8000kN立柱试验台结构设计

中国矿业大学毕业设计8000kN立柱试验台结构设计8000kNleg,posttest-bedstructuraldesign中国矿业大学毕业设计任务书学院应用技术学院专业年级机械工程及自动化学生姓名崔蕾蕾任务下达日期：2007年3月25日毕业设计日期：2007年3月25日至2007年6月15日毕业设计题目：8000kN立柱试验台结构设计8000kNleg,posttest-bedstructuraldesign毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：一、了解试验台的试验内容：二、设计立柱试验台框架及液压加载系统。三、设备主要技术参数试验长度：1600～6500mm试验缸径：Ф220（工作阻力1597kN）～Ф500mm（工作阻力8443kN）承载能力：18000KN额定加载：15000KN最大加载：17000KN加载行程：1200mm平均加载速度：200mm/min控制方式：电脑智能化控制试验台控制：液压系统控制立柱控制：乳化液系统控制装机功率：KW规范标准：欧洲标准设备重量：Kg外形尺寸LxBxH：12000×3000×2400mm×mm×mm院长签字：指导教师签字：摘要液压支架是现代煤矿综采工作面中的配套支护设备,立柱是其主要结构件。液压支架的立柱以乳化液为工作介质,在液压支架支护采煤工作面顶板，破碎顶板方面起着至关重要的作用，对液压支架的工作性能有决定性的影响。液压支架立柱的可靠性及安全性直接关系到矿井生产的正常化及煤矿工人的人身安全。随着中国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备检测技术提出了更高的要求。立柱性能检测试验台是进行立柱产品质量检测的必要设备,是立柱质量监控的保障。本文对能够兼容欧洲标准且能够检测最大工作阻力8500kN液压支架立柱试验台的结构进行了设计，介绍了立柱性能检测的方法、试验台的系统组成、原理和特点,设计了加载系统和承载框架。主要内容：1.详细设计了液压油外加载系统以及外加载液压缸、增压缸、泵站油箱、联结罩、联轴器、承载框架。2.选取有针对性的零部件如外加载泵站、大泵组、增压缸、加载液压缸、联轴器、加载缸导向套等进行了绘图。3.承载框架部分，借助于三维软件SolidWorks2007进行设计，对框架结构进行了三维建模，并借助于SolidWorks2007的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。关键词：液压支架；立柱；液压加载；试验台；ABSTRACTThehydraulicsupportisthemoderncoalminesynthesispicksintheworkingsurfacethenecessarysupportequipment,thepostismainstructuralelement.Thepostofhydraulicsupporttakeemulsionasactuatingmedium.Inthehydraulicpressuresupportminingcoalworkingsurfaceroof,thebrokenroofaspectisplayingtheveryimportantrole,hasthedecisivetothehydraulicsupportoperatingperformanceinfluence.Thepostofhydraulicsupportreliabilityandthesecuritydirectlyrelatetheminepitproductionnormalizedandcoalminer'spersonalsafety.AlongwiththeChinacoalindustryunceasingdevelopment,andcountrytosafetyinproductiongovernmentdynamicsenlarging,setahigherrequesttothemineralproductelectromechanicaldeviceexaminationtechnology.Testbenchesareessentialequipmenttoinspectpostproductqualityandaguaranteeforqualitymonitoringofthepostofhydraulicsupport.Thisarticlealsocanexaminethebiggestworkingresistance8500kNhydraulicpressureposttestplatformtocouldthecompatibleEuropeanstandardthestructuretocarryonthedesign,introducedthecolumnperformanceexaminationmethod,thetestplatformsystemcomposition,theprincipleandthecharacteristic,havedesignedtheloadingsystemandtheloadbearingframe.Maincontent:1.Indetailhasdesignedoutsidetheloadingsystemaswellasoutsideincreasethehydrauliccylinder,theturbo-chargedcylinder,thepumpingstationfueltank,joinsthecover,theshaftcoupling,theloadbearingframe.2.Theselectionhadthepointedsparepartlikeoutsideincreasethepumpingstation,greatlytopumpthegroup,theturbo-chargedcylinder,increasethehydrauliccylinder,theshaftcoupling,theincreasecylinderguidancesetandsoonhascarriedonthecartography.3.Thedesignofloadbearingframe,withtheaidofthreedimensionalsoftwareSolidWorks2007carriesonthedesign,hascarriedonthethreedimensionalmodellingtotheportalframeconstruction,anddrewsupporttoSolidWorks2007sectionfiniteelementanalysistoolCOSMOShascarriedonthestressanalysis.Keywords:HydraulicSupport；ThePost；HydraulicLoadingSystem；TestBench；

绪论0.1课题研究背景和意义液压支架的立柱以乳化液为工作介质,在液压支架支护采煤工作面顶板、破碎顶板方面起到了至关重要的作用。液压支架立柱的可靠性及安全性直接关系到矿井生产的正常化及煤矿工人的人身安全。随着中国煤炭工业的不断发展，国家对安全生产治理力度的加大，对矿用机电设备检测技术提出了更高的要求。由于我国煤炭工业的迅猛发展，大型综采配套现代化矿井逐年增加，液压支架的使用量逐年上升,并且随着技术的革新，单根立柱的缸径已经突破400mm，额定工作压力突破43Mpa,额定工作阻力达到5400kN，向大缸径、超高压、大工作阻力发展是矿用液压支架发展的大势所趋，相信在不久的将来，单根工作阻力超过8000kN的立柱便会设计制造并投产使用，到那时检修量和实验的工作量也大大增加。液压支架立柱检测设备是生产和研制高产高效液压支架的关键设备，面对迅速发展的支护技术，需要有一种能够快速、准确地检测如此大缸径、大工作阻力液压支架立柱的实验台。为此本文设计了这台能够准确检测单根额定工作阻力为8000kN液压立柱的实验台。0.2本文设计的内容本文主要设计了液压支架立柱试验台的结构，主要内容包含试验台的液压加载系统设计、加载液压缸设计、增压液压缸设计及试验台承载框架设计。本试验台的液压加载系统分别采用液压油外加载系统和乳化液内加载系统，这种液压系统结构简单,维修方便。承载框架采用钢板焊接成整体式。本文比较详细地设计了普通液压油外加载系统以及外加载液压缸、增压缸、外加载泵站油箱、联结罩、联轴器、承载框架，并选取了有针对性的零部件如外加载泵站、大泵组、联轴器、增压液压缸、加载液压缸、加载缸导向套等进行了设计并绘图。承载框架设计部分，听取导师的建议，借助于三维软件SolidWorks2007进行设计，对框架结构进行了三维建模，并借助于SolidWorks2007带的一款有限元分析工具COSMOS进行了应力分析。因有时间的限制，以上所列的个别内容不够细致。1立柱试验台总体结构方案设计1.1立柱试验台检测项目和实验方法表1－1立柱试验台检测项目和实验方法序号检验项目检验方法性能要求1空载行程立柱空载，在运动速度不大于200mm／min的工况下，全行程往复运动三次不得有滞涩、爬行和渗漏2最低启动压力（1）立柱空载无背压工况下，分别对活塞腔，和活塞杆腔逐渐升压至活柱塞全行程移动，记录各级缸的上腔和下腔的启动压力。（2）立柱活柱全缩回，中缸活塞杆腔保持供液压力，大活塞杆腔逐渐升压使中缸运动，记录当中缸中部通过大缸导向套时，大缸活塞杆腔的启动压力。活塞腔启动压力不得超过3.5MPa(不包括底阀的阻力损失)活塞杆腔启动压力不得超过7.5MPa3活塞杆腔密封性能立柱缩至最小高度对活塞杆腔加2MPa和1.1倍供液压力，闭锁密封腔稳压5分钟在同温下压力不得下降、不得渗漏4中心让压性能立柱全部外伸，将安全阀开启压力调至额定工作压力（1）用102mm/min速度，进行2次行程100mm的让压试验（2）用21mm/min速度，进行2次行程20mm的让压试验（3）多级立柱级间转换处用102mm/min速度，进行2次行程100mm的让压试验5中心过载性能（1）1.5倍额定载荷压缩外加载步骤：①用0.8倍的额定工作压力使立柱全部外伸②压力腔闭锁③用1.5倍额定工作阻力外加载1次3min，在3min内作密封试验④卸载后测量缸筒扩径残余变形内加载步骤：①用0.8倍的额定工作压力使立柱全部外伸至全长的（953）%②立柱两端固定，用1.5倍额定工作压力向压力腔加压③压力腔闭锁1次3min，在3min内作密封试验④卸载后测量缸筒扩径残余变形（2）全缩回2倍额定载荷立柱全缩回，在外部施加2倍额定工作阻力1次3min6偏心加载用0.1倍额定工作压力使立柱全伸出，闭锁压力腔，按规定偏心量外加额定工作阻力1次3min做密封检查，然后卸载至0.1倍额定工作压力测量级间过渡处的扰度。7耐久性试验（1）偏心加载将立柱伸出至全行程的1905%，偏心量按图1的一半加载循环：加（1.15%）倍额定工作阻力，让压加载速度（10010%）mm/min，运动距离（502.5%）mm加压完毕，以额定供液压力对活塞杆腔加压回缩（502.5%）mm用额定工作压力的（70~80）%，是液压缸伸出至原位：循环次数大于6000次，循环完毕进行密封性能试验。2.中心加载将立柱伸出全行程的（905）%，中心加载循环：用1.1额定倍工作阻力中心加载卸载0.1倍的额定工作阻力，循环1500次，循环完毕进行密封性能试验。8外伸限位用额定工作压力使活塞向内部挡块伸出，至活塞和内部挡块接触后停留3min在额定工作压力的（805）%和（105）%之间对着内部挡块外伸100次9功能立柱在进行完以上全部试验之后，将立柱的安全阀调到额定工作压力，从全伸出开始以102mm/min的速度外加载使其全行程缩回。10全伸出2倍工作载荷1．外加载用0.8倍的额定工作压力使立柱伸出，将压力腔闭锁，外加2倍额定工作阻力压载1次3min，在3min内作密封试验2．内加载用0.8倍的额定工作压力使立柱伸出至全长的（953）%，将其两端固定，向压力腔加2倍的额定工作压力，然后压力腔闭锁1次3min，在3min内作密封试验1.2拟定试验台总体结构分析以上标准和试验方法，测试立柱的试验台主要由：承载机构、加载机构、压力检测机构、电气控制部分组成。本试验台的液压加载系统和试验台承载框架是这次毕业设计的主要内容，下面从这两方面入手，确定方案。加载方式有很多种，例如有机械加载、电加载、液压加载等方式。液压加载系统与其他加载方式相比较具有简单易行，可以实现无级变速连续加载，所需元件数量少，能远距离控制，运动件的惯性小，能够频繁换向，传动工作平稳等优点，所以本试验台加载系统选用液压系统。本试验台内加载系统拟采用乳化液系统，外加载系统拟采用液压油系统。这种液压系统分配结构简单,维修方便。承载部分采用钢板焊接成整体框架式。两侧承载梁的截面积及钢板的厚度设计校核时最终确定。2外加载液压系统设计2.1液压技术简介液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(缸或马达)把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。2.1.1液压系统概述液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。1795年英国约瑟夫·布拉曼(JosephBraman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油,又进一步得到改善。第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。液压元件大约在19世纪末20世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。1925年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20世纪初康斯坦丁·尼斯克(G·Constantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。第二次世界大战(1941-1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出,日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近20多年。在1955年前后,日本迅速发展液压传动,1956年成立了“液压工业会”。近20－30年间，日本液压传动发展之快，届世界领先地位。液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等国；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。液压传动的基本原理是在密闭的容器内，利用有压力的油液作为工作介质来实现能量转换和传递动力的。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和机械传动中的皮带、链条和齿轮等传动元件相类似。

一个完整的液压系统是由各种不同功能的基本回路构成，去完成执行机构的工作要求。液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成：

1、动力元件（油泵）它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能；是液压传动中的动力部分。

2、执行元件（油缸、液压马达）它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。

3、控制元件

包括压力阀、流量阀和方向阀等。它们的作用是根据需要无级调节液动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。

4、辅助元件

除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及油箱等，它们同样十分重要。

5、工作介质

工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。2.1.2液压传动的优点液压传动之所以能得到广泛的应用，是由于它具有以下的主要优点：（1）由于液压传动是油管连接，所以借助油管的连接可以方便灵活地布置传动机构，这是比机械传动优越的地方。例如，在井下抽取石油的泵可采用液压传动来驱动，以克服长驱动轴效率低的缺点。由于液压缸的推力很大，又加之极易布置，在挖掘机等重型工程机械上，已基本取代了老式的机械传动，不仅操作方便，而且外形美观大方。（2）液压传动装置的重量轻、结构紧凑、惯性小。例如，相同功率液压马达的体积为电动机的12%～13%。液压泵和液压马达单位功率的重量指标，目前是发电机和电动机的十分之一，液压泵和液压马达可小至0.0025N/W(牛/瓦),发电机和电动机则约为0.03N/W。（3）可在大范围内实现无级调速。借助阀或变量泵、变量马达，可以实现无级调速，调速范围可达1∶2000，并可在液压装置运行的过程中进行调速。（4）传递运动均匀平稳，负载变化时速度较稳定。正因为此特点，金属切削机床中的磨床传动现在几乎都采用液压传动。（5）液压装置易于实现过载保护——借助于设置溢流阀等，同时液压件能自行润滑，因此使用寿命长。（6）液压传动容易实现自动化——借助于各种控制阀，特别是采用液压控制和电气控制结合使用时，能很容易地实现复杂的自动工作循环，而且可以实现遥控。（7）液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，便于设计、制造和推广使用。2.1.3液压技术的缺点（1）使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁；

（2）对液压元件制造精度要求高，工艺复杂，成本较高；

（3）液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平；

（4）用油做工作介质，在工作面存在火灾隐患；

（5）传动效率低。2.2液压加载系统工况分析及设计要求仔细理解欧洲标准中规定的立柱试验的过程，可得到加载液压缸的设计要求。（1）加载系统加载力要求理论上可以计算出加载系统所需产生的最大推力，即该系统的最大加载力：根据设计要求，该系统的最大加载力取F=17000kN（2）加载系统拉力分析试验台工作情况该系统的平均力取F拉=100kN（3）液压加载缸的运动速度加载缸在试验过程中的运动速度：最小加载速度：让压速度：最大加载速度：空载运行速度：V空缩回速度：（4）液压加载缸最大加载行程按照设计要求，加载缸所需的最大加载行程102.3液压加载系统方案设计2.3.1选择液压动力源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。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。参考国内矿用设备及国内同类或相关设备和资料，经初步估算该液压系统的压力和流量的变化范围大，采取两台泵较合适。拟选用一台恒压变量柱塞泵，一台定量柱塞泵。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。所以本系统拟采用操纵变量机构改变系统流量和采用单向节流调速阀结合的方式达到调节速度的目的。系统背压力初估为1.5MPa。2.3.2选择执行元件加载缸又正向加载和反向缩回两个方向的动作，因此选用双作用单活塞杆液压缸。加载缸空载运行速度与缩回速度相等，确定无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的2倍，即A1=2A2。2.3.3确定控制方式执行元件的控制方式有泵控制方式和阀控制方式，泵控制方式采用双向变量泵，通过控制泵的流量实现执行元件的速度控制，通过控制泵的出流方向实现执行器的方向控制。这种方式中每个执行元件需要一个变量泵。重视能源的经济的场合或者负载惯性大、起动停止冲击成问题时可以采用。阀控制方式中，用方向控制阀实现执行器的方向控制，用流量控制阀实现执行器的速度控制。这种方式应用最广泛，适用于一个液压源同时驱动多个执行器的场合或者输入信号很复杂而要求快速响应的场合。本试验台采用换向阀的控制方式。2.3.4液压回路设计由于设计者的思路、经验或对所有元件的考虑方法不同，即使针对同样目的，设计出来的液压回路也是千差万别的。因此拟定几种符合目的的液压回路，再从成本、重量、使用方便等方面进行对比论证，确定最合适的液压回路。液压回路包括油压发生回路、执行器控制回路、油液处理回路、其他辅助回路等。无论多么复杂的液压系统，都是由实现种种功能的基本回路组成的。经过多年的经验积累，已经形成了许多简便成熟、行之有效的基本回路。用标准图形符号绘制拟定的液压系统原理图，并注明压力控制阀、压力继电器等设定压力和液压泵或蓄能器工作时各段路的流量，以便后面选定元件和确定管子口径。油压发生回路此回路包括液压泵部分和压力控制部分，要设计成能在必要的时候最有效地供给所需要的压力和流量。液压泵的功率在泵控制方式中根据执行器的最大功率算出，在阀控制方式中根据各执行器所需的最大功率算出，在蓄能器驱动的卖命根据蓄能器的最高工作压力、一循环中消耗的全部液量在充液过程中补充所需的泵流量和卸载时间算出。在实际的工作循环中，有时低速大负载、有时高速小负载、有时卸载，可以求出平均功率并据以确定泵的驱动电机的容量。但是循环中的峰值负载不得超过电动机额定功率的1.5倍。查阅该类检测设备的资料，本类设备加载缸的最大工作压力可高达70～100MPa，而目前国内液压泵的最高供油压力为40MPa。而且进一步考虑到，此检测设备并不是总需要超高压，若选择超高压的泵，其效率不会充分利用，因此拟选用两台中低压或中高压的液压泵，采用一套增压比为3～4的增压回路来满足系统的要求。从长远考虑，采用这种方案一次性投资并不比采用单台超高压泵大，而且其液压泵的效率和寿命能充分发挥，电动机的功率耗损也会降低。执行器控制回路执行器控制回路要根据负载特性，适当地控制方向、速度等。泵控制方式中，在双向变量泵回路上加压力控制回路即可组成执行器控制回路。阀控制方式中的执行器控制回路，由方向控制回路、速度控制回路、压力控制回路适当组合而成：（1）方向控制回路用方向控制阀来实现执行器动作方向的控制，掌握方向控制阀的通油时间来控制执行器的位移量。调整换向阀的切换时间、设置二速回路、与行程减速阀并用，或者采用比例阀、伺服阀都可以控制执行器起动、停止时的加速减速特性。为了保证换向的平稳性和该试验台电气控制部分的操作，采用电液换向阀的方向控制回路，Y型中位机能三位四通阀即可满足本试验台液压系统要求。（2）速度控制回路用流量控制阀来实现执行器速度的控制。根据负载变化情况和流量精度要求选定采用节流阀还是调速阀来控制。考虑对负载方向的适应性，负载变化对精度的影响及回路的效率等因素，决定采用进口节流、出口节流还是旁通节流方式。经初步计算，液压加载系统至少需设置2根加载液压缸，为使多根液压缸的加载速度保持同步，系统拟在回油路上设置采用单向节流调速回路。（3）压力控制回路压力控制回路不仅包括控制执行器输出力（或力矩）的回路，还包括用来吸收执行器起停时的制动力、外负载引起的冲击力的安全回路。作为输出力控制回路，有用溢流冷漠限制最高压力的调压回路，还有用减压阀把某个执行器限制到低于油源压力的压力的减压回路。制动回路、平衡回路、安全回路等中所用的压力控制阀，有直动式、先导式、内控式、外控式等各种结构，性能和特性也有多种不同，实际使用时必须十分注意。液压系统管道中的液体突然变换或换向时，会引起液体压力突然急剧增高，这种现象就是液压冲击。液压冲击时所出现的最大压力（即冲击压力）往往比正常情况下的压力大好几倍。在冲击压力作用下，往往使油管发生破裂，同时液压冲击中出现的压力波动，会引起液压系统的振动与噪音，使联接螺栓松动，甚至会破坏管道和液压元件的密封装置，出现严重的泄漏等。特别是在高压、大流量的液压系统中，液压冲击所造成的破坏性影响更为严重。因此，必须采取预防措施。为了吸收系统液压冲击，系统中靠近两加载缸设置蓄能器。液压油处理回路液压油处理回路包括进行液压油液污染控制的过滤回路和油液温度控制回路。在过滤回路中，要根据所用液压元件和液压油的种类确定过滤器的容量，过滤精度和设置部位。当环境温度较高或液压装置内部发热较多，单靠油箱和管路系统自然散热无法维持与所用元件相适应的温度和精度时，必须设置油冷却器，环境温度过低，液压泵超支困难时，必须考虑设置加热器或其他暖机运行方式。带有电液阀的方向控制回路对液压油的清洁度有严格的要求，为保证系统可靠工作，并且考虑到日常维护的方便，选用近年流行的新型产品――反冲洗过滤器作为系统的细滤器。辅助回路辅助回路包括液压系统维修所需的回路和作为安全措施专门设置的回路。在保养维修方面，要考虑测压口、油液取样口、元件拆卸时防止油液外流的措施、易于组成冲洗回路等，在安全方向，要考虑长期停机时防止自重引起下落的措施，防止误动作的措施，双重安全措施等。2.3.5选定液压油类型油液在液压系统中实现润滑与传递动力的双重功能，必须根据使用环境和目的慎重造反。油液的正确选择保证系统元件的工作与寿命。系统中工作最繁重的元件是泵和马达，针对泵和马达造反的油液也适用于阀。推荐的油液粘度范围见下表：表2－1推荐的油液粘度泵与马达类型推荐粘度范围（mm2/S）40℃运行粘度起动时最高粘度直轴柱塞式32~6813~54220齿轮式、叶片式、斜轴式860低速大扭矩叶片马达110起动时粘度过度会引起泵气蚀和噪声；连续工作在较高粘度下会使空气悬浮在油液中，从而引起泵、马达的提前失效和阀的冲刷磨损；粘度过低会造成系统效率降低和动力润滑破坏。不同粘度等级的油液，其精度为表5的推荐值时对应的温度见下表:表2－2粘度等级（40℃以下）(mm2起动时最高粘度(mm2/s)运行粘度(mm2/s)860220110541332-12614276246-61222347168019294281本液压系统选择液压油的型号：L－HM32普通液压油，液压油密度ρ900(kg/m3)，工作温度下的粘度＝m2／s。表2－3项目换油指标试验方法40℃运动粘度变化率(%)超过+15或-10GB/T265，经计算水分(%)大于0.1GB/T260色度增加(比新油)，号大于2GB/T6540酸值降低(%)超过或增加值(mgKOH/g)大于350.4GB/T264，经计算正戊烷不溶物(%)大于0.1GB/T8926A法铜片腐蚀(100℃，3h)，级大于2aGB/T5096注：允许采用GB/T511方法，使用60～90℃石油醚作溶剂，测定试样机械杂质。2.3.6系统压力、流量的调定和测量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。为了调定系统压力和保证系统安全，在每台液压泵出油口设溢流阀。为了实时监测系统压力，在泵的出油口、加载缸的进回油路上均设置液压表。为了将实时监测到的系统压力传输到电脑控制部分，在泵的出油口、加载缸的进回油路上均设置液压传感器。2.4拟定外加载系统原理图由拟定好的控制回路及液压源组合成整机的液压系统图，各回路相互组合时去掉重复多余的元件，按照力求系统结构简单、保证各元件间的联锁关系、尽量减少能量损失环节的原则，绘制外加载系统的原理图。图2-1外加载液压系统原理图2.5加载液压缸主要参数计算2.5.1初选液压缸工作压力图2－2单活塞缸工作原理初选液压缸工作压力为70MPa，初选系统背压为pb=1MPa，管路损失为p=0.5MPa则p2=1.5MPa。加载缸的最大加载力为F1=8500kN2.5.2确定液压缸的主要结构尺寸当压力油进入无杆腔时，活塞上所产生的力为：（2－1）式中：—液压缸的有效面积—液压缸的总效率，由机械效率、容积效率、作用力效率组成，=⑴机械效率：活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下通常取：＝0.9～0.95⑵容积效率：由各密封件泄漏所造成，活塞密封为弹性材料时通常取＝1⑶作用力效率：由排液口背压所产生的反向作用力造成。当排油直接回油箱时＝1—缸筒内径mm—活塞杆直径mm—当活塞杆伸出时为进油压力，当活塞杆伸出时为排油压力—当活塞杆伸出时为排油压力，当活塞杆伸出时为进油压力将数据代入式2－1得：因＝8500kN计算得＝0.4099m=0.2898m根据GB/T2348-1993选取相近的尺寸加以圆整：＝400mm=320mm则=0.12567m2=0.04524m22.5.3验算最小稳定速度对选定后的液压缸内径必须进行最小稳定速度验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面积必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积min，即min。（2－2）式中：——流量阀的最小稳定流量——液压缸的最低速度查手册Q-H20型单向调速阀的最小稳定流量=0.1L/min,液压缸的最低速度=2代入公式2-2得=＝0.05m=0.12567m2min即满足最低速度的要求。2.5.4活塞杆稳定性验算当液压缸的支撑长度LB（10-15）d时，需要验算活塞杆弯曲稳定性。活塞杆稳定性验算公式为：（2－3）N （2－4）式中：——活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N——安全系数，通常取3.5～6，取=4K——液压缸安装及导向系数取K=2——实际弹性模数——材料组织缺陷系数，钢材一般取b——活塞杆截面不均匀系数，一般取E——材料弹性模数，钢材E＝MPaI——活塞杆横截面惯性矩，MPa圆截面：=0.049mm取活塞杆的最大伸出量L=1，将数值代入公式（2-4）得：=kN=/4=N=N符合条件2.6计算系统压力2.6.1计算加载缸各工况压力由式2-1得＝（2－5）1.启动工况负载F启=100kN由式2-5得系统压力：p启=＝1.5（Mpa）2.缩回工况负载F缩=100kN由式2-5得系统压力：p缩=＝6.6（Mpa）3.试验2倍额定工作阻力时负载F2倍=100kN由式2-5得系统压力：p2倍=＝73.3（Mpa）4.试验1.5倍额定工作阻力时负载F1.5倍=6332kN由式2-5得系统压力：p1.5倍=＝54.1+0.6=54.7（Mpa）5.试验1.1倍额定工作阻力时负载F1.1倍=4644kN由式2-5得系统压力：P1.1倍=＝39.7+0.6=40.3（Mpa）6.试验额定工作阻力时负载F1倍=4222kN由式2-5得系统压力：p1倍=＝36.1+0.6=36.7（Mpa）2.6.2确定系统供油压力多数情况下系统压力可以自由选定。适当提高压力可以降低成本。因此，系统压力有逐渐提高的趋势，但液压系统的压力受到所用元件的限制。提高系统压力，可以使响应速度提高、输出力加大、功率密度提高、管路的压力传播速度提高，并且不容易发生执行器低速爬行现象。但是提高压力也带来一些问题，如元件寿命缩短，易于发生阀的卡死及自激振荡，液压油易变质，内泄漏加大，油温升高，必须采取措施防止漏油。系统中设置有增压回路，计算系统所需的供油压力的时候要考虑到增压比对系统的影响。初选增压回路的增压比K=3，按加载缸最大工作压力计算系统的供油压力：p供=73.3/3=24.4（Mpa）考虑到增压缸的效率，取系统供油压力P供=26MPa2.7计算系统各工况的流量q=Av（2－6）式中：q—系统流量L/minA—液压缸有效工作面积m2v—活塞的运动速度mm/min1.系统空载启动q空载=0.12567m2100mm/min=q空载总=25.2L2.加载缸100mm/min让压试验q1=0.12567m2100mm/min=12.6L/minq1总=25.2L/min3.加载缸10mm/min让压试验q2=0.12567m210mm/min=1.26L/minq2总=2.52L/min4.加载缸2mm/min让压试验q3=0.12567m22mm/min=0.25L/minq3总=0.5L/min5.加载缸缩回时q缩=0.04524m2100mm/min＝4.5q缩总=9L2.8液压泵的参数计算与型号选择液压泵是液压系统的动力源。要选用能适应执行器所要求的压力发生回路的泵，同时要充分考虑可靠性、寿命、维修性等以便所选的泵能在系统中长期运行。液压泵的种类非常多，其特性也有很大差别。流量取决于执行元件所需的运动速度、出口压力决定于负载。2.8.1计算液压泵的最大工作压力液压泵的输出压力应是执行器所需压力、配管的压力损失、控制阀的压力损失之和。它不得超过样本上的额定压力。强调安全性、可靠性时，还应留有较大的余地。样本上的最高工作压力是短期冲击时允许的压力。如果每个循环中都发生冲击压力，泵的寿命会显著缩短，甚至泵会损坏。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即ppp1+ΣΔp(2－7)式中:p1——液压缸最大工作压力；

ΣΔp——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。ΣΔp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：ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2～5)×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查得。取ΣΔp=0.5Mpa泵的最高工作压力：pp26+0.5=26.5Mpa上述计算的pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外，考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pr应满足pr（1.25～1.6）pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。则泵的额定压力：pr1.3pB=1.326.5=34.45Mpa2.8.2确定液压泵的输出流量液压泵的输出流量（L／min)，应该大于或等于液压系统中同时工作的各个执行元件所需的最大流量之和：液压泵输出流量应包括执行器所需流量；溢流阀的最小溢流量、各元件的泄漏量的总和、电动机掉转(通常1r/s左右)引起的流量减少量、液压泵长期使用后效率降低引起的流量减少量(通常5％～7%)等。多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即qp≥K(Σq)max(L/min)(2-8)式中：K——系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max——同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(L/min)。如果这时溢流阀正在工作，还需加上溢流阀的最小溢流量2～3L/min由前面的计算和分析可知系统空载时和最高压力工况下流量最高，下面分别计算这两个工况下泵所需的输出流量：（1）空载启动时qp≥1.225.2+2.5=32.7(L/min)（2）最大工作压力时：此时系统增压回路处于工作状态，根据能量守恒，忽略增压缸的效率则增压缸进出油口的功率可表示为：P入=P出P入=p入q入P出=p1q1总 因增压缸的增压比K=3，即p入=p1 综合上式可得：q入=3q1总 则此时所需泵的流量：qp≥1.2（325.2）+2.5=93.2(L/min)2.8.3选择液压泵选择液压泵需考虑的要点液压泵是液压系统中的动力元件，它输出压力能。选择液压泵时要考虑的因素有工作压力、流量、转速、定量或变量、变量方式、容积效率、总效率、寿命、原动机的种类、噪声、压力脉动率、自吸能力等，还要考虑与液压油的相容性、尺寸、重量、经济性、维修性。转速关连着泵的寿命、耐久性、气穴、噪声等。虽然样本上写着容许的转速范围，但最好是在与用途相适应的最佳转速下使用。特别是用发动机驱动泵的情况下，油温低时若低速则吸油困难，有因润滑不良引起卡咬失效的危险，而高转速下则要考虑产生气蚀、振动、异常磨损、流量不稳定等现象的可能性。转速剧烈变动还对泵内部零件的强度有很大影响。寿命可以说是“在—定环境下能经济地维持所需性能的时间”。由于液压元件的特殊性，在完全相同的条件下使用的情况并不多见，失效分布往往不明确，寿命的估计很困难。制造厂提供的额定寿命数据，通常是根据泵内轴承的B10寿命(一组轴承中有90％能达到和超过的工作小时数)和实验测得的磨损特性确定的。寿命还与暂载率有关。油液不清洁、安装不正确(如轴上承受径向载荷)、使用不当(如频繁带载起动、长时间低速运行)等会使泵夭折，而降低参数使用可以延长泵的使用寿命。开式回路中需要泵具有一定的自吸能力。发生气蚀不仅可能使泵损坏，而且还引起振动和噪声，使控制阀、执行器动作不良，对整个液压系统产生恶劣影响。在确认所用泵的自吸能力的同时，必须在考虑液压装置的使用温度条件、液压油的粘度来计算吸油管路的阻力的基础上，确定泵相对于油箱液位的安装位置并设计吸油管路。另外，泵的自吸能力就计算值来说要留有充分裕量。定量泵结构简单、便宜，变量泵复杂、贵，但节省能量。定量泵与变量泵分别有自己的适用场合。变量泵(尤其是轴向变量柱塞泵)的变量机构有各种形式：就控制方法来说，有手动控制、内部压力控制、外部压力控制、电磁阀控制、顺序阀控制、电磁比例阀控制、伺服阀控制等。就控制结果来说，有比例变量、恒压变量、恒流变量、恒转矩变量、恒功率变量、负载传感变量等。变量方式的选择要适应系统的要求，实际使用中要弄清这些变量方式的静特性、动特性和使用方法。通过前面的分析计算不难发现，本试验台系统的特点，其中有两个工况非常关键：第一就是空载启动工况，这个工况下系统需要大流量但系统压力低；第二就是最大负载工况，这个工况下系统既需要大流量有需要高压力，也就是说液压泵既要提供高压又要提供大的流量。又考虑到试验台液压系统工作时，因试验对象的不同，系统的流量的变化范围非常大，若只采用一台泵从经济方面来讲不合适，所以本系统采用两台液压泵的型式：一台定量柱塞泵，主要用于大流量工作；一台变量柱塞泵，主要用于小流量工作。柱塞泵工作压力高(常用压力为：20～40MPa、最高可达80MPa)，加工性好，配合精度高，密封性好，结构紧凑，效率高，流量高，调节方便，单位功率的重量小，寿命长。缺点是结构复杂，制造工艺要求较高，价格贵，油液抗污染敏感性强，自吸能力差，使用与维护要求高。主要适用于高压、大流量、大功率的系统，且流量需要调节的场合图2－3轴向柱塞泵结构示意图确定泵排量泵的输出流量：qp=(2-9)式中：n—轴的转速(r/min)qp—输出流量(L／min)vp—排量(ml／r)ηv—容积效率(%)，压力越高、转速越低则泵的容积效率越低，变量泵排量调小时容积效率降低。转速恒定时泵的总效率在某个压力下最高，变量泵的总效率在某个排量、某个压力下最高。泵的总效率对液压系统的效率有很大影响，应该选择效率高的泵，并尽量使泵工作在高效工况区。由式2－9得排量泵的排量=(ml／r)(2－10)本系统拟选用三相四极异步电动机，此类电动机的实际转速约为1450r/min，柱塞泵的容积效率初估为0.9由式2-11计算两泵的排量分别为：变量泵==19.9(ml／r)定量泵==57.8(ml／r)确定液压泵型号1.变量泵型号A7V28DR斜轴式轴向柱塞泵压力额定35MPa最大40排量最大28.1mL／r最小8.1mL／r最高转速3000r／min流量39.5L／min(1450r/min)功率24kW(35MPa)转矩156N·m(35MPa)重量19kg效率0.92.定量泵型号A2F80RS斜轴式轴向柱塞泵压力额定35MPa最大40MPa排量最大80mL／r最高转速2240r／min流量116L／min(1450r/min)功率105kW(35MPa)转矩446N·m(35MPa)重量33效率0.92.9与液压泵匹配的原动机的选择液压系统中驱动液压泵的原动机有电动机和发动机。发动机指汽油机、柴油机等，一般用于行走设备，而且不是由液压系统的设计者选定的。固定设备液压系统中驱动液压泵的电动机需要设计者选定。根据使用环境，决定开式、封闭扇冷式、防雨保护式、防爆式等形式及立式、卧式结构。用卧式电动机驱动时，泵需另设安装架。用立式电动机时，泵可以藏在油箱内部，外观整齐，噪声也小。用立卧式电动机时，泵可以通过钟形罩安装在电动机的法兰上。确定电动机的规格时，要考虑液压泵的最大轴扭矩和工作循环的平均功率，取较大值作为选择电动机规格的依据。P=（kW）（2－11）式中：P－液压泵的输出功率kWP—加载缸的供油压力MPaq—加载缸的供油流量L／min—液压泵的效率2.9.1计算液压泵各工况的输出功率（1）系统空载启动P空载==0.7kW（2）加载缸100mm/min让压试验此工况增压系统工作，为较准确地反映泵的实际输入功率须考虑增压装置的效率，取=0.9P1===38kW（3）加载缸10mm/min让压试验此工况增压系统工作，为较准确地反映泵的实际输入功率须考虑增压装置的效率，取=0.9P2===1.9kW（4）加载缸2mm/min让压试验由于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2～1L/min范围内时，可取=0.03～0.14。此工况增压系统工作，为较准确地反映泵的实际输入功率须考虑增压装置的效率，取=0.9P3==4.25kW（5）加载缸缩回时P缩==3.3kW2.9.2选择电动机型号（1）小电机技术参数Y2系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据型号Y160M-4额定功率11kW同步转速1500r/min满载转速1460r/min满载电流7满载时效率88%满载功率因数cosφ=0.84堵转电流/额定电流7堵转转矩/额定转矩2最大转矩/额定转矩2.2噪声82dB(A)转动惯量0.07kg净重123（2）大电机技术参数Y2系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据型号Y2-225M-4额定功率45kW同步转速1500r/min满载转速1480r/min满载电流7A满载时效率92.3%满载功率因数cosφ=0.88堵转电流/额定电流7堵转转矩/额定转矩1.9最大转矩/额定转矩2.2噪声84dB(A)转动惯量0.46kg.m^2净重3202.10液压元件的选择选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。2.10.1液压阀类元件的选择选择阀类元件应注意的问题（1）应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。（2）阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。（3）一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。阀类元件型号（1）电液换向阀型号HWEH16HJ20/6AW220-50最大工作压力(P、A、B口)35MPa 通径16mm数量2个（2）溢流阀型号DB15A1－50／315YW220N电磁先导式溢流阀，油口A、B、X最高工作压力35MPa 板式阀，流量250L通径15mm数量2个（3）液压双向锁型号SV20PB230/2最高工作压力35MPa 通径20mm数量2对（4）单向阀型号S20P220泵出油口2个，增压回路4个，最高工作压力35MPa 板式阀，通径20mm开启压力0.15Mpa（5）单向调速阀型号:Q-H20通径:20mm流量:100L·min^(-1)最小稳定流量:0.1L最高压力:32MPa质量:6数量：2个2.10.2过滤器的选择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。选择滤油器的依据有以下几点：（1）承载能力：按系统管路工作压力确定。（2）过滤精度：按被保护元件的精度要求确定，选择时参阅表2-1。（3）通流能力：按通过最大流量确定。（4）阻力压降：应满足过滤材料强度与系数要求。表2-4滤油器过滤精度的选择系统过滤精度(μm)元件过滤精度(μm)低压系统100～150滑阀1/3最小间隙70×105Pa系统50节流孔1/7孔径(孔径小于1.8mm)100×105Pa系统25流量控制阀2.5～30140×105Pa系统10～15安全阀溢流阀15～25电液伺服系统5

高精度伺服系统2.5

针对液压系统的需要确定过滤器时，要确定过滤器的类型、过滤精度及尺寸大小。过滤器的类型是指它在系统中的位置，即吸油过滤器、压力管过滤器、回油过滤器、离线过滤器及通气过滤器。吸油过滤器主要用来保护泵不被较大颗粒损坏，一般用网式粗滤器。为了防止泵气蚀，吸油过滤器的压降要严格限制，因而其面积要选得较大。压力管过滤器主要用来保护系统中的关键元件，所以它紧挨着装在被保护元件的上游。因为在压力管工作，所以要能耐受系统的全压力。为了始终提供保护，一般不宜带旁通阀，但应带堵塞指示器。回油过滤器可以去除经液压缸从外界侵入的污染物和系统中生成的污染物。系统的回油流量有时比泵的输出流量大得多，如液压缸的面积差或蓄能器放液使回油流量加大，在确定回油过滤器的容量时要特别注意。由单独的泵和过滤器组成的离线过滤回路，虽然不能直接保护系统元件，但能有效地控制系统油液的总污染度，而且可以独立运行而不受主回路工况的影响。本系统的粗滤器选择型号为TF-250100F过滤精度为100的磁性过滤器，为不影响液压泵的自吸性，两个粗滤器的流量选择2倍于泵的额定流量250L／min。本系统的细滤器选择型号为GLFX900，过滤精度为20的反冲洗过滤器。油箱上的通气过滤器也不容忽视。该过滤器要有与系统要求相适应的过滤精度，以防止环境污染物浸入。同时又要有足够的通流能力，保证油箱液面升降时通气顺畅。2.10.3蓄能器的选择蓄能器是将压力液体的液压能转换为势能储存起来，当系统需要时再由势能转换为液压能而做功的容器。因此，蓄能器可以作为辅助的或者应急的动力源；可以补充系统的漏油，稳定系统的工作压力，以及吸收泵的脉动和回路上的液压冲击等。当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。根据求出的有效容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。蓄能器用于缓和液压冲击时，容积的计算公式如下：V0=(2－12)式中:V0－蓄能器的L－阀门关闭前管道内的流量L/min—液压系统正常工作绝对压力Pa1－液压系统最大允许冲击压力Pa－产生冲击的管道长度m－阀门关闭时间s由2-12得V0==2.74(L)缓和冲击的蓄能器，应选用惯性小的蓄能器，如气囊式蓄能器、弹簧式蓄能器等。技术规格(如图2－4JB-T7035-1993)型号:NXQ1-LA／31.5LA公称容积／L:4公称通径／mm:32公称压力／MPa:31.5外形尺寸(JB-T7035-19外形尺寸(JB-T7035-1993)总长mm:540直径mm:152螺纹联接dmm：M42×2重量：kg:18.6图2－4气囊式蓄能器结构示意缓和冲击的蓄能器，一般尽可能安装在靠近发生冲击的地方，并垂直安装，油口向下。如实在受位置限制，垂直安装不可能时，再水平安装。在管路上安装蓄能器，必须用支板或支架将蓄能器固紧，以免发生事故。蓄能器应安装在远离热源的地方。2.10.4液压油管的选择管路把元件连接起来组成液压系统。管子为传递能量的有压油液提供流动通路，为完成能量传递后的油液提供返回油箱的通路，有时还为控树油液提供通路。液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。1.钢管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。2.铜管：紫铜管工作压力在6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位3.软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物；低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物；尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为2.5～8MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。要在硬管与软管之间作出基本选择。应尽量用硬管，因为硬管成本低、阻力小、安全。元件运动时要用软管，有时为了装拆方便也用软管。软管还可以防振隔振。各元件间连接管道的规袼按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。本试验台的钢管采用20号冷拔无缝钢，软管采用钢丝纺织胶管。钢（1）油管内径d按下式计算：≥(2-13)式中：q—通过油管的最大流量(L/min)；v—为管道内允许的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；压力油管取2.5～6(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。根据这些数值，当油液在压力管中流速取2m／s时，按式（2-13），算得液压泵吸油、压油吸油管的内径≥==35.4mm根据设计手册圆整：40mm压油管的内径≥==20.4mm根据设计手册圆整：20mm（2）油管壁厚δ按下式计算：δ≥p·d/2〔σ〕(2-14)式中：p—管内最大工作压力；〔σ〕—油管材料的许用压力MPa，〔σ〕=σb/n；σb为材料的抗拉强度；n为安全系数，钢管p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa时，取n=6；p＞17.5MPa时，取n=4。按式（2-14），计算吸油管、压油管的壁厚δ：1）吸油管δ≥=0.4mm，取δ=5mm则吸油管的外径D=50mm2）压油管δ≥=3.5mm，取δ=4mm则压油管的外径D=28mm根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管，吸油管505，284。软管尺寸的确定软管的流通截面积计算公式;A≥(2-15)式中：A－软管的流通截面积cm2－管内流量L/min－管内流速m／s由公式2－15得：A≥＝1.4cm2由式A＝得，软管的内径d＝＝13.4mm按手册选取成品软管型号：公称内径:19mm内径最小值:18.6mm，最大值:1型增强层外径最小值:24.6mm1型增强层外径最大值:26mm管接头用来把管子与管子或管子与元件连接起来。常用的管接头有扩口式、卡套式、焊接式、法兰式及软管用接头，扩口式用于低压场合的铜管或薄壁钢管及飞机液压系统。卡套式管接头使用方便；但对管子外径尺寸精度和表面质量有一定的要求。焊接式管接头靠密封圈密封，适用于高压场合的低碳无缝钢管。法兰用于大通径管子的连接，软管接头一般与软管装成一体出售，这种软管总成可根据需要向管件厂订货。选择管接头时要考虑耐压能力，压降、结构形式、材料、成本等因素。把板式连接的液压阀贴装在液压集成块表面；或者把盖板插装阀或螺纹插装阀插入油路块的腔孔中，；利用油路块内部的加工孔道把各阀的相应油口沟通以组成局部回路，既可省掉许多管子，又使结构紧凑、装拆方便，已成为许多液压系统的典型做法。有些行业(如组合机床制造业)还开发了可以互相叠加的标准化油路块一集成块，使系统设计工作简化为功能集成块的选用。软管用两端开放式快换接头，钢管用焊接式管接头。图2－5焊接式端直通管接头结构示意（1）焊接式端直通管接头型号与尺寸(JB966－1977)1）管子外径D0=28mm的焊接式端直通管接头型号：28JB966－1977尺寸（图2－5）：管子外径D028公称通径DN20dM27×2O形圈30×3.1垫圈33重量/kg0.4502）管子外径D0=42型号：42JB966－1977尺寸：管子外径D042公称通径DN32dM42×2O形圈40×3.1垫圈62重量/kg1.060（2）快换接头的外形和连接尺寸（GB8606—1988）图2－6快换接头的外形和连接尺寸公称通径20mm，A型螺纹连接型式：快换接头A20GB8606—1988连接螺纹M30×1.5O形圈28×1.8最低爆破压力/MPa100L/mm110D/mm46重量/kg液压油箱容积的计算油箱容量就是保持对系统有足够的油液供应。在确定油箱容量时应考虑最低和最高的极限温度、回路中保持的最小和最大油液体积、空气从油液中逸出所需要的镇定时间、未采用主动温度控制时的散热能力，以及油箱的环境和相对于系统的位置。所选的油箱应该有这样的公称油液容量，即该容量等于或大于可能从系统中流进油箱的所有油液的体积，同时在工作循环期间能保持安全的工作液位。此外，公称油液容量应不小于每分钟通过油箱的最大工作流量的3倍。油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。V=KΣq(2－16)式中：K—系数，低压系统取2～4，中、高压系统取5～7；对于固定设备，空间面积不受限制的设备，则应采用较大的容量。如冶金机械液压系统的油箱容量通常取为泵每分钟流量的7～10倍，锻压机械的油箱容量通常取为每分钟流量的6～12倍。Σq—同一油箱供油的各液压泵流量总和。取油箱容量为每分钟流量的12倍，则油箱的有效容量：V=12×（80×1480）＝1420L为考虑散热的要求取油箱的容积20002.11外加载液压系统的验算为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。由于液压系统的验算较复杂，只能采用一些简化公式近似地验算某些性能指标，如果设计中有经过生产实践考验的同类型系统供参考或有较可靠的实验结果可以采用时，可以不进行验算。按上述步骤．在初步确定了各个液压元件之后，为判断液压系统工作性能的好坏，对整个液压系统的技术性能进行验算如下：2.11.1系统的压力损失验算液压元件的规格和管道尺寸确定之后，便应估算回路中的压力损失，以便确定系统的供油压力-而系统的压力损失的验算工作。往往要求先画出液压系统和元件的装配草图后，才能进行，如果验算结果大于粗略计算时的估算值，应修改设计，要求另选油泵型号和规格，增大电机功率，或者增大油缸、油马达的结构尺寸，以降低系统工作压力-液压回路中的压力损失，在循环中的不同动作阶段，其值是不同的，必须分开计算。当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失ΔpL、局部压力损失Δpc和流经阀类元件的压力损失ΔpV，即：Δp=ΔpT+Δpj+ΔpVMpa(2-17)（1）验算系统最长管路，大泵出油口至加载缸的压力损失1）沿程损失计算知其内径d＝0.020m，长L＝15m，通过的流量Q总＝75.6L／min＝0.00126m3／s，工作介质为L－HM32普通液压油，工作温度下的粘度＝m2／s，密度＝900kg／m3，液压系统元件采用集成油路块的配置形式。管内的流速：＝＝4.01m／s雷诺数：Re＝2300，所以管路中的流动状态为紊流。管路中紊流流动，沿程损失ΔpT可按下经验公式计算：ΔpT= (2-18)式中：—沿程阻力系数，它是Re的相对粗糙度。因为3000105，则按照经验公式：＝0.3164Re－0.25＝0.31642916－0.25＝0.04305l—管道长度，(m)；d—管道内径，(m)；—液压油的密度；υ—管道内的平均流速，（m／s）。则沿程损失：ΔpT=＝0.23Mpa2）局部压力损失计算局部压力损失可按下式估算：Δpj=(0.05～0.15)ΔpT则Δpj=0.150.23＝0.035Mpa3）阀类元件的ΔpV值可按下式近似计算：ΔpV=Δpn（qV/qVn）2(MPa)式中：qVn—阀的额定流量(L/min)；qV—通过阀的实际流量(L/min)；Δpn—阀的额定压力损失(MPa)。表2－5阀类元件的ΔpV值元件名称额定流量（L/min）实际通过流量（L/min）额定压力损失（Mpa）实际压力损失（Mpa）单向阀10014电液阀12059调速阀10014若取集成油路块的进油压力损失＝0.08Mpa，集成油路块的回油压力损失＝0.1Mpa，则系统最长管路的压力总损失为：Δp＝0.23＋0.035＋0.114＋0.159＋0.1442＝0.826Mpa计算系统压力损失的目的，是为了正确确定系统的调整压力和分析系统设计的好坏。从以上验算结果可以看出，此工况下的压力损失小于初选的压力损失值，且比较接近，说明系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。（2）系统的调整压力系统的调整压力经验公式：p0≥p1+Δp式中：p0—液压泵的工作压力或支路的调整压力；p1—执行件的工作压力。则系统的最低调定压力：p0＝26＋0.814＝26.826（Mpa）2.11.2系统的发热温升验算系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。在液正传动中．压力损失和溢流．泄漏的能量损失，绝大部分变为热能，致使系统的油温升高,油液的温升使粘度下降，泄漏增加，同时，使油分子裂化或聚合，产生树脂状物质，堵塞液压元件小孔，影响系统正常工作，因此必须使系统中油温保持在允许范围内。一般工程机械、矿山机械类液压系统正常工作油温为50～80℃；最高允许油温为90℃。为了保证系统正常工作．油温升高的允许值不应超过规定范围。因而必须验算发热和散热量，由于发热和散热的因素复杂，一般仅对油箱的散热进行计算。将发热与散热相比较，以决定采取什么样的热于街万式(如增大油箱容积，增另散热设施等）。（1）系统发热功率P的计算PH＝P－Pe(kW)(2－19)式中：P—为工作循环输入主系统的平均功率(kW)；Pe—执行元件的平均有效功率(kW)。系统处于最大工作压力时：液压泵的输入功率：P＝38kW两个加载液压压缸的总输出功率：Pe＝2Fv＝2（8500103）＝28.3(kW)则系统的发热功率：38－18.3＝9.7(kW)（2）系统的散热和温升系统的散热量可按下式计算：ΔT=（2－20）式中：