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物流汽车装载机设计,物流,汽车,装载,设计
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宁波大红鹰学院毕业设计（论文）任务书所在学院机电学院专业机械设计制造及其自动化班级09机自3班（本）学生姓名骆雪妍学号091280328指导教师敖荣庆题 目物流汽车装载机设计一、毕业设计（论文）工作内容与基本要求：（目标、任务、途径、方法，应掌握的原始资料（数据）、参考资料（文献）以及设计技术要求、注意事项等）（一）、毕业设计的工作内容和目标：此次毕业设计的主要内容是收集整理物流汽车装载机设计课题的毕业设计资料，完成物流汽车装载机的总体和主要零件的设计计算，并上交物流汽车装载机的设计图纸和设计说明论文。其中有根据广泛收集整理的毕业设计资料拟稿文献综述；拟定本毕业设计的开题报告；完成物流汽车装载机的总体结构设计和设计装配图绘制；完成物流汽车装载机中的主要零件结构设计和对应零件图绘制；物流汽车装载机的液压驱动系统总体设计,并绘制物流汽车装载机液压驱动系统的原理图及其系统中的元器件型号规格的确定；设计物流汽车装载机液压驱动系统的液压驱动油缸;编写物流汽车装载机的设计计算论文。通过本次毕业设计初步掌握机电产品的开发和典型机电产品设计的基本方法，工作程序和设计步骤，能综合运用所学专业知识解决工程实际问题，具备一定的新产品开发和产品设计的能力。（二）、原始数据及设计技术要求：原始数据:所设计的物流汽车装载机按配置在中国第一汽车制造厂生产的5吨解放牌汽车，要设法得到5吨解放牌汽车的底盘高度和车箱高度等相关尺寸；装载机的装卸重量为1000KG。设计技术要求：物流汽车装载机的驱动采用液压驱动；装载机的平台在装卸重物时，由收缩在汽车尾部的初始状态升出，平台能与地面平齐，重物铲运到平台上后，平台能水平上升，平台上升时能上升到与汽车车箱平面平齐。（三）、参考资料（文献）：1、汽车结构组成方面书籍和文献。2、机械设计和机械原理方面的书籍和文献资料。3、液压传动方面的书籍和文献资料。4、液压油缸设计方面的书籍与文献资料。5、电气控制与自动化方面的书籍和文献。6、机械设计手册。二、毕业论文进度计划：1、收集毕业设计资料，并篡写文献综述。 2、英文资料翻译。 3、拟写开题报告。 4、物流汽车装载机设计方案拟定和设计方案的论证。5、进行物流汽车装载机总体设计，绘制总体设计装配图。 6、物流汽车装载机的机械结构设计计 7、物流汽车装载机的液压驱动系统设计。 8、物流汽车装载机的液压驱动系统中指定油缸设计计算。 9、编写物流汽车装载机的毕业设计论文。 10、准备答辨，并制答辩用PPT。毕业设计（论文）时间： 2012 年 9 月 1 日至 2013 年 4 月 12 日计 划 答 辩 时 间： 2013 年 5 月 12 日三、专业（教研室）审批意见：审批人（签字）：工作任务与工作量要求：原则上查阅文献资料不少于12篇，其中外文资料不少于2篇；文献综述不少于3000字；文献翻译不少于2000字；毕业论文1篇不少于8000字，理工科类论文或设计说明书不少于6000字（同时提交有关图纸和附件），外语类专业论文不少于相当6000汉字。 提交相关图纸、实验报告、调研报告、译文等其它形式的成果。毕业设计（论文）撰写规范及有关要求，请查阅宁波大红鹰学院毕业设计（论文）指导手册。备注：学生一人一题，指导教师对每一名学生下达一份毕业设计（论文）任务书。分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)物流汽车装载机设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）物流汽车装载机设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： 年 月 日摘 要 本液压系统以传递动力为主，保证足够的动力是其基本要求。另外，还要考虑系统的稳定性、可靠性、可维护性、安全性及效率。其中稳定是指系统工作时的运动平稳性及系统性能的稳定性(如环境温度对油液的影响等因素)。可靠性是指系统不因意外的原因而无法工作(如油管破裂、无电等情况)。可维护性是指系统尽可能简单，元件尽可能选标准件，结构上尽可能使维护方便安全性是指不因液压系统的故障导致后车厢盖的其它事故效率是指液压系统的各种能量损失尽可能的小。上述要求中，除满足系统的动力要求外，最重要的是保证系统的安全性和可靠性。关键词：液压系统，升降机构46AbstractThe hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system.Keywords: hydraulic system, lifting mechanism目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1课题研究的目的11.2 本课题的研究内容1第2章 课题总体设计22.1总体布置原则22.2 车厢的设计22.2.1车厢的结构形式22.2.2 车厢的设计规范及尺寸确定32.3 举升机构的设计42.3.1 举升机构形式的选择42.3.2 直接推动式举升机构42.3.3 连杆组合式举升机构52.4 后车厢开合的两种机构形式72.5 后车厢开合机构中三种液压缸布置方式的分析比较82.5.1问题的提出82.5.2三种方案的分析和比较8第3章 主要部分分析计算113.1 实例分析113.1.1后车厢开合的结构简化113.1.2机构受力分析123.2 剪叉臂长度及液压缸安装位置的确定153.3 强度校核173.3.1 剪叉臂的强度校核173.3.2 液压缸底架固定横梁的强度校核203.4 轴的强度校核223.4.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核233.4.2 液压缸缸体尾部销轴的强度校核233.4.3 液压缸活塞杆头部支撑轴的强度校核23第4章 液压系统设计计算254.1 主液压缸的设计254.2 副液压缸的设计284.3 活塞的设计294.4 导向套的设计与计算304.5 端盖和缸底的设计与计算314.6 缸体长度的确定324.7 缓冲装置的设计324.8 排气装置334.9 密封件的选用344.10 防尘圈354.11 液压缸的安装连接结构36第5章 液压泵的参数计算37第6章 电动机的选择38第7章 液压元件的选择397.1 液压阀及过滤器的选择397.2 油管的选择407.3 油箱容积的确定40第8章 验算液压系统性能408.1 压力损失的验算及泵压力的调整408.2 液压系统的发热和温升验算43总结44参考文献45致谢46第1章 绪论1.1课题研究的目的装载车厢能自动倾翻一定角度卸料，大大节省卸料时间和劳动力，缩短运输周期，提高生产效率，降低运输成本，是常用的运输专业车辆。随着我国经济的不断发展，尤其是自2001年11月10日起，中国正式成为WTO成员国，国内市场逐渐开放。同时，我国亦确立了以扩大内需为主的经济政策，实施西部大开发战略，加大对基建项目的投资力度，农林牧渔、采矿、水利、军工、环保、商业运输、交通、通讯、金融、机场、电力、城市建设和石油开采等行业均快速发展，使各种类型的专用车需求量大增。在广大城乡的沙场、矿山、工地及一般的土木工程等的运输作业中，轻型农用自卸车以其灵活机动、价格低廉的优点得到了广泛的应用。举升机构是轻型农用自卸车卸料作业的关键部件，它直接影响着轻型农用自卸车的整车性能和举升性能，是自卸车设计时首先需要解决的问题。液动举升机构是工程自卸车常用的一种举升机构，它实际上是一种演化形式的四连杆机构，通过外力（液压举升油缸施加）作用实现四连杆运动，从而实现将货物倾卸的目的。1.2 本课题的研究内容本设计主要研究的内容有：车厢举升机构的设计计算、车厢倾卸机构的设计计算、液压传动装置选型，并用总布置草图表达主要底盘部件的改动和重要工作装置的布置；最后通过正确的计算，完成部部件设计选型，达到工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的设计要求，并附之以总装配图，清楚表达设计。第2章 课题总体设计2.1总体布置原则在进行总体布置时应按照以下原则：尽量避免对汽车底盘各总成位置的变动因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。但有时为了满足专用工作装置的性能要求，也需要作一些改动，如截短原汽车底盘的后悬、燃油箱和备胎架的位置作适当调整等。但改变的原则是不影响整车性能。应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥例如气卸散装水泥罐式汽车的专用功能是利用压缩空气使水泥流态化后，通过管道将水泥输送到具有一定高度和水平距离的水泥库中。气卸水泥的主要性能指标是水泥剩余率或剩灰率，为了降低这一指标，可将罐体布置成与水平线成一定角度，如图2-1所示。但这样布置会使整车质心提高，减少了侧倾稳定角，因此也可以水平布置。所以在进行总布置时，要从多方面综合考虑。应符合有关法规的要求 例如对整车的长、宽、高、后悬等尺寸在相关法规中部有明确的规定，一定不能超出标准的要求。专用汽车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件。使取力装置、专用工作装置、其它附件与所选定的汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能的要求。2.2 车厢的设计2.2.1车厢的结构形式车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板，图2-3为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式车厢结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶孟，通常车厢前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。后倾式车厢广泛用于轻、中和重型自卸汽车。它的左右侧栏板固定，后栏板左右两端上部与侧栏板饺接，后栏板借此即可开启或关闭。图2-3 车厢结构图1-车厢总成；2-后栏板；3、4-铰链座；5-车厢铰支座；6-侧栏板；3-防护挡板；8-底板侧倾式及三面倾卸式车厢栏板与底板为直角，如图2-4所示。其栏板开启、关闭的铰接轴为上置式，开启时，栏板呈自由悬垂状，多用于有侧倾要求的中型自卸汽车。矿用白卸汽车和重型自卸汽车的车厢多采用簸箕式，以方便装载，倾卸矿石、砂石等。有的簸箕式车厢采用双层底板结构，以增加底板的强度和刚度，并可减轻自重。簸箕式车厢如图2-5所示。图2-4 侧顷式及三面倾卸式车厢图2-5 簸箕式车厢2.2.2 车厢的设计规范及尺寸确定将全金属焊接车厢设计成等刚度体车厢是自卸汽车设计的重点.但是很难既能保证高强度又能保证轻量化。 就整车而言，可以看成由车轮、前轴、后桥壳、悬架、车架、车厢及其橡胶缓冲块等不同刚度单元组合而成的弹性体，受力时，将按照各自的刚度产生各自的变形，其变形量与刚度成反比，吸收的能量与刚度成正比。车厢刚度，无论是弯曲刚度还是扭转刚度，都会增加车架的相应刚度，两者的刚度是相辅相成、互相补偿的。当汽车前后左右车轮处于高差较大的路面，车架扭曲较大时，车厢应该有一定的扭转随动性。如果车相的扭转刚度过大，当车架扭转到一定程度时，车厢前支承缓冲块相应的一侧压到极限位置，车厢纵梁的另一侧可能离开缓冲块，车厢前端的一大部分重量转移到一侧的车架纵梁上，纵梁可能超载损坏。如果车厢扭转刚度过小，能与车架扭转随动，当车架产生较大扭曲时，车厢可能因变形过大而早期损坏。全金属焊接等刚度车厢设计的规范化的定量的设计计算方法并不是很完善，根据一些经验，可以知道一些设汁规范和经验数据：表2.2底盘技术参数列表车型驾驶室最高点距车架上翼面距离（mm）2056汽车底盘长（mm）8208驾驶室后围距前轴（mm）508轴距（mm）4600外气管距前轴距离（mm）752车架有效长度（mm）5578车架上平面离地高度（满载）（mm）1007车架外宽（mm）780底盘整备质量（kg）4080推荐货物重心（mm）890底盘轴荷前轴/后轴（kg）1680/2400车辆前悬/车架后悬（mm）1548/1800底盘最大承载质量（kg）7320汽车底盘总高（mm）3060厂定最大设计总质量（kg）114002.3 举升机构的设计2.3.1 举升机构形式的选择举升机构分为两大类：直推式和连杆组合式，它们均采用液体压力作为举升动力直推式举升机构利用液压油缸直接举升车厢倾卸。该机构布置简单、结构紧凑、举升效率高。但由于液压油缸工作行程长，故一般要求采用单作用的2级或3级伸缩式套筒油缸。2.3.2 直接推动式举升机构油缸直接作用在车厢底板上的举升机构称为直接推动式举升机构，简称直推式举升机构。按举升点在车厢底板下表面的位置，该类举升机构又可分为油缸中置(图2-1a)和油缸前置(图2-1b)两种型式。前者油缸支在车厢中部，油缸行程较小，油缸的举升力较大，多采用双缸双柱式油缸；后者的油缸支在车厢前部，油缸的举升力较小，油缸行程较大，一般用于重型自卸汽车上，油缸则通常采用多级伸缩油缸。 图2-1 直接推送式举升机构Fig.2-1 The lifting mechanism of direct-push model2.3.3 连杆组合式举升机构油缸与车厢底板之间通过连杆机构连接的举升结构称为连杆组合式举升机构。生产实践表明，连杆组台式举升机构具有很大的优越性。根据油缸的安装特点，连杆组台式举升机构又可分为油缸前推(后推)连杆放大式、油缸前推(后推)杠杆平衡式、油缸浮动等多种结构型式。（1）油缸前推连杆放大式(马勒里式)举升机构该种举升机构(图2-2所示)通过三角板与车厢底板相连，车厢的举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况较好；当达到最大举升角度时，油缸几乎处于垂直状态，车厢上升到最高位置不易倾下，稳定性好；油缸最大推力较小，油压特性好。但整个机构较庞大，油缸在举升过程中的摆角较大，工作行程较大。图2-2 前推连杆放大式举升机构Fig.2-2The lifting mechanism of lever magnify model from the forward（2）油缸前推杠杆平衡式举升机构该种举升机构(图2-3所示)通过拉杆与车厢底板相连，举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况较好；初始时拉杆几乎是垂直顶起车厢，因此机构运动性能好。但该机构三角形连杆的几何尺寸较大，结构不紧凑，油缸摆角较大，工作行程较大，液压管路不易布置。 图2-3前推杠杆平衡式举升机构Fig.2-3The lifting mechanism of lever balance model from the front（3）油缸后推连杆放大式(加伍德式)举升机构该种举升机构(图2-4所示)通过三角板与车厢底板相连推动车厢，启动性能较好，并能承受较大的偏置载荷；举升支点在车厢几何中心附近，车厢受力状况较好。但该机构举升力系数较大，工作效率较低。图2-4 后推连杆放大式举升机构Fig.2-4 The lifting mechanism of lever magnitude model from the behind（4）油缸后推杠杆平衡式举升机构该种举升机构(图2-5所示)的油缸下铰点、三角板的固定铰点、车厢翻转铰点几乎均匀分布在副车架上，减少了车架后部的集中载荷；同时，这种三点支承方式有利于改善机构的整体横向刚性。举升过程中油缸摆角小，机构的工作效率也较高，但机构举升力系数较大，使相同举升质量所需举升力较其他举升机构大。图2-5 后推杠杆平衡式举升机构Fig.2-5The lifting mechanism of lever balance model from the behind（5）油缸浮动式举升机构图2-6 油缸浮动式举升机构Fig.2-6 The lifting mechanism of float model该种机构(图2-6所示)油缸的一端直接与车厢底板相连，另一端不是固定在车架上，而是可以随着车厢的翻转而运动，故称为油缸浮动式举升机构 该机构的拉杆也与车厢底板直接相连，举升支点较靠近车厢的前部，故车厢受力状况较好，工作效率较高。但该机构几何尺寸较大，结构不紧凑,举升过程中油缸摆角较大，使得液压管路难于布置。由以上分析可知，现在的液压举升机构有多种型式，每种型式的性能各有千秋，要因车而异，合理选用，选用的原则是:首先必须充分考虑车辆的使用条件和环境；其次要考虑制造工艺；最后要兼顾成本。根据本车的使用特点和环境来看，工作条件差，用户经常严重超载，经常在无路的环境中工作，尘土多，维修条件差，对价格方面的要求是造价低，性价比要求高，车辆离地间隙较大(大于200mm)，建造纵深小，选用横向刚度好、举升转动圆滑、车厢骨架受力均衡、维修简便、具有寿命长、密封工艺好、不易泄漏、制造成本低、超载能力强等优势的前推连杆放大式举升机构较为合适，即小的装载质量、大的超载系数和良好的经济性能。2.4 后车厢开合的两种机构形式图2-1 机构一图2-2 机构二后车厢开合的两种机构形式如图2-1和图2-2所示，它们只是两侧相同机构的一侧。由以上两图可看出，机构一（图2-1）是全部为固定铰支座的两平行杆同步运动的结构，机构二（图2-2）是两固定铰支座和两个滑动铰支座的剪叉式结构。这两种机构都可以实现上板台面升降的运动，但相比较之下，机构一有三点不足：a) 机构一在升降过程中上板不仅有竖直方向的位移变化，而且还有水平方向的位移变化，而机构二的上板在升降过程中只有竖直方向的位移变化。这样，在总体尺寸一样的情况下，机构二升降时所需的空间较小。b) 机构一在升降的过程中，所载物体的质心相对机构的支撑中心的变化很大，这样就要求更大的动力，即要求推力更大的液压缸。结果会增加安装尺寸和生产成本。c) 机构一的稳定性没有机构二的对角双三角的结构稳定性好。 综上所述，机构二较机构一更合理。所以，在结构上选择机构二。2.5 后车厢开合机构中三种液压缸布置方式的分析比较2.5.1问题的提出 液压缸的布置方式主要包括液压缸对机构的作用力（动力）点位置及液压缸的起始安装角度等。在机构确定的情况下，动力的作用点是关系所需动力大小的关键。而后车厢开合的动力由液压缸提供，因此，作用点的位置直接关系液压缸的选择。此外，液压缸的安装起始角度也对所需动力大小有较大影响。总之，液压缸的布置方式是设计的一个重要环节，是设计成功与否的关键之一。那么液压缸究竟选择怎样的布置方式？2.5.2三种方案的分析和比较 以下是液压缸的三种布置方式，如图2-3，图2-4，图2-5所示，基于剪叉式机构的优点，它们都是采用剪叉式机构，可以看做三种方案：方案一（图2-3）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在支架1上靠近滚动铰支座的位置。当两支架几乎处于水平位置时，液压缸与底座的夹角很小，这时要把台面升起就需要液压缸提供很大的推力，甚至不能把台面升起。此外，液压缸的布置需要在底座长度比支架还更长的基础上额外地加长底座，这样就需要跟多的底座材料。方案二（图2-4）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在支架1与支架2的铰支轴上。当两支架几乎处于水平位置时，液压缸与底座的夹角也很小，这时要把台面升起也需要液压缸提供很大的推力。虽然液压缸推动支架的力臂会随着台面的升起而迅速增大，从而使所需的液压缸的推力迅速减小。然而，同时也使液压缸的行程增加迅速增加，最终就需要大行程的液压缸，而液压缸的布置需要更大的长度空间，可能在液压缸完全收缩时支架仍不能完全收回，造成台面的高度过高。方案三（图2-5）：液压缸的一端在底座的固定铰支座上，另一端支撑在与支架2成一定角度且同固定铰支座的杆上。这样，当两支架处于水平位置时，液压缸与底座仍有一定夹角，且，这时要把台面升起所需要液压缸提供的推力就会比前两种布置的推力小很多。虽然液压缸推动支架的力臂随着台面的升起而增大幅度没有方案二的快，即使所需的液压缸的推力减小更平缓。然而，同时液压缸的行程增加也比较平缓，最终所需要的液压缸行程也不会很大，布置液压缸的空间也是足够的。因此，在稍微增加了液压缸推力的同时获得了更多的优点。图2-3 方案一图2-4 方案二图2-5 方案三综上所述，方案三是后车厢开合设计的最佳方案（如图2-5所示）。第3章 主要部分分析计算3.1 实例分析整车整备质量是指汽车完全装备好的质量，包括润滑油、燃料、随车工具、备胎等所有装置的质量。参考同类普通自卸汽车的整车整备质量，在此基础上在增加车厢升高装置的质量，便可估算高位自卸汽车的整车整备质量。汽车最大轴载质量的分配应基本接近原车底盘轴载要求。又由于车厢升高的同时，其质心向后移，因此该高位自卸汽车的整车质心位置可比同类普通自卸汽车的质量略向前移。3.1.1后车厢开合的结构简化机构的简化结构如图3-1所示图3-1 液压机构的简化结构机构b、d点为固定铰支座，a、c两点分别可沿机构底架轨道及工作台下方轨道水平移动，a、c两点采用同样的支撑结构时，其摩擦阻力系数皆为。aed，ceb杆件长度皆为，且设为无重杆件，e铰接点位于上述两杆件的中点。fg为液压缸推力的作用线，其一端与底架铰接于f点，另一端与aed杆铰接于g点。aed，ceb与水平面得夹角为，fg线与水平面得夹角为，且gde=。机构面与所载工件重量合为，其作用线距b点为，显然，现在机构升降过程中值不变。3.1.2机构受力分析 1.以整体作为研究对象，如图3-2所示图3-2 整体受力分析图 将分解到a、b两端，则有 .(3.1) .(3.2) .(3.3) .(3.4) .(3.5)式中：a点所受水平方向上的力； a点所受竖直方向上的力； b点所受水平方向上的力； b点所受竖直方向上的力； c点所受水平方向上的力； c点所受竖直方向上的力。2.分别以aed及ceb杆为研究对象，如图3-2和图3-3所示图3-2 aed杆受力分析图 图3-3 ceb杆受力分析图 列平衡方程式，有 当d点力矩平衡，即时，则 . (3.6) 当b点力矩平衡，即时，则 .(3.7) 又aed及ceb杆的水平与竖直方向受力平衡，即有和， 当时，有 .(3.8) .(3.9) 当时，有 .(3.10) .(3.11) 整理解得： .(3.12) 【静态时：】 .(3.13) .(3.14) .(3.15) .(3.16) .(3.17).(3.18) 式中： 液压缸的推力； d点所受水平方向上的力； d点所受竖直方向上的力； e点所受水平方向上的力； e点所受竖直方向上的力。3.确定角与角的函数关系 角与角的几何关系见图3-1 即.(3.19)4.受力分析结论（1）各铰点处的受力（包括油缸推力）与载荷成正比；（2）、值随值的增大而增大，在值确定时，这些力又与值成正比;而、值随值的增大而减小，在值确定时，它们随值得减小而增大；（3）在计算油缸推力时，动态值比静态值增大了；（4）油缸的推力与值成反比；（5）力、随值的增大而增大。3.2 剪叉臂长度及液压缸安装位置的确定1.剪叉臂的长度确定机构的运动原理如图3-4所示图3-4 机构的运动原理图为了使工作台面下降至最低位置时滚轮不至于脱离滑道，剪叉臂的长度应该比底座的长度b小一些，一般可取 .(3.20)由设计参数可知：，。初选底座长度，系数为0.8，则根据式(3.20)可得剪叉臂的长度。2.液压缸安装位置的确定由图3-4可知 .(3.21) 则 所以，即 而 初选 ，,，。而液压机构的有效垂直升降高度为 .(3.22)根据，液压缸上下交接点g、f的距离S（即液压缸的瞬时长度）为 .(3.23)液压缸两交接点之间的最大距离和最小距离分别为 设液压缸的有效行程为，为了使液压缸两铰接点之间的距离为最小值时，柱塞不抵到液压缸缸底，并考虑液压缸结构尺寸和（如图3-6所示），一般应取 .(3.24)同样，为了使液压缸两铰接点之间的距离为最大值时，柱塞不会脱离液压缸中的导向套，一般应取 .(3.25)式（3.24）和式（3.25）中的和根据液压缸的具体结构决定。图3-6 液压缸结构尺寸3.3 强度校核 整个机构，受力较大的零部件有内剪叉臂，液压缸的支撑横梁，销轴等，所以进行校核时，只需对这些受力较大的零件校核即可。3.3.1 剪叉臂的强度校核 由图3-9和图3-10可知，内剪叉臂aed受力要远大大于外剪叉臂bec，所以这里只校核外臂。外剪叉臂受力如图3-1所示。又由图4-8可知，的角度越小，则推力的值越大。若取最大值时满足强度要求，则该剪叉臂即满足强度要求。当机构在最低位置时，的值最小，即值最大。参照图3-1，剪叉臂所受的力都与剪叉臂有一定的夹角，为方便受力分析，将所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子：.(7.1).(7.2) .(7.3).(7.4).(7.5).(7.6).(7.7).(7.8)图3-1 内剪叉臂aed受力图各力分解后的受力图如图3-2(a)所示，弯矩图见图3-2(c)图3-2 内剪叉臂aed的轴向及径向分解受力图剪叉臂的g处由于是有一个肋板作用，可看作力作用在剪叉臂上为均布载荷。由图3-2（c）中可知，最大弯矩发生在k点处，但需校核e、k两点处的强度，且图中有，。又已知剪叉臂的横截面宽和高分别为，如图3-3所示，图3-3（a）是e点处的截面图，图3-3（b）是k点处的截面图。e点处的抗弯截面系数为k点处的抗弯截面系数为图3-3 剪叉臂e、k两点处的截面图因为当时，此时e、k两点的弯矩最大，且由式（7.8）得，则选择材料为，参照参考文献1，所以是安全的。3.3.2 液压缸底架固定横梁的强度校核液压缸底架固定横梁（如图3-4所示）选择的是60号方钢，其受力情况如图3-5所示；已知60号钢的边长为60mm，液压缸推力作用点到坐标系O的距离为65mm，分别为推力在X，Y轴上的分力，且，。当液压缸在最小角度，即工作台在最低位置时，液压缸推力最大，虽然此时最小，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，则。当液压缸在最大角度，即工作台在最高位置时，虽然液压缸推力最大，此时最大，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，则。图3-4 液压缸与底架连接的横梁图3-5 液压缸与底架连接的横梁截面图 把它们平移到O点后，有(1) 对于X轴方向，其受力如图3-6所示图3-6 横梁X轴方向的受力图因为梁的抗弯截面系数，所以（2）对于Y轴方向，液压缸固定横梁受力如图3-7图3-7 横梁Y轴方向的受力图又梁的抗弯截面系数，则（3）当作用点平移到O点时，会产生一个扭矩，该扭矩的大小为又，其中，此时，该扭矩对横梁截面产生的剪切力为参照参考文献7，又由第四强度理论带入并化简：又选材料为，参照参考文献7，取安全系数为2，则，所以是安全的。3.4 轴的强度校核 由图分析可知，剪叉臂受力最大的地方为g点和d点，所以只需校核该两处的销轴即可。3.4.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核 因为销轴较短，所以只受切应力。依图3-2可知，剪叉臂固定端（即d点）销轴所受的力为。当机构面处于最低位置，即时，销轴受到的剪力最大，根据式(7.7)得。又销轴的直径为，导油孔直径为，则其横截面积为 又销轴受力情况见图3-8，从图中可知销轴受剪力为双剪切，又参照参考文献7，销轴的材料为35钢，经表面热处理，参照参考文献7，35钢的许用应力。取安全系数为2，则有，所以满足要求。3.4.2 液压缸缸体尾部销轴的强度校核液压缸尾部销轴的受的力即为液压缸的推力，如图3-8所示，因为销轴较短，所以只受切应力。又销轴的直径为，导油孔的直径为，则销轴的横截面积为 图3-8 尾部销轴的受力图参照3.2.2节，有 选择销轴材料为35，又35钢的许用应力，取安全系数为2，则有，所以设计的销轴满足要求。3.4.3 液压缸活塞杆头部支撑轴的强度校核 依图3-2可知，液压缸头部支撑轴（即g点）所受的力为。当机构面处于最低位置，即时，液压缸受到的推力最大，即。又销轴的直径为，导油孔直径为，则其抗弯截面系数为又销轴受力情况见图3-9，参照参考文献7，校核轴的弯曲强度为图3-9 头部支承轴的受力图轴的材料为钢，经表面热处理，参照参考文献7，钢的许用应力。所以满足要求。 第4章 液压系统设计计算基本参数是车载雷达天线的基本技术数据，是根据雷达的用途及结构类型来确定的，它反映了车载雷达工作能力及特点，也基本上上确定了雷达的轮廓尺寸及本体总质量等。4.1 主液压缸的设计由于按照设计标准总举升高度810 m，举升时间小于3 min，8级风下正常工作，无电时能完成应急撤收，故在此按照最大举升高度来设计。由于主液压缸的行程为3m.主液压缸采用单作用柱塞式套缸，缸径较大，能提供很大载荷作用下的举升力，同时能够满足靠重力回落和撤收的要求。并且工作过程为快进工进快退三个过程的工作循环。液压缸的机械效率工进时候的负载是最大的，1. 工作压力P=5.1Mpa2. 液压缸内径的计算 D=10-3 =10-3 =0.101.5m =101.5mm查液压传动与控制手册经过标准化处理D=100mm。 表4.1 液压缸内径系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005003. 液压缸缸体厚度计算 缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=5.1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =2.66mm,满足。所以液压缸厚度取5mm。则液压缸缸体外径为110mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。从制造上考虑，一般液压缸的长度L不会大于液压缸直径的20到30倍。此次设计取30倍。 L=30D =30100 =3000mm5. 活塞杆直径的设计查液压传动与控制手册根据杆径比d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取d/D=0.5-0.7。本设计我选择d/D=0.7，即d=0.7D=0.7100=70mm。表4.2 活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=70mm。2.活塞杆强度计算： 56mm （4-4）式中 许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375-500MPa，取400MPa，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中）3活塞杆的结构设计 活塞杆的外端头部与负载的拖动电机机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等6。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。 液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表4-4选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表4-4中的a、b、c选用。表4-4（a）液压缸行程系列（GB 2349-80）62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4（b） 液压缸行程系列（GB 2349-80）6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4（c） 液压缸形成系列（GB 2349-80）62402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038004.2 副液压缸的设计4. 工作压力P=15.3Mpa5. 液压缸内径的计算 D=10-3 =10-3 =0.586m =56.6mm查液压传动与控制手册经过标准化处理D=63mm。 表4.1 液压缸内径系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005006. 液压缸缸体厚度计算 缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。缸筒材料许用应力，N/mm。=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=15.1MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.2515.3=19.125MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：b=600MPa安全系数n按液压传动与控制手册P243表210，取n=5。则许用应力=120MPa = =2.66mm,满足。所以液压缸厚度取5mm。则液压缸缸体外径为73mm。4.液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。从制造上考虑，一般液压缸的长度L不会大于液压缸直径的20到30倍。4.3 活塞的设计由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密封（用于低压系统中的液压缸活塞的密封）、活塞环密封（适用于温度变化范围大、要求摩擦力小、寿命长的活塞密封）、密封圈密封三大类。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因数小，安装空间小）、Y形密封圈（用在20Mpa压力下、往复运动速度较高的液压缸密封）、形密封圈（耐高压，耐磨性好，低温性能好，逐渐取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa压力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。综合以上因素，考虑选用O型密封圈。4.4 导向套的设计与计算1.最小导向长度H的确定 当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度1。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。根据经验,当液压缸最大行程为L,缸筒直径为D时,最小导向长度为: （4-5）一般导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=(0.61.0)D，当缸径大于80mm时取A=(0.61.0)d.。活塞宽度B取B=(0.61.0)D。若导向长度H不够时,可在活塞杆上增加一个导向套K(见图4-1)来增加H值。隔套K的宽度。图4-1 液压缸最小导向长度1因此:最小导向长度，取H=9cm；导向套滑动面长度A=活塞宽度B=隔套K的宽度2.导向套的结构 导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套和静压导向套等，可按工作情况适当选择。 1）普通导向套 这种导向套安装在支承座或端盖上，油槽内的压力油起润滑作用和张开密封圈唇边而起密封作用6。 2）易拆导向套 这种导向套用螺钉或螺纹固定在端盖上。当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必拆卸端盖和活塞杆就能进行，维修十分方便。它适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况下。 3）球面导向套 这种导向套的外球面与端盖接触，当活塞杆受一偏心负载而引起方向倾斜时，导向套可以自动调位，使导向套轴线始终与运动方向一致，不产生“憋劲“现象。这样，不仅保证了活塞杆的顺利工作，而且导向套的内孔磨损也比较均匀。 4）静压导向套 活塞杆往复运动频率高、速度快、振动大的液压缸，可以采用静压导向套。由于活塞杆与导向套之间有压力油膜，它们之间不存在直接接触，而是在压力油中浮动，所以摩擦因数小、无磨损、刚性好、能吸收振动、同轴度高，但制造复杂，要有专用的静压系统。4.5 端盖和缸底的设计与计算 在单活塞液压缸中，有活塞杆通过的端盖叫端盖，无活塞杆通过的缸盖叫缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度以承受液压力，而且必须具有一定的连接强度。端盖上有活塞杆导向孔（或装导向套的孔）及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计的不好容易损坏。1.端盖的设计计算端盖厚h为：式中 D1螺钉孔分布直径，cm； P液压力，； 密封环形端面平均直径，cm； 材料的许用应力，。2.缸底的设计 缸底分平底缸，椭圆缸底，半球形缸底。3.端盖的结构 端盖在结构上除要解决与缸体的连接与密封外，还必须考虑活塞杆的导向，密封和防尘等问题6。缸体端部的连接形式有以下几种： A焊接 特点是结构简单，尺寸小，质量小，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内缸不易加工。主要用于柱塞式液压缸。 B螺纹连接（外螺纹、内螺纹） 特点是径向尺寸小，质量较小，使用广泛。缸体外径需加工，且应与内径同轴；装卸徐专用工具；安装时应防止密封圈扭曲。 C法兰连接 特点是结构较简单，易加工、易装卸，使用广泛。径向尺寸较大，质量比螺纹连接的大。非焊接式法兰的端部应燉粗。 D拉杆连接 特点是结构通用性好。缸体加工容易，装卸方便，使用较广。外形尺寸大，质量大。用于载荷较大的双作用缸。 E半球连接，它又分为外半环和内半环两种。外半环连接的特点是质量比拉杆连接小，缸体外径需加工。半环槽消弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚。内半环连接的特点是结构紧凑，质量小。安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油口边缘擦伤。F钢丝连接 特点是结构简单，尺寸小，质量小。4.6 缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还需要考虑到两端端盖的厚度1。一般液压缸缸体长度不应大于缸体内经的2030倍。取系数为5,则液压缸缸体长度：L=5*10cm=50cm。4.7 缓冲装置的设计 液压缸的活塞杆（或柱塞杆）具有一定的质量，在液压力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入液压缸的端盖和缸底部分时，会引起机械碰撞，产生很大的冲击和噪声。采用缓冲装置，就是为了避免这种机械撞击，但冲击压力仍然存在，大约是额定工作压力的两倍，这就必然会严重影响液压缸和整个液压系统的强度及正常工作。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端能实现速度的递减，直至为零。 当液压缸中活塞活塞运动速度在6m/min以下时，一般不设缓冲装置，而运动速度在12m/min以上时，不需设置缓冲装置。在该组合机床液压系统中，动力滑台的最大速度为4m/min,因此没有必要设计缓冲装置。4.8 排气装置 如果排气装置设置不当或者没有设置排气装置，压力油进入液压缸后，缸内仍会存在空气6。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。比如液压导轨磨床在加工过程中，这不仅会影响被加工表面的光洁程度和精度，而且会损坏砂轮和磨头等机构。为了避免这种现象的发生，除了防止空气进入液压系统外，还必须在液压缸上设置排气装置。配气装置的位置要合理，由于空气比压力油轻，总是向上浮动，因此水平安装的液压缸，其位置应设在缸体两腔端部的上方；垂直安装的液压缸，应设在端盖的上方。一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞如图4-2（a）所示。表4-5 排气阀（塞）尺寸6d阀座阀杆孔cDM16611619.29323117108.53484623M20x2814725.41143392213114594828 图4-2 (a) 整体排气孔 图4-2（b） 组合排气孔 图4-2（c） 整体排气阀零件结构尺寸由于螺纹与缸筒或端面连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤出来并经过斜孔排除缸外。这种排气装置简单、方便，但螺纹与锥面密封处同轴度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，造成外泄漏。组合排气塞如图4-2（b）所示，一般由络螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后，锥阀在压力的推动下脱离密封面排出空气。排气装置的零件图及尺寸图见4-2（c）以及表4-2（d）。图4-2（d） 组合排气阀零件结构尺寸4.9 密封件的选用1.对密封件的要求 液压缸工作中要求达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计时，正确地选择密封件、导向套（支承环）和防尘圈的结构形式和材料是很重要的。从现在密封技术来分析，液压缸的活塞和活塞杆及密封、导向套和防尘等应作为一个综合的密封系统来考虑，具有可靠的密封系统，才能式液压缸具有良好的工作状态和理想的使用寿命。 在液压元件中，对液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊材料液压缸，如摆动液压缸等。液压缸中不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装卸，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。 密封件一般以断面形状分类。有O形、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。2.O形密封圈的选用 液压缸的静密封部位主要是活塞内孔与活塞杆、支承座外圆与缸筒内孔、缸盖与缸体端面等处6。这些部位虽然是静密封，但因工作由液压力大，稍有意外，就会引起过量的内漏和外漏。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。O形密封圈虽小，确实一种精密的橡胶制品，在复杂使用条件下，具有较好的尺寸稳定性和保持自身的性能。在设计选用时，根据使用条件选择适宜的材料和尺寸，并采取合理的安装维护措施，才能达到较满意的密封效果。 安装O形圈的沟槽有多种形式，如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圆形、斜底形等，可根据不同使用条件选择，不能一概而论。使用最多的沟槽是矩形，其加工简便，但容易引起密封圈咬边、扭转等现象。3.动密封部位密封圈的选用 液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支承座（导向套）的密封等。 形密封圈是我国液压缸行业使用极其广泛的往复运动密封圈。它是一种轴、孔互不通用的密封圈。一般，使用压力低于16MPa时，可不用挡圈而单独使用。当超过16MPa并用于活塞动密封装置时，应使用挡圈，以防止间隙“挤出”。4.10 防尘圈防尘圈设置与活塞杆或柱塞密封外侧，用于防止外界尘埃、沙粒等异物侵入液压缸，从而可以防止液压油被污染导致元件磨损。1.防尘圈A型防尘圈 是一种单唇无骨架橡胶密封圈，适于在A型密封结构形式内安装，起防尘作用。B型防尘密封圈 是一种单唇带骨架橡胶密封圈，适于在B型密封结构形式内安装，起防尘作用。C型防尘圈 是一种双唇密封橡胶圈，适于在C型结构形式内安装，起防尘和辅助密封的作用。2.防尘罩 防尘罩采用橡胶或尼龙、帆布等材料制作。在高温工作时，可用氯丁橡胶，可在130以下工作。如果温度再高时，可用耐火石棉材料。当选用防尘伸缩套时，要注意在高频率动作时的耐久性，同时注意在高速运动时伸缩套透气孔是否能及时导入足够的空气。但是，安装伸缩套给液压缸的装配调整会带来一些困难。4.11 液压缸的安装连接结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸近处有口的连接等。1.液压缸的安装形式 液压缸的安装形式很多，但大致可以分为以下两类。 1）轴线固定类 这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸绝大多数是采用这种安装形式。 A 通用拉杆式。在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺钉将缸和安装座连接拉紧。一般短行程、压力低的液压缸。 B 法兰式。用液压缸上的法兰将其固定在机器上。 C 支座式。将液压缸头尾两端的凸缘与支座固定在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。 2）周线摆动类 液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程机械、农用机械、翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安装形式。 A 耳轴式。将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。 B 耳环式。将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。 C 球头式。将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。2.液压缸油口设计 油口孔是压力油进入液压缸的直接通道，虽然只是一个孔，但不能轻视其作用6。如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。对液压缸往复速度要求较严的设计，一定要计算孔径的大小。液压缸的进出油口，可以布置在缸筒和前后端盖上。对于活塞杆固定的液压缸，进出油口可以设在活塞杆端部。如果液压缸无专用排气装置，进出油口应设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。液压缸进出油口的链接形式有螺纹、方形法兰和矩形法兰等。第5章 液压泵的参数计算由表4-6可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压泵 最高工作压力可按式算出： 因此泵的额定压力可取1.2546.3Pa=58Pa。由表4-6可知，工进时所需要流量最小是0.24L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为，快进快退时液压缸所需的最大流量是20.1L/min，则泵的总流量为；即大流量泵的流量。根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-A26B型的双联叶片泵，该泵额定压力为7MPa，额定转速1000r/min。第6章 电动机的选择系统为双泵供油系统，差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载1。小泵流量:大泵流量:下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。1.差动快进差动快进时，大泵3的出口压力油经单向阀6后与小泵4汇合，然后经三位五通阀15进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率=0.5），大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机功率： 2.工进考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力为：。而大泵的卸载压力取。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。电动机功率: 3.快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力（总效率=0.5）；大泵出口压力（总效率=0.51）。电动机功率为： 综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y132M-1异步电动机,电动机功率为3KW,额定转速750r/min。第7章 液压元件的选择7.1 液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格1。本例所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表5-1中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表7-1 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量型号1双联叶片泵22.5YB-A26B2单向阀12I-25B3三位五通电磁阀3235-63BY4二位二通电磁阀3222-63BH5调速阀0.32Q-10B6压力继电器D-63B7单向阀16I-25B8液控顺序阀0.16XY-25B9背压阀0.16B-10B10液控顺序阀（卸载用）16XY-25B11单向阀12I-25B12溢流阀4Y-10B13过滤器45XU-B32*10014压力表开关K-6B15减压阀20J-63B16单向阀20I-63B17二位四通电磁阀2024D-40B18单向顺序阀XI-63B19压力继电器D-63B20压力继电器D-63B7.2 油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达45L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为10mm，外径为18mm的冷拔钢管。7.3 油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的57倍，本设计取7倍，故油箱容积为:第8章 验算液压系统性能8.1 压力损失的验算及泵压力的调整1.工进时的压力损失的验算及泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.24L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计1。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则：即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便于确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径
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