毕业设计（论文）-半轴套管拆装机设计（全套图纸）.pdf

- 1 - 第第 1 章章 绪绪 论论 1.1 课题研究前景 近 10 年来， 我国重型车辆维修设备的技术得到了迅速发展， 产品的类型、 功能已能基本满足一般的作业要求。随着经济社会的快速发展、和人们对生 活货物运输要求的不断提高，特别是当今运输过程中半轴套管损伤的故障问 题对半轴套管拆装机维修设备技术提出了更高的要求。半轴套管维修设备将 向集成化、轻量化、方便化、科技化方向发展，由单一的作业功能特征向集 作业、信息、为一体的综合功能特征方向发展，使国内半轴套管维修设备水 平满足现代化国际大都市发展的需求，并建立起具有一流技术、符合中国国 情的拆装作业装备系统。 全套图纸加 153893706 当今由于国外半轴套管拆装企业对国内市场不了解， 要想进入中国市场， 多会采取合资或合作的方式。国内生产企业应与外方进行积极的合作，学习 其先进技术和管理方法，以尽快提高我国生产企业的技术水平和创新能力。 我国原有的具有国际竞争力的拆装机器品种以及入世后引进并形成生产能力 - 2 - 的新品种，打入国际市场参与国际市场竞争，分析各国市场的不同需求，采 取各种灵活的贸易方式，建立、健全自己的国际市场营销网络和服务体系， 占领国际市场，在国际市场的激烈竞争中求生存、求发展。由于套管拆装机 采用的多是专用设备和装备，因此生产涉及到许多相关的专利技术和专有技 术。这些技术可以通过技术转让或技术许可等技术引进方式获得。但是，对 于引进的技术只是加以消化、吸收是远远不够的，更重要的是在引进技术的 基础上进行技术创新，形成企业的核心技术。同时，还要注意形成一个充满 活力的技术群体，从而培养自己的持续性的新产品研究开发和生产能力，并 将其转化为强大的市场进入和开拓能力。否则，我国拆装机生产企业就只能 永远跟在人家后面，处于国际市场竞争的不利地位。 1.2 课题研究现状 20 世纪 80 年代末以来，我国套管拆装机的研发机构、改装生产企业通 过引进、消化、吸收国外先进技术，加快了国产套管拆装机新产品的研发和 生产，使国产高压套管拆装机的技术装备水平得到较快发展和很大提高，改 变了传统的的拆装作业方式，由人工作业向机械化、半机械化方向发展，套 管拆装机的装备技术由简单型向技术密集型方向发展，已由低压力手动发展 到高压力电动。用高压力、小流量的拆装机淘汰单一拆装工功能的低压力、 大流量的洒水车，符合节约型社会发展的要求，用最少的油量获得最佳的清 洗效果。 我国拆装机产品具有价格优势，由于我国劳动力成本和原材料成本与发 达国家相比较为低廉，因此我国套管拆装机产品在性能、质量与国外产品相 同的情况下，具有价格优势。但是，我国套管拆装机品种过于单一，远远不 能足国内外市场的多品种需求。 如果我国套管拆装机生产企业可以通过合资、 技术引进等手段，促进技术的升级换代，使我国套管拆装机产品的技术性能 水平接近和达到国际先进水平，提高产品的性能价格比，就能进一步满足国 内，乃至国外市场的多样化需求。近年来，特别是 20 世纪 90 年代以来，我 国的套管拆装机在形成独立的拆装生产行业以后，已经成功地引进了许多整 车和零部件技术项目。尽管我国专用汽车维修设备市场需求量大，但由于品 种单一、数量和品质又不能完全满足国内市场需要，国外专用拆装设备制造 商一定会积极寻找机会，进入中国市场。我国具有人工成本低、资源丰富、 - 3 - 投资环境优越以及本土的市场营销网络等区位优势，因此国外拆装设备制造 商多趋向于采取合资的方式进入中国市场。在这种情况下，只要我国企业能 在合资企业中将外方注入的先进技术和管理方法，进行消化、吸收和整合， 就能促进我国专用维修设备行业的技术更新换代。 1.3 课题研究目的和意义 伴随着汽车工业的迅猛发展，车辆维修问题已经变得越来越严重，为适 应车辆维修事业的发展，及时改善车辆工作质量，改善生活质量，开发和发 展各种行之有效套管拆装设备，成为我们面前的重要任务。城市化步伐的加 快，道路的迅速增加，对车辆需求量日益加大，导致车辆修理行业对于拆装 设备的严格要求。 为此，开发具有自主知识产权的半轴套管拆装设备也就成了我国车辆维 修事业中的重要课题，而且对提高我国专用拆装机的设计水平，带动我国重 型车辆的自主设计开发具有重要意义。 1.4 设计的主要内容 本设计是改装一种半轴套管拆装设备，然后对机器进行总体布置，用总 布置草图表达主要工作部件的改动和重要工作装置的布置。进行拆装系统、 液压系统的详细设计，在正确计算的基础上，完成部件设计选型，达到工艺 合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高，最后，完成总装配图，清楚表 达设计。 - 4 - 第 2 章 半轴套管拆装机简介 2.1 半轴套管拆装机结构 半轴套管拆装机由电机、油泵、油缸、千斤顶、阀体、油箱、车架、及 各种管路所组成。 在活塞杆中部钻有 130MM 长的螺纹，用于安装拉杆，拉杆的另一端与卡 具用螺纹连接。 2.2 工作原理 DTL54-2B 半轴套管拆装机采用油压工作原理， 主要适用东风、 解放车 14、 15 系及 153 系各吨位工程自卸（四大）和豪沃、奥曼系等车的后桥不解体时 半轴管拆装。为提高工作效率，基于手动拆装机的基础上，设计了电控半轴 套装拆装机，拆下套管时工作时，接通电源，由电机带动油泵旋转，油液通 过阀体进入液压缸，活塞在液压油的推动下伸出，使三爪卡具缩入半轴套管 中，通过卡具的另一端后，卡在套管端面上，拉动换向阀，油液反向流动， 利用卡具的锥面张紧作用，活塞缩回的过程中，套管被拉下，整个过程中活 - 5 - 塞行程小于 100MM，在活塞上设计了自动限位装置，可防止活塞行程过大， 导致内部压力升高，破坏密封元件。 本机结构紧凑、操作省力、拉压力大、故障率低。采用电控系统，增大 了工作效率，减少了工时。 主要技术参数： 油缸最大压强 20Mpa 活塞杆最大拉力 110T 工 作 行 程 100mm 外 型 尺 寸 1352670935mm 2.3 使用方法 工作前准备 （1）首先固定好车辆,拆除半轴； （2）调整本机升降千斤顶，使油缸活塞杆的中心高度与后桥半轴管中心 高度一致，并与后桥半轴管中心水平一致（也可通过调整车辆两侧高度来实 现） 。 半轴管拉出操作 （1）将主拉杆旋入活塞杆螺纹孔内（螺纹要旋到底） ，主拉杆另一端用 连接套连接拉爪轴 （分 14 系及 151 系车及 13T 系工程自卸等四大车系及豪沃 车系）并旋紧，将顶筒套入主拉杆中并置于主机顶套端面凹处； （2）捏住拉爪连同主拉杆插入半轴管内，推动车架向前，使主拉杆完全 进入后前后推动车架数次，确认拉爪完全涨开并卡在半轴管的端头； （3）微调千斤顶，使主拉杆位于半轴管的中心，并与本机油缸呈水平直 线，顶筒一端至于顶套的凹处，另一端置于后桥油封端面，并处在中心位置； （4）搬动换向阀，使其油路处于拆卸系统过程，首先接通电机，搬动油 泵控制杆使其工作，通常情况下，压力达到 12Mpa 左右半轴管即可拉出（豪 沃车需 18Mpa 左右） ； （5）工作结束后，活塞杆依靠内部弹簧涨力自动复位。 半轴管装入时的操作 （1）拆掉主拉杆上的拉爪轴、连接套。将连接套、连接轴、拉杆轴 连接起来，套上新的半轴管插入后桥（压入操作时不加顶筒） ； （2）拉杆轴的另一端装上大垫并旋紧紧固螺母，如剩余空隙过大应另 - 6 - 加平垫，以防主机行程过大损坏。扳动油泵杆至半轴管符合装入尺寸（半轴 管装入的压力一般为 610Mpa 左右、豪沃车需 18Mpa 左右） ； （3）压入操作卸油阀的使用方法同拉出操作相同。 2.4 注意事项 （1）本机应加注国标 32#机械油；如采用柴油机油：夏季用 11#、冬季 用 8#等。切记冬季低温下不要用较稠的液压油（油较稠可加注少量的煤油混 合稀释） ， 以防止加压困难和主机卸油时活塞杆回复速度慢不到位再次操作造 成主机损坏（加压速度慢或活塞杆回复速度慢是油稠、油粘度较大造成流速 缓慢，要根据季节温度加注适宜牌号的液压油） ； （2）主拉杆与活塞芯轴连接时要将拉杆螺纹全部旋入到底（防止未旋入 到位，损坏主拉杆与活塞芯轴连接的内外螺纹） ； （3）本机按照国家标准型半轴套管设计制作，对伪、劣半轴套管不予支 持，损坏设备自负； （4）为延长活塞的使用寿命，本机采用渗滴润滑柱塞方式以减少活塞与 油腔的磨损（本机柱塞渗滴油绝不影响操作或加压） ； （5）搬运或操作过程中，不得碰撞和手扶油缸旁边的压力油管。人员不 得站在主拉杆的前端及两侧，以防发生人身伤亡事故； （6）操作前请认真阅读说明书，严格按说明书的操作程序进行操作。如 果操作者未按说明书规定的操作程序进行操作，产生的一切后果（设备损坏、 人身伤亡等）由用户自己承担； （7） 当主机工作负荷超过 18Mpa 轴管没有拆出此时切不可再加压以防损 坏主机，应用铁器震击桥壳与半轴管结合处或用热烘烤即可拆除。 - 7 - 第三章 液压缸设计 3.1 总体设计方案 液压缸是液压传动的执行元件，它与主机和主机上的工作机构有着直接 的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。因此， 在设计前应作好调查研究，备齐必要的原始资料和设计依据，其中主要包括： （1） 主机的用途和工作条件。 （2）工作机构的结构特点，负载状况、行程大小和动作要求； （3）液压系统所选定的工作压力和流量； （4）有关的国家标准和技术规范等。 工程机械液压缸的公称压力，往复运动速度速比（缸两腔有效作用面积 之比，即在供油流量相当的情况下，活塞两个方向移动速度之比） ，以及缸体 内径、外径、活塞杆直径和进出油口连接尺寸等基本参数的选择，按照国家 标准中的规定进行。 3.2 工况分析 这里所指的工况分析主要指对液压执行元件的工作情况的分析，分析的 - 8 - 目的是了解在工作过程执行元件的速度、负载变化的规律，并将此规律用曲 线表示出来，作为拟定液压系统方案确定系统主要参数的依据，对于工程机 械液压系统，其执行元件的动作通常比较简单，也可不作图，只需找出最大 负载和最大速度即可。执行元件的负载通常包括工作负载、摩擦阻力负载、 惯性负载以及密封阻力和背压力等。 3.3 缸体分类及特点 目前， 常用实现往复运动装置多为液压缸,常用液压缸的特点及适用场合 见表 3-1 表 3-1 液压缸类型、特点及适用场合 名称 特点 适用场合 双活塞杆液压 缸 双向运动 双向工作的往复运动 单活塞杆液压 缸 有效工作面积大、双向不对称 往复不对称的直线运动。差动 连接可实现快进，当 A1=2A2 时往 复速度相等 柱塞缸 结构简单，制造工艺性好 单向工作，靠重力或其他外力返回 摆动缸 单叶片式，转角小于 360 度 双叶片式，转角小于 180 度 小于 360 度的摆动运动 小于 360 度的摆动运动 根据各类液压缸的特点以及适用场合以及经济性的考虑，本次改装采用 单活塞杆液压缸。这种缸有效工作面积大，速度稳定，能符合本次改装设计 要求。 3.4 活塞杆构造 活塞杆有实心和空心的两种，可用 35 钢、45 钢或无缝钢管做成实心杆 或空心杆，活塞杆强度一般是足够的，主要是考虑细长活塞杆在受压时的稳 - 9 - 定性，因此不强调采用高强度合金钢或进行调质处理。必要时刻采用空心杆 增大端面模数，空心活塞杆须于一端留出焊接和热处理用的通气孔，为了提 高耐磨性和防锈蚀，活塞杆表面需镀铬并抛光。对于挖掘机、推土机、和装 载机所用液压缸的活塞杆，由于碰撞机会较多，工作表面宜先经过高频淬火 或火焰淬火。然后再镀铬。活塞杆外径与导向套用 F9 配合，螺纹连接则取较 紧的配合。 3.5 基本参数的确定 3.5.1 工作负载的确定 当无杆腔进压力油驱动负载时，液压缸的直径 D 与负载 F、工作压力的 P 的关系可得： R dpDpp F m = + = )( 2 0 2 0 （3-1） 上式中：P工作压力（Pa） ； F驱动负载（N） ； ；），通常活塞杆直径（ 通常取擦阻力损失，橡胶密封机械效率，密封件的摩 ；取若回油直接通油箱，可）回油背压（ Ddmmd pap mm 7 . 02 . 0( ;92 . 0 0,.P 00 = = 调研得： 0 18 110 2 1 2 = = = p MPaP TF - 10 - 3.5.2 缸体内径 D 的计算： mm mm pp pd pp R D m 280 )018 0130 95. 0)018(14. 3 10001104 )( 4 0 0 2 0 = = = ）（ （3-2） 3.5.3 工作速度及速比计算 当无杆腔进油时，活塞或缸体的工作速度为 smm D vq /33.13 4 2 1 = （3-3） 当有杆腔端进油时的速度为 smm dD vq /38.15 ( 4 )22 2 = = （3-4） 往返速度比为15 . 1 1 2 = 3.5.4 活塞杆直径的计算 油缸内径确定后，若单杆活塞缸的双向运动有一定速比要求时，可按速 比的关系式求出活塞杆的直径为： Dd = 1 （3-5） =130mm - 11 - 3.5.5 最小导向长度计算 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑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增大，影响 液压缸的稳定性，因此在设计是必须保证一定的最小导向长度。 对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式要求 125 2 278 20 450 )( 220 + + H H m DL H （3-6） 式中，L 为液压缸最大工作行程（m） ；D 为缸筒内径（m） 。 一般导向套滑动面的长度 A，在缸内直径 D80（mm） 时，取为缸内径 D 的 0.61.0 倍；而活塞的宽度 B 取为缸筒内径的 0.61.0 倍。为了保证最 小导向长度，过分地增大导向套长度或活塞宽度都是不适宜的，最好是在导 向套和活塞之间装一个中间隔套，隔套宽度 C 由所需最小导向长度决定。采 用隔套不仅可以保证最小导向长度，还能改善导向套及活塞的通用性。 3.5.6 缸体壁厚的计算 缸筒壁厚 缸筒内径 许用拉应力 缸筒试验压力 按薄壁孔强度校核。 D 30 2 10/1D/ y y p Dp Q （3-7） 缸筒的外径计算 mmDD3202022802 1 =+=+= - 12 - 3.5.7 活塞杆强度校核 活塞杆的强度按下式校核 式中： 校验合格 力。活塞杆材料的许用拉应 ；活塞杆上的最大作用力 95 95 25014 . 3 8 . 910001104 4 max max F d F d = = （3-8） 系统压力选定是否合理，直接关系到整个系统设计的合理程度。在液压 系统功率一定情况下，若系统压力选的过低，则液压元、辅件的尺寸和重量 就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选的较高，则液压设备的质量、 尺寸和造价会相应降低。例如，飞机液压系统的压力从 21MPa 提高到 28MPa， 则其重量下降约 5%，所占体积将减小 13%。然而，若系统压力选用过高，由 于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大 或增加液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和适用寿命也会相应下降， 因此不能一味追求高压。表 3-2 是目前我国几类机器常用的系统工作压力， 它反映了这些系统的特点和经验，可参照选用。 根据表 3-2 的要求以及实际情况要求，对于本次改装初选液压系统压力 为 5MPa。 表 3-2 几类机器常用系统压力 设备类型 机 床 农业机械，小型工 程机械， 工程机械 的辅助机构 液压机，中、大型 挖掘机，重型机械， 起重运输机械等 磨床 组合 机床 龙门 刨床 拉床 系统压力 (MPa) 0.8 2 35 28 810 1016 2032 - 13 - 对于负载较大的工程、矿山机械用的油缸，在系统给定的工作压力情况 下，常以保证油缸有足够的牵引力，能驱动工作负载为确定缸筒内径的重要 条件，如果尚有运动速度要求时，则往往在校核时通过选择适当流量油泵的 办法来解决。 但是当系统的工作压力尚未确定的时候，必须首先根据负载的大小合理 地选择油缸的工作压力，选定的工作压力应符合 GB2346-80 的规定值。 3.6 主要连接处零件强度校核 3.6.1 焊点应力的计算与校核 液压缸托盘与千斤顶连接处需保证一定的强度， 来满足液压缸工作的稳 定性。 43 . 3P104200 422T P 7 . 0 NF 10 5 . 416 10 7 . 0)130280(14 . 3 8 . 910001104 )( 4 5 5 6 22 22 = = = = = = na n a pa dD F ），取安全系数（ 焊条时，当采用 ）；焊缝的许用应力（ ；焊接效率，取 ）；液压缸最大推力（ D D 经校核得 pa 5 101050= 所以校验合格 3.6.2 缸盖连接螺栓的强度计算 缸盖与缸筒采用法兰和固定螺栓连接时，螺纹处的拉应力和剪切应力为： - 14 - )(3 2333 63264 . 0 8 . 910001105 . 112 . 0 )( 4 . 0 1039 . 3 631814 . 3 1108 . 910005 . 14 )( 4 22 3 3 1 1 6 2 2 1 Pa pa Pa Zd KFdK pa pa Zd KF s += = = = = = = 公式为其合成应力和强度验算 3.6.3 缸盖连接螺纹的强度计算 - 15 - ）。缸筒内径（ ）；液压缸最大推力（ ）；（为缸筒材料的屈服极限 ，），安全系数缸筒材料的许用应力（ ；螺纹预紧力系数，取 ；螺纹内摩擦系数一般取 螺纹内径； 螺纹外径； 式中： 公式为其合成应力和强度验算 m F a na d d r pa Pa Dd dKFdK pa pa Dd KF s D N P 5 . 22 . 1P 1.51.25KK 0.12KK 3 15153 )280326(4 . 0 3183268 . 910001105 . 112. 0 )( )(4 . 0 13871 )280318(14 . 3 8 . 910001105 . 1 )( )( 1 1 2 22 44 44 1 121 22 22 1 = = = += = = = = = = 第四章 油路系统的设计计算 - 16 - 4.1 阀体的分类及要求 4.1.1 按用途分 （1）方向控制阀 用来控制液压系统中液流的方向，以实现机构变换运 动方向的要求，如单向阀，换向阀等； （2）压力控制阀 用来控制液压系统中油液的压力以满足执行机构对力 的要求，如溢流阀，减压阀，顺序阀等； （3）流量阀控制 用来控制液压系统中油液的流量，以实现机构所要求 的运动速度，如节流阀，调速阀。 在实际使用中，根据实际需要，往往几种用途的阀做成一体，形成 一种体积小，用途广，效率高的复合阀，如单向节流阀，单向顺序阀等。 4.1.2 按控制方式分 （1）开关控制或定值控制 利用手动、机动、电磁、液控、气控等方式 来定值地控制 的流动方向、 压力和流量， 一般普通控制阀都用这种控制方式； （2）比例控制 利用输入的比例电信号来控制流体的通路，使其能实现 按比例地控制系统中流体饿方向。压力和流量等参数，多用于开环控制系统 中； （3）伺服控制 将微小的输入电信号转换成大的功率输出，连续按比例 地控制液压系统中的参数，对用于高精度，快速响应的闭环控制系统。 4.1.3 按连接方式分 （1）管式连接（螺纹连接）方式 阀口带有管螺纹，可直接与管道及其 他元件相连接； （2）板式连接方式 所有阀的接口均布置在同时安装面上，利用安装版 与管路及其他元件相连，这种安装方式比较美观、清晰； （3）法兰连接方式 阀的连接出带有法兰，常用于大流量系统中； （4）集成块连接方式 将几个阀固定于一个集成块侧面，通过集成块内 - 17 - 部的通道孔实现油路的连接，特点是控制集中，结构紧凑； （5）叠加阀连接方式 将阀做成标准型，上下叠加而形成回路； （6）插装阀连接方式 没有单独的阀体，通过插装块内通道把各插装阀 连通成回路，插装块起到阀体和管路的作用。 4.2 对液压阀的基本要求 （1）动作灵敏、可靠，工作时冲击、震动要小、使用寿命长； （2）油液流经阀时压力损失要小，密封性要好，内泄要小，无外泄； （3）结构简单紧凑，安装、维护、调整方便，通用性能好。 4.3 方向控制阀的选取 半轴套管拆装机为完成稳定的双向回路作业， 需要加装一个方向控制阀， 用来控制油路系统中的水路通断和改变清洗水的流动方向。结合本次改装， 采用 DMT-10 二位三通换向阀来实现该功能， 这种阀的液压轴向力和径向力容 易实现平衡，因此操纵力较小。容易实现多种功能，应用较广。DMT-10 阀相 关参数见表 4-1 所示： 表4-1 方向控制阀参数 型号规格 通径/mm 最大流量 /(L/min) 最高使用压力 /MPa PV51-10 10 40 31.5 4.4 调速阀的选取 拆装机经高压油泵后需要通过降压节流来完成平稳拆装作业。根据拆装 机通用技术条件规定，本次改装确定系统压力要求为：P=10-20MPa， Q=19.2L/min。为达到降压节流的效果，为此可考虑加装 AQF3-E16B 调速阀进 行降压节流，技术参数见表 4-2 所示： 表4-2 调速阀参数 - 18 - 型号 通径/mm 额定压力 /MPa 最高使用 压力/MPa 最大流量 /(L/min) 最低工作 压力/MPa AQF3-E16B 16 16 20 21 10 4.5 溢流阀的选取 根据拆装机通用技术条件规定，高压泵出油口处应设置安全装置，保证 高压油泵的稳定工作。先导式溢流阀是常用于高压、大流量时的溢流、定压 和稳压元件。因此考虑加装 SBY-10B 先导式溢流阀，该阀具有压力高，调 压性能平稳，最低调节压力低和调压范围大的特点。技术参数见表 4-3 所示： 表4-3溢流阀技术参数 型号 通径/mm 调压范围 /MPa 额定流量 (L/min) 公称流量 (L/min) SBY-10B 10 16-31.5 100 200 4.6 油路的计算 由于油液在流经管路时会受到水路管壁的摩擦， 所以油压会有压力损失。 因此，需要对水油路进行压力损失计算。 4.6.1 油路压力损失分析 油泵以及冷却器的各项参数如表 4-4 所示： 有杆腔允许回油流量： 4/ 2 1 VDQ= 油 （4-1） ()4/6010001002805 . 414 . 3 22 = =18L/min 无杆腔允许回油流量： 4/ 2 2 VDQ= 油 （4-2） ()4/6010001005 . 414 . 3 2 = - 19 - =19.2L/min 由油流量 1:1,可知 ，当油液内部发生热量损失或与管路摩擦等能量消 耗时 ，油的压降则不会超过 0.05MPa，此消耗不影响工作效率。 表 4.4 高压油泵各项参数 高压油泵流量 1 Q 20L/min 高压油泵进口尺寸 1 D 16mm 4.6.2 油路压力损失计算 由雷诺数可知，在液体粘度v、管道内径d一定的条件下，雷诺数的大小 与流量成正比。溶液在管道内的流速 无杆腔油路损失： 23 1614. 3 2 . 1944 2 = = d q v m m/s （4-3） 有杆腔油路损失 27 1614. 3 1844 2 = = d q v m m/s （4-4） 此时雷诺系数： 20007200 10 10165 . 4 6 3 = = e R （4-5） 求得沿程阻力系数: 019 . 0 /316 . 0 25 . 0 = e R （4-6） 油液沿程压力损失为： 3 2/ DP= 63 3 1010162 5 . 410019 . 0 = 0027. 0=MPa 经管路和液压缸之后油的压力损失： 0527 . 0 0027 . 0 05 . 0 21 =+=+=PPPMPa 所以油液经过管路 、液压缸之后压力降低很小，可以忽略不计。 - 20 - 4.7 油路系统原理图设计 半轴套管拆装机工作时，油液不断通过油泵送入阀体，实现各通道流动， 实现换向等操作。具体油路见液压系统油路设计图。 4.8 缸体容积计算 有杆腔容积： L dD SSV05 . 4 4 )100280(14 . 3 200 4 )( )( 222 0max = = = （4-8） 无杆腔容积： L d SSV32 . 4 4 14100 . 3 200 4 )( 2 0max = （4-9） 4.9 液压泵选型计算 确定液压泵的工作压力 液压泵的最大工作压力 ppPP+= 1 （4-10） 式中 1 p 执行元件的最大工作压力； p 液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失。 初算时按经验数据选取：管路简单、流速不大的取 5 . 03 . 0=p MPa。 3 . 53 . 05=+= p PMPa 需要指出的是，选取液压泵的额定压力应比系统的最高压力大 25%到 60%，使液压泵具有一定的压力储备。高压系统压力储备取小值，中、低压系 统取大值。 48 . 8 6 . 13 . 5= P PMPa 4.9.1 确定液压泵流量 （1） 确定液压缸的最大流量 maxmax Aq= （4-11） 式中 A液压缸的有效面积； max 液压缸的最大速度，取1 . 005. 0m/s。 - 21 - () min/ 2 . 19 4 6010001 . 0063 . 0 2 max Lq= = ()max qKqp maxmax Aq= 式中 K系统泄露系数，一般取 3 . 11 . 1 ； ()max q 同时动作的液压缸的最大总流量， 对于始终用节流阀调速的 系统，确定流量时，需加上溢流阀的最小流量，一般取 32 L/min。 （2） 确定液压泵的流量 43.2269.182 . 1= p qL/min （3） 确定液压泵的规格 按照系统中拟定的液压泵的形式，根据其最大工作压力和流量，参考产 品样本就可以选择液压泵的规格。常用液压泵一般性能比较见表 4-5 所示： 表 4-5 常用液压泵一般性能比较 类型 项目 齿轮泵 双作用叶 片泵 限压式变 量叶片叶 片泵 轴向柱塞 泵 径向柱塞 泵 工作压力 20 6.321 7 2035 1020 容积效率 0.70.95 0.80.95 0.80.9 0.90.98 0.850.95 总效率 0.60.85 0.750.85 0.70.85 0.850.95 0.750.92 对污染的敏 感性 不敏感 敏感 敏感 敏感 敏感 根据各种液压泵的性能特点以及数据计算，选择规格相近的 CB 型齿轮泵。 其相关技参数见表 4- 6 所示： 表 4-6 CB 型齿轮泵的型号和技术参数 型号 额定压力 /MPa 最高压力 /MPa 排量/(mL/r) 额定转速 (r/min) 驱动功率 /kw CB- 3 2 10 20 16.4 1500 8.9 4.9.2 确定驱动液压泵的功率 液压泵在整个循环中的额定工作压力为 18MPa，选取液压油路上的压力 - 22 - 损失为 0.8MPa，则液压泵的最高工作压力估算 20MPa。 液压泵的驱动功率为： p pp p qp P = （4-12） 式中 p p 液压泵的最大工作压力； p q 液压泵的流量； p 液压泵的总效率，齿轮泵取8 . 06 . 0。 57 . 4 107 . 060 1043.221056 . 8 3 36 = = p Pkw 4.10 选择调速方式及油路方式 4.10.1 调速方式的选择 由于机器所使用的原动机的不同，其液压传动系统中，驱动液压泵的原 动机分为电动机和内燃机两种不同的形式。这就使得其液压系统的调速方式 也相应有液压和油门两种不同的调速方案供选用。如机床、液压机等机械， 一般用电动机作原动机，液压系统只能采用液压调速。工程机械、农业机械 多采用内燃机作原动机其液压系统即可采用油门调速又可采用液压调速。液 压调速又分为节流调速、容积调速和容积节流调速三大类。对于压力较低、 功率较小、负载变化不大、工作平稳性要求不高的场合，宜选用节流阀调速 回路；功率较小、负载变化较大、速度稳定性要求较高的场合，宜采用调速 阀调速回路；功率中等的场合，要求温升较小时，可采用容积调速；既要温 升小，又要工作稳定性较好时，宜采用容积节流调速；功率较大，要求温升 小而稳定性要求不高的情况，宜采用容积调速回路。结合本次改装特点，采 用液压调速中的节流调速回路。 - 23 - 4.10.2 油路循环方式的选择 液压系统的油路循环方式有开式和闭式两种。开式与闭式系统的比较见表 4- 7： 表 4-7 开式与闭式系统的比较 循 环 方 式 开 式 闭 式 适 应 工 况 一般均能适应，一台液压泵 可向多个执行元件供油 限于要求换向平稳、换向速 度高的一部分容积调速系统。 一般一台液压泵只能向一个 执行元件供油 结构特点和造 价 结构简单，造价低 结构复杂，造价高 散 热 散热好，但油箱较大 散热差，常用辅助液压泵换 油冷却 抗 污 染 能 力 较差，可采用压力油箱来改 善 较好，但油液过滤要求较高 管路损失及效 率 管路损失大， 用节流调速时， 效率低 管路损失较小，容积调速时 效率较高 第五章 液压辅件 - 24 - 5.1 密封件的种类及选配 （1）密封元件的种类 形密封圈属于挤压密封，当 O 形密封圈装入密封槽后，其截面受到一定 的压缩变形。在无液压力时靠 O 形密封圈的弹性对接触面产生接触压力，实 习密封，当密封腔充入压力油后，在液压力的作用下，O 形密封圈被挤到沟 槽一侧，密封面上的接触压力上升，提高了密封效果。 任何形状的密封圈，在安装时必须保证适当的预压缩量，过小不能密封， 过大则摩擦力增大，且易于损坏，因此，安装密封圈的沟槽尺寸和表面粗糙 度必须按有关手册给出的数据严格保证。 （2） Y 形密封圈 Y 形密封圈的截面为 Y 形。一般用耐油橡胶制成，是一种密封性、稳定 性和耐油性较好，摩擦阻力小，寿命较长，应用较广的密封圈。改种密封圈 主要用于往复运动的密封。根据截面长宽比例的不同，Y 形密封圈可分为宽 断面和窄断面两种形式，其中窄断面密封圈又分等高唇和不等高唇两种。宽 断面 Y 形密封圈一般用于工作压力 p 小于等于 20MPa，使用速度 v 小于等于 0.5m/s 的场合。窄断面 Y 形密封圈一般用于工作压力 p 小于等于 32MPa 的场 合。 根据计算过程中，求得的数据，因此选择 Y 形密封圈。 5.2 排气装置的选配 液压系统在安装过程中或长时间停止工作之后会渗入空气， 油中也会混有 空气，由于气体有很大的可压缩性，会使执行元件产生爬行、噪声和发热等 一系列不正常现象，因此在设计液压缸时，要保证能及时排除积留在缸内的 气体。 一般利用空气比较轻的特点可在液压缸的最高处设置进出油口把气体带 走，如不能在最高处设置油口时，可在最高处设置放气孔或专门的放气阀等 放气装置。 - 25 - 5.3 油箱的选配与计算 （1）确定油箱的容量 合理确定油箱容量是液压系统正常工作的重要条件， 确定油箱按经验公式计算： qV= （5-1） 式中 V油箱容量，单位为 L； q 液压泵的总额定流量，单位为 L/min； 经验系数，其数值大体如下： 低压系统 42= ；中高压系统 75= 。对行走设备或经常间断工作 的设备， 其系数可取较小值，对安装空间允许的固定设备，其数值可取较大值。 校核： 倍倍 312. 3 52 . 4 52.13 52.13 1000 1500 1 . 323 = = = V V V 所以校验合格 - 26 - 第六章 连接件的选配 6.1 管接头的计算与选配 卡套式管接头的装配预装 （1）卡套式管接头的预装的最重要的环节，直接影响到密封的可靠性。 一般需要专用的预器。管径小的接头可以在台钳上进行预装。具体做法是， 用一个接头作为母体，将螺母、卡套压紧到管子上可。主要有卡套式直通管 接头、卡套式端直通接通头、卡套式三通管接头等型式。笔者发现，即使是 同一厂家一批货，这几种接头体上锥形孔的深度往往不相同，结果就造成了 泄漏，而此问题往往被忽视。正确的做法是，管子一端用什么样的接头体连 接，对应的连接端则用相同类型的接头预装，这样能最大限度地避免出现泄 漏问题。 （2）管子端面应平齐。管子锯断后应在砂轮等工具上打磨平齐，并且去 除毛刺，清洗并用高压空气吹净后再使用。 （3）预装时，应尽量保持管子与接头体的同轴度，若管子偏斜过大也会 造成密封失效。 （4）预装力不宜太大使卡套的内刃刚好嵌入管子外壁，卡套不应有明显 变形。在进行管路连接时，再按规定的拧紧力装配。6-1 卡套的拧紧力为 64-1 15n、16mmr 259n、18mm 的为 450n。如果在预装时卡套变形严重， 会失去密封作用。禁止加入密封胶等填料。有人为了取得更好密封效果，在 卡套上涂上密封胶 管管接头选择卡套式：GB/T3733.1-1983 管子外径约为20 0 =D d=M27*2 l=16 L=39 扳手尺寸 S=34 e=39.3 - 27 - 6.2 油管内径的计算 管道内径一般根据所通过的最大流量和允许流速，按下式计算： qq d13 . 1 4 = （6-1） 式中 q 通过管道的最大流量； 管道内液流的允许流速，压油管路取 5m/s，回油管路取 3