液压缸设计

第一章 液压系统设计

1.1液压系统分析

1.1.1 液压缸动作过程

3150KN热压成型机液压系统属于中高压液压系统，涉及快慢速切换、多级调压、保压补压等多个典型的液压回路。工作过程为电机启动滑块快速下行滑块慢速下行保压预卸滑块慢速回程滑块快速回程推拉缸推出推拉缸拉回循环结束。按液压机床类型初选液压缸的工作压力为28Mpa,根据快进和快退速度要求，采用单杆活塞液压缸。

1.1.2液压系统设计参数

（1）合模力；

（2）最大液压压28Mp；

（3）主缸行程700㎜；

（4）主缸速度快＝38㎜/s、慢=4.85㎜/s。

1.1.2分析负载

（一）外负载压制过程中产生的最大压力，即合模力。

（二）惯性负载

设活塞杆的总质量m＝100Kg，取△t＝0.25s

(三)阻力负载

活塞杆竖直方向的自重

活塞杆质量m1000Kg，同时设活塞杆所受的径向力等于重力。

静摩擦阻力

动摩擦阻力

由此得出液压缸在各个工作阶段的负载如表****所示。

表*** 液压缸在各个工作阶段的负载F

按上表绘制负载图如图***所示。

F/N v/mm·s-1

537 491

981 38

4.85

0 l/mm 0 l/mm

-491 -981 -38

由已知速度快＝38㎜/s、慢=4.85㎜/s和液压缸行程s=700mm，绘制简略速度图，如图***所示。

1.2确定执行元件主要参数

1.2.1 液压缸的计算

（一）液压缸承受的合模力为3150KN，最大压力p1=28Mp。

鉴于整个工作过程要完成快进、快退以及慢进、慢退，因此液压缸选用单活塞杆式的。在液压缸活塞往复运动速度有要求的情况下，活塞杆直径d根据液压缸工作压力选取。

由合模力和负载计算液压缸的面积。

将这些直径按GB/T 2348—2001以及液压缸标准圆整成就近标准值，得:

由此得液压缸两腔的实际有效面积

（二）确定液压缸壁厚

根据公式计算液压缸壁厚。
式中：δ=管壁厚 mm
P=最大压力     kg/cm2
D=液压缸内径    mm
许用应力，[]=,n为安全系数，此处取n=5。
=抗拉强度最低值

设定油缸用料45#，抗拉强度600Mp，最大压力28MP，管内径400mm，则最小壁厚，此处取壁厚δ=60㎜。

(三) 液压缸及活塞杆长度的确定

（1）液压缸工作行程长度 =700mm。

（2)最小导向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。

对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：

式中 ：L——活塞杆的最大行程；

D——液压缸的内径。

活塞的宽度B一般取B=(0.610)D；缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定；

当D<80mm时，取；

当D>80mm时，取。

为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即

滑台液压缸：

最小导向长度：

取 H=240mm

活塞宽度：B=0.6D=240mm

缸盖滑动支承面长度： ㎜

隔套长度： 。

液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。

液压缸：

缸体内部长度，即活塞杆长度

（四）活塞杆稳定性校核

活塞杆受轴向负载，其值F超过某一临界值，就会失去稳定。活塞杆稳定性按下式进行校核。

式中： ——安全系数，一般取2 4，此处取。

活塞杆长细比940/280=3.36

当活塞杆的长细比时，且时

式中：——安装长度，其值与安装方式有关；

——活塞杆横截面最小回转半径，；

——柔性系数；

——由液压缸支撑方式决定的末端系数；

E——活塞杆材料的弹性模量，对钢，可取

——活塞杆横截面惯性矩；

——活塞杆横截面积；

——由材料强度决定的实验值；

——系数。

以上各值参考章宏甲主编《液压与气压传动》第二版130页液压缸强度校核中表3-4、表3-5所取。

2.2 液压缸的结构设计

液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。

设 计 计 算 过 程

1) 缸体与缸盖的连接形式

缸体与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。

本次设计中采用外半环连接，如下图所示：

缸体与缸盖外半环连接方式优点：

(1)结构较简单；

（2） 加工装配方便。

缺点：

（1） 外型尺寸大；

（2） 缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒壁厚2)活塞杆与活塞的连接结构。

参阅<<液压系统设计简明手册>>P15表2-8，采用组合式结构中的螺纹连接。如下图2所示：

图2 活塞杆与活塞螺纹连接方式

特点：

结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置。应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。

2) 活塞杆导向部分的结构

(1)活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构，有利于导向套的润滑；而油压机常采用装在外侧的结构，在高压下工作时，使密封圈有足够的油压将唇边张开，以提高密封性能。

参阅<<液压系统设计简明手册>>P16表2-9，在本次设计中，采用导向套导向的结构形式，其特点为：

导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料。

盖与杆的密封常采用Y形、V形密封装置。密封可靠适用于中高压液压缸。

防尘方式常用J形或三角形防尘装置活塞及活塞杆处密封圈的选用

活塞及活塞杆处的密封圈的选用，应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。

参阅<<液压系统设计简明手册>>P17表2-10，在本次设计中采用O形密封圈。

活塞杆的计算及校核

1.强度校核

由以上计算有：活塞杆直径d=0.3m。按公式进行校核。

式中：F——活塞杆上的作用力。

--活塞杆材料的许用应力，。

经过计算得=96.7mm，显然d=300mm﹥96.7mm。

2. 稳定性校核

活塞杆受轴向压缩时，其值F就会超过某一临界值Fk,就会失去稳定性。活塞杆的稳定性按下式进行校核。

式中：——安全系数，一般取24。此处取4。

1.强度校核

由以上计算有：活塞杆直径d=0.3m。按公式进行校核。

式中：F——活塞杆上的作用力。

--活塞杆材料的许用应力，

经过计算得=96.7mm，显然d=300mm﹥96.7mm。

2. 稳定性校核

活塞杆受轴向压缩时，其值F就会超过某一临界值Fk,就会失去稳定性。活塞杆的稳定性按下式进行校核。

式中：——安全系数，一般取24。此处取4。

1.3确定液压系统方案

1.3.1设计液压系统方案

由于该热压成型机是固定式机械，且不存在外负载对系统做功的工况，由表***知，此热压机液压系统功率大，运动速度小，工作负载变化也小。

表***液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值

注：液压缸的机械效率取，

从表中可以看出，在此液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替的提供低压大流量和高压小流量的油液。

液压缸完成工作所需的时间范围为：设活塞杆快速行进的长度为620mm，慢速行进的路程为80mm，则有：

液压缸一个循环的工时间较长，可选用双联泵的方式进行供油。

1.3.2确定系统方案，拟定液压系统图

（一）设计液压系统方案

由于该液压机是固定式机械，存在负载制动过程，由表***知，此液压机属于中等功率、中高压系统，工作负载变化大，根据液压机设计规范，液压系统宜采用容积调速的开环为宜。为解决系统卸荷后的活塞杆下滑，在回油路上设置单向阀和背压阀。

（二）选择基本回路

1.选择快速回路和换向回路

系统中采用容积调速回路，必须具有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，快进、快退换向回路采用图***所示的形式。

2.选择速度换接回路

由工况图***********（图*****）中的ql曲线可知，当活塞杆从快进转为慢进时，输入液压缸的流量由286.56L/min降至为36.6L/min，活塞杆的速度变化较大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击。当活塞杆由慢退改为快退时，回路中通过的流量很大——进油路中通过125.4L/min，回油路中通过125.4×（0.1257/0.0550）L/min=286.6L/min。为了保证液压系统平稳起见，采用换向时间可调的电磁换向阀换接回路。

3.选择调压和卸荷回路

油源中有溢流阀调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设调压回路。而且系统采用容积调速，故溢流阀常开，即使活塞杆被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以溢流阀又起安全阀的作用。在此液压系统中使用了M型三位四通阀，当活塞杆停止时，液压泵可经此阀卸荷。因而不需要再设置卸荷回路。

4.保压回路

系统要在某一个设定的压力下维持工作一定的时间，因此，应该设有保压回路。在液压缸进口处安装一个单向阀，液压泵提供的流量通过单向阀进入液压缸，，当达到设定的工作压力后，压力继电器动作，使系统处于卸荷状态下，此时，液压缸内的油液由于有单向阀的作用，因此不能够流动，液压缸内的压力保持恒定。因此单向阀基能保压同时又能保证在液压泵出现故障时，液压缸中的油液不会被倒吸。

5.补压回路

保压过程维持一定的时间后，由于系统有泄漏，液压缸内的压力有所损失，以至于影响工件的加工，为了能够保证系统绝对的达到所需要的压力，需要对系统进行补压。补压无需另设回路，即按照加压时的回路进行。

（三）将液压回路综合成液压系统

1. 将已确定的各种液压回路组合在一起，就可得到一张图*****所示的液压系统原理图。如图****所示。在此基础上，对液压系统图进行完善。

（1）为了解决活塞杆在自重的作用下快速下滑时进油腔形成无油区，在液压缸上腔设置上位补偿油箱，当油液出现真空区时自动补上。

（2）活塞杆由快速到慢速转换时，应该有行程开关做保护，另外，当活塞杆接近工件及法兰时都应有相应的行程开关做保护。

（3）解决液压缸缓慢下行的问题。当活塞杆到达行程开关2S时，若要能够实现缓慢的下行，需在回油路增加一个能够使流量快速减小的阀，此阀为背压阀，图中已有。

（4）系统中采用的单向阀为液控单向阀，因此必须有控制回路来控制单向阀的双向通流。因此需要加一个定量控制泵。

（5）由于保压时液压缸内的压力很大，而且液压缸进口处的单向阀锁定了液压缸，使液压缸不能返回，为此要加一回路，使液压缸能够平稳快速返回。 同时维持上位油箱的油液循环利用，必须要对上位油箱进行自动补油。此处用液控单向阀控制上位油箱和液压缸，达到功能互补作用。

（6）由于是变量泵供油，下液压缸应该设置过载保护以及调压控制回路。

（7）系统中加滤油器。

2.改善后的液压系统图如图***所示。其工作循环过程及动作如下：

（1）启动

电磁铁全部不得电，主泵输出油液通过阀10、23中位卸载。

（2）主缸快速下行

电磁铁1YA、5YA 得电，阀4处于左位，控制油经阀21使液控单向阀20开启。

进油路：泵1、2－阀10左位－阀13－主缸上腔。

回油路：主缸下腔－阀20－阀10左位－阀21中位－油箱。

主缸滑块在自重作用下迅速下降，泵1 虽处于最大流量状态，仍不能满足其需要，因此主缸上腔形成负压，上位油箱15 的油液经充液阀16(液控单向阀) 进入主缸上腔。保证了上腔的液流。

（3）主缸慢速接近工件、加压

当主缸滑块降至一定位置触动行程开关2S 后，5Y 失电，阀21关闭，主缸下腔油液经背压阀19、阀10左位、阀15中位回油箱。同时8YA接通，泵1卸荷。这时，主缸上腔压力升高，阀16关闭，主缸在泵2供给的压力油作用下慢速接近工件。接触工件后阻力急剧增加，压力进一步提高，泵2的输出流量自动减小。

（4）保压

当主缸上腔压力达到预定值时，压力继电器12发信号，使2YA失电，阀10回中位，主缸上下腔封闭，单向阀13和充液阀16的锥面保证了良好的密封性，使主缸保压。保压时间由时间继电器调整。保压期间，泵2经阀10、23的中位卸载。

（5）补压

由于各种阀存在不同程度的泄漏，经过一定时间的保压过程，液压缸内的压力有所损失。为了达到良好的压制效果，需要对液压缸进行补压，补压过程中油液的流向及各阀的状态同（3）。

（6）泄压

保压结束，主缸回程，时间继电器发出信号，由于此时主缸上腔压力很高，因而暂不向液压缸输油。4YA接通，阀14处于右位，当压力减到一定值时，2YA、8YA得电，阀10处于右位。泵1、泵2同时供油，实现液压缸的快速回程。油液经过阀8回到油箱。 当液压缸压力减小到一定值时，4YA失电，3YA得电，此时，液控单向阀10打开，液压缸油液经阀10回到上位油箱。以此补充上位油箱的油液。此过程能够实现快速回程。

（7）主缸原位停止

当主缸滑块上升至触动行程开关1S，2YA失电，阀10处于中位，液控单向阀13将主缸下腔封闭，主缸原位停止不动。泵1、2 输出油液经阀10、23中位卸载。（8）下缸顶出及退回。

（8）下缸顶出及退回

6YA得电，阀23处于上位。进油路：泵1、泵2－阀10中位－阀23上位－下缸左腔。回油路：下缸右腔－阀23上位－油箱。6Y失电，7Y得电，阀21处于下位，下缸活塞下行，退回。完成一个工作循环。

表********电磁铁工作情况表

第二章 液压元件的选择

2.1计算液压缸流量

由已知运动参数及计算知：活塞杆的最快运动速度快＝38㎜/s，无杆腔面积。

通过液压缸的最大理论流量：

L/min

2. 2液压元件的选择

2．2.1确定液压泵规格和驱动电机功率

由已知条件液压机最大工作压力为28Mp，由最大压和液压主机类型，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为（含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为:

Mp

液压泵的最大流量应为：

式中为液压泵的提供的最大流量。

同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值，系统泄漏系数，一般取，此处取。

1．选择液压泵的规格

由于液压系统的工作压力高，负载压力大，属于大功率，大流量系统。所以选定量叶片泵和变量柱塞泵组成的双联泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：

(1) 工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是2040Mp，最高可以达到100Mp。

(2） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。

(3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。

(4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。

根据以上算得的和在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195得：现选用斜盘式轴向柱塞泵。排量为225ml/r，额定压力35Mpa，额定转速1500r/min，驱动功率191KW，容积效率，重量88kg，容积效率达92%。

2．与液压泵匹配的电动机的选定

　由前面得知，本液压系统最大功率出现在慢速加阶段，这时液压泵的供油压力值为20Mpa，流量为36.6L/min。液压泵的总效率。柱塞泵为，取0.82。

则液压泵驱动电机功所需的功率为：

选择电动机 *******，其额定功率为18.5KW。

2.2.2阀类元件及辅助元件的选择

1. 对液压阀的基本要求：

(1). 动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。油液流过时压力损失小。

(2). 密封性能好。结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大

2. 根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件型号和规格

选取阀类元件及其辅助元件的主要依据是根据该阀（元件）在系统工作时的最大工作压力和通过该阀的最大实际流量以及阀（元件）的动作方式、安装固定方式、压力损失数值、工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类（元件）。

表*****元件的型号及规格

液压站的设计
第一节  液压站简介

液压站是由液压油箱、液压泵装置及液压控制装置三大部分组成。液压油箱装有空气滤清器、滤油器、液面指示器和清洗孔等。液压泵装置包括不同同类型的液压泵、驱动电机及其它们之间的联轴器等。液压控制装置是指组成液压系统的各阀类元件及其联接体。
机床液压站的结构型式有分散式和集中式两种类型。

(1) 集中式 

这种型式将机床按压系统的供油装置 , 控制调节装置独立于机床之外，单独设置一个液压站。这种结构的优点是安装维修方便，控制调节装置独立于机床之外，液压装置的振动、发热都与机床隔开；缺点是液压站增加了占地面积。
(2)分散式 

这种型式将机床液压系统的供油装置、控制调节装置分散在机床的各处。例如利用机床床身或底座作为液压油箱存放液压油。把控制调节装置放任便于操作的地方。这种结构的优点是结构紧凑，泄漏油易回收，节省占地面积，但安装维修不方使。同时供油装置的振动、液压油的发热都将对机床的工作精度产生不良影响，故较少采用，一般非标设备不推荐使用。
第二节 油箱设计
在开式传动的油路系统中，油箱是必不可少的，它的作用是，贮存油液，净化油液，使油液的温度保持在一定的范围内，以及减少吸油区油液中气泡的含量。因此，进行油箱设计时候，要考虑油箱的容积、油液在油箱中的冷却、油箱内的装置和防噪音等问题。
一  油箱有效容积的确
（一）油箱的有效容积
油箱应贮存液压装置所需要的液压油，液压油的贮存量与液压泵流量有直接关系，在一般情况下，油箱的有效容积可以用经验公式确定：
                                        （ 6.1）
式中， ——油箱的有效容积（L）；
Q ——油泵额定流量（L/min）；
      K ——系数；
查参考文献[1]，P47，取K=7，油泵额定流量Q=41.76 L/min，代入公式6.1，计算得：
          =7×41.76=292.32 L
油箱有效容积确定后，还需要根据油温升高的允许植，进行油箱容积的验算。

（二） 油箱容积的验算 
液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失转化为热量，使系统油温升高，由此产生一系列不良影响。为此，必须对系统进行发热计算，以便对系统温升加以控制。
液压系统发热的主要原因，是由于液压泵和执行元件的功率损失以及溢流阀的溢流损失所造成的，当液压油温度升高后，会引起油液粘度下降，从而导致液压元件性能的变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却,以保证液压系统正常工作。
1 系统总的发热公率
系统总的发热公率H是估算得来的，查参考文献[1]，P 46，得系统总的发热公率H估算公式：
                                          （6.2）
式中，N——液压泵输入功率（    KW）；
      ——执行元件的有效功率（KW）；
若一个工作循环中有几种工况，则应求出其总平均有效功率，系统总的发热公率：H=N（1-η）                                        （6.3）
式中    η——系统总效率。   
由查参考文献[5]，液压泵输入功率：
N=Nd×η1                                        （6.4）
式中Nd——电动机功率（KW）；
    η1——联轴器传动效率。
查参考文献[5] P7，取η=0.99，代入公式6.4得：
    N=0.99×7.5KW=7.425KW
  所以，液压泵输入功率N=7.425KW。
将N=7.425KW代入公式6.3，得：
   
H= N（1-η）=7.425×（1-0.695）KW=2.265KW。
2  散热功率及温升
油路系统的散热,主要靠油箱表面散热,油箱的散热功率 可以用下式进行估算：
        =KA  (KW)                              （6.5）
式中,  K——油箱的散热系数（KW/ ℃）；
      A——油箱散热面积（ ）；
——系统温升植（℃）。
其中，油箱的散热面积可以用下式估算
A=0.065  （ ）                            （6.6）
式中， ——油箱的有效容积（L）。
  液压系统的热平衡条件：
机器在长期连续工作下，应该保持系统的热平衡，其热平衡式为：
      H- =0，                                        （6.7）
      H-KA =0，                                    （6.8）
                                            （6.9）
查参考文献[1]，P40，取K=0.025 KW/ ℃，将K=0.025代入公式6.9，得：
    = =29.7℃
查参考文献[1]表3-32所给的允许值为：一般工作机械 ≤35℃，故系统温升验算合格。

二 油箱的结构设计
（一） 结构简介
长期以来，液压油箱的结构型式，基本上是由矩形板折边压形成四棱柱，再用封板堵住两侧而构成。端部封板及中间隔板由冲压成形，箱体是经四次压圆角，接头外焊接而成的。这种结构的液压油箱制造工艺较差，主要表现在箱体钢板下料时要求的精度较高；压形的反弹量因每次供货钢板的机械性能不同有所不同，导致箱体的圆角与衬板的半径吻合不良；不同机型上的液压油箱必须使用自己专用的一套压型模具。每套模具的体积大、造价高、利用率低。图6.1所示的液压油箱完全不用压形模，而是利用折边机折边成形。箱底面及端部，以及箱底面和侧面分别折成Ｕ形断面；再焊好加油口和中间隔板等附件后，扣合拼焊而成。这种结构的液压油箱具有以下优点：下料精度要求不高；对原材料机械性能适应力强；折边部位可随意调整，适合多品种小批量生产；不用模具，大大节省了费用，缩短了生产周期等等。这种结构的液压油箱，近年来被我们广泛应用在工程机械、建筑机械等行走机械上。

 
                                  图6.1

（二） 结构设计
通过对油箱的了解，压装机的油箱，是单件的生产，因此，采用拼焊的方法焊接而成。进行油箱结构设计时,首先考虑的是油箱的刚度,其次考虑便于换油和清洗油箱以及安装和拆卸油泵装置,当然,从企业的方面考虑，油箱的结构应该尽量简单,以利于密封和降低造价。
（1）油箱体  油箱体由A3钢板焊接而成,取钢板厚度3～6mm，箱体大者取大值，本压装机的油箱板厚度为4mm。在油箱侧壁上安装油位指示器。在油箱与隔板垂直的一个壁上常常开清洗孔，以便于清洗油箱。
（2）油箱底部  油箱底部采用倾斜的方式，用焊接方法与壁板焊接而成，采用这种结构，便于排油，底部最低处有排油口，排油口与基础面的距离为150mm，。
    焊接结构油箱，油箱用A3钢板，其厚度等于侧壁钢板的厚度，为4mm。
（3）油箱隔板  为了使吸油区和压油区分开，便于回油中杂质的沉淀，油箱中设置了隔板。隔板的安装方式主要有两种，第一种：回油区的油液按一定方向流动，既有利于回油中的杂质、气泡的 分离，又有利于散热。第二种：回油经过隔板上方溢流至吸油区，或经过金属网进入吸油区，更有利于杂质和气泡的分离。在本压装机的设计中，采用隔板的方式，主要为了将沉淀的杂质分开。
隔板的位置在油箱的中间，将吸油区和回油区分开，隔板的高度，为最低油面的1/2。隔板的厚度等于油箱侧壁厚度。
（4）油箱盖  油箱盖多用铸铁或钢板两种材料制造，现采用钢板，在油箱盖上钻下列通孔：回油管孔、通大气孔（孔口有空气滤清器）以及安装液压集成装置的安装孔。

（三）减少油箱噪音
  防噪音问题是现代机械装备设计中必须考虑的问题之一。油路系统的噪音源，以泵站为首，因此，进行油箱设计时，从下列几方面减轻噪音：
（1）油箱与箱盖间增加防振橡皮垫：
（2）用地脚螺栓将油箱牢固固定在基础上；
（3）油泵排油口用橡胶软管与阀类元件相连接；
（4）回油管管接头振动噪音较大时，改变回油管直径或增设一条回油管，使每个回油管接头的通路减少。
 
第三节  液压站的结构设计
一  液压泵的安装方式
    液压泵装置包括不同类型的液压泵．驱动电动机及其联轴器等。其安装方式分为上置式和非上置式两种。
      (1) 上置式安装  将液压泵和与之相联的油管放在液压油箱内(如图6.2)，这种结构型式紧凑、美观，同时电动机与液压泵的同轴度能保证，吸油条件好，漏油可直接回液压油箱，并节省内地面积。但散热条件不好。
 
                                图6.2
    (2）非上置式安装  将液压泵和与电动机放在液压油箱旁，(如图6.3)所示，这种结构，振动较小，油箱的清洗比较容易，但占地面积较大，吸油管与泵连接要求严格，应用于较大型液压站。

图6.3
YZJ压装机的液压系统安放在压装机的结构架上面，要求结构紧凑，站地面积小，经过对比分析，采用上置式安装,通过螺栓将电机上的法兰与油箱和好的固定在一起,并且将泵放在油箱内,泵浸在油液中,可以改善泵的吸油条件。
二  液压泵与电动机的连接
    将液压泵与电动机连接方式,采用联轴器，用来把电动机轴与泵轴联接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器停车并将联接拆开后，两轴才能分离(如图6.4)。

                              图6.4

（一） 选择联轴器的类型
      联轴器有刚性联轴器、挠性联釉器两大类，其中挠性联釉器又可以分为无弹性元件的挠性联釉器和有弹性元件的挠性联釉器两大类别。选择联釉器考虑以下几点：
（1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减娠功能的要求。例如，对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器；对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动，可选用轮胎式联袖器等具有高弹性的联轴器。
（2） 联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。
液压泵与电机之间的联轴器，一般用简单弹性套柱销联轴器或弹性。其二者的共同特点是传递扭矩范围较大，转速较高，弹性好，能缓冲扭矩急剧变化引起的振动，能补偿轴位移。但在使用中应定期检查弹性圈。
（二）计算联轴器的计算转矩
  由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩Tca，查参考文献[4] P343，计算转矩按下式计算；
TCa=KAT                      （6.10）
式中    T——公称转矩，单位为N•m；
KA——工作情况系数。
查参考文献[4] 表14-1，转矩变化小，原动机为电动机，得KA=1.3。KA=1.3代入公式6.10，计算得：
      =9550 =49.74N•m。
        TCa= KAT=1.3×49.74=64.66N•m。
（三）确定联轴器的型号
  根据计算转矩Tca及所选的联轴器类型，按照
Tca≤[T]
的条件出联轴器标准中选定该联轴器型号。
查参考文献[4]表17-5，选择ML3型梅花形弹性联轴器，该型号联轴器公称扭矩为[T]=90N•m＞Tca，许用转速[n]=6700r/min，满足要求。
（四）安装联轴器的技术要求
      技术要求如下：
（1）半联轴器Ⅰ做主动件。
（2）联轴器与电动机轴配合时采用H7/H6配合，与泵轴则采用H8/H7的配合
（3）最大同轴度偏差不大于0.1mm，轴线倾角不大于40′

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