕业设计 第25页

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 公称流量 过滤精度 允许最大压力损失 连接方式 滤芯型号 mm 15 L/min 25

μm 80

MPa 0.03

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8.5 1JB—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

29.4 32

1000

15.4

95%

8.8 多路换向阀

ZFS系列多路换向阀 ZFS101，参数见表8.6。

表8.6

ZFS101多路换向阀参数 通径mm 额定流量L/min 额定压力MPa 10

8.9 单向节流阀

MK系列单向节流阀 MK8G1.2，参数见表8.7。

表8.7

MK8G1.2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 8

31.5

2—30

8.10 溢流阀

直动式溢流阀

DT-02-H-22，参数见表8.8。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第26页

表8.8

DT-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 0.25

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8.9 FD6-A10单作用平衡阀参数

通径 mm 6 额定流量 L/min 40

调压范围 MPa 0.3-31.5

控制压力 MPa 2-31.5

开启压力 MPa 0.2

质量 kg 7

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8.10 DNC-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

483

415

0.85

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8.11 Q23XD-10-DC24V参数

工作压力范围 介质温度 公称通径 接管螺纹 额定流量 额定压降

MPa 0—1.6

℃ 5—60

mm 10

M18×1.5

L/min 2300

KPa 15

辽宁科技大学本科生毕业设计 第27页

8.15 消声器

LFU—1/2 安装位置:垂直方向±5°，参数见表8.12。

表8.12 LFU—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—1.6

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8.1

3GC300—10MZC气源处理三联件参数

调压范围 使用温度 滤水杯容量 给水杯容量 滤芯精度 MPa 0.15-1.5

℃ 5—60

ml 40

ml 75

μm 40

质量 g 1300

8.17 球阀(截止阀)JZQF20L，参数见表8.14。

表8.14 JZQF20L参数

公称压力MPa 公称通径mm 连接形式

螺纹

8.18 电磁换向阀

3WE56.0/W220-50，参数见表8.15。

表8.15 3WE56.0/W220-50参数 通径 mm 额定压力 MPa 流量 L/min

辽宁科技大学本科生毕业设计 第28页

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

-30—80

320

M18×1.5

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8.17 HED1OA20/35L24参数

额定压力MPa 复原压力MPa 动作压力MPa 切换频率(次/min)

0.6-29.5

2-35

切换精度 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 = 4.536×10-4m3/s

4q44.536104因为qVADV，所以 D16.99mm

4V22查表得到标准软管尺寸，见表8.18。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第29页

表8.18 标准软管尺寸

公称内径mm

内径mm 18.6—19.8

增强层外径mm 成品软管外径mm 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

0.2推铲缸所需流量 qVAv410.0422.5104m3/s15L/min

4q42.5104取v = 4m/s，则

D8.92mm

V4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

9.3—10.1

14.5—15.7

19.1—20.6

2．举升缸压油管路的选择

0.1541举升缸所需流量 qVA0.0421.88104m3/s11.3L/min

v4q41.88104取v = 3m/s，则

D8.93mm

V3查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第30页

3.滑板缸压油管路的选择

0.1241滑板缸所需流量 qVA0.0421.5104m3/s9L/min

v4q41.5104取v = 3m/s，则

D7.98mm

V3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

0.1241刮板缸所需流量 qVA0.0421.5104m3/s9L/min

v4q41.5104取v = 3m/s，则

D7.98mm

V3查表得到标准软管尺寸，见表8.19。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第31页油箱的设计

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。按照油箱液面与大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱应用最广，油箱内的液面与大气相通，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 油箱的有效容积的计算

在初步设计时，油箱的有效容量可按公式（9.1）进行计算。

V=mqp(9.1)式中：V—油箱的有效容量（L）；

qp—液压泵的流量（L/min）；

m—经验系数，工程机械中m = 2~5。

所以，V = mqp = 3×28.812 = 86.436L = 0.0864m3 9.2 油箱体积的确定

根据现场实际情况，油液一般装满油箱的80%，采用六面体油箱，并且长、宽以及高的比例为1：1：1。

即

V0.8V实际 式中：V—油箱的有效容量（m3）；

V实际—油箱的实际体积（m3）。

所以

V实际1.25V1.250.08640.108m3 所以，长、宽、高3V实际30.1080.476m

为提高其散热能力，适当增大油箱容积，圆整后，取长=宽=高=520mm 因此，油箱的尺寸为：520×520×520（mm3）

辽宁科技大学本科生毕业设计 第32页液压阀台的设计

10.1 阀块结构的选择

阀块的材料一般为铸铁或铸钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合多用锻钢，本系统中的阀块采用铸铁材料。

根据本系统液压阀件的数量和安装位置要求，设计成一个整体阀块，阀块上设有公共进油孔和公共回油孔。（见阀块零件图GCS—03）10.2 阀块结构尺寸的确定

阀块是液压系统的重要部件，阀座是其主体，由于阀座是各类阀的安装体，所以其加工精度要求很高。由于座体上要加工各类阀口以及联接孔口，故设计时则必须考虑到加工时各孔口不得有位置上的冲突，同时应相通的孔口必须保证相通，不相通的孔口绝对不可相通，且相临的孔口之间应有一定的距离。一般在中低压力下，为保证孔壁强度，相临的不相通的孔口间最小壁厚不得小于5毫米，否则孔壁就有可能在压力冲击下崩溃，使压力油进入其他孔道，系统将会出现不可预见性事故。

阀座在设计安装时应综合考虑多方面因素。主要是，重要尺寸设计时，尊重设计时理论数值，一般情况下，小数点后仅有一位数值时（单位：毫米），不得对非整数尺寸进行进位或退位圆整。阀块布置时阀块间距一般不应小于10毫米，布置时不得有任何干涉现象出现。同时还应考虑易于加工，在可以实现预期功能以及安装方便的前提下应尽量减小阀座尺寸，从而节省材料，降低加工强度和难度，减少成本。

根据阀块上各阀的具体尺寸，从避免尺寸干涉和打孔的强度需要角度考虑所设计阀块的基本尺寸为长500毫米，宽250毫米，高80毫米。阀块上各工艺孔位置、深度以及其余具体尺寸见阀块零件图GCS—03。（三维立体图见附录中图A1—A2）

辽宁科技大学本科生毕业设计 第33页液压泵站的设计

液压泵站是液压系统的重要组成部分（动力源）。液压泵站是一种元件组合体，一般是由液压泵组、油箱组件、控温组件、蓄能器组件和过滤器组件等相对独立的单元组合而成的。液压泵站是为一个或几个系统存放有一定清洁度要求的工作介质并输出具有一定（或可调）压力、流量的液体动力的整体装置，是向液压系统提供动力源的重要部件，所以，液压泵站设计的优劣，直接关系着液压设备性能的好坏。液压泵站适用于主机与液压装置可分离的各种液压机械上。

液压泵站上泵组的布置方式分为上置式和非上置式。泵组置于油箱上的上置式液压泵站中，采用立式电动机并将液压泵置于油箱之内时，称为立式；采用卧式电动机称为卧式。非上置式液压泵站中，泵组与油箱并列布置的为旁置式；泵组置于油箱下面时为下置式。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第34页液压系统性能验算

液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般的液压传动系统来说，主要是进一步确切的计算液压回路各段压力损失、容积损失及系数效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或许采取其他必要的措施。

12.1 液压系统压力损失的计算

12.1.1 局部压力损失

Pv22(Pa)（12.1）

式中：—局部阻力系数（球阀—5，滑阀—12，节流阀—6）；

—液体密度（kg/m3）(液压油密度—900 kg/m3)；

v—液体的平均流速（m/s）。

1.泵出口处的溢流阀P1和推铲缸处的溢流阀P2

90042P1P2128.64102MPa 22v22.推铲缸处的单向节流阀P3

90042P364.32102MPa 22v23.推铲缸的多路换向阀处P4

辽宁科技大学本科生毕业设计 Pv290042421228.64102MPa 4.举升缸的多路换向阀处P5

Pv290032521224.86102MPa 5.举升缸的单作用平衡阀处 P60.2MPa 6.滑板缸的多路换向阀处P7和刮板缸的多路换向阀处P8

PPv29003278124.8610222MPa 7.滑板缸的电磁换向阀处P9和刮板缸的电磁换向阀处P10

P9Pv2102129003224.86102MPa 8.回油过滤器处的局部压力损失 P110.35MPa 则总的局部压力损失为

11PP222总i28.64104.321028.64100.35i11.0954MPa1.1MPa 沿程压力损失

Plv2d2(Pa)第35页

12.2）

12.1.2（辽宁科技大学本科生毕业设计 第36页

式中：—沿程阻力系数（ = 75/Re）；

Re—雷诺数（Re = νd/γ）；

—液体的运动黏度（m2/s）；

l—管道长度（m）；

d—管子直径（m）；

—液体密度（kg/m3）(液压油密度—900 kg/m3)；

v—液体的平均流速（m/s）。

由于压油管路内液体的平均流速不同，因此沿程压力损失分为两部分计算: 第一部分为推铲缸回路的沿程压力损失

410103Re压18702300(层流）461067575压18.6102Re8702l1v12900422 P118.6103d21010212384Pa0.12384MPav1d第二部分为举升缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程压力损失

310103Re压26522300(层流）461067575压20.12Re6522l2v2390032 P220.12d2101032145800Pa0.1458MPav2d则总的沿程压力损失为

P总P1P20.123840.14580.26964MPa0.27MPa

因此，液压系统总的压力损失应为总的局部压力损失与总的沿程压力损失之和。

即P总P总P总1.10.271.37MPa

由以上计算可知液压回路的压力损失约为1.37MPa，而泵的额定压力为32MPa，工作压力为16MPa，所以泵的实际出口压力与泵的额定压力存在一定的压力裕度，故所选

辽宁科技大学本科生毕业设计 第37页

液压泵和其他有关液压元件是合适的，满足系统的要求。

12.2 散热能力的计算

12.2.1 液压系统效率η的计算

液压系统效率的计算，主要考虑液压泵的总效率p、液压执行元件的总效率A及液压回路的效率c。

pcA

（12.3）式中：p—液压泵的总效率

A—液压执行元件的总效率

c—液压回路的效率

液压回路的效率

cpqpqp11p1610622.679.1% 616.81027.216式中：p1q1—各执行元件的负载压力和输入流量乘积的总和（W）；

pqpp—各个液压泵供油压力和输出流量乘积的综合（W）。

所以，pcApmpvcA0.950.90.7910.90.60960.9%

12.2.2 液压系统散热能力的计算

系统的总发热量为

HPpi(1)（12.4）15.4103(10.609)6021.4W

式中：Ppi—液压泵的输入功率（W）；

—液压系统总效率。

液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般

辽宁科技大学本科生毕业设计 第38页

略去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量Ho可按下式计算

H0KAt（12.5）

C)} 风扇冷却时，K=25； 式中：K—散热系数 {W/(m·A—油箱散热面积（m2）；

t—系统温升（C）工程机械 t40C。

系统的散热量为

H0KAt2550.522401352W

油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，因此，需要另设冷却器。

12.3 冷却器的选择

由于本套液压系统应用于工程机械，所以选择风冷式冷却器。风冷式冷却器利用空气作为冷却介质，适用于缺水或不便用水冷却的液压设备。冷却方式除采用风扇强制吹风冷却外，多采用自然通风冷却。自然通风冷却的冷却器分为管式、板式、翅管式和翅片式等型式。但由于一般的管式和板式风冷却器的通风管为光管，通油板之间不设翅片，所以传热系数不大，冷却效果也较差，所以一般现场实际中，翅管式和翅片式风冷却器应用较为广泛。12.3.1 冷却器的计算

1．求冷却器的热交换量

所谓冷却器的热交换量是指要求冷却器从液压系统的发热量中所带走的热量。冷却器的热交换量Hc为

Hc=H—H0=6021.4—1352=4669.4W 2．冷却器散热面积A的计算

AHcKtm(m2)

（12.6）

式中：tm—液压油和冷却介质之间的平均温度差（C）。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第39页

tmt1t2t1t222

(C)

（12.7）

式中：t1—液压油的进口温度（C）；

t2—液压油的出口温度（C）；

t1—冷却介质的进口温度（C）；

t2—冷却介质的出口温度（C）。

t1t2t1t225802535tm22.5C

2222散热面积 AHc4669.48.3m2 Ktm2522.5根据计算出的冷却器的热交换量及散热面积，查手册选择FL系列空气冷却器 型号为FL10，参数见表12.1。

表12.1FL10冷却器参数

换热面积m2 风量m3/h 风机功率KW 风机号（T30）质量kg

2210

0.122110

辽宁科技大学本科生毕业设计 第40页环境性能分析

13.1 环境污染简介

环境污染是指人类直接或间接地向环境排放超过其自净能力的物质或能量，从而使环境的质量降低，对人类的生存与发展、生态系统和财产造成不利影响的现象。具体包括：水污染、大气污染、噪声污染、放射性污染等。水污染是指水体因某种物质的介入，而导致其化学、物理、生物或者放射性污染等方面特性的改变，从而影响水的有效利用，危害人体健康或者破坏生态环境，造成水质恶化的现象。大气污染是指空气中污染物的浓度达到有害程度，以致破坏生态系统和人类正常生存和发展的条件，对人和生物造成危害的现象。噪声污染是指所产生的环境噪声超过国家规定的环境噪声排放标准，并干扰他人正常工作、学习、生活的现象。放射性污染是指由于人类活动造成物料、人体、场所、环境介质表面或者内部出现超过国家标准的放射性物质或者射线。例如，超过国家和地方政府制定的排放污染物的标准，超种类、超量、超浓度排放污染物；未采取防止溢流和渗漏措施而装载运输油类或者有毒货物致使货物 落水造成水污染；非法向大气中排放有毒有害物质，造成大气污染事故，等等。

随着科学技术水平的发展和人民生活水平的提高，环境污染也在增加，特别是在发展中国家。环境污染问题越来越成为世界各个国家的共同课题之一。

13.2 液压技术对环境的危害及防治

13.2.1 液压技术对环境的危害

1．噪声污染

噪声污染是液压生产过程中最容易产生也最难以克服的难题。液压系统中，发电机、马达、泵等在工作时，不可避免的会发出刺耳的噪声；一些液力驱动的冲压、冷轧、锻造机床等，更是无休止的发出巨大恼人的声响，对工人甚至是周边地区的人造成危害，所以，液压工业中的噪声污染最值得我们关注。

2．水污染

液压系统中水污染也同样需要防治，这是由于液压系统中用需要大量使用液压油驱动液压设备工作。工作油液经循环使用后变为废液需要排放。但如果废液排放不慎，就

辽宁科技大学本科生毕业设计 第41页

会造成下游水域的污染。

3．能源的浪费

由于液压系统多数情况需要多个液压元件进行配合工作，液压设备又普通比较笨重巨大。而同时液压系统的精求要求很低，所以往往造成液压系统的效率十分低下，从而造成电能、化学能、水能、风能等能源的严重浪费。13.2.2 解决方法

1．对于污染的防治

针对液压系统中容易出现的噪声污染和水污染，主要解决办法有：

1）工厂尽量远离市区，增强对车间噪声的控制，消除减弱噪声源，通过研制和选用低噪声设备，改进生产加工工艺，达到减少发生体数目或降低发生体中的辐射功率。

2）改革生产工艺，合理充分的使用液压油，提高其重复利用率，同时建立合理完善的管理制度，控制废液的排放。

2．液压系统效率的提高方法

1）改进加工工艺，采用一些提高效率的工艺手段，同时提高对系统控制的精度。

2）定期更新工厂设备，用新的高效的先进设备代替原有设备，提高液压系统效率和能源的利用率。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第42页

结 论

在毕业设计中，我的任务是设计压缩式垃圾车的液压系统。压缩式垃圾车是收集、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。它有效地防止了收集、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。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。压缩式垃圾车中液压系统的工作压力一般设定为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。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。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。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。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第43页

致 谢

时光如梭，四年的大学生活也转瞬即逝，很快就要离开度过人生最美好时光的美丽校园，离开朝夕相处的同学和传道、授业、解惑的恩师，心里很不是滋味。在这里感谢他们在这四年里对我的关心和帮助。

在毕业设计渐渐接近尾声之际，我要衷心感谢姚瑶老师几个月来对我的耐心指导与帮助。为了让我们能更实际的了解我们设计的任务，姚老师给我们联系实习场所，使得我们的设计能进行的更快、更好。在设计的过程中，我也得到了徐广普老师、李世国老师和郑文广老师的大力帮助，在此表示衷心感谢!

在设计过程当中，我遇到过很多问题，每当这个时候，姚老师都会给我耐心的讲解，通过一些例子加以说明，我从中得到了很大的帮助。在做毕业设计这段时间里，我学到了很多课堂上没有学到的知识，这完善了我的大学学习生活，使得我的毕业设计最终能够顺利完成。

感谢大学中所有教过我的老师，在他们的教导下，我打下了坚实的知识基础，才能够使此次毕业设计顺利完成！

感谢机械学院所有领导、老师对我们毕业设计的大力支持，正是你们的努力与负责的态度让我们充分地得到了锻炼，顺利地完成此次毕业设计。

感谢我的同学们，感谢他们在设计过程中给予我的支持和帮助！

最后感谢我的母校辽宁科技大学对我的培养，四年的大学生活将成为我人生的重要组成部分，祝愿母校的明天更加美好。

辽宁科技大学本科生毕业设计 第44页

参考文献

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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成热量使油温升高，液压系统的功率损失主要有以下几种。9.2 液压泵的功率损失 Ph1TtP(1rii1zpi)ti

（4.2）

式中：Tt——工作循环周期（s）；

ti——第i个泵的工作时间（s），在整个循环中泵都在工作，因此tiTt；

Z——工作泵的台数；

pi——各台泵的效率；

。Pri——泵的输入功率（W）由公式（4.2）可得

辽宁科技大学本科生毕业设计 第45页

Ph1330106(224/60)103(180%)67.2kW 9.3 液压执行元件的功率损失

液压执行元件的功率损失由以下经验公式计算。

1Ph2TtP(1rjj1Kj)tj

（4.3）式中：Tt——工作循环周期（s）；

tj——第j个泵的工作时间（s），在整个循环中液压缸都在工作，因此tjTt；

K——工作液压缸的台数；

j——各个液压缸的效率；

。Pj——液压缸的输入功率（W）由公式（4.1）可得

1Ph2TtP(1rjj1Kj)tj221.2106(180%)(171/60)10324.2kW 9.4 其余元件的功率损失

从泵到液压缸压力损失p8.8MPa，因此

P8.81062(171/60)10350.16kW 9.5 其余元件的功率损失

系统总发热功率为

PhrPh1Ph2P67.224.250.16141.56kW 9.6 液压系统的散热功率计算

液压系统本身的散热渠道主要是油箱表面。因此，本系统自行散热的计算主要考虑邮箱，计算公式

（4.5）PhcKAT

辽宁科技大学本科生毕业设计 第46页

式中：K——油箱的散热系数，自行散热取：K=16；

A——油箱的散热面积（m2）

A2(1.41.41.44.21.44.2)27.44m2；

T——油温与周围环境的温差（C）

由公式（4.5）可得

PhcKAT1627.443515.4kW 10 冷却器的选择

本系统功率大、发热快。因此选择水冷，冷却器的散热面积。

APhrPhc

（4.6）Ktm式中：K——油箱的散热系数，水冷取K=150；

tm——平均温升（C），tmT1T2t1t2

取：油进入冷却器的温度22T160C，油流出冷却器的温度T250C，冷却水的入口温度t120C，冷却水的出口温度为t230C。

tm6050302030 22PhrPhc(141.5615.4)103A28m2

Ktm15030因此，选择型号为：2LQF1WA30F型冷却器满足要求，冷却面积30m2。

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