液压课程设计-铁水包倾翻台液压系统设计.doc

1 攀枝花学院本科课程设计（论文） 铁水包倾翻台液压系统设计 学生姓名： 学生学号： 院（系）： 机械工程机制 年级专业： 13 级 1 班 指导教师： 二一六年六月 2 目录目录 1.工况分析工况分析.1 1.1 负载分析和速度分析 .3 1.2 液压缸的设计计算 .6 2.液压元件选择液压元件选择.8 2.1 供油方式 .8 2.2 回路系统 .11 2.3 液压系统图比较选择 .17 2.4 液压元件选择目录 .19 3.压力损失计算压力损失计算.22 3.1 回路压力损失 .22 3.2 油箱升温计算 .23 4.油箱设计油箱设计 .23 4.1 油箱体积选择 .23 4.2 油箱壁厚计算 .23 5.集成块设计集成块设计.24 5.1 液压系统集成块设计 .25 5.2 集成块的校核 .26 6.参考文献参考文献.24 3 题题 目目 设计一铁水包倾翻台液压系统。其工作循环为油缸上升，鉄包倾翻保持倾 翻角度，加入铁水油缸下降，铁包达到平衡。给定条件为： 上升速度15mm/s 上升最大负载270KN 下降速度20mm/s 下降最大负载1350KN 行程1500mm 工况循环： 1、油缸上升，钢包倾翻。 2、保持倾翻角度，加入铁水。 3、油缸下降，钢包达到平衡。 要求：要求： 运行平稳，不得有振动有爬行 工作介质工作介质：水乙二醇 4 一一 工况分析工况分析 1 11 1 负载分析和速度分析负载分析和速度分析 工况分析主要是指对液压执行元件的工作情况的分析，分析的目的是了解 在工作过程中执行元件的速度、负载的变化的规律，并将此规律用曲线形式表 现出来，作为拟定液压系统方案确定系统主要参数（压力和流量）的依据。若 液压执行元件动作比较简单，也可以不作图，只需要找出最大负载和最大的速 度即可。 铁水包倾翻台液压系统上下为直线往复运动，行程较为 1500mm，可选单杆 液压缸作执行器，启动、制动时间为。0.2ts 液压缸驱动执行机构进行直线往复运动时，为了简化问题，摩擦力对整体 影响较小，可忽略不计。所受到的外负载为： F FFF Lfa （1）工作负载 工作负载与设备的工作情况有关，工作负载可以是定量， FL 也可以是变量，可以是正值，也可以是负值，有时还可能是交变的。 上升时： F1=270000N 下降时： F2=1350000N （2）摩擦阻力负载 摩擦阻力是指运动部件与支承面间的摩擦力，它与Ff 支承面的形状、放置情况、润滑条件以及运动状态有关 ，式 F f FNf 中为运动部件及外负载对支承的正压力；为摩擦系数。FNf （3）惯性负载 惯性负载是运动部件的速度变化时，由其惯性而产生的 Fa 负载，可以用牛顿第二定律计算 t v g G ma Fa 式中，m 为运动部件即滑块的质量(kg); a 为运动部件的加速度（）; G 2 m s 为工作台上负载（N）; g 为重量加速度（）; 为速度的变化量（ 2 m sv ）; 为速度变化所需的时间（s）.如果在启动，制动过程中，其加速 2 m st 度都在 0.2s 内完成，则惯性力 Fa 为 上升： 启动与制动时： 2751N 2.0 20 81.9 270000 10 3 1 1 tg G v Fa 下降： 启动与制动时：20642N 2.0 30 81.9 1350000 10 3 2 2 tg G v Fa 5 液压缸各工况外负计算见下表： 单个液压缸外负载力分析计算结果 工 况计算公式外负载 N 启动加速 F=(F1+)/2 1a F 272751/2=136376 等速 F=F1/2270000/2=135000 上升 制动 F=(F1-)/2 1a F 267249/2=133624 暂停速度零 F=/2 max F 135000 0/2=675000 启动 F=(F2-)/2 2a F1329358/2 =664679 等速 F=F2/21350000/2=675000 下降 制动 F=(F2+)/2 2a F 1370642/2=685321 根据已知参数，各工况持续时间近似计算结果见下表： 工况计算公式时间 S说明 上升1500/15 111 vlt100 保持稳定 2 t- 下降1500/20 2231 vlt75 油缸上升与下降 其行程相同都为 1500mm 6 利用以上的数据，并在负载和速度过度段做粗略的线性处理后便得到下图 的铁水包液压缸负载循环图和速度循环图： 图 2-2 液压缸的图和Ftvt 7 1.21.2 液压缸的设计计算液压缸的设计计算 当负载确定后，若工作压力低，则执行元件的尺寸就大，重量也大，完成 给定速度所需的流量就大；若压力过高，则密封要求就高，元件的制造精度也 就更高，容积效率也就降低。所以执行元件的工作压力可以根据总负载值来选 取。 查表 11-2 和表 11-3 可知，预选液压缸的设计压力炮 P=24MPa。取液压缸的机 械效率为cm=0.91。 将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到液压缸下行时，最大工作负载采用液 压方程式平衡，则可计算出液压缸无杆腔的有效面积。 2 6 1 max 1 031.0 102491.0 685321 m p F A cm 液压缸内径为： mmm A D197197.0 4 1 由上面的计算结果，根据 GB/23481993，取标准直径 D=200mm 根据上升与下降的速度比确定活塞杆的直径 d 可推出 D=2d，则 d=100mm 取标准值 d=100mm 2 22 )( 20 15 下降速度 上升速度 D dD 液压缸的实际有效面积为： 22 2 1 031400.031400 4 mmm D A 22 22 2 023550.023550 4 )( mmm dD A 8 液压缸工作循环中各阶段的压力和流量： 输入流量 q 工作阶段 计算公式 负载 F/N 工作腔压力 / a p P 31 .cm s 1 .minL 启动 1363764772730 恒速 1350004724575 上 升 制动 11 1 1 ; cm F pqAv A 1336244676420 47128.26 暂 停 保压1 2 1 ; cm F pqAv A 6750002362287300 启动 66467923261671 恒速 67500023622874 下 降 制动 22 1 ; cm F pqA v A 68532123984076 471 28.26 循环中各阶段的功率计算如下： 上升（启动）阶段： kwqPP496.42 111 上升（恒速）阶段： kwqPP45.42 111 上升（制动）阶段： kwqPP405.42 111 保压 阶段： P2=0 下降（启动）阶段： kwqPP191.222 333 下降（恒速）阶段： kwqPP258.222 333 下降（制动）阶段： kwqPP592.222 333 9 二二 液压元件选择液压元件选择 2.1 供油方式 液压泵是将电机输出的机械能(电机轴上的转矩和角速度的乘积)转变为液 压能(液压泵的输出压力和输出流量的乘积)，为系统提供一定流量和压力的油 液，是液压系统中的动力源。 2.1.1 外啮合齿轮泵 图 4-1 所示为普通常用的外啮合齿轮泵的工作原理。它是由装在壳体内的 一对齿轮所组成的，齿轮的两个端面处用两个端盖(图中未示出)来密封。两个 齿轮、壳体与端盖之问在齿轮啮合点的两侧形成两个密封的工作腔。当齿轮在 电动机的带动下，按图示方向旋转时，在啮合点的右侧，啮合的齿轮逐渐脱开， 使密封工作腔不断由小变大形成部分真空，将油液从油箱经吸油口吸入，填 充齿间。随着齿轮的旋转，油液被带到啮合点的左例，由于齿轮在这里逐渐进 入啮合，使密封的工作腔容积不断变小，油液便经压油口被挤到系统中。 图 3-1 外啮合齿轮泵的工作原理 缺点：1、因油现象会使流量不均匀，形成压力脉动，产生很大的噪声，使泵的 寿命降低。 2、径向液压作用力的不平衡使泵的工作条件变坏，不仅加速轴承的磨损， 减低泵的寿命，而且会使轴变形，造成齿顶与壳体内表面之间的摩擦， 使泵的总效率降低。 对齿轮泵来讲，漏油的途径有齿顶圆和壳体内孔之间的径向间隙；齿轮端 10 面和侧盖之间的轴向间隙以及由于在齿宽方向上不能保证完全啮合而造成的齿 面缝隙。其中尤以齿轮端面的轴向间隙对泄漏的影响为最大，油压愈高，泄漏 愈多。如果制造时减小此间隙，这不仅会给制造带来困难，而且将引起齿轮端 而的很快磨损，容积效率仍不能提高。 2.1.2 叶片泵 （1）双作用叶片泵：一般双作用叶片泵的叶片底部通压力油，这就使得处 于吸油区的叶片顶部和底部的液压作用力不平衡。因为这时叶片的顶部是低压 油，而底部是压力油，叶片顶部以很大的压紧力抵在定子吸油区的内表面上， 使磨损加剧，影响了油泵的使用寿命。尤其是工作压力较高时，磨损更严重。 因此吸油区叶片两端压力不平衡，限制了双作用叶片泵工作压力的提高。双作 用叶片泵原理图如图 3-2： 图 3-2 双作用叶片泵原理图 （2）单作用叶片泵：单作用叶片泵与双作用叶片泵相似。 2.1.3 柱塞泵 （1）径向柱塞泵：由于柱塞缸按径向排列，造成径向尺寸大，结构较复杂。 柱塞和定子间不用机械联结装置时，自吸能力差，配油轴受到很大的径向载荷， 易变形，磨损快，且配油轴上封油区尺寸小，易漏油。因此限制了泵的工作压 力和转速的提高。尤其是作为液压马达使用时，因其惯量大，对于快速系统速 度频繁变换的系统以及自动调节系统是十分不利的。因而在机床液压系统中使 11 用较少。径向柱塞泵原理图如图 3-3： 图 3-3 径向柱塞泵原理图 （2）轴向柱塞泵：轴向柱塞泵的柱塞缸是轴向排列的，因此它除了具有径 向柱塞泵良好的密封性和较高的容积效率等优点外。它的结构紧凑，尺寸小， 惯性小。在机床及其他工业上应用较多。尤其是作为液压马达更是如此。 图 3-4 轴向柱塞泵的工作原理图 图 3-4 所示为轴向柱塞泵的工作原理。它是由倾斜盘 1、柱塞 2、转子(缸 体)3、配油盘 4 等主要零件组成。缸体上沿圆周均匀分布若干轴向排列的柱塞 缸，柱塞可在其中灵活滑动，倾斜盘和配油盘固定不动，传动轴 5 带动辅助泵 供给的作用下或靠机械联结装置使柱塞紧压在倾斜盘上。由于倾斜盘 l 相对转 子 3 的轴 5 倾斜了一个角度，当传动铀按图示方向转动时，柱塞在从下到上回 转的半周内逐渐向外伸出，使缸内密封容积不断增大，将油液从配油盘上的吸 油窗口 a 吸入。柱塞在从上到下回转的半周内，逐渐向里缩入，使缸内密封容 积不断减小，将油液从配油盘上的压油窗口 b 压出。转子每转一转，每个柱塞 往复移动一次，完成一次吸油和压油。改变倾斜盘倾斜角度的大小，可以改变 住塞往复运动的行程长度，从而改变泵的排量。 12 2.2 回路系统 调速回路用于工作过程中调节执行元件的运动速度，它对液压传动系统的性 能好坏起决定性作用，故在机床液压系统中占有突出地位，往往是机床液压系 统的核心部分。 2.2.1 调速回路的基本要求 (1)在规定的调速范围内能灵敏、平稳地实现无级调速，具有良好的调节特 性。 (2)负载变化时，已调好的速度变化要小(在允许范围内)，即具有良好的速 度 刚性 (或速度负载特性)。 (3)效率高，发热少，具有良好的功率特性。 (4)具有驱动执行元件所需的力或转矩。 2.2.2 三种基本调速 目前在机床液压系统的调速回路中，主要有以下三种基本调速形式： (1)节流调速：采用定量泵供油，由流量控制阀调节进入执行元件的流量来 实现调速。 (2)容积调速：通过改变变量泵或变量马达的排量来实现调速。 (3)容积节流调速：采用压力反馈式变量泵供油，配合流量控制阀进行节流 来实现调速又称联合调速。 就油路的循环形式而言，调速回路又有开式与闭式之分。开式回路是液压泵从 油箱吸油，执行元件的回油直接通油箱(见图 3-5、图 3-6、图 3-7)。这种回路 形式结构简单，油液在油箱中能得到较好冷却和沉淀杂质故应用最广。但油箱 尺寸大，油液与空气接触易使空气混人系统，致使运动不平稳。闭式回路是液 压泵的排油腔与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸 油腔相通，两者形成封闭的环状回路。这种回路形式的油箱尺寸小，结构紧凑， 并减少了空气混入系统的机会。为了补偿泄漏和液压泵吸油腔与执行元件排油 腔的流量差以及使系统得到冷油补充，常采用一较小的辅助泵供油，使吸油路 经常保持一定压力，减少空气侵入的可能性。这种回路冷却条件差，温升大， 结构复杂对过滤要求较高。 2.2.3 节流调速回路 节流调速回流由定量泵、溢流阀、流量控制阀和定量式执行元件等组成。 它通过改变流量控制阀阀口的开度 (即通流截面积)，调节与控制进入执行元件 的流量，实现执行元件工作速度的调节。执行元件可以是液压缸，也可以是液 13 压马达。以下以液压缸为例进行分析，所得结论完全适用于液压马达。这种回 路的特点是结构简单成本低，使用维护方便，能量损失大，效率低，发热大， 一般用于功率不大的场合。 根据流量控制闽安装位置的不同，节流调速回路可分为如下三种基本形式： (1)进口节流调速：流量控制阀安装在进油路上，即串联在定量泵和执行元 件之间(见图 3-5)。 图 3-5 进口节流调速 (2)出口节流调速：流量控制阀安装在回油路上，即串联在执行元件与油箱 之间(见图 3-6)。 14 图 3-6 出口节流调速 (3)旁路节流调速：流量控制安装在与执行元件并联的旁支油路上(见图 3- 7)。 图 3-7 旁路节流调速 15 节流阀调速的共同优点是结构简单，能在较大范围内实现无级调速。速度 随负载的变化而变化，机械特性软是普通节流阀调速的共同缺点，故多在负载 变化不大的机床(如磨床工作台的传动系统)中应用。功率损耗大，尤其在低速、 轻载时效率低是这种调速方式的另一个共同缺点。故只限于用在功率不大的系 统。 调速阀调速：原理图如图 3-8，节流阀的开口量一定时，不管负载如何变 化，由于通流截面积基本不变，故其过流量亦基本保持不变，使执行元件的运 动速度保持稳定。实际上由于缸与阀的泄漏、减压阀阀芯弹簧力的微小变动与 波动力的变化等原因，负载的变化会对速度产生一定影呐。在全负载下，这种 回路的速度波动值一般不会超过土 4。 图 3-8 调速阀进口节流调速回路 2.2.4 容积调速回路 容积调速回路由变量泵或变量马达及安全阀等元件组成。如图 3-9 它通过 改变变量泵的供油量或变量马达的每转排量来实现运动速度的调节。这种调速 回路仅有泵和马达的泄漏损失，没有节流元件和溢流量，故没有节流损失和溢 流损失，效率高，发热小，一般用于功率较大或对发热要求严格的系统。但变 量泵与变量马达的结构比较复杂，成本较高。 16 图 3-9 变量泵定量执行元件式容积调速回路 2.2.5 卸荷回路 卸荷回路的功用是在液压泵驱动电机不须频繁启停的情况下，使液压泵在 零压或很低压力下运转，以减少功率损耗，降低系统发热，延长液压泵和电机 的使用寿命。图 3-19a 为采用 M 型换向阀的卸荷回路。由图可见，换向阀在中 位时液压泵卸荷。这种卸荷方式结构简单，液压泵在极低的压力下运转，但切 换时压力冲击较大，只适用于低压小流量的系统。图 3-19b 为采用 M 型电液换 向阀的卸荷回路。这种回路切换时压力冲击小，但回路中必须设置单向阀，以 使系统保持 0.20.3MPa 的压力，供操纵控制油路之用。 17 图 3-19 利用换向阀中位机能的卸荷回路 18 2.3 拟定铁水包倾翻台液压系统图 根据以上描述，确定铁水包倾翻台液压系统图： 要求：要求： 1、油缸上升，钢包倾翻。 2、保持倾翻角度，加入铁水。 3、油缸下降，钢包达到平衡。 (1)供油方式 从液压缸工作循环中各阶段的压力和流量表分析可以知道，该系 统在上升阶段时所需压力不大，工作阶段所需流量一般，因此从提高系统的效 率角度考虑，采用双联叶片泵。 由于系统保压过程中要求油泵卸荷，故设置卸荷回路如下： 则铁水包倾翻台液压系统图示如下： 19 图 3-20 铁水包倾翻台液压系统原理图 分析选择第二种比较合理，第一种和第二种都能够实现功能但是第二种结构较为简单，经 济实用。 1双联叶片泵；2溢流阀；3三位四通电液换向阀； 4顺序阀；5-单向阀；6-液压缸； 7-过滤器；8-节流阀；9-油箱 工作分析： 上升： 进油路中油经过滤器 7、泵 1、电磁换向阀 3 右开、油液进入液 压缸无杆腔，活塞推动倾翻台上升； 回油路中 油经液压缸的有杆腔，经 节流阀，过滤器回油箱。 保压： 暂停保压阶段换向阀在中位机制，液压泵卸荷，液压阀由顺序 阀保压。 下降： 进油路中油经过滤器 7、泵 1、电磁换向阀 3 左开、油液进 入液压缸有杆腔，活塞推动倾翻台下降； 回油路中 油经液压缸的无杆腔， 过滤器回油箱。 20 2.4 液压元件选择 液压泵的选择 由液压缸的工况图，可以看到液压缸在下降阶段，液压泵起补油作用，因 此泵的最高工作压力在上升启动阶段。泵至缸间的进油路压力损MPaP77.4 失估计为：，根据公式得：最高工作压力实际为0.5pMPa 1P ppp MPaPp77.55.0277.4 液压泵的最大供油按液压缸的最大输入流量（28.26 2=56.52L/min）进行计 p q 算。根据公式 取泄露系数 K=1.1 则： max () P qKq min/172.625.561.1Lqp 根据以上的计算结果查阅守则表，选用规格相近的选取 YYB-BC129/92B 型双联 叶片泵，其额定压力 7MPa，最高压力 8.8MPa，顶端泵排量 92.5，轴端泵/mL r 排量 129，额定转速 1000./mL r/minr 电动机的选择电动机的选择 由工况图知，电动机最大功率出现在上升启动阶段，由此时的液压缸工作压力 和流量可算得此时液压泵的最大功率: kwpP Pt 42.6/q pp 查手册，选用规格相近的 Y160M-6 型封闭式三相异步电动机，其额定功率 7.5KW，额定转速为 970r/min. 取液压泵的容积效率9 . 0 V 按所选电动机转速和液压泵的排量，液压泵的最大理论流量为: min/3.801000/9.05.92970LnVqt 大于计算所需流量 62.172L/min，满足使用要求。 根据所选的液压泵规格及系统工作情况，容易选择系统的其他液压元件，一并 列入下表。 21 铁水包倾翻台液压系统液压元件型号规格 序 号 元件 名称 估计通 过流量 L/min 额定流 量 L/min 额定压力 /MPa 额度压降 /MPa 型号、规格 1 双联 叶片 泵 8 80.37 - YYB- BC129/92B 2 溢流 阀 80.3 100 7 - YF-L20B 通径为 20mm 3 三位 四通 电磁 换向 阀 106.56 160 31.5 0.5 WEH10G 4 单向 阀 58 100 31.5 0.2 A AY-HY-H20L 通径为 20mm 5 液压 缸 - - 22 - 6 过滤 器 80.3 160 25 0.02 ZU-H160X20S 7 节流 阀 503 160 0.6-31.5 0.2 -H20L 通 L LA 径为 20mm 液压缸的进、出总流量和运动速度：液压缸的进、出总流量和运动速度： 流量、 速度 上升暂停下降 输入 流量 /L 1 min 80.3 1 p qq 0 80.3 1 p qq 排出 流量 /L 1 min 94.59 314/)80.35.235( /)( 1122 AqAq 0 56.106 5.235/）80.3314（ /)( 2112 AqAq 22 运动 速度 /m 1 min 27.1 )3142/(1080.3 )2/( 111 Aqv 0 69.1 )5.2352/(1080.3 )2/( 211 Aqv 油管：当油液在压力管中流速取 2m/mim 时，算得与液压缸无杆腔和 有杆腔相连的油管内径分别为 mmmmvqd585.33)60102/()1056.106(2)/(2 36 mmmmvqd22.25)60102/()1094.59(2)/(2 36 这两根油管都按 GB/T23512005 选用外径、内径的无缝钢管。,40mm,35mm 23 三三 压力损失计算压力损失计算 3.1 压力损失 由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，估算阀类元 件的压力损失、待设计好管路布局后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。 但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验 算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 (1)(1) 上升时上升时 在倾翻台上升时，进油路上油液通过单向阀 3 的流量 80.3 L/min，换向阀 4 的流量是 80.3L/min，节流阀 5 的流量是 50L/min，二位二通换向阀 6 的流量 80.3 L/min，通过液控单向阀 7 的流量是 40.15L/min，并进入无杆腔。因此进 油路上的总压降为 59 . 0 ) 100 3 . 80 (2 . 0) 160 3 . 80 (5 . 0) 160 50 (2 . 0) 160 3 . 80 (5 . 0) 100 3 . 80 (2 . 0 22222 v p 此值不大，不会使安全阀开启，故能保证泵的流量全部进入液压缸。 回油路上液压缸双缸有杆腔中的油液通过节流阀 5 的流量 50 L/min，经 过电磁换向阀 4 直接回油箱，此时有杆腔和无杆腔的压力差为： ，MPapv224. 0) 160 3 . 80 (5 . 0) 160 50 (2 . 0 22 2 上升时液压缸的最大压力 P1=4.58MPa 则液压泵的最高工作压力： Pp=（4.58+0.59）MPa=5.17MPa7MPa 此值小于额定值，所以是安全的。 3 3）下降时）下降时 下降时在进油路上，经单向阀 3 的流量为 80.3 L/min，电磁换向阀 4 的 流量 80.3 L/min。节流阀 5 的流量 50 L/min，在回油路上，油液通过液控单 向阀 7 的流量 58 L/min，两个节流阀 5 的流量 50 L/min 以保证系统平稳， 电磁换向阀 4 的流量 116.15 L/min 返回油箱。 1 1）. .在进油路上总的压力损失为：在进油路上总的压力损失为： MPapV275. 0) 160 50 (2 . 0) 160 3 . 80 (5 . 0) 100 3 . 80 (2 . 0 222 1 此值较小，所以所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。 2 2）. .在回油路上总的压力损失为：在回油路上总的压力损失为： MPapV65.0) 160 56.106 (5.0) 160 50 (2.0) 160 50 (2.0) 100 58 (2.02 2222 2 24 3.2 油液温升验算 电动机最要在上升阶段提供较大功率，所以系统发热和油液温升可用上升时的 情况来计算。 上升时液压缸的有效功率 KWWFvP4.502.01027.0 6 0 电动机的输出功率为 KW9.7)85.060/(1092.791017.5/ 36 pqpi ppP 由此得液压系统的发热量为：KWPPH i 5.24.59.7 0 油液温升近试值为： C V H t 25 )1000( 105.210 32 3 32 3 温升没有超出了允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。 25 四四 油箱设计油箱设计 4.1 油箱体积验算 油箱容积根据液压泵的流量计算 V=（1012）， p q ，按 JB/T79381999 规定，取标准值LqV p 80380.310 V=1000L。 4.2 油箱壁厚 高压环境选择 2.54mm 的壁厚。 设计的油箱图见 cad 图 26 五 集成块设计 5.1 液压系统集成块设计 5.1.1 分解液压系统并构成集成块单元 由液压系统原理图 2.3 可知，液压缸组件是贴在液压缸上面的，这组中的 九个液压元件集成一个块；四个单向节流阀、四个压力表和四个高压截止阀组 成的调速部分组成一个集成块，由于这部分的液压元件较多，而且在油路上的 通道也是相同的，为了减少设计的难度，可以将这部分分为四个相同的集成块， 即一个单向节流阀、一个压力表和一个高压截止阀构成一个集成块；将手动换 向阀、液控单向阀 7.3 和单向阀 2.3 组成一个集成块；柱塞泵出来到手动换向阀 之间，由于两部分是一样的，在此可以做成两个相同的集成块。 蓄能器组件采用的是管式连接，不需要采用集成块安装。待所有的集成块 做好之后，相应的阀件和管接头安装到集成块上面，再通过管子将各个集成块 依顺序连接起来，就可以实现总装配图。 5.1.2 集成块设计的步骤 制作液压元件样板 为了在集成块的面上实现液压阀的合理布置及正确 安排其通油孔，按照液压阀的轮廓尺寸及油口位置预先制作样板，放在集成块 的有关视图上，安排合适的位置。 确定孔道直径及通油孔间壁厚 与阀的油口相通孔道的直径，与选择的 液压阀的油口相同；与管接头相连接的孔道要考虑到管接头螺纹的尺寸；固定 液压阀的定位销和连接螺钉孔，应于所选择的液压阀的定位销直径及配合要求 与螺钉孔的螺纹直径相同。 布置集成块上的液压元件 确定了集成块中油道的数目、直径及集成块 的外形尺寸后，即可布置液压元件。应该注意的事项如下： 1）给安装液压阀、管接头、及其他元件的各面留有足够的空间。 2）集成块体上要设置足够的测压点，以便调试时和工作中使用。 3）需要经常调节的控制阀，如各种压力阀和流量阀等应安装在便于调节和 观察的位置，避免相临的元件发生干涉。 4）使与各元件相通的油孔尽量安排在同一水平面内，以减少中间连接孔、 深孔和斜孔的数目。互不相通的孔间应保持一定的壁厚，以防止工作时击穿。 绘制集成块加工图 为了便于读图、加工和安装，通常集成块的加工图 包括五个面的视图和各层孔道剖面试图。在块上各孔编号列表，并注明孔的直 径、深度等。 绘制集成块装配图 集成块加工完后，将对应的液压阀元件安装在集成 块上，标注上各个元件的名称和相应的技术要求等。 27 5.2 集成块的校核 集成块在工作时，要承受较高的压力，各个油路孔道之间能否达到足够的 强度，需要验算，确保液压系统工作时的可靠性。 压力油孔间的最小壁厚公式为： 2 b pdn 式中 压力油孔道直径（m） ；d 压力油孔间壁厚（m） ； 孔道内最高工作压力（MPa） ；p 油路板材料抗拉强度（MPa） ，35#钢的抗拉强度为 535Mpa。 b 安全系数。n 表 3.1 安全系数（钢件） 孔道内最高工作压力/MPa7717.517.5 安全系数864 可得出孔间的壁厚为： 3 32 30 104 0.0035893.6 2 535 mmm 在整个液压系统集成块中，压力油孔间的壁厚大于 3.6mm，而且上式是按 集成块中比较薄弱的环节计算的。其它孔道之间的壁厚不用再校核，能满足要 求。因此，集成块的孔道之间的壁厚在工作时，能够保证足够的强度。 集成块的设计图形见 CAD 图纸。 28 六 参考文献 1 王积伟，黄谊，章宏甲 液压传动 M北京：机械工业出版社，2006 2 张利平 液压传动系统及设计 M北京：化学工业出版社，2005 3 雷天觉， 新编液压工程手册 M北京：北京理工大学出版社，1998 4 路甬祥， 液压气动技术手册 M北京：机械工业出版社，2002 5 成大先， 机械设计手册 M北京：化学工业出版社，2003 6 王春行， 液压控制系统 M北京：机械工业出版社，2002 7 李状云， 液压元件与系统 M北京：机械工业出版社，2002 8 张平格.液压传动与控制 冶金工业出版社，2004 29 攀枝花学院本科学生课程设计任务书攀枝花学院本科学生课程设计任务书 题题 目目 3 3钢包倾翻液压系统设计 1 1、课程设计的目的、课程设计的目的 液压与气压传动课程设计是机制专业学生在