摘要船舶在航行時，受到風浪、海風及海流環境擾動的作用，會在風浪產生劇烈的橫搖運動，有時船舶航速很低或靜水中航行時,當海浪的頻率接近船舶的共振頻率時，也會使船舶產生搖蕩。其中以橫搖影響最為顯著。減搖鰭是最常用且減搖效果最好的減搖裝置。近年由于電液比例技術的發展以及它的可靠性強、抗干擾能力強、節能、維修方便、成本低的優點,減搖鰭的隨動系統逐漸應用了電液比例技術.本文將主要介紹了減搖鰭電液比例控制系統的組成和工作原理，包括液壓系統的各部件的結構和工作原理，以及液壓系統各工作油路的工作過程,如減搖鰭葉片收放油路,減搖鰭葉片傾斜油路和減搖鰭的伺服油路。設計首先考慮液壓系統結構的合理性，針對減搖鰭工況及相關的技術指標,提出合理的研制原理和研制流程。確定正確的初步總體方案,并運用AutoCAD和AMESim軟件對其進行系統結構設計。分析液壓系統的靜態特性和動態特性，計算并結合液壓控制原理減搖鰭電液比例控制系統設計的數學模型，計算并代入系統參數后用MATLAB軟件對系統進行穩定性分析及時域分析,并對系統的研制方案進行設計與優化、計算與校核，真實嚴格地確保該設備的性能，并交付研究、開發成果。關鍵詞：減搖鰭；電液比例控制;液壓系統；工藝參數確定AbstractTheshipsissubjectedtofunctionofthewindwaves,seabreezeandoceancurrentenvironmentperturbationwhilesailing，willproduceinthewindwavesviolenthorizontalshakesport,sometimeswhentheshipssailsailsinsoonveryloworquietwaterwhenthefrequencyofwaveapproachestheresonancefrequencyofships，willalsomakeshipscreationshaketoconcuss.Amongthemwithhorizontalshakeinfluencemostforshowzhao。Itistheinestcommonuseandreducetoshakeeffecttobestlyreducetoshakedevicetoreducetoshakefin.Recentyearsbecauseofelectricityliquidproportionthetechnicaldevelopmentanditscredibilityisstrong,theanti-interferenceabilityisstrong，economizeonenergyandmaintainanadvantagewithconvenientandlowcostandreducetoshakefinofwithmovedsystemtoapplytogiveorgetanelectricshockaliquidproportiontechniquegradually。Thistextwillmainlyintroducetoreducetoshakeconstitutingofthefinelectricityliquidproportioncontrolsystemandworkprinciple,includingthestructureandworkprincipleofeachpartsofhydraulicsystem，andtheworkprocessofthehydrauliceachworkofsystemoilroad,ifreducetoshakeafinbladetoaccepttoputoilroad，reducetoshakethefinbladeinclinationoilroadandreducetheservooilroadofshakingthefin.Thedesignconsiderstherationalityofhydraulicsystemstructurefirstandaimsattoreducetoshakefinworkconditionandrelatedtechniqueindexsignandputforwardreasonableofdevelopprincipleanddevelopprocess.Certaincorrectandinitialtotalproject,andmakeuseofAutoCADandAMESimsoftwareastoit’scarryonasystemstructuredesign.Thestaticstatecharacteristicanddynamicstatecharacteristicthatanalyzeshydraulicsystem，combinesahydrauliccontroltheprinciplereducethemathematicsmodelofshakingthefinelectricityliquidproportioncontrolsystemdesign,calculationcombinegenerationgointosystemparameterbehindusetheMATLABsoftwarecarriesonstabilityanalysistothesystemtheareaisanalyticalintime,andcarryonadesigntothedevelopingofsystemprojectwithexcellentturn，calculationandpitintheschool,realitystrictlyensuresthefunctionoftheequipments,andconsignaresearch,developmentachievement.Keyword:Reducetoshakefin;Giveorgetanelectricshockaliquidproportioncontrol;Hydraulicsystem;Thecraftparameteriscertain目錄TOC\o”1-3”\h\z\uHYPERLINK\l”_Toc169177653"第一章緒論 1HYPERLINK\l”_Toc169177654"1.1課題研究的目的及意義 11.2國內外減搖鰭發展狀況 11.3電液比例控制技術的形成和發展 21.4減搖鰭的工況分析 2_Toc169177672”1。4。3復原力矩 31.4.4阻尼力矩 41。4.5慣性力矩 41。4。8各力矩綜合分析 5HYPERLINK\l”_Toc169177669”1。5主要技術要求 51.6HYPERLINK\l”_Toc169177667"本章小結 5第二章減搖鰭控制系統總體設計方案 62.1減搖鰭執行機構傳動方案 62。1。1減搖鰭裝置的葉片回籠和延展執行機構 62。2液壓傳動系統總體設計方案 72.2.1減搖鰭液壓系統分析 7HYPERLINK\l”_Toc169177672"2。2。2擬定液壓系統原理圖 8HYPERLINK\l”_Toc169177673"2。3電氣控制方案 92。3.1選擇控制方式 9HYPERLINK\l”_Toc169177672”2。3.2選擇編程軟件與計算機接口 92。3.3擬定微機電液比例控制系統原理圖 92.4本章小結 10HYPERLINK\l”_Toc169177707”第三章控制系統主要技術指標計算 11HYPERLINK\l”_Toc169177669”3。1系統靜態設計 11HYPERLINK\l”_Toc169177669"3.1.1伺服液壓缸的選擇 11HYPERLINK\l”_Toc169177669”3。1。2傳感器選擇 143。2系統動態設計 143.2。1建立數學模型 14HYPERLINK\l”_Toc169177672"3.2。2確定各環節參數 163。2。3系統性能分析. 203。2。4穩定性分析 20_Toc169177689"本章小結 25第四章液壓系統其他元件計算選擇 26HYPERLINK\l”_Toc169177669"4。1泵的選擇 264HYPERLINK\l”_Toc169177669".2電機的選擇 264。3液壓控制閥的選擇 27HYPERLINK\l”_Toc169177669"4。4油管的選擇 27HYPERLINK\l”_Toc169177669"4。4。1油管的計算 27HYPERLINK\l”_Toc169177669"4.5油箱的選擇 28HYPERLINK\l”_Toc169177669”4。5。1油箱容量和結構尺寸的確定 27HYPERLINK\l”_Toc169177669"4.6.液位計的選擇 29HYPERLINK\l”_Toc169177669”4。7網式過濾器的選擇 29HYPERLINK\l”_Toc169177669”4.8插裝補償閥組的選擇 29HYPERLINK\l”_Toc169177669”4.9油路板的選擇 29HYPERLINK\l”_Toc169177669”4。10油冷卻器的選擇 29HYPERLINK\l”_Toc169177669”4。11液壓油的選擇 294。12本章小結 29HYPERLINK\l”_Toc169177690"第五章液壓系統性能校核 30HYPERLINK\l”_Toc169177669"5。1校核回路中的壓力損失 30HYPERLINK\l”_Toc169177669”5.1。1沿程壓力損失 30HYPERLINK\l”_Toc169177669"5。1.2局部壓力損失 305.1。3閥類零件壓力損失 315.2系統的效率計算 315.3系統發熱計算和溫升計算 31HYPERLINK\l”_Toc169177669”5.3。1系統散熱計算 315。4液壓沖擊計算 325.5HYPERLINK\l”_Toc169177706"本章小結 331-3”\h\z\u2.2液壓傳動系統總體設計方案2。2.1減搖鰭液壓系統分析減搖鰭液壓系統是一套“電——-液隨動系統”。隨動系統接收控制器信號,完成信號的功率放大,驅動鰭跟隨控制信號運動，隨動系統能“快速、準確、穩定”的工作,使鰭角跟蹤控制信號.工作流程圖如圖3-1所示： 圖2-3減搖鰭系統組成 液壓系統回路按照各自實現功能不同,主要分為葉片收放油路、葉片傾斜油路、伺服油路。另外為安全起見,系統還設置了一個應急收放鰭回路和手動回路。_Toc169177673”2。3電氣控制方案 2。3.1選擇控制方式 減搖鰭控制系統運用了專為滿足嚴格的強度和可靠性標準而設計的現代工業可編程邏輯控制技術。使用串行通信網絡以數字化形式進行信息傳遞，符合工業總線標準.可以提供高速、高質、可靠的通信。使用模塊式總線終端組合,將模擬信號與數字信號同通信網絡對接,以提供一個靈活且易于維護的系統。HYPERLINK\l”_Toc169177672”2.3.2選擇編程軟件與計算機接口編程的軟件有很多，如VC++語言、VB等，VC++是windows平臺上的C++編程環境，學習VC要了解很多windows平臺的特性并且還要掌握MFC、ATL、COM等的知識，難度比較大。在工業控制領域內，越來越多的工控用戶開始要求其界面的人性化,而VC恰好能很好的滿足這一要求,但是VC不具備直接對硬件I/O地址進行訪問能力，需要調用DLL函數實現對I/O口的訪問控制。為此，本系統利用VC作為平臺和數據管理，采用VC語言編制動鏈連接庫DLL，利用在VB中調出DLL來克服系統輸入輸出接口操作的難題。硬件接口選用PCI—7484（12位單端16路/差分、8路A/D、12位4路D/A、16路開關量DI/DO、3路脈沖計數/定時中斷）多功能板卡，它是一種通用型的數據采集卡,適用于PC及兼容機,可用于各類信號的采集，控制和處理后電信號輸出。2。3。3擬定微機電液比例控制系統原理圖 主要的人機交互界面由駕駛臺控制站和工程控制站構成。駕駛臺控制站包括一個電子設備單元和一個操作員面板，后者為方便使用而設計，可以清楚地指示每一葉片的運行狀態。操作員面板部分由SOLAS（海上人身安全）面板和減搖鰭控制面板構成。SOLAS面板用于在緊急情況下顯示葉片是否回籠。2。5微機電液比例控制系統原理圖 工程控制站擁有一個中央控制單元和一個操作員觸屏顯示器。駕駛臺電子控制單元、中央控制單元以及每一葉片的局部控制單元可以相互作用，這些個體單元配置安裝于船體的適當位置，之后通過通信網絡(PROFIBUS總線)實現相互連接。該系統和水力、葉片等子系統連接，控制葉片運行順序并監控故障情況.船航行信號以及由搖擺傳感器傳來的搖擺信號，經過中央控制單元的處理，得出對每一葉片角度的指令信號，通過總線傳輸到左右舷局部控制單元，伺服放大器單元提供葉片的閉合回路控制，與局部安裝的連接盒一起安裝在左右舷的水力單元上。連接盒通過電纜連接到局部控制單元,用于控制發動機起動器和動力單元功能。對每一葉片的緊急控制,屬于局部功能，獨立于控制系統。2。4HYPERLINK\l”_Toc169177689"本章小結本章主要根據減搖鰭的技術要求,運動特點。設計相應的機械結構、液壓系統結構以及電氣控制方案。使設計的思路更加明確。HYPERLINK\l”_Toc169177707”第三章控制系統主要技術指標計算HYPERLINK\l”_Toc169177669"3。1系統靜態設計HYPERLINK\l”_Toc169177669"3.1.1伺服液壓缸的選擇液壓缸根據工作循環要求有快進、減速、加壓、保壓、泄壓、快速回程等基本動作，其典型工作循環圖如圖3.1所示:圖3。1本系統設計其他技術要求如下：油缸的快進速度:85mm/s；油缸減速速度：8mm/s；油缸工進速度：2mm/s。(2）收放鰭液壓缸a。當船舶全速航行了，在速度達到一定大小時需要收放減搖鰭，如下表所示,圖3.2多功能船低中航速切換策略在切換減搖鰭是由收放鰭液壓缸完成。我們把鰭的表面看成片面的理想現狀。那么，在收放鰭的時候可以近似看作只需要克服減搖鰭本身的重量來實現。所以,收放鰭液壓缸的負載。（3.1）b.確定工作壓力根據《機械設計手冊》第4卷,可取工作壓力。表3。1機械類型機床農業機械、小型工程機械、建筑機械、液壓鑿巖機液壓機、大中型挖掘機、重型機械、起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力（MP)0。8～23～52～88～1010～1820~32c.確定液壓缸尺寸參數在工程設計中，設計執行元件時常采用近似計算法，即按最大負載力選擇執行元件，在執行元件輸出特性曲線上，限定EMBEDEquation.KSEE3\＊MERGEFORMAT,由于液壓壓力系統的負載軌跡比較簡單，故可按下式直接求的元件最佳匹配參數，可得液壓缸有效面積。（3.2）由此可得活塞桿直徑為：（3.3）標準化液壓缸參數：液壓缸內徑，活塞桿直徑，活塞行程.本系統選取雙作用單活塞桿伺服液壓缸,其型號。（設計手冊第五卷20-325）（3)轉鰭液壓缸EMBEDEquation.KSEE3\＊MERGEFORMAT鰭是裝在船舶水線下的一塊剖面形狀對稱的流線型板。如圖3.2所示,當船舶以速圖3。3度V航行時，若此流線型鰭相對于速度方向偏轉角,由于偏轉了的鰭的上方為低壓，下方為超壓,上下之壓差在鰭上產生一向上的升力P，另一舷的鰭向反方向偏轉產生一大小相等方向向下的升力P,升力的值為：(3.4）式中：-海水密度；

Cy—鰭的升力系數（鰭形設定后,其值僅與鰭轉角有關)；

S—鰭的面積;

V-船舶航速；—鰭的面積；—鰭的攻角;由此升力。b。確定工作壓力根據《機械設計手冊》第4卷，可取工作壓力。c.確定液壓缸尺寸參數在工程設計中，設計執行元件時常采用近似計算法，即按最大負載力選擇執行元件,在執行元件輸出特性曲線上,限定EMBEDEquation。KSEE3\＊MERGEFORMAT,由于液壓壓力系統的負載軌跡比較簡單，故可按下式直接求的元件最佳匹配參數，可得液壓缸有效面積。（3.5）由此可得活塞桿直徑為：（3。6)標準化液壓缸參數：液壓缸內徑，活塞桿直徑，活塞行程.本系統選取雙作用雙活塞桿伺服液壓缸，其型號為：。(設計手冊第五卷20-325)3.1.2傳感器選擇通常情況下只在鰭軸處安裝鰭角傳感器，而在液壓缸處不安裝位移傳感器。由設計要求系統頻寬，鰭角控制精度在±1%，最大鰭片攻角。采用位置（角位移）傳感器.具體參數如下表:表3.2輸出信號名稱檢測范圍精度（線性度）交流（50、400Hz）旋轉變壓器線性HYPERLINK\l”_Toc169177669”3。1。3伺服比例閥的選擇伺服比例閥是比例技術與伺服技術進一步結合的產物。它是在比例方向閥的基礎上,將比例閥中的比例電磁鐵和伺服閥中的閥芯和閥套加工技術獲得的。與比例閥相比，他最重要的特征就是當閥芯處于中位時，閥口是零開口，這意味著伺服比例閥的控制特性具有死區為零的特點，特別適合作為閉環系統控制的控制元件。憂郁閥口的零開口特性,故伺服比例閥的零位的線性好,完全可以采用線性控制理論進行分析。因此本系統采用伺服比例閥，查相關產品樣本,選用Bosch伺服閥，型號為0811404803。該閥最大流量，最大輸入量,最高壓力35Mpa，閥口壓降,回程誤差0.2%,頻響,響應時間。3.2系統動態設計3.2。1建立數學模型根據液壓系統圖得到減搖鰭電液比例系統傳遞函數方框圖如圖3.3所示。圖3。4減搖鰭電液比例控制系統傳遞函數方框圖根據圖3.1,在控制器為單位增益情況下，得出減搖鰭電液控制系統的開環傳遞函數為（假定作用在液壓缸活塞上的外負載為零).(3。7)式中：--—系統的開環增益。經過計算得出減搖鰭電液比例控制系統的主要參數如下:將參數代入（3.7）中計算得；（3.8）變量油缸帶動變量泵斜盤動作的二階振蕩環節的固有頻率非常高,其諧振頻率遠遠高于系統其他環節的頻率，故其響應對系統的動態可以忽略,該環節可簡化為比例環節，簡化后得系統傳遞函數如式（3.9）所示；(3。9）3。2.2確定各環節參數比例放大器建模比例放大器的轉折頻率比系統的頻寬高得多，可近似為比例環節：(3.10)式中:—比例閥輸入電流，；—控制信號電壓值,；EMBEDEquation.KSEE3\＊MERGEFORMAT—比例放大器增益，。電液比例閥建模電液比例閥的電一機械轉換器是比例電磁鐵，比例電磁鐵的功能是將比例放大器輸出的電信號轉換成力或位移.設當比例電磁鐵線圈通過電流時，銜鐵行程為，在工作區域內，電磁鐵推力的近似線性表達式為:(3.11）式中：—比例電磁鐵的電流—力增益，N/A；EMBEDEquation。KSEE3\＊MERGEFORMAT—比例電磁鐵的位移—力增益,N/m；考慮外負載的銜鐵組件的動態力平衡方程為：(3.12）式中：—銜鐵組件質量，kg；—比例電磁鐵的阻尼系數，N。s/m;—作用于銜鐵組件的外負載力,N。設在電磁鐵線圈通電時，銜鐵與閥芯之間的相互作用力為,閥芯位移量為。其中,.對閥芯列動態平衡方程：（3。13)式中：—閥芯質量,kg；-閥芯的粘性阻尼系數,可認為是作用于閥芯上的瞬態液動力產生的阻尼系數,;—閥芯對中彈簧剛度，N/m；-作用于閥芯上的穩態液動力剛度系數，N/m。合并式(3。11）、式(3.12)和式（3.13)，進行拉式變換后整理得:（3。14）式(3。14）可以簡化為：(3。15）式中：—比例閥電流一位移增益，；—比例閥的固有頻率，rad/s;—比例閥的阻尼比,無因次。變量機構建模比例閥閥口存在正重疊量、摩擦力及磁滯等，使得閥存在死區特性，在某些情況下,死區可以通過電氣的方法予以消除，這時動態分析可按照零開口伺服閥控制對稱缸進行。為了便于數學推導，可以忽略一些對系統影響較小的次要因素,特做以下假設：閥為零開口四通閥滑,四個節流口是匹配和對稱的；節流窗口處的流動為紊流，液體壓縮性的影響在閥中予以忽略；閥具有理想的響應能力，即對應于閥芯位移和閥壓降的變化相應的流量變化能瞬間發生；液壓缸為理想的雙出桿對稱液壓缸；供油壓力恒定不變,回油壓力為零；所有的連接管道都短而粗,管道內的摩擦損失、流體質量影響和管道動態忽略不計；(g)液壓缸每個工作腔內各處壓力相同,油液溫度和容積彈性模數可以認為是常數；(h）液壓缸的內、外泄漏為層流流動。比例閥線性化流量方程為：（3。16）式中：—比例閥負載流量，；—比例閥閥芯流量增益，；—比例閥閥芯流量增益，;—比例閥負載壓力，。變量油缸流量方程為:（3.17)式中：—變量油缸活塞面積，;-變量油缸活塞位移，m；—變量油缸的總泄漏系數，;-變量油缸兩腔室的總容積,；—等效體積彈性模量，。忽略庫侖摩擦等非線性負載和油液的質量,根據牛頓第二定律，可得變量油缸活塞上的力平衡方程為:（3。18)式中:—變量油缸活塞及負載折算質量，kg；—變量油缸活塞和負載的粘性阻尼系數，；-變量油缸負載的彈簧剛度，N/m；F—作用在變量油缸活塞上的任意外負載力,N。對式(3。16）、式(3。17)和式（3.18)進行拉氏變換后整理可得：（3.19)式中：—總的流量一壓力系數，。負載彈簧剛度為零，阻尼系數的值比粘性阻尼系數大得多，項與1相比可以忽略，式(3.19）可簡化為：（3.20)式中：一變量油缸液壓固有頻率，；—變量油缸液壓阻尼比。變量油缸活塞桿位移辦與閥芯位移xv之間的傳遞函數為：（3。21）變量油缸活塞桿位移與柱塞泵斜盤傾角之間的轉換系數為，R為斜盤中心離轉軸的距離。泵控液壓缸系統建模通常考慮補油壓力為常數，在線性化分析中包含的項可以略去，進行拉氏變換后整理可得在變量泵斜盤傾號和干擾信號聯合作用下輸出量為液缸活塞桿位移Y的傳遞函數：(3.22）式中：—液壓缸液壓固有頻率,rad/S;-液壓缸液壓阻尼比。鰭角傳感器建模通常情況下只在鰭軸處安裝鰭角傳感器,而在液壓缸處不安裝位移傳感器,使得液壓缸的位移信號在通常情況下不能直接得到，所以根據轉鰭機構的幾何尺寸關系，在鰭角范圍內，對鰭角和液壓缸行程進行線性化后可得：（3.23）式中:—鰭角，rad;L—液壓缸行程與鰭角的線性增益，V/rad.鰭角傳感器的頻寬比系統的頻寬高得多，可近似為比例環節:(3.24）式中:醉f-鰭角傳感器的輸出電壓，V；Kj—鰭角傳感器增益，V/rad。3。2。3系統性能分析為求得系統對初始橫搖角的響應,可利用MATLAB中初始響應函數:［Y,X，t]=initial（ss(A,B,C，D），X0,t）(4）式中:B=［0,0,0,0］；C=[1,0,0，0]；D=[0]；X0=［θ0,0,0,0].圖3。5為初始橫搖角θ0=5°的靜水自由橫搖衰減試驗，比較了有無減搖裝置的結果。圖3。5（a)示出：當裝有減搖裝置時,船體的橫搖響應在經過約4s后就減小到很低的水平,而沒有減搖裝置時,船體的橫搖響應則要經過約18s后才減小到較低的水平.這說明設計的減搖裝置對初始橫搖角有很好的減搖效果.圖3。5（b）顯示減搖裝置對初始橫搖角的響應。正是減搖裝置中質量對船體的相對運動,才使船體的橫搖衰減響應很快。圖3.5(a）船體有無減搖裝置時的過渡響應圖3.5(b）減搖裝置的過渡響應3。2。4穩定性分析根據以上建立的減搖鰭電液比例控制系統數學模型，應用MATLAB軟件對系統進行仿真分析。因為比例閥與伺服閥相比具有較大死區，所以對系統仿真分析時，不能像對待電液伺服閥那樣，采用在零位附近簡單地進行線性化處理原則，而應充分考慮大死區進行非線性因素的影響。死區特性會使電液比例控制系統的穩定范圍有所擴大,故在系統穩定性分析中，可不考慮死區特性，減搖鰭電液比例控制系統的開環伯德圖如圖3。4圖3。6減搖鰭電液比例控制系統的開環伯德圖系統的幅值裕度為25.4dB，相角裕度為87。9°，穿越頻率為3。98rad/s，系統具有一定的穩定性.由系統開環幅頻特性和相頻特性看出系統有較大的校正余地,因此，在理論分析中可以通過適當的控制策略來改善系統的控制性能。3。3系統校核計算3.4_Toc169177669"4.1泵的選擇液壓泵是能量轉換裝置,它向系統提供具有一定壓力和能量的液體，把機械能轉換成液體的壓力能。液壓泵工作壓力的確定由經驗可知，液壓泵的工作壓力壓力至少要有25％的壓力儲備，即：(4.1）—執行元件的最大工作壓力，.則：。液壓泵的額定流量應與計算的流量相當，不要超過太多，液壓泵的輸出流量為:（4。2）本系統雖然有兩個執行元件，但是都是單獨使用的,因此泵的最大流量大于最大執行元件的流量,并考慮到泄漏,即:（4。3）式中：K-系統的泄漏系數，一般取。(大流量取小值，小流量取大值)—同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量.則:。選擇液壓泵根據算出的流量和系統壓力選擇液壓泵，液壓泵的額定流量應與計算的流量相當,不要超過太多，但泵的額定壓力可以比系統工作壓力搞25％，更高一些。有產品樣本查出：邵陽液壓件廠生產的63CCY14-1B斜軸式軸向柱塞泵能滿足上述估算出的壓力和流量要求.其各項參數如下:額定壓力：32MPa；最高轉速：1000r/min；最大流量:190L/min；最大功率:59.2KW;近似重量：70Kg。4HYPERLINK\l”_Toc169177669”.2電機的選擇按液壓泵的使用情況，其驅動功率P=59。2KW。選擇電動機,YTSZ280S1-4變頻三相異步電動機。其技術參數如下：額定功率:75KW；電流：136A.4.3液壓控制閥的選擇液壓閥的選擇依據是系統的最大工作壓力Pmax和通過閥的實際最大流量Qmax，以及安裝方式等。原則上閥額定壓力和公稱流量應大于等于Pmax和Qmax。為提高工作的可靠性，應保留有一定的安全裕量。表4.1減搖鰭液壓閥明細表序號名稱實際流量（L/min）工作壓力（MPa)選用規格產家1三位四通換向閥9031.5DSHG華德液壓場2溢流閥19035DB/DBW華德液壓場7節流閥10031.5FBF3華德液壓場8單向閥10031.5C＊＊AF3S華德液壓場11負載感應隔離閥9031。5ESR華德液壓場13截止閥10031。5CJZQ華德液壓場HYPERLINK\l”_Toc169177669”4。4油管的選擇連接液壓缸的油管尺寸，可根據液壓缸兩腔實際最大流量和油管允許計算求得。也可以直接由閥元件的接口尺寸決定，與系統中其余管道一樣。本系統采用后一種方法來選擇油管的尺寸。油管內經主要由油液的速度確定，直徑小、流速高、壓力損失大、甚至產生噪聲；直徑大，占空間大，機械重量增加，因此要合理選用管內經.根據《機械設計手冊》第四卷P19-483表19—8-4初選管徑為10mm的鋼管為系統管路。HYPERLINK\l”_Toc169177669"4.4.1油管的計算直徑計算(4。4)式中:—通過油管流量，此處為泵的流量（L/min）；；-油在管路中的允許流速（m/s）當P〉6MPa時，取=5m/s；=23.83mm由GB2351-80取標準值為25mm。壁厚的計算受拉伸接薄壁筒公式計算壁厚：EMBEDEquation。KSEE3\＊MERGEFORMAT（4。5）式中：-管子壁厚（m);—管內油液最大工作壓力（Pa)；—管子內經(m)；;—管材的抗拉強度，選45號鋼時，;—安全系數，當P〉17。5MPa時，取n=4；=2。56mm考慮到連接時螺紋對強度的削弱，選擇管壁適當大增大.按《機械設計手冊》第四卷選取壁厚為2.5mm。HYPERLINK\l”_Toc169177669”4.5油箱的選擇根據油箱油液是否與大氣相同,可分為開式油箱和閉式油箱。開式油箱開式油箱應用最廣泛。油箱內的液面與大氣相同，為了減少油液污染,在油箱蓋上設置空氣濾清器，使大氣與油箱內的空氣經過濾清器相通，本系統的油箱就采用的開式油箱。閉式油箱指油箱內液面不直接與大氣相通，而將通氣孔與具有一定壓力的惰性氣體相連，充氣壓力可達0。05MPa。4.5.1油箱容量和結構尺寸的確定油箱的有效面積應根據液壓系統的發熱，散熱平衡原則來計算，這項計算在系統負載較大長期連續工作時是必不可少的，但對于一般情況來說，油箱的有效容積可以按液壓泵的額定流量來計算。(4。6)式中:V—油箱的有效容積（L）；-經驗系數；參照《液壓系統設計》,取;則:確定油箱的結構尺寸從散熱的角度而言，最好把油箱作成正方形貨長方形,長、寬、高比例可取1：1:1：-1：2：3,以便在相同的條件下，得到最大的散熱面積。本油箱選擇正方形設計,則油箱的尺寸為：長：965mm；寬：965mm；高:965mm.油箱厚度根據以往設計的經驗可知:900L的油箱應取4mm.箱底厚度應大于箱壁厚度，取其厚度為6mm,箱蓋厚度應比箱壁厚度和箱底厚度大,選取箱蓋厚度為10mm。4。6.液位計的選擇液位計一般設置在油箱側壁上,以指示油箱中的液面位置。通常油箱上還應該設置溫度計，以檢測其油溫,為了結構設計的合理性,選取帶溫度計的液位指示器。所以，查《機械設計手冊》選取型號YWZ—150T。HYPERLINK\l”_Toc169177669”4。7網式過濾器的選擇查《機械設計手冊》選取網十濾油器的型號：WU-40*180.4。8插裝補償閥組的選擇查《機械設計手冊》選取型號為：TJ25—0/0H411-1W1。HYPERLINK\l”_Toc169177669”4.9油路板的選擇查《機械設計手冊》選取型號：LC02-1W。HYPERLINK\l”_Toc169177669”4.10油冷卻器的選擇查《機械設計手冊》選取型號為：2LQFW。HYPERLINK\l”_Toc169177669"4.11液壓油的選擇綜合本設計的要求，查《液壓傳動》選取20號精密機床液壓油。4.12本章小結本章主要對液壓系統各個部件的選取，使系統的結構構成更加明了！同時，讓系統得以優化。HYPERLINK\l”_Toc169177690"第五章液壓系統性能校核5。1校核回路中的壓力損失壓力損失包括管路的沿程損失,管路的局部損失和閥類元件的局部損失，總壓力損失為以上之和。_Toc169177669"5。2系統的效率