垃圾压缩中转站液压系统设计

液压传动课程设计

设计目的：

液压系统的设计是整机设计的重要组成部分,主要任务是综合运用《液压与气压传动》中所学的各项基础知识，通过查阅资料，小组研究的形式进行液压系统设计。,学习液压系统的设计步骤、内容和方法。通过学习，能根据工作要求确定液压系统的主要参数、系统原理图，能进行必要的设计计算，合理地选择和确定液压元件，对所设计的液压系统性能进行校验算，为进一步进行液压系统结构设计打下基础。

本次液压传动课程设计的题目是《垃圾压缩中转站-液压系统设计》。设计成果在生产生活中有着一定的应用价值，既贴合实际，又锻炼了创新能力。

设计步骤和内容：

液压系统的设计步骤和内容大致如下：

(1)明确设计要求，进行工况分析； (2)确定液压系统的主要性能参数； (3)拟订液压系统原理图； (4)计算和选择液压元件； (5)验算液压系统的性能；

(6)液压缸设计；

(7)绘制工作图，编写技术文件，并提出电气控制系统的设计任务书。。

机构概况

该装置由垃圾集装箱、举升机构、旋转机构和压缩机构四部分组成。平常，包括垃圾集装箱在内的整个装置置于地下，吊板盖于其上，垃圾由自动封闭门进入。当垃圾装满后，由压缩机构予以压缩，然后再装料……最后由举升机构将吊在吊板上的垃圾箱升起，并通过旋转机构使其达到适当位置后，封闭式装车外运。主要结构

垃圾压缩集运设备由横向压缩系统、垂直升降、机架、污水排放装置、压缩块装载箱、液压站电控系统和机器状态显示及故障报警系统组成。 工作循环概况描述

横向压缩系统将装入垃圾成形模中的疏松物料压缩成密实的块状物料以便运出。垂直升降系统将装满压成块状垃圾的压缩块装载箱抬起，进而送入运输车内外运。压缩块装载箱贮装散料垃圾以备压缩成块。污水排放装置将压出的污水滤除排放。装载箱托架将装载箱托起。液压站为整个装置提供动力。电控系统控

制设备运行工艺过程。机械状态显示和报警系统能清晰的反映设备运行状态，保障设备运行安全可靠。 操作工艺过程

结构草图如下：

如草图示意，首先垂直升降系统(1)将垃圾箱送入垃圾压缩装置(4)内。当散状垃圾装满箱体后，横向压缩系统(3)压下并反复几次，将垃圾压成块状，压下的污水由污水滤孔排出。此时由控制系统将压缩板拉回原处，以便继续装入垃圾；待到箱内装满垃圾后，由垂直升降系统(1)将垃圾箱抬出压缩装置(4)，经转向系统(2)转至适当位置放入转运车，挂钩(5)脱离，再勾住新的垃圾箱放入压缩装置(4)内。整个过程自动化程度高，设备的运行状态通过显示器一目了然。当机器运行出现故障时自动报警。设备运行安全可靠。 主要技术参数

1.垃圾箱容积： 10m3 2.升

降

高

度： 3.2m

3.上 升 速 度： 0.017m/min 4.下 降 速 度： 0.034m/min 5.压 头 快 进 速 度： 2.5m/min 6.压 头 压 实 速 度： 0.5m/min 7.压 头 快 退 速 度：

4.0m/min

8.主 电 机 功 率：4.0KW 9.旋 转 电 机 功 率： 1.1KW 10.液压系统工作压力： 10MPa 11.整12.驱

机动

重方

量： 6000kg 式： 电机驱动

一．液压系统主要性能参数的确定

这里，液压系统的主要性能参数是指液压执行元件的工作压力p和最大流量Ｑ，它们均与执行元件的结构参数（即液压缸的有效工作面积或液压马达的排量）有关。液压执行元件的工作压力和最大流量是计算与选择液压元件、原动机（电机），进行液压系统设计的主要依据。 液压执行元件工作压力的确定

液压执行元件的工作压力是指液压执行元件的输入压力。在确定液压执行元件的结构尺寸时，一般要先选择好液压执行元件的工作压力。工作压力选得低，执行元件的尺寸则大，整个液压系统所需的流量和结构尺寸也会变大，但液压元件的制造精度、密封要求与维护要求将会降低。压力选得愈高，结果则相反。因此执行元件的工作压力的选取将直接关系到液压系统的结构大小、成本高低和使用可靠性等多方面的因素。也可根据设备的类型参考表4选取。

液压执行元件主要结构参数的确定

升降液压系统执行元件主要结构参数确定

液压缸的主要要尺为缸简内径、活塞杆直径、缸筒长度以及缸筒壁厚等。 （1）工作负载

液压缸工作负载R是指工作机构在满负荷情况下，以一定加速度起动时对液压缸产生的阻力，即

式中 Rl——工作机构的荷重及自重对液压缸产生的作用力（N）;

Rf——工作机构在满载下起动时的静摩擦力（N）； Rg——工作机构满载起动时的惯性力（N）。 （2）工作速度和速度

液压缸的工作速度.与其输入流量和活塞的面积有关。 无杆腔进油时，活塞或缸体的工作速度为

有杆端进油时的速度

如果工作机构对液压缸的工作速度有一定要求时，应根据所需的工作速度和已选定的泵的流量来确定缸径;推力和速度都有要求时，’可根据速度和缸径来选择泵;在速度没有要求时，则可根据已选定的泵和缸来确定工作速度。 双作用液压缸，其往复运动的速度比为

除有特殊要求的场合外，速比不宜过小或过大，以免发生过大的被压或活塞杆太细，稳定性不好。φ值可按JB2183-77中所制定的标准选用，工作压力高的液压缸选用大值，工作压力小的则选小值。 （3）缸筒内径

根据公式F=PA，其中F——活塞所需推力

P——工作压力

A——活塞应有的有效面积 整机重量为6000kg,垃圾重量7t

（60007000）x9.8N127400N 所以F

P10x160Pa

127400

12740mm2 6

10x10Pa

得

AF/P

2

又AD/4其中

D——缸筒内径 带入A的值，解得D128mm

缸筒内径按GB2348-80及足大升降高度，查表圆整为140mm 活塞杆直径取为d圆整100mm 所以活塞的面积A

0.6D0.614084mm

D2

4



1402

4

15394

活塞杆的面积A1



D2d2

4



14021002

4

7540

要确定液压执行元件的最大流量，必须先确定执行元件的结构参数。这里主要指液压缸的有效工作面积A1、A2及活塞直径D、活塞杆直径d。液压执行元件的结构参数首先应满足所要克服的最大负载和速度的要求。例如图3所示一单杆活塞缸，其无杆腔和有杆腔的有效作用面积分别为A1和A2，当最大负载为F max时的进、回油腔压力分别为p1和 p2，这时活塞上的力平衡方程应为

这样就有

式中，A2/A1一般由快速进、退速度比与回路结构有关。例如当快进时是液压缸的无杆腔进油、有杆腔回油，而快退时是有杆腔进油、无杆腔回油，快进、快退时的流量Q均相同（一般为泵的最大供油流量），这时快速进、退的速度比v1 / v2为

即这时的液压缸两腔的面积比由快速进、退的速度比λv确定 。当快进时采用差动连接液压回路，快退时采用有杆腔进油、无杆腔回油，并且要求快速进、退速度相等时，则应A2 /A1=1/2。

表5 按活塞杆受力情况选取活塞杆直径

在D、d圆整后，应由式A1=πD2/4和A2=π(D2-d2)/4重新求出A1和A2。则此时液压缸两腔的有效工作面积A1、A2已初步确定。

液压缸两腔的有效工作面积除了要满足最大负载和速度要求外，还需满足系统中流量控制阀最小稳定流量Qvmin的要求，以满足系统的最低速度vmin要求。因此还需对液压缸的有效工作面积A1（或A2）进行验算。即

式中Qvmin可由阀的产品样本中查得。若经验算D、d不满足式（9-11），则需重新修改计算D、d、A1、A2 ，直至满足式（11）为止，才算最后确定液压缸的有效工作面积。

液压缸的结构强度计算和稳定校验

(1)缸壁强度校核

若壁厚/D0.08，其中D140

得

11.2mm

PmaDx

可按薄壁公式校验其强度，即 

2式中：Pmax——缸筒内最高工作压力，为15MPa； ——缸筒材料许用应力； 

b

n

，b为材料抗拉强度。

由缸筒材料为45号钢，查得b600MPa N为安全系数，一般取n带入数据，得

5

PmaxD15MPa140mm

8.75

600225

符合条件。

圆整取壁厚10mm

（2）活塞杆强度及液压稳定性的计算

a.活塞杆强度

活塞杆强度可由下列推出

d

R——工作负荷

查表可知45#钢的抗拉强度b

600MPa

RF

0.95

11.4

s

b600

464MPa 11.4

d

d

63.6mm

d100mm63.6

所以活塞杆强度合格。

单杆双作用液压缸往复运动的速度比为:

V1D2d2

V2D2

140210020.5

14021.02V22.04m/min

0.5

Ｖ１——活塞杆上升的速度1.02ｍ／ｍｉｎ Ｖ２一一活塞杆下降的速度2.04ｍ／ｍｉｎ

ｂ．稳定性计算

一般，短行程液压缸在轴向力作用下仍能保持原有的直线状态下的平衡，故可视为单纯受压或受拉直杆。但实际上液压缸是缸体、活塞和活塞杆的组合体。在由于几活塞和缸体之间以及活塞杆与导向之间均有配合间隙，加之缸的自重及负载偏心等原因均可产生纵向弯曲。所以受压时载荷似于压杆。当活寨行程较大比值１／ｄ＞０时，活塞杆承受的压力超过一定数值时液压缸将出现纵向弯曲，由此在确定活塞杆直径时除要满足强度外还将根据液压缸支撑形式进行足够验算

F

Fk

k

。

式中：F——液压缸的最大推力，F

FRN

FK——液压缸稳定临界力N

K——稳定安全系数，一般取K2

液压缸稳定临界力FK的值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度及其两端支承情况等因素有关，

当



l

i

1时，可由欧拉公式计算:

2EJFK2

l

式中

——活塞杆的柔性系数



——不同支撑形式的液压变换成两端饺支压杆时的长度折算系数，查手册

可知2

l——活塞杆计算长度，其值与活塞行程和液压缸的支撑形式有关。即液压

缸安装长度（ｍ）

E——活塞杆材料的纵向弹性模数Pa，对于钢材E＝２.１*１０１１ｐ

ａ

J——活塞断面的最小惯性矩J

d4

64

m4

d/4，其中Ａ为断面面积i

——一活塞杆断面的回转半径，i

m对于断面实心杆，id/4

2

式中：1——大柔度杆的最小极限柔度、即临界力相当于材料比例极限时

的柔度，其值为1

其中p为比例极限，４５号钢的1值为

100MPa

10时

12时属于柔度杆，可按雅辛斯基公式计算

FKAabN

式中：

2——柔度系数，查表

A——活塞杆断面面积，A

d2

4

m

2

ａ，ｂ——与活塞杆的材料有关的系数查表。

FkAab

2EJ3.14*2.1*1011*454

1.04*105N 即FK22

l2*3200

1.04*104N

26000N 取k＝４，FK4

FK

安全系数

计算得nFK/F11.04*105/383043

压头液压系统执行元件的主要结构参数

(１)缸筒内径D的确定

对于双作用单活塞杆液压缸，当活塞杆是以推力驱动工作负载时，既压力油输无杆腔时，工作负载R为:

RF



DPDPd4

2

20

2

p0

DF——活塞杆的最大推力

——机械效率，考虑密封件的摩擦阻力 P——工作压力，一般情况下去系统的调定压力

P0——回油被压，若回油直接接通油箱，可取P00

d——舌塞杆直径



DPDPdp

4

2

2

2

当活塞杆是以拉力驱动工作负载时，则压力油输入有杆腔

RF

D

对于双作用活塞缸，钢筒内径应取计算结果的较大值，由于钢筒一般由无缝钢管制成，计算出的数据需要按文献圆整为标准内径.

D



9.8*9.5

0.950.1m50150mm

活塞杆直径d的推荐值:当活塞受拉时d

0.30.5D，当活塞受压时

d0.50.7D

缸筒内径按GB2348一80，选择D160 取d

0.6D160*0.696mm

活塞杆直径d按GB2348选抒d110mm

3.14*1602

20096mm2 所以活塞的面积A44

而活塞杆的面积A1

(2)缸筒壁厚验算及强度校核: 缸筒选用45号缸，b

D2

D2d2

4



3.14*16021102

4

10603mm2

600mpa

当壁厚/D0.080.3时河用下式校验:



PmaxD

3.3s3Pmax

0.0104m

10.4mm

s——缸筒材料许用应力

b

s——

n

b——材料抗拉强度

n——安全系数

缸简外径的确定

D1D21602*11

182

缸底厚度计算：10.5DD2——缸底内径

s——一缸底材料的许用应mpa

根据强度取D2120mm

10.5Dx

17.32mm

20mm

s

Pm

b

,3 

。

mpaa——一液压缸最工作压力x

单杆双作用液压缸往复运动的速度比为:

V1D2d2



V2D216021102 2

160

0.5230.6V2

2.5

4m/min 0.6

V1——活塞杆受压的速度2.5m/min

V2——活塞杆受拉的速身4m/min

活塞杆强度及压杆稳定性计算

dR

F

6001.4

活塞杆强度可由下式求出:



0.95

s

b

464mpa

*0.95m4m55.mm4

0.055

d110mm55.4

d

活塞杆强度合格

(3)活寨杆稳定性计算 活寨杆全部伸出时的尺寸L

L1600160015064100

4774mm

L/d4774/11043.4

当活塞杆的长径比l/d>10时，对于压杆必须考虑其稳定性:

F

Fk

k

。

式中：F——液压缸的最大推力Kg

FK——液压缸稳定临界力N

K——稳定安全系数，一般取K24

l

当活塞杆的柔度(或细长比)

2*1600

177.8mpa1

i4.5

即为大柔度杆，活塞杆的临界力FK可由欧拉公式计算:

2EJFK2

l

式中：1——大柔度杆的最小极限柔度、即临界力相当于材料比例极限时

的柔度，其值为1

其中p为比例极限，４５号钢的1值为

100MPa

E——活塞杆材料的纵向弹性模数Pa，对于钢材E＝２.１*１０

１１

ｐａ

d44

m J——活塞断面的最小惯性矩J64

i

——一活塞杆断面的回转半径，i

Ａ——活寨杆横截面积

d/4 l——活塞杆最大安装长度，其值与活塞行程和液压缸的支撑形式有关。

——不同支撑形式的液压变换成两端饺支压杆时的长度折算系数，查手册

可知

2

计算可得：

FKAabN

2EJ3.14*2.1*1011*454

1.04*105N 即FK22

l2*1600

1.04*104N

26000N 取k＝４，FK4

FK

安全系数

5

计算得nFK/F11.04*10/383043

活塞杆稳定性合格。

实际工作参数确定

经过上面对液压系统的初步计算，则液压系统的实际工作压力如下表所示

绘制工况图如下图3一1

二、拟订液压系统原理图 确定液压执行元件的类型.

主机运动部件的运动为直线往复运动固选为液压缸.,但由于行程比较长所以采用柱塞式液压缸.

制定液压系统方案 制定调速方案

液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是核心问题。DLZ式固态垃圾压实机主要由两个执行元件组成:压实缸和升降缸。方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作对于于高压流量的液压系统，多采用插装阀一于先导控制阀的逻辑组合来实现。

速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调速方式有节流流调速、容积调速以及二者结合即容积节流流调速。

节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调速。此种调速方式结构简单，但这种系统必须用溢流阀，所以效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量米达到调速目的的。

其优点是没

有溢流损失和节流损失，效率高。由于为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运转速度高的液压系统。

节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁油节流三种形式。进油节流启动冲击较小，回油节流常用在有负载的场合，旁油节流多用于高速。

调速回路一确定，回路的循环形式也就随之确定了。

节流调速一般开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，在排回油箱，开式回路结构简单一，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。

综上所述，再结合垃圾压实机的

工作特点:一要求功率比较大，对执行元件的执行精度一要求不是很高，只要求性能稳定，维修周期长，经济费用低。

工作环境:在垃圾中转站中环境差，固体体颗粒物多，湿度大，极易受到污染。所以选取节流进油调速，开式系统，变量泵供油。

制定压力控制方案

液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定爪力范围工作，也需要多级或无极连续的调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用安全阀起安全保护作用。

DLZ式垃圾压实机在泵的出油日采用电磁溢流阀调节出口压力，考虑到泵的卸载时间短，所以选抒断电卸载。在泵的出油口装单向阀，在压实缸有杆腔回路上采用平衡阀，其功用是在执行元件的回油管路中建立背压，防止因重力是压头下落。在推缸的有杆和无杆回路上装单向节流间来分别控制推头快退和顶推时所需要的压力。

制定顺序方案

本液压系统，要求器不工作时，处于保压状态，所以采用O型中位机能的电磁换向阀。液压泵无载启动，经过一段时间，泵正常运转。延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立正常的工作压力。然后通过电磁换向阀。例如，当执行完压实的预定动作后，回路中的压力到达一定的数值后，通过压力继电器发出电信号，是电磁换向阀换向，是油液进入压缸的有压杆腔，使压头后退。

选择液压动力源

液压系统的工作介质完全用液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调

速系统一般使用定量泵，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多于的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力

的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。

为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对于工作循环各阶段中系统所需油量相对较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对于所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。

油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有过滤器，进入系统的油液根本被保护元件的要求，通过相应的精过滤再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路处设置磁性过滤器或其他形式的过滤器。根据液压设备所处的环境及对温度的要求，还要考虑加装热、冷却等措施。

该液压系统未暴露在工作环境当中。前而曾提到过，工作条件恶劣，环境温度适中，湿度大，尘挨固态颗粒物多，有外界冲击震荡:该设备对执行精度要求不是太高:又从经济方而考虑，所以，选择叶片泵。又因为要满足液压系统的动作执行的快慢，所以最终选择单级叶片泵。

DLZ式固态垃圾压实机完整的液压系统图

电磁铁动作表

压实机的液压系统原理图如图所示。油源为单极叶片泵1给系统供油甲以满足压实缸快慢速度要求:泵1出油口的压力分别由12和14设定。压实机有两个执行器，分别为压实液压缸7和升降液压缸9，两缸的运动方向分别由三位四通电磁换向阀11和10控制;立置缸7的回油路设有液控单向阀用以防止压头因重力卜一落; 调速阀6用于调节缸7的升起和下降的速度。

启动泵1，由于6是断电卸荷，所以泵处于卸荷状态，当泵的出口压力达到系统的要求时，继电器发出电信号给电磁换向阀1DT，切换至右位，泵1的压力油便压实缸9的无杆腔，故缸9的活塞杆启动、压头快速前进，缸9的有杆腔的油液则经调速阀排回油箱。当压头实垃圾时，系统压力升高，达到继电器调定的压力，给电磁阀换向发出信号，使6DT断电卸荷泵空载，经溢流阀5排回油箱，实现卸荷。垃圾块需经过2一3次的压实，即重复上面的操作。

当压实结束后，将换向阀11切换至左位，液压缸9无杆腔油箱接通，实现保压后释压，接着液压泵1经调速阀向缸9的有杆腔供油，泵的流量使缸的活塞杆驱动压头快速后退。

当升降装置工作时，换向阀4DT切换至右位，压力油经液控单向阀5和调速阀6进入升降缸7的无杆腔，有杆腔油液直接排回油箱；升起结束后，3DT切换至左位，则压力油进入缸有杆腔，无杆腔油液经调速阀和液控单向阀排回油箱，升降装置下降复位。一个工作循环结束，液压泵卸荷。

三．计算和选择液压元件

液压泵和电机型号与规格的选择

前边已经经过比较选择了单极叶片泵。 液压泵的工作压力

pppmax

其中pmax是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统最高压力是压头压实的进口压力，pmax11MPa;p是泵到执行元件间的管路损失。参考表一一，取

p0.5MPa

液压泵的下作压力为

P100.5MPa10.5MPa

确定泵的流量

因DLZ式固态垃圾压实机的各个执行元件为一次单动，因此不存在多个元件同时动作的问题。若分析表所列各执行元件所需的流量，不难发现，最大流量需求为压头快进2.5最m/min,L201/，min小的流量需求为压头压实

0.5m/min,40L/min，各执行元件的不同工况流量需求相差很大。

液压泵的流量qp

KQmax

取泄漏系数K=1.1，求得液压泵的流量为

qp2011.1L/min221L/min

选GPC4的单极液片泵，当工作压力是11MPa时，.泵的流量为221L/min

液压泵电动机功率的确定

在确定电动机功率之前，首先要确定液压泵的实际工作压力。常用的方法有两种:一是将执行元件的实际工作压力乘以系数k=1.1;二是在执行元件实际工作压力的基础上加阀件和管路的压力损失，如却p0.5MPa。本系统采用加压力的方法计算。

对单极液片泵油系统，应对各种下况下的电动机功率进行计算，然后进行比较，取最大功率。这里需要指出的是，单极液片泵的总效率在领定压力下可达到0.8，而卸载情况下仅为0.3, 单极液片泵供油电动机功率计算公式为

Pppq/

式中，pp、q、分别为泵的实际下作压力、流量和总效率。经计分析比较，

压头快进单极液片泵供油时，此时的流量还是最人的，所以在这.T.况下电动机的功率

就是整个液压系统的电动机最大功率。 此时pp80.516 所以电动机的最大功率为

P8.5*221/0.82.34KW

因此单极液片泵方案可选Y280M一2型电动机，功率为4KW的，同步转速为

2970r/min。(由袖珍机械设计师手册—1297查得)

液压阀的选择

选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。该系统的工作压力在

液压辅助元件的选择

油箱的有效容积可按下式确定 Vaq

式中a为经验.系数，对中压系统取a=7。所选泵的总流量为221L/min，液压泵每分钟排出的压力油的体积为0.22m3，算得油箱的有效容积为

V7*0.221.54

油管内径计算

本系统油管内径可按式:

d4.计算

式中Q——管内通过的流量，L/min

v——液体在管内的最大允许流速，m/s，一般对吸油管取0.5一1 .5m/s；

回油管取1.5—2.5m/s，压油管取3—5m/s。

在这里，吸油管取1m/s，回油管取2m/s，压油管取4m/s

四．液压系统的性能验算 温升

系统的发热量要进行准确计算一般很困难，下面介绍一种工程上常用的近似计算方法。

液压系统的输入功率与输出功率之差就是系统运行中的能量损失，也就是系统产生的发热功率H 。即

式中 Ni——系统的输入功率，即液压泵的输入功率，可用Ni = ppqp /ηp

计算，式中符号意义同前；

No——系统的输出功率，即执行元件的输出功率； 对于液压缸 No=Fv 对于液压马达 No=2πTn 式中 F——液压缸的总外负载力；

T——马达轴上的总外负载力矩； v——液压缸的运动速度； n——液压马达的转速。

若整个工作循环内的功率是变化的，则可按各阶段的发热功率求出系统的平均发热功率，即

式中 Nij——整个工作循环的第j个阶段系统（液压泵）的输入功率； Noj——整个工作循环的第j个阶段系统执行元件的输出功率；

△tj——第j个阶段的持续时间； n——整个工作循环的阶段数； T——整个工作循环的周期（时间）。

五．转向机构设计 转向系统结构

转向系统部分的结构与起重机中转格式旋转支撑装置相似，利用一个调心滚子轴承和一个推力调心滚子轴承承受径向力和轴向力，而动力系统则以电极驱动，电机驱动，利用齿轮传递转矩。

电动机的选择

(1)电动机的转速

由于垃圾中转站的转速要求很低，(与龙门起重机的转速相似)，大约1.5转/ 分钟，所以电动机的转速要求很小，910r/mm。 (2)电动机的功率

电动机的功率要求不高，但电动机启动时，受瞬时扭矩较大，按实验即实际经验 和

与

减

速

器

的

配

合

情

况

，

选

用

功

率

为

1.1KW的电动机。选用型号为Y90L—6 。 电动机参数:

额定功率:1.1KW 同步转速:1000r/mm 满载转速:910r/mm 满载电流:3.15A 满载效率:73.5% 功率因素

:0.72

(3)传动比的准确分配

垃圾中转站的转速 V 1=1.5r/min 电动机转速 V 1=910r/min i总 1=VZV1=910/1.5=607

减速器的传动比 i1=87 计算得出齿轮的传动比 i 1=7

轴的强度校核

(1)压力校核

sNIA

式中: N为所受压力; I为传动比; A为横截面积。其中:

N=6000·gN x 5/3=104 x gN

d

轴是空心的 

D取=0.5(一般取0.5一0.6 )

A12d210.50.1520.053m2

2

101049.8s18.49MPa

0.053

轴材料为45钢，查设计手册可知道

s335MPa

ss 合格 (2)弯矩校核

M/W

式中：M5000021.0105Nm1.01

43436

W1d/3210.50.15/321.010



M/W1.0105100.0MPa100MPa

45号钢，查设计手册得 603MPa

 合格。

齿轮的校核

选择齿轮材料 小齿轮:40cr调值处理，硬度241一286HBS大齿轮:45钢调值处理硬度[9]-255HBS按MQ值量要求取

(1)校核齿面接触疲劳强度。

HZHZEZ

经计算及查表得出：

F224890N KA1.2 5 KV1 KHB1.0 9 KH21.2

ZH2.5 ZE189. 9 Z

0.76

H2.5189.80.76计算安全系数SH: SH经计算及查表得：

760N/mm2

HcZZmN

H

LVR

Z

X

7

5 N14.2 N20.6 ZN11.2 5 ZN21.3 17010

ZLVR0.85 Zx1

SH11.11 SH21.2 1SHmin1SHSHmin

，故安全。

(2)校核齿根弯进疲劳强度

F 经计算及查表得：

22

F1240. F2220 N8m/mN/mm

FT

KAKVKbmn

EB

K

FX

K

F S

K

计算安全系数SF: SF 经计算及查表得：

SF12.1 8 SF21.72 5

FEYNYsreYYrelTvTR

F

X

SFmin1.4

SF1和SF2均大于SFmin，故安全。 （3）主要几何尺寸

m=5mm Z1=22 Z2=154

d1=mz1=5x22=110mm da1=d1+2ha=110+2x5=120mm d2=mz2=5x154=770mm da2=d2+2ha=770+2x5=780mm a=112(d1+d2)=440mm b1=95mm b2=90mm

轴承的选择

旋转系统要承受轴向力Fa和径向力Fr1而且有一定缩载，所以要同时采取调心滚子轴承和推力调心滚子轴承。在结构处理上必须保证两个轴了在的调位中心重合并使

推力轴承只承受轴向载荷，径向轴承只承受径向载荷。

由轴承尺寸:d1=180，选择调心滚子轴承的型号为3053136. D2=170，选择推力

调心滚子轴承型号为9039334E

六.总结

地埋式自动升降压缩式垃圾站，是一种符合环保要求的全新概念的生活垃圾收集设施，它可彻底解决生活垃圾的二次污染问题，且实现低投入，低成本运行，还且有无害化、资源化、占地少、美化环境等优点。可广泛应用在各公共场所、生活小区、集贸市场、学校、公园、车站、景区、机关、企事业单位、部队等。设备安装后地面仅一个平台，无任何地上建筑，与周围环境融为一体，制造和谐优美环境。

本设计将利用地下空间，将整体垃圾站落入地下，地上部分不暴露任何垃圾，特别是夏季，落入地下的垃圾站因地下温度较地上部位低，可延长垃圾腐烂时间，本垃圾站还装有自动排污水装置，自动灭蚊蝇装置，最大限度的减少恶臭，改善管理人员的工作环境以及对周边环境的影响。储存仓与压缩仓结合一体，结构设计紧凑合理，升降系统采用液压控制、性能稳定、耐用性高。

通过本次毕业设计锻炼了我们的工作能力，达到了预期的效果。从学习到应用的是我们成长的必经之路，这是我们第一次真正接触到生产实际，只根据一些现有的资料是不够的，还需要到生产实际中调研、考察，设计过程本身就是不断发现问题和解决问题的过程。同时使我认识到使用现代化设计方法复合设计的发展方向。