攀枝花學(xué)院液壓課程設(shè)計(jì)

1、1攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計(jì)（論文）鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)學(xué)生姓名： 周陽(yáng) 學(xué)生學(xué)號(hào)： 201310601194 院（系）： 機(jī)械工程機(jī)制 年級(jí)專業(yè)： 13 級(jí) 1 班 指導(dǎo)教師： 陳永強(qiáng)副教授 二一六年六月2目錄目錄1.工況分析工況分析.11.1 負(fù)載分析和速度分析 .31.2 液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 .62.液壓元件選擇液壓元件選擇.82.1 供油方式 .82.2 回路系統(tǒng) .112.3 液壓系統(tǒng)圖比較選擇 .172.4 液壓元件選擇目錄 .193.壓力損失計(jì)算壓力損失計(jì)算.223.1 回路壓力損失 .223.2 油箱升溫計(jì)算 .234.油箱設(shè)計(jì)油箱設(shè)計(jì) .234.1 油箱體積選擇 .234.2

2、油箱壁厚計(jì)算 .235.集成塊設(shè)計(jì)集成塊設(shè)計(jì).245.1 液壓系統(tǒng)集成塊設(shè)計(jì) .255.2 集成塊的校核 .266.參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn).24 3 題題 目目設(shè)計(jì)一鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)。其工作循環(huán)為油缸上升，鉄包傾翻保持傾翻角度，加入鐵水油缸下降，鐵包達(dá)到平衡。給定條件為：上升速度15mm/s上升最大負(fù)載270KN下降速度20mm/s下降最大負(fù)載1350KN行程1500mm工況循環(huán)： 1、油缸上升，鋼包傾翻。 2、保持傾翻角度，加入鐵水。 3、油缸下降，鋼包達(dá)到平衡。要求：要求： 運(yùn)行平穩(wěn)，不得有振動(dòng)有爬行工作介質(zhì)工作介質(zhì)：水乙二醇4一一 工況分析工況分析1 11 1 負(fù)載分析和速度分析負(fù)載分析和

3、速度分析工況分析主要是指對(duì)液壓執(zhí)行元件的工作情況的分析，分析的目的是了解在工作過(guò)程中執(zhí)行元件的速度、負(fù)載的變化的規(guī)律，并將此規(guī)律用曲線形式表現(xiàn)出來(lái)，作為擬定液壓系統(tǒng)方案確定系統(tǒng)主要參數(shù)（壓力和流量）的依據(jù)。若液壓執(zhí)行元件動(dòng)作比較簡(jiǎn)單，也可以不作圖，只需要找出最大負(fù)載和最大的速度即可。鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)上下為直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，行程較為 1500mm，可選單桿液壓缸作執(zhí)行器，啟動(dòng)、制動(dòng)時(shí)間為。0.2ts 液壓缸驅(qū)動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，為了簡(jiǎn)化問(wèn)題，摩擦力對(duì)整體影響較小，可忽略不計(jì)。所受到的外負(fù)載為：FFFFLfa（1）工作負(fù)載 工作負(fù)載與設(shè)備的工作情況有關(guān)，工作負(fù)載可以是定量，F(xiàn)L也可以是變

4、量，可以是正值，也可以是負(fù)值，有時(shí)還可能是交變的。上升時(shí)： F1=270000N下降時(shí)： F2=1350000N（2）摩擦阻力負(fù)載 摩擦阻力是指運(yùn)動(dòng)部件與支承面間的摩擦力，它與Ff支承面的形狀、放置情況、潤(rùn)滑條件以及運(yùn)動(dòng)狀態(tài)有關(guān) ，式FfFNf中為運(yùn)動(dòng)部件及外負(fù)載對(duì)支承的正壓力；為摩擦系數(shù)。FNf（3）慣性負(fù)載 慣性負(fù)載是運(yùn)動(dòng)部件的速度變化時(shí)，由其慣性而產(chǎn)生的Fa負(fù)載，可以用牛頓第二定律計(jì)算 tvgGmaFa式中，m 為運(yùn)動(dòng)部件即滑塊的質(zhì)量(kg); a 為運(yùn)動(dòng)部件的加速度（）; G2m s為工作臺(tái)上負(fù)載（N）; g 為重量加速度（）; 為速度的變化量（2m sv）; 為速度變化所需的時(shí)間（s

5、）.如果在啟動(dòng)，制動(dòng)過(guò)程中，其加速2m st度都在 0.2s 內(nèi)完成，則慣性力 Fa 為上升：?jiǎn)?dòng)與制動(dòng)時(shí)： 2751N 2.02081.927000010311tgGvFa下降： 啟動(dòng)與制動(dòng)時(shí)：20642N2.03081.9135000010322tgGvFa5液壓缸各工況外負(fù)計(jì)算見(jiàn)下表：?jiǎn)蝹€(gè)液壓缸外負(fù)載力分析計(jì)算結(jié)果工 況計(jì)算公式外負(fù)載 N啟動(dòng)加速F=(F1+)/21aF272751/2=136376等速F=F1/2270000/2=135000 上升 制動(dòng)F=(F1-)/21aF267249/2=133624暫停速度零F=/2maxF135000 0/2=675000啟動(dòng)F=(F2-)/

6、22aF1329358/2 =664679等速F=F2/21350000/2=675000 下降制動(dòng)F=(F2+)/22aF1370642/2=685321根據(jù)已知參數(shù)，各工況持續(xù)時(shí)間近似計(jì)算結(jié)果見(jiàn)下表：工況計(jì)算公式時(shí)間 S說(shuō)明上升1500/15111vlt100保持穩(wěn)定 2t-下降1500/202231vlt75油缸上升與下降其行程相同都為1500mm6利用以上的數(shù)據(jù)，并在負(fù)載和速度過(guò)度段做粗略的線性處理后便得到下圖的鐵水包液壓缸負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖： 圖 2-2 液壓缸的圖和Ftvt71.21.2 液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算當(dāng)負(fù)載確定后，若工作壓力低，則執(zhí)行元件的尺寸就大，重量也大

7、，完成給定速度所需的流量就大；若壓力過(guò)高，則密封要求就高，元件的制造精度也就更高，容積效率也就降低。所以執(zhí)行元件的工作壓力可以根據(jù)總負(fù)載值來(lái)選取。查表 11-2 和表 11-3 可知，預(yù)選液壓缸的設(shè)計(jì)壓力炮 P=24MPa。取液壓缸的機(jī)械效率為cm=0.91。將液壓缸的無(wú)桿腔作為主工作腔，考慮到液壓缸下行時(shí)，最大工作負(fù)載采用液壓方程式平衡，則可計(jì)算出液壓缸無(wú)桿腔的有效面積。261max1031.0102491.0685321mpFAcm液壓缸內(nèi)徑為：mmmAD197197.041由上面的計(jì)算結(jié)果，根據(jù) GB/23481993，取標(biāo)準(zhǔn)直徑 D=200mm根據(jù)上升與下降的速度比確定活塞桿的直徑 d

8、 可推出 D=2d，則 d=100mm 取標(biāo)準(zhǔn)值 d=100mm222)(2015下降速度上升速度DdD液壓缸的實(shí)際有效面積為：2221031400.0314004mmmDA22222023550.0235504)(mmmdDA8液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力和流量：輸入流量 q 工作階段 計(jì)算公式 負(fù)載 F/N工作腔壓力/ap P31.cm s1.minL 啟動(dòng)1363764772730 恒速1350004724575上升 制動(dòng)11 11;cmFpqAvA133624467642047128.26暫停 保壓1 21;cmFpqAvA6750002362287300 啟動(dòng) 66467923261

9、671 恒速 67500023622874下降 制動(dòng)221;cmFpqA vA 68532123984076 471 28.26循環(huán)中各階段的功率計(jì)算如下：上升（啟動(dòng)）階段： kwqPP496.42111上升（恒速）階段： kwqPP45.42111上升（制動(dòng)）階段： kwqPP405.42111保壓 階段： P2=0下降（啟動(dòng)）階段： kwqPP191.222333下降（恒速）階段： kwqPP258.222333下降（制動(dòng)）階段： kwqPP592.2223339二二 液壓元件選擇液壓元件選擇2.1 供油方式液壓泵是將電機(jī)輸出的機(jī)械能(電機(jī)軸上的轉(zhuǎn)矩和角速度的乘積)轉(zhuǎn)變?yōu)橐簤耗?液壓泵的輸

10、出壓力和輸出流量的乘積)，為系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液，是液壓系統(tǒng)中的動(dòng)力源。2.1.1 外嚙合齒輪泵圖 4-1 所示為普通常用的外嚙合齒輪泵的工作原理。它是由裝在殼體內(nèi)的一對(duì)齒輪所組成的，齒輪的兩個(gè)端面處用兩個(gè)端蓋(圖中未示出)來(lái)密封。兩個(gè)齒輪、殼體與端蓋之問(wèn)在齒輪嚙合點(diǎn)的兩側(cè)形成兩個(gè)密封的工作腔。當(dāng)齒輪在電動(dòng)機(jī)的帶動(dòng)下，按圖示方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，在嚙合點(diǎn)的右側(cè)，嚙合的齒輪逐漸脫開(kāi)，使密封工作腔不斷由小變大形成部分真空，將油液從油箱經(jīng)吸油口吸入，填充齒間。隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)，油液被帶到嚙合點(diǎn)的左例，由于齒輪在這里逐漸進(jìn)入嚙合，使密封的工作腔容積不斷變小，油液便經(jīng)壓油口被擠到系統(tǒng)中。圖 3-1 外嚙合齒

11、輪泵的工作原理缺點(diǎn)：1、因油現(xiàn)象會(huì)使流量不均勻，形成壓力脈動(dòng)，產(chǎn)生很大的噪聲，使泵的壽命降低。 2、徑向液壓作用力的不平衡使泵的工作條件變壞，不僅加速軸承的磨損，減低泵的壽命，而且會(huì)使軸變形，造成齒頂與殼體內(nèi)表面之間的摩擦，使泵的總效率降低。對(duì)齒輪泵來(lái)講，漏油的途徑有齒頂圓和殼體內(nèi)孔之間的徑向間隙；齒輪端10面和側(cè)蓋之間的軸向間隙以及由于在齒寬方向上不能保證完全嚙合而造成的齒面縫隙。其中尤以齒輪端面的軸向間隙對(duì)泄漏的影響為最大，油壓愈高，泄漏愈多。如果制造時(shí)減小此間隙，這不僅會(huì)給制造帶來(lái)困難，而且將引起齒輪端而的很快磨損，容積效率仍不能提高。2.1.2 葉片泵（1）雙作用葉片泵：一般雙作用葉片

12、泵的葉片底部通壓力油，這就使得處于吸油區(qū)的葉片頂部和底部的液壓作用力不平衡。因?yàn)檫@時(shí)葉片的頂部是低壓油，而底部是壓力油，葉片頂部以很大的壓緊力抵在定子吸油區(qū)的內(nèi)表面上，使磨損加劇，影響了油泵的使用壽命。尤其是工作壓力較高時(shí)，磨損更嚴(yán)重。因此吸油區(qū)葉片兩端壓力不平衡，限制了雙作用葉片泵工作壓力的提高。雙作用葉片泵原理圖如圖 3-2：圖 3-2 雙作用葉片泵原理圖（2）單作用葉片泵：?jiǎn)巫饔萌~片泵與雙作用葉片泵相似。2.1.3 柱塞泵（1）徑向柱塞泵：由于柱塞缸按徑向排列，造成徑向尺寸大，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。柱塞和定子間不用機(jī)械聯(lián)結(jié)裝置時(shí)，自吸能力差，配油軸受到很大的徑向載荷，易變形，磨損快，且配油軸上封油

13、區(qū)尺寸小，易漏油。因此限制了泵的工作壓力和轉(zhuǎn)速的提高。尤其是作為液壓馬達(dá)使用時(shí)，因其慣量大，對(duì)于快速系統(tǒng)速度頻繁變換的系統(tǒng)以及自動(dòng)調(diào)節(jié)系統(tǒng)是十分不利的。因而在機(jī)床液壓系統(tǒng)中使11用較少。徑向柱塞泵原理圖如圖 3-3：圖 3-3 徑向柱塞泵原理圖（2）軸向柱塞泵：軸向柱塞泵的柱塞缸是軸向排列的，因此它除了具有徑向柱塞泵良好的密封性和較高的容積效率等優(yōu)點(diǎn)外。它的結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，慣性小。在機(jī)床及其他工業(yè)上應(yīng)用較多。尤其是作為液壓馬達(dá)更是如此。圖 3-4 軸向柱塞泵的工作原理圖圖 3-4 所示為軸向柱塞泵的工作原理。它是由傾斜盤 1、柱塞 2、轉(zhuǎn)子(缸體)3、配油盤 4 等主要零件組成。缸體上沿圓周

14、均勻分布若干軸向排列的柱塞缸，柱塞可在其中靈活滑動(dòng)，傾斜盤和配油盤固定不動(dòng)，傳動(dòng)軸 5 帶動(dòng)輔助泵供給的作用下或靠機(jī)械聯(lián)結(jié)裝置使柱塞緊壓在傾斜盤上。由于傾斜盤 l 相對(duì)轉(zhuǎn)子 3 的軸 5 傾斜了一個(gè)角度，當(dāng)傳動(dòng)鈾按圖示方向轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，柱塞在從下到上回轉(zhuǎn)的半周內(nèi)逐漸向外伸出，使缸內(nèi)密封容積不斷增大，將油液從配油盤上的吸油窗口 a 吸入。柱塞在從上到下回轉(zhuǎn)的半周內(nèi)，逐漸向里縮入，使缸內(nèi)密封容積不斷減小，將油液從配油盤上的壓油窗口 b 壓出。轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個(gè)柱塞往復(fù)移動(dòng)一次，完成一次吸油和壓油。改變傾斜盤傾斜角度的大小，可以改變住塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的行程長(zhǎng)度，從而改變泵的排量。122.2 回路系統(tǒng) 調(diào)速回路用

15、于工作過(guò)程中調(diào)節(jié)執(zhí)行元件的運(yùn)動(dòng)速度，它對(duì)液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的性能好壞起決定性作用，故在機(jī)床液壓系統(tǒng)中占有突出地位，往往是機(jī)床液壓系統(tǒng)的核心部分。2.2.1 調(diào)速回路的基本要求(1)在規(guī)定的調(diào)速范圍內(nèi)能靈敏、平穩(wěn)地實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速，具有良好的調(diào)節(jié)特性。(2)負(fù)載變化時(shí)，已調(diào)好的速度變化要小(在允許范圍內(nèi))，即具有良好的速度剛性 (或速度負(fù)載特性)。(3)效率高，發(fā)熱少，具有良好的功率特性。(4)具有驅(qū)動(dòng)執(zhí)行元件所需的力或轉(zhuǎn)矩。2.2.2 三種基本調(diào)速目前在機(jī)床液壓系統(tǒng)的調(diào)速回路中，主要有以下三種基本調(diào)速形式：(1)節(jié)流調(diào)速：采用定量泵供油，由流量控制閥調(diào)節(jié)進(jìn)入執(zhí)行元件的流量來(lái)實(shí)現(xiàn)調(diào)速。 (2)容積調(diào)速：通

16、過(guò)改變變量泵或變量馬達(dá)的排量來(lái)實(shí)現(xiàn)調(diào)速。(3)容積節(jié)流調(diào)速：采用壓力反饋式變量泵供油，配合流量控制閥進(jìn)行節(jié)流來(lái)實(shí)現(xiàn)調(diào)速又稱聯(lián)合調(diào)速。就油路的循環(huán)形式而言，調(diào)速回路又有開(kāi)式與閉式之分。開(kāi)式回路是液壓泵從油箱吸油，執(zhí)行元件的回油直接通油箱(見(jiàn)圖 3-5、圖 3-6、圖 3-7)。這種回路形式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，油液在油箱中能得到較好冷卻和沉淀雜質(zhì)故應(yīng)用最廣。但油箱尺寸大，油液與空氣接觸易使空氣混人系統(tǒng)，致使運(yùn)動(dòng)不平穩(wěn)。閉式回路是液壓泵的排油腔與執(zhí)行元件的進(jìn)油管相連，執(zhí)行元件的回油管直接與液壓泵的吸油腔相通，兩者形成封閉的環(huán)狀回路。這種回路形式的油箱尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，并減少了空氣混入系統(tǒng)的機(jī)會(huì)。為了補(bǔ)償泄漏和

17、液壓泵吸油腔與執(zhí)行元件排油腔的流量差以及使系統(tǒng)得到冷油補(bǔ)充，常采用一較小的輔助泵供油，使吸油路經(jīng)常保持一定壓力，減少空氣侵入的可能性。這種回路冷卻條件差，溫升大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜對(duì)過(guò)濾要求較高。2.2.3 節(jié)流調(diào)速回路節(jié)流調(diào)速回流由定量泵、溢流閥、流量控制閥和定量式執(zhí)行元件等組成。它通過(guò)改變流量控制閥閥口的開(kāi)度 (即通流截面積)，調(diào)節(jié)與控制進(jìn)入執(zhí)行元件的流量，實(shí)現(xiàn)執(zhí)行元件工作速度的調(diào)節(jié)。執(zhí)行元件可以是液壓缸，也可以是液13壓馬達(dá)。以下以液壓缸為例進(jìn)行分析，所得結(jié)論完全適用于液壓馬達(dá)。這種回路的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單成本低，使用維護(hù)方便，能量損失大，效率低，發(fā)熱大，一般用于功率不大的場(chǎng)合。根據(jù)流量控制閩安裝位置

18、的不同，節(jié)流調(diào)速回路可分為如下三種基本形式：(1)進(jìn)口節(jié)流調(diào)速：流量控制閥安裝在進(jìn)油路上，即串聯(lián)在定量泵和執(zhí)行元件之間(見(jiàn)圖 3-5)。圖 3-5 進(jìn)口節(jié)流調(diào)速(2)出口節(jié)流調(diào)速：流量控制閥安裝在回油路上，即串聯(lián)在執(zhí)行元件與油箱之間(見(jiàn)圖 3-6)。14圖 3-6 出口節(jié)流調(diào)速(3)旁路節(jié)流調(diào)速：流量控制安裝在與執(zhí)行元件并聯(lián)的旁支油路上(見(jiàn)圖 3-7)。圖 3-7 旁路節(jié)流調(diào)速15節(jié)流閥調(diào)速的共同優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，能在較大范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速。速度隨負(fù)載的變化而變化，機(jī)械特性軟是普通節(jié)流閥調(diào)速的共同缺點(diǎn)，故多在負(fù)載變化不大的機(jī)床(如磨床工作臺(tái)的傳動(dòng)系統(tǒng))中應(yīng)用。功率損耗大，尤其在低速、輕載時(shí)效率低

19、是這種調(diào)速方式的另一個(gè)共同缺點(diǎn)。故只限于用在功率不大的系統(tǒng)。調(diào)速閥調(diào)速：原理圖如圖 3-8，節(jié)流閥的開(kāi)口量一定時(shí)，不管負(fù)載如何變化，由于通流截面積基本不變，故其過(guò)流量亦基本保持不變，使執(zhí)行元件的運(yùn)動(dòng)速度保持穩(wěn)定。實(shí)際上由于缸與閥的泄漏、減壓閥閥芯彈簧力的微小變動(dòng)與波動(dòng)力的變化等原因，負(fù)載的變化會(huì)對(duì)速度產(chǎn)生一定影吶。在全負(fù)載下，這種回路的速度波動(dòng)值一般不會(huì)超過(guò)土 4。圖 3-8 調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路2.2.4 容積調(diào)速回路容積調(diào)速回路由變量泵或變量馬達(dá)及安全閥等元件組成。如圖 3-9 它通過(guò)改變變量泵的供油量或變量馬達(dá)的每轉(zhuǎn)排量來(lái)實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)速度的調(diào)節(jié)。這種調(diào)速回路僅有泵和馬達(dá)的泄漏損失，沒(méi)有節(jié)流

20、元件和溢流量，故沒(méi)有節(jié)流損失和溢流損失，效率高，發(fā)熱小，一般用于功率較大或?qū)Πl(fā)熱要求嚴(yán)格的系統(tǒng)。但變量泵與變量馬達(dá)的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，成本較高。16圖 3-9 變量泵定量執(zhí)行元件式容積調(diào)速回路2.2.5 卸荷回路卸荷回路的功用是在液壓泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)不須頻繁啟停的情況下，使液壓泵在零壓或很低壓力下運(yùn)轉(zhuǎn)，以減少功率損耗，降低系統(tǒng)發(fā)熱，延長(zhǎng)液壓泵和電機(jī)的使用壽命。圖 3-19a 為采用 M 型換向閥的卸荷回路。由圖可見(jiàn)，換向閥在中位時(shí)液壓泵卸荷。這種卸荷方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，液壓泵在極低的壓力下運(yùn)轉(zhuǎn)，但切換時(shí)壓力沖擊較大，只適用于低壓小流量的系統(tǒng)。圖 3-19b 為采用 M 型電液換向閥的卸荷回路。這種回路切換時(shí)壓

21、力沖擊小，但回路中必須設(shè)置單向閥，以使系統(tǒng)保持 0.20.3MPa 的壓力，供操縱控制油路之用。17圖 3-19 利用換向閥中位機(jī)能的卸荷回路182.3 擬定鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)圖根據(jù)以上描述，確定鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)圖：要求：要求：1、油缸上升，鋼包傾翻。2、保持傾翻角度，加入鐵水。3、油缸下降，鋼包達(dá)到平衡。(1)供油方式 從液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力和流量表分析可以知道，該系統(tǒng)在上升階段時(shí)所需壓力不大，工作階段所需流量一般，因此從提高系統(tǒng)的效率角度考慮，采用雙聯(lián)葉片泵。由于系統(tǒng)保壓過(guò)程中要求油泵卸荷，故設(shè)置卸荷回路如下：則鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)圖示如下：19圖 3-20 鐵水包傾翻臺(tái)液壓

22、系統(tǒng)原理圖分析選擇第二種比較合理，第一種和第二種都能夠?qū)崿F(xiàn)功能但是第二種結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單，經(jīng)濟(jì)實(shí)用。1雙聯(lián)葉片泵；2溢流閥；3三位四通電液換向閥； 4順序閥；5-單向閥；6-液壓缸；7-過(guò)濾器；8-節(jié)流閥；9-油箱工作分析：上升： 進(jìn)油路中油經(jīng)過(guò)濾器 7、泵 1、電磁換向閥 3 右開(kāi)、油液進(jìn)入液壓缸無(wú)桿腔，活塞推動(dòng)傾翻臺(tái)上升； 回油路中 油經(jīng)液壓缸的有桿腔，經(jīng)節(jié)流閥，過(guò)濾器回油箱。保壓： 暫停保壓階段換向閥在中位機(jī)制，液壓泵卸荷，液壓閥由順序閥保壓。 下降： 進(jìn)油路中油經(jīng)過(guò)濾器 7、泵 1、電磁換向閥 3 左開(kāi)、油液進(jìn)入液壓缸有桿腔，活塞推動(dòng)傾翻臺(tái)下降； 回油路中 油經(jīng)液壓缸的無(wú)桿腔，過(guò)濾器回油箱

23、。202.4 液壓元件選擇液壓泵的選擇由液壓缸的工況圖，可以看到液壓缸在下降階段，液壓泵起補(bǔ)油作用，因此泵的最高工作壓力在上升啟動(dòng)階段。泵至缸間的進(jìn)油路壓力損MPaP77.4失估計(jì)為：，根據(jù)公式得：最高工作壓力實(shí)際為0.5pMPa 1PpppMPaPp77.55.0277.4液壓泵的最大供油按液壓缸的最大輸入流量（28.26 2=56.52L/min）進(jìn)行計(jì)pq算。根據(jù)公式取泄露系數(shù) K=1.1 則：max()PqKqmin/172.625.561.1Lqp根據(jù)以上的計(jì)算結(jié)果查閱守則表，選用規(guī)格相近的選取 YYB-BC129/92B 型雙聯(lián)葉片泵，其額定壓力 7MPa，最高壓力 8.8MPa，

24、頂端泵排量 92.5，軸端泵/mL r排量 129，額定轉(zhuǎn)速 1000./mL r/minr電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的選擇由工況圖知，電動(dòng)機(jī)最大功率出現(xiàn)在上升啟動(dòng)階段，由此時(shí)的液壓缸工作壓力和流量可算得此時(shí)液壓泵的最大功率: kwpPPt42.6/qpp查手冊(cè)，選用規(guī)格相近的 Y160M-6 型封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，其額定功率7.5KW，額定轉(zhuǎn)速為 970r/min. 取液壓泵的容積效率9 . 0V按所選電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵的最大理論流量為:min/3.801000/9.05.92970LnVqt大于計(jì)算所需流量 62.172L/min，滿足使用要求。根據(jù)所選的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，

25、容易選擇系統(tǒng)的其他液壓元件，一并列入下表。21鐵水包傾翻臺(tái)液壓系統(tǒng)液壓元件型號(hào)規(guī)格序號(hào)元件名稱估計(jì)通過(guò)流量L/min額定流量L/min額定壓力/MPa額度壓降 /MPa型號(hào)、規(guī)格 1 雙聯(lián)葉片泵880.37 -YYB-BC129/92B 2溢流閥80.3 100 7 -YF-L20B 通徑為 20mm 3三位四通電磁換向閥106.56 160 31.5 0.5 WEH10G 4單向閥58 100 31.5 0.2A AY-HY-H20L通徑為 20mm5液壓缸- - 22 -6過(guò)濾器80.3 160 25 0.02 ZU-H160X20S 7節(jié)流閥503 160 0.6-31.5 0.2-H2

26、0L 通LLA徑為 20mm液壓缸的進(jìn)、出總流量和運(yùn)動(dòng)速度：液壓缸的進(jìn)、出總流量和運(yùn)動(dòng)速度：流量、速度上升暫停下降輸入流量/L1min80.31pqq080.31pqq排出流量/L1min94.59314/)80.35.235(/)(1122AqAq056.1065.235/）80.3314（/)(2112AqAq22運(yùn)動(dòng)速度/m1min27.1)3142/(1080.3)2/(111Aqv069.1)5.2352/(1080.3)2/(211Aqv油管：當(dāng)油液在壓力管中流速取 2m/mim 時(shí)，算得與液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為mmmmvqd585.33)60102/()1056

27、.106(2)/(236mmmmvqd22.25)60102/()1094.59(2)/(236 這兩根油管都按 GB/T23512005 選用外徑、內(nèi)徑的無(wú)縫鋼管。,40mm,35mm23三三 壓力損失計(jì)算壓力損失計(jì)算3.1 壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失無(wú)法全面估算，估算閥類元件的壓力損失、待設(shè)計(jì)好管路布局后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對(duì)于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗(yàn)算應(yīng)按一個(gè)工作循環(huán)中不同階段分別進(jìn)行。(1)(1) 上升時(shí)上升時(shí)在傾翻臺(tái)上升時(shí)，進(jìn)油路上油液通過(guò)單向閥 3 的流量 80.3 L/min，換向閥4 的流量是 8

28、0.3L/min，節(jié)流閥 5 的流量是 50L/min，二位二通換向閥 6 的流量80.3 L/min，通過(guò)液控單向閥 7 的流量是 40.15L/min，并進(jìn)入無(wú)桿腔。因此進(jìn)油路上的總壓降為59. 0)1003 .80(2 . 0)1603 .80(5 . 0)16050(2 . 0)1603 .80(5 . 0)1003 .80(2 . 022222vp 此值不大，不會(huì)使安全閥開(kāi)啟，故能保證泵的流量全部進(jìn)入液壓缸。 回油路上液壓缸雙缸有桿腔中的油液通過(guò)節(jié)流閥 5 的流量 50 L/min，經(jīng)過(guò)電磁換向閥 4 直接回油箱，此時(shí)有桿腔和無(wú)桿腔的壓力差為： ，MPapv224. 0)1603 .

29、80(5 . 0)16050(2 . 0222上升時(shí)液壓缸的最大壓力 P1=4.58MPa 則液壓泵的最高工作壓力： Pp=（4.58+0.59）MPa=5.17MPa7MPa此值小于額定值，所以是安全的。3 3）下降時(shí)）下降時(shí)下降時(shí)在進(jìn)油路上，經(jīng)單向閥 3 的流量為 80.3 L/min，電磁換向閥 4 的流量 80.3 L/min。節(jié)流閥 5 的流量 50 L/min，在回油路上，油液通過(guò)液控單向閥 7 的流量 58 L/min，兩個(gè)節(jié)流閥 5 的流量 50 L/min 以保證系統(tǒng)平穩(wěn)，電磁換向閥 4 的流量 116.15 L/min 返回油箱。1 1）. .在進(jìn)油路上總的壓力損失為：在進(jìn)

30、油路上總的壓力損失為：MPapV275. 0)16050(2 . 0)1603 .80(5 . 0)1003 .80(2 . 02221此值較小，所以所以液壓泵驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功率是足夠的。2 2）. .在回油路上總的壓力損失為：在回油路上總的壓力損失為：MPapV65.0)16056.106(5.0)16050(2.0)16050(2.0)10058(2.0222222243.2 油液溫升驗(yàn)算電動(dòng)機(jī)最要在上升階段提供較大功率，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用上升時(shí)的情況來(lái)計(jì)算。上升時(shí)液壓缸的有效功率KWWFvP4.502.01027.060電動(dòng)機(jī)的輸出功率為KW9.7)85.060/(1092.791

31、017.5/36pqpippP由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：KWPPHi5.24.59.70油液溫升近試值為：CVHt25)1000(105.210323323溫升沒(méi)有超出了允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設(shè)置冷卻器。25四四 油箱設(shè)計(jì)油箱設(shè)計(jì)4.1 油箱體積驗(yàn)算油箱容積根據(jù)液壓泵的流量計(jì)算 V=（1012），pq，按 JB/T79381999 規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值LqVp80380.310V=1000L。4.2 油箱壁厚高壓環(huán)境選擇 2.54mm 的壁厚。設(shè)計(jì)的油箱圖見(jiàn) cad 圖26五 集成塊設(shè)計(jì)5.1 液壓系統(tǒng)集成塊設(shè)計(jì)5.1.1 分解液壓系統(tǒng)并構(gòu)成集成塊單元由液壓系統(tǒng)原理圖 2.3 可知，液壓缸組件是

32、貼在液壓缸上面的，這組中的九個(gè)液壓元件集成一個(gè)塊；四個(gè)單向節(jié)流閥、四個(gè)壓力表和四個(gè)高壓截止閥組成的調(diào)速部分組成一個(gè)集成塊，由于這部分的液壓元件較多，而且在油路上的通道也是相同的，為了減少設(shè)計(jì)的難度，可以將這部分分為四個(gè)相同的集成塊，即一個(gè)單向節(jié)流閥、一個(gè)壓力表和一個(gè)高壓截止閥構(gòu)成一個(gè)集成塊；將手動(dòng)換向閥、液控單向閥 7.3 和單向閥 2.3 組成一個(gè)集成塊；柱塞泵出來(lái)到手動(dòng)換向閥之間，由于兩部分是一樣的，在此可以做成兩個(gè)相同的集成塊。蓄能器組件采用的是管式連接，不需要采用集成塊安裝。待所有的集成塊做好之后，相應(yīng)的閥件和管接頭安裝到集成塊上面，再通過(guò)管子將各個(gè)集成塊依順序連接起來(lái)，就可以實(shí)現(xiàn)總裝

33、配圖。5.1.2 集成塊設(shè)計(jì)的步驟制作液壓元件樣板 為了在集成塊的面上實(shí)現(xiàn)液壓閥的合理布置及正確安排其通油孔，按照液壓閥的輪廓尺寸及油口位置預(yù)先制作樣板，放在集成塊的有關(guān)視圖上，安排合適的位置。確定孔道直徑及通油孔間壁厚 與閥的油口相通孔道的直徑，與選擇的液壓閥的油口相同；與管接頭相連接的孔道要考慮到管接頭螺紋的尺寸；固定液壓閥的定位銷和連接螺釘孔，應(yīng)于所選擇的液壓閥的定位銷直徑及配合要求與螺釘孔的螺紋直徑相同。布置集成塊上的液壓元件 確定了集成塊中油道的數(shù)目、直徑及集成塊的外形尺寸后，即可布置液壓元件。應(yīng)該注意的事項(xiàng)如下：1）給安裝液壓閥、管接頭、及其他元件的各面留有足夠的空間。2）集成塊體

34、上要設(shè)置足夠的測(cè)壓點(diǎn)，以便調(diào)試時(shí)和工作中使用。3）需要經(jīng)常調(diào)節(jié)的控制閥，如各種壓力閥和流量閥等應(yīng)安裝在便于調(diào)節(jié)和觀察的位置，避免相臨的元件發(fā)生干涉。4）使與各元件相通的油孔盡量安排在同一水平面內(nèi)，以減少中間連接孔、深孔和斜孔的數(shù)目?；ゲ幌嗤ǖ目组g應(yīng)保持一定的壁厚，以防止工作時(shí)擊穿。繪制集成塊加工圖 為了便于讀圖、加工和安裝，通常集成塊的加工圖包括五個(gè)面的視圖和各層孔道剖面試圖。在塊上各孔編號(hào)列表，并注明孔的直徑、深度等。繪制集成塊裝配圖 集成塊加工完后，將對(duì)應(yīng)的液壓閥元件安裝在集成塊上，標(biāo)注上各個(gè)元件的名稱和相應(yīng)的技術(shù)要求等。275.2 集成塊的校核集成塊在工作時(shí)，要承受較高的壓力，各個(gè)油路孔

35、道之間能否達(dá)到足夠的強(qiáng)度，需要驗(yàn)算，確保液壓系統(tǒng)工作時(shí)的可靠性。壓力油孔間的最小壁厚公式為： 2bpdn式中 壓力油孔道直徑（m） ；d 壓力油孔間壁厚（m） ； 孔道內(nèi)最高工作壓力（MPa） ；p 油路板材料抗拉強(qiáng)度（MPa） ，35#鋼的抗拉強(qiáng)度為 535Mpa。b 安全系數(shù)。n表 3.1 安全系數(shù)（鋼件）孔道內(nèi)最高工作壓力/MPa7717.517.5安全系數(shù)864可得出孔間的壁厚為：332 30 1040.0035893.62 535mmm在整個(gè)液壓系統(tǒng)集成塊中，壓力油孔間的壁厚大于 3.6mm，而且上式是按集成塊中比較薄弱的環(huán)節(jié)計(jì)算的。其它孔道之間的壁厚不用再校核，能滿足要求。因此，集

36、成塊的孔道之間的壁厚在工作時(shí)，能夠保證足夠的強(qiáng)度。集成塊的設(shè)計(jì)圖形見(jiàn) CAD 圖紙。28六 參考文獻(xiàn)1 王積偉，黃誼，章宏甲 液壓傳動(dòng) M北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20062 張利平 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)及設(shè)計(jì) M北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20053 雷天覺(jué)， 新編液壓工程手冊(cè) M北京：北京理工大學(xué)出版社，19984 路甬祥， 液壓氣動(dòng)技術(shù)手冊(cè) M北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20025 成大先， 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) M北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20036 王春行， 液壓控制系統(tǒng) M北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20027 李狀云， 液壓元件與系統(tǒng) M北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20028 張平格.液壓傳動(dòng)與控制 冶金工業(yè)出版社，200429攀枝花學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計(jì)任務(wù)書攀枝花學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計(jì)任務(wù)書題題目目 3 3鋼包傾翻液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)1 1、課程設(shè)計(jì)的目的、課程設(shè)計(jì)的目的液壓與氣壓傳動(dòng)課程設(shè)計(jì)是機(jī)制專業(yè)學(xué)生在學(xué)完液壓與氣壓傳動(dòng)課程之后進(jìn)行的一個(gè)重要的實(shí)踐性