電控液壓傳動試驗系統(tǒng)設(shè)計【裝載機工作裝置】,裝載機工作裝置,液壓,傳動,試驗,實驗,系統(tǒng),設(shè)計,裝載,機工,裝置 畢業(yè)設(shè)計(論文) 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)設(shè)計 所在學(xué)院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學(xué) 號 指導(dǎo)老師 年 月 日 誠 信 聲 明 本人聲明： 1、本人所呈交的畢業(yè)設(shè)計（論文）是在老師指導(dǎo)下進行的研究工作及取得的研究成果； 2、據(jù)查證，除了文中特別加以標注和致謝的地方外，畢業(yè)設(shè)計（論文）中不包含其他人已經(jīng)公開發(fā)表過的研究成果，也不包含為獲得其他教育機構(gòu)的學(xué)位而使用過的材料； 3、我承諾，本人提交的畢業(yè)設(shè)計（論文）中的所有內(nèi)容均真實、可信。 作者簽名： 日期： 年 月 日  目 錄 摘 要 V Abstract 1 第1章 緒論 2 1.1液壓概況 2 1.2液壓工作原理 2 1.3 液壓系統(tǒng)的設(shè)計步驟與設(shè)計要求 3 1.4本論文研究的主要內(nèi)容 4 第2章 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)整體方案的擬定 5 2.1 設(shè)計思路 5 2.2擬定液壓原理圖 6 2.3 動作分析 7 第3章 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓系統(tǒng)的計算 9 3.1 設(shè)計主要技術(shù)參數(shù) 9 3.2 液壓缸的設(shè)計 9 3.2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖 12 3.2.2 液壓缸的效率 12 3.2.3 液壓缸缸徑的計算 12 3.2.4活塞寬度的確定 13 3.2.5 缸體長度的確定 13 3.2.6缸筒壁厚的計算 13 3.2.7 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 14 3.2.8缸筒壁厚的驗算 17 3.2.9 缸筒的加工要求 18 3.2.10法蘭設(shè)計 19 3.2.11 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 20 3.2.12密封件的選用 21 第4章 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓系統(tǒng)液壓元件的選擇 23 4.1油泵的選擇 23 4.1.1 油泵工作壓力的確定 23 4.1.2 油泵流量的確定 24 4.1.3 油泵電機功率的確定 24 4.2 液壓元件的選擇 25 4.3 油管的選擇 27 第5章 驗算液壓系統(tǒng)性能 28 5.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 28 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 30 第6章 液壓站的設(shè)計 32 6.1液壓站簡介 32 6.2 油箱設(shè)計 32 6.2.1油箱有效容積的確定 32 6.2.2 油箱容積的驗算 33 6.2.3 油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計 35 6.3 液壓站的結(jié)構(gòu)設(shè)計 37 6.3.1 液壓泵的安裝方式 37 6.4 輔助元件 40 6.4.1 濾油器 40 6.4.2 空氣濾清器 41 6.4.3 液位計 42 6.4.4 液壓油 43 第7章 控制部分設(shè)計 44 7.1 可編程序控制器的選擇及工作過程 44 7.1.1 可編程序控制器的選擇 44 7.1.2 可編程序控制器的工作過程 44 7.2 可編程序控制器的使用步驟 45 7.3可編程序控制器控制方案 46 7.3.1 控制系統(tǒng)的工作原理及控制要求 46 7.3.2.控制要求 46 7.4 PLC控制原理圖設(shè)計 47 結(jié)論 49 致 謝 50 參考文獻 51 IV 摘 要 液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計要同主機的總體設(shè)計同時進行。著手設(shè)計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 本人系統(tǒng)學(xué)習(xí)了液壓系統(tǒng)技術(shù)的知識，查閱了一些相關(guān)的文獻資料，在此基礎(chǔ)上，結(jié)合本人的設(shè)想和設(shè)計工作中需要解決的任務(wù)，主要進行了以下幾項工作： （1）擬定電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓液壓原理圖。 （2）完成電控液壓傳動試驗系統(tǒng)油缸的設(shè)計。 （3）完成電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓站的設(shè)計。 （4）對液壓系統(tǒng)進行校核設(shè)計 （5）完成對電控液壓傳動試驗系統(tǒng)整體建模設(shè)計 關(guān)鍵詞：電控液壓傳動試驗系統(tǒng)，油缸，液壓系統(tǒng) V Abstract Hydraulic drive system is a part of hydraulic machinery, hydraulic transmission system design to the overall design of the same host at the same time. To design, we must proceed from the actual situation, the organic combination of various transmission forms, give full play to the advantages of hydraulic transmission, and strive to design hydraulic transmission system has the advantages of simple structure, reliable operation, low cost, high efficiency, simple operation, convenient repair. I am learning system of hydraulic system of technical knowledge, access to some of the relevant literature, on this basis, combined with the need to address my ideas and design work, the main work is described as follows: (1) the development of hydraulic press hydraulic principle diagram. (2) completed the design of hydraulic cylinder. (3) to complete the design of hydraulic station. (4) were checked for the design of hydraulic system (5) the completion of the hydraulic press overall three-dimensional modeling design Keywords: hydraulic machine, hydraulic cylinder, hydraulic system 第1章 緒論 1.1液壓概況 當(dāng)前，液壓技術(shù)在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、經(jīng)久耐用、高度集成化等各項要求方面都取得了重大的進展，在完善比例控制、數(shù)字控制等技術(shù)上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設(shè)計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，更日益顯示出顯著的成績。從17世紀中葉巴斯卡提出靜壓傳遞原理、18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，也已有二三百年歷史了。近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用只是本世紀中葉以后的事，至于它和微電子技術(shù)密切結(jié)合，得以在盡可能小的空間內(nèi)傳遞出盡可能大的功率并加以精確控制，更是近10年內(nèi)出現(xiàn)的新事物。 我國的液壓工業(yè)開始于本世紀50年代，其產(chǎn)品最初只用于機床和鍛壓設(shè)備，后來才用到拖拉機和工程機械上。自1964年從國外引進一些液壓元件生產(chǎn)技術(shù)、同時進行自行設(shè)計液壓產(chǎn)品以來，我國的液壓件生產(chǎn)已從低壓到高壓形成系列，并在各種機械設(shè)備上得到了廣泛的使用。80年代起更加速了對西方先進液壓產(chǎn)品和技術(shù)的有計劃引進、消化、吸收和國產(chǎn)化工作，以確保我國的液壓技術(shù)能在產(chǎn)品質(zhì)量、經(jīng)濟效益、人才培訓(xùn)、研究開發(fā)等各個方面全方位地趕上世界水平。 1.2液壓工作原理 驅(qū)動的液壓系統(tǒng)，它由油箱、濾油器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管組成。它的工作原理：液壓泵由電動機帶動旋轉(zhuǎn)后，從油箱中吸油。油液經(jīng)濾油器進入液壓泵，當(dāng)它從泵中輸出進入壓力管后，將換向閥手柄、開停手柄方向往內(nèi)的狀態(tài)下，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸左腔，推動活塞和工作臺向右移動。這時，液壓缸右腔的油經(jīng)換向閥和回油管排回油箱。為了克服移動工作臺時所受到的各種阻力，液壓缸必須產(chǎn)生一個足夠大的推力，這個推力是由液壓缸中的油液壓力產(chǎn)生的。要克服的阻力越大，缸中的油液壓力越高；反之壓力就越低。輸入液壓缸的油液是通過節(jié)流閥調(diào)節(jié)的，液壓泵輸出的多余的油液須經(jīng)溢流閥和回油管排回油箱，這只有在壓力支管中的油液壓力對溢流閥鋼球的作用力等于或略大于溢流閥中彈簧的預(yù)緊力時，油液才能頂開溢流閥中的鋼球流回油箱。所以，在系統(tǒng)中液壓泵出口處的油液壓力是由溢流閥決定的，它和缸中的油液壓力不一樣大。 液壓傳動有以下一些優(yōu)點： 在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產(chǎn)生出更多的動力，因為液壓系統(tǒng)中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出30~40倍。在同等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的12%左右。 液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕、慣性小、反應(yīng)快，液壓裝置易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻率，在實現(xiàn)往復(fù)回轉(zhuǎn)運動時可達500次/min，實現(xiàn)往復(fù)直線運動時可達1000次/min。 液壓裝置能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速（調(diào)速范圍可達2000），它還可以在運行的過程中進行調(diào)速。 液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或流動方向易于進行調(diào)節(jié)或控制的緣故。當(dāng)將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結(jié)合起來使用時，整個傳動裝置能實現(xiàn)很復(fù)雜的順序動作，接受遠程控制。液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。由于液壓元件已實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設(shè)計、制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。用液壓傳動來實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單。 液壓傳動的缺點是： 液壓傳動不能保證嚴格的傳動化，這是由液壓油液的可壓縮性和泄漏等原因造成的。液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失等），長距離傳動時更是如此。液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下工作。為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價較貴，而且對油液的污染比較敏感。液壓傳動要求有單獨的能源。液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因。 1.3 液壓系統(tǒng)的設(shè)計步驟與設(shè)計要求 液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計要同主機的總體設(shè)計同時進行。著手設(shè)計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 1.4本論文研究的主要內(nèi)容 本人系統(tǒng)學(xué)習(xí)了液壓系統(tǒng)技術(shù)的知識，查閱了一些相關(guān)的文獻資料，在此基礎(chǔ)上，結(jié)合本人的設(shè)想和設(shè)計工作中需要解決的任務(wù)，主要進行了以下幾項工作： （1）擬定電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓液壓原理圖。 （2）完成電控液壓傳動試驗系統(tǒng)油缸的設(shè)計。 （3）完成電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓站的設(shè)計。 （4）對液壓系統(tǒng)進行校核設(shè)計 51 51 第2章 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)整體方案的擬定 2.1 設(shè)計思路 裝載機是一種應(yīng)用廣泛的工程機械。其工作裝置的結(jié)構(gòu)和性能直接影響工程機械整機的工作尺寸和性能參數(shù)，工作裝置的合理性直接影響整機的工作效率、生產(chǎn)負荷、動力與運動特性、不同工況下的作業(yè)效果、工作循環(huán)的時間、外形尺寸和發(fā)動機功率等。 裝載機工作裝置是組成裝載機關(guān)鍵部件之一，裝載機的鏟掘和裝卸物料作業(yè)是通過其工作裝置的運動來實現(xiàn)的。其設(shè)計水平的高低直接影響性能的好壞，進而影響到裝載機的工作效率和經(jīng)濟性能指標。裝載機工作裝置由鏟斗1、連桿2、搖臂3、轉(zhuǎn)斗油缸4、動臂5、動臂油缸6等組成。整個工作裝置鉸接在車架上。鏟斗通過連桿和搖臂與轉(zhuǎn)斗油缸鉸接，用以裝卸物料。動臂與車架、動臂油缸鉸接，用以升降鏟斗。鏟斗的翻轉(zhuǎn)和動臂的升降采用液壓操縱。 圖2-1 輪式裝載機的工作裝置 裝載機作業(yè)時工作裝置應(yīng)能保證：當(dāng)轉(zhuǎn)斗油缸閉鎖、動臂油缸舉升或降落時，連桿機構(gòu)使鏟斗上下平動或接近平動，以免鏟斗傾斜而撒落物料；當(dāng)動臂處于任何位置、鏟斗繞動臂鉸點轉(zhuǎn)動進行卸料時，鏟斗傾斜角不小于45°，卸料后動臂下降時又能使鏟斗自動放平，保證各個桿件在運動過程中不存在干涉。保證必要的卸載角、卸載高度和卸載距離。為避免產(chǎn)斗中的物料撒出要求產(chǎn)斗作“平移運動”，即需要限制產(chǎn)斗口的傾角控制在15°以內(nèi)為好。 裝載機的工作機構(gòu)屬于連桿機構(gòu)，設(shè)計中要特別注意防止各個工況出項機構(gòu)相互干擾、“死點”、“自鎖”和“機構(gòu)撕裂”等現(xiàn)象，各處的轉(zhuǎn)角不得小于10°；在滿足中和工作性能的前提下，盡可能增大機構(gòu)的倍力系數(shù)，減小工作機構(gòu)的前懸、長度和高度，以提高裝載機載各種工況下的穩(wěn)定性和司機的視野。 2.2擬定液壓原理圖 2.3 動作分析 工作過程 A: 啟動：電磁鐵全斷電，主泵卸荷。主泵（恒功率輸出）→電液壓換向閥9的M型中位→電液換向閥20的K型中位→T B： 快進：液壓缸15活塞快速下行：1YA，5YA通電，電磁鐵換向閥17接通液控單向閥18的控制油路，打開液控單向閥18， 進油路：主泵1 →電液換向閥9 →單向閥11→上液壓缸15 回油路：液壓缸15下腔 →液控單向閥18→電液換向閥9→電液換向閥20的K型中位→T 液壓缸15活塞依靠重力快速下行：大氣壓油→吸入閥13→液壓缸15上腔的負壓空腔 C： 工進： 液壓缸15接觸工件慢速下行：（增壓下行）液壓缸活塞碰行程開關(guān)2XK，5YA斷電，切斷經(jīng)液控單向閥18快速回油通路，上腔壓力升高，切斷（大氣壓油→吸入閥13 →上液壓缸無桿腔）吸油路。 回油路：液壓缸15下腔→順序閥16→電液換向閥9→電液換向閥20的K型中位→T D： 保壓：液壓缸15上腔壓力升高達到預(yù)調(diào)壓力，壓力繼電器10發(fā)出信息，1YA斷電，液壓缸15進口油路切斷，單向閥11和吸入閥13的高密封性能確保液壓缸15活塞對工件保壓。主泵（恒功率輸出）主泵→ 電液壓換向閥9的M型中位→ 電液壓換向閥20的K型位→T實現(xiàn)主泵卸荷。 E： 保壓結(jié)束，泄壓，液壓缸15回程：時間繼電器發(fā)出信息，2TA通電（1YA斷電），液壓缸15上腔壓力很高，外控順序閥14，使主泵1→電液壓換向閥9→吸入閥的控制油路由于大部分油液經(jīng)外控順序閥14流回油箱，壓力不足以立即打開吸入閥13通油箱的通道，只能打開吸入閥的卸荷閥13（或叫卸荷閥13的卸荷口），實現(xiàn)液壓缸15上腔（只有極少部分油液經(jīng)卸荷閥口回油箱）先卸荷，后通油箱的順序動作，此時：主泵1大部分油液→電液壓換向閥9→外控順序閥→T F： 液壓缸15活塞快速上行： 液壓缸15上腔卸壓達到吸入閥13開啟的壓力值時，外控順序閥14關(guān)閉，切斷主泵1大部分油液→電液換向閥9→外控順序閥14→T的卸荷油路實現(xiàn)： 進油路：主泵1→電液換向閥9→液控單向閥20→液壓缸15下腔回油路：液壓缸15上腔→吸入閥13→T G: 頂出工件:液壓缸15活塞快速上行到位,PLC發(fā)出信號, 2YA斷電,電液壓換向閥9關(guān)閉,3YA通電電液壓換向閥20右位工作 進油路:主泵1→電液壓換向閥9的M型中位→電液換向閥20→液壓缸19無桿腔 回油路：液壓缸19有桿腔→電壓換向閥20→T H: 頂出活塞退回：3YA斷電，4YA通電，電壓換向閥20左位工作 進油路：主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥20→液壓缸19上腔 回油路：液壓缸19下腔→電液換向閥20→T K： 壓邊浮動拉伸： 薄板拉伸時，要求頂出液壓缸19下腔要保持一定的壓力，以便液壓缸19活塞能隨液壓缸15活塞驅(qū)動的動模一起下行對薄板進行拉伸，3YA通電，電液換向閥20右邊工作，6YA通電，電磁換向閥23工作，溢流閥24調(diào)節(jié)液壓缸19下腔油墊工作壓力。 第3章 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓系統(tǒng)的計算 3.1 設(shè)計主要技術(shù)參數(shù) 該試驗系統(tǒng)主要是為了測試裝載機靜壓驅(qū)動系統(tǒng)的性能及參數(shù)匹配情況。主要參數(shù)：功率90kW，轉(zhuǎn)速2200r/min，壓力40MPa，流量200L/min。 3.2 液壓缸的設(shè)計 動臂按縱向中心線形狀可簡單的分為曲線形與直線型兩種。曲線形動臂，一般反轉(zhuǎn)式連桿工作裝置采用較多，這種結(jié)構(gòu)形式的動臂可以使工作裝置的分布更為合理。動臂斷面形狀可分為單板型、雙板型、工字型和箱型數(shù)種。單板動臂結(jié)構(gòu)簡單、工藝性好、但強度和剛度較小，一般用在中、小型裝載機上。 由上訴原因本次設(shè)計選用動臂的形狀結(jié)構(gòu)為：曲線單板形。 (1)動臂參數(shù)設(shè)計 1) 動臂鉸點高度 動臂與車架鉸點的高度通常取 動臂回轉(zhuǎn)角通常取 初取 2) 動臂長度 鉸點位置確定以后，根據(jù)以下公式可以求出動臂的長度 公式： 式中： ——鏟斗最小卸載距離，mm ; ——鏟斗回轉(zhuǎn)半徑與斗底夾角； ——鏟斗最大卸載高度時最大卸載角，通常?。? ——動臂與車架鉸點到裝載機前面外廓水平距離，mm； ——最大卸載高度，mm； ——動臂與車架連接鉸點的高度，mm。 (2)動臂油缸的位置一般有兩種方式。圖所示為舉升油缸立式布置；另一種布置方式為舉升油缸臥式布置，即當(dāng)鏟斗處于裝載位置時，舉升油缸接近水平，如圖2-13所示。最近生產(chǎn)的裝載機多用后一種布置方式，它是機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計的結(jié)果。 圖2-12 立式布置 圖2-13 臥式布置 1-動臂 2-舉升油缸 1-動臂 2-舉升油缸 輪式裝載機工作裝置連桿機構(gòu)的設(shè)計任務(wù)是確定各連桿的尺寸和相互的位置關(guān)系，以滿足設(shè)計任務(wù)中的規(guī)定的使用性能及經(jīng)濟技術(shù)指標。由于連桿機構(gòu)尺寸以及銷軸位置的相互影響，連桿機構(gòu)可變性很大，同時又要受結(jié)構(gòu)限制，可變參數(shù)很多，因而無法單純采用理論計算的方法來確定，目前大多數(shù)采用圖解法并配合統(tǒng)計或類比法加以確定，本次設(shè)計采用圖解法和類比法對工作裝置加以確定。 反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)如圖2-14所示。它由轉(zhuǎn)斗機構(gòu)和動臂舉升機構(gòu)兩個部分組成。 a 插入工況 b 鏟裝工況 c 最高位置工況 d 高位卸載工況 圖2-14 反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)簡圖 轉(zhuǎn)斗機構(gòu)由轉(zhuǎn)斗油缸CD、搖臂CBE、連桿EF、鏟斗GF、動臂GBA和機架AD六個構(gòu)件組成。實際上，它是由兩個反轉(zhuǎn)四桿機構(gòu)組成GFEB和BCDA串聯(lián)而成。當(dāng)舉升動臂時，若假定動臂為固定桿，則可以把機架AD視為輸入桿，把鏟斗GF看成輸出桿，由于AD與GF轉(zhuǎn)向相反，所以把此機構(gòu)稱作反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)。 舉升油缸主要由動臂舉升油缸HM和動臂GBA構(gòu)成。 若把油缸分解成兩個活動構(gòu)件和一個移動副，則反轉(zhuǎn)六桿機構(gòu)放入活動構(gòu)件數(shù)為n=8，運動低副數(shù)應(yīng)用計算機構(gòu)自由度公式，可得其自由度為2。因為油缸均為運動件，所以整個機構(gòu)有確定的運動。 當(dāng)舉升油缸閉鎖時，啟動轉(zhuǎn)斗油缸，鏟斗將繞G點做定軸運動；當(dāng)轉(zhuǎn)斗油缸閉鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將做復(fù)合運動，即一邊隨動臂對A進行牽引運動，同時有相對動臂繞G點作相對運動。 3.2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖 1、選取參數(shù) 取動摩擦系數(shù)fd=0.1 ，靜摩擦系數(shù)fj=0.2 ，η缸=0.95， V快=100mm/s ， V工=10mm/s，令起動時間不超過0.2秒， 3.2.2 液壓缸的效率 液壓缸的機械效率 3.2.3 液壓缸缸徑的計算 內(nèi)徑D可按下列公式初步計算： 液壓缸的負載為推力 =463mm 式（3-1） 式中 —液壓缸實際使用推力4000（KN）； —液壓缸的總效率，一般取=07～09；計算=0.8； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設(shè)計中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=25MPa； 根據(jù)式（3-1）得到內(nèi)徑：=500mm 查缸筒內(nèi)徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為500mm。 表4.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 活塞桿外徑： 查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計我選擇d/D=0.7，即d=0.55D=0.7×500=350mm。根據(jù)活塞桿直徑標準取d=360mm. 表3-1 活塞桿直徑系列 活塞桿直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、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、360 3.2.4活塞寬度的確定 由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動，因此，它與缸筒的配合應(yīng)適當(dāng)，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設(shè)計性能。 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）×500=（300-500）mm 取=350mm 3.2.5 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部的長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應(yīng)大于缸體內(nèi)徑的20-30倍。 3.2.6缸筒壁厚的計算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時，必須進行強度校核。 當(dāng)時，稱為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計算，計算公式為 式（3-2） 式中，—缸筒內(nèi)最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當(dāng)時，一般取。液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度： σb=600MPa 安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。 則許用應(yīng)力[δ]==120MPa 當(dāng)時,按式（3-3）計算 (該設(shè)計采用45鋼管) 式（3-3） 根據(jù)缸徑查手冊預(yù)取=50 此時 =0.1 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以： =251.5=37.5MP =115 滿足要求，就取壁厚為120mm。 3.2.7 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 A.活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 式中，為活塞桿上的作用力； · 為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。 （3-4） 式中 ————許用應(yīng)力；（Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數(shù)取5，即活塞桿的強度適中） =63.69mm d取360 mm大于63 mm 滿足要求. B.液壓缸穩(wěn)定性計算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當(dāng)活塞桿的細長比時 b.當(dāng)活塞桿的細長比時 式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關(guān)，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。 表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值 支承方式 支承說明 末端系數(shù) 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3-3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當(dāng)時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。 此設(shè)計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。 3.2.8缸筒壁厚的驗算 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4） 根據(jù)式（3-4）得到： 顯然，額定油壓==25MP，滿足條件； B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6） 先根據(jù)式（3-6）得到： =41.21 再將得到結(jié)果帶入（3-5）得到： 顯然，滿足條件； C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內(nèi)，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。 各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當(dāng)額定壓力時 （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力： (MPa） 式（3-7） 因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3-7）得到： 至于耐壓試驗壓力應(yīng)為： 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內(nèi)徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸耐壓試驗壓力（）； —缸筒發(fā)生爆破時壓力（）； —缸筒材料抗拉強度（）； —缸筒材料的屈服強度（； —缸筒材料的彈性模量（）； —缸筒材料的泊桑系數(shù) 鋼材：=0.3 3.2.9 缸筒的加工要求 缸筒內(nèi)徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨； 熱處理：調(diào)制，HB240； 缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半； 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 3.2.10法蘭設(shè)計 液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計選擇法蘭式端蓋 （缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進行計算： 式（3-8） 式中， -法蘭厚度（m）； —密封環(huán)內(nèi)經(jīng)（m）； 密封環(huán)外徑（m）； 系統(tǒng)工作壓力（pa）；=25MPa 附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa； 螺釘孔分布圓直徑（m）； 密封環(huán)平均直徑（m）； 法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa —法蘭受力總合力（m） 所以 3.2.11 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 連接圖如下： 圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-前端蓋；2-缸筒 螺栓強度根據(jù)下式計算： 螺紋處的拉應(yīng)力: (MPa) 式（3-9） 螺紋處的剪應(yīng)力 (MPa) 式（3-10） 合成應(yīng)力 (MPa) 式（3-11） 式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是 —螺紋預(yù)緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內(nèi)徑； —缸體螺紋外徑； —螺紋內(nèi)經(jīng)； —螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個數(shù)。 最大推力為： 使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12 根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應(yīng)力為： = 根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應(yīng)力為： 根據(jù)式（3-11）得到合成應(yīng)力為： ==367.6MPa 由以上運算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級為12.9級； 查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級合適。 3.2.12密封件的選用 A.對密封件的要求 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應(yīng)范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當(dāng)?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復(fù)運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復(fù)運動的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾取? 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復(fù)雜，造價高。對內(nèi)泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調(diào)節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經(jīng)濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設(shè)計選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象； b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長； c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3-2 密封方式圖 第4章 電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓系統(tǒng)液壓元件的選擇 4.1油泵的選擇 4.1.1 油泵工作壓力的確定 油泵工作壓力為： =P+∑△P 式（4-1） 可知工進階段液壓缸壓力最大，由于在電控液壓傳動試驗系統(tǒng)液壓系統(tǒng)中,壓力所經(jīng)過的閥的數(shù)量不多,故壓力損失∑△P不大,參照<<液壓傳動>>表1-10選取∑△P=0.5MP。油缸最大工作壓力P可根據(jù)表3-1取為7.1MP于是油缸工作壓力即為： =25+0.5=25.5MPA 所選油泵的額定工作壓力應(yīng)為： =1.25=1.25×25.5=31.875MPA 根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用申液SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)泵，額定轉(zhuǎn)速1500r/min。 4.1.2 油泵流量的確定 油泵流量為： ≥K（∑Q）=1.1×150=165L/min （4-2） 選用的油泵為YYB-BC165/48B雙聯(lián)葉片油泵 4.1.3 油泵電機功率的確定 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載[1]。 雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分，小泵流量19升/分 下面分別計算所需要的電動機功率P。 考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力為： 。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率=0.565，大泵的總效率=0.3）。 雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分，小泵流量19升/分 電動機功率為： 綜合所需功率據(jù)此查樣本選用Y160ML-4-B5 15KW異步電動機,電動機功率為15KW（躍進廠）。 4.2 液壓元件的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格[1]。本例所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表5-1中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。 表4-1 液壓元件明細表 電動機1 Y160ML-4-B5 15KW 臺 2 躍進廠 液壓泵1 SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r) 臺 2 申液 聯(lián)軸器1 臺 2 鐘形罩1 160ML-B5-SV2010-P4P9P020定制 2 鐘形罩2 Y100L-4-CBE 1 回油壓力表 YN-60 I 1.6MPa 徑向普通耐振 2 上海宜川 閥箱壓力表 YN-60 I 16MPa 徑向普通耐振 10 上海宜川 吸油過濾器 WU160-100J 1 溫州黎明 回油過濾器 RFA-160*20LY 濾芯 FAX-160*20# 1 溫州黎明 濾芯 FAX-160*20# 1 溫州黎明 壓力過濾器1 ZUI-H160*10DFP 濾芯 HDX-160*10# 1 壓力過濾器2 ZUI-H63*5DFP 濾芯 HDX-63*5# 1 溫州黎明 濾芯 HDX-160*10Q2 2 溫州黎明 空氣濾清器 EF5-65 EF4-50是94.5元 1 溫州黎明 液位計 YWZ- 2 溫州黎明 清洗蓋 YG-400F 含法蘭 2 溫州黎明 液位傳感器 YKJD24-500-300 1 溫州黎明 壓力傳感器 A-10;0...250Bar,4…20 3 威卡 高壓球閥1 YJZQ-J15N(G1/2") 24 MHA 高壓球閥2 YJZQ-J20N(G1") 4 奉化朝日 板式冷卻器 BL50C-40D 1 江陰保德 分流馬達 FD219+19-G-N 1 麥塔雷斯 蓄能器 NXQ-L2.5-10H 含安全開關(guān) 1 朝日 蓄能器 NXQ-L16-20H 含回油開關(guān) 1 朝日 換向閥1 4WE10E3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥2 4WE10J3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥3 4WE10EA3X/AG24NZ5L 4WE10EB3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥4 4WE6EB6X/AG24NZ5L 2 立新力士樂 換向閥5 4WE6E6X/AG24NZ5L 4 立新力士樂 換向閥6 4WE6C6X/EG24NZ5L 4 立新力士樂 換向閥7 4WE6Y6X/EG24NZ5L 1 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DB2-30/15Y 2 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DA2-30/15Y 1 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DP2-30/15YM 3 立新力士樂 疊加式單向節(jié)流閥 Z2FS6-3X/ 2 溢流閥1 DBW10B-5X/20G24Z5L 1 立新力士樂 溢流閥2 DB10-5X/20 1 外泄式液控單向閥 SV10PB1-30/ 3 單向節(jié)流閥1 NDRV-12-P-B 更改過 12 西德福 單向節(jié)流閥2 DRVP-10-10 5 立新力士樂 單向節(jié)流閥3 Z1S6P1-30/ 3 單向閥2 RVP12-10/ 5 立新力士樂 比例壓力閥1 RZGO-A-033/210-31 2 ATOS 放大器 EMI-01F-AC/RR 2 ATOS 4.3 油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。 管接頭1變徑三通 2-∮25/1-∮16三通 20 余姚通用管件廠 管接頭2端直通 G1/2-∮16端直通 JB966-77 160 余姚通用管件廠 管接頭3端直通 G1-∮25端直通 JB966-77 12 余姚通用管件廠 管接頭5光桿端直通 G1/2-∮16端直通 JB988-77 4 余姚通用管件廠 管接頭6中間接頭 ∮16-∮16 JB977-77 10 余姚通用管件廠 管接頭8三通 ∮14卡套式三通 JB1948-77 8 余姚通用管件廠 管接頭9中間直角 ∮14中間直角 JB1946-77 2 余姚通用管件廠 管接頭10端直通 G3/8-∮14端直通 JB1942-77 10 余姚通用管件廠 管接頭11端直通 G1/8-∮6端直通 JB1942-77 20 余姚通用管件廠 管接頭12壓力表 壓力表接頭M14*1.5-∮6 JB1957-77 25 余姚通用管件廠 變徑過渡管接頭 M48*2－Z1"（內(nèi)螺紋） 　 2 余姚通用管件廠 變徑過渡管接頭 M48*2－G1"（內(nèi)螺紋） 　 8 余姚通用管件廠 管接頭13端直通 G1-∮28端直通 JB966-77 16 余姚通用管件廠 管接頭14端直通接頭體 Z1"-∮28端直通接頭體 JB1921-77 4 管接頭13端直通 G1-∮25端直通 JB966-77 12 余姚通用管件廠 管接頭17端直通 M22*1.5-∮16端直通 JB966-77 4 余姚通用管件廠 第5章 驗算液壓系統(tǒng)性能 5.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 1.工進時的壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為0.24L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計[1]。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則： 即小流量泵的溢流閥應(yīng)按此壓力調(diào)整。 2．快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便于確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=25m，通過的流量為進油路=22.5L/min=， 回油路=45L/min=。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 按式經(jīng)單位換算為： （6-1） 式中 v————平均流速（m/s） d————油管內(nèi)徑（m） ————油的運動粘度（） q————通過的流量（） 則進油路中液流的雷諾數(shù)為： 回油路中液流的雷諾數(shù)為： 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （2）沿程壓力損失的計算： （6-2） 在進油路上，流速則壓力損失為： 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=4.24m/s，則壓力損失為： （3）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式計算，結(jié)果列于下表： 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 25 16 2 0.82 三位五通電磁閥 63 16/32 4 0.26/1.03 二位二通電磁閥 63 32 4 1.03 單向閥 25 12 2 0.46 若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為： 查表一得液壓缸負載F=521N；則快退時液壓缸的工作壓力為： 計算快退時泵的工作壓力： （6-3） 而 因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應(yīng)大于。 從以上驗算可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算： 工進時液壓缸的輸出功率： 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： 已知油箱容積為V=315L=,則油箱近似散熱面積A為： （6-4） 假定通風(fēng)良好，取油箱散熱系數(shù)，則油液溫升為： ℃≈17.4℃ （6-5） 設(shè)環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為： =25℃+17.4℃=42.4℃[T]=55℃ 所以油箱散熱基本可達要求。 第6章 液壓站的設(shè)計 6.1液壓站簡介 液壓站的結(jié)構(gòu)型式有分散式和集中式兩種類型。 (1)分散式 這種型式將機床液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調(diào)節(jié)裝置分散在機床的各處。例如利用機床床身或底座作為液壓油箱存放液壓油。把控制調(diào)節(jié)裝置放任便于操作的地方。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，泄漏油易回收，節(jié)省占地面積，但安裝維修不方使。同時供油裝置酌振動、液壓油的發(fā)熱都將對機床的工作精度產(chǎn)生不良影響，故較少采用，一般非標設(shè)備不推薦使用。 (2)集中式 這種型式將機床按壓系統(tǒng)的供油裝置 , 控制調(diào)節(jié)裝置獨立于機床之外，單獨設(shè)置一個液壓站。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點是安裝維修方便，按壓裝置的振動、發(fā)熱都與機床隔開；缺點是液壓站增加了占地面積。 6.2 油箱設(shè)計 在開式傳動的油路系統(tǒng)中，油箱是必不可少的，它的作用是，貯存油液，凈化油液，使油液的溫度保持在一定的范圍內(nèi)，以及減少吸油區(qū)油液中氣泡的含量。因此，進行油箱設(shè)計時候，要考慮油箱的容積、油液在油箱中的冷卻、油箱內(nèi)的裝置和防噪音等問題。 6.2.1油箱有效容積的確定 （一）油箱的有效容積 油箱應(yīng)貯存液壓裝置所需要的液壓油，液壓油的貯存量與液壓泵流量有直接關(guān)系，在一般情況下，油箱的有效容積可以用經(jīng)驗公式確定： （ 6.1） 式中，——油箱的有效容積（L）； Q ——油泵額定流量（L/min）； K ——系數(shù)； 查參考文獻[1]，P47，取K=7，油泵額定流量Q=41.76 L/min，代入公式6.1，計算得： =6×41.76=292.32 L 油箱有效容積確定后，還需要根據(jù)油溫升高的允許植，進行油箱容積的驗算。 6.2.2 油箱容積的驗算 液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構(gòu)成總的能量損失，這些能量損失轉(zhuǎn)化為熱量，使系統(tǒng)油溫升高，由此產(chǎn)生一系列不良影響。為此，必須對系統(tǒng)進行發(fā)熱計算，以便對系統(tǒng)溫升加以控制。 液壓系統(tǒng)發(fā)熱的主要原因，是由于液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失以及溢流閥的溢流損失所造成的，當(dāng)液壓油溫度升高后，會引起油液粘度下降，從而導(dǎo)致液壓元件性能的變化，壽命降低以及液壓油老化。因此，液壓油必須在油箱中得到冷卻,以保證液壓系統(tǒng)正常工作。 1 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率H是估算得來的，查參考文獻[1]，P 46，得系統(tǒng)總的發(fā)熱公率H估算公式： （6.2） 式中，N——液壓泵輸入功率（ KW）； ——執(zhí)行元件的有效功率（KW）； 若一個工作循環(huán)中有幾種工況，則應(yīng)求出其總平均有效功率， 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率：H=N（1-η） （6.3） 式中 η——系統(tǒng)總效率。 由查參考文獻[5]，液壓泵輸入功率： N=Nd×η1 （6.4） 式中Nd——電動機功率（KW）； η1——聯(lián)軸器傳動效率。 查參考文獻[5] P7，取η=0.99，代入公式6.4得： N=0.99×7.5KW=7.425KW 所以，液壓泵輸入功率N=7.425KW。 將N=7.425KW代入公式6.3，得： H= N（1-η）=7.425×（1-0.695）KW=2.265KW。 2 散熱功率及溫升 油路系統(tǒng)的散熱,主要靠油箱表面散熱,油箱的散熱功率可以用下式進行估算： =KA (KW) （6.5） 式中, K——油箱的散熱系數(shù)（KW/℃）； A——油箱散熱面積（）； ——系統(tǒng)溫升植（℃）。 其中，油箱的散熱面積可以用下式估算 A=0.065 （） （6.6） 式中，——油箱