液压卷带机设计(4)

第4章 液压系统元件设计与计算

4.1明确设计要求 制定基本方案：

    设计之前先确定设计产品的基本情况，再根据设计要求制定基本方案。以下列出了本设计的一些基本要求：

1)主机的概况：主要用途用于带式输送机卷带状况，工作环境比较恶劣；

2)主要完成起升与下降重物的动作，速度较缓，液压冲击小；

3)主要完成旋转转带动作，速度比较快;

4)最大载荷量定为2吨，采用单液压缸控制联接；

5)运动平稳性好；

6)人工控制操作，按钮启动控制升降；

7)工作环境要求：不宜在多沙石地面、木板砖板地面等非牢固地面进行操作，不宜在有坡度或有坑洼的地面进行操作，不宜在过度寒冷的室外进行操作；

8)性能可靠，成本低廉；

4.2制定液压系统的基本方案

4.2.1确定液压执行元件

1.皮带卷动机构，由液压马达执行;

    该处为液压马达控制回路：液压马达控制回路采用手动换向阀和叠加式双向溢流阀来控制，手动换向阀用于控制油马达的动作（正转，停止，反转），手动换向阀在中位时（手柄放松）为油马达停止阀位；换向阀手柄往前推和往后拉时油马达处于工作状态，油马达可以正反转。叠加式双向溢流阀的作用是在油马达止动时起保护作用。

2. 皮带推动动由推动油缸执行：

    推动油缸控制回路采用手动换向阀和叠加式溢流阀来控制，手动换向阀用于控制推动油缸的动作（上升，停止，下降），手动换向阀在中位时（手柄放松）为推动油缸停止阀位；叠加式溢流阀的作用是在推动油缸上升时起保护作用。

3. 转位由油缸执行

    控制回路：转位油缸控制回路采用手动换向阀和叠加式溢流阀来控制，手动换向阀用于控制转位油缸的动作（顶出，停止，缩回），手动换向阀在中位时（手柄放松）为转位油缸停止阀位；叠加式溢流阀的作用是在转位油缸顶出时起保护作用。叠加式单向节流阀用于控制掌握油缸速度。

4. 提升由油缸执行

    控制回路：提升油缸控制回路采用手动换向阀来控制，手动换向阀手柄前推和后拉时控制提升油缸的动作（提升，停止，下放缩回），手动换向阀在中位时（手柄放松）为提升油缸停止阀位。

4.2.2 确定提升及转位液压缸的类型

    工程液压缸主要用于工程机械、重型机械、起重运输机械及矿山机械的液压系统。根据主机的运动要求，按表37-7-5选择液压缸的类型为：直线运动单活塞杆双作用缓冲式液压缸。其特点：活塞双向运动产生推、拉力。活塞行程终了时减速制动，减速值不变。

4.2.3 确定液压缸的安装方式

    工程液压缸均为双作用单活塞式液压缸，安装方式多采用耳环型。由于本设计中液压缸在作用过程中是一端固定，一端在垂直面上自由摆动的形式，因此根据表37-7-6选择液压缸的安装方式为：尾部耳环联接。

4.2.4 缸盖联接的类型

    按缸盖与缸体的联接方式，可分为外螺纹联接式、内卡键联接式及法兰联接式三种。这里采用法兰联接。型号说明：P37-180

4.2.5拟订液压执行元件运动控制回路

    液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟订液压回路的核心问题。方向控制用换向阀或是逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多数通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对于高压大流量的液压系统，现多采用插装阀于先导控制阀的组合来实现。本设计卷带装置其特点：起升压力大，运行缓慢、平稳，能人工控制起升至某一固定高度时并保持该高度自锁。

4.2.6液压源系统

    液压系统的工作介质完全由液压源提供，液压源的核心是液压泵。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，多余的油经过溢流阀回油箱，溢流阀同时起到开展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最高压力。

    为节省能源并提高效率，液压泵的供油量要尽量于系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况下，则采用多泵供油或变量泵供油。对于本设计，由于工作周期短，循环次数少，供油量可以适当减少以节省能源，采用单泵供油即可，不需蓄能器储存能量。

    对于油液的净化：油液的净化装置在液压源中是必不可少的。一般泵的入口要装有粗滤油器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精滤油器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁过滤或其他形式滤油器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。

4.3 确定液压系统的主要参数

    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。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。

4.3.1载荷的组成与计算：

    首先，需要确定液压缸处于最大工作压力时的位置，通过上述的讨论，得知当液压缸与地面夹角为最大值时，液压缸处于最大的工作压力状态下=。

图4-1受力图

液压缸荷重P最大，F==100009800/sin60=108131N。下面就根据载荷量来选取合适的液压缸。

图4-2 液压缸

    本图表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注于图上，其中是作用在活塞杆上的外部载荷， 是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。作用在活塞杆是的外部载荷包括工作载荷 ，导轨的摩擦力和由于速度变化而产生的惯性力。

（1）工作载荷

    常见的工作载荷有作用于活塞杆上轴线的重力、切削力、挤压力等，这些作用力的方向与活塞的运动方向相同为负，相反为正。在实际工作过程中，由于载荷量较大，活塞自身的重力可以忽略不计，切削力与挤压力共同组成的外力即为工作载荷，在图3中，=P。由于本设计按最大载荷量定为10吨来计算，所以每个液压缸=P=108131N。

（2）导轨摩擦载荷

对于直动型安装的液压缸一般都附有活塞导轨以固定其运动方向，导轨摩擦相对于总载荷可以忽略不计，因此=0。

（3）惯性载荷

，。

——速度变化量m/s

——起动或制动时间，s。一般机械=0.1~0.5s，对轻度载荷低速运动部件取小值，对重载荷高速部件取大值。行走机械一般取=0.5~1.5s

 ——加速度

初步选定速度变化量=0.16m/s，=0.6s，则==0.27，

以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷， 。

起动加速时 ， 稳态运动时 ， 减速制动时 。

工作载荷并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则=0。但在计算和校核时，应按照最大值取。

除了外载荷外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力，由于各种液压缸的密封材质和密封形式不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为  式中——液压缸的机械效率，一般取0.90~0.95，这里取0.91， 

4.3.2初选系统压力

液压缸的选择要遵循系统压力的大小，要根据载荷的大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不是很经济；反之，压力选的太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定尺寸不太受限的设备，压力可选低一些，行走机械重载设备压力要选的高一些。按下表初步选取15Mpa。

各种机械常用的系统工作压力

4.4 计算液压缸的主要结构尺寸

⑴液压缸的相关参数和结构尺寸

液压缸有关的设计参数见图所示：

图4-3 液压缸设计参数

图a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b表示活塞杆受拉状态。

活塞杆受压时

活塞杆受拉时

   式中

——无杆腔活塞有效工作面积 

——有杆腔活塞有效工作面积 

——液压缸工作腔压力 Pa

——液压缸回油腔压力 Pa，其值根据回路的具体情况而定，一般可以按照下表估算

D——活塞直径 m

d——活塞杆直径 m

执行元件背压力表

系  统  类  型	背  压  力   MPa
简单系统或轻载节流调速系统	0.2~0.5
回油带调速阀的系统	0.4~0.6
回油路设置有背压阀的系统	0.5~1.5
用补油泵的闭式回路	0.8~1.5
回油路较复杂的工程机械	1.2~3
回油路较短，可直接回油路	可忽略不计

在这里我们取背压力值

在本设计中，液压缸不存在受拉的状态，所以只考虑其收压。一般液压缸在收压状态下工作时，其活塞面积为：

用运此公式须事先确定与的关系，或是活塞杆径d与活塞直径D的关系，令杆径比=d/D，其比值可按下表选取。

按工作压力选取d/D

按速度比要求确定d/D

注：速度比 ，为活塞两侧有效面积与之比。即

如按工作压力应选取d/D=0.7，则相应的速度比=2，由于活塞不受拉力作用，所以活塞杆收缩时可以适当提高其速度， =2也是完全可以的。

运用直径求法公式

，可以求出d=71.8mm。液压缸的直径D和活塞杆径d的计算值要按国家标准规定的液压缸的有关标准进行圆整，如与标准液压缸参数相近，最好选用国产液压缸，免于自行设计加工。按照机械手册中工程液压缸的技术规格表37-7-7可以选择圆整后的参数：缸径100mm，活塞杆70mm,速度比=2，工作压力16Mpa，推力125.66kN。

⑵计算活塞杆的行程

当平台处于最低位置时，此时活塞杆应处于完全收缩状态,液压缸的长度为最小值，=1320mm。平台的高度。

再计算一下平台上升的最大高度，这里设上升至最大高度的，计算得出最大高度H=2.1m。此时活塞杆伸长至。

当活塞杆处于完全收缩状态时，液压缸的长度就等于，选定液压缸长度为1320mm。计算其行程： 。

,查表37-7-9可以查得液压缸长度不得小于，实际长度满足要求。

4.4 液压马达计算

各型卷带中设靠近卷筒第一层皮带的额定拉力。用户使用中往往需要最外层拉力，此时可以按以下方法来换算。

1)        设定：

已知：卷筒的底径(mm)；钢丝绳直径d(mm)

绕绳层数x(1,2,3,...)，皮带第一层拉力F1(KN)为已知，

2)        求x层拉力

(KN)

1.        容带量计算

各型卷带装置技术参数中给出的钢线带厚度d，由于卷带装置在各种机械中根据工况对安全的要求不同，为此安全系数也不相同，在有安全问题的重要场合，安全系数取大值，这时在同样拉力下钢丝绳直径就要选得比表中推荐大些，对于无安全问题，不重要场合钢丝绳直径可以选用比表中推荐值小些。由于钢丝绳直径d的变化，对同一台卷带装置其容绳量将发生变化，此时理论容带量应该重新计算，其近似理论容带量L的计算机方法是

式中，B-卷筒两档板之间的容绳宽度(m)；D0-卷筒底径(mm)

b-带的宽度mm)；x-绕绳层数

实际可用的容绳量L，应该考虑到防止绳头脱出，要将理论容绳量L减去3圈的长度，还要考虑绳子排列的间隔。

2.        马达理论流量的计算

当卷x层的绳速为Vx已知时，供给该卷带装置泵的理论流量Q为：

式中， Vx-第x层的绳速（m/min）

D0-卷筒底径 （mm）

x-层数

d-皮带厚度（mm）

Σq-卷带装置总排量（ml/rev）

η1-泵的容积效率，η1=0.88~0.97

η2-系统中阀件容积效率 η2=0.985~0.995

η3-液压马达容积效率 η3=0.97~0.98

设能转30层，则马达流量

4.4 确定液压泵的参数

⑴确定液压泵的最大工作压力  Pa，

式中——液压缸最大工作压力，根据可以求出

——从液压泵出口到液压缸入口之间的总的管路损失。初算可按经验数据选取：管路简单、流速不大的取0.2~0.5Mpa；管路复杂，进油口有调速阀的，取0.5~1.5 Mpa。这里取0.5Mpa。

即

⑵确定液压泵的流量

         

K——系统泄漏系数，一般取1.1~1.3，这里取1.2

——液压缸的最大流量，对于在工作中用节流调速的系统，还需加上溢流阀的最小溢流量，一般取

在前面已经初步选定台面速度变化量=0.16m/s， 我们就设定台面起升的最大速度，则活塞的运动速度应用公式

，（这是在台面刚刚起升状态时，）

所以

⑶选择液压泵的规格

根据以上求得的和值，按系统中拟订的液压泵的形式，从手册中选择相应的液压泵产品。为使液压泵油一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25~60%。

查找手册P37-135选择CB-型齿轮泵，其参数如下表

⑷确定液压泵的驱动功率

在工作中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，则

 ，其中——液压泵的总效率，参考下表选择=0.7

则，据此可选择合适的电机型号。

4.5管道尺寸的确定

在液压、气压传动及润滑的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管等，钢管能承受较高的压力，价廉，但安装时的弯曲半径不能太小，多用在装配位置比较方便的地方。这里我们采用钢管连接。

管道内径计算

    m

式中          Q——通过管道内的流量

v——管道内允许流速 ，取值见下表：

允许流速推荐值

取=0.8m/s，=4m/s, =2m/s.分别应用上述公式得=20.2mm,=10.7mm,=15.2mm。根据内径按标准系列选取相应的管子。按表37-9-1经过圆整后分别选取=20mm，=10.7mm, =15mm。对应管子壁厚。

4.6油箱容量的确定

在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。初设计时，按经验公式 选取。

式中——液压泵每分钟排出压力油的容积 

——经验系数,按下表取 =4：

系统类型	行走机械	低压系统	中压系统	锻压系统	冶金机械
	1~2	2~4	5~7	6~12	10

则。

4.7绘制液压系统原理图

整机的液压系统图油各自拟订好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时去掉重复多余的元件，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。要尽量减少能量损失环节，提高系统的工作效率。

为了便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设有必要的监测元件，如压力表，温度计等。

在设计中可以考虑在关键部位，附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。

各液压元件采用国产标准件，在图中按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。

在系统图中注明了各液压执行元件的名称和动作、各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有相关说明。

首先考虑，在升降台回落时，可以有两种驱动方式，一是采用液压缸加压回落，这种方式一般是在液压缸平放，而且活塞杆一端在回落时没有施加外力的情况下采用；另一种是由活塞杆的自重和一端施加的外力使液压缸回油，活塞杆回落。在这里我们采用第二种方式，可以省去很多功率，略去很多的机械设备，符合我们的设计原则。其次，由于采用柱塞式液压缸在下降时依靠本身的重量，在使用过程中，会出现过升降机处于某个位置时，向上或向下漂移的现象（如下图），

主要原因是在滑阀处于中位时，A、P、B、T口虽均不相通，但实际上存在着内泄漏量（约3ml/min），久而久之，会产生不同程度的向上或向下漂移。当P口有向上的压力时，会产生上移现象；当P口无压时，由于自重会产生下移现象。而且在长期这种高压冲击下会逐渐加剧这种现象，这增加了设备不安全的因素，此种布局需要加以改进。

图4-4 液压系统图

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