液壓升降臺設計

1、 西安廣播電視大學機械設計制造及其自動化專業(yè)（本科）液壓氣動技術課程設計題目液壓動力升降臺的系統(tǒng)設計姓 名 趙博軍學 號指導教師 任重凱辦學單位 西安電大直屬一分校日 期 2013年 11 月 機械設計制造及其自動化專業(yè)課程設計任務書編號： 課程名稱： 液壓氣動技術課程設計 辦學單位： 設計題目液壓動力升降臺的系統(tǒng)設計學生姓名趙博軍一、 課程設計目的與要求：課程設計目的：為了將所學的液壓氣動技術應用到實際生產過程中。本設計主要圍繞插床的液壓動力滑臺的液壓系統(tǒng)設計，以加強對液壓控制系統(tǒng)的深入了解。最終，用所學的液壓氣動技術來解決實際問題。本課程的學習目的在于使我們綜合運用液壓與氣壓傳動課程及其它

2、先修課程的理論知識和生產實際知識，進行液壓傳動的設計實踐，使理論知識和生產實際知識緊密結合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。通過設計實際訓練，為后續(xù)專業(yè)課的學習、畢業(yè)設計及解決工程問題打下良好的基礎。課程設計要求：設計一臺插床的液壓動力滑臺的液壓系統(tǒng)。已知參數(shù)：切削負載FL=25000N，機床工作部件總質量m=2000kg，快進、快退速度均為5m/min，工進速度在50200mm/min范圍內可無級調節(jié)?；_最大行程6000mm，其中工進的行程是2000mm，往復運動加減速時間0.2s，滑臺采用平導軌，其靜摩擦系數(shù)fs=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1，滑臺要求完成“快進工進快退

3、停止”的工作循環(huán)。二、課程設計內容：(1) 明確設計要求進行工況分析；(2) 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)；(3) 擬定液壓系統(tǒng)原理圖；(4) 計算和選擇液壓件；(5) 驗算液壓系統(tǒng)性能；(6) 設計液壓系統(tǒng)原理圖1張；(7)設計油箱工作圖和液壓缸工作圖各1張(8) 編制設計計算說明書1份三、課程設計進度安排2013-10-182013-10-28：選設計題目；2013-10-282013-11-03：收集所選設計題目的資料；2013-11-032013-11-15：繪制圖紙；2013-11-152013-11-28：編寫課程設計正文；2013-11-25： 提交課程設計。指導教師簽字辦學單位意見教學

4、班負責人簽字、分校蓋章_年 月 日 摘 要本次設計任務是液壓升降臺，它是一種升降穩(wěn)定性好，適用范圍廣的貨物舉升設備。其起升高度800mm，舉升重量3T，幅面尺寸2600×1400 mm.其動作主要是由兩個雙作用液壓缸推動“X”型架，帶動上板移動來實現(xiàn)的。該液壓升降臺主要由兩部分組成：液壓部分和機械部分。設計液壓部分時，先確定了液壓系統(tǒng)方案。選擇液壓基本控制回路時，換向回路選擇三位四通電磁換向閥；平衡回路選擇用液控單向閥。確定各種基本回路后，又確定了液壓系統(tǒng)傳動形式，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，然后對液壓元輔件進行了設計、選擇，并對其進行校核。經過計算后液壓缸直徑選定為70毫米，液壓泵選葉片泵

5、。根據(jù)系統(tǒng)工作的最大功率選Y90S-4三相異步電動機。在確定泵后，又對其他的元輔件進行了合理的選擇，最后確定閥塊的設計及效率計算。機械部分主要由上板架、下板架、內連桿和外連桿四部分組成。通過設計、選擇機械部分材料與結構，并對其進行受力分析與強度校核，結果證明機械部分結構設計可以滿足要求，進一步完成了本次設計題目。關鍵詞：液壓；升降平臺；上板架；下板架；內連桿；外連桿 液壓動力升降臺的系統(tǒng)設計目錄1 總 論12 確定液壓系統(tǒng)方案32.1確定液壓基本回路32.1.1換向回路32.1.2平衡回路的確定52.2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定723 液壓系統(tǒng)原理圖73 計算和選擇液壓元件、輔件93.1液壓缸的

6、計算93.1.1 初選執(zhí)行元件的工作壓力93.2 液壓輔助元件的計算及選擇103.2.1管道的設計103.2.2管接頭的類型103.3油箱的設計103.3.1油箱的設計要點113.3.2油箱容積計算113.4 其它元、輔件的選擇113.4.1.吸油濾油器113.4.2選擇濾油器的基本要求123.4.3溢流閥的選擇123.4.4壓力表開關選擇123.4.5單向節(jié)流閥133.4.6 液控單向閥的選擇133.5閥塊的設計133.6 效率的計算143.6.1計算沿程壓力損失143.6.2效率計算163.6.3系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算164 機械部分的受力分析175 機械部分的強度校核205.1 內連桿強度校

7、核205.2 外連桿強度較核205.3 連接兩連桿的銷軸的強度校核226 總 結24參考文獻251 總 論液壓傳動是以液體作為工作介質，以液體的壓力能進行運動和動力傳遞的一種運動方式。它先通過能量轉換裝置（液壓泵），將原動機（電動機）的機械能轉變?yōu)橐后w的壓力能，再通過密封管道，液壓控制原件等，經另一能量轉換裝置（液壓缸、液壓馬達）將液體的壓力能轉換為機械能，以驅動負載，實現(xiàn)執(zhí)行機構所需要的直線或旋轉運動，與機械傳動相比，液壓傳動具有許多優(yōu)點，因此在機械工程中廣泛應用。液壓傳動操縱控制方便，可實現(xiàn)大范圍的無級調速（調速范圍達2000：1），它還可以在運動過程中進行調速，調速方便。液壓傳動簡化了機

8、器結構，減少了零件的數(shù)目。由于系統(tǒng)充滿了油液，對各液壓件有潤滑和冷卻的作用，使之不易磨損，又由于容易實現(xiàn)過載保護，因而壽命長。液壓裝置工作比較平穩(wěn)，由于重量輕、慣性小、反應快，液壓裝置易于快速啟動、制動和頻繁的換向，既易實現(xiàn)機器的自動化，又易于實現(xiàn)過載保護，液壓元件實現(xiàn)了標準化、系列化、通用化，便于設計、制造和使用。但液壓傳動也有缺點，其主要缺點為：（1） 液體為工作介質，易泄漏，油液可壓縮，故不能用于傳動比要求準確的場合。 （2） 液壓傳動中有機械損失、壓力損失、泄漏損失，故不宜作遠距離傳動。（3） 液壓傳動對油溫和負載變化敏感，不宜在低、高溫度下使用；對污染很敏感。（4） 液壓傳動需要有單

9、獨的能源（如液壓泵站），液壓能不能像電那樣從遠處傳送；液壓元件精度高、造價高，所以需要組織專業(yè)生產。（5） 液壓傳動裝置出現(xiàn)故障時不易查找原因，難以迅速排除?？傊?，液壓傳動優(yōu)點很多，而其缺點正隨著生產技術的發(fā)展逐步加以克服，因此，液壓傳動在現(xiàn)代工業(yè)中有著廣闊的應用和發(fā)展前景。5wT) 液壓傳動在國民經濟各部門應用廣泛。常用于機床工業(yè)、汽車工業(yè)、航空工業(yè)、工程機械、農業(yè)機械、輕工機械、冶金機械、起重運輸機械、礦山機械、建筑機械、船舶港口機械、鑄造機械等。液壓升降平臺是一種升降穩(wěn)定性好，適用范圍廣的貨物舉升設備，由于升降平穩(wěn)、安全可靠、操作簡單，經濟實用，被廣泛應用于生產流水線和倉庫、造紙、醫(yī)藥等

10、行業(yè)，物料上線、下線；工件裝配時調節(jié)工件高度；高處給料機送料；大型設備裝配時部件舉升；大型機床上料、下料；倉庫裝卸場所與叉車等搬運車輛配套進行貨物快速裝卸等。因此，對于液壓升降平臺的設計與研究具有重要意義。；固定式液壓升降平臺主要用于生產流水線和倉庫、造紙、醫(yī)藥等行業(yè)，可作為送貨電梯、輸送貨物、升降平穩(wěn)、安全可靠、經濟實用，本機適用于人造板生產線中各種板材加工設備進、出料端的等高推接合中間轉運。也可應用于類似用途的其它板形材料生產線中。優(yōu)勢：采用液壓傳動升降機構，升降平穩(wěn)、快捷、操作簡便、易于維護保養(yǎng)、節(jié)約能源。結構穩(wěn)固、故障率低、運行可靠、安全高效、維護簡單方便。 控制方式可選無線遙控等多種

11、方式。 我國液壓、氣動和密封工業(yè)雖取得了很大的進步，但與主機發(fā)展需求，以及和世界先進水平相比，還存在不少差距，主要反映在產品品種、性能和可靠性等方面。液壓元件由于制造精度高，因而造價相對于機械零件要求高，為了做到經濟實惠，在選擇液壓元件時，盡量以國內同類產品代替國外產品。比如電磁換向閥，我選擇了沈陽液壓件廠的產品，并且有直流電源和交流電源兩種，我選擇了交流電源。因為，用交流電源，電磁換向閥如果卡位，電磁鐵不至于被燒壞。但配置一套直流電源的價格遠比一個電磁鐵的價格高，況且電磁閥被卡住的情況也是偶而的。權衡了一下還是選擇了交流電源。同理，在一些產品性能不相上下時，我盡量選用了國內液壓件廠的產品?？?/p>

12、以省去運費和避免一些其它問題，這都降低了成本。2 確定液壓系統(tǒng)方案液壓系統(tǒng)方案的確定是液壓系統(tǒng)設計的一個重要環(huán)節(jié)。目的是選擇回路，并把各回路組成系統(tǒng)，以便以后確定液壓系統(tǒng)原理圖。理論課上，我們知道任何復雜的液壓系統(tǒng)都是由一些簡單的基本回路構成的。液壓元件又組成了基本回路。所以根據(jù)液壓系統(tǒng)的動作要求和性能特點選液壓元件組成液壓系統(tǒng)。這次畢業(yè)設計的液壓升降平臺要求為：1、起升最大高度為800mm；2、 臺面原始高度為623mm；3、起升最大重量為3噸。所設計系統(tǒng)必須能完成舉升動作，并達到以上要求，考慮系統(tǒng)效率以及經濟上的一些問題。2.1確定液壓基本回路2.1.1換向回路換向回路一般都采用換向閥來換

13、向。換向閥的控制方式和中位機能依據(jù)主機需要及系統(tǒng)組成的合理性等因素來選擇。換向回路采用二位四通、三位四通或五通換向閥可使執(zhí)行元件換向，用二位四通換向閥換向最為方便。但電磁閥動作快，換向有沖擊。另外，交流電磁閥一般不宜作頻繁的切換。換向回路主要有以下幾種：1.換向閥換向回路如圖2-1采用換向閥的換向回路所示：該回路采用三位四通電磁換向閥，換向閥在右位或左位時，液壓缸活塞向左或向右運動，電液閥處于中位時，液壓缸活塞停止運動，液壓泵可依靠閥中位機能實現(xiàn)卸荷功能。 2.雙向泵換向回路 如圖2-2采用雙向泵的換向回路所示：當雙向液壓泵左側油口排油時，液壓缸活塞右行；通過調節(jié)變量機構(使斜盤傾斜方向或偏心

14、方向改變)，使雙向液壓泵右側油口排油時，液壓缸活塞左行。圖中閥K為安全閥，Y為補油泵溢流閥，P為背壓閥3.用差動缸的換向回路如圖2-3所示：用差動缸的換向回路是用二位三通閥實現(xiàn)差動缸的換向。 圖2-1采用換向閥的換向回路圖2-2 采用雙向泵的換向回路 圖2-3 用差動缸的換向回路我在設計中選擇了第一種換向方式，因為換向閥互不相通的油口間的泄漏小，其換向可靠，迅速且平穩(wěn)無沖擊。2.1.2平衡回路的確定許多機床或機電設備的執(zhí)行機構是沿垂直方向運動的，這些機床設備的液壓系統(tǒng)無論在工作或停止時，始終都會受到執(zhí)行機構較大重力負載的作用，如果沒有相應的平衡措施將重力負載平衡掉，將會造成機床設備執(zhí)行裝置的自

15、行下滑或操作時的動作失控，其后果將十分危險，液壓升降平臺也是如此。平衡回路的功能在于使液壓執(zhí)行元件的回油路上始終保持一定的背壓力，以平衡掉執(zhí)行機構重力負載對液壓執(zhí)行元件的作用力，使之不會因自重作用而自行下滑，實現(xiàn)液壓系統(tǒng)對機床設備動作的平穩(wěn)、可靠控制。平衡回路主要有以下幾種：采用單向順序閥的平衡回路如圖2-4(a)所示是采用單向順序閥的平衡回路，調整順序閥，使其開啟壓力與液壓缸下腔作用面積的乘積稍大于垂直運動部件的重力。當活塞下行時，由于回油路上存在一定的背壓來支承重力負載，只有在活塞的上部具有一定壓力時活塞才會平穩(wěn)下落；當換向閥處于中位時，活塞停止運動，不再繼續(xù)下行。此處的順序閥又被稱作平衡

16、閥。在這種平衡回路中，順序閥調整壓力調定后，若工作負載變小，則泵的壓力需要增加，將使系統(tǒng)的功率損失增大。由于滑閥結構的順序閥和換向閥存在內泄漏，使活塞很難長時間穩(wěn)定停在任意位置，會造成重力負載裝置下滑，故這種回路適用于工作負載固定且液壓缸活塞鎖定定位要求不高的場合。圖2-4平衡回路采用液控單向閥的平衡回路如圖2-4（b）所示。由于液控單向閥1為錐面密封結構，其閉鎖性能好，能夠保證活塞較長時間在停止位置處不動。在回油路上串聯(lián)單向節(jié)流閥2，用于保證活塞下行運動的平穩(wěn)性。假如回油路上沒有串接節(jié)流閥2，活塞下行時液控單向閥1被進油路上的控制油打開，回油腔因沒有背壓，運動部件由于自重而加速下降，造成液壓

17、缸上腔供油不足而壓力降低，使液控單向閥1因控制油路降壓而關閉，加速下降的活塞突然停止；閥1關閉后控制油路又重新建立起壓力，閥1再次被打開，活塞再次加速下降，這樣不斷重復，由于液控單向閥時開時閉，使活塞一路抖動向下運動，并產生強烈的噪音、振動和沖擊。采用遠控平衡閥的平衡回路在工程機械液壓系統(tǒng)中常采用圖2-4（c）所示的遠控平衡閥的平衡回路。這種遠控平衡閥是一種特殊閥口結構的外控順序閥，它不但具有很好的密封性，能起到對活塞長時間的鎖閉定位作用，而且閥口開口大小能自動適應不同載荷對背壓壓力的要求，保證了活塞下降速度的穩(wěn)定性不受載荷變化影響。這種遠控平衡閥又稱為限速鎖。由于液壓升降臺是要保證上升到最高

18、位置時能夠較長時間的停留在最高位置處不動，所以綜合以上分析，平衡回路我選擇采用液控單向閥的平衡回路。2.2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定液壓傳動系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。開式液壓系統(tǒng)馬達或缸的油回油箱，泵從油箱直接吸油；閉式液壓系統(tǒng)馬達或缸回的油不回油箱直接去泵的進油口。閉式系統(tǒng)中油泵進油管直接與執(zhí)行機構的排油管相連通，形成一個閉合回路。為了補償系統(tǒng)中泄漏損失，還需有一個輔助供油泵，其優(yōu)點是1）油箱所需容積?。?）無論是高壓管路還是低壓管路都有一定壓力。因此空氣難進入，運轉平穩(wěn)；3）系統(tǒng)中采用變量軸向柱塞泵，一般不需要換向閥來改變執(zhí)行機構運行方向，減少了換向時的沖擊。綜合以上傳動系統(tǒng)的特點我選用

19、開式系統(tǒng)。23 液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)原理圖是表示液壓系統(tǒng)的組成和工作原理的重要技術文件，擬定液壓系統(tǒng)原理圖對系統(tǒng)的性能及設計方案的合理性、經濟性具有決定性的影響。在以上基本回路確定的基礎上，將挑選出來的各個典型回路合并、整理，增加必要的元件或輔助回路，加以綜合，構成一個結構簡單、工作安全可靠、動作平穩(wěn)、效率高、調整和維護保養(yǎng)方便的液壓系統(tǒng)，擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖2-5所示。根據(jù)原理圖可知：液壓升降平臺的工作原理為1-油箱 2-濾油器 3-空氣濾清器 4-電動機 5-聯(lián)軸器 6-液壓泵 7-溢流閥8-壓力表開關 9-壓力表 10-電磁換向閥 11-單向節(jié)流閥 12-液控單向閥 13-液壓

20、缸圖2-5 液壓系統(tǒng)原理圖3 計算和選擇液壓元件、輔件3.1液壓缸的計算3.1.1 初選執(zhí)行元件的工作壓力確定液壓缸的主要結構參數(shù)：液壓缸一般來說是標準件，但有時也需要自行設計，液壓缸需要確定的主要結構尺寸是指液壓缸的內徑D和活塞桿的直徑d。液壓缸的內徑D和活塞桿直徑d可根據(jù)最大總負載和選取的工作壓力來確定。取液壓泵的機械效率為0.97由資料1式（3.2）知活塞面積A=F/p=3×104/（0.97×4×106）=7732mm2 D=99.2mm查資料3表3.50，取液壓缸的內徑為100mm。桿徑比d/D，一般按下述原則?。寒敾钊麠U受拉時，一般選取d/D=0.3-

21、0.5.當活塞桿手壓時，一般取d/D=0.5-0.7。所以本設計我取d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×100=70mm，根據(jù)液壓技術行業(yè)標準，由資料3表3.51取活塞桿直徑為70mm。（2）泵組選擇：液壓杠所需流量為q=2Av=2×1/4(D2-d2)×V=2×0.25×3.14×(1002-702）×10-4×0.2×60 =9.6L/minq=9.6L/min（3）電動機選擇 電動機最大功率P= pqt P=106×4×16×10-6×960/60=1.0

22、24kw根據(jù)資料6表11.4-1取電動機為Y90S-4。（4）聯(lián)軸器的選擇 本次設計選擇聯(lián)軸器將電動機和液壓泵聯(lián)接起來。計算轉矩Tca=KAT,查資料16表10.1得：KA=2.2。名義轉矩Y=9550=9550×=11.54N·m所以Tca=KAT=2.2×11.54=25.39 N·m查手冊選LM3型梅花型彈性聯(lián)軸器。3.2 液壓輔助元件的計算及選擇液壓輔助元件有濾油器，蓄能器，管件，密封件，油箱和熱交換器等。除油箱通常需要自行設計外，其余皆為標準件。3.2.1管道的設計根據(jù)葉片泵的額定流量13.6L/min,查資料6表10.5-1（JB827-66

23、）。根據(jù)推薦管路通過流量25L/min的管徑為8mm，管路通過6.3L/min的管徑為5.6mm，所以選取公稱直徑D=8mm的鋼管，鋼管外徑為14mm.管接頭連接螺紋M14x1.5。與液壓缸相連的管道選擇用橡膠管，彎曲成型方便。3.2.2管接頭的類型管接頭按材料可分為金屬管接頭、軟管接頭和快速接頭。通常選用金屬管接頭。金屬管接頭又可分為擴口式管接頭、卡套式管接頭、焊接式管接頭、球面焊式管接頭。各管接頭的特點如下：3.3油箱的設計油箱的基本功能是：儲存工作介質；散發(fā)系統(tǒng)工作中產生的熱量；分離油液中混入的空氣；沉淀污染物及雜質。3.3.1油箱的設計要點（1）油箱必須有足夠大的容積以滿足散熱、容納停

24、機時因重力作用而返回油箱的油，操作時油面保持適當高度的要求；（2）油箱底部做成適當?shù)男倍?，并設放油塞，箱底應朝向清洗孔和放油塞傾斜（通常為1/251/20）,油箱底至少離開地面150mm，以便放油和搬運。（3）從構造上應考慮清洗換油方便，應設置人孔，便于清洗污物；（4）箱壁上需裝油面指示器，油箱上并裝上溫度計；（5）油箱上應有帶空氣濾清器的通氣孔，有時注油孔和通氣孔可兼用；3.3.2油箱容積計算按資料1式（4.5）可得V=mqp,低壓m=2-4,中壓m=5-10，高壓m=6-15,本設計取m=3, V=3x13.6=40.8L我所設計的油箱沒有設冷卻器，在這種情況下，油箱的長：寬：高為1：1：

25、1到1：2：3。油面達到油箱高度的80%。油箱的長為380mm,寬為360mm,高為300mm。3.4 其它元、輔件的選擇3.4.1.吸油濾油器液壓系統(tǒng)的故障大多數(shù)是由于油液中雜質而造成的，油液中的雜質會使液壓元件運動副的結合面磨損，堵塞閥口，卡死閥芯，使系統(tǒng)工作可靠性大為降低，在系統(tǒng)中安裝濾油器，是保證液壓系統(tǒng)正常工作的必要手段。3.4.2選擇濾油器的基本要求（1）過濾精度滿足要求；（2）通油能力滿足設計系統(tǒng)要求；（3）濾芯應有足夠的強度，不至于因油液壓力而破壞；（4）在一定溫度下，有一定的耐久性；（5）能抵抗濾油的侵蝕；（6）容易清洗和更換濾芯；（7）價錢低廉。由于液壓系統(tǒng)中對油的要求很高

26、，尤其是油的過濾過程。因此濾油器的選擇非常重要。所以敘述頗多。綜合各種濾油器的特性，我選擇了網式濾油器。泵的流量為13.6L/min。由于經驗公式告訴我濾油器過濾能力大于泵的流量的2倍，因此由資料12表11-512，我選的濾油器為TLW-25。3.4.3溢流閥的選擇由于我設計的系統(tǒng)中有閥塊，閥塊上有溢流閥、換向閥、截止閥（壓力表開關），所以溢流閥選板式溢流閥，系統(tǒng)壓力為4MPa，流量為13.6L/mn。所以查資料12表11-183,選擇了直動式溢流閥型號為Y1-25B。3.4.4壓力表開關選擇壓力表開關相當于一個小型轉閥式截止閥，它是用于切斷和接通壓力表與油路的通道，通過開關的阻尼作用，減輕壓

27、力表在壓力脈動下的振動，延長其使用壽命。由于是板式連接，系統(tǒng)管道公稱直徑8mm。所以查資料8表19-7-223,我選擇了型號為KF-L8/12E的壓力表開關。3.4.5單向節(jié)流閥 由于閥塊上沒有安裝單向節(jié)流閥，所以單向節(jié)流閥選管式，根據(jù)管路公稱直徑、流量，由資料12表11-221我選擇了型號為L1-25B的單向節(jié)流閥。3.4.6 液控單向閥的選擇由資料12表11-295,我選擇液控單向閥為IY-25B型。各種元件、輔件的詳細型號如表3-1所示：表3-1名稱型號流量備注吸油濾油器TLW-25 25L/min液位計YW2-80T溢流閥Y1-25B25L/min葉片泵YB1-1613.6L/min轉

28、速960r/min電動機Y90S-41.1KW壓力表Y-60截止閥KF-L8/12E25L/min電磁換向閥34D-25H25L/min單向節(jié)流閥L1-25B25L/min液控單向閥IY-25B25L/min空氣濾清器EF1-2525L/min查機械設計手冊取D=40mm3.5閥塊的設計我所設計的閥塊箱上裝有有電磁換向閥，直動式溢流閥，壓力表開關。根據(jù)所選的以上幾種元、輔件的外形尺寸，初設計閥塊為100×100×100的立方體。閥塊體如圖3-1：圖3-1閥塊圖1)為壓力油入口2)回油口3)側壓口4）油液進系統(tǒng)口5）油液出系統(tǒng)口6）溢流閥泄油口7）溢流閥進油口8）A口9）換向

29、閥進油口10）B口11）換向閥出油口3.6 效率的計算3.6.1計算沿程壓力損失1.判斷流動狀態(tài)由資料5式（2-33）可知:雷諾系數(shù)Re=d/=4Q/3.14d可知，在油液黏度一定的條件下，Re大小與Q成正比，與管道的內徑成反比。 缸的所需流量為9.6L/min，管子公稱直徑為8mm，根據(jù)資料5 表2-5，取液壓油的運動粘度為32厘斯，即3.2×10-5m2/s,所以 Re=4Q/d=4×9.6×10-3/60×3.14×8×10-3×3.2×10-5=796由于累諾數(shù)Re小于臨界雷諾數(shù)2000，由此可推論出各工況

30、下的進、回油路中油液的狀態(tài)為層流。2.計算沿程壓力損失P=L/d×2×/2 =75/Re=75/796V=4Q/3.14d2上式代入沿程壓力損失的計算公式得： P=150LQ/d4（1）油箱到泵的進口沿程壓力損失：PL1=150LQ/d4=150×900×3.2×10-5×0.2×13.6×10-3/3.14×(8×10-3)4×60=1.5×104Pa（2）泵出口到閥塊沿程壓力損失：PL2=150LQ/d4=150×900×3.2×10-5&#

31、215;0.5×13.6×10-3/3.14×(8×10-3)4×60=3.8×104Pa（3）閥塊到油箱沿程壓力損失：PL3=150LQ/d4=150×900×3.2×10-5×0.8×9.6×10-3/3.14×(8×10-3)4×60=4.3×104Pa（4）閥塊到單向節(jié)流閥沿程壓力損失：PL4=150LQ/d4=150×900×3.2×10-5×0.1×9.6×10-3

32、/3.14×(8×10-3)4×60=0.5×104Pa（5）單向節(jié)流閥到閥塊2沿程壓力損失：PL5=150LQ/d4=150×900×3.2×10-5×0.4×9.6×10-3/3.14×(8×10-3)4×60=2.1×104Pa（6）閥塊到液壓缸沿程壓力損失：PL6=150LQ/d4=150×900×3.2×10-5×0.6×9.6×10-3/3.14×(8×10-3)4

33、×60=0.3×104Pa（7）液壓缸到閥塊沿程壓力損失：PL7=PL6=0.3×104Pa總的沿程壓力損失為：PL=0.128×106Pa3.計算局部壓力損失 （1）油箱到泵有一個90度的彎頭V=Q/0.25××d2=13.6×10-3/0.25×3.14×60×0.0082=4.5m/sPr1=gH=0.29Pr1=2600Pa （2）泵到閥塊4個彎頭 Pr2=4rH=4rv2/2g=10400Pa（3）閥快到油箱3個彎頭 Pr3=3rH=7800Pa（4）閥塊到液壓缸1個彎頭 Pr4=rH

34、=2600Pa（5）液壓缸到閥塊 Pr5=rH=2600Pa所以，總的管道局部壓力損失為 Pr=23400Pa4.管路總的壓力損失為： P=0.128×106+23400=1.514×105pa=0.15MPa3.6.2效率計算 升降回路效率： 系統(tǒng)總效率： c2=p×c1×m p=0.8 m=0.97 c2=0.8×0.97×0.45=0.35=35%3.6.3系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算升降臺上升速度0.02m/s,上升時間t=0.8/0.02=40s，由手冊8查溫度Q1=70P1=KA(Q1-Q2)=16×2(0.3×

35、0.36+0.36×0.38+0.3×0.38)×(70-20)=574w Q=(Ph-P1)/KAPin=P0×Qp/=4×106×13.6×10-3/0.8×60=1.133×103w. Pef=0.025×(3×104×360×10-3×2)=540wPh=Pin-Pef=593wQ=2<50所以，滿足要求。4 機械部分的受力分析估算各構件的自重：上板 鋼板：G1=sh=2.6×1.4×0.003×7.8×

36、;103=85kg上板架：G2=SL=（2.5×2×10.24 +0.5×2×15.69+0.314×2×6.93+1.214×3×10.24+1.127×6.93+1.214×10.24+0.7×2×6.93+1.214×12.74）×10-4×7.8×103=119.8kg F=(G1+G2)g=(85+119.8) ×9.8=2007N內連桿： G=SL=25.15×2.48×2×10-4+

37、1.13×3×0.25×3.14×(0.12-0.082)+ 0.25×3.14×（0.12-0.062）×0.075×7.8×103=175kg F=Gg=175×9.8=1715N外連桿：G=SL=25.15×2.48×2×10-4+1.27×2×0.25×3.14×(0.12-0.082)+ 0.25×3.14×（0.12-0.062）×0.075×7.8×103=156

38、kg F=156×9.8=1528.8N 取滑輪與槽鋼摩檫系數(shù)=0.2，外負載3000Kg。對上板進行受力分析如圖4-1：圖4-1 Fy1+Fy2=(P+F)×0.5 Fx1= -Fx2= -uFy2 Fy2×2300=0.5×(F+P)×1150 解得 Fy2=7851.75N Fy1=7851.75N Fx1=Fx2=1570N對外連桿進行受力分析如圖4-2：圖4-2 根據(jù)受力平衡得： Fx1+Fx3=Fx4 Fy3=F+Fy1+Fy4 Fx4=uFy4 Fy3×d2+Fx4×d4=Fx3×d3+F×

39、d2+Fy4×d1其中：d1=2300,d2=1150,d3=270,d4=540,F=0.5×1528.8=764.4 解得： Fx3=155N Fy3=17241N Fx4=1725N Fy4=8625N對內連桿進行受力分析如圖4-3：內連桿自重1715N。圖4-3根據(jù)力矩平衡原理：對0點取矩，并設X為液壓缸受力，力臂為1100mm。X×1200=(17241+1715)×1150+155×270+540×1570+2300×7851.75解得 X=30000N。5 機械部分的強度校核5.1 內連桿強度校核圖5-1由受力

40、分析得：x=30000N Fx2=1570N Fy2=7851.75N Fx3=155N Fy3=17241Nsin=540/2300，則=13º因為=所以=13º此內連桿材料為熱軋16號槽鋼，查標準GB/T707-1988得：高度160mm，寬65mm，Wx=117cm3, L=2218.7cm4,A=25.15cm2該內連桿的危險截面為I-I截面。軸力產生正應力為 =Fx3/A=155/25.15×10-4=6.16×104Pa彎距Mx產生正應力為=Mx/Wx=17241×0.7/117×10-6=103×106Pa由兩

41、種應力疊加后，可知，危險點在I-I截面上側和下側邊緣，分別為最大壓應力和最大拉應力。最大壓應力 1=+=0.062+103=103.062Mpa最大拉應力為 2=|-|=102.938Mpa 查資料得，Q235型槽鋼的彎曲靜許用應力=135Mpa,1<，2<， 因此，內連桿各個截面均為安全截面。5.2 外連桿強度較核圖5-2由受力分析得：Fx1=1570N Fy1=7851.75N Fy3=17241N Fx3=155N Fx4=1725N Fy4=8625N外連桿材料為16號熱軋普通槽鋼：查標準GB/T707-1988得： Wx=117cm3，Ix=934.5cm4，A=25.1

42、5cm2此外連桿的危險截面為I-I截面。軸力產生的拉應力為 =N/A=1570/25.15×10-4=0.62Mpa彎距Mx產生彎曲正應力為 =Mx/Wx=8625×1.15/117×10-6=84.78Mpa兩種應力疊加后，I-I截面上、下邊緣點為危險點，分別產生最大拉應力和最大壓應力分別為： 1=+=85.4Mpa 2=|-|=84.16Mpa許用應力=135Mpa所以，外連桿各截面安全。5.3 連接兩連桿的銷軸的強度校核圖5-3 圖5-4彎矩圖圖5-5扭矩圖Q4=x=30000N T=3000×0.1+3000×0.1=6000N·m綜合分析，可知，截面I-I或II-II為危險截面。 Mg=Q4×L=3