共振式破碎机液压系统设计

我国早期修筑的水泥混凝土路面接近设计年限，出现了不同程度的破损，需要加以改造。采用碎石化技术处理旧路面，然后直接加铺沥青混凝土结构层，改造成为黑色路面，是国内目前研究和发展的一个重要方向。共振破碎机作为碎石化水泥混凝土路面施工的关键设备，在国内对其做的设计与研究，仍处于比较落后的状态。对共振破碎机破碎机理的分析、总体方案和液压系统的设计是本文的研究重点。文章在分析混凝土破碎机理的基础上，建立了破碎锤破碎水泥混凝土路面的数学模型，在更具共振破碎机的工作特点的分析与推测，结合液压站的特点导出共振式破碎机的液压系统大致情况，然后在对其液压系统个个部分进行数据分析，确定每个液压元件的性能，选定其大小和型号。

检验结果表明，本文设计的共振破碎机总体方案、液压系统可以达到碎石化技术的要求，可以在降低适当强度的情况下，较好的消除反射裂缝。

关键词：共振破碎机，液压系统，开发

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Abstract

Building close to the design of cement concrete pavement in early stage life, suffered varying degrees of damage, need to be transformed. Treatment of old pavement rubblization technology and directly paved with bituminous concrete layer, into the black road, is an important direction of domestic research and development. Resonance breakers as an aggregate of cement concrete pavement construction of key equipment, domestic on its design and research, remains in a backward state. Analysis of resonance mechanism of crusher, overall plan and design of the hydraulic system is the focus of this article. Article in analysis concrete broken mechanism of Foundation Shang, established has broken hammer broken cement concrete pavement of mathematics model, in more with resonance broken machine of work features of analysis and speculated, combination hydraulic station of features export resonance type broken machine of hydraulic system general situation, and in on its hydraulic system all part for data analysis, determines each hydraulic components of performance, selected its size and model. Test results show that this general scheme design of resonance crusher, hydraulic system can meet the requirement of rubblization technology, you can reduce the cases of appropriate strength, better eliminate reflection cracking. Keywords: resonance crushers, hydraulic system, development

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目录

前言 ............................................................................................................................... - 1 - 1共振式路面破碎机简介及工作原理 ........................................................................ - 2 -

1.1共振式路面破碎机简介 ................................................................................ - 2 - 1．2共振式路面破碎机工作过程 ...................................................................... - 2 - 1.3背景技术 ........................................................................................................ - 3 - 1.4实用新型内容 ................................................................................................ - 5 - 1.5具体实施方式 ................................................................................................ - 6 - 1．6共振式破碎机的详细数据 ........................................................................ - 10 - 1.7课题研究方法 .............................................................................................. - 11 - 2 液压系统方案设计 ................................................................................................. - 13 -

2.1 开式闭式系统的选择 ................................................................................. - 13 -

2.1.1 开式系统 ......................................................................................... - 13 - 2.1.2 闭式系统 ......................................................................................... - 13 - 2.2 单泵和多泵的选择 ..................................................................................... - 14 -

2.2.1单泵系统 .......................................................................................... - 14 - 2.2.2双泵系统 .......................................................................................... - 15 - 2.2.3 多泵系统 ......................................................................................... - 15 - 2.3定量与变量系统的选择 .............................................................................. - 15 - 2.4 共振破碎机工作回路工作原理 ................................................................. - 16 - 3 液压系统设计 ......................................................................................................... - 18 -

3.1 技术要求 ..................................................................................................... - 18 -

3．1．1行驶系统的基本要求 .................................................................. - 18 - 3．1．2驱动传动方案 .............................................................................. - 18 - 3．1．3液压驱动系统控制方案 .............................................................. - 19 - 3．1．4驱动系统匹配分析 ...................................................................... - 23 - 3．2力学分析 .................................................................................................... - 24 -

3．2．1工作载荷计算 .............................................................................. - 24 - 3．2．3计算执行机构的主要结构尺寸 .................................................. - 26 - 3．3液压元件选型 ............................................................................................ - 30 -

3．3．1液压泵的选择 .............................................................................. - 30 - 3．3．2控制阀选择 .................................................................................. - 32 - 3．4液压系统整体工作分析 ............................................................................ - 33 - 3.5管道尺寸的确定 .......................................................................................... - 33 -

3.5.1 管道内径计算 ................................................................................. - 33 - 3.5.2 管道壁厚的计算 ............................................................................. - 34 - 3.6 油箱容积的确定 ......................................................................................... - 34 -

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3.7 管接头的选定 ............................................................................................. - 35 - 3.8 滤油器的选定 ............................................................................................. - 36 - 3.9 密封装置的选定 ......................................................................................... - 36 - 4 液压系统的性能验算 ............................................................................................. - 37 -

4.1 液压装置压力损失 ..................................................................................... - 37 -

4.1.2 局部压力损失 ................................................................................. - 38 - 4.2 液压系统发热温升计算 ............................................................................. - 39 -

4.2.1 计算液压系统的发热效率 ............................................................. - 39 - 4.2.2 计算液压系统的散热功率 ............................................................. - 41 - 4.2.3 冷却器所需冷却面积的计算 ......................................................... - 42 -

总结 ............................................................................................................................. - 43 - 致谢 ............................................................................................................................. - 44 - 参考文献 ..................................................................................................................... - 45 -

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前言

我国早期修筑的水泥混凝土路面接近设计年限，出现了不同程度的破损，需要加以改造。采用碎石化技术处理旧路面，然后直接加铺沥青混凝土结构层，改造成为黑色路面，是国内目前研究和发展的一个重要方向。多锤头破碎机作为碎石化水泥混凝土路面施工的关键设备，在国内对其做的设计与研究，仍处于比较落后的状态。对共振破碎机破碎机理的分析、总体方案、液压系统设计是本文的研究重点。

近十余年来.我国公路建设尤其是高等级公路的发展突飞猛进、日新月异。到目前为止，我们仅仅用十几年的时间就使高等级公路的通车里程突破3万公里，稳坐世界第二把交椅。在新建公路的同时，也必然要对占路网计划的旧的干线公路进行改造。旧路有黑白两种路面(沥青混凝土路面和水泥混凝土路面)，沥青路容易破碎、翻修、再生而水泥路就不同了水泥面板一旦破坏.就很难对其进行维修或翻修再生。由于我国国力等情况从上世纪70年代开始，许多城市道路尤其是南方的许多省际干线公路都建成了造价相对便宜的水泥混凝土路面，而且由于成本的问题绝大多数为非钢筋混凝土结构，加之路基等级低或后来按隐藏有先天技术适应性缺陷的高等级半刚性路基设计建造的水泥路在社会经济大发展带来的交通负荷冲击下.几乎都出现了断板、错板、裂缝、剥落、坑洞等损害，难以承担路网中的高等级公路之重任，旧路大修改造再所难免。即使是近几年修建的高等级水泥路，也不同程度地出现了各种病害小修小补、中小型修补之后，路病相继出现，不断扩大所以大修需求正逐步进入公路部门的议事日程。

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1共振式路面破碎机简介及工作原理

1.1共振式路面破碎机简介

实用新型公开了一种水泥混凝土振动破碎机，其包括发动机系统、液压系统、传动系统、振动系统和控制系统，振动系统包括振动源、振动锤头和振动传递装置，控制系统包括传感器、电控液压变量泵和微电脑控制器，传感器安装于振动系统上，感应路面的振动反馈并将反馈信号输入微电脑控制器，微电脑控制器输出信号调节电控液压变量泵的流量来控制液压马达的转速从而控制激振器的振动频率，最终自动调节振动锤头的振动频率，使其接近水泥混凝土的固有频率，引起水泥混凝土产生接近共振的振动，即可轾而易举的将水泥混凝土面板击碎，不仅噪音小而且破碎效率较少高。 由于共振破碎能使板块较均匀地分裂，方便再生利用原有路面材料。

1．2共振式路面破碎机工作过程

1、水泥混凝土振动破碎机，包括发动机系统、液压系统、传动系统，其特征在于：还包括振动系统和控制系统，振动系统包括振动源、振动锤头和连接于振动源与振动锤头之间起传递作用的振动传递装置；控制系统包括传感器、电控液压变量泵和微电脑控制器，传感器安装于振动系统上且连接于微电脑控制器的采样输入端，电控液压变量泵的控制端连接于微电脑控制器的输出端，电控液压变量泵的输入端通过传动系统连接于发动机系统的输出端，电控液压变量泵的输出端连接液压系统的液压马达的输入端，液压马达的动力输出轴连接振动源为振动系统提供激振力，振动的振动频率接近于水泥混凝土的固有频率。

2、根据权利要求1所述的水泥混凝土振动破碎机，其特征在于：振动系统的振动源为激振器，其振动传递装置包括振动梁、第一支座和

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第二支座，振动梁的一端连接激振器，另一端连接振动锤头，第一支座支设于振动梁上靠近上述激振器的部位，第二支座支设于振动梁上靠近振动锤头的部位。

3、根据权利要求1所述的水泥混凝土振动破碎机，其特征在于：所述水泥混凝上振动破碎机还包括行走系统，行走系统的驱动系统通过上述传动系统连接于上述发动机系统的输出端。

水泥混凝土振动破碎机

技术领域本实用新型涉及一种工程机械、筑路机械及路面养护机械领域，尤其是一种用于道路、场机场等水泥混凝土的破碎的水泥混凝土振动破碎机。

1.3背景技术

碎石化改造技术通过对旧水泥混凝土路面的破碎从而减少混凝土板的有效尺寸，充分减低了水泥混凝土板接﹑裂缝处在载荷﹑温度和湿度下的位移，从而彻底解决反射裂缝问题。

第一个热拌沥青（HMA）罩面的水泥混凝土路面破碎项目是1986年在美国纽约完成的，截至2001年，美国有35个州使用了此技术，项目数量300多个，使用里程达900多公里，1280万平方米，而且美国沥青协会及部分州均将该技术列入规范。

应用碎石化技术的现实意义，当今社会是一个资源消耗巨大的时代，产生了由于社会进步所需要的大量资源和全球资源短缺的矛盾，于是，在全球范围内提出了建立节约型社会的观点，在这样一个人口众多﹑资源相对短缺的国家，可持续发展﹑环境保护﹑节约型社会的提出，显得尤为重要。

水泥混凝土碎石化技术完全符合当今社会发展的需要，具有重要的现实意义和深远的历史意义。

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(1)符合节约型社会的发展需要

工程造价低，经过碎石化技术改造的旧水泥混凝土不需清除，可以直接用作新路的基层，既节约了基层的材料，又节约了资金资源﹑减少了浪费，符合国家可持续发展的战略决策。

(2)符合环境保护的发展需要

经过碎石化技术改造后的旧水泥混凝土不需清除，避免了大量建筑垃圾的

产生，避免了沿途植被的破坏，有利于保护沿途的生态平衡。

(3)符合以人为本的发展需要

与传统的旧路改造相比，具有施工周期短，把影响人们通行的时间减小到最小程度。

缺陷：破碎的工作速度相对于近来的优良破碎机要慢

通过碎石化，将板块的结构性降低，同时变形和位移被分散，HMA破碎过程中，重锤下落的位置在板顶平面上的分布是不均匀的，破碎后板块顶面的当量回弹模量也存在一定的差异。

现有的水泥混凝土破碎方法主要有如下几种：

1、风镐：风镐也称风钻、凿岩机，是一种传统的凿岩装置，风镐凿孔时混凝土碎片四处乱溅、烟尘飞扬，具有效率低，噪音极大、水泥混凝土的形状和尺寸不能控制的缺点。

2、液压破碎器：液压破碎器靠活动配置在压力缸上的气锤活塞往复运动从而击打下端的凿子等工具，具有效率低、噪音、水泥混凝土的形状和尺寸不能控制的缺点。

3、锯缝机：锯缝机使用时对水泥混凝土锯缝，将成片相连的水泥混凝土锯成块状，具有效率低、水泥混凝土碎块尺寸很大的缺点。

4、多锤头冲击式破碎机：如中国实用新型《多锤头破碎机》，公

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开了一种多锤头破碎机，其包括动力装置和破碎装置，动力装置包括发动机、与发动机连接的分动箱、与分动箱连接的液压泵、控制阀块、与控制阀块连通的工作油缸，所述发动机通过分动箱带动液压泵工作，所述液压泵通过控制阀块向工作油缸提供规律高压油，所述破碎装置包括锤架总成，所述锤架总咸包括锤架和锤头，所述锤架内设有多个锤头，所述工作油缸带动锤头沿锤架可以升降，破碎装置的锤架总成设有多个锤头，破碎机还具有行走装置可以边行走边进行施工作业。这种多锤头冲击式破碎机，由于采用多个锤头进行破碎，冲击力极大，路基会

被打陷Scm左右，对路基有较大损坏，对地下设施也有很大破坏作用，且打碎的混凝土的形状和尺寸不能控制，钢筋也不能完全剥离。

由于上述风镐破碎、液压破碎、锯裂、多锤头冲击等方法，噪音大扬尘大，破碎后混凝土块的形状和尺寸均难以达到就地再生利用的要求，搅拌再生利用需要增加运输和再加工等环节，使其成本增加，若舍弃又浪费资源、污染环境。

1.4实用新型内容

本实用新型的目的是提供一种效率高、噪音少、可控制混凝土碎块的尺寸方便再生利用的水泥混凝土振动破碎机。本实用新型的技术方案是

这样的：水泥混凝土振动破碎机，包括发机系统、液压系统、传动系统，还包括振动系统和控制系统，振动系统包括振动源、振动锤头和连接于振动源与振动锤头之间起传递作用的振动传递装置；控制系统包括传感器、电控液压变量泵和微电脑控制器，传感器安装于振动系统上且连接于微电脑控制器的采样输入端，电控液压变量泵的控制端连接于微电脑控制器的输出端，电控液压变量泵的输入端通过传动系统连接于发动机系统的输出端，电控液压变量泵的输出端连接液压系统的液压马

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达的输入端，液压马达的动力输出轴连接上述振动源为振动系统提供激振力，振动源的振动频率接近于水泥混凝土的固有频率。振动系统的振动源为激振器，其振动传递装置包括振动梁、第一支座和第二支座，振动梁的一端连接上述激振器，另一端连接上述振动锤头，第一支座支设于振动梁上靠近上述激振器的部位，第二支座支设于上述振动梁上靠近振动锤头的部位。所述水泥混凝土振动破碎机还包括行走系统，行走系统的驱动系统通过上述传动系统连接于发动机系统的输出端。

采用上述方案后，本实用新型利用振动梁带动振动锤头振动，振动锤头与路面接触，振动系统上装有传感器，传感器感应路面的振动反馈，将反馈信号输入微电脑控制器，微电脑控制器输出相应的控制信号调节电控液压变量泵的流量，通过电控液压变量泵的流量来控制液压马达的转速从而控制激振器的振动频率，最终自动调节振动锤头的振动频率，使其接近水泥混凝土的固有频率，引起水泥混凝土面板在振动锤头下局部范围内产生接近其共振频率的振动，使混凝土内部颗粒间的内摩擦阻力迅速减小而崩溃，即可轻而易举的将水泥混凝土面板击碎，不仅噪音小而且破碎效率较少高。由于路基下的其它管线设施的固有频率与水泥混凝土相差很远，水泥混凝土振动破碎对其没有损伤。由于共振破碎力发生在整个水泥板块厚度范围内，能使板块较均匀地分裂，通过微调振动频率，改变振动的力度，可使破碎后的碎块尺寸达到较理想的尺寸，方便再生利用原有路面材料。

图1为本实用新型的总体结构示意图。 图2为本实用新型振动系统的结构示意图。 图3为本实用新型控制系统的控制原理图。

1.5具体实施方式

本实用新型的水泥混凝土振动破碎机，其结构如图1所示，包括行

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走系统1、散热系统2、发动机系统3，液压系统4、冷却系统5、传动系统6、控制系统7、振动系统8和驾驶室9。

1-行走系统;2-散热系统;3-发动机系统;4-液压系统;5-冷却系统;6-传动系统;7-控制系统;8-振动系统;9-和驾驶室

图1 共振破碎机总体结构示意图

83-振动梁;82-振动锤头;81-激振器;84、85-支座

图2 共振破碎机振动系统的结构示意图

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71-电控液压变量泵;72-传感器;73-微电脑控制器;81-激振器 图3共振破碎机控制系统的控制原理图

箱具有三个输出端，一个连接用于提供高压油的电控液压变量泵71，一个连接行走系统1中的行走马达，第三个用于辅助系统。所述的行走马达通过减速器带动行走系统1的驱动轮总成运转，从而带动行走系统1工作。

振动系统8包括作为振动源的激振器81、振动锤头82、振动梁83、支座84和支座8 5，振动梁8 3的一端连接激振器8 1，另一端连接振动锤头82，支座84支设于振动梁83上靠近激振器81的部位，支座85支设于振动梁83上靠近振动锤头82的部位。

如图3所示，控制系统7包括传感器72、电控液压变量泵7 1和微电脑控制器73，微电脑控制器73包括微机系统、锁相环调速系统、主电路系统、频率显示电路、功能键、定时器、接口电路、模数转换电路、加速度测系统、电流测量电路、电流显示电路、电压测量电路和电压显示电路。传感器72安装于振动梁83上且连接于加速度测量系统的采样

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输入端，加速度测量系统的输出端通过模数转换电路连接到微机系统的输入端，向微机系统输入实时检测到的振动情况；微机系统通过接口电路，向锁相环调速系统发出高稳定度可变频率信号，锁相环调速系统通过主电路系统发出控制信号给电控液压变量泵71，电撞液压变量泵71的输入端连接传动系统6的分动箱的一个输出端，动力经发动机系统3、分动箱传至电控液压变量泵7 1，电控液压变量泵7 1的输出端连接液压系统4中的液压马达4 1的输入端，从而控制液压马达41在设定时间内，自动由初始转速升至最高转速，液压马达41的动力输出轴连接激振器81，为激振器8 1提供激振力。同时，自动检测振动系统8的振动加速度振幅，找出水泥混凝土的固有频率。主电路系统分别连接有电流测量电路和电压测量电路，电流测量电路和电压测量电路分别连接有电流显示电路和电压显示电路，电流测量电路还反馈至锁相环调速系统，此电流反馈也可以起到限流作用，并可抑制电网电压波动对系统稳速精度的影响。微机系统还连接有功能键和定时器。

本实用新型工作时，利用振动梁83带动振动锤头82振动，振动锤头.82与路面接触，振动锤头82上装有传感器72，传感器72感应路面的振动反馈，将反馈信号输入微电脑控制器73，微电脑控制器73输出相应的控制信号调节电控液压变量泵71的流量，通过电控液压变量泵71的流量来控制液压马达41的转速从而控制激振器81的振动频率，最终自动调节振动锤头82的振动频率，使其接近水泥混凝土的固有频率，引起水泥混凝土面板在振动锤头82下局部范围内产生共振，使混凝土内部颗粒间的内摩擦阻力迅速减小而崩溃，即可轻而易举的将水泥混凝土面板击碎，不仅噪音小而且破碎效率较少高。由于路基下的其它管线设施的固有频率与水泥混凝土相差很远，水泥混凝土振动破碎对其没有损伤。由于共振破碎力发生在整个水泥板块厚度范围内，能使板块较均

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匀地分裂，通过微调振动频率，改变振动的力度，可使破碎后的碎块尺寸达到较理想的尺寸，方便再生利用原有路面材料。

1．6共振式破碎机的详细数据

路面共振破碎机是一种新型路面破碎设备，用于旧水泥路面破碎。动力采用康明斯大功率柴油发动机，驱动与振动采用闭式液压系统，液压泵、马达等关键元器件采用国际知名品牌产品。具有动力强劲，工作可靠等优点。

本机采用共振技术，调节振动锤头的振动频率接近水泥路面的固有

频率，激发锤头下水泥路面局部范围产生共振，使路面内部颗粒间的内摩擦阻力迅速减小而崩溃，轻而易举的将水泥路面击碎，从而控制被击碎颗粒大小和破碎深度。 主要特点：

1：采用高振频、低振幅，破碎效率高、破碎深度大。

2：破碎后的碎石尺寸理想均匀，粒度上部较小，下部较大，碎石纹路规则排列（如下图）。

3：可使钢筋混凝土中的钢筋完全与混凝土剥离。 4：不损坏路基，不损坏地下设施、不损坏周围建筑物。 5：不丢弃原道路材料，将原道路材料再生利用。

6：振动影响范围小，施工适应性大，能对市政、机场、港口和重要设施附近的公路进行施工。

7：采用小振幅,所以施工时产生的噪声小,对环境污染小。 发动机：

康明斯柴油发动机，性能稳定，工作可靠，节能环保 发动机功率:350一600hp 电子控制：

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·采用智能控制系统和故障自动诊断系统

·智能控制系统为精确破碎机提供强力的操纵和控制 ·故障自动诊断系统为机器良好的状态提供保障 ·极大的增强了机器性能和破碎能力 行走与振动液压系统：

关键元器件采用国际知名品牌，性能一流，运转平稳可靠传动效率高，能适应恶劣的工作环境。 共振梁：

·采用优质航空材料，抗震动冲击 ·振动频率35-50Hz ·振幅10-30mm ·破碎深度6mm--600mm 锤头：

特定的锤头用于水泥混凝土的打裂和破碎 振动梁宽度为:457一66Omm 破碎锤头:152.4一304.8mm

1.7课题研究方法

本课题针对共振破碎机液压系统设计为对象，着重于液压转向系统﹑工作回路以及行走回路的设计。液压转向系统是通过驾驶员操作转向盘带动液压转向控制阀转动，压力油进入转向油缸使轮胎经过一定的角度。工作回路是由八个垂直布置的柱塞缸及其一定数量的液压控制阀组成，控制阀控制液压缸的伸缩，使工作锤上下运动，达到路面破碎的目的。

本次设计通过参照国内外同类产品的情况下，针对我国的基本国情，

具体研究方法如下：

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（1）液压系统方案的确定

首先确定液压系统的工作要求，选择执行元件，从而确定液压系统的基本形式，拟定液压基本回路，进而合成整机液压系统图。 （2）液压系统的计算及验算

首先确定液压系统的工作压力，确定液压泵的流量﹑工作夜里﹑输入功率等。液压元件的计算包括油管的计算，同时还有液压系统压力损失的计算以及发热的计算等。 （3）液压元件的选择

参照液压系统的计算﹑验算等所提出的数据，根据各种元件的特征和相关液压手册及液压产品手册对液压元件进行选择。

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2 液压系统方案设计

确定共振破碎机总体方案必须和破碎机液压系统方案综合考虑，首先明确主机对液压系统性能的要求，根据我国的实际情况进行液压方案分析比较，按照可靠性﹑经济性，尽量采用先进技术，选择最优方案。

2.1 开式闭式系统的选择

按油液循环方式的不同，液压系统可分为开式系统和闭式系统。

2.1.1 开式系统

开式系统是指液压泵从液压油箱吸油，通过换向阀给液压缸（或液压马达）供油以驱动工作机构，液压缸的回油再经换向阀流回液压油箱。

在泵出口处装溢流阀，这种系统结构较为简单，由于系统本省具有油箱，因

此可以发挥油箱的散热﹑沉淀杂质的作用，但因油液常与空气接触，使空气易于进入系统，导致工作机构运动的不平稳及其它不良后果，为了保证工作机构运动快速性，在系统的回路上不可设置被压阀，减少附加流量的损失，使系统快速回油。

在开式系统中，采用的液压泵为定量泵或单向变量泵，考虑到泵的自吸能力和避免产生吸空现象，对自吸能力较差的液压泵，通常将去工作转速限制在额定转速的75%以内，或增设一个辅助泵。工作机构的换向则借助于换向阀。换向阀换向时，除了缠身液压冲击外，运动部件的节流损失将转变为热能，而使油温增加，但是由于开式系统结构简单，因此认为大多数工程机械所采用。 2.1.2 闭式系统

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在闭式系统中，液压泵的进油管直接与执行元件回油管相连，工作液体在系统管路中进行封闭循环，闭式系统结构较为紧凑，泵的自吸性好，系统与空气接触的机会较少，空气不易渗入系统，故传动的平稳性好，工作结构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失，但闭式系统较开式系统复杂，由于闭式系统本身没有油箱，油液的散热和过滤的条件较开式系统差，为了补偿系统中的泄露，通常需要一个小容量的补油泵和油箱，因此这种系统实际上是一个半闭式系统。

一般情况下，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞缸时，由于大﹑小腔流量不等，在工作过程中，会使功率利用下降，所以闭式系统中的执行元件一般为液压马达。如大型液压挖掘机﹑液压起重机中的回转系统﹑全液压压路机的行走系统与振动系统中的执行元件均为液压马达。

共振破碎机工作环境恶劣，系统与外界温度相差大，需要油箱快速的散热。另一方面系统对污染反映并不灵敏，能够在较为恶劣的环境下工作，所以本系统采用开式系统。

2.2 单泵和多泵的选择

按系统中液压泵的数目，系统可以分为单泵﹑双泵系统和多泵系统。

2.2.1单泵系统

由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统，即为单泵系统。单泵系统结构简单，价格便宜，维修方便，但在系统中有几个执行元件或要实现复合运功，又需要对这些运动能够进行调节，采用单泵系统显然是不理想的。为了更有效地利用发动机功率与提高工作性能，就必须采用双泵或多泵系统。

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2.2.2双泵系统

个单泵系统的组合。每台泵可以分别向各自回路中的执行元件供油，每台泵的功率是根据各自回路中所需要的功率而定，可以保证进行复合动作。当系统中只需要进行单个动作而又要充分利用发动机功率时，可以采用合流供油方式，及即将两台液压泵的流量同时供给一个执行元件，这样可使工作机构的运动速度加快一倍，这种双泵液压系统在中小液压挖掘机和起重机中已被广泛采用。

2.2.3 多泵系统

为了进一步改进液压挖掘机和液压起重机的性能，今年来再大型液压挖掘机和液压起重机中开始采用三泵系统。

本课题所设计的液压系统主要针对对锤头破碎机的工作回路设计，而共振破碎机的工作装置比较多，控制时需要对锤头进行单个或多个控制，已达到最佳打击效果，所以必须采用多泵系统。

2.3定量与变量系统的选择

当系统中使用定量泵和定量马达活塞液压缸时，被称为定量系统。 当系统中使用变量泵和变量马达活塞液压缸时，被称为变量系统。 定量系统主要优点是定量泵和定量马达结构简单，价格便宜，维修使用方便。开始定量系统可用换向阀控制元件的开﹑停﹑换向，还可以做节流调速，简单方便，符合多数工程机械的要求。定量系统的主要缺点是传动效率和功率较低，因为阀控系统节流损失较大，发动机转速一定时，传动功率仅随负载压力变化，而工程机械满负荷工况不多，因此泵和马达的功率利用率较低，例如挖掘机供油泵的功率利用率为50%—60%，轮胎起重机油泵的平均利用率也为50%左右，因此，用换向阀作节流调速方便，但传动刚性差。

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变量系统的主要优点是传动功率和功率利用率较定量系统高。开始变量系统可以用容积调速，还可以兼用节流调速，从而扩大了调速范围，提高了作业效率。工程机械常用恒功率变量泵—变量马达，均能随负荷的变化自动调节执行元件的速度，达到重载满速，轻载快速的要求，而且避免了截流损失，能充分利用油泵和马达的功率。目前在挖掘机的工程起重机上已使用总功率控制方式，在用双变量泵是可以充分利用发动机的功率，变量元件又可简化系统，可使系统总的经济指标提高。

本次设计中我们的工作和转向系统选用定量系统，行走系统采用变量系统用以控制行走速度。

2.4 共振破碎机工作回路工作原理

破碎机对于振动源，全部选用柱塞缸，由于工作时是靠重力下落作功，所以在和基本稳定，可以选取如下定量齿轮泵提供动力，由于共振破碎机具有个振动源，可以选取1个定量齿轮泵。系统为实现振动源快速反应，使液压缸类似于自由落体运动。共振破碎机的振动源液压控制系统，包括一个二位二通电磁阀1，一个二位二通电磁球阀2，一个单向阀6。一个梭阀5，一个溢流阀3，一个二位二通液控阀4，当二位二通电磁阀1通电时，进油与回油管之间的回油管路断开，同时球阀2 断电，压力油则控制二位二通阀4移动，封闭回油路，进油管高压油打开单向阀6，油缸上升，梭阀5关闭控制油路。油缸8过载时，溢流阀3溢流，二位二通电磁阀1断电，进油管高压油与回油管高压油路导通，高压油流回油箱，单向阀6关闭，二位二通球阀2通电，高压油通过梭阀5与液控二位阀4油路导通，打开液控二位二通阀4，高压油经三路流回油箱，油缸8快速下降。油缸正常下落时，溢流阀不溢流，油液经二位二通球阀2和二位二通阀4快速回油。通过图形可以看到溢流阀有防止过载的作用，而单向阀则有防止油液倒流回泵产生冲击，并且具有保压作

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用。

1-二位二通电磁阀;2-二位二通球阀;3-溢流阀;4-液控二位二通阀;5-梭阀;6-单向阀;7-电磁阀;8-液压缸

图2-1 翼锤油缸工作原理图

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3 液压系统设计

3.1 技术要求

3．1．1行驶系统的基本要求

在作业工况下为了保证对旧路面具有足够的破碎均匀度、深度及工作效率，对破机行驶速度的恒速性提出了一定的要求，破碎过程中系统控制可采用速度闭坏控制系统。除了行驶速度这一基本的控制参数外，在行驶过程中还有一些其它的控制要求，包括直线行驶、起步、停车、前进／后退，以及转向控制等；一般说来，破碎机驶系统的控制应能满足以下条件：

1．具备两种工作模式：工作模式与行走模式。

2．在两种模式下，无论是前进还是后退，行驶速度均能连续调节,尤其要保证起步平稳，并具有良好的低速稳定性。 3．在破碎模式下，能够实现无差速直线行驶。

4．在行走模式下，能实现较快的直线行驶，也能实现差速转向。 5．应能实现停车制动。 6．应有紧急制动功能。

7．解除制动后破碎机才能行走。

可以将破碎机的前进／后退、起步、停车、左右转向控制等看作是动作控制，主要通过操纵各种操纵杆或旋钮来控制电磁阀的电流大小和通电方向来实现，而把恒速性、直线性作为速度控制的品质。

3．1．2驱动传动方案

将马达和减速器变速器组合而成的装置称为液压驱动装置。中速马

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达驱动装置是由中速大扭矩马达与减速器组合而成的液压驱动装置。中速马达一般转速为300-1000r/min，对应排量为4000-200mL/r，其具有与高速马达相当的压力和低速马达相当的扭矩，由于具有高转速、高压力、大排量，因而具有很高的功率密度和扭矩密度以及比较紧凑的结构尺寸，便于安装，是近年来迅速发展的一种液压驱动装置。破碎机采用电液比例控制的变量泵．定量马达行驶系统。

在这个系统中，变量泵既是液压能源又是主要的控制组件，通过调整泵的排量改变泵流量的大小和方向，就可以改变液压马达输出速度的大小和方向。系统的最大工作压力由安全阀所限定，因为是闭式系统，在工作中油路的高低压要互换，因此设置了两个安全阀。补油泵向系统的低压管道补油，其作用主要有以下几点：通过单向阀向系统的低压管道补油，以补充系统的泄漏量；在主泵的排量发生变化时保证容积式传动的响应、提高系统的动作频率外，还可增加主泵进油口处压力以防止大流量时产生气蚀，提高泵的工作转速和传动装置的功率密度；通过补油路中油液的循环，使系统温度下降；如果双向变量泵的变量方式是靠液压泵本身的压力油驱动变量的，则当变量泵从一个方向向另一个方向变换经过零排量点时，泵的排量为零，没有流量输出，不能在系统中建立压力，切换就可能在这一点上停止，利用补油泵，就可兼做补油和驱动能源，保证控制系统正常工作；补油泵的存在使系统增加了一部分很小的稳定的附加损失，但其排量和压力相对于主泵均很小，其附加功率损失仅为传动装置总功率可以不计。梭阀用于系统适度泄漏，以利于换热。

3．1．3液压驱动系统控制方案

在液压控制系统中，液压系统的流量、压力及液流方向均可利用相应的

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阀进行控制，从而可对执行元件的速度，输出力力矩和运动方向进行控制，这样的系统称之为阀控系统节流控制。阀控系统动态响应快，但能耗大，多用于响应较快的小功率系统。同时，液压系统也可以采用改变变量泵的排量对执行元件进行控制，或者一定量泵供油而利用改变变量马达的排量实现控制，称为容积调速系统。变量泵容积调速系统动态响应较慢，但节能效果好，多用于快速性要求一般，功率较大的系统。根据破碎机的工作特点，采用变量泵定量马达控制是适合的。 1．容积调速回路特性分析

采用变量泵．定量马达组成的闭式系统来调节行走速度。是指改变变量泵的流量调节执行元件运动速度或转速的回路，按控制方式的不同又分为EP控制，EZ控制，DA控制，HW控制等方式，本为采用EP控制，即电磁阀比例控制。

改变泵的调节参数，相当于变量泵．定量马达容积调速。 马达的输出转矩为:

mqmpmmm

式中：

qm一马达排量;

一马达进、出油口压差;

pm

mm一马达效率;

qm调至最大为常数，由上式可知，马达的输出转矩与泵的调

pm节参数无关，而仅与有关。如果压差为常数，则液压马达在不同的

泵调节参数下，均能输出恒定的转矩。这一过程，马达输出转矩恒值，转矩值与马达转速的变化无直接关系。

马达输出功率：

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pmmn1w9550

式中：n1—最大排量对应的转速。

n1为泵最大排量对应的转速，因此马达输出功率与马达转速成线性关

系。泵的输出转速不变，而马达的转速为

nm

npqpqm

式中：

qp，

np为泵的排量和转速

nm与泵的排量成下比，泵的排量随

之增大，使马达的转速上升，马达的输出功率增大。随着变量泵从最小排量调节到最大值，马达转速相应从最小转速逐渐升到与泵最大排量相应的转速n1为止。

图3．3液动比例控制特性

2．泵控制方式分析

液控系统是通过采用液动比例控制方式来调节泵的排量的，从而调节系统的流量，进一步调节马达的输出功率和输出扭矩。液动比例变量泵是通过先导压力油控制比例阀的阀芯位置来控制流入液压缸的流量和方向，最终控制泵的排量，因此泵的排量是无级可变的。液动比例阀的控制特性如图3．3所示。回路特性曲线如图3．4所示。假若先导压力变化

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到时泵排量由零变化至最大，对应于任一压力值都有一确定的排量与之对应，其排量方程为：

qp

pp0qp1p0pmax

图3．4变量泵．定量马达调速回路

液控方式使用方便、操作性能好、操纵简便、轻巧工作可靠，破碎机的制动性能、故障发生情况、零部件的损坏情况及使用寿命、大修期间间隔、检修难易程度等的情况都比较好价格相对适宜，经济性好，耗油量低，应用最广，并已形成一种固定的装置与液压泵集成在一起，用户根据自己所设计的机器的控制目标参数和特征参数即可选用。但是也有其不足之处使用场合有限，控制特性单一通过性不太好，主要表现在爬坡角度较小，转向性能不太好，稳定性不高。因此，这种控制方案多应用于中小型、对行驶速度、操作性能和行驶平稳性要求不高的机械中。电比例控制方式是目前应用最方便、适应性最强的控制方式，其最大特点是适应能力强，其硬件设施通用性强，对于不同的车辆及其性能要求在实现形式上基本是一样的，所不同的是其设计者要根据机器的整体性能要求和发动机特性，选择合理的液压元件组成驱动系统，设定泵和马达的变化起始点的控制参数及变量过程的模式，并将其作为控制目标函数写入控制器中，依靠电子信号处理系统，电液比例液压元件能实现多种功能并能较方便的调节各类相关参数，得到不同的输入输出特性，因此它的匹配柔性是很好的，原则上说可以覆盖各种变量形式的功能，适

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应各种机械使用要求，特别适用于对行驶速度和平稳性有一定要求的大型行驶机械上，是目前应用最广的控制方案之一。电液比例控制变量泵是利用电．机械转换元件和控制阀来操纵变量机构的，变量机构实质上是一位置控制系统，变量活塞的位置和泵的排量调节参数一一对应。其工作方式是与比例电磁铁电流有关的控制压力通过比例电磁阀控制向变量活塞提供控制压力，因而泵的斜盘及排量无级可变。液压泵变量机构的基本作用是改变泵的排量，使泵的排量的改变和输入信号成J下比，以根据系统的参数变化进行泵的排量的调节，达到流量补偿、压力补偿以及功率的适应控制的目的。这样的控制称为电液比例排量控制。电比例泵的控制特性如图3．5所示。控制电流由变化到时泵排量由零变化至最大，对应于任一电流值都有一确定的排量与之对应，其排量方程为

qp

qpmax100

图3．5 电比例泵的特性图

3．1．4驱动系统匹配分析

破碎机在稳定作业过程中，整机上作用着抵抗车辆前进的各种外部阻力和推动车辆

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前进的驱动力，而驱动力是由驱动车轮上的驱动力矩产生的，其力平衡方程为㈣：

FFkxk/rd

F式中：各种外部阻力的总和(N)，忽略其它阻力，只考虑滚动阻

力

FfGfF，综合考虑取f为0．08；k切线牵引力(N)．车辆驱动效率

kr-驱动轮输出力矩(Nm)；d-车轮半径(m)；

(O。96-0．97)；

破碎机的行驶速度为：

Vwkrd1

式中：

k驱动轮的转动角速度，1／S；rd驱动轮动力半径，m；车

轮相对地面的滑转率，行驶速度小可以忽略。

本文是由一个液压马达驱动的液压回路，马达的输出扭矩为

TPqmm/2

马达的速度为：

2nmwki

i减速机构的减速比，取17。

3．2力学分析

3．2．1工作载荷计算

图3．6示表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注图上，其中

FwF是作用在活塞杆上的外部载荷，m是活塞与缸壁以

及活塞杆与导向套之间的密封阻力，V是活塞的上升速度。

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图3．6提升液压缸计算简图

作用

Fg在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷，导轨的摩擦力

FaFf(为

竖直受力，可以忽略)，和由于速度变化而产生的惯性力 1 工作载荷

。

Fg工作载荷为提升2个锤的力

Fa 2 惯性载荷

Gvgt

2Fa

式中： g一重力加速度；g=9．81m/s； v一速度变化量(m/s)；

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v2 t一启动时间(s)，取t=lm／s；

外载荷

Fw：

FwFgFa

启动时：

制动时可以忽略其计算。

考虑各种缸的密封材料质和密封形成不同，密封阻力难以计算，一般估算为：

Fm1mF

式中：m-液压缸的机械效率，一般取0．90～0．95。本论文取0．90。

F

Fwn

求出F15.6kN 。 粗选系统工作压力

压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。本设备为重型机械，参考经验设计，采用GB／T 2346—1988标准，本系统压力选择20．OPa。

3．2．3计算执行机构的主要结构尺寸

液压缸有关设计参数见图3．7。

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图3．7液压缸上升／下落时受力图

液压缸上升时(下落时，靠自重，不计算液压系统)

F

Fwmp1A1p2A2

2 式中：A1无杆腔活塞有效作用面积(m);

A2有杆腔有效工作面积;

p1液压缸工作腔压力(Pa)，上升时即为泵送过来的压力，下落时为背压(可以忽略);

p2液压缸回油工作压力(Pa)，上升时为背压(可以忽略);下落时从回油油缸自吸液压油; D活塞直径(m); d活塞杆直径(m)。

液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为:

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A

Fp2A2p1

确定A1与A2的关系，或是活塞杆直径d与活塞直径D的关系，令杆径比F=d／D，按工作压力选取F=0．70，

D D0.028m

4Fp112

参照液压缸内径及活塞杆外径系列(GB/T2348—1993)标准，取D=50mm，d=45mm，L=1600mm。

活塞杆的计算长度与活塞杆直径之比大于10时(即等>10)，应校核活塞杆的纵向口抗弯强度或稳定性。 (1)无偏心载荷

LmnPK 当细长比时,可按欧拉公式计算临界载荷k。 n2EJPkl此时,

式中：

Pk活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷(N)；

n末端条件系数，如图3．8示，n=0．25;

E活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为;

J-活塞杆的转动惯量(m)，空心活塞杆;

4

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图3．8末端安装方式

l活塞杆计算长度；

K活塞杆断面的回转半径(m)，空心活塞杆K A一活塞杆截面积(m2)； m—柔性系数 逐步求得： Pk为3340N (2)承受偏心载荷

由于两个重锤的重量可能会存在不一致的原因， 此时，

pksAe18secd

p 式中：k临界载荷力(N);

s活塞材料的屈服点(Pa);

3 A活塞杆截面积(m); e载荷偏心量(m); d活塞杆直径(m); C系数，取2;

B活塞杆材料的弹性模数(Pa); l活塞杆的计算长度; K一活塞杆的回转半径;

ls折合长度。

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得到θ为O．47; 当偏心量为2kg时，

Pk为3250N，在一组锤中，如果两个锤的重量相

差2kg时，可以在稳定的范围之内，验算符合要求。 液压缸工作时所需要的流量

qvAv

2 式中:A一液压缸有效作用面积(m); v一活塞与缸体的相对速度(m/s)；

按最高频率计算，液压缸每分钟工作35次，每次循环时间为t=60÷

t35=1．714s，上升时间为t1，下落时间为t2，加速／减速时间为0，活塞

运行的最长理论长度为L=1500mm， 根据要求得出如下

t1t2t0t

12gt2L 2

qvAv

以及根据式(2．1)得出：

t1=0．954S;t2=0．538S;t0=0．22S; v=1．03m／s;qv0.40103 m3／s。

3．3液压元件选型

液压系统组成包括能源元件、执行元件、控制元件和辅助元件。能源元件是指各种类型的液压泵，执行元件主要有液压液压缸，控制元件主要是各种液压控制阀，辅助元件包括油箱、过滤器、管路和蓄能器等。

3．3．1液压泵的选择

工作的液压系统采用的是齿轮定量泵，系统的最大工作压力为液压缸工

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进时的压力，数值为20MPa。并且考虑到了进油路的总压力损失

p=0．3MPa，以及为使继电器可靠工作，应使工作压力高出0．5MPa并

且考虑到液压油泵的价格等因素，依据工作油缸所需要的最大流量

qpqv0.02qv

转速和普通柴油机匹配。

选用齿轮泵CBF-F50／25三组，参数表如表3．1，可供8个液压缸工作，另外一个给转向机构提供动力。

参照摊铺机的工作时的速度与正常行驶的速度比，选择破碎机在工作时，前进速度为普通正常行驶时的30％，这样可以决定发动机功率。参照国外设计，以及第二章分析结果，取锤迹距离最大为15cm，即每个锤在一个工作时间循环内，破碎机最大前进15cm。

表3.1 CBF-F50/25齿轮泵参数表

型 参 数 排 压力/MPa 转速/rmin 额定 最高 额定 最高 20 25 v1容积 总效驱效率 率不动不小于 82 小于 功率 69 重量 /kg 号 量 /mlr2 75 2000 2500 91 12

s0.0150.088m/st1.72

设计驱动轮半径0．75m，得到液压马达转速

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nmVi0.0881778r/min2R23.140.75

kFkrd/x 最高转速为

mmax=3*78=240r／min，所需要的扭矩为

k：，

取破碎机总重量Go为25t，得到：

为1．55kNm

选择马达为太原矿山机械厂柱塞马达XM-G560，参数为表3．2

表3.2 液压马达LJMD-40

型号 额定压力 /Pa 额定转速 /rmin1 排量/mLr1 输出转矩/Nm XM-G560

25 320 560 2003 选择合适的驱动变量泵A4VSG71，参数为表3-3

表3.3 A4VSG71液压泵参数表 型号 排量最大转/mlr1 速最大流量最大功率/Kw 最大扭矩A4VSG71 71 重量/rpm /Lmin nmax时 227 NE1500 1Nm nmax时 132 NE1500 nmax时 395 NE1500 3200 107 62 113 最大轴向力/N 最大径向力/N /Kg 60

800 1200 3．3．2控制阀选择

工作系统中，通过控制电磁阀的得失电时间，来控制液压油缸供油

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时间，以控制油缸顶升高度，达到控制重锤的势能，改变冲击力的大小。分两种情况，一路是一个液压泵来供一个工作油缸，另外是由一个泵来供两个工作油缸。

行走系统中，通过比例电磁阀调节流量，进而调节泵的排量，达到调节泵的速度的目的。

3．4液压系统整体工作分析

工作、行驶及转向系统的液压系统的动力都是通过分动箱，从柴油发动机获得的功率，在各自工作时，都会产生相互的影响，应该统一布置，使功率、扭矩协调，以达到最佳的效果。

3.5管道尺寸的确定

3.5.1 管道内径计算

d4qv （4-21） v3 式中 qv—通过管道内的流量m/s;

v—管内允许流速m/s，参照《机械设计手册》表23.4-10选取v=5m/s。

则 吸油管径dx4qv19.6mm v4qv9.8mm v4qv19.7mm v 压油管径dy 回油管径dh根据GB/T2350-1993 选取标准的管径dx=20，dy=10，dh=20

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3.5.2 管道壁厚的计算

管道壁厚计算公式为： pd （4-22） 2 式中 p—管道内最高工作压力（Pa），此处取18.5MPa

d—管道内径（m）

—管道材料的许用应力（Pa），选取管道材料为20钢，其许用应力为100-110MPa,此处取=105106MPa 则 pd15.7201.49mm 22105106参照《机械设计手册》表23.9-2选取2mm

3.6 油箱容积的确定

设计油箱为矩形，油箱的容积计算公式为：

vqp （4-23） —低压系统=2-4，中压系统=5-7，高压系统=10-12 qp—液压泵的额定流量 v6100800.126=1.08m3

由《机械设计手册》第四卷，选取油箱公称容量为1250L,即为1.25m3一般情况下油面的高度为油箱h的0.8倍，与油箱直接接触的表面算圈散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，那么油箱的有效容积为： v0.8abh1.25m3 （4-24） 假设a=b，则

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h1.25 （4-25） 20.8a 通过计算选取a=1.2m，b=1.2m，h=1.1m，油箱示意图如下：

图4.1 液压油箱

3.7 管接头的选定

用无缝钢管的管路中，管接头采用锥密封焊接式管接头，他除了具有焊接头的优点，由于它的O型密封圈装在锥体上，使密封有调节的可能，密封更可靠。工作压力在34.5MPa工作温度为-25—+80摄氏度。在橡胶管的接头处选用扣压式胶管接头，安装方便，与钢丝编织胶管配套

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总成，适合在油温为-30—+80摄氏度的环境工作。

3.8 滤油器的选定

在液压系统中，不允许液压油含有超过限制的固体颗粒和其它不溶性脏物。因为这些杂质可以使间隙表面划伤，造成内部泄露增加，从而降低效率增加发热。这些杂质还会使阀芯卡死，小孔或缝隙堵塞，润滑表面破坏，造成液压系统和使油液进一步恶化。因此要采用滤油器对油液进行过滤，以保证油液质量符合标准。因此选用网式滤油器安装在泵吸油管上，这种滤油器压力损失不超过0.04105Mpa，结构简单，流通能力大，以满足泵的流量，清洗方便。

3.9 密封装置的选定

在液压系统中密封装置非常重要，它是用来防止工作介质泄露及外界灰尘和异物的侵入，以保证系统建立起必要的压力，使其能正常工作。密封装置应满足在一定压力﹑湿度范围内具有良好的密封性能。密封装置和运动件之间的摩擦力要小，摩擦系数要稳定，抗腐蚀能力强，不易老化，工作寿命长，耐腐蚀性好，磨损后在一定程度上能自动补偿，结构简单，使用维护方便，价格低。基于以上几点，在有相对运动且有摩擦的元件上使用Y型密封圈，其截面小，结构紧凑，且Y型密封圈能随压力增高而增大，并能自动补偿磨损。在相对运动不严重或无相对摩擦的元件上用O型密封圈，其结构简单，容易制造，密封性好，摩擦力小，安装方便。

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4 液压系统的性能验算

4.1 液压装置压力损失

系统压力损失包括管路的沿程压力损失p1，管路局部压力损失p2和各类压力损失p3，总的压力损失为：

pp1p2p3 （5-1） 5.1.1 沿程压力损失

lv2 （5-2） p12d式中 l—管道的长度，此处管道长度为6m d—管道内径，管道内径为20mm v—液流平均速度 —沿程阻力系数

P —液压油密度，选用20号机械系统损耗油，正常运转后的粘度v=27mm3/s，油的mi密度是918Kg/m3

沿程压力损失，主要是液压泵经过油管到工作油缸进油管路的压力损失。此管约长5m，管道内径为20mm，工作哦时通过的流量为70.7L/min，即为1.2L/s。

所以油在管道中的实际流速为： vqv4 （5-3）

d21.21033.8m/s 3.142620104

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vd3.820103 Re=28152300 （5-4）

v2.7105 油在管路中呈紊流状态，其沿程阻力系数为： 0.3164Re0.25 （5-5）

lv2 （5-6） 按式 p12d p10.316453.8291899220.0221060.52MPa

4.1.2 局部压力损失

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p2，以及通过控制阀的局部压力损失p3。其中管路局部压力损失相对来说小得多。故主要计算通过控制阀的局部压力损失。

从齿轮泵出口到工作油缸入口之间只要经过一个单向阀，单向阀的最大流量为60L/min，额定压力损失为0.4MPa 。 通过各阀的局部压力损失之和为：

v2 （5-7） p3=2 —局部阻力系数，这里取为0.4 p3=0.256MPa

由以上计算结果可求得油缸工作时总的压力损失为：

P0.520.40.2561.2MPa

由计算结果看，泵的实际出口压力距泵的额定压力还有一定的压力

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裕度，所以泵的选取时合适的。

在整个工作过程中，工作压力时不断变化的，工作油缸的进口压力也随之由小到打的变化，当工作压力到最大时，工作油缸的运动速度也是接近0的，压力损失也随之越来越小。泵的实际出口压力要比计算值小一些。

综合考虑各个工况的需要，确定系统的最高工作压力为25MPa。也就是溢流阀的调定压力。

4.2 液压系统发热温升计算

4.2.1 计算液压系统的发热效率

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，液压系统的其余功率损失全部转化为热量，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

1 Ph1TtP(1rii1Zpi)ti （5-8）

Tt—工作循环周期 Z—投入液压泵的台数 Pri—液压泵的输入功率 pi—各台液压泵的总功率 ti—第i台液压泵的工作时间

Ph1140(10.92)1.5650(10.92)1.5243.8(10.92)1.52

=20.1MPa

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（2） 液压执行元件的功率损失

1 Ph2TtP(1rjj1Zpj)tj （5-9）

M—液压执行元件的数量 Prj—液压执行元件的输入功率 j—液压执行元件的功率 tj—第j个执行元件的工作时间 Ph211.5400.1824kw 2（3）溢流阀流量损失

Ph3Pyqvy （5-10） Py—溢流阀的调整压力 qvy—经溢流阀回油箱的流量 Ph3250.122.4kw （4）油液流经阀或管路的功率损失 Ph4Pqv （5-11） P—通过阀或管路的压力损失 qv—通过发或管路的流量 Ph41.25650=62.8kw

由以上各式沟成整个系统的功率损失，即液压系统发热功率 PhrPh1Ph2Ph3Ph4 （5-12） =20.1+24+2.4+62.8

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=109.1kw

该式使用于回路比较简单的液压系统。 4.2.2 计算液压系统的散热功率

液压系统的主要散热渠道就是油箱表面，但是如果系统外接管比较长，而且用式PhrPh1Ph2Ph3Ph4计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。

Phe(K1A1K2A2)T （5-13） K1—油箱的散热系数，取为1.5 K2—油管的散热系数，取为25 A1﹑A2—分别为油箱﹑油管的散热面积 T—油温与环境温度之差

前面已经计算得油箱的有效容积为1.25m3，取a=1.2 m，b=1.2 m，h=1.1m

A1=1.8h（a+b）+1.5ab （5-14） =1.80.8(1.21.2)1.51.1 =5.12m 油箱的散热功率为：

PhcKtAtT （5-15） Kt—油箱散热系数，查《机械设计手册》表23.4-12，Kt取15

T—油温与环境温差，取T=35○C Phc=155.12352.73kwPhr109.1kw 由此可见，油箱的散热远远满足不了系统的散热要求，管路散热极

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3

小，所以需要另外设置冷却器。

4.2.3 冷却器所需冷却面积的计算

冷却面积为： A=

PhrPhc （5-17）

Ktm K—传热系数，用管冷却器时，取K=150 tm—平均温升 tm=

T1T2t1t2 （5-18） 22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，冷却器水入口温度t1=25C，冷却水出口温度为t2=30C，那么由公式（5-18）：

tm605025|30=27.5○C 22○

○

由公式（5-17），所需冷却器的散热面积为：

(109.12.73)103 A=

15027.5 =2.5m3

考虑到冷却器长时间使用，设备腐蚀和油垢，水垢后对散热的影响，冷却面积应比计算值大30%，实际选用冷却器散热面积为：

A=1.32.53.25m3

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总结

3个月，回首3个月的毕业设计，从开题报告开式，直到全部文档的装订，不能不说在这样一个完整的设计过程中，我受益良多。

毕业设计与其说是以门课程，不如说是一种复习，是对大学四年的一个总结，在这个过程中，四年来所学的各门学科通通贯彻相通起来，机械制图﹑CAD﹑理论力学﹑材料力学﹑工程机械﹑机械底盘﹑课程设计等等。我在这个设计过程中，我对整个专业的教育培训有了一个更深层次的认识，让我深刻体会到对知识运用能力的重要性，怎样利用图书馆资源，怎样利用各种书本，怎样有一个全局观，怎样有一个前瞻性，在这些方面我又有了一个综合的提高。

在整个设计过程中，以前学的众多理论学习，差不多在这次设计中都有体现，而怎么样利用好这些理论资源去做好毕业设计就是关键所在。理论知识是多而杂的，我所设计的只是多锤头破碎机这一块，而又侧重于液压，所以我必须对多锤头的液压系统有比较深的认识，掌握了这一基本要素才能把握全局，通过多方查阅资料，我对整个毕业设计有了一个清醒的认识，这样能具有一定的前瞻性，不至于发生设计到中途不知道下一步的运作，所以我说我有了一个整体的提高。

从开始到后面，毕业设计中都有一些很棘手的问题，但是在老师﹑同学以及自身努力下，这些问题都能有一个比较好的解决，在发现和解决问题中，慢慢的我掌握了一些方法，这也是一种进步。

毕业设计的这样的一段时间里，是我人生中很小的一段，但实际证明它将在我以后的学习工作中提供一种方向，那就是如何把理论和实际很好的结合在一起。

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致谢

首先，我要感谢河南理工大学，感谢机械系对我四年的培养，让我学到了许许多多的知识，感谢各位老师在这四年里对我的关怀与照顾，在此致以我深深的谢意。

本论文从选题到最后定稿成文，本校范小彬老师一直给予了悉心指导，范老师那种严谨求实的作风，广博深邃的洞察力，孜孜不倦的开拓精神和敬业精神令我深受启迪和教益，谨向我的指导老师范小彬老师致以深深的谢意。

我国古代有句成语叫做“管中窥豹，略见一斑”，本文也正是从机械在路面破碎技术的关系入手，对共振式破碎与多垂头破碎机进行对比分析，猜测共振式破碎机动力系统的构造，选定为其发动机，然后对其功率分析，分析其液压系统结构组成，但是，由于笔者水平有限，在理论的描述、资料的运用等方面难免有不当、不深，不周之处，有些观点也尚欠成熟，敬请各位老师批评指正。

最后，我还要向所有曾经帮助过我的同学和朋友们致敬。你们的鼓励和帮助永远是我前进的动力。

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参考文献

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