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8000kN立柱试验台结构设计【11张图纸】【优秀】【页数多】【Word+CAD全套设计】

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a0012 kn 立柱 试验台 结构设计
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摘  要

液压支架是现代煤矿综采工作面中的配套支护设备,立柱是其主要结构件。立柱工作的可靠性直接关系到矿井生产的正常化和工人的生命安全。

随着我国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备的检测技术提出了更高的要求。立柱性能检测试验台是进行立柱质量检测的必要设备,是立柱质量监控的保障。

本文设计的立柱试验台能够兼容欧洲标准和国家标准，能够检测单根工作阻力达8500kN的立柱的性能。本文介绍了立柱性能检测的方法、试验台的组成、原理，设计了加载系统和承载框架。

本设计的主要内容：

1. 详细设计了外加载系统、加载液压缸、增压缸、油箱、联结罩、联轴器、承载框架。

2. 选取外加载泵站、大泵组、增压缸、加载液压缸、联轴器、加载缸导向套等零部件进行了绘图。

3. 承载框架部分，用SolidWorks 2007进行建模，并借助于SolidWorks 2007的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。





关键词：液压支架立柱；液压加载系统；试验台；













ABSTRACT

In the modern mining the hydraulic support is the necessary ancillary equipment, the legs is one ofits main elements. The reliability of the legs directly relates the mine pit production normalized and worker's safe.

Along with China coal industry unceasing development, the government to safety dynamics enlarging in production set a higher request to the mineral electromechanical device examination technology.Thelegsperformance test-bed is the legs quality examination of the fittings is the quality monitoring safeguard of the legs.

The legs test-bed of this article designed can compatible European standard and the national standard.，can examine the legs performance of the working resistance reach 8500kN。This article introduced the method of legs performance examination, the test platform composition, designed the loading system and the load bearing frame.

The main content of this article:

1.This article designed the loading system,the hydraulic cylinder，the turbo-chargedcylinder, the pumping station fuel tank, joins the cover, the shaftcoupling, the load bearing frame in detail.

2.Selected the pumping station of loading, the big pump group, the hydraulic cylinder, the turbo-charged cylinder,  the shaft coupling, the cylinder guidance and so on has carried on the cartography.

3. The designof load bearing frame, with the SolidWorks 2007 carries onthe design, and drew support to SolidWorks 2007 section finite element analysis tool COSMOS carried on the stress analysis.





Keywords: The Legs of hydraulic support;Hydraulic Loading System;Test-bed;


目    录

1 立柱试验台总体结构方案设计1

1.1课题研究背景和意义1

1.2立柱试验台检测项目和实验方法1

1.3拟定试验台总体结构方案3

2 外加载液压系统设计5

2.1液压技术简介5

2.1.1液压系统概述5

2.1.2液压传动的优点6

2.1.3液压技术的缺点7

2.2液压加载系统工况分析及设计要求7

2.3液压加载系统方案设计8

2.3.1选择液压动力源8

2.3.2 选择执行元件8

2.3.3 确定控制方式8

2.3.4液压回路设计9

2.3.5 选定液压油类型11

2.3.6系统压力、流量的调定和测量12

2.4拟定外加载系统原理图12

2.5加载液压缸主要参数计算14

2.5.1初选液压缸工作压力14

2.5.2确定液压缸的主要结构尺寸14

2.5.3 验算最小稳定速度15

2.5.4 活塞杆稳定性验算16

2.6计算系统压力17

2.6.1计算加载缸各工况压力18

2.6.2确定系统供油压力18

2.7计算系统各工况的流量18

2.8液压泵的参数计算与型号选择19

2.8.1计算液压泵的最大工作压力19

2.8.2确定液压泵的输出流量20

2.8.3 选择液压泵21

2.9与液压泵匹配的原动机的选择24

2.9.1 计算液压泵各工况的输出功率24

2.9.2选择电动机型号25

2.10液压元件的选择26

2.10.1液压阀类元件的选择26

2.10.2 过滤器的选择27

2.10.3蓄能器的选择28

2.10.4 液压油管的选择30

2.10.5 液压油箱容积的计算34

2.11 外加载液压系统的验算34

2.11.1系统的压力损失验算35

2.11.2系统的发热温升验算37

2.12 油箱的设计38

2.12.1油箱设计要点39

2.12.2 确定油箱的外形尺寸40

2.12.3油箱的结构设计42

2.13泵站结构布置设计42

2.13.1液压泵站结构设计的注意事项42

2.13.2选择液压泵站安装方式43

2.13.3 电动机与液压泵的联接方式43

2.13.4液压泵站布置方案44

3 外加载液压缸设计45

3.1液压缸的类型及其特点45

3.2液压缸主要结构尺寸和性能参数46

3.3液压缸缸筒和缸盖的计算46

3.3.1缸筒和缸盖的结构形式46

3.3.2确定缸筒的壁厚48

3.3.3确定液压缸的外径48

3.3.4缸筒壁厚的验算48

3.3.5缸盖厚度的计算50

3.4缸体长度的确定51

3.5活塞的最小导向长度H的确定52

3.6导向套尺寸配置52

3.6.1导向套受力分析52

3.6.2导向套尺寸与加工要求54

3.7液压缸油口直径的计算55

3.8活塞杆组件的尺寸计算56

3.8.1活塞杆组件的组成与材料56

3.8.2活塞尺寸计算及连接方式选择56

3.9加载缸密封圈的选择59

3.9.1密封装置类型选择59

3.9.2密封圈材料的选择64

3.10液压缸设计注意的问题64

4 增压液压缸设计66

4.1增压液压缸工作原理66

4.1.1增压回路66

4.1.2增压液压缸结构67

4.2增压缸主要结构尺寸计算和性能参数确定68

4.2.1已知增压缸参数68

4.2.2 确定增压缸的主要结构尺寸68

4.2.3 确定液压缸的増压行程69

4.3增压缸大缸筒的计算70

4.3.1大缸筒和两缸盖的结构形式70

4.3.2确定大缸筒的壁厚70

4.3.3确定增压缸大缸筒的外径71

4.3.4大缸筒壁厚的验算71

4.4增压缸小缸筒的计算73

4.4.1小缸筒和两缸盖的结构形式73

4.4.2确定小缸筒的壁厚74

4.4.3确定小钢筒的外径75

4.4.4小缸筒壁厚的验算75

4.5缸体长度的确定76

4.6 活塞的最小导向长度H的确定77

5 试验台承载框架结构设计78

5.1机架设计的准则和要求78

5.1.1机架设计的准则78

5.1.2机架设计的一般要求78

5.1.3机架设计的传统步骤79

5.2承载框架的结构选型与三维建模79

5.2.1选择机架形式与钢板材料79

5.2.2三维设计应用的趋势80

5.2.3选择三维设计软件的关键考虑因素81

5.2.4 SolidWorks的功能81

5.3承载框架的有限元分析82

6 结论89

参考文献90

附录92

附录Ⅰ内加载系统原理图与选型92

附录Ⅱ框架单侧承载梁应力分布图94

附录Ⅲ框架单侧承载梁位移分布图95

附录Ⅳ SolidWorks最新版本SolidWorks® 2007概述96

附录Ⅴ COSMOS 2007简介99

致谢102





内容简介：
摘 要液压支架是现代煤矿综采工作面中的配套支护设备,立柱是其主要结构件。液压支架的立柱以乳化液为工作介质,在液压支架支护采煤工作面顶板，破碎顶板方面起着至关重要的作用，对液压支架的工作性能有决定性的影响。 液压支架立柱的可靠性及安全性直接关系到矿井生产的正常化及煤矿工人的人身安全。随着中国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备检测技术提出了更高的要求。立柱性能检测试验台是进行立柱产品质量检测的必要设备,是立柱质量监控的保障。本文对能够兼容欧洲标准且能够检测最大工作阻力8500kN液压支架立柱试验台的结构进行了设计，介绍了立柱性能检测的方法、试验台的系统组成、原理和特点,设计了加载系统和承载框架。主要内容：1.详细设计了液压油外加载系统以及外加载液压缸、增压缸、泵站油箱、联结罩、联轴器、承载框架。2.选取有针对性的零部件如外加载泵站、大泵组、增压缸、加载液压缸、联轴器、加载缸导向套等进行了绘图。3.承载框架部分，借助于三维软件SolidWorks 2007进行设计，对框架结构进行了三维建模，并借助于SolidWorks 2007的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。关键词：液压支架；立柱；液压加载； 试验台；ABSTRACTThe hydraulic support is the modern coal mine synthesis picksin the working surface the necessary support equipment, the post is main structural element. The post of hydraulic support take emulsion as actuating medium. In the hydraulic pressure support mining coal working surfaceroof, the broken roof aspect is playing the very important role, has the decisive to the hydraulic support operating performance influence.The post of hydraulic support reliability and the securitydirectly relate the mine pit production normalized and coal minerspersonal safety. Along with the China coal industry unceasing development, and country to safety in production government dynamics enlarging, set a higher request to the mineral product electromechanical deviceexamination technology. Test benches are essential equipment to inspect post product quality and a guarantee for quality monitoring of the post of hydraulic support.This article also can examine the biggest working resistance 8500kN hydraulic pressure post test platform to could the compatible European standard the structure to carry on the design, introduced the column performance examination method, the testplatform system composition, the principle and the characteristic,have designed the loading system and the load bearing frame.Main content:1. In detail has designed outside the loading system as wellas outside increase the hydraulic cylinder, the turbo-chargedcylinder, the pumping station fuel tank, joins the cover, the shaftcoupling, the load bearing frame.2. The selection had the pointed spare part like outside increase thepumping station, greatly to pump the group, the turbo-chargedcylinder, increase the hydraulic cylinder, the shaft coupling, theincrease cylinder guidance set and so on has carried on thecartography.3.The design of load bearing frame, with the aid of three dimensional software SolidWorks 2007 carries on the design, has carried on the three dimensional modelling to the portal frameconstruction, and drew support to SolidWorks 2007 section finite element analysistool COSMOS has carried on the stress analysis.Keywords: Hydraulic Support；The Post ；Hydraulic Loading System；Test Bench；中国矿业大学毕业设计任务书学院应用技术学院专业年级 机械工程及自动化学生姓名 崔蕾蕾 任务下达日期：2007年 3 月 25 日毕业设计日期： 2007 年3 月25 日至 2007 年 6 月 15 日毕业设计题目：8000kN立柱试验台结构设计8000kN leg, post test-bed structural design毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：一、了解试验台的试验内容：二、设计立柱试验台框架及液压加载系统。三、设备主要技术参数试验长度： 16006500 mm试验缸径：220（工作阻力1597kN）500mm（工作阻力8443kN）承载能力： 18000 KN额定加载： 15000 KN最大加载： 17000 KN加载行程： 1200 mm平均加载速度： 200mm/min控制方式： 电脑智能化控制试验台控制： 液压系统控制立柱控制： 乳化液系统控制装机功率： KW规范标准： 欧洲标准设备重量： Kg外形尺寸LxBxH： 1200030002400 mmmmmm院长签字： 指导教师签字：hydraulic pressure 液压the post of hydraulic support 液压支架立柱 test - bed 试验台 液压系统 翻译成 hydraulic system 液压加载系统 翻译成 hydraulic loading systemDesign of a High-precision Hydraulic Loading System 一种高精度液压加载系统设计 THE DESIGN OF THE HYORAULIC SYSTEM OF THE POWERED SUPPORTS 液压支架的液压系统设计THE PROBABILITY DESIGN OF THE STRENGTH OF THE POWERED SUPPORT 液压支架强度的概率设计Analysis to Operating Process of Upright Prop of Hydraulic Bearer Based on Parallel Mechanism 基于并联机构的液压支架立柱的工作过程分析Probe into the modern design mode of hydraulic trestle 液压支架现代设计模式探讨Analysis of upright post and hydraulic jack 立柱、千斤顶结构分析 The reasons of damage and preventive measures of the post of support 支架立柱的损坏原因及预防措施 Analysis on Leakage of Post Cylinder End of Hydraulic Supports 液压支架立柱缸口漏液分析Test stand for drill pump valves 钻井泵泵阀试验台设计Research on Test Benches for Hydraulic Cylinder Performance Test 液压缸性能测试试验台的研究摘 要液压缸是工程机械产品的重要部件之一,液压缸测试试验台是进行液压缸产品质量检测的必要设备,是液压缸质量监控的保障。介绍了液压缸性能试验台的系统组成、原理和特点,给出了台架结构,控制系统框图。Hydraulic cylinder is one of important parts on construction machinery. Test benches are essential equipment to inspect cylinder product quality and a guarantee for quality monitoring of hydraulic cylinders. System composition, principle and characteristics of test benches for hydraulic cylinder performance are described, bench structure and block diagram of the control system are presented.【关键词】液压缸; 性能测试; 试验台;【英文关键词】Hydraulic cylinder Performance Test bench;关键词：(小四号、黑体、顶格) （内容采用小四号、宋体、接排、各关键词之间有1个空格及分号）ABSTRACT(采用三号字、Times New Roman字体、加黑、居中、与内容空一行)（内容采用小四号Times New Roman字体）Keywords：(小四号、Times New Roman、黑体、顶格) （内容采用小四号、Times New Roman字体、接排、各关键词之间有1个空格及分号）目 录（三号、黑体、居中、目录两字空四格、与正文空一行，举例如下）一般设计部分1 GPS控制网的建立1 1.1概述1 1.2 GPS控制网的技术设计2 1.2.1 概述2 1.2.2作业依据3 1.2.3 GPS控制网设计的一般原则4 1.2.4 GPS控制网的图形设计6 1.3 GPS测量的外业工作9 1.3.1 GPS相对定位的作业模式10 1.3.2 GPS卫星预报和观测调度计划10 1.3.3 GPS外观观测141.4利用SOLUDTION软件进行基线向量解算和平差161.5 GPS控制网的技术总结和成果汇总161.5.1技术总结161.5.2成果汇总：见附表171.6 RTK测量原理及应用172 数字化地形图测绘设计19 2.1 概述19 2.2数字化地形图测绘的技术设计193 GeoStar 软件实际应用26 3.1 GeoStar 软件特点和功能简介26 3.2 GeoStar 软件应用实例分析27专题设计部分1 引言302 系统相关技术分析312.1XML概述31结论71参考文献72附录74翻译部分英文原文80中文译文86致谢91中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第101页绪论0.1 课题研究背景和意义液压支架的立柱以乳化液为工作介质,在液压支架支护采煤工作面顶板、破碎顶板方面起到了至关重要的作用。液压支架立柱的可靠性及安全性直接关系到矿井生产的正常化及煤矿工人的人身安全。随着中国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备检测技术提出了更高的要求。由于我国煤炭工业的迅猛发展，大型综采配套现代化矿井逐年增加，液压支架的使用量逐年上升,并且随着技术的革新，单根立柱的缸径已经突破400mm，额定工作压力突破43Mpa,额定工作阻力达到5400kN，向大缸径、超高压、大工作阻力发展是矿用液压支架发展的大势所趋，相信在不久的将来，单根工作阻力超过8000kN的立柱便会设计制造并投产使用，到那时检修量和实验的工作量也大大增加。液压支架立柱检测设备是生产和研制高产高效液压支架的关键设备，面对迅速发展的支护技术，需要有一种能够快速、准确地检测如此大缸径、大工作阻力液压支架立柱的实验台。为此本文设计了这台能够准确检测单根额定工作阻力为8000kN液压立柱的实验台。0.2 本文设计的内容本文主要设计了液压支架立柱试验台的结构，主要内容包含试验台的液压加载系统设计、加载液压缸设计、增压液压缸设计及试验台承载框架设计。本试验台的液压加载系统分别采用液压油外加载系统和乳化液内加载系统，这种液压系统结构简单,维修方便。承载框架采用钢板焊接成整体式。本文比较详细地设计了普通液压油外加载系统以及外加载液压缸、增压缸、外加载泵站油箱、联结罩、联轴器、承载框架，并选取了有针对性的零部件如外加载泵站、大泵组、联轴器、增压液压缸、加载液压缸、加载缸导向套等进行了设计并绘图。承载框架设计部分，听取导师的建议，借助于三维软件SolidWorks 2007进行设计，对框架结构进行了三维建模，并借助于SolidWorks 2007带的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。因有时间的限制，以上所列的个别内容不够细致。1 立柱试验台总体结构方案设计1.1 立柱试验台检测项目和实验方法表11 立柱试验台检测项目和实验方法序号检验项目检验方法性能要求1空载行程立柱空载，在运动速度不大于200mmmin的工况下，全行程往复运动三次不得有滞涩、爬行和渗漏2最低启动压力（1） 立柱空载无背压工况下，分别对活塞腔，和活塞杆腔逐渐升压至活柱塞全行程移动，记录各级缸的上腔和下腔的启动压力。（2） 立柱活柱全缩回，中缸活塞杆腔保持供液压力，大活塞杆腔逐渐升压使中缸运动，记录当中缸中部通过大缸导向套时，大缸活塞杆腔的启动压力。活塞腔启动压力不得超过3.5MPa(不包括底阀的阻力损失)活塞杆腔启动压力不得超过7.5MPa3活塞杆腔密封性能立柱缩至最小高度对活塞杆腔加2 MPa和1.1倍供液压力，闭锁密封腔稳压5分钟在同温下压力不得下降、不得渗漏4中心让压性能立柱全部外伸，将安全阀开启压力调至额定工作压力（1） 用102mm/min速度，进行2次行程100mm的让压试验（2） 用21mm/min速度，进行2次行程20mm的让压试验（3） 多级立柱级间转换处用102mm/min速度，进行2次行程100mm的让压试验5中心过载性能（1）1.5倍额定载荷压缩外加载步骤：用0.8倍的额定工作压力使立柱全部外伸压力腔闭锁用1.5倍额定工作阻力外加载1次3min，在3min内作密封试验卸载后测量缸筒扩径残余变形内加载步骤：用0.8倍的额定工作压力使立柱全部外伸至全长的（953）%立柱两端固定，用1.5倍额定工作压力向压力腔加压压力腔闭锁1次3min，在3min内作密封试验卸载后测量缸筒扩径残余变形（2） 全缩回2倍额定载荷立柱全缩回，在外部施加2倍额定工作阻力1次3min6偏心加载用0.1倍额定工作压力使立柱全伸出，闭锁压力腔，按规定偏心量外加额定工作阻力1次3min做密封检查，然后卸载至0.1倍额定工作压力测量级间过渡处的扰度。7耐久性试验（1） 偏心加载将立柱伸出至全行程的1905%，偏心量按图1的一半加载循环： 加（1.15%）倍额定工作阻力，让压加载速度（10010%）mm/min，运动距离（502.5%）mm 加压完毕，以额定供液压力对活塞杆腔加压回缩（502.5%）mm 用额定工作压力的（7080）%，是液压缸伸出至原位：循环次数大于6000次，循环完毕进行密封性能试验。2.中心加载将立柱伸出全行程的（905）%，中心加载循环： 用1.1额定倍工作阻力中心加载 卸载0.1倍的额定工作阻力，循环1500次，循环完毕进行密封性能试验。8外伸限位 用额定工作压力使活塞向内部挡块伸出，至活塞和内部挡块接触后停留3min 在额定工作压力的（805）%和（105）%之间对着内部挡块外伸100次9功能立柱在进行完以上全部试验之后，将立柱的安全阀调到额定工作压力，从全伸出开始以102mm/min的速度外加载使其全行程缩回。10全伸出2倍工作载荷1外加载用0.8倍的额定工作压力使立柱伸出，将压力腔闭锁，外加2倍额定工作阻力压载1次3min，在3min内作密封试验2内加载用0.8倍的额定工作压力使立柱伸出至全长的（953）%，将其两端固定，向压力腔加2倍的额定工作压力，然后压力腔闭锁1次3min，在3min内作密封试验1.2 拟定试验台总体结构分析以上标准和试验方法，测试立柱的试验台主要由：承载机构、加载机构、压力检测机构、电气控制部分组成。本试验台的液压加载系统和试验台承载框架是这次毕业设计的主要内容，下面从这两方面入手，确定方案。加载方式有很多种，例如有机械加载、电加载、液压加载等方式。液压加载系统与其他加载方式相比较具有简单易行，可以实现无级变速连续加载，所需元件数量少，能远距离控制，运动件的惯性小，能够频繁换向，传动工作平稳等优点，所以本试验台加载系统选用液压系统。本试验台内加载系统拟采用乳化液系统，外加载系统拟采用液压油系统。这种液压系统分配结构简单,维修方便。承载部分采用钢板焊接成整体框架式。两侧承载梁的截面积及钢板的厚度设计校核时最终确定。2 外加载液压系统设计2.1 液压技术简介液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(缸或马达)把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。2.1.1 液压系统概述液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。1795年英国约瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油,又进一步得到改善。 第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动 的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁尼斯克(GConstantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。 第二次世界大战(1941-1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出,日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速发展液压传动,1956 年成立了“液压工业会”。近2030 年间，日本液压传动发展之快，届世界领先地位。液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等国；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。液压传动的基本原理是在密闭的容器内，利用有压力的油液作为工作介质来实现能量转换和传递动力的。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和机械传动中的皮带、链条和齿轮等传动元件相类似。一个完整的液压系统是由各种不同功能的基本回路构成，去完成执行机构的工作要求。液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成：1、动力元件（油泵） 它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能；是液压传动中的动力部分。2、执行元件（油缸、液压马达） 它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。3、控制元件包括压力阀、流量阀和方向阀等。它们的作用是根据需要无级调节液动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。4、辅助元件除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及油箱等，它们同样十分重要。 5、工作介质工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。2.1.2 液压传动的优点液压传动之所以能得到广泛的应用，是由于它具有以下的主要优点：（1）由于液压传动是油管连接，所以借助油管的连接可以方便灵活地布置传动机构，这是比机械传动优越的地方。例如，在井下抽取石油的泵可采用液压传动来驱动，以克服长驱动轴效率低的缺点。由于液压缸的推力很大，又加之极易布置，在挖掘机等重型工程机械上，已基本取代了老式的机械传动，不仅操作方便，而且外形美观大方。（2）液压传动装置的重量轻、结构紧凑、惯性小。例如，相同功率液压马达的体积为电动机的12%13%。液压泵和液压马达单位功率的重量指标，目前是发电机和电动机的十分之一，液压泵和液压马达可小至0.0025N/W(牛/瓦),发电机和电动机则约为0.03N/W。（3）可在大范围内实现无级调速。借助阀或变量泵、变量马达，可以实现无级调速，调速范围可达12000，并可在液压装置运行的过程中进行调速。（4）传递运动均匀平稳，负载变化时速度较稳定。正因为此特点，金属切削机床中的磨床传动现在几乎都采用液压传动。（5）液压装置易于实现过载保护借助于设置溢流阀等，同时液压件能自行润滑，因此使用寿命长。（6）液压传动容易实现自动化借助于各种控制阀，特别是采用液压控制和电气控制结合使用时，能很容易地实现复杂的自动工作循环，而且可以实现遥控。（7）液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，便于设计、制造和推广使用。2.1.3 液压技术的缺点（1）使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁；（2）对液压元件制造精度要求高，工艺复杂，成本较高；（3）液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平；（4）用油做工作介质，在工作面存在火灾隐患；（5）传动效率低。2.2 液压加载系统工况分析及设计要求仔细理解欧洲标准中规定的立柱试验的过程，可得到加载液压缸的设计要求。（1）加载系统加载力要求理论上可以计算出加载系统所需产生的最大推力，即该系统的最大加载力： 根据设计要求，该系统的最大加载力取F=17000 kN（2）加载系统拉力分析试验台工作情况该系统的平均力取F拉=100 kN（3） 液压加载缸的运动速度加载缸在试验过程中的运动速度：最小加载速度：让压速度 ： 最大加载速度：空载运行速度：V空 缩回速度：（4）液压加载缸最大加载行程按照设计要求，加载缸所需的最大加载行程1000 mm。2.3 液压加载系统方案设计2.3.1 选择液压动力源液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。参考国内矿用设备及国内同类或相关设备和资料，经初步估算该液压系统的压力和流量的变化范围大，采取两台泵较合适。拟选用一台恒压变量柱塞泵，一台定量柱塞泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。所以本系统拟采用操纵变量机构改变系统流量和采用单向节流调速阀结合的方式达到调节速度的目的。系统背压力初估为1.5MPa。2.3.2 选择执行元件加载缸又正向加载和反向缩回两个方向的动作，因此选用双作用单活塞杆液压缸。加载缸空载运行速度与缩回速度相等，确定无杆腔面积A1 等于有杆腔面积 A2的2倍，即A1 = 2A2 。2.3.3 确定控制方式执行元件的控制方式有泵控制方式和阀控制方式，泵控制方式采用双向变量泵，通过控制泵的流量实现执行元件的速度控制，通过控制泵的出流方向实现执行器的方向控制。这种方式中每个执行元件需要一个变量泵。重视能源的经济的场合或者负载惯性大、起动停止冲击成问题时可以采用。阀控制方式中，用方向控制阀实现执行器的方向控制，用流量控制阀实现执行器的速度控制。这种方式应用最广泛，适用于一个液压源同时驱动多个执行器的场合或者输入信号很复杂而要求快速响应的场合。本试验台采用换向阀的控制方式。2.3.4 液压回路设计由于设计者的思路、经验或对所有元件的考虑方法不同，即使针对同样目的，设计出来的液压回路也是千差万别的。因此拟定几种符合目的的液压回路，再从成本、重量、使用方便等方面进行对比论证，确定最合适的液压回路。液压回路包括油压发生回路、执行器控制回路、油液处理回路、其他辅助回路等。无论多么复杂的液压系统，都是由实现种种功能的基本回路组成的。经过多年的经验积累，已经形成了许多简便成熟、行之有效的基本回路。用标准图形符号绘制拟定的液压系统原理图，并注明压力控制阀、压力继电器等设定压力和液压泵或蓄能器工作时各段路的流量，以便后面选定元件和确定管子口径。2.3.4.1 油压发生回路 此回路包括液压泵部分和压力控制部分，要设计成能在必要的时候最有效地供给所需要的压力和流量。液压泵的功率在泵控制方式中根据执行器的最大功率算出，在阀控制方式中根据各执行器所需的最大功率算出，在蓄能器驱动的卖命根据蓄能器的最高工作压力、一循环中消耗的全部液量在充液过程中补充所需的泵流量和卸载时间算出。在实际的工作循环中，有时低速大负载、有时高速小负载、有时卸载，可以求出平均功率并据以确定泵的驱动电机的容量。但是循环中的峰值负载不得超过电动机额定功率的1.5倍。查阅该类检测设备的资料，本类设备加载缸的最大工作压力可高达70100 MPa，而目前国内液压泵的最高供油压力为40 MPa。而且进一步考虑到，此检测设备并不是总需要超高压，若选择超高压的泵，其效率不会充分利用，因此拟选用两台中低压或中高压的液压泵，采用一套增压比为34的增压回路来满足系统的要求。从长远考虑，采用这种方案一次性投资并不比采用单台超高压泵大，而且其液压泵的效率和寿命能充分发挥，电动机的功率耗损也会降低。2.3.4.2 执行器控制回路 执行器控制回路要根据负载特性，适当地控制方向、速度等。泵控制方式中，在双向变量泵回路上加压力控制回路即可组成执行器控制回路。阀控制方式中的执行器控制回路，由方向控制回路、速度控制回路、压力控制回路适当组合而成：（1）方向控制回路 用方向控制阀来实现执行器动作方向的控制，掌握方向控制阀的通油时间来控制执行器的位移量。调整换向阀的切换时间、设置二速回路、与行程减速阀并用，或者采用比例阀、伺服阀都可以控制执行器起动、停止时的加速减速特性。为了保证换向的平稳性和该试验台电气控制部分的操作，采用电液换向阀的方向控制回路，Y型中位机能三位四通阀即可满足本试验台液压系统要求。（2）速度控制回路 用流量控制阀来实现执行器速度的控制。根据负载变化情况和流量精度要求选定采用节流阀还是调速阀来控制。考虑对负载方向的适应性，负载变化对精度的影响及回路的效率等因素，决定采用进口节流、出口节流还是旁通节流方式。经初步计算，液压加载系统至少需设置2根加载液压缸，为使多根液压缸的加载速度保持同步，系统拟在回油路上设置采用单向节流调速回路。（3）压力控制回路 压力控制回路不仅包括控制执行器输出力（或力矩）的回路，还包括用来吸收执行器起停时的制动力、外负载引起的冲击力的安全回路。作为输出力控制回路，有用溢流冷漠限制最高压力的调压回路，还有用减压阀把某个执行器限制到低于油源压力的压力的减压回路。制动回路、平衡回路、安全回路等中所用的压力控制阀，有直动式、先导式、内控式、外控式等各种结构，性能和特性也有多种不同，实际使用时必须十分注意。液压系统管道中的液体突然变换或换向时，会引起液体压力突然急剧增高，这种现象就是液压冲击。液压冲击时所出现的最大压力（即冲击压力）往往比正常情况下的压力大好几倍。在冲击压力作用下，往往使油管发生破裂，同时液压冲击中出现的压力波动，会引起液压系统的振动与噪音，使联接螺栓松动，甚至会破坏管道和液压元件的密封装置，出现严重的泄漏等。特别是在高压、大流量的液压系统中，液压冲击所造成的破坏性影响更为严重。因此，必须采取预防措施。为了吸收系统液压冲击，系统中靠近两加载缸设置蓄能器。2.3.4.3 液压油处理回路 液压油处理回路包括进行液压油液污染控制的过滤回路和油液温度控制回路。在过滤回路中，要根据所用液压元件和液压油的种类确定过滤器的容量，过滤精度和设置部位。当环境温度较高或液压装置内部发热较多，单靠油箱和管路系统自然散热无法维持与所用元件相适应的温度和精度时，必须设置油冷却器，环境温度过低，液压泵超支困难时，必须考虑设置加热器或其他暖机运行方式。带有电液阀的方向控制回路对液压油的清洁度有严格的要求，为保证系统可靠工作，并且考虑到日常维护的方便，选用近年流行的新型产品反冲洗过滤器作为系统的细滤器。2.3.4.4 辅助回路 辅助回路包括液压系统维修所需的回路和作为安全措施专门设置的回路。在保养维修方面，要考虑测压口、油液取样口、元件拆卸时防止油液外流的措施、易于组成冲洗回路等，在安全方向，要考虑长期停机时防止自重引起下落的措施，防止误动作的措施，双重安全措施等。2.3.5 选定液压油类型油液在液压系统中实现润滑与传递动力的双重功能，必须根据使用环境和目的慎重造反。油液的正确选择保证系统元件的工作与寿命。系统中工作最繁重的元件是泵和马达，针对泵和马达造反的油液也适用于阀。推荐的油液粘度范围见下表：表21 推荐的油液粘度泵与马达类型推荐粘度范围（mm2/S）40下的粘度运行粘度起动时最高粘度直轴柱塞式32681354220齿轮式、叶片式、斜轴式860低速大扭矩叶片马达110起动时粘度过度会引起泵气蚀和噪声；连续工作在较高粘度下会使空气悬浮在油液中，从而引起泵、马达的提前失效和阀的冲刷磨损；粘度过低会造成系统效率降低和动力润滑破坏。不同粘度等级的油液，其精度为表5的推荐值时对应的温度见下表:表22粘度等级（40以下）(mm2/s)起动时最高粘度(mm2/s)运行粘度(mm2/s)860220110541332-12614276246-61222347168019294281本液压系统选择液压油的型号：LHM32普通液压油， 液压油密度 900 (kg/m3)，工作温度下的粘度 m2s。表23 L-HM液压油换油指标(SH/T 05991994)项目换油指标试验方法40运动粘度变化率(%)超过+15或-10GB/T 265，经计算水分(%)大于0.1GB/T 260色度增加(比新油)，号大于2GB/T 6540酸值降低(%)超过或增加值(mgKOH/g)大于350.4GB/T 264，经计算正戊烷不溶物(%)大于0.1GB/T 8926A法铜片腐蚀(100，3h)，级大于2aGB/T 5096注：允许采用GB/T 511方法，使用6090石油醚作溶剂，测定试样机械杂质。2.3.6 系统压力、流量的调定和测量为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件。为了调定系统压力和保证系统安全，在每台液压泵出油口设溢流阀。为了实时监测系统压力，在泵的出油口、加载缸的进回油路上均设置液压表。为了将实时监测到的系统压力传输到电脑控制部分，在泵的出油口、加载缸的进回油路上均设置液压传感器。2.4 拟定外加载系统原理图由拟定好的控制回路及液压源组合成整机的液压系统图，各回路相互组合时去掉重复多余的元件，按照力求系统结构简单、保证各元件间的联锁关系、尽量减少能量损失环节的原则，绘制外加载系统的原理图。图2-1 外加载液压系统原理图2.5 加载液压缸主要参数计算2.5.1 初选液压缸工作压力图22 单活塞缸工作原理初选液压缸工作压力为70MPa，初选系统背压为pb=1 MPa，管路损失为p=0.5 MPa则p2=1.5 MPa。加载缸的最大加载力为F1=8500kN2.5.2 确定液压缸的主要结构尺寸当压力油进入无杆腔时，活塞上所产生的力为： （21）式中：液压缸的有效面积 液压缸的总效率，由机械效率、容积效率、作用力效率 组成，= 机械效率：活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下通常取：0.90.95 容积效率：由各密封件泄漏所造成，活塞密封为弹性材料时通常取1 作用力效率：由排液口背压所产生的反向作用力造成。当排油直接回油箱时1 缸筒内径mm 活塞杆直径mm 当活塞杆伸出时为进油压力，当活塞杆伸出时为排油压力 当活塞杆伸出时为排油压力，当活塞杆伸出时为进油压力将数据代入式21得： 因8500 kN计算得0.4099 m =0.2898 m根据GB/T2348-1993选取相近的尺寸加以圆整：400 mm =320 mm则=0.12567 m2 =0.04524 m22.5.3 验算最小稳定速度对选定后的液压缸内径必须进行最小稳定速度验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面积必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积min，即min 。 （22）式中：流量阀的最小稳定流量液压缸的最低速度查手册Q-H20型单向调速阀的最小稳定流量=0.1 L/min, 液压缸的最低速度=2 mm/min代入公式2-2得 =0.05 m2=0.12567 m2 min 即满足最低速度的要求。2.5.4 活塞杆稳定性验算当液压缸的支撑长度LB （10-15）d 时，需要验算活塞杆弯曲稳定性。活塞杆稳定性验算公式为： （23） N （24）式中：活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N安全系数，通常取3.56 ，取=4K液压缸安装及导向系数 取K=2实际弹性模数材料组织缺陷系数，钢材一般取b活塞杆截面不均匀系数，一般取E材料弹性模数，钢材E MPaI活塞杆横截面惯性矩，MPa圆截面：=0.049mm取活塞杆的最大伸出量L=1，将数值代入公式（2-4）得：= kN=/4=N = N符合条件 2.6 计算系统压力2.6.1 计算加载缸各工况压力由式2-1得 （25）1.启动工况负载F启=100kN 由式2-5得系统压力：p启=1.5（Mpa） 2.缩回工况负载F缩=100kN 由式2-5得系统压力：p缩=6.6（Mpa）3.试验2倍额定工作阻力时负载F2倍=100kN 由式2-5得系统压力：p2倍=73.3（Mpa）4.试验1.5倍额定工作阻力时负载F1.5倍=6332kN 由式2-5得系统压力：p1.5倍=54.1+0.6=54.7（Mpa）5.试验1.1倍额定工作阻力时负载F1.1倍=4644kN 由式2-5得系统压力：P1.1倍=39.7+0.6=40.3（Mpa）6.试验额定工作阻力时负载F1倍=4222kN 由式2-5得系统压力：p1倍=36.1+0.6=36.7（Mpa）2.6.2 确定系统供油压力多数情况下系统压力可以自由选定。适当提高压力可以降低成本。因此，系统压力有逐渐提高的趋势，但液压系统的压力受到所用元件的限制。提高系统压力，可以使响应速度提高、输出力加大、功率密度提高、管路的压力传播速度提高，并且不容易发生执行器低速爬行现象。但是提高压力也带来一些问题，如元件寿命缩短，易于发生阀的卡死及自激振荡，液压油易变质，内泄漏加大，油温升高，必须采取措施防止漏油。系统中设置有增压回路，计算系统所需的供油压力的时候要考虑到增压比对系统的影响。初选增压回路的增压比K=3，按加载缸最大工作压力计算系统的供油压力：p供=73.3/3=24.4（Mpa）考虑到增压缸的效率，取系统供油压力P供=26 MPa2.7 计算系统各工况的流量q = A v （26）式中：q系统流量L/minA液压缸有效工作面积m2v活塞的运动速度mm/min1. 系统空载启动q空载=0.12567m2100mm/min=12.6 L/minq空载总= 25.2L/min2. 加载缸100 mm/min让压试验q 1=0.12567m2100mm/min=12.6 L/minq 1总=25.2L/min3. 加载缸10 mm/min让压试验 q 2=0.12567m210mm/min=1.26L/minq 2总=2.52L/min4. 加载缸2 mm/min让压试验q 3=0.12567m22mm/min=0.25L/minq 3总=0.5 L/min5. 加载缸缩回时q缩=0.04524 m2100mm/min 4.5L/minq缩总= 9L/min2.8 液压泵的参数计算与型号选择液压泵是液压系统的动力源。要选用能适应执行器所要求的压力发生回路的泵，同时要充分考虑可靠性、寿命、维修性等以便所选的泵能在系统中长期运行。液压泵的种类非常多，其特性也有很大差别 。流量取决于执行元件所需的运动速度、出口压力决定于负载。 2.8.1 计算液压泵的最大工作压力液压泵的输出压力应是执行器所需压力、配管的压力损失、控制阀的压力损失之和。它不得超过样本上的额定压力。强调安全性、可靠性时，还应留有较大的余地。样本上的最高工作压力是短期冲击时允许的压力。如果每个循环中都发生冲击压力，泵的寿命会显著缩短，甚至泵会损坏。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失p，即pp p1+p (27)式中:p1液压缸最大工作压力； p从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。 p的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：p包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，一般管路简单的节流阀调速系统p为(25)105Pa，用调速阀及管路复杂的系统p为(515)105Pa，p也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查得。取p=0.5Mpa泵的最高工作压力：pp 26+0.5=26.5 Mpa上述计算的pp 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外，考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pr应满足pr（1.251.6）pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。则泵的额定压力 ： pr 1.3 pB = 1.3 26.5=34.45 Mpa2.8.2 确定液压泵的输出流量 液压泵的输出流量（Lmin)，应该大于或等于液压系统中同时工作的各个执行元件所需的最大流量之和：液压泵输出流量应包括执行器所需流量；溢流阀的最小溢流量、各元件的泄漏量的总和、电动机掉转(通常1r/s左右)引起的流量减少量、液压泵长期使用后效率降低引起的流量减少量(通常57%)等。多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即qpK(q)max (L/min) (2-8)式中：K系统泄漏系数，一般取1.11.3，大流量取小值，小流量取大值；(q)max同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(L/min)。如果这时溢流阀正在工作，还需加上溢流阀的最小溢流量23 L/min由前面的计算和分析可知系统空载时和最高压力工况下流量最高，下面分别计算这两个工况下泵所需的输出流量：（1）空载启动时 qp 1.225.2+2.5 = 32.7 (L/min)（2）最大工作压力时：此时系统增压回路处于工作状态，根据能量守恒，忽略增压缸的效率则增压缸进出油口的功率可表示为：P入= P出 P入= p入 q入 P出= p1 q1总 因增压缸的增压比K=3，即p入= p1 综合上式可得：q入= 3q1总 则此时所需泵的流量：qp 1.2（325.2）+2.5 = 93.2 (L/min)2.8.3 选择液压泵2.8.3.1 选择液压泵需考虑的要点液压泵是液压系统中的动力元件，它输出压力能。选择液压泵时要考虑的因素有工作压力、流量、转速、定量或变量、变量方式、容积效率、总效率、寿命、原动机的种类、噪声、压力脉动率、自吸能力等，还要考虑与液压油的相容性、尺寸、重量、经济性、维修性。转速关连着泵的寿命、耐久性、气穴、噪声等。虽然样本上写着容许的转速范围，但最好是在与用途相适应的最佳转速下使用。特别是用发动机驱动泵的情况下，油温低时若低速则吸油困难，有因润滑不良引起卡咬失效的危险，而高转速下则要考虑产生气蚀、振动、异常磨损、流量不稳定等现象的可能性。转速剧烈变动还对泵内部零件的强度有很大影响。寿命可以说是“在定环境下能经济地维持所需性能的时间”。 由于液压元件的特殊性，在完全相同的条件下使用的情况并不多见，失效分布往往不明确，寿命的估计很困难。制造厂提供的额定寿命数据，通常是根据泵内轴承的B10寿命(一组轴承中有90能达到和超过的工作小时数)和实验测得的磨损特性确定的。寿命还与暂载率有关。油液不清洁、安装不正确 (如轴上承受径向载荷)、使用不当(如频繁带载起动、长时间低速运行)等会使泵夭折，而降低参数使用可以延长泵的使用寿命。开式回路中需要泵具有一定的自吸能力。发生气蚀不仅可能使泵损坏，而且还引起振动和噪声，使控制阀、执行器动作不良，对整个液压系统产生恶劣影响。在确认所用泵的自吸能力的同时，必须在考虑液压装置的使用温度条件、液压油的粘度来计算吸油管路的阻力的基础上，确定泵相对于油箱液位的安装位置并设计吸油管路。另外，泵的自吸能力就计算值来说要留有充分裕量。定量泵结构简单、便宜，变量泵复杂、贵，但节省能量。定量泵与变量泵分别有自己的适用场合。变量泵(尤其是轴向变量柱塞泵)的变量机构有各种形式：就控制方法来说，有手动控制、内部压力控制、外部压力控制、电磁阀控制、顺序阀控制、电磁比例阀控制、伺服阀控制等。就控制结果来说，有比例变量、恒压变量、恒流变量、恒转矩变量、恒功率变量、负载传感变量等。变量方式的选择要适应系统的要求，实际使用中要弄清这些变量方式的静特性、动特性和使用方法。通过前面的分析计算不难发现，本试验台系统的特点，其中有两个工况非常关键：第一就是空载启动工况，这个工况下系统需要大流量但系统压力低；第二就是最大负载工况，这个工况下系统既需要大流量有需要高压力，也就是说液压泵既要提供高压又要提供大的流量。又考虑到试验台液压系统工作时，因试验对象的不同，系统的流量的变化范围非常大，若只采用一台泵从经济方面来讲不合适，所以本系统采用两台液压泵的型式：一台定量柱塞泵，主要用于大流量工作；一台变量柱塞泵，主要用于小流量工作。柱塞泵工作压力高(常用压力为：2040MPa、最高可达80MPa)，加工性好，配合精度高，密封性好，结构紧凑，效率高，流量高，调节方便，单位功率的重量小，寿命长。缺点是结构复杂，制造工艺要求较高，价格贵，油液抗污染敏感性强，自吸能力差，使用与维护要求高。主要适用于高压、大流量、大功率的系统，且流量需要调节的场合图23 轴向柱塞泵结构示意图2.8.3.2确定泵排量泵的输出流量： qp= (2-9)式中 ：n轴的转速(r/min)qp输出流量(Lmin)vp排量(mlr)v容积效率(%) ， 压力越高、转速越低则泵的容积效率越低，变量泵排量调小时容积效率降低。转速恒定时泵的总效率在某个压力下最高，变量泵的总效率在某个排量、某个压力下最高。泵的总效率对液压系统的效率有很大影响，应该选择效率高的泵，并尽量使泵工作在高效工况区。由式29得排量泵的排量 = (mlr) (210)本系统拟选用三相四极异步电动机，此类电动机的实际转速约为1450 r/min，柱塞泵的容积效率初估为0.9由式2-11计算两泵的排量分别为：变量泵 = = 19.9 (mlr)定量泵 = = 57.8 (mlr)2.8.3.3 确定液压泵型号1.变量泵型号 A7V28DR 斜轴式轴向柱塞泵压 力 额定35MPa 最大40 排 量 最大28.1mLr 最小8.1mLr最高转速 3000 rmin流 量 39.5Lmin (1450r/min)功率 24kW (35MPa)转矩 156 Nm (35MPa)重量 19kg效率 0.92.定量泵型 号 A2F80RS 斜轴式轴向柱塞泵压 力 额定35MPa 最大40 MPa 排 量 最大80 mLr 最高转速 2240 rmin流 量 116Lmin (1450r/min)功率 105 kW(35MPa)转矩 446 Nm (35MPa)重量 33 kg效率 0.92.9 与液压泵匹配的原动机的选择液压系统中驱动液压泵的原动机有电动机和发动机。发动机指汽油机、柴油机等，一般用于行走设备，而且不是由液压系统的设计者选定的。固定设备液压系统中驱动液压泵的电动机需要设计者选定。根据使用环境，决定开式、封闭扇冷式、防雨保护式、防爆式等形式及立式、卧式结构。 用卧式电动机驱动时，泵需另设安装架。用立式电动机时，泵可以藏在油箱内部，外观整齐，噪声也小。用立卧式电动机时，泵可以通过钟形罩安装在电动机的法兰上。确定电动机的规格时，要考虑液压泵的最大轴扭矩和工作循环的平均功率，取较大值作为选择电动机规格的依据。P= （kW） （211）式中：P液压泵的输出功率 kWP加载缸的供油压力 MPaq加载缸的供油流量 Lmin 液压泵的效率 2.9.1 计算液压泵各工况的输出功率（1） 系统空载启动P空载= = 0.7 kW（2）加载缸100 mm/min让压试验此工况增压系统工作，为较准确地反映泵的实际输入功率须考虑增压装置的效率，取=0.9P1= = = 38 kW（3）加载缸10 mm/min让压试验此工况增压系统工作，为较准确地反映泵的实际输入功率须考虑增压装置的效率，取=0.9 P2= =1.9 kW（4）加载缸2 mm/min让压试验由于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.21 L/min范围内时，可取=0.030.14。此工况增压系统工作，为较准确地反映泵的实际输入功率须考虑增压装置的效率，取=0.9P3= = 4.25 kW（5）加载缸缩回时P缩= = 3.3 kW2.9.2 选择电动机型号（1） 小电机技术参数Y2系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据型号 Y160M-4 额定功率 11kW同步转速 1500r/min满载转速 1460r/min满载电流 7A满载时效率 88%满载功率因数 cos=0.84堵转电流/额定电流 7堵转转矩/额定转矩 2最大转矩/额定转矩 2.2噪声 82dB(A)转动惯量 0.07kg.m2净重 123 kg（2）大电机技术参数Y2系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据型号 Y2-225M-4 额定功率 45kW同步转速 1500r/min满载转速 1480r/min满载电流 7A满载时效率 92.3%满载功率因数 cos=0.88堵转电流/额定电流 7堵转转矩/额定转矩 1.9最大转矩/额定转矩 2.2噪声 84dB(A)转动惯量 0.46kg.m2净重 320kg2.10 液压元件的选择选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。2.10.1 液压阀类元件的选择2.10.1.1 选择阀类元件应注意的问题（1）应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。（2）阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。（3）一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。2.10.1.2阀类元件型号（1）电液换向阀型号 HWEH16HJ20/6AW220-50 最大工作压力(P、A、B口) 35MPa通径 16mm数量 2 个（2）溢流阀型号 DB15A150315YW220N电磁先导式溢流阀，油口A、B、X最高工作压力 35 MPa板式阀，流量250 Lmin 通径 15mm数量 2 个（3）液压双向锁型号 SV20PB230/2最高工作压力 35 MPa通径 20mm数量 2对（4）单向阀型号 S20P220泵出油口 2个，增压回路4个，最高工作压力 35 MPa板式阀，通径 20mm开启压力 0.15 Mpa（5）单向调速阀型号: Q-H20 通径: 20 mm流量: 100 Lmin(-1)最小稳定流量: 0.1 Lmin(-1) 最高压力: 32 MPa质量: 6.4 kg数量： 2 个2.10.2 过滤器的选择油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流 回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。选择滤油器的依据有以下几点：（1）承载能力：按系统管路工作压力确定。（2）过滤精度：按被保护元件的精度要求确定，选择时参阅表2-1。（3）通流能力：按通过最大流量确定。（4）阻力压降：应满足过滤材料强度与系数要求。表2-4 滤油器过滤精度的选择系统过滤精度(m)元件过滤精度(m)低压系统100150滑阀1/3最小间隙70105Pa系统50节流孔1/7孔径(孔径小于1.8mm)100105Pa系统25流量控制阀2.530140105Pa系统1015安全阀溢流阀1525电液伺服系统5高精度伺服系统2.5针对液压系统的需要确定过滤器时，要确定过滤器的类型、过滤精度及尺寸大小。过滤器的类型是指它在系统中的位置，即吸油过滤器、压力管过滤器、回油过滤器、离线过滤器及通气过滤器。吸油过滤器主要用来保护泵不被较大颗粒损坏，一般用网式粗滤器。为了防止泵气蚀，吸油过滤器的压降要严格限制，因而其面积要选得较大。压力管过滤器主要用来保护系统中的关键元件，所以它紧挨着装在被保护元件的上游。因为在压力管工作，所以要能耐受系统的全压力。为了始终提供保护，一般不宜带旁通阀，但应带堵塞指示器。 回油过滤器可以去除经液压缸从外界侵入的污染物和系统中生成的污染物。系统的回油流量有时比泵的输出流量大得多，如液压缸的面积差或蓄能器放液使回油流量加大，在确定回油过滤器的容量时要特别注意。由单独的泵和过滤器组成的离线过滤回路，虽然不能直接保护系统元件，但能有效地控制系统油液的总污染度，而且可以独立运行而不受主回路工况的影响。本系统的粗滤器选择型号为TF-250100F过滤精度为100的磁性过滤器，为不影响液压泵的自吸性，两个粗滤器的流量选择2倍于泵的额定流量250 Lmin。本系统的细滤器选择型号为GLFX 900，过滤精度为20的反冲洗过滤器。油箱上的通气过滤器也不容忽视。该过滤器要有与系统要求相适应的过滤精度，以防止环境污染物浸入。同时又要有足够的通流能力，保证油箱液面升降时通气顺畅。 2.10.3 蓄能器的选择蓄能器是将压力液体的液压能转换为势能储存起来，当系统需要时再由势能转换为液压能而做功的容器。因此，蓄能器可以作为辅助的或者应急的动力源；可以补充系统的漏油，稳定系统的工作压力，以及吸收泵的脉动和回路上的液压冲击等。当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。根据求出的有效容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。蓄能器用于缓和液压冲击时，容积的计算公式如下：V0 = (212)式中:V0蓄能器的 L阀门关闭前管道内的流量 L/min液压系统正常工作绝对压力Pa1液压系统最大允许冲击压力Pa产生冲击的管道长度 m阀门关闭时间s由2-12得V0=2.74 (L)缓和冲击的蓄能器，应选用惯性小的蓄能器，如气囊式蓄能器、弹簧式蓄能器等。技术规格 (如图24 JB-T7035-1993)型号: NXQ1-LA31.5LA公称容积L: 4公称通径mm: 32公称压力MPa: 31.5 外形尺寸(JB-T7035-1993)总长mm: 540直径 mm: 152螺纹联接d mm： M422重量：kg: 18.6图24 气囊式蓄能器结构示意 缓和冲击的蓄能器，一般尽可能安装在靠近发生冲击的地方，并垂直安装，油口向下。如实在受位置限制，垂直安装不可能时，再水平安装。在管路上安装蓄能器，必须用支板或支架将蓄能器固紧，以免发生事故。蓄能器应安装在远离热源的地方。2.10.4 液压油管的选择2.10.4.1 油管类型的选择管路把元件连接起来组成液压系统。管子为传递能量的有压油液提供流动通路，为完成能量传递后的油液提供返回油箱的通路，有时还为控树油液提供通路。液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。1.钢管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。2.铜管：紫铜管工作压力在6.510MPa以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位3.软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物；低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物；尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为2.58MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。要在硬管与软管之间作出基本选择。应尽量用硬管，因为硬管成本低、阻力小、安全。元件运动时要用软管，有时为了装拆方便也用软管。软管还可以防振隔振。各元件间连接管道的规袼按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。 本试验台的钢管采用20号冷拔无缝钢，软管采用钢丝纺织胶管。2.10.4.2 钢管尺寸的确定（1）油管内径d按下式计算： (2-13)式中：q 通过油管的最大流量(L/min)；v 为管道内允许的流速(m/s)。一般吸油管取0.55(m/s)；压力油管取2.56(m/s)；回油管取1.52(m/s)。根据这些数值，当油液在压力管中流速取2 ms时，按式（2-13），算得液压泵吸油、压油油管内径分别为1） 吸油管的内径= 35.4mm根据设计手册圆整：40mm2） 压油管的内径= 20.4mm根据设计手册圆整：20mm（2）油管壁厚按下式计算：pd/2 (2-14)式中：p管内最大工作压力；油管材料的许用压力MPa，=b/n；b为材料的抗拉强度；n为安全系数，钢管p7MPa时，取n=8；p17.5MPa时，取n=6；p17.5MPa时，取n=4。按式（2-14），计算吸油管、压油管的壁厚：1）吸油管= 0.4 mm ，取=5mm则吸油管的外径D=50mm2）压油管= 3.5 mm，取=4mm则压油管的外径D=28mm根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管，吸油管505，284。2.10.4.3 软管尺寸的确定软管的流通截面积计算公式;A (2-15)式中：A软管的流通截面积 cm2管内流量 L/min管内流速 ms由公式215得：A 1.4 cm2由式A得，软管的内径d 13.4 mm 按手册选取成品软管型号：公称内径:19mm内径最小值: 18.6mm，最大值: 19.8mm1型增强层外径最小值: 24.6mm1型增强层外径最大值: 26mm2.10.4.3 油管管接头的选择管接头用来把管子与管子或管子与元件连接起来。常用的管接头有扩口式、卡套式、焊接式、法兰式及软管用接头，扩口式用于低压场合的铜管或薄壁钢管及飞机液压系统。卡套式管接头使用方便；但对管子外径尺寸精度和表面质量有一定的要求。焊接式管接头靠密封圈密封，适用于高压场合的低碳无缝钢管。法兰用于大通径管子的连接，软管接头一般与软管装成一体出售，这种软管总成可根据需要向管件厂订货。选择管接头时要考虑耐压能力，压降、结构形式、材料、成本等因素。把板式连接的液压阀贴装在液压集成块表面；或者把盖板插装阀或螺纹插装阀插入油路块的腔孔中，；利用油路块内部的加工孔道把各阀的相应油口沟通以组成局部回路，既可省掉许多管子，又使结构紧凑、装拆方便，已成为许多液压系统的典型做法。有些行业(如组合机床制造业)还开发了可以互相叠加的标准化油路块一集成块，使系统设计工作简化为功能集成块的选用。软管用两端开放式快换接头，钢管用焊接式管接头。图25焊接式端直通管接头结构示意（1） 焊接式端直通管接头型号与尺寸(JB9661977)1）管子外径D0=28mm的焊接式端直通管接头型号：28 JB9661977尺寸（图25）：管子外径D0 28公称通径DN 20 d M272O形圈 303.1垫圈 33重量/kg 0.4502）管子外径D0=42mm的焊接式端直通管接头型号：42 JB9661977尺寸：管子外径D0 42公称通径DN 32 d M422O形圈 403.1垫圈 62重量/kg 1.060（2） 快换接头的外形和连接尺寸（GB86061988）图26 快换接头的外形和连接尺寸公称通径20mm，A型螺纹连接型式：快换接头 A20 GB86061988连接螺纹 M301.5O形圈 281.8最低爆破压力/MPa 100L /mm 110D /mm 46重量/kg 0.82.10.5 液压油箱容积的计算油箱容量就是保持对系统有足够的油液供应。在确定油箱容量时应考虑最低和最高的极限温度、回路中保持的最小和最大油液体积、空气从油液中逸出所需要的镇定时间、未采用主动温度控制时的散热能力，以及油箱的环境和相对于系统的位置。所选的油箱应该有这样的公称油液容量，即该容量等于或大于可能从系统中流进油箱的所有油液的体积，同时在工作循环期间能保持安全的工作液位。此外，公称油液容量应不小于每分钟通过油箱的最大工作流量的3倍。油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。V=Kq (216)式中：K系数，低压系统取24，中、高压系统取57；对于固定设备，空间面积不受限制的设备，则应采用较大的容量。如冶金机械液压系统的油箱容量通常取为泵每分钟流量的710倍，锻压机械的油箱容量通常取为每分钟流量的612倍。q同一油箱供油的各液压泵流量总和。取油箱容量为每分钟流量的12倍，则油箱的有效容量：V=12 （801480）1420 L为考虑散热的要求取油箱的容积2000L。2.11 外加载液压系统的验算为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。由于液压系统的验算较复杂，只能采用一些简化公式近似地验算某些性能指标，如果设计中有经过生产实践考验的同类型系统供参考或有较可靠的实验结果可以采用时，可以不进行验算。按上述步骤在初步确定了各个液压元件之后，为判断液压系统工作性能的好坏，对整个液压系统的技术性能进行验算如下：2.11.1 系统的压力损失验算液压元件的规格和管道尺寸确定之后，便应估算回路中的压力损失，以便确定系统的供油压力-而系统的压力损失的验算工作。往往要求先画出液压系统和元件的装配草图后，才能进行，如果验算结果大于粗略计算时的估算值，应修改设计，要求另选油泵型号和规格，增大电机功率，或者增大油缸、油马达的结构尺寸，以降低系统工作压力-液压回路中的压力损失，在循环中的不同动作阶段，其值是不同的，必须分开计算。当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失pL、局部压力损失pc和流经阀类元件的压力损失pV，即： p=pT+pj+pV Mpa (2-17)（1）验算系统最长管路，大泵出油口至加载缸的压力损失 1）沿程损失计算知其内径d0.020m，长L15m，通过的流量Q总75.6 Lmin0.00126m3s，工作介质为LHM32普通液压油，工作温度下的粘度 m2s，密度900kgm3 ，液压系统元件采用集成油路块的配置形式。管内的流速：4.01 ms雷诺数：Re 2300，所以管路中的流动状态为紊流。 管路中紊流流动，沿程损失pT可按下经验公式计算： pT = (2-18)式中：沿程阻力系数，它是Re的相对粗糙度。因为3000105，则按照经验公式：0.3164Re0.250.316429160.250.04305l管道长度，(m)；d管道内径， (m)；液压油的密度；管道内的平均流速，（ms）。 则沿程损失：pT =0.23Mpa2）局部压力损失计算 局部压力损失可按下式估算： pj=(0.050.15)pT 则pj=0.150.230.035 Mpa3）阀类元件的pV值可按下式近似计算： pV=pn（qV/qVn）2(MPa) 式中：qVn阀的额定流量(L/min)；qV通过阀的实际流量(L/min)；pn阀的额定压力损失(MPa)。表25 阀类元件的pV值元件名称额定流量（L/min）实际通过流量（L/min）额定压力损失（Mpa）实际压力损失（Mpa）单向阀10075.60.20.114电液阀12075.60.40.159调速阀10075.60.20.114若取集成油路块的进油压力损失0.08 Mpa，集成油路块的回油压力损失0.1 Mpa，则系统最长管路的压力总损失为：p0.230.0350.1140.1590.14420.826Mpa计算系统压力损失的目的，是为了正确确定系统的调整压力和分析系统设计的好坏。从以上验算结果可以看出，此工况下的压力损失小于初选的压力损失值，且比较接近，说明系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。（2） 系统的调整压力系统的调整压力经验公式：p0p1+p 式中：p0液压泵的工作压力或支路的调整压力；p1执行件的工作压力。则系统的最低调定压力：p0260.81426.826（Mpa）2.11.2 系统的发热温升验算系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。在液正传动中压力损失和溢流泄漏的能量损失，绝大部分变为热能，致使系统的油温升高,油液的温升使粘度下降，泄漏增加，同时，使油分子裂化或聚合，产生树脂状物质，堵塞液压元件小孔，影响系统正常工作，因此必须使系统中油温保持在允许范围内。一般工程机械、矿山机械类液压系统正常工作油温为5080；最高允许油温为90。为了保证系统正常工作油温升高的允许值不应超过规定范围。因而必须验算发热和散热量，由于发热和散热的因素复杂，一般仅对油箱的散热进行计算。将发热与散热相比较，以决定采取什么样的热于街万式(如增大油箱容积，增另散热设施等）。（1）系统发热功率P的计算PHPPe (kW) (219 )式中：P为工作循环输入主系统的平均功率(kW)；Pe执行元件的平均有效功率(kW)。系统处于最大工作压力时：液压泵的输入功率：P38 kW两个加载液压压缸的总输出功率：Pe2Fv2（8500103）28.3(kW) 则系统的发热功率：3818.39.7 (kW)（2）系统的散热和温升系统的散热量可按下式计算：T= （220） 式中：CT 为散热系数kW/（m2），当周围通风很差时，K89；周围通风良好时，K15；用风扇冷却时，K23；用循环水强制冷却时的冷却器表面K110175；A 为散热面积(m2)，当油箱长、宽、高比例为111或123，油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似看成A0.065 (m2)，式中V为油箱容积(L)；T 为液压系统的温升()，即液压系统比周围环境温度的升高值；当液压系统工作一段时间后，达到热平衡状态，则：PHP所以液压系统的温升为：T= （221） 计算所得的温升T，加上环境温度，不应超过油液的最高允许温度。已知油箱的容积V=2000L，则油箱的散热面积A可近似为：A=0.065=0.065=10.32 （m2）假定通风良好，取油箱的散热系数CT=1510-3 kW/（m2），得油液温升：T=62.7 设环境温度为T2=20，则热平衡温度为：T1= T2 +T=20+62.7=82.780不在一般允许的温度范围内，但并没有大于它的最高允许温升，所以采用扩大油箱容积的方法改善温升，增大至3000L。验算此时液压油的温升：A1=0.065=0.065=13.52（m2）T1=47.8 设环境温度为T2=20，则热平衡温度为：T1= T2 +T=20+47.8=67.8,满足要求。3.3.5 缸盖厚度的计算1. 缸底图3- 4 缸底结构图3- 4所示缸筒底部为拱形时，缸底的厚度H用下式计算 （38） 式中：筒内最大工作压力，Mpa 筒底材料许用应力，Mpa，其选用方法与上述缸筒厚度计算相同 系数当HD10.20.3时，取1.62.5由上式得： 114.5mm，即其最小厚度为114.5mm。2. 缸盖这个加载缸的缸盖也作导向套用，所以其厚度除满足经验公式的厚度外，还应满足活塞导向长度的要求。 39mm （39） 图3- 5前缸盖结构3.4 缸体长度的确定缸体主要由缸底和缸筒焊接而成，缸底与支架底座铰接。缸体是液压缸主要承载件之一。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即： L=l+B+A+M+C （310）式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。由公式3-10得: L=1000+150+240+63+(310+175)=1938 mm3.5 活塞的最小导向长度H的确定液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图3-6所示)。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。图36 油缸的导向长度K隔套对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：HL/20 + D/2 (311)式中：L为液压缸最大工作行程(m); 液压缸的行程=1000mm，D为缸筒内径(m)。即H1000/20+400/2=250mm 取H=250mm3.6 导向套尺寸配置导向套的主要尺寸是支撑长度，通常按活塞杆直径、导向套的形式、导向套的材料的承压能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。3.6.1 导向套受力分析导向套的受力情况，应根据液压缸的安装的形式、结构、有无负载导向装置以及负载的作用情况等不同作具体分析。对于非垂直安装的液压缸，无负载导向装置，受轴向偏心载荷F1时1.外力作用于活塞上的力矩 Nm （312）式中： 外力作用于活塞上的力矩，Nm作用于活塞杆上的偏心载荷，NL载荷作用的偏心距离，m加载缸工作过程中所承受的最大偏心载荷为8500kN, 载荷作用的偏心距离由承载框架决定，取L0.01m，由上式得： 8.5 Nm2. 导向套承受的载荷 N （313）式中：外力作用于活塞上的力矩，Nm LG活塞至导向套间距，m。当活塞向上推，行程末端为最不利位置时，取LGD400160560mm0.56m 导向套承受的载荷，N K1安装系数，通常取 1K12由上式得： 1.5N 3.支撑压应力： Mpa （314）式中：支撑压应力，通常取：青铜 Mpa，纤维增强聚四氟乙烯 Mpa导向套宽度，m活塞杆直径，m导向环的材料选纤维增强聚四氟乙烯取3 Mpa，要保证支撑压应力在允许范围内，导向套宽度由314得：0.0156 m即，导向套的长度至少要保证156mm。3.6.2 导向套尺寸与加工要求导向套外圆与端盖内孔的配合多为H9/f9，内孔与活塞杆外圆的配合多为H9/f9。外圆与内孔的同轴度公差不大于0.05mm，圆度与圆柱度公差不大于直径公差之半，内孔中的环形油槽和直油槽要浅而宽，以保证良好的润滑。图37 导向套尺寸材料采用27SiMn，加工完成后1.去刺，尖棱倒钝R0.2;2.调质处理：HB230-270;3.表面磷化处理；3.7 液压缸油口直径的计算液压缸进出油口的直径是根据活塞最高运动速度v和液压管道中液压油最高液流速度而定，查参考资料得油口计算公式为： （315）v=0.01m/s；一般压力下=1.31.6m/s；高压力下=3.03.6m/s；取=0.2m/s所以有=21 mm3.8 活塞杆组件的尺寸计算3.8.1 活塞杆组件的组成与材料活塞杆组件包括活塞杆、活塞、密封件、导向环、活塞导向环和固定连接件。1.活塞杆一般用40Cr或27SiMn制造，实心杆体。外露端部设置连接销孔。杆体镀双层铬乳白铬和硬铬，以增强抗腐蚀性、抗摩擦和抗砸碰的能力，活塞杆的头部为半球形，用以承受千斤顶的推力。2.活塞多用经调质的40Cr或45钢制造，其上装有山形或鼓形密封圈、活塞导向环和导向环。活塞与活塞杆多采用分体式结构，其间用O形密封圈密封。浮动活塞和活塞杆间用蕾形密封圈密封，浮动活塞可在活塞杆行程范围内滑动。3.8.2 活塞尺寸计算及连接方式选择图38(a)所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接，它适用负载较小，受力无冲击的液压缸中。螺纹连接虽然结构简单，安装方便可靠，但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。图38(b)和(c)所示为卡环式连接方式。图38(b)中活塞杆5上开有一个环形槽，槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4，半环3由轴套2套住，而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。图38(c)中的活塞杆，使用了两个半圆环4，它们分别由两个密封圈座2套住，半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。图38(d)所示是一种径向销式连接结构，用锥销1把活塞2固连在活塞杆3上。这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。本试验台加载缸的活塞如图39。图38 常见的活塞组件结构形式图3-9 活塞结构与连接形式3.8.3 活塞杆尺寸及校核3.8.3.1 活塞杆直径的强度校核在活塞仅承受轴向载荷的稳定状态下，活塞杆的直径按照简单拉、压强度计算： （316）式中：活塞杆直径，m F活塞杆承受的最大载荷，N。活塞杆材料的许用应力（MPa），活塞杆材料一般采用45钢等材料，400 Mpa，得到，满足要求。3.8.3.2 活塞杆直径的弯曲稳定性校核当液压缸的支撑长度LB 10d 时，需要验算活塞杆弯曲稳定性。活塞杆稳定性验算公式为： （317） N （318）式中：活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N安全系数，通常取3.56 ，取=4K液压缸安装及导向系数 取K=2实际弹性模数材料组织缺陷系数，钢材一般取b活塞杆截面不均匀系数，一般取E材料弹性模数，钢材E MPaI活塞杆横截面惯性矩，MPa圆截面：=0.049mm取活塞杆的最大伸出量L=1，将数值代入公式（4-15）得：= kN=/4=N = N符合条件3.9 加载缸密封圈的选择3.9.1 密封装置类型选择 液压缸中常见的密封装置如图3-17所示。图39(a)所示为间隙密封，它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽，以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单，摩擦阻力小，可耐高温，但泄漏大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图39(b)所示为摩擦环密封，它依靠套在活塞上的摩擦环(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料效果较好，摩擦阻力较小且稳定，可耐高温，磨损后有自动补偿能力，但加工要求高，装拆较不便，适用于缸筒和活塞之间的密封。图39(c)、图39(d)所示为密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受污染，使密封件磨损，因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈，并放在向着活塞杆外伸的一端。图3-9 密封装置(a)间隙密封 (b)摩擦环密封 (c)O形圈密封 (d)V形圈密封1.活塞密封组件 图3-10 活塞密封组件（1）O形橡胶密封圈的型号图3-11 O形橡胶密封圈的结构O形橡胶密封圈的尺寸与公差GB/T 3452.1-1992 参照ISO3601/1-1988内径d1=165内径极限偏差=0.90 截面直径d2=7.000.15O形圈标记 165 7.00 G GB3452.1-92标准号通用O形圈d2 = 7.00 mmd1 = 165mm（2）鼓形夹织物橡胶密封圈GB/T 10708.2-1989单位(mm)D=400 d=360 L=50 D1=401.8 S1=21.8 S2=17.5 S3=22 S4=12 l=40图3-12 鼓形夹织物橡胶密封圈的结构2. 导向套密封组件图3-13 导向套密封组件（1）防尘密封圈A形橡胶防尘密封圈尺寸 GB/T 10708.3-1989单位(mm)d=320 D=340 L=12.5 d1=317 D1=340 S=8.7 l=12.5防尘密封圈标记示例 FA 340 320 12.5 GB10708.3-89 标准号 制造厂代号 密封腔体轴向长度 密封腔体内径 密封腔体外径 A形密封腔体用橡胶防尘密封圈（2）V形密封圈图3-14 V形密封圈型号：活塞杆密封L3用V形橡胶组合密封圈尺寸GB/T 10708.1-1989单位=(mm) 圈数=6d=320 D=360 L3=63 d7=318.4 d8=321 S7=21.6 S8=19 l3=7 l4=15.5 l5=4d=395 D=425 L3=40 d7=358.4 d8=361 S7=21.6 S8=19 l3=7 l4=15.5 l5=43.9.2 密封圈材料的选择密封材料的选择要考虑材料与油液的相容性、适用温度范围及速度范围。适用温度及速度范围见表32。表32 密封材料的适用范围密封材料温度范围（）速度范围（mm/s）丁腈橡胶-10+858500聚氨酯橡胶-10+858500氟橡胶01008300高温用丁腈橡胶-10+12085003.10 液压缸设计注意的问题液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的性能和易否发生故障。在这方面，经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。所以，在设计液压缸时，必须注意以下几点：1.尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的稳定性2.考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装置和排气装置，系统中需有相应的措施，但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。3.正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接，要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定位。只能在一端定位，为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。如冲击载荷使活塞杆压缩。定位件须设置在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。4.液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单、紧凑、加工、装配和维修方便。5.在保证能满足行程和负载的条件下，尽可能缩小液压缸的轮廓尺寸。6.要保证密封可靠，防尘良好。液压缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。如泄漏严重，不仅降低液压缸的工作效率，甚至会使其不能正常工作。良好的防尘措施，有助于提高液压缸的工作寿命。总之，液压缸的设计内容不是一成不变的，根据具体的情况有些设计内容可不做或少做，也可增大一些新的内容。设计步骤可能要经过多次反复修改，才能得到正确、合理的设计结果。在设计液压缸时，正确选择液压缸的类型是所有设计计算的前提。在选择液压缸的类型时，要从机器设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发，同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的安装空间和具体位置。4 增压液压缸设计4.1 增压液压缸工作原理4.1.1 增压回路本试验台液压系统的需要压力很高，流量又不太大，采用高压泵不经济，所以需要采用增压回路，这样不仅易于选择液压泵，而且系统工作较可靠，噪声小。增压回路中提高压力的主要元件是增压缸。图4-1 增压回路 1.单作用增压缸的增压回路如图4-1(a)所示为利用增压缸的单作用增压回路，当系统在图示位置工作时，系统的供油压力p1进入增压缸的大活塞腔，此时在小活塞腔即可得到所需的较高压力p2；当二位四通电磁换向阀右位接入系统时，增压缸返回，辅助油箱中的油液经单向阀补入小活塞。因而该回路只能间歇增压，所以称之为单作用增压回路。2.双作用增压缸的增压回路如图4-1(b)所示的采用双作用增压缸的增压回路，能连续输出高压油，在图示位置，液压泵输出的压力油经换向阀5和单向阀1进入增压缸左端大、小活塞腔，右端大活塞腔的回油通油箱，右端小活塞腔增压后的高压油经单向阀4输出，此时单向阀2、3被关闭。当增压缸活塞移到右端时，换向阀得电换向，增压缸活塞向左移动。同理，左端小活塞腔输出的高压油经单向阀3输出，这样，增压缸的活塞不断往复运动，两端便交替输出高压油，从而实现了连续增压。4.1.2 增压液压缸结构增压液压缸又称增压器，原理是利用液体的不可压缩性;根据力的平衡原理:A1p1=A2p2，(A1,p1大活塞端面积及其所受压力； A2, p2为小活塞端面积及其所受压力)。 它利用活塞和柱塞有效面积的不同使液压系统中的局部区域获得高压。将两个面积不等的活塞固联在一起,其两端压力比为: p1/p2=A2/A1;大活塞腔输入的液压油推动大活塞端,小活塞端封闭的液体便成比例的输出高压液体,高压液体作用于油缸活塞上从而达到增压的目的。它有单作用和双作用两种型式，单作用增压缸的工作原理如图4-2(a)所示，当输入活塞缸的液体压力为p1，活塞直径为D，柱塞直径为d时，柱塞缸中输出的液体压力为高压，其值为：p2 = p1= Kp1式中：K=称为增压比，它代表增压缸的增压程度，称为增压比，它代表其增压程度。对于双作用增压缸，K= (4-1)显然增压能力是在降低有效能量的基础上得到的，也就是说增压缸仅仅是增大输出的压力，并不能增大输出的能量。单作用增压缸在柱塞运动到终点时，不能再输出高压液体，需要将活塞退回到左端位置，再向右行时才又输出高压液体，为了克服这一缺点，采用双作用增压缸，如图4-2(b)所示，由两个高压端连续向系统供油。图4-2 增压原理4.2 增压缸主要结构尺寸计算和性能参数确定4.2.1 已知增压缸参数 图4-3 增压缸结构示意通过前面的计可得到增压缸的部分参数：1.最大输入压力 26 Mpa2.最大输出压力 73.3Mpa3.最大输出流量q2 25.2Lmin4.最大输入流量q1 75.6Lmin5.增压缸的最大推力F1 500kN6.增压比K 34.2.2 确定增压缸的主要结构尺寸当液压油进入增压缸左腔时如图43，对右柱塞所产生的推力为： （42）式中：活塞缸左腔的有效面积m2 柱塞缸的有效面积m2 增压缸的总效率，由机械效率、容积效率、作用力效率 组成，= 机械效率：活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下通常取：0.90.95 容积效率：由各密封件泄漏所造成，活塞密封为弹性材料时通常取1 作用力效率：由排液口背压所产生的反向作用力造成。当排油直接回油箱时1本增压缸 =0.9 大缸筒内径mm 柱塞直径mm 为进油压力 Mpa为活塞回油端背压力 Mpa 取0.8Mpa将数据代入式42得：F因500 kN计算得0.1851 m 由公式41，d=0.0926 m根据GB/T2348-1993选取相近的尺寸加以圆整：200 mm =100 mm则大活塞的面积=0.0236 m2 柱塞缸的面积2= =0.0079m24.2.3 确定液压缸的増压行程柱塞缸的直径确定后，那么增压缸工作中输出的油液压力的平稳性与其增压行程和柱塞运动速度有关。柱塞运动速度越高、行程越短，输出的油液压力越平稳。但是如果柱塞缸行程短，为了达到系统需要的流量，柱塞的运动速度就会很高，这样对柱塞的寿命就会有负面的影响。为使系统的输出压力平稳，又考虑到柱塞的寿命和我国目前一般机械加工厂家深孔加工的水平确定增压行程为400mm。4.3 增压缸大缸筒的计算4.3.1 大缸筒和两缸盖的结构形式一般来说，缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。缸筒和缸盖的结构形式有(a)法兰连接式(b)半环连接式(c)螺纹连接式(d)拉杆连接式(e)焊接连接式。图4-4所示为螺纹连接式，它的缸筒端部结构复杂，外径加工时要求保证内外径同心，装拆要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都较小，常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。本增压缸的缸筒采用27SiMn，两边端盖（导向套）采用40Cr。它们采用螺纹连接的结构方式。 图4-4 大小缸筒和缸盖连接4.3.2 确定大缸筒的壁厚液压缸要求有足够的强度和冲击韧性，对焊性的缸筒要求有良好的焊接性能，在本设计中，由于涉及的工作压力较大，因此采用市场上普遍采用的热轧无缝钢管，钢管材料为27SiMn，其缸壁厚度计算公式通过查参考文献可得：=+ c1 + c2 m （43） m n Mpa 式中： 缸筒壁厚，mm 缸筒材料强度要求的最小值，mm 增压缸的最大工作压力，MPa D 缸筒的内径，mm 缸筒材料许用应力MPa 缸筒材料的抗拉强度 Mpa， 27SiMn，1000MPa；n 安全系数取5 。c1 缸筒外径公差余量 2mm c2 腐蚀余量 2mm得： =13 （mm）由此可得：=+ c1 + c2 =13+2+2= 17 （mm）查无缝钢管的标准系列，取22.5 mm4.3.3 确定增压缸大缸筒的外径液压缸的外径为： （mm）4.3.4 大缸筒壁厚的验算：对最终采用的缸筒壁厚应作四方面的验算：1.额定工作压力应该低于一定限度，以保证工作安全。 Mpa 式中：为材料的屈服强度Mpa, 27SiMn850MPa；液压缸的外径 mm由上式：99.25Mpa因为26Mpa，所以满足要求。2.额定工作压力也应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： Mpa 式中：为缸筒发生完全塑性变形的压力，Mpa。 =230 Mpa由上式得：= 96.6 Mpa，满足要求 3.还需验算缸筒的径向变形应处在允许范围内;= m 式中：缸筒材料弹性模量，Mpa 钢材为 Pa缸筒材料泊松比，对钢材，=0.3由上式得：= =5.610-5 m变形极小，符合要求。 4.验算缸筒的爆裂压力：= 由上式得：=212 Mpa,满足要求。4.3.5 缸盖厚度的计算 图45 大缸盖结构这个加载缸的缸盖也作导向套用，所以其厚度除满足经验公式的厚度外，还应满足活塞导向长度的要求和保证安装小缸筒卡环结构的尺寸。 52.4mm 4.4 增压缸小缸筒的计算4.4.1 小缸筒和两缸盖的结构形式图4-5所示小缸筒与大端盖采用三半环连接式，缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度，为此要加厚缸壁，它容易加工和装拆，重量较轻，这种结构常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。图4-6所示为焊接连接式，结构简单，尺寸小，但缸底处内径不易加工，且可能引起变形。缸底与缸筒的连接采用焊接式。 图4- 6 小缸盖与小缸筒的连接4.4.2 确定小缸筒的壁厚液压缸要求有足够的强度和冲击韧性，对焊性的缸筒要求有良好的焊接性能，在本设计中，由于涉及的工作压力较大，因此采用市场上普遍采用的热轧无缝钢管，材料为27SiMn，其缸壁厚度计算公式通过查机械手册可得：=+ c1 + c2 m m n Mpa 式中： 缸筒壁厚，mm 缸筒材料强度要求的最小值，mm 增压缸的最大输出压力，MPa D 缸筒的内径，mm 缸筒材料许用应力MPa 缸筒材料的抗拉强度 Mpa， 27SiMn，1000MPa；n 安全系数取3 。c1 缸筒外径公差余量 2mm c2 腐蚀余量 2mm得： = 18.33由此可得：=+ c1 + c2 =18.33+2+2= 22.33 （mm）增大安全系数，查无缝钢管的标准系列，取28 mm4.4.3 确定小钢筒的外径柱塞和缸筒间留2mm间隙。液压缸的外径为： （mm）4.4.4 小缸筒壁厚的验算：对最终采用的缸筒壁厚应作四方面的验算：1.额定工作压力应该低于一定限度，以保证工作安全。 Mpa 式中：为材料的屈服强度Mpa, 27SiMn850MPa；液压缸的外径 mm由上式：165.7Mpa因为73.3Mpa，所以满足要求。2.额定工作压力也应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： Mpa 式中：为缸筒发生完全塑性变形的压力，Mpa。 =377.6 Mpa由上式得：= 158.6 Mpa，满足要求 3.还需验算缸筒的径向变形应处在允许范围内;= m 式中：缸筒材料弹性模量，Mpa 钢材为 Pa缸筒材料泊松比，对钢材，=0.3由上式得：= =2.910-4 m变形极小，符合要求。 4.验算缸筒的爆裂压力：= 由上式得：=444.2 Mpa,满足要求。4.5 缸体长度的确定缸体主要由大缸筒、大缸盖、小缸筒组件组成，缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即： L=l +B+A+M+C 式中：l为活塞的工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。两个小缸筒的长度。另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。由以上公式得: L=400+90+240+63+(500+500)=1800 mm图4- 7 小缸盖与小缸筒的连接4.6 活塞的最小导向长度H的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。一般来说液压缸，其最小导向长度应满足下式：HL/20 + D/2 式中：L为液压缸最大工作行程(m); 液压缸的行程=400mm，D为缸筒内径(m)。即H400/20+200/2=120mm 再加上安装小缸筒的尺寸取H=250mm5 试验台承载框架结构设计5.1 承载框架的结构选型与三维建模机架型式有三梁四柱式、三梁双柱式、整体框架式。通过比较这几种型式，选择整体框架式机架。整体焊接式框架是常见的机架型式，组成一个刚性的封闭框架，承受液试验台的全部工作载荷。图51承载框架的结构承载框架的设计老师建议采用三维建模的形式进行。5.1.1 三维设计应用的趋势三维设计即实体建模技术。比较二维软件，三维软件的革新之处在于：1、产品形象直观，方便理解，不易出错。2、可评估配合和公差，易于纠错。3、能设计大型装配。4、创建即时工程图。可根据所设计的实体模型自动创建等轴测视图、爆炸视图、局部视图和剖面视图。5、方便修改设计。三维设计中工程图相互关联。对实体模型的设计进行更改时，可自动更改所有相关工程图和关联视图。6、在下游的工程和制造工作可使用设计数据，提高产品制造效率三维设计软件的集成模块可直接将设计数据导入应力分析、切削创建和数控编程。7、电子模型节省制造样机的时间和成本。由于上述功能，自上世纪90年代起，国际CAD设计领域已逐渐转向三维技术。下图按用户数量比例列出了11种主流CAD设计软件，其中三维数据格式已占大部分。 据国外用户的资料，三维实体建模技术的应用有效缩短设计周期、提高产品质量和削减开发成本。应用三维软件也有助于国际间数据的交流。为与国际的接轨，应用三维设计已是势在必行。5.1.2 选择三维设计软件的关键考虑因素1、是否易于使用早期三维软件较为复杂，学习和培训周期长，不易操作。随着技术的改进，现在已出现了SolidWorks等较为操作的三维软件，其易用性好于平面AutoCAD。2、设计效率是否高效3、双向关联性和参数化设计能力双向关联是指模型的所有元素都是相互关联。在装配体模型、工程图、局部视图和物料清单之间都是双向。一旦对其中的任何数据进行更改，都将在所有关联文件中自动进行相应更改。参数化设计在创建设计模型时，所有特征和尺寸作为设计参数进行保存。通过修改参数值可以迅速更改设计。4、设计大型装配的能力5、与Office等桌面效率工具的集成程度6、辅助工具。是否具备分析工具、设计交流等工具，并与辅助工具集成。7、应用基础。应用的广泛程度和教育教学方面的广泛程度。5.1.3 SolidWorks的功能从功能和需求角度综合评估，SolidWorks是较好的一种三维设计工具。理由如下：1、应用基础广泛。SolidWorks是目前世界范围内应用最广的设计格式。多数学校已将SolidWorks列入教学。2、方便易用。3、功能特性较为齐全。4、提供多种文件转换程序，方便管理旧有二维数据。特别面向AutoCAD，提供对DWG格式文件进行数据转换的插件。5、提供零件库功能，节省设计资源。设计中来自外购的零件大部分可从SolidWorks在线零件库选取。6、设计功能与分析功能集成，方便设计验证5.2 承载框架的有限元分析COSMOS为 SolidWorks 用户提供了一容易使用的有限元分析工具。COSMOS通过在计算机上测试您的设计而取代昂贵并费时的实地测试可帮助您降低成本及上市时间。SolidWorks公司推出COSMOS 2007分析软件，将验证这步骤整合到设计过程中，让设计者可轻易寻找和纠正设计中可能存在的缺陷。利用SolidWorks2007自带的有限元分析软件COSMOS对承载框架单侧承载梁进行加载分析,模拟本试验台的最大工作载荷。图52 启动COSMOSXpress1.材料号数零件名称材料质量体积1框架单侧承载梁SW合金钢4421.34 kg0.5742 m3图53 选择材料2.载荷和约束信息约束假设一端固定 于1面immovable (no translation).图54 设定约束载荷加载液压力 于 1 面 应用法向力 -8.5e+006 N使用均匀分布图55 选择载荷作用面图56 填写载荷大小3.算例属性网格信息网格类型:实体网格所用网格器: 标准自动过渡: 关闭光滑表面: 打开雅各宾式检查: 4 Points 单元大小:83.118 mm公差:4.1559 mm品质:高单元数:16439节数:33478完成网格的时间(时;分;秒): 00:00:16计算机名:4FB67FB0EBB24EE解算器信息品质:高解算器类型:自动图57 采用系统默认网格划分设置图58 COSMOSXpress运行分析中4结果（图59）图59 显示分析结果应力（图510）名称类型最小位置最大位置图解1VON:von Mises 应力8.53554e+007 N/m2(540 mm,-101.25 mm,0 mm)1.98313e+008 N/m2(-15 mm,285 mm,-41.3532 mm)图510 框架应力分析结果位移（图511）名称类型最小位置最大位置图解2URES:合位移0 mm(0 mm,0 mm,0 mm)8.52536 mm(-30 mm,-315 mm,-11000 mm)6.结论通过模拟本试验台的最大加载载荷，单侧最大承载8500kN。通过COSMOSXpress对承载框架单侧承载梁进行加载分析，结果安全系数为3.12851，完全满足本试验台设计时出定的安全系数1.5的要求。所以本框架的结构可行。图511 框架位移分析结果7.附录材料名称:SW合金钢Q460材料来源:所使用的 SolidWorks 材质材料模型类型:线性弹性同向性属性名称数值单位弹性模量2.1e+011N/m2泊松比0.28NA质量密度7700kg/m3屈服强度6.2042e+008N/m2COSMOSXpress 设计分析结果基于线性静态分析，且材料设想为同象性。 线性静态分析设想:材料行为为线性，与 Hooke 定律相符。诱导位移很小以致由于载荷可忽略刚性变化。载荷缓慢应用以便忽略动态效果。6 结 论本文对能够兼容欧洲标准，能够检测最大工作阻力8500kN液压立柱试验台的主要结构进行了设计。主要设计内容：本文比较详细地设计了普通液压油外加载系统以及外加载液压缸、增压缸、外加载泵站油箱、联结罩、联轴器、承载框架，并选取了有针对性的零部件如外加载泵站、大泵组、联轴器、增压液压缸、加载液压缸、加载缸导向套等进行了设计并绘图。承载框架设计部分，听取导师的建议，借助于三维软件SolidWorks 2007进行设计，对框架结构进行了三维建模，并借助于SolidWorks 2007自带的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。具体的研究结论如下：液压支架立柱综合试验台是液压缸产品质量监控的有效手段，该试验台的设计, 具有两方面的意义:1.在新产品开发和立柱的基础研究方面,通过测试可验证立柱技术性能是否达到预期设计目标。通过对测试数据的分析, 可判断立柱的结构方案是否合理、所用材料是否最佳, 解决立柱在设计、加工、材料等方面存在的问题; 帮助分析立柱最佳工作范围, 以便确定液压缸合理工况, 延长立柱使用寿命。2.制造企业对批量产品进行质量控制时, 通过定期和随机抽样测试, 验证产品的质量稳定性和可靠性, 消除潜在问题, 保证产品质量, 提高用户对产品的信任, 有助于开发和稳固市场。7 参考文献1 成大先主编.机械设计手册 第四版 第1、2、4、5卷. 北京：化学工业出版社，2002.12 杨培元，朱福元主编.液压系统设计简明手册. 北京：机械工业出版社，19933 徐福玲，陈尧明编.液压与气压传动 第2版.北京：机械工业出版社，2004.74 黎启柏主编，液压元件手册，北京：冶金工业出版社 机械工业出版社，1999.125 雷天觉主编.液压工程手册. 北京:机械工业出版社.19916 张景松编著.流体力学与流体机械之流体机械，徐州：中国矿业大学出版社，2001.117 吴承志，赵艳平著. 液压缸试验台液压系统的改进设计.液体传动与控制.2004，（3）：9108 单丽云，强颖怀，张亚非编. 工程材料 第2版.徐州：中国矿业大学出版社，2000.89 甘永立主编.几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，2005.710 孙政,史俊青著. 液压缸性能测试试验台的开发与应用. 煤炭工程.2006，（3）：707111 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SolidWorks2007零件设计与案例精粹.北京：机械工业出版社，2007.116 曹岩主编. SolidWorks机械设计实例精解.北京：机械工业出版社，200617 (美)SolidWorks公司著. SolidWork装配体建模.北京:机械工业出版社 200518 关鼎, 肖平阳编著. SolidWorks三维造型典型实例教程. 北京:机械工业出版社, 200619 (美)SolidWorks著. SolidWorks高级装配体建模. 北京-清华大学出版社, 200320侯永涛, 黄娟编著. SolidWorks机械设计实用教程. 北京:化学工业出版社 200621 李爱民,李炳文,王启广等著.单体液压支柱实验台的研究.液压与气动.2006，（3）：212222 杨奇顺,侯波著.用于液压支架立柱控制系统的插装阀结构研究.煤炭工程.2006，（8）：81-8223 侯波,王志明著.液压支架立柱控制系统研究.煤炭工程.2006年，第2期：7980页24李雪梅，丁峰著.气液增压缸的结构原理与应用.流体传动与控制.2004，（6）：2425 25 汪大鹏,夏卿坤,吴宪平等著. 对增压缸控制回路的改进 .组合机床与自动化加工技术.2002，（8）：121626 李万德著.快速气液增压缸的设计与应用.机床与液压.2004，（2）：10110227孙时建,田敬刚,石明液压缸结构设计探讨. 山东冶金.2003，23（3）：151728李国兴著.油介质油缸液压试验台的开发与应用.煤矿机械。2000，（8）：414229范勇，焦春著.一种压力试验增压装置的设计.液压气动与密封.2000,(3)：252630王宝明，陈素华著.导向套的成组加工单元.组合机床与自动化加工技术.1996,(6)：141731 王国法著. 液压支架技术. 北京-煤炭工业出版社 199932 Moawad, A.; McCorquodale, J.A.; Abdel-Sayed, G. Hydraulic loading in culvert inlets J. 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International Academic Publishers, 1999, (9): 549-554附 录附录 内加载系统原理图与选型1. 内加载液压系统原理图图 附-1内加载液压系统原理图2.乳化液泵站型号乳化液泵站型号：GRB-315/31.5A工作压力：31.5MPa。为了增大流量和压力，本系统中主进液管径为31.5mm，主回液管径为F51mm工作液：3%MDT乳化油和97%中硬以下的乳化液阀类：液控单向阀：FDD125/40型、FDY400/45型、FDY200/40型；安全阀：FAZ32/31.5型，FAD160/42型；溢流阀：溢流量达到125升/分的；液控双向锁型号为FDS125/40。过滤器采用GLQ19A型安设在液压泵出口处，过滤乳化液，以减少液压元件的磨损和阻塞，确保密封的可靠性。这种过滤器的滤网是铜粒子烧结，可以进行反冲洗，要定期进行冲洗。以防止渣滓堵塞滤网影响过滤效果和损坏滤网。操纵阀均采用DHC型350l/min大流量型，操作自如，检修方便。表附1 乳化液泵站常见故障、原因故障现象可能原因故障现象可能原因故障现象可能原因泵不能运行电气系统故障；乳化液箱中乳化液流量不足达不到所需工作压力活塞填料损坏；接头或管路漏液立柱无液流泵站或管路漏液；安全阀损坏；截止阀漏液；蓄能器充气压力不足泵不输液无流量泵内有空气、没放掉；吸液阀损坏或阻塞；液压系统有噪音泵吸入空气；液箱中没有足够乳化液；安全阀调值太低发生反作用。乳化液中出现杂质乳化液箱口未盖严实；过滤器太脏、堵塞；水质和乳化油问题附录 SolidWorks最新版本SolidWorks 2007概述SolidWorks Corporation推出的SolidWorks 2007 软件，向设计团队提供了以更快捷和更聪明的方式工作的绝佳机会，以求制作出更好的产品。这款领先的 3D CAD 软件的最新版本除了有超过 200 种新特性外，还推出了 SolidWorks 智能特性技术 (“SWIFT”)，该技术首次将 3D CAD 最具挑战性设计操作中的专家级技术交付到每位用户手中。SWIFT 技术颠覆了“强大软件必然复杂”的观念，在简化软件使用的同时还带来了效率的指数级增加。例如，以前 3D CAD 应用程序需要设计团队耗费宝贵的时间来确定其生成零件特征（如草图和圆角）的顺序。SolidWorks 2007 改变了这一切，让 SWIFT FeatureXpert 能自动以设计师所需的正确顺序生成新的特征。这样，设计师可以将更多时间投入到手头的工作上，设计出更好的产品。“FeatureXpert 的新功能大大简化了建模过程，对新用户而言尤其如此，”Sub-Zero Freezer 公司的设计师 Marla Schmidt 表示。“例如，新用户可能不知道如何向已有圆角的零件添加草图。FeatureXpert 会自动调整特征的顺序，以便能够正确应用草图。我们希望 SolidWorks 2007 及今后版本的其它 SWIFT 功能也能带来类似好处。”SWIFT 为 SolidWorks 2007 带来了诸多增强特征，其中 90 都是直接根据客户反馈而产生的。这些增强特征将共同发挥作用，通过提供直观、高性能的软件，帮助设计团队胜人一筹，从而协助客户取得成功。着重点：产品设计，而非设计工具SolidWorks 2007 中的其它 SWIFT 工具包括 SWIFT SketchXpert，它解决了绘制时的空间性和关系性冲突；还有 SWIFT MateXpert，它消除了用户添加或修改配对部件时导致的冲突。SWIFT 是 SolidWorks Corporation 在 3D CAD 解决之道上更着重于产品设计，而非支持该设计的工具的具体实施的鲜明例证。 这个着重点在强大的新搜索功能中也体现得相当明显，该功能让用户只需使用一种工具，即能够在其桌面单机、共享文件、产品数据管理 (PDM) 系统，或者其供应链环境中找到与其 3D 设计作业相关的任何内容。这个强大而易于使用的新功能将与很多新标准内容协同工作，这包括使用 SolidWorks 3D ContentCentral 部件查找服务提供的内容。其结果是，设计团队通过将其搜索自己已创建的文件和部件的时间降至最低，从而腾出更多时间来设计一流的产品。 该工具还将针对 SolidWorks 2007 中的新路径和焊件内容。SolidWorks 用户现在拥有比任何 3D CAD 用户社区更多的预定义内容，这非常重要，因为 60 的普通机器都包含已购买的部件。利用 2D 的专有技术来推动 3D 设计对设计团队颇为关键的一点是，其在创建 3D 模型前使用 2D 进行表达的能力。SolidWorks 2007 相应地对该功能（如去年推出的制图模块 (Sketch Block)）进行了大幅改善。对皮带、链条、滑轮和齿轮的 2D 绘制现在能自动体现出多部件的互动和运动，这有助于设计团队在其工作的各个阶段进一步优化其设计。此功能将 3D CAD 的智能化和 2D CAD 的感觉融为一体。独具一格的 SolidWorks Design Checker 在去年作为 SolidWorks 2006 的组件推出，它包括强大的新功能，可确保工程图能够达到每个用户机构定义的标准。新功能包括自动校正和从已完成工程图“学习”的能力，这些功能让设计师能更轻松地避免代价昂贵而耗费人力的图样修改。 此外，SolidWorks 2007 首次让用户能够将任何文件保存为 Adobe System 新的 3D PDF 格式，从而对两种主流标准提供全面支持，以便共享 3D 设计、PDF 和 SolidWorks eDrawings 协同格式。SolidWorks 2007 包括一系列其它新的绘图增强特性，使其能更轻松有效地将 2D 工程图转化为 3D 模型，并生成完整、专业和可交付生产的 2D 文件来准备产品制造。设计新产品和创新性产品3D CAD 的基本要求是设计出更好的产品。要使产品更具现代感并符合人体工程学，SolidWorks 2007 推出了强大的新型消费者设计和组件互动功能。新的自由表面处理 (Freeform surfacing) 工具首次让设计团队简单地“推拉”控制点，即可完全使用直观的弯曲连续 (C2) 控制来创建时尚的表面。其结果是，该工具比使用传统的表面处理命令能更快完成优雅的设计。 SolidWorks 2007 新的 3D 齿轮啮合和皮带互动功能首次模拟了皮带、链条、齿条、副齿轮和齿轮的组合动作，从而比以往能更好地测试更复杂的组件。新功能可选默认为标准组件大小，并使设计的成本和人力降至最低。 强大的新设计工具SolidWorks 2007 将 SolidWorks 推出强大的新设计工具的传统扩展到了主流 3D CAD 市场，为设计团队带来了让其公司迈向成功的新机会。 例如，SolidWorks 2007 包括了 SolidWorks ScanTo3D 功能，让用户能够自动从真实物品中提取设计数据 例如需要更换的破损物件或泡沫塑料的概念模型，然后将数据移动到 SolidWorks 设计环境中。内置功能包括易于使用的向导界面、能够逐步引导用户完成扫描和数据导入的过程，并完成完全定义的 3D 实体模型。 ScanTo3D 软件已针对 SolidWorks 解决方案合作伙伴 NextEngine生产的新型高分辨率、全彩桌面 3D 扫描仪进行优化，该扫描仪以折扣价向 SolidWorks 用户提供。此外，ScanTo3D 还提供对数种其它常用 3D 扫描数据格式的支持。 SolidWorks 2007 整合的分析软件工具中包括了强大的新功能。COSMOSXpress 是每种 SolidWorks 3D CAD 产品都包括的基本分析工具，该工具现在包括优化功能，能够储存极有价值的部件资料，并通过协助确保产品不会过度设计，从而提升产品性能。COSMOSWorks Designer 分析工具包括在 SolidWorks Office Premium 中，该工具为焊件分析提供了独一无二的全新功能。它使复杂过程变得非常简单，并且超越了其它分析工具所能达到的高度。SolidWorks Office Premium 现在包括 COSMOSMotion 分析软件，该软件将协助设计团队制造出具有关键活动部件的产品，这些部件需要设计良好的动态属性。 “SolidWorks 2007 是里程碑式的版本，因为随着 SWIFT 的推出，3D CAD 跨越了从自动化到智能化的门槛。”SolidWorks Corporation 的
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