毕业设计（论文）-生物质颗粒成型机设计

山西工程技术学院学士学位论文高效生物质颗粒成型机的结构设计姓名学号院系专业指导教师二〇二二年五月十五日学位论文原创性声明本人所提交的学位论文高效生物质颗粒成型机的结构设计的设计，是在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的原创性成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中标明。本声明的法律后果由本人承担。论文作者（签名）：指导教师确认（签名）：年月日年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解山西工程技术学院有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权山西工程技术学院可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或其它复制手段保存、汇编学位论文。保密的学位论文在_______年解密后适用本授权书。论文作者（签名）：指导教师（签名）：年月日年月日第1章绪论1.1研究目的及意义支撑工业发展的能源有两大类：一是以煤炭和石油为代表的石化能源，即不可再生能源：第二类是以风能、生物能和太阳能为代表的新型能源，即可再生的能源。如按现在开采速度，全球煤炭探明储量可开采230年t21，而中国仅够开采90年。我国的石油探明储量仅占世界的2．4％，人均石油可供开采储量只有2．6吨，是世界平均值的1／10。由此可见，中国比其他国家更需要新型的可再生能源。石化燃料的开发和利用，在改善人类生活质量及促进工业快速发展上有着重要作用。但是，温室效应和能源危机的出现使人们把目光转向可再生能源。20世纪后期，由能源问题而引起的战争开始爆发，各国政府开始采取积极措施以应对潜在的能源问题。在对环境污染问题深入研究后，人们达成共识：开发和利用以可再生生物质为原料的成型燃料已经成为减少化石燃料使用、降低温室气体排放的一个重要途径。开发和利用以可再生的农作物秸秆及林业加工后的剩余物为原料的生物质成型燃料成为世界各国采取的主要措施。以发达国家为首的政府开始制定相应的发展可再生的生物质成型燃料了计划，比较典型而且颇具有名的有日本的“阳光计划”和美国的“能源农场”等。以可再生的生物质作为燃料有诸多的优势，但是由于其单位密度小导致其需要大量的存储空间，使用起来也极其不方便。当把松散的生物质加工成密度较大的生物质成型燃料，其便捷程度、燃烧性能都有了进一步提高，使其具有如下优势：I)密度大：成型燃料成品密度一般：不f氐-]=1000kg／m3，不但极大的减少了存储空间，而且有利于运输与存储。例如：城镇居民可像大米一样用袋子来存储生物质成型燃料。2)点火迅速：点火时间往往比矿物燃料快一倍，所以用完即可让其熄灭，用时再直接点燃，不必像矿物燃料在不使用时也保持低速然烧，减少了能源的消耗。3)单位热值含量高：优质煤炭的热值一般不超过5000大卡每吨，而生物质成型燃料的热值却达高达6000大卡每吨，可见其单位可供能量是高于优质煤的。4)由于生物质燃料燃烧后的灰烬里含有大量的优质钾，可以回收利用作为农作物的钾肥。1.2研究现状1.2.1国外研究现状1930年初，西方发达国家就开始致力于生物质成型燃料技术的研究。同年，美国成功试制出螺旋压缩机样机。1970年，美国又成功研究开发了环模挤压生产生物质颗粒成型燃料的机械，并在国内大量生产。到70年代后期，日产超过250吨的树皮燃料加工厂遍及美国的25个州。同期，也有近70个生物质成型燃料加工厂在世界各地投产，加工设备除了以往的螺旋挤压成型和环模挤压成型外，机械活塞冲压成型机也在这一时段诞生。早在1948年，日本申报了世界第一个生产生物成型燃料的专利，该专利利用生物质(主要是林木加工的剩余物)为原料采用螺旋挤压方法生产生物质棒状成型燃料．同时，日本在上世纪60年代就组建了生物质成型燃料行业协会，以促进生物质成型燃料的推广和使用。随后，在日本政府的支持与鼓励下，日本建立了大量的生物质成型燃料工厂。1987年，日本有十几个颗粒成型燃料工厂开始投入运行，其年总产量超过十万吨。美国、瑞典、芬兰、日本、德国五国在该项技术上处于世界领先位置。德国以Kahl公司的高效生产颗粒燃料的动辊式平模制粒机而闻名于该行业。在研发生物质成型燃料机械以前，该公司是享誉世界的饲料机械生产企业，并拥有140年的光辉历史。该公司生产的生物质成型颗粒燃料机械改装于当时的饲料机械，该机械生产的生物质颗粒燃料不仅单位能耗在当时技术水平下是最低的，而且生产的颗粒燃料质量很好，其生产效率曾突破1000kg／h。该公司生产的机械一度风靡在欧洲和东南亚等国家，并在这些国家得到了广泛的推广和使用。1.2.2国内研究现状我国对生物质成型燃料加工技术的研究同大多数东南亚国家一样，始于20世纪80年代。我国的研发方式采用引进国外先进技术与自主研究相结合。最初，中国从韩国引进了首台生物质螺旋挤压成型机，技术水平相当落后：随后，西欧国家的生物质成型燃料设备也开始被中国引进，在一定程度上促进了我国生物质成型燃料加工技术的发展。在消化吸收国外技术后，中国开始自主研究生物质成型燃料加工设备。一些研究院(所)首先对生物质成型燃料的成型机理进行了研究，以提高生物质成型燃料的质量。研究成果运用于螺旋挤压成型机，在一定程度上促进了生物质成型燃料质量的提高。但是，由于设备关键部件(成型螺杆)使用寿命短导致了成型燃料价格远远高于石化燃料。20世纪90年代，中国政府加大了对生物质成型燃料设备科研经费的投入，一些科研所在随后的几年里研制出了其他成型方式的生物质成型燃料加工机械。如机械一活塞成型机、液压一活塞式成型机、预热螺杆成型机等。中国林业科学院林产化工所通过大量实验，系统地对成型工艺条件进行了研究，完成预热螺杆成型机的开发与试制。在当地政府的支持下，建成了中国第一条年产1000t生物质成型燃料生产线。其后西北农业学对该技术和工艺做了进一步的研究和探讨，先后研制出JX-75、JX．11、SZJ．80A三种型号的秸秆成型燃料加工机械。该时期研究的生物质成型燃料机械在一定程度上提高了生物质成型燃料的质量，其共同缺点仍然是单位能耗太高。20世纪末期，中国政府组织了多家科研机构对生物质成型燃料的加工技术进行了科学攻关，极大的推进了我国成型燃料的加工水平，一定程度上降低了生物质成型燃料的单位能耗。当时处于国内较高水平的主要有：辽宁省能源研究所BIO．15型生物质致密成型机组螺旋挤压、巩义市宇航机械厂ZBJ．Ⅳ型制棒机螺旋挤压、郑州市福华机械制造。1.3本文主要研究内容本文针对高效生物质颗粒成型机国内外情况进行了调研，对比分析了4种生物质颗粒成型机的工作原理和结构情况，同时分析了其优劣，设计了一种双向双杆颗粒成型机，具体主要做了以下工作：(1)首先应用Pro/E软件建立双向双杆颗粒成型机的三维装配图，并对双向双杆颗粒成型机的结构和工作原理做了详细描述。(2)根据理论分析和现场实践，设计了双向双杆颗粒成型机主压缸和预压缸各种详细参数，对实际双向双杆颗粒成型机的设计有指导意义。(3)应用ANSYS有限元分析软件，对双向双杆颗粒成型机做了不同工况下的静力学分析，并对重要零部件做有限元分析。山西工程技术学院学士学位论文第2章高效生物质颗粒成型机总体设计2.1生物质颗粒成型机概述虽然世界各国的成型设备外形干奇百怪，采用的成型方式也各不相同，但是根据生产生物质成型燃料的形状可把成型燃料的生产设备简单的分为两种即：压块成型机和颗粒成型机。而根据生物质成型燃料的成型原理不同，压块(包含棒状)成型机又可细分为：活塞成型机、螺旋成型机、压辊成型机和卷扭式成型机。活塞成型机又分为液压活塞成型机和机械活塞成型机。不同类型的成型设备成型工艺各不相同，成型方式也大多不一样，有各自的优缺点，下面逐一介绍。2.2生物质颗粒成型机方案比较2.2.1机械活塞成型机机械活塞式成型机工作时，一般是柴油机或者电动机通过机械传动装置来驱动主压活塞做往复的挤压运动，达到加工成型燃料的目的。机械一活塞成型机的典型的机型为HOLZMAG公司生产的Elanl00型如图结构简图。1夹紧套2成型套(模具)3加热器4储料斗5活塞套筒6冷却系统7柱塞8活塞9连接杆10曲轴11飞轮12箱体13润滑系统14机底座15电机16-储气罐图2-SEQ图2-\*ARABIC1机械活塞成型机该成型机工作时，动力元件通过转换装置驱动飞轮做圆周运动，利用飞轮存储的能量驱动活塞做直线往复冲压运动，达到把生物质挤压成型的目的。虽然生物质原料在成型套(模具)内被紧密挤在一起，但间歇冲压使其相邻两次冲压成型的生物质燃料端面之间的连接较为松散。因此，当生物质成型燃料从机械活塞成型机的出口挤出时，一般不需要单独的切割机构，其在重力的作用下就可以实现从松散段自行分离。根据成型套(模具)尾端有无挡板，机械活塞成型机可又分为开式成型和闭式成型两种。采用闭式工艺生产时，主压活塞和成型套(模具)末端的挡板形成封闭力系，进而对内部的生物质原料进行挤压成型。当成型过程结束后，末端挡板开启，成型燃料被推出。相对开式成型而言，闭式成型压力较小，装机功率也相对较低，但是其工艺较开式成型机复杂，成型周期也相对延长，生产效率下降。开式机械活塞成型机不能与成型套(模具)形成封闭力系，但是由于成型套(模具)内有一定的锥度，挤压成型时，模具与运动的颗粒原料形成足够大的阻力，迫使生物质挤压成型。这种成型机械工作时，由于其成型和出料同时进行，所以其生产效率比闭式成型方式高，但由于在挤压成型过程中需要克服颗粒原料与成型套(模具)室(壁)相对运动产生的较大摩擦力，因此会产生一定的能量损耗。2.2.2螺旋成型机根据成型温度的不同，螺旋成型机可分为冷压螺旋成型机和热压螺旋成型机两种。前者由于采用冷压(常温)生产工艺，生物质成型燃料的质量不是很好，易松散，所以一般在生物质原料中加入适当的粘结剂；后者由于增加了外加热器，生物质原料在成型过程中的高温能使木质素软化甚至液化，进而能起粘结作用，提高了成品质量。1进料系统2料仓3电加热器4控制箱5压缩机6冷却切割台图2-SEQ图2-\*ARABIC2螺旋成型机如图为英国Shimda螺旋热压成型系统示意图。螺旋式成型机是最先诞生的生物质成型燃料加工机械，也是技术相对成熟，在世界各地推广应用较为普遍的一种生物质成型机械。这种生物质成型燃料加工设备工作时能连续、稳定运行，所生产的成型燃料具有密度高、容易存储、运输等特点。该类成型机械虽然研究的时间最长，但这类成型机的存在问题(成型部件磨损速度快、使用寿命短、维修频率高和单位能耗高)至始至终都未得到很好的解决，其他方式的生物质成型机械的研究相对顺利，有取代该机型的趋势。2.2.3液压活塞成型机液压活塞成型机与机械活塞成型机根本区别在于前者的动力元件为液压泵。为了进一步提高液压活塞成型机的生产效率，该成型机的主流方式是双向成型。这种双作用的液压活塞成型机单方向虽然是间歇性的生产，但是若从整体上考虑左右两个生产方向，该机械实际上基本能实现连续化生产。液压活塞成型机一般采用开式进行加工。在压缩过程中虽然成型模具会和生物质原料产生极大的摩擦力，消耗相当一部分能耗。但是由于摩擦会使生物质原料被加热，进而使和成型模具壁接触的生物质中的木质素软化甚至液化而使相邻的颗粒粘结到一起，一定程度上提高生物质成型燃料的质量和降低挤压能耗。生物质液压活塞成型机在生产过程中对原料的含水率和粒度要求均不高，所以在国内应用最为广泛。如图是国内较为先进的HPB—IⅡ型液压一活塞成型机结构简图，该机由河南农业大学研发。1上料皮带2成型模具3储料斗4搅动螺旋5搅龙电机6主电机7液压泵8主压缸图2-SEQ图2-\*ARABIC3III液压一活塞成型机结构简图2.3成型机理2.3.1成型原理生物质成型燃料加工技术是指将生物质干燥并粉碎至一定粒度后，通过间断或连续方式挤压制成符和要求的成型燃料的加工技术。如图，生物质液压成型机工作时，物料首先进入料筒中。间断挤压力使生物质原料发生不可恢复的粘塑性变形和嵌套，最终形成成型燃料。图2-SEQ图2-\*ARABIC4成型装置原理图2.3.2成型机理成型燃料加工过程可以根据受到的挤压力不同而分为三个阶段，即预压段、成型段和保型段。预压段(S段)在这个阶段，原料结构疏松、空隙大，呈不连续状态。随着压缩的进行，生物质颗粒相对位置发生改变，生物质颗粒相互靠近并产生一定的摩擦力。由于压力不足以使生物质颗粒本身体积形状发生大的变化，所以预压段的压缩量源于生物质颗粒间空隙的减少。成型段(M段)当生物质原料进入成型筒的锥形腔后，剂压力呈指数关系急剧增大，在进入保型段时达到最大。在此过程中生物质颗粒中起支撑作用的组织发生塌陷；同时，由于生物质颗粒之间以及生物质颗粒与成型模具之间的摩擦，使和成型模具壁接触的生物质颗粒温度升高，木质素软化甚至液化，具有很高的粘性，生物质颗粒之间在挤压力作用下相互嵌套并粘结。当挤压头继续向前推进，粘结在一起的生物质将产生粘弹塑性变形和流动。保型段(N段)在进入保型筒时，原料已经致密成型，密度不会再有大的改变。但是，成型物料内部之间弹性应变量还很大，存在很大的应力，在失去约束后将发生弹性恢复，进而产生松散现象。保型筒的实际作用就是让已成型的物料有足够的时间产生应力松弛和蠕变。这个过程的粘弹塑性变形和流变特性可以用西原模型来模拟图2-SEQ图2-\*ARABIC5成型模具原理图2.4生物质液压成型机方案2.4.1整体结构如图所示，为生物质液压成型机整体三维结构图。其工作原理如下：生物质秸秆(原料)进入喂料口，切削模块对其进行切削粉碎至符合加工要求的生物质原料颗粒；然后经输送器输送至预压料箱，再经预压头把生物质颗粒原料预压进主料筒，最后，主压缸的往复运动把生物质原料挤入成型模具，挤压成型制成生物质成型燃料。机械的整体尺寸：长为2320mm、宽为1460mm高为710mm。图2-SEQ图2-\*ARABIC6成型机整体结构图图2-SEQ图2-\*ARABIC6成型机三维尺寸图2.4.2主压模块设计主压模块是生物质液压成型机的关键部分，其功能就是把生物质颗粒原料挤压制成符合要求、高质量的生物质成型燃料。主压模块的成型模具不但影响生物质成型燃料的质量而且直接决定生物质液压成型机的功率。主压模块包含主压液压缸、成型模具、连接杆、支撑架等零件。成型模具的设计成型模具的具体参数为：大端直径D=100mm、小端直径d=35mm、保型筒长为L=200mm、锥角为口=3．50。对于链接法兰，参考主压缸的链接法兰，其具体尺寸和主压缸的链接法兰尺寸一样，这样便于零件的定位与加工。主压油缸的选择要把生物质颗粒挤原料经挤压成型制成符合要求的成型燃料，其在成型模具内的挤压力必须达到一定值。据以往研究，采用开式液压活塞成型时，成型密度与压力的关系符合如下指数规律：式中：P为生物质颗粒原料受到的最大压力MPa：p为挤压成型后成品的密度，kg／m3；如下图要使生物质颗粒挤压成质量较好(密度不小于1000kg／m3)的成型燃料，挤压力最大值需要在20MPa左右图2.5不同粒度生物质压缩曲线为了提高生产效率，该成型机采用双活塞杆液压缸。液压缸的具体形式选择轻型拉杆式液压缸。轻型拉杆式液压缸，其钢筒由无缝钢管直接加工而成，进而成本较低；钢管的壁厚则根据不同的压力选择不同的规格即可，其内径加工技术手段成熟，加工精度高；成品液压缸结构紧凑而且质量轻，有多重安装形式供选择，易于变换，符合生物质液压成型机要求；其低速性能好和稳定的缓冲性能能很好的满足该生物质成型机的工作要求。根据相关研究，主压力最大值在10MPa左右较为合适，这里取主压力为10MPa；液压缸的工作压力选择为10MPa。液压缸的缸径则可根据以下公式计算的出：式中：Pl为生物质颗粒在成型模具内的最大挤压力，MPa；S为生物质颗粒在最大挤压力处的面积，m2；为轻型拉杆式液压缸的进出口压力差，MPa；&为液压缸的有效面积，m?；图2.6成型模具参数示意图如上图可知，生物质颗粒在成型模具内受到最大挤压力的位置应该是成型段结束刚刚进入保型段的端面上。所以有：式中：D1为轻型拉杆式液压缸的直径；d为成型模具保型筒直径；d1为液压缸活塞杆的直径。假设油缸背压为0.2MPa，则第3章主压缸和预压缸设计3.1设计依据为了能够设计出工作可靠、结构简单、性能好、成本低、效率高、维护使用方便的液压系统，必须通过调查研究，明确下述几方面问题。全面了解主机的结构和总体布局，这是合理确定液压执行元件的类型、工作范围、安装位置及空间尺寸所必需的。液压系统中的执行元件大体可分为液压缸和液压马达。前者实现直线运动，后者实现回转运动，二者的特点及应用场合见表3-1。对于单纯且简单的直线运动或回转运动，可分别采用液压缸或液压马达直接驱动。现代液压机械的工作机构越来越复杂。对于工作机构运动形式比较复杂的情况，如能采用经济适用的液压执行元件，并巧妙地使之与其它机构相配合，不仅能简化液压系统，降低设备造价，而且能改善液压执行元件的负载状况和运动机构的性能。表3-1液压执行元件类型特点及场合名称特点使用场合双活塞杆液压缸双向对称双向工作的往复运动单活塞杆液压缸有效工作面积大，双向不对称往返不对称的直线运动，可实现快速进给柱塞杠结构简单制造工艺性好单向工作，靠重力活其他外力返回摆动杠单叶片式，转角小于360°双叶片式，转交小于180小于360°摆动运动小于180°摆动运动齿轮马达结构简单，价格便宜高转速，低扭矩的回转运动叶片马达体积小，转动惯量小高速低扭矩，动作灵敏的回转运动摆线齿轮马达体积小，输出扭矩大低速，小功率，大扭矩的回转运动图3-1为几种常用的液压执行元件工作机构。其中a)、b)是扩程机构，同时也实现增速，常用于高低位升降台、电弧炉电极的升降等液压设备；c)、d)是增力机构，可用较小推力的液压缸实现较大的压紧力，同时还具有锁紧作用；e)、f)是运动转换机构，小角度的回转运动用液压缸来实现，其运动比较平稳，长行程的直线运动可以用液压马达来实现。液压缸2-链条3-链轮4-提升物5-连杆机构6-滑块7-工件8-曲柄9-回转体10-齿轮11-齿条12-导柱13-液压马达图3-1常用液压机械工作机构3.2工况分析负载分析是研究一部机器在工作过程中，其执行机构的受力情况。对液压系统来说，也就是液压缸或液压马达的负载随时间变化的情况。3.2.1.液压缸的负载及其负载循环图工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载（3—1）式中：——工作负载；——摩擦负载；——惯性负载。工作负载工作负载与机器的工作性质有关，有恒值负载与变值负载。例如液压机在镦粗、延伸等工艺过程中，其负载随时间平稳地增长；而在挤压、拉拔等工艺过程中，其负载几乎不变摩擦负载摩擦负载指液压缸驱动工作机构工作时所要克服的机械摩擦阻力。对于机床来说，即导轨的摩擦阻力。启动时为静摩擦阻力，可按下式计算：(3—2)式中：G——运动部件所受重力；——垂直于导轨的作用力；——静摩擦系数；经查《机械设计手册》第5卷103页表37.5-2可得静摩擦系数取0.2动摩擦系数取0.1——静摩擦阻力。启动后变为动摩擦阻力，可按下式计算(3—3)式中：——动摩擦阻力；——动摩擦系数。惯性负载惯性负载即运动部件在启动和制动过程中的惯性力，其平均惯性力可按下式进行计算：（3—4）式中：——惯性力；——运动部件所受重力；一一重力加速度；一—时间内的速度变化值；——启动或制动时间。一般机床可取，轻载低速运动部件取较小值，重载高速运动部件取较大值。行走机械可取3.2.2.主压缸工况分析a.工作负载由现场观察分析，平移刚是水平动作，动作负载为零。b.摩擦负载未启动时由现场观察无垂直于导轨的作用力，即为零。由公式3-2得=0.2×（100+0）=20KN启动后变为动摩擦阻力，按公式3-3计算=0.1×（100+0）=10KNc.惯性负载取=1==10.2KN液压缸再一个工作循环中，一般要经历以下工况启动阶段=0+10+10.2=20.2KN恒速阶段=0+10=10KN制动阶段=0+10-10.2=-0.2KN3.2.3预压缸的工况分析预压缸的作用是固定生物质，预压缸的惯性负载F===10.2KN3.4初选系统压力压力和流量是液压系统的主要参数。根据这两个参数来计算和选择液压元、辅件和原动机的规格。系统压力选定后，液压缸主要尺寸即可确定，接着就可根据液压缸的速度确定其流量。系统压力选定得是否合理，直接关系到整个系统设计的合理程度。在液压系统功率一定的情况下，若系统压力选得过低，则液压元、辅件的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选得较高，则液压设备的重量、尺寸和造价会相应降低。然而，若系统压力选得过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和使用寿命也会相应下降，因此不能一味追求高压。上表是目前我国几类机器常用的系统工作压力，它反映了这些系统的特点和选用工作压力的经验，由表初选定系统的压力为103.4计算液压缸的尺寸3.4.1计算主压缸的主要尺寸由图为单杆液压缸,无杆腔工作时（3—5）式中：——液压缸的工作腔压力；——液压缸的回油腔压力；——液压缸无杆腔的有效面积；——液压缸有杆腔的有效面积；——液压缸内径或活塞直径；——活塞杆直径；——液压缸的最大工作力；——液压缸的最大外负载；——液压缸的机械效率，取0.95当用以上公式确定液压缸尺寸时，需首先选取回油腔压力(背压)和杆径比d/D。下表为根据回路特点选取背压的经验数据。由情况确定被压P2取0.5下表为杆径比的经验数据选取为0.55把数据代入式（3—5）12×D2×103－0.5×(D2－d2)×103＝

由此可得D=48mmd=26mm圆整到标准系列D=50mmd=28mm液压缸的最大流量QmaxQmax=A×Vmax===图3.SEQ图3.\*ARABIC1主压缸结构图3.4.2计算预压缸的主要尺寸计算类似主压缸，主要不同就是负载力的不同，由前面的计算得知预压缸的负载力F=10.2KN把数据代入公式（3—5）得12×D2×103－0.5×(D2－d2)×103＝可求得D=34mmd=18mm圆整到标准系列D=40mmd=22mm液压缸的最大流量QmaxQmax=A×Vmax===0.075×103图3.SEQ图3.\*ARABIC2预压缸结构图第4章液压元件的选择4.1液压泵的选择4.1.1确定液压泵的工作压力Pp=P1+（4—1）式中P1——液压缸的最大工作压力，得到P1==10.2—从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。的准确计算要等元件选定并绘出管路图时才能进行，所以在初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取；管路复杂，进口有调速阀的，取；这里取。所以泵的工作压力PP=10.2+0.5=10.74.1.2确定液压泵的流量本系统主压缸和预压缸不是同时作用的，由以上的计算可知道主压缸的流量大于预压缸的流量，所以计算时应以主压缸的流量计算：（4—2）式中K——系统泄露系数，一般取1.1—1.3；这里取K=1.3——同时动作的液压缸的最大流量数据代入式（5—2）=0.754×10-3=45计算泵的驱动功率（4—3）式中：——液压泵的最大工作压力；——液压泵的流量；——液压泵的总效率。以柱塞泵=0.8则4.1.3确定泵的类型和选择泵的型号在液压系统中，选择泵的依据是根据泵的压力和流量来选择，有泵的工作压力可知此系统为中高压系统，应选柱塞泵，又由其流量Qp=45查《机械设计手册》第五卷155页选定泵的型号为63—MCY14—1B其性能参数如表5.1表4.1泵的性能参数型号理论排量额定转速额定压力驱动功率KW重量Kg容积效率%63—MCY14—1B6315003210.163Kg4.2电机选择该泵的驱动功率为10.1kW,转速在1500r/min，查《机械设计手册》第5卷第40－116页Y系列小型笼型异步电动机，选型号Y160M－4，其技术数据：额定功率11.0kW,满载时电流22.6A、转速1460r/min、效率88%、功率因数0.84，最大转矩/额定转距2.2N·m。4.3液压缸的选择选用所需要的液压缸、应综合考虑以下两个方面：(1)应从占用空间的大小、重量、刚度、成本和密封性等方面，比较各种液压缸的缸筒、缸盖、缸底、活塞、活塞杆等零部件的结构形式、各零部件的联接方式，以及油口联接方式，密封结构，排气和缓冲装置等。(2)应根据负载特性和运动方式综合考虑液压缸的安装方式，使液压缸只受运动方向的负载而不受径向负载。液压缸的安装万式有法兰型、销轴型、耳环型、拉杆型等安装方式，在选定时应使液压缸不受复合力的作用并应考虑易找正性、刚度、成本和可维护性等。综合考虑液压缸的结构和安装方式后，即可确定所需液压缸的规格。由前面已计算的液压缸的缸径、活塞杆直径及缸的行程确定液压缸的型号主压缸：Y—HE1—50/28×1450预压缸：Y—HE1—40/22×604.4控制阀的选择选择控制阀的依据是系统的最高压力和通过阀的实际流量以及阀的操纵、安装方式等，需要注意的问题是：1.确定通过阀的实际流量此时要注意通过管路的流量与油路串、并联的关系；油路串联时系统的流量即为油路中各处所通过的流量；油路并联且各油路同时工作时系统的流量等于各条油路通过流量的和。2.注意单活塞杆液压缸两腔回油的差异活塞外伸和内缩时的回油流量是不同的，内缩时无杆腔回油流量与外伸时有杆腔的回油流量之比，等于两腔活塞面积之比。以上1、2款，强调的都是要以通过阀的实际流量(不是按泵的流量)，作为选择阀的主要参数之一。若通过阀的实际流量确定小了，将导致阀的规格(容量)选得偏小、使阀的局部压力损失过大，引起油温过高等弊端，严重时会造成系统不能正常工作。3.既要正确选用滑阀中位机能也要把握滑阀的过渡状态机能滑阀的过渡状态机能是指换向过渡位置滑阀油路的连通状况．掌握滑阀的过渡状态机能，以便核查滑阀在换向过渡过程中，是否因有油路全被堵死情况。而导致系统瞬时压力无穷大的现象。对滑阀的中位机能，设计者一般是注意的，而对滑阀的过渡机能，往往不太注意，因而出现意想不到的设计失误。4.注意卸荷溢流阀与外控顺序阀作卸荷阀的区别卸荷溢流阀主要用于装有蓄能器的液压回路中，当蓄能器充液压力达到卸荷溢流阀的设定压力时，它自动使液压泵卸荷。5.控制阀的使用压力、流量，不要超过其额定值如控制阀的使用压力、流量超过了其额定值，就易引起液压卡紧和液动力，对控制阀工作品质产生的不良影响。另一方面也要注意，不要使通过减压阀、顺序阀的流量远小于其额定流量。否则、易产生振动或其它不稳定现象。这时，要在回路上采取必要的措施。6.注意单向阀开启压力的合理选用单向阀的开启压力取决于其内装弹簧的刚度。一般来说，为了减小流动阻力损失，应尽可能使用低开启压力的单向阀。另一方面，对于诸如为保持电液换向阀必要的控制压力；以单向阀作为背压阀使用时，为保证足够的背压力等情况，应选用开启压力高的单向阀。7.注意合理选用液控单向阀的泄压方式当液控单向阀的出口存在背压时，宜选用外泄式，其它情况可选内泄式。另外，要特别注意在双向液压锁的锁紧回路中，液控单向阀的开启压力，是否有“负压效应”产生。这种“负压效应”会导致执行元件的跳跃运动现象和振动。8.注意电磁换向阀和电液换向阀的应用场合电磁换向阀电磁铁的类型(直流式、交流式等)和阀的结构一经确定，阀的换向时间就定了；电液换向阀，可通过调节其控制油路上节流器的开度来调整其换向时间。9.注意元、辅件设置位置是否得当回路构成合理，元、辅件选型也合适，但设置位置不当，也可能达不到预定要求。10.注意普通调速阀起动时存在着流量跳跃现象这种流量跳跃现象，会影响执行元件速度的平稳性。为此，应采取相应的增施。11.要注意先导式减压阀的泄漏量比其它控制阀大的情况这种阀的泄漏量可多达1L／min以上．而且只要阀处于工作状态，泄漏始终存在。在选择液压泵容量时，要充分考虑到这一点。同时还应注意，减压阀的最低调节压力，应保证一次压力与二次压力之差为0．3～l，12.要注意节流阀、调速阀的最小稳定流量应符合要求节流阀和调速阀的最小稳定流量，关系着执行元件的最低工作速度是否能实现，故不可忽视。要保证调速阀对流量(即对执行元件的速度)的控制精度，需要保证一定的压差；普通调速阀，其压差不应小于0．5MPa。高精度调速阀，其压差高达1MPa。另外，环境温度变化比较大时，应选用带温度补偿的调速阀。4.4.1双单向节流阀的选择此阀位于预压缸的回路中，其流量受预压缸的流量限制，预压缸的流量为:Q==4.5由于是双缸，所以通过阀的流量为9查力士乐手册选出双单向节流阀的型号为Z2FS6-2-4X/2QV其性能参数如下表5.2表5.2双单相节流阀的性能参数型号通经mm最大流量最高工作压力bar重量KgZ2FS6-2-4X/2QV6803150.8双单向节流阀的工作原理：该阀用于限制来自一个或两个工作油口的主流量或控制流量。如图5.1两个对称排列的节流/单向阀在一个方向上限制流量，在相反方向上允许自由流动。用于进口节流控制时，油液从油口A1经阀座(2)和节流阀芯（3）形成的节流口（1）流至油口A2。节流阀芯（3）可借助于调节螺钉（4）进行轴向调整，这样，也就是调节了节流口。图4.1双单向节流阀的结构图其特性曲线如图5.2图4.2双单向节流阀的特性曲线从工作口A2返回的油液沿节流阀芯（3）的方向克服弹簧力（5）推开阀座（2），使该阀起单向作用，允许油液自由流过。根据该阀的安装位置，节流作用可以是进口节流控制或出口节流控制。4.2双液控单向阀的选择双液控单向阀和双单向节流阀在以个回路中，由选择双单向节流阀时计算的数据，可选出双液控单向阀的型号为：Z2S6—1—6X/V其性能参数如表4.3表4.3双液控单向阀的性能参数型号通经mm最大流量开启压力bar重量KgZ2S6—1—6X/V6601.50.8功能说明：如图4.3此类阀即使长时间工作仍可保持一个或两个工作油口无泄漏封闭,在A1至A2和B1至B2方向自由流动，相反方向则封闭。当油液由A1流向A2时或B1流向B2时，活塞（1）起作用。这样活塞（1）移动右侧或左侧，并推动锥阀芯（2）离开其阀座。而后压力油可从B2流向B1或从A2流向A1。为确保锥阀芯（2）能安全关闭，在中位方向阀的工作油口必须与油箱相通。图4.3双液控单向阀的结构4.3电磁换向阀的选择电磁换向阀也叫电磁阀，是液压控制系统和电器控制系统之间的转换元件。它利用通电电磁铁的吸力推动滑阀阀芯移动，改变油路的通断，来实现执行元件的换向、启动、停止。由回路中压力P=8.12，流量Q=9查力士乐手册选定电磁换向阀的型号为：4WE6Q6X/6AG24N9K4功能说明：如图4.4WE型方向阀是电磁铁操作的方向滑阀。它控制液流的开启，关闭和流方向。方向阀主要由阀体（1），一个或两个电磁铁（2），阀芯（3）以及已个或两个复位弹簧（4）组成。在没有通电情况下，阀芯（3）在复位弹簧（4）作用下处于中位或原位9（脉冲式除外）。控制阀芯（3）由湿式电磁铁（2）进行操作。为了确保获得满意的操作，务必注意在电磁线圈的压力腔充满油液。电磁铁（2）的作用经由推杆（5）作用于阀芯（3）上，推动它由静止位至终端位。这样，压力油液从P至A和从B至T，或者从P至B和从A至T导通。在电磁铁（2）断电后，由复位弹簧（4）将阀芯（3）推回中位。作为可选应急操作（6）可在无电磁铁（2）控制下使阀芯（3）换向。图5.4电磁换向阀结构图4.4为在使用HLP46，=400C50C测得的阀的特性曲线图4.4电磁换向阀的特性曲线此阀的性能参数如表4.5表4.5电磁换向阀的性能参数型号通径mm额定流量最高压力额定压力损失重量Kg4WE6Q6X/6AG24N9K4660350.021.954.4出口压力补偿器出口压力补偿器的作用：在比例换向阀控制回路中，为保证比例阀进、出口压差恒定，减小负载压力波动对调速性能的影响，经常在比例换向阀下面叠加一个压力补偿器。由前面选泵时的计算数据可知，压力补偿器回路的压力=10.7,流量查力士乐手册可选出阀的型号SCA16CZ2X/M功能说明：如图5.5这种阀和比例方向阀一起使用组成节流流量控制回路来控制正负载和负负载。工作油口A2和B2可以关闭来支撑负载，流量值和流向可以在控制比例方向阀的电位器上设定。例如，如果泵直接通油口A1,压力油通过阀组件（2.1）到执行器，在这种情况，阀组件（2.1）起单向阀的作用，同时来自主流量的控制流量通过先导活塞（4.1）（起压力补偿流量控制作用）进入腔（5）。这个控制流量产生一个建立在溢流阀（3）上的压力，通过Ｂ侧的节流孔（７），作用于先导活塞（４.２），此外。溢流阀的出口连接主阀的油口T。图4.5出口压力补偿器结构于是卸载座阀（8）关闭了至负载压力的连接。比例阀前的压力则是由于卸载座阀（8）的压降保持恒定。这个压降是由台肩（10）来控制的，而且是腔（11）中的压力减去弹簧（12）。在这个阶段弹簧（13）的力不起作用。当泵压力直接通油口B,阀组件（2.1）的动作过程和在油口A时完全相同。其性能参数如表4.6表4.6出口压力补偿器性能参数型号最大流量通径mm最大压力重量KgSCA16CZ2X/M1301631.564.5比例换向阀的选择计算比例换向阀通过的流量动作时，无杆腔压力此时阀的压降由于是双缸，所需流量=35根据比例换向阀额定流量的定义，按根据下面的通径为16mm的流量特性曲线（如表4.7）和所计算的阀的流量，选定阀的型号为4WRZ16E1—100—7X/6EG24N9K4表5.7比例换向阀的特性曲线4.6蓄能器的选择选择蓄能器时要根据其在液压系统中的作用，算出蓄能器的容积，分析此系统可知蓄能器作用是作应急能源，其有效容积式中：——液压缸的有效作用面积；——液压缸的行程；K——油液损失系数，估算时取K=1.2主压缸：预压缸：由于是双缸作用，所以：=7L查《机械设计手册》第五卷725页确定蓄能器的型号NXQ—10其性能参数如表4.8表4.8蓄能器性能参数型号容积L压力通径mm重量KgNXQ—101032424.7管道的选择4.7.1选择管道的材料在液压、气压传动及润滑系统的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。钢管能承受较高的压力，价廉；但安装时弯曲半径不能太小，多用在装备位置比较方便的地方。紫铜管能承受压力较低（），它在装备时可按需要来弯曲，但价贵且抗振能力较弱，也容易使油氧化，要尽量少用。黄铜管可承受较高的压力（），但不易弯曲。胶管用作连接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为股价的胶管，可用于压力油路。低压胶管是麻线或棉线编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的回油路或气动管路。由于软管自造比较困难，工作又不甚可靠，因此，非必要时尽量不用。在某些管路较长，部件间有相对转动的情况下也可采用旋转接头连接金属管代替高压胶管。综合考虑本系统的情况，管道的材料选用钢管。4.7.2管道内径的确定管道内径一般根据所通过的最大流量和允许速度，按下式计算：（4—4）式中：Q——通过管道的最大流量，这里V——管道内液流允许速度，由流体力学知，提高流速会使压力损失增大，减小流速势必增加管道内径及其辅件的体积和重量。同时流速与液压冲击密切相关，流速增大，冲击压力增大。另外，管内液流速度与元件、贿赂的正常工作也有密切关系。如液压泵吸油管路上的压力降（即流速）就不能太大，否则会造成泵的气穴现象。回油管路压力损失过大，会产生高的被压，影响元件正常工作性能，因此，在设计液压系统管路时，要限制流速。根据实际情况，查《机械设计手册》，取v=3数据代入（4—4）取d=18mm4.7.3管道壁厚的确定管道壁厚通常按下式计算（4—5）式中：——管道壁厚；P——管道承受的最高工作压力,这里取;