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學生課程設計（論文）
題 目： 液壓防溢板的設計
前言
現(xiàn)代機械一般多是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系，結合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式，液壓傳動系統(tǒng)的設計在現(xiàn)代機械的設計工作中占有重要的地位。因此，《液壓傳動》課程是工科機械類各專業(yè)都開設的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產(chǎn)實際有著密切的聯(lián)系。為了學好這樣一門重要課程，除了在教學中系統(tǒng)講授以外，還應設置課程設計教學環(huán)節(jié)，使學生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能和方法。
液壓傳動課程設計的目的主要有以下幾點：
1、綜合運用液壓傳動課程及其他有關先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際只是，進行液壓傳動設計實踐，是理論知識和生產(chǎn)實踐機密結合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深提高和擴展。
2、在設計實踐中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)設計技能，提高學生分析和嫁接生產(chǎn)實際問題的能力，為今后的設計工作打下良好的基礎。
3、通過設計，學生應在計算、繪圖、運用和熟悉設計資料（包括設計手冊、產(chǎn)品樣本、標準和規(guī)范）以及進行估算方面得到實際訓練。
防溢板液壓系統(tǒng)的設計
一、題目的擬定
防溢板的的作用是保護中間罐車在行走過程中以免鋼水的溢出，在中間罐車到達終點時，又要將防溢板提起，以便將鋼水倒出。該系統(tǒng)通常采用雙油缸工作，工況如下：防溢板下降蓋緊中間罐車保壓防溢板升起
工況參數(shù)：
防溢板下降速度：V=30，防溢板的自重：G=11T，防溢板升降行程：H=740mm，最大壓緊力：F=100KN。
要求：
1、升降速度可調(diào)，保壓過程中油泵卸荷。
2、設計計算液壓系統(tǒng)。
3、畫出原理圖；選擇液壓元件。
4、畫出集成塊圖。
二、明確系統(tǒng)設計要求
1、主機的用途、主要結構、總體布局；主機對液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件在位置布置和空間尺寸以及質(zhì)量上的限制。
2、主機的工藝流程或工作循環(huán)；液壓執(zhí)行元件的運動方式（移動、轉動或擺動）及其工作范圍。
3、主機各液壓執(zhí)行元件的動作順序或互鎖要求，各動作的同步要求及同步精度。
4、液壓吃性元件的負載和運動速度的大小及其變化范圍。
5、對液壓系統(tǒng)工作性能（如工作平穩(wěn)性、轉換精度等）、工作效率、自動化程度等方面的要求。
6、液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境和工作條件，如周圍介質(zhì)、環(huán)境溫度、濕度、塵埃情況、外界沖擊振動等。
7、其他方面的要求，如液壓裝置在外觀、色彩、經(jīng)濟性等方面的規(guī)定或限制。
三、設計要求及工況分析
1、 分析系統(tǒng)工況
對液壓系統(tǒng)進行工況分析，就是要查明它的每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的運動速度和負載的變化規(guī)律，這是滿足主機規(guī)定的動作要求和承載能力所必須具備的。液壓系統(tǒng)承受的負載可由主機的規(guī)格規(guī)定，可由樣機通過實驗測定，也可以由理論分析確定。當用理論分析確定系統(tǒng)的實際負載時，必須仔細考慮它所有的組成項目，例如：工作負載（切削力、擠壓力、彈性塑性變形抗力、重力等）、慣性負載和阻力負載（摩擦力、背壓力）等，并把他們繪制成圖。
2、負載與運動分析
要求設計的防溢板實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：最大壓緊力F=100KN；防溢板的自重G=11T；下降速度，工進速度，快退速度，防溢板快降行程，防溢板慢降形成，防溢板上升行程：H=740mm；啟動制動時間，液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。
根據(jù)技術要求和已知參數(shù)對液壓缸各工況外負載進行計算，結果如下：
工況
計算公式
外負載（N）
快降
啟動加速
825N
快降
勻速
0
慢降（工進）
2500N
保壓
50000N
快速回退
啟動
55660N
快速回退
勻速
55000N
快速回退
制動
54340N
根據(jù)已知參數(shù)，各工況持續(xù)時間近似計算結果如下：
工況 計算式 時間/S
快降 500/40 12.5（）
慢降 240/25 9.6（）
上升 740/30 25（）
由以上數(shù)據(jù)，并在負載和速度過渡段作粗略的線性處理后，可得到負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖：
負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖
3、確定液壓缸主要參數(shù)，編制工況圖
根據(jù)《液壓傳動系統(tǒng)及設計》可選液壓缸的設計壓力，將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到缸下行時，滑塊自重蠶蛹液壓方式平衡，則可計算出液壓缸無桿腔的有效面積，取液壓缸的機械效率ηcm=0.9。
液壓缸內(nèi)徑：
按GB/T2348-1993，取標準值D=80mm。
又由，可推出d=46.1，則d=45mm，即為標準值。由此計算兩腔面積：
因此，液壓缸在各階段的壓力和流量計算如下：
工作階段
計算式
負載F/N
工作腔壓力P/
輸入流量L/min
快降啟動
825
270000
6.12
快降勻速
0
0
慢降
2500
735000
3.06
保壓
50000
16.3
0
上升啟動
55660
12.3MPa
6.0
勻速上升
55000
12.2Mpa
制動
54340
12.0Mpa
液壓缸各階段的壓力和流量（圖）
循環(huán)中各階段的功率計算如下：
快速下行階段：
勻速下行階段：
慢降階段：
保壓階段：
上升啟動階段：
勻速上升階段：
制動階段：
4、液壓泵的選擇
由液壓缸的工況圖，可以得出液壓缸的最高工作壓力在保壓時出現(xiàn)，，考慮泵至缸的進油路壓力損失，由《液壓傳動》第二版P241表11-4估取為，則最高工作壓力實際為。液壓泵的最大供油量按液壓缸的最大輸入流量（）進行估算，若回路中泄漏按液壓缸輸入流量10%估計，則，兩個缸的流量則為根據(jù)以上計算結果查閱手冊或產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的，選取CBF-E型齒輪泵，其額定壓力16，最高壓力20，排量10.8，額定轉速2500。最高轉速3000，驅動功率8.5。
5、液壓缸的選擇
由以上第四點計算結果所選泵的參數(shù)情況，及系統(tǒng)各個階段功率計算的結果可知，系統(tǒng)的最大功率出現(xiàn)在防溢板上升階段，此時液壓泵的最大理論功率為：，由表5-13取泵的總效率為，則液壓泵的實際功率即所需電機功率為，查表5-14并考慮液壓泵的驅動功率為8.5，則滿足液壓泵驅動功率的電動機類型為，其額定功率為，轉速為，額定轉矩為。或Y160M1-2其額定功率為，轉速為，額定轉矩為。同時考慮到流量則選電動機Y160M1-2型.
按所選電動機轉速和液壓泵的排量，取液壓泵的容積效率，則液壓泵的最大理論流量為：
，故大于計算所需流量，滿足使用要求。
6、確定油管
各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出油量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算如下表所示。表中數(shù)值說明，液壓缸快進、快退速度與設計要求相近。這表明所選液壓泵的型號、規(guī)格是適宜的。
流量、速度
快進
工進
快退
輸入流量/L
3.06
排出流量/L
運動速度/m
根據(jù)上表中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取時，按課本中式（7-9）算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：
這兩根油管都按GB/T2351-2005選用外徑內(nèi)徑的無縫鋼管。
7、確定油箱
油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=2～4；中壓系統(tǒng)，=5～7；高壓系統(tǒng)=6～12?，F(xiàn)取=6，得
按JB/T 7983-1999規(guī)定，取標準值V=100L。
四、確定系統(tǒng)原理圖
系統(tǒng)設計要求：
1、升降速度可調(diào)，保壓過程中油泵卸荷。
2、設計計算液壓系統(tǒng)。
3、任意位置可停。
4、要求兩缸同步，但精度要求不高。
現(xiàn)根據(jù)設計要求確定防溢板液壓系統(tǒng)原理圖如下：
系統(tǒng)原理圖
根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況、系統(tǒng)原理圖、系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件、輔件元件以及其他液壓元件，由于兩條支路上的液壓元件完全相同，所以現(xiàn)只選一條支路即可，一并列入下表中：
序號
元件名稱
型號規(guī)格
額定壓力
額定流量
說明
1
電接點壓力表
KF3-E1B
16
-------
可測壓力點數(shù)：1
2
壓力繼電器
4~20
50
公稱通徑6mm，靈敏度1.5Mpa。
3
溢流閥
YF-L10H
40
調(diào)壓范圍3.5~14Mpa，公稱通徑10mm
4
液控單向閥
20
25
公稱通徑10mm
5
二位二通換向閥
22DF3-E5B
16
25
公稱通徑6mm
6
調(diào)速閥
16
25
公稱通徑8mm。公稱流量25L/min
7
三位四通換向閥
34DY-B10H-T
21
30
滑閥機能Y，ABO連通，雙電磁鐵
8
單向閥
21
25
公稱通徑10mm
9
溢流閥
YF3-E10L
63
調(diào)壓范圍0.5~16，卸荷壓力0.45
10
換向閥
22DF3-E5B
16
25
公稱通徑6mm
五、驗算液壓系統(tǒng)性能
1．驗算系統(tǒng)壓力損失
由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，估算閥類元件的壓力損失、待設計好管路布局后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。
(1) 快進時
在防溢板快進時，進油路上油液通過換向閥7的流量是9L/min，換向閥5的流量是25L/min，通過液控單向閥4的流量是25L/min，并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為
此值不大，不會使安全閥開啟，故能保證泵的流量全部進入液壓缸。
回油路上液壓缸雙缸有桿腔中的油液通過電磁換向閥7的流量都是29.85L/min，經(jīng)過換向閥7直接回油箱此時有桿腔和無桿腔的壓力差為：
，因為是1條支路的壓力差，所以需要乘以2，則
此值小于估計值，所以是安全的。
(2) 工進時
工進時，油液在進油路上通過調(diào)速閥6的流量是5.05L/min，其流量損失為0.6L/min，通過液控單向閥的流量是5.65L/min，因此在液壓缸回油腔的壓力為：
考慮到壓力繼電器動作需要壓差，故實際回油腔壓力為：，同樣的，兩條支路總共的回油腔壓力為1.01
此值小于原估計值，所以是安全的。
（3）快退時
快退時，在進油路上，電磁換向閥7進無桿腔。在回油路上，油液通過液控單向閥、電磁換向閥5、電磁換向閥7返回油箱。
在進油路上總的壓力損失為：
此值較小，所以所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。
在回油路上總的壓力損失為：
所以，快退時液壓泵的最大工作壓力應為：
由此可得所選液壓泵的額定工作壓力滿足最大工作壓力，即安全。
2、驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升
根據(jù)各工況持續(xù)時間近似計算結果表：
工況 計算式 時間/S
快降 500/40 12.5（）
慢降 240/25 9.6（）
上升 740/30 25（）
由上述工況時間表可知，本液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)持續(xù)時間中，快速回退（即：上升）動作所占時間最多，所以系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升可用快速回退時的數(shù)值來粗略計算。
快速回退階段的回路效率為：
泵卸荷時通過溢流閥所產(chǎn)生的壓力損失為，因此它的數(shù)值為：
取泵的總效率，現(xiàn)取液壓缸的總效率為，雜可計算本液壓系統(tǒng)的效率為：
可見快速回退時液壓系統(tǒng)的效率比較低，這主要是由于溢流損失造成的。
快速回退工況液壓泵的輸入功率為：
由系統(tǒng)的發(fā)熱量計算式：，可得快速退回階段的發(fā)熱功率：
取散熱系數(shù)，算得系統(tǒng)溫升為：
設防溢板的工作溫度為，加上此溫升后有，對照《液壓傳動系統(tǒng)及設計》表5-53所示，仍在正常工作范圍內(nèi)，即滿足設計要求。油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器 。
六、參考文獻
1、《液壓傳動》教材 機械工業(yè)出版社
2、《新編液壓件使用與維修技術大全》 中國建材工業(yè)出版社
3、《機械零件設計手冊》（液壓與氣動部分） 冶金出版社
4、《液壓傳動系統(tǒng)及設計》 化學工業(yè)出版社
5、《液壓工程手冊》 機械工業(yè)出版社