机械毕业设计（论文）-轴承试验台液静压系统设计（全套图纸）.doc

学士学位论文轴承试验台液静压系统设计摘要液体静压支承技术是一项发展历史不太长但发展较快的新技术，由于其具有传动效率高、支承刚度大、精度保持性好、抗振性好及使用寿命长等特点，被广泛应用于各种机械、仪器和军事装备上，特别是在高精度、高效率和自动化机床以及其他一些机械设备上应用尤为广泛,该技术现在已经成为一种重要的支承和传动形式。液体静压轴承是借助一套液压系统供给的压力油，经过压力补偿元件（节流器或流量阀等），进入轴承油腔中，把轴浮在轴承中间，使之处于流体摩擦状态的一种支承。本设计对该液压加载系统所需的液体静压推力轴承的结构进行了设计，确定和设计了轴承静压供油、保护、回油、主轴顶起及液压加载等一整套液压传动系统，同时对静压传动系统中的节流器进行了选择分析和结构设计。最后，就该系统所需的电气控制部分进行了简要分析和设计，并对该系统的液压控制工作台进行了设计。另外,本设计对一些重要及复杂的计算采用计算机编程优化计算，并进行分析比较来确定重要的参数尺寸。关键词液体静压推力轴承；液压传动；节流器；电气控制全套图纸加153893706Bearing test bench design of hydrostatic system Abstract Hydrostatic sustaining technology is a new technology developing not so long but fast. For its characteristics of high driving efficiency, high sustaining stiffness, good accuracy maintaining performance, vibration resistance and long life, it is applied to all kinds of machines, instruments, and military equipments, especially to high precision, high efficiency and automatic machine tools, and now it becomes an important type of sustainment and drive. Hydrostatic bearing is a bearing which uses the hydraulic oil provided by a set of hydraulic system, through pressure compensating cell (flow controller or flux valve, etc.), going into the pocket of the bearing, floating the shaft in the centre of the bearing, so that the bearing is in the liquid friction situation. In this paper, I have designed the structure of the hydrostatic thrust bearing which is needed in this system, and I also have defined and designed all the sets of the hydraulic driving system of hydrostatic flow supply of the bearing, hydraulic protection, scavenge return, the hydraulic pushing and loading system of the main shaft, and so on. In the same time, the flow controller of the hydrostatic flow supplying system has been chosen, analyzed and designed by the structure. At last, the electronic control parts of the hydraulic driving system is analyzed and designed, and the hydraulic controlling table of the system is also designed. In this paper, computer programming optimizement is used to some important and complicated calculations, and then define the important parameters and dimensions through analysis and comparement. Keywordshydrostatic thrust bearing; hydraulic drive; flow controller; electric control不要删除行尾的分节符，此行不会被打印- III -目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题背景11.2 相关理论概述11.2.1液体静压轴承及特点11.2.2液体静压轴承应用范围11.3课题研究意义及内容21.3.1课题研究的意义21.3.2课题研究的内容2 1.4小结.2第2章 液压顶起及加载系统设计42.1 油路系统原理图的初步拟定42.1.1 工作要求42.1.2 设计参数42.1.3 初步拟定液压系统图42.2 液压加载系统顶起、加载油路系统方案的确定52.3液压加载系统顶起、加载油路系统组件选择82.3.1油缸有效面积的计算82.3.2顶起加载所需流量计算102.3.3顶起、加载所产生压力计算102.3.4顶起及加载油路系统的组件选择11 2.4 小结.14第3章液压加载系统静压供油系统设计153.1概述153.2静压供油系统的设计要求及参数163.2.1设计要求163.2.2设计参数173.3液体动、静压轴承最小功率计算及温升计算173.3.1动、静压轴承功率173.3.3动、静压轴承温升计算253.4液体静压轴承设计263.5推力轴承液压加载系统静压供油系统设计273.5.1静压供油系统的初步拟定273.5.2保护系统及回油系统的拟定283.6元件选择303.6.1流量、压力计算303.6.2选择元件313.7小结.33第4章节流器的设计354.1概述354.2节流器的选择364.3扭板节流器的设计364.3.1扭板节流器的设计与计算364.3.2扭板弯曲变形计算384.4节流器计算的计算机优化39 4.5小结.39第5章 液压供油系统的部分及电气控制部分设计405.1主油箱设计405.1.1设计要求405.1.2油箱的容量V及尺寸确定405.2液压控制柜设计405.3油泵电机支架设计415.4电气控制部分设计要求415.5电气控制部分设计415.6 小结.41总结43致谢44参考文献45附录46程序A-G46附录H66- V -第1章 绪论1.1课题背景推力轴承试验台，其主要是为了能够不在大型的水轮发电机上实测，而是根据其原理进行设计的一台试验台，用来近似模拟水轮发电机的工作过程。而实际工作中的推力头所受的载荷，利用液压油的压力来实现。1.2 相关理论概述1.2.1液体静压轴承及特点液体静压技术是一项发展历史不太长的新技术，近一段时间以来，被广泛应用于各种机械、仪器和军事装备上，成为一种重要的支承和传动形式。特别是在高精度、高效率和自动化机床上，应用更为广泛。液体静压轴承是借助一套液压系统供给的压力油，经过压力补偿元件（节流器或流量阀等），进入轴承油腔，把轴浮在轴承中间，使之处于液体摩擦状态的一种支承。它的特点是：1.轴径的浮起是依靠外来的压力油支承的，因此在各种相对运动速度下（包括静止），都有很高的承载能力。2.轴径与轴承间存在压力油膜，摩擦阻力很小。3.油膜的支承刚度高，抗振性好。 4.旋转精度稳定，精度保持性好。 5.使用寿命长，对于经常起动、停止以及正、反向转动的轴尤为显著。 6.对轴承材料要求不高。 7.适应范围广，轻载、重载、低速、高速均可。 但是，液体静压轴承需要一套压力稳定，过滤严格的供油系统，其结构较复杂，故初次成本高。不过，由于静压轴承的寿命长，只要使用合理，可以几年不进行维修，从而可提高设备利用率和降低维修费用，所以从整体来看还是能够实现增产节约的。1.2.2液体静压轴承应用范围随着科学技术的发展，人们进一步认识了液体静压轴承的原理和特点，逐步地扩大应用范围。除高精度机床采用静压轴承和导轨外，在高效率机床和精密机床上也获得应用。液体静压技术不仅用于支承，也用于传动和连接，如静压螺旋，蜗杆-齿条和花键等结构形式。采用静压与动压滑动轴承联合或混合工作的轴承，可以充分发挥各自的优点。例如，轧钢机和球磨机等大型设备也已采用。近来正在研究把静压与滚动轴承联合工作的轴承，用于高速涡轮发动机上。液体静压轴承不但结构上有改进，应用上逐步扩大，而且工作机理和计算方法上也进一步得到发展。此外，液体静压轴承在精密仪器上也得到应用，如圆度仪和轴承波纹测量仪等。1.3课题研究意义及内容1.3.1课题研究的意义我们知道，对于一项大型的工程项目，在进行实际建设安装之前，有一项必须要做的内容，就是设计出相应的试验台代替实际设备进行模拟测试，以推测其实际工作的可行性。本设计就是这样一个试验装置，因此它本身就有一定的研究意义，另外，随着液体静压技术的不断发展，液体静压轴承的应用范围越来越大，本设计对该轴承的设计也有一定的现实意义。1.3.2课题研究的内容本课题研究设计的内容有：1.调研、查阅资料，熟悉题目内容和要求2.整体方案的论证及比较，终选方案确定3.有关参数计算，元件选择4.液压驱动部分设计与绘图5.油路系统连接图设计与绘图6.静压部分设计与绘图 1.4 小结随着科学技术的发展，人们进一步认识了液体静压轴承的原理和特点，逐步地扩大应用范围。我们知道，对于一项大型的工程项目，在进行实际建设安装之前，有一项必须要做的内容，就是设计出相应的试验台代替实际设备进行模拟测试，以推测其实际工作的可行性。本设计就是这样一个试验装置，因此它本身就有一定的研究意义，另外，随着液体静压技术的不断发展，液体静压轴承的应用范围越来越大，本设计对该轴承的设计也有一定的现实意义。这一章我主要谈论了此次毕业设计目的和意义，和主要系统的运作原理，为之后的设计指明了方向。第2章 液压顶起及加载系统设计2.1 油路系统原理图的初步拟定液压系统的确定必须按设计要求及计算参数的情况拟定。2.1.1 工作要求1.试验台主轴既能顶起又能下移加载；2.主轴上、下移动的速度能够调节，且V下max=1.5mm/s；3.所加载荷要稳定、可靠，载荷能在030吨之间无级变化，在任一载荷下连续工作，并能远程调节载荷；4.过载及事故要有保护。2.1.2 设计参数1.主轴及其上附件重量约为=0.3T；2.工作油液为30#透平油：u=9.610-7kgfs/cmu=2.065910-7kgfs/cm；3.试验台主轴直径为110mm；4.推力负荷为=5T，=30T。2.1.3 初步拟定液压系统图由于本系统中的油缸都是由试验台本身尺寸确定了的，所以这里油缸我们先不设计。具体拟定如下：1.为保证顶起、加载主轴平稳，流量均匀，又顶起、加载两部分并不同时工作，当顶起工作时加载就不工作，反之顶起停止后加载工作。所以我们顶起、加载选用同一个泵，且为定量柱塞泵。同时为保证顶起、加载之间的互换及过载、停电保护油泵，使油泵卸荷，选用“K”型三位四通电磁滑阀。2.为保证系统的工作压力，采用溢流阀的调压回路，溢流阀具有作安全阀、溢流调压作用。同时，为保证所加载荷稳定、可靠，载荷能在030吨之间无级变化，我们选用单向调速阀来调节顶起、加载及主轴移动速度。并且，为使系统在任一载荷下连续工作，并能远程调节载荷，我们选择远程调压阀，由于此阀可用可不用，不用时可以关闭，所以我们选用二位二通电磁滑阀，一起来实现远程调压。3.为了防止突然停电，轴体及轴上附件会突然下落出现事故，故泵出口处设置单向阀，在顶起回路上设置起背压作用的单向顺序阀以实现平衡。4.为了在系统压力过高时或过载能有保护，又设置了压力继电器（常闭），同时安装了压力表。为了防止杂质进入油路，采用粗、精二级滤油。至此，我们就可以拟定出此系统原理图，将在下一节中进行比较确定。2.2 液压加载系统顶起、加载油路系统方案的确定根据设计要求，推力轴承液压加载系统主要是为了能够不在大型水轮发电机上去实测，而是根据其原理设计的一台试验台。而实际工作中的推力头所受的载荷则利用液压油的压力来实现。整个试验过程中，各个部分的操作按设计要求的动作顺序去执行。基本的动作顺序如下；静压供油油泵启 顶起加载油泵启动 主轴被顶起 主轴旋转 加载系统进行加载。从上面的动作顺序中我们可以看到，顶起、加载是两个相当重要的动作过程，而如何通过液压油路去实现，以达到试验台的工作要求，保证试验台的顺利进行，并且更好地满足我们的设计要求将是需要解决的问题。本节将通过讨论、对比、选择来确定此油路系统，这也是本章的重点内容。我们知道，液压系统的实现不外乎就是通过液压组件的功能来实现。也就是说，液压油路系统就是由液压组件连接而成。液压组件众多，而且一个组件还可以实现多个功能，或几个系统同样可能实现同样的一个设计要求。因此，如何选择最少的组件并且实现最佳的设计要求，即最佳油路设计，这是液压系统设计的主要需要解决的问题。在此，我们可以根据设计要求，列出两种较好的方案（如图2-1，2-2所示），通过比较就可以得出最优方案。当然也还有其它的可行性方案，在这里就不列举了。以上所列出的两个油路系统，在满足设计要求的前提下，到底哪个更好一些呢，以什么作为实际依据来判定呢？对于一个可行的液压系统来说，首先要满足所设计的液压设备对动力（功率、载荷）的要求，以及实现此液压设备所需要的运动、工作循环、调速范围和运动平稳性等要求。在满足工作性能要求以及实现工作可靠的前提下，系统要尽量传动效率高、简单和维修方便，并且经济。因此，下面我们就从以上几个方面对图2-1和图2-2所示的试验台两种油路系统（顶起、加载过程）进行分析、比较。 图2-1液压加载系统顶起及加载油路1.油箱 2.6.滤油器 3.油泵 4.电动机 5.单向阀 7.溢流阀 8.二位二通电磁滑阀 9.远程挑压阀 10.压力继电器 11.三位四通电磁滑阀 12.溢流阀 13.14.单向挑速阀 15.单向顺序阀 16.压力表1.从满足设计要求上考虑：图2-1和图2-2基本上都能满足设计要求。2.从传动效率上考虑：图2-1组件较少，结构紧凑，从而压力损失（主要指延程损失）也少，故其传动效率相当高。图2-2组件较多，系统组件布置较零散，从而压力损失（主要指延程损失）也多，故其传动效率相对低些。3.从简单与复杂程度上考虑：图2-1系统简单明晰，图2-2系统布置较繁，复杂。图2-2液压加载系统顶起及加载油路1.油箱 2.6.滤油器 3.油泵 4.电动机 0.单向阀 7.14.溢流阀8.15.远程调压阀 9.压力继电器 10.三位四通电磁滑阀 11. 溢流阀 12.二位二通电磁滑阀 13.压力表 16.19.21.节流调速阀4.从组件配置上考虑：图2-1中，加载系统中用于防止系统压力过载，保证液压系统安全的溢流阀7同时具有溢流作用，一件多用，减少了组件数目。顶起与加载油路上使用了同一型号的单向调速阀，这样造件方便，而且选用的是单向调速阀，而单向调速阀的调速性能较好，当速度变换时，可以避免或减少冲击，流量较稳定，系统顶起、加载平稳。在顶起回路上使用了单向顺序阀，将单向顺序阀的开启压力调到略高于主轴的重量所形成的压力（下腔），从而实现了当加载时，回油路（顶起油路）上的背压能起到平衡主要件（主轴及其上附件）的作用。以上这些就是图2-1和图2-2的不同之处，也就是它相对于图2-2的优点。图2-2相对于图2-1而言，将加载系统中的实现溢流、安全、远程调节等作用的溢流阀分开使用，从而增加了组件数目，使回路上压力损失增大，同时，调速用的是节流调速阀和单向阀分开使用，而调速阀的调速性能与单向调速阀相比差了些。在加载时，顶起回路上使用了节流调速阀以实现回油路上的背压，运动平稳性不如单向顺序阀。这些就是图2-2相对于图2-1的不足之处。5.从经济上考虑：图2-1组件少，成本低，所以经济性较好，而图2-2组件数目多，成本相应高些，所以经济性较差。综上所述，在综合考虑的基础上，我们可以看出图2-1优于图2-2，所以该推力轴承试验台的主轴顶起及加载油路控制系统原理图就选定图2-1。在图2-1中，滤油器2进行粗滤液压油，滤油器6进行精滤。油泵3该选择什么类型的呢？我们知道，在顶起和加载过程中，油量变化不大，所以我们选用定量泵。单向阀5起安全作用（止回作用）。压力继电器10处于常闭状态，当系统压力超过所规定的压力时，停止加载，油泵停止。由于顶起和加载两个过程并不是同时进行的，所以没有必要用两个泵分别供油，只需用一个泵和一个电磁滑阀即可，这里采用三位四通电磁滑阀。由于设计要求中，加载时顶起油泵中压力油通过三位四通电磁滑阀，油回油箱，从而卸荷。当统统断电，三位四通电磁滑阀处于常态时，油泵必须卸荷，而顶起油路的压力油不能回油箱，即主轴不能下移，否则主轴下移，静压若不供油就会磨损静压轴承表面，所选择的电磁滑阀必须保证此要求。而K型三位四通电磁滑阀能满足此要求，故选择该类型。溢流阀12实现溢流作用，单向调速阀13，14分别对加载、顶起过程进行无级调速，单向顺序阀实现加载时油路上的背压作用。2.3 液压加载系统顶起、加载油路系统组件选择在上一节中，我们通过对同时满足设计要求的两个方案的比较，从而确定了最佳方案，接下来这一节我们就按照上节的顶起、加载油路系统进行选件。我们知道，夜压组件的连接形式有三大类，即对于中、低压阀：1.管式连接（略）2.板式连接（B）3.法兰连接（F） 中、高压阀：1.螺纹连接（L） 2.板式连接（B）3.法兰连接（F）而夜压组件的安装方式有：对于中、低压阀：1.法兰安装（略）2.脚架安装（J）；对于中、高压阀：1.法兰安装（略）2.底板安装（D）。根据我们的设计要求，以及试验台的工作环境情况，我们确定将液压组件全部安装在液压控制柜和主、回油箱上或内，有大部分的液压组件要安装在试验台的油路控制柜的板面上，以利于工作操作。故，我们选择液压组件板式连接，从而安装方式就相应选用底板安装。液压组件的选择离不开液体流量、压力，而流量与液压缸的有效面积有关，压力决定于载荷。因此我们下面先确定油缸的有效面积，然后计算流量、压力，最后才能选件。2.3.1 油缸有效面积的计算油缸分为顶起油缸和加载油缸两种，在此我们分别计算。两个油缸的尺寸由推力轴承试验台直接量出。1.顶起油缸有效面积A顶图2-3顶起油缸 图2-4加载油缸如图2-3所示，油缸分为内套和外套，由于顶起油缸外套上有一个圆台阶，因此计算油缸面积时不能按照台阶外侧的直径计算，因为台阶处外套上下压力抵消为零，所以就有一个有效面积，即：A顶=201.6509785cm2.载油缸有效面积A加如图2-4所示，同理可得：A加=409.632266 cm（图中单位均为mm）2.3.2 顶起加载所需流量计算根据设计任务书的要求，已知：主轴及其上附件总重量大约为0.3T，主轴下移速度V下max =1.5mm/s,因此可以分别计算出顶起加载时的流量。1.加载油缸所需油的流量Q加Q加= A加V下max=409.630.15=61.44cm/s2.顶起最大V上max因为，顶起时的流量也是加载时顶起加载油泵所供给的，Q顶= Qp=2 Q加=122.89cm /s（Qp为顶起加载油泵流量）又Q顶= A顶V上max=122.89 cm /s则，求得V上max=0.6094cm/s2.3.3 顶起、加载所产生压力计算我们知道，液压系统中，压力总是产生于负载，根据任务书已知，整个加载系统的最大加载载荷为 =30T，=0.3T,所产生的压力计算如下：1.加载时产生的最大压力P加=73.236/顶起及加载油泵供油压力PpP加2.顶起时产生的压力P顶=1.49/=0.146MPa2.3.4 顶起及加载油路系统的组件选择以上，在本节的前三部分中我们计算完了这两个系统中所需的流量以及所产生的压力，当流量与压力一定以后，我们就可以进行组件的选择了。 确定油泵的规格从上面的计算中，所计算的结果可以得到油泵流量QpQp122.89 cm /s=2 Q加油泵的工作压力PpP加+P=7.18+0.5=7.68MPa其中，P=0.5MPa为进、回油总压力损失。知道了以上数据后，就可以选泵了，选择什么样的泵呢？我们知道：齿轮泵结构简单，价格便宜，容易维护，但流量和压力脉动大，噪声也大。叶片泵运转平稳，流量均匀，压力脉动小，但成本较高，而且要求油液粘度不能过大（一般低于5E）。螺旋泵运转平稳，流量较均匀，压力脉动小，工作可靠，寿命长，但加工工艺复杂，成本高，周详尺寸大。柱塞泵运转较平稳，流量均匀，压力脉动小，自吸能力强，结构较螺杆泵简单，使用方便。因此，通过比较，我们选择柱塞泵，前面已经确定为定量泵，所以选定定量柱塞泵。型号为：2.5MCY14-1B技术规格：额定转速为3000r/min时，连续工作压力为31.5MPa,排量为0.55 cm /rad，1000r/min时的最大理论功率为1.82kw。 确定泵的驱动功率N及电动机选择N=1.0486kw其中，t为油泵的总功率，在0.850.9之间，选t=0.9，因此，可选择相应的电动机为Y90S-4,n=1500r/min时，N=1.1kw。这里之所以选择Y系列电动机，是因为Y型电动机是J02系列的更新换代产品，具有高效，节能，启动转矩高，噪音低，振动小，运动安全可靠等优点，安装尺寸和功率等级安全符合国际标准（IEC）。 控制阀的选择跟据一般情况，为维护和供货方便，元件应尽量选取同一系列统一型号的。前面已经说过，根据本设计任务书要求及推力轴承试验台油路控制台的工作环境，确定的安装方式及连接方式为板式连接和底板安装。故，1.节流调速阀，即本系统选用的单向调速阀按最大工作压力Pp，最大流量Q加选取。2.溢流阀按最高工作压力Pp，最大流量Qp选取。3.换向阀或其他元件按其通过的最大流量及工作压力选取。因此，所选控制如表2-1所示。 管件的选择1顶起、加载油路压力管的选择由以上计算知，油缸最大流量Qmax=61.44 cm /s，但单向调速阀最大流量为167 cm /s，故这里按Qmax=167 cm /s计算，油在管内流速V=3m/s，故选压油管内径为d=7.08m=7.08mm按手册，选内径d=10mm的无缝钢管。油管壁厚s=0.67mm其中，P=7MPa,d=10mm,sp=Pa=52.5MPa这里安全系数n=8,管材抗拉强度sb=420MPa，考虑到与阀的连接，取s=1mm,则顶起、加载油路管选用冷轧无缝钢管10。2泵进出口油管的选用泵吸油管同其吸油管口径为18，故选18的无缝钢管，泵压油管与吸油管选同一型号。表2-1液压元件的选择编号元件名称最大通过流量cm/s规格接口尺寸数量注型号流量cm/s压力MPa1定量柱塞泵122.892.5MCY14-1B31.512粗滤油器122.89XU-1680J26713精滤油器122.89ZU-H1020S16714溢流器122.89YF-B10B6680.5-710()1加载5溢流器122.89YF-B10B6680.5-710()1顶起6单向阀122.89DF-B10K15002110()17二位二通滑阀61.4422DH-B6H11776()1电磁8远程调压阀61.44YF-B8B33.40.5-78()19压力继电器PF-B8G0.7-78()110压力表TX-1501(0-100)11三位四通滑阀122.8934DK-B6C-J1176()1电磁续前表编号元件名称最大通过流量cm/s规格接口尺寸数量注型号流量cm/s压力MPa12单向调速阀QI-10B1670.5-6.31顶起13单向调速阀61.44QI-10B1670.5-6.31加载14单向顺序阀XDF-B10D3340.5-110()115电动机Y90S-412.4 小结 这一章我主要进行了液压系统中的顶起和加载系统的设计，选择了顶起和加载的油缸的尺寸参数，通过载荷确定了油泵的流量和功率，在确定整体的流量和流速后，通过查找资料确定了限压阀和溢流阀等一些阀门的规格。由内压确定了管件的选择，我选择钢管，这样系统相对承压能力较强，但是在与油泵直接相连的管件上，我建议可以选择加固软管，这样可以有效控制油泵的振动通过油管传至整个液压系统，对系统连接处造成损害。为维护和供货方便，元件应尽量选取同一系列统一型号的，在进行了顶起及加载系统的设计后，接下来就是这次设计的主要部分静压系统的设计了，之前的设计会对之后有很大的帮助。第3章 液压加载系统静压供油系统设计3.1 概述液体静压技术是一项发展历史不太长的新技术,近二十年来,被广泛用于各种机械、仪器和军事装备上，成为一种重要的支承和传动形式，特别是在高精度、高效率和自动化机床上，应用更为广泛，更能发挥其所具有的优越性。轴承是机床及其他机械的重要零件，它们直接影响整机的质量指标。因此，对于轴承的要求（特别是在高精度、高效率机床及其他精密机床设备上）通常是支承刚度高、摩擦小、发热少、传动效率和精度高、精度保持性好、轴承刚度对立眼转速变化不敏感以及抗震性能好等等。液体静压轴承是借助一套液压系统供给的压力油，经过压力补偿元件（节流器或流量阀）进入轴承的油腔中，把轴浮起在轴承中间，使之处于液体摩擦状态的一种支承，它的特点是；1.由于轴颈的浮起是依靠外来的压力油支承的，因此在各种相对运动速度下（包括静止）都有很高的承载能力。2.轴颈与轴承间存在压力油膜，摩擦阻力小。3.油膜的支承刚度高、抗振性好。4.旋转精度稳定、精度保持性好。5.使用寿命长，对于经常启动、停止以及正、反转动的轴尤为显著。6.对轴承材料要求不高。7.适用范围广，轻载、重载、低速、高速均可。但是，液体静压轴承需要一套压力稳定、流量均匀、过滤严格的供油系统，其结构较复杂，故成本较高。不过，由于其（轴承）寿命长，只要合理使用，可以几年不修，从而提高设备利用率，降低维修费用。所以从整体来看，还是能够实现增产节约的。液体静压轴承的承载原理在1中有详细的叙述，这里就不再多作叙述，只略加叙述。由分析液体静压轴承的循环系统可知，在压力油的循环过程中，有两个非常重要的液阻：一个是与轴承油腔串联的节流器所形成的节流液阻称为节流液阻；另一个是轴与轴承的微小间隙所形成的液阻称为间隙液阻。理论和实践证明：油路中的压力、流量和液阻三者之间的关系同电路中的电压、电流和电阻三者间的关系相同。所以，就可以利用电路中的规律来研究油路系统。液压承载实际上就是利用静雅轴承和对应的几个油腔之间产生的一个与载荷之间相反的压力差来支承载荷W的。液体静雅系统的压力补偿方式节流器的调压作用及节流器的类型选择，将在下一章中作介绍和详细叙述。本章主要是通过类比的方法设计出满足设计要求得液压供油系统，然后进行比较，从而选择出最优的静压供油系统；进而选择轴承类型，进行动、静压轴承的功耗计算，通过功耗曲线选择最优方案，以确定静压轴承尺寸，计算其性能；接下来进行静压供油系统元件的选择计算，最后选件。3.2 静压供油系统的设计要求及参数3.2.1 设计要求推力轴承试验台对静压轴承及其控制（含油路）部分的要求：1.轴承采用单向开式支承；2.轴承设计成无回油槽的形式；3.采用扭板式反馈节流器；4.控制系统要满足静压轴承的工作要求；5.供油系统要有油泵过载保护。3.2.2 设计参数1.推力负荷 =5T, =30T；2.满载时最高转速；3.承载筋板的最高转速；4.工作油液为30#透平油； u=9.610-7kgfs/cmu=2.065910-7kgfs/cm；5.油腔工作压力P70 kgf/cm；6.推力轴承试验台主拖动电机功率为N=40kw。3.3 液体动、静压轴承最小功率计算及温升计算3.3.1 动、静压轴承功率 动压轴承功耗N动计算根据推力轴承试验台的结构知，其上选用的动压轴承是摆动轴瓦轴承，其尺寸如图3-1所示。 图3-1推力轴承试验台动压轴承轴瓦将上面图中尺寸数据代入公式，即可求出N动，公式为：N动= （3-1）其中，为瓦面数，此处为=6块，为所承受载荷，此处为=30kg=0.3MN，为轴承特性系数，其中，为液压油在处的粘度，= u50=2.065910-7kgfs/cm=0.020659PaS，其中，P为实际平均压强，MPa，L为轴瓦长度，mm=0.1cm，L=B，B为轴瓦宽度，cm，B=10cm，L=，为轴瓦圆心角，=36即瓦面包角，V为轴瓦中心圆的切向线速度，m/s，V=，为主轴转速r/s，为摆动瓦摩擦系数，无量纲，及点位置系数，宽长比，一般为0.61.5，此处取1.0。因此，可按值，查图F15-10最优条件曲线，得=0.6，再由值，值，查图F15-11得2.6。根据以上公式及数据，到本节后，我们可用计算机打印以不同瓦面包角、不同载荷、不同转速时的动压轴承功耗，以与静压功耗、搅油功耗一起打印出数据、曲线。 静压轴承摩擦功率N(即N静)及轴承设计 我们知道，要计算静压轴承的摩擦功率，就必须知道静压轴承的结构及其尺寸，而确定设计什么样的静压轴承将在下节中叙述。这里我们根据试验台主轴轴颈110mm，按照有关原则可以确定：（静压推力轴承尺寸及半径比选择在2叙述）由=55mm=5.5cm, =+0.5，=1.1 （为轴承内径，为油腔内径，半径）；又=1.11 （为油腔外径，半径），可确定轴承外径；则，可以确定轴承尺寸。又根据设计要求，静压轴承设计成无回油槽的，则静压轴承如图3-2及图3-3所示。由两图可以看出，两种静压推力轴承在结构上唯一不同的是，图3-2中轴向封油边过圆心（指的是封油边两侧背油腔线），而图3-3中正好不过圆心，而是轴向封油边外面尺寸为0.1（为轴承外径），而内面宽度尺寸为0.1（为轴承内径），这两种结构各有其优点。其中，图3-2所示结构，加工制造方便，承载能力高，而图3-3所示结构，结构复杂，加工制造不方便，承载能力较高些，内流小。这里我们从加工方便与否上考虑，选用了土3-2结构，但我们设计的推力轴承试验台上的零部件一般为单件生产，故若不考虑加工，只从是使用性能上考虑，也可选用途3-3所示结构，只是其摩擦功耗比图3-2大些。图3-2静压推力轴承根据功耗计算，我们可以计算出，最佳值为=16cm，=6.6cm，=14.4cm。到此为止，我们就可以计算静压推力轴承摩擦功率了。根据轴承工作情况，N静= N，可分为四部分计算，即：1.外封油边的摩擦功耗N外N外记为N=其中，为其摩擦面积，为油膜初始厚度，又=，为转速rpm图3-3静压推力轴承则，N= （3-2）同理可求得以下功耗，2.内封油边的摩擦功耗N内 N内记为N=其中，为其摩擦面积，=则，N= （3-3）3.油腔筋的摩擦功耗N油腔筋N油腔筋记为N，N其中，为其摩擦面积，=（）为两油腔之间筋所夹角，取13则，N= （3-4）4.油腔内的摩擦功耗N油腔N油腔记为N，N= （为油腔深）其中，为其摩擦面积，=（）则，N= （3-5）由以上四部分功耗加起来，忽略个别较小的功耗，就是静压推力轴承的功耗N静，N静= N+ N+ N+ N= kw （3-6）给上式（3-6）中代入数据，就可以求得N静，计算我们采用计算机程序计算，如附录A。 静压油泵功率N油泵功率计算在1中有叙述。 N= kw （3-7）其中，为油泵压力（工作压力），kg/cm；为油泵流量，cm/s； 为油泵效率，一般取0.8 ， （3-8）其中，为油泵供油压力，kg/cm；为静压轴承油腔压力，kg/cm （3-9）其中，为节流比，为液阻比。按1中表7-3查得，其依据是：在工作中载荷W变化大，其变化范围在WWW之间，最大载荷分布均匀，而且在最大载荷作用下，导轨各油腔压力大致相等，其值为，在这种情况下选=1.5。液阻比和节流比是静压支承的重要设计参数，它们直接关系到承载能力和刚度，因此液阻比又称结构参数。=2 ，（=（1.52）2，取2倍）= (3-10)代入数据，就可以得数值。 动压轴承处的搅油功耗N搅N搅= kw （3-11）其中，=，即前面提到的（瓦面包角），Z为瓦面数，Z=6块，N为主轴旋转速度。 （3-12）选，并查得，。则代入数据即可求得N搅。通过上面我们推导或直接写出了这些功耗的计算公式，并且选出了部分参数。根据以上这些，就可以编写程序来对功耗优化，使各部分的功耗分配满足试验台主拖动电机的功耗要求，即：N动+N静+N搅N主 （N主为主拖动电机的功率）又 N主=40kw，即N动+N静+N搅40，这里之所以不取等号，因为所计算的数值只是理论的， 而且有的功耗不能以公式的形式计算，故实际情况往往比理论的功耗大些，所以一般情况下不取等号。同时，静压支承（不包括溢流阀回油的那部分）的总功率损失为支承的泵功率和摩擦功率之和。N=N+N= N+ N静 （3-13）显然，我们通过上面计算N，N的公式，可以看出，粘度和间隙对于泵功率和摩擦功耗具有相反的影响。此外，在外廓尺寸一定的油垫中，封油边加宽将增大摩擦功耗，而减少流量，其影响同粘度一样。但因粘度同间隙彼此无关，只能在不同的已知条件下分别找出各自的最小总功率条件。 在进油压力、液阻比、相对速度和结构尺寸已经确定的前提下，因为粘度设计要求中已经给出，故为使功率消耗最小，就必须选择间隙来使总功耗最小。求得，3N=N即，在一定条件下，如果间隙选得恰好使摩擦功耗为泵功率的三倍，则总功耗为最小。如图3-4所示。因此，利用编程所得数据，进行比较，求得（因当确定以后，N静只与，n有关，而N动只与n有关，N搅也只与n有关）后，确定就可以确定，从而选出此时的N动、N静、N搅值，将其加起来。即，选=16cm，=0.005cm时，n=1300rpm时，此处编程计算，见附录。图3-4 最小功耗曲线 3N=N得到，N静=9.58965kw，N动=14.04918kw ，N搅 =1.03777kw则，N动+N静+N搅=24.6766kw。此时，便可计算出有效承载面积。根据， （3-14）求得为 =601.2676cm 再利用 （3-15）已知=30T，求得，=50.91285kg/cm故满足设计要求。 N主=40kw，而选出的N动+N静+N搅为24.6766kw，远小于N主，这是因为计算公式是摘自日本学者的论文中，此计算公式与实际情况有着很大的出入，如图3-5所示。图3-5搅油功耗理论与实验曲线 从图中可以看出，理论和实际N搅相差很大，所以，计算和选择参数进行功耗分配时，必须留出足够大的余量，以保证主拖动电机能够拖动。同时，我们从附录程序中，也计算出了：=445.1818cm/s ，N=11.4523kw，此时N=9.58965kw可以看出，虽不是最小功耗情况，但也在最小区域内，所以可以满足要求。3.3.3 动、静压轴承温升计算轴承工作中，有摩擦功耗，摩擦及搅油的那不分功耗发热而成为热能，轴承温升，一般在（50c）范围内。 静压轴承温升静压轴承温升计算公式在1中叙述。 = （3-16）其中，为润滑油比热，=0.40.5千卡/kg，为润滑油重度，=0.000850.0009kgf/cm,此处取=0.45 ，=0.00085将N、N及=445.1818 cm/s代入得=29.42168，满足要求。 动压轴承温升= （3-17）因，前面已经查得=0.6，所以，取=12.5 （温升系数），其中，是平均压强，在计算功耗时求出=5MPa，则，=12.50.595=36.875则，油的平均温度为=20+18.437=38.437，其中，为常温，=38.437满足要求。3.4 液体静压轴承设计在上一节中，我们已经将轴承部分尺寸确定出了，在这一节中，我们确定其具体尺寸，如图3-6所示。在图中，我们采用的静压轴承是无回油槽式的，所以就存在“内流”现象。所谓：“内流”就是在主轴受载偏移后，各油腔压力不等，存在压力差，从而在油腔间产生“内流”，下面积算“内流”系数（关于“内流”叙述和计算在1中有介绍） 图3-6静压推力轴承尺寸= （3-18）其中，分别为轴承径向、周向液阻 （3-19）其中，为轴承间隙= （3-20）其中，为径向封油边圆心夹角，则“内流”系数为= （3-21）代入数据得，=0.519我们知道，当主轴转动时，推力轴承油腔中的油液在离心力的作用下，加快了排油速度，致使油腔压力下降，主轴转速越高，离心力越大，则油腔“掉压”越严重，所以在计算油腔流量时必须考虑到由于离心力作用所失去的那部分离心流量，这部分内容在1中有详细介绍。我们选用设计的是单向开式定压供油的静压推力轴承，且无径向回油槽，从而以减少油泵功率（即减少流量）。另外，由于轴承没有径向回油槽，两个相邻油腔之间只有一个径向封油面（而右径向回油槽的静压推力轴承具有两个径向封油面），因此，在每个周向封油面宽度相等的条件下，无轴向回油槽静压推力轴承的摩擦功耗N也比较小。显然总功耗N=N+N也随之减小。当然这种轴承存在“内流”，其油膜刚度有所下降，因而应综合分析，全面考虑。3.5 推力轴承液压加载系统静压供油系统设计3.5.1 静压供油系统的初