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6张CAD高清图纸和说明书 SJ系列 输送 全自动 液压 装置 设计 CAD 图纸 说明书 SJ 系列

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内容简介：

中 国 矿 业 大 学本科生毕业设计姓 名： 马 骏 学 号： 14030372学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 液压张紧装置 专 题： 指导教师： 姚洪 黄嘉兴 职 称： 2007年 06 月 徐州中国矿业大学毕业设计任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自03-8班 学生姓名马骏 任务下达日期：2007年 1 月11日毕业设计日期： 2007年 3月 25 至 2007 年 6月20日毕业设计题目： 液压张紧装置毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：液压张紧装置设计了解长距离胶带运输机启动，牵引的工作过程，张紧装置的作用。对比各种张紧装置的工作原理，设计一台液压张紧装置。参数：张紧力200KN，张紧行程10m，电机功率7.5-11KW1.根据相关参数完成液压张紧装置与胶带运输机相互联接的总体设计2.完成液压系统设计,泵,阀等液压元件及传感元件的选择3.完成主要传动组件,零件的工作图设计4.完成油箱工作图设计5.编写完成整机设计计算说明书院长签字： 指导教师签字：中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 指导教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人： 年 月 日摘 要本设计主要是带式输送机全自动液压张紧装置的设计。它是在吸收国、内外输送机张紧技术的基础上，根据国内带式输送机的运行特点及要求研制的。它采用比例控制技术及可靠性较高的可编程控制技术，可以对张紧力进行多点控制，根据不同工作情况随时调节张紧力的大小。能最大程度的延长皮带的寿命，大大节约了成本。在设计中，用一个动滑轮使液压缸的行程减少了一半，避免使用行程较长的液压缸，减少了制造液压缸的难度。同时，系统中增加了若干个蓄能器，可以最大限度的吸收液压冲击，减小对皮带的冲击力提高胶带的使用寿命。关键词：带式输送机; 全自动液压张紧装置; 比例控制; 可编程控制AbstractThis design is mainly about full automatic hydraulic tension station for belt conveyer. It is designed on the foundation of opening technology in and outside, according to the domestic operation characteristic of belt conveyer and requirement. The equipment is also made on domestic belt-type conveyer movement characteristic and requestment. It uses the proportional control technology and the reliable higher programmable control technology, It may carry on the multi-spots control to strict the strength, adjusts pressing the strength size as necessary according to the different working condition.It can be the greatest degree lengthen the leather belt the life, greatly saved the cost. In the design, It causes the hydraulic cylinder with a movable pulley the stroke to reduce one half, and avoides using a stroke longer hydraulic cylinder.In this way,it reduces difficulty of the hydraulic cylinders produce. At the same time, it increases certain accumulators in the system, and limits absorption hydraulic pressure impact,which reduces the leather belt impulse and enhances the adhesive tapes life.Key words: Belt-type conveyer, full automatic hydraulic tension station , proportional control, programmable control目 录1概述11.1 张紧装置综述11.1.1 张紧装置作用11.1.2张紧装置类型11.2 新型液压张紧装置21.3 液压传动的特点21.3.1优点21.3.2缺点22 主要设计参数及方案确定42.1 主要设计要求42.2 方案确定42.2.1参考方案一42.2.2参考方案二42.2.3参考方案三62.2.4方案对比62.3 确定系统主要参数72.3.1 主要设计参数72.3.2 液压缸的主要参数73 确定液压泵及配套电机103.1 液压泵的选用103.2电动机的选用134 确定液压系统元件、辅件154.1 选择液压控制阀型号154.2 确定液压辅件154.2.1蓄能器的选用154.2.2过滤器的选用194.2.3 液压管路的设计205 液压缸设计235.1液压缸的类型和安装形式235.2 液压缸主要零部件结构、材料和技术要求235.2.1 缸筒与缸盖235.2.2活塞265.3 活塞杆的导向套、密封和防尘285.4 排气阀295.5 油口305.6密封圈、防尘圈的选用315.7 销轴的安装315.8液压缸的主要性能参数316 液压油路板的结构366.1 液压油路板的设计367 油箱及其附件407.1油箱的用途和分类407.2油箱的构造和尺寸407.3液压油箱的结构设计418 液压系统的安装、使用和维护508.1 液压系统的安装、试压和调试508.1.1 液压元件的安装508.1.2 管路的安装与清洗518.2 试压518.3 液压系统的使用和维护51结论53参考文献54英文原文55中文译文60致谢64中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 1 页1 概述1.1 张紧装置综述.1 张紧装置作用张紧装置作用张紧装置是皮带机的重要组成部分。它在输送机工作过程中有着重要的作用：（1）可以保证输送带在驱动滚筒的奔离点具有适当的张力，防止输送带打滑；（2）保证输送带与托辊接触弧上具有必要张力，防止输送带在两组托辊间松弛引起撒料;(3) 补偿输送带的永久变形以及在不同工况下起动、稳定运行时弹性身长。我国带式输送机目前使用的张紧装置有两个特点:1)输送带在驱动滚筒奔离点的张紧力随时间、运行工况任意变化（例如螺栓拉紧装置和绞车拉紧装置） ；2）保持输送带具有恒定张力值（例如重锤拉紧装置） 。由于输送带在启动过程中的非稳定运动状态下，输送带除了受静张力作用外，还受到由于速度变化的附加张紧力作用，为了保证输送带在驱动滚筒上不滑动，而且再稳定运行中受力合理，要求它在启动与稳定运行时具有不同的张力，而且在稳定运行时保持张力恒定。但目前的煤矿带式输送机张紧装置不能满足这些要求。为此需要研制一种新型的自动张紧装置。.2 张紧装置类型张紧装置类型现有的张紧装置有三种形式，重锤式、机械式和液压式（1） 重锤式张紧装置重锤式张紧装置是最初的张紧装置的形式之一，它主要由张紧装置框架、张紧改向滚筒、弹簧缓冲器、偏心制动轮等部件组成。此种张紧张紧装置主要靠框架的重量和配重的大小来拉紧皮带。此种张紧装置的优点是，结构简单，成本较低；缺点是，不能根据工作情况，调整张紧力的大小。皮带往往只能保持在一种较紧的张紧状态。（2） 固定式张紧装置固定式张紧装置是指张紧滚筒在输送机起动前和停机后可以左右移动改变张紧力,而在运行过程中位置始终不变,张紧力随张力的变化而变化(不能保持恒定)的张紧装置。其中螺旋张紧装置常用于短距离输送机中；电动绞车和手动绞车式固定式张紧装置适用于水平输送和小倾角上运输送的大型输送机，但当胶带产生塑性变形后,引起胶带张力变小，悬垂度增大，这时应重新调整张紧位置。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 2 页（3） 液压式张紧装置液压式张紧装置主要通过液压缸的伸缩来拉紧皮带。现在的液压张紧装置，一般是通过继电器来控制皮带的张紧。它可以根据工作情况调整张紧力的大小，改善了皮带的工作状况，大大提高了皮带的使用寿命。但是，它不容易对皮带的张紧力实现点控。为此，可以设计一种液压张紧装置，这种张紧装置不仅可以实时改变张紧力的大小，还可以解决张紧力的点控问题。1.2 新型液压张紧装置新型自动控制液压张紧装置的主要技术特点：(1)用动滑轮解决长行程的要求。由于在胶合接头和安装过程中都要求输送带有一定的松弛量，如用油缸直接张紧小车，则油缸行程太长。为此可以通过若干个动滑轮组拉住张紧小车，通过这种方法可以降低液压缸的长度；但是，在减小液压缸行程的同时，增大了液压缸的拉力。(2)设置蓄能器提高系统张力的稳定性。在输送机启动过程中，构成输送带动张紧力的弹性波有入射波、反射波和透射波三种。由于入射波与反射波的作用，输送带在传动滚筒奔离点的力忽大忽小，成不稳定状态，输送带承受着冲击载荷。为此在张紧装置的液压系统中设置若干个蓄能器，来抵消入射波与反射波对奔离点张紧力的影响。(3)通过压力传感器及时监控液压缸的张紧状态，根据情况改变张紧力的大小。这样就可以大大改善皮带的工作条件，提高皮带的寿命。1.3 液压传动的特点.1 优点优点1）同其它传动方式比较，传动功率相同，液压传动装置的重量轻、体积紧凑。2）级变速，调速范围大。3）建的惯性小，能够频繁迅速换向；传动工作平稳；系统容易实现缓冲吸震，并能自动防止过载。4）电气配合容易实现动作和操作自动化；与微电子技术和计算机配合，能实现各种自动控制工作。5）件已基本上系列化、通用化和标准化，利于 CAD 技术的应用，提高效率，降低成本。.2 缺点缺点1）易产生泄漏，污染环境。2）因有泄漏和弹性变形大，不易做到精确的定比传动。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 3 页3）系统内混入空气，会引起爬行、噪音和震动。 ，适用的环境温度比机械传动小。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 4 页2 主要设计参数及方案确定2.1 主要设计要求根据实际情况，设计一种符合下列条件的张紧装置（1） 最大张紧力 200KN；（2） 最大张紧行程 10m；（3） 电机功率：7.5-11KW2.2 方案确定.1 参考方案一参考方案一（1） 方案原理图见图 1：（2）工作原理如上图所示，此种重锤式张紧装置主要由张紧装置框架、张紧改向滚筒、弹簧缓冲器、偏心制动轮等部件组成。张紧装置框架本身包含一个能供滚筒上下滑动的滚筒滑槽，并在安装滚筒的钢结构上平面装有两个弹簧缓冲器，配重块重量不直接作用在滚筒轴上。偏心制动轮通过传动连杆与张紧滚筒的钢结构平台连接。胶带主要通过张紧改向滚筒来实现胶带张紧。张紧力的大小取决于配重块的重量、张紧装置框架重量以及滚筒的重量，根据胶带重载时的所需驱动力来选择。.2 参考方案二参考方案二（1）方案原理图见图 2： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 5 页1. 滑轨 2.张紧装置框架 3.滚筒安装平台 4.滚筒滑槽 5.限位挡块 6.制动偏心轮7.销轴 8.装运连杆 9.吊架 10.传动连杆 11.缓冲器 12.胶带 13.轴承支座14.张紧改向滚筒 15.配重图 1 重锤张紧装置1慢速绞车 2张紧小车 3输送带 4手动换向阀 5张紧油缸 6单向阀 7电磁换向阀 8油泵 9油箱 10，11溢流阀 J压力继电器图 2 张紧装置原理（2）工作原理当司机合上开关后，电控箱开始工作。首先启动油泵 8，压力油经过手动换向阀 4 及单向阀 6 进入油缸，拉动张紧小车 2；然后启动慢速绞车，直接拉动张紧小车 2。当达到输送机启动时所需的张紧力时，电动箱的压力继电器控制输送机启动。溢流阀 10 控制胶带的最大张紧力。正常运行阶段张紧力由压力继电器 J1,J2 和溢流阀调整。溢流阀 10 的调定压力比溢流阀 11的调定压力高。通过这种控制就可以保证输送胶带的自动张紧，张紧力减小时，溢流阀 11 关闭，油泵向油缸补液，油缸拉动张紧小车提高张紧力；张紧力超出整定范围时，溢流阀 11 打开进行回油，油缸带动张紧小车减小张紧力。启动与正常运行这两个阶段由测速装置进行控制，将速度信号转换为开关信号，由电磁阀 7 进行切换。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 6 页.3 参考方案三参考方案三（1）原理图见图 3：1过滤器 2液压泵 3.9溢流阀 4手动换向阀 5液控单向阀 6压力表 7液压缸 8蓄能器 图 3 原理图(2)工作原理 工作前，先关闭节止阀，液压泵工作，拉紧装置起动，使系统达到规定的启动拉力，进行拉紧，当装置拉紧后，打开节止阀，使系统压力达到运行张力，启动张力约是运行张力的 1.2-1.5 倍。.4 方案对比方案对比 上面提出的三个方案各有特点，现表述如下。方案一的优点是，结构和原理都比较简单，就是利用物体自身的重力，来拉紧皮带 ，需要多大的张紧力，只要给它坠上同等重量的物体即可，它的制造也比较方便。但是，它的缺点也是比较明显的，其中最重要的缺点就是张紧力不能调节，皮带的张紧力只能固定在皮带机起动需要的最大数值上，即使以后不需要如此大的力，也不容易调节；它的另一个缺点是，体积比较庞大，占用地方大。方案二的优点是，它是靠油缸来张紧皮带的，需要多大的张紧力，只要选用对应大小的液压缸，即可达到规定的要求，结构设计比较紧凑。由于中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 7 页它是采用压力继电器来控制系统，所以它容易实现自动化，这一点对产品的推广非常有利。它的缺点就是，对于张紧力不能达到实时控制，不容易实现张紧力的点动控制。方案三的优点有：张紧力可以根据带式输送机的需要调节，实现起动张紧力为正常运行张紧力 1.2 -1.5 倍的要求；响应快；结构紧凑，安装空间小；比较以上几个方案后，在此选择第三个方案进行设计。因为它具有前面方案所没有的优点，代表着张紧装置未来发展的方向。2.3 确定系统主要参数.1 主要设计参数主要设计参数图 4 布置图根据上面液压张紧装置的张紧行程、最大张紧力，以及张紧装置是通过两根钢丝绳绕过滑轮与液压钢的耳环连接等已知条件（如上图） ，可以知道液压缸的主要设计参数：液压缸负载作用力 F=600KN液压缸行程 S=3400mm .2 液压缸的主要参数液压缸的主要参数（1） 液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计时，可用类比法来确定。查机械设计手册第四卷液压传动部分相关数据，确定液压缸的工作压力为 20Mpa。（2） 液压缸内径和活塞杆外径的确定 计算液压缸内径D=*1415626. 3*2pFn中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 8 页 =95. 0*10*20*1415926. 310*600*263=200mm其中Fn-液压缸载荷液压缸效率圆整 D 的标准值选 200mm计算活塞杆外径选取的速比43. 1按=1.4312vv222dDD经计算得 d=100mm计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和要否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或者活塞杆太细，稳定性不好。验算张紧力验算油缸的最大回程张紧力，FH=4)(*14159. 322pdD =573495. 0*10*20*)1 . 02 . 0(*14159. 3322小于最大的张紧力 600KN，不能达到要求。油缸的内径需要增大油缸内径取 D=220mm由于速比43. 1按=1.43222dDD计算得 d=121mm验算张紧力是否符合要求FH=4)(*14159. 322pdD 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 9 页495. 0*10*20*)1 . 022. 0(*14159. 3322=603大于 600KN 符合最大张紧力的要求。(3)液压缸壁厚 关于液压缸壁厚可以按照下式计算： 2max*DP=106Mpa 5b5530=20.8mm 2max*DP106*2220*20考虑到缸筒的外径公差余量缸筒的壁厚定为 25mm中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 10 页3 确定液压泵及配套电机3.1 液压泵的选用（1） 液压泵的分类液压泵在液压传动中将原动机输出的机械能转换为液体的压力能，为液压系统提供压力油源。液压泵是利用封闭容积的大小变化来工作的。泵内的封闭油腔分为吸油腔和压油腔，当泵轴旋转时，吸油腔的容积增大形成局部真空，油箱中的液体介质在大气压的作用下进入吸油腔，压油腔的容积减小，容腔内的液体介质背挤压排出。根据构件不同，液压泵分为齿轮式，螺杆式，叶片式和柱塞式。一般定义液压泵每转一转理论上可排出的液体体积为泵的理论排量。理论排量取决于液压泵的结构尺寸，与其工作压力无关。按理论排量是否可变，液压泵又分为定量型和变量型两种。液压泵实现进排的方式称为配流，除齿轮式和螺杆式是进排油口直接与吸油腔和压油腔相通外，叶片式和柱塞式需通过专门的配流机构配流，具体的方式有阀式配流，配流轴式配流和配流盘式配流。这里选择斜盘式轴向柱塞泵。（2）压泵的主要参数泵的型号 10MCY14-1B 泵的排量 10mL/r 额定压力 32Mpa额定转速 1500r/min 驱动功率 10KW 容积效率 重量 16Kg 生产厂家 邵阳液压件厂%92（3）液压泵的压力1）额定压力sp在正常工作条件，根据试验结果推荐的允许连续运行的最高寿命和容积效率有关。这里的额定压力为 32MPa。2）最高压力maxp按试验标准规定超过额定压力而允许短暂运行的最高压力，其值主要取决于零件及相对摩擦副的极限强度。3）工作压力液压泵出口的实际压力，其值取决于负载。4）吸入压力液压泵进口处的压力，自吸泵的吸入压力低于大气压力，一般用吸入高度来衡量。当液压泵的吸入压力过高或者吸油阻力太大时，液压泵的进口压力将因低于极限吸入压力而导致吸油不充分，而在吸油区产生气穴或气蚀。吸入压力的大小与泵的结构类型有关。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 11 页（4）液压泵的排量及流量1）排量 V液压泵主轴转一周所排出的液体体积。排量的大小仅取于液压泵的尺寸和几何压力，有时又称为理论排量。理论流量不考虑泄漏，液压泵单位时间内所排出的液体体积（tq/s）3m =*tq60nV610式中 n液压泵转速（r/min）； V液压泵排量。 理论流量 *2.5*m/stq6010*15006104102) 实际流量 q实际运行时，在不同压力下液压泵所排出的流量。实际流量低于理论流量，其差值就是泵的泄漏量。3）额定流量sq在额定压力，额定转速下，泵所排出的实际流量。4）瞬时流量tshq由于运动学原理，液压泵的流量往往具有脉动性，液压泵某一瞬间所排的理论流量。5）流量不均匀系数q在液压泵转速一定时，因流量脉动造成的流量不均匀程度。（5） 液压泵的转速1）额定转速 n 在额定压力下，根据试验结果推荐能长时间连续运行并保持较高运行效率的转速。2）最高转速naxn 在额定压力下，为保证使用寿命和性能所允许的短暂运行的最高转速。其值主要取决于液压泵的结构形式和自吸能力。 3）低转速minn为保证液压泵可靠工作或运行效率不致过低所允许的最低转速。（6）液压泵的功率与效率1）输出功率 P中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 12 页液压泵的输出功率用其流量 q 和出口压力 p 或进出口压力差来表示p P=q*p310式中 q液压泵的实际流量（m/s）;液压泵的进出口压力差，通常液压泵的进口压力近似为零，p因此液压泵的进出口压力差可用其出口压力表示（Pa）。 P=20*2.5*=5KW6104103102)输入功率pP 液压泵的输入功率即原动机的输出功率。 5.5KWpP 3)总效率 液压泵的输出功率与输入功率之比。 P/pP其值为 915 . 554）效率V 在转速一定的条件下，液压泵的实际流量与理论流量之比。 =1-1VVtqqnVq式中 液压泵的泄漏量，在液压泵结构型式，几何尺寸确定q后，泄油量的大小主要取决于泵的出口压力，与液压泵的转速或排量q没有多大关系。因此，液压泵在低转速或小排量下工作时，其容积效率将会很低，以致无法正常工作。 0.92V5）机械效率m对液压泵，除容积泄漏损失以外的功率损失都归于机械损失，因此mV/PtPpq /其值为 0.91/0.9292.9m中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 13 页（7） 液压泵的噪声 液压泵的噪声通常用分贝（dB）衡量，液压泵噪声产生的原因包括：流量脉动，流量冲击，零部件的震动和摩擦以及液压冲击等。 3.2 电动机的选用（1）计算液压泵的驱动功率 在泵的规格表中，一般同时给出额定工况（额定压力，额定速，额定流量）下泵的驱动功率，可以按此直接选择电动机，也可按液压泵的实际使用情况，用下式计算液压泵的驱动功率：P=KWPNNQp310式中 -液压泵的额定压力；Np-液压泵的额定流量；NQ-液压泵的总效率；P-转换系数 一般液压泵 ；Nppmax 恒功率变量液压泵 0.4； 限压式变量叶片泵 ；Nppmax85. 0液压泵实际使用的最大工作压力，Pa maxp泵实际工作压力maxp21AAF 其中 F-活塞杆的拉力 -活塞无杆侧面积1A-活塞有杆侧面积2A实际压力 19.9MPa maxp)100220(*1416. 34*60022中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 14 页=0.995209 .19 P=5.2KW92. 0*1000*601440*10*20*995. 0（2）选择电机型号 电机型号 Y132M-4 额定功率 7.5KW 满载转速 1440r/min 额定转矩 2.2 N m 最大转矩 2.2 N m 同步转速 1500r/min中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 15 页4 确定液压系统元件、辅件4.1 选择液压控制阀型号1) 截止阀截止阀型号 CJZQ-f10 通径 10mm 压力 21MPa2) 手动换向阀型号 4WE6XEW220-50NZ4 通径 10mm 工作压力 35MPa 流量30L/ 重量 1.95Kg 最高周围温度范围 50生产厂家 上海立新液压件厂3) 液控单向阀型号 SVP10B12V 通径 10mm 工作压力 31.5MPa 开启压力 0.3MPa 介质温度-2080重量 0.8Kg 生产厂家 上海立新液压件厂4) 溢流阀型号 DBDH10P10/20 流量 50L/min工作压力 31.5MPa 设定压力 16MPa 介质温度-2070 重量 1Kg 生产厂家 上海东方液压件厂4.2 确定液压辅件.1 蓄能器的选用蓄能器的选用（1）蓄能器的种类及特点 蓄能器是液压系统中的一种能量储存装置，它利用力的平衡原理使工作液体的体积发生变化，从而达到储存或释放液压能的作用。 蓄能器一般分为重力加载式，弹簧加载式和气体加载式三类。1）力加载式（简称重力式） 重力式蓄能器是利用重锤的重量，通过柱塞作用在油液上而产生压力能，其压力的大小取决于重锤的重量和柱塞作用面积的大小。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 16 页 重力蓄能器的特点：在输出液体的整个过程中，无论输出量的大小和输出速度的快慢，均可得到恒定的液体压力；结构简单，容量大，压力高，但体积大不适用于行走机械；惯性大，反应不灵敏，不宜消除脉动和吸收液压冲击；密封处易泄漏， 有摩擦损失。只在固定设备中作蓄能器用。2）簧加载式（简称弹簧式） 弹簧式蓄能器是利用弹簧力作用于活塞上，使之与压力油的压力相平衡，以储存压力能。蓄能器产生的压力取决于弹簧的刚度和压缩量。 弹簧式蓄能器的特点：结构简单，反应灵敏，容量小。使用寿命取决于弹簧的寿命，对于循环频率较高的场合不宜使用。一般用于小容量，低压，循环频率低的系统，作蓄能和缓冲用。3）气体加载式 气体加载式蓄能器的工作原理是建立在波义耳定律的基础上。使用时先向蓄能器充以预定压力的空气或氮气，然后由液压泵向其内充入压力油，气腔和油腔压力始终相等。当系统需要油液时，在气体压力作用下，使用油液排出。 气体加载式蓄能器可分为隔离式和直接接触式两种类型。a) 直接接触式蓄能器 它由一个封闭的壳体组成，壳体顶部有充气阀，底部有进出压力油口。气体被封在壳体的上部，液体处在壳体下部，气体直接与液体接触。这种蓄能器的特点：容量大，惯性小，反应灵敏；占地面积小；没有机械磨损。但由于气体直接接触，气体易被液体吸收，使系统工作不稳定，易产生气蚀并危及系统；只能竖直安放，以确保气体被封在壳体的上部。适用于大流量的低压回路中。 b) 隔离式蓄能器 典型结构有气囊式，隔膜式，活塞式和差动活塞式。c)气囊式蓄能器 壳体的上端有容纳充气阀的开口，由合成橡胶制成的完全封闭的梨形气囊模压在气门嘴上，形成一个封闭的空间。气囊经下端开口塞进去，并借助于压紧螺母固定于壳体的上部。阀体总成用一对装在壳体开口内侧的半圆卡箍卡主阀体本身的台肩，装在壳体的下部。O 形密封圈与垫片接触，用螺母锁紧。用这样的结构能确保安全，要想拆开蓄能器，必须拧下螺母，把阀体推到壳体内。当壳体内压力上述到爆中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 17 页破压力时，壳体开口先涨大，使 O 形密封圈被挤掉油压能够安全的解除。d)这种蓄能器的特点使：气腔与油腔之间是气囊，密封可靠，不可能有泄漏；胶囊惯性小，反应灵敏；结构紧凑，尺寸小，重量轻；并有系列批量生产。但装拆不方便。气囊有折合型，波纹型，三角型和十字型等结构形式。e)隔膜式蓄能器 它以橡胶隔膜代替气囊，把油和气分开。壳体为球形，重量与体积之比值最小。容量小，一般在 0.9511.4L 范围内使用。f)活塞式蓄能器 它利用活塞把油和气分开。结构简单，寿命长。但活塞惯性大有密封摩擦阻力，因而反应灵敏性差，不宜消除脉动和吸收液压冲击。 g) 差动活塞式蓄能器 它由一个直径很大的气缸装在一个直径较小的液压缸之上组成。活塞下端的液压力总是大于上端的空气压力。能有效的防止空气渗入油中。可用于压力很高的液压系统。(2)蓄能器的应用 1)作辅助动力源对于间歇运行的液压系统，或在一个工作循环内，执行元件运行速度差别很大，即对液压泵供油量要求差别很大的液压系统使用蓄能器，当需要供油量很大时，蓄能器与液压泵一起供油，当要求供油量小时，泵输出的多余压力油就输入蓄能器储存起来。这样可以根据液压系统所需的平均流量来选择泵，泵的利用和功率消耗比较合理。2)补偿泄漏保持压力对于执行元件长时间不动，又要求保持一定的压力，可以用蓄能器来补偿泄漏。3)作紧急动力源某些系统要求当液压泵发生故障或对执行元件的供油突然中断时，执行元件仍须完成必要的动作。例如为了安全起见，液压缸的活塞杆必须内缩到缸筒内，这时就需要有适当容量的蓄能器作动力源。4)消除脉动 如果液压系统中采用液压泵，且其柱塞数较少时，或齿轮泵的齿数较少时，系统的压力，流量和力矩等参数脉动很大。此外，溢流阀的脉动以及某些形式的容积式流量计，也会使系统的压力和流量脉动。若在中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 18 页系统中装设蓄能器，则可将脉动降低到最低限度，使对振动敏感的仪表及管路接头，阀的损坏事故大为减少。5)吸收液压冲击由于换向阀突然换向，液压泵突然停车，执行元件的运动突然停止，甚至人为的要执行元件紧急制动等原因，都会使管路内液体流动发生急剧变化，产生液压冲击。液压系统中虽设有安全阀，但其反应慢，压力增高，其值可能达到正常压力的几倍以上。这种冲击压力往往引起系统中的仪表，元件和密封装置发生故障，甚至损坏，或者管道破裂，此外，还会使系统产生强烈的振动。若装设蓄能器则可以吸收和缓和这种冲击。(3)蓄能器总容积的计算 蓄能器的总容积是指充气容积，这里选择蓄能器主要用于消除脉动和吸收液压冲击。根据经验选择两个容积为 25L 的蓄能器即可。 (4)蓄能器充气压力的确定 0p由于蓄能器主要用于吸收液压冲击和消除脉动，降低噪声，因此，蓄能器的充气压力应等于蓄能器设置点的正常工作压力。(5 )蓄能器的主要参数 型号 NXQ-A-25/20LA 公称压力 20MPa 耐压试验压力 30MPa 使用温度 10-70安装方式 垂直安装 生产厂家 南京锅炉厂（6） 蓄能器的安装1）蓄能器的安装a)蓄能器须安装在便于检查，维修的位置，并要远离热源。b)蓄能器一般应垂直安装，油口向下，充气阀朝上。c) 装在管路上的蓄能器承受着液压力的作用，因此必须牢靠的固定装置，以防蓄能器从固定部位脱开，引起事故。注意不能用焊接方法进行安装。d)吸收液压冲击，压力脉动和降低噪声的蓄能器应尽量安装在振源附近。e)蓄能器与液压泵之间应安装截至阀，以供充气和检查维修使用。2)蓄能器的使用a)蓄能器属于压力容器，应执行压力容器的使用规定。不能在蓄能器上进行焊接，铆接和机械加工，不许敲打。b)蓄能器铭牌应置于醒目位置。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 19 页c)在有压状态下，不得拆卸。在安装拆卸之前，应把内部的气，液完全放掉。d)蓄能器绝对禁止充氧气，以免引起爆炸。e)在正常工作下，每隔 6 个月检查一次压力，使之保持规定的预压力。检查方法可以利用充气工具，也可利用系统中的压力表和液压泵检查。f)气囊式蓄能器充气可利用充气工具和充氮小车，由于氮气瓶压力一般在 16MPa。如果充气压力高于上述值时，则需要使用带有增压设备的充氮小车。.2 过滤器的选用过滤器的选用（1） 过滤器性能参数1）过滤原理与过滤介质过滤是从流体中分离非溶性固体颗粒污染物的过程。它在压力差的作用下，让流体通过多孔隙可透性介质（过滤介质），迫使流体中的固体颗粒被截留在过滤介质上，从而达到分离污染物的目的。液压过滤器简称过滤器或滤油器。它就是采用上述原理，利用过滤介质分离，减少油液中颗粒污染物，使之达到和保持油液目标清洁度的工业装置。过滤器按过滤原理区分主要有：表面型过滤器，深度型过滤器和磁性过滤器。结合滤材及使用范围考虑，则唱分为表面型和深度型两大类。表面型过滤器是靠滤材表面的孔口阻截液流中的颗粒，属于这一类的有金属网，金属微孔板，线隙式，片式等过滤元件。表面型滤材的通径大小一般是均匀的，过滤机制比较单一，主要是直接阻截，凡尺寸大于通孔的颗粒被截留在液流上游一侧的滤材表面，则小于通孔的颗粒则进入下游。当滤材表面有限的孔口全部被截留的污染物堵塞后，滤芯前后的压差增加到最大值，其过滤作用也就停止了，所以表面型滤材的纳垢容量较少，但经过反向冲洗后，滤材表面的污染物可被清除干净，然后可重复使用。深度型过滤器的滤材为多孔可透性材料，常用的有非织品纤维，如滤纸，复合滤纸，合成纤维，不锈钢丝毡；多孔刚性材料，如陶瓷，金属粉末烧结，天然和合成纤维织品等。这类滤材中有无数细长且迂回曲折的通道，每一通道中还可能有一些狭窄的横向空穴。当油液流过时，大颗粒污染物被阻截在滤材表面或内部通道的缩口处，而小颗粒污染物在重力，布朗扩散，静电力或惯性力作用下，有些可能被吸附在通道内中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 20 页壁表面，有些可能沉积在通道横向空穴内。所以深度型滤材的过滤机制既有直接阻截，又有吸附作用，过滤作用发生在滤材整个深度范围内。与表面型相比，深度型滤材的纳垢容量大，但被滤除的污染物不容易被清洗掉，所以只能一次性使用。（2）过滤器的主要性能参数 过滤器的主要性能参数有：过滤精度，压差特性和纳垢量。1）过滤精度过滤精度是指过滤器对不同尺寸颗粒精度污染物的滤除能力，时选用过滤器的首要参数。系统的污染控制水平，过滤精度越高，系统油液的清洁度越高。评定过滤器精度的常用方法有下面几种：名义过滤精度：名义过滤精度的评定方法最早有美国军工部门提出，用值表示。m绝对过滤精度：绝对过滤精度是指能够通过过滤器的最大球形颗粒的直径。绝对过滤精度比较确定地反映出过滤介质的最大孔口尺寸和过滤器能够滤除和控制的最小颗粒尺寸，这对实施污染控制有实用意义。但污染物并不都是球形，其形状一般是不规则的，长度尺寸大于绝对精度的扁长形颗粒仍有可能通过滤芯而到达下游。过滤效率：过滤效率是指被过滤器滤除的污染物数量与加入到过滤器上游的污染物数量之比。污染物的量可以用质量表示，也可用各种尺寸的颗粒数表示。过滤比：过滤器上游油液单位体积中大于某一给定尺寸的污染颗粒数与下游油液单位体积中大于同一尺寸过滤数之比。2）压差特性油液流经滤油器时由于油液运动和粘性阻力的作用，在滤油器的入口和出口之间产生一定的压差。影响清洁的滤油器压差的因素有：油液的粘度和比重，通过流量，以及滤芯的结构参数。3）纳垢流量过滤器在工作过程中，随着被截留的污染物数量的增加，压差增大，当压差达到规定的最大极限值时，滤芯使用寿命结束。在过滤器整个使用寿命期间被滤芯截留的污染物总量称为过滤器的纳垢容量。纳垢容量越大，则使用寿命越长。 纳垢容量与过滤面积以及滤材的孔隙度有关。过滤面积越大，孔隙度越大，则纳垢容量越大。对于外形尺寸一定的折叠式圆筒形滤芯，中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 21 页适当增大折叠数及折叠深度可以增大过滤面积，从而延长过滤器的使用生命。.3 液压管路的设计液压管路的设计（1）管路的材料无缝钢管耐压高，变形小，耐油，抗腐蚀，虽装配时不易弯曲，但装配后能长期保持原状，用于中高压系统。无缝钢管有冷拔和热轧两种。工作压力比较高的管路多采用 10 号，15 号冷拔无缝钢管，因其外径尺寸准确，质地均匀，强度高，而且可焊性好。（2） 管路的内径管路内径的大小取决于管路的种类及管路的种类及管内流速的大小。在流量一定的情况下，内径小则流速高，压力损失大，容易产生噪声；内径大则难于安装，所占空间大，重量大。管路内径一般由下式确定 vqd/61. 4式中 d管路内径（mm）q流量（L/min）v流速（m/s）管内油液的流速推荐值 v: (1)吸油管路取 v0.5-2m/s V=1m/s(2)压油管路取 v2.5-6m/s V=4m/s(3)泄油回路取 v1m/sV=1m/s吸油管道的内径 d4.61=17.9mmVQ/内径 d 取 20mm 外径 D 取 28mm 压油管道的内径 d4.61=8.9mmVQ/中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 22 页内径 d 取 10mm 外径 D 取 18mm 泄油管道的内径 d4.61=17.9mmVQ/内径 d 取 20mm 外径 D 取 28mm吸油管道的外径取 28mm压油管的外径取 18mm泄油管道的外径取 28mm（3） 管子壁厚的计算管子的壁厚一般可以用下式计算 tppd2式中 t管子壁厚；p工作压力；d管子内径；许用应力，对于钢管；ppnbn安全系数（当 p17.5MPa 时，n=4);15 号钢的375MPab=93.75MPap4375 管子的壁厚 t=2.98mm75.93*228*20圆整后 取管子的壁厚为 3mm（4）硬管的安装中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 23 页1）管子的长度要短，管径要合适；2）两固定点之间的直管连接，应避免紧拉直管，要有一个松弯部分。这不仅便于装拆，同时也不会因热胀冷缩造成严重的拉应力。3）子的弯曲半径应尽可能大。4）管路的安装连接必须牢固坚实。当管路较长时需要加支撑。5 液压缸设计5.1 液压缸的类型和安装形式液压缸分为单作用液压缸、双作用液压缸和组合式液压缸三种形式。单作用液压缸又分为单作用活塞液压缸、单作用伸缩液压缸和单作用柱塞液压缸；双作用液压缸分为双作用无缓冲式液压缸、不可调单向缓冲式、不可调双向缓冲式液压缸、可调单向缓冲式、可调双向缓冲式、双活塞杆液压缸和双作用伸缩液压缸；组合液压缸分为单联式、多工位式和双向式。这里选择单作用活塞式液压缸。液压缸的常用安装形式有耳环型、脚架型、法兰型和耳轴型安装，这里选择耳轴型安装。通用型液压缸结构比较简单，零部件标准化、通用化程度较高，制造和安装都比较方便。因此，用途比较广泛，使用于各种液压系统。它一般有拉杆型、焊接型和法兰型液压缸。其中焊接型液压缸的外形尺寸较小，暴露在外面的零件少，能承受一定的冲击负载和恶劣的外界环境。但受到前端盖与缸筒连接强度的限制，缸的内径不能太大，额定压力不能太高。通常额定压力小于a，缸筒内径小于mm，活塞杆和缸筒的加工条件许可时允许最大行程达到m，多用于车辆、船舶和矿山等机械。拉杆型液压缸的端盖有圆形和方形两种.一般来说,方形端盖用四根拉杆,圆形端盖用 6 根拉杆,缸筒是用内径经过精加工的高精度冷拔无缝钢管,按需要的长度切割而成的.前后端盖和活塞等零件均为通用件.因此,拉杆型液压缸制造成本较低,适用于批量生产.焊接型液压缸的缸筒与后端盖采用焊接连接,与前端盖的连接方式有螺纹连接,卡环连接和钢丝挡圈连接等多种连接方式.法兰型液压缸的缸筒与前端盖和后端盖均采用法兰连接.法兰与缸筒有整体结构式,也有采用焊接和螺纹等方式的法兰型液压缸的缸筒内径通常大于 100mm,外形尺寸大,额定压力高,能承受较大的冲击负载和恶劣的外界环境条件,属重型液压缸,多用于重型机械,冶金机械等.法兰型液压缸的通常额定压力小于 35Mpa,缸筒内径小于 320mm,允许最大行程 10m.中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 24 页这次设计的液压缸,是用于牵引皮带前后运动,活塞杆的行程为 3.3m,牵引力大约在 600KN 左右,结合以上的介绍可以选择单作用活塞式液压缸,液压缸的安装选择销轴型,液压缸的连接方式前端盖采用卡环式连接,后端盖采用焊接的方式.5.2 液压缸主要零部件结构、材料和技术要求.1 缸筒与缸盖缸筒与缸盖(1)结构 缸筒的结构与端盖的连接形式,液压缸的用途,工作压力,环境以及安装要求等因素有关.端盖分为前端盖和后端盖.前端盖将液压缸的活塞杆腔封闭,并起着为活塞杆导向,防尘和密封的作用.后端盖将缸筒底腔封闭,并常常起着将液压缸与其它机件连接的作用.常用的缸筒与缸盖的连接有拉杆,法兰,焊接,内外螺纹,内外卡环及挡圈等连接方式,其中焊接连接型式只能用于缸筒与后端盖的连接. 这里前端盖与缸筒采用法兰连接,如下图 1.前缸盖 2.法兰 3.螺栓后端盖与缸筒采用法兰连接,如下图中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 25 页(2)材料 1、缸筒的材料一般要求有足够的强度和冲击韧性,能够长期承受较高的工作压力及短期动态试验压力而不致产生永久变形,有足够的刚度,能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲.需要焊接的缸筒,还要求有良好的焊接性能.目前,普遍采用的缸筒材料是热轧或冷拔无缝钢管.市场已经能够供应内圆经过珩磨,外圆已精加工的高精度冷拔无缝钢管.按需要的长度切割下料,再根据与端盖连接形式的要求,在两端进行加工,即可清洗装配.选用 45。毛坯采用退火的冷拔或热轧无缝钢管。材料机械性能如下表所示： (3)缸筒计算：1.缸筒壁厚及验算：参考机械设计手册液压传动表 20-6-9 选择合适的产品系列。确定缸筒外径及其壁厚。2.缸筒底部厚度计算：因为本次设计为单作用液压缸，在无杆侧没有压力油，而且缸筒联结形式选用前端法兰。所以设计主要考虑及工艺要求形状，而不考虑受力。3.缸筒头部法兰厚度：参照实用机械设计手册第二版下册选择合适的法兰， 法兰为凸面对焊刚质管 B 型法兰。具体尺寸见下表：材料b最小值s最小值s最小值4561036014中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 26 页螺栓公称通径法兰焊端外径法兰外径螺栓孔中心圆直径螺栓孔径数量螺纹8089270203338M30密封圈法兰厚度法兰高度法兰颈法兰内径dXYf21381271280654811813370 表 1-1公称压力为 25Mpa。表中长度尺寸均为 mm数量为单个。字母标记见实用机械设计手册第二版下册机械工业出版社出版。4.缸筒与端部焊接应力计算：因为本次设计为单作用液压缸，在无杆侧没有压力油，而且缸筒联结形式选用前端法兰。所以没有必要计算。采用一般焊接即可。缸筒制造加工要求：缸筒内径 D 采用 H7 级配合，表面粗糙度值为 0.20 微米。需进行研磨。 热处理采用调质，硬度 HB 不小于 241。 缸筒内径 D 的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半。 缸筒直线度公差在 500mm 长度上不大于 0.03mm。缸筒端面 T 对内径的垂直度在 100mm 上不大于 0.04mm。.2 活塞活塞(1)活塞结构型式：选用组合活塞。组合式活塞结构多样，主要受密封型式决定。组合式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨的导向环的大量使用，多数密封圈与导向环联合使用，大大降低了活塞的加工成本。(2)活塞与活塞杆的连接： 选用卡环式，用锁紧机构防止工作时由于往复运动而松开。同时采用中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 27 页静密封。(3)活塞的密封：采用车氏组合密封角形滑环式。(4)活塞尺寸与加工公差：活塞宽度取值为活塞外径的 0.8 倍。活塞外径的配合采用 f9，外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm，端面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差之半，表面粗糙度(5) 活塞的材料液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁、灰铸铁(HT300、HT350)、钢(有的在外径上套有尼龙 66、尼龙 1010 或夹布酚醛塑料的耐磨环)及铝合金等。选择 45 作为液压缸活塞的材料。(6)活塞与活塞杆的连接方式活塞与活塞杆有多种连接方式,这里采用卡环连接,如下图 .3 活塞杆活塞杆 活塞杆的端部结构形式选择外螺纹结构简图 (1)活塞杆结构 活塞杆有实心杆和空心杆两种，见下图。空心活塞杆的一端，要留出焊接和热处理时用的通气孔 d2。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 28 页 a)实心活塞杆 b)空心活塞杆我选择其中的实心活塞杆结构。(2)活塞杆材料实心活塞杆材料为 35、45 钢；空心活塞杆材料为 35、45 无缝钢管。本设计选择 45 钢作为活塞杆材料。(3)活塞杆的技术要求1)活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为 229285HB,必要时，再经高频淬火，硬度达 4555HRC。2)活塞杆 d 和 d1的圆度公差值，按 9、10 或 11 级精度选取。我选取 10级精度。3)活塞杆 d 的圆柱度公差值，应按 8 级精度选取。4)活塞杆 d 对 d1的径向跳动公差值，应为 0.01mm。5)端面 T 的垂直度公差值，则应按 7 级精度选取。6)活塞杆上的螺纹，一般应按 6 级精度加工；如载荷较小，机械振动也较小时，允许按 7 级或 8 级精度制造。这里选择按 6 级精度加工。7)活塞杆上若有联接销孔时，该孔径按 H11 级加工。该孔轴线与活塞杆轴线的垂直公差值，按 6 级精度选取。8)活塞杆上下工作表面的粗糙度为 Ra0.63m，必要时，可以镀铬，镀层厚度约为 0.05mm,镀后抛光(4)活塞杆的尺寸。活塞杆直径计算：中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 29 页 MFdP3104 F 液压缸的推力， Np 材料的许用应力，MpanSP d 活塞杆直径，m活塞杆强度计算：活塞杆弯曲稳定性验算：采用实用验算法。已知作用力和活塞杆直径，从机械设计手册液压传动一书活塞杆弯曲计算图中可以校验出稳定性程度，经过校验，活塞杆弯曲稳定性良好。5.35.3 活塞杆的导向套、密封和防尘活塞杆的导向套、密封和防尘活塞杆导向套在液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆侧的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质、灰尘和水分带到密封装置处，损坏密封装置。当导向套采用非耐磨材料时，其内圈还可装设导向环，用作活塞杆的导向。导向套的结构采用轴套式。导向套的材料采用摩擦系数小、耐磨性好的青铜材料制作。导向套长度的确定：通常采用两段导向段，每段宽度为 d/3，两段中线距离为 2d/3。受力分析：分析导向套的受力情况。本次设计的液压缸受力主要为拉力，与活塞杆轴线重合，所以外力作用在活塞上的力矩主要为由安装形式决定的重力产生的力矩。即导向套受到的支撑压应力非常小。远远小于材料的许用压应力，可以不进行验算。所以设计时满足结构及运动要求即可。导向长度的确定：导向长度过短，将使液压缸因配合间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证缸有一定的最小导向长度，一般缸的最小导向长度应满足： H m导向套滑动面的长度 A，在缸径小于 80mm 时，取中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 30 页 A=（0.61.0）D当缸径大于 80mm 时，取 A=（0.61.0）d本次设计液压缸缸径为 220mm。大于 80mm。所以代入第二个公式，即A=（0.61.0）d。选择 A=0.8 d=0.870=56mm。加工要求：导向套外圆与端盖内孔的配合多为 H8/f7，内孔与活塞杆外圆的配合多为 H9/f9。外圆与内孔的同轴度公差不大于 0.03mm，圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半，内孔中的环形油槽和直油槽要浅而宽，以保证良好的润滑。5.45.4 排气阀排气阀如果排气阀设置不当或者没有设置，压力油进入液压缸后，缸内仍会有空气，由于空气具有压缩性和滞后扩张性，会造成液压缸和整个液压系统在工作中的颤振和爬行，影响液压缸的正常工作。对本次设计的张紧装置而言，如果排气阀设置不当或者没有设置，那么在张紧过程中就会造成液压缸的颤振和爬行，这种情况下，与其连接的皮带也会随之发生以上情况。影响皮带的使用寿命，以及整个液压系统的稳定性。为了避免这种情况的发生，除了防止空气进入液压系统外，必须在液压缸上安装排气阀。排气阀的位置要合理。由于空气比油液轻，总是向上浮动，所以排气阀应与压力腔相同通，设置在端盖或端部的上方。这样在安装后调试前排除液压缸内之空气。不会让空气有积存的残留死角。排气阀的结构形式：采用整体排气阀结构。该结构阀体与阀针合为一体。用螺纹与缸筒或端盖连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺母，缸内空气从锥面间隙中挤出，并经过斜孔排出缸外。这种排气阀简单、方便，但螺纹与锥面密封处同心度要求较高，否则拧紧排气阀后不能密封，会造成外泄露。阀的材料用 45 号碳素钢，锥部热处理硬度 3844HRC。整体排气阀的实际结构尺寸如下图。阀体 阀针中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 31 页整体式排气阀5.55.5 油口油口油口包括油口孔和油口连接螺纹。由于设计液压缸为单作用液压缸，所以只有一个油口，油口可以布置在端盖和缸筒上。D(螺纹精度 6H)JminK+0.4EPminSmaxU+0.1YminZ1M181.514.52.422.016.52.019.829.01505.65.6 密封圈、防尘圈的选用密封圈、防尘圈的选用O 形密封圈的特点:O 形密封圈是一种横断面形状为圆形的耐油橡胶形（简称 O 形圈） ，是液压设备中使用得最多，最广泛的一种密封件，可用于静密封和动密封。为减少或避免运动时 O 形圈发生扭曲和变形，用于动密封的 O 形圈的断面直径较用于静密封的断面直径大。一般用于动密封的 O 形圈也可以用于静密封。与其它的密封圈相比，O 形圈具有以下优点：1)密封性能好，用量少，单圈即可对两个方向起密封作用;2)密封部位结构简单、占用空间小、拆装方便;3)对油液、压力和温度的适应性好;4)动摩擦阻力较小，既可做动密封，又可做静密封使用.其缺点是在作动密封时，启动摩擦阻力较大，使用寿命短。5.75.7 销轴的安装销轴的安装 液压缸为销轴的主要安装尺寸 (mm)中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 32 页 销 轴 结 构 尺 寸20MPa直径 DTDTL22060605.8 液压缸的主要性能参数（1）压力 p1) 公称压力np公称压力也称额定压力,即在正常工作条件下,液压缸用以长期工作np的最高压力,查找国家标准 GB/T7938-1987,并结合实际情况这里的公称压力为=20MPa.np 2)最高允许压力maxp液压缸在超过额定压力后允许短暂运行的最高压力称为最高允许压力.通常规定为1.5maxpnp 这里的最高额定压力定为=25MPamaxp3)耐压试验压力Tp 耐压试验压力是液压缸在检查质量时须承受的试验压力.在规定时间内,液压缸在此压力作用下,全部零件不得有破坏或永久变形等异常情况出现. 通常规定为 当额定压力16 MPa 时np =1.5Tpnp 当额定压力16 MPa 时np中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 33 页 =1.25Tpnp 对军用产品规定为 =(2-2.5)Tpnp 显然此处的耐压试验压力=1.5*16=30MPa.Tp（2）液压缸活塞的理论推力和拉力1F2F 活塞杆受力示意图当活塞杆伸出时的理论推力1F =A p=p1F142D实际推力为=*20760000N=760KN1F41416. 32220当活塞缩回时的理论拉力2F = p=(-)p2F2A42D2d实际拉力为=*(-)*20600000N=600KN2F41416. 322202100以上计算式中 D-缸筒内径; d-活塞杆直径;A -活塞无杆侧有效作用面积;1-活塞有杆侧有效作用面积;2A p-液压缸工作压力.中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 34 页（3） 液压缸负载率液压缸负载率为实际使用推力(或拉力)与理论额定推力(或拉力)的比值. =)()(或拉力理论额定推力或拉力实际使用推力值用以衡量液压缸在工作时的负载.通常取=0.5-0.7,但对某些用途也可取=0.45-0.75 .这里取=0.7（4）单活塞杆液压缸两腔面积比(速度比) =21AA12vv222dDD式中 -活塞无杆侧有效作用面积;1A -活塞有杆侧有效作用面积;2A -塞杆伸出速度;1v -活塞杆退回速度;2vD-活塞直径(或缸筒内径);d-活塞杆直径.单活塞杆液压缸两腔面积比应符合规定,除特殊场合外,速度比不宜过小或过大,以免产生过大的背压或活塞杆太细,造成稳定性不好.工作压力高的液压缸选用大值,工作低的液压缸选用小值.这里的速度比=1.46.（5）液压缸的往返速度和1v2v 当无杆腔进油时 =1v24Dqv实际速度=0.008m/s1v60*22. 0*1416. 31*1 . 0*18. 0*42 当有杆腔进油时 =2v)(422dDqv实际速度中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 35 页 =0.01m/s2v60*)1 . 022. 0(*1416. 31*1 . 0*18. 0*422 以上计算式中 q-进入液压缸的流量; -液压缸的容积效率.v（6） 活塞作用力 F液压缸工作时,活塞所要克服的作用力如下式 F=dcbaFFFF式中 -外负载阻力aF -回油阻力,当油直接回油箱时, 0;如回油有背压,按活塞bFbF的理论推力和拉力计算. -密封圈摩擦阻力cF 密封圈摩擦阻力-为活塞密封和活塞杆密封的摩擦阻力之和,cF即 -=f(D+d)cFpDDkbddkb 式中 f-密封圈摩擦系数,取 f=0.05-0.2; p-密封圈两侧压力差;-活塞,活塞杆密封圈宽度;dDbb ,-活塞,活塞杆密封圈摩擦修正系数;dDkK , O 型密封圈:k0.15 压紧型密封圈:k0.2 唇型密封圈 k0.25-活塞的惯性力.dF=0.05*20*3.1416*(0.22*0.036*0.25+0.1*0.006*0.2)=5341NcF610（7） 效率1) 机械效率 由摩擦损失造成,在额定压力下,通常取=0.9-mm0.95;2) 容积效率 由泄漏所致,用弹性密封时, 1,活塞环密封时, vv;v98. 03) 作用力效率 由回油背压所致.d活塞外伸时中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 36 页 =d112211ApApAp活塞退回时 =d221122ApApAp当回油口接油箱时 1d式中 -活塞无杆侧,有杆侧压力;21, pp -活塞无杆侧,有杆侧有效作用面积.21, AA4) 总效率 =mvd实际总效率 =0.9*1*1=0.9（8 ）液压缸功率 P P=Fv=pq 式中 F-活塞上的作用力; v-活塞的平均速度; p-工作压力; q-进入液压缸的流量.6 液压油路板的结构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。液压油路板的结构如图 6-1 所示，液压油路板正面用螺钉固定液压元件，表面粗糙度值为0.8，背面连接压力油管（P） 、回油管（T） 、泄漏油aRm管(L)和工作油管(A、B)等。油管与液压油路板通过管接头用米制细牙螺纹或英制管螺纹连接。液压元件之间通过液压油路板内部的孔道连接。除正面外，其它加工面和孔道的表面粗糙度值为6.312.5。aRm此外液压油路板的安装固定也是最重要的。油路板一般采用框架固定，要求安装、维修和检测方便。它可以安装固定在机床上或机床附属设备上，但比较方便的是安装在液压站上。安装方式见图 6-2。6.1 液压油路板的设计中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 37 页 图 6-1 液压油路板总装图（1）分析液压系统，确定液压油路板数目简单液压系统的元件不多，要求液压油路板上的元件布局紧凑，尽量把元件都装在一块板上。但液压系统较复杂时，应避免液压油路板上的孔道过长，给加工制造带来困难，所以板的外形尺寸一般不大于 400mm；板上安装的阀一般不多于 1012 个，这也可以避免孔道过于复杂，难与设计和制造。若一个液压系统需多块液压油路板布局，则应当对该系统进行分解，但应注意：1）同一个液压回路的液压元件应布局在同一块液压油路板上，尽量减少连接管道。2）组合机床加工自动线或多工位机床液压系统，结构相同的部分应设计成可互换的通用板，不同结构应设计成专用板。a） b）中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 38 页c）图 6-2 油路板安装方式1油路板 2连接件（2）制作液压元件的样板初学者设计液压油路板时，要制作液压元件样板。根据产品样本，对照实物绘制液压元件顶视图轮廓尺寸，虚线绘出液压元件底面各油口位置的尺寸，依照轮廓线剪下来，便是液压元件样板。若产品样本与实物有出入，则以实物为准。若产品样本中的液压元件配有底版，则样板可以按底版所提供的尺寸来制做。若没有底版，则要注意，有的样本中所提供的是元件的俯视图，做样板是应把产品样本中的图翻转 180 度。（3）液压元件的布局绘出液压油路板平面尺寸，把制做好的液压元件样板放在液压油路板上进行布局，此时要注意：1）液压阀阀心应处于水平方向，防止阀心自重影响液压阀的灵敏度，特别是换向阀一定要水平布置。2）与液压油路板上主液压油路相通的液压元件，其相应油口应尽量沿同一坐标轴线布置，以减少加工孔道。3）压力表开关布置在最上方，如果需要在液压元件之间布置，则应留足空间。4）液压元件之间的距离应大于 5mm，换向阀上的电磁铁、压力阀的先导阀以及压力表安装等可适当的伸到液压油路板的轮廓线之外，以减小油路板的尺寸。（4）确定油孔的位置尺寸液压油路板正面用来安装液压元件，表面粗糙度值为0.8。上面aRm布置有液压元件固定螺孔、油路板固定孔和液压元件的油孔。当液压元件布置完毕后，孔道位置尺寸就基本上确定了。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 39 页液压油路板背面设计有执行元件连接的油孔（A、B） 、与液压泵连接的压力油孔（P）以及与液压油箱连接的回油孔（T） ，此类液压油孔可加工成米制细牙螺纹或者英制管螺纹孔。连接尺寸见表 6-1。液压油路板内部孔道一般分三层布置：第一层：距液压油路板正面距离约 10mm，一般布置泄漏油孔（L）和控制油孔（K） ，要注意的是防止第一层孔道与液压元件的固定螺孔相通。第二层：距液压油路板正面约 25mmm，距第一层约 15mm，布置压力油口。第三层：距液压油路板正面约 41mm，距第二层约 16mm，距液压油路板反面 19mm，布置回油孔（T） 。因此，液压油路板的总厚度一般为 60mm。（5）绘制液压油路板的零件图液压油路板结构较复杂，用多个视图表达，主视图表示液压元件安装固定的位置、液压元件进出油口的位置和大小，以液压油路板的两条棱为坐标轴绘出。液压元件规格一旦确定，安装螺孔和油口的尺寸亦定。后视图表示各油管接头的位置和尺寸。表表 6-16-1 阀板傻瓜内的孔加工尺寸阀板傻瓜内的孔加工尺寸管接头安装螺纹钻螺纹底孔直径阀板钻孔直径(mm)公称直径（mm0d）紫铜管尺寸（mmxmm）xd内d外推荐流量(L/min)锥螺纹细牙螺纹锥螺纹细牙螺纹底孔深度(mm)攻螺纹深度(mm) 直孔横孔横孔螺塞33x4M8x17.044x64M10x19.06Z1/8”8.71411（6）6x86M12x1.2510.778x1010Z1/4”M14x1.511.312.5181588.7Z1/8”1010x1214.51212x1525Z3/8”M15x1.5M20x1.514.818.5201012 11.3Z1/4”中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 40 页1515x1840Z1/2”M24x1.518.3 24.525241919x22633/4”M30x1.523.7 28.5252118 18.3Z1/2”2525x28100Z1”M36x1.529.6 34.530263030x35160Z114”M39x1.538.5 37.53227液压油路板的剖视图一般要三个，即每层孔道一个剖面。为了避免加工制造差错，液压油路板零件图要少用虚线。设计中采用液压油路板的结构来放置各液压元件，液压集成块结构与设计和叠加阀装置设计这里不在做详细说明。7 油箱及其附件7.1 油箱的用途和分类 油箱在系统中的功能主要是储能和散热，也起着分离油液中的气体和沉淀污物的作用。要根据系统的具体条件，合理选用油箱的容积，形式和附件，以使油箱充分发挥作用。油箱有开式和闭式两种。1)开式油箱开式油箱应用广泛。箱内液面与大气相通。为防止油液被大气污染，在油箱顶部设置空气滤清器，并兼作注油口用。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 41 页2)闭式油箱闭式油箱一般指箱内液面不直接与大气相通，而将通气孔与具有一定压力的惰性气体相通，充气压力可达 0.05MPa这里采用通常的开式油箱。油箱的形状一般选择矩形，只有容量大于 2时才选用圆筒形结构。3m因为采用圆筒形结构可降低设备重量。7.2 油箱的构造和尺寸1)油箱的容量很大，能够保证系统工作时保持一定的液位高度；为满足散热要求，对于管路比较长的系统，还应考虑停车维修时能容纳油液自由流回油箱时的容量；在油箱容积不能增大而又不能满足散热要求时，需要设冷却装置。2)设置油箱主要出口。油箱的排油口与回油口之间的距离应尽可能远些，管口都应插入最低液面以下，以免产生吸空和回油冲溅产生气泡。管口制成的斜角，以增大吸油及出油的截面，使油液流动时速度变化不致过大。045管口应面向箱壁。吸油管离箱底距离应大于两倍的管径，距箱壁不小于三倍的管径。回油管离箱底的距离也应大于三倍的管径。3)液压泵与电机安装在油箱盖板上，因此设置一个安装板。安装板在油箱盖板上通过螺栓加以固定。4)为了能够观察向油箱中注油液位的上升情况和在系统中看见液位高度，设置一个液位计。油箱的内壁应进行抛丸或喷沙处理，以清除焊渣或铁锈。待灰沙清理干净之后，按不同工作介质进行处理或涂层。对于对矿物油，常采用磷化处理。对于高水基或水，乙二醇等介质，则应采用与介质相容的涂料进行涂刷。以防油漆脱落污染油液。本设计中，油箱长为 1200mm,油箱的宽为 520mm,油箱的高为 815mm.7.3 液压油箱的结构设计在一般设备中，液压油箱多采用钢板焊接的分离式液压油箱，很少采用机床床身底版做为液压油箱。（1）隔板1）作用 增长液压油流动循环时间，除去沉淀的杂质，分离、清除水和空气，调整温度，吸收液压油压力的波动及防止液面的波动。2）安装型式 隔板的安装型式有多种，可以设计成高出液压油面，使液压油从隔板侧面流过；还可以把隔板设计成低于液压油面，其高度为最低油面的 2/3，使液压油从隔板上方流过（见图 7-1） 。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 42 页3）过滤网的配置 过滤网可以设计成将液压油箱内部一分为二，使吸油管与回油管隔开，这样液压油可以经过一次过滤（见图 7-2） 。过滤网通常使用 50100 目左右的金属网。（2）吸油管与回油管1）回油管出口 回油管出口型式如图 7-3 所示，有斜口、直口、弯管直口、带扩散器的出口等几种型式，斜口应用的较多，一般为 45 度斜口。为了防止液面波动，可以在回油管出口装扩散器。回油管必需放置在液面以下，一般距离液压油箱底面的距离大于 300mm，回油管出口绝对不允许放在液面以上（见图 7-3e） 。2）回油集管 单独设置回油管当然是理想的，但不得已是则应使用回油集管。对溢流阀、顺序阀等，应注意合理设计回油集管，不要人为地施以背压（见图 7-4） 。3）泄漏油管的配置 管子直径和长度要适当，管子应在液面之上，以避免产生背压。泄漏油管以单独配管为好，尽量避免与回油管集流配管的方法。4）吸油管 吸油管（见图 7-6、7-6）前一般应设置滤油器，其精度为100200 目的网式或线隙式滤油器。滤油器要有足够的容量，避免阻力太大。滤油器与箱底之间的距离应不小于 20mm。吸油管应插入液面以下，防止吸油时卷吸空气或因流入液压油箱的液压油搅动液面，致使油中混入气泡（见图 7-5d） 。 a）b） 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 43 页c)d)5)吸油管与回油管的方向 为了使油液流动具有方向性，要综合考虑隔板、吸油管和回油管的配置，尽量把吸油管和回油管用隔板隔开。为了不使回油管的压力波动波及吸油管，吸油管及回油管的斜口方向应一致，而不是对着。 e）f）g） h）i）图 7-1 隔板的安装型式 a）b） c）图 7-2 过滤网的配置中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 44 页 a) b)c) d) e)图 7-3 回油管的安装a)b)图 7-4 回油集管的安装a)易产生背压 b)回油管要考虑方向31.5Mpa 时,试验压力为 1.15p.这里选择公称压力的 1.25 倍进行试压。（2）压力试验期间，不得锤击管道，且在试验区域的 5m 范围内不得进行明火作业或重噪声作业。8.3 液压系统的使用和维护(1)液压系统的日常检查和定期检查在设备运行中，应监视系统的压力是否稳定和在规定范围内；监视噪声和振动有无异常；监视油温是否在 3555;监视系统有无漏油；监视C0液位是否正常等。同时还要定期检查系统的油箱、油道、阀板、密封件、弹簧、油污染度以及压力表和液压元件的使用。(2)液压系统的合理使用，还应注意以下事项。1)油箱中的液压油液应经常保持正常液面（液位一般在液位控制计的中上部）。管路和液压缸最初应放入足够数量的油液，在启动之后，由于油液进入了管路和液压缸，液面会下降，甚至使过滤器露出液面，因此必须一次补充油液。2)液压油液应经常保持清洁。检查油液的清洁应经常和检查油液面同时进行。3)油温应适当。油箱的油温不能超过 60。从维护的角度看，也应C0绝对避免油温过高。若油温有异常上升，应进行检查。4)回路里的空气应完全清除掉。回路中进入空气后，因为气体的体积和压力成反比，所以随着载荷的变动，液压缸的运动也要受到影响。另外空气又是造成油液变质和发热的主要原因，所以应特别注意下列事项：a)为了防止回油管回油时带入空气，回油管应插入液面以下；b)吸入管和泵轴密封部分等各个低于大气压的地方应注意不要漏入空气；c)油箱的液面应尽量大些。(3)在初次启动液压泵时应注意以下事项：1)检查转动方向是否正确；2)入口和出口是否接反。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 53 页中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 54 页结论带式输送机胶带全自动液压张紧装置是在吸取国内、外输送机胶带张紧先进技术的基础上，根据国内带式输送机的运行特点及要求，而研制开发的新型智能化带式输送机胶带张紧装置。该装置采用先进的比例控制技术及可靠性高的 PLC 控制技术，对张紧力进行有效地控制，克服了以往张紧装置的不足，最大限度地满足输送机运行时不同工况对胶带张紧力的要求。由于设计者时间紧迫，经验有限，收集资料不全，书中难免存在缺点与不足之处，希望行家和读者不吝赐正。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 55 页参考文献1. 中国机械工程学会中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典.第五卷.江西:科学技术出版社,20022. 北京有色冶金设计研究总院.机械设计手册 2.第三版.北京:化学工业出版社,19993. 北京有色冶金设计研究总院.机械设计手册 3.第三版.北京:化学工业出版社,19994. 北京有色冶金设计研究总院.机械设计手册 4.第三版.北京:化学工业出版社,19995. 杨培元,朱福元.液压系统设计简明手册.北京:机械工业出版社,19956. 赵应樾.现代实用液压辅件.上海:上海交通大学出版社,20027. 沈阳工业大学 官忠范.液压传动系统.第三版.北京:机械工业出版社,19968. 李贤.液压传动与控制.重庆:重庆大学出版社,19939. 孙玉安.液压技术在工程中的应用.南京:江苏科学技术出版10.同济大学、上海交通大学主编.机械制图.北京：高等教育出版社，200011.章宏甲.黄谊.液压传动.北京；机械工业出版社，2002中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 56 页英文原文FEATURE-BASED COMPONENT MODELS FOR VIRTUAL PROTOTYPING OF HYDRAULIC SYSTERMAbstract: This paper proposes a feature-based approach for the virtual prototyping of hydraulic systems. It presents a framework which allows the designer to develop a virtual hydraulic system prototype in a more intuitive manner, i.e. through assembly of virtual components with engineering data. The approach is based on identifying the data required for the development of the virtual prototypes, and separating the information into behaviour, structural, and product attributes. Suitable representations of these attributes are presented, and the framework for the feature-based virtual prototyping approach is established,based on the hierarchical structure of components in a hydraulic system. The proposed framework not only provides a precise model of the hydraulic prototype but also offers the possibility of designing variation classes of prototypes whose members are derived by changing certain virtual components with different features.Key words: Computer-aided engineering; Fluid power systems;Virtual prototyping1.IntroductionHydraulic system design can be viewed as a function-to-form transformation process that maps an explicit set of requirements into a physical realisable fluid power system. The process involves three main stages: the functional specification stage,the configuration design stage, and the prototyping stage.The format for the description of the design in each stage is different. The functional specification stage constitutes the initial design work. The objective is to map the design requirements. To achieve this, the design problems are specified Correspondence and offprint requests to: Dr S. C. Fok, Schoool of Mechanical and Production Engineering, Nanyang Technological University, Nanyang Avenue, Singapore 639798. The designer must identify the performance attributes, which can include pressure, force, speed, and flowrate, with the required properties such as size, cost, safety and operating sequence. performance requirements for each attribute. In this stage, the design is abstracted in terms of the performance attributes with associated values.The objective of the configuration design stage is to synthesise a hydraulic circuit that performs the required functions conforming to the performance standards within defined constraints. A typical hydraulic system is made up of 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 57 页many subsystems. The smallest building block in a subsystem is the standard hydraulic component (such as valves, cylinders,pumps, etc.). Each type of standard component serves a specific elemental function. The design effort in the configuration design stage is fundamentally a search for a set of optimal arrangements of standard components (i.e. hydraulic circuit) to fulfil the functional requirements of the system. Based on this framework, the designers would normally decompose the overall system functions in terms of subfunctions. This will partition the search space and confine the search for smaller hydraulic subcircuits to perform the subfunctions. Computers are often used to support the configuration design process. For example, Kota and Lee devised a graph-based strategy to automate the configuration of hydraulic circuits. After the development of the hydraulic circuits, digital simulation tools are often used to study and evaluate these configurations. With these tools, designers can compare the behaviour of different circuits and also analyse the effects when subcircuits are combined. In the configuration design stage, the design is traditionally represented as a circuit drawing using standard icons to symbolise the type of standard component. This is a form of directed graph S(C,E) where the circuit S contains components C in the form of nodes with relations between components denoted by edges E. The prototyping stage is the verification phase of the system design process where the proposed hydraulic circuit from the configuration design stage is developed and evaluated. Physical prototyping aims to build a physical prototype of the hydraulic system 666 S. C. Fok et al. using industrial available components. The process of physical prototyping involves the following: Search for appropriate standard components from different manufacturers. Pre-evaluation and selection of components based on individual component cost, size, and specification, and compatibility factors between components. Procurement and assembly of the selected components.Test and evaluate the physical prototype based on the overall system requirements. Use other components or redesign the circuit (or subcircuits)if necessary.Besides dynamics, the development of the physical prototype must take into consideration other factors including structure,cost, and weight. The dynamics data are used to confirm the fluid power system behaviour whereas the geometric information is used to examine the assembly properties. The development of the physical prototype will provide the actual performance,structure, and cost of the design. The main disadvantage of physical prototyping is that it is very tedious and time consuming to look for a set of suitable combinations of standard components from among so many manufacturers. Although the basic functions of the same types of standard component from different manufacturers do not differ, their 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 58 页dynamics, structural and cost characteristics may not be similar, because of design variation. Hence, for a given hydraulic circuit, different combinations of parts from differentmanufacturers can have implications on the resulting system,in terms of dynamics, structure, and cost. Value engineering can be used at this stage to improve the system design by improving the attributes at the component level. This includes maximizing the performance-to-cost ratio and minimising thesize-to-performance ratio. Virtual prototyping can be viewed as a computer-aided design process, which employs modelling and simulating tools to address the broad issues of physical layout, operationalconcept, functional specifications, and dynamics analysis under various operating environments. The main advantage of virtual prototyping is that a hydraulic system prototype can be assembled, analysed, and modified using digital computers without the need for physical components, thus saving lead time and cost.The main requirement of a virtual hydraulic system prototype is to provide the same information as a physical prototype for the designer to make decisions.To achieve this, the virtual prototype must provide suitable and comprehensive representations of different data. Furthermore, transformation from one representation to another should proceed formally. Xiang et al. have reviewed the past and current computer-aided design and prototyping tools for fluid power systems. The work revealed that the current tools could not provide a complete representation of the design abstractions at the prototyping stage for design judgement. Most of the tools concentrate on the dynamics behaviour. Vital geometrical and product information that relates to the system prototype consideration and evaluation is frequently missing.To advance the development of computer-aided virtual prototyping tools for fluid power systems, there is a need to address the formal representations of different abstractions of behaviour,structural, and product data along with their integration. This paper focuses on these issues and proposes the formalism of a unified component model and the taxonomy based on the feature-based approach. In Section 2, we discuss the feature- based approach focusing on the key information and their representations required for hydraulic system prototyping. Section 3 presents a formalism of the feature-based model and structure for the development of virtual hydraulic system prototypes.The structure is illustrated with an example. Future work and conclusions are given in Section 4.2. Feature-Based ApproachFeatures can be defined as information sets that refer to aspects of attributes that can be used in reasoning about the design, engineering or manufacturing processes. The concept of using features to integrate CAD/CAPP/CAM is not new and there are many papers on the application of this approach in CIM. In all 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 59 页these applications, the feature model is regarded as the basis whereas design by features is the key for the integration. To develop a feature model, the relevant information concerning the design must be identified and grouped into sets based on the nature of the information. The relevant information should contain sufficient knowledge for activities such as design, analysis, test, documentation, inspection, and assembly, as well as support various administrative and logistic functions. Design by features is the process of building a model of the design using features as primitive entities. The feature model provides the standardisation of relevant data. Through the design by features approach, vital knowledge of the design will be generated and stored. Together, the feature model and the design by features approach will provide the essential information, which can be used, not only for the simultaneous consideration of many different concerns with the design, but also to interface the many activities in the design realisation process, including the life cycle support operations. The main drawback of the feature-based design approach is that the feature model should be properly defined . This can be difficult, as features are sets of knowledge that are application dependent. The organisation of the features can also be application specific. Non-trivial data-management problems could arise if the feature model is not properly defined. To avoid these problems, the type,representation and structure of the features should be resolved prior to using the feature-based design methodology. The main concern when developing a feature model is that it is application-specific. In the domain of virtual prototyping of hydraulic systems, the details of the constituent standard components must be able to be used to describe the overall system. The component features are bearers of knowledge about that part. To create a suitable feature model for hydraulic system design based on the assembly of standard components, the relevant information associated with various standard components must be identified and classified. This definition Feature-Based Component Models 667 of the component feature set can then be extended to encompass the subsystem feature set based on the hierarchical structure between the components in the subsystem. In the same manner, a hierarchical structure for the hydraulic system feature representation would evolve by considering the system as a hierarchy of subsystems. The necessary information required for a proper description of the virtual prototype must be no less than that derived by the designer from a physical prototype for decision making. These data should generally include the shape, weight, performance properties, cost, dimensions, functionality data, etc. Comparison with the physical prototyping process, the information required for each standard component could be separated into three distinct groups: behaviour attributes, structural attributes, and product attributes.中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 60 页2.1 Behaviour AttributesThe behaviour of a hydraulic component can be defined in terms of the dynamics characteristics used to satisfy the functional requirements. Consider a hydraulic cylinder connected to a load. Its function is to transmit a force from the stroke of the piston to the load. The maximum force it can transmit can be used to define the functionality and the behaviour requirements can be specified in terms of the desired load acceleration characteristics. Hence for a hydraulic component, behaviour attributes express functionality and can be reflected in the dynamics characteristics. The designer is responsible for the proper definition of the overall system behaviour characteristics in terms of the desired dynamics. A standard component will have its own behaviour and provide a specific function.Complex functions that cannot be achieved by a single standard component are derived using a combination of components. Hence, the behaviour of the standard component will play an important role as the individual behaviours of components together with their arrangement can alter the overall system function . The behaviour of a standard component can be nonlinear and can be dependent on the operating conditions. When two components are combined, it is possible that their behaviours can interact and produce undesired or unintended characteristics. These unwanted behaviours are assumed to have been resolved during the configuration design stage. The hydraulic circuit used in the prototyping stage is assumed to be realisable and without any undesirable interacting behaviours. This means that the output behaviour of a component will provide the input to the subsequent component. The representation of behaviours for hydraulic systems has been widely investigated. These representations include transfer functions, state-space and bond graphs. Transfer functions (for single-inputsingle-output systems) and state-space equations (for multiple-inputmultiple-output systems) are based on the approximation of the dynamics about a nominal operating condition. The power bond graph model is based on the causal effects that describe the energy transformations in the hydraulic system. This approach is appealing for hydraulic system analysis. The main disadvantage is that the derivation of the dynamics equation in a bond graph of a complicated fluid power system can become very tedious. As a result, recent work has concentrated on the used of