綠化剪枝車的液壓系統(tǒng)設計

綠化剪枝車的液壓系統(tǒng)設計,綠化,剪枝,液壓,系統(tǒng),設計 XX大學 畢業(yè)設計(論文) 液壓系統(tǒng)設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 目 錄 摘 要 1 Abstract 1 第一章 緒論 1 1.1的概述 1 1.2液壓概況 2 1.3液壓工作原理 2 1.4 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 3 1.5本論文研究的主要內容 4 第二章 整體方案的擬定 1 2.1 設計思路 1 2.2擬定液壓原理圖 2 2.3 動作分析 3 第三章 液壓系統(tǒng)的計算 5 3.1 設計主要技術參數(shù) 5 3.2 液壓缸的設計 5 3.2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖 5 3.2.2 液壓缸的效率 5 3.2.3 液壓缸缸徑的計算 5 3.2.4活塞寬度的確定 6 3.2.5 缸體長度的確定 7 3.2.6缸筒壁厚的計算 7 3.2.7 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 8 3.2.8缸筒壁厚的驗算 10 3.2.9 缸筒的加工要求 12 3.2.10法蘭設計 12 3.2.11 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 13 3.2.12密封件的選用 15 第四章 液壓系統(tǒng)液壓元件的選擇 17 4.1油泵的選擇 17 4.1.1 油泵工作壓力的確定 17 4.1.2 油泵流量的確定 17 4.1.3 油泵電機功率的確定 18 6.1 液壓元件的選擇 19 6.2 油管的選擇 20 7 驗算液壓系統(tǒng)性能 21 7.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調整 21 7.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 23 8 液壓站的設計 24 8.1液壓站簡介 24 8.2 油箱設計 25 8.2.1油箱有效容積的確定 25 8.2.2 油箱容積的驗算 25 8.2.3 油箱的結構設計 27 8.3 液壓站的結構設計 30 8.3.1 液壓泵的安裝方式 30 8.4 輔助元件 33 8.4.1 濾油器 33 8.4.2 空氣濾清器 34 8.4.3 液位計 34 8.4.8 液壓油 35 結論 36 本論文取得的結果 36 設計中存在的問題 36 致 謝 37 參考文獻 38 III 本科畢業(yè)設計（說明書） 摘 要 液壓傳動系統(tǒng)是械的一個組成部分，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)。 本人系統(tǒng)學習了液壓系統(tǒng)技術的知識，查閱了一些相關的文獻資料，在此基礎上，結合本人的設想和設計工作中需要解決的任務 關鍵詞：，油缸，液壓系統(tǒng) 37 Abstract Hydraulic drive system is a part of hydraulic machinery, hydraulic transmission system design to the overall design of the same host at the same time. To design, we must proceed from the actual situation, the organic combination of various transmission forms, give full play to the advantages of hydraulic transmission, and strive to design hydraulic transmission system has the advantages of simple structure, reliable operation, low cost, high efficiency, simple operation, convenient repair. Keywords: pruning vehicle, hydraulic cylinder, hydraulic system 第一章 緒論 1.1概述 1.2液壓概況 當前，液壓技術在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、經久耐用、高度集成化等各項要求方面都取得了重大的進展，在完善比例控制、數(shù)字控制等技術上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，更日益顯示出顯著的成績。從17世紀中葉巴斯卡提出靜壓傳遞原理、18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，也已有二三百年歷史了。近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用只是本世紀中葉以后的事，至于它和微電子技術密切結合，得以在盡可能小的空間內傳遞出盡可能大的功率并加以精確控制，更是近10年內出現(xiàn)的新事物。 我國的液壓工業(yè)開始于本世紀50年代，其產品最初只用于機床和鍛壓設備，后來才用到拖拉機和工程機械上。自1964年從國外引進一些液壓元件生產技術、同時進行自行設計液壓產品以來，我國的液壓件生產已從低壓到高壓形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。80年代起更加速了對西方先進液壓產品和技術的有計劃引進、消化、吸收和國產化工作，以確保我國的液壓技術能在產品質量、經濟效益、人才培訓、研究開發(fā)等各個方面全方位地趕上世界水平。 1.3液壓工作原理 驅動的液壓系統(tǒng)，它由油箱、濾油器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管組成。它的工作原理：液壓泵由電動機帶動旋轉后，從油箱中吸油。油液經濾油器進入液壓泵，當它從泵中輸出進入壓力管后，將換向閥手柄、開停手柄方向往內的狀態(tài)下，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸左腔，推動活塞和工作臺向右移動。這時，液壓缸右腔的油經換向閥和回油管排回油箱。為了克服移動工作臺時所受到的各種阻力，液壓缸必須產生一個足夠大的推力，這個推力是由液壓缸中的油液壓力產生的。要克服的阻力越大，缸中的油液壓力越高；反之壓力就越低。輸入液壓缸的油液是通過節(jié)流閥調節(jié)的，液壓泵輸出的多余的油液須經溢流閥和回油管排回油箱，這只有在壓力支管中的油液壓力對溢流閥鋼球的作用力等于或略大于溢流閥中彈簧的預緊力時，油液才能頂開溢流閥中的鋼球流回油箱。所以，在系統(tǒng)中液壓泵出口處的油液壓力是由溢流閥決定的，它和缸中的油液壓力不一樣大。 液壓傳動有以下一些優(yōu)點： 在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產生出更多的動力，因為液壓系統(tǒng)中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出30~40倍。在同等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，結構緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的12%左右。 液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕、慣性小、反應快，液壓裝置易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻率，在實現(xiàn)往復回轉運動時可達500次/min，實現(xiàn)往復直線運動時可達1000次/min。 液壓裝置能在大范圍內實現(xiàn)無級調速（調速范圍可達2000），它還可以在運行的過程中進行調速。 液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或流動方向易于進行調節(jié)或控制的緣故。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結合起來使用時，整個傳動裝置能實現(xiàn)很復雜的順序動作，接受遠程控制。液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。由于液壓元件已實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。用液壓傳動來實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單。 液壓傳動的缺點是： 液壓傳動不能保證嚴格的傳動化，這是由液壓油液的可壓縮性和泄漏等原因造成的。液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失等），長距離傳動時更是如此。液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下工作。為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價較貴，而且對油液的污染比較敏感。液壓傳動要求有單獨的能源。液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因。 1.4 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 液壓傳動系統(tǒng)是械的一個組成部分，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)。 1.5本論文研究的主要內容 本人系統(tǒng)學習了液壓系統(tǒng)技術的知識，查閱了一些相關的文獻資料，在此基礎上，結合本人的設想和設計工作中需要解決的任務，主要進行了以下幾項工作： （1）擬定液壓液壓原理圖。 （2）完成油缸的設計。 （3）完成液壓站的設計。 （4）對液壓系統(tǒng)進行校核設計。 第二章 整體方案的擬定 2.1 設計思路 準備過程主要完成支持架的展開（由展開缸伸出來完成），使支持架與車身垂直；汽車與綠化帶間距離調節(jié)（依靠司機目測調節(jié)）；修剪高度調節(jié)（由高度調節(jié)缸實現(xiàn)）；修剪寬度調節(jié)（由寬度調節(jié)缸實現(xiàn)）。由于綠化帶修剪并不需要太高的精度，因此高度和寬度調節(jié)由液壓缸來實現(xiàn)比較方便，也提高了調節(jié)速度，同時降低了工人的勞動強度。修剪過程主要是液壓馬達工作，驅動剪刀旋轉，實現(xiàn)修剪的主運動，同時汽車保持與所修剪綠化帶平行方向行進，實現(xiàn)剪刀的進給運動。收支持架過程是在修剪完工后，將支持架收回（展開缸活塞桿縮回），使支持架與車身平行，便于汽車轉移，同時各液壓缸活塞桿縮回，使支持架保持最小尺寸。工作示意圖如圖1所示。 工作示意圖 2.2擬定液壓原理圖 此機構對液壓系統(tǒng)的要求：展開運動要平穩(wěn)，到達預定位置不應有沖擊；展開到預定位置后，展開系統(tǒng)應該保持系統(tǒng)以防止對綠化帶進行剪切時系統(tǒng)不穩(wěn)定，而導致機構錯位影響綠化帶形狀。支撐上升運動要平穩(wěn)，下降過程必須有一定阻力以保持下降平穩(wěn) 性，亦必須保持系統(tǒng)運動的平穩(wěn)性，避免有沖擊。系統(tǒng)有安全連鎖裝置，以保障安全生產。液壓系統(tǒng)原理圖如圖2 所示。系統(tǒng)換向均采用電磁換向閥，控制按鈕設計在汽車駕駛臺上，方便司機操作。 系統(tǒng)的主要技術特點：（1） 采用液壓傳動實現(xiàn)遠距離的動力傳動，產生直線往返的運動，滿足機構運動的要求；（2）剪刀的生產價格和維修費用較低，操作的自動化和可控性程度高；（3）機構的標準化程度較高，傳動和旋轉機構的大部分零件采用標準零 件。 2.3 動作分析 A、啟動：電磁鐵全斷電，主泵卸荷。 主泵（恒功率輸出）→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21的K型中位→T B、展開缸活塞快速下行： 2YA、5YA通電，電液換向閥9右位工作，道通控制油路經電磁換向閥18，打開液控單向閥19，接通展開缸下腔與液控單向閥19的通道。 進油路：主泵（恒功率輸出）→電液換向閥9→單向閥11→展開缸上腔 回油路：展開缸下腔→電液換向閥9→電液換向閥21的K型中位→T 液壓缸活塞依靠重力快速下行：大氣壓油→吸入閥13→展開缸上腔的負壓空腔 C.展開缸活塞接觸工件，開始慢速下行（增壓下行）： 液壓缸活塞碰行程開關2XK使5YA斷電，切斷展開缸下腔經液控單向閥19快速回油通路，上腔壓力升高，同時切斷（大氣壓油　→吸入閥13　→上展開缸上腔）吸油路。 進油路：主泵（恒功率輸出）→電液換向閥9→單向閥11→展開缸上腔 回油路：展開缸下腔→順序閥17→電液換向閥9→電液換向閥21的K型中位→T D、保壓： 展開缸上腔壓力升高達到預調壓力，電接觸壓力表12發(fā)出信息，2YA斷電，展開缸進口油路切斷，(單向閥11 和吸入閥13的高密封性能確保展開缸活塞對工件保壓，利用展開缸上腔壓力很高，推動液動換向閥14下移，打開外控順序閥15，防止控制油路使吸入閥1誤動而造成展開缸上腔卸荷) 當展開缸上腔壓力降低到低于電接觸壓力表12調定壓力，電接觸壓力表12又會使2YA通電，動力系統(tǒng)又會再次向展開缸上腔供應壓力油……。主泵（恒功率輸出）主泵→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21的K型中位→T，主泵卸荷。 E、保壓結束、展開缸上腔卸荷后： 保壓時間到位，時間繼電器發(fā)出信息， 1YA通電（2TA斷電），展開缸上腔壓力很高，推動液動換向閥14下移，打開外控順序閥15，主泵1→電液壓換向閥9的大部分油液經外控順序閥15流回油箱，壓力不足以立即打開吸入閥13通油箱的通道，只能先打開吸入閥13的卸荷閥（或叫卸荷閥的卸荷口），實現(xiàn)展開缸上腔（只有極小部分油液經卸荷閥口回油箱）先卸荷，后通油箱的順序動作，此時： 主泵1大部分油液→電液壓換向閥9→外控順序閥15→T F、展開缸活塞快速上行： 展開缸上腔卸壓達到吸入閥13開啟的壓力值時，液動換向閥14復位，外控制順序閥15關閉，切斷主泵1大部分油液→電液換向閥9→外控順序閥15→T的油路，實現(xiàn)： 進油路：主泵1→電液換向閥9→液控單向閥19→展開缸下腔 回油路：展開缸上腔→吸入閥13→T 第三章 液壓系統(tǒng)的計算 3.1 設計主要技術參數(shù) 3.2 液壓缸的設計 3.2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖 1、選取參數(shù) 取動摩擦系數(shù)fd=0.1 ，靜摩擦系數(shù)fj=0.2 ，η缸=0.95， V快=100mm/s，V工=10mm/s，令起動時間不超過0.2秒， 3.2.2 液壓缸的效率 液壓缸的機械效率 3.2.3 液壓缸缸徑的計算 參考同類油缸所受到的負載，取到的最大負載為4000KN。 內徑D可按下列公式初步計算： 液壓缸的負載為推力 =463mm 式（3-1） 式中 —液壓缸實際使用推力4000（KN）； —液壓缸的總效率，一般取=07～09；計算=0.8； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設計中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=25MPa； 根據式（3-1）得到內徑：=500mm 查缸筒內徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為500mm。 表4.1 液壓缸內徑系列 mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 活塞桿外徑： 查《液壓傳動與控制手冊》根據桿徑比d/D，一般的選取原則是：當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設計我選擇d/D=0.7，即d=0.55D=0.7×500=350mm。根據活塞桿直徑標準取d=360mm. 表3-1 活塞桿直徑系列 活塞桿直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 3.2.4活塞寬度的確定 由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）×500=（300-500）mm 取=350mm 3.2.5 缸體長度的確定 液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑的20-30倍。 3.2.6缸筒壁厚的計算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結構和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內徑較大時，必須進行強度校核。 當時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式為 式（3-2） 式中，—缸筒內最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當時，一般取。液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度： σb=600MPa 安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。 則許用應力[δ]==120MPa 當時,按式（3-3）計算 (該設計采用45鋼管) 式（3-3） 根據缸徑查手冊預取=50 此時 =0.1 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據給定參數(shù)，所以： =251.5=37.5MP =115 滿足要求，就取壁厚為120mm。 3.2.7 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 A.活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 式中，為活塞桿上的作用力； · 為活塞桿材料的許用應力，=,n一般取1.40。 （3-4） 式中 ————許用應力；（Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數(shù)取5，即活塞桿的強度適中） =63.69mm d取360 mm大于63 mm 滿足要求. B.液壓缸穩(wěn)定性計算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當活塞桿的細長比時 b.當活塞桿的細長比時 式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式決定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。 表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值 支承方式 支承說明 末端系數(shù) 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3-3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當時,缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。 此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。 3.2.8缸筒壁厚的驗算 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A液壓缸的額定壓力值應低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4） 根據式（3-4）得到： 顯然，額定油壓==25MP，滿足條件； B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6） 先根據式（3-6）得到： =41.21 再將得到結果帶入（3-5）得到： 顯然，滿足條件； C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。 各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當額定壓力時 （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力： (MPa） 式（3-7） 因為查表已知=596MPa，根據式（3-7）得到： 至于耐壓試驗壓力應為： 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸耐壓試驗壓力（）； —缸筒發(fā)生爆破時壓力（）； —缸筒材料抗拉強度（）； —缸筒材料的屈服強度（； —缸筒材料的彈性模量（）； —缸筒材料的泊桑系數(shù) 鋼材：=0.3 3.2.9 缸筒的加工要求 缸筒內徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨； 熱處理：調制，HB240； 缸筒內徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半； 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 3.2.10法蘭設計 液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋 （缸筒端部）法蘭厚度根據下式進行計算： 式（3-8） 式中， -法蘭厚度（m）； —密封環(huán)內經（m）； 密封環(huán)外徑（m）； 系統(tǒng)工作壓力（pa）；=25MPa 附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa； 螺釘孔分布圓直徑（m）； 密封環(huán)平均直徑（m）； 法蘭材料的許用應力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa —法蘭受力總合力（m） 所以 3.2.11 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 連接圖如下： 圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-前端蓋；2-缸筒 螺栓強度根據下式計算： 螺紋處的拉應力: (MPa) 式（3-9） 螺紋處的剪應力 (MPa) 式（3-10） 合成應力 (MPa) 式（3-11） 式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是 —螺紋預緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內徑； —缸體螺紋外徑； —螺紋內經； —螺紋內摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個數(shù)。 最大推力為： 使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12 根據式（3-9）得到螺紋處的拉應力為： = 根據式（3-10）得到螺紋處的剪應力為： 根據式（3-11）得到合成應力為： ==367.6MPa 由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為12.9級； 查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級合適。 3.2.12密封件的選用 A.對密封件的要求 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內孔的密封、活塞桿與支撐座（或導向套）的密封等。 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設計選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象； b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長； c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3-2 密封方式圖 第四章 液壓系統(tǒng)液壓元件的選擇 4.1油泵的選擇 4.1.1 油泵工作壓力的確定 油泵工作壓力為： =P+∑△P 式（4-1） 可知工進階段液壓缸壓力最大，由于在液壓系統(tǒng)中,壓力所經過的閥的數(shù)量不多,故壓力損失∑△P不大,參照<<液壓傳動>>表1-10選取∑△P=0.5MP。油缸最大工作壓力P可根據表3-1取為7.1MP于是油缸工作壓力即為： =25+0.5=25.5MPA 所選油泵的額定工作壓力應為： =1.25=1.25×25.5=31.875MPA 根據上面計算的壓力和流量，查產品樣本，選用申液SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)泵，額定轉速1500r/min。 4.1.2 油泵流量的確定 油泵流量為： ≥K（∑Q）=1.1×150=165L/min （4-2） 選用的油泵為YYB-BC165/48B雙聯(lián)葉片油泵 4.1.3 油泵電機功率的確定 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載[1]。 雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分，小泵流量19升/分 下面分別計算所需要的電動機功率P。 考慮到調速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力為： 。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率=0.565，大泵的總效率=0.3）。 雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分，小泵流量19升/分 電動機功率為： 綜合所需功率據此查樣本選用Y160ML-4-B5 15KW異步電動機,電動機功率為15KW（躍進廠）。 6.1 液壓元件的選擇 根據液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格[1]。本例所有閥的額定壓力都為，額定流量根據各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表5-1中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。 表7-1 液壓元件明細表 電動機1 Y160ML-4-B5 15KW 臺 2 躍進廠 液壓泵1 SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r) 臺 2 申液 聯(lián)軸器1 臺 2 鐘形罩1 160ML-B5-SV2010-P4P9P020定制 2 鐘形罩2 Y100L-4-CBE 1 回油壓力表 YN-60 I 1.6MPa 徑向普通耐振 2 上海宜川 閥箱壓力表 YN-60 I 16MPa 徑向普通耐振 10 上海宜川 吸油過濾器 WU160-100J 1 溫州黎明 回油過濾器 RFA-160*20LY 濾芯 FAX-160*20# 1 溫州黎明 濾芯 FAX-160*20# 1 溫州黎明 壓力過濾器1 ZUI-H160*10DFP 濾芯 HDX-160*10# 1 壓力過濾器2 ZUI-H63*5DFP 濾芯 HDX-63*5# 1 溫州黎明 濾芯 HDX-160*10Q2 2 溫州黎明 空氣濾清器 EF5-65 EF4-50是94.5元 1 溫州黎明 液位計 YWZ- 2 溫州黎明 清洗蓋 YG-400F 含法蘭 2 溫州黎明 液位傳感器 YKJD24-500-300 1 溫州黎明 壓力傳感器 A-10;0...250Bar,4…20 3 威卡 高壓球閥1 YJZQ-J15N(G1/2") 24 MHA 高壓球閥2 YJZQ-J20N(G1") 4 奉化朝日 板式冷卻器 BL50C-40D 1 江陰保德 分流馬達 FD219+19-G-N 1 麥塔雷斯 蓄能器 NXQ-L2.5-10H 含安全開關 1 朝日 蓄能器 NXQ-L16-20H 含回油開關 1 朝日 換向閥1 4WE10E3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥2 4WE10J3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥3 4WE10EA3X/AG24NZ5L 4WE10EB3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥4 4WE6EB6X/AG24NZ5L 2 立新力士樂 換向閥5 4WE6E6X/AG24NZ5L 4 立新力士樂 換向閥6 4WE6C6X/EG24NZ5L 4 立新力士樂 換向閥7 4WE6Y6X/EG24NZ5L 1 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DB2-30/15Y 2 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DA2-30/15Y 1 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DP2-30/15YM 3 立新力士樂 疊加式單向節(jié)流閥 Z2FS6-3X/ 2 溢流閥1 DBW10B-5X/20G24Z5L 1 立新力士樂 溢流閥2 DB10-5X/20 1 外泄式液控單向閥 SV10PB1-30/ 3 單向節(jié)流閥1 NDRV-12-P-B 更改過 12 西德福 單向節(jié)流閥2 DRVP-10-10 5 立新力士樂 單向節(jié)流閥3 Z1S6P1-30/ 3 單向閥2 RVP12-10/ 5 立新力士樂 比例壓力閥1 RZGO-A-033/210-31 2 ATOS 放大器 EMI-01F-AC/RR 2 ATOS 6.2 油管的選擇 根據選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。 管接頭1變徑三通 2-∮25/1-∮16三通 20 余姚通用管件廠 管接頭2端直通 G1/2-∮16端直通 JB966-77 160 余姚通用管件廠 管接頭3端直通 G1-∮25端直通 JB966-77 12 余姚通用管件廠 管接頭5光桿端直通 G1/2-∮16端直通 JB988-77 4 余姚通用管件廠 管接頭6中間接頭 ∮16-∮16 JB977-77 10 余姚通用管件廠 管接頭8三通 ∮14卡套式三通 JB1948-77 8 余姚通用管件廠 管接頭9中間直角 ∮14中間直角 JB1946-77 2 余姚通用管件廠 管接頭10端直通 G3/8-∮14端直通 JB1942-77 10 余姚通用管件廠 管接頭11端直通 G1/8-∮6端直通 JB1942-77 20 余姚通用管件廠 管接頭12壓力表 壓力表接頭M14*1.5-∮6 JB1957-77 25 余姚通用管件廠 變徑過渡管接頭 M48*2－Z1"（內螺紋） 　 2 余姚通用管件廠 變徑過渡管接頭 M48*2－G1"（內螺紋） 　 8 余姚通用管件廠 管接頭13端直通 G1-∮28端直通 JB966-77 16 余姚通用管件廠 管接頭14端直通接頭體 Z1"-∮28端直通接頭體 JB1921-77 4 管接頭13端直通 G1-∮25端直通 JB966-77 12 余姚通用管件廠 管接頭17端直通 M22*1.5-∮16端直通 JB966-77 4 余姚通用管件廠 7 驗算液壓系統(tǒng)性能 7.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調整 1.工進時的壓力損失的驗算及泵壓力的調整 工進時管路中的流量僅為0.24L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計[1]。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則： 即小流量泵的溢流閥應按此壓力調整。 2．快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調整 因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便于確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=25m，通過的流量為進油路=22.5L/min=， 回油路=45L/min=。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 按式經單位換算為： （6-1） 式中 v————平均流速（m/s） d————油管內徑（m） ————油的運動粘度（） q————通過的流量（） 則進油路中液流的雷諾數(shù)為： 回油路中液流的雷諾數(shù)為： 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （2）沿程壓力損失的計算： （6-2） 在進油路上，流速則壓力損失為： 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=4.24m/s，則壓力損失為： （3）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式計算，結果列于下表： 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 25 16 2 0.82 三位五通電磁閥 63 16/32 4 0.26/1.03 二位二通電磁閥 63 32 4 1.03 單向閥 25 12 2 0.46 若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為： 查表一得液壓缸負載F=521N；則快退時液壓缸的工作壓力為： 計算快退時泵的工作壓力： （6-3） 而 因此，大流量泵卸載閥10的調整壓力應大于。 從以上驗算可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 7.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算： 工進時液壓缸的輸出功率： 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： 已知油箱容積為V=315L=,則油箱近似散熱面積A為： （6-4） 假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則油液溫升為： ℃≈17.4℃ （6-5） 設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為： =25℃+17.4℃=42.4℃[T]=55℃ 所以油箱散熱基本可達要求。 8 液壓站的設計 8.1液壓站簡介 液壓站的結構型式有分散式和集中式兩種類型。 (1)分散式 這種型式將機床液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調節(jié)裝置分散在機床的各處。例如利用機床床身或底座作為液壓油箱存放液壓油。把控制調節(jié)裝置放任便于操作的地方。這種結構的優(yōu)點是結構緊湊，泄漏油易回收，節(jié)省占地面積，但安裝維修不方使。同時供油裝置酌振動、液壓油的發(fā)熱都將對機床的工作精度產生不良影響，故較少采用，一般非標設備不推薦使用。 (2)集中式 這種型式將機床按壓系統(tǒng)的供油裝置 , 控制調節(jié)裝置獨立于機床之外，單獨設置一個液壓站。這種結構的優(yōu)點是安裝維修方便，按壓裝置的振動、發(fā)熱都與機床隔開；缺點是液壓站增加了占地面積。 8.2 油箱設計 在開式傳動的油路系統(tǒng)中，油箱是必不可少的，它的作用是，貯存油液，凈化油液，使油液的溫度保持在一定的范圍內，以及減少吸油區(qū)油液中氣泡的含量。因此，進行油箱設計時候，要考慮油箱的容積、油液在油箱中的冷卻、油箱內的裝置和防噪音等問題。 8.2.1油箱有效容積的確定 （一）油箱的有效容積 油箱應貯存液壓裝置所需要的液壓油，液壓油的貯存量與液壓泵流量有直接關系，在一般情況下，油箱的有效容積可以用經驗公式確定： （ 6.1） 式中，——油箱的有效容積（L）； Q ——油泵額定流量（L/min）； K ——系數(shù)； 查參考文獻[1]，P47，取K=7，油泵額定流量Q=41.76 L/min，代入公式6.1，計算得： =6×41.76=292.32 L 油箱有效容積確定后，還需要根據油溫升高的允許植，進行油箱容積的驗算。 8.2.2 油箱容積的驗算 液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構成總的能量損失，這些能量損失轉化為熱量，使系統(tǒng)油溫升高，由此產生一系列不良影響。為此，必須對系統(tǒng)進行發(fā)熱計算，以便對系統(tǒng)溫升加以控制。 液壓系統(tǒng)發(fā)熱的主要原因，是由于液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失以及溢流閥的溢流損失所造成的，當液壓油溫度升高后，會引起油液粘度下降，從而導致液壓元件性能的變化，壽命降低以及液壓油老化。因此，液壓油必須在油箱中得到冷卻,以保證液壓系統(tǒng)正常工作。 1 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率H是估算得來的，查參考文獻[1]，P 46，得系統(tǒng)總的發(fā)熱公率H估算公式： （6.2） 式中，N——液壓泵輸入功率（ KW）； ——執(zhí)行元件的有效功率（KW）； 若一個工作循環(huán)中有幾種工況，則應求出其總平均有效功率， 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率：H=N（1-η） （6.3） 式中 η——系統(tǒng)總效率。 由查參考文獻[5]，液壓泵輸入功率： N=Nd×η1 （6.4） 式中Nd——電動機功率（KW）； η1——聯(lián)軸器傳動效率。 查參考文獻[5] P7，取η=0.99，代入公式6.4得： N=0.99×7.5KW=7.425KW 所以，液壓泵輸入功率N=7.425KW。 將N=7.425KW代入公式6.3，得： H= N（1-η）=7.425×（1-0.695）KW=2.265KW。 2 散熱功率及溫升 油路系統(tǒng)的散熱,主要靠油箱表面散熱,油箱的散熱功率可以用下式進行估算： =KA (KW) （6.5） 式中, K——油箱的散熱系數(shù)（KW/℃）； A——油箱散熱面積（）； ——系統(tǒng)溫升植（℃）。 其中，油箱的散熱面積可以用下式估算 A=0.065 （） （6.6） 式中，——油箱的有效容積（L）。 液壓系統(tǒng)的熱平衡條件： 機器在長期連續(xù)工作下，應該保持系統(tǒng)的熱平衡，其熱平衡式為： H-=0， （6.7） H-KA=0， （6.8） （6.9） 查參考文獻[1]，P40，取K=0.025 KW/℃，將K=0.025代入公式6.9，得： ==29.7℃ 查參考文獻[1]表3-32所給的允許值為：一般工作機械≤35℃，故系統(tǒng)溫升驗算合格。 8.2.3 油箱的結構設計 （一） 結構簡介 這種結構的液壓油箱制造工藝較差，主要表現(xiàn)在箱體鋼板下料時要求的精度較高；壓形的反彈量因每次供貨鋼板的機械性能不同有所不同，導致箱體的圓角與襯板的半徑吻合不良；不同機型上的液壓油箱必須使用自己專用的一套壓型模具。每套模具的體積大、造價高、利用率低。圖6.1所示的液壓油箱完全不用壓形模，而是利用折邊機折邊成形。箱底面及端部，以及箱底面和側面分別折成Ｕ形斷面；再焊好加油口和中間隔板等附件后，扣合拼焊而成。這種結構的液壓油箱具有以下優(yōu)點：下料精度要求不高；對原材料機械性能適應力強；折邊部位可隨意調整，適合多品種小批量生產；不用模具，大大節(jié)省了費用，縮短了生產周期等等。這種結構的液壓油箱，近年來被我們廣泛應用在工程機械、建筑機械行走機械上。 圖6.1 （二） 結構設計 通過對油箱的了解，壓裝機的油箱，是單件的生產，因此，采用拼焊的方法焊接而成。進行油箱結構設計時,首先考慮的是油箱的剛度,其次考慮便于換油和清洗油箱以及安裝和拆卸油泵裝置,當然,從企業(yè)的方面考慮，油箱的結構應該盡量簡單,以利于密封和降低造價。 （1）油箱體 油箱體由A3鋼板焊接而成,取鋼板厚度3～6mm，箱體大者取大值，本壓裝機的油箱板厚度為4mm。在油箱側壁上安裝油位指示器。在油箱與隔板垂直的一個壁上常常開清洗孔，以便于清洗油箱。 （2）油箱底部 油箱底部采用傾斜的方式，用焊接方法與壁板焊接而成，采用這種結構，便于排油，底部最低處有排油口，排油口與基礎面的距離為150mm，。 焊接結構油箱，油箱用A3鋼板，其厚度等于側壁鋼板的厚度，為4mm。 （3）油箱隔板 為了使吸油區(qū)和壓油區(qū)分開，便于回油中雜質的沉淀，油箱中設置了隔板。隔板的安裝方式主要有兩種，第一種：回油區(qū)的油液按一定方向流動，既有利于回油中的雜質、氣泡的 分離，又有利于散熱。第二種：回油經過隔板上方溢流至吸油區(qū)，或經過金屬網進入吸油區(qū)，更有利于雜質和氣泡的分離。在本壓裝機的設計中，采用隔板的方式，主要為了將沉淀的雜質分開。 隔板的位置在油箱的中間，將吸油區(qū)和回油區(qū)分開，隔板的高度，為最低油面的1/2。隔板的厚度等于油箱側壁厚度。 （4）油箱蓋 油箱蓋多用鑄鐵或鋼板兩種材料制造，現(xiàn)采用鋼板，在油箱蓋上鉆下列通孔：回油管孔、通大氣孔（孔口有空氣濾清器）以及安裝液壓集成裝置的安裝孔。 （三）減少油箱噪音 防噪音問題是現(xiàn)代機械裝備設計中必須考慮的問題之一。油路系統(tǒng)的噪音源，以泵站為首，因此，進行油箱設計時，從下列幾方面減輕噪音： （1）油箱與箱蓋間增加防振橡皮墊： （2）用地腳螺栓將油箱牢固固定在基礎上； （3）油泵排油口用橡膠軟管與閥類元件相連接； （4）回油管管接頭振動噪音較大時，改變回油管直徑或增設一條回油管，使每個回油管接頭的通路減少。 清洗蓋 溫州黎明 YG-400F 8.3 液壓站的結構設計 8.3.1 液壓泵的安裝方式 液壓泵裝置包括不同類型的液壓泵．驅動電動機及其聯(lián)軸器等。其安裝方式分為上置式和非上置式兩種。 (1) 上置式安裝 將液壓泵和與之相聯(lián)的油管放在液壓油箱內(如圖6.2)，這種結構型式緊湊、美觀，同時電動機與液壓泵的同軸度能保證，吸油條件好，漏油可直接回液壓油箱，并節(jié)省內地面積。但散熱條件不好。 圖6.2 (2）非上置式安裝 將液壓泵和與電動機放在液壓油箱旁，(如圖6.3)所示，這種結構，振動較小，油箱的清洗比較容易，但占地面積較大，吸油管與泵連接要求嚴格，應用于較大型液壓站。 經過對比分析，采用上置式安裝,通過螺栓將電機上的法蘭與油箱和好的固定在一起,并且將泵放在油箱內,泵浸在油液中,可以改善泵的吸油條件。 二 液壓泵與電動機的連接 將液壓泵與電動機連接方式,采用聯(lián)軸器，用來把電動機軸與泵軸聯(lián)接在一起，機器運轉時兩軸不能分離；只有在機器停車并將聯(lián)接拆開后，兩軸才能分離(如圖6.4)。 選擇聯(lián)軸器的類型 聯(lián)軸器有剛性聯(lián)軸器、撓性聯(lián)釉器兩大類，其中撓性聯(lián)釉器又可以分為無彈性元件的撓性聯(lián)釉器和有彈性元件的撓性聯(lián)釉器兩大類別。選擇聯(lián)釉器考慮以下幾點： （1）所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減娠功能的要求。例如，對大功率的重載傳動，可選用齒式聯(lián)軸器；對嚴重沖擊載荷或要求消除軸系扭轉振動的傳動，可選用輪胎式聯(lián)袖器等具有高彈性的聯(lián)軸器。 （2） 聯(lián)軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應選用平衡精度高的聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器等，而不宜選用存在偏心的滑塊聯(lián)軸器等。 液壓泵與電機之間的聯(lián)軸器，一般用簡單彈性套柱銷聯(lián)軸器或彈性。其二者的共同特點是傳遞扭矩范圍較大，轉速較高，彈性好，能緩沖扭矩急劇變化引起的振動，能補償軸位移。但在使用中應定期檢查彈性圈。 （二）計算聯(lián)軸器的計算轉矩 由于機器起動時的動載荷和運轉中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應當按軸上的最大轉矩作為計算轉矩Tca，查參考文獻[4] P343，計算轉矩按下式計算； TCa=KAT （6.10） 式中 T——公稱轉矩，單位為N·m； KA——工作情況系數(shù)。 查參考文獻[4] 表14-1，轉矩變化小，原動機為電動機，得KA=1.3。KA=1.3代入公式6.10，計算得： =49.74N·m。 TCa= KAT=64.66N·m。 （三）確定聯(lián)軸器的型號 根據計算轉矩Tca及所選的聯(lián)軸器類型，按照 Tca≤[T] 的條件出聯(lián)軸器標準