济源职业技术学院

毕    业    设    计

设计任务书

设计题目

启闭机液压控制系统设计

设计要求：

1.一次、二次安全调压保护，分别满足启门和闭门打开液控单向阀的压力控制要求，并起安全保护作用。

2.方向控制，实现启门和闭门动作，在此功能里设置了xx换向冲击的功能

使闸门启、停平稳。

3.任意位置锁定，在任何开度均通过装于油缸上的专用阀组实现安全锁定，防止任何意外事故对闸门系统产生影响。

4.双缸启、闭门同步功能，通过流量调速阀分别控制两只油缸的油量，和流量，保证两只油缸启、闭门同步,开启速度达到度达到0.5m/Min以上。

设计进度：

1.{dy}周：确定毕业设计题目

2.第二周：查阅资料

3.第三、四周：进行初步的设计

4.第五周：对设计进行修改

5.第六周：完成设计

6.第七周：打印

7.第八周：答辩

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，必须从实际出发，有机地结合各式各种传动形式，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。

本次设计主要是启闭机液压系统的设计。综合考虑弧形工作闸门液压启闭机油缸务必倾斜式布置，两端铰链连接，并且在油缸的上端吊头与埋件轴以及下端吊头与闸门吊耳连接处内装自润滑球面滑动轴承，满足使油缸自由摆动，并可以xx启闭机或闸门由于安装等误差造成的对油缸的不利影响。油缸与管路之间采用软管连接。

液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行：

（1）进行工况分析，确定系统的主要参数；

（2）制定基本方案，拟定液压系统原理图；

（3）选择液压元件；

（4）确定液压执行元件的形式；

（5）液压系统的性能验算。

设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进行进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。

（1）主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；

（2）液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；

（3）液压驱动机构的运动形式，运动速度；

（4）各动作机构的载荷大小及其性质；

（5）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；

（6）自动化程度、操作控制方式的要求；

（7）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；

（8）对效率、成本等方面的要求。

本液压系统的设计、制造，用于控制溢洪道弧门启闭机油缸开启和关闭的液压系统。本系统具有结构紧凑、布局美观、性能可靠、能耗低的优点，其油缸工况符合用户提供的原理要求。

本套液压系统配有压力控制器(XML)、电接点温度计(WSSX)、液位控制器(YKJD24)，可对系统压力、油液温度及液位高度实现自动控制。在闸门启闭过程中，闸门开度及行程实行全程控制，通过电器、液压动作进行同步控制，实现自动调整同步。

通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。

液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于执行元件的运动速度和结构尺寸。

表2.1 主要技术参数

（1）制定调速方案

液压执行元件确定后，运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。

方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。

速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。

节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。

 容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。

调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。

节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。

容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。

（2）制定压力控制方案

液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油，这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。

（3）制定顺序动作方案

主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号使电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制连续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接比较方便的场合。

另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力,压力控制多用在带有液压夹具的机床、挤压机压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。

（4）选择液压动力源

液压系统的工作介质xx由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。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{zg}压力。

系统采用流量调速阀来控制液压启闭机两侧油缸的进出流量，实现同步运行和纠偏。同时并联手动流量控制阀，便于设备调试和检修时操作油缸和闸门，{zd0}程度地保证了闸门的安全和稳定运行。

整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。尽量减少能量损失环节。提高系统工作效率。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，关键部位要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主要部件连续工作。

各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。

本液压系统原理图如下：

图2.1 液压系统原理图

本液压控制系统由两台泵组供油，在通常情况下互为备用，同时启动两台油泵可以同时开启两条门。

在设备初次调试前，请检查液压系统的各溢流阀、各安全溢流阀、各减压阀的调压手柄，确定都处于松开状态，确定油箱内已加满液压油，拆开主油泵泄油胶管，从油泵泄油口加入清洁的液压油，直至充满壳体，装上主油泵泄油胶管，拆下电机的防护罩，按顺时针方向手动盘车20～30圈，排尽油泵吸油区的空气，装上防护罩；点动主油泵电机，确定电机旋转方向正确。

按原理图要求连接好缸旁锁紧块、工作油缸，启动任意一台电机，空载运行5分钟，确定电机油泵运行正常后，让电磁铁YV1得电，调节溢流阀（件号11）使压力表1显示压力为1Mpa后，让电磁换向阀(件号20.1)电磁铁YV3得电，调节回油背压溢流阀（件号19），控制压力表2显示压力为0.3Mpa，锁紧调节螺母，然后电磁溢流阀(件号11)和溢流阀(件号21.1)配合调压，使溢流阀(件号21.1)工作压力7Mpa(压力表1显示)；让电磁铁YV1、YV2得电、YV3失电，逐级调节电磁溢流阀（件号11）和锁紧阀块上安全溢流阀（件号30.1、30.2），使安全溢流阀溢流压力为19Mpa，{zh1}先松开电磁溢流阀(件号11)手柄，让电磁铁YV2、YV3失电、YV1得电，逐级调节电磁溢流阀(件号11)溢流阀控制压力为18 Mpa，配合调节工作油泵手动变量，使工作泵组输出压力和流量符合工况要求的压力油，锁紧所有压力阀上的调节螺母，这便完成了对1#工作油泵和1#油缸组的压力调试。用同样的方法启动2#油泵电机组，可完成对2#油缸组的压力调试。

液压系统动作说明：

本系统含二组工作油缸，其工作原理一样，下面以1#油缸组为例作动作说明。

系统压力流量输出正常后，让电磁换向阀（件号20.1）电磁铁YV2得电、YV3失电，压力油经过电磁换向阀(件号20.1)，分两股进入二个调速整流装置(件号22、23组合)，通过截止阀、锁紧块进入油缸有杆腔；两处无杆腔油液经截止阀(件号36.1、36.2)后合成一股，通过回油背压阀19、回油滤油器回油箱，这样便实现阀门提升动作；让电磁换向阀电磁铁YV3得电、YV2失电，压力油经换向阀 (件号20.1)分两路经单向节流阀(件号27.1)进入油缸锁紧块成为控制油打开锁紧块上的液控单向阀(件号31.1、31.2)，有杆腔油液经锁紧块、截止阀、调速整流阀、电磁换向阀、截止阀(件号36.1、36.2)进入油缸无杆腔，油缸靠自重下降，如果无杆腔出现负压，无杆腔可通过单向阀(件号12.3)从油箱补油，这样便实现关门动作。

速度及同步控制说明：

二组油缸控制方法一样，下面以1#油缸组为例来说明。

工作油缸动作正常后，在阀门开启、关闭过程中，调节左、右两路调速整流装置上调速阀（件号23.1、23.2）可调节活塞杆退回、伸出速度，调速阀可无级调节活塞杆运动速度。所以，通过调节调速阀可达到两只油缸基本同步。

在闸门启闭过程中，同孔闸门两只油缸要求同步，闸门开度方向不同步误差不大于10mm。闸门开度及行程控制装置全程实行自动检测，当左油缸运动速度快于右油缸运动速度，自动纠编仪发信，电磁换向阀(件号25.1)电磁铁YV5得电，进入左油缸的压力油会经过单向节流阀（件号26.1）、电磁换向阀（件号25.1）进行分流而降低运动速度，调节节流阀（件号26.1）左端可控制分流量大小；当右油缸运动速度快于左油缸运动速度，自动纠编仪发信，电磁铁YV4得电，进入右油缸的压力油会经过单向节流阀（件号26.1）、电磁换向阀（件号25.1）进行分流而降低运动速度，调节节流阀（件号26.1）右端可控制分流量大小；同样在阀门关闭过程中，通过电磁换向阀（件号25.1）得失电，可实现工作油缸同步的自动微调整。

单孔闸门启、闭操作：本系统具有闸门下滑自动提升功能，由于系统正常的内泄漏，闸门长时间保压会出现闸门自动下滑现象，当闸门下滑50mm时，通过电器控制自动启动系统进行补压实现提升，闸门提升至原位后发出报警；如继续下滑至100mm，启动备用电机油泵，将闸门提升运动至原来位置并发出报警，本系统能实现液压启闭的工作油泵与备用泵启、停及切换控制等功能。

油箱内液位控制说明：

按油箱的实际使用情况合理的安装面板式液位控制器，当液位超过上限时，LVS1发出声光报警，停止往油箱内加液压油；当液位低于下限液面时，LVS2发出声光报警，停泵检查液面下降原因，人工往油箱内加油。

油箱内油温控制说明：

油箱内安装有两个电接点温度计（件号9.1、9.2）共设有四个发信点，当液温低于10℃时，TS1发出低温报警，不能启动电机；当温度高于60℃时，TS2发出高温报警，延时5秒停泵检查；当油温低于20℃时，TS3发信接通电加热器；当油温达到40℃时，TS4发信断开电加热器。

表2.2  电磁铁动作表

工况分析

本次设计是启闭机(一站控制两门)的液压系统，用于操作弧形门 型液压启闭机，额定启门力为 ，工作行程 ，内容包括液压油缸、液压控制系统等。

根据操作弧形门液压启闭机运行的功能特点，对该启闭机制订的设计制造原则是：“安全可靠，经久耐用、技术先进、操作简单”，在设计和制造方面，全面执行技术条款的全部内容。并可以同时开启两条门，开启速度达到 以上。

液压缸的主要几何尺寸，包括液压缸的内径，活塞杆的直径，液压缸行程等。

3.2.1 液压缸内径的确定

（1）初选液压缸的工作压力

根据分析，此起重机的负载较大，按类型属于起重运输机械，初选液压缸的工作压力为 。

（2）计算液压缸的尺寸

表3.1  和 的关系

表3.2  和 的关系

根据系统工作压力 选取速度比

再根据速度比 选取 和 的关系：

查机械设计手册，按标准取： ，

{zd0}行程查机械设计手册，选取{zd0}行程

液压缸的有杆腔工作压力：

3.2.2 活塞杆稳定性验算

因为活塞杆长为 ，而活塞直径为 ，

，需要对活塞杆进行稳定性验算。

活塞杆弯曲失稳临界负荷 ,可按下式计算

在弯曲失稳临界负荷 时,活塞杆将纵向弯曲。因此活塞杆{zd0}工件负荷 按下式验证。

式中  —活塞杆材料的弹性模数 ，钢材：

—活塞杆横截面惯性矩 ，圆截面：

—安装及导向系数

—安全系数，一般取

—安装距

经计算活塞杆稳定性验算合格。

3.2.3 液压缸的有效面积

根据上面的结果，则液压缸的有效面积为：

无杆腔面积

             有杆腔面积

3.2.4 液压缸的行程

3.2.5 液压缸缸筒的长度

液压缸缸筒的长度由液压缸的行程决定，液压缸缸筒长度 。

液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚，油口直径、缸底厚度、缸头厚度等。

弧形工作闸门液压启闭机油缸为倾斜式布置，两端铰接连接，并且在油缸的上端吊头与埋件轴以及下端吊头与闸门吊耳连接处内装自润滑球面滑动轴承，满足使油缸自由摆动，并可以xx启闭机或闸门由于安装等误差造成的对油缸的不利影响。油缸与管路之间采用软管连接。

3.3.1 缸筒壁厚δ的计算和校核

（1）壁厚的计算

查机械设计手册，由上求得缸体内径标准值 ，得外径 。

可知

（2）液压缸的缸筒壁厚的校核

缸的额定压力 ,取 。

液压缸缸壁的材料选45号钢，查金属工艺学表6-5（GB699-88），得其材料抗拉强度 。

取安全系数为 ，

=11.86mm<12.5mm

壁厚合适。

3.3.2 液压缸油口直径 的计算

式中  —液压缸油口直径

—液压缸内径

—液压缸{zd0}输出速度

—油口液流速度

=0.02m=20mm

3.3.3 缸底厚度h的计算

该液压缸为平形缸底且有油孔，其材料是45号钢。

式中  —缸底厚度

—缸底油孔直径

—试验压力

—液压缸内径

—缸底材料的许用应力，取安全系数n=5，则

由于缸的额定压力 ，所以取

3.3.4 缸头与法兰的联结计算

（1）联结方式：螺栓联结

（2）计算每个螺栓的总拉力F

   选用6个螺栓均布在缸头上，则

计算直径

螺栓连接缸头和法兰，主要受到变载荷的作用，而影响零件疲劳强度的主要因素为应力幅，故应满足疲劳强度条件

查机械原理与设计表15-3公式 ，设螺栓直径<14mm，取ε=1，

=1， =2， =3.9。  

     求得

=

螺栓和被联结件均为钢制，采用金属垫片，故取相对刚度系数

即有

由设计手册，选M14，与原设相符。

3.3.5 缸头厚度 的计算

本液压缸选用螺钉联结法兰，其计算方法如下：

式中 —法兰厚度

—法兰受力总和

—密封环内径

—密封环外径

—螺钉孔分布圆直径

—密封环平均半径

—法兰材料的许用应力

均压槽一般宽为0.4mm，深为0.8mm，O型密封圈的压缩率为

W=（ ，缸头和法兰的联结是固定的，其密封也是固定的，取W=20%，即 =0.2

得 ， 为密封圈直径。

， ， ，

3.3.6 法兰直径和厚度的确定

     法兰直径取与缸头直径相同，即

     法兰厚度取

3.3.7 缸盖的联结计算

联接方式：螺栓联接

缸体螺纹处的拉应力为：

切应力为：           

合成应力为：        

式中  —螺纹拧紧系数，动载荷，取

—缸体螺纹处所受的拉力 ，

—螺纹内径

—螺栓个数，取

—螺纹处的拉应力

—螺纹材料的许用应力，

—安全系数，一般取

由设计手册，取M14。

3.3.8 缸头直径 和缸盖直径

     取两者相同，即        = = + +

3.3.9 液压缸主要尺寸的确定

图3.1  液压缸结构图

(1) 最小导向长度

(2) 活塞的宽度

(3) 导向套长

，

取

(4) 隔套长度

(5) 求液压缸的{zd0}流量

启门流量的计算：

无杆腔回油流量：

有杆腔进油流量：

在液压启闭机液压油缸各零部件材料的选择上，严格按用户要求和相关设计技术规范执行。油缸缸体材料采用优质无缝钢管，活塞杆采用符合GB699的优质45#实心锻钢正火处理、销轴材料采用锻钢40Cr调质处理、并做无损探伤检测，上端盖、下端盖及活塞、吊头材料均采用45钢锻焊结构、其焊缝为Ⅰ类焊缝、并按Ⅰ类焊缝进行检查和探伤。油缸活塞杆强度、油缸内径、活塞宽度、活塞导向杆长度及零部件的公差、配合的设计依据DL/T5167-2002、机械设计手册等相关标准要求，从设计上保障了油缸启闭机性能的先进性及可靠性。

导向套用QA19-4材料，导向面的配合公差为H9和f8，粗糙度Ra0.2um~Ra0.3um。配合面的圆度公差为0.05mm，同轴度为0.03mm。

3.4.1 缸体

缸体端部连接结构及缸体材料

液压缸的工作压力 ,其材料选用45号无缝钢，并调质到241-285HB，其结构连接方式选用法兰式连接。

液压缸的缸体材料为优质无缝钢管制作，强度高于ST5.2N，内径采用GB1184中的H9配合要求，表面粗糙度达Ra0.2，直线度要求达1000:0.1，圆度要求达0.25，孔口有导向角，粗糙度为Ra0.8，缸口采用法兰连接，法兰材料为45#锻钢，并经正火处理。有关焊接采用氩弧焊，焊前预热，焊后局部高温回火去应力处理，并对焊缝进行{bfb}超声波探伤，按JB4730-1级标准验收。

技术要求

（1）缸体内径采用H8、H9配合。液压缸采用O型橡胶密封，表面粗糙度Ra取0.3μm，需珩磨。

（2）缸体内径d的圆度公差值取10级精度，圆柱度公差值取8级精度。

（3）缸体端面T的垂直公差值选7级精度。

（4）为了防止腐蚀和提高寿命，缸体的表面应镀上厚度为30-40的铬层，镀后进行珩磨或抛光。

3.4.2 缸盖

液压缸的缸盖材料选用锻焊钢件，材料为45#并经正火处理，并在其表面熔堆黄铜、青铜或其他材料。各配合处的圆柱度高于9级。

技术要求

（1）直径基本尺寸（同缸径） 、 （基本尺寸同活塞杆密封圈外径）的圆度公差值选取7级精度。

（2） 与 的同轴度公差值为 。

（3）端面A、B与直径 轴心线的公差值选7级精度。

（4）导向孔的表面粗糙度为Ra0.4μm。

3.4.3 活塞

活塞与活塞杆的连接形式：螺纹连接

活塞与缸体的密封：O型密封圈密封

活塞的材料：选用45号钢

活塞的技术要求

（1）活塞外径 与对内径 的径向跳动公差值选取7级精度。

（2）端面T对内孔 的轴线垂直度公差值选取7级精度。

（3）外径 的圆柱度公差值选取10级精度。

3.4.4 活塞杆

活塞杆的端部结构：外螺纹连接

端部结构尺寸：端部为螺纹连接，其活塞杆螺纹尺寸为螺纹M48，螺纹长为40。

活塞杆结构：活塞杆选用实心杆

活塞杆的材料：45号钢

技术要求

（1）活塞杆 和 的圆度公差值选10级精度。

（2）活塞杆的圆柱度公差值选取7级精度。

（3）端面T的垂直度公差值选7级精度。

（4）活塞杆上的螺纹按7级精度加工。

（5）活塞杆上工作表面的粗糙度为Ra0.63μm。

（6）杆头开有夹头及导向角，表面硬度达HRC60以上。

3.4.5 活塞杆的导向、密封与防尘导向套

（1）材料：QA19-4

（2）导向套内径的配合，选为H8/f9，表面粗糙度为Ra0.63-1.25μm。

（3）密封：选用O型密封圈；防尘：防尘圈

3.4.6 液压缸的缓冲装置

缓冲装置是为了防止和减少液压运动时的冲击，通过节点产生内压力抵抗液压推力、惯性力和载荷力，降低液压杆的速度。该系统中活塞杆的运动速度较小，移动惯性不大，选用固定性的缓冲方式。

3.4.7 排气装置

当系统长时间停止工作，系统中的油液由于本身重量的作用和其他原因而流出，这时易使空气进入系统，如果液压缸中有空气或混入空气，都会使液压缸运动不平稳，

油泵{zg}工作压力、{zd0}工作流量，电机功率的计算。

4.1.1油泵工作压力计算

液压泵的出口压力必需满足系统中启门的{zd0}工作压力（ ），并考虑沿程压力流量损失和油泵的使用工作寿命等因素，选取油泵出口压力 ，根据招标文件要求，液压系统油泵{zg}工作压力应满足：

其中： （油缸启动额定工作压力）

（安全系数）

（系统中沿程压力损失）

故：

4.1.2 油泵{zd0}工作流量计算

油泵{zd0}工作流量：

其中： 为系统的泄漏系数： 由于系统不允许有外漏，内漏不能过大，所以 取1.2。

：为同时动作的液压缸{zd0}总工作流量，故：

4.1.3 油泵排量计算

其中： 为油泵{zd0}工作流量。

为电机工作转速，选用三相异步电机，4级转速故额定转速 。

那么：

因此：油泵选用邵液公司提供的32SCY14-1B柱塞泵，排量 ，在转速 情况下，流量为 ，额定工作压力为 ,排量可调。

4.1.4 电机功率计算

其中： 为电机效率取0.9

为液压系统油泵出口压力

那么:

选用： 电机，型号为Y180L-4-B35，转速 ,电机功率为 。

一控二油箱体积的选取

油箱容积应满足检修时使油缸无杆腔的油流回油箱，故油箱的容积计算如下：

油箱容积 。即：

选取油箱容积为： 。

液压系统工作用油量=（油箱容积+油缸杆腔容积+管路容积）×1.2，即：

液压系统推荐采用46#抗磨液压油(L-HM46)

按设计要求，油管内允许流速为：

压力油：

吸油管：

回油管：

启闭闸门过程中，压力油管{zd0}流量为有杆腔启门进油量 （ 、 ）回油管{zd0}流量即为四只油缸无杆腔启门回流量 根据系统设计方案，系统为差动闭门，油缸下腔油液流回油缸上腔。闸门关闭时，泵源提供压力油打开液控单向阀，其余油通过溢流阀直接补入上腔。

，取

，取

，取

表4.1  液压元件

表4.2易损件汇总表

根据计算慢下时管内的油液流动速度:

通过的流量为1.5L/min，数值较小，主要考虑的压力损失为快进时的压力损失。由于供油流量的变化，其快上时液压缸的速度为:

        =150mm/s

此时，油液在进油管中的流速为:

压力损失主要包括管路的沿程损失△p1，管路的局部损失△p2和阀类元件的局部损失△p3，总的压力损失为:

          △p=△p1+△p2+△p3

5.1.1 沿程压力损失

首先，要判别管中的流态，设系统采用46号抗磨液压油，其工作环境温度为20-50℃时，运动粘度 =60

所以有:

=1373

因为系统中采用紫铜管，是光滑的金属圆管，其临界雷诺数为2000-3000，而实际流动时的雷诺数为 1373，小于2000-3000，则管中应为层流，则阻力系数:

λ=75/Re

   =75/1373

  =0.0546

若取油管长度均为3m，油液的密度为ρ=890kg/m ，则进油路上的沿程压力损失为:

          =0.464433 105Pa

      =0.046MPa。

5.1.2 局部损失

液体流经如阀口、弯管、通流截面变化等局部阻力处所引起的压力损失。液流经过这些局部阻力处时，由于液流方向和流速均发生变化，在这里形成了旋涡，使液体的指点之间互相撞击，从而产生能量的损耗。

局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道的具体结构而定，一般取沿程压力损失的10%，而后者与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为qn和 ，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失为 为

在该系统中主要有手动换向阀、液控单向阀和液压缸，根据各个产品的参数（如前表），可知，各个阀的压力损失如下：

液压缸快下时回油路上的流量为:

则回油路管中的流速为:

可算出:

                   =0.35 22 10-3/60 10-6

   =128.3

λ=75/Re

    =75/128.3

 =0.542

所以回油了路上的沿程压力损失为:

5.1.3 总的压力损失

由上面的计算所得可求出：

原设 ，这与计算结果略有差异，且大于计算结果，不必更改。

系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能。特别是液压系统，系统发热使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质，影响正常的工作。为此，必须控制温升在许可的范围内，如工程机械和机车车辆应控制在△T=35-40℃。

该系统中产生热量的元件主要有液压缸、液压泵、溢流阀和单向阀，散热的元件主要有油箱，系统经一段时间后，发热与散热会相等，即达到热平衡。

5.2.1 系统发热量的计算

根据以上的计算可知

在快下时电动机的输入功率为:

                       =4.11 106 25.68 10-3/60 0.85w

 =2069.5w

在慢下时电动机的输入功率为：

                      =4.11 106 4.56 10-3/60 0.85w

 =367.5w

而快下时的有用功率为：

                   =4.11 106 25.68 10-3/60w

    =1544.83w

慢下时的有用功率为：

                 =4.11 106 4.56 10-3/60w

 =274.36w

所以，快下的功率损失为524.7w大于慢下的功率损失92.9w，应以较大值来校核其热平衡。

5.2.2 系统的散热计算

液压系统的散热途径有油箱表面和油管表面，在本系统中只考虑油箱表面的散热。

在单位时间内，油箱的散热量为 ，设油箱的三个边的比例为a：b：h=1：1.5：2.5，

则散热面积为:

式中 是散热系数，取 。

为系统的温升，等于系统热平衡时的温度和环境温度之差，取油液的{zg}工作温度为60℃，工作的环境温度为40℃，则

可求出:

5.2.3 系统热平衡温度的验算

当系统达到热平衡的时候有： ，即

环境温度为40℃，热平衡温度为57.6℃<60℃，没有超出允许范围。

根据上面计算结果对散热面积的要求，对油箱的尺寸进行计算。

假设油箱的长、宽、高分别为 ， 、 。一般情况下，油的高度为油箱高的0.8倍，即 ，与油直接接触的表面算全散热，与油不直接接触的算半散热，其外形如图：

图5.1  油箱结构尺寸图

根据上面确定的油箱的容积 和散热面积 ，可查机械设计手册，公式：

V=0.8a b h mm3

和长、宽、高的比例 ： ： =1：2.5：1.5，联立解方程，可求得

　　谢

大学三年的美好生活就要圆满结束了。过去刚进大学的时那个一脸茫然，对自己将来的路没有一个周全的计划的年轻人，现在却马上就要昂首挺胸地步入社会了。是谁让我有了这么大的进步呢？是我亲爱的母校，敬爱的老师和亲爱的同学们。

感谢母校给了我一个优越的成长环境，让我在这个美好的环境中快快乐乐地学习，自由自在地生活。本次的毕业设计就在是在这个美好的环境中才得以完成任务的。

感谢老师们的敦敦教导，让我在大学里学到很多的知识和经验。在此，我要特别感谢我的指导老师—苑成友老师。在苑老师不厌其烦地指导下，我学到了很多的设计思想和设计经验。这些设计思想和设计经验在设计过程中起到了至关重要的作用。

{zh1}，还要感谢所有参考文献的作者。因为他们的宝贵经验和奉献精神，我们才有了现代的文明。

[1]  左健民主编.液压与气压传动（2版）.北京：机械工业出版社，1999.5

[2]  王三民，诸文俊主编.机械原理与设计.北京:机械工业出版社,2000.12

[3]  徐灏主编.机械设计手册(第5卷).北京:机械工业出版社,1992.1

[4]  丁德全主编.金属工艺学.北京:机械工业出版社,2000.5

[5]  雷天觉主编.新编液压工程手册.北京:理工大学出版社,1998

[6]  姜继海,宋锦春,高常识主编.液压与气压传动.北京:高等教育出版社,2002.1