横置饲草收获机料仓的设计【含CAD图纸、说明书】
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横置饲草收获机料仓设计
置饲草收获机料仓的设计
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本科生毕业论文题 目 横置饲草收获机料仓设计 系 别 班 级 姓 名 学 号 答辩时间 年 月 学院目 录1 绪论31.1引言31.2 液压传动32 料仓总体的设计53 搅龙的设计73.1 搅龙结构设计73.2 蛟龙的参数设计83.3 计算和确定液压缸的主要尺寸83.4 计算和确定液压缸的主要尺寸93.4.1 液压缸缸径的计算93.4.2 活塞宽度的确定103.4.3 缸体长度的确定103.4.4 缸筒壁厚的计算103.4.5 活塞杆强度和液压缸稳定性计算113.4.6 缸筒壁厚的验算133.4.7 缸筒的加工要求143.4.8 法兰设计153.4.9 缸筒端部法兰连接螺栓的强度计算153.4.10 密封件的选用174 液压元件的选型194.1液压马达的选型194.1.1液压马达的工作原理194.1.2 液压马达的计算与选用194.2 液压泵的选择214.3 电动机的选择225 液压泵站的设计235.1 确定液压站的结构类型方案235.2 液压控制装置（液压阀站的集成）235.2.1确定液压控制装置245.2.2油路板的安装方式245.3液压动力源装置（液压泵站）的设计265.4 液压油箱的设计275.4.1 油箱的设计要求及分类275.4.2油箱容量计算285.4.3 箱底、支脚、放油塞、吊耳295.4.4 隔板、除气网295.4.5管路的配置305.4.6 过滤器305.4.7油箱的工作图样、材料和表面处理315.5液压阀类元件的选择325.5.1选用阀类介绍325.5.2阀类元件选择依据335.6液压油管的选择345.6.1管道的设计345.6.2油管的比较356 液压系统性能的验算366.1管路中的压力损失366.2系统发热温升验算377 料仓结构件计算387.1 主梁危险载面的强度验算387.2 支腿危险载面的强度验算397.3 下横梁的强度验算407.4 截面强度计算437.5 截面剪切强度计算44结 论46参 考 文 献47致 谢48横置饲草收获机料仓设计* 指导教师：*摘 要:文章首先介绍了料仓的现状及一些相关内容，然后说明料仓的发展史以及目前国内现状和未来的发展方向，并根据产品的性能等要求，说明产品的设计方案由来。讨论方案后觉得用液压驱动来解决它，从斗仓结构设计到负载计算，到液压系统分析，蛟龙装置的选择，根据负载选择液压马达和液压泵，及泵站的结构选择，还有阀类的选型等，最后定型油箱。设计过程中查阅了很多的专业资料，本设计运用本专业所有专业课程。关键词：料仓；液压；设计2Horizontal Forage Harvester Hopper Designxxx Tutor：*Abstract：The article first introduces the status of silos and some related content, and then explain the history of the silo and the current domestic situation and the future direction of development, and in accordance with the performance requirements of the product, indicating the origin of the product design.Discussion of the program, I felt a hydraulic drive to deal with it, from the hopper to the structural design load calculations, to the hydraulic system analysis, selection means dragon, load selection structure selection hydraulic motors and pumps, pumping stations and under, as well as valves selection, and finally setting the tank.Now a lot of the design process of professional information, use this design all the professional courses.Keywords: silos; hydraulic; Design1 绪论1.1引言料仓一般指贮存散装物料的直立容器，常用于大量储存粮食，炭，水泥，木片，粮食产品和锯末等，可做为生产企业调节、运转和贮存物料的设施，也可作为贮存散料的仓库。现在料仓已成为国家经济腾飞中一项必不可少的工业物。料仓结构的发展可归纳为以下几点：1、料仓容量方面就仓筒而言，五六十年代年代,贮仓直径和单仓容量都比较小；到了八九十年代仓筒直径可以达到20米，单仓容量可达15kt；现在有的筒仓直径达40米，单仓容量达30kt，甚至更大的。2、料仓结构发面大型筒仓的仓顶和仓上建筑结构一般采用轻型材料、网壳及网架结构，减少了自身载荷，从而对加强结构的稳定有很大作用。也有对配仓设备进行改革，在仓顶露天布设配仓设备的情况下，可以不用仓顶及仓上建筑。3、料仓自动化方面历经多年的不断发展，料仓设备的控制系统由最初的人控方式发展到现在的高水平自动化，在料仓内设置自动监控系统，从而自动消除仓内贮料的贴帮、堵塞、积滞等现象，提高了工作效率。料仓设备控制系统的高低代表了整套设备的高低，并且操作方式向人性化发展，使操作和维修更加方便。1.2 液压传动广泛使用的传动方法主要有驱动传动、电气传动、气压传动、液压传动。每个人都有自己的优点和缺点，通过机械传动齿轮，齿条，蜗轮，蜗杆齿轮，皮带，链条，齿轮杆和其他机械部件，它是最早和最常见的形式传输形式的发展。它具有驱动器准确可靠，操作简单，易于学习和直观的组织，负载传动比的变化影响小，受环境影响小等优点。但是，在全自动控制的情况下，简单地通过机械传动来完成难以操作的远距离控制，结构变得复杂和繁琐，自由的安装位置的微小变化等缺点，因此在许多情况下，其他传输方式正在逐渐被取代。本设计将采用液压传动。液压传动的优点是：液压传动因为是油管连接可以依据具体实际场所进行布置，比机械装置灵活，同时在装置运行过程中随意调速、大范围内也可以实现无级调速，可以比较平稳的传递载荷，不易磨损元件且噪音污染低，维护和使用十分便捷，液压传动系统借助于各种阀类很容易实现远程监控和远程操作以及过载保护，又液压装置结构紧凑且重量轻惯性小（同样功率的油马达比电马达体积小得多），液压元件已实现了系列化和标准化，便于使用和后期维护。492 料仓总体的设计料仓的结构主义有侧板，前板、底板、后板、改变、方钢、加强板经过焊接或者紧固件进行连接，通过具体的实际测量，绘制草图如下图：图2-1 绘制草图图2-2 实物图通过对现场实物图进行测绘，进行三维建模可以得到如下三维模型,附图：图2-3 三维模型图3 搅龙的设计3.1 搅龙结构设计蛟龙推运器由蛟龙叶片组成。图3-1 蛟龙推运器1、传动轴 2、传动盘 3、滚筒 4、叶片 5、固定挡盘6、深沟球轴承 7、轴套 8、拨指 9、拨指座套 10、偏心销轴11、检视盖 12、搅龙短轴 13、拨指调节板为了提高喂入均匀性，蛟龙4有一小部分伸入到拨指区域内。工作时，轴12是固定不动的，传动轴1带动蛟龙推运器旋转时，滚筒带动拨指8绕轴10旋转，由于轴10配置在蛟龙推运器的前下方，所以拨指除了旋转外还沿滚筒外沿滑动；转至前下方时从壳中伸出抓取谷物，而转至后上方时缩回壳中。为了使谷物输送工作在蛟龙输送器、伸缩拨指机构和输送槽等三者衔接的地方交接好，蛟龙叶片应延伸进槽口约30-50毫米，否则会出现部分谷物挂在与输送槽连接的转角处，以致影响谷物连续输送。由于输送槽位置所限，搅龙以伸缩拨指为界，分成左右两段。左右两部分蛟龙方向相反。因右端部分很短，所以用两块导向叶片完成输送工作。为了使搅龙顺利输送谷物，搅龙与框架应有合理的配合关系。若底隙过大，则要等到谷物积得够厚后蛟龙叶片才能把它推拨到，过小则会增加输送阻力，严重时还会堵塞死搅龙，叶片与底板的最小间隙，打、中型机取15-20毫米，小型机取8-10毫米。搅龙叶片与后挡板的间隙过大会造成回草现象，过小也会塞死搅龙，通常后侧间隙，打、中型机取25-30毫米，小型机取15-20毫米。一般说这两个间隙应根据割幅大小不同而定，割幅大的，间隙要大，小的可以小些。收割的时候，情况是在不断变化的，有时禾层的厚度会变化，禾层会突然增厚，为了适应这一情况，搅龙通常做成浮动式，即靠近输送槽一端做成浮动式，另一端则采用圆柱孔调心球轴承固定。3.2 蛟龙的参数设计蛟龙的主要参数有蛟龙角、内径、外径、螺距和转速等。3.2.1 蛟龙角在同样条件下，蛟龙角大，生产率高，但工作费力；蛟龙角小，则生产率低，但工作省力。若蛟龙角太大时甚至不能工作，一般取=20。3.2.2内径d 外径D 转速n 螺距S查询农机手册，得到广东农林学院经过多次对比试验得出的参考数据： 内径d = 230mm外径D = 340-350mm 转速n = 170-220r/min 螺距s = 240-320mm又根据工作要求外径尽量选大，因此选取外径D = 350mm；考虑到配套拖拉机输出轴转速540r/min，为使传动机构简单设计搅龙转速180r/min；至于螺距的配置，以拨指为界，拨指左端螺距选择300mm， 右端距离较短，采用起点相隔180度的两段导向叶片，螺距为320mm。3.3 计算和确定液压缸的主要尺寸首先通过对料仓的计算，这里需要根据料仓的容积，然后加上一些钢材的重量进行一个大题的估算，计算也是做个样子。油缸所受到的负载假设为15600N液压缸的内径和活塞杆的内径表3-1 按负载选择工作压力1负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455表3-2 各种机械常用的系统工作压力1机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032初选系统压力P=16Mpa3.4 计算和确定液压缸的主要尺寸3.4.1 液压缸缸径的计算内径D可按下列公式初步计算：液压缸的负载为推力 式（3-1）式中 液压缸实际使用推力15600（N）；液压缸的负载效率，一般取0.507；液压缸的总效率，一般取=0709；计算=0.8；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPa）本次设计中液压缸已知系统压力=16MPa；考虑到液压机工作时可能会超载1.2倍，故根据实际需要，稍微取查缸筒内径系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取为50mm。液压气动系统及元件 缸内径及活塞杆外径 标准编号：GB/T 2348-1993表 GB/T 2348-1993 直径系列直径系列/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根据下表3-1：表3-1公称压力/Mpa12.5-201.331.4622取速比=1.462查机械设计手册可知d=D=0.56214D代入计算并取标准直得d=28.107mm，根据标准系列，取d=32mm3.4.2 活塞宽度的确定活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）50=（30-50）mm取=35mm3.4.3 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径的20-30倍。即：缸体内部长度快进行程L1=150mm，工进行程L2=50mm 3.4.4 缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为 式（3-2） 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。=, 为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（3-3）计算 (该设计采用无缝钢管) 式（3-3）根据缸径查手册预取=30此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以： =161.5=24MP=100110（无缝钢管），取=100，其壁厚按公式（3-3）计算为 满足要求，就取壁厚为6mm。3.4.5 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3-2； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3-3。表3-2液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3-3 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3.4.6 缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： A液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： 式（3-4）根据式（3-4）得到：显然，额定油压=7MP，满足条件；B为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围： 式（3-5） 式（3-6）先根据式（3-6）得到：=41.21再将得到结果带入（3-5）得到：显然，满足条件；C耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，液压缸在此压力 下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。各国规范多数规定: 当额定压力时（MPa）D为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： (MPa） 式（3-7）因为查表已知=596MPa，根据式（3-7）得到：至于耐压试验压力应为：因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中: 缸筒内径（）； 缸筒外径（）； 液压缸的额定压力（） 液压缸发生完全塑形变形的压力（）； 液压缸耐压试验压力（）； 缸筒发生爆破时压力（）； 缸筒材料抗拉强度（）； 缸筒材料的屈服强度（； 缸筒材料的弹性模量（）； 缸筒材料的泊桑系数 钢材：=0.33.4.7 缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.4.8 法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算： 式（3-8）式中， -法兰厚度（m）；密封环内经d=40mm（m）；密封环外径（m）；=50mm系统工作压力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服点353MPa；螺钉孔分布圆直径（m）；=55mm密封环平均直径（m）；=45mm法兰材料的许用应力（Pa）；=/n=353/5=70.6MPa法兰受力总合力（m） 所以=13.2mm为了安全取=14mm3.4.9 缸筒端部法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3-1缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）合成应力 (MPa) 式（3-11）式中, 液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是螺纹预紧系数，不变载荷=1.251.5，变载荷=2.54；液压缸内径；缸体螺纹外径；螺纹内经；螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.54；材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3-9）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3-11）得到合成应力为：=367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。3.4.10 密封件的选用A.对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。B. O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图3-2 密封方式图4 液压元件的选型4.1液压马达的选型4.1.1液压马达的工作原理本设计采用径向柱塞式液压马达。径向柱塞式液压马达工作原理：当压力油经固定的配油轴的窗口进入缸体内柱塞的底部时，柱塞向外伸出，紧紧顶住定子的内壁，由于定子与缸体存在一偏心距。在柱塞与定子接触处，定子对柱塞的反作用力为 。力可分解为 和 两个分力。当作用在柱塞底部的油液压力为，柱塞直径为，力和之间的夹角为 X时，力对缸体产生一转矩，使缸体旋转。缸体再通过端面连接的传动轴向外输出转矩和转速。以上分析的一个柱塞产生转矩的情况，由于在压油区作用有好几个柱塞，在这些柱塞上所产生的转矩都使缸体旋转，并输出转矩。径向柱塞液压马达多用于低速大转矩的情况下。4.1.2 液压马达的计算与选用考虑到工况，斗仓的转速我们选择低速液压马达，其主要特点是排量大，可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大，所以又称为低速大转矩液压马达。1、驱动料仓的液压马达选型：马达驱动齿轮从而带动料仓，故料仓的驱动功率(=8.71)即为马达输出功率,取齿轮副的传动效率，则需要的马达输出功率 输出转矩 马达排量 （式5.1） 马达排量 马达进出口压差，= -背背，马达背压，取0.5。=16-0.5=15.5 马达机械效率，取0.92故 为此，选择径向柱塞马达 1JMD-80，见附录2，主要技术性能如下： 排量 1.608 转速 10150 额定压力 16 额定转矩 3750根据驱动斗仓旋转所需的功率和斗仓的转速，再考虑到马达的流量损失，选择1JMD-80径向柱塞式液压马达。2、蛟龙的液压马达选型：马达直接带动蛟龙，故蛟龙的驱动功率(=0.91)即为马达的输出功率 =0.91 蛟龙的轴转速=60，则马达输出转矩 =144.9 马达排量 马达排量 马达进出口压差，= -背背，马达背压，取0.5。=12-0.5=11.5 马达机械效率，取0.92故 为此，选择径向柱塞马达1JMD-40，见附录2，主要技术性能如下： 排量 0.201 转速 10400 额定压力 16 额定转矩 470根据驱动蛟龙旋转所需的功率和蛟龙所需求的转速，再考虑到马达的流量损失，选择1JMD-40径向柱塞式液压马达。1-JMD型径向柱塞马达是单作用曲轴连杆式马达，该马达具有转矩大、转速低、工作可靠、结构简单特点。试用于矿山、冶金、起重、船舶和运输提升等机械设备的液压系统。4.2 液压泵的选择首先确定液压泵的最大工作压力。根据油泵的出油口处总的压力损失p和液压马达在运行中所需的最大压力，即 p为油液流经流量阀和其他元件的管路沿程损失、局部压力损失等，一般管路的节流阀调速系统p为(25)105Pa，对于管路及调速阀较为复杂的系统p一般取(515)105Pa，管路系统的沿程损失可以忽略不计，从而只考虑流经各控制阀的压力损失，p可以参照下表选取。表4-1 常用中、低压各类阀的压力损失()阀名(105Pa)阀名(105Pa)阀名(105Pa)阀名(105Pa)单向阀0.30.5背压阀38行程阀1.52转阀1.52换向阀1.53节流阀23顺序阀1.53调速阀35 由于采用泵故系统的最大压力。确定液压泵的驱动功率； （式5.2） 为泵的最大压力； 为泵的理论流量； 为机械效率，取0.7；计算结果 =13；查看参考书得 选择2CB-Fa32型液压泵，该液压泵的排量32.41；驱动功率13.6,同理=4。选择10C-FL，该液压泵的排量11.27；驱动功率为4.73；CB-Fa型齿轮泵结构简单、体积小、工作可靠、维修方便、对冲击负荷的适应性好，适用于工程机械、起重机械、矿山机械、农业机械及其他的液压系统。它的外形尺寸参考表4-2所示。表4-2齿轮泵技术规格型号压力Mp转速r/min排量mL/r驱动功率kW（n=1800r/min）质量kg额定最高额定最高2CB-Fa321417.51800240032.4113.613.910C-FL1417.5145011.274.7310.24.3 电动机的选择确定液压泵的驱动功率:查电机产品目录、工况图,可知，最大功率出现在工进阶段，查资料，取泵的总效率，则泵的输入功率： 选择电机型号：根据机械设计手册查得：Y160L2-4，功率18.5,转速为3000。额定功率为15。效率为0.89，电流3505，最大转矩2.2。该电动机中心高为160，机座为长型，极数为4。5 液压泵站的设计5.1 确定液压站的结构类型方案液压装置按其总体配置分为分散配置型和集中配置型两种主要结构类型，而集中配置型即为通常所说的液压站。1）分散配置型液压装置分散配置型液压装置是将液压系统的液压泵及其驱动电机、执行器、液压控制阀相关辅助元件按照机器的布局、工作特性相操纵要求等分散安设在主机的适当位置上，液压系统各组成元件通过管道逐一连接起来。例如有的金属加工机床采用此种配置时，可将机床的床身、立柱或底座等支撑件的空腔部分兼作液压油箱，安放动力源，而把液压控制阀等元件安设在机身上操作者便于接近和操纵调节的位置。分散配置型液压装置的优点是节省安装空间和占地面积；缺点是元件布置零乱，安装维护较复杂，动力源的振动、发热还会对机床类主机的精度产生不利影响。所以，此种结构类型主要适宜结构安装空间受限的移动式机械设备采用。2）集中配置型液压装置集中配置型液压装置通常是将系统的执行器安放在主机上，而将液压阀及其驱动电机、辅助元件等独立安装在主机之外集中设置即所谓的液压站。液压站的优点是外形整齐美观，便于安装维护，便于采集和检测电液信号得以自动化，可以隔离液压系统振动、发热等对主机精度的影响。缺点是占地面积大，特别是对于有强烈热源和烟雾、粉尘污染的机械设备，有时还需为安放液压站建立专门的隔离房间或地下室。对比以上两种布局方式，采用第二种较合适，即集中配置型，再细分的话就是其中的整体式液压站。5.2 液压控制装置（液压阀站的集成）一个液压系统中有很多控制阀,这些控制阀可用不同方式来连接或集成。显然，集成方式合理与否，对液压系统的工作性能及使用维护有着很大影响。液压控制装置可分为有管集成和无管集成两大类集成方式。1）有管集成有管集成是用管件（管子和接头管）将各管连接液压控制阀集成在一起。其主要优点是不需要设计制造油路块或油路板，连接方式不复杂。缺点是当组成系统的控制元件较多时，此时有较多的管接头和管子，结构杂乱，占用空间加大，从而使得系统布置相当不便，前期的安装和后期故障诊断、维护非常不便，当系统工作时，容易产生泄漏，压力损失大，易混入空气及产生振动噪声等不良现象。此种集成方式仅用于较简单的液压系统及有些行走机械设备中。有管集成液压控制装置的设计较为简单，只要按照液压系统原理的油路要求，用与阀的油口尺寸规格相对应的油管和管接头将选定的管式液压控制阀连接起来即可。2）无管集成无管集成是是借助辅助连接件及其通油孔道，实现液压控制阀及其他元件和管路的集成连接个油路联系，构成所需的液压控制装置。按辅助连接件型式的不同，无管集成可分为：块式、板式、链式、叠加阀式和插装阀式等5种主要形式。特点是：油路直接作在液压阀阀体或辅助元件上，可以省去了大量管件；并且组装方便，结构紧凑，外形整齐美观；安装方式灵活；油路通道短，压力损失较小，不易泄漏。5.2.1确定液压控制装置通过分析拟选用叠加阀式连接。它是由叠加阀互相直接连接而成，叠加阀液压装置一般在最下面为底板，在底板上有进油口、回油口以及通向液压执行元件的孔口，上面第一块一般为压力表开关，再向上依次叠加各种压力阀和流量阀，最上层为换向阀，一个叠加阀组一般控制一个液压执行元件。叠加阀为标准元件，设计中仅需按工艺要求绘制出叠加阀式液压系统原理图，即可进行组装，因而设计工作量小，目前已被广泛用于冶金、机械制造、工程机械等领域中。根据获取内部孔道方式的不同，油路板可分为整体式油路板和剖分式油路板两种结构形式。在此，选用整体式油路板。阀板的制造工艺较简单，生产成本低，实用性强。5.2.2油路板的安装方式1）整体式安装 此种安装方式，通过适当增加油路板高度并加工成L形，用螺钉实现整个板式集成液压控制装置与油箱顶盖或其他底座的连接安装。此种安装方式刚性好，但油路板加工要求较高，如图5-1所示。图5-1 整体式安装2）支脚式安装此种安装方式需单独制作L形支脚(可用型钢经简单加工而成)，支脚紧固在油路板背面下角，再通过螺钉将油路板与主机附属设备或油箱顶盖连接起来。此安装方式结构简单，但刚性较差，适合单块油路板的装置采用。3）框架式安装此种安装方式是将油路板固定在一个框架上(如下图所示)，或固定在专门的底座上，框架可用铸造或焊接等方法获得。此方式结构稍显复杂。但一个框架上可同时安装几块油路板，故特别适合较复杂的液压系统采用，如图5-2所示。图5-2 框架式安装本设计采用第三种，框架式安装。5.3液压动力源装置（液压泵站）的设计表5-1 液压动力源各组件的作用组成部分包含元器件作用液压泵组液压泵将原动机的机械能转换为液压能原动机(电动机或内燃机)驱动液压泵联轴器连接原动机和液压泵传动底座安装和固定液压泵及原动机油箱组件油箱储存油液 散发油液热量 逸出空气分离水分沉淀杂质和安装元件液位计显示和观测液面高度通气过滤器过滤空气放油塞清洗油箱或更换油液时放油过滤器组件各类过滤器分离油液中的固体颗粒,防止堵塞小截面流道,保持油液油清洁度等液压动力源(即液压泵站)是多种元、附件组合而成的整体。是为一个或几个系统存放一定清洁度的工作介质，并输出一定压力、流量的液体动力，兼作整体式液压站。液压动力源装置是整个液压系统或液压站的一个重要部件，其设计质量的优劣，对液压设备性能关系很大。泵组的布置方式分类：1） 上置式液压动力源。上置式液压动力源占地面积小，结构紧凑，液压泵置于邮箱内的立式安装动力源，噪声低且便于收集漏油，一般应用于中小功率的液压泵站。当采用卧式动力源时，由于液压泵置于邮箱之上，必须注意各类液压泵的吸油高度，以防液压泵油口处产生过大的真空度，造成吸空或气穴现象。 2） 非上置式液压动力源。非上置式液压动力源由于液压泵置于邮箱面以下，故能能有效改善液压泵的吸入能力，这种动力源装置高度低，便于维护，但占地面积大，适用于泵的吸入允许高度受限制，传动功率较大，而使用空间不受限制，以及开机率低，使用时又要求很快投入运行的场合。本设计中，要求机器的占地面积小，且安装空间有限，那么就对液压站的动力源有选择。通过上面的叙述和分析，拟选用卧式动力源。采用这种方式，由于液压泵置于油箱之上，必须注意各类液压泵的吸油高度，以防液压泵进油口处产生过大的真空度，造成吸空或气穴现象。5.4 液压油箱的设计5.4.1 油箱的设计要求及分类油箱在液压系统中是辅助元件之一，它的主要用途有：（1）储存必要数量的油液以满足液压系统正常工作所需要的流量。（2）散发热量，油液经过一个工作循环后，由于摩擦生热，油温升高，油液可回到油箱中进行冷却，使油液温度控制在适当范围内。（3）可逸出油中空气，清洁油液。油液经过一个循环后，不但油温升高，还会产生气泡、污物。因此，可在油箱中溢出气体及沉淀杂质。液压油箱的种类的选择通常油箱可分为整体式油箱、两用油箱和独立油箱3类。1）整体式油箱 是指在液压系统或机器的构件内形成的油箱。这样不需要额外的附加空间。整体式油箱以最小的空间提供最大的性能，并且通常提供特别整洁的外观。但是必须细心设计以克服可能存在的局部发热和操作者难以接近工作等问题。2）两用油箱 两用油箱是指液压油与机器中的其他目的用油的公用油箱。最大优点是节省空间。但有几个局限性与此优点相抵触。油液必须既满足液压系统对传动介质的要求，又满足传动系齿轮的润滑或工件淬火等其他工艺目的的要求。在某些高性能液压系统中，这些要求可能是几乎互不相容的。此外，油液温度控制可能很困难，因为对于总量减少了的油液来说存在着两个热源。如果必须另设冷却器来控制油温，用冷却器所需的空间可能抵消所节省的空间。3）独立油箱 独立油箱是应用最为广泛的一类油箱，最常用于工业生产设备，它通常做成矩形的，也有圆柱形的。独立油箱的热量主要通过油箱壁靠辐射和对流作用散发，因此油箱应该是尽可能窄而高的形状。油箱还有开式油箱与闭式油箱之分。开式油箱应用最广，油箱液面与大气相通，为减少污染，油箱顶盖上应设置通气过滤器。闭式油箱又分为隔离式和充压式两种。隔离式油箱又带折叠器和带迫挠性隔离器两种结构。充压式油完全封闭，通往经过滤和干燥的空气，充气压力比大气压力稍高，通常为0.050.07MPa。为了防止压力不当，应设置安全阀和电接触式压力表及报警开关器。仅用于确实必要的特殊场合。油箱的设计要点：（1）油箱应保持有效的散热，一次要有足够的容积；当油液全部流回油箱时，也要保证系统中油液不渗出，油液液面一般不能超过油箱高度的80%。（2）回油管和吸箱管之间应保留足够大的间距。（3）在油箱的底部应置一定斜度，泻油口应设置在最低处，以使排油方便。（4）注油器上设置滤网。（5）油箱应有一定的防锈能力，要求箱壁涂上耐油防锈涂料。5.4.2油箱容量计算按液压泵的额定流量估算即可，一般低压系统油箱的有效容积为液压泵每分钟排油量的24倍，中压系统为57倍，高压系统为1012倍。 （式6.1） 其中 K为倍率取6； 泵的排量为（32.14+11.27）mL/r;额定转速为1800r/min;计算结果为：有效容积V=546L。对于钢板焊接的油箱，用来构成油箱体的中碳钢板的最小厚度见表6-2：表5-2 标准油箱的外形尺寸本设计中油箱的公称油箱容量为546L。5.4.3 箱底、支脚、放油塞、吊耳应在油箱最低点放置放油塞（大于等于M18X1.5）,以使清洗油箱和更换油液方便。图5-3 油箱为此，箱底应与放油塞和清洗孔有一定夹角，通常为1/251/20；以便促使沉积物聚集到油箱里的最低点去。为了便于搬运和放油，油箱应该架起来，油箱底到少离开地面150MM。油箱应设置支脚。在此，支脚单独制作后焊接在箱底边缘上。支脚上有地脚螺钉用的固定孔，其尺寸与位置前面已经说明。支脚应该有足够大的面积，以便可以用招牌或楔铁来调平。为便于油箱的搬运，应在油箱四角的箱壁垒森严上访焊接吊耳。吊耳有圆柱形和钩形两种。在此，选用钩形焊接吊耳外形及尺寸如图6-3与表6-3：表5-3 吊耳外形尺寸每吊耳起重量（t）bLlSRK每吊耳质量（kg）7.814178160359038362012351882.75.4.4 隔板、除气网为了延长油液在油箱中逗留的时间，促进油液在油箱中的环流，促使更多的油液参与在系统中的循环，从而更好地发挥油箱的散热、沉淀和除气等功能，当在油液容量超过100L的油箱中应设有内部隔板。其作用是把系统吸油区与回油区分隔，且在油箱内，使油液可以沿着油箱壁进行环流运动。同时要求环流流速为0.3一0.6m/s，为此隔板缺口处应有足够大的过流面积。隔板结构有溢流式溢流式、回流式和标准型等多种方式。在此采用形式如下所示。其中，隔板1的高度要高于液压面的高度，作用是把回油侧与吸油侧分开。隔板2的作用就相当于除气网的作用，是隔离气泡用的，防止回油侧产生的气泡（在液压上）跑到吸油侧中。这样布置的可以方便清洗吸油侧与回油侧,如图5-4所示。图5-4 油箱内的隔板状形图5.4.5管路的配置 液压系统的管路要进入油箱并在油箱内部结束循环。(1)吸油管和回油管液压系统的回油管和系统吸油管的要分别进入由隔板隔开的回油区和吸油区，同时油管端部应设置成与箱壁有45度夹角的斜口，目的是有利于沿箱壁环流，同时又可增加开口面积。为防止吸油管吸入空气或回油管混入空气，避免吸入或搅动箱底污染物。也要求管口下缘必须离开箱底最高点50mm，上缘则要低于油箱最低液面75mm。吸油管必须清除较大颗粒杂质，因此应安装粗过滤器，以保证液压泵的正常工作。(2)泄油管 泄油管应尽可能独立接入油箱并在液面以上结束。若泄油管通入液面以下，则要采取一定措施，防止出现“虹吸”现象。(3)穿孔的密封因油管常从箱壁或箱顶穿过从而进入油箱，所以穿孔处要求密封。同时为了避免维修时箱顶上的杂物污染油箱，应在接口处焊接高出箱顶20mm的凸台。5.4.6 过滤器过滤器的作用是过滤油液中的杂质，以保证液压系统正常运行。因液压系统的大多数故障都是由污染油液造成，又过滤器是保持油液清洁的主要手段，所以液压系统中合理选择和设置过滤器会非常重要。(1)过滤器的类型和主要性能按照过滤器在液压系统中安放部位的不同，过滤器有多种类型见表6-4:表5-4 过滤器的类型序号类型作用1高压过滤器液压泵以外液压元件的保护2吸油过滤器液压泵的保护3离线过滤器独立在主系统的外部，可以连续进行清除工作4回油过滤器滤除液压元件磨损后生成的污物5注油过滤器注油时，阻止污染物的侵入6泄油过滤器阻止生成物进入油箱7安全过滤器保护抗污物能力低的液压元件过滤器的主要性能指标有：过滤精度(滤除各种不同尺寸的污染颗粒的能力)、压降特性和纳垢容量(压力降达到其规定限值之前，可以滤除并容纳的污染物数量)。按照过滤精度的不同，过滤器又可分为粗过滤器、普通过滤器、精过滤器和特精过滤器等4类，各类的过滤精度及其使用的液压系统见表5-5：表5-5 各类过滤器的过滤精度（单位微米）类型过滤精度适用系统及元件粗过滤器100重型设备、低压液压系统普通过滤器10100机床、液压机、船舱等设备的液压系统、齿轮泵、叶片泵、一般液压阀、叠加阀、插装阀等精过滤器510一般电流伺服、比例液压系统、柱塞泵、工业伺服阀、比例阀特精过滤器15航空航天设备、飞船的精密是液伺服系统、高性能伺服阀等在此，因液压泵为叶片泵，需要在吸油口安装一个过滤器，目的是保护泵，根据上表，选用普通纸质过滤器ZU-A10020S。其通径为32mm，流量100L/min，工作压力1.6Mp，压力降0.07Mp。S指带信号装置。5.4.7油箱的工作图样、材料和表面处理油箱的工作图样是油箱安装和加工的根据。通常应包括焊接组件图和油箱的总图，以及箱顶、箱壁、放油塞、隔板、吊耳、支脚等自制件的零件图。油箱的焊接组件反映了箱顶、箱底与箱壁以及支脚、吊耳等自制零件的焊接关系，主要用于油箱自制件之间的焊接。而油箱的结构总图是在焊接成型后的油箱上安装和固定了通气液位计、过滤器和清洗孔法兰盖板等元件后的部件装配图。略图见6-6，焊接组件图略。图5-6 油箱略图5.5液压阀类元件的选择5.5.1选用阀类介绍 1）溢流阀：一种液压压力控制阀。在液压设备中主要起定压溢流作用和安全保护作用。实际应用中一般有：作卸荷阀用，作远程调压阀，作高低压多级控制阀，作顺序阀，用于产生背压（串在回油路上）。 溢流阀一般有两种结构：1直动型溢流阀 2先导型溢流阀 2）电磁换向阀：电磁阀的工作原理，电磁阀里有密闭的腔，腔中间是活塞阀，两面是两块电磁铁，当其中的一块磁铁线圈通电时，阀体就会被磁力吸到这边，通过控制阀体的移动来开启或关闭不同的排油孔，而进油孔是常开的状态，液压油就会进入不同的排油管，然后通过油的压力来推动油刚的活塞，进而带动活塞杆，最后使整个机械设备运转。即通过控制电磁铁的电流调制机械运转。3）单向阀：单向阀就是止回阀 止回阀只供防止各类管路或设备上流体介质逆流的单向启闭阀。止回阀用途广泛，有很多种类，下面说的是供水和热力常用的止回阀： 1、弹簧式：液体由下而上，依靠压力顶起弹簧控制的阀瓣，压力消失后，弹簧力将阀瓣压下，封闭液体倒流。常用于通径较小的止回阀。 2、 重力式：和弹簧式相似，依靠阀瓣的自身重力封闭，防止倒流。 3、 旋启式：液体在阀体内直通，依靠压力顶开一侧的旋转阀瓣，压力失去后，阀瓣依靠自重回位，反向的液体压力封闭阀瓣。 其它的单向阀（止回阀），如排污的止回阀，人防的防爆阀和液体使用的止回阀的原理是大同小异.4）背压阀：背压阀一般装于液压统的回油路中，形成回油路上一定的背压力，以增加工作机构运动的平衡性。回油路上装有背压阀，在停车时可防止空气从回油路侵入，避免重新开车空气被显著压缩而产生运动不均匀。背压阀的结构与单向阀相同，只是选用较强的弹簧，使之产生背压。5）节流阀：节流阀的外形结构与截止阀并无区别，只是它们启闭件的形状有所不同。节流阀的启闭件大多为圆锥流线型，通过它改变通道截面积而达到调节流量和压力。节流阀供在压力降极大的情况下作降低介质压力之用。介质在节流阀瓣和阀座之间流速很大，以致使这些零件表面很快损坏即所谓汽蚀现象。为了尽是减少汽蚀影响，阀瓣采用耐汽蚀材料（合金钢制造）并制成顶尖角为140180的流线型圆锥体，这还能使阀瓣能有较大的开启高度，一般不推荐在小缝隙下节流。6）过滤器：用来清除油液中的杂质，使系统正常运行。要求采取一种先进、高效且已易操作的过滤器，来保证油液所必需的清洁度。 本设计中应使用标准模块化的过滤器，不需要单独设计，以便使用和维护的方便。5.5.2阀类元件选择依据1）选择依据为：最大流量，额定压力，安装方式，动作方式，压力损失值，工作寿命和工作性能等。2）选择阀类元件的要求： 1、本设计以标准型阀体为优先选用，尽量不要单独设计。 2、阀类元件的选用主要根据液压阀的最大流量和最大压力。如选取节流阀和调速阀时，应考虑到让阀的最小稳定流量可以使机器低速运转。选择溢流阀时，则根据液压泵的最大流量选取。 3、选取控制阀时，系统管路实际通过的流量应小与阀的额定流量。本系统的额定压力为16Mp表5-6各种阀及压力表型号表序号型号名称个数1SG-02-C-20压力继电器12SRG-06-50节流阀134WE10FA50常闭电磁换向阀24DBD H10P10/20直动式溢流阀（背压阀）25AF3-Eb10B单向阀26K22-J-W电磁换向阀17DBW 10 A2 30315先导式溢流阀28KF3-E3B压力表开关19Y-100T压力表15.6液压油管的选择5.6.1管道的设计钢管管路内径由下式确定： （式6.2） 式中 管路内径mm 管内流量L/min，按系统最大流量计算。 管内流速m/s，取5m/s则 管子壁厚t t （式6.3） 式中 工作压力 管子内径 许用应力，对于钢管=，抗拉强度，对15普通无缝钢管，取373，安全系数，取6= =1.93根据标准选取钢管尺寸如表6-7。表5-7 钢管尺寸项 目尺 寸（mm）公称通径15钢管外径22管接头联接螺栓管子壁厚25.6.2油管的比较油管常称为管道，它在液压系统中将各个液压元件连接起来，以保证液压系统的能量传递。因此要求油液通过管道的压力损失要小，承受系统油压要高，管路自身强度要高，池漏量了也要小。根据油管的用途和系统压力的不同，液压系统中常用的油管有钢管、铜管、塑料管、尼龙管、橡胶软管等。各种管材及应用场合见表6-6-2管材及应用场合。表5-8 管材及应用场合种类用途优缺点紫铜管常在折装方便处用作压力管道(中,高压用无缝管,低压用焊接管)能承受高压,油液不易氧化,价格低廉,但装配弯曲较困难紫铜管在中,低压系统中采用.机床中应用较多,常配以扩口管接头装配时弯曲方便,抗振能力较弱,易使液压油氧化尼龙管在,低压系统中使用,耐压可达2.58MPa能代替部分紫铜管,价格低廉,弯曲方便,但寿命短橡胶软管适用于中,高压的动连接装配方便,能减轻液压系统的冲击,价格贵,寿命短液压系统用钢管，常为无缝钢管，有精密无缝钢管和普通无缝钢管。卡套式接头须采用精密无缝钢管，焊接式管接头一般采用普通无缝钢管。这里选择普通无缝钢管，为15号冷拔无缝钢管。这些钢管均要求在退火状态下使用。6 液压系统性能的验算6.1管路中的压力损失由于系统不一直在满载荷状态，所以不必验算，因而必须以工进为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力。选用L-HH32液压油，室温油的温度为，查得此温度时的液压油的运动粘度为，油的密度为。 （式7.1） 1）沿程压力损失 首先要判断管中的流态管路由钢管和软管两部分组成，内径分别为=15，；根据液压泵站的工程图，管长分别为=1581，=1480。进给时的最大流量则液压油在管内的流速为为：5m/s； （式7.2）式中：q通过管道的流量 L管道长度6.646m; D管道内径16mm；u为油液的运动粘度；局部压力损失：局部压力损失按下式估算 （式7.3） 2）阀类元件的压力损失 （式7.4） 为阀的额定流量；为阀的实际流量；为阀的额定压力损失Pa；系统调整压力执行压力 系统调整压力远大于执行压力与压力损失之和；故设计不必更改。6.2系统发热温升验算计算液压系统的发热功率在此根据以下公式来估算系统的总发热功率：， 其中，液压泵输入功率15kW； 系统的总效率0.78；系统温升 （式7.5） 式中：H发热功率（W），取=3.3； K为散热系数(W/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；V油箱有效容量（L），取V=546L。 为8.2，设夏天温度为40，48.2没有超过油温的最大值。7 料仓结构件计算1）主梁材料的选择：选用Q235，其力学性能好。2）桥式主梁结构形式及截面尺寸的确定：根据标准选用后，验算是否符合要求。本设计选用箱形结构主梁，其组成由上下盖板及左右腹板焊接而成，断面为封闭的箱形. 7.1 主梁危险载面的强度验算1）正应力的验算根据公式计算的垂直弯矩同时作用在主梁上，并考虑约束弯曲和约束扭转的影响，主梁再面上的正应力可按下式叠加：主梁跨中：主梁支承载面：式中、主梁跨中的最大垂直弯矩和水平弯矩；、主梁支承载面的最大垂直弯矩和水平弯矩；、主梁跨中和支承载面对轴的载面摸数；主梁对轴的载面摸数。强度许用应力为：1）确定应力循环特性钢的强度许用应力为：式中为载荷组合的安全系数。2）剪应力的验算箱形载面主梁支承载面处的剪力在腹板上引起的剪应力按下式计算：式中主梁载面的一部分对中性轴的静矩；主梁载面对轴的惯性矩；、主梁的主、副腹板的厚度。在水平载荷作用下，盖板上的剪应力：式中支承处的水平剪力；主梁载面的一部分对轴的静矩；主梁载面对轴的惯性矩；上、下盖板厚度。主梁受扭的影响。则按纯扭转计算，计算式为：主腹板上=副腹板上=盖板上=式中作用与主梁支承载面的扭矩；主梁封闭载面的轮廓面积，。在主梁载面上，各种载荷在同一点引起的剪应力予叠加。7.2 支腿危险载面的强度验算对于单主梁箱形结构门架的支腿应分别选取几个载面进行强度计算。强度验算式为：式中门架平面，支腿验算载面的最大弯矩；支腿平面，支腿验算载面的最大弯矩；支腿平面，支腿验算载面的轴向力；、
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