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第3章 靜液壓驅動系統的設計
第3章 靜液壓驅動系統的設計
3．1 車輛行走機構對液壓傳動系統的要求
大型自卸車作業(yè)時牽引力和車速的變化范圍大，并且變化急劇、頻繁、工作條件苛刻，因而對液壓傳動裝置的要求是：
1．應采用精心設計的“背靠背”傳動裝置，以及泵和馬達之間采用盡量短的管路連接，在素的和轉矩較寬的范圍內能夠獲得總效率的85%以上，把發(fā)動機的功率充分利用與速度和牽引力的寬范圍內。
2．能利用傳動系統本身精心可靠地制動。
3．對兩側驅動車輪采用獨立的傳動系統，以滑移方式轉向。
4．結構簡單，液壓元件要耐久、可靠。
3．2 液壓驅動系統的型式
3.2.1 容積調速系統
依據工程機械，其液壓驅動系統的變速裝置是利用改變液壓泵或液壓馬達的排量來實現調速的，稱為容積調速回路。由于這種調速系統具有較高的效率，所以是廣泛使用的液壓調速系統。
圖一所示是由雙向變量泵和變量馬達組成的容積調速系統。當調節(jié)變量泵1和變量馬達的斜盤傾角，可改變其輸出流量，從而獲得不同的馬達轉速；改變斜盤方向可改變油流方向，使馬達的旋轉方向相應地得到改變。輔助泵3用以向系統補油，并起冷卻作用，其壓力由溢流閥7調定?；芈分杏袃蓚€補油閥4，梭閥6在主油路高壓控制下與常開式的溢流閥8接通，因此，工作中總有一部分油通過溢流閥8流回油箱，以便冷卻油液。主回路中兩個安全閥5保護系統不致破壞。
圖3.1 變量泵--變量馬達調速系統
3.2.2 功率分流液壓調速系統
功率分流液壓調速系統又稱雙功率流傳動裝置。由液壓泵和液壓馬達組成的單純的液壓調速系統隨著傳遞動力的增加使其容量過大，這樣其傳動效率有所降低，因此出現了把行星差動輪系與液壓調速裝置組合起來的功率分流液壓調速系統。它將動力分成兩路平行傳遞，一路通過行星齒輪傳遞，另一路為液壓傳動。在功率分流傳動中，液壓系統主要起調速作用，機械系統主要用來傳遞動力。雖然該調速系統有效地利用了液壓傳動的優(yōu)點，又保持了齒輪傳動的優(yōu)越性，但其結構復雜、制造成本高，只適用于大功率的車輛上。
3．3 行走驅動系統性能的主要參數
決定驅動行走系統性能的主要技術參數有：行駛驅動功率、牽引力、車速、最大爬坡度等。
1．牽引力F
對于運輸車輛來說，牽引力大意味著載重量大，爬坡和加速性能好，因而可以降低勞動強度，提高生產率。牽引力受附著條件限制，牽引力的值應與機械的附著條件相適應，并且使之與行走機構的額定滑轉率一致，以獲得較好的經濟效果。將全滑轉情況下的牽引力的最大值定義為最大牽引力或附著力，公式如下：
（3-1）
式中：F—最大牽引力
—附著系數
—附著重量
不同的車輛的取值范圍也不同。車輛的牽引力正常工況下要小于其附著力，否則輪胎發(fā)生滑轉，將使發(fā)動機功率嚴重損失，加劇輪胎的磨損。
2．行駛速度
對于運輸機械來說，車速對生產率有很大影響，它既要適應在工地作業(yè)的要求，又要保證一定的運輸效率。采用液壓驅動能滿足變化范圍要求，也能使發(fā)動機功率很好地利用，操縱簡單方便，有利于生產率的提高。對于大型礦用自卸車，最高車速一般不超過58km/h。
3．爬坡能力
載重運輸車輛在爬坡時的外部阻力取決于爬破度，外部阻力包括滾動阻力和坡道阻力。滾動阻力：
（3-2）
式中：G —車輛載重總重量
—車輛滾動阻力系數
—爬坡角
坡道阻力：
（3-3）
則運輸工況的爬坡能力,即驅動力：
（3-4）
4．驅動行駛驅動功率
運輸車輛的行駛驅動功率可按下式計算
kW (3-5)
式中：—牽引力，N
—車輛的運行速度，km/h
—傳動效率，一般取0.8
3．4 靜液壓驅動系統方案的確定
明確了主機對液壓系統的性能要求，對大型礦用自卸車和液壓系統資料進行分析和研究，并根據實際情況，進行方案分析比較，按照可靠性、經濟性，并盡量采用先進技術，最終選擇最優(yōu)方案。
3.4.1 液壓驅動系統的型式
根據不同的分類方法，液壓系統型式主要有：開式系統和閉式系統，定量系統和變量系統，容積調速系統、節(jié)流調速系統和容積節(jié)流調速系統等。
l 開式、閉式系統
開式系統是指液壓泵從液壓油箱吸油，通過換向閥給液壓馬達或液壓缸供油以驅動工作機構運動，液壓馬達或液壓缸的回油再經換向閥流回液壓油箱，為保證系統安全，設置安全閥。這種系統結構形式較簡單，系統自備油箱，油箱可同時起到散熱、沉淀雜質的作用。但由于油液與空氣接觸，容易使空氣溶于液壓油而進入系統，導致工作機構工作不平穩(wěn)及其他不良后果。開式系統可采用定量泵，也可以采用變量泵，對自吸能力較差的液壓泵，其工作轉速限制在額定轉速的75%以內，或增加一個輔助泵，以提高液壓泵的自吸能力和避免出現吸空現象。
閉式系統中，液壓泵的吸油管直接與執(zhí)行元件的回油管相連，液壓油在系統的管路中封閉循環(huán)（如圖3.1）。閉式系統結構緊湊，泵的自吸能力好，系統與空氣不接觸，而避免了出現吸空現象，工作機構運動平穩(wěn)。采用變量泵來避免出現液壓沖擊和能量損失。閉式系統結構復雜，自身不備油箱，油液的散熱和過濾條件較開十系統差。為補償系統中的泄露，通常要輔設一個小容量的補油泵，向系統補油并冷卻油液，多余的流量通過主泵和馬達殼體流回油箱。
閉式系統有如下優(yōu)點：
（1）主泵排量發(fā)生變化時補油系統能保證容積式傳動的響應，提高系統的動作頻率，同時還能增加主泵進油口的壓力，防止大流量時產生氣蝕，提高泵的工作轉速和傳動裝置的功率密度，另外，油液經過濾后進入系統且與外界接觸少，從而提高了液壓系統的可靠性和使用壽命。補油泵還能方便地為系統中某些低壓工作的輔助機構和制動器提供動力。
（2）閉式系統僅有少量的補油流量從油箱吸取，油箱小，便于行走車輛布置，吸油、回油流動損失小，系統效率較開式系統高。
（3）系統存在背壓且對稱工作，柱塞泵 、馬達具有很高的容積效率，其內部泄露隨壓力變化很小，因而閉式系統能平穩(wěn)地從正轉通過零點向反轉過渡并能在任意方向實行全液壓自動操作，并能保證輸出軸具有足夠的剛性，在負荷大小和方向變化時平穩(wěn)工作。
閉式系統的上述特點使它特別適應負荷變化劇烈、前進、倒退、制動頻繁的行走機械，以及速度要求嚴格控制的作業(yè)機械，因此，對行走機械有著特別的意義。
大型礦用自卸車在礦山環(huán)境下工作條件苛刻，要求經常正反向行走，制動頻繁，負載經常變化，因此確定大型礦用自卸車行走驅動液壓傳動裝置的泵和馬達采用閉式回路方式。
l 定量、變量系統
定量系統采用的液壓泵為定量齒輪泵、葉片泵或者固定斜盤的柱塞泵，當發(fā)動機轉速一定時，流量也一定，而壓力是根據工作循環(huán)中需要克服的最大阻力確定的液壓系統的壓力取決于外負載，因此，其泵的特性硬，負荷小時不能提高作業(yè)速度，功率得不到充分利用。為滿足作業(yè)要求，定量系統的發(fā)動機功率要根據最大外負載和作業(yè)速度來確定。定量系統中泵的成本低，速度平穩(wěn)，簡單可靠，價格低廉，耐沖擊性能好，油液冷卻充分但效率較低。
采用變量泵或變量馬達的液壓系統為變量系統，系統效率高，調速范圍大，能輸出恒定的轉矩或功率，且不需要很大的油箱。變量系統具有以下特點：
（1）作業(yè)速度與作業(yè)力之間可以自動調節(jié)，變量泵在變量范圍內功率基本保持恒定，隨著外負載的變化，液壓泵的輸出流量相應地變化，外負載小時，可以減小作業(yè)力，增大流量，以增大作業(yè)速度，提高生產率，外負載大時，可以增大作業(yè)力，降低作業(yè)速度，克服大負載。
（2）液壓泵經常在滿負荷狀態(tài)工作，發(fā)動機功率利用比較充分。
（3）變量系統元件較復雜，成本也高，油液發(fā)熱較大。
基于變量系統的以上特點，現代大型工程車輛的液壓驅動系統都采用變量系統，從而實現恒功率或恒轉矩控制，提高作業(yè)效率。大型礦用自卸車功率大，要求運輸效率要高，發(fā)動機功率應得到充分發(fā)揮，因此選用變量系統。
l 容積調速系統、節(jié)流調速系統和容積節(jié)流調速系統
節(jié)流調速是在系統中安裝節(jié)流閥，通過節(jié)流閥對進入執(zhí)行元件的流量連續(xù)調節(jié)而實現無級調速，按節(jié)流閥安裝位置的不同有進油節(jié)流調速、回油節(jié)流調速和旁路節(jié)流調速以及以上三種任意組合的復合調速。
容積調速是用變量泵供油，通過改變回路中變量泵或變量馬達的排量來調節(jié)執(zhí)行元件的運動速度的。這種回路中，液壓泵輸出的油液直接進入執(zhí)行元件，沒有溢流損失和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載變化，因此效率較高，發(fā)熱少，能量利用合理。
容積節(jié)流調速是利用壓力補償使變量泵供油、用流量控制元件確定進入執(zhí)行元件的流量來調節(jié)其速度，并使變量泵的輸出油量自動與執(zhí)行元件所需流量相適應。這種調速回路沒有溢流損失，效率較高，速度穩(wěn)定性好。
大型礦用自卸車運行速度高，對速度的穩(wěn)定性要求較低，外負載變化大，要求的調速范圍大，運行功率大，故選用容積調速系統。
行走機械的容積調速系統有變量泵-定量馬達調速系統、定量泵-變量馬達調速系統和變量泵-變量馬達調速系統，下面分別作以介紹。
1．變量泵-定量馬達調速系統
這種系統中，液壓泵轉速和液壓馬達排量都是恒量，改變液壓泵排量可使馬達轉速和輸出功率隨之成比例地變化。馬達輸出轉矩和回路的工作壓力都由負載轉矩決定，不因調速而發(fā)生變化，因而常被叫做恒轉矩調速系統，另外，由于泵和馬達的泄露不容忽視，這種系統的速度剛性要受負載變化影響。當回路中泵和馬達都能雙向作用時，馬達可以實現平穩(wěn)反向。變量泵-定量馬達調速系統的工作特性如圖3.2所示。
圖3.2 變量泵-定量馬達調速系統工作特性
2．定量泵-變量馬達調速系統
該系統液壓泵轉速和排量都是恒量，通過改變液壓馬達排量變化實現輸出轉速和轉矩變化的，轉速與排量成正比，轉矩與排量成反比。馬達的輸出功率和回路工作壓力都由負載功率決定，不因調速而發(fā)生變化，常被叫做恒功率調速系統。這種系統調速范圍較變量泵-定量馬達調速系統小，適用于具有恒功率負載特性的行走機構上，可使原動機保持在恒功率高效率點下工作，從而最大限度地利用原動機的功率。定量泵-變量馬達調速系統的工作特性如圖3.3所示。
圖3.3 定量泵-變量馬達調速系統工作特性
3．變量泵-變量馬達調速系統
這種系統的工作特性是上述兩種系統工作特性的綜合，回路的調速范圍很大，是泵調速范圍和馬達調速范圍的乘積。
該調速系統中變量泵和變量馬達可單獨并先后進行調節(jié)，一般分兩步進行，先是改變泵的調節(jié)參數，再改變馬達的調節(jié)參數，具體過程為：一般情況是啟動前先將變量馬達的調節(jié)參數斜盤傾角固定到最大值，然后將變量泵的調節(jié)參數斜盤傾角調到零位，啟動后將泵的斜盤傾角由最小值逐漸調到最大值，完成變量泵-定量馬達調速過程，把它固定下來，然后再將馬達的斜盤傾角由最大值往小調，達到進一步擴大調速范圍的目的，其工作特性與定量泵-變量馬達調速相同。變量泵-變量馬達調速系統的工作特性如圖3.4所示。
圖3.3 變量泵-變量馬達調速系統工作特性
這種調速系統的工作特性對一般機械負載要求很適應，因為大部分機械在低速時要求有較大的扭矩，而再高速時扭矩可以相應地減小，變量泵-變量馬達調速系統適用于系統中大功率的液壓裝置，特別適用于系統中有兩個或多個液壓馬達要求共用一個液壓泵又能獨立進行調速的場合。
3.4.2 液壓驅動系統傳動方案
圖3.4所示是行走機構液壓傳動的幾種方案。a）方案中采用定量液壓馬達驅動，其前后輪輪邊減速器有三種不同形式：① 前后橋分別裝具有相同傳動比的一級輪邊減速器。② 前后橋分別裝有不同傳動比的一級輪邊減速器。③一橋為一級輪邊減速器，另一橋為二級輪邊減速器。形式③雖然擴大了機器的行走調速范圍，但尚未找到一種切實可行的工藝方案，以便使結構復雜的輪邊減速器裝置制造成本降到最低，這種方案并不是最理想的；形式②可通過接通一根驅動軸來變速，以得到兩個檔，但需加摩擦離合器，因而結構較為復雜。b）方案中采用一組變量液壓馬達，調速范圍擴大，考慮到前橋或后橋能從高速檔脫開，這種方案具有較高的牽引動力特性，但卻沒有消除a）方案中形式②的弊病。c）方案中全部采用變量泵和變量馬達驅動，消除了上述弊病，同時由于柴油機轉速可調，因而大大提高了輪式車輛的牽引動力特性。b）方案和c）方案均適用于大多數輪式工程車輛。
b）
a）
c）
圖3.4 行走機構液壓傳動方案
3．5 液壓傳動系統的設計計算
重型運輸機械行走機構功率大，前進、后退交替換向頻繁，負載變化劇烈。要求液壓系統及元件要適應這種復雜工況，系統壓力相應也很高，一般都在20MPa以上。通過一系列計算確定液壓傳動和車輛數據，繪制出相應的曲線，從而確定車輛在其整個運轉范圍內的特性。
3.5.1 確定液壓系統的工作壓力
液壓系統的工作壓力是指液壓系統正常運行時所能克服的外載荷的最高限定壓力。在實際工作過程中，系統壓力是隨著載荷大小的不同而變化的。液壓系統的工作壓力是根據車輛機械的技術要求，經濟效果和目前液壓技術所能達到的水平來確定。
在外負荷已定的情況下，系統壓力選得越高，各液壓元件的幾何尺寸就越小，使結構緊湊，重量輕。特別是對大型運輸機械來說，選取較高的工作壓力更為重要，壓力的選擇還要考慮制造密封等因素，壓力太高，密封要求也該，制造維修困難?，F在工程車輛機械所用的工作壓力大致有：
1．中壓：壓力為10～20MPa，常用于農用機械、小型工程機械、建筑機械、液壓鑿巖機等的壓力等級。
2．高壓：壓力為20～32MPa，常用于液壓機、大中型挖掘機、重型機械和起重運輸機械等。
3．超高壓：壓力超過32MPa。
根據國家系列標準值，結合該大型礦用自卸車行走驅動系統的工作壓力小于 33MPa的要求，選用驅動液壓系統的工作壓力為=32MPa。
3.5.2 液壓傳動參數及性能的計算
為設計車輛用液壓傳動系，必須根據車輛要求的最大驅動力與最大行駛速度進行液壓傳動參數的確定。
1．需要牽引力（運行工況）
對于行走運輸車輛，其載荷力矩主要是來自驅動輪的阻力矩。大型礦用自卸車最大載重量為108t，車輛自重為85t，最高速度為=50km/h，高速運行時要求爬坡度為12‰(即0.012)，低速運行時最大爬坡度為17%（即0.17），由公式（3-4）可得，
依照最大爬坡度要求，低速運行時的牽引力，即最大牽引力：
=
=（108+85）×1000×9.8×（sin9.65°+0.02cos9.65°）= 354346 N
式中：—車輛滾動阻力系數，取0.02
—爬坡角，=arc tan0.17 = 9.65°
高速運行時的要求的最大牽引力：
=
=（108+85）×1000×9.8×（sin0.6875°+0.02cos0.6875°）
= 60520 N
式中：=arc tan0.012 = 0.6875°
2．驅動功率
車輛低速運行爬坡度為17%時要求的牽引力是最大的，此時，對車輛速度無特別要求，只要能爬上坡即可。108t自卸車在額定爬坡（8%坡度）時要求的運行速度為8 km/h，現在取最大爬坡時的車輛速度為3.6 km/h，此速度為車輛的最小速度，即=3.6 km/h。因此低速運行時的車輛牽引功率為
=
= = 443 kW
式中為傳動效率，取0.8
最高速度運行時要求能爬上12‰的坡度，此時的車輛牽引功率為：
=
= ≈ 1053 kW
由以上計算知，要滿足車輛在高速運行時的要求，須取 = 1053 kW。
3．變換范圍
變換范圍是根據車輛要求的最大參數決定的，其計算公式為：
（3-6）
式中： 單位為m/s，單位為W
—液壓系統效率
—機械傳動效率
當≤3時，由變量泵單獨變換；
當＞3時，由變量泵-變量馬達變換。
總的變換范圍分為變量泵的變換范圍和變量馬達的變換范圍，
（3-7）
由式（3-6）可以算得變換范圍
== 6.49
式中：取0.8，取0.9
可見，總的變換范圍＞ 3，需要用變量泵-變量馬達系統變換，最終選定為圖3.4 c)方案。變量泵和變量馬達的變換范圍分別為：
=2.55
4．液壓泵和液壓馬達的參數計算
108t礦用自卸車載重大，要求馬達扭矩很大，而且速度高，由低速到高速的變換范圍大，所選液壓泵和液壓馬達必須能同時滿足低速牽引和高速運行的要求，用四個馬達驅動，設置兩個檔位，其傳動比分別為 和 。在設定檔位時要求車輛換檔要盡量使沖擊力小，換檔平穩(wěn)，兩個檔位之間傳動比的比值一般在3左右，為此，設置低速檔傳動比為=3.2，高速檔為=1。
液壓馬達的基本參數主要是排量和轉速，所選擇的液壓馬達必須滿足機械的動力及行駛速度的要求。
馬達扭矩：
（3-8）
式中：—牽引力，N
—驅動輪半徑，=1.5m
—馬達數量，=4
—輪邊減速器傳動比，取=27.3
—齒輪傳動比，分別為 和
—傳動系效率，取0.98
馬達轉速：
（3-9）
式中：—車輛運行速度，m/s
單位為r/min
其他各參數與上面相同。
馬達排量：
（3-10）
式中：—系統壓差，=32Pa
—馬達機械效率，選用柱塞馬達，取=0.95。
根據已經計算出的馬達的排量和馬達在大排量時的最高轉速以及系統的工作壓力，選擇標準系列的馬達。在選擇了馬達以后，液壓油泵的選擇應滿足液壓馬達對流量和壓力的要求。油泵的流量應滿足馬達在作業(yè)時的最大速度要求，由下式確定：
（3-11）
式中：—泵的容積效率，選用柱塞泵，取=0.95
行走油泵的排量可按下式確定：
（3-12）
式中：—泵的轉速，由發(fā)動機轉速和分動箱確定
（1）低速方案
低速運行時車輛牽引力大，低速檔即Ⅰ檔傳動比=3.2，由以上計算，最大牽引力為 = 354346 N，在最大牽引力時的速度為=3.6 km/h，將各個參數代入式（3-8）得馬達最大扭矩：
=
= = 1552 Nm
代入式（3-9）得馬達轉速：
=
= = 556 r/min
由式（3-10）可以求得馬達排量：
=
= = 321 ml/r
則所需泵的流量由式（3-11）得：
=
= = 188 L/min
用一個泵帶兩個馬達，則泵的流量：
=2=2×188=376 L/min
式（3-12）算得泵的排量：
=
= = 179 ml/r
（2）高速方案
高速運行時車輛牽引力較小，高速檔即Ⅱ檔傳動比=1，由以上計算，高速行駛時的最大牽引力為 = 60520 N，最高時速為=50 km/h，將各個參數代入式（3-8）得馬達扭矩：
=
= = 848 Nm
由式（3-10）可以求得馬達排量：
=
= = 175 ml/r
由式（3-9）得馬達最高轉速：
=
= = 2415 r/min
則所需泵的流量由式（3-11）得：
= = = 445 L/min
用一個泵帶兩個馬達，則泵的流量：
=2=2×445=890 L/min
式（3-12）算得泵的排量：
= = = 424 ml/r
由求得的泵的排量=421 ml/r和泵的轉速=2100 r/min選取泵，無符合要求的泵，現在取泵的轉速=1800 r/min，則由此算得的泵的排量為：
= =494 ml/r
選取液壓泵的排量稍大于計算值，=500 ml/r
（3）驗證兩種方案的可行性
①低速方案驗證高速方案
若選用低速方案計算得的泵和馬達，則在高速狀況下只需驗證車輛速度。
= = 969 r/min﹤
可見，低速方案不能滿足高速行駛要求，達不到車輛的技術要求
②高速方案驗證低速方案
若選用高速方案計算得的泵和馬達，則在低速狀況下只需驗證馬達扭矩。
= = 3681 Nm﹥
可見，選用高速方案計算得的泵和馬達遠能滿足低速牽引的要求，此時的低速比556 r/min大很多，在滿足最大牽引力狀況下馬達轉速：
==1319 r/min
由以上計算可知，尋用高速方案可同時滿足車輛高速行駛和低速牽引的要求，故選此方案。
由此可以計算出馬達的最大排量：
=321 ml/r
選馬達的排量稍大一點為：=350 ml/r
綜合以上計算，可以選定108t大型礦用自卸車液壓驅動系統所用泵和馬達的技術要求：
馬達：=350 ml/r =2415 r/min
泵：=500 ml/r =1800 r/min
5．驗證速度及牽引力特性
大多數情況下液壓傳動的計算是確定功率特性曲線的上下極限點A和B的技術參數，即車輛特性用牽引力—車速曲線圖表示，上極限點A為最大牽引力時的車速，下極限點B為最大車速的牽引力。
通過前面的計算，已知以下參數：
驅動功率：=1053 kW 液壓泵最高轉速：=1800 r/min
液壓泵最大排量：=500 ml/r 點A的最大壓力：=32MPa
馬達最大排量：=350 ml/r 馬達最高轉速 =2415 r/min
（1）最大牽引力點A
液壓泵流量：
=895 L/min
液壓泵排量：
=495 ml/r
馬達輸出扭矩：
=1694 Nm
驅動軸輸出力矩：
=580112 Nm
牽引力：
=386471 N
由車輛所需的最大牽引力=354346，知﹥，可見滿足要求。
液壓馬達轉速：
=1209 r/min
車輛行駛速度：
=2.17 m/s = 7.8 km/h
（2）最大速度點B
液壓泵流量：
= 900 L/min
壓力：
= 31.7 MPa
液壓馬達排量：
= 177 ml/r
液壓馬達輸出扭矩：
= 849 Nm
驅動軸力矩：
=90857 Nm
牽引力：
= 60571 N
車輛以最高速度=50 km/h行駛時要求能爬上12‰的坡度，所需的牽引力為 = 60520 N，可見﹥，能滿足高速行駛的牽引要求。
車輛行駛速度：
= 50 km/h
根據以上的計算可以繪出車輛的牽引特性曲線如圖3.5所示
ν（km/h）
×1000×9.8
圖3.5 車輛速度及牽引特性圖
通過以上計算可知，此液壓傳動裝置可以提供車輛所需的牽引力和車速，液壓泵和液壓馬達規(guī)格參數的選擇是正確的。
3.5.3 輔助裝置
1．確定油管尺寸
油管的內徑是根據管內允許流速和所通過的流量來確定:
m (3-13)
式中：—油管內徑，m
—通過油管的流量，
—油管中允許的流速，m/s
對于吸油管路 ≤ 1.5 m/s
對于壓油管路 = 2.5～5 m/s
對于回油管路 = 1.5～2 m/s
油管壁厚按強度條件計算，計算公式為：
（3-14）
式中：—油管內最高工作壓力
—油管內徑
—油管材料許用應力，
為油管材料的抗拉強度，為安全系數，對油管來說，﹤7MPa時，取=8；﹤17.5MPa時，取=6；﹥17.5MPa時，取=4。
由以上計算知通過油管流量為=900 L/min，取吸油管路流速 = 1.5 m/s，壓油管路流速 = 5 m/s，回油管路流速 = 2 m/s，代入式(3-13)可得：
吸油管內徑： = 113 mm
壓油管內徑： = 62 mm
回油管內徑： = 68 mm
對于管道壁厚，這里只計算吸油管，查機械設計手冊（第1卷）輸送流體用無縫鋼管，選油管材料的抗拉強度=520MPa，對于吸油管﹥17.5MPa，因此取=4，則
= 130 MPa
將數據代入式（3-14）算得其壁厚為：
= 14 mm
查機械設計手冊，根據吸油管內徑= 113 mm，壁厚= 14 mm，選用φ140×14無縫鋼管，其內徑112mm，壁厚14mm 。
2．油箱容量計算
油箱容量是指油面高度為油箱高度80%時油箱所貯油液的容積，如果油箱有效容積過大，雖然散熱好，但外形尺寸大，重量增加，特別不利于行走機械，如果油箱有效容積過小，則可能會使液壓系統油溫過高，容積效率大大降低。
對行走機械，一般都要在系統中加冷卻器來滿足車輛液壓系統散熱要求，因此所用油箱的一般都比較小，以便減小行走機械的重量和尺寸。
行走驅動系統油箱容量大約為輔助補油泵流量的0.5～0.8倍，最少必須加上10%的儲備容積，包括在溫度升高時油液體積的增加。
輔助補油泵的流量一般為主泵流量的20%左右，前面已確定行走驅動共用兩個液壓泵帶四個液壓馬達，每個液壓泵流量分別為900 L/min，補油泵同時向兩個驅動用液壓泵補油，故補油泵流量為：
L/min
由此，確定驅動用油箱容量大約為：
V = {0.5～0.8） = 180～288 L
取驅動用油箱容量V = 250 L。
3．6 擬定驅動液壓系統工作原理圖
在明確了主機對液壓系統的要求，確定了液壓系統方案，并經過初步計算之后，可以擬定液壓系統工作原理圖。液壓系統原理圖是用液壓元件職能符號表示的系統工作原理圖，它能清楚地表示出各元件之間的關系、動作原理、操縱和控制方式等。
擬定的液壓系統，能實現主機的運動要求，應使結構簡單，性能可靠，操縱方便，并盡量具有先進性。能滿足同一臺機器需要的液壓系統原理圖不是唯一的，可以擬定出好幾種方案，必須進行不同的方案比較，從各方面進行分析，選擇一種最優(yōu)的液壓系統。
在擬定液壓系統工作原理圖時，應注意以下幾個問題：
1．在組合各基本回路時，要防止回路中有相互干擾的現象，以便保證實現主機的工作。
2．在滿足工作要求和生產率的條件下，液壓系統力求結構簡單，應避免系統中存在多余油路。
3．要注意液壓系統的安全可靠性。一定要設置過載保護油路，一般都裝有安全閥或溢流閥，防止過載，并根據具體情況，增設某些安全裝置。
4．在考慮主油路的同時，必須充分注意必要的輔助油路，如卸荷油路、緩沖油路、補油油路、背壓油路、冷卻油路等。
5．要經濟合理，提高經濟效益，盡量提高三化水平（即標準化、系列化、通用化）。
根據前面的分析計算，已經確定液壓系統的型式為閉式容積調速系統，確定的傳動方案為圖3.4 c）的方案，即用兩個變量液壓泵驅動四個變量液壓馬達，實現車輛四輪驅動。
圖3.6為大型礦用自卸車液壓驅動系統原理圖。
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圖3.6 大型礦用自卸車液壓驅動系統原理圖
3．7 液壓元件的選擇和設計
擬定了液壓系統工作原理圖之后，就可以根據液壓系統壓力和流量選擇或設計系統中所應用的各種元件和管路，使圖中的液壓符號具體化，確定各種液壓元件的結構形式、規(guī)格和數量。
1．液壓泵和液壓馬達的選擇
液壓泵的額定壓力和流量應滿足系統工作壓力和流量的要求，其外形尺寸、安裝方式、轉動方向、工作條件等也要適合機器的需要。根據工作壓力、排量和轉速以及工作要求，選擇液壓馬達的結構形式、規(guī)格和數量。
大型礦用自卸車行走驅動液壓系統中，由兩個變量液壓泵1供油，四個變量馬達8輸出扭矩驅動車輛，用一個補油泵2向系統補油，同時冷卻系統油液。根據前面的計算設計，驅動用變量液壓泵最高轉速=1800 r/min，最大排量=500 ml/r，系統工作壓力=32Pa，據此選力士樂公司閉式系統用變量柱塞泵A4VSG500EO2D/22W′-VZH10K34，其最高轉速=1800 r/min，最大排量=500 ml/r，在最高轉速情況下其最大功率=525kW，在轉速為=1500r/min時其最大功率為438 kW，可以滿足設計要求。輔助補油泵2的流量=360L/min，轉速設為=1500r/min，則輔助補油泵排量：
ml/r
因此選用力士樂公司定量泵A2FO250/60R-VZB05，其最大排量為250 ml/r，最高轉速為=1500r/min，最大功率為219 kW。液壓馬達8最大排量=350 ml/r，最高轉速=2415 r/min，因此選用力士樂公司閉式系統用變量柱塞馬達A6VM355HA1/63W-VZH0207B，其最大排量=355 ml/r，最大排量時能達到的最高轉速=2240r/min，在排量為＜270ml/r時可以達到的最高轉速為2950 r/min，可見滿足性能要求。
由以上可得所需最大的發(fā)動機功率為：
kW
式中：—分動箱傳動效率，取=0.96
2．閥的選擇
各種閥類根據系統工作壓力和通過該閥的最大流量進行選擇，閥的額定流量必須與實際通過的流量相適應，實際通過的流量不應大于其額定流量的1.2倍，否則將造成壓力損失過大，系統發(fā)熱嚴重并產生噪聲，但閥的實際通過流量也不能太小，否則使閥的體積過大，不經濟也不緊湊。
溢流閥一般都是根據工作壓力和流量進行選擇?；芈窙_洗閥6用于防止閉式系統過熱，來自回路低壓側的液壓油經節(jié)流孔形成一穩(wěn)定流量，流回油箱，不同的沖洗閥節(jié)流孔可以設定不同的沖洗流量，根據力士樂公司的資料，這里選用436 622/502.20.01.10力士樂沖洗閥。調壓閥3用來調定補油壓力，其調定壓力一般為2.5MPa，通過的最大流量為補油泵的流量360L/min，選用BG-1032先導式溢流閥，通過的最大流量為400L/min，調定壓力設為2.5MPa。單向閥4起保護作用，通過的最大流量與調壓閥3相同，選用C5G-825，其最大流量為380L/min，最高壓力為35MPa。電液換向閥5的作用是車輛為高速檔位運行時連同前后輪油路，以消除由于某些因素造成前后輪的轉速差對牽引力的影響和輪胎磨損，通過它的流量很大，選用電液換向閥DSHG-10-3C-DC120-41，通過的最大流量為1100L/min，最大工作壓力為31.5MPa。
3．濾油器和冷卻器的選擇
濾油器根據過濾精度和通過流量來選擇，同時要注意其在系統中的安裝位置來選擇其形式和規(guī)格。
濾油器7應能承受油路上的工作壓力和沖擊壓力，過濾阻力不應超過0.35MPa，以減小因過濾引起的壓力損失和濾芯所受的壓力，濾油精度要高，以為閉式系統提供清潔的液壓油，必須要通過液壓泵的全部流量，通過它的流量與調壓閥3的相同，最大為360L/min，選用XU-A400×30FS過濾器，其濾油精度為30，公稱流量為400 L/min。濾油器10為回油過濾器，可以濾掉液壓元件磨損后生成的金屬屑和橡膠顆粒，保護液壓系統，允許采用濾心強的和剛度較低的濾油器，允許有較大的壓降，要求必須通過馬達泄露的全部流量，選取CHL-400-3-LC，其公稱流量為400L/min，過濾精度為3，公稱壓力為1.6MPa，要求旁通閥開啟壓力大于0.37 MPa。單向閥9起旁通作用，防止油液低溫啟動時，高黏度油通過濾心或濾心堵塞等引起的系統壓力升高，其通過的最大流量應與濾油器8的相同，由此可以選取單向閥9的型號為C5G-825-S8，其公稱流量為380L/min，開啟壓力為0.53MPa。
冷卻器一般安裝在回油管或者低壓管路上，系統中的冷卻器11和冷卻器12均裝與低壓油路上，對于車輛行走機械，采用自然風冷型式，故選用FL-4型空氣冷卻器。