毕业论文定稿-电控液压传动试验系统设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763毕 业 设 计 (论 文 )电控液压传动试验系统设计所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763诚 信 声 明本人声明：1、本人所呈交的毕业设计（论文）是在老师指导下进行的研究工作及取得的研究成果；2、据查证，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，毕业设计（论文）中不包含其他人已经公开发表过的研究成果，也不包含为获得其他教育机构的学位而使用过的材料；3、我承诺，本人提交的毕业设计（论文）中的所有内容均真实、可信。作者签名： 日期： 年 月 日原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目 录摘 要 .VAbstract.1第 1 章 绪论 21.1 液压概况 21.2 液压工作原理 21.3 液压系统的设计步骤与设计要求 .31.4 本论文研究的主要内容 4第 2 章 电控液压传动试验系统整体方案的拟定 52.1 设计思路 .52.2 拟定液压原理图 62.3 动作分析 .7第 3 章 电控液压传动试验系统液压系统的计算 93.1 设计主要技术参数 .93.2 液压缸的设计 .93.2.1 绘制液压缸速度循环图、负载图 .123.2.2 液压缸的效率 123.2.3 液压缸缸径的计算 123.2.4 活塞宽度 B的确定 133.2.5 缸体长度的确定 133.2.6 缸筒壁厚的计算 .133.2.7 活塞杆强度和液压缸稳定性计算 143.2.8 缸筒壁厚的验算 .173.2.9 缸筒的加工要求 183.2.10 法兰设计 .193.2.11 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算 203.2.12 密封件的选用 .21第 4 章 电控液压传动试验系统液压系统液压元件的选择 234.1 油泵的选择 234.1.1 油泵工作压力的确定 234.1.2 油泵流量的确定 244.1.3 油泵电机功率的确定 244.2 液压元件的选择 .254.3 油管的选择 .27第 5 章 验算液压系统性能 285.1 压力损失的验算及泵压力的调整 .285.2 液压系统的发热和温升验算 .30第 6 章 液压站的设计 326.1 液压站简介 326.2 油箱设计 .326.2.1 油箱有效容积的确定 .326.2.2 油箱容积的验算 33原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397636.2.3 油箱的结构设计 356.3 液压站的结构设计 .376.3.1 液压泵的安装方式 376.4 辅助元件 .406.4.1 滤油器 406.4.2 空气滤清器 416.4.3 液位计 426.4.4 液压油 43第 7 章 控制部分设计 447.1 可编程序控制器的选择及工作过程 .447.1.1 可编程序控制器的选择 447.1.2 可编程序控制器的工作过程 447.2 可编程序控制器的使用步骤 .457.3 可编程序控制器控制方案 467.3.1 控制系统的工作原理及控制要求 467.3.2.控制要求 .467.4 PLC 控制原理图设计 47结论 49致 谢 50参考文献 51V摘 要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，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，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。本人系统学习了液压系统技术的知识，查阅了一些相关的文献资料，在此基础上，结合本人的设想和设计工作中需要解决的任务，主要进行了以下几项工作：（1）拟定电控液压传动试验系统液压液压原理图。（2）完成电控液压传动试验系统油缸的设计。（3）完成电控液压传动试验系统液压站的设计。（4）对液压系统进行校核设计（5）完成对电控液压传动试验系统整体建模设计关键词：电控液压传动试验系统，油缸，液压系统1AbstractHydraulic 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 designKeywords: hydraulic machine, hydraulic cylinder, hydraulic system2第 1 章 绪论1.1 液压概况当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪声、经久耐用、高度集成化等各项要求方面都取得了重大的进展，在完善比例控制、数字控制等技术上也有许多新成就。此外，在液压元件和液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化以及微机控制等开发性工作方面，更日益显示出显著的成绩。从 17 世纪中叶巴斯卡提出静压传递原理、18 世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，也已有二三百年历史了。近代液压传动在工业上的真正推广使用只是本世纪中叶以后的事，至于它和微电子技术密切结合，得以在尽可能小的空间内传递出尽可能大的功率并加以精确控制，更是近 10 年内出现的新事物。我国的液压工业开始于本世纪 50 年代，其产品最初只用于机床和锻压设备，后来才用到拖拉机和工程机械上。自 1964 年从国外引进一些液压元件生产技术、同时进行自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已从低压到高压形成系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。80 年代起更加速了对西方先进液压产品和技术的有计划引进、消化、吸收和国产化工作，以确保我国的液压技术能在产品质量、经济效益、人才培训、研究开发等各个方面全方位地赶上世界水平。1.2 液压工作原理驱动的液压系统，它由油箱、滤油器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管组成。它的工作原理：液压泵由电动机带动旋转后，从油箱中吸油。油液经滤油器进入液压泵，当它从泵中输出进入压力管后，将换向阀手柄、开停手柄方向往内的状态下，通过开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸左腔，推动活塞和工作台向右移动。这时，液压缸右腔的油经换向阀和回油管排回油箱。为了克服移动工作台时所受到的各种阻力，液压缸必须产生一个足够大的推力，这个推力是由液压缸中的油液压力产生的。要克服的阻力越大，缸中的油液压力越高；反之压力就越低。输入液压缸的油液是通过节流阀调节的，液压泵输出的多余的油液须经溢流阀和回油管排回油箱，这只有在压力支管中的油液压力对溢流阀钢球的作用力等于或略大于溢流阀中弹簧的预紧力时，油液才能顶开溢流阀中的钢球流回油箱。所3以，在系统中液压泵出口处的油液压力是由溢流阀决定的，它和缸中的油液压力不一样大。液压传动有以下一些优点：在同等的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力，因为液压系统中的压力可以比电枢磁场中的磁力大出 3040 倍。在同等的功率下，液压装置的体积小，重量轻，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等功率电动机的 12%左右。液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达 500 次/min，实现往复直线运动时可达 1000 次/min。液压装置能在大范围内实现无级调速（调速范围可达 2000） ，它还可以在运行的过程中进行调速。液压传动易于自动化，这是因为它对液体压力、流量或流动方向易于进行调节或控制的缘故。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，接受远程控制。液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在失速状态下工作而不会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。液压件能自行润滑，使用寿命较长。由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也具有较大的机动性。用液压传动来实现直线运动远比用机械传动简单。液压传动的缺点是：液压传动不能保证严格的传动化，这是由液压油液的可压缩性和泄漏等原因造成的。液压传动在工作过程中常有较多的能量损失（摩擦损失、泄漏损失等） ，长距离传动时更是如此。液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性很易受到温度的影响，因此它不宜在很高或很低的温度条件下工作。为了减少泄漏，液压元件在制造精度上的要求较高，因此它的造价较贵，而且对油液的污染比较敏感。液压传动要求有单独的能源。液压传动出现故障时不易找出原因。1.3 液压系统的设计步骤与设计要求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，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、4维修方便的液压传动系统。1.4 本论文研究的主要内容本人系统学习了液压系统技术的知识，查阅了一些相关的文献资料，在此基础上，结合本人的设想和设计工作中需要解决的任务，主要进行了以下几项工作：（1）拟定电控液压传动试验系统液压液压原理图。（2）完成电控液压传动试验系统油缸的设计。（3）完成电控液压传动试验系统液压站的设计。（4）对液压系统进行校核设计5第 2 章 电控液压传动试验系统整体方案的拟定2.1 设计思路装载机是一种应用广泛的工程机械。其工作装置的结构和性能直接影响工程机械整机的工作尺寸和性能参数，工作装置的合理性直接影响整机的工作效率、生产负荷、动力与运动特性、不同工况下的作业效果、工作循环的时间、外形尺寸和发动机功率等。装载机工作装置是组成装载机关键部件之一，装载机的铲掘和装卸物料作业是通过其工作装置的运动来实现的。其设计水平的高低直接影响性能的好坏，进而影响到装载机的工作效率和经济性能指标。装载机工作装置由铲斗 1、连杆 2、摇臂 3、转斗油缸 4、动臂 5、动臂油缸 6 等组成。整个工作装置铰接在车架上。铲斗通过连杆和摇臂与转斗油缸铰接，用以装卸物料。动臂与车架、动臂油缸铰接，用以升降铲斗。铲斗的翻转和动臂的升降采用液压操纵。图 2-1 轮式装载机的工作装置装载机作业时工作装置应能保证：当转斗油缸闭锁、动臂油缸举升或降落时，连杆机构使铲斗上下平动或接近平动，以免铲斗倾斜而撒落物料；当动臂处于任何位置、铲斗绕动臂铰点转动进行卸料时，铲斗倾斜角不小于 45，卸料后动臂下降时又能使铲斗自动放平，保证各个杆件在运动过程中不存在干涉。保证必要的卸载角、卸载高度和卸载距离。为避免产斗中的物料撒出要求产斗作“平移运动”，即需要限制产斗口的倾角控制在 15以内为好。装载机的工作机构属于连杆机构，设计中要特别注意防止各个工况出项机构相互6干扰、 “死点” 、 “自锁”和“机构撕裂”等现象，各处的转角不得小于10；在满足中和工作性能的前提下，尽可能增大机构的倍力系数，减小工作机构的前悬、长度和高度，以提高装载机载各种工况下的稳定性和司机的视野。2.2 拟定液压原理图72.3 动作分析工作过程A: 启动：电磁铁全断电，主泵卸荷。主泵（恒功率输出）电液压换向阀 9 的 M 型中位电液换向阀 20 的 K 型中位TB： 快进：液压缸 15 活塞快速下行：1YA，5YA 通电，电磁铁换向阀 17 接通液控单向阀 18 的控制油路，打开液控单向阀 18，进油路：主泵 1 电液换向阀 9 单向阀 11上液压缸 15回油路：液压缸 15 下腔 液控单向阀 18电液换向阀 9电液换向阀 20 的 K 型中位T 液压缸 15 活塞依靠重力快速下行：大气压油吸入阀 13液压缸 15 上腔的负压空腔C： 工进：液压缸 15 接触工件慢速下行：（增压下行）液压缸活塞碰行程开关 2XK，5YA 断电，切断经液控单向阀 18 快速回油通路，上腔压力升高，切断（大气压油吸入阀 13 上液压缸无杆腔）吸油路。回油路：液压缸 15 下腔顺序阀 16电液换向阀 9电液换向阀 20 的 K 型中位TD： 保压：液压缸 15 上腔压力升高达到预调压力，压力继电器 10 发出信息，1YA 断电，液压缸 15 进口油路切断，单向阀 11 和吸入阀 13 的高密封性能确保液压缸 15 活塞对工件保压。主泵（恒功率输出）主泵 电液压换向阀 9 的 M 型中位 电液压换向阀 20 的 K 型位T 实现主泵卸荷。E： 保压结束，泄压，液压缸 15 回程：时间继电器发出信息，2TA 通电（1YA 断电） ，液压缸 15 上腔压力很高，外控顺序阀 14，使主泵 1电液压换向阀 9吸入阀的控制油路由于大部分油液经外控顺序阀 14 流回油箱，压力不足以立即打开吸入阀13 通油箱的通道，只能打开吸入阀的卸荷阀 13（或叫卸荷阀 13 的卸荷口） ，实现液压缸 15 上腔（只有极少部分油液经卸荷阀口回油箱）先卸荷，后通油箱的顺序动作，此时：主泵 1 大部分油液电液压换向阀 9外控顺序阀TF： 液压缸 15 活塞快速上行： 液压缸 15 上腔卸压达到吸入阀 13 开启的压力值时，外控顺序阀 14 关闭，切断主泵 1 大部分油液电液换向阀 9外控顺序阀 14T的卸荷油路实现：进油路：主泵 1电液换向阀 9液控单向阀 20液压缸 15 下腔回油路：液压缸15 上腔吸入阀 13T8G: 顶出工件:液压缸 15 活塞快速上行到位,PLC 发出信号, 2YA 断电,电液压换向阀 9关闭,3YA 通电电液压换向阀 20 右位工作 进油路:主泵 1电液压换向阀 9 的 M 型中位电液换向阀 20液压缸 19 无杆腔回油路：液压缸 19 有杆腔电压换向阀 20TH: 顶出活塞退回：3YA 断电，4YA 通电，电压换向阀 20 左位工作进油路：主泵 1电液换向阀 9 的 M 型中位电液换向阀 20液压缸 19 上腔回油路：液压缸 19 下腔电液换向阀 20TK： 压边浮动拉伸：薄板拉伸时，要求顶出液压缸 19 下腔要保持一定的压力，以便液压缸 19 活塞能随液压缸 15 活塞驱动的动模一起下行对薄板进行拉伸，3YA 通电，电液换向阀 20右边工作，6YA 通电，电磁换向阀 23 工作，溢流阀 24 调节液压缸 19 下腔油垫工作压力。9第 3 章 电控液压传动试验系统液压系统的计算3.1 设计主要技术参数该试验系统主要是为了测试装载机静压驱动系统的性能及参数匹配情况。主要参数：功率 90kW，转速 2200r/min，压力 40MPa，流量 200L/min。3.2 液压缸的设计动臂按纵向中心线形状可简单的分为曲线形与直线型两种。曲线形动臂，一般反转式连杆工作装置采用较多，这种结构形式的动臂可以使工作装置的分布更为合理。动臂断面形状可分为单板型、双板型、工字型和箱型数种。单板动臂结构简单、工艺性好、但强度和刚度较小，一般用在中、小型装载机上。由上诉原因本次设计选用动臂的形状结构为：曲线单板形。(1)动臂参数设计1) 动臂铰点高度动臂与车架铰点的高度通常取 RHA5.21动臂回转角通常取 初取9080=92) 动臂长度铰点位置确定以后，根据以下公式可以求出动臂的长度 Dl公式： 2max2min sincos RHlRl AsBsD式中： 铲斗最小卸载距离，mm ;inl铲斗回转半径与斗底夹角；铲斗最大卸载高度时最大卸载角，通常取 ；45动臂与车架铰点到装载机前面外廓水平距离，mm；Bl最大卸载高度，mm；maxsH动臂与车架连接铰点的高度，mm。A(2)动臂油缸的位置一般有两种方式。图所示为举升油缸立式布置；另一种布置方式为举升油缸卧式布置，即当铲斗处于装载位置时，举升油缸接近水平，如图 2-13 所示。最近生产的装载机多用后一种布置方式，它是机构优化设计的结果。10图 2-12 立式布置 图 2-13 卧式布置1-动臂 2-举升油缸 1-动臂 2-举升油缸轮式装载机工作装置连杆机构的设计任务是确定各连杆的尺寸和相互的位置关系，以满足设计任务中的规定的使用性能及经济技术指标。由于连杆机构尺寸以及销轴位置的相互影响，连杆机构可变性很大，同时又要受结构限制，可变参数很多，因而无法单纯采用理论计算的方法来确定，目前大多数采用图解法并配合统计或类比法加以确定，本次设计采用图解法和类比法对工作装置加以确定。反转六杆机构如图 2-14 所示。它由转斗机构和动臂举升机构两个部分组成。a 插入工况b 铲装工况11c 最高位置工况d 高位卸载工况图 2-14 反转六杆机构简图转斗机构由转斗油缸 CD、摇臂 CBE、连杆 EF、铲斗 GF、动臂 GBA 和机架 AD六个构件组成。实际上，它是由两个反转四杆机构组成 GFEB 和 BCDA 串联而成。当举升动臂时，若假定动臂为固定杆，则可以把机架 AD 视为输入杆，把铲斗 GF 看成输出杆，由于 AD 与 GF 转向相反，所以把此机构称作反转六杆机构。举升油缸主要由动臂举升油缸 HM 和动臂 GBA 构成。若把油缸分解成两个活动构件和一个移动副，则反转六杆机构放入活动构件数为n=8，运动低副数 应用计算机构自由度公式 ，可得其自由度为 2。1LPLPnF23因为油缸均为运动件，所以整个机构有确定的运动。当举升油缸闭锁时，启动转斗油缸，铲斗将绕 G 点做定轴运动；当转斗油缸闭锁，举升油缸动作时，铲斗将做复合运动，即一边随动臂对 A 进行牵引运动，同时有相对动臂绕 G 点作相对运动。123.2.1 绘制液压缸速度循环图、负载图1、选取参数取动摩擦系数 fd=0.1 ，静摩擦系数 fj=0.2 ， 缸=0.95，V 快=100mm/s ， V 工=10mm/s ，令起动时间不超过 0.2 秒，3.2.2 液压缸的效率液压缸的机械效率 95.0m3.2.3 液压缸缸径的计算内径 D 可按下列公式初步计算：液压缸的负载为推力=463mm 式（3-1）mPF463.095.10254463主式中 液压缸实际使用推力 4000（KN） ；01液压缸的总效率，一般取 =0709；计算 =0.8；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPa）p本次设计中液压缸已知系统压力 =25MPa；p根据式（3-1 ）得到内径： =500mmD查缸筒内径系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取为 500mm。表 4.1 液压缸内径系 列 mm138 10 12 16 20 25 32 40 50 6380 100 125 160 200 250 320 400 500活塞杆外径 ：d查液压传动与控制手册根据杆径比 d/D，一般的选取原则是：当活塞杆受拉时，一般选取 d/D=0.3-0.5，当活塞杆受压时，一般选取 d/D=0.5-0.7。本设计我选择d/D=0.7，即 d=0.55D=0.7500=350mm。根据活塞杆直径标准取 d=360mm.表 3-1 活塞杆直径系列活塞杆直径系列/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、3603.2.4 活塞宽度 的确定B由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞的宽度 一般取 =（0.6-1.0）BD即 =（0.6-1.0）500=（300-500）mm取 =350mm3.2.5 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径 的 20-30 倍。D3.2.6 缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。14当 时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为0.8D式（3-2） max2pD式中， 缸筒内最高压力；maxp缸筒材料的许用压力。 = , 为材料的抗拉强度，n 为安全系数，当/bb时，一般取 。液压缸缸筒材料采用 45 钢，则抗拉强度：0.8D5nb=600MPa安全系数 n 按液压传动与控制手册P243 表 210，取 n=5。则许用应力= =120MPab当 时,按式（3-3）计算0.8.3D(该设计采用 45 钢管) 式（3-3）maxa2.p根据缸径查手册预取 =50此时=0.1 0.8.3D08.3最高允许压力一般是额定压力的 1.5 倍，根据给定参数，所以：=25 1.5=37.5MPmaxP=115ax2.3pD5.37-120.满足要求，就取壁厚为 120mm。3.2.7 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径 按下式进行校核d154Fd式中， 为活塞杆上的作用力；F为活塞杆材料的许用应力， = ,n 一般取 1.40。/bn（3-4）4dF式中 许用应力； （Q235 钢的抗拉强度为 375-500MPa，MPa805nb取 400MPa，为位安全系数取 5，即活塞杆的强度适中）=63.69mm631084dFd 取 360 mm 大于 63 mm 满足要求.B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力 F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载 kF，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。 k的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依/10ld下式进行 knF式中， kn为安全系数，一般取 k=24。a.当活塞杆的细长比 时/lrmi2kiEJFlb.当活塞杆的细长比 时/klri21()kkfAalir16式中， l为安装长度，其值与安装方式有关，见表 1； kr为活塞杆横截面最小回转半径， AJrk/； 为柔性系数，其值见表 3-2； 为由液压缸支撑方式决定的末端mi系数，其值见表 1； E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取 21/06.2mNE；为活塞杆横截面惯性矩； 为活塞杆横截面积； f为由材料强度决定的实验值， 为系数，具体数值见表 3-3。表 3-2 液压缸支承方式和末端系数 的值i支承方式 支承说明末端系数i一端自由一端固定 1/4两端铰接 1一端铰接一端固定 2两端固定 4表 3-3 f、 、 的值m材料 28/10Nf铸铁 5.6 1/1600 80锻铁 2.5 1/9000 110钢 4.9 1/5000 85c.当 时 ,缸已经足够稳定，不需要进行校核。20lk此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。173.2.8 缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： A 液压缸的额定压力 值应低于一定的极限值，保证工作安全：np式（3-4）21()0.35snD(MPa根据式（3-4 ）得到： 2235(045). 8.1()np pa显然，额定油压 = =25MP，满足条件；nB 为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力 值应与塑性变形压np力有一定的比例范围：式（3-5）(0.35.42)nplp式（3-6）1.logplsD先根据式（3-6）得到：=41.2112.3logpls()MPa再将得到结果带入（3-5）得到： 1(0.5.4).215.471.6npMa Pa显然，满足条件；C 耐压试验压力 ，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，TP液压缸在此压力 下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。各国规范多数规定: 当额定压力 时16npMPa（MPa）1.5TnpD 为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力 应大于耐压试验压力 ：ETp18(MPa） 式12.3logEbDp（3-7）因为查表已知 =596MPa，根据式（3-7）得到：b89.72EPMa至于耐压试验压力应为： 1.50.T因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中: 缸筒内径（ ） ；Dm缸筒外径（ ） ；1液压缸的额定压力（ ）npMPa液压缸发生完全塑形变形的压力（ ） ；l a液压缸耐压试验压力（ ） ；T缸筒发生爆破时压力（ ） ；EpP缸筒材料抗拉强度（ ） ；bMa缸筒材料的屈服强度（ ；s缸筒材料的弹性模量（ ） ；EP缸筒材料的泊桑系数钢材： =0.33.2.9 缸筒的加工要求缸筒内径 采用 H7 级配合，表面粗糙度 为 0.16，需要进行研磨；DaR热处理：调制，HB 240；缸筒内径 的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于 0.03mm；19油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.2.10 法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算：式（3-8）04(-) cpFDdh式中， -法兰厚度（m） ；密封环内经（m） ；d密封环外径（m ） ；H系统工作压力（pa） ； =25MPapp附加密封力（Pa） ； 值取其材料屈服点 353MPa；qq螺钉孔分布圆直径（m） ；0D密封环平均直径（m） ；cpd法兰材料的许用应力（Pa） ； = /n=353/5=70.6MPas法兰受力总合力（ m）F22()98.564HFdpdqKN所以 04(-) cpDdh203.2.11 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图 3-1 缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）6max2104kFdZ螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）61max03.2kd合成应力(MPa) 式（3-11）2n式中, 液压缸的最大负载， =A ，单杆时 ，双杆是maxFmaxFaxp2/4AD2()/4ADd螺纹预紧系数，不变载荷 =1.251.5，变载荷 =2.54；kkk液压缸内径；缸体螺纹外径；0d螺纹内经；1螺纹内摩擦因数，一般取 =0.12;变载荷取 =2.54；k1k1k21材料许用应力， , 为材料的屈服极限， n 为安全系数，一般取/snsn=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为： 41.50FApXN使用 4 个螺栓紧固缸盖，即： =4Z螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm0d1d系数选择：选取 =1.3 =0.12K根据式（3-9 ）得到螺纹处的拉应力为：=6max2104kFdZ462.31501209.38MPa根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为： 4630.2.510.298.48Pa根据式（3-11）得到合成应力为：= =367.6MPan2由以上运算结果知，应选择螺栓等级为 12.9 级；查表的得：抗拉强度极限 =1220MP;屈服极限强度 =1100MP；b s不妨取安全系数 n=2可以得到许用应力值： = /n=1100/2=550MPs证明选用螺栓等级合适。3.2.12 密封件的选用A.对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部22位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有 O 形、Y 形、U 形、V 形和 Yx 形等。除 O 形外，其他都属于唇形密封件。B. O 形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于 O 型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用 O 形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V 形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U 形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于 10MPa 时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx 型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用 Yx 型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：23图 3-2 密封方式图第 4 章 电控液压传动试验系统液压系统液压元件的选择4.1 油泵的选择4.1.1 油泵工作压力的确定油泵工作压力为： =P+P 式（4-1）B可知工进阶段液压缸压力最大，由于在电控液压传动试验系统液压系统中,压力所经过的阀的数量不多,故压力损失P 不大,参照表 1-10 选取P=0.5MP。油缸最大工作压力 P 可根据表 3-1 取为 7.1MP 于是油缸工作压力即为：=25+0.5=25.5MPA B24所选油泵的额定工作压力应为： =1.25 =1.2525.5=31.875MPA p额 PB根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用申液 SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)泵，额定转速 1500r/min。4.1.2 油泵流量的确定油泵流量为： K（Q） =1.1150=165L/min （4-2）Bmax选用的油泵为 YYB-BC165/48B 双联叶片油泵4.1.3 油泵电机功率的确定系统为双泵供油系统，两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载1 。双联油泵：大泵流量 43 升/分，小泵流量 19 升/分下面分别计算所需要的电动机功率 P。考虑到调速阀所需最小压力差 。压力继电器可靠动作需要压力差510pa。因此工进时小泵的出口压力为：5210pPa。而大泵的卸载压力取 。 （小泵Pp5214.6 5210pPa25的总效率 =0.565，大泵的总效率 =0.3） 。12双联油泵：大泵流量 43 升/分，小泵流量 19 升/分电动机功率为：WqpPp1230212 综合所需功率据此查样本选用 Y160ML-4-B5 15KW 异步电动机,电动机功率为15KW（跃进厂） 。4.2 液压元件的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格 1。本例所有阀的额定压力都为 ，额定流量根据各阀通过的流量，56310Pa确定为 10L/min，25L/min 和 63L/min 三种规格，所有元件的规格型号列于表 5-1 中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表 4-1 液压元件明细表电动机 1 Y160ML-4-B5 15KW 台 2 跃进厂液压泵 1 SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r) 台 2 申液联轴器 1 台 2钟形罩 1 160ML-B5-SV2010-P4P9P020定制 2钟形罩 2 Y100L-4-CBE 1回油压力表 YN-60 I 1.6MPa 径向普通耐振 2 上海宜川阀箱压力表 YN-60 I 16MPa 径向普通耐振 10 上海宜川