電站水輪機進水閥門液壓系統(tǒng)控制設計含7張CAD圖

電站水輪機進水閥門液壓系統(tǒng)控制設計含7張CAD圖,電站,水輪機,進水,閥門,液壓,系統(tǒng),控制,節(jié)制,設計,cad 電站水輪機進水閥門液壓系統(tǒng)控制設計 摘要 液壓系統(tǒng)分為液壓傳動系統(tǒng)和液壓控制系統(tǒng)兩種類型，本文的研究對象是液壓傳動系統(tǒng)。 液壓系統(tǒng)是能實現(xiàn)系統(tǒng)功能的液壓回路的總和。液壓回路又是能實現(xiàn)某種規(guī)定功能的液壓元件的組合。液壓元件是組成液壓系統(tǒng)的基本單元。主要的液壓元件有液壓泵、執(zhí)行元件（液壓缸、液壓馬達）、液壓控制閥（壓力控制閥、流量控制閥、方向控制閥等）、液壓輔件（密封圈、濾油器、蓄能器、油箱及其附件、管件、熱交換器等）。液壓控制閥按照其安裝形式的不同又可分為普通閥、疊加閥、插裝閥。液壓回路是液壓元件組成的功能單元。液壓回路主要有壓力控制回路、流量（速度）控制回路、方向控制回路、安全回路、定位回路、同步回路、順序動作回路等。以上分類只是粗略分類，限于篇幅，詳細分類此處不一一列出。液壓系統(tǒng)設計就是根據(jù)機械師提出的主機的動作循環(huán)要求、靜、動態(tài)性能及液壓系統(tǒng)工作環(huán)境等方面的要求，進行系統(tǒng)的工況分析，確定主要參數(shù)（包括系統(tǒng)壓力、系統(tǒng)流量、液壓執(zhí)行元件類型及主要參數(shù)等），選擇合理的液壓回路和液壓元件，設計工作的最終形式是液壓系統(tǒng)原理圖和各種技術文件。 II Abstract Hydraulic system is divided into hydraulic transmission system and the two types of the hydraulic control system, this paper conducted the research on hydraulic drive system. The hydraulic system is the sum of the hydraulic circuit to realize the system function. Hydraulic circuit and to achieve a certain regulation function of the combination of hydraulic components. The basic unit of the hydraulic element is composed of hydraulic system. Main hydraulic components of hydraulic pump and actuators (hydraulic cylinder, hydraulic motors, hydraulic control valves, pressure control valve, flow control valve, direction control valves, etc.), auxiliary hydraulic parts (seal, oil filter, accumulator, oil tank and its accessories, pipe fittings, heat exchangers, etc.). Hydraulic control valves according to the different forms of installation and can be divided into ordinary valves, stacked valves, cartridge valve. The hydraulic circuit is composed of hydraulic components function unit. Hydraulic circuit mainly include pressure control loop, direction of flow (speed) control circuit, control circuit, safety loop, position loop, speed circuits, sequential circuits, etc. The above classification is just a rough classification, limited to space, detailed classification differ a list here. Hydraulic system is designed according to the requirements of the mechanics of the host action cycle, static, dynamic performance and meet the requirements of the hydraulic system working environment, analyzed the operation condition of the system, the main parameters (including the system pressure, flow, hydraulic actuators type and the main parameters, etc.), choose reasonable hydraulic circuit and hydraulic components, the final form of the design work is hydraulic system principle diagram and all kinds of technical documents. II 前言 畢業(yè)設計和畢業(yè)論文是本科生培養(yǎng)方案中的重要環(huán)節(jié)。學生通過畢業(yè)論文，綜合性地運用幾年內(nèi)所學知識去分析、解決一個問題，在作畢業(yè)論文的過程中，所學知識得到疏理和運用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。通過這次檢驗，不但可以提高學生的綜合訓練 設計能力、科研能力（包括實際動手能力、查閱文獻能力，撰寫論文能力）、還是一次十 分難得的提高創(chuàng)新能力的機會，并從下個方面得到訓練： （1）學會進行方案的比較和可行性的論證； （2）了解設計的一般步驟； （3）正確使用各種工具書和查閱各種資料； （4）培養(yǎng)發(fā)現(xiàn)和解決實際問題的能力。 利用所學的液壓方面的知識，我選擇這個課題為我的畢業(yè)設計，進行大膽的嘗試。設計中主要以課本和各種參考資料作為依據(jù)，從簡單入手，循序漸進，逐步掌握設計的一般方法，把所學的知識形成一個整體，以適應以后的工作需要。當然，初次設計，知識有限，經(jīng)驗不足，一些問題考慮不周，也可能存在有某些錯誤和遺漏，懇請各位老師批評指正。 液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 ???1 設計步驟 ????液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。 IV ???1）進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)； ???2）制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖； ?? 3）選擇液壓元件； ? 4）液壓系統(tǒng)的性能驗算； ???5）繪制工作圖，設計液壓裝置 6）液壓系統(tǒng)的維護 ???2 明確設計要求 ????設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手液壓系統(tǒng)各部分設計之前，必須把設計要求以及與該設計內(nèi)容有關的其他方面了解清楚。 ????1）主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等； ????2）液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何； ????3）液壓驅動機構的運動形式，運動速度； ????4）各動作機構的載荷大小及其性質； ????5）對調速范圍、運動平穩(wěn)性、轉換精度等性能方面的要求； ????6）自動化程序、操作控制方式的要求； ????7）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求； ????8）對效率、成本等方面的要求。 V 目錄 摘要 I Abstract II 前言 III 第一章 概述 1 第二章 液壓缸的設計 2 2.1 工況分析 2 2.2 液壓缸主要幾何尺寸的計算 2 2.2.1液壓缸內(nèi)徑的確定 2 2.2.2活塞桿直徑的確定與校核 3 2.2.3液壓缸的有效面積 3 2.2.4液壓缸內(nèi)缸筒的行程 3 2.2.5液壓缸內(nèi)缸筒的長度 3 2.3節(jié)液壓缸結構參數(shù)的計算 4 2.3.1缸筒壁厚δ的計算和校核 4 2.3.2 液壓缸油口直徑的計算 5 2.3.3液壓缸缸筒設計 5 2.3.5 缸底厚度h的計算 7 2.3.6缸頭與法蘭的聯(lián)結計算 8 2.3.7缸頭厚度h的計算 9 2.3.8法蘭直徑和厚度的確定 10 2.3.9缸蓋的聯(lián)結計算 10 2.3.10缸頭直徑和缸蓋直徑 11 2.4 液壓缸主要零件的結構、材料及技術要求 13 2.4.1油缸的密封 13 2.4.2油缸缸體 13 第三章 液壓系統(tǒng)圖的擬訂 15 3.1制定基本方案 15 3.2 繪制液壓系統(tǒng)圖 17 3.3工作原理的確定 19 第四章 液壓元件的選擇 21 4.1 液壓泵的選擇 21 4.2 選擇電動機 22 4.3其他元件的選擇 22 4.3.1 液壓閥的選擇 22 4.3.2 蓄能器的選擇 23 4.3.4 油箱容量的確定 25 第5章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 28 5.1管路系統(tǒng)壓力損失的驗算 29 5.1.1液壓系統(tǒng)壓力損失 29 5.1.2沿程壓力損失 29 5.1.3局部損失 30 5.1.4總的壓力損失 32 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 32 5.2.1系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 33 5.2.2系統(tǒng)的散熱計算 33 5.2.3系統(tǒng)熱平衡溫度的驗算 34 5.3油箱的尺寸設計 34 第六章 液壓裝置的設計 35 6.1 液壓裝置總體布局 35 6.2 液壓閥的配置形式 35 6.3 集成塊設計 35 第七章 液壓系統(tǒng)安裝及調試 37 7.1液壓系統(tǒng)安裝 37 7.2調試前準備工作 37 7.3調試運行 37 7.4液壓系統(tǒng)的用液及對污染的控制 38 7.5調試運行中應注意的問題 38 第八章 液壓系統(tǒng)的維護及注意事項 39 參考文獻 40 外文資料 41 中文翻譯 49 致謝 56 第一章 概述 本液壓系統(tǒng)控制的閥門為水電站水輪機進水閥門，公稱直徑為DN2000，為重錘式液壓驅動和控制的液控蝶閥。該系統(tǒng)能實現(xiàn)開啟后自動投入、自動保壓，重錘和蝶板不抖動。關閥時能先關導葉，自動解除鎖定，在重錘和水力驅動下按調定的時間關閉閥門。本控制系統(tǒng)積液控與電控為一體，配置一手動泵和蓄能器，可在電機不能正常啟動時，為系統(tǒng)提供壓力油源。系統(tǒng)結構緊湊，動作簡單可靠，且具有能耗低的特點，完全滿足用戶提供的原理要求。 本套液壓系統(tǒng)配有電了壓力開關，可對系統(tǒng)壓力實現(xiàn)自動控制。 閥門開關時間：60-90S(可調) 第二章 液壓缸的設計 2.1 工況分析 啟動力為308KN，液壓缸的平均輸出速度為0.9m/min，設計液壓缸的行程，由于采用伸縮式液壓缸，其中一級活塞的行程為358mm，二級活塞（內(nèi)缸筒活塞）的行程為267mm。 2.2 液壓缸主要幾何尺寸的計算 液壓缸的主要幾何尺寸，包括液壓缸的內(nèi)徑，活塞桿的直徑，液壓缸行程等。 2.2.1液壓缸內(nèi)徑的確定 2.2.1.1初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)分析，此起重機的負載較大，按類型屬于起重運輸機械，初選液壓缸的工作壓力為p=16Mpa。 2.2.1.2計算液壓缸的尺寸 取F==308000N A=F/p =308000/16106 =0.01925m2 D=m =13.86510-2m 查機械設計手冊GB2348-80，按標準取：D=140mm。 2.2.2活塞桿直徑的確定與校核 2.2.2.1活塞桿直徑的計算 根據(jù)φ和P的關系速度比φ取1.6來確定活塞桿的直徑： d=D d=85.732mm 同上，按標準?。篸=90mm。 2.2.2.2活塞桿的穩(wěn)定性校核 因為活塞桿行程為358mm，所以取活塞長為567mm，而活塞直徑為130mm， L/d=567/90=4.36<10，無需進行穩(wěn)定性校核。 2.2.3液壓缸的有效面積 根據(jù)上面的結果，則液壓缸的有效面積為： 無桿腔面積㎡ =0.0158m2 有桿腔面積㎡ =0.007m2 2.2.4液壓缸內(nèi)缸筒的行程 液壓缸內(nèi)缸筒的行程為L=267mm。 2.2.5液壓缸內(nèi)缸筒的長度 液壓缸內(nèi)缸筒的長度由液壓缸的行程決定，液壓缸內(nèi)缸筒長度L=526mm。 2.3節(jié)液壓缸結構參數(shù)的計算 液壓缸內(nèi)缸筒的結構參數(shù)，主要包括缸筒壁厚，油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。 2.3.1缸筒壁厚δ的計算和校核 2.3.1.1 壁厚的計算 查機械設計手冊第五卷第七章表 37·7-64，由上求得缸體內(nèi)徑標準值140mm，得外徑190mm。 可知δ=（190-140）/2 =50/2mm =25mm 2.3.1.2 液壓缸的缸筒壁厚的校核 缸的額定壓力pn=16Mpa>=16Mpa,取py=1.25pn=1.2516Mpa=20Mpa。 液壓缸缸壁的材料選35號鋼，查金屬工藝學表6-5（GB699-88），得其材料抗拉強度σb=520Mpa。 取安全系數(shù)為n=5，[σ]=σb/5=520/5MPa=104MPa D/δ=140/25 =5.6<10， δ≥-1)mm mm =14.7mm<25mm 壁厚合適。 2.3.2 液壓缸油口直徑的計算 式中 --液壓缸油口直徑 m d—液壓缸內(nèi)徑 0.14m v—液壓缸最大輸出速度 0.9m/min 查表得--油口液流速度 4.8m/s =0.008m=8mm 2.3.3液壓缸缸筒設計 1.液壓缸內(nèi)徑的確定 根據(jù)分析，缸筒為伸縮式液壓缸的二級活塞，由上面設計可知d=190mm. 由式d=D由φ和P的關系取速度比φ取1.92可得D=274.48mm 按標查機械設計手冊GB2348-80，按標準取取D=280mm。 2. 內(nèi)缸筒的穩(wěn)定性校核 因為內(nèi)缸筒長為526mm，而內(nèi)缸筒直徑為190mm， L/d=526/190=2.63<10，無需進行穩(wěn)定性校核。 3． 液壓缸的有效面積 根據(jù)上面的結果，則液壓缸的有效面積為： 有桿腔面積㎡ =0.031m2 無桿腔面積㎡ =0.0618㎡ 液壓缸的結構參數(shù)，主要包括缸筒壁厚，油口直徑、缸底厚度、缸頭厚度等。 4． 缸筒壁厚δ的計算和校核 4.1 壁厚的計算 查機械設計手冊第五卷第七章表 37·7-64，由上求得缸體內(nèi)徑標準值280mm，得外徑360mm。 可知δ=（360-280）/2 =80/2mm =40mm 4.2液壓缸的缸筒壁厚的校核 缸的額定壓力pn=16Mpa>=16Mpa,取py=1.25pn=1.2516Mpa=20Mpa。 液壓缸缸壁的材料選35號鋼，查金屬工藝學表6-5（GB699-88），得其材料抗拉強度σb=520Mpa。 取安全系數(shù)為n=5，[σ]=σb/5=520/5MPa=104MPa D/δ=280/40 =7<10， δ≥-1）mm -1）mm =27.76mm<40mm 壁厚合適。 2.3.4 液壓缸油口直徑的計算 式中 --液壓缸油口直徑 m d—液壓缸內(nèi)徑 0.20m v—液壓缸最大輸出速度 0.9m/min --油口液流速度 4.8m/s =16mm 2.3.5 缸底厚度h的計算 式中 h--缸底厚度 m d—液壓缸內(nèi)徑 m --試驗壓力 Pa [σ]—缸底材料的許用應力，取安全系數(shù)n=5，則[σ]==70Mpa。 由于缸的額定壓力=16MPa≤16MPa，所以取=24MPa =16.0MPa =0.042m =42mm 2.3.6缸頭與法蘭的聯(lián)結計算 2.3.6.1聯(lián)結方式：螺栓聯(lián)結 2.3.6.2螺栓的設計 2.3.6.2.1計算每個螺栓的總拉力F 選用8個螺栓均布在缸頭上，則 2.3.6.2.2計算直徑d 螺栓連接缸頭和法蘭，主要受到變載荷的作用，而影響零件疲勞強度的主要因素為應力幅，故應滿足疲勞強度條件 查機械原理與設計表15-3公式，設螺栓直徑>20mm，取ε=1， =1，=3.5，=4.5， 求得 = 螺栓和被聯(lián)結件均為鋼制，采用金屬墊片，故取相對剛度系數(shù) 即有0.3 mm 由設計手冊，選M22，與原設相符。 2.3.7缸頭厚度h的計算 本液壓缸選用螺釘聯(lián)結法蘭，其計算方法如下： 式中 h—法蘭厚度 m F--法蘭受力總和 N d—密封環(huán)內(nèi)徑 m --密封環(huán)外徑 m --螺釘孔分布圓直徑 m --密封環(huán)平均半徑 m [σ]—法蘭材料的許用應力 Pa 均壓槽一般寬為0.4mm，深為0.8mm，O型密封圈的壓縮率為 W=（，缸頭和法蘭的聯(lián)結是固定的，其密封也是固定的，取W=20%，即=0.2 得=1，為密封圈直徑。 F=308000N，=140mm，=140-/2=139.5mm， =140mm+23+22+27=272mm [σ]= 2.3.8法蘭直徑和厚度的確定 法蘭直徑取與缸頭直徑相同，即 法蘭厚度取 2.3.9缸蓋的聯(lián)結計算 聯(lián)接方式：螺栓聯(lián)接 缸體螺紋處的拉應力為： 切應力： 合成應力為： 式中 K—螺紋擰緊系數(shù)，動載荷，取K=1.5 F--缸體螺紋處所受的拉力 N，F(xiàn)=308000N --螺紋內(nèi)徑 mm z--螺栓個數(shù)，取z=8 σ—螺紋處的拉應力 Pa [σ]—螺紋材料的許用應力，[σ]= n—安全系數(shù)，一般取1.5-2.5 由設計手冊，取M16。 2.3.10缸頭直徑和缸蓋直徑 取兩者相同，即 ==++ =（272+16+210）mm =308mm 2.3.11液壓缸主要尺寸的確定 2.3.11.1活塞最小導向長度H L為活塞的行程 H≥L/20+D/2 =358/20+140/2 =88mm。 2.3.11.2活塞的寬度B B=0.57D =0.54140mm =75mm。 2.3.11.3導向套長A D=140mm≥80mm， 取A=0.5d =0.590mm =45mm。 2.3.11.4隔套長度E E=H-（A+B）/2 =88-（45+75）/2 =28mm。 內(nèi)缸筒最小導向長度H L為內(nèi)缸筒的行程 H>=L/20+D/2 =267/20+280/2 =153mm. 內(nèi)缸筒活塞的寬度B B=0.4D =112mm. 內(nèi)缸筒導向套長A D=200mm>=80mm 取A=0.5D =140mm. 2.3.11.5求液壓缸的最大流量 =2 =1.40 =60s~90s =2.67 =3.58 油缸無桿腔作用面積：=π×2/4=3.14 =π×2/4=1.53 V=+=13.86 ②流量的計算： 油流量： =容積/時間=13.86L/min 2.4 液壓缸主要零件的結構、材料及技術要求 2.4.1油缸的密封 本次油缸設計充分考慮了其所處的環(huán)境惡劣，在密封件的造型上力求密封性能的可靠和壽命有可靠保證。全套密封件采用進口德國MERKERS產(chǎn)品，使用壽命長達15年. 2.4.2油缸缸體 本工程油缸的缸體材料為優(yōu)質無縫鋼管制作，強度高于ST5.2N，內(nèi)徑采用GB1184中的H8配合要求，表面粗糙度達Ra0.4，直線度要求達1000：0.1，圓柱度要求達0.02，孔口有導向角，粗糙度為Ra1.6，缸口采用法蘭連接，法蘭材料為45#鍛鋼，并經(jīng)正火處理。有關焊接采用氬弧焊，焊前預熱，焊后局部高溫回火去應力處理，并對焊縫進行100%超聲波探傷，按JB4730-1級標準驗收。 1.活塞桿材料用優(yōu)質45#鍛鋼并正火處理，表面防腐采用鍍鉻工藝，鍍0.04~0.06mm硬鉻，桿頭開有夾頭及導向角，所有結構均符合國標要求，表面硬度達HRC58-64以上，圓度公差值達7級精度。 2.活塞所用材料為45#鍛件正火處理加支承環(huán)結構（材料為QA19-4），活塞外徑公差達f8，內(nèi)徑采用基孔制，公差為H9，其密封面（槽）的加工精度為h9，粗糙度為Ra1.6，兩端面對內(nèi)孔的垂直度為0.04mm，外徑對內(nèi)徑的同軸度為0.03mm，定位有導向角導入。 3.缸底、缸蓋均采用鍛焊鋼件，材料為45#并經(jīng)正火處理，各配合處的圓柱度高于9級，同軸度公差為0.03mm，粗糙度為Ra1.6um。 4.導向套45#材料，導向面的配合公差為H9和f8，粗糙度為Ra0.2um~Ra0.3um。配合面的圓度公差為0.05mm，同軸度為0.03mm。 5.油缸設有排氣測壓裝置，銷軸部位設有防水防銹機構。 6.關節(jié)軸承采用自潤滑軸承，用戶使用時可免維護。 對液壓啟閉機的運輸采取了可靠的防撞、防震、防刮傷、防擦傷、防磕碰等防護措施。 7.密封：非滑動部分選用O型密封圈，滑動部分選用Y型密封圈. 8.防塵：防塵圈. 9.液壓缸的緩沖裝置 緩沖裝置是為了防止和減少液壓運動時的沖擊，通過節(jié)點產(chǎn)生內(nèi)壓力抵抗液壓推力、慣性力和載荷力，降低液壓桿的速度。該系統(tǒng)中活塞桿的運動速度較小，移動慣性不大，選用固定性的緩沖方式。 10.排氣裝置 當系統(tǒng)長時間停止工作，系統(tǒng)中的油液由于本身重量的作用和其他原因而流出，這時易使空氣進入系統(tǒng)，如果液壓缸中有空氣或混入空氣，都會使液壓缸運動不不平穩(wěn)。因此可在液壓缸的最高部位設置排氣裝置。 ??? 第三章 液壓系統(tǒng)圖的擬訂 ???3.1制定基本方案 ????（1）制定調速方案 ???液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題。 ??方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)，大多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統(tǒng)，現(xiàn)多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現(xiàn)。 ??速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現(xiàn)。相應的調整方式有節(jié)流調速、容積調速以及二者的結合——容積節(jié)流調速。 ??節(jié)流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來調節(jié)速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥，故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。 ??容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。 ??容積節(jié)流調速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應。此種調速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性較好，但其結構比較復雜。 ??節(jié)流調速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進油節(jié)流起動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。 ??調速回路一經(jīng)確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。 ??節(jié)流調速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。 ??容積調速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí)行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結構緊湊，但散熱條件差。（2）制定壓力控制方案 ??液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內(nèi)工作，也有的需要多級或無級連續(xù)地調節(jié)壓力，一般在節(jié)流調速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。 ?在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。 ??在系統(tǒng)的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。 （3）制定順序動作方案 ?主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據(jù)設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的或人為的。工程機械的操縱機構多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執(zhí)行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程開關發(fā)出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續(xù)的動作。行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路聯(lián)接比較方便的場合。 ?另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經(jīng)過一段時間，當泵正常運轉后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床、擠壓機壓力機等場合。當某一執(zhí)行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數(shù)值，通過壓力繼電器發(fā)出電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。 （4）選擇液壓動力源 ?液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。 ?為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統(tǒng)中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據(jù)液壓設備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。 ??3.2 繪制液壓系統(tǒng)圖 ???? 整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系，避免誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。 為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。 大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更換，保證主要連續(xù)工作。 各液壓元件盡量采用國產(chǎn)標準件，在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。 系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。 . 統(tǒng)的油源及壓力控制：（參見液壓原理圖SYYZ912-0-101） 1 油源：液壓系統(tǒng)直接利用油泵供油，滿足蝶閥開啟要求。另設有一臺手動泵，供檢修或無電時開關閥使用。　 2 壓力調節(jié)與控制：開啟油泵前松開溢流閥(件號8)手柄，啟動電機，空載運行5分鐘，緩慢調節(jié)溢流閥手柄，逐級調節(jié)系統(tǒng)壓力至20Mpa。系統(tǒng)輸出壓力合符工況要求的壓力油源。系統(tǒng)中配置一電子壓力開關(件號18)，調定好壓力開關上限壓為20Mpa，下限壓為12Mpa，電子壓力開關能在壓力調定值準確發(fā)信。 液壓系統(tǒng)的工作程序：（參見液壓原理圖SYYZ912-0-101） 1 開閥：關閉調速閥導葉后，中控室向液控蝶閥發(fā)出開閥指令，開啟旁通閥，管道上下游平壓后，壓差控制器發(fā)出平壓信號，液壓鎖定解除，主閥開啟，液壓鎖定投入，最后關閉旁通閥，這樣蝶閥開啟完畢。 2 關閥： a 正常關閉：關閉調速器導葉后，中控室向液控蝶閥發(fā)出關閥指令，液壓鎖定解除，主閥關閉，液壓鎖定投入，這樣蝶閥關閉完成。 ｂ 事故關閉：中控室向液控蝶閥發(fā)出關閉指令，液壓緊定解除，主閥關閉，液壓鎖定投入，蝶閥關閉完成。 液壓系統(tǒng)的動作過程：（參見液壓原理圖SYYZ912-0-101） 1 開閥：中控室發(fā)出開閥指令，旁通閥開啟(信號指示)，當活門兩側的水壓差降至設定值時，壓差控制器發(fā)出信號，啟動電機，此時電磁鐵1YV失電、2YV得電，鎖定解除到位(信號指示)，調節(jié)節(jié)流閥可控制鎖定液壓缸的退回速度。鎖定解除后系統(tǒng)油壓上升，主閥開啟，在開啟過程中，調節(jié)節(jié)流閥，可得到所需的開閥時間。主閥全開到位后，電磁鐵2YV失電，鎖定投入(信號指示)，同時關閉旁通閥(信號指示)。在此過程中，系統(tǒng)壓力上升至壓力開關設定上限，電機停止工作，開閥過程完成。 2 保壓：主閥全開到位后，液壓系統(tǒng)便進入保壓狀態(tài)，當系統(tǒng)壓力降至壓力開關設定的下限時，電機啟動；壓力上升至設定點的上限時，電機停止工作。這樣保證系統(tǒng)的油壓始終處在壓力開關設定的上、下限范圍內(nèi)。 3 關閥：中控室發(fā)出指令，電磁鐵2YV得電，鎖定液壓缸退回，到位后發(fā)出指令(同時有信號指示)，電磁鐵1YV得電，主閥關閉，全關到位后(信號指示)，延時10s，電磁鐵2YV失電，鎖定再次投入，關閥過程即完成。 3.3工作原理的確定 運行速度及快、慢關角度轉換的控制： a. 蝶閥在開啟過程中的運行速度可通過調節(jié)節(jié)流插件(件號12.1)獲得。 蝶閥的快、慢關速度及快、慢角度的調整，可通過調節(jié)液壓缸尾端的調節(jié)桿獲得，具體參見下圖： b. 液壓系 順時針調節(jié)節(jié)流桿，關閥時間變慢，反之則變快。 順時針調節(jié)快、慢角度調節(jié)桿，則快關角度變大，慢關角度變小，反之，則快關角度變小，慢關角度變大。 第四章 液壓元件的選擇 4.1 液壓泵的選擇 1． 油泵的最大工作壓力計算 ?1）確定液壓泵的最大工作壓力pp ???????pp=p1+Σ△p???????????????????? ????式中 p1——液壓缸最大工作壓力；液壓缸的公稱壓力16 MPa ??????Σ△p——從液壓泵出口到液壓缸入口之間總的管路損失。 Σ△p的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵?、流速不大的，取Σ△p=（0.2～0.5）MPa；管路復雜，進口有調閥的，取Σ△p=（0.5～1.5）MPa。這里取Σ△p=1 MPa ? pp=p1+Σ△p?=17 MPa 2）確定液壓泵的的流量 液壓缸的流量=容積/時間=13.86L/min 液壓泵的流量=K=16.63 L/min ?式中 K——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.1～1.3； 這里取K=1.2 3）液壓泵的排量計算 q=/n 其中：為油泵最大工作流量。 n為電機工作轉速，選用三相異步電機，4級轉速故額定轉速n=1460rpm。 那么：q=16.63×103/1460ml/rev=11.39ml/rev 4）選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的pp和值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%～60%。這里液壓泵選用邵液提供的CBW-F316-ALP齒輪泵，排量16ml/rev，在轉速1460rev/min情況下，流量為23L/min，額定工作壓力為160bar,排量可調。 4.2 選擇電動機 電動機的選擇 N=pp×/60×η 液壓泵的總效率 液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.6～0.7 0.65～0.80 0.60～0.75 0.80～0.85 其中：η為電機效率，取0.6 P為液壓系統(tǒng)油泵出口壓力 那么:N=17×16.63÷60÷0.6=7.85kw 查《機械設計課程設計手冊》選用： 電機，型號為Y160L-4，轉速n=1460rpm,電機功率為11kw。 4.3其他元件的選擇 4.3.1 液壓閥的選擇 ?1）閥的規(guī)格，根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產(chǎn)品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選?。贿x擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求。 ????控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有20%以內(nèi)的短時間過流量。 2）閥的型式，按安裝和操作方式選擇。 ??4.3.2 蓄能器的選擇 ????根據(jù)蓄能器在液壓系統(tǒng)中的功用，確定其類型和主要參數(shù)。 ????4.3.2.1 液壓執(zhí)行元件短時間快速運動，由蓄能器來補充供油，其有效工作容積為 ????式中 A——液壓缸有效作用面積（m2）； ???? ????l——液壓缸行程（m）； ??? ?????K——油液損失系數(shù)，一般取K=1.1； ??? ????QP——液壓泵流量（m3/s）； ??? ?????t——動作時間（s） 根據(jù)要求選用工作壓力為6MPa的NXQ1-L4/31.5-H的皮囊式蓄能器.。 4.3.2.3蓄能器的工作原理 蓄能器內(nèi)腔由皮囊分為兩個部分：囊內(nèi)裝氮氣，囊外充液壓油。當液壓泵將液壓油壓入蓄能器時，皮囊就受壓變型，氣體體積隨壓力增加而減少。液壓油被逐漸儲存。若液壓系統(tǒng)工作需要增加液壓油，則蓄能器將液壓油排出，使系統(tǒng)的能量行到補償。 4.3.2.4蓄能器型號說明 NXQ 1 - L 4 / 31.5 - H NXQ：囊式蓄能器 1.1型結構 H:礦物油 2.2型結構 31.5:公稱壓力31.5兆帕 L:螺紋連接 4:公稱容積4升 F:法蘭連接 4.3.2.5蓄能器附件 充氣工具： 概述：該工具是蓄能器進行充氣、補氣、修正氣壓和檢查充氣壓力等專用工具。它具有結構緊湊、使用方便、安全可靠、承高、壓耐沖擊等特點。是蓄能器最理想的隨機附件。 （1） 使用說明： 工具裝有充氣閥、排氣閥、測壓表及本體，使用時首先去掉蓄能器上端的保護后，旋上該工具即可特用。 （一）充（補）氣：把工具上的高壓膠管連接氮氣瓶，擰開氮氣瓶上的手輪充氣到所需壓力即可。 （二）排（放）氣：如遇蓄能器充氣壓力太高時，順時針旋手輪打開蓄能器上 端的充氣閥后，打開排氣閥放氣到需要壓力后關閉排氣閥，逆時針旋手輪到原位即可。 （三）測壓：同上一樣打開充氣閥，即可測主機工作壓力。 （四）拆卸工具時需先放掉工具內(nèi)存氣。 （2） 根據(jù)蓄能器壓力選用（參照下表） 蓄能器壓力（Mpa） 充氣工具型號 配用壓力表 軟管內(nèi)徑規(guī)格 刻度范圍 精度等級 10 CQJ-16 0~16 1．5 φ6 20 CQJ-25 0~25 1．5 φ6 31．5 CQJ-40 0~40 1．5 φ6 ????4.3.3 管道尺寸的確定 ????（1）管道內(nèi)徑計算 ????式中? Q——通過管道內(nèi)的流量（m3/s）； ???????? υ——管內(nèi)允許流速（m/s），見表10。 d==22mm. ????計算出內(nèi)徑d后，按標準系列選取相應的管子。 ????（2）管道壁厚δ的計算 表10 允許流速推薦值 管道 推薦流速/（m/s） 液壓泵吸油管道 0.5～1.5，一般常取1以下 液壓系統(tǒng)壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5～2.6 ????式中 p——管道內(nèi)最高工作壓力（Pa）； ??? ?????d——管道內(nèi)徑（m）； ???????[σ]——管道材料的許用應力（Pa），[σ]=173MPa. ； ???????σb——管道材料的抗拉強度（Pa）； 取為520MPa. ???????n——安全系數(shù)，對鋼管來說，p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。 16×22/2×173=2mm. ????4.3.4 油箱容量的確定 ????初始設計時，先按經(jīng)驗公式（31）確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散熱的要求進行校核。 ????油箱容量的經(jīng)驗公式為 V=αQV?????????? （31） ????式中 QV——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（m3）； ???????? α——經(jīng)驗系數(shù)，見表11。 V=7×16.63=116.3L 取油箱體積為160L。 表11? 經(jīng)驗系數(shù)α 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓機械 冶金機械 α 1～2 2～4 5～7 6～12 10 在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。 根據(jù)系統(tǒng)工作壓力和通過閥的實際流量選擇元件及輔助元件，系統(tǒng)的元件其型號和參數(shù)如下表： 序號 代 號 名稱及規(guī)格 材料 數(shù)量 備注 01 油箱160L 成品 1 02 YWZ-200T 液位計 成品 1 03 QUQ1-10*1.0 空氣濾清器 成品 1 04 CBW-F316-ALP 油泵 16mL/r 20MPa 成品 1 長源 05 Y160M-4-B5 電機 11KW 1460r/min 成品 1 天能 06 SYZB11 手動泵 成品 1 邵液 07 JZC-16H 截止閥 DN16 成品 1 奉化二廠 08 DBDS6K10B/315 直動型溢流閥 成品 1 華德 09 單向閥 成品 3 邵液 10 截止閥 成品 1 邵液 11 23QDF6B/315E24 電磁球閥 成品 1 上海偉勛 12 DVE-10 節(jié)流閥 M24*1.5 成品 2 寧波鎮(zhèn)海 13 NXQ1-L4/315-H 皮囊式蓄能器 成品 1 14 PPT-3 測壓接頭 成品 2 15 HFH2-P1-3-P-0.8 測壓軟管 成品 1 16 HFH2-E2-3-P-0.8 測壓軟管 成品 1 17 YN60-Ⅱ 耐震壓力表(0～25MPa) 成品 1 18 XML-B300D2C11+X ZCC43FCP40B 電子壓力開關 成品 1 施耐德 19 Z1B-Hb16Z-4 基本插件 成品 1 邵液 20 球式換向閥控制蓋 成品 1 邵液 21 SYYG752A 鎖定缸 ￠125/￠60-40 成品 1 邵液 22 SYYG941 接力器 成品 1 邵液 23 KHB-M22*1.5-DN8 高壓球閥 成品 1 奉化二廠 24 23QDF6K/315E24 電磁球閥 成品 1 上海偉勛 25 WU-63*100-J 濾油器 成品 1 26 A-8*2W-2000 高壓膠管 成品 1 27 A-16*3W-3000 高壓膠管 成品 1 第5章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 ???? 液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、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計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切地計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統(tǒng)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，對某些不合理的設計要進行重新調整，或采取其他必要的措施。 ???? ???? 5.1管路系統(tǒng)壓力損失的驗算 5.1.1液壓系統(tǒng)壓力損失 油液在進油管中的流速為: v= =4.72m/s。 壓力損失主要包括管路的沿程損失△p1，管路的局部損失△p2和閥類元件的局部損失△p3，總的壓力損失為: △p=△p1+△p2+△p3。 5.1.2沿程壓力損失 首先，要判別管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用46#抗磨液壓油， 精度等級不低于NAS8級，其工作環(huán)境溫度為20-50℃時，查機械設計手冊常用液壓油的牌號和黏度表取其運動粘度=50， 所以有: Re= = =2077 因為系統(tǒng)中采用無縫鋼管，是光滑的金屬圓管，其臨界雷諾數(shù)為2000-3000，而實際流動時的雷諾數(shù)為2077，小于2000-3000，則管中應為層流，則阻力系數(shù): λ=75/Re =75/2077 =0.036 若取油管長度均為3m，油液的密度為ρ=890kg/m，則進油路上的沿程壓力損失為: △pλ1=λ =0.036 =0.4866105Pa =0.049MPa。 5.1.3局部損失 液體流經(jīng)如閥口、彎管、通流截面變化等局部阻力處所引起的壓力損失。液流經(jīng)過這些局部阻力處時，由于液流方向和流速均發(fā)生變化，在這里形成了旋渦，使液體的指點之間互相撞擊，從而產(chǎn)生能量的損耗。 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道的具體結構而定，一般取沿程壓力損失的10%，而后者與通過閥的流量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失為qn和，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失為為 = 在該系統(tǒng)中主要有手動換向閥、液控單向閥和液壓缸，根據(jù)各個產(chǎn)品的參數(shù)（如前表），可知，各個閥的壓力損失如下： = =0.01Mpa =0.047MPa = =0.01Mpa =0.60MPa 液壓缸回油路上的流量為: L/min =13.1L/min 則回油路管中的流速為: m/s =0.22m/s 可算出: Re= =0.221810-3/6010-6 =660 λ=75/Re =75/660 =0.114 所以回油了路上的沿程壓力損失為: =0.004MPa 5.1.4總的壓力損失 由上面的計算所得可求出： ∑ =[0.049+（0.6+0.047）+0.004]MPa=0.7MPa原設∑=0.8MPa，這與計算結果略有差異，且大于計算結果，不必更改 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 ? 系統(tǒng)在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量多數(shù)轉化為熱能。特別是液壓系統(tǒng)，系統(tǒng)發(fā)熱使油溫升高，導致油的粘度下降、油液變質，影響正常的工作。為此，必須控制溫升在許可的范圍內(nèi)，如工程機械和機車車輛應控制在△T=35-40℃。 該系統(tǒng)中產(chǎn)生熱量的元件主要有液壓缸、液壓泵、溢流閥和單向閥，散熱的元件主要有油箱，系統(tǒng)經(jīng)一段時間后，發(fā)熱與散熱會相等，即達到熱平衡。 5.2.1系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 根據(jù)以上的計算可知： 電動機的輸入功率為: Pp=Ppqp/ηp =161061610-3/600.85w =4267w. 5.2.2系統(tǒng)的散熱計算 液壓系統(tǒng)的散熱途徑有油箱表面和油管表面，在本系統(tǒng)中只考慮油箱表面的散熱。 在單位時間內(nèi)，油箱的散熱量為H0=hA△t，設油箱的三個邊的比例為a：b：h=1：1.5：2.5， 則散熱面積為: A=0.065 ㎡ =2.36㎡ 式中h是散熱系數(shù)，取1510-3kw/（㎡·℃）。 △t為系統(tǒng)的溫升，等于系統(tǒng)熱平衡事的溫度和環(huán)境溫度之差，取油液的最高工作溫度為60℃，工作的環(huán)境溫度為40℃，則 △t=（60-40）℃ =20℃ 可求出: H0=2.361510-311kw=0.39kw 5.2.3系統(tǒng)熱平衡溫度的驗算 當系統(tǒng)達到熱平衡的時候有：H=H0，即 t= ℃ =51.6℃ 環(huán)境溫度為40℃，熱平衡溫度為51.6℃<60℃，沒有超出允許范圍。 5.3油箱的尺寸設計 ??根據(jù)上面計算結果對散熱面積的要求，對油箱的尺寸進行計算。 假設油箱的長、寬、高分別為a，b、c。一般情況下，油為的高度為箱高的0.8倍，即0.8h，與油直接接觸的表面算全散熱，與油不直接接觸的算半散熱，其外形如下圖： 根據(jù)上面確定的油箱的容積V=168.75L和散熱面積A=2.36㎡，可查機械設計手冊，公式： V=0.8abh mm3 A=1.8h（a+b）+1.5ab㎡ 和長、寬、高的比例a：b：h=1：1.5：2.5，聯(lián)立解方程，可求得 a=0.75 b=0.45m h=0.50m???? 第六章 液壓裝置的設計 6.1 液壓裝置總體布局 ????液壓系統(tǒng)總體布局有集中式、分散式。 ????集中式結構是將整個設備液壓系統(tǒng)的油源、控制閥部分獨立設置于主機之外或安裝在地下，組成液壓站。如冷軋機、鍛壓機、電弧爐等有強烈熱源和煙塵污染的冶金設備，一般都是采用集中供油方式。 ????分散式結構是把液壓系統(tǒng)中液壓泵、控制調節(jié)裝置分別安裝在設備上適當?shù)牡胤?。機床、工程機械等可移動式設備一般都采用這種結構。 6.2 液壓閥的配置形式 ????1）板式配置 板式配置是把板式液壓元件用螺釘固定在平板上，板上鉆有與閥口對應的孔，通過管接頭聯(lián)接油管而將各閥按系統(tǒng)圖接通。這種配置可根據(jù)需要靈活改變回路形式。液壓實驗臺等普遍采用這種配置。 ????2）集成式配置 目前液壓系統(tǒng)大多數(shù)都采用集成形式。它是將液壓閥件安裝在