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ZL08液壓裝載機轉向系統的設計 摘 要 此次畢業(yè)設計主要對ZL08輪式裝載機的轉向系統進行設計。在類比同類型裝載機轉向系統設計的基礎上，提出了一種新型的液壓轉向系統。設計中首先對鉸接式轉向進行了運動學和動力學分析，明確了轉向過程中的阻力。然后根據整機特點和轉向系統的結構原理進行液壓元件的選取。整體設計完成后，對系統的壓力損失和溫升進行了驗算和校核。 該設計具有優(yōu)點是轉向流量穩(wěn)定，不隨發(fā)動機轉速變化而變化；在直線行駛時，轉向泵卸載，能量損失小，效率較高；體積小，便于安裝等。 關鍵詞：裝載機，液壓轉向，鉸接式轉向， 壓力損失 THE DESIGN OF THE PRINCIPAL OF THE ZL08 WHEEL LOADER STEERING SYSTEM ABSTRACT This is the design.of the principal of the ZL08 wheel loader steering system In analogy with the same type of loader steering system ，a new type of hydraulic steering system has been come up. The design first analysis the kinematics and dynamics of articulated steering，cleared the resistance in process. Then based on the characteristics of the machine and the structure of the steering system, then select the components. The all design is completed, checked and verification the system pressure loss and temperature rise. The system has the advantage of stable turning flow, not change with changes in engine speed; when it goes along, the pump unload, it has high efficiency; and it is easy to install and soon. KEY WORDS: loader，hydraulic steering，articulated steering，the pressure loss 6 前　言 1 第1章 ZL08裝載機概述 2 1.1 ZL08裝載機的結構和功能 2 1.2 ZL08的主要技術參數 3 1.3 ZL08轉向系統的特點和使用要求 4 1.4 裝載機簡史及國內外發(fā)展情況 4 1.4.1裝載機簡史 4 1.4.2 國外裝載機目前水平及發(fā)展動向 5 1.4.3 國內裝載機目前發(fā)展水平及狀況 6 第2章 轉向系統的確定 8 2.1 典型的轉向系統 8 2.1.1 機械轉向系 8 2.1.2 液壓動力轉向系 9 2.1.3 電動式動力轉向系 11 2.2 轉向系統的確定 11 2.2.1 ZL08裝載機轉向系統的設計要求 11 2.2.2 液壓轉向系統方案設計 12 第3章 轉向系統的分析 16 3.1 鉸接式轉向系統 16 3.1.1 鉸接式轉向系統 16 3.1.2 鉸接式轉向的工作原理 17 3.2 鉸接轉向運動學 18 3.3 轉向動力學 19 3.3.1 轉向運動 19 3.3.2 轉向過程的阻力 19 3.3.3原地轉向阻力矩 20 3.4 小結 21 第4章 液壓元件設計及選用 22 4.1 轉向動力缸 22 4.1.1 液壓缸的基本參數 22 4.1.2 液壓缸工作能力的計算 22 4.1.3液壓缸的運動計算 23 4.1.4強度及穩(wěn)定性校核 23 4.2 液壓泵的選用 26 4.2.1 泵的類型選擇 26 4.2.2 確定泵的壓力和流量 26 第5章 輔助裝置的選擇 28 5.1 油箱 28 5.1.1 油箱的設計 28 5.1.2油箱容量的計算 29 5.1.3 液壓油箱的外形尺寸 29 5.2 油管 30 5.2.1 管路設計的要求 30 5.2.2 油管類型的選擇 30 5.2.3 管道的計算 31 5.3 液壓閥 33 5.3.1液壓閥選用原則 33 5.3.2 恒流閥 33 5.4 濾油器 35 第6章 驗算液壓系統的性能 36 6.1 壓力損失的驗算 36 6.2 系統溫升的驗算 36 結　論 38 參考文獻 39 致 謝 41 前　言 裝載機是一種用途十分廣泛的工程機械。20世紀60年代以前的裝載機，其功率和結構遷都一般均不大。近年來，無論在結構、傳動、材料和輪胎等方面均有了改進和提高。裝載機不僅可以進行鏟、挖、裝、運、卸及平整作業(yè)，而且可以更換工作環(huán)境，作為起重機或叉車等機械使用。在工程施工和礦山開采等部門中作用日益重要。 作為世界裝載機生產的主要制造基地，中國裝載機行業(yè)的發(fā)展現狀可以說能夠較為全面的反映全球裝載機行業(yè)的走勢。作為中國工程機械行業(yè)最具代表性的產品之一，裝載機受到人們的廣泛關注。國民經濟的發(fā)展與國家基建規(guī)模及資金投入的增大，促進了我國裝載機行業(yè)的迅速發(fā)展。生產企業(yè)由1980年的20家增至現在的100余家，初步形成了規(guī)格為0.8-18t約28個型號的系列產品，并已成為工程機械主力機種，因此對裝載機行業(yè)進行研究有著十分重要的意義。 裝載機轉向系是用來控制行駛方向的。按轉向能源分類，可分為機械轉向系合動力轉向系兩大類。機械轉向系是一種傳統形式，也是以人力作為轉向能源，通過機械傳動機構實現轉向的。中型以上的工程機械，使用這種類型的轉向系是十分費力的。為了提高轉向操縱的靈活性和輕便型，必須采用動力轉向系。目前，國內外用得最多的是液壓助力式的轉向系。系統中與轉向器相連的是液壓轉向系統，利用液壓缸伸縮來偏轉車輪或鉸接車架，以達到轉向的目的。這種系統大大降低了勞動強度，結構簡單、工作平穩(wěn)，而且液壓元件標準化程度高，便于維修并降低維修成本。 液壓轉向系是以液體作為工作介質來傳遞力和運動的，工作壓力遠遠高于機械傳動和氣壓傳動，工作靈敏度高，液壓傳動能使動力更直接、迅速地傳遞到所需要的位置。液壓系統壓力高，結構緊湊，重量輕，尺寸小，可吸收外來的沖擊，又起減震作用，對沖擊載荷具有良好的適應性。因此，在工程機械中獲得廣泛的應用。 第1章 ZL08裝載機概述 1.1 ZL08裝載機的結構和功能 裝載機是一種有較高作業(yè)效率的鏟運機械，作業(yè)范圍廣，功能多，主要用于對松散的堆積物進行鏟、裝、運、挖等作業(yè)，還可以用來推土、整理、刮平場地以及進行牽引作業(yè)等，通過換裝不同的工作機具后，還可以進行挖土、起重以及裝載物料等作業(yè)。因此，裝載機被廣泛用于城建、礦山。鐵路、公路、水電、油田、國防以及機場建設等工程施工中，對加速工程進度，保證工程質量，改善勞動條件，提高工作效率以及降低施工成本等都具有極為重要的作用。 圖1-1 ZL08裝載機實體圖 ZL08輪式裝載機主要由柴油機系統、動系統、防滾翻及落物保護裝置、駕駛室、空調系統、轉向系統、液壓系統、工作裝置、制動系統、電氣儀表系統、車架、覆蓋件、操縱系統等13個部分與系統組成。 結構特點： 1.按照大型裝載機的設置進行加工制造，采用鉸接式車架，全液壓操作，具有轉彎半徑小，機動靈活，便于狹窄場地工作。 2.工作裝置采用z型反轉六連機構實現鏟斗自動放平。 3.在前后車架中心有一個擺動機構，使車架圍繞中心上下擺動，因此有良好的通過性，適應在崎嶇不平的路面行駛和作業(yè)。 4適用于砂石廠，磚廠，水泥廠，耐火廠，冶礦廠，煤礦廠等散松料的裝卸，一機可代替12-15個勞動力工作，是一款經濟實用的小型裝載機。 1.2 ZL08的主要技術參數 ZL08裝載機的主要技術參數如下表所示 表1-1 ZL08裝載機的技術參數 項目 參數 單位 整機質量 3500 kg 額定載荷 800 kg 斗 容 0.4 m 最大卸載高度 2350 mm 最小卸載高度 960 mm 軸 距 1830 mm 輪 距 1300 mm 最小轉彎半徑 3600 mm 最高速度 21 km/h 發(fā)動機型號 490tf 額定功率 29 kw 外型尺寸 451815502550 mm 1.3 ZL08轉向系統的特點和使用要求 ZL08輪式裝載機按照大型裝載機等設置進行加工制造，采用鉸接式車架，全液壓操作，具有轉彎半徑小，機動靈活。 裝載機的車架并不是單一的整體，而是由前后兩個車架組成，中間用垂直銷軸連接起來，故稱鉸接轉向。鉸接轉向是通過兩轉向油缸推動前后車架繞銷軸轉過一定角度而實現的，因此也叫做“折腰”轉向。鉸接式裝載機的車架因由前后車架組成，所以，一般軸距較大，盡管如此，由于車身曲折角度較大，所以仍可獲得較小的轉向半徑。 完整轉向系統用于改變車輛的行駛方向和車輛保持穩(wěn)定的直線行駛。轉向系統的好壞直接影響車輛行駛的安全性和操縱性，因此對轉向系統有如下要求： 1.來自路面不平度所引起的震動應盡可能被衰減而不致傳到方向盤上。然而這種衰減又不可達到駕駛員喪失路感的程度。 2.轉向時，左右轉向輪軸線的延長線和后軸的延長線應相交于一點。 3.轉向系應有合適的剛度，使車輛對微小的轉向修正也有快捷的反應。 4.當放松轉向盤時，車輪應能自動回到直行位置，并能穩(wěn)定在這個位置上。 1.4 裝載機簡史及國內外發(fā)展情況 1.4.1裝載機簡史 我國現代輪式裝載機起始于20世紀60年代中期的Z435型。該機為整體車架，后橋轉向。經過幾年的努力在吸收當時世界最先進的輪式裝載機技術的基礎上，開發(fā)成功了功率為162kw的鉸接式裝載機，定型為Z450（后來的ZL50），并于1971年12月18日正式通過專家鑒定。就這樣誕生了我國第一臺鉸接式輪式裝載機，從而開創(chuàng)了我國裝載機行業(yè)的形成和發(fā)展的歷史。ZL50型裝載機具有液力機械傳動，動力換擋，雙橋驅動，液壓操縱，鉸接式動力轉向等現代式裝載機的基本結構，為當時世界先進水平，冶基本上代表了我國第一代輪式裝載機的基本結構。該機在總體性能方面具有動力性好，崛起力大，機動靈活，操縱方便，作業(yè)效率高等一系列優(yōu)點。 1978年，天工所根據機械部的要求，制定出柳工Z450為基礎的我國輪式裝載機系列標準。制定標準時，保留用Z代表裝載機，而L取代4代表輪式。這是我國裝載機發(fā)展史上的重大轉折點，該標準制定出來后按當時行業(yè)進行分工，柳工，廈工制造ZL40以上的大型輪式裝載機，成工，宜工制造ZL30以下的中小型輪式裝載機。逐步形成了柳工，廈工，成工和宜工的當時裝載機四大骨干企業(yè)。 到70年代末八十年代初，我國裝載機制造企業(yè)已經增加到20多家，初步形成了我國裝載機行業(yè)。到目前為止，我國輪式裝載機已發(fā)展到第三代，但是基本的結構仍然是由ZL50演變而來的。第二代變化不大，第三代變化稍大一些，2001年我國裝載機銷售已突破3萬臺，居世界裝載機市場前列。因此，目前我國已成了世界上的裝載機產銷大國。 1.4.2 國外裝載機目前水平及發(fā)展動向 輪式裝載機以圍繞提高效率，降低成本為核心，繼續(xù)向大型化，微型化發(fā)展，不斷推出新產品，加速更新換代。微電子技術的突破性進展為輪式裝載機的自動控制，狀態(tài)監(jiān)控及狀態(tài)監(jiān)測及視線范圍內遙控技術的發(fā)展創(chuàng)造了條件。柴油發(fā)動機自動控制噴油系統，變速箱自動控制換擋，性能參數和狀態(tài)監(jiān)測均取得了重大進展，在視線內遙控作業(yè)已進入實用階段，從而改善了性能，提高可靠性，增加生產能力，降低油耗，取得了更大的經濟效益。 卡特彼勒公司為代表的輪式裝載機采用液力機械傳動系統，其自動動力換擋變速箱自動選擇檔位傳動比，使換擋能在變速箱最佳效率點進行，該公司最近推出的STIC（轉向變速集成）系統，將轉向和換擋功能集成于一操縱手柄上，使操縱更加省力方便，換擋更加平穩(wěn)，可大幅提高生產率，卡特彼勒輪式裝載機轉向液壓系統用負載傳感式溢流閥，使液壓泵在負載壓力下溢流，降低系統壓力，提高了液壓原件壽命。工作裝置液壓系統采用舉開限位裝置和下放自動定位裝置，避免了機械限位時液壓缸行程終了產生高壓和沖擊；液壓的蓄能器能吸收沖擊載荷，并對整機的縱向搖擺起阻尼作用；液壓缸導向套處有三重密封，防止泄漏和防塵。新型輪式裝載機司機室的設計充分考慮了人的生理需求，對儀表位置排列，操縱手柄和踏板，司機座椅，能見度，防噪和隔振，溫度調節(jié)等均符合人機工程學，使司機在舒適，輕松，安全環(huán)境下操做，提高工作效率。德雷塞（Dresser）公司090年代處推出4000型輪式裝載機，都容10-30立方米、機重151.8t，采用模塊結構的傳動系統，大功率敏感按鈕控制的液壓系統，Z型單搖臂工作裝置，優(yōu)化的整體結構和溫式盤式制動器。具有自動調節(jié)和自動密封性能。日本小松公司WA系列中小功率（小于125kw）為代表的輪式裝載機采用新型集中式結構的驅動橋。它將主傳動制動器和行星輪式傳動都集中在橋的中部，橋殼斷面變化連續(xù)平緩，內應力分布合理，從根本上防止因傳感結構橋殼在輪邊支撐軸段應力集中斷裂。輪端采用浮動密封結構，安裝簡便，有自動補償功能，密封性好。該結構設計合理，基本零件少，工藝性好，可靠性高。 國外裝載機發(fā)展的總體趨勢：以人為本的設計思想得到充分體現，普遍采用了操縱力極小的電液比例控制技術，集中潤滑技術等。在大噸位的裝載機上還裝了電視監(jiān)控系統。司機室設計更加人性化，轎車化，空調及音響設備一應俱全。懸浮式座椅上下前后隨意調節(jié)，以滿足操作者不同體態(tài)的要求。讓人感到操作這些設備是一種享受。 1.4.3 國內裝載機目前發(fā)展水平及狀況 中國作為世界裝載機生產的主要制造基地，裝載機行業(yè)的發(fā)展異常迅速。 2006年中國裝載機行業(yè)總銷量為129793臺，比2005年的112527臺增加了15.3%，凈增了17266臺，其凈增量超過中國裝載機行業(yè)八五以前任何一年的總銷量，又是紅紅火火的一年。 2007年1-11月，裝載機主要26家企業(yè)累計銷售143794臺，同比增加34397臺，增幅為31.4%。然而，裝載機是典型的微利產品，金融危機對該行業(yè)的沖擊在各類工程機械中可謂最大，對于行業(yè)面貌來講，就是小企業(yè)的紛紛出局。當熱凡事都有兩面性，對于行業(yè)來講，現在也是技術升級的最好契機。由于良莠不齊的小型企業(yè)淘汰，使得大型企業(yè)的市場份額相應擴大，在一定程度上提高了產品質量水平，也對行業(yè)總體技術水平的提高起到了積極影響。 中國裝載機工業(yè)在發(fā)展的同時，一些問題也日益顯露出來，特別是行業(yè)進入門檻極地，價格惡性競爭導致企業(yè)盈利能力下降，營銷理念缺失，市場難以擴展，產品質量可靠性差，此外，產品及組織結構老化制約行業(yè)的進一步發(fā)展和品質的提高。 因此，中國裝載機企業(yè)必須抓住新的發(fā)展形勢，在產品研發(fā)上體現差異戰(zhàn)略和成本領先戰(zhàn)略，繼續(xù)加強行業(yè)以企業(yè)國家級技術和高校及科研院為主體的科研開發(fā)體系建設。打造價值鏈營銷，加強品牌建設，提升品牌價值，只有這樣才能在新形勢下立于不敗之地。 第2章 轉向系統的確定 2.1 典型的轉向系統 轉向系結構形式多種多樣，但所有的轉向系都有三部分組成：轉向傳動機構，轉向器和轉向操縱機構。 1.轉向傳動機構的功用是將轉向器輸出軸的運動傳遞給轉向臂，轉向臂偏轉車輪而改變車輛的行駛方向。 2.轉向器的功用是將方向盤的回轉運動轉換為轉向傳動機構的往復運動。 3.轉向操縱機構的功用是產生轉動轉向器所必需的操縱力。 轉向系按使用的能源不同可分為機械轉向系和動力轉向系。 2.1.1 機械轉向系 機械轉向系由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動的機構，是轉向系統的核心部件。 圖2-1 機械轉向系示意圖 1-轉向盤 2-轉向軸 3-轉向萬向節(jié) 4-轉向傳動軸 5-轉向器 6-轉向搖臂 7-轉向拉直桿 8-轉向節(jié)臂 9-左轉向節(jié) 10、12-梯形臂 13-右轉向節(jié) 機械轉向系的工作原理：車輛轉向時，駕駛員通過轉向盤、安全轉向柱帶動轉向器中的齒條橫向移動，轉向齒條通過左右轉向橫拉桿、轉向節(jié)臂，使轉向節(jié)連同車輪偏轉一定的角度，實現機車的轉向。轉向結束后，轉向盤回位，帶動轉向輪恢復直線行駛位置。 2.1.2 液壓動力轉向系 液壓動力轉向是利用發(fā)動機輸出的動力為能源驅動油泵，油泵產生高壓油液通過加力器控制車輪轉向，以使轉向操縱省力。 圖2-2 液壓動力轉向系轉向原理圖 (a) 車輛直線行駛時 (b) 右轉彎行駛時 (c) 左轉彎行駛時 1-油箱 2-溢流閥 3-齒輪油泵 4-進油道量孔 5-單向閥 6-安全閥 7-滑閥 8-閥作用柱塞 9-閥體 10-回位彈簧 11-轉向螺桿 12-轉向螺母 13-縱拉桿 14-轉向垂臂 15-動力缸 工作原理：閥體9的內圓面上有三道環(huán)槽，環(huán)槽A是進油環(huán)槽，與發(fā)動機帶動的齒輪油泵3相通；環(huán)槽D、E是回油環(huán)槽，與油箱1相通；在環(huán)槽A、D間有油道與動力缸15中活塞左側L腔相通；在環(huán)槽A、E間有油道與動力缸15中活塞右側R腔相通。滑閥7上有兩道環(huán)槽；B是動力缸R腔進、排油環(huán)槽；C是動力缸L腔進、排油環(huán)槽。 動力轉向系統內各處充滿油液，當滑閥7在閥體9中移動時，可使動力缸活塞桿在L、R兩腔油壓差推動下來回運動，以起轉向助力的作用。 車輛直線行駛時，滑閥7靠裝在閥體內的回位彈簧10和反作用柱塞8保持在中間位置。由油泵輸送來的油液通過量孔4自進油孔進入閥體9的環(huán)槽A，然后分成兩路：一路流過環(huán)槽B和D，另一路流過環(huán)槽C和E。兩路油流最后匯合經回油孔道流回油箱。這樣油泵的負載很小，只需克服管路阻力。油壓都處于低壓狀態(tài)，因此這種形式稱為常流式液力動力轉向，即車輛不轉向時，操縱閥保持油路相通。 在車輛向右轉彎（b）時，駕駛員需使方向盤連同右旋螺紋的轉向螺桿11順時針旋轉。由于轉向輪受路面阻力最初轉向垂臂和轉向螺母保持不動。駕駛員一經順時針轉動方向盤，與轉向軸成一體的滑閥和左旋螺桿便克服回位彈簧和反作用柱塞一側的壓力而向右移動。這時環(huán)槽A與C，B與D分別連通，而環(huán)槽C與E，A與B則分別隔絕。因而動力缸中活塞左側L腔與進油道相通，形成高油壓區(qū)，而活塞右側R腔與回油道相通，形成低油壓區(qū)。 在油壓差推動下，活塞向右移動，轉向螺母12向左運動，而縱拉桿則與活塞同向移動，并帶動轉向輪偏轉。由于油壓很高，因此車輛轉向主要靠活塞推力，從而大大減小駕駛員作用在方向盤上的轉向力。 在方向盤和螺桿做順時針方向連續(xù)轉動中，上述的液壓加力作用一直存在。 當方向盤轉過一定角度而保持不動時，轉向螺桿不轉動，螺桿加于螺母的向左作用力消失，螺母也不能再繼續(xù)相對于螺桿向左移，但在油壓差作用下，螺母仍將帶動螺桿和滑閥一起繼續(xù)左移，直到滑閥回復到圖（a）所示的中間位置。 這時動力轉向系統停止工作，轉向輪便不再繼續(xù)偏轉。 在車輛向左轉時，（c）圖所示，滑閥右移，改變油路，動力缸加力方向相反。 液壓式動力轉向裝置重量輕、結構緊湊，利于改善轉向操作感，但液體流量的增加會加重泵的負荷。為了克服地面作用于轉向輪上的轉向阻力矩，駕駛員需要加于轉向盤上的轉向力矩，比起機械轉向系時所需的轉向力矩小得多。 2.1.3 電動式動力轉向系 電動式動力轉向系是一種新型式的轉向裝置。它是利用蓄電池能量轉動電機產生推力。由于不直接使用發(fā)動機的動力，所以大大降低了發(fā)動機的功率損失，且不需要液壓管路，便于安裝。電動式動力轉向系集液壓式和機械式的優(yōu)點于一體，結構緊湊，安裝自由度大，無需油壓管路系統。適用于小型輕載機械。 電動式動力轉向系由電控單元、電源、電機、轉向齒輪機構和轉向傳感器等組成，具有節(jié)能、不直接消耗發(fā)動機功率的優(yōu)點。由電機驅動轉向油泵，并采用計算機控制的方式，所以轉向助力泵不必經常工作。 2.2 轉向系統的確定 2.2.1 ZL08裝載機轉向系統的設計要求 液壓轉向系統應能穩(wěn)定地保持車輛直線行駛，并根據要求靈活地改變行駛方向。液壓轉向系統的設計要求是： 工作穩(wěn)定可靠---液壓轉向系統必須穩(wěn)定可靠，因為轉向操縱是否可靠，對車輛行駛的安全性影響極大。設計時必須考慮零件承受路面對其作用的交變沖擊載荷，以保證機構和零件有足夠的強度和壽命。 除了保證發(fā)動機在怠速時已能正常轉向外，還應考慮在發(fā)動機或油路發(fā)生故障時，有應急轉向的措施。對液壓轉向系統的穩(wěn)定性問題，在考慮方案時就應盡量避免系統的振動問題。 操縱輕便靈活---對工程機械來說，操縱輕便靈活，不僅時間請駕駛人員的疲勞所必需的，而且是提高生產效率的一個重要因素。 使用經濟耐久---液壓轉向系統的組合和元件的選擇，對能量利用、系統成本以及機構的壽命影響很大。 2.2.2 液壓轉向系統方案設計 裝載機轉向系是用來控制行駛方向的。中型以上的工程機械采用液壓動力轉向，可以提高轉向操縱的靈活性和輕便性。該系統是利用液壓缸伸縮來偏轉鉸接車架，以達到轉向目的。這種系統大大降低了勞動強度，結構簡單、工作平穩(wěn)、而且液壓元件標準化程度高，便于維修。 根據液壓轉向系統的使用要求和整機的設計特點，選用液壓動力轉向的設計思路?，F擬定如下幾種設計方案，進行比較。 方案一： 圖2-3液壓轉向系統原理圖（1） 1-轉向缸 2-轉向閥 3-轉向器 4-溢流閥 5-轉向泵 此系統的特點是：結構簡單、成本低、調試方便，但轉向泵的流量隨發(fā)動機轉速的變化而變化，因此轉向穩(wěn)定性較差，液壓系統無良好的卸荷元件，系統功率損耗較大。 方案二： 圖2-4液壓轉向系統原理圖（2） 1-轉向缸 2-轉向閥 3-轉向器 4-蓄能器 5-轉向溢流閥 6-轉向泵 此系統的特點是：直線行走時，液壓泵向蓄能器提供油，使蓄能器儲存壓力能，要連續(xù)轉向時，有蓄能器和液壓泵同時向轉向缸供油，使轉向速度較高，從而提高轉向的靈敏性。當發(fā)動機轉速低時，液壓泵供油量相應減少，但蓄能器可以適當補油，保證了一定的轉向速度。但因蓄能器體積較大，結構不夠緊湊，安裝上較為困難。 方案三： 圖2-5 液壓轉向系統原理圖（3） 1-轉向缸 2-轉向閥 3-轉向器 4-恒流閥 5-轉向泵 此系統是一種穩(wěn)定性好，結構緊湊，尺寸小，而且效率相對較高的液壓轉向系統。 比較上述三種液壓轉向系統設計方案，選定方案三為本設計的轉向方案，對其工作原理進行分析。 1.當方向盤不動時，轉向泵5輸出的液壓油經恒流閥4及轉向閥2流回油箱。由于轉向閥處于中位，轉向缸1的前后腔壓力相等，因此，前后車架保持在一定的相對位置上。 2.當轉動方向盤時，隨著方向盤的轉動，轉向閥2的閥芯產生一定的位移，液壓油經恒流閥，轉向閥后進入液壓缸一側，使車架轉向。隨著車架的相對偏轉，與車架相連的隨動桿便帶動搖臂向前或向后回轉，在搖臂的推動下，傘形齒輪，齒條和螺母也隨著向上、向下擺動，從而轉向閥的滑閥回到中間位置。轉向缸停止進油，轉向即停止。此時，前后車架保持在一定的角度位置上，完成了轉向過程。 3.不斷轉動方向盤，車架的轉向角也不斷變化，方向盤的轉角越大，轉向缸的行程越大，車架的轉向角也就越大。 4.轉向過程中的工作壓力取決于道路的狀況。 14 第3章 轉向系統的分析 3.1 鉸接式轉向系統 3.1.1 鉸接式轉向系統 ZL08輪式裝載機采用鉸接式車架裝載機的車架并不是單一的整體，而是由前后兩個車架組成，中間用垂直銷軸連接起來，故稱鉸接轉向。鉸接轉向是通過兩轉向油缸推動前后車架繞銷軸轉過一定角度而實現的，因此也叫做“折腰”轉向。鉸接式裝載機的車架因由前后車架組成，所以，一般軸距較大，盡管如此，由于車身曲折角度較大，所以仍可獲得較小的轉向半徑。 如以相同斗容的裝載機進行比較，鉸接式裝載機的轉向半徑為后輪轉向式裝載機的70﹪，這樣大大的減小了裝載機調車行駛的路程和時間。因轉向半徑小，機動性能好，裝載機可在非常狹窄的場地作業(yè)。 一般將銷軸布置在軸距的中點，這時前后輪轉向半徑相同，避讓障礙容易，且前后輪軌跡相同，前輪為后輪壓實地面，減小在松軟地面上的滾動阻力。工作裝置與前車架鉸接在一起，它可以隨前車架一起擺動，作業(yè)中易于對準作業(yè)方向，作業(yè)機動靈活。因軸距較長，行車時縱向顛簸小，可以減少駕駛員的疲勞。但缺點是轉向時的穩(wěn)定性較低。 3.1.2 鉸接式轉向的工作原理 圖3-1 鉸接式轉向系統圖 1-轉向控制閥 2-轉向油缸 3-隨動桿 4-轉向油泵 5-安全閥 6-轉向油缸 7-轉向機 1 直線行駛 方向盤在中間位置，轉向控制閥1中的滑閥保持在中間位置，來自轉向油泵4的油液經轉向控制閥空流回油箱，轉向油缸6處于鎖閉狀態(tài)，保持前車架成一直線，裝載機直線行駛。 2 轉向行駛 順時針轉動方向盤，轉向機中的滑閥帶動螺桿移動消除間隙，來自轉向油泵4的壓力油經過轉向控制閥分成兩路，分別進入右轉向油缸的后腔和左轉向油缸的前腔，使右轉向油缸兩銷軸距離縮短，左轉向油缸兩銷軸距離伸長，使裝載機右轉向。此時，兩油缸的另一腔的油液通過油管和轉向控制閥流回油箱。前車架相對后車架轉動后使隨動桿3后移，則帶動轉向機中的齒扇轉動，并推螺母上升，又使轉向閥恢復中間位置。方向盤繼續(xù)轉動，重復上述過程，轉角不斷加大，如方向盤停止轉動，轉向控制閥也停止移動，轉向油缸處于鎖閉狀態(tài)，則保持一定的轉向角。反時針轉動方向盤，與上述過程相反，則使裝載機向左轉向。 3.2 鉸接轉向運動學 圖3-2 計算鉸接式裝載機轉向半徑示意 圖3-2為鉸接式輪式裝載機在水平地面上穩(wěn)定轉向的簡圖。它與偏轉車輪轉向有根本區(qū)別，在轉向時是通過前后車架繞鉸銷相對轉過一定角度，是前后橋也相對轉過同一角度，而前輪相對于前車架，后輪相對于后車架沒有發(fā)生偏轉，每一橋上兩側車輪轉動平面始終是保持平行的。過前后軸線作垂直地面的平面，此兩平面的交線即為轉向軸線，則裝載機各輪繞此軸線作無側滑地滾動。所以此種轉向不需要轉向梯形，也避免偏轉驅動車輪等復雜結構，只用簡單的“折腰”辦法就可達到轉向之目的。 由圖3-2可知前外側車輪轉向半徑為： R前外=B/2+AO (3-1) AO=AC/sina (3-2) AC=(1-k)L+kLcosa (3-3) R前外=B/2+L/sina(1-k+kcosa) (3-4) 由圖可知后外側車輪轉向半徑： R后外=B/2+DO (3-5) DO=ED/sina (3-6) 3.3 轉向動力學 3.3.1 轉向運動 鉸接式裝載機的轉向運動，是由地面的附著情況和滾動阻力所決定的。在轉向油缸力的作用下，前后車架的夾角發(fā)生改變，此時前后車架均向阻力較小的方向運動。 鉸接式裝載機在平坦的地面上，它的轉向運動可以認為由以下兩種運動合成：每一車架圍繞著自身橋的垂直對稱軸的轉動；依靠一車架對另一車架拉緊，而使輛車架靠近的移動。這時它們的運動阻力最小。 3.3.2 轉向過程的阻力 車架鉸接點位于軸距中點的裝載機，當沿著直線或一定的曲率半徑行駛時，后輪沿著前輪所壓實的車轍運動，這時的滾動阻力較小，轉向阻力矩也較小。當轉動方向盤通過液壓傳動改變前后車架夾角時，裝載機進入轉向和脫離轉向區(qū)段（圖3-3），它在每個瞬時是圍繞不同的瞬時回轉中心轉動，這時輪子在地面上的軌跡再也不是直線或同心圓，而是每個輪子都有自己的軌跡。此時后輪滾動阻力系數增大，例如它在松軟土壤上轉向行駛時與后輪行駛在被前輪壓實土壤上的情況相比較，后輪的滾動阻力增加約為一倍，這時轉向力在克服壓實和堆積土壤的附加損失，因此轉向阻力增大。 圖3-3 轉向過程中車輪軌跡 3.3.3原地轉向阻力矩 鉸接式裝載機的轉向阻力矩M與轉向角a的函數關系可用圖3-4示出的曲線來定性說明。裝載機原地轉向時產生的全部阻力，由轉向油缸發(fā)出的轉向力來克服。 當接兩個驅動橋時，使前后驅動橋間構成封閉的運動鏈，它是由最終傳動、半軸、差速器、主傳動、萬向節(jié)傳動和分動箱組成。在轉向過程中，一車架對另一車架拉緊，產生兩驅動橋靠近的移動，在消除封閉運動鏈內的間隙后，產生該傳動鏈的扭緊、輪胎和土壤的變形，最后超過附著力而使輪胎相對土壤的滑動。 當車架圍繞自身上某一點轉動時，兩車架上的輪子由于差速器的作用有可能向不同方向旋轉，然而輪子的旋轉是在土壤的切反作用力的作用下產生的，而此切反作用力隨著封閉傳動的扭轉角的增加而增大，該力引起土壤的剪切和輪胎的切向變形。 圖3-4 鉸接式裝載機原地轉向 –––––多年的熟荒地 ———已耕地 1-接一驅動橋 2-接兩驅動橋 3.4 小結 對鉸接式裝載機轉向過程的研究可得以下兩點結論： 1. 鉸接式裝載機轉向的運動學、動力學與偏轉車輪轉向有著根本區(qū)別。 2. 當裝載機在任何路面條件下原地轉向時，轉向角增大，轉向阻力矩也增大。 最后指出，現在尚沒有較完善的計算鉸接式裝載機轉向阻力矩的方法，前面所講的只作為對轉向阻力矩的定性分析，所以在具體設計中還應參考同類型機種的轉向油缸尺寸及系統壓力，進行比較設計。 20 第4章 液壓元件設計及選用 4.1 轉向動力缸 液壓缸是液壓挖掘機中的執(zhí)行元件，它的功能就是把液體壓力能轉化為往復運動的機械能或者擺動的機械能。在ZL08輪式裝載機轉向系統中使用的是雙作用單桿活塞缸，其結構上基本可以分為缸筒和活塞桿組件、密封裝置、緩沖裝置和排氣裝置五個部分。在設計時參考同類型機種的轉向油缸尺寸及系統壓力，進行比較設計。 4.1.1 液壓缸的基本參數 參見表4-1，選用XG-63雙作用液壓缸 表4-1 XG系列雙作用液壓缸的型號和技術參數 產品型號 公稱壓力/MPa 缸徑/mm 桿徑/mm 行程/mm 推力/KN XG-63 10 63 22 205 31.2 XG-E70 12.5 70 32 283 48.1 4.1.2 液壓缸工作能力的計算 根據負荷和工作裝置油缸鉸點布置，以及液壓系統的分析計算確定油缸所需的推力和支力。 計算公式： 油缸大腔面積： S1=pD/4 (cm) 油缸小腔面積： S2= p(D-d)/4 (cm) 額定大腔推力： P=Sp (N) 額定小腔推力: P=Sp (N) 最大大腔支承力: P=S p (N) 最大小腔支承力: P"=S p1 (N) 計算結果為：S1=31.17 cm S2=27.37 cm P=31.17 KN P=27.37KN P=37.4 KN P"=32.84 KN 4.1.3液壓缸的運動計算 1 活塞運動速度 V=Q/S1 (m/s) V=Q/S2 (m/s) 2 全程時間 t=h/ V (S) t=h/ V (S) 計算結果為： V=0.02m/s V=0.023m/s t=102.5s t=89.13s 4.1.4強度及穩(wěn)定性校核 缸筒壁厚的校核 (1)當時，按薄壁孔強度校核。 （4-1） (2)當，按第二強度理論校核。 （4-2） 式中：—缸筒試驗壓力（缸的額定壓力時，；缸的額定壓力時，）； —缸筒材料的許用拉應力； —缸筒內徑； —缸筒壁厚； 活塞桿強度校核： 活塞桿的強度一般情況下時足夠的，主要是校核其穩(wěn)定性。 活塞桿的穩(wěn)定性校核： 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受得力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿的材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關?；钊麠U的穩(wěn)定性可按下式校核。 （4-3） 式中：—安全系數，一般取2-4。本文取3 當活塞桿的細長比時，有 （4-4） 當活塞桿的細長比時，且取20-120，則 （4-5） 式中：—安裝長度； —活塞桿橫截面最小回轉半徑，； —柔性系數，本設計中取85； —支撐方式或安裝方式決定的末端系數，本設計中取1； —活塞桿材料的彈性模量；其材料45鋼，2.1106 kgf/cm —活塞桿橫截面慣性矩； —活塞桿橫截面積； —材料強度決定的實驗數值；本文??； —系數，本設計取1/5000； 壁厚校核： 其壁厚為5mm, 缸筒內徑為63mm。材料為無縫鋼管，其為105Mpa。由于 δ/D=5/63＜1/10 所以按式（4-1）進行校核。 缸的額定壓力P=10Mpa,所以=15，帶入數據得其最小壁厚為： 所以轉向動力缸壁厚滿足要求。 活塞桿穩(wěn)定性校核： 由活塞桿的形狀以及尺寸，可算得 于是 其細長比 而 因此用式（4-5）進行校核： 將其數值帶入（4-3）中得： 其最大支撐力符合要求，所以活塞桿符合穩(wěn)定性要求。到此，對液壓缸進行了全面的校核，都符合強度以及穩(wěn)定性的要求，可以使用。 4.2 液壓泵的選用 4.2.1 泵的類型選擇 ZL08液壓轉向系統中，液壓泵為整個液壓轉向系統提供能量，它將電動機的機械能轉化為液體的壓力能，驅動液壓缸移動，使車輛轉向。根據本次設計的具體特點，參見【2】表3-6，比較齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵的技術性能、特點及應用范圍，選用葉片泵。 在液壓系統中，葉片泵得到了廣泛的應用。葉片泵輸出流量均勻、脈動小、噪聲小，但結構較復雜，吸油特性不太好、對油液中的污染也比較敏感。 4.2.2 確定泵的壓力和流量 1.泵的工作壓力 泵的工作壓力應根據液壓缸的最高壓力來確定，即 （4-6） 式中 —執(zhí)行元件的最高工作壓力，本設計取10； —進油路和回油路的總壓力損失（），對于節(jié)流調速和較簡單的油路可?。?.2-0.5）；對于進油路設有調速閥和較復雜的系統，可取（0.5-1.5）。本處取2。 代入數據： =10+2=12 根據產品樣本查出，選用額定壓力為12的液壓泵。 2.泵的輸出流量 泵的流量應滿足執(zhí)行元件的最高速度要求，所以泵的輸出流量應根據系統所需要的最大流量和泄漏量來確定，即 ≥K （4-7） 式中 —系統的系統的泄露系數，一般取1.1-1.3（管路長取大值，管路短取小值）。本設計取1.2. —執(zhí)行元件實際需要的最大流量（L/min）。 代入數據： ≥K=1.23=3.6L/min 查【3】表2-103 ZYB系列轉向葉片泵的型號和技術參數，根據以上算得的壓力和流量選用ZYB-3.2葉片泵。該泵的基本參數為：最高工作壓力壓力Pn=14,排量q0=3.2ml/r,轉速范圍600-4000r/min,控制流量3.8L/min。 40 第5章 輔助裝置的選擇 5.1 油箱 5.1.1 油箱的設計 油箱在液壓系統中除了儲油外，還啟著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀雜質等作用。油箱中安裝有許多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。 圖5-1 油箱簡圖 1—液位計 2—吸油管 3—空氣過濾器 4—回油管 5—側板 6—人孔蓋 7—放油塞 8—地腳 9—隔板 10—底板 11—吸油過濾器 12—蓋板 液壓泵通過2將油箱中的油液吸到泵中；3保證大氣中的塵埃，雜質不進入油箱，并且有通氣孔與大氣連接，從而保證液壓泵能正常吸油；液壓系統中的油液通過4流回油箱；10可阻擋沉淀雜質進入吸油管；11阻擋氣泡進入吸油管；12用于固定液壓泵等裝置，并防止外界環(huán)境中的贓物進入油箱。 油箱設計的要求： 1.油箱應具有足夠的容量，液壓系統工作時，油面應保持一定的高度以防液壓泵吸空。但為了防止系統中油液全部流回油箱時溢出油箱，油面不能太高，一般不應超過油箱高度的80%。 2.吸油管與回油管之間的距離應盡量遠，以增加油液的循環(huán)距離，并使它有充分的時間沉淀，排出氣泡，同時也有利于油液的冷卻。 3.吸油管必須插在油液中，并在它的底端安裝過濾器，以使液壓泵吸入情節(jié)的油液。吸油管與回油管端部應制成45度，距箱底應大于兩倍管徑，距箱壁應大于三倍管距。 4.為使漏到蓋板上的油液不至于流到地面上，油箱側壁應高于蓋板（10-15）mm。 5.為了排凈存油和清洗油箱，油箱底板應有適當斜度；放油閥也應安裝在箱底的最低處。 6.油箱底應設底腳，底腳高度一般為（150-200）mm，以利通風散熱和排出箱內油液。 7.為了防止油液被污染，注油孔上要加裝濾網；通氣孔上必須裝空氣過濾器。 8.油箱內壁應涂耐油防銹涂料，以免生銹。 5.1.2油箱容量的計算 確定油箱容量的方法有兩種：一種時估算法，另一種是近似計算法。估算法一般應用于不要求準確計算的液壓系統的油箱容量，本設計采用估算法來計算油箱所需的油量。 油箱所需要的容量： （5-1） 式中 —油箱的有效容積； —系數；對于高壓系統一般取6—12； —液壓泵的額定流量（L/min）。取3.8 L/min。 代入數據： =（6-12）3.8=22.8-45.6L＝２７Ｌ 5.1.3 液壓油箱的外形尺寸 液壓油箱的有效容積確定后，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸比（長、寬、高）為1：1：1---1：2：3。確定油箱容積為27L，則油箱的外形尺寸確定為315，315，315。 5.2 油管 5.2.1 管路設計的要求 1.管子有足夠的強度和韌性，以保證在規(guī)定的壓力和溫度下傳遞適當的流體而不至于破裂，同時要求管子要能耐腐蝕，以防油液污染變質。 2.管子尺寸的選取要適當。在一定的流速下若管子的內徑偏小，則流速較高，壓力降和摩擦損失較大，效率低。管子內徑大，流速低，壓力降小，效率高，但材料和成本等方面會造成浪費，因此對管子內徑的選擇得進行必要的計算。 3.對于吸油管，阻力要小，盡量通暢，密封要好，防止液壓泵吸空或產生空穴現象。 4.回油管的尺寸必須大些，防止排油背壓大。液壓元件本身的泄油管一般與回油管分開，單獨通回油箱，以免產生背壓和虹吸。 5.管子盡量短，彎曲角盡量小，接頭很配件盡量小。 6.為減小壓力損失和泄漏，高壓油管和超高壓油管應靠近工作機構；管道各處應避免斷面的局部擴大和縮小，避免急劇彎曲。 7.管道的最高處應設有放氣裝置，用以放掉系統中的空氣。 8.與法蘭和聯結處的管子必須是直的，以保證聯結牢固可靠。此直線段的長度一般可取管子直徑的2-3倍。 5.2.2 油管類型的選擇 對各種不同類型的管道進行比較。 1.紫銅管性質柔軟，裝配時便于彎曲，前度較低，能承受的工作壓力不超過（6-10）Mpa，價格較貴，抵抗振動能力差，所以盡量不用或用于流量不大的中、低壓液壓系統中。 2.黃銅管性質柔軟，裝配時彎曲不如紫銅管方便，可承受較高的壓力。因黃銅管直徑小，適用于流量不大的中、低壓液壓系統中。由于銅是貴重材料，又抗震性差，一般盡量不用。 3.銅管能承受高壓，耐油，抗腐蝕和剛性都較好，價格便宜，但不易彎曲，多用于高壓、大功率、裝配空間不受限制的情況下；中高壓系統用無縫鋼管；低壓系統用焊接鋼管。 4.橡膠軟管用于兩個相對運動部件間的聯結，能夠吸收液壓沖擊和震動。但彈性變形較大，容易引起運動部件動作滯后和爬行，因此對于精密的液壓系統應采用硬管聯結。 5.尼龍管加熱后可以隨意彎曲成形，冷卻后又能固定成形，并能觀察管內油流的情況，目前大都在低壓管道中使用。 6.塑料管價格便宜，裝配方便，但承壓能力低，只適用于回油路和卸油管等低壓管路系統。但因容易老化變質，應用較少。 分析各種管路的優(yōu)缺點，針對本次設計選用無縫鋼管。 5.2.3 管道的計算 對管道的計算主要是計算管子的內徑和管子的壁厚，以保證能滿足液壓系統的流速和壓力的要求。 1.計算管子內徑 管子內徑的計算公式為： （5-2） 式中 —管子的內徑（mm）； —管內流過的最大流量（）； —允許流速（）。 推薦允許流速可按表5-1選取。 表5-1 常用管路的允許流速 名稱 流速 液壓泵吸油管 1-2 壓油管 中、低壓 2-4 高壓 5-6 回油管 1.5-2.5 閥內通道和縮口 6 安全閥口或溢流閥口 30 值得注意的是，在選管子內徑是，應當滿足壓油管、吸油管和回油管的適當要求。 3. 計算管子壁厚 管子壁厚的計算公式為： （5-3） 式中 —管內工作壓力； —油管內徑； —油管材料許用應力。無縫鋼管=105MPa 注意：油管的內外徑都是標準規(guī)格，因此計算出的內徑和壁厚應查閱有關手冊，按標準選取。 4.吸油管尺寸的計算 吸油管內徑的計算： —吸油管內流過的最大流量取為0.002； —允許流速，參照表5-1可選用1.8. 代入數據得： 通過查表，其標準值可選28mm。 吸油管壁厚的計算： —吸油管的工作壓力，取10Mpa； —管子的內徑，取30mm； —吸油管的需用壓力，對于鋼管來說=105MPa； 代入數據得： = =1.33mm 通過查【1】表6-2，可選其標準值1.5mm。 綜合計算所得的吸油管的內徑和壁厚，通過查表可選用公稱通徑為28mm，鋼管外徑為31mm的鋼管。 5.回油管尺寸的計算 回油管內徑的計算： —回油管內流過的最大流量取為0.002； —允許流速，參照表5-1可選用2.5. 代入數據得： 通過查表，其標準值可選20mm。 吸油管壁厚的計算： —回油管的工作壓力，取10Mpa； —回油管的內徑，取20mm； —吸油管的需用壓力, 105MPa。 代入數據得： ==0.95 mm 通過查表，可選其標準值1mm。 綜合計算所得的回油管的內徑和壁厚，通過查表可選用公稱通徑為20mm，鋼管外徑為22mm的鋼管。 5.3 液壓閥 5.3.1液壓閥選用原則 液壓傳動系統中選擇合適的液壓閥，是使系統的設計合理、性能優(yōu)良，安裝、維修方便，并保證該系統正常工作的重要條件。除按照系統功能需要選擇液壓控制閥的類型以外，還要考慮各個閥的額定壓力、通過流量、安裝形式、動作方式、性能特點等。 5.3.2 恒流閥 轉向系中恒流閥是一種結構特殊、用途專一的專用閥，它在轉向系中主要有以下功能： 1.使液壓泵通往轉向閥的流量基本穩(wěn)定在一定數值上，不使供給轉向系統的流量隨發(fā)動機轉速高低而發(fā)生太大的變化，以達到良好的轉向穩(wěn)定性。 2.在恒流閥內設有先導安全錐閥，使整個轉向系統壓力在一定范圍內，以達到使轉向系統具有足夠克服阻力的能力，又能保證轉向系統的工作安全可靠。 圖5-2 恒流閥的結構圖 1、2、12-螺栓 3、15-O形圈 4-主閥彈簧 5-導閥座 6-錐閥 7-導閥彈簧 8-彈簧座 9-調壓絲杠 10-鎖緊螺母 11-閥蓋 13-閥體 14-節(jié)流孔板 16-管接頭 17-恒流閥芯 工作原理如下：液壓泵輸出油經管接頭16進入閥體13，通過節(jié)流孔板14向轉向閥輸出。油液經過節(jié)流孔板14的小孔后，在A腔及B腔產生壓力差，A腔的壓力通過恒流閥芯17上的作用在該閥芯右端，B腔的壓力通過螺栓1上的阻尼孔作用在閥芯17的左端。由于A腔的壓力高于B腔壓力，因此閥芯17向左移動，直到向左的液壓推力與彈簧力平衡。當液壓 泵輸出油過多時，A腔與B腔的壓力差逐漸增大，因而將閥芯17更向左移，位移增大，直至A腔與C腔連通。這時，有一部分油液通過滑閥17與C腔之間的縫隙進入C腔，然后回到油箱。這樣，通過節(jié)流孔板14的流量便減少了.液壓泵供油量越大，則恒流閥17的開口越大，分流到C腔的油液也就越多，從而使進入轉向閥的流量穩(wěn)定在一定的數值上。反之，當液壓泵輸出油量小到一定數值時，則恒流閥芯17右移，將分流油液切斷，使液壓泵的油全部輸往轉向閥。 當轉向負載增加到某一數值時，B腔壓力升高，并通過阻尼孔傳遞到D腔，推開錐閥6，D腔的油液通過錐閥回油。因B、D兩腔間有阻尼孔，所以形成了壓力差，使恒流閥芯17的兩端壓力差更大，液壓泵的輸出油液通過C腔溢流，保護了轉向系統。 5.4 濾油器 濾油器在液壓系統中，濾除外部混入或者系統運轉中內部產生的液壓油中的固體雜質，使液壓油保持清潔，延長液壓元件的使用壽命，保證系統的穩(wěn)定性。濾油器的過濾精度用過濾掉的雜質顆粒大小表示，一般可分粗濾油器、普通濾油器、精濾油器及特精濾油器四種。參見【1】表6-47選用紙質濾油器，網孔30-72μm，過濾精度5-30μm，用于要求過濾質量高的液壓系統中，過濾效果好，精度高，但易堵塞，無法清洗，需常換紙心。 參閱【1】表6-56，選用的紙質濾油器為ZU-A1010S，其技術參數為：通徑10μm，流量10L/min,壓力1.6MPa,原始壓力損失≤0.07MPa,最大允許壓力損失0.35 MPa，過