【文章內(nèi)容簡介】 酸值降低(%)超過或增加值(mgKOH/g)大于GB/T 264，經(jīng)計算正戊烷不溶物(%)大于GB/T 8926A法銅片腐蝕(100℃，3h)，級大于2aGB/T 5096注：允許采用GB/T 511方法，使用60～90℃石油醚作溶劑，測定試樣機械雜質(zhì)。 系統(tǒng)壓力、流量的調(diào)定和測量為便于液壓系統(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。為了調(diào)定系統(tǒng)壓力和保證系統(tǒng)安全，在每臺液壓泵出油口設溢流閥。為了實時監(jiān)測系統(tǒng)壓力，在泵的出油口、加載缸的進回油路上均設置液壓表。為了將實時監(jiān)測到的系統(tǒng)壓力傳輸?shù)诫娔X控制部分，在泵的出油口、加載缸的進回油路上均設置液壓傳感器。 擬定外加載系統(tǒng)原理圖由擬定好的控制回路及液壓源組合成整機的液壓系統(tǒng)圖，各回路相互組合時去掉重復多余的元件，按照力求系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、保證各元件間的聯(lián)鎖關系、盡量減少能量損失環(huán)節(jié)的原則，繪制外加載系統(tǒng)的原理圖。圖21 外加載液壓系統(tǒng)原理圖 加載液壓缸主要參數(shù)計算 初選液壓缸工作壓力圖2－2 單活塞缸工作原理初選液壓缸工作壓力為70MPa，初選系統(tǒng)背壓為pb=1 MPa，管路損失為p= MPa則p2= MPa。加載缸的最大加載力為F1=8500kN 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸當壓力油進入無桿腔時，活塞上所產(chǎn)生的力為： （2－1）式中：—液壓缸的有效面積　　　 —液壓缸的總效率，由機械效率、容積效率、作用力效率 組成，=⑴ 機械效率：活塞及活塞桿密封處的摩擦阻力所造成的摩擦損失，在額定壓力下通常取：＝～⑵ 容積效率：由各密封件泄漏所造成，活塞密封為彈性材料時通常取＝1⑶ 作用力效率：由排液口背壓所產(chǎn)生的反向作用力造成。當排油直接回油箱時＝1 —缸筒內(nèi)徑　　　　mm　　 —活塞桿直徑　　　mm —當活塞桿伸出時為進油壓力，當活塞桿伸出時為排油壓力 —當活塞桿伸出時為排油壓力，當活塞桿伸出時為進油壓力將數(shù)據(jù)代入式2－1得： 因＝8500 kN計算得　＝ m = m根據(jù)GB/T23481993選取相近的尺寸加以圓整：＝400 mm =320 mm則= m2 = m2 驗算最小穩(wěn)定速度對選定后的液壓缸內(nèi)徑必須進行最小穩(wěn)定速度驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積min，即min 。 （2－2）式中：——流量閥的最小穩(wěn)定流量——液壓缸的最低速度查手冊QH20型單向調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量= L/min, 液壓缸的最低速度=2 mm/min代入公式22得 =＝ m2= m2 min 即滿足最低速度的要求。 活塞桿穩(wěn)定性驗算當液壓缸的支撐長度LB （1015）d 時，需要驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性?；钊麠U穩(wěn)定性驗算公式為： （2－3） 　N （2－4）式中：——活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力，N——安全系數(shù)，～6 ，取=4K——液壓缸安裝及導向系數(shù) 取K=2——實際彈性模數(shù)——材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般取b——活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般取E——材料彈性模數(shù)，鋼材E＝ MPaI——活塞桿橫截面慣性矩，　MPa圓截面：=　取活塞桿的最大伸出量　L=1，將數(shù)值代入公式（24）得：= kN=/4=N = N　　　　符合條件　　　　　　　　　 計算系統(tǒng)壓力 計算加載缸各工況壓力由式21得 ＝ （2－5）負載F啟=100kN 由式25得系統(tǒng)壓力：p啟=＝（Mpa） 負載F縮=100kN 由式25得系統(tǒng)壓力：p縮=＝（Mpa）負載F2倍=100kN 由式25得系統(tǒng)壓力：p2倍=＝（Mpa）=6332kN 由式25得系統(tǒng)壓力：=＝+=（Mpa）=4644kN 由式25得系統(tǒng)壓力：=＝+=（Mpa）負載F1倍=4222kN 由式25得系統(tǒng)壓力：p1倍=＝+=（Mpa） 確定系統(tǒng)供油壓力多數(shù)情況下系統(tǒng)壓力可以自由選定。適當提高壓力可以降低成本。因此，系統(tǒng)壓力有逐漸提高的趨勢，但液壓系統(tǒng)的壓力受到所用元件的限制。提高系統(tǒng)壓力，可以使響應速度提高、輸出力加大、功率密度提高、管路的壓力傳播速度提高，并且不容易發(fā)生執(zhí)行器低速爬行現(xiàn)象。但是提高壓力也帶來一些問題，如元件壽命縮短，易于發(fā)生閥的卡死及自激振蕩，液壓油易變質(zhì)，內(nèi)泄漏加大，油溫升高，必須采取措施防止漏油。系統(tǒng)中設置有增壓回路，計算系統(tǒng)所需的供油壓力的時候要考慮到增壓比對系統(tǒng)的影響。初選增壓回路的增壓比K=3，按加載缸最大工作壓力計算系統(tǒng)的供油壓力：p供=（Mpa）考慮到增壓缸的效率，取系統(tǒng)供油壓力P供=26 MPa 計算系統(tǒng)各工況的流量q = A v （2－6）式中：q—系統(tǒng)流量L/minA—液壓缸有效工作面積m2v—活塞的運動速度mm/min1. 系統(tǒng)空載啟動q空載=q空載總= 2. 加載缸100 mm/min讓壓試驗q 1=q 1總=3. 加載缸10 mm/min讓壓試驗 q 2=q 2總=4. 加載缸2 mm/min讓壓試驗q 3=q 3總= L/min5. 加載缸縮回時q縮= m2100mm/min＝ q縮總= 9L/min 液壓泵的參數(shù)計算與型號選擇液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力源。要選用能適應執(zhí)行器所要求的壓力發(fā)生回路的泵，同時要充分考慮可靠性、壽命、維修性等以便所選的泵能在系統(tǒng)中長期運行。液壓泵的種類非常多，其特性也有很大差別 。流量取決于執(zhí)行元件所需的運動速度、出口壓力決定于負載。 計算液壓泵的最大工作壓力液壓泵的輸出壓力應是執(zhí)行器所需壓力、配管的壓力損失、控制閥的壓力損失之和。它不得超過樣本上的額定壓力。強調(diào)安全性、可靠性時，還應留有較大的余地。樣本上的最高工作壓力是短期沖擊時允許的壓力。如果每個循環(huán)中都發(fā)生沖擊壓力，泵的壽命會顯著縮短，甚至泵會損壞。液壓泵所需工作壓力的確定，主要根據(jù)液壓缸在工作循環(huán)各階段所需最大壓力p1，再加上油泵的出油口到缸進油口處總的壓力損失ΣΔp，即pp p1+ΣΔp (2－7)式中:p1——液壓缸最大工作壓力； ΣΔp——從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。 ΣΔp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?。害拨包括油液流經(jīng)流量閥和其他元件的局部壓力損失、管路沿程損失等，一般管路簡單的節(jié)流閥調(diào)速系統(tǒng)ΣΔp為(2～5)105Pa，用調(diào)速閥及管路復雜的系統(tǒng)ΣΔp為(5～15)105Pa，ΣΔp也可只考慮流經(jīng)各控制閥的壓力損失，而將管路系統(tǒng)的沿程損失忽略不計，各閥的額定壓力損失可從液壓元件手冊或產(chǎn)品樣本中查得。取ΣΔp=泵的最高工作壓力：pp 26+= Mpa上述計算的pp 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外，考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力pr應滿足pr（～）pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。則泵的額定壓力 ： pr pB = = Mpa 確定液壓泵的輸出流量 液壓泵的輸出流量（L／min)，應該大于或等于液壓系統(tǒng)中同時工作的各個執(zhí)行元件所需的最大流量之和：液壓泵輸出流量應包括執(zhí)行器所需流量；溢流閥的最小溢流量、各元件的泄漏量的總和、電動機掉轉(zhuǎn)(通常1r/s左右)引起的流量減少量、液壓泵長期使用后效率降低引起的流量減少量(通常5％～7%)等。多液壓缸同時動作時，液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸(或馬達)所需的最大流量，并應考慮系統(tǒng)的泄漏和液壓泵磨損后容積效率的下降，即qp≥K(Σq)max (L/min) (28)式中：K——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，～，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max——同時動作的液壓缸(或馬達)的最大總流量(L/min)。如果這時溢流閥正在工作，還需加上溢流閥的最小溢流量2～3 L/min由前面的計算和分析可知系統(tǒng)空載時和最高壓力工況下流量最高，下面分別計算這兩個工況下泵所需的輸出流量：（1）空載啟動時 qp ≥+ = (L/min)（2）最大工作壓力時：此時系統(tǒng)增壓回路處于工作狀態(tài)，根據(jù)能量守恒，忽略增壓缸的效率則增壓缸進出油口的功率可表示為：P入= P出 P入= p入 q入 P出= p1 q1總 因增壓缸的增壓比K=3，即p入= p1 綜合上式可得：q入= 3q1總 則此時所需泵的流量：qp ≥（）+ = (L/min) 選擇液壓泵 選擇液壓泵需考慮的要點液壓泵是液壓系統(tǒng)中的動力元件，它輸出壓力能。選擇液壓泵時要考慮的因素有工作壓力、流量、轉(zhuǎn)速、定量或變量、變量方式、容積效率、總效率、壽命、原動機的種類、噪聲、壓力脈動率、自吸能力等，還要考慮與液壓油的相容性、尺寸、重量、經(jīng)濟性、維修性。轉(zhuǎn)速關連著泵的壽命、耐久性、氣穴、噪聲等。雖然樣本上寫著容許的轉(zhuǎn)速范圍，但最好是在與用途相適應的最佳轉(zhuǎn)速下使用。特別是用發(fā)動機驅(qū)動泵的情況下，油溫低時若低速則吸油困難，有因潤滑不良引起卡咬失效的危險，而高轉(zhuǎn)速下則要考慮產(chǎn)生氣蝕、振動、異常磨損、流量不穩(wěn)定等現(xiàn)象的可能性。轉(zhuǎn)速劇烈變動還對泵內(nèi)部零件的強度有很大影響。壽命可以說是“在—定環(huán)境下能經(jīng)濟地維持所需性能的時間”。 由于液壓元件的特殊性，在完全相同的條件下使用的情況并不多見，失效分布往往不明確，壽命的估計很困難。制造廠提供的額定壽命數(shù)據(jù)，通常是根據(jù)泵內(nèi)軸承的B10壽命(一組軸承中有90％能達到和超過的工作小時數(shù))和實驗測得的磨損特性確定的。壽命還與暫載率有關。油液不清潔、安裝不正確 (如軸上承受徑向載荷)、使用不當(如頻繁帶載起動、長時間低速運行)等會使泵夭折，而降低參數(shù)使用可以延長泵的使用壽命。開式回路中需要泵具有一定的自吸能力。發(fā)生氣蝕不僅可能使泵損壞，而且還引起振動和噪聲，使控制閥、執(zhí)行器動作不良，對整個液壓系統(tǒng)產(chǎn)生惡劣影響。在確認所用泵的自吸能力的同時，必須在考慮液壓裝置的使用溫度條件、液壓油的粘度來計算吸油管路的阻力的基礎上，確定泵相對于油箱液位的安裝位置并設計吸油管路。另外，泵的自吸能力就計算值來說要留有充分裕量。定量泵結(jié)構(gòu)簡單、便宜，變量泵復雜、貴，但節(jié)省能量。定量泵與變量泵分別有自己的適用場合。變量泵(尤其是軸向變量柱塞泵)的變量機構(gòu)有各種形式：就控制方法來說，有手動控制、內(nèi)部壓力控制、外部壓力控制、電磁閥控制、順序閥控制、電磁比例閥控制、伺服閥控制等。就控制結(jié)果來說，有比例變量、恒壓變量、恒流變量、恒轉(zhuǎn)矩變量、恒功率變量、負載傳感變量等。變量方式的選擇要適應系統(tǒng)的要求，實際使用中要弄清這些變量方式的靜特性、動特性和使用方法。通過前面的分析計算不難發(fā)現(xiàn)，本試驗臺系統(tǒng)的特點，其中有兩個工況非常關鍵：第一就是空載啟動工況，這個工況下系統(tǒng)需要大流量但系統(tǒng)壓力低；第二就是最大負載工況，這個工況下系統(tǒng)既需要大流量有需要高壓力，也就是說液壓泵既要提供高壓又要提供大的流量。又考慮到試驗臺液壓系統(tǒng)工作時，因試驗對象的不同，系統(tǒng)的流量的變化范圍非常大，若只采用一臺泵從經(jīng)濟方面來講不合適，所以本系統(tǒng)采用兩臺液壓泵的型式：一臺定量柱塞泵，主要用于大流量工作；一臺變量柱塞泵，主要用于小流量工作。柱塞泵工作壓力高(常用壓力為：20～40MPa、最高可達80MPa)，加工性好，配合精度高，密封性好，結(jié)構(gòu)緊湊，效率高，流量高，調(diào)節(jié)方便，單位功率的重量小，壽命長。缺點是結(jié)構(gòu)復雜，制造工藝要求較高，價格貴，油液抗污染敏感性強，自吸能力差，使用與維護要求高。主要適用于高壓、大流量、大功率的系統(tǒng)，且流量需要調(diào)節(jié)的場合圖2－3 軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)示意圖泵的輸出流量： qp= (29)式中 ：n—軸的轉(zhuǎn)速(r/min)qp—輸出流量(L／min)vp—排量(ml／r)ηv—容積效率(%) ， 壓力越高、轉(zhuǎn)速越低則泵的容積效率越低，變量泵排量調(diào)小時容積效率降低。轉(zhuǎn)速恒定時泵的總效率在某個壓力下最高，變量泵的總效率在某個排量、某個壓力下最高。泵的總效率對液壓系統(tǒng)的效率有很大影響，應該選擇效率高的泵，并盡量使泵工作在高效工況區(qū)。由式2－9得排量泵的排量 = (ml／r) (2－10)本系統(tǒng)擬選用三相四極異步電動機，此類電動機的實際轉(zhuǎn)速約為1450 r/min，由式211計算兩泵的排量分別為：變量泵 = = (ml／r)定量泵 = = (ml／r) 確定液壓泵型號型號 A7V28DR 斜軸式軸向柱塞泵壓 力 額定35MPa 最大40 排 量 ／r ／r最高轉(zhuǎn)速 3000 r／min流 量