洛阳理工学院毕业设计（论文）
工业技术对液压技术的更高要求，不仅要求基本回路完成某项特定功能，还要求它们具有安全可靠、节能、低噪声、无泄漏和维护简单等功能。基本回路和液压元件都在不断增加、演变和趋向至更加完美的境界。
2.2.2 按油液循环方式分类
常见的液压系统按照工作油液循环方式不同，可分为开式系统和闭式系统。
常见的液压系统大部分都是开式系统，开式系统的特点是，液压泵从油箱中吸取油液经换向阀送入执行元件（液压缸或液压马达），执行元件的回路经换向阀返回油箱，工作油液在油箱中冷却及分离沉淀杂质后在进入工作循环，循环油路在油箱中断开，执行元件往往是采用单出杆双作用液压缸，运动方向靠换向阀、运动速度靠流量阀来调节，在油路上进回油的流量不相等，也不会影响系统的正常工作。相反地，在闭式系统内，液压泵输出的油液直接进入执行元件，执行元件的回油与液压泵的吸油管直接相连。执行元件通常是能连续旋转的液压马达，液压泵常用双向变量泵，以适应液压马达转速和旋转方向变化的要求。用补油泵来补充液压泵和液压马达的泄露。如果执行件是单出杆双作用液压缸，在往复运动时，进回油流量不相等，就是采用补油或排油的措施。在液压缸活塞杆伸出时，有杆腔的回油不足以满足无杆腔所需的油液，补油泵的流量除了补充变量泵的泄露外，还必须要补充两腔进回油流量的差值。
2.2.3按其他方式分类
按液压能源的组成形式分类：定量泵—溢流阀恒压能源、定量泵—旁通型调速阀液压能源、双泵高低压系统、多泵分级流量供油系统、定量泵—储能器供油系统、压力补偿变量泵液压能源、负载敏感变量泵液压能源。
按采用的控制阀的性质分类：普通液压传动系统、电液比例控制系统和电液伺服系统。
2.3 液压系统的设计
7
洛阳理工学院毕业设计（论文）
2.3.1数据计算
由于液压系统中靠液压马达传递扭矩向外输出功的，而在本次设计中，当收获机在工作过程中，马达受到的扭矩最大，所以按照工作状态进行设计计算。
已知收获机重m=9500kg，工作时最大速度是3km/h，轮边减速器的减速比是6.09。假设收获机在田间行驶时的摩擦系数为μ=0.24。假设为前轮驱动。则对前轮进行受力分析，受力图如图2-1
轮子受到的压力F=mg/2=9500×10／2=47500N 则轮子受到的阻力f=μN=μF=0.24×47500=11400N 则轮子受到的转矩为T1=f×R=11400×0.6=6840N
牵
图2-1 轮子受力图
2.3.2回路方式的选择
在液压回路的选择是，一般选用开式回路，即执行原件的排油回油箱，油液经过沉淀、冷却后再进入液压泵的进口。但在行走机械、航空液压装置为减少体积和重量可以选择闭式回路，即执行元件的排油直接进入液压泵的进口。
若对执行原件的输出要求高精度控制，应对输出量进行检测然后反馈控制液压系统的压力和流量，即构成系统的大闭环控制。
本次设计选择液压闭式回路。液压原理图见图2-2
8
洛阳理工学院毕业设计（论文）
图2-2液压系统原理图
2.3.3液压系统参数的计算
初选减速器的传动比为i1=5，差速器的传动比为i2=3，轮边减速器的传动比为i3=6.09
从马达到车轮的整体减速比为i=i1×i2×i3=91.35 马达的转矩T2=T1／i=6480／91.35=74.87684729 马达的排量V=2πT2／P=2π×74.88=23.511mL／r 当收获机在工作时转速最低扭矩最大
当收获机工作时车轮速度为V1=3Km／h＝0.833m／s 此时轮子转速为n1=60×v1／2πr=13.26r／min 马达转速为n2=i×n1=91.35×13.26=1211.70r／min
马达的理论流量为q0=vn2×10-3=23.511×1211.70=28.4886L／min
2.3.4液压泵和液压马达的选择
1.、液压马达的选择
有前面计算可以知道马达的转速为1211.70r／min，流量为28.4886 L／min。
所以根据上面计算结果可选择马达的型号为：MFB20—RG—10—145 马达的主要参数见表2-1
9
洛阳理工学院毕业设计（论文）
表2-1 马达主要参数
几何排量（ V ） mL／r 42.80 最高转速（nmax） r/min 2400 最低转速 （nmin） r/min 50 最高工作压力（P） MPa 17.2 最大输出转重量（m） 矩（T） N·m 101 Kg 19
2、液压泵的选择
由于存在选择油泵时，应首先根据系统对动力源的要求，确定油泵的额定压力和额定流量，然后根据系统的工作环境、工作条件、系统对油泵精度的要求以及油泵本身的工作性能来选取油泵的类型、型号、规格。
目前工业上常用的油泵类型，主要有齿轮泵、双作用叶片泵、限压式变量叶片泵和轴向柱塞泵。表2-2列出了上述几种泵的主要性能及优缺点。从表中可以看出：外啮合齿轮泵主要适用于中高压及中低压系统，特别是低压系统。目前常把它用于精度要求不高的一般机床及工程机械上。中高压齿轮泵常用于航空及造船等方面。铸造设备中常把低压齿轮泵作为辅助油泵使用。叶片泵由于工作平稳，流量脉动小，因此特别适用于中压、中速及精度要求较高的液压系统中。铸造设备、机床及一般工程机械中应用非常广泛。柱塞泵具有许多优点，虽然价格昂贵及维修较困难，但是性能比其他液压泵要高。
表2-2 油泵性能及优缺点对照表
限压式变量叶性能及优缺点 压力范围 流量范围 流量调节 容积效率 总效率 输出流量脉冲 对油污染敏感度 噪声 外啮合齿轮泵 7～20 0.75～550 不能 0.7～0.9 0.6～0.8 很大 小 大 双作用叶片泵 片泵 6.3～21 4～210 不能 0.8～0.94 0.75～0.85 很小 中 小 10
轴向柱塞泵 2.5～6.3 25～63 能 0.85～0.9 0.75～0.85 一般 中 较大 6.3～40 10～250 能 0.95～0.98 0.85～0.95 1～5% 大 大 洛阳理工学院毕业设计（论文）
功率重量比 结构 价格 维护修理 5～40℃ 油液粘度 40～80℃ 中 简单 便宜 容易 17～40 中 稍复杂 较贵 较难 31～40 小 较复杂 较贵 较难 17～29 大 复杂 昂贵 困难 25～44 63～88 37～54 25～44 40～98
由于本次设计属于高压系统，且工作环境较差，精度要求较高，综合上述几种泵的优缺点，选择轴向柱塞泵。
液压泵的工作压力
液压泵的工作压力是根据执行元件的工作性质来确定的。 pp ≥ p1 + ∑△p1
式中pp ——执行元件的最大工作压力；
∑△p 1——进油路上的压力损失，系统管路未曾画出以前，按经验资料选取：
一般节流调速系统和管道简单的系统取 ∑△p1 = 2×105～5×105Pa
进油路有调速阀的系统及管道复杂的系统取 ∑△p1 = 5×105～15×105Pa 液压泵的最大工作压力
pp = p1+ ∑△p1 =17.2+0.5 =17.7MPa 液压泵的额定压力
系统在工作的过程中常因过渡过程内的压力超调或周期性的压力脉动而存在着动态压力，其值远超过静态压力。所以液压泵的额定压力应比系统最高压力大25%-60%。本系统负载变化不大，且无冲击载荷，故取额定压力为：
11