毕业设计11车床托料装置液压系统

1 引 言 随着科学技术的迅速发展，工业生产进入以计算机、数控和液压技术为主体的发展阶段，进而迈入以网络和信息技术为核心的经济发展阶段。由于液压技术独特的优越性，使其得到了越来越广泛 的 应用。液压技术介于机械 和 电子技术之间 ，同时又包含了机械和电子的有关内容。所以研究液压系统的应用应有很好的应有价值和广阔的发展前景。 4 液压系统已经在各个工业部门及农、林、牧、渔等许多部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部分就越多。 在造纸、纺织、塑料、橡胶 等轻工行业，造纸机、纺织机、注塑机、橡胶压块机等机械设备上都大量使用着液压系统。在矿山、石油、冶金、压力加工等重工业中，由于液压系统能传递很大的能量而设备的重量相对其他传动方式来说又较小，所以有着更广泛的应用。例如矿井支架、石油钻井平台、高炉炉顶设备、钢坯连铸机、压力机、快锻机等设备上液压系统被更广泛地应用。其他在电力、建筑、水利、交通、船舶、航空、汽车等行业，液压系统也是重要的组成部分。至于航天、军工等广泛采用先进技术的部门，液压系统更是得到广泛应用。机床行业是最早使用液压技术的行业之一，目前虽然由于电机 传动技术中交流变频技术的发展而使电动机驱动夺回不少液压驱动的应用范围，但在大功率驱动或往复运动的场合，液压系统还是处于不可取代的地位。 本文正是从此处入手，对数控机床的 中心架和托料装置 控制系统进行深入研究，并设计出专门供数控 车床中心架和托料装置 使用的液压站。 在设计的过程当中使用了液压传动的一般规律和设计原则，最后完成设计使其满足系统的设计要求，符合设计宗旨。 2 第一章 概述 1.1 液压 技术起源 6 液压 技术的发展是与流体力学的理论研究成果 和工程材料、液压介质等相关学科的发展紧密相联的。 1650 年帕斯卡提出了封闭静止液体中压力传播的帕斯卡定律； 1686 年牛顿揭示了粘性流体的内摩擦定律；到 18 世纪，流体力学的两个重要方程连续性方程和伯努力能量方程相继建立，这些理论成果为液压技术的发展奠定了理论基础。 1795年英国人布拉默发明了世界上第一台水压机，是他首先利用水不仅进行了能量传递，而且传递控制信号，标志现代液压技术工程应用的开始。水压机的发明还与当时铸铁等工程材料及一些新的制造方法的出现密切姓关。 1851年阿姆斯特朗发明重锤式 蓄能器之后，促使液 压传动的应用迅速增加，到 19世纪 90年代，液压传动已应用于压力机、起重机、卷扬机、包装机、实验机等许多工业部门。 由于水的润滑性差，易产生锈蚀。电力传动的兴起曾一度使水压传动应用减少。知道 1905-1908年威廉斯和詹尼两位美国工程师发明了用油作介质的轴向柱塞式液压传动装置以后，液压技术这种停滞不前的情况才有所改观。加之， 1910年肖研制出用油做介质的径向柱塞泵，威克斯于 1936 年又发明了先导式溢流阀，特别是 20 世纪 30 年代定睛橡胶等耐油密封材料的出现，使液压传动逐步取代了水压传动，并迅速发展。到 了现在，随着液压技术的不断发展和完善，它已经在工农业生产的各个部门占据了主导地位。 1.2 液压传动的优缺点 1） 易于获得较大的力或者力矩 液压传动是利用液体的压力来传递力或力矩的。液压泵可以获得较高的压力，目前液压泵可以达到 35MPa 的压力，因此液压刚可获得很大的力或者力矩。例如一个 30cm 直径的液压缸，压力为 21MPa 时，可获得 1480kN 的推力，因此被广泛应用于需要很大力或者力矩的重型机械上。 2） 功率重量大 功率重量比是指其输出功率于其重量的比值。功率重量比大的设备即重量和体积较小而输出较大的功率 。例如飞机上的液压泵，每 1kW 功率的重量只有 0.209kg，而电动机每kW的重量将达到 1.5 2kg。所以在要求传递大功率而又不允许有较大体积的情况下应采用液压传动。 3） 易于实现往复运动 3 液压缸对实现往复运动是最方便的，而电动机则须通过齿轮、齿条等机构把旋转运动变成直线往复运动。 4） 易于实现较大范围的无级变速 液压传动通过调节液体的流量就可以方便地实现无级变速，而且速比范围大。例如用节流阀调节流量时，其流量变化可从 0.02 1minL g 变到 100 1minL g 速比可达 5000，其他传动形式的速比是无法比拟的。 5） 传递运动平稳 由于液压流体的控制可以在非常小的流量时仍然很均匀，所以设备的运动速度可以很平稳，例如机床可以实现 1 1minmm g 以下的无爬行稳定进给。 6） 可以实现快速而且无冲击的变速和换向 这是由于液压机构的功率重量比大，所以液压设备的惯性小，因此反应速度就快。例如液压马达的旋转惯量不超过同功率电动机的 10%，故启动中等功 率电动机要 1 2s，而同功率的液压机械的启动时间不超过 0.1s。故在高速换向频繁的机床上（如平面磨床、龙门刨床）采用液压传动可使换向冲击大大减少。 7） 与机械传动相比易于布局和操纵 液压传动部件由管道相连，故在安装位置上有很大的自由度，各部件可以安放在设计人员所希望的位置上。例如把泵源放到不影响机器布局的地方，把操纵机构放在最方便的地方，这是用机械传动很难实现的，而液压传动则没有困难。 8） 易于防止过载事故 在液压传动中可以方便地用压力阀来控制系统的压力 ，从而防止过载，避免事故的发生，而且可以通过装在系统中的压力表来了解各处的工作情况和负载大小，而在机械传动中各处的负载大小就不易观察。 9） 自动润滑、元件寿命长 液压传动中使用的介质大多为矿物油，它对液压部件产生润滑作用，因此液压元件有自动润滑作用，其寿命较长。 10） 易于实现标准化、系列化 各种液压系统都是由液压元件构成，因此对液压元件实现标准化、系列化，可大大提高生产效率，降低成本，提高生产质量。 与其他传动形式比较，液压传动有以下缺点： 4 1） 易于出现泄漏 ； 2） 油的黏度随温度变化，引起动作机构运 动不稳定 ； 3） 空气渗入液压油后会引起爬行、振动、噪声 ； 4） 用矿物油做液压介质时，有燃烧危险，应注意防火 ； 5） 矿物油与空气接触会发生氧化，使油变质，必须定期换油 ； 6） 液压件的零件加工质量要求较高 。 1.3 液压系统的发展方向 3 1）提高效率，降低能耗； 2）提高控制性能，适应机电一体化主机发展的需要； 3）发展集成、复合、小型化、轻量化元件； 4）加强以提高安全性和保护环境为目标的研究开发； 5）提高液压元件和系统的可靠性； 6）标准化和多样 化； 7）开拓新的应用领域 。 综上所述，在机床行业，尤其是在 中心定位 和拖料架等需要往复运动并且频繁换向的机构上，选用液压系统作为其控制系统是最为合理的。在设计的过程中，要尽量发挥液压传动与其他传动形式相比所体现出的长处，把液压系统的缺点限制到最小，还必须符合重量轻、体积小、成本低、效率高等特点，尽量满足顾客的所有要求 。 5 第 二 章 液压系统的 设计依据和 负载特性 分析 2.1 液压系统的 设计依据 1 本次设计是完成 CK3180QZ-4001 数控车床上中心架和托料装置液压系统的设计。其具体的设计要求如下： 托料装置要实现“托料油缸进料托料油缸卸料托料油缸后退”的行程循环。中心架定位装置要完成“ 中心架前进中心架 中心 定位中心架后退”的工作循环。两个装置全部采用滑台装置， 其静摩擦系数sf 0.2，动摩擦系数df 0.1，往复运动的加速、减速时间不希望超过 0.12s： 运动行程 如 下表所示： 表 2-1 托料装置的设计要求 Tab.2-1 Design demand of the support material frame 工况 行程 /mm 速度/ 1msg 时间 /s 运动部件自重 /N 托料负载 /N 快进 500 0.07 7 5000 3000 卸料 根据使用要求 快退 500 0.08 6 表 2-2 中心架装置的设计要求 Tab.2-2 Design demand of the center frame 工 况 行程 /mm 速度 / 1msg 时间 /s 运动部件自重 /N 中心定位卡紧负载 /N 快 进 100 0.06 1.6 2000 2500 定位卡紧 后 退 100 0.08 1.2 2.2 液压系统的负载 特性分析 2.2.1 托料油缸的负载计算 1） 外负载 鉴于托料装置是一个自动送料装置，在运动过程中，除了承受物料重载外，在水平方向上没有别的外负载。 6 2） 惯性负载 送料过程 mFmt （ 2-1） 0.078000.12 400N 式中 mF 惯性负载 ； m 物料的质量 ； v 速度变化值 ； t 速度变化所需的时间 。 返回 过程 mFmt0.085000.12 330N 3） 阻力负载 送料时，托料架 与 负载共重 800kg 对动力滑台的法向力为 nF mg（ 2-2） 800 10 8000N 静 摩擦 力为 fs s nF f F（ 2-3） 0.2 8000 = 1600N 动摩擦力为 fd d nF f F（ 2-4） 0.1 8000 7 800N 返回时 托料架自重 为 500kg 对动力滑台的法向力为 nF mg 500 10 5000N 静 摩擦 力为 fs s nF f F 0.2 5000 1000N 动摩擦力为 fd d nF f F 0.1 5000 500N 2.2.2 中心架定位装置负载计算 1）外负载 当中心架在定位卡紧时所受到的外负载为已知条件， 大小为 2500N 2）惯性负载 机床中心架的总体质量为 200kg，所以惯性负载为 mFmt0 .0 5 5200 0 .1 2 110N 3） 阻力负载 因为 m 200kg， 对动力滑台的法向力为 nF mg 200 10 2000N 8 静 摩擦 力为 fs s nF f F 0.2 2000 400N 动摩擦力为 fd d nF f F 0.1 2000 200N 由此得到了托料 架 油缸和中心 架油缸在工作的各个阶段所受的负载， 见表 2-3 和表 2-4。 表 2-3 托料油缸的 负载 分析 Tab.2-3 Loads analyze of the support material frame cylinder 工况 负载组成 负载值 F/N 启动 F=nsFf1600 加速 F=m fdFF1200 恒进 F=fdF800 反向启动 F=fsF1000 加速 F=m fdFF800 恒退 F=fdF500 表 2-4 中心架油缸的负载分析 Tab.2-4 Loads analyze of the center frame cylinder 工况 负载组成 负载值 F/N 启动 F=nsFf400 加速 F=m fdFF310 恒进 F=fdF200 中心定位 F外负载 2500 9 工况 负载组成 负载值 F/N 反向启动 F=m fdFF400 加速 F=m fdFF310 恒退 F=fdF200 10 第 三 章 液压 系统主要参数的确定 3.1 系统工作压力的确定 根据液压执行元件的负载图可以确定 系统的最大负载数，在充分考虑系统所需的流量、性能等因素后，可参照表 3 1 或者 表 3 2 选择系统的工作压力 。 表 3-1 按负载选择工作压力 Tab.3-1 Choose actuating pressure according to the loads 负载 /kN 50 系统压力 /MPa 5 7 表 3-2 按主机类型选择系统工作压力 Tab.3-2 Choose actuating pressure according to the types 主机类型 设计压力 /MPa 机床 精加工机床 0.8 2 半精加工机床 3 5 龙门刨床 2 8 拉床 8 10 农用机械、小型工程机械、工程机械辅助机构、 10 16 液 压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械 20 32 地质机械、冶金机械、地道车辆维护机械，各类液压机具等 25 100 本设计根据主机类型是数控车床，初步选择系统压力为 3Mpa。 3.2 执行元件主要参数的确定 3.2.1 托料油缸参数的确定 根据公式 （ 3 1） 计算液压缸的工作面积 。 12()FA PP （ 3 1） =616000 . 9 3 ( 3 1 . 3 3 0 . 5 ) 1 0 11 =0.0005 2m 式中 A 油缸的有效工作面积 ； F 油缸的外负载 ； m 油缸的机械效率，一般取 0.9 0.96； 1p 系统的工作压力 ； 油缸的速比，可由机械设计手册查得 ； 2p 系统的背压，本设计取 0.5Mpa。 又由 面积 公式 （ 3 2）和速比公式（ 3 3） 得 221 ( )4Dd（ 3 2） =0.0005 222DDd （ 3 3） =1.33 D=0.033m d 0.017m 其中 D 液压缸内径 ； d 液压缸内活塞杆的直径 。 查机械设计手册，根据液压缸的技术参数，将两个参数进行圆整得 D 40mm d 20mm 3.2.2 中心架油缸参数的确定 同样由公式 （ 3 1） 计算得 12()FA PP =625000 . 9 3 ( 3 1 . 3 3 0 . 5 ) 1 0 12 =0.0007 2m 又由 面积 公式 （ 3 2）和速比公式（ 3 3） 得 221 ( )4Dd=0.0007 222DDd =1.33 D=0.036m d 0.018m 查机械设计手册，根据液压缸的技术参数，将两个参数进行圆整得 D 40mm d 20mm 根据上述条件经计算 得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如 表 3 3所示。 表 3-3 托料油缸工作循环 各 阶段的压力、流量和功率 Tab.3-3 The pressure, rate of flow and power of the support material frame at different stage 工作阶段 计算公式 负载 回油腔压力 工作腔压力 输入流量 输入功率 /N 2p/MPa 1p/MPa Q/ 1minL g /w 快 启动 1 2 1 2 ( ) mFp p A A 1600 2.5 加速 Q=21AV1200 0.5 2.0 进 恒速 N=1PQ800 0.5 1.5 3.4 71 反向 快 启动 1 2 2 1 ( ) mFp p A A 1000 1.23 加速 Q=12AV800 0.5 1.0 退 恒退 N=1PQ500 0.5 0.8 6.3 86 13 上表中 1A 油缸的工作腔面积 ； 2A 油缸回油腔面积 ； m 液压缸机械效率 ； F 外负载 。 表 3-4 中心架油缸工作循环各个阶段的压力、流量和功率 Tab.3-4 The pressure, rate of flow and power of the center frame at different stage 工作阶段 计算公式 负载 回油腔压力 工作腔压力 输入 流量 输入功率 /N 2p/MPa 1p/MPa Q/ 1minL g /w 快 启动 1 2 1 2 ( ) mFp p A A 400 1.1 加速 Q=21AV310 0.5 1.0 进 恒速 N=1PQ200 0.5 0.89 3.4 42 中 心 定 位 2500 0.5 3.5 3.5 163 反向 快 启动 1 2 2 1 ( ) mFp p A A 400 1.1 加速 Q=12AV310 0.5 1.0 退 恒退 N=1PQ200 0.5 0.89 6.3 89 3.3 执行元件流量的确定 液压缸所需最大流量按其实际有效工作面积和所要求的 最大速度来计算，即 m a x m a xvqA （ 3 4） 6.3L 其中 v 执行元件的容积效率，取 0.93； A 液压缸有效工作面积 ； 14 maxv 液压缸的最大速度 。 同理，液压缸所需最小流量按其实际有效工作面积和所要求的最小速度来计算，即 m i n m i nvqA 3.4L 其中 v 执行元件的容积效率，取 0.93； A 液压缸有效工作面积 ； maxv 液压缸的最大速度 。 15 第 四 章 液压系统 的方案选择和 原理图的拟定 4.1 基本方案的 拟定 液压系统方案设计是根据主机的工作情况、主机对液压系统的技术要求、液压系统的工作条件和环境条件以及成本、经济性、供货情况等诸多因素，进行全 面、综合的设计，从而拟订出一个各方面比较合理的、可实现的液压系统的方案。其内容包括： 1） 油路循环方式的分析与选择 ； 2） 调速方案的分析和选择 ； 3） 油源形式的分析与选择 ； 4） 液压回路的分析、选择与合成 ； 5） 液压系统原理图的拟订 与设计 。 4.1.1 油路循环方式的分析和选择 液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表 表 4-1 开式系统和闭式系统的比较 Tab.4-1 Compare of Hold dyadic system and Shut dyadic system 油液循环方式 开式 闭式 散热 条件 较方便，但是油箱较大 较复杂，需要用辅泵来换油冷却 抗污 染性 较差，但可采用压力油箱 或者油箱呼吸器来改善 较好，但是油液过滤要求较高 系统 效率 管路压力损失较大， 用节流调速时效率低 管路腰里损失较小，容积调速时效率较高 限速 制动 形式 用平衡阀进行能耗限速， 用制动阀进行能耗制动， 引起油液发热 液压泵由电动机拖动时，限速及制动过程 中拖动电机能向电网输电，回收部分能量， 即是再生限速和再生制动 其他 对泵的自吸 性能要求高 对主泵的自吸性能要求低 油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统， 要求结构尽可能简单的系统，采 16 用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。在本设计中，油泵向两个液压执行元件供油而且功率较小，整个系统的结构也比较简单，所以本设计采用开式系统。 4.1.2 调速方案的分析和选择 调速方案对主机的性能起到决定性的作用。调速方案包括节流调速、容积调速和容积节流调速三种。 选择调速方案时，应根据液压执 行元件的负载特性和调速范围以及经济性 能因素， 最后选出合适的调速方案。考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，参照表 4 2 本设计决定采用容积节流调速 表 4-2 各种调速方式的性能比较 Tab.4-2 various forms of Speed Performance Comparison 主要 性能 节流调速 容积调速回路 容积 -节流调速回路 简式节流调速系统 带压力补偿阀的节流调速系统 变量泵 定量马达 流量适应 功率适应 进油节流及回油节流 旁路节流 调速阀在进油路 调速阀在旁油路及溢流节流调速回路 负载特性 速度刚度 差 很差 好 较好 好 承载能力 好 较差 好 较好 好 调速范围 大 小 大 较大 大 功率特性 效率 低 较低 低 较低 最高 较高 高 发热 大 较大 大 较大 最小 较小 小 成本 低 较低 高 最高 适用范围 小功率 轻载或者低速的中 低压系统及工程机械非经常性调速的场合 大功率高速中高压系统 负载变化小，速度刚度要大中小功率，中压系统 负载变化大速度刚度较大的中高压系统 17 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，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，用安全阀限定系统的最高压力。 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滤器，进入系统 的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。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型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。 本设计采用容积 节流调速，所以使用变量泵供油。 4.1.3 液压回路的分析、选择与合成 1）选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。 2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全的要求，设置了背压回路，同时由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联 动关系，所以设置了互不干扰回路。 3）合成系统 选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统。 在合成液压系统时要注意以下几点： 防止油路间可能存在的相互干扰；系统应力求简单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统要安全可靠，力求控制油路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击；测压点分布合理等。 4.1.4 液压原理图的拟定与设计 根据上述 分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下： 18 1油箱 2液压泵 3空气滤清器 4液位计 5液压泵 6电机 7单向阀 8压力继电器 9叠加式节流阀 10叠加式减压阀 11叠加式单向阀 12电磁换向阀 图 4-1 液压系统的原理图 Fig.4-1 Hydraulic system diagram 电磁铁的动作顺序见表 4 3 表 4-3电磁铁动作顺序表 Tab.4-3 Action sequence table of the solenoid valve 动 作 电磁铁工作状态 名 称 YV1 YV2 YV3 YV4 托料油缸进料 + - - - 托料油缸退料 - + - - 中心架定位 - - + - 中心架松开 - - - + 19 第 五 章 液压元件的基本参数计算和选型 液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量选择标准件。 5.1 液压泵的选择 5.1.1 液压泵的类型选择 液压泵站按照泵组的布置方式可以分为上置式、柜式和非上置式。液压泵组置于油箱之上的上置式液压 泵站，分为立式和卧式两种，上置式液压泵站结构紧凑，占地小，被广泛应用于中、小功率液压系统中。 考虑到整个安装空间的布置，本设计选择上置式的卧式安装。 5.1.2 液压泵站组件的选择 液压泵站一般由液压泵组、油箱组件、过滤器组件和蓄能器组件等组成。根据系统的实际需要，本设计选择液压泵组、油箱组件、过滤器组件。液压泵组由液压泵，原 动机，连轴器及管路附件等组成。油箱组件由油箱面板，空气滤清器， 液位显示计等组成。过滤器组将是保持工作介质清洁度必备的组将，可根据系统对介质清洁度的不同要求设置不同等级的粗过滤器， 精过滤器等。 5.1.3 液压泵的计算 与 选择 液压泵的最大工作压力 根据公式（ 5 1）进行计算。 pp=1maxp p （ 5 1） 其中 1maxp 液压执行元件最大工作压力 ； p 液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取 p 0.2MPa0.5MPa;管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取 p 0.5MPa1.5MPa。 由上述选取 p 0.5MPa，然后带入 公式（ 5 1） 计算得 pp=3.5+0.5 4MPa 在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压 20 力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高 20 60，所有最后算得的液压泵的额定压力应为 4（ 1+0.2） 4.8MPa 液压泵的流量pq按下式计算 pq Kmax)q（ 5 2） 式中 K 考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取 K 1.1 1.3； max)q 同时工作的执行元件的最大总流量 。 本设计取泄漏系数为 1.1，所以 pq 1.1 6.3 7.0L/min 由维乐样本查的 VP 12 FA2 低压变量叶片泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为 5.5MPa，公称排量 V 6.67 mL/r，额定转速为 1800r/min。现取泵的容积效率v 0.83，当选用转速 n 1450 r/min 的驱动电机时，泵的流量为 pq Vnv（ 5 3） 6.67 0.83 1450 310 8.0L/min 式 中 V 泵的公称排量 ； n 电机转速 ； v 泵的容积效率 。 由前面的计算可知泵的最大功率出现在定位卡紧阶段，现 根据表 5 1 取泵的总效率为p 0.75 则 根据公式（ 5 4）得 pN ppppq（ 5 4） 633 . 5 1 0 8 1 06 0 0 . 7 5 622W 选用电动机型号： 由于内轴式电动机可以与相对应的泵直接 连接 ，无需用连轴器，从而减少安装空间，装配方便。所以由维乐样本查的 CT 01 1HP 4P 3 J V 式电 动机 21 满足上述要求，其转速为 1450r/min，额定功率为 0.735KW。 表 5-1 液压泵的总效率 Tab.5-1 The total efficiency of hydraulic pumps 液压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵 总效率 0.6 0.7 0.65 0.80 0.60 0.75 0.80 0.85 根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础。计算结果如下表所示： 表 5-2 托料架油缸的实际工况 Tab.5-2 The actual working conditions of the support material frame 工 作 无杆腔 有杆腔 速度 时间 阶 段 / 1minL g / 1minL g / 1msg /s 恒 q出=12Aq A进q进=pq1v=1qA进111Lt V 进 =8 12.569.42=8 = 348 1 06 0 1 2 .5 6 1 0 =0.50.1 =10.6 =0.1 =5s 恒 q进=12Aq APq出=q进 21AA 2v =2PqA122Lt V 退 =8 12.569.42= 10.6 9.4212.56= 348 1 06 0 9 .4 2 1 0 = 0.50.14 =10.6 =8 =0.14 =3.6s 上表中1A 油缸的工作腔面积 ； 2A 油缸回油腔面积 ； q进 进油缸流量 ； q出 出油缸流量 ； 12,vv油缸的 运动速度 ； 22 12,tt油缸的运动时间 。 表 5-3 中心架油缸的实际工况 Tab.5-3 The actual working conditions of the center frame 工 作 无杆腔 有杆腔 速度 时间 阶 段 / 1minL g / 1minL g / 1msg /s 恒 q出=12Aq A进q进=pq1v=1qA进111Lt V 进 =8 12.569.42= 8 = 348 1 06 0 1 2 .5 6 1 0 =0.10.1 =10.6 =0.1 =1s 恒 q进=12Aq APq出=q进 21AA 2v =2PqA122Lt V 退 =8 12.569.42= 10.6 9.4212.56= 348 1 06 0 9 .4 2 1 0 = 0.10.14 =10.6 =8 =0.14 =0.7s 5.2 液压控制阀的选择 根据本系统的设计要求，本系统需要有管式单向阀，叠加式单向节流阀，减压阀，叠加式单向阀，电磁换向阀。 阀类元件的规格应按阀所在回路的最大工作压力和通过该阀的最大流量从产品样本上选定。选用阀类元件时应考虑其结构形式、特性、压力等级，等等。选择压力控制阀时，应考虑压力控制阀的压力调节范围、流量变化 范围、所要求的压力灵敏度和平稳性等 .选择流量控制阀时，应考虑流量阀的流量调节范围，流量压力特性，最小稳定流量，压力补偿要求或者温 度补偿要求，对滤油器过滤精度的要求，阀进出口压差的大小以及阀内泄漏的大小等。选择方向控制阀时，应考虑方向阀的换向频率，响应时间，阀口 的 压力损失以及阀的内泄漏的大小等。 通过各类阀的实际流量最多不应超过其额定流量的 120。 根据以上要求，现选定 此中心架和托料装置液压系统的 液压 元件 型号如 表 5 4 所示： 23 表 5-4 各种液压元件的类型选择 Tab.5-4 Various types of hydraulic components of choice 序号 名称 通过流量/L 额定流量/ 1minL g 额定压力/MPa 额定压降/MPa 型号规格 1 过滤器 8 MF-02A 2 单向阀 8 40 25 0.1 CIT-02-A1 3 压力继电器 6 PS-02-ML 4 压力表 W-21/2-70-A3 5 叠加式节流阀 8 40 25 0.1 TVCW-02-LX 6 叠加式减压阀 8 40 25 0.1 BRVP-02-LB 7 叠加式单向阀 8 40 25 0.1 CVP-02-B 8 三位四通 换向阀 10.6 63 31.5 0.2 D5-02-3C2-D1 9 空气滤清器 HS-1162 10 液位计 LS-3” 5.3 液压附件的 参数 计算和选择 5.3.1 管件的尺寸 的 确定 由表 5 2 和 5 3 得知液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为 10.6L/min和 8L/min，按照表 5 5 的推荐值取油管内油液的允许流速为 4m/min，按 管径的 计算公式（ 5 5） 得 d 4q（ 5 5） 式中 q 通过油管的最大流量； V 油管中允许流速 ； d 油管内径 。 将数值带入公式（ 5 5）得 d无 34 1 0 .6 1 060 7.3mm 24 d有 34 8 1060 6.5mm 根据 JB827 66，同时考虑到制作方便，两根油管同时选用 10 1（外径 10mm，壁厚1mm）的冷拔无缝钢管。由机械设计手册查得管材的抗拉强度为 412MPa，由表 5 6 取安全系数为 8，按公式 （ 5 6） 对管子的强度进行校核： 2bpdn（ 5 6） 式中 p 管内最高工作压力 ； d 油管内径 ； n 安全系数 ； b 管材抗拉强度 ； 油管壁厚 。 将数值带入公式（ 5 6）得 6363 . 5 1 0 8 1 0 82 4 1 2 1 0 0.2mm 因为 0.2mm1mm,所以选的 油管 壁厚安全。 表 5-5 油管中的允许流速 Tab.5-5 the allowing pipeline flow 油液流经油管 吸油管 高压管 回油管 短管及局部收缩处 允许速度（ m/s） 0.5 1.5 2.5 5 1.5 2.5 5 7 表 5-6 安全系数 Tab.5-6 Safety Factor 管内最高工作压力 7 7 17.5 17.5 安全系数 8 6 4 25 5.3.2 油箱容积 的 确定 液压系统的散热主要是靠油箱，油箱大散热块，油箱小则油温 较 高。初始设计时，应注意以下几个方面： 1）油箱必须有足够大的 容积。一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能容纳系统中的所有工作介质；而工作时又能保持适当的液位。 2）吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的 3倍。吸油管可安装 100m 左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切 45 角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。 3）吸油管和回油管之间的距离要尽可能地远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀 杂质的效果。隔板高度为液面高度的 2/3 3/4。 油箱的容积可以按照经验公式 （ 5 7） 进行计算： V vq（ 5 7） 式中 vq 液压泵每分钟排出的液体体积 ； 经验系数，低压系统取 2 4，中压系统取 5 7，高压系统取 6 12，行走机械取 1 2。 将数值带入公式（ 5 7）得 V 4 8 32L 26 第 六 章 液压系统性能验算 6.1 液压系统压力损失验 算 由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。 6.1.1 托料油缸的压力损失验算 在油缸快进时， 油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式单向阀，电磁换向阀 叠加式节流阀， 。所以进油路上的压力损失 按公式（ 6 1）进行计算。 vp ()QpQ实压 降 额（ 6 1） 0.2（ 2863）+0.1 2835（ ）+0.2 2863（ ）+0.1 2835（ ）=0.02MPa 式中 vp 总的压力损失 ； P压降 各种阀的压降 ； Q实 流经阀的设计流量 ； Q额 阀的额定流量 。 在油缸快退 时 ，油液依次经过叠加式节流阀，电磁换向阀，所以退油路上的压力损失为 vp ()QpQ实压 降 额 0.2（ 210.663）+0.1（ 210.635） 0.015MPa 由此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求。因为中心架油缸的运动过程是一样的， 所以 对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的。如下所示 ： 在油缸快进时，油液依次经过单 向阀，叠加式减压阀，叠加式单向阀，电磁换向阀，叠加式节流阀。 进油路上的压力损失为 27 vp ()QpQ实压 降 额 0.2（ 2863）+0.1 2835（ ）+0.2 2863（ ）+0.1 2835（ ）=0.02MPa 在油缸快退是，油液依次经过叠加式节流阀，电磁换向阀，所以退油路上的压力损失为 vp ()QpQ实压 降 额 0.2（ 210.663）+0.1（ 210.635） 0.015MPa 由此看出各种阀同样满足使用要求。 6.2 系统效率 的 估算 由表 4 2 和 4 3 可以看出， 本液压系统在整个工作循环过程中，快进和快退是主要的工作过程，所以系统效率、发热和温升等可一概用快进和快退的数值计算。 系统效率的计算公式为 c11pppqpq（ 6 2） 式中 1p 执 行元件的负载压力 ； 1q 执行元件的负载流量 ； p 液压泵的供油压力 ； pq 液压泵的供油流量 。 托料架快进时 将数值带入公式（ 6 2） 得 c 36631 . 5 3 . 4 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 0.159 托料架快退时， 将数值带入公式（ 6 2） 得 c 36630 . 8 6 . 3 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 28 0.157 中心架快进时， 将数值带入公式（ 6 2） 得 c 36630 . 8 9 3 . 4 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 0.095 中心架快退时， 将数值带入公式（ 6 2）得 c 36630 . 8 9 6 . 3 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 0.175 系统在一个完整的循环周期内的平均回路效率可按下式计算： cicitT（ 6 3） 式中 c 一个周期的平均回路效率 ； ic 各工作阶段的液压回路效率 ； it 各个工作阶段的持续时间 T 一个完整循环的时间 。 分别 将 托料架和中心架的数值 带入公式（ 6 3） 得 c 0 . 1 5 9 5 0 . 1 5 7 3 . 68 . 6 0.16 c 0 . 0 9 5 1 0 . 1 7 5 0 . 71 . 7 0.13 系统的总效率 按公式（ 6 4）进行计算。 p c a（ 6 4） 式中 p 液压泵的总效率 ，取 0.75； c 液压回路的效率 ； a 液压执行元件的总效率 ，取 0.93。 由以上分析，只要带入较小的一个效率值就可定出范围，所以 29 0.75 0.93 0.13 0.09 由于中心架在中心定位时会使系统形成一个较高的效率，所以由公式 （ 6 4）