雙頂套筒式液壓油缸自卸車舉升力計算分析

胡新才

雙頂套筒式液壓油缸自卸車舉升力計算分析

胡新才

（中車時代電動汽車股份有限公司，湖南 株洲 412000）

在中小型工程自卸車板塊中，雙頂套筒式液壓油缸是最常用的一種液壓舉升結構，其具備結構緊湊、舉升效率高、工藝簡單，以及兩個油缸并同使用時橫向剛度較強等優點，因此得到推廣。文章通過對自卸工程車雙頂套筒式油缸舉升力的分析計算，詳細地闡述了雙頂套筒油缸舉升受力及齒輪泵、換向閥、液壓油管，以及液壓油箱元器件的選型。最終選取液壓油缸的型號為2TG-E90X450，第一節油缸直徑為90 mm，第二節油缸直徑為70 mm，油缸行程為450 mm，滿足液壓系統舉升能力要求。

雙頂套筒式液壓油缸；自卸車；舉升力計算；齒輪泵；液壓換向閥；液壓油管；液壓油箱

隨著經濟發展和城市規模擴大，工程車性能也受到更多關注，自卸車市場在相關領域得到了空前發展。與此同時，國家對基建、公路、鐵路板塊的投資及建設規模日益加大，因此，自卸工程車市場份額呈現井噴式增長。而液壓舉升系統作為自卸車工程車中重要的執行部分，其耐久性、穩定性、可靠性，以及液壓元件和選型是整車性能計算分析中不可輕視的一部分，在自卸車中占有舉足輕重的地位，對液壓舉升系統計算及液壓元件選型至關重要。對于自卸車而言，液壓舉升能力又是反映其性能較為重要的關鍵要素之一，因此，液壓舉升力計算及相關部件選型已成為研究液壓舉升能力的關鍵點。

自卸車在使用過程中出現系統故障的情況屢有發生，嚴重影響工作效率和駕駛員心理狀態，故障主要原因為系統壓力計算時設置的安全系數過小，沒有充分考慮各種工況（貨物超載、貨物粘結無法裝卸等）；齒輪泵型號偏小（排量低），導致卸貨時間慢，影響工作效率；液壓油管及液壓油箱的通徑及容量選型有誤，導致通油能力不足、儲油能力過小，從而影響系統工作。文章對上述故障問題點進行詳細全面地過程計算分析，對車輛工況兩種狀態（卸貨狀態及不卸貨狀態）進行壓力計算，得出安全可靠的系統性能范圍，并對車輛的實際舉升能進行驗證。同時對齒輪泵、液壓閥、油管及油箱等液壓元器件進行了計算及校核，讓客戶在使用車輛過程中盡量減少故障的發生，提高工作效率，從而降低使用成本。

1 雙頂套筒式油缸舉升力計算

1.1 車型參數

以某車型為例，進行雙頂套油缸舉升力計算方法分析，液壓缸在車輛固定點的位置，車廂繞車架回轉中心點。具體車型參數如表1所示。

1.2 液壓油缸各級套筒和柱塞外徑確定（貨物不傾卸）

根據總布置要求，在貨廂初始位置狀態下，為了防止油缸回落到底時，造成頂缸而損壞油缸，油缸的初始安裝中心距為201 mm（比原始安裝中心距大11 mm）。液壓油缸在初始工作位置時，其受力分析如圖1所示。

表1 車型參數

參數名稱參數值 貨箱內部尺寸/mm3 600×1 900×900 車載質量/kg11 000 砂石密度/(t·m-3)1.8 貨箱自重/kg1 000 舉升質量(載質量+貨箱自重)/kg12 000 單個油缸的舉升質量/kg6 000 液壓油卸的容積效率0.98 液壓油缸的機械效率0.97 液壓系統額定工作壓力/MPa16

圖1 液壓油缸初始位置

根據力矩平衡條件[1]，即

液壓油缸首節推力和首節直徑分別為

液壓油缸第二節伸出后，其受力分析如圖2所示。

根據力矩平衡條件，即

液壓缸的第二節推力和油缸的各節直徑為

通過計算液壓油缸的各節直徑1和2分別為77.3 mm、63.9 mm，滿足舉升要求。根據液壓缸的套筒與柱塞參數組合[2]，該車型應該選取的液壓油缸型號為2TG-E90X450，首節直徑為90 mm，第二節直徑為70 mm。

圖2 液壓油缸第二節伸出后（貨物不傾卸）

2 液壓系統元器件的計算選型

2.1 齒輪泵的選型及主要工作參數的確定

2.1.1最小流量

依據《自卸汽車通用技術條件》（QC/T 222）[3]標準規定，自卸汽車的車廂舉升時間不超過20 s，此條件下可計算液壓系統的最小流量，即

2.1.2齒輪泵具體參數選擇及計算

1）齒輪泵的最高轉速為

bmax≥e/=2400/1.588=1511 r/min （8）

式中，為取力器傳動比，取1.588。

2）齒輪泵泄漏系數=1.3時，齒輪泵最小流量[4]為

bmin=×min=1.3×min=1.3×28.16=36.6 L/min（9）

3）齒輪泵壓力儲備系數為1.2時，第一節油缸承受的工作壓力（貨物不傾卸狀態）為

=7.91×106Pa （10）

第二節油缸承受的壓力為

=14.3×106Pa （11）

4）計算齒輪泵的輸出油壓時，取以上油缸各節受工作壓力最大的數值來計算，即

b=1.2×2max=1.2×14.3×106=17.16×106Pa （12）

5）根據齒輪泵最小流量，計算齒輪泵最小排量為

實際上液壓系統工作時，發動機轉速往往達不到最大額定功率下的轉速，因此，在選取齒輪泵排量時，要以齒輪泵理論最低轉速時的排量為依據確定參數。根據上述計算結果分析得出，實際可選取齒輪泵[5]型號應為CB-E32，該齒輪泵的參數依次為公稱排量：32 mL/r；額定壓力：16 MPa；最高壓力：20 MPa；公稱轉速：2 000 r/min。

2.2 換向閥的選擇

換向閥的額定壓力應大于工作壓力，換向閥的額定流量應滿足QC/T 222[3]中的規定，即額定流量需大于系統的最小流量min[6]為

=1.2×32×1511×0.98=56.448 L/min （14）

通過上述計算選取三位三通換向閥參數為額定壓力：17.5 MPa；額定流量：60 L/min。

油缸舉升時間的計算校核過程與液壓油缸的舉升時間、齒輪泵的排量以及換向閥的流量有關。在計算校核舉升時間時，應分別計算齒輪泵和換向閥，并取兩者之中的較大值與QC/T 222[3]要求時間進行比較。

計算齒輪泵（泄漏系數為1.3）在達到額定排量泵時，油缸舉升工作時間為

換向閥在額定排量分時，計算油缸舉升工作時間，即

由計算結果可知，其舉升時間不超過15 s，小于標準規定的20 s以內，滿足QC/T222標準要求。

2.3 液壓油管的計算和選擇

齒輪泵的吸油管最大直徑[3]為

式中，bmax為齒輪泵在泄漏系數為1.3時的最大流量，取37.2 L/min；為液壓油在膠管內的允許流速，取≤6 m/s。

齒輪泵的出油口油管最大直徑為

式中，min為系統最小流量，取28.16 L/min。綜上計算可知，齒輪泵選用32泵，吸油管內徑為 16 mm、出油管內徑為13 mm。

2.4 液壓油箱的選擇

液壓油箱既要有足夠的容積儲存液壓油，同時起散熱作用。在油缸縮回時，既要保證油液不會被溢出，又要保證油缸全部伸出工作時，油箱內還有少量剩余油量，保證齒輪泵未吸入空氣，影響正常工作[7]。液壓油箱容積（13.8 L）為液壓油缸容積（9.2 L）的1.5倍[8]，考慮油箱截面的通用化要求，選取液壓油箱容積為15 L。

3 實際舉升質量計算

3.1 車輛內貨物不卸落狀態

1）液壓油缸第一節舉升力為

根據力矩平衡條件要求，計算單個液壓缸在第一節工作時，能夠舉升的實際質量為

2）根據式（18）求得液壓油缸第二節舉升力2'為59 728 N。

此時貨箱舉升角度為21.37°，假設車廂內貨物不傾卸，根據力矩平衡條件和式（19）計算單個液壓缸第二節舉升時，能夠舉升的實際質量2為7.2 t，大于滿載時單油缸舉升的貨物質量（6 t）。

根據上述計算結果可知，在車廂內貨物不被傾卸時，液壓油缸能舉升起全部貨物質量。

3.2 貨箱傾卸狀態

若選擇所裝貨物為粘土，安息角為45°，貨物原體積為6.156 m3（3.6 m×1.9 m×0.9 m），當第二節開始舉升時，貨箱傾斜角為21.37°。

1）貨物傾卸后，貨箱的重心位置經計算得出，如圖3所示。

圖3 貨物傾卸后重心位置

=2.246 m=2246 mm

=0.39 m=390 mm （21）

2）根據重心位置，可以計算出液壓油缸第二節伸出后（貨物傾卸）的貨箱體積，如圖4所示。

圖4 液壓油缸第二節伸出后（貨物傾卸）

卸掉貨物的體積為圖4三角畫線部分的體積，即

式中，為三角劃線部分的長，取2.057 m；為三角劃線部分的高，取0.9 m；為三角劃線部分的寬，取1.9 m。

剩下的貨物體積2為4.339 6 m3。

3）根據力矩平衡條件和式（20）可知，單個油缸能夠舉升的實際質量為5 t。粘土密度為0.7～1.5 t/m3，取1.5 t/m3；剩下的貨物質量為6.5 t，單個油缸需要的舉升質量為3.25 t，小于油缸第二節舉升的實際貨物質量（5 t）。

綜上所述計算可得，選取液壓油缸的型號為2TG-E90X450，第一節油缸直徑為90 mm，第二節油缸直徑為70 mm，油缸行程450 mm，滿足液壓系統舉升能力要求。

4 結束語

本文對自卸車液壓系統性能計算作了詳細的說明，對液壓系統中的各零部件的計算及選型作了針對性的計算及驗算。生活中凡是有液壓系統的工程機械都能按照上述要求對系統性能及各零部件的選型進行分析、計算及校核。理論計算是指導實踐的先行軍，液壓系統的工況因載荷不同而變化，理論計算應考慮各工況下的系統性能是否滿足要求。零部件組成系統及性能受零部件影響，因此，要保證系統中各零部件計算及選型完整且精細化，同時也希望能夠指導相關設計者開發液壓系統。

[1] 趙晶.淺談自卸車整車布置設計[J].專用汽車,2020 (1):59-60.

[2] 全國汽車標準化技術委員會.自卸汽車液壓缸技術條件:QC/T 460[S].北京:中國計劃出版社,2010.

[3] 全國汽車標準化技術委員會.自卸汽車通用技術條件:QC/T 222[S].北京:中國計劃出版社,2007.

[4] 李壯云.液壓元件與系統[M].3版.北京:機械工業出版社,2011.

[5] 周長城.液壓技術基礎[M].北京:機械工業出版社, 2021.

[6] 天津特精液壓股份有限公司.液壓齒輪泵:JB/T 7041 [S].天津:天津特精液壓股份有限公司,2006.

[7] 陳守艷,賈秋蘭.前舉自卸車貨箱及舉升裝置的設計計算[J].專用汽車與配件,2021(2):45-47.

[8] 王益群,高殿榮.液壓工程師技術手冊[M].北京:化學工業出版社,2020.

Calculation and Analysis of Lifting Force for Double Top Sleeve Type HydraulicCylinder Dump Truck

HU Xincai

( Zhongche Times Electric Vehicle Company Limited, Zhuzhou 412000, China )

In the small and medium-sized engineering dump truck plate,the double top sleeve type hydraulic cylinder is the most commonly used hydraulic lifting structure,which has the advantages of compact structure, high lifting efficiency, simple process, and strong lateral stiffness when two cylinders are used together, so it has been popularized. Through the analysis and calculation of the lifting force of the double top sleeve cylinder of the dump truck, the paper explains in detail the lifting force of the doubletop sleeve cylinder and the selection of gear pump, directional valve, hydraulic oil pipe and hydraulic oil tank components. At last,the model of the hydraulic cylinder is selected as 2TG-E90X450, the diameter of the first cylinder is 90 mm, the diameter of the second cylinder is 70 mm, and the route of thecylinder is 450 mm, which meets the lifting capacity require- ments of the hydraulic system.

Double top sleeve type hydraulic cylinder;Dump truck;Lifting force calculation;Gear pump; Hydraulic directional valve; Hydraulic oil pipe; Hydraulic oil tank

U463.92+1

A

1671-7988(2023)18-29-05

胡新才（1984－），男，工程師，研究方向為商用車上裝系統，E-mail:huxincai1013@163.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.018.006