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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
第1章 緒 論
1.1 課題研究前景
近10年來，我國重型車輛維修設備的技術得到了迅速發(fā)展，產品的類型、功能已能基本滿足一般的作業(yè)要求。隨著經濟社會的快速發(fā)展、和人們對生活貨物運輸要求的不斷提高，特別是當今運輸過程中半軸套管損傷的故障問題對半軸套管拆裝機維修設備技術提出了更高的要求。半軸套管維修設備將向集成化、輕量化、方便化、科技化方向發(fā)展，由單一的作業(yè)功能特征向集作業(yè)、信息、為一體的綜合功能特征方向發(fā)展，使國內半軸套管維修設備水平滿足現代化國際大都市發(fā)展的需求，并建立起具有一流技術、符合中國國情的拆裝作業(yè)裝備系統(tǒng)。
當今由于國外半軸套管拆裝企業(yè)對國內市場不了解，要想進入中國市場，多會采取合資或合作的方式。國內生產企業(yè)應與外方進行積極的合作，學習其先進技術和管理方法，以盡快提高我國生產企業(yè)的技術水平和創(chuàng)新能力。我國原有的具有國際競爭力的拆裝機器品種以及入世后引進并形成生產能力的新品種，打入國際市場參與國際市場競爭，分析各國市場的不同需求，采取各種靈活的貿易方式，建立、健全自己的國際市場營銷網絡和服務體系，占領國際市場，在國際市場的激烈競爭中求生存、求發(fā)展。由于套管拆裝機采用的多是專用設備和裝備，因此生產涉及到許多相關的專利技術和專有技術。這些技術可以通過技術轉讓或技術許可等技術引進方式獲得。但是，對于引進的技術只是加以消化、吸收是遠遠不夠的，更重要的是在引進技術的基礎上進行技術創(chuàng)新，形成企業(yè)的核心技術。同時，還要注意形成一個充滿活力的技術群體，從而培養(yǎng)自己的持續(xù)性的新產品研究開發(fā)和生產能力，并將其轉化為強大的市場進入和開拓能力。否則，我國拆裝機生產企業(yè)就只能永遠跟在人家后面，處于國際市場競爭的不利地位。
1.2 課題研究現狀
20世紀80年代末以來，我國套管拆裝機的研發(fā)機構、改裝生產企業(yè)通過引進、消化、吸收國外先進技術，加快了國產套管拆裝機新產品的研發(fā)和生產，使國產高壓套管拆裝機的技術裝備水平得到較快發(fā)展和很大提高，改變了傳統(tǒng)的的拆裝作業(yè)方式，由人工作業(yè)向機械化、半機械化方向發(fā)展，套管拆裝機的裝備技術由簡單型向技術密集型方向發(fā)展，已由低壓力手動發(fā)展到高壓力電動。用高壓力、小流量的拆裝機淘汰單一拆裝工功能的低壓力、大流量的灑水車，符合節(jié)約型社會發(fā)展的要求，用最少的油量獲得最佳的清洗效果。
我國拆裝機產品具有價格優(yōu)勢，由于我國勞動力成本和原材料成本與發(fā)達國家相比較為低廉，因此我國套管拆裝機產品在性能、質量與國外產品相同的情況下，具有價格優(yōu)勢。但是，我國套管拆裝機品種過于單一，遠遠不能足國內外市場的多品種需求。如果我國套管拆裝機生產企業(yè)可以通過合資、技術引進等手段，促進技術的升級換代，使我國套管拆裝機產品的技術性能水平接近和達到國際先進水平，提高產品的性能價格比，就能進一步滿足國內，乃至國外市場的多樣化需求。近年來，特別是20世紀90年代以來，我國的套管拆裝機在形成獨立的拆裝生產行業(yè)以后，已經成功地引進了許多整車和零部件技術項目。盡管我國專用汽車維修設備市場需求量大，但由于品種單一、數量和品質又不能完全滿足國內市場需要，國外專用拆裝設備制造商一定會積極尋找機會，進入中國市場。我國具有人工成本低、資源豐富、投資環(huán)境優(yōu)越以及本土的市場營銷網絡等區(qū)位優(yōu)勢，因此國外拆裝設備制造商多趨向于采取合資的方式進入中國市場。在這種情況下，只要我國企業(yè)能在合資企業(yè)中將外方注入的先進技術和管理方法，進行消化、吸收和整合，就能促進我國專用維修設備行業(yè)的技術更新?lián)Q代。
1.3 課題研究目的和意義
伴隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車輛維修問題已經變得越來越嚴重，為適應車輛維修事業(yè)的發(fā)展，及時改善車輛工作質量，改善生活質量，開發(fā)和發(fā)展各種行之有效套管拆裝設備，成為我們面前的重要任務。城市化步伐的加快，道路的迅速增加，對車輛需求量日益加大，導致車輛修理行業(yè)對于拆裝設備的嚴格要求。
為此，開發(fā)具有自主知識產權的半軸套管拆裝設備也就成了我國車輛維修事業(yè)中的重要課題，而且對提高我國專用拆裝機的設計水平，帶動我國重型車輛的自主設計開發(fā)具有重要意義。
1.4 設計的主要內容
本設計是改裝一種半軸套管拆裝設備，然后對機器進行總體布置，用總布置草圖表達主要工作部件的改動和重要工作裝置的布置。進行拆裝系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)的詳細設計，在正確計算的基礎上，完成部件設計選型，達到工藝合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高，最后，完成總裝配圖，清楚表達設計。
第2章 半軸套管拆裝機簡介
2.1 半軸套管拆裝機結構
半軸套管拆裝機由電機、油泵、油缸、千斤頂、閥體、油箱、車架、及各種管路所組成。
在活塞桿中部鉆有130MM長的螺紋，用于安裝拉桿，拉桿的另一端與卡具用螺紋連接。
2.2 工作原理
DTL54-2B半軸套管拆裝機采用油壓工作原理，主要適用東風、解放車14、15系及153系各噸位工程自卸（四大）和豪沃、奧曼系等車的后橋不解體時半軸管拆裝。為提高工作效率，基于手動拆裝機的基礎上，設計了電控半軸套裝拆裝機，拆下套管時工作時，接通電源，由電機帶動油泵旋轉，油液通過閥體進入液壓缸，活塞在液壓油的推動下伸出，使三爪卡具縮入半軸套管中，通過卡具的另一端后，卡在套管端面上，拉動換向閥，油液反向流動，利用卡具的錐面張緊作用，活塞縮回的過程中，套管被拉下，整個過程中活塞行程小于100MM，在活塞上設計了自動限位裝置，可防止活塞行程過大，導致內部壓力升高，破壞密封元件。
本機結構緊湊、操作省力、拉壓力大、故障率低。采用電控系統(tǒng)，增大了工作效率，減少了工時。
主要技術參數：
油缸最大壓強 ≤20Mpa
活塞桿最大拉力 110T
工 作 行 程 ?100mm
外 型 尺 寸 1352×670×935mm
2.3 使用方法
工作前準備
（1）首先固定好車輛,拆除半軸；
（2）調整本機升降千斤頂，使油缸活塞桿的中心高度與后橋半軸管中心高度一致，并與后橋半軸管中心水平一致（也可通過調整車輛兩側高度來實現）。
半軸管拉出操作
（1）將主拉桿旋入活塞桿螺紋孔內（螺紋要旋到底），主拉桿另一端用連接套連接拉爪軸（分14系及151系車及13T系工程自卸等四大車系及豪沃車系）并旋緊，將頂筒套入主拉桿中并置于主機頂套端面凹處；
（2）捏住拉爪連同主拉桿插入半軸管內，推動車架向前，使主拉桿完全進入后前后推動車架數次，確認拉爪完全漲開并卡在半軸管的端頭；
（3）微調千斤頂，使主拉桿位于半軸管的中心，并與本機油缸呈水平直線，頂筒一端至于頂套的凹處，另一端置于后橋油封端面，并處在中心位置；
（4）搬動換向閥，使其油路處于拆卸系統(tǒng)過程，首先接通電機，搬動油泵控制桿使其工作，通常情況下，壓力達到12Mpa左右半軸管即可拉出（豪沃車需18Mpa左右）；
（5）工作結束后，活塞桿依靠內部彈簧漲力自動復位。
半軸管裝入時的操作
（1）拆掉主拉桿上的拉爪軸、連接套。將連接套Ⅰ、連接軸Ⅰ、拉桿軸Ⅱ連接起來，套上新的半軸管插入后橋（壓入操作時不加頂筒）；
（2）拉桿軸Ⅱ的另一端裝上大墊并旋緊緊固螺母，如剩余空隙過大應另加平墊，以防主機行程過大損壞。扳動油泵桿至半軸管符合裝入尺寸（半軸管裝入的壓力一般為6～10Mpa左右、豪沃車需18Mpa左右）；
（3）壓入操作卸油閥的使用方法同拉出操作相同。
2.4 注意事項
（1）本機應加注國標32#機械油；如采用柴油機油：夏季用11#、冬季用8#等。切記冬季低溫下不要用較稠的液壓油（油較稠可加注少量的煤油混合稀釋），以防止加壓困難和主機卸油時活塞桿回復速度慢不到位再次操作造成主機損壞（加壓速度慢或活塞桿回復速度慢是油稠、油粘度較大造成流速緩慢，要根據季節(jié)溫度加注適宜牌號的液壓油）；
（2）主拉桿與活塞芯軸連接時要將拉桿螺紋全部旋入到底（防止未旋入到位，損壞主拉桿與活塞芯軸連接的內外螺紋）；
（3）本機按照國家標準型半軸套管設計制作，對偽、劣半軸套管不予支持，損壞設備自負；
（4）為延長活塞的使用壽命，本機采用滲滴潤滑柱塞方式以減少活塞與油腔的磨損（本機柱塞滲滴油絕不影響操作或加壓）；
（5）搬運或操作過程中，不得碰撞和手扶油缸旁邊的壓力油管。人員不得站在主拉桿的前端及兩側，以防發(fā)生人身傷亡事故；
（6）操作前請認真閱讀說明書，嚴格按說明書的操作程序進行操作。如果操作者未按說明書規(guī)定的操作程序進行操作，產生的一切后果（設備損壞、人身傷亡等）由用戶自己承擔；
（7）當主機工作負荷超過18Mpa軸管沒有拆出此時切不可再加壓以防損壞主機，應用鐵器震擊橋殼與半軸管結合處或用熱烘烤即可拆除。
第三章 液壓缸設計
3.1 總體設計方案
液壓缸是液壓傳動的執(zhí)行元件，它與主機和主機上的工作機構有著直接的聯(lián)系，對于不同的機種和機構，液壓缸具有不同的用途和工作要求。因此，在設計前應作好調查研究，備齊必要的原始資料和設計依據，其中主要包括：
（1） 主機的用途和工作條件。
（2）工作機構的結構特點，負載狀況、行程大小和動作要求；
（3）液壓系統(tǒng)所選定的工作壓力和流量；
（4）有關的國家標準和技術規(guī)范等。
工程機械液壓缸的公稱壓力，往復運動速度速比（缸兩腔有效作用面積之比，即在供油流量相當的情況下，活塞兩個方向移動速度之比），以及缸體內徑、外徑、活塞桿直徑和進出油口連接尺寸等基本參數的選擇，按照國家標準中的規(guī)定進行。
3.2 工況分析
這里所指的工況分析主要指對液壓執(zhí)行元件的工作情況的分析，分析的目的是了解在工作過程執(zhí)行元件的速度、負載變化的規(guī)律，并將此規(guī)律用曲線表示出來，作為擬定液壓系統(tǒng)方案確定系統(tǒng)主要參數的依據，對于工程機械液壓系統(tǒng)，其執(zhí)行元件的動作通常比較簡單，也可不作圖，只需找出最大負載和最大速度即可。執(zhí)行元件的負載通常包括工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載以及密封阻力和背壓力等。
3.3 缸體分類及特點
目前，常用實現往復運動裝置多為液壓缸,常用液壓缸的特點及適用場合見表3-1
表3-1液壓缸類型、特點及適用場合
名稱
特點
適用場合
雙活塞桿液壓缸
雙向運動
雙向工作的往復運動
單活塞桿液壓缸
有效工作面積大、雙向不對稱
往復不對稱的直線運動。差動連接可實現快進，當A1=2A2時往復速度相等
柱塞缸
結構簡單，制造工藝性好
單向工作，靠重力或其他外力返回
擺動缸
單葉片式，轉角小于360度
雙葉片式，轉角小于180度
小于360度的擺動運動
小于360度的擺動運動
根據各類液壓缸的特點以及適用場合以及經濟性的考慮，本次改裝采用單活塞桿液壓缸。這種缸有效工作面積大，速度穩(wěn)定，能符合本次改裝設計要求。
3.4 活塞桿構造
活塞桿有實心和空心的兩種，可用35鋼、45鋼或無縫鋼管做成實心桿或空心桿，活塞桿強度一般是足夠的，主要是考慮細長活塞桿在受壓時的穩(wěn)定性，因此不強調采用高強度合金鋼或進行調質處理。必要時刻采用空心桿增大端面模數，空心活塞桿須于一端留出焊接和熱處理用的通氣孔，為了提高耐磨性和防銹蝕，活塞桿表面需鍍鉻并拋光。對于挖掘機、推土機、和裝載機所用液壓缸的活塞桿，由于碰撞機會較多，工作表面宜先經過高頻淬火或火焰淬火。然后再鍍鉻?；钊麠U外徑與導向套用F9配合，螺紋連接則取較緊的配合。
3.5 基本參數的確定
3.5.1 工作負載的確定
當無桿腔進壓力油驅動負載時，液壓缸的直徑D與負載F、工作壓力的P的關系可得：
（3-1）
上式中：P ——工作壓力（Pa）；
F——驅動負載（N）；
調研得：
3.5.2 缸體內徑D的計算：
（3-2）
3.5.3 工作速度及速比計算
當無桿腔進油時，活塞或缸體的工作速度為
（3-3）
當有桿腔端進油時的速度為
（3-4）
往返速度比為
3.5.4 活塞桿直徑的計算
油缸內徑確定后，若單桿活塞缸的雙向運動有一定速比要求時，可按速比的關系式求出活塞桿的直徑為：
（3-5）
=130mm
3.5.5 最小導向長度計算
當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此在設計是必須保證一定的最小導向長度。
對于一般的液壓缸，其最小導向長度應滿足下式要求
（3-6）
式中，L為液壓缸最大工作行程（m）；D為缸筒內徑（m）。
一般導向套滑動面的長度A，在缸內直徑D＜80（mm） 時，取為缸內徑D的0.6~1.0倍；而活塞的寬度B取為缸筒內徑的0.6~1.0倍。為了保證最小導向長度，過分地增大導向套長度或活塞寬度都是不適宜的，最好是在導向套和活塞之間裝一個中間隔套，隔套寬度C由所需最小導向長度決定。采用隔套不僅可以保證最小導向長度，還能改善導向套及活塞的通用性。
3.5.6 缸體壁厚的計算
（3-7）
缸筒的外徑計算
3.5.7 活塞桿強度校核
活塞桿的強度按下式校核
式中： （3-8）
系統(tǒng)壓力選定是否合理，直接關系到整個系統(tǒng)設計的合理程度。在液壓系統(tǒng)功率一定情況下，若系統(tǒng)壓力選的過低，則液壓元、輔件的尺寸和重量就增加，系統(tǒng)造價也相應增加；若系統(tǒng)壓力選的較高，則液壓設備的質量、尺寸和造價會相應降低。例如，飛機液壓系統(tǒng)的壓力從21MPa提高到28MPa，則其重量下降約5%，所占體積將減小13%。然而，若系統(tǒng)壓力選用過高，由于對制造液壓元、輔件的材質、密封、制造精度等要求的提高，反而會增大或增加液壓設備的尺寸、重量和造價，其系統(tǒng)效率和適用壽命也會相應下降，因此不能一味追求高壓。表3-2是目前我國幾類機器常用的系統(tǒng)工作壓力，它反映了這些系統(tǒng)的特點和經驗，可參照選用。
根據表3-2的要求以及實際情況要求，對于本次改裝初選液壓系統(tǒng)壓力為5MPa。
表3-2 幾類機器常用系統(tǒng)壓力
設備類型
機 床
農業(yè)機械，小型工程機械， 工程機械的輔助機構
液壓機，中、大型挖掘機，重型機械，起重運輸機械等
磨床
組合機床
龍門刨床
拉床
系統(tǒng)壓力(MPa)
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~16
20~32
對于負載較大的工程、礦山機械用的油缸，在系統(tǒng)給定的工作壓力情況下，常以保證油缸有足夠的牽引力，能驅動工作負載為確定缸筒內徑的重要條件，如果尚有運動速度要求時，則往往在校核時通過選擇適當流量油泵的辦法來解決。
但是當系統(tǒng)的工作壓力尚未確定的時候，必須首先根據負載的大小合理地選擇油缸的工作壓力，選定的工作壓力應符合GB2346-80的規(guī)定值。
3.6 主要連接處零件強度校核
3.6.1 焊點應力的計算與校核
液壓缸托盤與千斤頂連接處需保證一定的強度，來滿足液壓缸工作的穩(wěn)定性。
經校核得
所以校驗合格
3.6.2 缸蓋連接螺栓的強度計算
缸蓋與缸筒采用法蘭和固定螺栓連接時，螺紋處的拉應力和剪切應力為：
3.6.3 缸蓋連接螺紋的強度計算
第四章 油路系統(tǒng)的設計計算
4.1 閥體的分類及要求
4.1.1 按用途分
（1）方向控制閥 用來控制液壓系統(tǒng)中液流的方向，以實現機構變換運動方向的要求，如單向閥，換向閥等；
（2）壓力控制閥 用來控制液壓系統(tǒng)中油液的壓力以滿足執(zhí)行機構對力的要求，如溢流閥，減壓閥，順序閥等；
（3）流量閥控制 用來控制液壓系統(tǒng)中油液的流量，以實現機構所要求的運動速度，如節(jié)流閥，調速閥。
在實際使用中，根據實際需要，往往幾種用途的閥做成一體，形成一種體積小，用途廣，效率高的復合閥，如單向節(jié)流閥，單向順序閥等。
4.1.2 按控制方式分
（1）開關控制或定值控制 利用手動、機動、電磁、液控、氣控等方式來定值地控制 的流動方向、壓力和流量，一般普通控制閥都用這種控制方式；
（2）比例控制 利用輸入的比例電信號來控制流體的通路，使其能實現按比例地控制系統(tǒng)中流體餓方向。壓力和流量等參數，多用于開環(huán)控制系統(tǒng)中；
（3）伺服控制 將微小的輸入電信號轉換成大的功率輸出，連續(xù)按比例地控制液壓系統(tǒng)中的參數，對用于高精度，快速響應的閉環(huán)控制系統(tǒng)。
4.1.3 按連接方式分
（1）管式連接（螺紋連接）方式 閥口帶有管螺紋，可直接與管道及其他元件相連接；
（2）板式連接方式 所有閥的接口均布置在同時安裝面上，利用安裝版與管路及其他元件相連，這種安裝方式比較美觀、清晰；
（3）法蘭連接方式 閥的連接出帶有法蘭，常用于大流量系統(tǒng)中；
（4）集成塊連接方式 將幾個閥固定于一個集成塊側面，通過集成塊內部的通道孔實現油路的連接，特點是控制集中，結構緊湊；
（5）疊加閥連接方式 將閥做成標準型，上下疊加而形成回路；
（6）插裝閥連接方式 沒有單獨的閥體，通過插裝塊內通道把各插裝閥連通成回路，插裝塊起到閥體和管路的作用。
4.2 對液壓閥的基本要求
（1）動作靈敏、可靠，工作時沖擊、震動要小、使用壽命長；
（2）油液流經閥時壓力損失要小，密封性要好，內泄要小，無外泄；
（3）結構簡單緊湊，安裝、維護、調整方便，通用性能好。
4.3 方向控制閥的選取
半軸套管拆裝機為完成穩(wěn)定的雙向回路作業(yè)，需要加裝一個方向控制閥，用來控制油路系統(tǒng)中的水路通斷和改變清洗水的流動方向。結合本次改裝，采用DMT-10二位三通換向閥來實現該功能，這種閥的液壓軸向力和徑向力容易實現平衡，因此操縱力較小。容易實現多種功能，應用較廣。DMT-10閥相關參數見表4-1所示：
表4-1 方向控制閥參數
型號規(guī)格
通徑/mm
最大流量/(L/min)
最高使用壓力/MPa
PV51-10
10
40
31.5
4.4 調速閥的選取
拆裝機經高壓油泵后需要通過降壓節(jié)流來完成平穩(wěn)拆裝作業(yè)。根據拆裝機通用技術條件規(guī)定，本次改裝確定系統(tǒng)壓力要求為：P=10-20MPa，Q=19.2L/min。為達到降壓節(jié)流的效果，為此可考慮加裝AQF3-E16B調速閥進行降壓節(jié)流，技術參數見表4-2所示：
表4-2 調速閥參數
型號
通徑/mm
額定壓力/MPa
最高使用壓力/MPa
最大流量/(L/min)
最低工作壓力/MPa
AQF3-E16B
16
16
20
21
10
4.5 溢流閥的選取
根據拆裝機通用技術條件規(guī)定，高壓泵出油口處應設置安全裝置，保證高壓油泵的穩(wěn)定工作。先導式溢流閥是常用于高壓、大流量時的溢流、定壓和穩(wěn)壓元件。因此考慮加裝SBY-※10B先導式溢流閥，該閥具有壓力高，調壓性能平穩(wěn)，最低調節(jié)壓力低和調壓范圍大的特點。技術參數見表4-3所示：
表4-3溢流閥技術參數
型號
通徑/mm
調壓范圍/MPa
額定流量(L/min)
公稱流量(L/min)
SBY-※10B
10
16-31.5
100
200
4.6 油路的計算
由于油液在流經管路時會受到水路管壁的摩擦，所以油壓會有壓力損失。因此，需要對水油路進行壓力損失計算。
4.6.1 油路壓力損失分析
油泵以及冷卻器的各項參數如表4-4所示：
有桿腔允許回油流量：
（4-1）
=18L/min
無桿腔允許回油流量：
（4-2）
=19.2L/min
由油流量1:1,可知 ，當油液內部發(fā)生熱量損失或與管路摩擦等能量消耗時 ，油的壓降則不會超過 0.05MPa，此消耗不影響工作效率。
表4.4高壓油泵各項參數
高壓油泵流量
20L/min
高壓油泵進口尺寸
16mm
4.6.2 油路壓力損失計算
由雷諾數可知，在液體粘度、管道內徑一定的條件下，雷諾數的大小與流量成正比。溶液在管道內的流速
無桿腔油路損失：
m m/s （4-3）
有桿腔油路損失
m m/s （4-4）
此時雷諾系數：
（4-5）
求得沿程阻力系數:
（4-6）
油液沿程壓力損失為：
MPa
經管路和液壓缸之后油的壓力損失：
MPa
所以油液經過管路 、液壓缸之后壓力降低很小，可以忽略不計。
4.7 油路系統(tǒng)原理圖設計
半軸套管拆裝機工作時，油液不斷通過油泵送入閥體，實現各通道流動，實現換向等操作。具體油路見液壓系統(tǒng)油路設計圖。
4.8 缸體容積計算
有桿腔容積：
（4-8）
無桿腔容積：
（4-9）
4.9 液壓泵選型計算
確定液壓泵的工作壓力 液壓泵的最大工作壓力
（4-10） 式中 ——執(zhí)行元件的最大工作壓力；
——液壓泵出口到執(zhí)行元件入口之間的壓力損失。
初算時按經驗數據選取：管路簡單、流速不大的取MPa。
MPa
需要指出的是，選取液壓泵的額定壓力應比系統(tǒng)的最高壓力大25%到60%，使液壓泵具有一定的壓力儲備。高壓系統(tǒng)壓力儲備取小值，中、低壓系統(tǒng)取大值。
MPa
4.9.1 確定液壓泵流量
（1） 確定液壓缸的最大流量
（4-11）
式中 ——液壓缸的有效面積；
——液壓缸的最大速度，取m/s。
式中 ——系統(tǒng)泄露系數，一般??；
——同時動作的液壓缸的最大總流量，對于始終用節(jié)流閥調速的系統(tǒng)，確定流量時，需加上溢流閥的最小流量，一般取L/min。
（2） 確定液壓泵的流量
L/min
（3） 確定液壓泵的規(guī)格
按照系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，根據其最大工作壓力和流量，參考產品樣本就可以選擇液壓泵的規(guī)格。常用液壓泵一般性能比較見表4-5所示：
表4-5常用液壓泵一般性能比較
類型
項目
齒輪泵
雙作用葉片泵
限壓式變量葉片葉片泵
軸向柱塞泵
徑向柱塞泵
工作壓力
＜20
6.3~21
≤7
20~35
10~20
容積效率
0.7~0.95
0.8~0.95
0.8~0.9
0.9~0.98
0.85~0.95
總效率
0.6~0.85
0.75~0.85
0.7~0.85
0.85~0.95
0.75~0.92
對污染的敏感性
不敏感
敏感
敏感
敏感
敏感
根據各種液壓泵的性能特點以及數據計算，選擇規(guī)格相近的CB型齒輪泵。其相關技參數見表4-6所示：
表4-6 CB型齒輪泵的型號和技術參數
型號
額定壓力/MPa
最高壓力/MPa
排量/(mL/r)
額定轉速(r/min)
驅動功率/kw
CB-32
10
20
16.4
1500
8.9
4.9.2 確定驅動液壓泵的功率
液壓泵在整個循環(huán)中的額定工作壓力為18MPa，選取液壓油路上的壓力損失為
0.8MPa，則液壓泵的最高工作壓力估算20MPa。
液壓泵的驅動功率為：
（4-12）
式中 ——液壓泵的最大工作壓力；
——液壓泵的流量；
——液壓泵的總效率，齒輪泵取。
kw
4.10 選擇調速方式及油路方式
4.10.1 調速方式的選擇
由于機器所使用的原動機的不同，其液壓傳動系統(tǒng)中，驅動液壓泵的原動機分為電動機和內燃機兩種不同的形式。這就使得其液壓系統(tǒng)的調速方式也相應有液壓和油門兩種不同的調速方案供選用。如機床、液壓機等機械，一般用電動機作原動機，液壓系統(tǒng)只能采用液壓調速。工程機械、農業(yè)機械多采用內燃機作原動機其液壓系統(tǒng)即可采用油門調速又可采用液壓調速。液壓調速又分為節(jié)流調速、容積調速和容積節(jié)流調速三大類。對于壓力較低、功率較小、負載變化不大、工作平穩(wěn)性要求不高的場合，宜選用節(jié)流閥調速回路；功率較小、負載變化較大、速度穩(wěn)定性要求較高的場合，宜采用調速閥調速回路；功率中等的場合，要求溫升較小時，可采用容積調速；既要溫升小，又要工作穩(wěn)定性較好時，宜采用容積節(jié)流調速；功率較大，要求溫升小而穩(wěn)定性要求不高的情況，宜采用容積調速回路。結合本次改裝特點，采用液壓調速中的節(jié)流調速回路。
4.10.2 油路循環(huán)方式的選擇
液壓系統(tǒng)的油路循環(huán)方式有開式和閉式兩種。開式與閉式系統(tǒng)的比較見表4-7：
表4-7 開式與閉式系統(tǒng)的比較
循 環(huán) 方 式
開 式
閉 式
適 應 工 況
一般均能適應，一臺液壓泵可向多個執(zhí)行元件供油
限于要求換向平穩(wěn)、換向速度高的一部分容積調速系統(tǒng)。一般一臺液壓泵只能向一個執(zhí)行元件供油
結構特點和造價
結構簡單，造價低
結構復雜，造價高
散 熱
散熱好，但油箱較大
散熱差，常用輔助液壓泵換油冷卻
抗 污 染 能 力
較差，可采用壓力油箱來改善
較好，但油液過濾要求較高
管路損失及效率
管路損失大，用節(jié)流調速時，效率低
管路損失較小，容積調速時效率較高
第五章 液壓輔件
5.1 密封件的種類及選配
（1）密封元件的種類
形密封圈屬于擠壓密封，當O形密封圈裝入密封槽后，其截面受到一定的壓縮變形。在無液壓力時靠O形密封圈的彈性對接觸面產生接觸壓力，實習密封，當密封腔充入壓力油后，在液壓力的作用下，O形密封圈被擠到溝槽一側，密封面上的接觸壓力上升，提高了密封效果。
任何形狀的密封圈，在安裝時必須保證適當的預壓縮量，過小不能密封，過大則摩擦力增大，且易于損壞，因此，安裝密封圈的溝槽尺寸和表面粗糙度必須按有關手冊給出的數據嚴格保證。
（2） Y形密封圈
Y形密封圈的截面為Y形。一般用耐油橡膠制成，是一種密封性、穩(wěn)定性和耐油性較好，摩擦阻力小，壽命較長，應用較廣的密封圈。改種密封圈主要用于往復運動的密封。根據截面長寬比例的不同，Y形密封圈可分為寬斷面和窄斷面兩種形式，其中窄斷面密封圈又分等高唇和不等高唇兩種。寬斷面Y形密封圈一般用于工作壓力p小于等于20MPa，使用速度v小于等于0.5m/s的場合。窄斷面Y形密封圈一般用于工作壓力p小于等于32MPa的場合。
根據計算過程中，求得的數據，因此選擇Y形密封圈。
5.2 排氣裝置的選配
液壓系統(tǒng)在安裝過程中或長時間停止工作之后會滲入空氣，油中也會混有空氣，由于氣體有很大的可壓縮性，會使執(zhí)行元件產生爬行、噪聲和發(fā)熱等一系列不正?，F象，因此在設計液壓缸時，要保證能及時排除積留在缸內的氣體。
一般利用空氣比較輕的特點可在液壓缸的最高處設置進出油口把氣體帶走，如不能在最高處設置油口時，可在最高處設置放氣孔或專門的放氣閥等放氣裝置。
5.3 油箱的選配與計算
（1）確定油箱的容量
合理確定油箱容量是液壓系統(tǒng)正常工作的重要條件，確定油箱按經驗公式計算：
（5-1）
式中 ——油箱容量，單位為L；
——液壓泵的總額定流量，單位為L/min；
——經驗系數，其數值大體如下：
低壓系統(tǒng)；中高壓系統(tǒng)。對行走設備或經常間斷工作的設備，
其系數可取較小值，對安裝空間允許的固定設備，其數值可取較大值。
校核：
所以校驗合格
第六章 連接件的選配
6.1 管接頭的計算與選配
卡套式管接頭的裝配預裝
（1）卡套式管接頭的預裝的最重要的環(huán)節(jié)，直接影響到密封的可靠性。一般需要專用的預器。管徑小的接頭可以在臺鉗上進行預裝。具體做法是，用一個接頭作為母體，將螺母、卡套壓緊到管子上可。主要有卡套式直通管接頭、卡套式端直通接通頭、卡套式三通管接頭等型式。筆者發(fā)現，即使是同一廠家一批貨，這幾種接頭體上錐形孔的深度往往不相同，結果就造成了泄漏，而此問題往往被忽視。正確的做法是，管子一端用什么樣的接頭體連接，對應的連接端則用相同類型的接頭預裝，這樣能最大限度地避免出現泄漏問題。
（2）管子端面應平齊。管子鋸斷后應在砂輪等工具上打磨平齊，并且去除毛刺，清洗并用高壓空氣吹凈后再使用。
（3）預裝時，應盡量保持管子與接頭體的同軸度，若管子偏斜過大也會造成密封失效。
（4）預裝力不宜太大使卡套的內刃剛好嵌入管子外壁，卡套不應有明顯變形。在進行管路連接時，再按規(guī)定的擰緊力裝配。ф6-1卡套的擰緊力為64-1 15n、16фmmr 259n、ф18mm的為450n。如果在預裝時卡套變形嚴重，會失去密封作用。禁止加入密封膠等填料。有人為了取得更好密封效果，在卡套上涂上密封膠
管接頭選擇卡套式：GB/T3733.1-1983
管子外徑約為 d=M27*2 l=16 L=39
扳手尺寸 S=34 e=39.3
6.2 油管內徑的計算
管道內徑一般根據所通過的最大流量和允許流速，按下式計算：
（6-1）
式中 ——通過管道的最大流量；
——管道內液流的允許流速，壓油管路取5m/s，回油管路取m/s。
——管道內徑。
高壓管路內徑為:
mm
低壓管路內徑為：
mm
根據標準將高壓管路和低壓管路分別圓整為20mm和22mm
6.3 管道的確定
液壓傳動系統(tǒng)常用的管道有鋼管、銅管、橡膠軟管、尼龍管等。根據機械手冊本次改裝高壓油管采用兩層鋼絲編織膠管，低壓油管采用一層鋼絲編織膠管。液壓油冬季選用HJ-20號機械油，夏季HJ-30號機械油。
第七章 半軸套管拆裝機附屬元件的選配
7.1 液壓千斤頂的計算與選配
千斤頂是一種用鋼性頂舉件作為工作裝置，通過頂部托座或底部托爪在行程內頂升重物的輕小起重設備。按結構特征可分為齒條千斤頂、螺旋千斤頂和液壓千斤頂3種。千斤頂是一種起重高度小 (小于1m)的最簡單的起重設備。它有機械式和液壓式兩種。機械式千斤頂又有齒條式與螺旋式兩種，由于起重量小，操作費力，一般只用于機械維修工作，在修橋過程中不適用。液壓式千斤頂結構緊湊，工作平穩(wěn)，有自鎖作用，故使用廣泛。其缺點是起重高度有限，起升速度慢。千斤頂分為機械千斤頂和液壓千斤頂兩種，原理各有不同。從原理上來說，液壓千斤頂所基于的原理為帕斯卡原理，即：液體各處的壓強是一致的，這樣，在平衡的系統(tǒng)中，比較小的活塞上面施加的壓力比較小，而大的活塞上施加的壓力也比較大，這樣能夠保持液體的靜止。所以通過液體的傳遞，可以得到不同端上的不同的壓力，這樣就可以達到一個變換的目的。我們所常見到的液壓千斤頂就是利用了這個原理來達到力的傳遞。機械千斤頂采用機械原理，以往復扳動手柄，拔爪即推動棘輪間隙回轉，小傘齒輪帶動大傘齒輪、使舉重螺桿旋轉，從而使升降套筒獲得起升或下降，而達到起重拉力的功能。但不如液壓千斤頂簡易。
（1）支柱圓形腔面積
S = mm
支柱直Φ徑=125mm
（2）初撐力
P（初）=S×P（泵）×4
（3）P（泵）=泵站最高壓力=20MPa
P（初）=12266×31.5×4=1545KN
（4）工作阻力 P=S×P（安）×4
P（安）=安全閥調整壓力=40MPa
計算 P=12266×40×4=1963KN
（5）支護強度 Q =P/S(架)
S（架）=3.5×0.96 =3.36平方米
Q=1963/3.36=0.58KN/平方米
7.2 電機的匹配與計算
（1）步距角的選擇
電機步距角取決于負載精度的要求，將負載最小分辨率換算到電機軸上，每個當量電機應走多少角度。電機的步距角應小于或等于此角度，目前市場上步進電機的步距角一般有0.72度、0.9/1.8度、1.2度等。
（2）靜力距的選擇
步進電機的動態(tài)力矩很難一步確定，我們往往先確定電機的靜力距。靜
距選擇的依據是電機的工作負載，而負載可分為慣性負載和摩擦負載兩種。單一的慣性負載或單一的摩擦負載是不存在的，直接起動時兩種負載均要考慮，加速起動時主要考慮慣性負載，恒速運行只考慮摩擦負載，一般情況下，靜力矩應為摩擦負載的2-3倍內好，靜力矩一旦選定，電機的機座及長度即能確定下來。
（3）電流的選擇
靜力距一樣的電機，由于電流參數不同，其運行特性差別很大，可依據矩頻特性曲線圖，判斷電機的電流。
根據計算得，選用YR 132M1-4型電動機。
7.3 聯(lián)軸器的選配
聯(lián)軸器的轉矩聯(lián)軸器的主參數是公稱轉矩Tn,聯(lián)軸器其它轉矩按GB 3931的規(guī)定。選用時各轉矩間符合以下關系：
T
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