8000kN立柱試驗臺結構設計

中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計8000kN立柱試驗臺結構設計8000kNleg,posttest-bedstructuraldesign中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計任務書學院應用技術學院專業(yè)年級機械工程及自動化學生姓名崔蕾蕾任務下達日期：2007年3月25日畢業(yè)設計日期：2007年3月25日至2007年6月15日畢業(yè)設計題目：8000kN立柱試驗臺結構設計8000kNleg,posttest-bedstructuraldesign畢業(yè)設計專題題目：畢業(yè)設計主要內容和要求：一、了解試驗臺的試驗內容：二、設計立柱試驗臺框架及液壓加載系統(tǒng)。三、設備主要技術參數試驗長度：1600～6500mm試驗缸徑：Ф220（工作阻力1597kN）～Ф500mm（工作阻力8443kN）承載能力：18000KN額定加載：15000KN最大加載：17000KN加載行程：1200mm平均加載速度：200mm/min控制方式：電腦智能化控制試驗臺控制：液壓系統(tǒng)控制立柱控制：乳化液系統(tǒng)控制裝機功率：KW規(guī)范標準：歐洲標準設備重量：Kg外形尺寸LxBxH：12000×3000×2400mm×mm×mm院長簽字：指導教師簽字：摘要液壓支架是現代煤礦綜采工作面中的配套支護設備,立柱是其主要結構件。液壓支架的立柱以乳化液為工作介質,在液壓支架支護采煤工作面頂板，破碎頂板方面起著至關重要的作用，對液壓支架的工作性能有決定性的影響。液壓支架立柱的可靠性及安全性直接關系到礦井生產的正?；懊旱V工人的人身安全。隨著中國煤炭工業(yè)的不斷發(fā)展，國家對安全生產治理力度的加大，對礦用機電設備檢測技術提出了更高的要求。立柱性能檢測試驗臺是進行立柱產品質量檢測的必要設備,是立柱質量監(jiān)控的保障。本文對能夠兼容歐洲標準且能夠檢測最大工作阻力8500kN液壓支架立柱試驗臺的結構進行了設計，介紹了立柱性能檢測的方法、試驗臺的系統(tǒng)組成、原理和特點,設計了加載系統(tǒng)和承載框架。主要內容：1.詳細設計了液壓油外加載系統(tǒng)以及外加載液壓缸、增壓缸、泵站油箱、聯結罩、聯軸器、承載框架。2.選取有針對性的零部件如外加載泵站、大泵組、增壓缸、加載液壓缸、聯軸器、加載缸導向套等進行了繪圖。3.承載框架部分，借助于三維軟件SolidWorks2007進行設計，對框架結構進行了三維建模，并借助于SolidWorks2007的一款有限元分析工具COSMOS進行了應力分析。關鍵詞：液壓支架；立柱；液壓加載；試驗臺；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；

緒論0.1課題研究背景和意義液壓支架的立柱以乳化液為工作介質,在液壓支架支護采煤工作面頂板、破碎頂板方面起到了至關重要的作用。液壓支架立柱的可靠性及安全性直接關系到礦井生產的正?；懊旱V工人的人身安全。隨著中國煤炭工業(yè)的不斷發(fā)展，國家對安全生產治理力度的加大，對礦用機電設備檢測技術提出了更高的要求。由于我國煤炭工業(yè)的迅猛發(fā)展，大型綜采配套現代化礦井逐年增加，液壓支架的使用量逐年上升,并且隨著技術的革新，單根立柱的缸徑已經突破400mm，額定工作壓力突破43Mpa,額定工作阻力達到5400kN，向大缸徑、超高壓、大工作阻力發(fā)展是礦用液壓支架發(fā)展的大勢所趨，相信在不久的將來，單根工作阻力超過8000kN的立柱便會設計制造并投產使用，到那時檢修量和實驗的工作量也大大增加。液壓支架立柱檢測設備是生產和研制高產高效液壓支架的關鍵設備，面對迅速發(fā)展的支護技術，需要有一種能夠快速、準確地檢測如此大缸徑、大工作阻力液壓支架立柱的實驗臺。為此本文設計了這臺能夠準確檢測單根額定工作阻力為8000kN液壓立柱的實驗臺。0.2本文設計的內容本文主要設計了液壓支架立柱試驗臺的結構，主要內容包含試驗臺的液壓加載系統(tǒng)設計、加載液壓缸設計、增壓液壓缸設計及試驗臺承載框架設計。本試驗臺的液壓加載系統(tǒng)分別采用液壓油外加載系統(tǒng)和乳化液內加載系統(tǒng)，這種液壓系統(tǒng)結構簡單,維修方便。承載框架采用鋼板焊接成整體式。本文比較詳細地設計了普通液壓油外加載系統(tǒng)以及外加載液壓缸、增壓缸、外加載泵站油箱、聯結罩、聯軸器、承載框架，并選取了有針對性的零部件如外加載泵站、大泵組、聯軸器、增壓液壓缸、加載液壓缸、加載缸導向套等進行了設計并繪圖。承載框架設計部分，聽取導師的建議，借助于三維軟件SolidWorks2007進行設計，對框架結構進行了三維建模，并借助于SolidWorks2007帶的一款有限元分析工具COSMOS進行了應力分析。因有時間的限制，以上所列的個別內容不夠細致。1立柱試驗臺總體結構方案設計1.1立柱試驗臺檢測項目和實驗方法表1－1立柱試驗臺檢測項目和實驗方法序號檢驗項目檢驗方法性能要求1空載行程立柱空載，在運動速度不大于200mm／min的工況下，全行程往復運動三次不得有滯澀、爬行和滲漏2最低啟動壓力（1）立柱空載無背壓工況下，分別對活塞腔，和活塞桿腔逐漸升壓至活柱塞全行程移動，記錄各級缸的上腔和下腔的啟動壓力。（2）立柱活柱全縮回，中缸活塞桿腔保持供液壓力，大活塞桿腔逐漸升壓使中缸運動，記錄當中缸中部通過大缸導向套時，大缸活塞桿腔的啟動壓力?；钊粏訅毫Σ坏贸^3.5MPa(不包括底閥的阻力損失)活塞桿腔啟動壓力不得超過7.5MPa3活塞桿腔密封性能立柱縮至最小高度對活塞桿腔加2MPa和1.1倍供液壓力，閉鎖密封腔穩(wěn)壓5分鐘在同溫下壓力不得下降、不得滲漏4中心讓壓性能立柱全部外伸，將安全閥開啟壓力調至額定工作壓力（1）用102mm/min速度，進行2次行程100mm的讓壓試驗（2）用21mm/min速度，進行2次行程20mm的讓壓試驗（3）多級立柱級間轉換處用102mm/min速度，進行2次行程100mm的讓壓試驗5中心過載性能（1）1.5倍額定載荷壓縮外加載步驟：①用0.8倍的額定工作壓力使立柱全部外伸②壓力腔閉鎖③用1.5倍額定工作阻力外加載1次3min，在3min內作密封試驗④卸載后測量缸筒擴徑殘余變形內加載步驟：①用0.8倍的額定工作壓力使立柱全部外伸至全長的（953）%②立柱兩端固定，用1.5倍額定工作壓力向壓力腔加壓③壓力腔閉鎖1次3min，在3min內作密封試驗④卸載后測量缸筒擴徑殘余變形（2）全縮回2倍額定載荷立柱全縮回，在外部施加2倍額定工作阻力1次3min6偏心加載用0.1倍額定工作壓力使立柱全伸出，閉鎖壓力腔，按規(guī)定偏心量外加額定工作阻力1次3min做密封檢查，然后卸載至0.1倍額定工作壓力測量級間過渡處的擾度。7耐久性試驗（1）偏心加載將立柱伸出至全行程的1905%，偏心量按圖1的一半加載循環(huán)：加（1.15%）倍額定工作阻力，讓壓加載速度（10010%）mm/min，運動距離（502.5%）mm加壓完畢，以額定供液壓力對活塞桿腔加壓回縮（502.5%）mm用額定工作壓力的（70~80）%，是液壓缸伸出至原位：循環(huán)次數大于6000次，循環(huán)完畢進行密封性能試驗。2.中心加載將立柱伸出全行程的（905）%，中心加載循環(huán)：用1.1額定倍工作阻力中心加載卸載0.1倍的額定工作阻力，循環(huán)1500次，循環(huán)完畢進行密封性能試驗。8外伸限位用額定工作壓力使活塞向內部擋塊伸出，至活塞和內部擋塊接觸后停留3min在額定工作壓力的（805）%和（105）%之間對著內部擋塊外伸100次9功能立柱在進行完以上全部試驗之后，將立柱的安全閥調到額定工作壓力，從全伸出開始以102mm/min的速度外加載使其全行程縮回。10全伸出2倍工作載荷1．外加載用0.8倍的額定工作壓力使立柱伸出，將壓力腔閉鎖，外加2倍額定工作阻力壓載1次3min，在3min內作密封試驗2．內加載用0.8倍的額定工作壓力使立柱伸出至全長的（953）%，將其兩端固定，向壓力腔加2倍的額定工作壓力，然后壓力腔閉鎖1次3min，在3min內作密封試驗1.2擬定試驗臺總體結構分析以上標準和試驗方法，測試立柱的試驗臺主要由：承載機構、加載機構、壓力檢測機構、電氣控制部分組成。本試驗臺的液壓加載系統(tǒng)和試驗臺承載框架是這次畢業(yè)設計的主要內容，下面從這兩方面入手，確定方案。加載方式有很多種，例如有機械加載、電加載、液壓加載等方式。液壓加載系統(tǒng)與其他加載方式相比較具有簡單易行，可以實現無級變速連續(xù)加載，所需元件數量少，能遠距離控制，運動件的慣性小，能夠頻繁換向，傳動工作平穩(wěn)等優(yōu)點，所以本試驗臺加載系統(tǒng)選用液壓系統(tǒng)。本試驗臺內加載系統(tǒng)擬采用乳化液系統(tǒng)，外加載系統(tǒng)擬采用液壓油系統(tǒng)。這種液壓系統(tǒng)分配結構簡單,維修方便。承載部分采用鋼板焊接成整體框架式。兩側承載梁的截面積及鋼板的厚度設計校核時最終確定。2外加載液壓系統(tǒng)設計2.1液壓技術簡介液壓傳動是用液體作為工作介質來傳遞能量和進行控制的傳動方式。液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(缸或馬達)把液體壓力能轉換為機械能，從而驅動工作機構，實現直線往復運動和回轉運動。2.1.1液壓系統(tǒng)概述液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術，是工農業(yè)生產中廣為應用的一門技術。如今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。1795年英國約瑟夫·布拉曼(JosephBraman,1749-1814)，在倫敦用水作為工作介質,以水壓機的形式將其應用于工業(yè)上,誕生了世界上第一臺水壓機。1905年將工作介質水改為油,又進一步得到改善。第一次世界大戰(zhàn)(1914-1918)后液壓傳動廣泛應用,特別是1920年以后,發(fā)展更為迅速。液壓元件大約在19世紀末20世紀初的20年間,才開始進入正規(guī)的工業(yè)生產階段。1925年維克斯(F.Vikers)發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動的逐步建立奠定了基礎。20世紀初康斯坦丁·尼斯克(G·Constantimsco)對能量波動傳遞所進行的理論及實際研究;1910年對液力傳動(液力聯軸節(jié)、液力變矩器等)方面的貢獻，使這兩方面領域得到了發(fā)展。第二次世界大戰(zhàn)(1941-1945)期間,在美國機床中有30%應用了液壓傳動。應該指出,日本液壓傳動的發(fā)展較歐美等國家晚了近20多年。在1955年前后,日本迅速發(fā)展液壓傳動,1956年成立了“液壓工業(yè)會”。近20－30年間，日本液壓傳動發(fā)展之快，屆世界領先地位。液壓傳動有許多突出的優(yōu)點，因此它的應用非常廣泛，如一般工業(yè)用的塑料加工機械、壓力機械、機床等；行走機械中的工程機械、建筑機械、農業(yè)機械、汽車等；鋼鐵工業(yè)用的冶金機械、提升裝置、軋輥調整裝置等；土木水利工程用的防洪閘門及堤壩裝置、河床升降裝置、橋梁操縱機構等；發(fā)電廠渦輪機調速裝置、核發(fā)電廠等國；船舶用的甲板起重機械（絞車）、船頭門、艙壁閥、船尾推進器等；特殊技術用的巨型天線控制裝置、測量浮標、升降旋轉舞臺等；軍事工業(yè)用的火炮操縱裝置、船舶減搖裝置、飛行器仿真、飛機起落架的收放裝置和方向舵控制裝置等。液壓傳動的基本原理是在密閉的容器內，利用有壓力的油液作為工作介質來實現能量轉換和傳遞動力的。其中的液體稱為工作介質，一般為礦物油，它的作用和機械傳動中的皮帶、鏈條和齒輪等傳動元件相類似。

一個完整的液壓系統(tǒng)是由各種不同功能的基本回路構成，去完成執(zhí)行機構的工作要求。液壓系統(tǒng)主要由：動力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質等五部分組成：

1、動力元件（油泵）它的作用是把液體利用原動機的機械能轉換成液壓力能；是液壓傳動中的動力部分。

2、執(zhí)行元件（油缸、液壓馬達）它是將液體的液壓能轉換成機械能。其中，油缸做直線運動，馬達做旋轉運動。

3、控制元件

包括壓力閥、流量閥和方向閥等。它們的作用是根據需要無級調節(jié)液動機的速度，并對液壓系統(tǒng)中工作液體的壓力、流量和流向進行調節(jié)控制。

4、輔助元件

除上述三部分以外的其它元件，包括壓力表、濾油器、蓄能裝置、冷卻器、管件及油箱等，它們同樣十分重要。

5、工作介質

工作介質是指各類液壓傳動中的液壓油或乳化液，它經過油泵和液動機實現能量轉換。2.1.2液壓傳動的優(yōu)點液壓傳動之所以能得到廣泛的應用，是由于它具有以下的主要優(yōu)點：（1）由于液壓傳動是油管連接，所以借助油管的連接可以方便靈活地布置傳動機構，這是比機械傳動優(yōu)越的地方。例如，在井下抽取石油的泵可采用液壓傳動來驅動，以克服長驅動軸效率低的缺點。由于液壓缸的推力很大，又加之極易布置，在挖掘機等重型工程機械上，已基本取代了老式的機械傳動，不僅操作方便，而且外形美觀大方。（2）液壓傳動裝置的重量輕、結構緊湊、慣性小。例如，相同功率液壓馬達的體積為電動機的12%～13%。液壓泵和液壓馬達單位功率的重量指標，目前是發(fā)電機和電動機的十分之一，液壓泵和液壓馬達可小至0.0025N/W(牛/瓦),發(fā)電機和電動機則約為0.03N/W。（3）可在大范圍內實現無級調速。借助閥或變量泵、變量馬達，可以實現無級調速，調速范圍可達1∶2000，并可在液壓裝置運行的過程中進行調速。（4）傳遞運動均勻平穩(wěn)，負載變化時速度較穩(wěn)定。正因為此特點，金屬切削機床中的磨床傳動現在幾乎都采用液壓傳動。（5）液壓裝置易于實現過載保護——借助于設置溢流閥等，同時液壓件能自行潤滑，因此使用壽命長。（6）液壓傳動容易實現自動化——借助于各種控制閥，特別是采用液壓控制和電氣控制結合使用時，能很容易地實現復雜的自動工作循環(huán)，而且可以實現遙控。（7）液壓元件已實現了標準化、系列化和通用化，便于設計、制造和推廣使用。2.1.3液壓技術的缺點（1）使用液壓傳動對維護的要求高，工作油要始終保持清潔；

（2）對液壓元件制造精度要求高，工藝復雜，成本較高；

（3）液壓元件維修較復雜，且需有較高的技術水平；

（4）用油做工作介質，在工作面存在火災隱患；

（5）傳動效率低。2.2液壓加載系統(tǒng)工況分析及設計要求仔細理解歐洲標準中規(guī)定的立柱試驗的過程，可得到加載液壓缸的設計要求。（1）加載系統(tǒng)加載力要求理論上可以計算出加載系統(tǒng)所需產生的最大推力，即該系統(tǒng)的最大加載力：根據設計要求，該系統(tǒng)的最大加載力取F=17000kN（2）加載系統(tǒng)拉力分析試驗臺工作情況該系統(tǒng)的平均力取F拉=100kN（3）液壓加載缸的運動速度加載缸在試驗過程中的運動速度：最小加載速度：讓壓速度：最大加載速度：空載運行速度：V空縮回速度：（4）液壓加載缸最大加載行程按照設計要求，加載缸所需的最大加載行程102.3液壓加載系統(tǒng)方案設計2.3.1選擇液壓動力源液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。參考國內礦用設備及國內同類或相關設備和資料，經初步估算該液壓系統(tǒng)的壓力和流量的變化范圍大，采取兩臺泵較合適。擬選用一臺恒壓變量柱塞泵，一臺定量柱塞泵。節(jié)流調速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調速系統(tǒng)多數是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。所以本系統(tǒng)擬采用操縱變量機構改變系統(tǒng)流量和采用單向節(jié)流調速閥結合的方式達到調節(jié)速度的目的。系統(tǒng)背壓力初估為1.5MPa。2.3.2選擇執(zhí)行元件加載缸又正向加載和反向縮回兩個方向的動作，因此選用雙作用單活塞桿液壓缸。加載缸空載運行速度與縮回速度相等，確定無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的2倍，即A1=2A2。2.3.3確定控制方式執(zhí)行元件的控制方式有泵控制方式和閥控制方式，泵控制方式采用雙向變量泵，通過控制泵的流量實現執(zhí)行元件的速度控制，通過控制泵的出流方向實現執(zhí)行器的方向控制。這種方式中每個執(zhí)行元件需要一個變量泵。重視能源的經濟的場合或者負載慣性大、起動停止沖擊成問題時可以采用。閥控制方式中，用方向控制閥實現執(zhí)行器的方向控制，用流量控制閥實現執(zhí)行器的速度控制。這種方式應用最廣泛，適用于一個液壓源同時驅動多個執(zhí)行器的場合或者輸入信號很復雜而要求快速響應的場合。本試驗臺采用換向閥的控制方式。2.3.4液壓回路設計由于設計者的思路、經驗或對所有元件的考慮方法不同，即使針對同樣目的，設計出來的液壓回路也是千差萬別的。因此擬定幾種符合目的的液壓回路，再從成本、重量、使用方便等方面進行對比論證，確定最合適的液壓回路。液壓回路包括油壓發(fā)生回路、執(zhí)行器控制回路、油液處理回路、其他輔助回路等。無論多么復雜的液壓系統(tǒng)，都是由實現種種功能的基本回路組成的。經過多年的經驗積累，已經形成了許多簡便成熟、行之有效的基本回路。用標準圖形符號繪制擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，并注明壓力控制閥、壓力繼電器等設定壓力和液壓泵或蓄能器工作時各段路的流量，以便后面選定元件和確定管子口徑。油壓發(fā)生回路此回路包括液壓泵部分和壓力控制部分，要設計成能在必要的時候最有效地供給所需要的壓力和流量。液壓泵的功率在泵控制方式中根據執(zhí)行器的最大功率算出，在閥控制方式中根據各執(zhí)行器所需的最大功率算出，在蓄能器驅動的賣命根據蓄能器的最高工作壓力、一循環(huán)中消耗的全部液量在充液過程中補充所需的泵流量和卸載時間算出。在實際的工作循環(huán)中，有時低速大負載、有時高速小負載、有時卸載，可以求出平均功率并據以確定泵的驅動電機的容量。但是循環(huán)中的峰值負載不得超過電動機額定功率的1.5倍。查閱該類檢測設備的資料，本類設備加載缸的最大工作壓力可高達70～100MPa，而目前國內液壓泵的最高供油壓力為40MPa。而且進一步考慮到，此檢測設備并不是總需要超高壓，若選擇超高壓的泵，其效率不會充分利用，因此擬選用兩臺中低壓或中高壓的液壓泵，采用一套增壓比為3～4的增壓回路來滿足系統(tǒng)的要求。從長遠考慮，采用這種方案一次性投資并不比采用單臺超高壓泵大，而且其液壓泵的效率和壽命能充分發(fā)揮，電動機的功率耗損也會降低。執(zhí)行器控制回路執(zhí)行器控制回路要根據負載特性，適當地控制方向、速度等。泵控制方式中，在雙向變量泵回路上加壓力控制回路即可組成執(zhí)行器控制回路。閥控制方式中的執(zhí)行器控制回路，由方向控制回路、速度控制回路、壓力控制回路適當組合而成：（1）方向控制回路用方向控制閥來實現執(zhí)行器動作方向的控制，掌握方向控制閥的通油時間來控制執(zhí)行器的位移量。調整換向閥的切換時間、設置二速回路、與行程減速閥并用，或者采用比例閥、伺服閥都可以控制執(zhí)行器起動、停止時的加速減速特性。為了保證換向的平穩(wěn)性和該試驗臺電氣控制部分的操作，采用電液換向閥的方向控制回路，Y型中位機能三位四通閥即可滿足本試驗臺液壓系統(tǒng)要求。（2）速度控制回路用流量控制閥來實現執(zhí)行器速度的控制。根據負載變化情況和流量精度要求選定采用節(jié)流閥還是調速閥來控制?？紤]對負載方向的適應性，負載變化對精度的影響及回路的效率等因素，決定采用進口節(jié)流、出口節(jié)流還是旁通節(jié)流方式。經初步計算，液壓加載系統(tǒng)至少需設置2根加載液壓缸，為使多根液壓缸的加載速度保持同步，系統(tǒng)擬在回油路上設置采用單向節(jié)流調速回路。（3）壓力控制回路壓力控制回路不僅包括控制執(zhí)行器輸出力（或力矩）的回路，還包括用來吸收執(zhí)行器起停時的制動力、外負載引起的沖擊力的安全回路。作為輸出力控制回路，有用溢流冷漠限制最高壓力的調壓回路，還有用減壓閥把某個執(zhí)行器限制到低于油源壓力的壓力的減壓回路。制動回路、平衡回路、安全回路等中所用的壓力控制閥，有直動式、先導式、內控式、外控式等各種結構，性能和特性也有多種不同，實際使用時必須十分注意。液壓系統(tǒng)管道中的液體突然變換或換向時，會引起液體壓力突然急劇增高，這種現象就是液壓沖擊。液壓沖擊時所出現的最大壓力（即沖擊壓力）往往比正常情況下的壓力大好幾倍。在沖擊壓力作用下，往往使油管發(fā)生破裂，同時液壓沖擊中出現的壓力波動，會引起液壓系統(tǒng)的振動與噪音，使聯接螺栓松動，甚至會破壞管道和液壓元件的密封裝置，出現嚴重的泄漏等。特別是在高壓、大流量的液壓系統(tǒng)中，液壓沖擊所造成的破壞性影響更為嚴重。因此，必須采取預防措施。為了吸收系統(tǒng)液壓沖擊，系統(tǒng)中靠近兩加載缸設置蓄能器。液壓油處理回路液壓油處理回路包括進行液壓油液污染控制的過濾回路和油液溫度控制回路。在過濾回路中，要根據所用液壓元件和液壓油的種類確定過濾器的容量，過濾精度和設置部位。當環(huán)境溫度較高或液壓裝置內部發(fā)熱較多，單靠油箱和管路系統(tǒng)自然散熱無法維持與所用元件相適應的溫度和精度時，必須設置油冷卻器，環(huán)境溫度過低，液壓泵超支困難時，必須考慮設置加熱器或其他暖機運行方式。帶有電液閥的方向控制回路對液壓油的清潔度有嚴格的要求，為保證系統(tǒng)可靠工作，并且考慮到日常維護的方便，選用近年流行的新型產品――反沖洗過濾器作為系統(tǒng)的細濾器。輔助回路輔助回路包括液壓系統(tǒng)維修所需的回路和作為安全措施專門設置的回路。在保養(yǎng)維修方面，要考慮測壓口、油液取樣口、元件拆卸時防止油液外流的措施、易于組成沖洗回路等，在安全方向，要考慮長期停機時防止自重引起下落的措施，防止誤動作的措施，雙重安全措施等。2.3.5選定液壓油類型油液在液壓系統(tǒng)中實現潤滑與傳遞動力的雙重功能，必須根據使用環(huán)境和目的慎重造反。油液的正確選擇保證系統(tǒng)元件的工作與壽命。系統(tǒng)中工作最繁重的元件是泵和馬達，針對泵和馬達造反的油液也適用于閥。推薦的油液粘度范圍見下表：表2－1推薦的油液粘度泵與馬達類型推薦粘度范圍（mm2/S）40℃運行粘度起動時最高粘度直軸柱塞式32~6813~54220齒輪式、葉片式、斜軸式860低速大扭矩葉片馬達110起動時粘度過度會引起泵氣蝕和噪聲；連續(xù)工作在較高粘度下會使空氣懸浮在油液中，從而引起泵、馬達的提前失效和閥的沖刷磨損；粘度過低會造成系統(tǒng)效率降低和動力潤滑破壞。不同粘度等級的油液，其精度為表5的推薦值時對應的溫度見下表:表2－2粘度等級（40℃以下）(mm2起動時最高粘度(mm2/s)運行粘度(mm2/s)860220110541332-12614276246-61222347168019294281本液壓系統(tǒng)選擇液壓油的型號：L－HM32普通液壓油，液壓油密度ρ900(kg/m3)，工作溫度下的粘度＝m2／s。表2－3項目換油指標試驗方法40℃運動粘度變化率(%)超過+15或-10GB/T265，經計算水分(%)大于0.1GB/T260色度增加(比新油)，號大于2GB/T6540酸值降低(%)超過或增加值(mgKOH/g)大于350.4GB/T264，經計算正戊烷不溶物(%)大于0.1GB/T8926A法銅片腐蝕(100℃，3h)，級大于2aGB/T5096注：允許采用GB/T511方法，使用60～90℃石油醚作溶劑，測定試樣機械雜質。2.3.6系統(tǒng)壓力、流量的調定和測量為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件。為了調定系統(tǒng)壓力和保證系統(tǒng)安全，在每臺液壓泵出油口設溢流閥。為了實時監(jiān)測系統(tǒng)壓力，在泵的出油口、加載缸的進回油路上均設置液壓表。為了將實時監(jiān)測到的系統(tǒng)壓力傳輸到電腦控制部分，在泵的出油口、加載缸的進回油路上均設置液壓傳感器。2.4擬定外加載系統(tǒng)原理圖由擬定好的控制回路及液壓源組合成整機的液壓系統(tǒng)圖，各回路相互組合時去掉重復多余的元件，按照力求系統(tǒng)結構簡單、保證各元件間的聯鎖關系、盡量減少能量損失環(huán)節(jié)的原則，繪制外加載系統(tǒng)的原理圖。圖2-1外加載液壓系統(tǒng)原理圖2.5加載液壓缸主要參數計算2.5.1初選液壓缸工作壓力圖2－2單活塞缸工作原理初選液壓缸工作壓力為70MPa，初選系統(tǒng)背壓為pb=1MPa，管路損失為p=0.5MPa則p2=1.5MPa。加載缸的最大加載力為F1=8500kN2.5.2確定液壓缸的主要結構尺寸當壓力油進入無桿腔時，活塞上所產生的力為：（2－1）式中：—液壓缸的有效面積—液壓缸的總效率，由機械效率、容積效率、作用力效率組成，=⑴機械效率：活塞及活塞桿密封處的摩擦阻力所造成的摩擦損失，在額定壓力下通常?。海?.9～0.95⑵容積效率：由各密封件泄漏所造成，活塞密封為彈性材料時通常取＝1⑶作用力效率：由排液口背壓所產生的反向作用力造成。當排油直接回油箱時＝1—缸筒內徑mm—活塞桿直徑mm—當活塞桿伸出時為進油壓力，當活塞桿伸出時為排油壓力—當活塞桿伸出時為排油壓力，當活塞桿伸出時為進油壓力將數據代入式2－1得：因＝8500kN計算得＝0.4099m=0.2898m根據GB/T2348-1993選取相近的尺寸加以圓整：＝400mm=320mm則=0.12567m2=0.04524m22.5.3驗算最小穩(wěn)定速度對選定后的液壓缸內徑必須進行最小穩(wěn)定速度驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積min，即min。（2－2）式中：——流量閥的最小穩(wěn)定流量——液壓缸的最低速度查手冊Q-H20型單向調速閥的最小穩(wěn)定流量=0.1L/min,液壓缸的最低速度=2代入公式2-2得=＝0.05m=0.12567m2min即滿足最低速度的要求。2.5.4活塞桿穩(wěn)定性驗算當液壓缸的支撐長度LB（10-15）d時，需要驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性?；钊麠U穩(wěn)定性驗算公式為：（2－3）N （2－4）式中：——活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力，N——安全系數，通常取3.5～6，取=4K——液壓缸安裝及導向系數取K=2——實際彈性模數——材料組織缺陷系數，鋼材一般取b——活塞桿截面不均勻系數，一般取E——材料彈性模數，鋼材E＝MPaI——活塞桿橫截面慣性矩，MPa圓截面：=0.049mm取活塞桿的最大伸出量L=1，將數值代入公式（2-4）得：=kN=/4=N=N符合條件2.6計算系統(tǒng)壓力2.6.1計算加載缸各工況壓力由式2-1得＝（2－5）1.啟動工況負載F啟=100kN由式2-5得系統(tǒng)壓力：p啟=＝1.5（Mpa）2.縮回工況負載F縮=100kN由式2-5得系統(tǒng)壓力：p縮=＝6.6（Mpa）3.試驗2倍額定工作阻力時負載F2倍=100kN由式2-5得系統(tǒng)壓力：p2倍=＝73.3（Mpa）4.試驗1.5倍額定工作阻力時負載F1.5倍=6332kN由式2-5得系統(tǒng)壓力：p1.5倍=＝54.1+0.6=54.7（Mpa）5.試驗1.1倍額定工作阻力時負載F1.1倍=4644kN由式2-5得系統(tǒng)壓力：P1.1倍=＝39.7+0.6=40.3（Mpa）6.試驗額定工作阻力時負載F1倍=4222kN由式2-5得系統(tǒng)壓力：p1倍=＝36.1+0.6=36.7（Mpa）2.6.2確定系統(tǒng)供油壓力多數情況下系統(tǒng)壓力可以自由選定。適當提高壓力可以降低成本。因此，系統(tǒng)壓力有逐漸提高的趨勢，但液壓系統(tǒng)的壓力受到所用元件的限制。提高系統(tǒng)壓力，可以使響應速度提高、輸出力加大、功率密度提高、管路的壓力傳播速度提高，并且不容易發(fā)生執(zhí)行器低速爬行現象。但是提高壓力也帶來一些問題，如元件壽命縮短，易于發(fā)生閥的卡死及自激振蕩，液壓油易變質，內泄漏加大，油溫升高，必須采取措施防止漏油。系統(tǒng)中設置有增壓回路，計算系統(tǒng)所需的供油壓力的時候要考慮到增壓比對系統(tǒng)的影響。初選增壓回路的增壓比K=3，按加載缸最大工作壓力計算系統(tǒng)的供油壓力：p供=73.3/3=24.4（Mpa）考慮到增壓缸的效率，取系統(tǒng)供油壓力P供=26MPa2.7計算系統(tǒng)各工況的流量q=Av（2－6）式中：q—系統(tǒng)流量L/minA—液壓缸有效工作面積m2v—活塞的運動速度mm/min1.系統(tǒng)空載啟動q空載=0.12567m2100mm/min=q空載總=25.2L2.加載缸100mm/min讓壓試驗q1=0.12567m2100mm/min=12.6L/minq1總=25.2L/min3.加載缸10mm/min讓壓試驗q2=0.12567m210mm/min=1.26L/minq2總=2.52L/min4.加載缸2mm/min讓壓試驗q3=0.12567m22mm/min=0.25L/minq3總=0.5L/min5.加載缸縮回時q縮=0.04524m2100mm/min＝4.5q縮總=9L2.8液壓泵的參數計算與型號選擇液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力源。要選用能適應執(zhí)行器所要求的壓力發(fā)生回路的泵，同時要充分考慮可靠性、壽命、維修性等以便所選的泵能在系統(tǒng)中長期運行。液壓泵的種類非常多，其特性也有很大差別。流量取決于執(zhí)行元件所需的運動速度、出口壓力決定于負載。2.8.1計算液壓泵的最大工作壓力液壓泵的輸出壓力應是執(zhí)行器所需壓力、配管的壓力損失、控制閥的壓力損失之和。它不得超過樣本上的額定壓力。強調安全性、可靠性時，還應留有較大的余地。樣本上的最高工作壓力是短期沖擊時允許的壓力。如果每個循環(huán)中都發(fā)生沖擊壓力，泵的壽命會顯著縮短，甚至泵會損壞。液壓泵所需工作壓力的確定，主要根據液壓缸在工作循環(huán)各階段所需最大壓力p1，再加上油泵的出油口到缸進油口處總的壓力損失ΣΔp，即ppp1+ΣΔp(2－7)式中:p1——液壓缸最大工作壓力；

ΣΔp——從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。ΣΔp的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經驗數據選?。害拨包括油液流經流量閥和其他元件的局部壓力損失、管路沿程損失等，一般管路簡單的節(jié)流閥調速系統(tǒng)ΣΔp為(2～5)×105Pa，用調速閥及管路復雜的系統(tǒng)ΣΔp為(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考慮流經各控制閥的壓力損失，而將管路系統(tǒng)的沿程損失忽略不計，各閥的額定壓力損失可從液壓元件手冊或產品樣本中查得。取ΣΔp=0.5Mpa泵的最高工作壓力：pp26+0.5=26.5Mpa上述計算的pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外，考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力pr應滿足pr（1.25～1.6）pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。則泵的額定壓力：pr1.3pB=1.326.5=34.45Mpa2.8.2確定液壓泵的輸出流量液壓泵的輸出流量（L／min)，應該大于或等于液壓系統(tǒng)中同時工作的各個執(zhí)行元件所需的最大流量之和：液壓泵輸出流量應包括執(zhí)行器所需流量；溢流閥的最小溢流量、各元件的泄漏量的總和、電動機掉轉(通常1r/s左右)引起的流量減少量、液壓泵長期使用后效率降低引起的流量減少量(通常5％～7%)等。多液壓缸同時動作時，液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸(或馬達)所需的最大流量，并應考慮系統(tǒng)的泄漏和液壓泵磨損后容積效率的下降，即qp≥K(Σq)max(L/min)(2-8)式中：K——系統(tǒng)泄漏系數，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max——同時動作的液壓缸(或馬達)的最大總流量(L/min)。如果這時溢流閥正在工作，還需加上溢流閥的最小溢流量2～3L/min由前面的計算和分析可知系統(tǒng)空載時和最高壓力工況下流量最高，下面分別計算這兩個工況下泵所需的輸出流量：（1）空載啟動時qp≥1.225.2+2.5=32.7(L/min)（2）最大工作壓力時：此時系統(tǒng)增壓回路處于工作狀態(tài)，根據能量守恒，忽略增壓缸的效率則增壓缸進出油口的功率可表示為：P入=P出P入=p入q入P出=p1q1總 因增壓缸的增壓比K=3，即p入=p1 綜合上式可得：q入=3q1總 則此時所需泵的流量：qp≥1.2（325.2）+2.5=93.2(L/min)2.8.3選擇液壓泵選擇液壓泵需考慮的要點液壓泵是液壓系統(tǒng)中的動力元件，它輸出壓力能。選擇液壓泵時要考慮的因素有工作壓力、流量、轉速、定量或變量、變量方式、容積效率、總效率、壽命、原動機的種類、噪聲、壓力脈動率、自吸能力等，還要考慮與液壓油的相容性、尺寸、重量、經濟性、維修性。轉速關連著泵的壽命、耐久性、氣穴、噪聲等。雖然樣本上寫著容許的轉速范圍，但最好是在與用途相適應的最佳轉速下使用。特別是用發(fā)動機驅動泵的情況下，油溫低時若低速則吸油困難，有因潤滑不良引起卡咬失效的危險，而高轉速下則要考慮產生氣蝕、振動、異常磨損、流量不穩(wěn)定等現象的可能性。轉速劇烈變動還對泵內部零件的強度有很大影響。壽命可以說是“在—定環(huán)境下能經濟地維持所需性能的時間”。由于液壓元件的特殊性，在完全相同的條件下使用的情況并不多見，失效分布往往不明確，壽命的估計很困難。制造廠提供的額定壽命數據，通常是根據泵內軸承的B10壽命(一組軸承中有90％能達到和超過的工作小時數)和實驗測得的磨損特性確定的。壽命還與暫載率有關。油液不清潔、安裝不正確(如軸上承受徑向載荷)、使用不當(如頻繁帶載起動、長時間低速運行)等會使泵夭折，而降低參數使用可以延長泵的使用壽命。開式回路中需要泵具有一定的自吸能力。發(fā)生氣蝕不僅可能使泵損壞，而且還引起振動和噪聲，使控制閥、執(zhí)行器動作不良，對整個液壓系統(tǒng)產生惡劣影響。在確認所用泵的自吸能力的同時，必須在考慮液壓裝置的使用溫度條件、液壓油的粘度來計算吸油管路的阻力的基礎上，確定泵相對于油箱液位的安裝位置并設計吸油管路。另外，泵的自吸能力就計算值來說要留有充分裕量。定量泵結構簡單、便宜，變量泵復雜、貴，但節(jié)省能量。定量泵與變量泵分別有自己的適用場合。變量泵(尤其是軸向變量柱塞泵)的變量機構有各種形式：就控制方法來說，有手動控制、內部壓力控制、外部壓力控制、電磁閥控制、順序閥控制、電磁比例閥控制、伺服閥控制等。就控制結果來說，有比例變量、恒壓變量、恒流變量、恒轉矩變量、恒功率變量、負載傳感變量等。變量方式的選擇要適應系統(tǒng)的要求，實際使用中要弄清這些變量方式的靜特性、動特性和使用方法。通過前面的分析計算不難發(fā)現，本試驗臺系統(tǒng)的特點，其中有兩個工況非常關鍵：第一就是空載啟動工況，這個工況下系統(tǒng)需要大流量但系統(tǒng)壓力低；第二就是最大負載工況，這個工況下系統(tǒng)既需要大流量有需要高壓力，也就是說液壓泵既要提供高壓又要提供大的流量。又考慮到試驗臺液壓系統(tǒng)工作時，因試驗對象的不同，系統(tǒng)的流量的變化范圍非常大，若只采用一臺泵從經濟方面來講不合適，所以本系統(tǒng)采用兩臺液壓泵的型式：一臺定量柱塞泵，主要用于大流量工作；一臺變量柱塞泵，主要用于小流量工作。柱塞泵工作壓力高(常用壓力為：20～40MPa、最高可達80MPa)，加工性好，配合精度高，密封性好，結構緊湊，效率高，流量高，調節(jié)方便，單位功率的重量小，壽命長。缺點是結構復雜，制造工藝要求較高，價格貴，油液抗污染敏感性強，自吸能力差，使用與維護要求高。主要適用于高壓、大流量、大功率的系統(tǒng)，且流量需要調節(jié)的場合圖2－3軸向柱塞泵結構示意圖確定泵排量泵的輸出流量：qp=(2-9)式中：n—軸的轉速(r/min)qp—輸出流量(L／min)vp—排量(ml／r)ηv—容積效率(%)，壓力越高、轉速越低則泵的容積效率越低，變量泵排量調小時容積效率降低。轉速恒定時泵的總效率在某個壓力下最高，變量泵的總效率在某個排量、某個壓力下最高。泵的總效率對液壓系統(tǒng)的效率有很大影響，應該選擇效率高的泵，并盡量使泵工作在高效工況區(qū)。由式2－9得排量泵的排量=(ml／r)(2－10)本系統(tǒng)擬選用三相四極異步電動機，此類電動機的實際轉速約為1450r/min，柱塞泵的容積效率初估為0.9由式2-11計算兩泵的排量分別為：變量泵==19.9(ml／r)定量泵==57.8(ml／r)確定液壓泵型號1.變量泵型號A7V28DR斜軸式軸向柱塞泵壓力額定35MPa最大40排量最大28.1mL／r最小8.1mL／r最高轉速3000r／min流量39.5L／min(1450r/min)功率24kW(35MPa)轉矩156N·m(35MPa)重量19kg效率0.92.定量泵型號A2F80RS斜軸式軸向柱塞泵壓力額定35MPa最大40MPa排量最大80mL／r最高轉速2240r／min流量116L／min(1450r/min)功率105kW(35MPa)轉矩446N·m(35MPa)重量33效率0.92.9與液壓泵匹配的原動機的選擇液壓系統(tǒng)中驅動液壓泵的原動機有電動機和發(fā)動機。發(fā)動機指汽油機、柴油機等，一般用于行走設備，而且不是由液壓系統(tǒng)的設計者選定的。固定設備液壓系統(tǒng)中驅動液壓泵的電動機需要設計者選定。根據使用環(huán)境，決定開式、封閉扇冷式、防雨保護式、防爆式等形式及立式、臥式結構。用臥式電動機驅動時，泵需另設安裝架。用立式電動機時，泵可以藏在油箱內部，外觀整齊，噪聲也小。用立臥式電動機時，泵可以通過鐘形罩安裝在電動機的法蘭上。確定電動機的規(guī)格時，要考慮液壓泵的最大軸扭矩和工作循環(huán)的平均功率，取較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據。P=（kW）（2－11）式中：P－液壓泵的輸出功率kWP—加載缸的供油壓力MPaq—加載缸的供油流量L／min—液壓泵的效率2.9.1計算液壓泵各工況的輸出功率（1）系統(tǒng)空載啟動P空載==0.7kW（2）加載缸100mm/min讓壓試驗此工況增壓系統(tǒng)工作，為較準確地反映泵的實際輸入功率須考慮增壓裝置的效率，取=0.9P1===38kW（3）加載缸10mm/min讓壓試驗此工況增壓系統(tǒng)工作，為較準確地反映泵的實際輸入功率須考慮增壓裝置的效率，取=0.9P2===1.9kW（4）加載缸2mm/min讓壓試驗由于在慢進時泵輸出的流量減少，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.2～1L/min范圍內時，可取=0.03～0.14。此工況增壓系統(tǒng)工作，為較準確地反映泵的實際輸入功率須考慮增壓裝置的效率，取=0.9P3==4.25kW（5）加載缸縮回時P縮==3.3kW2.9.2選擇電動機型號（1）小電機技術參數Y2系列（IP44）封閉式三相異步電動機技術數據型號Y160M-4額定功率11kW同步轉速1500r/min滿載轉速1460r/min滿載電流7滿載時效率88%滿載功率因數cosφ=0.84堵轉電流/額定電流7堵轉轉矩/額定轉矩2最大轉矩/額定轉矩2.2噪聲82dB(A)轉動慣量0.07kg凈重123（2）大電機技術參數Y2系列（IP44）封閉式三相異步電動機技術數據型號Y2-225M-4額定功率45kW同步轉速1500r/min滿載轉速1480r/min滿載電流7A滿載時效率92.3%滿載功率因數cosφ=0.88堵轉電流/額定電流7堵轉轉矩/額定轉矩1.9最大轉矩/額定轉矩2.2噪聲84dB(A)轉動慣量0.46kg.m^2凈重3202.10液壓元件的選擇選擇依據為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數值，工作性能參數和工作壽命等。2.10.1液壓閥類元件的選擇選擇閥類元件應注意的問題（1）應盡量選用標準定型產品，除非不得已時才自行設計專用件。（2）閥類元件的規(guī)格主要根據流經該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選?。贿x擇節(jié)流閥和調速閥時，應考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求。（3）一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。閥類元件型號（1）電液換向閥型號HWEH16HJ20/6AW220-50最大工作壓力(P、A、B口)35MPa 通徑16mm數量2個（2）溢流閥型號DB15A1－50／315YW220N電磁先導式溢流閥，油口A、B、X最高工作壓力35MPa 板式閥，流量250L通徑15mm數量2個（3）液壓雙向鎖型號SV20PB230/2最高工作壓力35MPa 通徑20mm數量2對（4）單向閥型號S20P220泵出油口2個，增壓回路4個，最高工作壓力35MPa 板式閥，通徑20mm開啟壓力0.15Mpa（5）單向調速閥型號:Q-H20通徑:20mm流量:100L·min^(-1)最小穩(wěn)定流量:0.1L最高壓力:32MPa質量:6數量：2個2.10.2過濾器的選擇油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統(tǒng)中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據液壓設備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。選擇濾油器的依據有以下幾點：（1）承載能力：按系統(tǒng)管路工作壓力確定。（2）過濾精度：按被保護元件的精度要求確定，選擇時參閱表2-1。（3）通流能力：按通過最大流量確定。（4）阻力壓降：應滿足過濾材料強度與系數要求。表2-4濾油器過濾精度的選擇系統(tǒng)過濾精度(μm)元件過濾精度(μm)低壓系統(tǒng)100～150滑閥1/3最小間隙70×105Pa系統(tǒng)50節(jié)流孔1/7孔徑(孔徑小于1.8mm)100×105Pa系統(tǒng)25流量控制閥2.5～30140×105Pa系統(tǒng)10～15安全閥溢流閥15～25電液伺服系統(tǒng)5

高精度伺服系統(tǒng)2.5

針對液壓系統(tǒng)的需要確定過濾器時，要確定過濾器的類型、過濾精度及尺寸大小。過濾器的類型是指它在系統(tǒng)中的位置，即吸油過濾器、壓力管過濾器、回油過濾器、離線過濾器及通氣過濾器。吸油過濾器主要用來保護泵不被較大顆粒損壞，一般用網式粗濾器。為了防止泵氣蝕，吸油過濾器的壓降要嚴格限制，因而其面積要選得較大。壓力管過濾器主要用來保護系統(tǒng)中的關鍵元件，所以它緊挨著裝在被保護元件的上游。因為在壓力管工作，所以要能耐受系統(tǒng)的全壓力。為了始終提供保護，一般不宜帶旁通閥，但應帶堵塞指示器?；赜瓦^濾器可以去除經液壓缸從外界侵入的污染物和系統(tǒng)中生成的污染物。系統(tǒng)的回油流量有時比泵的輸出流量大得多，如液壓缸的面積差或蓄能器放液使回油流量加大，在確定回油過濾器的容量時要特別注意。由單獨的泵和過濾器組成的離線過濾回路，雖然不能直接保護系統(tǒng)元件，但能有效地控制系統(tǒng)油液的總污染度，而且可以獨立運行而不受主回路工況的影響。本系統(tǒng)的粗濾器選擇型號為TF-250100F過濾精度為100的磁性過濾器，為不影響液壓泵的自吸性，兩個粗濾器的流量選擇2倍于泵的額定流量250L／min。本系統(tǒng)的細濾器選擇型號為GLFX900，過濾精度為20的反沖洗過濾器。油箱上的通氣過濾器也不容忽視。該過濾器要有與系統(tǒng)要求相適應的過濾精度，以防止環(huán)境污染物浸入。同時又要有足夠的通流能力，保證油箱液面升降時通氣順暢。2.10.3蓄能器的選擇蓄能器是將壓力液體的液壓能轉換為勢能儲存起來，當系統(tǒng)需要時再由勢能轉換為液壓能而做功的容器。因此，蓄能器可以作為輔助的或者應急的動力源；可以補充系統(tǒng)的漏油，穩(wěn)定系統(tǒng)的工作壓力，以及吸收泵的脈動和回路上的液壓沖擊等。當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統(tǒng)中的一個環(huán)節(jié)與其關聯部分一起綜合考慮其有效容積。根據求出的有效容積并考慮其他要求，即可選擇蓄能器的形式。蓄能器用于緩和液壓沖擊時，容積的計算公式如下：V0=(2－12)式中:V0－蓄能器的L－閥門關閉前管道內的流量L/min—液壓系統(tǒng)正常工作絕對壓力Pa1－液壓系統(tǒng)最大允許沖擊壓力Pa－產生沖擊的管道長度m－閥門關閉時間s由2-12得V0==2.74(L)緩和沖擊的蓄能器，應選用慣性小的蓄能器，如氣囊式蓄能器、彈簧式蓄能器等。技術規(guī)格(如圖2－4JB-T7035-1993)型號:NXQ1-LA／31.5LA公稱容積／L:4公稱通徑／mm:32公稱壓力／MPa:31.5外形尺寸(JB-T7035-19外形尺寸(JB-T7035-1993)總長mm:540直徑mm:152螺紋聯接dmm：M42×2重量：kg:18.6圖2－4氣囊式蓄能器結構示意緩和沖擊的蓄能器，一般盡可能安裝在靠近發(fā)生沖擊的地方，并垂直安裝，油口向下。如實在受位置限制，垂直安裝不可能時，再水平安裝。在管路上安裝蓄能器，必須用支板或支架將蓄能器固緊，以免發(fā)生事故。蓄能器應安裝在遠離熱源的地方。2.10.4液壓油管的選擇管路把元件連接起來組成液壓系統(tǒng)。管子為傳遞能量的有壓油液提供流動通路，為完成能量傳遞后的油液提供返回油箱的通路，有時還為控樹油液提供通路。液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉彎和截面突變。1.鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。2.銅管：紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位3.軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.5～8MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調速閥之間。要在硬管與軟管之間作出基本選擇。應盡量用硬管，因為硬管成本低、阻力小、安全。元件運動時要用軟管，有時為了裝拆方便也用軟管。軟管還可以防振隔振。各元件間連接管道的規(guī)袼按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。本試驗臺的鋼管采用20號冷拔無縫鋼，軟管采用鋼絲紡織膠管。鋼（1）油管內徑d按下式計算：≥(2-13)式中：q—通過油管的最大流量(L/min)；v—為管道內允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；壓力油管取2.5～6(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。根據這些數值，當油液在壓力管中流速取2m／s時，按式（2-13），算得液壓泵吸油、壓油吸油管的內徑≥==35.4mm根據設計手冊圓整：40mm壓油管的內徑≥==20.4mm根據設計手冊圓整：20mm（2）油管壁厚δ按下式計算：δ≥p·d/2〔σ〕(2-14)式中：p—管內最大工作壓力；〔σ〕—油管材料的許用壓力MPa，〔σ〕=σb/n；σb為材料的抗拉強度；n為安全系數，鋼管p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。按式（2-14），計算吸油管、壓油管的壁厚δ：1）吸油管δ≥=0.4mm，取δ=5mm則吸油管的外徑D=50mm2）壓油管δ≥=3.5mm，取δ=4mm則壓油管的外徑D=28mm根據計算出的油管內徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管，吸油管505，284。軟管尺寸的確定軟管的流通截面積計算公式;A≥(2-15)式中：A－軟管的流通截面積cm2－管內流量L/min－管內流速m／s由公式2－15得：A≥＝1.4cm2由式A＝得，軟管的內徑d＝＝13.4mm按手冊選取成品軟管型號：公稱內徑:19mm內徑最小值:18.6mm，最大值:1型增強層外徑最小值:24.6mm1型增強層外徑最大值:26mm管接頭用來把管子與管子或管子與元件連接起來。常用的管接頭有擴口式、卡套式、焊接式、法蘭式及軟管用接頭，擴口式用于低壓場合的銅管或薄壁鋼管及飛機液壓系統(tǒng)?？ㄌ资焦芙宇^使用方便；但對管子外徑尺寸精度和表面質量有一定的要求。焊接式管接頭靠密封圈密封，適用于高壓場合的低碳無縫鋼管。法蘭用于大通徑管子的連接，軟管接頭一般與軟管裝成一體出售，這種軟管總成可根據需要向管件廠訂貨。選擇管接頭時要考慮耐壓能力，壓降、結構形式、材料、成本等因素。把板式連接的液壓閥貼裝在液壓集成塊表面；或者把蓋板插裝閥或螺紋插裝閥插入油路塊的腔孔中，；利用油路塊內部的加工孔道把各閥的相應油口溝通以組成局部回路，既可省掉許多管子，又使結構緊湊、裝拆方便，已成為許多液壓系統(tǒng)的典型做法。有些行業(yè)(如組合機床制造業(yè))還開發(fā)了可以互相疊加的標準化油路塊一集成塊，使系統(tǒng)設計工作簡化為功能集成塊的選用。軟管用兩端開放式快換接頭，鋼管用焊接式管接頭。圖2－5焊接式端直通管接頭結構示意（1）焊接式端直通管接頭型號與尺寸(JB966－1977)1）管子外徑D0=28mm的焊接式端直通管接頭型號：28JB966－1977尺寸（圖2－5）：管子外徑D028公稱通徑DN20dM27×2O形圈30×3.1墊圈33重量/kg0.4502）管子外徑D0=42型號：42JB966－1977尺寸：管子外徑D042公稱通徑DN32dM42×2O形圈40×3.1墊圈62重量/kg1.060（2）快換接頭的外形和連接尺寸（GB8606—1988）圖2－6快換接頭的外形和連接尺寸公稱通徑20mm，A型螺紋連接型式：快換接頭A20GB8606—1988連接螺紋M30×1.5O形圈28×1.8最低爆破壓力/MPa100L/mm110D/mm46重量/kg液壓油箱容積的計算油箱容量就是保持對系統(tǒng)有足夠的油液供應。在確定油箱容量時應考慮最低和最高的極限溫度、回路中保持的最小和最大油液體積、空氣從油液中逸出所需要的鎮(zhèn)定時間、未采用主動溫度控制時的散熱能力，以及油箱的環(huán)境和相對于系統(tǒng)的位置。所選的油箱應該有這樣的公稱油液容量，即該容量等于或大于可能從系統(tǒng)中流進油箱的所有油液的體積，同時在工作循環(huán)期間能保持安全的工作液位。此外，公稱油液容量應不小于每分鐘通過油箱的最大工作流量的3倍。油箱的有效容量V可近似用液壓泵單位時間內排出油液的體積確定。V=KΣq(2－16)式中：K—系數，低壓系統(tǒng)取2～4，中、高壓系統(tǒng)取5～7；對于固定設備，空間面積不受限制的設備，則應采用較大的容量。如冶金機械液壓系統(tǒng)的油箱容量通常取為泵每分鐘流量的7～10倍，鍛壓機械的油箱容量通常取為每分鐘流量的6～12倍。Σq—同一油箱供油的各液壓泵流量總和。取油箱容量為每分鐘流量的12倍，則油箱的有效容量：V=12×（80×1480）＝1420L為考慮散熱的要求取油箱的容積20002.11外加載液壓系統(tǒng)的驗算為了判斷液壓系統(tǒng)的設計質量，需要對系統(tǒng)的壓力損失、發(fā)熱溫升、效率和系統(tǒng)的動態(tài)特性等進行驗算。由于液壓系統(tǒng)的驗算較復雜，只能采用一些簡化公式近似地驗算某些性能指標，如果設計中有經過生產實踐考驗的同類型系統(tǒng)供參考或有較可靠的實驗結果可以采用時，可以不進行驗算。按上述步驟．在初步確定了各個液壓元件之后，為判斷液壓系統(tǒng)工作性能的好壞，對整個液壓系統(tǒng)的技術性能進行驗算如下：2.11.1系統(tǒng)的壓力損失驗算液壓元件的規(guī)格和管道尺寸確定之后，便應估算回路中的壓力損失，以便確定系統(tǒng)的供油壓力-而系統(tǒng)的壓力損失的驗算工作。往往要求先畫出液壓系統(tǒng)和元件的裝配草圖后，才能進行，如果驗算結果大于粗略計算時的估算值，應修改設計，要求另選油泵型號和規(guī)格，增大電機功率，或者增大油缸、油馬達的結構尺寸，以降低系統(tǒng)工作壓力-液壓回路中的壓力損失，在循環(huán)中的不同動作階段，其值是不同的，必須分開計算。當液壓元件規(guī)格型號和管道尺寸確定之后，就可以較準確的計算系統(tǒng)的壓力損失，壓力損失包括：油液流經管道的沿程壓力損失ΔpL、局部壓力損失Δpc和流經閥類元件的壓力損失ΔpV，即：Δp=ΔpT+Δpj+ΔpVMpa(2-17)（1）驗算系統(tǒng)最長管路，大泵出油口至加載缸的壓力損失1）沿程損失計算知其內徑d＝0.020m，長L＝15m，通過的流量Q總＝75.6L／min＝0.00126m3／s，工作介質為L－HM32普通液壓油，工作溫度下的粘度＝m2／s，密度＝900kg／m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成油路塊的配置形式。管內的流速：＝＝4.01m／s雷諾數：Re＝2300，所以管路中的流動狀態(tài)為紊流。管路中紊流流動，沿程損失ΔpT可按下經驗公式計算：ΔpT= (2-18)式中：—沿程阻力系數，它是Re的相對粗糙度。因為3000105，則按照經驗公式：＝0.3164Re－0.25＝0.31642916－0.25＝0.04305l—管道長度，(m)；d—管道內徑，(m)；—液壓油的密度；υ—管道內的平均流速，（m／s）。則沿程損失：ΔpT=＝0.23Mpa2）局部壓力損失計算局部壓力損失可按下式估算：Δpj=(0.05～0.15)ΔpT則Δpj=0.150.23＝0.035Mpa3）閥類元件的ΔpV值可按下式近似計算：ΔpV=Δpn（qV/qVn）2(MPa)式中：qVn—閥的額定流量(L/min)；qV—通過閥的實際流量(L/min)；Δpn—閥的額定壓力損失(MPa)。表2－5閥類元件的ΔpV值元件名稱額定流量（L/min）實際通過流量（L/min）額定壓力損失（Mpa）實際壓力損失（Mpa）單向閥10014電液閥12059調速閥10014若取集成油路塊的進油壓力損失＝0.08Mpa，集成油路塊的回油壓力損失＝0.1Mpa，則系統(tǒng)最長管路的壓力總損失為：Δp＝0.23＋0.035＋0.114＋0.159＋0.1442＝0.826Mpa計算系統(tǒng)壓力損失的目的，是為了正確確定系統(tǒng)的調整壓力和分析系統(tǒng)設計的好壞。從以上驗算結果可以看出，此工況下的壓力損失小于初選的壓力損失值，且比較接近，說明系統(tǒng)的油路結構、元件的參數是合理的，滿足要求。（2）系統(tǒng)的調整壓力系統(tǒng)的調整壓力經驗公式：p0≥p1+Δp式中：p0—液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力；p1—執(zhí)行件的工作壓力。則系統(tǒng)的最低調定壓力：p0＝26＋0.814＝26.826（Mpa）2.11.2系統(tǒng)的發(fā)熱溫升驗算系統(tǒng)發(fā)熱來源于系統(tǒng)內部的能量損失，如液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失、溢流閥的溢流損失、液壓閥及管道的壓力損失等。在液正傳動中．壓力損失和溢流．泄漏的能量損失，絕大部分變?yōu)闊崮?，致使系統(tǒng)的油溫升高,油液的溫升使粘度下降，泄漏增加，同時，使油分子裂化或聚合，產生樹脂狀物質，堵塞液壓元件小孔，影響系統(tǒng)正常工作，因此必須使系統(tǒng)中油溫保持在允許范圍內。一般工程機械、礦山機械類液壓系統(tǒng)正常工作油溫為50～80℃；最高允許油溫為90℃。為了保證系統(tǒng)正常工作．油溫升高的允許值不應超過規(guī)定范圍。因而必須驗算發(fā)熱和散熱量，由于發(fā)熱和散熱的因素復雜，一般僅對油箱的散熱進行計算。將發(fā)熱與散熱相比較，以決定采取什么樣的熱于街萬式(如增大油箱容積，增另散熱設施等）。（1）系統(tǒng)發(fā)熱功率P的計算PH＝P－Pe(kW)(2－19)式中：P—為工作循環(huán)輸入主系統(tǒng)的平均功率(kW)；Pe—執(zhí)行元件的平均有效功率(kW)。系統(tǒng)處于最大工作壓力時：液壓泵的輸入功率：P＝38kW兩個加載液壓壓缸的總輸出功率：Pe＝2Fv＝2（8500103）＝28.3(kW)則系統(tǒng)的發(fā)熱功率：38－18.3＝9.7(kW)（2）系統(tǒng)的散熱和溫升系統(tǒng)的散熱量可按下式計算：ΔT=（2－20）式中：