双柱液压式汽车举升机设计【毕业论文】【汽车专业】

I 摘要 双柱式举升机是一种汽车修理和保养单位常用的举升设备 ,广泛用于轿车等小型车的维修和保养。 它 是一种把整车装备重量不大于 3 吨的各种轿车、面包车、工具车等举升到一定高度内供汽车维修和安全检查作业的保修设备。 关键词 升举机 液压执行元件 起重链 槽轮 钢丝绳 II Abstract A pillar type raises to rise the machine is a kind of automobile to fix and maintain the unit to raise to rise the equipments in common usely, extensively used for the car etc. the compact car maintains and maintains.It is a kind of is no bigger than 3 tons the whole car material weight of various car, bread car, the tool car.etc. raise to rise the certain height to be provided for car maintenance and safeties to check the homework protect to fix the equipments. keyword UP hydraulic power WRAPT hydraulic pressure action element hoisting chain grooved pulley wire rope III 目 录 摘要 . I ABSTRACT. II 第 1 章 绪论 . 1 1 前言 . 1 2 升举机的概述 . 2 第 2 章 总体设计 . 3 第 3 章 主要技术特点及其技术参数 . 4 1 技术特点 . 4 2 技术参数 . 4 第 4 章 液压系统的传动计算 . 5 1 液压系统的设计步骤与设计要求 . 5 2 进行工况分析、确定液压系统的主要参数 . 6 3 制定基本方案和绘制液压系统图 . 15 4 液压元件的选择与专用件设计 . 17 5 液压系统性能验算 . 22 第 5 章 液压执行元件 . 29 1 液压缸 . 29 2 液压马达 . 41 IV 第 6 章 液压辅助元件及液压泵站 . 42 1 管件 . 42 2. 液压软管接头 . 42 3 油箱及其附件 . 43 4 UP 液压动力包 . 43 6液压油的选择 . 47 第 7 章 钢丝绳的选择计算 . 48 1 钢丝绳的计算 . 48 2 钢丝绳的选择 . 48 第 8 章 滑轮的选择和计算 . 50 1 滑轮结构和材料 . 50 2 滑轮的主要尺寸 . 50 3 滑轮直径与钢丝绳直径匹配关系 . 50 4 滑轮形式 . 50 5 滑轮技术 条件 . 50 6 滑轮强度计算 . 51 第 9 章 起重链条和槽轮 . 52 1 板式链条和槽轮的选择 . 52 2 板式链及端接头 . 52 3 板式链用槽轮 . 52 第 10 章 使用说明 . 53 1使用说明 . 53 V 2 使用时注意事项 . 53 3.升举机安全操作规程 . 53 第 11 章 经济效益分析 . 54 总 结 . 55 谢 辞 . 56 参考文献 . 57 专题 . 58 附录 . 64 1 第 1 章 绪论 1 前言 汽车是发展国民经济的重要交通工具之一 ,随着我国国民经济的持续高速增长 ,汽车的保有量与日俱增 ,汽车维修行业也有了长足的发展 ,已形成了集车辆修理、维护、检测和配件供应等多种 功能于一体的车辆技术状况保障体系。已成为道路运输行业的重要组成部分 ,对确保车辆安全行驶、高效低耗的运作 ,促进道路运输业的发展 ,发挥了有力的保障作用 ,随着经济体制改革的不断深入 ,我国汽车维修企业呈现出良好的发展趋势。 十年来 ,我国的汽车保有量增长迅速 ,技术水平和档次也大大提高 ,原有的维修作业方式和生产经营管理模式 ,越来越不适应社会各方面对汽车维修的要求。加大技术投入和技术改造的力度 ,走内涵发展的道路 ,振兴汽车维修业 ,已经成为汽车维修界有识之士的共识 ,人们越来越体会到设备对维修能力的决定 性。一些骨干维修企业千方百计地筹措资金 ,实施技术改造 ,改善作业体系。购置了汽车举升机、电子调漆机、轮胎平衡机、汽车喷烤漆房等先设备。同时 ,具有现代最新技术水平的发动机故障诊断仪、电子燃汽喷射系统检测诊断装置 ,车身校正测量仪、四轮定位仪、测功机和测滑仪等检测设备也开始广泛应用。从而 ,提高了企业在市场中的竞争能力 ,增加了行业发展后劲。通过技术改造行业内部结构得到调整和优化 ,改变了过去整车大修的单一模式 ,开始形成汽车大修、总成维修、汽车维修、汽车小修、汽车专项修理、汽车制造厂特约维修等门类齐全、分 工合理的市场结构体系。基本满足了目前不同类型和不同作业项目的维修需要 ,汽车维修网点由大、中城市向外延伸 ,辐射各地形成网络。 国内汽车维修业的发展在宏观上得到调控 ,维修能力不断提高 ,布局趋向合理。维修企业分布均衡 ,方位合理、方便。同时可以保证质量 ,维修需求也相对平衡。在市场经济的竞争与自行调节中 ,求得了生存与发展 ,彻底解决了维修市场不均衡的问题。即 :修汽油车的企业多 ,修柴油车的企业少 ；修货车的企业多 ,修客车的企业少 ；变通型的修理企业多 ,特种车的企业少 ；修中型的多 ,修小型、重型汽车维修企 业少。由于解决了此类问题 ,引导了一些企业向专业方向发展 ,彻底解决了维修高档车、轻型车、重型车难的问题。基本上形成以专业分工为主 ,布局合理 ,修理结构配套的汽车修理体系。促进汽车维修行业由计划经济向市 场经济转轨的进程 ,建立完善了汽车 2 维修市场 ,使汽车维修行业成为一个与国民经济发展相适应的技术先进、结构合理、专业分工明确、优质方便、秩序良好的维修体系 ,并以其良好的运行机制服务于各行各业。 本课题探讨的是适用于社区汽车维修服务的一种新型汽车维修平台。这种汽车维修平台是适用四轮汽车维修使用的一种现代液压技 术专用产品 . 双柱型汽车维修液压同步升降平台作为一种液压技术新产品开发设计研究 ,是利用现代液压技术和计算机控制技术来改善日益兴旺发达的汽车维修产业界劳动者的工作条件 ,降低劳动强度和维修成本 , 提高汽车维修保养整体服务质量。 2 升举机的概述 小汽车维修用 双柱 液压升举 机 ,使用的是 双液压缸同步设计， 通过 双液压缸驱动 ； 动力强劲平稳 ； 钢丝绳辅助平衡 ； 液压 、 机械多重保险装置 ； 安全可靠 ， 美观整洁，操作简便 ， 220V-380V 电源 ； 顶车重量： 3000KG 托举高度： 2 米。 双柱式举升机是一种汽车修理和保养单位常用的举升设 备 ,广泛用于轿车等小型车的维修和保养。 它 是一种把整车装备重量不大于 3 吨的各种轿车、面包车、工具车等举升到一定高度内供汽车维修和安全检查作业的保修设备。过去汽车维修 ， 大多采用地沟作业，工作空间狭小，积油积水后排出困难，沟内阴暗，需人工采光，通风不良，工 作起来极其不便。 在我 国 以汽车运输生产为主的今天 ,汽车的需求量日益增加、对汽车修理、保养要求越来越高 ,因此 ,根据生产的实际需要 ,设计并应用 双柱 型汽车保修液压多级同步定位举升机在汽车保修、保养工作中迈出重要一步。对液压传动系统分析液压传动在 双柱 型举升机上的应用 ,主 要是利用密闭工作容积内液压能的变化来传递动力 。 3 第 2 章 总体设计 经过调研了解到， 国内市场 对 于维修用升举机的 需求量比较大，考虑到国内的特点，从实用角度出发，确定如下方案： 1. 考虑到 大多数 维修是屋内作业 ，野外作业 有，但是少 ，故 采用两 立 柱升举，尽量在满足升举条件的情况下，节省空间 。 2. 为了减少噪音及其 达到 升降的平稳性 采用液压动力升举装置 。 3. 由于 升举的同时，两个同步液压缸的设计不可能完全一样，将导致升举的同时车会发生倾斜， 故采用钢丝绳平稳系统，以消除该影响。 4. 在满足上述要求的同时， 尽量结构简单，操作方便， 适用 于整体或解体搬运尽量做到标准化，通用化，系列化。 4 第 3 章 主要技术特点 及其技术参数 1 技术特点 1.1 举升机液压系统采用 定量 液压 泵油源，有利于减少能耗和系统发热。 1.2 同步液压缸采用分 流集流 阀孔制同步，基本满足液压缸的同步要求；两极液压控制单向阀实现液压缸举升后的锁定 ，举升停位安全可靠。 2 技术参数 举升机液压系统的主要技术参数 项目 参数 单位 液压 齿轮泵 工作压力 17 MPa 流量 22 L/min 电动机功率 4 kW 液压缸 每个缸的举升力 70 kN 举升行程 1000 mm 缸径 100 5 第 4 章 液压系统的传动计算 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，必须从实际出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动地优点，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。 1 液压系统的设计步骤与设计要求 1.1 设计步骤 液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一 般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。 1) 确定液压执行元件的形式； 2) 进行工况分析，确定系统的主要参数； 3) 制定基本方案，拟定液压系统原理图； 4) 选择液压元件； 5) 液压系统的性能验算； 6) 绘制工作图，编制技术文件。 1.2 明确设计要求 设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及该设计内容有关的其他方面了解清楚。 1) 主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等； 2) 液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何； 3) 液压驱动机构的运 动形式，运动速度； 4) 各动作机构的载荷大小及其性质； 5) 对调速范围、运动平稳性、转速精度等性能方面的要求； 6) 自动化程度、操作控制方式的要求； 7) 对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求； 8) 对效率、成本等方面的要 求。 6 2 进行工况分析、确定液压系统的主要参数 通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。 液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。 2.1 载 荷的组成和计算 2.1.1 液压缸的载荷组成与计算 图 1 表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注图上，其中 Fw 是作用在活塞杆上的外部载荷， Fm 是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷 Fg，导轨的摩擦力 Ff 和由于速度变化而产生的惯性力 Fa。 A1 A 2 d FW P1 Fm P2 p1 图 1 液压系统计算简图 (1) 工作载荷 Fg 常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向如与活塞运动方向相同 为负，相反为正。 当液压缸举升小车 7 时，工作载荷为 （ 200+1500） 9.8=16660(N) (2) 导轨摩擦载荷 Ff 对于平导轨 Ff =(G+FN)-1 Ff =(G+FN)=0 式中 G 运动部件所受的重力（ N） ； FN外载荷作用于导轨上的正压力（ N） ； 摩擦系数，见表 1. （ 3）惯性载荷aF aF=Gg tuDD -2 aF=Gg tuDD =200 1=200(N)； 式中 g重力加速度； g=9.81m/s； 速度变化量（ m/s）； t 起动或制动时间（ s）。一般机械 t=0.10.5s,对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。行走机械一般取tuDD=0.51.5 m/s. 表 1 摩擦系数 导轨类型 导轨材料 运动状态 摩擦系数 滑动导轨 铸铁对铸铁 起动时 低速 (0.16m/s) 0.150.20 0.100.12 0.050.08 滚动导轨 铸铁对滚柱（珠） 淬火钢导轨对滚柱 0.0050.02 0.0030.006 静压导轨 铸铁 0.005 以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷wF 8 起动加速时 w g f aF F F F= + + -3 w g f aF F F F= + +=16660+0+200=16860(N) 稳态运动时w g fF F F=+- 4 w g fF F F=+=16660+0=16660(N) 减速制动时w g f aF F F F= + -5 w g f aF F F F= + -=16660+0- 200=16460(N) 工作载荷gF并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则gF 除外载荷wF外，作用于活塞上的载荷 F 还包括液 压缸密封处的摩擦阻力 Fm，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为 Fm=(1-m)F-6 Fm=(1-m)F=(1- 0.92) wmFh =0.08 168600.92 =1466(N) 式中 mh液压缸的机械效率，一般取 0.900.95. F = wmFh -7 F= wmFh =168600.92 =18326.1(N) 2.1.2 液压马达载荷力矩的组成与计算 9 (1) 工作载荷力矩gT 常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩 、液压卷筒的阻力矩等。 (2) 轴颈摩擦力矩fT fT= Grm -8 式中 G 旋转部件施加于轴颈上的径向力 (N)； 摩擦系数，参考表 1 选用； r 旋转轴的半径 (m). (3) 惯性力矩aT a JJ tTwe D= D-9 式中 e 角加速度 ( 2/rad s )； wD 角速度变化量 ( /rad s )； tD 启动或制动时间 (s)； J 回转部件的转动惯量 ( 2kgmg ). 启动加速时w g f aT T T T= + +-10 稳定运行时w g fT T T=+-11 减速制动时w g f aT T T T= + -12 计算液压马达载荷转矩 T 时还要考虑液压马达的机械效率 mh(mh=0.90.99)。 10 wmT Th=-13 2.2 初选系统工作压力 压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定还要考虑执行元件的装配空间 、经济条件及元件供应情况等 的限制载载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。压力可以选低一些，行走机械种载设备压力要选得高一些。具体选择可参考表 2 和表 3。 参照表 2 初选系统工作压力为 2.8MPa 2. 3 计算液压缸的主要结构尺寸 2.3.1 计算液压缸的主要结构尺寸 的计算 液压缸有关设计参数见图 2. 图 a 为液压缸活塞杆工作在受压状态，图 b为活塞 杆工作在受拉状态。 活塞杆受压时 F=wmFh =P1A1P2A2-14 F=wmFh =P1A1P2A2=2.8 106A1- 0.4 106A2=2.8 106 D2/4- 0.4 106 ( D2d2)/4 活塞杆受拉时 F=wmFh =P1A2P2A1-9 F= 11 wmFh =P1A2P2A1=2.8 106A2- 0.4 106A1 式中 A1= D2/4无杆腔活塞有效作用面积 (m2)； A2=( D2d2)/4有杆腔活塞有效作用面积 (m2)； 表 2 按载荷选择工作压力 载荷 kN 50 工作压 力 /MPa 0.81 1.52 2.53 34 45 5 P1 液压缸工作腔压力 (Pa)；取 2.8MPa P2 液压缸回油腔压力 (Pa)，即背压力其值根据回路的具体情况而定，初算时参照表 4 取值 ,选 0.4MPa D 活塞直径 (m)； d 活塞杆直径 (m). A1 A2 1 D d Fw P1 P2 a) 1A 2A 1 12 D d Fw P1 P2 b) 图 2 液压缸主要设计参数 表 3 执行元件背压力 系统类型 背压力 MPa 简单系统或轻载节流调速系统 0.20.5 回油路带调速阀的系统 0.40.6 回油路设置有背压阀的系统 0.51.5 用补油泵的闭式回路 0.81.5 回油路较复杂的工程机械 1.23 回油路较短，且直接回油箱 可忽略不计 一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为 A1= 221F p Ap+ -15 运用式 17 须事先确定 A1 与 A2 的关系，或是活塞杆 径 d 与活塞直径 D的关系，令杆径比 =d/D,其比值可按表 5 和表 6 选取 , 选取 f =0.5 D=( )21241Fppp f轾 -犏臌-16 D=( )21241Fppp f轾 -犏臌=( )6 6 24 1 8 3 2 6 . 13 . 1 4 2 . 8 0 . 4 11 0 1 0 0 . 5轾 ?犏臌=0.0966m，则d=0.0483m 由公式 A1= D2/4=0.12 /4=7.85 10-3m2 13 A2=( D2d2)/4=(0.01- 0.0025) /4=5.89 10-3m2 液压缸直径 D 和活塞杆直径 d 的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸 . 对数值进行圆整得到： D=0.1m=100mm D=0.5m=50mm 常用液压缸内径及活塞杆直径见表 7 和表 8 表 4 按工作压力选取 d/D 工作压 力 /MPa 5.0 5.07.0 7.0 d/D 0.50.55 0.620.70 0.7 表 5 按速比要求确定 d/D 2/1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注： 1 无杆腔进油时活塞运动速度； 2 有杆腔进油时活塞运动速度 表 6 常用液压缸内径 D(mm) 40 125 50 140 63 160 80 180 90 200 100 220 110 250 表 7 活塞杆直径 d (mm) 速比 缸 径 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 1.46 2 22 28 35 45 45 50 50 60 55 70 63 80 70 90 80 100 90 110 100 125 110 140 125 140 2.3.2 计算液压马达的排量 液压马达的排量为 2 TVpp= D-17 2 TV pp= D =4.71 10-4m3/s 式中 T 液压马达的载荷转矩 ( Nmg )； 14 12p ppD = - 液压马达的进出口压差 (Pa)。 液压马达的排量也应满足最底转速要求 minminqV vn -18 式中 minqv 通过液压马达的最小流量； minn 液压马达工作时的最底转速。 2.4 计算液压缸或液压马达所需流量 2.4.1 液压缸工作时所需流量 qv=A-19 qv=A=4.71 10-4m3/s 式中 A 液压缸有效作用面积 (m2)； A=7.85 10-3m2 活塞与缸体的相 对速度 (m/s). =3.6 m/min= 3.6 /60ms=0.06m/s 2.4.2 液压马达的流量 mqv Vn=-20 式中 V 液压马达排量 (m3/r)； mn液压马达的转速 (r/s). 2. 5 绘制液压系统工况图 工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依据。 2.5.1 压力循环图 压力循环图 (p-t)图 通过 最后确定的液压执行元件的结构尺 15 寸，再根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成 (p-t)图。 2.5.2 流量循环图 流量循环图 (qv-t)图 根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它在工作循环中每一阶 段的实际流量，把它绘制成 (qv-t)图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。 2.5.3 功率循环图 功率循环图 (P-t)图 绘出压力循环图和总流量循环图后，根据 P=pqv,即可绘出系统的功率循环图。 3 制定基本方案和绘制液压系统图 3.1 制定基本方案 3.1.1 制定调速方案 液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟订液压回路的核心问题。 方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机 组合实现所需求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。 速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者的结合 容积节流调速。 节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用溢流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。 容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损 失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。 容积节流调速一般是用变量泵 供油，用节流控制阀调节输入或输出 16 液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性好，但其结构比较复杂。 节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。 调速回路一经确定，回油的循环形式也就随之确定了。 节流调速一般采用开式循环形式 。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。 容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。 3.1.2 制定压力控制方案 液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用 变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油， 这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。 在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。 3.1.3 制定顺序动作方案 主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机 械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程宽开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制连续的动作，行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路连接比较方便的场合。 另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出 电信号使卸菏阀关闭，建立起正常的 17 工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床，挤压机、压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出 电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。 3.1.4 选择液压动力源 液压系统的工作介质完全由液压油来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限制系统的最高压力。 为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流 量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。 油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过虑器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过虑器再次过虑。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他类型的过滤器。根据液压设备所处环境即对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。 综合各种因素，选择标准 UG 液压动力包。 3.2 绘制液压系统图 整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免错误动作发生。要尽量减少能量损失环节。提高系统的工作效率。 为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）。 大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。 各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘图。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。 系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。 4 液 压元件的选择与专用 件设计 18 4.1 液压泵的选择 4.1.1 确定液压泵的最大工作压力 液压泵的最大工作压力 p p p1+p-21 式中 p1 液压缸或液压马达最大工作压力； 取 p =10MPa p 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 。p 的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取 p=(0.20.5)MPa ；管路复杂，进口有调速阀的， 取 pD =(0.50.15) MPa 。 4.1.2 确定液压泵的流量 液压泵的流量vpq 多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为 vpq K (maxqv)-22 式中 K 系统泄露系数，一般取 K=1.11.3； maxqv 同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量。 4.1.3 选择液压泵的规格 根据以上求得的 p 和vpq值，按系统中拟定的形式，从产品样本或手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的压力一般要比最大工作压力大 25%60%。 4.1.4 确定液压泵的驱动功率 在工作循环中，如果液压泵的 工作压力和流量比较恒定，即 (p-t) 、 (qv -t)图变化较平缓，则 P= p 19 vppqh-23 式中 p 液压泵的最大工作压力 (Pa)； vpq 液压泵的工作流量 (m3/s)； ph液压泵的总效率，参 考表 9 选择 . 表 9 液压泵的总效率 液压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵 总效率 0.60.7 0.650.80 0.600.75 0.800.85 限制式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量 、压力值计算一般情况下，可取pp 0.8maxPP,vpq=vnq,则 P=0.8 max vnpp qPh -24 式中 maxpP 液压泵的最大工作压力 (Pa)； vnq 液压泵的额定流量 (m3/s). 在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即 (qv-t), (p-t)曲线起伏较大，则须分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率 222121212nnpcnPt t tPPPt t t+=+gggggg-25 式中 1t、2t、ntggg 一个循环中每一动作阶段内所需的时间 (s)； 1P、2P、nPggg 一 个循环中每一动作阶段内所需的功率 (W). 20 按平均功率选出电动机功率后，还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内电动机允许的短时间超载量一般为 25%。 4.2 液压阀的选择 4.2.1 阀的规格 根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求 。 控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时 也允许有20%以内的短时间过流量 。 4.2.2 阀的型式 按安装和操作方式选择 ， 以下是所需的液压阀： 1) 压力控制阀 先导式 溢流阀 它旁接在液压泵的出口， 保证系统压力恒定或限制其最高压力 。 2）方向控制阀 单向阀 安置在液压泵的出油口，防止系统压力突然升高时损坏液压泵，另外拆卸泵时系统中的油不会流失 ，它还可做保压阀用，当开启压力大的单向阀，还可做背压阀用。 2） 方向控制阀 二位二通电磁换向阀的选择 3） 方向控制阀 三位四通电磁换向阀 4）流量控制阀 分流集流阀 （同步阀） 由齿轮泵同 时向两个液压缸供油，不论负载怎样变化，基本上能达到同步运行。 5）流量控制阀 调速阀 4.3 管道尺寸的确定 4.3.1 管道内径计算 d= 4qvpu-26 式中 vq 通过管道内的流量 (m3/s)； 21 管道内允许速度 (m/s)，见表 10. 计算出内径 d 后，按标准系列选取相应的管子 d吸 = 4qvpu吸 = 44 4 .7 13 .1 4 0 .810 -创 =0.025m=25mm d压= 4qvpu压 =43.14 0.8vq压 =0.016m=16mm d回= 4qvpu回= 43.14 0.8vq回 =0.019m=19mm 4.3.2 管道壁厚的计算 = 2pds -27 式中 p 管道内最高工作压力 (Pa)； d 管道内径 (m)； 管道材料的许用应力 (Pa), = b/n； b 管道材料的抗拉强度 (Pa)； n 安全系数，对钢管来说， p7Mpa 时，取 n=8； p17.5Mpa 时，取 n=4. 2pdsd = 吸吸=33.3mm(查手册选取 ) 2pdsd = 压压 =21.4mm(查手册选取 ) 2pdsd = 回回=25.4mm(查手册选取 ) 表 10 允许流速推荐值 22 管道 推荐流速（ m/s） 液压泵吸油管道 0.5 1.5 , 一般常取 1 以下 液压系统压油管道 3 6，压力高，管道短，黏度小取大值 液 压系统回油管道 1.5 2.6 4.4 油箱容量的确定 初始设计时，先按经验公式 30 确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核油箱容量的经验公式为 V=aqv-28 式中 qv 液压泵每分钟排出压力油的容积 (m3)； a 经验系数，见表 11 表 11 经验系数 a 系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压机械 冶金机械 a 12 24 57 612 10 在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度 5 液压系统性能验算 5.1 压力损失 压力损失包括管路的沿程损失1pD，管路的局部压力损失2pD和阀类元件的局部损失3pD，总的压力损失为 1 2 3p p p pD = D + D + D-28 21 2ldp lruD=p1= 22ldl u-28 23 22 2p xruD= p2=2/2-29 式中 管道的长度 (m)； d 管道内径 (m)； 液流平均速度 (m/s)； 液压油密度 (kg/m3)； 沿程阻力系数； 局部阻力系数 、 的具体值参考机械设计手册第四本第二章的有关内容 23 nVVNqppqD = D骣 桫-30 式中 VNq 阀的额定流量 (m3/s)； Vq 通过阀的实际流量 (m3/s)； npD 阀的额定压力损失 (Pa) (可从产品样品中查到 ) 对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的 p 比选泵时估算的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数 系统的调整压力 1T ppp?D -31 式中 Tp 液压泵的工作压力或支路的调整压力 5.2 液压系统的发热温升计算 5.2.1 计算液压系统的发热功率 液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使温度升高液压系统的功率损失主要有以下几种形式： (1) 液压泵的功率损失 24 1hP=111ipizriit tPT h骣 - 桫=-32 式中 tT 工作循环周期 (s)； z 投入工作液压泵的台数 ； riP 液压泵的输入功率 (W)； pih 各台液压泵的总效率 ； it 第 i 台泵工作时间 (s). 5.2.2 计算机液压系统的散热功率 液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统 外接管路较长，而且用式 40 计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。 ( )1 1 2 2hc Tp K A K A= + D-33 式中 1K 油箱散热系数，见表 12； 2K 管路散热系数，见表 13； 1A、2A 分别为油箱、管道的散热面积 (m2)； TD 油温与环境温度之差 (c)。 表 12 油箱散热系数 K1(W/(m2 c) 冷却条件 K1 通风条件很差 通风条件良好 用风扇冷却 循环水强制冷却 89 1527 23 110170 表 13 管道散热系数 K2(W/(m2 c) 25 风速 /m s-1 管道外径 /m 0.01 0.05 0.1 0 1 5 8 25 69 6 14 40 5 10 23 若系统达到热平衡，则hr hcpp=，油温不在升高，此时，最大温差 1 1 2 2hrT pK A K AD= +-34 环境温差为 T0，则油温 T= T0+T。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高温度 (各种机械允许油温见表 14，就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。冷却器的散热面积 表 14 各种机械允许油温 (c) 液压设备类型 正常工作温度 最高允许温度 数控机床 3050 5570 一般机床 3055 5570 机车车辆 4060 7080 船舶 3060 8090 冶金机械、液压机 4070 6090 工程机械、矿山机械 5080 7090 A= hr hcmKPPt-D -35 式中 K 冷却器的散热系数 (液压辅助元件有关散热器的散热系数 )； mtD 平均温升 (c). 26 mtD = 1 2 1 222ttTT+ - 1T、2T 液压油入口和出口温度； 1t、2t 冷却水或风的入口和出口温度 5.2.3 根据散热要求计算油箱容量 式 45 是在初步确定油箱容积的情况下，验算 其散热面积是否满足要求当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量 由式 45 可得油箱的散热面积为 2211hrTp KAA K骣 - D 桫= -36 如不考虑管路的散热，式 47 可简化为 11hrTPA K= D-37 油箱主要设计参数如图 3 所示一般油面的高度为 油箱高 h 的 0.8 倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为 V=0.8abh V=0.8abh-38 ( )1 1 . 8 1 . 5h a b a bA = + +-39 若1A求出 ，再根据结构要求确定 a 、 b 、 h 的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸 根据结构选择 a =23mm， b =23mm， h =23mm得出 V=0.8abh =9733.6 mm3 27 h 0.8h b a 图 3 油箱结构尺寸 如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适应当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施 5.3 计算液压系统冲击压力 压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的例如液压执行元件 在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力它不仅伴随产生振动和噪音，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式： 1) 当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力 直接冲击（即 t）时，管道内压力增大值 p=cp a ruD = D -37 间接冲击（即 t ）时，管道内压力增大值 pD =c tatruD -38 式中 r 液体密度 (kg/m3)； 关闭或开启液流通道前后管道内流速之差 (m/s)； t 关闭或打开液流通道的时间 (s)； = 2cla 管道长度为 时，冲击波往返所需的时间 (s)； 28 ca 管道内液流中冲击波的传播速度 (m/s). 若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度 ca=001 dEEErd+-39 式中 0E 液压油的体积弹性模量 (Pa),其推荐值为0E=700MPa； d 、 d 管道的壁厚和内径 (m)； E 管道材料的弹性模量 (Pa),常用管道材料弹性模量：钢E =2.11011Pa,紫铜 E =1.181011Pa。 2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性 作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为 iiAMpAtl Aur骣 D D = + 桫 -40 29 第 5 章 液压 执行元件 1 液压缸 1.1 液压缸的基本参数 （ 1） 根据计算选择 D=100mm, d=50mm. （ 2）液压缸行程 1000l mm= . 1minr -g （ 3）活塞杆 杆端花键 型式 8 42 48 8创 ? , 键 长 60mm. 1.2 液压缸性能参数的计算 （ 1）液压缸的输出力 推力 F1= 311 10p A =21.98kN 拉力 F2= 322 10p A =2.83kN （ 2）液压缸的 输入、 输出速度 260 vqAu =入 =5.08m/min 30 160 vqAu =出 =3.6m/min （ 3）液压缸的储油量 V As= = 337 .8 5 10 m- （ 4）液压缸的输出功率 NFu= =1.32kW 1.3 液压缸主要零件的结构 、材料及技术要求 液压缸缸体的常用材料为 20、 35、 45 号无缝钢管 。用 20 号钢的力学性能略低 ,且不能调质 ,应用较少 ；当缸 筒 与缸底、缸头、管接头或耳轴等件需焊接时 ,则应采用焊接性能较好的 35 号缸 ,粗加工后调质 ；一般情况下 ,均采用 45钢 ,并调质到 241285HB。 液压缸主要零件如缸体、活塞、活塞杆、缸盖、导向套的材料和技术要求见下表 液压缸主要零件的材料和技术要求 零件名称 简 图 材 料 主要表面粗糙度 技术要求 31 缸体 无缝钢管 液压缸内圆柱表面粗为 : Ra0.20.4m (1)内径用H8H9 的配合； (2)内径 D 的圆度公差值按 10级精度选取，圆柱度公差值按 8级精度选取； (3)缸体端面 T的垂直度公差值按 7 级精度选取； (4)为防止腐蚀和提高寿命 ,内径表面镀0.030.04mm 厚的硬铬 ,再进行抛光 ,缸体外涂耐腐蚀油漆 32 活塞 耐磨铸铁 活塞外圆柱表面粗糙度为 : Ra0.81.6m (1)外径 D 对内孔 D1 的径向跳动公差值，按 7、8 级精度选取； (2) 端面 T 对内孔 D1 轴线的垂直度公差值，按7 级精度选取； (3)外径 D 的圆柱度公差值，按9、 10 或 11 级精度选取； (4)活塞外径用橡胶密封圈密封时取 f7f9 配合 ,内孔与活塞杆的配合可取 H8 33 活塞杆 实心活塞杆： 45 钢 杆外圆柱面粗糙度为：Ra0.63m （ 1）材料热处理：粗 加工后调质到硬度为229285HB； (2)活塞杆 d 和 d1的圆度公差值，按 9、 10 或 11级精度选取； （ 3）活塞杆 d的圆柱度公差值，按 8 级精度选取； (4)活塞杆 d 对 d1的径向跳动公差值，应为 0.01 mm； (5)活塞杆与导向套采用 H8/f7配合，与活塞的连接采用 H8/h7配合 (6) 活塞杆上的螺纹，按 6级精度加工； 34 缸盖 耐磨铸铁 配合表面粗糙度为：Ra0.81.6m （ 1）直径 D（基本直径同缸径）、D2(活塞杆的缓冲孔 )、 D3( 基本尺寸同活塞杆密封圈外径 )的圆柱度公差值，按9、 10 或 11 级精度选取； （ 2） D2、 D3 对 d的同轴度公差值： 0.03mm （ 3）端面 A 、B 与直径 d 轴心线的垂直度公差值，按 7 级精度选取 导向套 耐磨铸铁 导向表面粗糙度为： Ra0.8 （ 1）导向套的长度一般取活塞杆直径的60%100% （ 2）导向套内径的配合为H8/f9(或 H9/f9)。 1.4 液压缸结构参数的计算 液压缸的结构参数，主要包括 缸筒壁厚、油口直径、缸底厚度、缸头厚度等。 （ 1）缸筒壁厚的计算 35 根据 标准查取标准液压缸外径： D1=121mm； 从而得出缸筒壁厚 =D1-D=10.5mm （ 2）液压缸油口直径的计算 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度 u 和油口最高液流速度0u而定 d0=0.13D0uu -41 d0=0.13D0uu =0.0259m 式中 d0 液压缸油口直径（ m）； d0=0.0259m D 液压缸内径（ m）； D=0.01m u 液压缸最大输出速度（ m/min）； u =4m/min=0.067m/s 0u 油口液流速度（ m/s）。0u=0.017m/s （ 3）缸 底 厚度计算 0 . 4 3 3yhDps=-42 0 .4 3 3yhDps= =0.035m 式中 h 缸底厚度（ m）； D 液压缸内径（ m）； yp 试验压力 (MPa )； s 缸底材料的许用应力 (MPa )。 对于：钢管 s =100110MPa 36 锻钢 s =100120MPa 铸钢 s =100110MPa 铸铁 s =60MPa (4) 缸头厚度计算 由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底 有所不同。 螺钉连接法兰 ( ) 03 cpcpFh dDdps-= -43 ( ) 03 cpcpFh dDdps-= =0.028m 式中 h 法兰厚度（ m）； h =0.028m F 法兰受力总和 (N) ( )2 2 244 HF p qd d dpp= + - 37 d 密封环内径 (m)； d =0.09m Hd 密封环外径 (m)； Hd=0.095m p 系统工作压力 (Pa)； p =2.8 106Pa q 附加密封力 (Pa)，若采用金属材料密封时， q 值取其屈服点； q =35 106Pa 0D 螺纹孔分布圆直径 (m)；0D=0.144m cpd 密封环平均直径 (m)；cpd=0.092m s 法兰材料的许用应力 (Pa)。 s =105 106Pa 1.5 液压缸的连接计算 1.5.1 缸盖连接计算 缸体与缸盖采用 螺栓连接的计算 螺纹处的拉应力为： 214KFZds p=-44 螺纹处的切应力为： 1 0310 .2KFZdK dt = -45 1.5. 2 缸体与缸盖用螺栓连接 的计算 式中 Z 螺栓数； s 螺纹处的拉应力 (Pa)； K螺纹拧紧系数，静载时，取 K=1.251.5；动载时，取 K=2.54； K1螺纹内摩擦系数， 一般取 K1=0.12； 38 0d螺纹外径（ m）； 1d螺纹内径（ m）；当采用普通螺纹时：101 . 0 8 2 5 tdd=- t 螺纹螺距（ m）； D液压缸内径（ m）； t 螺纹处的切应力（ Pa）； s 螺纹材料的许用应力 (Pa) sns s=60MPa ss螺纹材料的屈服点 (Pa)；ss=320MPa n 安全系数，通常取 n =1.52.5； ns合成应力 (Pa)； F 缸体螺丝处所受的拉力 (N)。 按 GB-81 粗牙普通螺纹标准查得：公称直径 d=20mm，螺距 P=2.5mm，小径1d=17.294mm 能满足强度要求，所以选用 M20 的螺栓。 1.6 活塞杆稳定性校 当活塞杆受轴向压缩负载时有压杆稳定性问题，即压缩力 F 超过某一临界kF值时活塞杆就会失去稳定性。活塞杆稳定性按下式进行校核 当活塞杆的细长比 l mnk 时，用 欧拉 公式 计算临界载荷kP，此时 22kn EJPlp=-46 式中 kP活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷 (N)； 39 n 末端条件系数；查手册得： n = 14； E活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为 E=2.1 1011Pa； J 活塞杆截面的转动惯量（ m4）， J = 464dp =3.06 10-7 m4 d 活塞杆直径（ m） ， 0.05dm= ； l 活塞杆计算长度，即活塞杆在最大伸出时，活塞杆端支点和液压缸安装点间的距离（ m） ， 1.114l = m； K活塞杆断面的回转半径（ m），实心活塞杆 K= JA=4d=0.0125 A活塞杆截面积（ 2m ）， 实心活塞杆 A= 24dp =1.96 10-3 2m m 柔性系数，活塞杆为实心杆，并用钢铁材料制造时，上式可简化为 421 .0 2kndPl= 1011-47 41111 . 0 241 . 1 1 40 . 0 5 10kP创=?=143065.5(N) 远远大于活塞杆所承受的 力。故活塞杆安全。 40 1 7 立柱的校核 如图， F 为链条 的拉力，假设链条与立柱的夹角 s ， 则拉力 在立柱上的分力为 cosF q ， F 的最大力为小汽车的重量和手臂的重量之和，m a x 1 8 3 2 6 .1F =N. F 41 凸台与立柱的接触表面积为： A=33 27? 33 27? 891mm2 m a x 61 8 3 2 6 . 1891 10AFs-= =20.57MPas =110MPa 所以立柱安全。 2 液压马达 综合考虑选择液压马达所需考虑的因素 :转矩、转数、工作压力、排量、外形及 连接尺寸、容积效率、总效率等 ，选择叶片马达 。 柱向柱塞马达的适用工况：结构紧凑，外形尺寸小，运动