壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計.doc

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壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)設(shè)計 1 緒論 1.1 壓縮式垃圾車的背景介紹及研究意義 我國早期城市收集街道、物業(yè)小區(qū)等地方的垃圾主要是靠人工手推車和普通垃圾運輸車。此種垃圾運輸方式存在一定弊端：一是手推車等落后的運輸方式工作效率低又與現(xiàn)代化城市極不相稱,二是在運輸過程中易產(chǎn)生二次污染。因此，這種垃圾收運方式已經(jīng)落后。 早在20世紀(jì)80年代中期，我國在引進(jìn)國外技術(shù)基礎(chǔ)上開發(fā)出后裝壓縮式垃圾車。由于這種垃圾車較其他運輸車輛具有垃圾壓縮比高、裝載量大、密閉運輸、消除了垃圾運輸過程中的二次污染等優(yōu)勢，而得到快速發(fā)展，市場不斷擴(kuò)大，種類和型號逐漸豐富，成為現(xiàn)代城市垃圾收集、清運的重要的專業(yè)化運輸與作業(yè)車輛。 壓縮式垃圾車由密封式垃圾廂、液壓系統(tǒng)和操作系統(tǒng)組成。整車為全密封型，自行壓縮、自行傾倒、壓縮過程中的污水全部進(jìn)入污水廂，較為徹底的解決了垃圾運輸過程中的二次污染問題，關(guān)鍵部位采用優(yōu)質(zhì)的部件，具有壓力大、密封性好、操作方便、安全等優(yōu)點。 按照垃圾裝載機(jī)構(gòu)的設(shè)置部位，垃圾車可分為前裝式、側(cè)裝式和后裝式；按垃圾裝載后的狀態(tài)，垃圾車又可分為壓縮式和非壓縮式兩種。后裝式壓縮垃圾車又稱為壓縮式垃圾車，它是收集、中轉(zhuǎn)清運垃圾，避免二次污染的新型環(huán)衛(wèi)車輛，在國外使用最為廣泛。利用后裝裝置與垃圾桶或垃圾斗對接，一起組合成流動垃圾中轉(zhuǎn)站，實現(xiàn)一車多用、垃圾無污染以及收集清運。有效地防止了收集、運輸過程中垃圾的散落、飛揚造成的污染。提高勞動效率，減輕勞動強(qiáng)度，是一種新型理想的環(huán)衛(wèi)專用車。壓縮式垃圾車借助機(jī)、電、液聯(lián)合自動控制系統(tǒng)、PLC控制系統(tǒng)及手動操作系統(tǒng)。通過車廂、填裝器和推板的專用裝置，實現(xiàn)垃圾倒入、壓碎或壓扁、強(qiáng)力裝填，把垃圾擠入車廂并壓實以及垃圾推卸的工作過程。壓縮式垃圾車?yán)占绞胶啽?、高效；壓縮比高、裝載量大；壓縮式垃圾車作業(yè)自動化；動力性、環(huán)保性好；壓縮式垃圾車上裝制作部分大部分采用沖壓成型零部件，重量輕，整車?yán)眯矢?；具有自動反?fù)壓縮以及蠕動壓縮功能；壓縮式垃圾車?yán)鴫簩嵆潭?、垃圾收集、卸料裝車和垃圾站占地等方面均優(yōu)于其他類型垃圾壓縮站成套設(shè)備。 目前國內(nèi)使用較多的是側(cè)裝非壓縮式垃圾車，但是，隨著垃圾中塑料、紙張等低比重物含量的增加，非壓縮的裝載方式已顯得不經(jīng)濟(jì)，一些城市開始使用后裝壓縮式垃圾車，而且已呈不斷上升趨勢，有關(guān)主管部門也將后裝壓縮式垃圾車列為今后城市垃圾車發(fā)展的方向。 1.2 國內(nèi)外研究狀況和研究成果 國內(nèi)后裝式壓縮垃圾車液壓系統(tǒng)的控制大多數(shù)采用手動和遙控器操作，存在勞動強(qiáng)度大，工作效率底，性價比低，而且容易發(fā)生因誤操作而導(dǎo)致的垃圾車部件損壞和人身事故等缺點。隨著新技術(shù)的快速發(fā)展，我國已研發(fā)出由液壓系統(tǒng)及PLC控制系統(tǒng)控制的壓縮式垃圾車，該系統(tǒng)由汽車取力器帶動的齒輪油泵為液壓動力源，進(jìn)料、卸料均采用液壓控制，具有廂體密封性能好，不外漏垃圾和污水，沒有二次污染的特點。此壓縮式垃圾車的設(shè)計有助于提高我國垃圾車的自動化水平。 國內(nèi)，幾乎所有的壓縮式垃圾車都是采用定型的載貨汽車底盤進(jìn)行改裝，如東風(fēng)牌、解放牌底盤等。國外，超過90%的垃圾車也是使用傳統(tǒng)柴油引擎驅(qū)動的定型卡車底盤改裝的。車廂設(shè)計為框架式鋼結(jié)構(gòu)，頂板和左右側(cè)板均用槽鋼型加強(qiáng)筋加強(qiáng)。采用液壓系統(tǒng)助力的裝卸機(jī)構(gòu)，雙向循環(huán)壓縮。一般具有手動和自動兩個操作系統(tǒng)，并采用液壓鎖定密封技術(shù)，保證操作安全和避免裝運垃圾過程中漏水。有的還裝有后監(jiān)視器，油門加速器等。 此種壓縮式垃圾車通過液壓系統(tǒng)和操作控制系統(tǒng)來完成整個垃圾的壓縮和裝卸過程，其液壓系統(tǒng)及操作系統(tǒng)必然對垃圾車的安全性、可靠性和方便性帶來影響。因此，改進(jìn)和完善液壓系統(tǒng)及控制系統(tǒng)是設(shè)計人員比較關(guān)心的問題。同時，采用PLC控制的壓縮式垃圾車是目前我國垃圾車實現(xiàn)自動化控制的一個主要途徑。 在同類產(chǎn)品中，德國FAUN公司生產(chǎn)的壓縮式垃圾車采用雙向壓縮技術(shù)。卸料推板推出后并不收回，而是依靠垃圾裝填過程中的推力將其壓回；同時在推板油缸上設(shè)一背壓，這樣垃圾在開始裝填過程中就得到了初步壓縮。隨著垃圾的不斷裝入，垃圾逐漸地高密度地、均勻地被壓實在車廂中直至裝滿車廂，這就解決了以前開發(fā)的垃圾車在壓縮時中部壓得較實而前端垃圾較松散的問題。 后裝壓縮式垃圾車集自動裝填與壓縮、密封運輸和自卸為一體，克服了擺臂式、側(cè)裝式等型式的垃圾車容量小、可壓縮性差和容易產(chǎn)生飄、灑、撒、漏二次污染的缺點，自動化程度高，提高了垃圾運載能力，降低了運輸成本，是收集、運輸城市生活垃圾的理想工具，是垃圾車的發(fā)展趨勢。然而我國對于后裝壓縮式垃圾車的核心部件裝填機(jī)構(gòu)的研究較少，產(chǎn)品設(shè)計主要是采用經(jīng)驗取值或測繪的方法，在很大程度上限制了產(chǎn)品整體設(shè)計水平的提高。后裝壓縮式垃圾車結(jié)構(gòu)如圖1.1所示。 1、推板 2、廂體 3、填料器 圖1.1 后裝壓縮式垃圾車 1.3 壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)介紹 一般壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力設(shè)定為16MPa。為保證系統(tǒng)工作可靠，增加了單向節(jié)流閥和單作用平衡閥等安全控制裝置。部分閥塊可采用模塊化集成設(shè)計以簡化連接管路。根據(jù)操縱形式不同可選擇手動控制或電動控制。后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖如圖1.2 所示。 壓縮式垃圾車的裝填機(jī)構(gòu)工作原理：在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機(jī)構(gòu)的掃刮，壓實并壓入車廂；當(dāng)壓向推板上的垃圾負(fù)荷達(dá)到預(yù)定壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。舉升缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升，推鏟缸采用單向節(jié)流閥來進(jìn)行流量控制。 液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥（原理如圖1.3所示），是用在工程機(jī)械中的普通多路換向閥的基礎(chǔ)上改進(jìn)而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比，具有耐顛簸、密封性好以及占地空間小等特點。并且，本電磁多路換向閥加大了中位的卸荷通道，減少了系統(tǒng)的發(fā)熱。此外該液壓系統(tǒng)還具有以下特點:(a)為了避免油管意外爆破的隱患，提升垃圾斗油缸設(shè)置了液壓鎖，提高了安全性；(b)舉升油缸加長了行程，用來開關(guān)填料器與車箱體之間的鎖鉤，從而使得填料器在降下之后被自動鎖緊；(c)為了實現(xiàn)推板邊夾邊退的功能，利用液壓小孔節(jié)流原理，使推板油缸產(chǎn)生反向壓力，而反向壓力由滑板油路來控制，因此不影響推板油缸的自由進(jìn)退；(d)考慮到壓縮式垃圾車工作的間歇性，減小了液壓油箱體積，常規(guī)油箱是油泵流量的10倍，本油箱減少了一半，減少了其液壓油的用量。 操作控制系統(tǒng)是壓縮式垃圾車用來完成垃圾的裝卸、壓縮以及收運的關(guān)鍵。系統(tǒng)中采用壓力繼電器來檢測各個動作的位置，并控制動作的銜接。采用電動控制系統(tǒng)操作簡單，易于實現(xiàn)集成化設(shè)計，缺點是電動控制操作采用的是電控氣動多路換向閥，價格較高，需要防水。 圖1.2 后裝壓縮式垃圾車液壓原理圖 目前，壓縮式垃圾車主要適用于我國城鎮(zhèn)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運輸。采用PLC技術(shù)應(yīng)用于壓縮式垃圾車的改造，可有效實現(xiàn)整個垃圾裝卸過程的自動化，也是提高工作效率、降低成木、減輕工人勞動強(qiáng)度和安全操作的有效途徑之一。大力發(fā)展壓縮式垃圾車將是今后城市環(huán)境衛(wèi)生業(yè)的必然趨勢。 1—換向閥；2，3—溢流閥；4—單向閥；5—連接螺栓 圖1.3 多路換向閥結(jié)構(gòu)原理圖 2 液壓系統(tǒng)的主要設(shè)計參數(shù) 液壓缸的工況參數(shù)見表 2.1 表2.1 各液壓缸的工況參數(shù) 液壓缸名稱 升降速度（mm/s） 行程（mm） 啟、制動時間（s） 滑板缸 120 1000 1 刮板缸 120 1000 1 舉升缸 150 1200 1 推鏟缸 200 2000 1 滑板重 150kg 刮板重 200kg 推鏟重 300kg 可載垃圾質(zhì)量 3000kg 廂體容積 8m3 填料槽容積 0.8m3 填料槽可裝垃圾質(zhì)量 300kg 液壓系統(tǒng)工作壓力 16MPa 3 制定系統(tǒng)方案和擬定液壓原理圖 3.1 液壓系統(tǒng)的組成及設(shè)計要求 液壓傳動是借助于密封容器內(nèi)液體的加壓來傳遞能量或動力的。一個完整的液壓系統(tǒng)由能源裝置、執(zhí)行裝置、控制調(diào)節(jié)裝置及輔助裝置四個部分組成。在本設(shè)計系統(tǒng)中，采用液壓泵作為系統(tǒng)的能源裝置，將機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液體壓力能；采用液壓缸作為執(zhí)行裝置，將液體壓力能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能。在它們之間通過管道以及附件進(jìn)行能量傳遞；通過各種閥作為控制調(diào)節(jié)裝置進(jìn)行流量的大小和方向控制。 通常液壓系統(tǒng)的一般要求是： 1) 保證工作部件所需要的動力； 2) 實現(xiàn)工作部件所需要的運動，工作循環(huán)要保證運動的平穩(wěn)性和精確性； 3) 要求傳動效率高，工作液體溫升低； 4) 結(jié)構(gòu)簡單緊湊，工作安全可靠，操作容易，維修方便等。 同時，在滿足工作性能的前提下，應(yīng)力求簡單、經(jīng)濟(jì)及滿足環(huán)保要求。 液壓油是液壓傳動系統(tǒng)中傳遞能量和信號的工作介質(zhì)，同時兼有潤滑、沖洗污染物質(zhì)、冷卻與防銹作用。液壓系統(tǒng)運轉(zhuǎn)的可靠性、準(zhǔn)確性和靈活性，在很大程度上取決于工作介質(zhì)的選擇與使用是否合理。由于本系統(tǒng)是普通的傳動系統(tǒng)，對油液的要求不是很高，因此選用普通礦物油型液壓油。 本液壓系統(tǒng)通過對負(fù)載力和流量的初步估算，初步定為中等壓系統(tǒng)，即為P=16MPa。 3.2 制定系統(tǒng)方案 在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機(jī)構(gòu)的掃刮，壓實并壓入車廂；當(dāng)壓向推板上的垃圾負(fù)荷達(dá)到預(yù)定壓力時，由于推板缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。舉升缸采用單作用平衡閥控制填塞器的舉升。推鏟缸采用單向節(jié)流閥來進(jìn)行流量控制。 液壓系統(tǒng)中核心元件采用的是電控氣動多路換向閥，是用在工程機(jī)械中的普通多路換向閥的基礎(chǔ)上改進(jìn)而成的，與傳統(tǒng)的油路塊集裝式電磁閥相比，具有耐顛簸、密封性好以及占地空間小等特點。 3.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 通過上述對執(zhí)行機(jī)構(gòu)、基本回路的設(shè)計，將它們有機(jī)的結(jié)合起來，再加上一些輔助元件，便構(gòu)成了設(shè)計的液壓原理圖。見圖3.1 圖3.1液壓系統(tǒng)原理圖 此外，由于系統(tǒng)有很多電磁鐵的使用，電磁鐵工作順序表如下表3.1 。 表3.1 電磁鐵順序動作表 DT1 DT2 DT3 DT4 DT5 DT6 DT7 DT8 DT9 DT10 滑板缸升起 + 刮板抬起 + 滑板落下 + 刮板收緊 + 滑板刮板急停 + + 填塞器舉起 + 填塞器復(fù)位 + 推卸垃圾 + 推鏟復(fù)位 + 4 液壓缸的受力分析及選擇 4.1 滑板缸的受力分析及選擇 1．活塞伸出時，受力分析如圖4.1—4.2 總重力 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）。 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f1 f1 = μG1cos45。 = 0.13500cos45。 = 247.5N 式中：f1—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞慣性加速度 活塞伸出時的慣性力FI1 FI1 = (m刮+m滑)aI1 = (200+150)0.12 = 42N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力F1為 F1 = G1sin45。+ f1+ FI1 = 3500sin45。+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為 式中：—液壓缸的機(jī)械效率 （由文獻(xiàn)[1，表37.7—6]， 取= 0.9）。 取回油壓力P2 = 0 ，則 所以， 圖4.1 滑板缸活塞伸出時的受力分析 圖4.2 滑板缸活塞伸出時的工況分析 2．活塞縮回時，受力分析如圖4.3—4.4 總重力 G1’= G刮+G滑+ G垃 = (m刮+m滑+m垃) g = (200+150+300)10 = 6500N 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f1’ 為 f1’ = μG1’cos45。 = 0.16500cos45。 = 460N 活塞縮回時的慣性力FI1’ 為 FI1’ = (m刮+m滑+ m垃)aI1 = (200+150+300) 0.12 = 78N 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F1’為 F1’ = G1’sin45。+ FI1’－f1’ = 6500sin45。+78－460 = 4214N 由受力分析可列出作用在活塞上的力的平衡方程為 取回油壓力P2 = 0， 則 ，所以 圖4.3 滑板缸活塞縮回時的受力分析 圖4.4 滑板缸活塞縮回時的工況分析 當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D，因此，可得D = 19.1mm。比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者D = 19.1mm。選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓缸（天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY—40/28，具體參數(shù)見表4.1 。 表4.1 UY—40/28參數(shù) 缸徑 桿徑 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選擇 1．活塞伸出時，受力分析如圖4.5—4.6 總重力 G2 = G刮 = m刮g = 20010 = 2000N 式中：G刮—刮板的重力（N）。 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f2 f2 = μG2cos45。 = 0.12000cos45。 = 141.4N 式中：f2—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞慣性加速度 活塞伸出時的慣性力FI2為 FI2 = m刮aI2 = 2000.12 = 24N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力F2為 F2= G2sin45。+ FI2－f2=2000sin45。+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為 式中：—液壓缸的機(jī)械效率 （由文獻(xiàn)[1，表37.7—6]，取= 0.9）。 取回油壓力P2 = 0 則 所以， 圖4.5 刮板缸活塞伸出時的受力分析 圖4.6 刮板缸活塞伸出時的工況分析 2．活塞縮回時，受力分析如圖4.7—4.8 總重力 G2’ = G刮+ G垃 = (m刮+m垃)g = (200+300)10 = 5000N 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f2’ 為 f2’ = μG2’cos45。 = 0.15000cos45。 = 353.6N 活塞縮回時的慣性力FI2’ 為 FI2’ = (m刮+ m垃)aI2 = (200+300)0.12 = 60N 垃圾與廂壁之間的摩擦力f垃圾’ 為 f垃圾’ = μ1G垃’cos45。 = 0.323000cos45。 = 678.8N 式中：μ1—垃圾與廂壁之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取μ1 = 0.32）。 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F2’為 F2’ = G2’sin45。+FI2’ +f2’+ f垃圾’ = 5000sin45。+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為 取回油壓力P2 = 0 則 所以， 當(dāng)液壓缸的工作壓力P > 7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D。因此,可得D = 20mm。 圖4.7 刮板缸活塞縮回時的受力分析 圖4.8 刮板缸活塞縮回時的受力分析 比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者D=20mm。選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓缸 （天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY—40/28，具體參數(shù)見表4.1。 4.3 舉升缸的受力分析及選擇 1．活塞伸出時，受力分析如圖4.9—4.10。 總重力 G3=G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G廂板 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）。 因為刮板缸和滑板缸都選取的是UY—40/28, 所以估算G刮缸 = G滑缸 = 102N 式中：G廂板—填料器的廂板重（N）， 估算G廂板=4150N。 G3 = G刮+G滑+2G刮缸+2G滑缸+G廂板 = 2000+1500+4102+4150 = 8058N 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f3為 f3 = μG3cos75。 = 0.18058cos75。 = 208.6N 式中：f3—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞慣性加速度 活塞伸出時的慣性力FI3為 FI3 = （m刮+m滑+4m缸+m廂板）aI3 =（200+150+410.2+415）0.15 = 120.87N 則活塞伸出時，作用在活塞上的合力F3為 F3 = G3sin75。+ FI3 + f3 = 8058sin75。+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為 式中：—液壓缸的機(jī)械效率 （由文獻(xiàn)[1，表37.7—6]，取=0.9）。 取回油壓力P2 = 0， 則 所以， 圖4.9 舉升缸活塞伸出時的受力分析 圖4.10 舉升缸活塞伸出時的工況分析 2．活塞縮回時，受力分析如圖 4.11—4.12 總重力 G3’ = G刮+G滑+4G液壓缸+G廂板 = 2000+1500+4102+4150 = 8058N 式中：G刮—刮板的重力（N）； G滑—滑板的重力（N）； G液壓缸—刮板缸和滑板缸的總重力（N）； 因為刮板缸和滑板缸都選取的是UY—40/28, 所以估算G液壓缸 = 102N 式中：G廂板—填料器的廂板重（N）。 估算G廂板 = 4150N 滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力f3’ 為 f3’ = μG3’cos75。 = 0.18058cos75。 = 208.6N 式中：f3’—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦力（N）； μ—滑塊與導(dǎo)軌之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 活塞縮回時的慣性力FI3’ 為 FI3’ = （m刮+m滑+4m缸+m廂板）aI3 =（200+150+410.2+415） 0.15 = 120.87N 則活塞縮回時，作用在活塞上的合力F3’為 F3’ = G3’sin75。+FI3’－f3’ = 8058sin75。+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為 取回油壓力P2 = 0， 則 所以， 當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d = 0.7D。因此,可得D = 25.8mm。 比較活塞伸出和縮回兩種情況，取較大者D = 25.8mm。選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓 缸 （天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY—40/28，具體參數(shù)見表4.1。 圖4.11 舉升缸活塞縮回時的受力分析 圖4.12 舉升缸活塞縮回時的工況分析 4.4 推鏟缸的受力分析及選擇 1．推鏟伸出時，受力分析如圖 4.13—4.14 垃圾與廂體間的摩擦力f垃圾為 f垃圾 = μ1G垃 = 0.3230000 = 9600N 式中：μ1—垃圾與廂體之間的摩擦因數(shù)（工程塑料與鋼，取μ1 = 0.32）。 推鏟與廂體間的摩擦力f推鏟為 f推鏟 = μG推鏟 = 0.13000 = 300N 式中：μ—推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 推鏟的慣性加速度 推鏟伸出時的慣性力FI4為 FI4 =（m推鏟+m垃圾）aI4 =（300+3000）0.2 = 660N 則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力F4為 F4= f垃圾+ f推鏟+ 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為 式中：—液壓缸的機(jī)械效率 （由文獻(xiàn)[1，表37.7—6]，取= 0.9）。 取回油壓力P2 = 0，則 所以， 圖4.13 推鏟缸活塞伸出時的受力分析 圖4.14 推鏟缸活塞伸出時的工況分析 2．推鏟縮回時，受力分析如圖 4.15—4.16 推鏟與廂體間的摩擦力f推鏟’ 為 f推鏟’ = μG推鏟 = 0.13000 = 300N 式中：μ—推鏟與廂體之間的摩擦因數(shù)（鋼與鋼，取μ = 0.1）。 推鏟伸出時的慣性力FI4’ 為 FI4’ = m推鏟aI4 = 3000.2 = 60N 則推鏟伸出時，作用在活塞上的合力F4為 F4’ = f推鏟’+ 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為 取回油壓力P2 = 0， 則 ，所以可得下式 當(dāng)液壓缸的工作壓力P>7MPa時，活塞桿直徑d=0.7D。 因此，可得D=7.9mm。比較活塞伸出和縮回兩者情況，取較大者D=30.6mm，選取標(biāo)準(zhǔn)液壓缸：UY系列液壓缸 （天津優(yōu)瑞納斯油缸有限公司生產(chǎn)）UY—40/28，具體參數(shù)見表4.1。 圖4.15 推鏟缸活塞縮回時的受力分析 圖4.16 推鏟缸活塞縮回時的受力分析 5 液壓缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.1 滑板缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.2 刮板缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.3 舉升缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 圖5.4 推鏟缸的負(fù)載循環(huán)圖和運動循環(huán)圖 6 液壓泵的選用 在設(shè)計液壓系統(tǒng)時，應(yīng)根據(jù)液壓系統(tǒng)設(shè)備的工作情況和其所需要的壓力、流量和工作穩(wěn)定性等來確定泵的類型和具體規(guī)格。泵的流量由執(zhí)行機(jī)構(gòu)的最大流量決定，即 （6.1） 式中：Vmax—活塞最大速度 （m/s）； qmax—液壓缸的最大流量 (L/min)； Amax—最大有效面積 (m3)； ηv—容積效率（當(dāng)選用彈性體密封圈時，ηv≈1）。 由于所有的液壓缸均采用UY—40/28，則液壓缸的最大面積為 　 因此，由式（6.1）得 式中：q舉升—舉升缸的流量(L/min)。 液壓泵的供給流量為 式中：K—泄漏系數(shù)，K=1.2。 由參考文獻(xiàn)[7，表2.135]， 選用JB系列徑向柱塞泵。參數(shù)見表6.1 表6.1 1JB—30液壓泵的性能參數(shù) 公稱排量 額定壓力 最高壓力 最高轉(zhuǎn)速 輸入功率 容積效率 29.4ml/r 32MPa 35MPa 1000r/min 15.4KW 95% 7 電動機(jī)的選擇 根據(jù)工況，電動機(jī)的額定功率Pe>Pz，且電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速與泵的額定轉(zhuǎn)速必須配合。 電動機(jī)軸上負(fù)載所需功率為 Pz=KP驅(qū) =1.1015.4=16.94kW 式中：K—余量系數(shù)， K=1.10； P驅(qū)—液壓泵所需要的輸入功率（kW）。 由參考文獻(xiàn)[1，附表40-1]， 選用Y系列電動機(jī)，參數(shù)見表7.1。 表7.1 Y200L1—6電動機(jī)性能參數(shù) 額定功率 電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率因數(shù) 最大轉(zhuǎn)矩 18.5KW 37.7A 980r/min 89.8% 0.83 2.0Nm 8 液壓輔件的選擇 8.1 液壓油 N46普通液壓油 YA—N46（原牌號：30），參數(shù)見表8.1。 表8.1 YA—N46液壓油參數(shù) 運動粘度（40℃）(mm2/s) 粘度指數(shù) 凝點(℃) 抗磨性(N) 密度(kg/m3) 46 ≥90 ≤-10 800 900 8.2 油箱 焊接件，具體尺寸見第9章。 8.3 液位計 YWZ-150 承受壓力：0.1—0.15MPa 溫度范圍：-20—100℃ 8.4 回油過濾器 YLH型箱上回油濾油器 YLH—2515，參數(shù)見表8.2。 表8.2　YLH—2515回油濾油器參數(shù) 通徑(mm) 流量(L/min) 過濾精度(μm) 公稱壓力(MPa) 最大壓力損失(MPa) 連接方式 濾芯型號 15 25 10 1.6 0.35 螺紋 H—X2515 8.5 空氣過濾器 EF系列空氣過濾器 EF3—40，參數(shù)見表8.3。 表8.3　EF3—40空氣過濾器參數(shù) 加油流量L/min 空氣流量L/min 油過濾面積cm2 油過濾精度μm 空氣過濾精度μm 21 0.170 180 0.279 30—40 8.6 吸油過濾器 YLX型箱上吸油過濾器 YLX—2515，參數(shù)見表8.4。 表8.4　 YLX—2515吸油過濾器參數(shù) 通徑 mm 公稱流量 L/min 過濾精度 μm 允許最大壓力損失 MPa 連接方式 濾芯型號 15 25 80 0.03 螺紋 X-X-2515 8.7 液壓泵 JB系列徑向柱塞泵　1JB—30，參數(shù)見表8.5。 表8.5 1JB—30徑向柱塞泵參數(shù) 公稱排量ml/r 額定壓力MPa 最高壓力MPa 最高轉(zhuǎn)速r/min 輸入功率KW 容積效率 29.4 32 35 1000 15.4 95% 8.8 多路換向閥 ZFS系列多路換向閥 ZFS101，參數(shù)見表8.6。 表8.6　 ZFS101多路換向閥參數(shù) 通徑mm 額定流量L/min 額定壓力MPa 10 40 16 8.9 單向節(jié)流閥 MK系列單向節(jié)流閥 MK8G1.2，參數(shù)見表8.7。 表8.7　 MK8G1.2單向節(jié)流閥 通徑mm 最高工作壓力MPa 流量調(diào)節(jié)范圍L/min 最小穩(wěn)定流量L/min 8 31.5 2—30 2 8.10 溢流閥 直動式溢流閥 DT-02-H-22，參數(shù)見表8.8。 表8.8　 DT-02-H-22直動式溢流閥參數(shù) 通徑in 最大工作壓力MPa 最大流量L/min 調(diào)壓范圍MPa 質(zhì)量kg 0.25 21 16 7.0—21 1.5 8.11 單作用平衡閥 FD系列單作用平衡閥 FD6-A10，參數(shù)見表8.9。 表8.9 FD6-A10單作用平衡閥參數(shù) 通徑 mm 額定流量 L/min 調(diào)壓范圍 MPa 控制壓力 MPa 開啟壓力 MPa 質(zhì)量 kg 6 40 0.3-31.5 2-31.5 0.2 7 8.12 并聯(lián)多路換向閥組 ZFS系列多路換向閥 ZFS101，參數(shù)見表8.6|。 8.13 氣缸 普通氣缸DNC-25-50，參數(shù)見表8.10。 表8.10 DNC-25-50普通氣缸參數(shù) 活塞直徑mm 活塞桿直徑mm 推力N 拉力N 許用徑向負(fù)載N 扭矩Nm 50 25 483 415 35 0.85 8.14 兩位三通電磁氣閥 普通兩位三通電磁氣閥 Q23XD-10-DC24V，參數(shù)見表8.11。 表8.11 Q23XD-10-DC24V參數(shù) 工作壓力范圍 MPa 介質(zhì)溫度 ℃ 公稱通徑 mm 接管螺紋 額定流量 L/min 額定壓降 KPa 0—1.6 5—60 10 M181.5 2300 15 8.15 消聲器 LFU—1/2 安裝位置:垂直方向5，參數(shù)見表8.12。 表8.12 LFU—1/2消聲器參數(shù) 氣接口in 額定流量L/min 輸入壓力MPa 消聲效果dB 安裝形式 G1/2 6000 0—1.6 40 螺紋 8.16 氣源處理三聯(lián)件 GC系列三聯(lián)件 GC300—10MZC，參數(shù)見表8.13。 空氣過濾器 GF300-10 減壓閥 GR300-10 油霧器 GL300-10 表8.13　 GC300—10MZC氣源處理三聯(lián)件參數(shù) 調(diào)壓范圍 MPa 使用溫度 ℃ 濾水杯容量 ml 給水杯容量 ml 濾芯精度 μm 質(zhì)量 g 0.15-1.5 5—60 40 75 40 1300 8.17 球閥(截止閥) JZQF20L，參數(shù)見表8.14。 表8.14 JZQF20L參數(shù) 公稱壓力MPa 公稱通徑mm 連接形式 21 20 螺紋 8.18 電磁換向閥 3WE56.0/W220-50，參數(shù)見表8.15。 表8.15 3WE56.0/W220-50參數(shù) 通徑 mm 額定壓力 MPa 流量 L/min 5 25 14 8.19 壓力表 彈簧管壓力表 Y-60 測量范圍：0—25MPa 8.20 微型高壓軟管接頭總成 HFP1-H2-P-M18，參數(shù)見表8.16。 表8.16 HFP1-H2-P-M18參數(shù) 公稱通徑mm 工作壓力MPa 工作溫度℃ 推薦長度mm 螺紋尺寸 10 25 -30—80 320 M181.5 8.21 測壓接頭 JB/T966-ZJJ-20-M30 管子外徑：20mm 8.22 球閥(截止閥) JZQF20L，參數(shù)見表8.14?！? 8.23 壓力繼電器 柱塞式壓力繼電器 HED1OA20/35L24，參數(shù)見表8.17。 表8.17　HED1OA20/35L24參數(shù) 額定壓力MPa 復(fù)原壓力MPa 動作壓力MPa 切換頻率(次/min) 切換精度 35 0.6-29.5 2-35 50 小于調(diào)壓的1％ 8.24 液壓管路的選擇 8.24.1 吸油管路的選擇 查《機(jī)械設(shè)計手冊4》可知，吸油管內(nèi)液壓油的流速v ≤ 0.5—2m/s 取2m/s 吸油管內(nèi)的流量 q = 27.216L/min = 4.53610-4m3/s 因為 ，所以 查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.18。 表8.18 標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸 公稱內(nèi)徑mm 內(nèi)徑mm 增強(qiáng)層外徑mm 成品軟管外徑mm 19 18.6—19.8 24.6—26.2 29.4—31.0 8.24.2 壓油和回流管路的選擇 查《機(jī)械設(shè)計手冊4》可知，壓油管內(nèi)液壓油的流速v ≤ 2.5—6m/s 回流管內(nèi)液壓油的流速v ≤ 1.5—3m/s 由于所選液壓缸均為雙作用液壓缸，所以壓油和回流管路應(yīng)按最大值選取。 1．推鏟缸壓油管路的選擇 推鏟缸所需流量 取v = 4m/s ，則 查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。 表8.19 標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸 公稱內(nèi)徑mm 內(nèi)徑mm 增強(qiáng)層外徑mm 成品軟管外徑mm 10 9.3—10.1 14.5—15.7 19.1—20.6 2．舉升缸壓油管路的選擇 舉升缸所需流量 取v = 3m/s， 則 查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。 3. 滑板缸壓油管路的選擇 滑板缸所需流量 　 取v = 3m/s， 則 查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。 4. 刮板缸壓油管路的選擇 刮板缸所需流量 取v = 3m/s， 則 查表得到標(biāo)準(zhǔn)軟管尺寸，見表8.19。 9 油箱的設(shè)計 油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、分離油液中的氣泡、沉淀固體雜質(zhì)等作用。按照油箱液面與大氣是否相通，可分為開式油箱和閉式油箱。開式油箱應(yīng)用最廣，油箱內(nèi)的液面與大氣相通，結(jié)構(gòu)簡單，不用考慮油箱充氣壓力等問題，故本系統(tǒng)采用開式油箱。油箱中應(yīng)安裝相應(yīng)的輔件，如熱交換器、空氣濾清器、過濾器以及液位計等。9.1 油箱的有效容積的計算 在初步設(shè)計時，油箱的有效容量可按公式（9.1）進(jìn)行計算。 V=mqp (9.1) 式中：V—油箱的有效容量（L）； qp—液壓泵的流量 （L/min）； m—經(jīng)驗系數(shù)，工程機(jī)械中m = 2~5。 所以， V = mqp = 328.812 = 86.436L = 0.0864m3 9.2 油箱體積的確定 根據(jù)現(xiàn)場實際情況，油液一般裝滿油箱的80%，采用六面體油箱，并且長、寬以及高的比例為1：1：1。 即 式中：V—油箱的有效容量（m3）； V實際—油箱的實際體積（m3）。 所以 所以， 為提高其散熱能力，適當(dāng)增大油箱容積，圓整后，取長=寬=高=520mm 因此，油箱的尺寸為：520520520（mm3） 10 液壓閥臺的設(shè)計 10.1 閥塊結(jié)構(gòu)的選擇 閥塊的材料一般為鑄鐵或鑄鋼，低壓固定設(shè)備可用鑄鐵，高壓強(qiáng)振場合多用鍛鋼，本系統(tǒng)中的閥塊采用鑄鐵材料。 根據(jù)本系統(tǒng)液壓閥件的數(shù)量和安裝位置要求，設(shè)計成一個整體閥塊，閥塊上設(shè)有公共進(jìn)油孔和公共回油孔。（見閥塊零件圖GCS—03） 10.2 閥塊結(jié)構(gòu)尺寸的確定 閥塊是液壓系統(tǒng)的重要部件，閥座是其主體，由于閥座是各類閥的安裝體，所以其加工精度要求很高。由于座體上要加工各類閥口以及聯(lián)接孔口，故設(shè)計時則必須考慮到加工時各孔口不得有位置上的沖突，同時應(yīng)相通的孔口必須保證相通，不相通的孔口絕對不可相通，且相臨的孔口之間應(yīng)有一定的距離。一般在中低壓力下，為保證孔壁強(qiáng)度，相臨的不相通的孔口間最小壁厚不得小于5毫米，否則孔壁就有可能在壓力沖擊下崩潰，使壓力油進(jìn)入其他孔道，系統(tǒng)將會出現(xiàn)不可預(yù)見性事故。 閥座在設(shè)計安裝時應(yīng)綜合考慮多方面因素。主要是，重要尺寸設(shè)計時，尊重設(shè)計時理論數(shù)值，一般情況下，小數(shù)點后僅有一位數(shù)值時（單位：毫米），不得對非整數(shù)尺寸進(jìn)行進(jìn)位或退位圓整。閥塊布置時閥塊間距一般不應(yīng)小于10毫米，布置時不得有任何干涉現(xiàn)象出現(xiàn)。同時還應(yīng)考慮易于加工，在可以實現(xiàn)預(yù)期功能以及安裝方便的前提下應(yīng)盡量減小閥座尺寸，從而節(jié)省材料，降低加工強(qiáng)度和難度，減少成本。 根據(jù)閥塊上各閥的具體尺寸，從避免尺寸干涉和打孔的強(qiáng)度需要角度考慮所設(shè)計閥塊的基本尺寸為長500毫米，寬250毫米，高80毫米。閥塊上各工藝孔位置、深度以及其余具體尺寸見閥塊零件圖GCS—03。（三維立體圖見附錄中圖A1—A2） 11 液壓泵站的設(shè)計 液壓泵站是液壓系統(tǒng)的重要組成部分（動力源）。液壓泵站是一種元件組合體，一般是由液壓泵組、油箱組件、控溫組件、蓄能器組件和過濾器組件等相對獨立的單元組合而成的。液壓泵站是為一個或幾個系統(tǒng)存放有一定清潔度要求的工作介質(zhì)并輸出具有一定（或可調(diào)）壓力、流量的液體動力的整體裝置，是向液壓系統(tǒng)提供動力源的重要部件，所以，液壓泵站設(shè)計的優(yōu)劣，直接關(guān)系著液壓設(shè)備性能的好壞。液壓泵站適用于主機(jī)與液壓裝置可分離的各種液壓機(jī)械上。 液壓泵站上泵組的布置方式分為上置式和非上置式。泵組置于油箱上的上置式液壓泵站中，采用立式電動機(jī)并將液壓泵置于油箱之內(nèi)時，稱為立式；采用臥式電動機(jī)稱為臥式。非上置式液壓泵站中，泵組與油箱并列布置的為旁置式；泵組置于油箱下面時為下置式。 12 液壓系統(tǒng)性能驗算 液壓系統(tǒng)初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)情況下進(jìn)行的，當(dāng)各回路形式、液壓元件及聯(lián)接管路等完全確定后，針對實際情況對所設(shè)計的系統(tǒng)進(jìn)行各項性能分析。對一般的液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進(jìn)一步確切的計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系數(shù)效率，壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設(shè)計要進(jìn)行重新調(diào)整，或許采取其他必要的措施。 12.1 液壓系統(tǒng)壓力損失的計算 12.1.1 局部壓力損失 （12.1） 式中：—局部阻力系數(shù) （球閥—5，滑閥—12，節(jié)流閥—6）； —液體密度 （kg/m3）(液壓油密度—900 kg/m3)； v—液體的平均流速 （m/s）。 1.泵出口處的溢流閥和推鏟缸處的溢流閥 2.推鏟缸處的單向節(jié)流閥 3.推鏟缸的多路換向閥處 4.舉升缸的多路換向閥處 5.舉升缸的單作用平衡閥處 6.滑板缸的多路換向閥處和刮板缸的多路換向閥處 7.滑板缸的電磁換向閥處和刮板缸的電磁換向閥處 8.回油過濾器處的局部壓力損失 則總的局部壓力損失為 12.1.2 沿程壓力損失 （12.2） 式中：—沿程阻力系數(shù) （ = 75/Re）； Re—雷諾數(shù) （Re = νd/γ）； —液體的運動黏度 （m2/s）； —管道長度 （m）； —管子直徑 （m）； —液體密度 （kg/m3）(液壓油密度—900 kg/m3)； v—液體的平均流速 （m/s）。 由于壓油管路內(nèi)液體的平均流速不同，因此沿程壓力損失分為兩部分計算: 第一部分為推鏟缸回路的沿程壓力損失 第二部分為舉升缸、滑板缸和刮板缸回路的沿程壓力損失 則總的沿程壓力損失為 因此，液壓系統(tǒng)總的壓力損失應(yīng)為總的局部壓力損失與總的沿程壓力損失之和。 由以上計算可知液壓回路的壓力損失約為1.37MPa，而泵的額定壓力為32MPa，工作壓力為16MPa，所以泵的實際出口壓力與泵的額定壓力存在一定的壓力裕度，故所選液壓泵和其他有關(guān)液壓元件是合適的，滿足系統(tǒng)的要求。 12.2 散熱能力的計算 12.2.1 液壓系統(tǒng)效率η的計算 液壓系統(tǒng)效率的計算，主要考慮液壓泵的總效率、液壓執(zhí)行元件的總效率及液壓回路的效率。 （12.3） 式中：—液壓泵的總效率 —液壓執(zhí)行元件的總效率 —液壓回路的效率 液壓回路的效率 式中：—各執(zhí)行元件的負(fù)載壓力和輸入流量乘積的總和 （W）； —各個液壓泵供油壓力和輸出流量乘積的綜合 （W）。 所以， 12.2.2 液壓系統(tǒng)散熱能力的計算 系統(tǒng)的總發(fā)熱量為 （12.4） 式中：—液壓泵的輸入功率 （W）； —液壓系統(tǒng)總效率。 液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，由系統(tǒng)中各個散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是主要散熱面。因為管道的散熱面相對較小，且與其自身的壓力損失產(chǎn)生的熱量基本平衡，故一般略去不計。當(dāng)只考慮油箱散熱時，其散熱量Ho可按下式計算 （12.5） 式中：—散熱系數(shù) {W/(m)} 風(fēng)扇冷卻時，K=25； —油箱散熱面積 （m2）； —系統(tǒng)溫升 （） 工程機(jī)械 。 系統(tǒng)的散熱量為 油箱的散熱遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，因此，需要另設(shè)冷卻器。 12.3 冷卻器的選擇 由于本套液壓系統(tǒng)應(yīng)用于工程機(jī)械，所以選擇風(fēng)冷式冷卻器。風(fēng)冷式冷卻器利用空氣作為冷卻介質(zhì)，適用于缺水或不便用水冷卻的液壓設(shè)備。冷卻方式除采用風(fēng)扇強(qiáng)制吹風(fēng)冷卻外，多采用自然通風(fēng)冷卻。自然通風(fēng)冷卻的冷卻器分為管式、板式、翅管式和翅片式等型式。但由于一般的管式和板式風(fēng)冷卻器的通風(fēng)管為光管，通油板之間不設(shè)翅片，所以傳熱系數(shù)不大，冷卻效果也較差，所以一般現(xiàn)場實際中，翅管式和翅片式風(fēng)冷卻器應(yīng)用較為廣泛。 12.3.1 冷卻器的計算 1．求冷卻器的熱交換量 所謂冷卻器的熱交換量是指要求冷卻器從液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量中所帶走的熱量。冷卻器的熱交換量Hc為 Hc=H—H0=6021.4—1352=4669.4W 2．冷卻器散熱面積A的計算 （12.6） 式中：—液壓油和冷卻介質(zhì)之間的平均溫度差 （）。 （12.7） 式中：t1—液壓油的進(jìn)口溫度（）； t2—液壓油的出口溫度（）； —冷卻介質(zhì)的進(jìn)口溫度（）； —冷卻介質(zhì)的出口溫度（）。 散熱面積 根據(jù)計算出的冷卻器的熱交換量及散熱面積，查手冊選擇FL系列空氣冷卻器 型號為FL10，參數(shù)見表12.1。 表12.1 FL10冷卻器參數(shù) 換熱面積m2 風(fēng)量m3/h 風(fēng)機(jī)功率KW 風(fēng)機(jī)號（T30） 質(zhì)量kg 10 2210 0.12 110 13 環(huán)境性能分析 13.1 環(huán)境污染簡介 環(huán)境污染是指人類直接或間接地向環(huán)境排放超過其自凈能力的物質(zhì)或能量，從而使環(huán)境的質(zhì)量降低，對人類的生存與發(fā)展、生態(tài)系統(tǒng)和財產(chǎn)造成不利影響的現(xiàn)象。具體包括：水污染、大氣污染、噪聲污染、放射性污染等。水污染是指水體因某種物質(zhì)的介入，而導(dǎo)致其化學(xué)、物理、生物或者放射性污染等方面特性的改變，從而影響水的有效利用，危害人體健康或者破壞生態(tài)環(huán)境，造成水質(zhì)惡化的現(xiàn)象。大氣污染是指空氣中污染物的濃度達(dá)到有害程度，以致破壞生態(tài)系統(tǒng)和人類正常生存和發(fā)展的條件，對人和生物造成危害的現(xiàn)象。噪聲污染是指所產(chǎn)生的環(huán)境噪聲超過國家規(guī)定的環(huán)境噪聲排放標(biāo)準(zhǔn)，并干擾他人正常工作、學(xué)習(xí)、生活的現(xiàn)象。放射性污染是指由于人類活動造成物料、人體、場所、環(huán)境介質(zhì)表面或者內(nèi)部出現(xiàn)超過國家標(biāo)準(zhǔn)的放射性物質(zhì)或者射線。例如，超過國家和地方政府制定的排放污染物的標(biāo)準(zhǔn)，超種類、超量、超濃度排放污染物；未采取防止溢流和滲漏措施而裝載運輸油類或者有毒貨物致使貨物 落水造成水污染；非法向大氣中排放有毒有害物質(zhì)，造成大氣污染事故，等等。 隨著科學(xué)技術(shù)水平的發(fā)展和人民生活水平的提高，環(huán)境污染也在增加，特別是在發(fā)展中國家。環(huán)境污染問題越來越成為世界各個國家的共同課題之一。 13.2 液壓技術(shù)對環(huán)境的危害及防治 13.2.1 液壓技術(shù)對環(huán)境的危害 1．噪聲污染 噪聲污染是液壓生產(chǎn)過程中最容易產(chǎn)生也最難以克服的難題。液壓系統(tǒng)中，發(fā)電機(jī)、馬達(dá)、泵等在工作時，不可避免的會發(fā)出刺耳的噪聲；一些液力驅(qū)動的沖壓、冷軋、鍛造機(jī)床等，更是無休止的發(fā)出巨大惱人的聲響，對工人甚至是周邊地區(qū)的人造成危害，所以，液壓工業(yè)中的噪聲污染最值得我們關(guān)注。 2．水污染 液壓系統(tǒng)中水污染也同樣需要防治，這是由于液壓系統(tǒng)中用需要大量使用液壓油驅(qū)動液壓設(shè)備工作。工作油液經(jīng)循環(huán)使用后變?yōu)閺U液需要排放。但如果廢液排放不慎，就會造成下游水域的污染。 3．能源的浪費 由于液壓系統(tǒng)多數(shù)情況需要多個液壓元件進(jìn)行配合工作，液壓設(shè)備又普通比較笨重巨大。而同時液壓系統(tǒng)的精求要求很低，所以往往造成液壓系統(tǒng)的效率十分低下，從而造成電能、化學(xué)能、水能、風(fēng)能等能源的嚴(yán)重浪費。 13.2.2 解決方法 1．對于污染的防治 針對液壓系統(tǒng)中容易出現(xiàn)的噪聲污染和水污染，主要解決辦法有： 1）工廠盡量遠(yuǎn)離市區(qū)，增強(qiáng)對車間噪聲的控制，消除減弱噪聲源，通過研制和選用低噪聲設(shè)備，改進(jìn)生產(chǎn)加工工藝，達(dá)到減少發(fā)生體數(shù)目或降低發(fā)生體中的輻射功率。 2）改革生產(chǎn)工藝，合理充分的使用液壓油，提高其重復(fù)利用率，同時建立合理完善的管理制度，控制廢液的排放。 2．液壓系統(tǒng)效率的提高方法 1）改進(jìn)加工工藝，采用一些提高效率的工藝手段，同時提高對系統(tǒng)控制的精度。 2）定期更新工廠設(shè)備，用新的高效的先進(jìn)設(shè)備代替原有設(shè)備，提高液壓系統(tǒng)效率和能源的利用率。 結(jié) 論 在畢業(yè)設(shè)計中，我的任務(wù)是設(shè)計壓縮式垃圾車的液壓系統(tǒng)。壓縮式垃圾車是收集、中轉(zhuǎn)清運垃圾，避免二次污染的新型環(huán)衛(wèi)車輛，在國外使用最為廣泛。它有效地防止了收集、運輸過程中垃圾的散落、飛揚造成的污染。提高勞動效率，減輕勞動強(qiáng)度，是一種新型理想的環(huán)衛(wèi)專用車。壓縮式垃圾車借助機(jī)、電、液聯(lián)合自動控制系統(tǒng)、PLC控制系統(tǒng)及手動操作系統(tǒng)。壓縮式垃圾車?yán)占绞胶啽?、高效；壓縮比高、裝載量大；壓縮式垃圾車作業(yè)自動化；動力性、環(huán)保性好；壓縮式垃圾車上裝制作部分大部分采用沖壓成型零部件，重量輕，整車?yán)眯矢撸痪哂凶詣臃磸?fù)壓縮以及蠕動壓縮功能；壓縮式垃圾車?yán)鴫簩嵆潭?、垃圾收集、卸料裝車和垃圾站占地等方面均優(yōu)于其他類型垃圾壓縮站成套設(shè)備。壓縮式垃圾車中液壓系統(tǒng)的工作壓力一般設(shè)定為16MPa。為保證系統(tǒng)工作可靠，增加了單向節(jié)流閥和單作用平衡閥等安全控制裝置。部分閥塊可采用模塊化集成設(shè)計以簡化連接管路。根據(jù)操縱形式不同可選擇手動控制或電動控制。在液壓系統(tǒng)的作用下，通過電控氣動多路換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和刮板的旋轉(zhuǎn)，控制滑板和刮板的各種動作，將倒入裝載箱裝填斗的垃圾通過裝填機(jī)構(gòu)的掃刮，壓實并壓入車廂；當(dāng)壓向推板上的垃圾負(fù)荷達(dá)到預(yù)定壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使垃圾被均勻地壓縮。操作控制系統(tǒng)是壓縮式垃圾車用來完成垃圾的裝卸、壓縮以及收運的關(guān)鍵。系統(tǒng)中采用壓力繼電器來檢測各個動作的位置，并控制動作的銜接。采用電動控制系統(tǒng)操作簡單，易于實現(xiàn)集成化設(shè)計。壓縮式垃圾車主要適用于我國城鎮(zhèn)散裝、袋裝垃圾的集中收集和運輸。采用PLC技術(shù)應(yīng)用于壓縮式垃圾車的改造，可有效實現(xiàn)整個垃圾裝卸過程的自動化，也是提高工作效率、降低成木、減輕工人勞動強(qiáng)度和安全操作的有效途徑之一。大力發(fā)展壓縮式垃圾車將是今后城市環(huán)境衛(wèi)生業(yè)的必然趨勢。 致 謝 時光如梭，四年的大學(xué)生活也轉(zhuǎn)瞬即逝，很快就要離開度過人生最美好時光的美麗校園，離開朝夕相處的同學(xué)和傳道、授業(yè)、解惑的