拖拉机液压提升实验台设计毕业设计（有全套图纸） .pdf

本科毕业设计（论文）通过答辩 目录 摘要1 关键词1 1 前言2 1.1 选题目的2 1.1.1 实验一般要求2 1.1.2 下悬挂点的提升力实验2 1.1.3 框架上的提升力实验2 1.1.4 静沉降实验3 1.2 选题背景3 1.3 选题意义3 1.4 研究的主要内容4 2 液压缸的计算和选择4 2.1 液压缸工作压力计算4 2.2 液压缸缸径和活塞杆直径计算5 2.3 液压缸的有效工作面积计算5 3 计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值6 3.1 上升时液压缸的压力、流量和功率值6 3.2 下降时液压缸的压力、流量和功率值6 4 设计液压系统工作原理图6 4.1 选择基本回路6 4.1.1 调速回路6 4.1.2 油路循环形式6 4.1.3 换向回路7 4.1.4 压力控制回路7 4.2回路合成7 本科毕业设计（论文）通过答辩 5 液压元件的计算和选择8 5. 1液 压 泵 的选 择 8 5. 2电 动 机 的选 择 9 5. 3元 件 、 辅件 列 表 9 5 . 4确 定 油 管 尺 寸 1 0 5 . 5油 箱 的 设 计 1 0 5 . 6液 位 计 的 选 用 1 1 5 . 7过 滤 器 的 选 用 1 2 5.7.1 吸油过滤器的选用12 5.7.2 回油过滤器的选用13 6 液压油的选用15 7 液压系统性能的验算15 7.1 回路中压力损失验算15 7.1.1 上升时压力损失验算15 7.1.2 下降时压力损失验算17 7.2 液压泵各阶段的工作压力验算20 7.3 系统油液温升验算20 8机械系统性能的校核21 8. 1 滚动轴承的选用与校核 21 8.2各部件强度校核21 8.2.1 油缸连接销剪切强度校核21 8.2.2 提升架传感器连接销剪切强度校核22 8.2.3 提升架下悬挂点销轴剪切强度校核22 8.2.4 ac 杆的抗拉强度校核23 8.2.5 油缸轴承轨道剪切强度校核23 8.2.6 地脚螺栓危险截面的拉伸强度校核24 8.2.7 轨道座和轨道连接块的连接螺栓挤压强度和剪切强度校核25 9 结论26 参考文献 27 本科毕业设计（论文）通过答辩 致谢28 附录 28 本科毕业设计（论文）通过答辩 1 拖拉机液压提升实验台设计拖拉机液压提升实验台设计 摘要：此设计是载荷为4吨重的拖拉机液压提升实验台。本拖拉机液压提升试验台主要用 于测定农业拖拉机后置三点悬挂装置下悬挂点处最大提升力、悬挂点后610mm 处最大提升力和进 行静沉降实验。传统的液压提升试验台的拉力油缸和油缸轨道之间存在的是滑动摩擦，在加载拉 力进行实验时会形成摩擦自锁，因此会导致加载的拉力不是竖直方向，以至于测量的最大提升力 偏大以及缩短了试验台的寿命。为了提升所测量数据的准确性及保证试验台的正常使用寿命，特 在拉力油缸和油缸轨道接触点处加上一对深沟球轴承，将其之间的滑动摩擦改进为滚动摩擦。 关键词：拖拉机；液压；压力；流量；应力； 本科毕业设计（论文）通过答辩 2 the design oftractor hydraulic lifting bench abstract:this design is a load of 4 tons of tractor hydraulic enhance bench. the tractor hydraulic lifting test rig is mainly used for the determination of agricultural tractor rear three-point suspension under suspension at the point of maximum lift force, 610mm at the suspension point of maximum lifting force and static sedimentation experiments.sliding friction between the traditional hydraulic lifting test bed pull the fuel tank and fuel tank track load pull experiment the formation of friction self-locking, thereby causing the load of the tension is not the vertical direction, so that measurementthe maximum lifting force is too large and shorten the life of the test bed. pull the fuel tank and fuel tank track in order to enhance the measurement accuracy of the data and to ensure the normal life of the test rig, especially at the contact point of the deep groove ball bearings add a pair of sliding friction between the improved rolling friction. key words:tractor; hydraulic; pressure; flow;stress; 本科毕业设计（论文）通过答辩 3 1前言 1.1选题目的 拖拉机液压提升试验台主要用于测定农业轮式拖拉机后置三点悬挂装置下悬挂 点处最大提升力、悬挂点后610mm 处最大提升力和进行静沉降实验。 1.1.1实验一般要求 将不带配重的拖拉机固定在水平位置， 使拖拉机轮胎受到动力提升的反作用力时 不发生变形。 带和不带框架实验时，悬挂杆件应调整到如下规定的典型的和可重复的状态。 调整悬挂杆件，使动力提升行程和下下悬挂点离地高度满足 gb/t 1593.1、gb/t 1593.2、gb/t 1593.4规定的要求。对动力提升行程达不到标准要求的拖拉机，应在 所能达到的最大动力提升行程内测量提升力。 如果拖拉机达不到规定的动力提升行程 和下悬挂点离地高度，应在实验报告中说明。 上拉杆长度应调整到当下拉杆处于水平位置时，框架的立柱处于垂直位置。 当上铰接点或下铰接点不止一个时，所用的铰铰接点由制造厂选定，并在实验报 告中说明。 提升杆与下拉杆的挂接点不止一个时，所用的挂接点由制造厂选定，并在实验报 告中说明。 这些初始调整应尽可能使立柱从垂直位置到框架处于最高位置时， 立柱至少转过 10 。如果达不到这一要求，应在实验报告中说明。 1.1.2下悬挂点的提升力实验 在连接两个悬挂点的水平杆上施加一个能够测量的垂直向下的力。 该力应位于拖 拉机纵向中心平面内，并在整个提升范围内保持垂直。为确保测量精度，应注意避免 在力作用下出现扭转现象。 有效提升力和相应的液压压力应在整个提升范围内间隔大致相等的至少6点处测 量，包括最高点和最低点两个极限位置。每点的力应为克服静载荷所发挥的最大值。 此外，应测量提升行程。实验时记录的压力应超过安全阀最小调定压力。 将测得的提升力最小值修正到相当于液压提升系统安全阀最小调定压力的90%时 的对应值，该值正值即为整个提升范围内的最大提升力。 1.1.3框架上的提升力实验 将具有下列特征的框架连接到三点悬挂杆件上： 本科毕业设计（论文）通过答辩 4 1)立柱高度和下悬挂点到拖拉机中心线的距离符合 gb/t 1593.1、gb/t 1593.2、gb/t 1593.4规定的拖拉机的的悬挂类别。如果拖拉机的悬挂类别 不止一个，实验用类别由制造厂选定； 2)质心应在下悬挂点后610mm、与立柱垂直的两下悬挂点的中心线上。 在悬挂框架质心处施加一可测量的垂直向下的力， 将框架质量与所施加的力 相加作为提升力。 有效提升力和相应的液压压力应在整个提升范围内间隔大致相等的至少6点处测 定，包括最高点和最低点两个极限位置。每点的力应为克服静载荷所发挥的最大值。 此外，应测量提升行程。实验时记录的压力应超过安全阀最小调定压力。 将测得的提升力最小值修正到相当于液压提升系统安全阀最小调定压力的90%时 的对应值，该值正值即为整个提升范围内的最大提升力。 1.1.4静沉降实验 按1.1.1的要求固定拖拉机。 在框架质心处施加一个垂直向下的载荷，其大小为1.1.3确定的整个提升范围内 的最大提升力，并在整个实验期间保持该载荷不变。 将液压提升装置和操纵机构置于制造厂推荐的农具运输状态的位置，发动机熄 火，测量加载点的垂直高度。 在30min 内，每隔5min 测量一次加载点的垂直高度。 1.2选题背景 拖拉机作为一种动力机械， 其动力最终要通过拖拉机与农机具的挂接点将动力传 递出去。液压悬挂装置就是利用液压作为动力来控制农具的提升和下降。悬挂点处最 大提升力、悬挂点后 610mm 处最大提升力直接关系到农具能否正常工作和运输以及 拖拉机适合悬挂的农具范围， 同时也反映拖拉机的动力系统和液压系统的性能以及决 定拖拉机的使用范围。 拖拉机液压提升实验台主要用于全国各农机鉴定站对农业拖拉机后置三点悬挂 装置提升能力的鉴定以及拖拉机生产厂家对自己产品的检验和调试。 国外的技术已相 对比较成熟，国内还处于初步的生产和改进阶段，其中洛阳一拖和农机化司对该产品 比较重视，我省的农机鉴定站也在加紧研制、安装、调试。 1.3选题意义 传统的液压提升试验台的拉力油缸和油缸轨道之间存在的是滑动摩擦， 在加载拉 力进行实验时会形成摩擦自锁，因此会导致加载的拉力不是竖直方向（与水平线不垂 本科毕业设计（论文）通过答辩 5 直，通常测量时要人为敲击油缸使其大概处于竖直方向），以至于测量的最大提升力 偏大。同时由于是滑动摩擦副，加速了拉力油缸的铰轴和油缸轨道之间的磨损，导致 测量误差越来越大以及缩短了试验台的正常使用寿命。 为了更好的测量农业拖拉机后置三点悬挂装置下悬挂点处的最大提升了、 悬挂点 后 610mm 处最大提升力和进行静沉降实验，提升所测量数据的精度及保证试验台的 正常使用寿命。特在拉力油缸和油缸轨道接触点加上一对深沟球轴承，将其之间的滑 动摩擦改进为滚动摩擦。 特点： 1)测量精度高； 2） 拉力油缸自适应转动和移动，方便试验和测量； 3)试验台正常使用寿命较高。 1.4研究的主要内容 该拖拉机液压提升实验台的设计只要可以分成以下几个部分： 1)总体参数的选择和总体布局，合理选择机型、性能参数、整机尺寸及总成的 机构形式，并进行合理布局； 2)试验台机械系统的设计， 根据实验台工作要求， 设计结构和尺寸合理的零件， 同时确定零件合理的加工工艺及技术要求； 3)试验台液压系统的设计， 根据实验台工作要求， 设计或选择合适的液压元件， 制定该试验台液压系统原理图。 2液压缸的计算和选择 液压缸是液压系统中的执行元件，它的职能是将液压能转换成机械能。液压缸的 输入量是液体的流量和压力， 输出量是直线速度和力。 液压缸的活塞能完成往复运动， 输出有限的直线位移。 设计时先根据使用要求选择结构类型，然后按负载情况、运动要求、最大行程等 确定其主要工作尺寸，进行强度、稳定性和缓冲验算，最后再进行结构设计。 2.1液压缸工作压力计算 该拖拉机液压提升实验台液压缸载荷为 4t，该实验台是农业机械的鉴定检验机 械，可看做农业机械。 工作压力可根据负载和主机类型结合实际可选的液压缸确定，由液压与气压传 动 1表 9-3、表 4-7 选取： mpap10 本科毕业设计（论文）通过答辩 6 2.2液压缸缸径和活塞杆直径计算 由于此液压缸提供的是向下拉力，因此选用单杆活塞式液压缸，根据液压与气 压传动 1表 4-5，初选杆径比 3/1/dd。为使运动平稳，在液压缸回油路上须加 节流阀回路节流调速系统，背压力值参照液压与气压传动 1表 9-1,选取背压 papb 5 104。 根据 21 pafapb,3/1/dd可求出液压缸大腔面积 1 a 为 2 1 3 . 4265 mma mm a d 7 . 73 4 1 （1） 根据 gb2348/t-1993液压与气压传动 1 (表 4-4)圆整成就近的标准值，得 d=80mm，液压缸活塞杆直径mmdd4024)5 . 03 . 0(，根据 gb/t2348-1993液压 与气压传动 1 (表 4-6)和液压设计手册-软件版 2就近圆整成标准值 d=40mm。 查液压设计手册-软件版 2取液压缸型号为 hsgk0180/40ae-e c600。 hsgk0180/40ae-ec600 型工程液压缸主要技术规格： 缸径：80mm 活塞杆直径：40mm 最大行程：1000mm 最大工作压力：160mpa 缸盖连接形式：内卡键连接 活塞杆形式：螺纹连接活塞杆 液压缸与机体连接形式：耳环带衬套中间铰轴 2.3液压缸的有效工作面积计算 无杆腔有效面积 22 1 50248080 44 mmda （2） 活塞杆面积 22 3 12564040 44 mmda （3） 有杆腔有效面积 2 312 376812565024mmaaa（4） 本科毕业设计（论文）通过答辩 7 3计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值 3.1上升时液压缸的压力、流量和功率值 上升速度为min/75 . 0 1 mv ，负载 f 近似为零 mpampa a paf p3 . 0 5024 4 . 03768 1 22 1 （5） min/768 . 3 min/m103768min/75 . 0 105024 va 3636 111 lm q （6） kwkwqpp019 . 0 60768 . 3 3 . 0 11 （7） 3.2下降时液压缸的压力、流量和功率值 下降速度为min/35 . 0 2 mv mpa m pamn a paf p15.11 103768 104105024104 26 5264 2 21 1 （8） min/3188 . 1 min/m10 8 . 1318min/35 . 0 103768 va 3636 221 lm q （9） kwkwqpp245 . 0 603188 . 1 15.11 11 （10） 表 1液压缸工循环各阶段压力、流量和功率值 table 1pressure, flow and power values of the various stages of the hydraulic cylinder work cycle 工作循环负载回油背压进油压力输入流量输入功率 f/knp2/mpap1/mpaq1/10-3m3s-1p/kw 上升00.40.30.06280.019 下降400.411.150.0220.245 4设计液压系统工作原理图 4.1选择基本回路 4.1.1调速回路 由于液压系统功率较小和本试验台工作时对低速性能和速度负载特性都有一定 的要求，采用节流阀式调速回路，同时为了便于实现压力控制，低速平稳性，以及避 免出现前冲现象，采用回油节流调速。 4.1.2油路循环形式 调速方式决定之后，油路循环形式基本也就确定，选用开式回路。 本科毕业设计（论文）通过答辩 8 4.1.3换向回路 三位四通换向阀的中位机能的选择对保证系统工作性能有很大作用， 为了便于试 验时记录数据及启动平稳，决定采用“o”型中位机能。为了便于控制，决定采用电 磁换向阀。综合以上要求，决定采用“o”型中位机能的三位四通电磁换向阀。 4.1.4压力控制回路 在液压泵出油口设置溢流阀来控制液压泵的工作压力同时安装二位二通电磁换 向阀卸荷。 在三位四通电磁换向阀的进油口设置减压阀来调整液压缸的下拉力， 同时起到稳 压作用，使液压缸工作压力不受溢流阀压力波动的影响。 4.2回路合成 对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和归并。 在进行静沉降实验时，为了保证施加在框架上的载荷保持恒定，在液压缸有杆腔 油口设置气囊式蓄能器。 在换向阀和节流阀之间安装液压锁。 液压锁实质是由两个液控单向阀组成。液 控单向阀具体结构就是一个带有液控口的单向阀。有阀座，钢球，弹簧，液控 口，控制柱塞，和 a,b,x 三个油口。 a-b 方向，液压油克服弹簧力，推开钢球， 直接流过去。b-a 方向，钢球落在阀座上，油流不过去，需要在 x 口接入带有压 力的控制油，控制油作用在控制柱塞上，推动柱塞前进，柱塞连接推杆，推杆 顶开钢球，这样液压油就可以“反向”流动了。液压锁的作用是互锁，及图中滑 阀位于中位时，液压油缸在两个单向阀的作用下左右油缸处于静止状态；但是 当滑阀处于右位机能时，及 b 口进油，此时右路单向阀进油，同时控制油路把 左路单向阀打开泄油；当滑阀处于左位机能时同理。 图 1 中虚线所框出的部分 就是液压锁。 图 1液压锁 figlhydrauliclock 设置压力表等。 本科毕业设计（论文）通过答辩 9 合成后完整的液压系统如图 2 所示 图 2液压系统原理图 fig2hydraulicsystemdiagram 5液压元件的计算和选择 5.1液压泵的计算和选择 泵的基本参数是压力、流量、转速、效率。泵的流量应稍大于液压马达和液压缸 流量之和，考虑到油路中的各种流量损失，一般留有 15%的裕度。 计算液压泵的工作压力： 根 据 拟 定的液压 系统是采 用回油路节流调速，进 油路压力损失选取 5 5 10ppa ，故液压泵工作压力为： papapppp 55 1 10 5 . 11610)5 5 . 111(（11） 式中 1 p执行元件的最大工作压力 p 进油路上的压力损失 考虑到系统动态压力因素的影响，液压泵的额定工作压力为 mpapapp 6 . 1410 6 . 14510%)251 ( 5 . 116 55 （12） 本科毕业设计（论文）通过答辩 10 计算液压泵的流量： 取液压系统的泄漏系数 k=1.2 则液压泵的最大流量 min/5216 . 4 min/768 . 3 2 . 1)( max llqkq ip （13） 式中k 回油泄漏折算系数k =1.1-1.3； max )( i q同时工作的执行元件流量之和的最大值。 根据 p p 、 p q ， 液压与气压传动 1（表 3-4）选用外啮合齿轮泵，查液压设 计手册-软件版 2取齿轮泵型号为 cb3-06。 cb3-06 型齿轮泵的主要参数： 排量：6ml/r 额定压力：14mpa 最高压力：17.5mpa 额定转速：2000 r/min 最高转速：3000 r/min 容积效率：90% 质量：2.15kg 5.2电动机的选择 最大功率在液压缸下降阶段， 取液压缸进油路上压力损失为 0.5mpa,则液压泵输 出压力为 11.65 mpa。液压泵的总效率为8 . 0 p ，液压泵的最大理论流量 9.87ml/r 2700r/min=12l/min,驱动液压泵最大输入功率 p 为： kwkwp9 . 2 608 . 0 1265.11 （14） 查 机械设计课程设计手册 3表12-1选取y100l-6型电动机， 额定功率为1.5kw, 满载转速 940r/min,液压泵输出流量为 5.64l/min,仍满足系统要求。 5.3元件、辅件列表 各类阀可通过最大流量和实际工作压力选择，阀的规格如表 2 所示： 表 2元件和辅件的规格 table 2specifications of components and accessories 元件名称额定流量额定压力额定压降型号、规格 l/minmpampa 油箱 空气过滤器kgq-402.5 吸油过滤器251.60.01wu-2540f 本科毕业设计（论文）通过答辩 11 元件名称额定流量额定压力额定压降型号、规格 l/minmpampa 回油过滤器251.60.35rfb-2530-l 液压泵1214cb3-06 溢流阀6316yf3-ea10b 单向阀2521dif-l10h1 二位二通电磁换向阀63160.32we10o10 减压阀2014jf-l10c 三位四通电磁换向阀30210.534eo-b10h-tzz 液压锁 单向节流阀25140.5ldf-b10c 蓄能器nxq1-l1.6/20-l-h 液压缸hsgk0180/40ae-ec600 5.4确定油管尺寸 由前面所得各数据， 按照书中推荐的油液在压油管中的流速取 v=3m/s,可得与液压 缸相连管道的最大内径可按下式计算： 4q d v （15） 按 5.64l/min 计算：v 取 3m/s mmmd7 . 5 60314 . 3 1064 . 5 4 3 （16） 查液压设计手册-软件版 2取标准值 d=6mm 的钢管，钢管外径 10mm，管接 头螺纹110m,推荐管路流量 6.3l/min。 5.5油箱的设计 油箱属于非标准件，在实际情况下常根据需要自行设计。油箱设计时主要考虑油 箱的容积、结构、散热等问题。 油箱的容积是油箱设计时需要确定的主要参数。油箱体积大时散热效果好，但用 油多，成本高；油箱体积小时，占空间少，成本降低，但散热条件不足。在实际设计 时，可用经验公式初步确定油箱的容积，然后再验算油箱的散热量 q1,计算系统的发 热量 q2，当油箱的散热量大于液压系统的发热量时（q1q2） ，油箱容积合适；否则 增大油箱容积或采取冷却措施。 本科毕业设计（论文）通过答辩 12 油箱除具备储存必须的油量外， 还应有液压回路中的油全部流回油箱不溢出的预 备空间，即油箱油液高度最高不超过油箱高度的 80%，最低使进油口过滤器不吸入空 气。一般行走机械、带有冷却装置的机械，油箱容量选最小值；而固定设备、没有冷 却装置靠油箱散热的机械选最大值。 油箱容积的估算经验公式为 lllqv4048.3964 . 5 7（17） 式中v油箱的容积（l） ； q液压泵的总额定流量（l/min） ； 经验系数（min） ，其数值确定如下： 对于低压系统（p5mpa） ，=24min； 对于中压系统， （5mpap16mpa） ，=57min； 对于高压系统， （p16mpa） ，=612min。 注意事项： 1）箱体要有足够的强度和刚度。油箱一般用 2.54mm 的钢板焊接而成，尺寸 大者要加焊加强筋。 2）泵的吸油管上应安装网式过滤器，过滤器与箱底间的距离要大于 20mm，过滤 器不允许露出油面，防止泵卷吸空气产生噪声。系统的回油管要插入油面以下，防止 回油冲溅产生气泡。 3）回油管和吸油管应隔开，两者间的距离尽量远些，应当用几块隔板隔开，以 增加油液的循环距离，使油液中的污物和气泡充分沉淀和析出。隔板高度一般取油面 高度的 3/4。 4）防污密封。为防止油液污染，油箱要安装空气过滤器，盖板及窗口各连接处 均需加密封垫，各油管通过的孔都要加密封圈。 5）油箱底部应有坡度，箱底与地面间应有一定距离，箱底最低处要设置放油塞。 6）油箱内壁表面要做专门处理。为防止油箱内壁涂层脱落，新油箱内壁要经喷 丸、酸洗、和表面清洗，然后可涂一层与工作液相容的塑料薄膜或耐油清漆。 5.6液位计的选用 液位计通常为带有温度计的装置， 液位计一般设计在油箱外壁上面， 并靠近油口， 以便注油时观测液面。液位计的下刻线至少应比吸油过滤器或吸油管口高出 75mm， 以防止吸入空气，液位计上刻度线对应着油箱的容量。液位计与油箱的连接处应有密 封措施，对于油温有严格要求的液压装置，可采用传感式液位温度计，其温度计是利 本科毕业设计（论文）通过答辩 13 用灵敏度很高的双金属片的热胀冷缩的原理来测量油温的。 ywz 系列液位温度计是油箱的必备附件，它可以指示液位和液温的高低。根据 油箱有效容积，选择 ywz-80 型液位温度计。 图 3ywz 系列液位温度计 fig3ywz series level thermometer 5.7过滤器的选用 选择过滤器的依据是：过滤精度、通油能力、工作压力、允许压降、过滤器类型 等。过滤器的类型是指它在系统中的安装位置不同，有吸油过滤器、压力油过滤器、 回油过滤器、通气过滤器。 选择过滤器时，通流能力一般为实际通流量的 1.5-2 倍以上。 5.7.1吸油过滤器的选用 在液压泵站中，吸油口应放置一个过滤器，可以保护系统内的所有元件，但由于 泵吸油阻力的限制，只能选用压力损失小的网式过滤器。网式过滤器一般安装在液压 泵吸油管端部，具有结构简单、通流能力大、阻力小、易清洗等优点，缺点是精度不 高。 根据系统类型和最大工作压力查液压与气压传动 1（表 6-1）得系统所需过 滤器的过滤精度范围为 25-50 m。 由系统最大工作流量（10.8l/min）和过滤精度范围（25-50 m）查液压设计 本科毕业设计（论文）通过答辩 14 手册-软件版 2选用 wu-25 40f 型吸油过滤器。 wu-2540f 型吸油过滤器的主要参数： 过滤精度：40 m 最大压损：0.01 公称流量：25l/min 通径：15mm 连接方式：法兰连接 外形如图 4 所示： 图 4吸油过滤器 fig4suction filter 5.7.2回油过滤器的选用 在油路的回油口设置一个回油过滤器， 可以把系统内油箱或管壁氧化层的脱落或 液压元件磨损所产生的颗粒过滤掉， 以保证油箱内液压油的清洁使泵及其其他元件收 到保护。 由于回油压力较低，所需过滤器强度不必过高。 回油过滤器的设置要考虑的因素要更多些，其中一个重要因素是液压冲击， 尤其是上游有液压缸和比例阀的情况下，在高压下液压缸的换向和比例阀的突 然掉电，都会产生很大的瞬间流量冲击，对油滤的滤芯会造成很大的伤害，在 设计选用回油管路油滤时要有充分的认识，在结构上予以加强。 根据系统类型和最大工作压力查液压与气压传动 1（表 6-1）得系统所需过 滤器的过滤精度范围为 25-50 m。 本科毕业设计（论文）通过答辩 15 由系统最大工作流量（10.8l/min）和过滤精度范围（25-50 m）查液压设计 手册-软件版 2选用 rfb-25 30-f 型直回式回油过滤器。 rfb-2530-l 型直回式回油过滤器的主要参数： 通径： 公称流量：25l/min 过滤精度：30 m 公称压力：1.6mpa 允许最大压力损失：0.35mpa 旁通阀开启压力：0.4mpa 滤芯型号：fbx-2530 进油口连接方式：螺纹连接 外形如图 5 所示： 图 5回油过滤器 fig5back to the oil filter 本科毕业设计（论文）通过答辩 16 6液压油的选用 液压系统中的工作油液具有双重作用，一是作为传递能量的介质，二是作为润滑 剂润滑运动零件的工作表面，因此液压油的性能直接影响液压传动性能:入工作可靠 性、灵敏性、工况的稳定性，系统的效率及零件寿命等。 选择液压油首先要考虑的是粘度的问题。在一定条件下，选用的油液粘度太高或 太低，都会影响系统的正常工作。粘度高的油液流动时产生的阻力较大，克服所消耗 的功率越大， 而此功率消耗又将转化成热量使油温上升。 粘度太低， 会使泄漏量加大， 使系统容积效率下降。 根据该液压系统液压泵类型（齿轮泵）和工作温度查液压设计手册-软件版 2 得液压泵用油粘度推荐值范围为 17-40smm / 2 ，这里选用 ya-n46(30 号)普通液压油。 7液压系统性能的验算 7.1回路中压力损失验算 回路压力损失计算应在管道布置图完成后进行，必须知道管道的长度和直径。 管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即 d=6mm,长度在管道布置图未完成前暂按进 油管、回油管均为ml3估算，进、回油路总的局部阻力系数都估算为2 . 7 ，油 液运动粘度取smmv/30 2 ， 3 /900mkg在此设计工进压力损失最大。 7.1.1上升时压力损失验算 上升时进油路的总压力损失 在进油路上流速为 smlq/100628 . 0 min/768 . 3 33 （18） smsm d q v/222 . 2 / 10614 . 3 100628 . 0 44 62 3 2 1 （19） 则雷诺数 2320 4 . 444 1030 106222 . 2 re 6 3 1 dv （为层流）（20） 因为液压管为金属管，所以沿层阻力系数为 169 . 0 4 . 444 75 re 75 （21） 进油路管道内的沿层压力损失 d vl p 2 2 1 （22） 本科毕业设计（论文）通过答辩 17 papa d vl p 2 . 187740 1062 222 . 2 9003 169 . 0 2 3 22 1 （23） 进油路管道内的局部压力损失 2 2 1 v p （24） papa v p 8 . 15996 2 222 . 2 900 2 . 7 2 22 1 （25） 进油路液体流过各种阀类的局部压力损失 2 )( n nv q q pp（26） 式中 n q阀的额定流量 n p阀在额定流量 n q下的压力损失 q通过阀的实际流量 进油路中油液流经各阀（只有三位四通换向阀）的局部压力损失 papa q q pp n nv 7 . 7887) 30 768 . 3 (105)( 252 （27） 上升时进油路的总压力损失 mpapa pppp v 2116 . 0 ) 7 . 7887 8 . 15996 2 . 187740( 进 （28） 上升时回油路的总压力损失 在回油路上流速为 smvv/222 . 2 12 （29） 则雷诺数 2320 4 . 444 1030 106222 . 2 re 6 3 2 dv （为层流）（30） 因为液压管为金属管，所以沿层阻力系数为 169 . 0 4 . 444 75 re 75 （31） 回油路管道内的沿层压力损失 d vl p 2 2 2 （32） 本科毕业设计（论文）通过答辩 18 papa d vl p 2 . 187740 1062 222 . 2 9003 169 . 0 2 3 22 2 （33） 回油路管道内的局部压力损失 2 2 2 v p （34） papa v p 8 . 15996 2 222 . 2 900 2 . 7 2 22 2 （35） 回油路液体流过各种阀类的局部压力损失 2 )( n nv q q pp（36） 式中 n q阀的额定流量 n p阀在额定流量 n q下的压力损失 q通过阀的实际流量 回油路中油液流经各阀（节流阀和三位四通换向阀）的局部压力损失 papa q q pp n nv 0 . 19246) 30 768 . 3 (105) 25 768 . 3 (105 )( 2525 2 （37） 回油路的总压力损失 mpapa pppp v 22298 . 0 ) 0 . 19246 8 . 15996 2 . 187740( 回 （38） 将回油路中压力损失折算到进油路上，就可求出上升时回路中整个压力损失 回进上升 p a a pp 1 2 （39） 由公式（39）可见mpampap5 . 0378 . 0 上升 7.1.2下降时压力损失验算 下降时时进油路的总压力损失 在进油路上流速为 smlq/10022 . 0 min/3188 . 1 33 （40） smsm d q v/779 . 0 / 10614 . 3 10022 . 0 44 62 3 2 1 （41） 本科毕业设计（论文）通过答辩 19 则雷诺数 2320 8 . 155 1030 106779 . 0 re 6 3 1 dv （为层流）（42） 因为液压管为金属管，所以沿层阻力系数为 481 . 0 8 . 155 75 re 75 （43） 进油路管道内的沿层压力损失 d vl p 2 2 1 （44） papa d vl p 4 . 65675 1062 779 . 0 9003 481 . 0 2 3 22 1 （45） 进油路管道内的局部压力损失 2 2 1 v p （46） papa v p 2 . 1966 2 779 . 0 900 2 . 7 2 22 1 （47） 进油路液体流过各种阀类的局部压力损失 2 )( n nv q q pp（48） 式中 n q阀的额定流量 n p阀在额定流量 n q下的压力损失 q通过阀的实际流量 进油路中油液流经各阀（只有三位四通换向阀）的局部压力损失 papa q q pp n nv 2 . 966) 30 3188. 1 (105)( 252 （49） 进油路的总压力损失 papa pppp v 8 . 68607) 2 . 966 2 . 1966 4 . 65675( 进 （50） 下降时回油路的总压力损失 在回油路上流速为 smvv/779 . 0 12 （51） 本科毕业设计（论文）通过答辩 20 则雷诺数 2320 8 . 155 1030 106779 . 0 re 6 3 2 dv （为层流）（52） 因为液压管为金属管，所以沿层阻力系数为 481 . 0 8 . 155 75 re 75 （53） 回油路管道内的沿层压力损失 d vl p 2 2 2 （54） papa d vl p 4 . 65675 1062 779 . 0 9003 481 . 0 2 3 22 2 （55） 回油路管道内的局部压力损失 2 2 2 v p （56） papa v p 2 . 1966 2 779 . 0 900 2 . 7 2 22 2 （57） 回油路液体流过各种阀类的局部压力损失 2 )( n nv q q pp（58） 式中 n q阀的额定流量 n p阀在额定流量 n q下的压力损失 q通过阀的实际流量 回油路中油液流经各阀（有节流阀和三位四通换向阀）的局部压力损失 papa q q pp n nv 6 . 2357) 30 3188 . 1 (105) 25 3188 . 1 (105 )( 2525 2 （59） 回油路的总压力损失 papa pppp v 2 . 69999) 6 . 2357 2 . 1966 4 . 65675( 进 （60） 将回油路中压力损失折算到进油路上，就可求出上升时回路中整个压力损失 本科毕业设计（论文）通过答辩 21 回进下降 p a a pp 2 1 （61） 由公式（39）可见mpampap5 . 0379 . 0 上升 由公式（61）可见mpampap5 . 0162 . 0 下降 由上可知该液压系统上升和下降的压力损失值都比确定系统工作压力时所选定 的压力损失值小，所以此液压系统可行。 7.2液压泵各阶段的工作压力验算 上升时，负载压力 mpampa a paf pl3 . 0 5024 4 . 03768 1 22 （62） 液压泵工作压力 mpampappp lgj 91 . 0 )61 . 0 3 . 0(（63） 下降时，负载压力： mpa m pamn a paf pl15.11 103768 104105024104 26 5264 2 21 （64） 液压泵的工作压力： mpappp lgj 15.11（65） 根据 gj p ，则溢流阀调整压力取 12mpa 7.3系统油液温升验算 液压系统中所有的能量损失将转变为热量，使油温升高，系统泄漏增大，影响系 统正常工作。 一般机械允许油液温升 25-30c ，数控机床油液温升应小于 25c ，工程机械等 允许油液温升 35-40c 。 系统在工作中主要处在下降工作阶段，所以按下降阶段来计算温升。 由上计算结果知液压泵工作压力为 11.65mpa，理论输出流量为 5.076l/min 液压泵输入功率： wwpqpi 6 . 98510 60 076 . 5 65.11 3 （66） 液压缸有效功率： 本科毕业设计（论文）通过答辩 22 ww fv po 3 . 259 9 . 060 35 . 0 104 4 （67） 系统总发热功率： wwpph oio 3 .726) 3 . 259 6 . 985(（68） 系统中产生的热量由各个散热面散发至空气中去，但绝大部分热量是经油箱散 发。油箱在单位时间内的散热量可按下式计算 tkaho（69） 式中a油箱散热面积 t油液温升 k散热系数)/( 2 cmw ，通风条件很差 k=8-10)/( 2 cmw ，通风条 件良好时 k=14-20)/( 2 cmw ，风扇冷却时 k=20-25)/( 2 cmw ，用 循环水冷却时 k=110-175)/( 2 cmw 。 当油箱的高、宽、长比例在 1:1:1 到 1:2:3 范围内，且油面高度为油箱高度的 80%时，油箱散热面积近似为 32 66 . 6 va （70） 式中v油箱有效容积（ 3 m） a散热面积（ 3 m） 由公式（17）可见油箱有效容积 v 为 0.04 3 m，由于油箱通风条件较好，取散热 系数 k 为)/(20 2 cmw ，则 cc ka h t o 8 .22 04. 066. 617 3 .726 32 （71） 即在温升许可范围内。 8机械系统性能的校核 8.1滚动轴承的选用与校核 根据该实验台液压缸载荷为 4t=40kn，则单个轴承的静载荷为 20kn，且轴承只 受径向力作用，根据液压缸中间铰轴的直径为为 40mm，查机械设计课程设计手册 3选用轴承型号为 6408，其基本额定静载荷为 37.5kn20kn，强度足够。 8.2各部件强度校核 8.2.1油缸连接销剪切强度校核 由平衡方程容易求出： 本科毕业设计（论文）通过答辩 23 nn f fs 4 4 100 . 2 2 100 . 4 2 （72） 式中 s f剪力 f液压缸工作载