1、湖南文理學院芙蓉學院畢業設計課 題： 機械式太陽能自動跟蹤液壓控制系統設計專題：專業：機械制造及自動化學生姓名：班級：學號：指導教師：完成時間：摘要本文介紹了機械式太陽能自動跟蹤液壓控制系統設計國內形勢和發展趨勢，從系統設計，系統的分析和設計的主線出發，本液壓系統以傳遞動力為主，保證足夠的動力是其基本要求。另外，還要考慮系統的穩定性、可靠性、可維護性、安全性及效率。其 中穩定是指系統工作時的運動平穩性及系統性能的穩定性 （如環境溫度對油液的影響等 因素）。可靠性是指系統不因意外的原因而無法工作 （如油管破裂、無電等情況）。可維 護性是指系統盡可能簡單，元件盡可能選標準件，結構上盡可能使維護方便

2、.安全性是 指不因液壓系統的故障導致后車廂蓋的其它事故.效率是指液壓系統的各種能量損失盡 可能的小。上述要求中，除滿足系統的動力要求外，最重要的是保證系統的安全性和可 靠性。關鍵詞：液壓系統，升降機構液任趕工工口A0-串升液 壓近液田缸升餐播告刖-液壓蚤 口0-淘抉 氏工岑升液妙庫升液也支串升液統原理圖壓缸活塞桿正趕后端蓋壓缸前黃蓋設計澄照書全套圖紙，加 153893706 TOC o 1-5 h z 摘 要 II目錄I.I.I.第 1章緒論 5課題研究的目的 5研究現狀 5本課題的研究內容 6 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 第 2章機械式太

3、陽能自動跟蹤方案分析 7. HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 第 3章液壓系統設計計算1.0.液壓原理圖 10舉升液壓缸的設計 10活塞的設計 13導向套的設計與計算 14端蓋和缸底的設計與計算15缸體長度的確定 16緩沖裝置的設計 16排氣裝置 17密封件的選用 18防塵圈 19液壓缸的安裝連接結構20 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 第 4章液壓泵的參數計算2.1.第 5章電動機的選擇2.2.第 6章液壓元件的選擇2.3.液壓閥及過濾器的選擇 23油管的選擇 24油箱容積的確定 25 HY

4、PERLINK l bookmark22 o Current Document 第 7 章 驗算液壓系統性能 2.5.壓力損失的驗算及泵壓力的調整25液壓系統的發熱和溫升驗算28總結錯誤!未定義書簽。參考文獻 錯誤!未定義書簽。致謝錯誤!未定義書簽。第 1 章 緒論課題研究的目的設計機械式太陽能自動跟蹤液壓控制系統。由于太陽的位置時刻發生變化，如果想在太陽能電池板上得到最大功率輸出，必須使太陽能電池板及時地追蹤太陽的運動軌跡，才能保證太陽光始終垂直照射太陽能電池板。當太陽光線發生偏移時，控制部分發出信號驅動液壓缸帶動太陽能板跟隨光線移動，實現液壓控制系統的自動軌跡跟蹤 , 完成拋物槽與太陽最大

5、效率的對焦。 液壓控制系統能夠精確地控制執行機構的速度和方向 , 達到了預定的要求。研究現狀液壓控制技術與其他控制技術相比，具有功率重量比大、響應速度快、布局靈活方便、調速范圍大、工作平穩和易于操縱控制并實現過載保護等許多優勢，因而成為各類機械實現控制的重要手段， 在各類機床、 生產線、 重型機械、 起重機械、 建材建筑機械、汽車、航空航天、船舶和武器裝備等領域，都得到了廣泛應用。 4為了更充分的利用太陽能、提高太陽能利用率，研究設計機械式太陽能自動跟蹤液壓控制系統，對解決當前能源短缺、踐行保護環境、實施可持續發展具有重大意義。發展動態： 液壓傳動作為動力傳動與控制技術的重要組成部分， 是現代

6、機械工程的基本要素和工程控制的關鍵技術之一。 由于液壓傳動具有功率密度高 易于實現直線運動速度剛性大便于冷卻散熱動作實現容易等突出優點因而在工程機械中得到了廣泛的應用據統計目前95%以上的工程機械采用了液壓技術工程機械液壓在整個液壓工業銷售中占40%以上。現在采用液壓技術的程度已經成為衡量一個國家工業水平的重要指標。 5液壓技術是實現現代化傳動與控制的關鍵技術之一， 世界各國對液壓工業的發展都給予很大重視。同時，液壓氣動技術也是機械設備中發展速度最快的技術之一，特別是近年來，隨著機電一體化技術的發展，與微電子、計算機技術相結合，液壓與氣6壓傳動進入了一個新的發展階段。 在短短 40 年時間內我

7、國的液壓傳動控制技術已熟練應用各行各業，所以液壓技術在我國工業中起著舉足輕重的作用。隨著人類社會的進步，全球經濟的可持續發展，能源消費日益劇增，使全球能源供應越來越緊張。人們不得不考慮新能源的開發和利用，太陽能作為一種新型能源具 有儲量無限、普遍存在、利用清潔、使用經濟等優點，逐步成為各國爭相研究發展的 重點對象。口機械式太陽能自動跟蹤液壓控制系統在市場和環境需要的同時面臨的是對液壓怎樣才 能很好的提供動力的思考也更深層次的推動著其液壓系統和行走系統的深入研究。1.3本課題的研究內容本畢業設計的重點主要是對液壓控制系統組成和元件設置進行相關參數設計及元 件的規格選取，以及控制系統的動力數據計算

8、與分析。此設計將極大的緩解現有不可再 生能源缺少的危機。第2章 機械式太陽能自動跟蹤方案分析目前廣泛應用的傳動方式主要由機械傳動、電氣傳動、氣壓傳動、液壓傳動，它們 各有優缺點。如圖1-1是一種液壓式太陽能光伏發電自動跟蹤系統：圖1-1兩個液壓缸固定在水平轉動云臺上分布在支持主桿兩邊，液壓缸是相連接的一缸升 起一缸下降，帶動支撐曲柄擺動，支撐曲柄與采光板用球副相連，液壓缸運動從而帶動 采光板豎直維度的旋轉。當太陽光線發生偏移時，控制部分發出信號驅動液壓缸帶曲柄 滑塊上下移動，從而實現太陽能板豎直方向轉動，再輸出信號驅動液壓馬達實現系統水 平轉動.7圖1-2是一種電氣式傳動系統它主要由底座、立軸

9、、橫軸、兩臺旋轉電機、傳動齒輪等組成。其中旋轉電機 動橫軸，支撐太陽能電池板繞橫軸運動，跟蹤高度角運。旋轉電機2驅動水平軸，以跟蹤 方位角變化。9液壓系統與上述其它傳動比較后的優點：液壓傳動易于獲得較大的力或力矩。與機 械傳動相比易于布局和操縱，液壓傳動部件由管道相連，故安裝在位置上有很大的自由 度，各個部件都可以安裝在我希望的位置上。 在相同功率條件下，液壓傳動裝置體積小、 重量輕、結構緊湊。液壓元件之間可采用管道連接、或采用集成式連接，具布局、安裝 有很大的靈活性，可以構成用其它傳動方式難以組成的復雜系統。在液壓傳動中可以方 便地使用液壓閥來控制系統的壓力，從而防止過載，避免事故的發生，而

10、且可以通過安 裝在系統中的壓力計來了解各處的工作情況和壓力大小，而在機械傳動中各處的負載大小就不易觀測。易于實現標準化和系列化。各種液壓系統都是液壓元件組成，因此對液 壓元件實現標準化、系列化，可以大大提高生產效率，降低成本，提高產品質量。從可 實施性和性價比角度考慮，液壓控制系統是最佳選擇。為了更好接收太陽能，需要的追蹤范圍為周向和俯仰兩個自由度。在現有的跟蹤平 臺驅動裝置中，可控制軸的數量從一軸到五軸不等，都可以實現跟蹤效果。8如圖1-3是一種單軸太陽自動跟蹤器液壓傳動系統圖1-3太陽的相對位置訊號由跟蹤器平板 2兩側遮光板l下方南北向安置的溫度傳感器 （黑管）3所接受。黑管3內充有低沸點

11、的液體工質，在常溫下，部分液體汽化形成飽和 蒸汽，同時產生一定的飽和蒸汽壓，通過膠管5 ,驅動雙桿雙作用液壓缸運動，達到自動 跟蹤的目的。10雖然可控制軸的數量越多，追蹤的效果和范圍也越好。但設計越復雜，故選擇單軸。 跟蹤系統方案定為：單軸液壓傳動系統。第3章液壓系統設計計算液壓原理圖根據課題要求，擬定液壓原理圖如下:? 1.油箱2.液面計3.空氣濾清器3.油濾5.泵6.電機? 6.組合閥 7. 換向閥9.舉升油缸舉升液壓缸的設計假設主液壓缶!的行程為1m.主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很 大載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進一工進一快退

12、三個過程的工作循環。液壓缸的機械效率0.95由上節得到舉開缸活塞桿在舉開貨物至最高點時受力最大，為47476.2N;關門缸活塞桿也在貨物到達最高點時受力最大，為32350.3N;工進時候的負載是最大的，.工作壓力P=5.1Mpa.液壓缸內徑的計算D= J4 M0-3W P”=0.101.5m=101.5mm查液壓傳動與控制手冊經過標準化處理D=100mm。810121620801001251602002532405063250320400500表3.1 液壓缸內徑系列mm.液壓缸缸體厚度計算缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內經較大時，必須 進行強度校核。缸體的常用材料為

13、 20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中 45號鋼的性能最為優良，所以這里選用 45號鋼作為缸體的材料。PyD2式中，Py 實驗壓力，MPa當液壓缸額定壓力 Pn 5.1MPa時，Py=1.5Pn,當Pn 16MPa 時，Py=1.25Pn。缸筒材料許用應力，N/mm。產,，b為材料的抗拉強度。注：1.額定壓力Pn額定壓力又稱公稱壓力即系統壓力，Pn=5.1MPa.最高允許壓力PmaxPmax 1.5Pn=1.25 5.1=6.375MPa液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：(rb=600MPa安全系數n按液壓傳動與控制手冊P243表210,取n=5則許用應力=120MPaPy

14、D 2n =6.375 100 2 120 =2.66mmD 10,滿足D 10。所以液壓缸厚度取5mm則液壓缸缸體外徑為110mm.液壓缸長度的確定液壓缸長度L根據工作部件的行程長度確定。5.活塞桿直徑的設計查液壓傳動與控制手冊根據桿徑比 d/D, 一般的選取原則是：當活塞桿受拉時， 一般選取d/D=0.3-0.5,當活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7o本設計我選擇d/D=0.7, 即 d=0.7D=0.7X 100=70mm。表3.2活塞桿直徑系列4568101214161820222528323640455056637080901001101251401601802002202

15、50280320360400故取d=70mm2.活塞桿強度計算：d J-4F- J 4 13777 0.015m 15mm56mm(4-4)1, 80 106式中 許用應力； 400 80MPa (Q235鋼的抗拉強度為n 5375-500MPa取400MPa為位安全系數取5,即活塞桿的強度適中).活塞桿的結構設計活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構相連接，為了避免活塞桿在工作生產中偏心負載力，適應液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應根據負載的具體情況，選擇適當的活塞桿端部結構。.活塞桿的密封與防塵活塞桿的密封形式有 Y形密封圈、U形夾織物密封圈、。形密封圈、V形密封圈等6。采用薄鋼片組合防塵

16、圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm為方便設計和維護，本方案選擇。型密封圈。液壓缸工作行程長度可以根據執行機構實際工作的最大行程確定，并參照表4-4選取標準值。液壓缸活塞行程參數優先次序按表 4-4中的a、b、c選用。表4-4 (a)液壓缸行程系列(GB 2349-80) 62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4 (b) 液壓缸行程系列(GB 2349-80) 64063901101401802202803604505507009001100140018002200

17、28003600表4-4 (c)液壓缸形成系列(GB 2349-80) 62402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038003.3活塞的設計由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不 能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且 容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄露，降低容積效率， 使液壓缸達不到要求的設計性能。活塞與缸體的密封形式分為：間隙密封(用于低壓系統中的液壓缸活塞的密封)、活塞

18、環密封(適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封)、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括。形密封圈(密封性能好，摩擦因數小，安裝空間小)、 Y形密封圈(用在20Mpa壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封)、Yx形密封圈(耐 高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代 Y形密封圈)、V形密封圈(可用于50Mpa壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大)。綜合以上因素，考慮選用 。型密封圈3.4導向套的設計與計算1.最小導向長度H的確定當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導 向長度1。如果導向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工 作性能和穩定性

19、。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據經驗 當液壓缸最大行程為L,缸筒直徑為D時，最小導向長度為：(4-5)L D202一般導向套滑動面的長度 A,在缸徑小于80mm寸取A=(0.61.0)D，當缸徑大于80mm時取A=(0.61.0)d.。活塞寬度B取B=(0.61.0)D 。若導向長度H不夠時，可在活塞桿 一，. 、 、1上增加一個導向套K(見圖4-1)來增加H值。隔套K的寬度C H(A B) 2圖4-1液壓缸最小導向長度1因此：最小導向長度H D C40 10) cm 7cm ,取H=9cm； TOC o 1-5 h z 202202導向套滑動面長度 A=0.8 5.6

20、cm 4.48cm活塞寬度 B=0.9 80cm 7.2cm _11 _ _ .一隔套 K的寬度 C H (A B) 9 (4.48 7.2)cm 1.3cm222.導向套的結構導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套等，可按工作情況適 當選擇。）普通導向套 這種導向套安裝在支承座或端蓋上，油槽內的壓力油起潤滑作用和 張開密封圈唇邊而起密封作用6。）易拆導向套 這種導向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上。當導向套和密封圈磨損 而需要更換時，不必拆卸端蓋和活塞桿就能進行，維修十分方便。它適用于工作條件惡 劣，需經常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。）球面導向套 這種導向套的外

21、球面與端蓋接觸，當活塞桿受一偏心負載而引起 方向傾斜時，導向套可以自動調位，使導向套軸線始終與運動方向一致，不產生“憋勁“現象。這樣，不僅保證了活塞桿的順利工作，而且導向套的內孔磨損也比較均勻。）靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高、速度快、振動大的液壓缸，可以采用靜 壓導向套。由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜，它們之間不存在直接接觸，而是在壓 力油中浮動，所以摩擦因數小、無磨損、 剛性好、能吸收振動、同軸度高，但制造復雜, 要有專用的靜壓系統。端蓋和缸底的設計與計算在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸 底。端蓋、缸底與缸筒構成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強

22、度以承受液壓力，而 且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔（或裝導向套的孔）及防塵圈、密 封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復雜，設計的不好容易損壞。.端蓋的設計計算端蓋厚h為：h 座19）,dcp式中D1 螺釘孔分布直徑，cm；P液壓力，kgf/cm 2;dcp密封環形端面平均直徑，cmi;材料的許用應力，kgf/cm 2 o.缸底的設計缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。.端蓋的結構端蓋在結構上除要解決與缸體的連接與密封外，還必須考慮活塞桿的導向，密封和 防塵等問題6。缸體端部的連接形式有以下幾種：A .焊接 特點是結構簡單，尺寸小，質量小，使用廣泛。缸體焊接后可能變形， 且內缸

23、不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。B .螺紋連接（外螺紋、內螺紋）特點是徑向尺寸小，質量較小，使用廣泛。缸體外徑需加工，且應與內徑同軸；裝卸徐專用工具；安裝時應防止密封圈扭曲。C .法蘭連接 特點是結構較簡單，易加工、易裝卸，使用廣泛。徑向尺寸較大， 質量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應燃粗。D .拉桿連接 特點是結構通用性好。缸體加工容易，裝卸方便，使用較廣。外形 尺寸大，質量大。用于載荷較大的雙作用缸。E .半球連接，它又分為外半環和內半環兩種。外半環連接的特點是質量比拉桿連 接小，缸體外徑需加工。半環槽消弱了缸體，為此缸體壁厚應加厚。內半環連接的特點 是結構緊湊，質量小。安裝時端部進入

24、缸體較深，密封圈有可能被進油口邊緣擦傷。F.鋼絲連接 特點是結構簡單，尺寸小，質量小。缸體長度的確定液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。 缸體外形長度還需要考 慮到兩端端蓋的厚度1。一般液壓缸缸體長度不應大于缸體內經的 2030倍。取系數為 5,則液壓缸缸體長度：L=5*10cm=50cm緩沖裝置的設計液壓缸的活塞桿（或柱塞桿）具有一定的質量，在液壓力的驅動下運動時具有很大 的動量。在它們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時， 會引起機械碰撞, 產生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這種機械撞擊，但沖擊壓力仍然 存在，大約是額定工作壓力的兩倍，這就必然會嚴重

25、影響液壓缸和整個液壓系統的強度 及正常工作。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底 或端蓋的沖擊，在它們的行程終端能實現速度的遞減，直至為零。當液壓缸中活塞活塞運動速度在 6m/min以下時，一般不設緩沖裝置，而運動速度 在12m/min以上時，不需設置緩沖裝置。在該組合機床液壓系統中，動力滑臺的最大速 度為4m/min,因此沒有必要設計緩沖裝置。排氣裝置如果排氣裝置設置不當或者沒有設置排氣裝置，壓力油進入液壓缸后，缸內仍會存 在空氣6。由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性，會造成液壓缸和整個液壓系統在工作中的 顫振和爬行，影響液壓缸的正常工作。比如液壓導軌磨床在加工過程中

26、，這不僅會影響被 加工表面的光潔程度和精度，而且會損壞砂輪和磨頭等機構。為了避免這種現象的發生， 除了防止空氣進入液壓系統外，還必須在液壓缸上設置排氣裝置。配氣裝置的位置要合 理，由于空氣比壓力油輕，總是向上浮動，因此水平安裝的液壓缸，其位置應設在缸體 兩腔端部的上方；垂直安裝的液壓缸，應設在端蓋的上方。一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。整體排氣塞如圖4-2 (a)所示。表4-5 排氣閥(塞)尺寸6d閥座閥桿孔cdid2DI1l 2l3L1sd4l4l 5L2d3d4M16611619.29323117107.53484623M20 x2814725.41143392213114594828圖

27、4-2 (a)整體排氣孔圖4-2 ( b)組合排氣孔圖4-2 (c)整體排氣閥零件結構尺寸由于螺紋與缸筒或端面連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內空 氣從錐面空隙中擠出來并經過斜孔排除缸外。這種排氣裝置簡單、方便，但螺紋與錐面 密封處同軸度要求較高，否則擰緊排氣塞后不能密封，造成外泄漏。組合排氣塞如圖4-2 (b)所示，一般由絡螺塞和錐閥組成。螺塞擰松后，錐閥在壓力的推動下脫離密封面排出空氣。排氣裝置的零件圖及尺寸圖見 4-2 (c)以及表4-2 (d)。圖4-2 (d)組合排氣閥零件結構尺寸密封件的選用.對密封件的要求液壓缸工作中要求達到零泄漏、摩擦小和耐磨損的要求。在設計時，

28、正確地選擇密 封件、導向套(支承環)和防塵圈的結構形式和材料是很重要的。從現在密封技術來分 析，液壓缸的活塞和活塞桿及密封、導向套和防塵等應作為一個綜合的密封系統來考慮, 具有可靠的密封系統，才能式液壓缸具有良好的工作狀態和理想的使用壽命。在液壓元件中，對液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊材料液壓缸，如 擺動液壓缸等。液壓缸中不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就 要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度適應范圍大，要求彈性好，永久變形小， 有適當的機械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝卸，能隨壓力的升高而提高密封能力和 利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類。有 。形

29、、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外， 其他都屬于唇形密封件。2.O形密封圈的選用液壓缸的靜密封部位主要是活塞內孔與活塞桿、支承座外圓與缸筒內孔、缸蓋與缸 體端面等處6。這些部位雖然是靜密封，但因工作由液壓力大，稍有意外，就會引起過 量的內漏和外漏。靜密封部位使用的密封件基本上都是 。形密封圈。形密封圈雖小，確實一種精密 的橡膠制品，在復雜使用條件下，具有較好的尺寸穩定性和保持自身的性能。在設計選 用時，根據使用條件選擇適宜的材料和尺寸，并采取合理的安裝維護措施，才能達到較 滿意的密封效果。安裝。形圈的溝槽有多種形式，如矩形、三角形、 V形、燕尾形、半圓形、斜底形 等，可根據不同使用條件

30、選擇，不能一概而論。使用最多的溝槽是矩形，具加工簡便， 但容易引起密封圈咬邊、扭轉等現象。3.動密封部位密封圈的選用液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內孔的密封、活塞桿與支承座（導向套）的密 封等。Yx形密封圈是我國液壓缸行業使用極其廣泛的往復運動密封圈。它是一種軸、孔互不通用的密封圈。一般，使用壓力低于16MPa寸，可不用擋圈而單獨使用。當超過16MPa 并用于活塞動密封裝置時，應使用擋圈，以防止間隙“擠出”。防塵圈防塵圈設置與活塞桿或柱塞密封外側，用于防止外界塵埃、沙粒等異物侵入液壓缸， 從而可以防止液壓油被污染導致元件磨損。.防塵圈A型防塵圈 是一種單唇無骨架橡膠密封圈，適于在 A型密封結

31、構形式內安裝，起防塵作用。B型防塵密封圈是一種單唇帶骨架橡膠密封圈，適于在 B型密封結構形式 內安裝，起防塵作用。C型防塵圈 是一種雙唇密封橡膠圈，適于在 C型結構形式內安裝，起防塵 和輔助密封的作用。.防塵罩防塵罩采用橡膠或尼龍、帆布等材料制作。在高溫工作時，可用氯丁橡膠，可在130c 以下工作。如果溫度再高時，可用耐火石棉材料。當選用防塵伸縮套時，要注意在高頻 率動作時的耐久性，同時注意在高速運動時伸縮套透氣孔是否能及時導入足夠的空氣。但是，安裝伸縮套給液壓缸的裝配調整會帶來一些困難。液壓缸的安裝連接結構液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸近處有口的連接等。1.液壓缸的安裝形式

32、液壓缸的安裝形式很多，但大致可以分為以下兩類。）軸線固定類 這類安裝形式的液壓缸在工作時，軸線位置固定不變。機床上的 液壓缸絕大多數是采用這種安裝形式。A 通用拉桿式。在兩端缸蓋上鉆出通孔，用雙頭螺釘將缸和安裝座連接拉緊。一般 短行程、壓力低的液壓缸。B 法蘭式。用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上。C 支座式。將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座固定在一起。支座可置于液壓缸左右的 徑向、切向，也可置于軸向底部的前后端。）周線擺動類 液壓缸在往復運動時，由于機構的相互作用使其軸線產生擺動， 達到調整位置和方向的要求。安裝這類液壓缸，安裝形式也只能采用使其能擺動的較接 方式。工程機械、農用機械、翻斗汽車和船

33、舶甲板機械等所用的液壓缸多用這類安裝形 式。A 耳軸式。將固定在液壓缸上的較軸安裝在機械的軸座內，使液壓缸軸線能在某個 平面內自由擺動。B 耳環式。將液壓缸的耳環與機械上的耳環用銷軸連接在一起，使液壓缸能在某個 平面內自由擺動。耳環在液壓缸的尾部，可以是單耳環，也可以是雙耳環，還可以做成帶關節軸承的單耳環或雙耳環。C 球頭式。將液壓缸尾部的球頭與機械上的球座連接在一起，使液壓缸能在一定的 空間錐角范圍內任意擺動。2.液壓缸油口設計油口孔是壓力油進入液壓缸的直接通道，雖然只是一個孔，但不能輕視其作用 如果孔小了，不僅造成進油時流量供不應求，影響液壓缸的活塞運動速度，而且會造成 回油時受阻，形成背

34、壓，影響活塞的退回速度，減少液壓缸的負載能力。對液壓缸往復 速度要求較嚴的設計，一定要計算孔徑的大小。液壓缸的進出油口，可以布置在缸筒和前后端蓋上。對于活塞桿固定的液壓缸，進 出油口可以設在活塞桿端部。如果液壓缸無專用排氣裝置，進出油口應設在液壓缸的最 高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進出油口的鏈接形式有螺紋、方形法蘭和 矩形法蘭等。第4章液壓泵的參數計算工進階段液壓缸壓力最大，若取進油路總壓力損失p 5 105Pa ,壓力pj繼電器可靠動作需要壓力差為5 105 Pa,則液壓泵 最高工作壓力可按式算出：_5 _5_Ppp1p 5 105 (36.4 5 5) 105Pa 46.4R因

35、此泵的額定壓力可取 pr 1.25 46.3 105Pa=58 105Pa。由表4-6可知，工進時所需要流量最小是0.24L/min ,設溢流閥最小溢流量為2.5L/min ,則小流量泵的流量應為 qp1 (1.1 0.24 2.5)L/min 2.76L/min，快進快退時液壓缸所需的最大流量是 20.1L/min ,則泵的總流量為qD 1.1 20.1L/min 22.11L/min ； p即大流量泵的流量 qp2 qp qp1 (22.11 2.76)L/min19.35L/min 0根據上面計算的壓力和流量，查產品樣本，選用YB-A26B型的雙聯葉片泵，該泵額定壓力為7MPa額定轉速1

36、000r/min。第5章電動機的選擇流量：qp2 (22.5 10 3/60)m5/s 0.375 10 3m3/s 下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。.差動快進差動快進時，大泵3的出口壓力油經單向閥6后與小泵4匯合，然后經三位五通閥 15進入液壓缸大腔，大腔的壓力 Pi Pj 4.92 105Pa,查樣本可知，小泵的出口壓力 損失pi 4.5 105Pa ,大泵出口到小泵出口的壓力損失P2 1.5 105 Pa。于是計算可得小泵的出口壓力Pp1 9.42 105Pa (總效率1 =0.5 ),大泵出口壓力 Pp2 10.92 105 Pa (總效率 2=0.5)。電動機功率：Pp1

37、q1Pp2 q29.42 105 0.0667 10 3 10.92 105 0.375 10 3P() 945V V20.50.5.工進考慮到調速閥所需最小壓力差p1 5 105Pa。壓力繼電器可靠動作需要壓力差pp2 5 105Pa。因此工進時小泵的出口壓力為：Pp1 P1P1P2 46.4 105Pa。而大泵的卸載壓力取pp2 2 105Pa。(小泵的總效率 尸0.565,大泵的總效率2=0.3)電動機功率:5pp1 q pp2 q246.4 10P2（30.0667 100.56553W5一） 798W.快退類似差動快進分析知：小泵的出口壓力pp222.1 105 Pa （總效率 40

38、.5）;大泵出口壓力 Pp2 23.6 105Pa （總效率 2=0.51）。電動機功率為:Pp1 q Pp2 q2P222.1 105 0.0667 10 3（0.523.6 105 0.375 10 3、）2030W0.51綜合比較，快退時所需功率最大。據此查樣本選用Y132M-1異步電動機,電動機功率為3KW額定轉速750r/min 。第6章液壓元件的選擇6.1液壓閥及過濾器的選擇根據液壓閥在系統中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規格1。本例所有閥的額定壓力都為63 105Pa ,額定流量根據各閥通過的流量，確 定為10L/min, 25L/min和63L/mi

39、n三種規格，所有元件的規格型號列于表 5-1中，過 濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表7-1 液壓元件明細表廳P元件名稱最大通過流11一-1里/L min型號1泵22.5YB-A26B2單向閥12I-25B3三位五通電磁閥3235d63BY4二位二通電磁閥3222d63BH5調速閥0.32Q-10B6壓力繼電器Dr -63B7單向閥16I-25B8液控順序閥0.16XY-25B9背壓閥0.16B-10B10液控順序閥（卸載用）16XY-25B11單向閥12I-25B12溢流閥4Y-10B13過濾器45XU-B32*10014壓力表開關K-6B15減壓閥20J-63B16單向閥

40、20I-63B18單向順序閥XI-63B6.2油管的選擇根據選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大，具實際流量為泵的額定流量的兩倍達 45L/min,則液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本, 選用內徑為10mm外彳全為18mm勺冷拔鋼管。6.3油箱容積的確定中壓系統的油箱容積一般取液壓泵額定流量的57倍，本設計取7倍，故油箱容積為：V (7 45) L 315L第7章驗算液壓系統性能壓力損失的驗算及泵壓力的調整.工進時的壓力損失的驗算及泵壓力的調整工進時管路中的流量僅為0.24L/min ,因此流

41、速很小，所以沿程壓力損失和局部損 失都非常小，可以忽略不計1。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失R 5 105Pa,回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力 P1加上進油路壓差 R ,并考慮壓力繼電器動作需要，則：_5_ _5_5_Pp% 5 105Pa (36.4 5 5) 105 Pa 46.4 105R即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調整。.快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調整因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因 此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便于確定大流量泵的卸載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m,油管直徑d=25 10 3m,通過的流量為進油路 q1 =22.5L/min=