小汽車維修用液壓升舉裝置-舉升機 重量不大于3噸【含CAD高清圖紙和說明書】

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修中型的多 , 修小型、重型汽車維修企業(yè)少。由于解決了此類問題 ,引導了一些企業(yè)向專業(yè) 方向發(fā)展 ,徹底解決了維修高檔車、輕型車、重型車難的問題?；旧闲纬梢?專業(yè)分工為主 ,布局合理 ,修理結構配套的汽車修理體系。促進汽車維修行業(yè) 由計劃經濟向市場經濟轉軌的進程 ,建 2 立完善了汽車維修市場 ,使汽車維修行業(yè)成為一個與國民經濟發(fā)展相適應的技 術先進、結構合理、專業(yè)分工明確、優(yōu)質方便、秩序良好的維修體系 ,并以其 良好的運行機制服務于各行各業(yè)。 本課題探討的是適用于社區(qū)汽車維修服務的一種新型汽車維修平臺。這種 汽車維修平臺是適用四輪汽車維修使用的一種現(xiàn)代液壓技術專用產品. 雙柱型 汽車維修液壓同步升降平臺作為一種液壓技術新產品開發(fā)設計研究 ,是利用現(xiàn) 代液壓技術和計算機控制技術來改善日益興旺發(fā)達的汽車維修產業(yè)界勞動者的 工作條件,降低勞動強度和維修成本, 提高汽車維修保養(yǎng)整體服務質量。 2 升舉機的概述 小汽車維修用雙柱液壓升舉機,使用的是雙液壓缸同步設計，通過雙液壓 缸驅動；動力強勁平穩(wěn)；鋼絲繩輔助平衡；液壓、機械多重保險裝置；安全可 靠，美觀整潔，操作簡便，220V-380V 電源；頂車重量：3000KG 托舉高度： 2 米。 雙柱式舉升機是一種汽車修理和保養(yǎng)單位常用的舉升設備,廣泛用于轎車等 小型車的維修和保養(yǎng)。它是一種把整車裝備重量不大于 3 噸的各種轎車、面包 車、工具車等舉升到一定高度內供汽車維修和安全檢查作業(yè)的保修設備。過去 汽車維修，大多采用地溝作業(yè)，工作空間狹小，積油積水后排出困難，溝內陰 暗，需人工采光，通風不良，工作起來極其不便。 在我國以汽車運輸生產為主的今天,汽車的需求量日益增加、對汽車修理、 保養(yǎng)要求越來越高,因此,根據(jù)生產的實際需要 ,設計并應用雙柱型汽車保修液 壓多級同步定位舉升機在汽車保修、保養(yǎng)工作中邁出重要一步。對液壓傳動系 統(tǒng)分析液壓傳動在雙柱型舉升機上的應用,主要是利用密閉工作容積內液壓能 的變化來傳遞動力。 3 第 2 章 總體設計 經過調研了解到，國內市場對于維修用升舉機的需求量比較大，考慮到國 內的特點，從實用角度出發(fā)，確定如下方案： 1. 考慮到大多數(shù)維修是屋內作業(yè)，野外作業(yè)有，但是少，故采用兩立柱 升舉，盡量在滿足升舉條件的情況下，節(jié)省空間。 2. 為了減少噪音及其達到升降的平穩(wěn)性采用液壓動力升舉裝置。 3. 由于升舉的同時，兩個同步液壓缸的設計不可能完全一樣，將導致升 舉的同時車會發(fā)生傾斜，故采用鋼絲繩平穩(wěn)系統(tǒng)，以消除該影響。 4. 在滿足上述要求的同時，盡量結構簡單，操作方便，適用于整體或解體 搬運盡量做到標準化，通用化，系列化。 4 第 3 章 主要技術特點及其技術參數(shù) 1 技術特點 1.1 舉升機液壓系統(tǒng)采用定量液壓泵油源，有利于減少能耗和系統(tǒng)發(fā)熱。 1.2 同步液壓缸采用分流集流閥孔制同步，基本滿足液壓缸的同步要求； 兩極液壓控制單向閥實現(xiàn)液壓缸舉升后的鎖定，舉升停位安全可靠。 2 技術參數(shù) 舉升機液壓系統(tǒng)的主要技術參數(shù) 項目 參數(shù) 單位 工作壓力 17 MPa 流量 22 L/min 液壓齒輪 泵 電動機功率 4 kW 每個缸的舉升力 70 kN 舉升行程 1000液壓缸 缸徑 100 mm 5 第 4 章 液壓系統(tǒng)的傳動計算 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)的設計要同主機 的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際出發(fā)，有機地結合各種傳動形 式，充分發(fā)揮液壓傳動地優(yōu)點，力求設計出結構簡單、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 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 1.1 設計步驟 液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一 般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。 1) 確定液壓執(zhí)行元件的形式； 2) 進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)； 3) 制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖； 4) 選擇液壓元件； 5) 液壓系統(tǒng)的性能驗算； 6) 繪制工作圖，編制技術文件。 1.2 明確設計要求 設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手液壓 系統(tǒng)各部分設計之前，必須把設計要求以及該設計內容有關的其他方面了解清 楚。 1) 主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等； 2) 液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何； 3) 液壓驅動機構的運動形式，運動速度； 4) 各動作機構的載荷大小及其性質； 5) 對調速范圍、運動平穩(wěn)性、轉速精度等性能方面的要求； 6) 自動化程度、操作控制方式的要求； 7) 對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求； 8) 對效率、成本等方面的要求。 2 進行工況分析、確定液壓 系統(tǒng)的主要參數(shù) 6 通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況， 為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件 的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結構 尺寸。 2.1 載荷的組成和計算 2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算 圖 1 表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注 圖上，其中 Fw 是作用在活塞桿上的外部載荷， Fm 是活塞與缸壁以及活塞桿與 導向套之間的密封阻力。作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷 Fg，導軌 的摩擦力 Ff 和由于速度變化而產生的慣性力 Fa。 A1 υ A 2 d FW P1 Fm P2 ?? ? ? ▲ p1 圖 1 液壓系統(tǒng)計算簡圖 (1) 工作載荷 Fg 常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用 力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。當液壓缸舉升小車時，工作 載荷為 （200+1500） 9.8=16660(N)′ 7 (2) 導軌摩擦載荷 Ff 對于平導軌 Ff =μ(G+FN)----------------------------------------------1 Ff =μ(G+FN)=0 式中 G—— 運動部件所受的重力（N）; FN——外載荷作用于導軌上的正壓力（N）; μ—— 摩擦系數(shù)，見表 1. （3）慣性載荷 a = -----------------------------------2GgtuD = =200 1=200(N);agtu′ 式中 g——重力加速度；g=9.81m/s2； ?υ—— 速度變化量（ m/s） ； ?t—— 起動或制動時間（s） 。一般機械?t=0.1~0.5s,對輕載低速運動部件 取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取 =0.5~1.5 m/s2.tuD 表 1 摩擦系數(shù) μ 導軌類型 導軌材料 運動狀態(tài) 摩擦系數(shù) 滑動導軌 鑄鐵對鑄鐵 起動時 低速 (υ0.16m/s) 0.15~0.20 0.10~0.12 0.05~0.08 滾動導軌 鑄鐵對滾柱（珠） 淬火鋼導軌對滾 柱 0.005~0.02 0.003~0.006 靜壓導軌 鑄鐵 0.005 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷 ．wF 起動加速時 ---------------------gfa=+ 8 ----------3 =16660+0+200=16860(N)wgfaF=+ 穩(wěn)態(tài)運動時 ----------------------------------------- 4wgfF =16660+0=16660(N)wgf 減速制動時 ------------------------------------5wgfa=+- =16660+0 200=16460(N) wgfaF- 工作載荷 并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 ＝０．gF 除外載荷 外，作用于活塞上的載荷 F 還包括液壓缸密封處的摩擦阻力w Fm，由于各種缸的密封材質和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般 估算為 Fm=(1-ηm)F------------------------------------------------------------6 Fm=(1-ηm)F=(1 0.92) =0.08 =1466(N)-′wmh′1680.92 式中 ——液壓缸的機械效率，一般取 0.90~0.95.h = ---------------------------------------------------7Fwm F= = =18326.1(N)w1680.92 2.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算 (1) 工作載荷力矩 gT 9 常見的載荷力矩有被驅動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。 (2) 軸頸摩擦力矩 fT = ------------------------------------------8fGrm 式中 ——旋轉部件施加于軸頸上的徑向力(N);G ——摩擦系數(shù)，參考表 1 選用；? ——旋轉軸的半徑(m).r (3) 慣性力矩 aT ------------------------------------9JtweD= 式中 ——角加速度( );e2/rds ——角速度變化量( );wDa ——啟動或制動時間(s);t ——回轉部件的轉動慣量( ).J 2kgmA 啟動加速時 ----------------------------------10wgfaT=+ 穩(wěn)定運行時 ----------------------------------------11f 減速制動時 ---------------------------------12wgfa- 計算液壓馬達載荷轉矩 時還要考慮液壓馬達的機械效率 ( =0.9~0.99)。Tmh -------------------------------------13wmh= 2.2 初選系統(tǒng)工作壓力 壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設 10 備類型而定．還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經濟條件及元件供應情況等的限 制．載載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對 某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看也不經濟；反之，壓力選 得太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提 高設備成本。壓力可以選低一些，行走機械種載設備壓力要選得高一些。具體 選擇可參考表 2 和表 3。 參照表 2 初選系統(tǒng)工作壓力為 2.8MPa 2. 3 計算液壓缸的主要結構尺寸 2.3.1 計算液壓缸的主要結構尺寸的計算 液壓缸有關設計參數(shù)見圖 2. 圖 a 為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖 b 為活塞桿工作在受拉狀態(tài)。 活塞桿受壓時 F= =P1A1—P2A2---------------------------------14wmFh F= =P1A1—P2A2=2.8 106A1 0.4 106A2=2.8 106 D2π/4 0.4 106 ( D2—wm′-′′-′ d2)π/4 活塞桿受拉時 F= =P1A2—P2A1---------------9wmFh F= =P1A2—P2A1=2.8 106A2 0.4 106A1w′-′ 式中 A1= D2π/4——無桿腔活塞有效作用面積(m 2); A2=( D2—d2)π/4——有桿腔活塞有效作用面積(m 2); 表 2 按載荷選擇工作壓力 11 載荷／ kN50 工作壓力/ MPa0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 P1 —— 液壓缸工作腔壓力 (Pa);取 2.8MPa P2 —— 液壓缸回油腔壓力(Pa)，即背壓力．其值根據(jù)回路的具體情況而 定，初算時參照表 4 取值,選 0.4MPa． D —— 活塞直徑(m); d —— 活塞桿直徑(m). A1 A2 υ1 D d Fw P1 P2 a) 1A2 υ1 D d Fw P1 P2 b) 圖 2 液壓缸主要設計參數(shù) 12 表 3 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力／ MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系 統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短，且直接回油箱 可忽略不計 一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為 A 1= -----------------------------------------1521 FpA+ 運用式 17 須事先確定 A1 與 A2 的關系，或是活塞桿徑 d 與活塞直徑 D 的 關系，令桿徑比 Φ=d/D,其比值可按表 5 和表 6 選取, 選取 =0.5．f D= ----------------------------------16()214Fpféù-êú?? D= = =0.0966m，則214pféù-êú??()6624183.3.05′ù--ú? d=0.0483m 由公式 A1= D2π/4=0.12 π/4=7.85 10-3m2′′ A2=( D2—d2)π/4=(0.01 0.0025) π/4=5.89 10-3m2-′ 液壓缸直徑 D 和活塞桿直徑 d 的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標 準進行圓整．如與標準液壓缸參數(shù)相近，最好選用國產標準液壓缸. 對數(shù)值進行圓整得到：D=0.1m=100mm D=0.5m=50mm 常用液壓缸內徑及活塞桿直徑見表 7 和表 8 表 4 按工作壓力選取 d/D 13 工作壓力/ MPa≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0 .55 0.62~0.70 0.7 表 5 按速比要求確定 d/D υ2/υ1 115 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注：υ 1—無桿腔進油時活塞運動速度； υ 2—有桿腔進油時活塞運動速度． 表 6 常用液壓缸內徑 D(mm) 40 125 50 140 63 160 80 180 90 200 100 220 110 250 表 7 活塞桿直徑 d (mm) 缸 徑速比 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 1.46 2 22 28 35 45 45 50 50 60 55 70 63 80 70 90 80 100 90 110 100 125 110 140 125 140 2.3.2 計算液壓馬達的排量 液壓馬達的排量為 -----------------------------------------------172TVp=D =4.71 10-4m3/s′ 式中 ——液壓馬達的載荷轉矩( );NA ——液壓馬達的進出口壓差(Pa)。12pD=- 液壓馬達的排量也應滿足最底轉速要求 ---------------------------------------------18minqVv3 式中 ——通過液壓馬達的最minq小流量； 14 ——液壓馬達工作時的最底轉速。min 2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量 2.4.1 液壓缸工作時所需流量 qv=Aυ----------------------------------------19 qv=Aυ=4.71 10-4m3/s′ 式中 A——液壓缸有效作用面積(m 2); A=7.85 10-3m2′ υ——活塞與缸體的相對速度 (m/s). υ=3.6 m/min= 0.06m/s 3.6/0s= 2.4.2 液壓馬達的流量 -------------------------------------20mqvVn= 式中 ——液壓馬達排量(m 3/r);V ——液壓馬達的轉速(r/s).mn 2. 5 繪制液壓系統(tǒng)工況圖 工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調整系統(tǒng)參數(shù)、 選擇液壓泵、閥等元件的依據(jù)。 2.5.1 壓力循環(huán)圖 壓力循環(huán)圖——(p-t )圖 通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，再根 據(jù)實際載荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然 后把它們繪制成(p-t)圖。 2.5.2 流量循環(huán)圖 流量循環(huán)圖——(qv-t) 圖 根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達 的排量，結合其運動速度算出它在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制 成(qv-t) 圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加 起來繪出總的流量循環(huán)圖。 15 2.5.3 功率循環(huán)圖 功率循環(huán)圖——(P-t)圖 繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù) P=pqv, 即可繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。 3 制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖 3.1 制定基本方案 3.1.1 制定調速方案 液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬訂液壓回路的 核心問題。 方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)， 大多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所需求的動作。對高壓大流量的液壓系統(tǒng)，現(xiàn) 多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現(xiàn)。 速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容 積變化來實現(xiàn)。相應的調速方式有節(jié)流調速、容積調速以及二者的結合——容 積節(jié)流調速。 節(jié)流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元 件的流量來調節(jié)速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統(tǒng)必須用溢流閥， 故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。 容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其優(yōu)點是 沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。 此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。 容積節(jié)流調速一般是用變量泵供油，用節(jié)流控制閥調節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí) 行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應。此種調速回路效率也較高，速 度穩(wěn)定性好，但其結構比較復雜。 節(jié)流調速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進油節(jié)流起 動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。 調速回路一經確定，回油的循環(huán)形式也就隨之確定了。 節(jié)流調速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓 力油流經系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油 箱體積大，容易混入空氣。 16 容積調速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí) 行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結構緊湊，但散熱條件差。 3.1.2 制定壓力控制方案 液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍 內工作，也有的需要多級或無級連續(xù)地調節(jié)壓力，一般在節(jié)流調速系統(tǒng)中，通 常由定量泵供油，用溢流閥調節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統(tǒng)中， 用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量 不大的高壓油， 這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工 作循環(huán)中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回 路。 在系統(tǒng)的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路 來獲得所需的工作壓力。 3.1.3 制定順序動作方案 主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據(jù)設備類型不同，有的按固定程序運行， 有的則是隨機的或人為的。工程機械的操縱機構多為手動，一般用手動的多路 換向閥控制。加工機械的各執(zhí)行機構的順序動作多采用行程控制，當工作部件 移動到一定位置時，通過電氣行程寬開關發(fā)出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直 接壓下行程閥來控制連續(xù)的動作，行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接 相應的油路，因此只適用于管路連接比較方便的場合。 另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經過一段時間， 當泵正常運轉后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸菏閥關閉，建立起正常的工作壓 力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床，擠壓機、壓力機等場合。當某一執(zhí) 行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數(shù)值，通過壓力繼電器發(fā)出 電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。 3.1.4 選擇液壓動力源 液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓油來提供，液壓源的核心是液壓泵。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 17 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(shù) 是用變量泵供油，用安全閥限制系統(tǒng)的最高壓力。 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。 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慮器， 進入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過慮器再次過慮。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類型的過濾器。 根據(jù)液壓設備所處環(huán)境即對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。 綜合各種因素，選擇標準 UG 液壓動力包。 3.2 繪制液壓系統(tǒng)圖 整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組 合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系， 避免錯誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。 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（如壓力表、溫度計等） 。 大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更換， 保證主機連續(xù)工作。 各液壓元件盡量采用國產標準件，在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職 能符號的常態(tài)位置繪圖。對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制。 系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以 及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。 4 液壓元件的選擇與專用件設計 4.1 液壓泵的選擇 4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力 pｐ pｐ ≥p1+?p----------------------------------21 式中 p1——液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；取 pｐ =10MPa ?p——從液壓泵出口到液壓 18 缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。?p 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(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵?、流速不大的，取 ?p=(0.2~0.5) ;管路復雜，進口有調速閥的， 取 =(0.5~0.15) 。MPapDMPa 4.1.2 確定液壓泵的流量 液壓泵的流量 vpq 多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量應為 ≥K ( )---------------------------22vpmax 式中 K——系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取 K=1.1~1.3; ——同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量。 maxqv 4.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的 pｐ 和 值，按系統(tǒng)中擬定的形式，從產品樣本或手冊vpq 中選擇相應的液壓泵。為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的壓力一般要比 最大工作壓力大 25%~60%。 4.1.4 確定液壓泵的驅動功率 在工作循環(huán)中，如果液壓泵的工作壓力和流量比較恒定，即(p-t) 、( -t)qv 圖變化較平緩，則 P= pｐ --------------------------------------------------23vqh 式中 pｐ ——液壓泵的最大工作壓力(Pa); ——液壓泵的工作流量(m 3/s);v ——液壓泵的總效率，參考表 9 選擇.p 表 9 液壓泵的總效率 19 液壓泵類 型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.6~0.7 0.65~0.80 0.60~0.75 0.80~0.85 限制式變量葉片泵的驅動功率，可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計 算．一般情況下，可取 ＝0.8 , = ,則pmaxPvpqn P=0.8 ---------------------------24axvnph 式中 ——液壓泵的最大工作壓力(Pa);maxpP ——液壓泵的額定流量(m 3/s).vnq 在工作循環(huán)中，如果液壓泵的流量和壓力變化較大，即 (qv-t), (p-t)曲線起伏 較大，則須分別計算出各個動作階段內所需功率，驅動功率取其平均功率 ---------------------------25 2221npc Ptt+=A 式中 、 、 —— 一個循環(huán)中每一動作階段內所需的時間(s);1t2nA 、 、 ——一個循環(huán)中每一動作階段內所需的功率(W).P 按平均功率選出電動機功率后，還要驗算一下每一階段內電動機超載量是 否都在允許范圍內．電動機允許的短時間超載量一般為 25%。 4.2 液壓閥的選擇 4.2.1 閥的規(guī)格 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產品的閥 件．溢流閥按液壓泵的最大流量選取；選擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮最小穩(wěn) 定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求。 控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有 20% 以內的短時間過流量。 20 4.2.2 閥的型式 按安裝和操作方式選擇，以下是所需的液壓閥： 1) 壓力控制閥——先導式溢流閥 它旁接在液壓泵的出口，保證系統(tǒng)壓力恒定或限制其最高壓力。 2）方向控制閥——單向閥 安置在液壓泵的出油口，防止系統(tǒng)壓力突然升高時損壞液壓泵，另外拆卸 泵時系統(tǒng)中的油不會流失，它還可做保壓閥用，當開啟壓力大的單向閥，還可 做背壓閥用。 2）方向控制閥——二位二通電磁換向閥的選擇 3）方向控制閥——三位四通電磁換向閥 4）流量控制閥——分流集流閥（同步閥） 由齒輪泵同時向兩個液壓缸供油，不論負載怎樣變化，基本上能達到 同步運行。 5）流量控制閥——調速閥 4.3 管道尺寸的確定 4.3.1 管道內徑計算 d = ----------------------------------------------264qvpu 式中 ——通過管道內的流量(m 3/s);v υ——管道內允許速度(m/s)，見表 10. 計算出內徑 d 后，按標準系列選取相應的管子． = = =0.025m=25mm吸 4qpu吸 4.71308-′ = = =0.016m=16mm壓 v壓 .14v ′壓 21 = = =0.019m=19mmd回 4qvpu回 3.1408v′回 4.3.2 管道壁厚 δ 的計算 δ= -----------------------------------------------27[]2s 式中 p— —管道內最高工作壓力(Pa); d——管道內徑(m); [σ] ——管道材料的許用應力(Pa), [σ]= σ b/n; σb——管道材料的抗拉強度(Pa); n——安全系數(shù)，對鋼管來說，p7Mpa 時，取 n=8; p17.5Mpa 時，取 n=4. =33.3mm(查手冊選取)[]2ps=吸吸 =21.4mm(查手冊選取)[]d壓壓 =25.4mm(查手冊選取)[]2ps=回回 表 10 允許流速推薦值 管道 推薦流速（m/s） 液壓泵吸油管道 0.5~ 1.5 , 一般常取 1 以下 液壓系統(tǒng)壓油管道 3~ 6，壓力高，管道短，黏度 小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5 ~2.6 4.4 油箱容量的確定 初始設計時，先按經驗公式 30 確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散 22 熱的要求進行校核．油箱容量的經驗公式為 V=aqv---------------------------------------------------28 式中 qv——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積(m 3); a——經驗系數(shù)，見表 11 表 11 經驗系數(shù) a 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓機械 冶金機械 a 1~2 2~4 5~7 6~12 10 在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全 部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于 最低限度． 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 5.1 壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失 ，管路的局部壓力損失 和閥類元1pD2pD 件的局部損失 ，總的壓力損失為3pD --------------------------28123=+ ?p1= ρ----------------281ldru2ld ?p2=ζυ2ρ/2------------------------------------------2pxrD -----29 式中 ?——管道的長度(m); d——管道內徑(m); υ——液流平均速度(m/s); ρ——液壓油密度(kg/m 3); λ——沿程阻力系數(shù)； 23 ζ——局部阻力系數(shù)． λ、ζ 的具體值參考《機械設計手冊》第四本第二章的有關內容． ---------------------------------------------------30 23nVNqpD=??÷?è? 式中 ——閥的額定流量(m 3/s); ——通過閥的實際流量(m 3/s);V ——閥的額定壓力損失(Pa) (可從產品樣品中查到)．npD 對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出的?p 比選泵時估算的管路 損失大得多時，應該重新調整泵及其他有關元件的規(guī)格尺寸等參數(shù)． 系統(tǒng)的調整壓力 ------------------------------311Tp3+D 式中 ——液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力．Tp 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失 全部轉化為熱量，使溫度升高．液壓系統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式： (1) 液壓泵的功率損失 = ------------------------------------------321hP1ip zriittTh??÷?-è?? 式中 ——工作循環(huán)周期(s);t z——投入工作液壓泵的臺數(shù); ——液壓泵的輸入功率ri (W); ——各臺液壓泵的總效p 率; 24 ——第 臺泵工作時間(s).iti 5.2.2 計算機液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且 用式 40 計算發(fā)熱功率時，也應考慮管路表面散熱。 -------------------------------------------33()12hc TpKA=+D 式中 ——油箱散熱系數(shù)，見表 12; ——管路散熱系數(shù)，見表 13;2 、 ——分別為油箱、管道的散熱面積(m 2);1 ——油溫與環(huán)境溫度之差(°c)。TD 表 12 油箱散熱系數(shù) K1(W/(m2 · °c)) 冷卻條件 K1 通風條件很差 通風條件良好 用風扇冷卻 循環(huán)水強制冷卻 8~9 15~27 23 110~170 表 13 管道散熱系數(shù) K2(W/(m2 · °c)) 管道外徑/m風速 /m ·s-1 0.01 0.0 5 0.1 0 1 5 8 25 69 6 14 40 5 10 23 若系統(tǒng)達到熱平衡，則 ，油溫不在升高，此時，最大溫差hrcp=12hrTKAD+ ------------------------------34 環(huán)境溫差為 T0，則油溫 T= T0+?T。如果計算出的油溫超過該液壓設備允 25 許的最高溫度(各種機械允許油溫見表 14，就要設法增大散熱面積，如果油箱 的散熱面積不能加大，或加大一些也無濟于事時，需要裝設冷卻器。冷卻器的 散熱面積 表 14 各種機械允許油溫(°c) 液壓設備類型 正常工作溫度 最高允許溫度 數(shù)控機床 30~50 55~70 一般機床 30~55 55~70 機車車輛 40~60 70~80 船舶 30~60 80~90 冶金機械、液壓機 40~70 60~90 工程機械、礦山機 械 50~80 70~90 ------------------------------------35A=hrcmKPt-D 式中 K——冷卻器的散熱系數(shù)(液壓輔助元件有關散熱器的散熱系數(shù))； ——平均溫升(°c).mtD = 1212tT+- 、 ——液壓油入口和出口溫度；12 、 ——冷卻水或風的入口和出口溫度．t 5.2.3 根據(jù)散熱要求計算油箱容量 式 45 是在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要 求．當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱的要求確定油箱的容量． 由式 45 可得油箱的散熱面積為 --------------- 211hrTpKA??÷?-Dè?=-------------------------------36如不考慮管路的散熱，式 47 可簡化為 26 ------------------------------------------------------3711hrTPAK=D 油箱主要設計參數(shù)如圖 3 所示．一般油面的高度為油箱高 h 的 0.8 倍，與 油直接接觸的表面算全散熱面，與油不直接接觸的表面算半散熱面，圖示油箱 的有效容積和散熱面積分別為 V=0.8abh-----------------------------------------------------38V=0.8abh --------------------------------------------39()11.5ab+ 若 求出，再根據(jù)結構要求確定 、 、 的比例關系，即可確定油箱Aabh 的主要結構尺寸． 根據(jù)結構選擇 =23mm， =23mm， =23mm 得出 V=0.8 =9733.6 mm3ababh h 0.8h b a 圖 3 油箱結構尺寸 如按散熱要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且又受空間 尺寸的限制，則應適應當縮小油箱尺寸，增設其他散熱措施． 5.3 計算液壓系統(tǒng)沖擊壓力 壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的．例如液壓執(zhí)行元件在 高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都會產生高于靜態(tài)值的沖擊 壓力．它不僅伴隨產生振動和噪音， 27 而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞．對系統(tǒng)影響較大的壓 力沖擊常為以下兩種形式： 1) 當迅速打開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產生的沖擊壓力． 直接沖擊（即 tτ）時，管道內壓力增大值 ?p= ------------------------------------------37cparuD= 間接沖擊（即 t＞τ）時，管道內壓力增大值 = --------------------------------------38ctr 式中 ——液體密度(kg/m 3);r ?υ——關閉或開啟液流通道前后管道內流速之差(m/s); t——關閉或打開液流通道的時間(s); τ= ——管道長度為 ? 時，沖擊波往返所需的時間(s);2cla ——管道內液流中沖擊波的傳播速度(m/s).c 若不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內的傳播速度 = ---------------------------------------------39ca 001dEr+ 式中 ——液壓油的體積彈性模量(Pa),其推薦值為 =700MPa;0 0E 、 ——管道的壁厚和內徑(m);d ——管道材料的彈性模量(Pa),常用管道材料彈性模量：鋼 =2.1×1011Pa,紫銅 =1.18×1011Pa。 2）急劇改變液壓缸運動速度時，由于液體及運動機構的慣性作用而引起的壓 力沖擊，其壓力的增大值為 -iiAMptlur??D÷?D=+è??----------------------------------40 28 第 5 章 液壓執(zhí)行元件 1 液壓缸 1.1 液壓缸的基本參數(shù) （1）根據(jù)計算選擇 D=100mm, d=50mm. （2）液壓缸行程 .10lm=1inr-A 29 （3）活塞桿桿端花鍵型式 , 鍵長 60mm.842′′ 1.2 液壓缸性能參數(shù)的計算 （1）液壓缸的輸出力 推力 F1= =21.98kN310pA′ 拉力 F2= =2.83kN2 （2）液壓缸的輸入、輸出速度 =5.08m/min260vqu入 =3.6m/min1vA=出 （3）液壓缸的儲油量 =Vs37.850m-′ （4）液壓缸的輸出功率 =1.32kWNFu 1.3 液壓缸主要零件的結構、材料及技術要求 液壓缸缸體的常用材料為 20、35、45 號無縫鋼管。用 20 號鋼的力學性能略 低,且不能調質,應用較少;當缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件需焊接時, 則應采用焊接性能較好的 35 號缸,粗加工后調質;一般情況下,均采用 45 鋼,并 調質到 241~285HB。 液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋、導向套的材料和技術要求 見下表 液壓缸主要零件的材料和技術要求 零件 名稱 簡 圖 材 料 主要表面粗糙 度 技術要求 31 缸體 無縫鋼 管 液壓缸內圓柱 表面粗為: Ra0.2~0.4μm (1)內徑用 H8~H9 的配合； (2)內徑 D 的圓 度公差值按 10 級精度選取，圓 柱度公差值按 8 級精度選??； (3)缸體端面 T 的垂直度公差值 按 7 級精度選??； (4)為防止腐蝕 和提高壽命,內徑 表面鍍 0.03~0.04mm 厚 的硬鉻,再進行拋 光,缸體外涂耐腐 蝕油漆 32 活塞 耐磨鑄 鐵 活塞外圓柱表 面粗糙度為: Ra0.8~1.6μm (1)外徑 D 對內 孔 D1 的徑向跳 動公差值，按 7、8 級精度選?。?(2) 端面 T 對內 孔 D1 軸線的垂 直度公差值，按 7 級精度選??； (3)外徑 D 的圓 柱度公差值，按 9、10 或 11 級精 度選??； (4)活塞外徑用橡 膠密封圈密封時 取 f7~f9 配合,內 孔與活塞桿的配 合可取 H8 33 活塞 桿 實心活 塞桿： 45 鋼 桿外圓柱面粗 糙度為： Ra0.63μm （1）材料熱處 理：粗加工后調 質到硬度為 229~285HB； (2)活塞桿 d 和 d1 的圓度公差值， 按 9、10 或 11 級精度選?。?（3）活塞桿 d 的圓柱度公差值， 按 8 級精度選??； (4)活塞桿 d 對 d1 的徑向跳動公 差值，應為 0.01 mm； (5)活塞桿與導向 套采用 H8/f7 配 合，與活塞的連 接采用 H8/h7 配 合(6) 活塞桿上 的螺紋，按 6 級 精度加工； 34 缸蓋 耐磨鑄 鐵 配合表面粗糙 度為： Ra0.8~1.6μm （1）直徑 D（基本直徑同 缸徑） 、D 2(活塞 桿的緩沖孔)、 D3( 基本尺寸同 活塞桿密封圈外 徑)的圓柱度公差 值，按 9、10 或 11 級精度選?。?（2）D 2、D 3 對 d 的同軸度公差 值：0.03mm （3）端面 A 、B 與直徑 d 軸 心線的垂直度公 差值，按 7 級精 度選取 導向 套 耐磨鑄 鐵 導向表面粗糙 度為：Ra0.8 （1）導向套的 長度一般取活塞 桿直徑的 60%~100% （2）導向套內 徑的配合為 H8/f9(或 H9/f9)。 1.4 液壓缸結構參數(shù)的計算 液壓缸的結構參數(shù)，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸底厚度、缸頭厚 度等。 （1）缸筒壁厚的計算 35 根據(jù)標準查取標準液壓缸外徑：D 1=121mm；從而得出缸筒壁厚 δ=D 1- D=10.5mm （2）液壓缸油口直徑的計算 液壓缸油口直徑應根據(jù)活塞最高運動速度 和油口最高液流速度 而定u0u d0=0.13D -----------------------------------------------------410u d0=0.13D =0.0259m0 式中 d0——液壓缸油口直徑（m） ；d 0=0.0259m D——液壓缸內徑（m） ； D=0.01m ——液壓缸最大輸出速度（m/min） ； =4m/min=0.067m/s uu ——油口液流速度（m/s） 。 =0.017m/s0 0 （3）缸底厚度計算 -----------------------------------------------42[].43yhDps= =0.035m[]0.y 式中 ——缸底厚度（m） ；h D ——液壓缸內徑（m） ； ——試驗壓力( )；ypMPa ——缸底材料的許用應力( )。[]s 對于：鋼管 =100~110MPa[]s 鍛鋼 =100~120MPa[]s 36 鑄鋼 =100~110MPa[]s 鑄鐵 =60MPa (4) 缸頭厚度計算 由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所 不同。 螺釘連接法蘭 --------------------------------------------------------43()[]0 3cpFhdDs-= =0.028m[]0cp - 式中 ——法蘭厚度（m） ； =0.028mhh F——法蘭受力總和(N) ()224Hpqd=+- ——密封環(huán)內徑(m) ; =0.09md 37 ——密封環(huán)外徑(m); =0.095mHdHd ——系統(tǒng)工作壓力(Pa) ； =2.8 106Papp′ ——附加密封力(Pa) ，若采用金屬材料密封時， 值取其屈服點；q q =35 106Pa′ ——螺紋孔分布圓直徑(m)； =0.144m0D0D ——密封環(huán)平均直徑(m)； =0.092mcpdcpd ——法蘭材料的許用應力(Pa)。 =105 106Pa[]s[]s′ 1.5 液壓缸的連接計算 1.5.1 缸蓋連接計算 缸體與缸蓋采用螺栓連接的計算 螺紋處的拉應力為： ------------------------------------44214KFZdsp= 螺紋處的切應力為： ---------------------------------45103.2t 1.5. 2 缸體與缸蓋用螺栓連接的計算 式中 Z——螺栓數(shù)； ——螺紋處的拉應力(Pa);s K——螺紋擰緊系數(shù)，靜載時，取 K=1.25~1.5；動載時，取 K=2.5~4； K1——螺紋內摩擦系數(shù)，一般取 K1=0.12； ——螺紋外徑（m）