高压喷水车水路系统的设计毕业论文.doc

毕业设计论文高压喷水车水路系统的设计毕业论文目 录第一章 绪论611国内外高压喷水车现状 612国内该类车的发展前景 6第二章 总体设计821总体设计及其思路 822重点难点 8第三章 泵的计算和选择831高压泵部分9 311高压喷水时的计算9 312高压喷雾时的计算1132低压泵部分计算11 33泵的选择14 331液压泵的分类14 332液压泵的选用15第四章 阀的设计2141阀的简介2142电磁阀的种类2243电磁阀的主要性能2344电磁铁的选用2545电磁阀的选用设计计算26451工作原理27452滑阀机能27453设计要求27454结构设计27455计算方法30第五章 管道的选择3651管道简介3652钢管旋入端螺纹的连接3753管接头37第六章 集成块的设计3861集成块的结构3862液压集成块设计3963液压集成块布局3964确定位置与尺寸3965集成块的设计步骤4066集成块零件土的布置41第七章 密封4271密封简介4272型密封圈45第八章 与其他组员的接口52致谢53参考文献54附录1 调研报告附录2 开题报告附录3 外文资料附录4 外文资料翻译 (注：附录另附)第一章 绪论第一节 国内外高压喷水车现状国外高压冲洗车生产企业有如下特点，多品种小批量厂家规模小，零部件专业化生产，如戴勒姆本茨汽车公司，相关产品的发展趋势主要有：一车多用化，专用地盘专业化及新材料新技术和微电脑的应用等。相比之下，国内高压冲洗车的生产企业，品种还比较单一，数量和品质远远不能满足国民经济发展需求具体有长沙中标实业有限公司，以北京为主要市场，福建马龙牌高压冲洗车以南方为主要市场，扬州圣达牌高压冲洗车面向北京市场，北京清洁车辆厂也有类似的产品上海也有生产高压冲洗车的企业，其中以长沙中标公司生产的高压冲洗车最受市场欢迎。第二节 国内此类车的市场发展前景高压喷水车属于专用车类型，我国目前专用车市场饱有率低。但专用车市场的技术含量高、批量小、专业化强等特征使国内厂家望而却步或涉猎不深。在汽车工业“十五”规划中，国家提出了专用车发展战略，重点发展高性能、高可靠性、系列化的能适合高速公路使用条件的专用汽车。发展应用电子信息技术、传感技术、自动控制技术、机电液一体化技术和智能化技术等高新技术的专用装置，国家重点扶植20-30家优势企业，重点发展、城市环卫车、市政作业车、施工工程车、机场专用车、油田专用车等高技术、高附加值产品。 第一步：重组零散资本本，整合市场资源2001年全国380家改装企业销售总量29.3万辆，平均每个专用车企业产销量不足1000辆，企业生产、销售成本高，无法形成规模效益。国内专用车的生产方式主要有两种：汽车制造商生产的基本型专用车，如大功率的牵引车，各类侧翻、后翻的自卸车等，这类模式可以进行大规模生产，目前像陕汽集团等制造商的牵引车、自却车有着很大的销售市场份额。专用车公司购买制造商的底盘，经过加工上装专用装置生产的各类专用车，如油田、林业用的多种专用车等，这种生产模式特征是“小而全”，品种多、数量小、技术要求高。国内专用车企业要迅速适应市场竞争必须走“资本联合”的道路，整合市场资源，形成营销网络、产品技术等竞争优势，真正使企业达到“112”的整合优势。通过强强联合，形成大规模的生产方式，使企业产销量迅速增长，实现企业的规模效益，从而形成“企业产销量-边际成本-产销量”-边际成本-产销量-边际成本-产销量”的良性经营循环。 第二步：嫁接先进技术，市场跟随策略现阶段，国产重型车处于传统载货车向专用车的过渡期。国内企业应迅速适应全球汽车工业平台战略、模块化开发以及零部件采购体系，取得与国外重型车相同或相近的产品优势。国内制造商可以通过引进国外一流技术，紧缩与国外品牌的技术差距，当前国内制造商的市场营销理念较为落后，市场行为基本上是停留在“生产型”的营销阶段，仅仅注重产品、服务的质量，缺乏市场需求的敏锐性、潮察力、生产规模及销售网络运作拓展力不足，没有建立起市场营销的权变机制。第二章 总体设计第一节总体设计及其思路我的题目“高压喷水车水路系统的设计”处于小组设计的中心环节，其它几个环节都是围绕这个环节进行设计的。所以在设计之初，我结合一些基础数据，对小组成员的一些数据进行了初步计算和估计，以利于他们尽快展开工作。我的思路是这样的：首先利用初始数据计算出泵的输入输出功率和转矩。根据流量和压力等一些基础数据算出管道的直径，然后选取钢管。根据钢管的参数和压力等因素选择管接头。然后设计方向阀和减压阀以及溢流阀，最后根据阀的作用和外形参数在集成块上合理布置。做出集成块的装配图。第二节 重点和难点在对国内外高压喷水车情况有了了解的前提下，设计了二位二通阀和二位三通阀，对管路的进行了合理的布置，使空间的利用合理。并第一次在该类罐式车上采用了液压集成块，使布局紧凑。通过计算选择了合适的自吸式洒水泵（/）和高压柱塞泵（）。另外还选用了卡套式管接头和无缝钢管管路。最后，用张A0图，张A1图，张A3图及一些计算来说明自己的成果。此次题目的重点是液压集成块的设计和管路的布置以及阀的设计。其中难点就是集成块的设计和阀的设计。集成块的设计需要大量的空间想像，必要时还需要进行模型演示。阀的设计需要大量的计算来确定各部分直径和各个参数。第三章 泵的计算和选择第一节高压泵部分(一)高压喷水时的计算1.高压泵的输入功率高压泵的水的压力pa，流量L/min所以泵的输出功率scpq（）/60=25.3kw 高压泵的效率，所以泵的输入功率/80%=25.3/0.85=29.8kw2.泵所需的转距 M=1010000001520.001/60/2=4044N3.泵的排量 V=q/n=152/800=0.19L/min4.泵的出口速度 高压清洗时,管道的长度约为15m，水枪射程为38-40米 当仰角为45时,水枪射程达到最大40m设水从出口到落地的时间为t,出口速度为v,所以在y方向1/2gt=cos45v在x方向vsin45t=40可以得出cos45vvsin45/5=40 所以v=20m/s流量q=ddv=152 所以 dd=d=0.013m=13mm所以出口直径为13mm5.水流速度和压力损失根据钢管的推荐流量表，流量为L/的钢管内径为32，外径为42,壁厚为4.5mm, 管内的水流速度ddv所以v=5.2m/s 管道的压力损失0.26Mpa(二)高压喷雾时的计算 喷头喷雾所需的冲击速度约为m/s 水流分为三股，前喷管有个，每个上有个喷头，后喷管上有个喷头。按每个喷头的流量相等得前喷管每个管分得5/22的流量5/2235L/min每个喷头的流量为7L/min后喷管的流量为12/22152=83L/min1. 喷头的直径根据q=0.25d所以v0.25dd=d=3.15mm根据推荐钢管流量表前喷管流量为35L/min,钢管内径为，外径为，后喷管流量为83L/min,钢管内径为20,外径为喷管的水流速度和压力损失水流速度0.25d=v=5.2m/s前喷管的压力损失=0.43Mpa后喷管的水流速度0. 25d=v=4.4m/s 后喷管的压力损失=0.19Mpa第二节低压泵部分低压部分为洒水，其工作压力不高，约为，低压泵的流量为L/min.泵的输出功率sc=pq=23.3kw低压泵的效率为85%泵的输入功率Psr=27.4kw泵所需的转距M=21000000=3715.5 N泵的排量v=0.48L管内的水流速度要求的洒水宽度大于前后喷架的宽度为米所以洒出水的距离为米，喷架的高度为0.5m设落地时间为t(45方向喷出)，出口速度为v在方向上t1v假设t2时间内速度恒定，为vsin45t2=所以t=t1+t2=v+=v水平方向上S= vsin45v=6V=3.2m/s各喷管的流量和管道直径前喷管的流量为总量的5/22所以q=5/22159L/min后喷管的流量为总流量的12/22所以q=12/22700=381.8L/min每个喷头的流量为31.8L/minq=0.25dd=14.5mm根据推荐流量表前喷管的流量q=159L/min 管的直径为25,外径为34,后喷管流量q=381.8L/min,管内径为40,外径为50,因为高低压管路使用同一条管路，因此，应取管路的平均值。各喷管的压力损失前喷管的速度0. 25d所以v=5.4m/s后喷管的速度0. 25dv=13m/s前喷管的压力损失=0.1Mpa后喷管的压力损失=1.3Mpa=0.19Mpa第三节泵的选择液压传动是一种以液体作为工作介质，以静压力和流量作为特性参量进行能量转换、传递、分配的技术手段。将机械能转换成液压能的装置叫液压泵。因此，液压泵的输入参量为机械参量，输出为液压参量。（） 液压泵的分类液压泵的分类表如图3所示图3液压泵的主要参数） 排量、流量：排量泵每转一转，由其密封容腔几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积叫泵的排量：理论流量泵在单位时间内由密封容腔几何尺寸变化而得的排出液体的体积叫泵的排量：瞬时流量泵在每一瞬时的流量叫瞬时流量。通常指泵的瞬时理论流量：平均流量泵按时间平均计算的流量叫泵的平均流量：额定流量在正常工作条件下，按实验标准规定必须保证的流量：实际流量泵工作时出口处的流量叫泵的实际流量） 压力：额定压力在正常工作条件下，按实验标准规定能连续运转的最高压力叫泵的额定压力：最高压力按实验标准规定，允许短暂运行的最高压力叫泵的最高压力：工作压力泵实际工作时的压力叫泵的工作压力） 功率：输入功率驱动泵轴的机械功率：输出功率输出的液压功率其值为泵输出的实际流量和压力的乘积） 效率：容积效率泵的实际输出流量与理论流量的比值教容积效率：机械效率泵的理论扭矩由压力作用于泵的转子产生的液压扭矩和泵轴上实际输出扭矩之比叫泵的机械效率：总效率泵的输出液压功率与输入的机械功率之比叫泵的总效率。） 转速：额定转速在额定压力下，能连续长时间运转的最高转速教泵的额定转速：最高转速在额定压力下，超过额定转速而允许短暂运行的最大转速叫最高转速：最低转速正常运转所允许的最低转速） 吸入能力最低吸入能力在泵能正常运转而不发生气蚀的条件下吸入口处所允许的最高压力（） 液压泵的选用目前液压传动在各种机械上的应用越来越广，这些应用可分为两类：一类是在工业上的应用，主要是指固定式设备上的应用，另一类是在行走机械上应用，指的是移动式设备上的应用，选择时有些不同。低压泵的选用在低压洒水系统中，我们采用的是离心齿轮泵。齿轮泵的工作原理是通过传动轴带动齿轮副啮合，在啮合过程中，形成一个连续的吸油、排油过程，这也就是齿轮泵的工作原理） 齿轮泵的分类齿轮泵的分类见表表3） 齿轮泵的工作原理 外啮合齿轮泵的工作原理图3如图3所示，外啮合齿轮泵中，在吸油区和排油区附近由两个齿轮的齿廓、壳体和侧盖板等形成两个密封的容积。齿轮传动时在吸油区附近的封闭容积变大，在排油区附近的封闭容积变小。由于齿轮的齿顶和壳体内孔表面间及齿轮端面和盖板间间隙很小，而且啮合齿的接触面接触紧密、起密封作用并把二腔隔开。因此，齿轮传动时泵便连续地、周期性的排油。 内啮合齿轮泵的工作原理如图所示（）内啮合齿轮泵是靠一个小齿轮与一个相对较大的内齿环相啮合而工作的，其中有一个月牙板将吸油腔与压油腔隔开。与外啮合齿轮泵不同的是，齿轮和齿轮环的转动方向相同。） 齿轮泵的结构我们选用的是中高压齿轮泵，其结构按轴向间隙自动补偿，结构可分为两种，一种是浮动轴套型结构，如图3所示，在腔的字形面积上作用着由处引入的压力油。用以使浮动轴套与齿轮端面按一定的压紧系数压紧，从而使其间形成适当的油膜。浮动轴承中有材料轴承，在泵起动或空载时油压还未建立时。形密封圈的弹性可以使浮动轴套与齿轮间产生必要的预紧力，有助于提高容积效率与机械效率。另一种为弹性侧板式结构，如3图所示，这种结构的工作原理与上述浮动轴套式一样，不过是以弹性侧板来代替浮动轴套而已。高压油引入弹性侧板的背部，由于高压油使弹性侧板变形，限制了侧板与齿轮端面的间隙，起到轴向间隙补偿作用。图3图3 高压泵的选用高压系统中我们选用了柱塞泵我们采用的斜轴式轴向柱塞泵其传动轴线与缸体的轴线相交一个夹角。这种泵的通常结构为柱塞通过连杆与主轴盘铰接，并由连杆的强制作用使柱塞往复运动。使柱塞腔的封闭容积变化而输出有压流量，这种斜轴式轴向柱塞泵有双万向铰式和无铰式两类。双铰式斜轴泵在传动轴和缸体上各有一个万向铰。它可以保证缸体与传动轴等速旋转，克服了单铰式轴向柱塞泵中倾斜铰接盘的旋转为非等速运动的缺点。但是铰式传动的结构和工艺均较复杂，目前已很少使用。无铰式斜轴泵是世纪年代由联邦德国托马教授在万向铰式斜轴泵基础上改进发展而成的，它保持了双铰泵的优点，并结构简化、成本较低，已基本上取代了双铰泵而在各个工业部门得到了广泛的应用。） 无铰式斜轴轴向泵主轴和缸体间传动的形式 主轴与缸体之间传递运动的连接件是一个两端为球头的连杆，杆体呈圆锥形，依靠连杆的锥体部分与柱塞内壁的接触带动缸体旋转如图3所示。对锥形柱塞斜轴泵来说，连杆与柱塞合为一体，直接由柱塞的锥体部分与缸孔内壁接触，带动缸体旋转。如图3所示图3图3 连杆的大球头与主轴盘的球窝相配，连杆的小球头则与柱塞孔底部的球窝相连，主轴盘的球窝分布直径大于柱塞孔分布圆直径当主轴带动连杆大球头旋转时，连杆相对于柱塞轴线发生倾斜，直至连杆的锥体部分接触柱塞内壁，最后带动缸体旋转。） 斜轴式轴向柱塞泵的配油方式它与斜盘式轴向柱塞泵相同，采用端面配流，有球面配流和平面配流两种结构，但斜轴式轴向柱塞泵目前大部分以球面配流为主。） 斜轴式轴向柱塞泵的变流量方式通过改变缸体摆角值进行变量。根据结构的不同，缸体只能单向摆动的为单向变量，缸体能双向摆动的为双向变量） 优缺点斜轴式轴向柱塞泵有如下优点 塞的侧向力比斜盘式的轴向柱塞泵中柱塞的侧向力小的多，因此由侧向力引起的摩擦损失很小。与斜盘式轴向柱塞泵相比，斜轴式轴向柱塞泵允许较大的缸体摆角。一般斜盘式轴向柱塞泵的最大斜盘角度为左右，而通常斜轴式轴向柱塞泵的最大摆角为到。目前一种新型锥形柱塞泵最大摆角可达 由于主轴不需要穿过配流盘，因此配流盘的分布圆直径可以设计的比较小，在同样的工作压力下，摩擦副的比功值较小。这对配流副的设计和液压泵的寿命是有利的 由于旋转的质量较小和柱塞侧向力较小，斜轴式轴向柱塞泵允许较高的转速。目前这类泵的转速高达以上 由于球铰处可以较好的锚固，有利于柱塞的回程，斜轴式轴向柱塞泵允许在自吸工况或较低的进口压力下运转，其自吸性能较斜盘式轴向柱塞泵为好斜轴式轴向柱塞泵的缺点是 对于双向摆缸式轴向柱塞泵来说，摆动缸体需要一定的空间，因此这种泵的体积较大，比较笨重，使用范围受到限制 快速变量时需要克服较大的惯性矩 不可能作成双轴串接或通轴式，因此集成化比较困难 斜轴式轴向柱塞泵的工作压力受推力轴承承载能力的限制。近年来，斜轴式轴向柱塞泵的轴承结构不断的改进提高，出现了一些可承受重载的轴承结构。但我国自行生产的轴承目前尚难满足斜轴式轴向柱塞泵的发展需要综合以上所述和上面的计算，我们选用型高压泵和/。第四章阀的设计第一节阀的简介在液压系统中，液压控制阀用来控制液压系统中的压力、流量及油液的流动方向，从而控制液压缸或液压马达的起动、停止、速度、方向、力以及动作顺序等，以满足各种类型的液压设备对运动、速度、力或转距的要求。任何一台液压设备或装置的液压系统中，液压阀无论在品种还是数量上都占有相当大的优势比重。因此，液压阀的性能的好坏对液压系统的静态性、动作性、工作可靠性有直接影响。在该喷水车中，采用的水压为，流量在/min左右，压力不高，所以，我们采用电磁换向阀，采用类型为型，它采用湿式电磁铁驱动阀芯动作，这种阀具有高压，大流量，压力损失低，动作可靠等优点。如果换向阀是根据电信号的指令，由电磁铁或弹簧使阀芯实现换向或对中动作，从而达到改变油液流动方向的目的，这就是电磁换向阀。第二节电磁阀的种类电磁换向阀的品种繁多，按其工作位置和通路数的多少可分为二位二通、二位三通、二位四通、三位四通、三位五通等。按其复位和定位形式可分为：弹簧复位式、钢球定位式、无复位弹簧式等；按其阀芯切换切换油路的台肩数可分为二台肩式和三台肩的；按其阀体内的沉割槽构形式可分为干式和湿式两类，每一类型又有交流型、直流型、本整型等几种，电磁铁所需电源电压也有好几种。另外电磁换向阀还有几种不同的通径和不同的最高工作压力。因此他们在结构上就有很多差别。1) 干式电磁铁弹簧复位式的电磁换向阀图4图4所示为二位二通电磁换向阀的结构。它有两个工作油口，即进油口和出油口。它有两个工作位置：电磁铁断电，复位弹簧将阀芯推向左边的初始位置。电磁铁通电，将阀芯推到右边的换向位置。图中所示的初始位置为相通，换向位置为不通，是常开型（型）的滑阀机能。另外还有一种初始位置不通，换向位置相通的常闭型（型）。另外还有一个泄油口将通过阀芯间隙泄漏到阀芯两端容腔中的油液排出油箱。这种电磁换向阀用的是干式电磁铁，推杆上的形圈和形圈座上的形圈将阀体的泄漏腔与电磁铁隔开，以免油液进入电磁铁和出现外泄漏现象。）湿式电磁铁的电磁换向阀湿式电磁铁是年代出现的一种新型电磁铁。它具有比干式电磁铁高的多的使用寿命，还能简化阀的结构，提高工作可靠性，近年来湿式电磁铁正逐渐取代干式电磁铁。图4图4所示是一个采用直流湿式电磁铁的三位四通电磁换向阀。与用干式电磁铁的电磁阀相比，它将阀芯与推杆连成一体，取消了阀芯与推杆连接部分的形槽结构。又把回油腔的油引入电磁铁，以对电磁铁进行润滑和冷却，并取消了原两端推杆上的形密封圈。原来推杆与形圈之间的摩擦阻力不存在了。从而提高了换向和复位的可靠性。由于没有推杆上的动密封结构，只有电磁铁与阀体之间的密封性，解决了推杆上形圈的磨损而产生外泄漏问题。第三节电磁阀的主要性能电磁阀的主要性能有以下几点） 工作可靠性在各种不同的使用场合，电磁阀通电后能否可靠的换向，断电后能否可靠的复位，这就是它的工作可靠性。电磁换向阀的工作可靠性主要取决于设计和制造。从设计角度讲就是指阀的结构是否合理，对各种力的计算和估计是否正确。其中复位弹簧的刚度和预压缩量的选择是电磁阀设计中的一个重要环节。在设计中有些反力用计算的方法很难得到精确的数字，如推杆和形圈之间的摩擦力、液压卡紧力和液流力等。从制造角度讲主要是指阀体孔和阀芯的加工精度，特别是它们的几何精度和粗糙度是影响电磁阀工作可靠性的重要因素。尤其是阀体孔与阀芯表面在精加工后出现的毛刺，它常常在油压的作用下严重影响阀的换向和复位，应在制造中特别引起重视。） 压力损失电磁换向阀因阀的开口比较小。如10mm通径的电磁阀开口仅2mm左右，6mm通径的电磁阀开口仅1.5mm左右。加之电磁阀的体积很小，各流道的通油面积也受到很大的限制。这样就使液流通过电磁阀时造成较大的压力损失，相应也限制了通过电磁阀的流量。如何降低电磁阀的压力损失是国内外普遍重视的问题。一般来说，机加工的流道和铸造流道相比，前者的压力损失比较大。因为铸造流道可采用非圆截面，充分利用阀体内的空间，尽量加大通油面积，有助于降低液流通过时的压力损失。即使允许电磁阀有较大的压力损失，但也不能因此随意提高电磁阀的流量。因超过了换向界限的最大允许流量，电磁阀就不能可靠地工作。同一个电磁阀各口之间的压力损失流量曲线并不都是重合的，因为所经过的油道不同，还牵涉到阀体和阀芯加工的对称性，从而造成压力损失的差别。3)内泄漏量电磁阀的内泄漏量是指它在各个不同的工作位置，在规定的工作压力下，从高压腔到低压腔的泄漏量。4)换向和复位时间电磁阀的换向时间是指从电磁铁通电到阀芯换向终止的时间，复位时间是指从电磁铁断电到阀芯恢复到初始位置的时间。换向时间和恢复时间都由两部分组成。一部分是滞后时间t1。它是从电磁铁开始通电或断电至阀芯刚开始移动所需要的时间；另一部分是动作时间t2,它是从阀芯开始移动到行程终止所需的时间。如图4所示图4从提高工作效率和执行机构的灵敏度来说，希望尽量缩短换向和复位时间。但欢喜和复位时间越短，容易引起液压冲击，产生振动和噪声。所以换向和复位时间是一个供不同场合选用时的参考数据。一般来说交流电磁换向时间较短，约为0.030.15s，换向冲击较大。而直流电磁阀的换向时间较长，约为0.10.3s，换向冲击较小，通常复位时间比换向时间稍长。复位时间与电磁铁无关，。但换向和复位时间与滑阀机能有关。5）换向频率电磁换向阀的换向频率是在单位时间内阀允许的换向次数。主要取决于电磁阀所用电磁铁允许的最高吸合频率。双电磁铁的电磁阀的换向频率是单电磁铁的两倍。目前单电磁铁电磁阀换向频率一般为60次/分钟，有些电磁阀的换向频率最高可达240次/分钟。6）使用寿命电磁换向阀使用寿命是指电磁阀使用到它的某一个零部件损坏，不能进行正常的换向和复位动作，或者使用到电磁阀的主要性能指标明显恶化，超过规定指标时所经历的换向次数。电磁阀的使用寿命很大程度上取决于电磁铁的寿命。一般来说电磁铁的寿命往往低于电磁阀本体部分的寿命。干式电磁铁的使用寿命较短，为数十万次到数百万次，长的可达2000万次。而湿式电磁铁的使用寿命较长，一般为数千万次，有的甚至可达几亿次。无论干式或湿式电磁铁，直流电磁铁的使用寿命总要比交流电磁铁要长。电磁阀本体部分影响使用寿命的因素主要是阀芯和阀体孔的磨损，另外一个因素是复位弹簧的疲劳断裂。第四节电磁铁的选用电磁铁有干式电磁铁和湿式电磁铁两种。传统的干式阀用电磁铁结构上存在不足之处。例如，由于电磁铁不允许油液进入，必须在阀的推杆处采用动密封，而密封圈的抱紧力往往影响工作可靠性。密封圈磨损后又会造成工作介质的泄漏。又由于换向时没有缓冲，衔铁在空气中运动，赃物易入其间，引起换向振动甚至导致线圈损坏。湿式电磁铁在结构上消除了这些缺点。其结构入图4所示。图4湿式电磁铁的优点是：1) 导磁套和阀体采用静密封连接，减去了推杆处的O形密封圈的抱紧力。2) 不受密封磨损和泄漏等问题的影响3) 干式阀的背压受到O形圈抱紧力的限制，而湿式电磁换向阀的背压取决于导磁套承受油压的水平，目前有的湿式电磁铁已能承受21Mpa的油压4) 具有良好的散热性能，有利于提高电磁铁的吸力5) 换向时噪声小6) 具有长的工作寿命，不论交流、直流电磁铁其工作寿命均在10000000小时以上。其缺点是：1) 价格比同类电磁铁价格高2) 交流湿式电磁铁由于衔铁、导磁套等采用整体加工材料，漩涡损耗增大，总的损耗也随之增大。由于该液压阀用于水路系统，水的粘滞性要比油低的很多，因此该阀的流量可以达到最大，符合要求，如采用电液阀，要增加油泵和液压缸，成本提高，因此我们采用湿式电磁阀。第五节电磁阀的设计计算 工作原理如下图是普通三位四通阀的结构图，图示配用阀芯为“”型，滑阀机能，（即中间位置、四个口封闭），当右边的电磁铁通电，通过推杆电磁铁把阀芯推到左边位置，使和的油路沟通，右边的电磁铁断电时，左边对中弹簧把阀芯推到中间位置，使和的路封闭，反之，当左边的电磁铁通电或断电时，可使和的通路沟通或封闭。 滑阀机能为了扩大换向阀的应用范围，可用不同阀芯于同一阀体中，以改变阀芯在中间位置或原始位置时各口相通的情况，换向阀阀芯在中间位置或原始位置时各口沟通情况称为换向阀的滑阀机能。在高压喷水车中我们采用二位二通换向阀。 设计要求换向阀的设计要求是）公称压力）公称流量）通过公称流量时的压力损失）内泄漏量）换向时间）对中时间）压力冲击量）回油口允许背压 结构设计） 阀芯换向阀的阀芯与阀体配合后要实现各种滑阀机能，这时应保证必要的油封长度和阀口处的开口量，以满足内泄漏量和压力损失的设计要求，并且阀芯与阀体台肩尺寸的确定，要尽量使各种滑阀机能在不同油封处的油封长度和阀口开口量趋于一致，这样不仅使阀芯的结构紧凑，而且有利于阀芯的动作。由于受到电磁铁推力的限制，在设计电磁阀的阀芯时应考虑稳态液动力的影响，使其有利于阀芯的动作。二台肩阀芯与三台肩阀芯相比，对于减少稳态液动力对阀芯动作的影响比较好，目前，国内电磁阀配用的电磁铁，在不影响阀的外形尺寸的情况下，其推力都在力求进一步提高，这是为了在允许加大一些压力损失的情况下，把通过电磁阀的流量提上去，增加流量将使稳态液动力显著的加大，故二台肩比三台肩阀芯更能适应大流量下的工作。） 电磁推杆电磁阀推杆常用有两种结构，“”形推杆和光杆，我们采用“”形槽，这样推杆可以和阀芯连接起来，实现阀芯的精确定位。） 电磁阀弹簧复位机构电磁阀弹簧复位机构形式很多，但不管结构如何变化，都应使阀的结构紧凑，并保证阀芯复位可靠。此次所设计的电磁阀为二位二通阀，采用一个电磁铁驱动，采用弹簧进行复位，电磁铁推动力压缩弹簧使阀口打开。） 电磁铁的选择阀用电磁铁一般采用螺管式结构，它由线圈和铁芯组成，铁芯包括静铁芯和动铁芯两部分，为减轻衔铁的负担和便于安装，线圈总是装在静铁芯上，阀用电磁铁均不带复位弹簧。线圈通电后，在静铁芯、衔铁和气隙中产生磁通，在磁通的作用下产生电磁吸力，将衔铁吸向静铁芯。通过推杆推动阀芯运动，断电后，电磁吸力消失，靠阀内的复位弹簧力，把衔铁推回起始位置。不论是交流还是直流电，都能使电磁铁产生吸力，但交流电产生的磁通是交变的，所以吸力也是脉动的。交流与直流阀用电磁铁在材料和结构性能如上各有不同的特点和要求，交流用电磁铁用硅钢片作为导磁材料，采用层叠结构，磁极的形状为平面型，而直流电磁铁导磁材料为电工纯铁，磁极加工成锥形或盆口型。直流电磁铁采用电工纯铁作为导磁材料，一定结构参数的直流电磁铁，吸力大小与流过线圈的电流大小成正比，电流仅取决于电阻而于电磁铁的行程无关。直流电磁铁与交流电磁铁的对比如下表性能交流电磁铁直流电磁铁启动电流为吸持电流的倍与吸持电流相同浪涌电流一般较大吸力特性平坦能任意改变温升引起的吸力下降小大动作时间快较慢容许切换频率较低高换向时机械冲击大小配合特性静态吸力行程特性在阀口开的瞬间可低于阀的反力静态吸力行程特性在任意点均要高于阀的反力剩磁随电源断开时间而变，操作一段时间后，随工作气隙变小而增大不变线圈损坏有极少综合以上比较，我们采用直流电磁铁。传统的干式电磁铁结构上有不足之处，例如，由于电磁铁内不允许水进入，必须在阀的推杆处采用动密封，而密封圈的抱紧力往往影响工作可靠性。密封圈磨损后又会造成水的泄漏，又由于换向时没有缓冲，衔铁在空气中运动，赃物易入其间，引起换向振动甚至导致线圈的损坏，湿式电磁铁在结构上除了这些缺点。湿式电磁铁结构如图外套采用耐温的封装塑料把磁轭和线圈包复在一起，因此能经受起恶劣条件的考验，导磁套又称耐油套，用导磁和非导磁材料焊接而成，它容许压力油进入其中，衔铁外表渡有非导磁材料，带有通油孔或通油槽，它在油液中运动，衔铁的推杆和滑阀相连。湿式电磁铁的优点是： 导磁套和阀体采用静密封连接，减去了推杆出的形圈的抱紧力 不受密封磨损和泄油问题的影响。 干式阀的背压受到形圈抱紧力的限制，而湿式电磁换向阀的背压取决于导磁套承受油压的水平，目前，有的湿式电磁铁已能够承受的油压 具有良好的散热性能，有利于提高电磁铁的吸力 换向时噪声小 具有长的工作寿命，不论交流、直流电磁铁其工作寿命在以上。其缺点是： 价格均比同类电磁铁的价格高 交流式电磁铁由于衔铁、导磁套等采用整体材料加工，涡流损耗增大。基于这些优点，我们采用湿式电磁铁直流电磁铁对电源的要求 稳压源，蓄电池或桥式全波整流装置等电源装置，只要容量满足要求都能使直流电磁铁可靠的工作。 在桥式全波整流装置的输出端，不需并联虑波电容。因直流电磁铁的线圈本身就带有电感的性质。而容量不足的虑波，电容反而会造成电磁铁输入电压下降 电磁铁通断的开关应安装在直流输出端，以免切断电源时，整流电流成为电磁铁线圈的放电回路，延长电磁铁的释放时间。 为保护开关触点，用户往往在直流电磁铁线圈两端并接放电二极管，此法会延长电磁铁的释放时间，在要求释放时间短的场合，可并接与输入电源相匹配的压敏电阻。 计算方法（）几何尺寸的确定标准中规定的高压板式液压阀连接尺寸进出口直径最大值为，取 阀芯台肩大直径和小直径根据式取根据式 滑阀阀口最大开口量根据式取 进、出口直径高压喷枪的公称流量为速度为高压喷雾时前喷管的流量为速度高压喷雾时后喷管公称流量为速度洒水时前喷管公称流量为速度洒水时后喷管公称流量为速度为计算的值分别为，取最大值根据由于水的粘滞力比油小，取系数所以 有效油封长度和油封长度根据式取根据式 阀芯行程根据得（）受力计算 阀芯运动阻力、取，阀芯运动速度阀芯与阀体孔单边配合间隙下限 稳态液动力Fw稳态液动力大小在计算时，考虑阀芯在移动过程中打开阀口时稳态液动力阻碍移动，而当关闭阀口时则促进移动，为安全起见，忽略促进移动的稳态液动力。0.000001kg/m3 则 液压卡紧力根据式kd=20.27fLfDPgk取0.06 k则20.270.060.40.32600 推杆形密封圈处的摩擦阻力20.8635ftdtd0Pb 取ftdtd0Pb0.86350.10.40.1963=9N 弹簧最小工作负荷和最大工作负荷的初步确定t1取则k2w2则试确定 电磁铁推力验算并确定弹簧力电磁铁在整个工作行程内的推力，应能克服包括弹簧力在内的各种阻力，现选用的电磁铁电磁铁阀芯开始换向时所需的电磁铁的最终推力k1电磁阀阀芯到换向位置是所需电磁铁最终推力d2上述计算表明电磁铁能满足换向阀的要求，所以我们选用型电磁铁。（）性能计算 压力损失计算油液流过电磁阀的压力损失y1rr其中ds为进出口管道水力半径为y1为管道长度取为管道内油液的平均流速y1为进出口管道内水流动时的沿程摩擦阻力系数雷诺数33.84因为，所以管道内的水流动状态，为层流到紊流的过渡区，查得为滑阀阀口局部阻力系数，可取j为滑阀阀口局部压力损失计算流速，即阀口处平均流速j6.803m/s将上述值代入公式得0.0380.9030.0010.9030.0010.53MpaPs 内泄漏量nx0.6540.6540.00000375L/s 换向时间dh根据式dhln 式中m为阀芯和电磁铁衔铁质量m0.0332kg , B为阀芯受力特性曲线的加速力梯度，查表得0.37x为阀芯位移 xs4mm将上述值代入dh ln0.0083Tdh 压力冲击量为水的体积弹性模量，取为管道内的水的平均流速将上述值代入式得0.803N第五章管道的选择第一节管道简介在液压管道中，常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管。钢管能承受的压力较高，价廉，但弯制比较困难，弯曲半径不能太小，多用在压力较高，装配位置比较方便的地方，一般采用无缝钢管，当工作压力小于时，也可用焊接无缝钢管。紫铜管能承受的压力较低，经过加热冷却处理后，紫铜管软件，装配时可按需要进行弯曲，但价贵且抗震能力较弱。尼龙管在低压系统，塑料管一般只用作回油管用，胶管用作连接两个相对运动的部件之间的管道。胶管分为高低压两种，高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于较高的油路中，低压胶管是麻线或棉线编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中，由于胶管制造比较困难，成本高，因此不推荐采用。在高压喷水车的管路中，我们采用了半径为的无缝钢管作为管路，因为其压力较高达，需用钢管才能保证安全，其具体参数为内部直径钢管外径连接螺纹为了增大高压喷枪的喷射范围，我们采用了钢丝编织液压胶管，与高压喷头配合，所以我们采用直径为的胶管，它的最小直径为，最大直径为，长度约为，外径最小为，最大为，工作压力为。第二节钢管旋入端用的联结螺纹在液压系统中，管路旋入端用的联结螺纹采用国家标准米制锥螺纹和普通细牙螺纹，米制螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用麻、聚四氟乙烯、塑料填料进行密封，广泛用于中、低压系统。但用于高压系统时，其密封性能不如细牙螺纹连接的好，普通细牙螺纹采用组合垫圈或“”形圈进行端面密封，其密封性好，广泛用于高压系统。国外采用英制螺纹作为标准连接螺纹，英制圆柱螺纹和圆锥管螺纹适用于低压液压系统，它们密封简单，用量大，使用范围广，英制圆锥螺纹的牙形和密封性能大致上和我国标准米制锥螺纹相对应，适用于中低压液压系统为了检修方便，我们采用国家标准，压力为，属于中低压系统，我们采用米制锥螺纹作为连接螺纹，其结构如图51所示图51第三管接头常见管接头主要有国际的卡套式接头，扩口式管接头，焊接式管接头，钢丝编织液压胶管接头，标准快速接头和三瓣式高压胶管接头国标卡套式管接头适用于油、气及一般腐蚀性介质的管路系统，工作压力，技术条件按规定这种管接头具有结构简单，性能良好，重量轻、体积小、使用方便不用焊接等一系列优点，是液压气动系统中较为理想的管路连接件。所以，我们采用此类管接头图52如图所示，卡套式管接头主要包括三个部分：具有锥孔的接头体，带有尖锐内刃的卡套，起压紧作用的压紧螺母，旋紧螺母时，卡套被推进锥孔，并随之变形，使卡套与接头体内锥面，形成球面接触密封，同时，卡套的内刃口嵌入管子的外壁，在外壁上压出一个环行凹槽，从而起到可靠的密封作用，有利于密封和防止螺母松动。压力为级的卡套式接头采用米制锥螺纹与基件连接，依靠锥螺纹自身的结构和塑料填料进行密封。压力为，级的卡套式管接头采用普通细牙螺纹与机件连接，此时接头体与机件端的连接处需加密封垫圈。第六章集成块的设计第一节 集成块的结构通常使用的液压元件有板式和管式两种结构，管式元件通过管道来实现相互间的连接。液压元件的数量越多，连接的管件的数量越多，连接的元件数量越多，结构越复杂，系统压力损失越大，占用的空间也越大，维修保养和拆装越困难。板式元件固定在板件上，与管式连接比较，除了进出液压油液通过管道外，各液压元件用螺钉规则的固定在一块液压板上，元件之间由液压油路板上的孔道沟通。液压油路板一般用灰铸铁来制造，要求材料致密，无缩孔疏松等缺陷，液压油路板正面用螺钉固定液压元件。表面粗糙度值为Ra0.8，背面连接压力油管、回油管。油管与液压油路板通过管接头用米制细牙螺纹或英制螺纹连接，液压元件之间通过液压油路板内部的孔道连接，除正面外，其他加工面和孔道表面粗糙度值为Ra6.312.5第二节液压集成块的设计简单液压系统元件不多，要求液压油路板上的元件布局紧凑，尽量把元件都安装在一块板上，板的外形尺寸一般在左右第三节液压元件的布局要注意以下几个问题 液压阀阀芯处应处于水平方向，防止阀芯自重影响液压阀的灵敏度，特别是换向阀一定要水平布置。 液压元件之间的距离应