顺序动作液压传动系统及液压缸设计 说明书课件

1、课程设计说明书课程设计说明书 课程名称： 专业课程设计 题 目： 顺序动作液压传动系统及液压缸设计 学 院： 机电工程学院 系： 机械系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 105 班 学 号： 5901110176 学生姓名： 张顺祥 起讫日期： 2013.12.9 2013.12.29 指导教师： 职称： 教授 系分管主任： 审核日期： - 1 -目录目录第一章 课程设计的要求和内容.- 3 -一、设计目的一、设计目的.- 3 -二、设计任务二、设计任务.- 3 -三、进度安排三、进度安排.- 3 -四、技术要求四、技术要求.- 3 -第二章 工况分析、计算.- 4 -一、动力分析

2、一、动力分析.- 4 -二、运动分析二、运动分析.- 5 -三、绘制负载图、负载循环图和速度循环图三、绘制负载图、负载循环图和速度循环图.- 5 -第三章 确定主要技术参数 .- 7 -一、初选液压缸压力一、初选液压缸压力.- 7 -二、确定液压缸主要尺寸二、确定液压缸主要尺寸.- 7 -三、计算最大流量三、计算最大流量.- 9 -第四章 拟定系统原理图.- 11 -一、速度控制回路的选择一、速度控制回路的选择.- 11 -二、速度换接回路的选择二、速度换接回路的选择.- 12 -三、油源的选择和能耗的控制三、油源的选择和能耗的控制.- 13 -四、组成完整液压系统四、组成完整液压系统.- 1

3、5 -五、液压系统工作原理五、液压系统工作原理.- 16 - 2 -第五章 液压元件的选择 .- 17 -一、确定液压泵及电动机规格一、确定液压泵及电动机规格.- 17 -二、阀类元件和辅助元件的选择二、阀类元件和辅助元件的选择.- 19 -第六章 液压系统性能验算.- 21 -一、验算系统压力损失并确定压力阀的调整值一、验算系统压力损失并确定压力阀的调整值.- 21 -二、油液温升验算二、油液温升验算.- 24 -第七章 液压缸的设计.- 25 -一、液压缸基本尺寸的确定及校核一、液压缸基本尺寸的确定及校核.- 25 -二、液压缸的结构设计二、液压缸的结构设计.- 27 -结语.- 30 -

4、参考文献 .- 30 - 3 -第一章第一章 课程设计的要求和内容课程设计的要求和内容一、设计目的1、应用液压传动及控制课程及其相关的理论知识，进行液压传动及控制系统综合设计实践，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深、提高和扩展。2、在设计过程中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养学生设计技能，提高分析和解决实际问题的初步能力。3、通过设计，学生应在计算、绘图和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标准和规范）以及进行设计估算等方面得到实际训练。二、设计任务1、进行工况分析、计算，拟定液压传动系统；2、主要液压元件的设计计算和选择；3、液压辅助装置（油箱、

5、滤油器、蓄能器、管路等）的计算、设计或选择；4、液压传动系统的验算和校核；5、液压传动系统的绘制；6、液压传动系统部件装配图、零件图的绘制；7、编写设计计算说明书。三、进度安排第一周：设计准备、液压传动系统的设计与计算。第二周：液压部件或零件装配图的设计及绘制。第三周：编写设计计算说明书及答辩。四、技术要求设计顺序动作液压系统，要求：实现快进工进二工进快退停止的- 4 -动作循环。移动部件承受的总重力 G=6000N，一工进承受的外负载=8000N，1F二工进承受的外负载=15000N，快进行程=100mm，一工进行程 LN1=50mm，2FRL二工进行程 LN1=20mm，快进快退速度 VR

6、=3.6m/min，一工进速度 VN1= 0.06m/min，二工进速度 VN2= 0.04m/min，静摩擦系数=0.25，动摩擦系数Sf=0.12。Df第二章第二章 工况分析、计算工况分析、计算一、动力分析一、动力分析在对液压系统进行工况分析时，本设计只考虑组合机床动力滑台所受的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（二）工作负载（二）工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于组合机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载与液压缸的运动方向相反是为正值，方向相同为负值。工作负载可能是恒定值，也可能是随时间变化的，其大小需要根据具体情况

7、进行计算，本设计的工作负载如下：一工进外负载：=8000N。1F二工进外负载：=15000N。2F快进、快退时外负载为 0。（2 2）阻力负载阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦力和动摩擦力两部分。静摩擦力：。NGF150025. 06000fsfs动摩擦力：。NGFDD72012. 06000ff（3 3）惯性负载惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台的最大移动速度和加速时间进行计算，假设往复加、减速时间最大为0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为 3.6m/min，因此惯性负载可- 5 -表示为：。NF67.1832 .

8、 0606 . 381. 96000tvmm根据上述负载力计算结果，由公式（取）可得出液压缸在mFF 9 . 0m各个工况下所受到的的负载力和液压缸所需的推力情况，结果如表 1 所示。表表 1工况负载组成负载值 F/N液压缸推力/NF启动F=fsF15001666.67加速mfFFFD903.671004快进F=DFf720800一工进F=1fFFD87209688.89二工进F=2fFFD1572017466.67反向启动F=fsF15001666.67加速mfFFFD903.671004快退F=DFf720800二、运动分析二、运动分析快进行程=100mm，一工进行程=50mm，二工进行程

9、=20mm，快RL1NL2NL进快退速度=3.6m/min，一工进速度= 0.06m/min，二工进速度= RV1NV2NV0.04m/min，三、绘制负载图、负载循环图和速度循环图三、绘制负载图、负载循环图和速度循环图根据表 1 计算结果，绘制组合机床动力滑台系统的负载图如图 1 所示，负载循环图如图 2 所示。图 2 表明，当组合机床动力滑台系统处于第二次工作进给状态时，负载力最大为 1766.67N，其他情况下负载力较小。- 6 -根据上述得到的数据，绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图 3 所示。图图 1 1 负载图负载图图图 2 2 负载循环图负载循环图- 7 -图 3 速度

10、循环图第三章第三章 确定主要技术参数确定主要技术参数一、初选液压缸压力由图 2 所示组合机床动力滑台液压系统负载循环图表明，本次设计的动力滑台液压系统在第二次工进时负载最大，其值为 1766.67N，其他工况时负载较低，参考液压系统经典设计实例表 1-2 和表 1-3 按照载大小及应用场合来选择工作压力的方法，初选工作压力=3Mpa。1p二、确定液压缸主要尺寸二、确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动的速度差别较大，且设计要求的快进、快退速度相等，从降低流量需求的角度考虑，采用单作用液压缸的差动连接方式。利用差动连接液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油空的有利条件，采用活塞杆固定，而

11、液压缸缸体随滑台运动的安装形式。在这种情况下，液压缸- 8 -设计成无杆腔的工作面积是有杆腔工作面积的 2 倍的形式，即活塞杆的直1A2A径 d 与缸筒内径 D 呈 d=0.707D 的关系。工作过程中可能会因为负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲现象，因此在液压缸的回油腔设置一定的背压（通过设置背压阀的方式） ，参考液压系统经典设计实例表 1-4 中所建议采用的执行元件被压力数值，选取背压值为=0.6Mpa。2p快进是液压缸虽然采用差动连接（即液压缸的有杆腔和无杆腔均与液压泵来油连接，如图 4） ，但连接管路中仍不可避免的存在着压降，且有杆腔的p压力必须大于无 杆腔，参考液压系统经典设计实例

12、表 1-4，估算时取=0.5Mpa。快退时液压缸没有背压。p图图 4 4 差动连接示意图差动连接示意图工进时液压缸的推力计算公式为：21112211mp2-pp-p）（AAAAFF式中：F负载力，N;液压缸推力，N；F液压缸机械效率；m液压缸无杆腔有效作用面积，;1A2m液压缸有杆腔有效作用面积，;2A2m液压缸无杆腔压力，取 3Mpa；1p液压缸有杆腔压力，取 0.6Mpa；2p因此，根据已知参数，液压缸无杆腔有效作用面积可计算为：- 9 -26211m006468. 01026 . 0-367.174662p-p）（FA液压缸缸筒内径为：D=90.7556mm6110006469. 04)

13、4(A根据前述差动液压缸缸筒与活塞杆直径之间的关系 d=0.707D，可算出：d=0.707 90。5576=64.16mm。根据 GB/T 2348-1993 对液压缸缸筒直径和活塞杆直径的规定，圆整后取液压缸缸筒直径 D=90mm，活塞杆直径 d=63mm。此时液压缸两腔有效面积分别为：0.0063617254)1090(42321DA2m=0.003244479841063-10904)d(23-23-222】）（）【（DA2m因此，可得液压系统实际工作压力为：=3.051587Mpa006361725. 0109 . 00032444798. 067.17466pp61221AAF三、

14、计算最大流量三、计算最大流量 组合机床工作台在进过程中，液压缸采用差动连接，此时有 q+=q+=， qRA v2RAv1因此，组合机床在快进是需要的流量为：=（0.00636-0.0032） 3.6=11.222L/minRAAvq21）（快进310组合机床在快退过程中液压缸所需的流量为：=0.0032444=11.68L/minRA vq2快退3106 . 3组合机床在一工进时所需的流量为：=0.00636 0.06=0.3817L/min111vqNNA310组合机床在二工进时所需的流量为：=0.00636=0.254469L/min2qN21vNA31004. 0其中最大流量为快退是的流

15、量 11.68L/min。根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，结果如表 2 所示。- 10 -把表 2 中的计算结果绘成工况图，结果如图 5 所示。根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。表表 2工况推力/NF回油腔压力/Mpa2p进油腔压力/Mpa1p输入流量q/(L/min)输入功率P/kw计算公式启动1666.

16、6701.55069加速10041.4424870.842487快进恒速8001.770450.77704511.2220.1453，=0.2121ppAAAFp5,qp1Pppp12一9688.890.61.8289970.38170.011635工进二17466.670.63.0515870.2544690.01294，1221ppAAF qp1P启动1666.670.30.513694加速10040.30.8977快退恒速8000.30.834811.680.1621211ppAAF - 11 -图图 5 5 工况图工况图第 4 章 拟定系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析

17、，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。一、速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调

18、速。工作过程中中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。工进时存- 12 -在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。二、速度换接回路的选择所设计的液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，换向阀可选用一个三位五通电磁换向阀，或选用一个三位四通阀加一个两位三通阀，如图 6 所示。为了使结构简单，且便于在间歇工作时手动调整工作台的位置和在系统不工作时方便卸荷，选用一个三位

19、五通电磁换向阀并选用 M 型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由11.222 L/min 降 0.38 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击。为了实现两次速度不同的工进，采用二位二通电磁阀进行速度换接，控制工作台由第一次工进转为第二次工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，如图 7 所示。另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路，如图 8 所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继

20、电器的行程终点转换控制。图图 6 6 换向回路换向回路- 13 -图图 7 7 速度换接回路速度换接回路图图 8 8 切断差动回路切断差动回路三、油源的选择和能耗的控制从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间和工1t进所需的时间分别为：2t- 14 - ssvlvltRR5 . 410006 . 31706010006 . 31006011svlvltNNNN8010006 . 3)6020(100006. 0506022112）（亦即=17，因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定12tt量泵作

21、为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出流量假设为液压缸所需的最大流量 11.68L/min，如果忽略油路中所有压力损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率可估算为：=0.205kw601068.1110055. 1qp3-6max1快进P=3.56844kw601068.1110828997. 1qp3-6max1一工进P=0.594kw601068.111005. 3qp3-6max1二工进P=0.1kw601068.1110246578. 0qp3-6max1快退P可见，在整

22、个工作过程中，工进时消耗的功率最大。如果采用限压式变量泵，则整个工作循环过程中所消耗的功率可估算为:=0.1973kw6010222.1110055. 1qp3-6max1快进P=0.011635469kw60103817. 010828997. 1qp3-6max1一工进P=0.129422338kw601025. 01005. 3qp3-6max1二工进P=0.1kw601068.1110246578. 0qp3-6max1快退P可见，与单个定量泵供油方式相比，如果采用限压是变量泵供油的设计方案，在工进时系统所消耗的功率将大大降低。亦可采用双联泵供油，但本设计中流量很小，双联泵中小流量泵的

23、额定流量都比所需流量大，因此采用限压式变量泵，尽管其 结构复杂、成本高、流量突变时冲击较大，工作稳定性差，但可节省资源。限压式变量泵供油示意图如图 9 所示。- 15 -图图 9 9 限压式变量泵供油限压式变量泵供油四、组成完整液压系统将上述所选定的的液压回路进行整理归并，并根据需要作出必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图 10 所示，电磁阀和行程阀动作顺序表如表 3 所示。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。为了提高系统精度，图中增设了压力继电器 9，当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器

24、发出快退信号，操纵电磁换向阀 4 换向。表表 3 3 电磁阀和行程阀动作顺序表电磁阀和行程阀动作顺序表动作快进一工进二工进快退停止1YA+-2YA-+-3YA-+-行程阀右位左位左位左位右位- 16 -图图 1010 液压系统原理图液压系统原理图五、液压系统工作原理1、快进按下启动按钮，电磁铁 1YA 通电，由泵输出地压力油经 2 三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：进油路：泵 单向阀 3 三位五通换向阀 4（1YA 得电）行程阀 11液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 2（1YA 得电）单向阀 5行程阀3液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压

25、力低，变量泵输出最大流量。2、一工进当滑台快到预定位置时，挡块压下行程阀 11，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀 6，电磁换向阀 8 进入液压缸的左腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀 4 开口向- 17 -适应，此时液控顺序 2 打开，单向阀 5 关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经背压阀 1 流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，从而实现减速，其主油路为：进油路：泵 单向阀 3三位五通换向阀 4（1YA 得电）调速阀 6电磁换向阀 8液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 4液控顺序阀 2背压阀 1油箱

26、。3、二工进一工进终了时，挡块还是压下，行程开关使 3YA 通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀 6 和 7 才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀 15 的开口相适应，故进给量大小由调速阀 15 调节，其主油路为：进油路：泵 但向阀 3三位五通换向阀 2（1YA 得电）调速阀 6调速阀 7液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀 4液控顺序阀 2背压阀 1油箱。4、快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁 1YA、3YA 断电，2YA 通电，这时三位五通换向阀 2 接通右位， ，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量

27、泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 但向阀 3三位五通换向阀 2（2YA 得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀 10三位五通换向阀 2（右位）油箱。5、原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使 2YA 断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向 2 直接回油箱，泵在低压下卸荷。系统图的动作顺序表如表 3 所示。第五章第五章 液压元件的选择液压元件的选择本设计所使用的液压元件均为标准元件，因此只需确定个液压元件的主要参数和规格、- 18 -一、确定液压泵及电动机规格（一）计算液压泵的最大工作压力（一）计

28、算液压泵的最大工作压力由于本设计采用限压式变量泵供油方式，液压泵会根据需要自动调整输出流量。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失p0.8MPa ，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为 0.5MPa，则泵的最高工作压力可估算为=3.051587+0.8+0.5=4.051587Mpa压力继电器pppp1P(2)(2)计算总流量计算总流量表 2 表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为 11

29、.68 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的 10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：min848.1268.111 . 1qpL据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，查阅机械设计手册，选择 YBX-ABN 型限压是变量泵，其参数如表 4 所示。泵的最大排量为 16Ml/r，若取液压泵的容积效率v=0.9，则当泵的转速为额定转速 1500r/min 时，液压泵的最大输出流量为min/241000150016qLP该流量能够满足液压缸的需要。表表 4 4转速/(r/min)型号最大排量/（mL/r）调压范围/Mpa驱动功率/kw额定最小最大YBX-A16L160.7-

30、1.80.915006002000 （三）确定电动机规格（三）确定电动机规格由于液压缸在快推时输入功率最大，这时液压缸工作压力为 0.8348MPa，选取进油路上的总压力损失 0.5Mpa，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为 0.5MPa，则泵的最高工作压力可估算为- 19 -pa8348. 15 . 05 . 08348. 0ppM液压缸所需流量为 11.222L/min。取泵的总效率0.75p，则液压泵驱动电动机所需的功率为：kw45. 075. 060222.118348. 1qppppP根据上述功率计算数据，所选电动机参数如表 5 所示：表表 5

31、 5型号额定功率/kw满载转速/（r/min）额定转矩/（N m）同步转速/(r/min)净重/kgY801-40.5513902.2150017二、阀类元件和辅助元件的选择图 10 所示的液压原理图中包含调速阀、换向阀、单向阀、行程阀、顺序阀、背压阀等阀类元件，也包括过滤器、压力表开关、压力继电器等辅助元件。 （一）确定油管（一）确定油管图 10 中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来确定，液压缸进、出油的规格可按照输入、排出油液的最大流量计算。由于液压泵在选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油管路重新进行计算。结果如表 6 所示。表表 6 液

32、压缸的进、出油流量和运动速度液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进一工进二工进快退输入流量/(L/min）1836.250032.000636.034.1200636.02111AAqAqp3817. 01q254469. 01q484.121pqq- 20 -排出流量/(L/min）84.1259.631836.250032.01122AqAq1947. 0006361725. 00032. 03817. 01122AqAq129779. 0006371725. 00032. 02545. 01122AqAq192666.250032444. 0484.1200636. 02112Aq

33、Aq运动速度/(L/min）9586. 30032. 000636. 0101 .273-211AAqvp06. 000636. 0103817. 03-112Aqv04. 000636. 0102545. 03-112Aqv96. 30032444. 010484.123-213Aqv由表 6 可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，当油液在压力管中流速取 3m/s 时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连油管内径分别为：=13.3468，取标准值 16mm；vq2d160310192776.252d31=9.5，取标准值 10mm。vq2d26031034.122d3

34、1因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无1610缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。（二）设计油箱（二）设计油箱 油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按 JB/T79381999 标准估算，取7时，求得其容积为=89.936LLV848.12

35、7qp容按 JB/T79381999 规定，取标准值 V=100L。( (三三) )过滤器过滤器- 21 -按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的 2 倍原则，取过滤器的流量为泵流量的 2,5 倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压系统，对油液的过滤精度要求不高，故有：min/2 .295 . 2484.125 . 2qqpL过滤器所选择的的过滤器如表 7 所示表表 7 过滤器过滤器型号流量/(L/min)额定压力/Mpa过滤精度/m初始压降/Mpa重量/kgXU-32 200326.182000.064.35（四（四) )确定阀类元件确定阀类元件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件

36、的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 8 所列。表表 8 8 液压元件规格及型号液压元件规格及型号规格序号元件名称估计流量q/L/min型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1背压阀0,587FBF3-6B250.5-6.32顺序阀0.587AXF3E10B630.5-16 0.33单向阀12.484CIT-03-35-503025 0.24三位五通换向阀2735D63M63160.55单向阀12.484CIT-03-35-503025 0.26调速阀0.5872FRM-20/66217调速阀0.5872FRM-20/66218电磁阀0.5872

37、2EB10H306.30.39压力继电器YF3E10B631610单向阀12.484CIT-03-35-503025 0.211行程阀2622C-63B636.3 0.2512压力表开关KF-L8/14E35- 22 -第六章第六章 液压系统性能验算液压系统性能验算本次设计的系统为压力不高的中低压系统，无迅速启动、制动要求，不必进行冲击验算，进验算系统压力损失，并对系统进行温升验算。一、验算系统压力损失并确定压力阀的调整值系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的

38、压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。（一）快进（一）快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表 2、表 6 可知，进油路上油液通过单向阀 3 的流量是 12.43L/min，通过电磁换向阀 4 的流量是 12.43L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 25.1836L/min 通过行程阀 11 并进入无杆腔。如果额定流量下单向阀最大压降为 0.2Mpa，电磁换向阀 4 的最大压降为0,5Mpa，行程因此进油路上的总压降为212423vqqpqqpqqpp）（）（）（额实额实额实 =222261836.2525. 06343.125 . 03043

39、.122 . 0）（）（）（ =0.0343344+0.01946+0.2345 =0.288Mpa此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 4 和单向阀 5 的流量都是 12.84L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 11 流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 p2 与无杆腔压力 p1 之差。211242512vqqpqqpqqp-ppp）（）（）（额实额实额实 =222261836.2525. 06348.125 . 03048.122 . 0）（）（）（ =0.0343344+0.01946+0.2345 =0

40、.288Mpa- 23 -此值小于原估计值 0.5MPa，所以是偏安全的。（二）一工进（二）一工进一工进时，油液在进油路上通过电磁换向阀 4 的流量为 0.3817L/min，在调速阀 6 处的压力损失为 0.5MPa，单向阀 3 的流量为 0.3817L/min，额定流量下压力损失为 0.2Mpa。由表 6 可知，油液在回油路上通过换向阀 4 的流量是0.0162L/min，其额定流量下压力损失为 0.5Mpa，在背压阀 2 处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀 7 的流量为 0.1974L/min，其额定流量下压力损失为0.2Mpa 因此这时液压缸回油路的压力损失为为 224212vpq

41、qpqqppp）（）（额实额实 =5 . 0631974. 05 . 0631974. 02 . 022）（）（ =0.5Mpa可见此值与估计值 0.6MPa 相近。进油路上的压力损失为：21162423vqqppqqpqqpp）（）（）（额实额实额实 =222263817. 025. 05 . 0633817. 05 . 0303817. 02 . 0）（）（）（ =0.5Mpa（三）二工进（三）二工进二工进时，油液在进油路上通过电磁换向阀 4 的流量为 0.254469L/min，额定流量下压力损失为 0.5Mpa，单向阀 3 的流量也为 0.3817L/min，额定流量下压力损失为 0.

42、2Mpa。在调速阀 6 和 7 处的压力损失都为 0.5MPa，由表 6 可知，油液在回油路上通过换向阀 4 的流量是 0.129776L/min，其额定流量下压力损失为 0.5Mpa，在背压阀 2 处的压力损失为 0.5MPa，通过顺序阀 7 的流量为0.129776L/min，其额定流量下压力损失为 0.2Mpa 因此这时液压缸回油路的压力损失为 224212vpqqpqqppp）（）（额实额实- 24 - =5 . 063129779. 05 . 063129779. 02 . 022）（）（ =0.5Mpa可见此值与估计值 0.6MPa 相近。进油路上的压力损失为：762423vppq

43、qpqqpp）（）（额实额实 =5 . 05 . 0633817. 05 . 0303817. 02 . 022）（）（ =1Mpa（四）快退（四）快退快退时，油液在进油路上通过单向阀 3 的流量为 12。848L/min，通过换向阀 12.848 的流量为 27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀 10、换向阀 4 流量都是 25.4469L/min。因此进油路上总压降为2423vqqpqqpp）（）（额实额实 =2263848.125 . 030848.122 . 0）（）（ =0.03668+0.02 =0.05668Mpa此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降

44、为 24210vqqpqqpp）（）（额实额实 =2263192776.255 . 026192776.2525. 0）（）（ =0.2347+0.07995 =0.31465Mpa此值与表 2 的估计值 0.3 相近，故符合要求。所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为 pa95438. 005668. 08977. 0pppv1pM此值远小于估算值，因此液压泵是合格的。- 25 -二、油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量大多都转化为热能，使油液温度升高，导致油液的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响系统的正常工作。由第四章第四节计算可知

45、，快进快退的时间=4.5s，工进时间=80s，工1t2t进过程在整个工作循环过程中所占的比例为94%5 . 48080ttt212因此，整个系统的发热和油液温升可用工进时的发热量来估算。一工进时的有效功率为：kw008. 0601006. 08000v3111NNNFP此时泵的输入功率为：=0.01975kwppv1ppp1iqppqp）（NP33106075. 0100.38170.51.828997）（此时，发热功率为=0.01975-0.008=0.01175kw11ii1NNPPH二工进时的有效功率为：kw01. 0601004. 015000v3222NNNFP此时温升近似值为296

46、. 0685.3975.112501001175. 0323T此时泵的输入功率为：=0.0229kwppv1ppp1iqppqp）（NP33106075. 0100.2544691051587. 3 ）（此时，发热功率为=0.0229-0.01=0.0129kw22ii2NNPPH此时温升近似值为624. 0685.399 .22250100229. 0323T温升没有超出允许范围，液压系统不需设置冷却器。- 26 -第七章第七章 液压缸的设计液压缸的设计一、液压缸基本尺寸的确定及校核（一）液压缸壁厚和外径的计算（一）液压缸壁厚和外径的计算由前面的计算可知，液压缸内径 D=90mm。液压缸的壁

47、厚由液压缸的强度条件来计算。采用灰铸铁 HT200，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 yp D2式中 液压缸壁厚(m)； 液压缸内径(m)；D 试验压力，取最大工作压力的 1.5 倍（MPa） ；yp 缸筒材料的许用应力。无缝钢管。 100MPamm210029035 . 1 液压缸壁厚算出后，可求出缸体的外径mm94229021DD按照工程机械标准液压缸外径尺寸系列3，所以取外径为 108mm（二）活塞杆直径和缸盖螺栓的校核（二）活塞杆直径和缸盖螺栓的校核先活塞杆直径，由前面的计算可知，活塞杆直径 d=63mm。选 45 号钢为其材料。用下式校核=7.2mm4 . 160067.1746644dF因

48、此合格。缸盖螺栓直径用下式校核- 27 -mmKF2 . 65 . 1355867.174665 . 12 . 5 z2 . 5ds用 M8，材料为 45 钢的螺栓。（三）液压缸工作行程的确定（三）液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程确定，参照液压缸活塞行程参数系列选用工作行程为 180mm。（四）缸底厚度的确定（四）缸底厚度的确定本液压缸采用平底缸盖，缸盖采用灰铸铁 HT200， 【】=60 且缸底有油孔60)014. 009. 0(09. 035 . 109. 0433. 0dp433. 0h0y】）【（DDDmm6 .11式中 h缸底有效厚度(m)；

49、D液压缸内径(m)； 油孔直径(m)。0d（5 5）最小导向长度的确定最小导向长度的确定最小导向长度由下式确定=54mm20180220DLH取 60mm。 （6 6）计算活塞宽度计算活塞宽度活塞宽度有下式确定B=0.6D=54mm取 60mm。（七）缸体长度（七）缸体长度液压缸刚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短端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的 2030 倍。因此取缸体长度=403mm。（8）活塞杆稳定性校核活塞杆长度与直径之比，因此不需校核。10635 .571rl- 28 -二、液压缸的结构设计（一）缸体与缸盖的连接形式（一）缸体与缸盖的连

50、接形式缸体端部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。主要连接形式有法兰连接、螺纹连接、半环连接。法兰连接的优点有结构简单、成本低，容易加工、便于装拆，强度较大、能承受高压，缺点有径向尺寸较大，重量比螺纹连接的大，用钢管焊上法兰、工艺过程复杂些。螺纹连接优点为外形尺寸小，重量较轻，其缺点缺点为端部结构复杂、工艺要求较高，装拆时需用专用工具，拧端盖时易损坏密封圈。半环连接的优点为结构较简单，加工装配方便，缺点为外形尺寸大，缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒厚度比较各连接形式，本设计选取法兰连接的形式。（二）活塞杆与活塞的连续结构（二）活塞杆与活塞的连续结构 活塞杆与活塞的连接结构有几种常用的形式，分整体式结构和组合式结构。组合式结构又分螺纹连接、半环连接和锥销连接。整体式结构的特点是结构简单，适用于缸径较小的液压缸。螺纹连接的特点是结构简单，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。半环连接的特点结构简单，装拆方便，不易松动，但会出现轴向间隙。多应用在