机械毕业设计372半轴套管拆装机

第1章绪论
1.1 课题研究前景
近10年来，我国重型车辆维修设备的技术得到了迅速发展，产品的类型、功能已能基本满足一般的作业要求。

随着经济社会的快速发展、和人们对生活货物运输要求的不断提高，特别是当今运输过程中半轴套管损伤的故障问题对半轴套管拆装机维修设备技术提出了更高的要求。

半轴套管维修设备将向集成化、轻量化、方便化、科技化方向发展，由单一的作业功能特征向集作业、信息、为一体的综合功能特征方向发展，使国内半轴套管维修设备水平满足现代化国际大都市发展的需求，并建立起具有一流技术、符合中国国情的拆装作业装备系统。

当今由于国外半轴套管拆装企业对国内市场不了解，要想进入中国市场，多会采取合资或合作的方式。

国内生产企业应与外方进行积极的合作，学习其先进技术和管理方法，以尽快提高我国生产企业的技术水平和创新能力。

我国原有的具有国际竞争力的拆装机器品种以及入世后引进并形成生产能力的新品种，打入国际市场参与国际市场竞争，分析各国市场的不同需求，采取各种灵活的贸易方式，建立、健全自己的国际市场营销网络和服务体系，占领国际市场，在国际市场的激烈竞争中求生存、求发展。

由于套管拆装机采用的多是专用设备和装备，因此生产涉及到许多相关的专利技术和专有技术。

这些技术可以通过技术转让或技术许可等技术引进方式获得。

但是，对于引进的技术只是加以消化、吸收是远远不够的，更重要的是在引进技术的基础上进行技术创新，形成企业的核心技术。

同时，还要注意形成一个充满活力的技术群体，从而培养自己的持续性的新产品研究开发和生产能力，并将其转化为强大的市场进入和开拓能力。

否则，我国拆装机生产企业就只能永远跟在人家后面，处于国际市场竞争的不利地位。

1.2 课题研究现状
20世纪80年代末以来，我国套管拆装机的研发机构、改装生产企业通
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过引进、消化、吸收国外先进技术，加快了国产套管拆装机新产品的研发和生产，使国产高压套管拆装机的技术装备水平得到较快发展和很大提高，改变了传统的的拆装作业方式，由人工作业向机械化、半机械化方向发展，套管拆装机的装备技术由简单型向技术密集型方向发展，已由低压力手动发展到高压力电动。

用高压力、小流量的拆装机淘汰单一拆装工功能的低压力、大流量的洒水车，符合节约型社会发展的要求，用最少的油量获得最佳的清洗效果。

我国拆装机产品具有价格优势，由于我国劳动力成本和原材料成本与发达国家相比较为低廉，因此我国套管拆装机产品在性能、质量与国外产品相同的情况下，具有价格优势。

但是，我国套管拆装机品种过于单一，远远不能足国内外市场的多品种需求。

如果我国套管拆装机生产企业可以通过合资、技术引进等手段，促进技术的升级换代，使我国套管拆装机产品的技术性能水平接近和达到国际先进水平，提高产品的性能价格比，就能进一步满足国内，乃至国外市场的多样化需求。

近年来，特别是20世纪90年代以来，我国的套管拆装机在形成独立的拆装生产行业以后，已经成功地引进了许多整车和零部件技术项目。

尽管我国专用汽车维修设备市场需求量大，但由于品种单一、数量和品质又不能完全满足国内市场需要，国外专用拆装设备制造商一定会积极寻找机会，进入中国市场。

我国具有人工成本低、资源丰富、投资环境优越以及本土的市场营销网络等区位优势，因此国外拆装设备制造商多趋向于采取合资的方式进入中国市场。

在这种情况下，只要我国企业能在合资企业中将外方注入的先进技术和管理方法，进行消化、吸收和整合，就能促进我国专用维修设备行业的技术更新换代。

1.3 课题研究目的和意义
伴随着汽车工业的迅猛发展，车辆维修问题已经变得越来越严重，为适应车辆维修事业的发展，及时改善车辆工作质量，改善生活质量，开发和发展各种行之有效套管拆装设备，成为我们面前的重要任务。

城市化步伐的加快，道路的迅速增加，对车辆需求量日益加大，导致车辆修理行业对于拆装设备的严格要求。

为此，开发具有自主知识产权的半轴套管拆装设备也就成了我国车辆维修事业中的重要课题，而且对提高我国专用拆装机的设计水平，带动我国重型车辆的自主设计开发具有重要意义。

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1.4 设计的主要内容
本设计是改装一种半轴套管拆装设备，然后对机器进行总体布置，用总布置草图表达主要工作部件的改动和重要工作装置的布置。

进行拆装系统、液压系统的详细设计，在正确计算的基础上，完成部件设计选型，达到工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高，最后，完成总装配图，清楚表达设计。

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第2章半轴套管拆装机简介
2.1 半轴套管拆装机结构
半轴套管拆装机由电机、油泵、油缸、千斤顶、阀体、油箱、车架、及各种管路所组成。

在活塞杆中部钻有130MM长的螺纹，用于安装拉杆，拉杆的另一端与卡具用螺纹连接。

2.2 工作原理
DTL54-2B半轴套管拆装机采用油压工作原理，主要适用东风、解放车14、15系及153系各吨位工程自卸（四大）和豪沃、奥曼系等车的后桥不解体时半轴管拆装。

为提高工作效率，基于手动拆装机的基础上，设计了电控半轴套装拆装机，拆下套管时工作时，接通电源，由电机带动油泵旋转，油液通过阀体进入液压缸，活塞在液压油的推动下伸出，使三爪卡具缩入半轴套管中，通过卡具的另一端后，卡在套管端面上，拉动换向阀，油液反向流动，利用卡具的锥面张紧作用，活塞缩回的过程中，套管被拉下，整个过程中活塞行程小于100MM，在活塞上设计了自动限位装置，可防止活塞行程过大，导致内部压力升高，破坏密封元件。

本机结构紧凑、操作省力、拉压力大、故障率低。

采用电控系统，增大了工作效率，减少了工时。

主要技术参数：
油缸最大压强≤20Mpa
活塞杆最大拉力 110T
工作行程≺100mm
外型尺寸 1352×670×935mm
2.3 使用方法
工作前准备
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（1）首先固定好车辆,拆除半轴；
（2）调整本机升降千斤顶，使油缸活塞杆的中心高度与后桥半轴管中心高度一致，并与后桥半轴管中心水平一致（也可通过调整车辆两侧高度来实现）。

半轴管拉出操作
（1）将主拉杆旋入活塞杆螺纹孔内（螺纹要旋到底），主拉杆另一端用连接套连接拉爪轴（分14系及151系车及13T系工程自卸等四大车系及豪沃车系）并旋紧，将顶筒套入主拉杆中并置于主机顶套端面凹处；
（2）捏住拉爪连同主拉杆插入半轴管内，推动车架向前，使主拉杆完全进入后前后推动车架数次，确认拉爪完全涨开并卡在半轴管的端头；
（3）微调千斤顶，使主拉杆位于半轴管的中心，并与本机油缸呈水平直线，顶筒一端至于顶套的凹处，另一端置于后桥油封端面，并处在中心位置；
（4）搬动换向阀，使其油路处于拆卸系统过程，首先接通电机，搬动油泵控制杆使其工作，通常情况下，压力达到12Mpa左右半轴管即可拉出（豪沃车需18Mpa左右）；
（5）工作结束后，活塞杆依靠内部弹簧涨力自动复位。

半轴管装入时的操作
（1）拆掉主拉杆上的拉爪轴、连接套。

将连接套Ⅰ、连接轴Ⅰ、拉杆轴Ⅱ连接起来，套上新的半轴管插入后桥（压入操作时不加顶筒）；
（2）拉杆轴Ⅱ的另一端装上大垫并旋紧紧固螺母，如剩余空隙过大应另加平垫，以防主机行程过大损坏。

扳动油泵杆至半轴管符合装入尺寸（半轴管装入的压力一般为6～10Mpa左右、豪沃车需18Mpa左右）；
（3）压入操作卸油阀的使用方法同拉出操作相同。

2.4 注意事项
（1）本机应加注国标32#机械油；如采用柴油机油：夏季用11#、冬季用8#等。

切记冬季低温下不要用较稠的液压油（油较稠可加注少量的煤油混合稀释），以防止加压困难和主机卸油时活塞杆回复速度慢不到位再次操作造成主机损坏（加压速度慢或活塞杆回复速度慢是油稠、油粘度较大造成流速缓慢，要根据季节温度加注适宜牌号的液压油）；
（2）主拉杆与活塞芯轴连接时要将拉杆螺纹全部旋入到底（防止未旋入
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到位，损坏主拉杆与活塞芯轴连接的内外螺纹）；
（3）本机按照国家标准型半轴套管设计制作，对伪、劣半轴套管不予支持，损坏设备自负；
（4）为延长活塞的使用寿命，本机采用渗滴润滑柱塞方式以减少活塞与油腔的磨损（本机柱塞渗滴油绝不影响操作或加压）；
（5）搬运或操作过程中，不得碰撞和手扶油缸旁边的压力油管。

人员不得站在主拉杆的前端及两侧，以防发生人身伤亡事故；
（6）操作前请认真阅读说明书，严格按说明书的操作程序进行操作。

如果操作者未按说明书规定的操作程序进行操作，产生的一切后果（设备损坏、人身伤亡等）由用户自己承担；
（7）当主机工作负荷超过18Mpa轴管没有拆出此时切不可再加压以防损坏主机，应用铁器震击桥壳与半轴管结合处或用热烘烤即可拆除。

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第三章液压缸设计
3.1 总体设计方案
液压缸是液压传动的执行元件，它与主机和主机上的工作机构有着直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。

因此，在设计前应作好调查研究，备齐必要的原始资料和设计依据，其中主要包括：（1）主机的用途和工作条件。

（2）工作机构的结构特点，负载状况、行程大小和动作要求；
（3）液压系统所选定的工作压力和流量；
（4）有关的国家标准和技术规范等。

工程机械液压缸的公称压力，往复运动速度速比（缸两腔有效作用面积之比，即在供油流量相当的情况下，活塞两个方向移动速度之比），以及缸体内径、外径、活塞杆直径和进出油口连接尺寸等基本参数的选择，按照国家标准中的规定进行。

3.2 工况分析
这里所指的工况分析主要指对液压执行元件的工作情况的分析，分析的目的是了解在工作过程执行元件的速度、负载变化的规律，并将此规律用曲线表示出来，作为拟定液压系统方案确定系统主要参数的依据，对于工程机械液压系统，其执行元件的动作通常比较简单，也可不作图，只需找出最大负载和最大速度即可。

执行元件的负载通常包括工作负载、摩擦阻力负载、惯性负载以及密封阻力和背压力等。

3.3 缸体分类及特点
目前，常用实现往复运动装置多为液压缸,常用液压缸的特点及适用场合见表3-1
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表3-1液压缸类型、特点及适用场合
名称特点适用场合双活塞杆液压
缸
双向运动双向工作的往复运动
单活塞杆液压
缸有效工作面积大、双向不对称
往复不对称的直线运动。

差动
连接可实现快进，当A1=2A2时往
复速度相等
柱塞缸结构简单，制造工艺性好单向工作，靠重力或其他外力返回
摆动缸单叶片式，转角小于360度
双叶片式，转角小于180度
小于360度的摆动运动
小于360度的摆动运动
根据各类液压缸的特点以及适用场合以及经济性的考虑，本次改装采用单活塞杆液压缸。

这种缸有效工作面积大，速度稳定，能符合本次改装设计要求。

3.4 活塞杆构造
活塞杆有实心和空心的两种，可用35钢、45钢或无缝钢管做成实心杆或空心杆，活塞杆强度一般是足够的，主要是考虑细长活塞杆在受压时的稳定性，因此不强调采用高强度合金钢或进行调质处理。

必要时刻采用空心杆增大端面模数，空心活塞杆须于一端留出焊接和热处理用的通气孔，为了提高耐磨性和防锈蚀，活塞杆表面需镀铬并抛光。

对于挖掘机、推土机、和装载机所用液压缸的活塞杆，由于碰撞机会较多，工作表面宜先经过高频淬火或火焰淬火。

然后再镀铬。

活塞杆外径与导向套用F9配合，螺纹连接则取较紧的配合。

3.5 基本参数的确定
3.5.1 工作负载的确定
当无杆腔进压力油驱动负载时，液压缸的直径D与负载F、工作压力的P
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的关系可得： R d p D p p F m =+-=ηπ])[(2020 （3-1） 上式中：P ——工作压力（Pa ）；
F ——驱动负载（N ）；
；
）），通常活塞杆直径（—通常取擦阻力损失，橡胶密封机械效率，密封件的摩—；
取若回油直接通油箱，可）回油背压（—D d mm d p a p m m 7.0~2.0(;92.00,.P 00==≈ηη
调研得：
18110212===p MPa P T
F
3.5.2 缸体内径D 的计算： m m
m m p p p d p p R D m 280)018013095.0)018(14.310001104)(40
020=-⨯--⨯⨯=---=ηπ）（ （3-2）
3.5.3 工作速度及速比计算
当无杆腔进油时，活塞或缸体的工作速度为
s mm D
v q /33.13421==πηυ （3-3）
当有杆腔端进油时的速度为
- 10 - s mm d
D v q /38.15(4)222=-=πηυ （3-4） 往返速度比为15.11
2==υυφ 3.5.4 活塞杆直径的计算
油缸内径确定后，若单杆活塞缸的双向运动有一定速比要求时，可按速比的关系式求出活塞杆的直径为：
D d Φ
-Φ=1 （3-5）
=130mm
3.5.5 最小导向长度计算
当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H 。

如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设计是必须保证一定的最小导向长度。

对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式要求 1252
27820450)(2
20≥+≥+≥
H H m D L H （3-6） 式中，L 为液压缸最大工作行程（m ）；D 为缸筒内径（m ）。

一般导向套滑动面的长度A ，在缸内直径D ＜80（mm ） 时，取为缸内径D 的0.6~1.0倍；而活塞的宽度B 取为缸筒内径的0.6~1.0倍。

为了保证最小导向长度，过分地增大导向套长度或活塞宽度都是不适宜的，最好是在导向套和活塞之间装一个中间隔套，隔套宽度C 由所需最小导向长度决定。

采
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用隔套不仅可以保证最小导向长度，还能改善导向套及活塞的通用性。

3.5.6 缸体壁厚的计算
缸筒壁厚
—缸筒内径
—许用拉应力—缸筒试验压力—按薄壁孔强度校核。

δσδσδδD ][30
][210/1D /y y
p D p ≥≥∴≤ （3-7）
缸筒的外径计算
mm
D D 32020228021=⨯+=+=δ
3.5.7 活塞杆强度校核
活塞杆的强度按下式校核
式中： 校验合格
力。

活塞杆材料的许用拉应—；
活塞杆上的最大作用力—][95
95
250
14.38
.910001104][4max max
σσπF d F d ≥=⨯⨯⨯⨯=≥
（3-8）
系统压力选定是否合理，直接关系到整个系统设计的合理程度。

在液压
系统功率一定情况下，若系统压力选的过低，则液压元、辅件的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选的较高，则液压设备的质量、尺寸和造价会相应降低。

例如，飞机液压系统的压力从21MPa提高到28MPa，则其重量下降约5%，所占体积将减小13%。

然而，若系统压力选用过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大或增加液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和适用寿命也会相应下降，因此不能一味追求高压。

表3-2是目前我国几类机器常用的系统工作压力，它反映了这些系统的特点和经验，可参照选用。

根据表3-2的要求以及实际情况要求，对于本次改装初选液压系统压力为5MPa。

表3-2 几类机器常用系统压力
设备类型
机床农业机械，小型工
程机械，工程机械
的辅助机构
液压机，中、大型
挖掘机，重型机械，
起重运输机械等
磨床
组合
机床
龙门
刨床
拉床
系统压力(MPa) 0.8~
2
3~5 2~8 8~10 10~16 20~32
对于负载较大的工程、矿山机械用的油缸，在系统给定的工作压力情况下，常以保证油缸有足够的牵引力，能驱动工作负载为确定缸筒内径的重要条件，如果尚有运动速度要求时，则往往在校核时通过选择适当流量油泵的办法来解决。

但是当系统的工作压力尚未确定的时候，必须首先根据负载的大小合理地选择油缸的工作压力，选定的工作压力应符合GB2346-80的规定值。

3.6 主要连接处零件强度校核
3.6.1 焊点应力的计算与校核
液压缸托盘与千斤顶连接处需保证一定的强度，来满足液压缸工作的稳定性。

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4
~3.3P 104200422T ][P ][7.0N F 105.416107.0)130280(14.38.910001104][)(45
56222
2=⨯===⨯=⨯-⨯⨯⨯=≤-=
n a n
a pa
d D F
），取安全系数（焊条时，
，当采用）；
焊缝的许用应力（—；焊接效率，取—）；
液压缸最大推力（— δδ
δδηηδηπδ
经校核得
pa 5101050][⨯=≤δδ
所以校验合格
3.6.2 缸盖连接螺栓的强度计算
缸盖与缸筒采用法兰和固定螺栓连接时，螺纹处的拉应力和剪切应力为：
)
]([323336
3264.08
.910001105.112.0)(4.01039.3631814.3110
8.910005.14)
(42233
116221Pa pa
Pa Z
d KFd
K pa pa Z
d KF
s στσστπσ≤+==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=公式为
其合成应力和强度验算
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3.6.3 缸盖连接螺纹的强度计算
）。

缸筒内径（—）；液压缸最大推力（—）；（为缸筒材料的屈服极限，），安全系数缸筒材料的许用应力（—；
螺纹预紧力系数，取—；螺纹内摩擦系数一般取—螺纹内径；
—螺纹外径；—式中：
公式为
其合成应力和强度验算m F a n a d d r pa
Pa D d d KFd K pa
pa D d KF
s D N P 5.2~2.1P ][ 1.5~1.25K K 0.12K K ]
[315153)
280326(4.0318
3268.910001105.112.0)
()
(4.013871)280318(14.38.910001105.1)
()
(112224444112122221===≤+==-⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
-=
=-⨯⨯⨯=
-=
σσσστπσ
第四章油路系统的设计计算
4.1 阀体的分类及要求
4.1.1 按用途分
（1）方向控制阀用来控制液压系统中液流的方向，以实现机构变换运动方向的要求，如单向阀，换向阀等；
（2）压力控制阀用来控制液压系统中油液的压力以满足执行机构对力的要求，如溢流阀，减压阀，顺序阀等；
（3）流量阀控制用来控制液压系统中油液的流量，以实现机构所要求的运动速度，如节流阀，调速阀。

在实际使用中，根据实际需要，往往几种用途的阀做成一体，形成一种体积小，用途广，效率高的复合阀，如单向节流阀，单向顺序阀等。

4.1.2 按控制方式分
（1）开关控制或定值控制利用手动、机动、电磁、液控、气控等方式来定值地控制的流动方向、压力和流量，一般普通控制阀都用这种控制方式；
（2）比例控制利用输入的比例电信号来控制流体的通路，使其能实现按比例地控制系统中流体饿方向。

压力和流量等参数，多用于开环控制系统中；
（3）伺服控制将微小的输入电信号转换成大的功率输出，连续按比例地控制液压系统中的参数，对用于高精度，快速响应的闭环控制系统。

4.1.3 按连接方式分
（1）管式连接（螺纹连接）方式阀口带有管螺纹，可直接与管道及其他元件相连接；
（2）板式连接方式所有阀的接口均布置在同时安装面上，利用安装版与管路及其他元件相连，这种安装方式比较美观、清晰；
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（3）法兰连接方式阀的连接出带有法兰，常用于大流量系统中；
（4）集成块连接方式将几个阀固定于一个集成块侧面，通过集成块内部的通道孔实现油路的连接，特点是控制集中，结构紧凑；
（5）叠加阀连接方式将阀做成标准型，上下叠加而形成回路；
（6）插装阀连接方式没有单独的阀体，通过插装块内通道把各插装阀连通成回路，插装块起到阀体和管路的作用。

4.2 对液压阀的基本要求
（1）动作灵敏、可靠，工作时冲击、震动要小、使用寿命长；
（2）油液流经阀时压力损失要小，密封性要好，内泄要小，无外泄；
（3）结构简单紧凑，安装、维护、调整方便，通用性能好。

4.3 方向控制阀的选取
半轴套管拆装机为完成稳定的双向回路作业，需要加装一个方向控制阀，用来控制油路系统中的水路通断和改变清洗水的流动方向。

结合本次改装，采用DMT-10二位三通换向阀来实现该功能，这种阀的液压轴向力和径向力容易实现平衡，因此操纵力较小。

容易实现多种功能，应用较广。

DMT-10阀相关参数见表4-1所示：
表4-1 方向控制阀参数
型号规格通径/mm 最大流量
/(L/min)
最高使用压力
/MPa
PV51-10 10 40 31.5
4.4 调速阀的选取
拆装机经高压油泵后需要通过降压节流来完成平稳拆装作业。

根据拆装机通用技术条件规定，本次改装确定系统压力要求为：P=10-20MPa，Q=19.2L/min。

为达到降压节流的效果，为此可考虑加装AQF3-E16B调速阀进行降压节流，技术参数见表4-2所示：
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- 17 -
表4-2 调速阀参数
型号 通径/mm 额定压力/MPa 最高使用压力/MPa 最大流量/(L/min)
最低工作压力/MPa AQF3-E16B
16
16
20
21
10
4.5 溢流阀的选取
根据拆装机通用技术条件规定，高压泵出油口处应设置安全装置，保证高压油泵的稳定工作。

先导式溢流阀是常用于高压、大流量时的溢流、定压和稳压元件。

因此考虑加装SBY-※10B 先导式溢流阀，该阀具有压力高，调压性能平稳，最低调节压力低和调压范围大的特点。

技术参数见表4-3所示：
表4-3溢流阀技术参数
型号 通径/mm 调压范围/MPa 额定流量(L/min) 公称流量(L/min) SBY-※10B 10
16-31.5
100
200
4.6 油路的计算
由于油液在流经管路时会受到水路管壁的摩擦，所以油压会有压力损失。

因此，需要对水油路进行压力损失计算。

4.6.1 油路压力损失分析
油泵以及冷却器的各项参数如表4-4所示： 有杆腔允许回油流量：
4/21VD Q π=油 （4-1）
()
4/6010001002805.414.322⨯⨯-⨯⨯=
=18L/min
无杆腔允许回油流量：
4/2
2VD Q π=油 （4-2）
- 18 -
()
4/6010001005.414.32⨯⨯⨯⨯=
=19.2L/min
由油流量1:1,可知 ，当油液内部发生热量损失或与管路摩擦等能量消耗时 ，油的压降则不会超过 0.05MPa ，此消耗不影响工作效率。

表4.4高压油泵各项参数
高压油泵流量1Q 20L/min 高压油泵进口尺寸1D
16mm
4.6.2 油路压力损失计算
由雷诺数可知，在液体粘度v 、管道内径d 一定的条件下，雷诺数的大小与流量成正比。

溶液在管道内的流速 无杆腔油路损失：
231614.32
.19442=⨯⨯=
=d
q v πm m/s （4-3） 有杆腔油路损失
271614.318
442=⨯⨯=
=d
q v πm m/s （4-4） 此时雷诺系数：
2000720010
10165.46
3
>=⨯⨯=--e R （4-5） 求得沿程阻力系数:
019.0/316.025.0==e R λ （4-6） 油液沿程压力损失为：
32/D P λρυ=
6
3310101625.410019.0⨯⨯⨯⨯⨯=- 0027.0=MPa
经管路和液压缸之后油的压力损失： 0527.00027.005.021=+=+=P P P MPa
所以油液经过管路 、液压缸之后压力降低很小，可以忽略不计。

- 19 -
4.7 油路系统原理图设计
半轴套管拆装机工作时，油液不断通过油泵送入阀体，实现各通道流动，实现换向等操作。

具体油路见液压系统油路设计图。

4.8 缸体容积计算
有杆腔容积： L d D S S V 05.44)
100280(14.32004)
()(2220max =-⨯=-⨯
=∆-π （4-8）
无杆腔容积： L d S S V 32.44
14100
.32004
)(2
0max =⨯
=⨯
=∆-π （4-9） 4.9 液压泵选型计算
确定液压泵的工作压力 液压泵的最大工作压力
p p P P +=1 （4-10） 式中 1p ——执行元件的最大工作压力；
p ——液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失。

初算时按经验数据选取：管路简单、流速不大的取5.0~3.0=p MPa 。

3.53.05=+=p P MPa
需要指出的是，选取液压泵的额定压力应比系统的最高压力大25%到60%，使液压泵具有一定的压力储备。

高压系统压力储备取小值，中、低压系统取大值。

48.86.13.5=⨯=P P MPa
4.9.1 确定液压泵流量
（1） 确定液压缸的最大流量
max max υA q = （4-11） 式中 A ——液压缸的有效面积；
max υ——液压缸的最大速度，取1.0~05.0m/s 。

- 20 -
()min /2.194
60
10001.0063.02max L q =⨯⨯⨯=
π
()max ∑≥q K q p
max max υA q = 式中 K ——系统泄露系数，一般取3.1~1.1；
()
max
∑q ——同时动作的液压缸的最大总流量，对于始终用节流阀调速的
系统，确定流量时，需加上溢流阀的最小流量，一般取3~2L/min 。

（2） 确定液压泵的流量
43.2269.182.1=⨯≥p q L/min
（3） 确定液压泵的规格
按照系统中拟定的液压泵的形式，根据其最大工作压力和流量，参考产品样本就可以选择液压泵的规格。

常用液压泵一般性能比较见表4-5所示：
表4-5常用液压泵一般性能比较
类型 项目
齿轮泵 双作用叶片泵
限压式变
量叶片叶
片泵
轴向柱塞泵
径向柱塞泵
工作压力 ＜20 6.3~21 ≤7 20~35 10~20 容积效率 0.7~0.95 0.8~0.95 0.8~0.9 0.9~0.98 0.85~0.95 总效率 0.6~0.85 0.75~0.85 0.7~0.85
0.85~0.95 0.75~0.92 对污染的敏
感性
不敏感 敏感 敏感 敏感 敏感
根据各种液压泵的性能特点以及数据计算，选择规格相近的CB 型齿轮泵。

其相关技参数见表4-6所示：
表4-6 CB 型齿轮泵的型号和技术参数
型号 额定压力/MPa 最高压力/MPa 排量/(mL/r )
额定转速(r/min ) 驱动功率/kw CB-32 10
20
16.4
1500
8.9
4.9.2 确定驱动液压泵的功率
液压泵在整个循环中的额定工作压力为18MPa ，选取液压油路上的压力。