后装压缩式垃圾车液压系统设计.doc

后装压缩式垃圾车液压系统设计摘要本文主要介绍了后装压缩式垃圾车液压系统的设计过程包括液压方案拟定、液压相关参数设计、液压元件的设计、液压系统图的设计以及液压系统性能的验算等。同时也介绍了利用三维软件UG建立后装压缩式垃圾车模型，导入ADAMS中对垃圾车的虚拟样机进行仿真，此课题对其进行运动学分析，并对液压系统仿真结果进行分析。关键词：后装压缩式垃圾车；液压系统设计；虚拟样机；ADAMS；仿真 引言随着我国的城镇化建设，城市生活垃圾的成分发生了很大的变化，垃圾的密度不断下降，可压缩性增加城市中的垃圾处理工作量变得越来越繁重，采用传统的人工收集垃圾方式，耗时耗力，效率低。后装压缩式垃圾车开始得到重视，使用范围越来越广。后装压缩式垃圾车是在压缩垃圾车基础上加装后挂桶翻转机构或垃圾斗翻转机构。由密封式垃圾厢、液压系统、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的问题，具有压力大、密封性好、操作方便、安全等优点。我国的垃圾车技术引自国外，现在技术日趋成熟，但我国的垃圾车缺乏自己的核心技术，相关重要关键部件需靠进口。后装压缩式垃圾车的压缩装置靠液压系统来驱动，其液压系统设计及其重要。随这现代设计技术的发展，在机械设计过程中，三维建模技术与虚拟样机仿真技术开始广泛运用。这些技术能够缩短开发周期，降低研究开发成本，更好地完善后装压缩垃圾车的技术。第1章 绪论1.1 后装压缩式垃圾车研究现状与发展趋势后装压缩式垃圾车由密封式垃圾厢、液压系统、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的问题，关键部件采用进口部件，具有压力大、密封性好、操作方便、安全等优点。 可选配后挂桶翻转机构或垃圾斗翻转机构。后装压缩式垃圾车大大提高了装载量和效率，它的收集和压缩过程基本都由液压系统驱动。垃圾收集方式简便,一改城市满街摆放垃圾筒的脏乱旧貌，杜绝二次污染。压缩比高、装载量大,最大破碎压力达12吨，装载量相当于同吨级排非压缩垃圾的两倍半。作业自动化,采用进口电脑控制系统，全部填装排卸作业中需司机一人操作，不仅减轻环卫工人的劳动强度，而且大大改善了工作环境。经济性好，专用设备工作时，电脑控制系统自动控制油门。双保险系统，作业系统具有电脑控制和手动操纵双重功能，大大地保障和提高车辆的使用率。翻转机构，可选装配置带垃圾筒（或斗）的翻转机构。然而后装压缩式垃圾车在使用过程中仍存在着一些问题，如作业噪声大、密闭可靠性差、载质量利用率低等。随着技术的发展，它的发展趋势主要有以下几点：1）垃圾监测系统在压缩式垃圾车工作过程中，垃圾装载情况是管理者所关心的垃圾车负载变化及垃圾箱内垃圾是否填满，在一般情况下是很难监测的。通过加载垃圾监测系统，能随时随地检测车辆负载的变化情况及垃圾是否填满，为垃圾车驾驶员和管理者提供参考。这有利于提高垃圾车作业的科学性和行车安全性?同时也能减少工作人员的工作量、提高工作效率。国内少数车型安装了该系统。2）翻桶机构配备全自动控制的翻桶机构是压缩式垃圾车发展的新方向。发达国家尤其是西欧及美国的压缩式垃圾车都配备先进的翻桶机构，可方便地实现对大小垃圾桶在不同位置的自动抓取、举升和卸料。我国许多城已采用桶装垃圾收集，但垃圾车配备的翻桶技术水平和灵活性不高。国外一些压缩式垃级车的翻桶机构可以"远离车厢"，灵活主动抓取垃圾桶，而国内垃圾车的翻桶机构一般不能远离车厢，因此需将车厢紧贴垃圾桶，给驾驶者带来难度。3）液压控制装置 压缩式垃圾车的液压装置应具有以下特征:较小的节流损失:减少管路连接工作:无泄漏:可与其他液压功能组合，如装载机构的液压泵可以向抓钳等系统供油。 4）绿色视觉效果车辆的外观造型及彩化已越来越受到环卫部门的重视，一些适合不同城市品味的彩化的环卫车辆已成为城市一道亮丽的风景。通过对车辆外形和性能的改进，可消除或减轻视觉污染，避免或减少作业时对周围环境和人员的影响，使环卫车辆与作业环境相协调。5）除臭灭菌 除臭灭菌技术在压缩式垃圾车上的运用也是发展方向。杜绝细菌传播，减少臭气污染已成为当务之急。目前一些臭氧除臭除菌技术已在该类产品上成功运用。6）分隔车厢压缩式垃圾车车身内部结构可按一定比例划分为几部分，这种结构划分使得压缩式垃圾车可在同一次作业时收集并分隔几种不同类型的垃圾。可通过优化垃圾收集路线，为垃圾分类回收提供更多的便利性。1.2本课题研究内容对垃圾车的液压系统进行设计，液压系统的设计包括液压系统的功能原理设计和液压系统结构设计。液压系统的功能原理设计要根据技术要求进行系统功能设计，主要包括动力和运动分析，确定主要参数，编制液压执行器工况图，然后拟定液压系统图。组成元件的选定要尽量选择标准元件。最后，利用大型三维软件建立垃圾车模型，导入ADAMS中对垃圾车的虚拟样机进行仿真，并对液压系统仿真结果进行分析。目前城市生活垃圾的处理问题，越来越受重视，垃圾围城现象困扰人们生活。要处理垃圾首先需要收集转运，以前的收集方式是先人力收集，然后采用普通的车运输，效率低且装载量少。压缩时垃圾车大大提高了装载量和效率，压缩式垃圾车的收集和压缩过程基本都由液压系统驱动。本课题研究对象是后装压缩式垃圾车的液压系统设计，研究对象应用越来越广泛，对于掌握液压系统设计流程帮助很大，另外对于改善垃圾车的工作效率和可靠性有一定的意义。第2章 液压传动系统设计计算2.1 设计方案分析后装压缩式垃圾车的压缩装置由压缩机构和装填箱组成，对其压缩装置形式进行分析，确定最佳方案。到目前为止，已经研究开发和使用的压缩机构可分为五种形式:滑动刮板式、摆动刮板式、滑动一摆动刮板式、连杆刮板式、定轴转动刮板式。一般认为，机构的运动件数、自由度数较多及装填箱底板轨迹较复杂的机构为复杂机构。表2-1 各机构特征表机构名称机构运动件数机构自由度装填箱底板轨迹特征滑动刮板式22圆弧+直线滑动摆动刮板式33圆弧+直线摆动刮板式22圆弧1+圆弧2连杆刮板式31连杆曲线定轴转动刮板式22圆弧从表1一1可以看出，滑动一摆动刮板机构的构造最复杂，而转动刮板式的构造较简单。根据经济性和实际使用情况，选择滑动刮板式压缩机构。后装压缩式垃圾车主要机构包括：车体、车厢、推板、推板油缸、滑板、滑板油缸、刮板、刮板油缸、装填厢、举升油缸。后装压缩式垃圾车主要工作流程为：垃圾倒入装填器，刮板转动至上止点，回转到位；滑板下行至下止点；刮板反向回转，刮入垃圾进行初步压缩，刮板运动至下止点时停止运动；滑板上行至上止点，将垃圾压实到车厢内的推板上；垃圾车装满垃圾进入垃圾回收站，举升油缸将装填厢举起；推板油缸推动推板将垃圾推出；举升油缸复位，即装填厢复位。根据其工作流程来确定动作顺序，其中滑板油缸和刮板油缸之间要实现顺序动作。确定其主要参数：选取车厢容积为13m3；根据压缩式垃圾车CJ/T1272000标准，压缩装置在进行压缩垃圾的一个工作循序时不大于30s；采用车厢内推板卸料的，从推板动作开始至卸料完毕的时间，对容积大于或等于12m3的垃圾车不大于45s，此处选取35s；液压系统应设安全阀，其调整压力应为系统最高工作压力的110%。翻斗油缸工作行程430mm，时间4s；滑板油缸工作行程600mm，时间10s；刮板油缸工作行程300mm，时间5s；举升油缸工作行程650mm，时间13s；推板油缸工作行程3000mm，时间35s。2.2工况分析工况分析是指对工作机构的工作过程进行运动分析和动力分析，以便了解其运动规律和负载特性。此处对后装压缩式垃圾车的工作油缸进行分析即翻斗油缸、滑板油缸、刮板油缸、举升油缸、推板油缸。1.运动分析运动分析是分析主机各工作机构是以怎样的运动规律来完成一个工作循环的，也就是分析液压缸或液压马达的运动规律。如果是直线运动，要分析位移、速度随时间的变化规律，绘制位移循环图（L-t）和速度循环图（v-t）。如果是旋转运动，要分析角位移、角速度随时间的变化规律，绘制角位移（-t）和角速度循环图（-t）。此处对工作油缸进行位移、速度分析，绘制位移循环图（L-t）。1） 翻斗油缸图2-1翻斗油缸位移循环图图2-2翻斗油缸位移循环图2）滑板油缸图2-3滑板油缸位移循环图图2-4滑板油缸速度循环图3）刮板油缸图2-5刮板油缸位移循环图图2-6刮板油缸速度循环图4）举升油缸图2-7举升油缸位移循环图图2-8举升油缸速度循环图5）推板油缸图2-9 推板油缸位移循环图图2-10 推板油缸速度循环图2.动力分析动力分析是分析工作机构在运动过程中的受力情况，也就是分析分析液压缸或液压马达的负载情况，并绘制相应的负载循环图（F-t）。工作机构作直线运动时，液压缸所要克服的负载为： 式中：Fe工作负载； Ff摩擦负载； Fi惯性负载；1）翻斗油缸估算翻斗支架质量m1为30Kg，每桶垃圾的质量m2为80Kg，滑动摩擦系数为0.07。NNN其总负载为N。对总负载放大留余量，则取100KN。图2-11翻斗油缸负载循环图2）滑板油缸估算滑板支架质量m1为125Kg，刮板质量m2为50Kg，滑动摩擦系数为0.07。 N， N， N，其总负载N，对总负载放大留余量，则取100KN。图2-12滑板油缸负载循环图2） 刮板油缸刮板质量m1为50Kg，滑动摩擦系数为0.07。NNN对推板和刮板作受力分析，如图2-13所示。图2-13 压缩装置受力分析图垃圾在填装挤压过程中，在滑板挤压力FL作用下，受压垃圾向左方移动，与此同时，厢壁作用在垃圾上的摩擦力Ff1方向与垃圾移动方向相反，其大小为： 式中：S1车厢横截面内壁周长（m）；x图示的推进长度（m）；p垃圾的单位膨胀力（N/m2）；f垃圾与壁面的综合摩擦系数。阻碍垃圾移动的另外一个阻力是垃圾重力引起的，记作Ff2，则有： 式中：S2近似取车厢的宽度（m）； 垃圾的计算密度（kg/m3）； h车厢高度（m）；若向前推进垃圾，必须满足下列条件： 即当结构尺寸确定后，、和已知。、则随压缩程度，垃圾成分不同而变化，因此它们的确切数据很难确定。通过试验，KN/m。 设，推板行程mm 装填角， KN其总负载为KN，对总负载放大留余量，则取200KN。图2-13刮板油缸负载循环图4）举升油缸估算装填厢质量为2000Kg，滑动摩擦系数为0.07。NNN其总负载为N，对总负载放大留余量，则取200KN。图2-14举升油缸负载循环图5）推板油缸估算推板质量为350Kg，滑动摩擦系数为0.07，车厢容积为13m3，垃圾密度为0.45t/m3。NNN其总负载为N，对总负载放大留余量，则取180KN。图2-15推板油缸负载循环图2.3确定液压系统主要参数1.初选系统工作压力液压系统工作压力选定是否合理，直接关系到整个液压系统设计的合理程度。在液压系统功率一定的情况下，若压力选的过低，则液压元、辅件的尺寸和自重就会增加；若压力选的较高，则尺寸和自重会相应减少。例如，飞机液压系统的工作压力从21MPa提高到28MPa，则其自重下降约5%，其体积将减小13%。然而，若液压系统压力选的过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大系统的尺寸和自重，其效率和使用寿命也会相应下降，因此不能一味的追求高压。表2-2所示为目前我国几类机器常用的液压系统工作压力。根据表2-2的数据，初选系统压力P=13MPa。表2-2 我国目前几类机器常用的液压系统工作压力设备类型机床农业机械、小型工程机械、工程机械的辅助机构等压力机，中、大型挖掘机，重型机械，起重运输机械等系统压力/MPa磨床组合机床龙门刨床拉床0.823528810101620322.计算液压缸的主要结构尺寸根据需要的液压缸的理论输出F和系统选定的供油压力p来计算缸筒内径D（m），计算公式如下：（2-1）式中：F液压缸的理论输出力（N）；p供油压力（MPa）。对于活塞杆直径可以按经验公式来初步选定活塞杆直径，经验公式如下： （2-2）在此处确定为。1）翻斗油缸翻斗油缸负载F=100KN，根据公式（2-1）计算得D=99mm，根据表2-3选取标准尺寸D=100mm；根据公式（2-2）得d=25mm，根据表2-4选取标准尺寸d=25mm。表2-3缸筒内径尺寸系列（mm）840125（280）1050（140）3201263160（360）1680（180）40020（90）200（450）25100（220）50032（110）250注：1.圆括号内尺寸为非优先选用者。2.内径上限可扩展，按R10优先数系列选用。表2-4活塞杆外径尺寸系列420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140注：直径上限可扩展，按R20优先数系列选用。3） 滑板油缸滑板油缸负载F=100KN，根据公式（2-1）计算得D=99mm，根据表2-3选取标准尺寸D=100mm；根据公式（2-2）得d=25mm，根据表2-4选取标准尺寸d=25mm。3）刮板油缸刮板油缸负载F=200KN，根据公式（2-1）计算得D=140mm，根据表2-3选取标准尺寸D=160mm；根据公式（2-2）得d=40mm，根据表2-4选取标准尺寸d=40mm。4）举升油缸举升油缸负载F=200KN，根据公式（2-1）计算得D=140mm，根据表2-3选取标准尺寸D=160mm；根据公式（2-2）得d=40mm，根据表2-4选取标准尺寸d=40mm。5）推板油缸推板油缸由于行程较长，采用二级油缸。推板油缸负载F=180KN，根据公式（2-1）计算得D1=133mm，根据表2-3选取标准尺寸D=160mm；根据公式（2-2）得d=25mm，根据表2-4选取标准尺寸d=25mm，二级缸筒内径D2=125mm。3.计算液压缸的流量根据活塞横截面积和液压缸运动速度来计算液压缸流量。计算公式如下：（2-3）（2-4）式中：D缸筒内径；d活塞杆直径；Vmax液压缸的最大运动速度。1）翻斗油缸翻斗油缸缸筒内径D=100mm ，活塞杆直径d=25mm，液压缸最大运动速度Vmax=108mm/s。根据公式（2-3）和（2-4）得q1=8.478×10-4m3/s、q2=7.948×10-4m3/s。2）滑板油缸滑板油缸缸筒内径D=100mm ，活塞杆直径d=25mm，液压缸最大运动速度Vmax=60mm/s。根据公式（2-3）和（2-4）得q1=4.71×10-4m3/s、q2=4.42×10-4m3/s。3）刮板油缸刮板油缸缸筒内径D=160mm ，活塞杆直径d=40mm，液压缸最大运动速度Vmax=60mm/s。根据公式（2-3）和（2-4）得q1=1.206×10-3m3/s、q2=1.130×10-3m3/s。4）举升油缸举升油缸缸筒内径D=160mm ，活塞杆直径d=40mm，液压缸最大运动速度Vmax=50mm/s。根据公式（2-3）和（2-4）得q1=1.004×10-4m3/s、q2=0.942×10-4m3/s。5）推板油缸滑板油缸缸筒内径D=160mm ，液压缸最大运动速度Vmax=60mm/s。根据公式（2-3）得q1=1.728×10-3m3/s。4绘制液压系统工况图工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依据。1） 压力循环图（p-t）图 通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，在根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成（p-t）图。2） 流量循环图（qv-t）图 根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成qv-t）图。若系统有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘制出总的流量循环图。3） 功率循环图（P-t）图 绘制压力循环图和总流量循环图后，根据P=pqv，即可绘出系统的功率循环图。4.1压力循环图1）翻斗油缸图2-16翻斗油缸压力循环图2）滑板油缸图2-17滑板油缸压力循环图3）刮板油缸图2-18刮板油缸压力循环图4）举升油缸图2-19举升油缸压力循环图5）推板油缸图2-20推板油缸压力循环图4.2流量循环图1）翻斗油缸图2-21翻斗油缸流量循环图2）滑板油缸图2-22滑板油缸流量循环图3）刮板油缸图2-23刮板油缸流量循环图4）举升油缸图2-24举升油缸流量循环图5）推板油缸图2-25推板油缸流量循环图4.3功率循环图1）翻斗油缸图2-26翻斗油缸功率循环图2）滑板油缸图2-27滑板油缸功率循环图3）刮板油缸图2-28刮板油缸功率循环图4）举升油缸图2-29举升油缸功率循环图5）推板油缸图2-30推板油缸功率循环图第3章制定液压系统图3.1油路液压方案图1）翻斗油路图3-1翻斗油路液压方案图2）滑板和刮板油路从前面的机构动作流程可得出，滑板和刮板之间要实现顺序动作。图3-2滑板和刮板油路液压方案图3）举升油路图3-3举升油路液压方案图4）推板油路图3-4推板油路液压方案图3.2制定总液压系统图根据以上方案图，制定出液压系统图图3-5液压系统图第4章 液压元件的选择与专用件的设计4.1液压泵的选择1.确定液压泵的最大工作压力pp （4-1） 式中：p1液压缸或液压马达最大工作压力； 从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间的总的管路损失。 的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经 验数据选取：管路简单、流速不大的，取=（0.20.5）MPa； 管路复杂，进口有调速阀的，取=（0.51.5）MPa。取 =1.0MPa，p1=13MPa；则MPa。2.确定液压泵的流量qvp多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量为： （4-2）式中：K系统泄漏系数，一般取K=1.11.3；同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（qV-t）图上查得。对于在工作过程中用节流调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量，一般取0.5×10-4m3/s。取K=1.2，m3/s。则 m3/s。3.选择液压泵的规格根据以上求得的pP和qVP值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或本手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25% 60%。p=13（1+25%）13（1+60%）=16.25 20.8MPa，选用外啮合单级齿轮泵CBF-F32。4.2液压阀的选择根据以上计算从参考文献3、4、5中选取合适的液压的标准规格。其选出的规格列在表4-1表4-1序号名称选用规格1三位四通电磁换向阀34DF30-E10B2三位四通电磁换向阀34DF30-E16B3三位四通电磁换向阀34DF30-E16B4三位四通电磁换向阀S-DSG-03-3C2-D24-505减压阀JF-L32H6减压阀JF-L32H7减压阀JF-L32H8减压阀JF-L32H9减压阀JF-L32H10溢流阀YF-B20H11溢流阀YF-B20B12节流阀LF-B20C13节流阀LF-B20C14节流阀LF-B32C15单向节流阀LDF-B20C16单向节流阀LDF-B20C17顺序阀XD2F-L20H18顺序阀XD2F-L20H19液控单向阀DFY-B20H120液控单向阀DFY-B20H121单向调速阀QA-H2022单向阀DF-B20K14.3管道尺寸的确定1管道内径计算 （4-3）式中：通过管道内的流量（m3/s）；管内允许流速（m/s），见表4-2。表4-2管道推荐流速/(m/s)液压泵吸油管道0.5 1.5，一般常取1以下液压系统压油管道3 6，压力高，管道短，粘度小取大值液压系统回油管道1.5 2.6计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子。1）翻斗油路根据公式（4-3）计算得d1为16.43mm，选取管道标号为A19×2S-23；d2为15.91mm，选取管道标号为A16×6S-27。2） 刮板油路根据公式（4-3）计算得d1为19.60mm，选取管道标号为A22×6S-24；d2为18.97mm，选取管道标号为A19×6S-23。3）滑板油路根据公式（4-3）计算得d1为12.25mm，选取管道标号为A13×6S-30；d2为11.86mm，选取管道标号为A13×6S-30。4）举升油路根据公式（4-3）计算得d1为17.88mm，选取管道标号为A19×2S-23；d2为17.32mm，选取管道标号为A19×2S-23。5）推板油路根据公式（4-3）计算得d为23.46mm，选取管道标号为A25×6S-22。4.4油箱容量的确定初始设计时，先按经验公式（4-4）确定油箱的容量，待系统确定后，在按散热的要求进行校核。油箱容量的经验公式为： （4-4）式中：液压泵每分钟排出压力油的容积（m3）；经验系数，见表4-3。表4-3经验系数系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金机械12245761210根据公式（4-4）得，m3。第5章液压系统性能验算5.1液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失，管路的局部压力损失和阀类元件的局部损失，总的压力损失为 （5-1） （5-2） （5-3） （5-4）式中：管道长度（m）；管道内径（m）；液流平均速度（m/s）；液压油密度（kg/m3）沿程阻力系数；局部阻力系数；qV阀的额定流量（m3/s）；qV通过阀的实际流量（m3/s）；阀的额定压力损失（Pa）。系统的调整压力 （5-5）式中：液压泵的工作压力或支路的调整压力。根据公式（5-2）、（5-3）、（5-4）计算得出，1管路的沿程损失翻斗油路Pa、Pa；刮板油路Pa、Pa；滑板油路Pa、Pa；举升油路Pa、Pa；推板油路Pa、Pa。则总的管路的沿程损失Pa。2管路的局部压力损失翻斗油路Pa；刮板油路Pa；滑板油路Pa；举升油路Pa；推板油路Pa。则管路的局部压力损失Pa。3阀类元件的局部损失三位四通电磁换向阀1号34DF30-E10B MPa；2号34DF30-E16B MPa；3号34DF30-E16B MPa；4号S-DSG-03-3C2-D24-50 MPa。减压阀5号JF-L32H MPa；6号JF-L32H MPa；7号JF-L32H MPa；8号JF-L32H MPa；9号JF-L32H MPa。溢流阀10号YF-B20H MPa；11号YF-B20B MPa。节流阀12号LF-B20C MPa；13号LF-B20C ；14号LF-B20C MPa。单向节流阀15号LDF-B20C MPa；16号LDF-B20C MPa。顺序阀17号XD2F-L20H MPa；18号XD2F-L20H MPa。液控单向阀19号DFY-B20H1 MPa；20号DFY-B20H1 MPa。单向调速阀21号QA-H20 MPa。单向阀22号DF-B20K1 MPa。以上的相加得出MPa。3总的压力损失为根据以上数据的结果用公式（5-1）得出MPa；根据公式（5-5）计算的MPa，在前面的液压泵初选时其确定的CBF-F32的额定压力为20MPa大于15.6MPa，则液压泵的额定压力符合要求。5.2液压系统的发热温升计算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化为热量，使油温升高。使用下式计算液压系统的发热功率 （5-6） （5-7） （5-8）式中：Pr液压系统的总输入功率；Pc输出的有效功率；Tt工作周期（s）；z、n、m分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；pi、qVi、第i台泵的实际输出压力、流量、效率；ti第i台泵工作时间（s）；TWj、tj液压马达的外载转矩、转速、工作时间（N·M、rad/s、s）；FWj、si液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N·M）。根据公式（5-7）KW；根据公式（5-8）根据公式（5-6）KW2计算液压系统的散热功率液压系统主要通过油箱表面来散热，其计算发热功率公式如下 （ 5-9） （5-10） （5-11）式中：K1油箱散热系数（W/（m2·），见表5-1K2管路散热系数（W/（m2 ·），见表5-2A1、A2分别为油箱、管道的散热面积（m3）； 油箱与环境温度之差（）。表5-1油箱散热系数（W/（m2·）冷却条件K1通风条件很差89通风条件良好1517用风扇冷却23循环水强制冷却110170前面初步求得油箱的有效容积为0.32m3，根据公式（5-10）得m3；取、，计算公式（5-11）得m3；此处不计算管道散热功率，根据公式（5-9）得KW；由此可见，油箱的散热满足不了要求，有因为管道散热极小，需另设冷却器。3冷却器所需冷却面积的计算冷却面积为： （5-12）式中：传热系数，用管式冷却器时，取（W/（m2 ·）；平均温升，。取油进入冷却器的温度，油流出冷却器的温度，冷却水入口温度，冷却水出口温度。则：根据公式（5-12）得所需冷却器的散热面积m3；考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢，水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30%，实际选用冷却器面积为m3。第6章后装压缩式垃圾车虚拟样机建模的ADAMS仿真分析6.1基于UG的后装压缩式垃圾车三维建模与装配 利用UG6.0对后装压缩式垃圾车主要结构部件进行建模，建模完成后进行总装配。其主要机构模型图如图6-1所示。 车厢 刮板 滑板 推板 装填厢 油缸图6-1后装压缩式垃圾车主要结构部件三维模型图 将各零部件组装，其最终装配图如图6-2所示图6-2后装压缩式垃圾车主要结构部件总装配图6.2在ADAMS中导入几何模型进行仿真 将后装压缩式垃圾车主要结构部件总装配文件导出为x_t文件。其操作过程如图6-3所示，选中部件导出。 图6-3将三维模型文件文件导出为x_t文件 在ADAMS中导入上面的x_t文件，点击File中的import导入x_t文件。导入结果如图6-4所示图6-4导入结果图 对其设置材料属性、添加约束和驱动，为模拟液压缸的运动，这里使用step函数。在ADAMS中，step函数的句法如下： step（x,x0,h0,x1,h1）其中：x独立变量 x0变量的初始值 h0函数的初始值 x1变量的终止值 h1函数的终止值翻斗油缸的驱动函数为step(time,0,0,4,-320)+step(time,4,0,8,320)；刮板油缸的驱动函数step (time,8,0,13,210)+step(time,23,0,28,-210)；滑板油缸的驱动函数为step(time,13,0,23,470) +step(time,28,0,38,-470)；举升油缸的驱动函数为step(time,38,0,51,390)+step(time,86,0,99,-390)；推板油缸中的二级油缸驱动函数为step(time,51,0,68,-900)+step(time,99,0,116,900)，活塞杆驱动函数为step(time,68,0,85,-800)+step(time,116,0,134,800)。进行求解运算，观察模型动画，各机构的动作顺序和方式和物理样机一致。6.3运动学仿真结果 利用ADAMS的postprocessor，进行结果后处理，得出相应的曲线。得出的曲线图如图6-5所示。刮板质心速度曲线刮板质心加速度曲线滑板质心速度曲线推板质心速度曲线图6-5曲线图结论与展望通过本课题的研究设计，详细的了解了后装压缩式垃圾车的的设计过程和基本的液压系统设计过程。液压系统的设计牵涉到多方面的问题，如液压装置的结构形式同样需要考虑。在设计后装压缩式垃圾车的过程中考虑到各液压负载机构的结构形式，如翻斗支架、刮板、滑板、推板等。在此课题中使用三维软件UG进行虚拟样机的建模，这样可以很好的观察出液压装置在整机内结构设计形式是否合适和完善。三维模型设计的使用可以很好的方便装置的结构设计，容易修改，能够很好的节省设计时间和成本。随着技术的发展，虚拟样机技术将得到普遍的应用。在设计过程中我们不光要考虑其结构形式，同时也要考虑其静力学、运动学、动力学等各方面上的性能。在这些方面，使用ADAMS软件进行仿真，得出分析结果，在本课题中对其进行了运动学分析。此类技术使用能够更好地设计和完善产品。我国目前的后装压缩式垃圾车基本上参照国外成熟的技术，缺乏自己的核心技术和创新能力。垃圾车工作环境较恶劣、载荷情况多变。垃圾车物理样机试验则需要模拟不同工况，耗时耗力。加大研发周期和成本。而利用现代设计方法（如三维建模，虚拟样机仿真技术）可以很好的解决这方面的问题。本课题在设计过程中，采用了三维建模和虚拟样机技术，很方便的解决了其结构问题和在运动学上的分析。由于作者的学术水平和自身能力有限，在使用ADAMS中，对后装压缩式垃圾车的液压系统的分析仍存在一些不完善的地方；本课题只进行了运动学分析，像推板、刮板受力较大的部件应该进行静力学分析，来改善这些部件的结构形式；也可以对液压缸进行动力学分析；仿真用的三维模型较为简陋有待完善。随着我国的城镇化的发展，我们必然面临着城市垃圾的回收问题，而普通垃圾收集方式耗时耗力，效率不高，垃圾车必然得到大规模应用。则需要我们对垃圾车进行深入的研究。致谢首先衷心感谢我的指导老师徐振法老师，在进行毕业设计过程中，自始至终都得到了徐老师在毕业论文完成之时，我谨向所有关心、指导和帮助。徐老师严谨的治学作风，敏锐的科研眼光，深深的影响了我。感谢各位老师对我的论文进行评审，向所有关心、指导和帮助过我的老师和同学们致以最诚挚的感谢！参考文献1机械设计手册编委会机械设计手册液压传动与控制M北京：机械工业出版社， 20072冀宏液压气压传动与控制M武汉：华