【正文】 =103 快退 21AAqq 進出 ? = ? = 進q = 2qq P2P1? = 2 ? = 23 2Aqv 進? =4 ????? ? = 根據(jù)系統(tǒng)工作壓力與通過該液壓元件的最大實際流量，可以選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表 52 表 52 元件的型號及規(guī)格 序號 名稱 通過流量 /（ L/min） 額定流量 /（ L/min） 額定壓力 /Mpa 額定壓降/Mpa 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 － 100/ － YB1100/ 24 三位五通電液動換向閥 100 35DY20BO 30 行程閥 100 22C100BH 29 調(diào)速閥 ＜ 1 6 Q6B 28 單向閥 100 I100B 27 單向閥 63 I63B 25 順序閥 100 XY100B 26 背壓閥 ＜ 1 10 B10B 9 溢流閥 10 Y10B 10 溢流閥 100 Y100B 11 單向閥 100 I100B 12 過濾器 100 XUA100200 1 22 壓力表開關 － － － － K6B 1 23 壓力表 － － 0~40 Y40 15 減壓閥 100 J100B 16 單向閥 100 I100B 17 三位四通電 磁換向閥 100 34DY100B 18 單向順序閥 100 I100B 19 壓力繼電器 － － － DP163B 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 21 頁 管道尺寸 主油路油液的允許流速為 ν=5m/s，由此可計算油管內(nèi)徑 mqd 3 ??? ???? ???? 選擇內(nèi)徑為 20mm的不銹鋼管，壁厚為 2mm，外徑為 24mm。 油箱容量 油箱容量按式 V=αqp 計算，本系統(tǒng)屬于中壓系統(tǒng) α=6，得油箱容量為 V=αqp=6=551L≈560L 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 22 頁 第 6 章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 回油路 中的壓力損失 管道直徑 d=20mm，進、回油管道長度均取為ι =2m；液壓油選用 LHM100，油液運動粘度ν =1 104m2/s，油液密度 ρ=103kg/m3。由表 51 查得工作循環(huán)中進、回油管道中通過最大流量 q=，由此計算得液流雷諾數(shù) Re 小于臨界雷諾數(shù) Rec=2300，故可推論出，各工況下的進回油路中的液流均為層流。 980101102060 433 ?????? ????????????? dqd 將適用于層流的沿程阻力系數(shù) λ=75/Re=75πdν/（ 4q） 代入沿程壓力損失計算公式 )(2 2 Padlp ???? ???得 qqqd vlp 843 434 )1020(2 754 ???? ?????????? ? ??? ?? 在管道具體結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道局部壓力損失 Δ pξ常按以下經(jīng)驗公式計算 △ pξ=△ pλ 各工況下的閥類元件的局部壓力損失按 2)/( ss qqpp ??? ? 根據(jù)以上三式計算出的各工況下的進回油管道的沿程、局部和閥類元件的壓力損失表 61 表 61 各工況下進回油管道的沿程、局部和閥類元件的壓力損失 管道 壓力損失 /Pa 工況 快進 工進 快退 進油管道 Δpλ 105 105 105 Δpξ 105 105 105 Δpν 105 5105 105 Δp 105 ≈5105 105 回油管道 Δpλ 105 105 105 Δpξ 105 105 105 Δpν 105 6105 5105 Δp 105 ≈6105 105 將回油路上的壓力損失折算到進油路上，可求得總的壓力損失 快進工況下的總壓力損失為 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 23 頁 ∑△ p=105+105 Pa= 工進工況下的總壓力損失為 ∑△ p=5105+6105 Pa= 快退工況下的總壓力損失為 ∑△ p=105+105 Pa= 盡管上述計算結(jié)果與估取值結(jié)果不同，但不會使系統(tǒng)工作壓力超過其能達到的 最高壓力。 液壓泵工作壓力 小流量泵在工進時的工作壓力等于液壓缸工作腔壓力 p1 加上油路上的壓力損失 △ p1，即 pp1=106+5105= 此值為調(diào)整溢流閥 9 的調(diào)整壓力時的主要參考依據(jù)。 大流量泵在快退時的工作壓力最高，其數(shù)值為 pp2=106+105= 此值為調(diào)整順序閥的調(diào)整壓力時的主要參考依據(jù)。 估算系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升 本液壓系統(tǒng)的進給缸在其工作循環(huán)持續(xù)時間中，快 進為 ，工進為 208s，快退為 ，由此，系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升可概略用工進時的數(shù)值來代表。 計算系統(tǒng)效率 根據(jù)公式η c=qpllqpqp?? 可算得工作階段的回油路效率 η c=221111pppp qpqpqp? =)60 2 (60106 3 363636??????????? ???= 其中，大流量泵的工作壓力 pp2就是通過順序閥的損失，因此其數(shù) 值為 pp2=106()2= 前已取雙聯(lián)液壓泵的總效率為η p=，現(xiàn)取液壓缸的總效率η cm=ηA=，則按公式η =η pη cη A 即可算得本液壓系統(tǒng)的效率 η = = 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 24 頁 足見工進時液壓系統(tǒng)效率極低，這主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。 工進工況液壓泵的輸入功率為 WqpqpPpppppPi 60 36362211 ?????????????? 計算系 統(tǒng)發(fā)熱功率 根據(jù)系統(tǒng)的發(fā)熱功率計算公式 Ph=Ppi（ 1η）（ W）可算得工進階段的發(fā)熱功率 Ph=（ ） =(W) 前已初步求得油箱有效容積為 560L=，按公式 V= 求得油箱各邊之積為 abh=V/= 取油箱三邊之比為 a： b： h=1： 1： 1，則算得 a=b=h=。 按公式 A=(a+b） h+ 算得油箱的散熱功率為 A=(+)+=（ m2） 油箱的散熱功率為 Pho=KAΔt 取油箱散熱系數(shù) K=15W/(m℃ )，油溫與環(huán)境溫度只差 Δt=25℃。算得 Pho=15 25=（ W）＞ Ph= 可見油箱散熱能夠滿足液壓系統(tǒng)的散熱要求，不需加其他冷卻裝置。 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 25 頁 第 7 章 液壓缸的設計 液壓缸工作壓力的確定 液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備類 型，對不同用途的液壓設備，由于工作條件的不同，通常采用的壓力也不同。參考《液壓傳動設計指南》表 22 和表 23，預選液壓缸的設計壓力 p1=4MPa。 液壓缸的注意尺寸參數(shù)的確定 液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿的直徑在前面已經(jīng)計算出： D=125mm， d=90mm 液壓缸行程 s 的確定 液壓缸的行程 s，主要是按工作機構(gòu)實際運動要求的長度來考慮，而且液壓缸的最大工作行程受到液壓缸的穩(wěn)定性的限制。為了簡化工藝及降低成本，所確定的液壓缸行程應盡量采用變準系列值，參考《液壓傳動設計指南》 節(jié)表71表 716 和表 717。 缸快進和工進行程 180+400=580mm，選擇工作液壓缸工作行程為 600mm。 液壓缸油口尺寸的確定 液壓缸的油口包括油口孔和連接螺紋。油口可布置在缸筒或缸蓋上，油口孔直徑 d0應根據(jù)活塞最大運動速度 vmax和油口最高液流速度 v0確定： d0=0maxvv = ==17mm 油口連接螺紋尺寸應符合 GB/T28791993《液壓元件螺紋連接 油口形式和尺寸》參考《液壓傳動設計指南》 節(jié)的規(guī)定。取 d0=18mm 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計 計算缸筒和缸蓋的結(jié)構(gòu)參數(shù) 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 26 頁 一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。對于低壓系統(tǒng)或當 ?D ≥16時，稱為薄壁缸筒，薄壁缸筒的壁厚按材料力學中計算公式： ? ??? 2 Dpy? （ mm） 式中 yp ——— 試驗壓力， MPa，工作壓力 p≤16MPa， yp =； 工作壓力 p≥16MPa時， yp =； D——— 液壓缸內(nèi)徑； ??? ——— 缸體材料的許用應力， MPa； 對于鍛鋼 ??? =100120MPa；鑄鋼 ??? =100110MPa；鋼管 ??? =100110MPa；鑄鐵??? =60MPa。 選用鑄鋼作為缸體材料： ? ??? 2 Dpy? = 1102 ? ?? =≈3mm 因此缸體壁厚應不小于 ，又因為該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，所以不必對缸體最薄處壁厚強度進行校核 。 缸體的外徑 D1為： D1=D+2? =125+23=131mm 幾種標準 液壓缸的外徑系列參考《液壓傳動設計指南》表 47，選用 E 型CD250 重載液壓缸，即 D1=150mm。 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離 H稱為最小導向長度（如圖 71），如果最小導向長度過小將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸最小導向長度 H 應滿足以下要求： H≥ 220 DL? = 212520600? = 式中 L——— 液壓缸的 最大行程 D——— 液壓缸的內(nèi)徑 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 27 頁 圖 71 缸體長度的確定 液壓缸的缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體長度不大于內(nèi)徑的 20? 30 倍。 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結(jié)構(gòu)設計。主要包括：缸筒與缸蓋的連接結(jié)構(gòu)、活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)、活塞桿導向部分結(jié)構(gòu)、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結(jié)構(gòu)等。 缸筒與缸蓋的連 接形式 缸筒與缸蓋的連接形式有多種，如法蘭連接、外半環(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接、外螺紋連接、拉桿連接、焊接、鋼絲連接等。該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，缸體材料為鑄鋼，液壓缸與缸蓋可采用法蘭連接，該連接方式具有結(jié)構(gòu)簡單加工裝配方便等特點。 活塞 活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結(jié)構(gòu)形式，其次還有活塞與活塞桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 28 頁 活塞的結(jié)構(gòu)形式 活塞的結(jié)構(gòu)形式分為整體活塞和組合活塞，根 據(jù)密封裝置形式來選用活塞結(jié)構(gòu)形式，查參考文獻活塞及活塞桿的密封圈使用參數(shù)，該系統(tǒng)液壓缸中可采用 O形圈密封。所以，活塞的結(jié)構(gòu)形式可選用整體活塞，整體活塞在活塞四周上開溝槽，結(jié)構(gòu)簡單 活塞與活塞桿的連接 查參考文獻活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)分整體式結(jié)構(gòu)和組合式結(jié)構(gòu)，組合式結(jié)構(gòu)又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。該系統(tǒng)中采用螺紋連接，該連接方式結(jié)構(gòu)簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，多在組合機床上與工程機械的液壓缸上使用。 活塞的密封 查參考文獻活塞與活塞桿的密封 采用 O 形圈密封，因該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng) 所以活塞桿上的密封溝槽不設擋圈 ,其溝槽尺寸與公差由GB/ 確定， 活塞材料 因為該系統(tǒng)中活塞采用整體活塞，無導向環(huán)結(jié)構(gòu)，參考文獻所以活塞材料可選用 HT200? HT300 或球墨鑄鐵，結(jié)合實際情況及毛坯材料的來源，活塞材料選用 HT200。 缸筒 缸筒材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸體還要求有良好的焊接性能，結(jié)合