电控液压传动试验系统设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载毕业设计论文电控液压传动试验系统设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载诚信声明本人声明1、本人所呈交的毕业设计（论文）是在老师指导下进行的研究工作及取得的研究成果；2、据查证，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，毕业设计（论文）中不包含其他人已经公开发表过的研究成果，也不包含为获得其他教育机构的学位而使用过的材料；3、我承诺，本人提交的毕业设计（论文）中的所有内容均真实、可信。作者签名日期年月日需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载目录摘要VABSTRACT1第1章绪论211液压概况212液压工作原理213液压系统的设计步骤与设计要求314本论文研究的主要内容4第2章电控液压传动试验系统整体方案的拟定521设计思路522拟定液压原理图623动作分析7第3章电控液压传动试验系统液压系统的计算931设计主要技术参数932液压缸的设计9321绘制液压缸速度循环图、负载图12322液压缸的效率12323液压缸缸径的计算12324活塞宽度B的确定13325缸体长度的确定13326缸筒壁厚的计算13327活塞杆强度和液压缸稳定性计算14328缸筒壁厚的验算17329缸筒的加工要求183210法兰设计193211缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算203212密封件的选用21第4章电控液压传动试验系统液压系统液压元件的选择2341油泵的选择23411油泵工作压力的确定23412油泵流量的确定24413油泵电机功率的确定2442液压元件的选择2543油管的选择27第5章验算液压系统性能2851压力损失的验算及泵压力的调整2852液压系统的发热和温升验算30第6章液压站的设计3261液压站简介3262油箱设计32621油箱有效容积的确定32622油箱容积的验算33需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载623油箱的结构设计3563液压站的结构设计37631液压泵的安装方式3764辅助元件40641滤油器40642空气滤清器41643液位计42644液压油43第7章控制部分设计4471可编程序控制器的选择及工作过程44711可编程序控制器的选择44712可编程序控制器的工作过程4472可编程序控制器的使用步骤4573可编程序控制器控制方案46731控制系统的工作原理及控制要求46732控制要求4674PLC控制原理图设计47结论49致谢50参考文献51V摘要液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。本人系统学习了液压系统技术的知识，查阅了一些相关的文献资料，在此基础上，结合本人的设想和设计工作中需要解决的任务，主要进行了以下几项工作（1）拟定电控液压传动试验系统液压液压原理图。（2）完成电控液压传动试验系统油缸的设计。（3）完成电控液压传动试验系统液压站的设计。（4）对液压系统进行校核设计（5）完成对电控液压传动试验系统整体建模设计关键词电控液压传动试验系统，油缸，液压系统1ABSTRACTHYDRAULICDRIVESYSTEMISAPARTOFHYDRAULICMACHINERY,HYDRAULICTRANSMISSIONSYSTEMDESIGNTOTHEOVERALLDESIGNOFTHESAMEHOSTATTHESAMETIMETODESIGN,WEMUSTPROCEEDFROMTHEACTUALSITUATION,THEORGANICCOMBINATIONOFVARIOUSTRANSMISSIONFORMS,GIVEFULLPLAYTOTHEADVANTAGESOFHYDRAULICTRANSMISSION,ANDSTRIVETODESIGNHYDRAULICTRANSMISSIONSYSTEMHASTHEADVANTAGESOFSIMPLESTRUCTURE,RELIABLEOPERATION,LOWCOST,HIGHEFFICIENCY,SIMPLEOPERATION,CONVENIENTREPAIRIAMLEARNINGSYSTEMOFHYDRAULICSYSTEMOFTECHNICALKNOWLEDGE,ACCESSTOSOMEOFTHERELEVANTLITERATURE,ONTHISBASIS,COMBINEDWITHTHENEEDTOADDRESSMYIDEASANDDESIGNWORK,THEMAINWORKISDESCRIBEDASFOLLOWS1THEDEVELOPMENTOFHYDRAULICPRESSHYDRAULICPRINCIPLEDIAGRAM2COMPLETEDTHEDESIGNOFHYDRAULICCYLINDER3TOCOMPLETETHEDESIGNOFHYDRAULICSTATION4WERECHECKEDFORTHEDESIGNOFHYDRAULICSYSTEM5THECOMPLETIONOFTHEHYDRAULICPRESSOVERALLTHREEDIMENSIONALMODELINGDESIGNKEYWORDSHYDRAULICMACHINE,HYDRAULICCYLINDER,HYDRAULICSYSTEM2第1章绪论11液压概况当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪声、经久耐用、高度集成化等各项要求方面都取得了重大的进展，在完善比例控制、数字控制等技术上也有许多新成就。此外，在液压元件和液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化以及微机控制等开发性工作方面，更日益显示出显著的成绩。从17世纪中叶巴斯卡提出静压传递原理、18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，也已有二三百年历史了。近代液压传动在工业上的真正推广使用只是本世纪中叶以后的事，至于它和微电子技术密切结合，得以在尽可能小的空间内传递出尽可能大的功率并加以精确控制，更是近10年内出现的新事物。我国的液压工业开始于本世纪50年代，其产品最初只用于机床和锻压设备，后来才用到拖拉机和工程机械上。自1964年从国外引进一些液压元件生产技术、同时进行自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已从低压到高压形成系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。80年代起更加速了对西方先进液压产品和技术的有计划引进、消化、吸收和国产化工作，以确保我国的液压技术能在产品质量、经济效益、人才培训、研究开发等各个方面全方位地赶上世界水平。12液压工作原理驱动的液压系统，它由油箱、滤油器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管组成。它的工作原理液压泵由电动机带动旋转后，从油箱中吸油。油液经滤油器进入液压泵，当它从泵中输出进入压力管后，将换向阀手柄、开停手柄方向往内的状态下，通过开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸左腔，推动活塞和工作台向右移动。这时，液压缸右腔的油经换向阀和回油管排回油箱。为了克服移动工作台时所受到的各种阻力，液压缸必须产生一个足够大的推力，这个推力是由液压缸中的油液压力产生的。要克服的阻力越大，缸中的油液压力越高；反之压力就越低。输入液压缸的油液是通过节流阀调节的，液压泵输出的多余的油液须经溢流阀和回油管排回油箱，这只有在压力支管中的油液压力对溢流阀钢球的作用力等于或略大于溢流阀中弹簧的预紧力时，油液才能顶开溢流阀中的钢球流回油箱。所3以，在系统中液压泵出口处的油液压力是由溢流阀决定的，它和缸中的油液压力不一样大。液压传动有以下一些优点在同等的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力，因为液压系统中的压力可以比电枢磁场中的磁力大出3040倍。在同等的功率下，液压装置的体积小，重量轻，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等功率电动机的12左右。液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达500次/MIN，实现往复直线运动时可达1000次/MIN。液压装置能在大范围内实现无级调速（调速范围可达2000），它还可以在运行的过程中进行调速。液压传动易于自动化，这是因为它对液体压力、流量或流动方向易于进行调节或控制的缘故。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，接受远程控制。液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在失速状态下工作而不会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。液压件能自行润滑，使用寿命较长。由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也具有较大的机动性。用液压传动来实现直线运动远比用机械传动简单。液压传动的缺点是液压传动不能保证严格的传动化，这是由液压油液的可压缩性和泄漏等原因造成的。液压传动在工作过程中常有较多的能量损失（摩擦损失、泄漏损失等），长距离传动时更是如此。液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性很易受到温度的影响，因此它不宜在很高或很低的温度条件下工作。为了减少泄漏，液压元件在制造精度上的要求较高，因此它的造价较贵，而且对油液的污染比较敏感。液压传动要求有单独的能源。液压传动出现故障时不易找出原因。13液压系统的设计步骤与设计要求液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、4维修方便的液压传动系统。14本论文研究的主要内容本人系统学习了液压系统技术的知识，查阅了一些相关的文献资料，在此基础上，结合本人的设想和设计工作中需要解决的任务，主要进行了以下几项工作（1）拟定电控液压传动试验系统液压液压原理图。（2）完成电控液压传动试验系统油缸的设计。（3）完成电控液压传动试验系统液压站的设计。（4）对液压系统进行校核设计5第2章电控液压传动试验系统整体方案的拟定21设计思路装载机是一种应用广泛的工程机械。其工作装置的结构和性能直接影响工程机械整机的工作尺寸和性能参数，工作装置的合理性直接影响整机的工作效率、生产负荷、动力与运动特性、不同工况下的作业效果、工作循环的时间、外形尺寸和发动机功率等。装载机工作装置是组成装载机关键部件之一，装载机的铲掘和装卸物料作业是通过其工作装置的运动来实现的。其设计水平的高低直接影响性能的好坏，进而影响到装载机的工作效率和经济性能指标。装载机工作装置由铲斗1、连杆2、摇臂3、转斗油缸4、动臂5、动臂油缸6等组成。整个工作装置铰接在车架上。铲斗通过连杆和摇臂与转斗油缸铰接，用以装卸物料。动臂与车架、动臂油缸铰接，用以升降铲斗。铲斗的翻转和动臂的升降采用液压操纵。图21轮式装载机的工作装置装载机作业时工作装置应能保证当转斗油缸闭锁、动臂油缸举升或降落时，连杆机构使铲斗上下平动或接近平动，以免铲斗倾斜而撒落物料；当动臂处于任何位置、铲斗绕动臂铰点转动进行卸料时，铲斗倾斜角不小于45，卸料后动臂下降时又能使铲斗自动放平，保证各个杆件在运动过程中不存在干涉。保证必要的卸载角、卸载高度和卸载距离。为避免产斗中的物料撒出要求产斗作“平移运动”，即需要限制产斗口的倾角控制在15以内为好。装载机的工作机构属于连杆机构，设计中要特别注意防止各个工况出项机构相互6干扰、“死点”、“自锁”和“机构撕裂”等现象，各处的转角不得小于10；在满足中和工作性能的前提下，尽可能增大机构的倍力系数，减小工作机构的前悬、长度和高度，以提高装载机载各种工况下的稳定性和司机的视野。22拟定液压原理图723动作分析工作过程A启动电磁铁全断电，主泵卸荷。主泵（恒功率输出）电液压换向阀9的M型中位电液换向阀20的K型中位TB快进液压缸15活塞快速下行1YA，5YA通电，电磁铁换向阀17接通液控单向阀18的控制油路，打开液控单向阀18，进油路主泵1电液换向阀9单向阀11上液压缸15回油路液压缸15下腔液控单向阀18电液换向阀9电液换向阀20的K型中位T液压缸15活塞依靠重力快速下行大气压油吸入阀13液压缸15上腔的负压空腔C工进液压缸15接触工件慢速下行（增压下行）液压缸活塞碰行程开关2XK，5YA断电，切断经液控单向阀18快速回油通路，上腔压力升高，切断（大气压油吸入阀13上液压缸无杆腔）吸油路。回油路液压缸15下腔顺序阀16电液换向阀9电液换向阀20的K型中位TD保压液压缸15上腔压力升高达到预调压力，压力继电器10发出信息，1YA断电，液压缸15进口油路切断，单向阀11和吸入阀13的高密封性能确保液压缸15活塞对工件保压。主泵（恒功率输出）主泵电液压换向阀9的M型中位电液压换向阀20的K型位T实现主泵卸荷。E保压结束，泄压，液压缸15回程时间继电器发出信息，2TA通电（1YA断电），液压缸15上腔压力很高，外控顺序阀14，使主泵1电液压换向阀9吸入阀的控制油路由于大部分油液经外控顺序阀14流回油箱，压力不足以立即打开吸入阀13通油箱的通道，只能打开吸入阀的卸荷阀13（或叫卸荷阀13的卸荷口），实现液压缸15上腔（只有极少部分油液经卸荷阀口回油箱）先卸荷，后通油箱的顺序动作，此时主泵1大部分油液电液压换向阀9外控顺序阀TF液压缸15活塞快速上行液压缸15上腔卸压达到吸入阀13开启的压力值时，外控顺序阀14关闭，切断主泵1大部分油液电液换向阀9外控顺序阀14T的卸荷油路实现进油路主泵1电液换向阀9液控单向阀20液压缸15下腔回油路液压缸15上腔吸入阀13T8G顶出工件液压缸15活塞快速上行到位,PLC发出信号,2YA断电,电液压换向阀9关闭,3YA通电电液压换向阀20右位工作进油路主泵1电液压换向阀9的M型中位电液换向阀20液压缸19无杆腔回油路液压缸19有杆腔电压换向阀20TH顶出活塞退回3YA断电，4YA通电，电压换向阀20左位工作进油路主泵1电液换向阀9的M型中位电液换向阀20液压缸19上腔回油路液压缸19下腔电液换向阀20TK压边浮动拉伸薄板拉伸时，要求顶出液压缸19下腔要保持一定的压力，以便液压缸19活塞能随液压缸15活塞驱动的动模一起下行对薄板进行拉伸，3YA通电，电液换向阀20右边工作，6YA通电，电磁换向阀23工作，溢流阀24调节液压缸19下腔油垫工作压力。9第3章电控液压传动试验系统液压系统的计算31设计主要技术参数该试验系统主要是为了测试装载机静压驱动系统的性能及参数匹配情况。主要参数功率90KW，转速2200R/MIN，压力40MPA，流量200L/MIN。32液压缸的设计动臂按纵向中心线形状可简单的分为曲线形与直线型两种。曲线形动臂，一般反转式连杆工作装置采用较多，这种结构形式的动臂可以使工作装置的分布更为合理。动臂断面形状可分为单板型、双板型、工字型和箱型数种。单板动臂结构简单、工艺性好、但强度和刚度较小，一般用在中、小型装载机上。由上诉原因本次设计选用动臂的形状结构为曲线单板形。1动臂参数设计1动臂铰点高度动臂与车架铰点的高度通常取RHA521动臂回转角通常取初取908092动臂长度铰点位置确定以后，根据以下公式可以求出动臂的长度DL公式2MAX2MINSINCOSRHLRLASBSD式中铲斗最小卸载距离，MMINL铲斗回转半径与斗底夹角；铲斗最大卸载高度时最大卸载角，通常取；45动臂与车架铰点到装载机前面外廓水平距离，MM；BL最大卸载高度，MM；MAXSH动臂与车架连接铰点的高度，MM。A2动臂油缸的位置一般有两种方式。图所示为举升油缸立式布置；另一种布置方式为举升油缸卧式布置，即当铲斗处于装载位置时，举升油缸接近水平，如图213所示。最近生产的装载机多用后一种布置方式，它是机构优化设计的结果。10图212立式布置图213卧式布置1动臂2举升油缸1动臂2举升油缸轮式装载机工作装置连杆机构的设计任务是确定各连杆的尺寸和相互的位置关系，以满足设计任务中的规定的使用性能及经济技术指标。由于连杆机构尺寸以及销轴位置的相互影响，连杆机构可变性很大，同时又要受结构限制，可变参数很多，因而无法单纯采用理论计算的方法来确定，目前大多数采用图解法并配合统计或类比法加以确定，本次设计采用图解法和类比法对工作装置加以确定。反转六杆机构如图214所示。它由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。A插入工况B铲装工况11C最高位置工况D高位卸载工况图214反转六杆机构简图转斗机构由转斗油缸CD、摇臂CBE、连杆EF、铲斗GF、动臂GBA和机架AD六个构件组成。实际上，它是由两个反转四杆机构组成GFEB和BCDA串联而成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可以把机架AD视为输入杆，把铲斗GF看成输出杆，由于AD与GF转向相反，所以把此机构称作反转六杆机构。举升油缸主要由动臂举升油缸HM和动臂GBA构成。若把油缸分解成两个活动构件和一个移动副，则反转六杆机构放入活动构件数为N8，运动低副数应用计算机构自由度公式，可得其自由度为2。1LPLPNF23因为油缸均为运动件，所以整个机构有确定的运动。当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕G点做定轴运动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将做复合运动，即一边随动臂对A进行牵引运动，同时有相对动臂绕G点作相对运动。12321绘制液压缸速度循环图、负载图1、选取参数取动摩擦系数FD01，静摩擦系数FJ02，缸095，V快100MM/S，V工10MM/S，令起动时间不超过02秒，322液压缸的效率液压缸的机械效率950M323液压缸缸径的计算内径D可按下列公式初步计算液压缸的负载为推力463MM式（31）MPF46309510254463主式中液压缸实际使用推力4000（KN）；01液压缸的总效率，一般取0709；计算08；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPA）P本次设计中液压缸已知系统压力25MPA；P根据式（31）得到内径500MMD查缸筒内径系列/MMGB/T23481993可以取为500MM。表41液压缸内径系列MM13810121620253240506380100125160200250320400500活塞杆外径D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/D0305，当活塞杆受压时，一般选取D/D0507。本设计我选择D/D07，即D055D07500350MM。根据活塞杆直径标准取D360MM表31活塞杆直径系列活塞杆直径系列/MMGB/T234819934、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360324活塞宽度的确定B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。活塞的宽度一般取（0610）BD即（0610）500（300500）MM取350MM325缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径的2030倍。D326缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。14当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为08D式（32）MAX2PD式中，缸筒内最高压力；MAXP缸筒材料的许用压力。,为材料的抗拉强度，N为安全系数，当/BB时，一般取。液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度08D5NB600MPA安全系数N按液压传动与控制手册P243表210，取N5。则许用应力120MPAB当时,按式（33）计算083D该设计采用45钢管式（33）MAXA2P根据缸径查手册预取50此时01083D083最高允许压力一般是额定压力的15倍，根据给定参数，所以2515375MPMAXP115AX23PD537120满足要求，就取壁厚为120MM。327活塞杆强度和液压缸稳定性计算A活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核D154FD式中，为活塞杆上的作用力；F为活塞杆材料的许用应力，,N一般取140。/BN（34）4DF式中许用应力；（Q235钢的抗拉强度为375500MPA，MPA805NB取400MPA，为位安全系数取5，即活塞杆的强度适中）6369MM631084DFD取360MM大于63MM满足要求B液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载KF，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。K的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依/10LD下式进行KNF式中，KN为安全系数，一般取K24。A当活塞杆的细长比时/LRMI2KIEJFLB当活塞杆的细长比时/KLRI21KKFAALIR16式中，L为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；KR为活塞杆横截面最小回转半径，AJRK/；为柔性系数，其值见表32；为由液压缸支撑方式决定的末端MI系数，其值见表1；E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取21/062MNE；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；F为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表33。表32液压缸支承方式和末端系数的值I支承方式支承说明末端系数I一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表33F、的值M材料28/10NF铸铁561/160080锻铁251/9000110钢491/500085C当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。20LK此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。17328缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算A液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全NP式（34）21035SNDMPA根据式（34）得到223504581NPPA显然，额定油压25MP，满足条件；NB为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压NP力有一定的比例范围式（35）03542NPLP式（36）1LOGPLSD先根据式（36）得到4121123LOGPLSMPA再将得到结果带入（35）得到10542154716NPMAPA显然，满足条件；C耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，TP液压缸在此压力下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。各国规范多数规定当额定压力时16NPMPA（MPA）15TNPD为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力ETP18MPA）式123LOGEBDP（37）因为查表已知596MPA，根据式（37）得到B8972EPMA至于耐压试验压力应为150T因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下式中缸筒内径（）；DM缸筒外径（）；1液压缸的额定压力（）NPMPA液压缸发生完全塑形变形的压力（）；LA液压缸耐压试验压力（）；T缸筒发生爆破时压力（）；EPP缸筒材料抗拉强度（）；BMA缸筒材料的屈服强度（；S缸筒材料的弹性模量（）；EP缸筒材料的泊桑系数钢材03329缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为016，需要进行研磨；DAR热处理调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于003MM；19油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3210法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算式（38）04CPFDDH式中，法兰厚度（M）；密封环内经（M）；D密封环外径（M）；H系统工作压力（PA）；25MPAPP附加密封力（PA）；值取其材料屈服点353MPA；QQ螺钉孔分布圆直径（M）；0D密封环平均直径（M）；CPD法兰材料的许用应力（PA）；/N353/5706MPAS法兰受力总合力（M）F2298564HFDPDQKN所以04CPDDH203211缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下图31缸体端部法兰用螺栓连接1前端盖；2缸筒螺栓强度根据下式计算螺纹处的拉应力MPA式（39）6MAX2104KFDZ螺纹处的剪应力MPA式（310）61MAX032KD合成应力MPA式（311）2N式中,液压缸的最大负载，A，单杆时，双杆是MAXFMAXFAXP2/4AD2/4ADD螺纹预紧系数，不变载荷12515，变载荷254；KKK液压缸内径；缸体螺纹外径；0D螺纹内经；1螺纹内摩擦因数，一般取012变载荷取254；K1K1K21材料许用应力，,为材料的屈服极限，N为安全系数，一般取/SNSN1215；Z螺栓个数。最大推力为4150FAPXN使用4个螺栓紧固缸盖，即4Z螺纹外径和底径的选择10MM8MM0D1D系数选择选取13012K根据式（39）得到螺纹处的拉应力为6MAX2104KFDZ4623150120938MPA根据式（310）得到螺纹处的剪应力为4630251029848PA根据式（311）得到合成应力为3676MPAN2由以上运算结果知，应选择螺栓等级为129级；查表的得抗拉强度极限1220MP屈服极限强度1100MP；BS不妨取安全系数N2可以得到许用应力值/N1100/2550MPS证明选用螺栓等级合适。3212密封件的选用A对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部22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，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，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、Y形、U形、V形和YX形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。BO形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。C动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPA时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属YX型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用YX型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能A降低摩擦阻力，无爬行现象；B具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；C安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下23图32密封方式图第4章电控液压传动试验系统液压系统液压元件的选择41油泵的选择411油泵工作压力的确定油泵工作压力为PP式（41）B可知工进阶段液压缸压力最大，由于在电控液压传动试验系统液压系统中,压力所经过的阀的数量不多,故压力损失P不大,参照表110选取P05MP。油缸最大工作压力P可根据表31取为71MP于是油缸工作压力即为2505255MPAB24所选油泵的额定工作压力应为12512525531875MPAP额PB根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用申液SV20104P9P1020（29L131/R泵，额定转速1500R/MIN。412油泵流量的确定油泵流量为K（Q）11150165L/MIN（42）BMAX选用的油泵为YYBBC165/48B双联叶片油泵413油泵电机功率的确定系统为双泵供油系统，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。双联油泵大泵流量43升/分，小泵流量19升/分下面分别计算所需要的电动机功率P。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510PA。因此工进时小泵的出口压力为5210PPA。而大泵的卸载压力取。（小泵PP521465210PPA25的总效率0565，大泵的总效率03）。12双联油泵大泵流量43升/分，小泵流量19升/分电动机功率为WQPPP1230212综合所需功率据此查样本选用Y160ML4B515KW异步电动机,电动机功率为15KW（跃进厂）。42液压元件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，56310PA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51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41液压元件明细表电动机1Y160ML4B515KW台2跃进厂液压泵1SV20104P9P1020（29L131/R台2申液联轴器1台2钟形罩1160MLB5SV2010P4P9P020定制2钟形罩2Y100L4CBE1回油压力表YN60I16MPA径向普通耐振2上海宜川阀箱压力表YN60I16MPA径向普通耐振10上海宜川26吸油过滤器WU160100J1温州黎明回油过滤器RFA16020LY滤芯FAX160201温州黎明滤芯FAX160201温州黎明压力过滤器1ZUIH16010DFP滤芯HDX160101压力过滤器2ZUIH635DFP滤芯HDX6351温州黎明滤芯HDX16010Q22温州黎明空气滤清器EF565EF450是945元1温州黎明液位计YWZ2温州黎明清洗盖YG400F含法兰2温州黎明液位传感器YKJD245003001温州黎明压力传感器A100250BAR,4203威卡高压球阀1YJZQJ15NG1/2“24MHA高压球阀2YJZQJ20NG1“4奉化朝日板式冷却器BL50C40D1江阴保德分流马达FD21919GN1麦塔雷斯蓄能器NXQL2510H含安全开关1朝日蓄能器NXQL1620H含回油开关1朝日换向阀14WE10E3X/AG24NZ5L1立新力士乐换向阀24WE10J3X/AG24NZ5L1立新力士乐换向阀34WE10EA3X/AG24NZ5L4WE10EB3X/AG24NZ5L1立新力士乐换向阀44WE6EB6X/AG24NZ5L2立新力士乐换向阀54WE6E6X/AG24NZ5L4立新力士乐换向阀64WE6C6X/EG24NZ5L4立新力士乐换向阀74WE6Y6X/EG24NZ5L1立新力士乐叠加式减压阀ZDR6DB230/15Y2立新力士乐叠加式减压阀ZDR6DA230/15Y1立新力士乐叠加式减压阀ZDR6DP230/15YM3立新力士乐叠加式单向节流阀Z2FS63X/2溢流阀1DBW10B5X/20G24Z5L1立新力士乐溢流阀2DB105X/201外泄式液控单向阀SV10PB130/327单向节流阀1NDRV12PB更改过12西德福单向节流阀2DRVP10105立新力士乐单向节流阀3Z1S6P130/3单向阀2RVP1210/5立新力士乐比例压力阀1RZGOA033/210312ATOS放大器EMI01FAC/RR2ATOS43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。管接头1变径三通225/116三通20余姚通用管件厂管接头2端直通G1/216端直通JB96677160余姚通用管件厂管接头3端直通G125端直通JB9667712余姚通用管件厂管接头5光杆端直通G1/216端直通JB988774余姚通用管件厂管接头6中间接头1616JB9777710余姚通用管件厂管接头8三通14卡套式三通JB1948778余姚通用管件厂管接头9中间直角14中间直角JB1946772余姚通用管件厂管接头10端直通G3/814端直通JB19427710余姚通用管件厂管接头11端直通G1/86端直通JB19427720余姚通用管件厂管接头12压力表压力表接头M14156JB19577725余姚通用管件厂变径过渡管接头M482Z1“（内螺纹）2余姚通用管件厂变径过渡管接头M482G1“（内螺纹）8余姚通用管件厂管接头13端直通G128端直通JB9667716余姚通用管件厂管接头14端直通接头体Z1“28端直通接头体JB1921774管接头13端直通G125端直通JB9667712余姚通用管件厂管接头17端直通M221516端直通JB966774余姚通用管件厂28第5章验算液压系统性能51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024L/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，510PPA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1P1PAAAPP55511046104360即小流量泵的溢流阀应按此压力调整。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L18M，油管直径D25M，通过的流310量为进油路225L/MIN，1Q/SM103753回油路45L/MIN。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作2温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度V15ST15，油的密度2/CMS，液压系统元件采用集成块式的配置形式。390/KGM（1）确定油流的流动状态按式经单位换算为VDRE（61）441027310QVDRE式中V平均流速（M/S）29D油管内径（M）油的运动粘度（）2/CSQ通过的流量（）3则进油路中液流的雷诺数为23019051037210434VDRE回油路中液流的雷诺数为230981051037210434VDE由上可知，进回油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失的计算（62）264DLRPE在进油路上，流速则压力损失为SMS/1/015437DQ62321PAALRPE53210498641在回油路上，流速为进油路流速的两倍即V424M/S，则压力损失为AADLPE532221081059844642（3）局部压力损失由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部损失按式计算，结果列于下表2QPS部分阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过流量额定压力损失实际压力损失301/MINNQL1/INQL5/0NPPA5/10PPA单向阀225162082三位五通电磁阀6316/324026/103二位二通电磁阀63324103单向阀25122046若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为5103JPPA，则进油路和回油路总的压力损失为5201JPPAPAAPJ5511024103462841PJ226501302查表一得液压缸负载F521N；则快退时液压缸的工作压力为AAPFP10328/765/445211PA5043计算快退时泵的工作压力（63）11PP而PAPAPP5551110280243因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于。5从以上验算可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。3152液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算WP7981工进时液压缸的输出功率WFV21360/2312系统总的发热功率为P87479821已知油箱容积为V315L,则油箱近似散热面积A为305M（64）223201M56VA假定通风良好，取油箱散热系数，则油液温升为1K/TCWC）174（65）035874T设环境温度，则热平衡温度为225174424T55T21所以油箱散热基本可达要求。32第6章液压站的设计61液压站简介液压站的结构型式有分散式和集中式两种类型。1分散式这种型式将机床液压系统的供油装置、控制调节装置分散在机床的各处。例如利用机床床身或底座作为液压油箱存放液压油。把控制调节装置放任便于操作的地方。这种结构的优点是结构紧凑，泄漏油易回收，节省占地面积，但安装维修不方使。同时供油装置酌振动、液压油的发热都将对机床的工作精度产生不良影响，故较少采用，一般非标设备不推荐使用。2集中式这种型式将机床按压系统的供油装置,控制调节装置独立于机床之外，单独设置一个液压站。这种结构的优点是安装维修方便，按压装置的振动、发热都与机床隔开；缺点是液压站增加了占地面积。62油箱设计在开式传动的油路系统中，油箱是必不可少的，它的作用是，贮存油液，净化油液，使油液的温度保持在一定的范围内，以及减少吸油区油液中气泡的含量。因此，进行油箱设计时候，要考虑油箱的容积、油液在油箱中的冷却、油箱内的装置和防噪音等问题。621油箱有效容积的确定（一）油箱的有效容积油箱应贮存液压装置所需要的液压油，液压油的贮存量与液压泵流量有直接关系，在一般情况下，油箱的有效容积可以用经验公式确定33（61）1VKQ式中，油箱的有效容积（L）；Q油泵额定流量（L/MIN）；K系数；查参考文献1，P47，取K7，油泵额定流量Q4176L/MIN，代入公式61，计算得6417629232L1V油箱有效容积确定后，还需要根据油温升高的允许植，进行油箱容积的验算。622油箱容积的验算液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失转化为热量，使系统油温升高，由此产生一系列不良影响。为此，必须对系统进行发热计算，以便对系统温升加以控制。液压系统发热的主要原因，是由于液压泵和执行元件的功率损失以及溢流阀的溢流损失所造成的，当液压油温度升高后，会引起油液粘度下降，从而导致液压元件性能的变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却,以保证液压系统正常工作。1系统总的发热公率系统总的发热公率H是估算得来的，查参考文献1，P46，得系统总的发热公率H估算公式（62）0NKW式中，N液压泵输入功率（KW）；执行元件的有效功率（KW）；034若一个工作循环中有几种工况，则应求出其总平均有效功率，系统总的发热公率HN（1）（63）式中系统总效率。由查参考文献5，液压泵输入功率NND1（64）式中ND电动机功率（KW）；1联轴器传动效率。查参考文献5P7，取099，代入公式64得N09975KW7425KW所以，液压泵输入功率N7425KW。将N7425KW代入公式63，得HN（1）7425（10695）KW2265KW。2散热功率及温升油路系统的散热,主要靠油箱表面散热,油箱的散热功率可以用下式进行估算0HKAKW（65）0HTA式中,K油箱的散热系数（KW/）；2MA油箱散热面积（）；系统温升植（）。T其中，油箱的散热面积可以用下式估算A0065（）（66）31V2M式中，油箱的有效容积（L）。135液压系统的热平衡条件机器在长期连续工作下，应该保持系统的热平衡，其热平衡式为H0，（67）0HHKA0，（68）TA（69）K查参考文献1，P40，取K0025KW/，将K0025代入公式69，得2M297TA26503查参考文献1表332所给的允许值为一般工作机械35，故系统温升验算合TA格。623油箱的结构设计（一）结构简介这种结构的液压油箱制造工艺较差，主要表现在箱体钢板下料时要求的精度较高；压形的反弹量因每次供货钢板的机械性能不同有所不同，导致箱体的圆角与衬板的半径吻合不良；不同机型上的液压油箱必须使用自己专用的一套压型模具。每套模具的体积大、造价高、利用率低。图61所示的液压油箱完全不用压形模，而是利用折边机折边成形。箱底面及端部，以及箱底面和侧面分别折成形断面；再焊好加油口和中间隔板等附件后，扣合拼焊而成。这种结构的液压油箱具有以下优点下料精度要求不高；对原材料机械性能适应力强；折边部位可随意调整，适合多品种小批量生产；不用模具，大大节省了费用，缩短了生产周期等等。这种结构的液压油箱，近年来被我们广泛应用在工程机械、建筑机械行走机械上。36图61（二）结构设计通过对油箱的了解，压装机的油箱，是单件的生产，因此，采用拼焊的方法焊接而成。进行油箱结构设计时,首先考虑的是油箱的刚度,其次考虑便于换油和清洗油箱以及安装和拆卸油泵装置,当然,从企业的方面考虑，油箱的结构应该尽量简单,以利于密封和降低造价。（1）油箱体油箱体由A3钢板焊接而成,取钢板厚度36MM，箱体大者取大值，本压装机的油箱板厚度为4MM。在油箱侧壁上安装油位指示器。在油箱与隔板垂直的一个壁上常常开清洗孔，以便于清洗油