液压两工位加紧装置的分析与计算

1、编编 号号无锡太湖学院毕毕业业设设计计（论论文文）题目：题目： 液压两工位加紧装置的分析与计算液压两工位加紧装置的分析与计算 信机 系系 机械工程及自动化 专专 业业学 号： 0923050学生姓名： 张佳睿 指导教师： 陈伟明（职称：教授） （职称： ）2013 年 5 月 25 日无锡太湖学院本科毕业设计无锡太湖学院本科毕业设计诚诚 信信 承承 诺诺 书书本人郑重声明：所呈交的毕业设计 液压两工位夹紧装置的分析与计算 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级：

2、机械 91 学 号： 0923050 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日I无无锡锡太太湖湖学学院院信信 机机系系 机机械械工工程程及及自自动动化化 专专业业毕毕 业业 设设 计计论论 文文 任任 务务 书书一、题目及专题：一、题目及专题：1、题目液压两工位夹紧装置的分析与计算 2、专题 二、课题来源及选题依据二、课题来源及选题依据 课题来源：工厂。选题依据：液压传动在机械设备中的应用非常广泛。有的设备是利用其能传递大的动力，且结构简单、体积小、重量轻的优点，如工程机械、矿山机械、冶金机械等；有的设备是利用它操纵控制方便，能较容易地实现较复杂工作循环的优点，如各类金属切削机床、轻工机械、

3、运输机械、军工机械、各类装载机等。所以研究液压系统有很好的应用价值和广阔的前景。我国进入世界贸易组织之后，对我国的机械行业是个机遇，更是一个艰难的挑战。因此作为二十一世纪的主人，我们更应该通过作大量的设计制造和广泛地使用各种先进的机器，以便能加快我国国民经济的增长速度，加快我国现代化建设。三、本设计（论文或其他）应达到的要求：三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（装夹装II置静动摩擦因数，）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为： 工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开工位夹紧缸夹紧工位

4、夹紧缸松开。 四、接受任务学生：四、接受任务学生： 机械 91 班班 姓名姓名 张佳睿 五、开始及完成日期：五、开始及完成日期：自自 2012 年年 11 月月 7 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师指导教师签名签名 签名签名 签名签名教教研研室室主主任任学科组组长研究所学科组组长研究所所长所长签名签名 系主任系主任 签名签名2013 年年 05 月月 25 日日III 摘摘 要要液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压传动和气压传动称为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压

5、力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。液压传动凭借与其他传动方式相比较具有独特的技术优势，应用领域几乎囊括了国民经济各工业部门。近 30 年来，由于控制技术、微电子技术、计算机技术、传感检测技术及材料科学的发展，极大的推动了液压传动与控制技术的发展，使其成为集传动、控制、计算机、传感检测、机电液为一体化的全新的自动控制技术。本文根据液压系统的技术指标对数控铣床两工位夹紧装置液压系统进行整体方案设计，对其功能和工作原理进行动力分析和运动分析，初步确定了系统各回路的基本结构及主要元件，按照所给机构性能

6、参数和液压性能参数进行元件的选择计算，通过对系统性能的验算和发热校核，以满足该铣床所要达到的要求。 关键词：关键词：液压系统；工位夹紧；性能参数IVAbstract hydraulic transmission is to use liquid as working medium to transmit energy and control mode of transmission. Hydraulic and pneumatic transmission called fluid drive, which is based on PASCAL hydrostatic pressure tra

7、nsmission principle put forward by the 17th century and developed a new technology, is a technology widely used in industrial and agricultural production. Nowadays, the level of fluid transmission technology has become a national industrial development level of important symbol. Hydraulic transmissi

8、on by compared with other driving mode has its unique technical advantages, applications almost covers the national economy each industry sector. For nearly 30 years, due to the control technology, microelectronics technology, computer technology, sensing detection technology and the development of

9、materials science, greatly promoted the development of the hydraulic transmission and control technology, making it a set of transmission, control, computer, sensor detection, mechanical and electrical hydraulic automatic control technology for the integration of the new. According to the technical

10、index of the hydraulic system of CNC milling machine two location clamping device hydraulic system overall plan design, dynamic analysis on the function and working principle and motion analysis, and preliminarily determines the systems basic structure and main components of each circuit, and accord

11、ing to the given institutional performance parameters and performance parameters of the hydraulic components selection calculation, through calculating the performance of the system and heating, in order to meet the requirements as to the milling machine.Key words：Hydraulic system；Clamping device；Pe

12、rformance parametersV目目 录录摘 要 .IIIABSTRACT.IV目 录 .V1 绪论 .11.1 液压传动的现状及展望 .11.2 液压传动的优点缺点 .12 液压系统的设计 .32.1 技术要求 .32.2 动力分析和运动分析 .32.2.1 工位夹紧缸的负载计算 .32.3 液压系统主要参数的确定 .5 2.3.1 系统工作压力的确定 .51p2.4 液压执行器主要结构参数的计算 .62.4.1 工位夹紧缸主要结构参数的确定 .62.4.2 工位夹紧缸主要结构参数的确定 .72.4.3 液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率 .83 液压系统原理图的拟定和方案论

13、证 .103.1 制定基本方案 .103.2 油路循环方式的分析和选择 .103.3 调速方案的分析和选择 .103.4 液压动力源的分析与选择 .123.5 液压回路的分析、选择与合成 .123.6 液压原理图的拟定与设计 .124 计算和选择液压元件 .144.1 液压泵的选择 .144.1.1 液压泵站组件的选择 .144.1.2 液压泵的计算与选择 .144.2 液压控制阀的选择 .164.2.1 选择依据 .164.2.2 选择阀类元件应注意的问题 .164.3 液压附件的计算和选择 .174.3.1 确定管件的尺寸 .174.3.2 确定油箱容积 .195 液压系统性能验算 .20

14、5.1 液压系统压力损失验算 .20VI5.1.1 工位夹紧缸的压力损失验算 .205.2 估算系统效率 .215.3 系统的发热和温升 .226 液压动力源装置设计. 246.1 液压泵站的结构形式 .247 液压装置的总体配置 .267.1 液压控制阀的块式集成 .267.2 集成块设计 .268 密封装置的选择 .289 液压系统安装 .29 9.1 液压系统安装. 29 9.1.1 在液压系统中安装液压元件时注意事项. 29 9.1.2 在液压系统中安装液压泵时注意事项. 2910 结论. 30致 谢 .31参考文献. 32液压两工位夹紧装置的分析与计算11 绪论1. .1 液压传动的

15、现状及展望液压传动的现状及展望 目前，液压传动及控制技术不仅用于传统的机械操纵、助力装置，也用于机械的模拟加工、转速控制、发动机燃料进给控制，以及车辆动力转向、主动悬挂装置和制动系统，同时也能够扩展到航空航天和海洋作业等领域。当前液压技术正在继续向以下几个方面发展。1）节能 近年来，由于世界能源的紧缺，各国都把液压传动的节能问题作为液压技术发展的重要课题。20 世纪 70 年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感泵及低功率电磁铁等。最近美国威克斯公司又研制成功用于功率匹配系统的 CMX 阀。2）液压与微电子、计算机技术相结合 20 世纪 80 年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感

16、技术为液压技术与电子技术相结合创造了条件。随着微电子、计算机技术的发展，出现了各种数字阀和数字泵，并出现了把单片机直接装在液压组件上的具有位置或力反馈的闭环控制液压元件及装置。3）提高液压传动的可靠性 由于有限元法在液压元件设计中的应用，可靠性实验、研究工作的广泛开展以及新材料、新工艺的发展等，是液压元件的寿命得到提高。由于对飞机、船舶、冶金等一些重要液压系统采用多裕度设计，并在系统中设置旁路净化回路及具有初级智能的自动故障检测仪表等，加强了油液的污染度控制。上述领域内的一些重要成果，使液压系统的可靠性逐年提高。4）高度集成化 叠加阀、集成块、插装阀的应用以及把各种控制阀集成于液压泵及液压执行

17、元件上形成组合元件，有些还把单片机等集成在其控制机构上，达到了集机、电、液于一体的高度集成化。 此外，高压、高转速、低噪声组件的研究，高效滤材的研究，环保型工作介质及其相应高压液压组件的研究等也是值得关注的动向。1. .2 液压传动的优点缺点液压传动的优点缺点 工程机械广泛应用的传动方式主要有机械传动、电气传动、气压传动和液压传动。它们各有优缺。 机械传动是发展最早而且应用最普遍的一种传动方式。具有传动准确可靠，操作简单，机构直观易掌握，负荷变化对传动比影响小等优点。但是对自动控制的情况，单纯靠机械传动来完成就显得结构复杂而笨重，而且远距离操纵困难、操作力度大、安装位置变化的自由度小等缺点。

18、电气传动是通过电来进行传动和控制的，利用交流电机来传动，简单而且价廉，应用最广，也是各种传动的组成部分。但交流电机一般难于进行无级变速，而直流电机虽无锡太湖学院学士学位论文2然可以实现无级变速，但支流电源价格比较昂贵。电气控制，特别是电子计算机控制，具有信号变化方便，远距离操纵容易等独特优点，在自动化程度要求高的场合是必不可少的。气压传动是以压缩空气为传动介质，可通过调节气量很容易的实现无级变速。同时有传递及变换信号方便、反应快、结构简单、无污染等优点。空气黏度小，故管道压力损失小，流速大，而且可获得高速度。但是气动传动的致命弱点是空气压缩性大，无法获得均匀而稳定的运动。此外为减少泄漏，提高效

19、率，气动系统的压力不能太高。这使其不能用于大功率场合。液压传动的优点:与机械传动、电气传动相比，液压传动具有以下优点： 1、液压传动的各种元件，可以根据需要方便、灵活地来布置。 2、重量轻、体积小、运动惯性小、反应速度快。 3、操纵控制方便，可实现大范围的无级调速（调速范围达 2000：1） 。 4、可自动实现过载保护。 5、一般采用矿物油作为工作介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长。 6、很容易实现直线运动。 7、很容易实现机器的自动化，当采用电液联合控制后，不仅可实现更高程度的自动控制过程，而且可以实现遥控。液压传动的缺点 1、由于流体流动的阻力和泄露较大，所以效率较低。如果处理不当，泄

20、露不仅污染场地，而且还可能引起火灾和爆炸事故。 2、由于工作性能易受到温度变化的影响，因此不宜在很高或很低的温度条件下工作。 3、液压元件的制造精度要求较高，因而价格较贵。 4、由于液体介质的泄露及可压缩性影响，不能得到严格的传动比。 5、液压传动出故障时不易找出原因；使用和维修要求有较高的技术水平。 8液压两工位夹紧装置的分析与计算32 液压系统的设计2. .1 技术要求技术要求 本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（装夹装置静动摩擦因数) ， 的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为： 工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开

21、工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开。1 17161514机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数如表 2-1 所列。工况行程/mm速度v/ms时间 ts-1运动部件重力G/N负载Fe/N启动、制动时间t/st1夹紧0.01235000t21 工位加紧缸松开350.035124500.05t3夹紧0.1250.22000t42 工位加紧缸松开250.250.115000.052. .2 动力分析和运动分析动力分析和运动分析 2. .2. .1 工位夹紧缸的负载计算工位夹紧缸的负载计算惯性负载夹紧：tVgGFi =2450/9.810.012/0.05 =59N松开：无锡太湖学院学士学位论文4tVgGFi

22、=2450/9.810.035/0.05 =175N静摩擦负载nsfsFGF =0.2（2450+0） = 490N动摩擦负载ndfdFGF =0.1（2450+0） =245N 2. .2. .2 工位夹紧缸的负载计算工位夹紧缸的负载计算惯性负载夹紧：tVgGFi=1500/9.810.125/0.05 =382N松开：tVgGFi =1500/9.810.25/0.05 =765静摩擦负载 nsfsFGF =0.2（1500+0） = 300N动摩擦负载 ndfdFGF=0.1（1500+0） =150N由此得工位夹紧缸和工位夹紧缸在工作的各个阶段所受的负载，由表 2-2 所示表2-2工位

23、夹紧缸的外负载计算结果Tab.2-2 The load calculation results of clamping cylinder液压两工位夹紧装置的分析与计算5工况负载组成外负载 F/N启动fsF490加速tVgGFfd304夹紧fdFF 5245反向启动fsF490加速tVgGFfd420松开fdF245表 2-3工位夹紧缸的外负载计算结果Tab.2-3 The load calculation results of clamping cylinder工况负载组成外负载 F/N启动fsF300加速tVgGFfd532夹紧fdFF 2150工况负载组成外负载 F/N反向启动fsF300

24、加速tVgGFfd915松开fdF1502. .3 液压系统主要参数的确定液压系统主要参数的确定 2. .3. .1系统工作压力系统工作压力的确定的确定1p根据液压执行元件的负载表可以确定系统的最大负载数，在充分考虑系统所需的流量、性能等因素后，可参照表 2-4 或者 2-5 选择系统的工作压力表2-4按负载选择工作压力Tab.2-4 Choose actuating pressure according to the loads负载 /kN50系统压力/MPa5-7表 2-5 按主机类型选择系统工作压力无锡太湖学院学士学位论文6Tab.2-5 Select system pressure B

25、y the types主机类型设计压力/MPa精加工机床0.82半精加工机床35龙门刨床28机床拉床810农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构1016液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械2032地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等25100本设计根据主机类型是数控铣床，初步选择系统压力为 4MPa。为了防止夹紧时发生冲击，液压缸需保持一定回油背压。参考表 2-6 液压执行器的背压力取 0.2MPa表 2-6 液压执行器的背压力Tab.2-6 The selection of the Backpressure value系统类型背压力(MPa)简单系统和和一般轻栽节流

26、调速系统0.20.5回油带背压阀调整压力一般为 0.51.5回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时0.5中低压系统设补油泵的闭式系统0.81.5高压系统初算是可忽略不计2. .4 液压执行器主要结构参数的计算液压执行器主要结构参数的计算 2. .4. .1 工位夹紧缸主要结构参数的确定工位夹紧缸主要结构参数的确定本设计将工位夹紧缸的有杆腔作为主工作腔，则有公式： （21）cmFAPAPmax1221公式中 液压缸无杆腔的有效面积；421DA 2m 液压缸有杆腔的有效面积；4222dDA 2m液压缸的最大负载力；maxF N液压缸的机械效率（一般取 0.9-0.97）本设计取 0.95；m液压缸

27、工作腔压力；1p系统的背压，本设计取 0.2Mpa。2p液压两工位夹紧装置的分析与计算7当计算液压缸的结构参数时，还需确定活塞杆直径与液压缸内径的关系，以便在计算出液压缸内径 D 时，利用这一关系获得活塞杆的直径 d。通常是由液压缸的往返速比确定这一关系，即，按这一关系得到的 d 的计算公式入如下表1 Dd表2-7根据往返速度比计算活塞杆直径 d 的公式Tab.2-7 The recommended values of The piston rod diameter d往返速度比1.11.21.331.461.612活塞杆直径d0.3D0.4D0.5D0.55D0.62D0.7D油缸的速比，可

28、由机械设计手册查得。本设计取=1.33。则由上表查得 d=0.5D。FDdDcm414. 32 . 0414. 34222得 D=49.9（mm）按 GB/T2348-1980 ,取标准值： D=50（mm）又 d=0.5D，得 d=25（mm） ，取标准值 d=28（mm）则液压缸无杆腔实际有效面积为：421DA 40 . 52 =19.62cm有杆腔实际有效面积为：4222dDA 228 . 20 . 54 =13.52cm 2. .4. .2 工位夹紧缸主要结构参数的确定工位夹紧缸主要结构参数的确定工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式：cmFAPAPmax2211则有 FdDDcm4

29、14. 32 . 0414. 34222得 D=27.9（mm）按 GB/T23481980 ,取标准值： D=32（mm）又 d=0.5D，得 d=16（mm） ，取标准值 d=20（mm）则液压缸无杆腔实际有效面积为： 无锡太湖学院学士学位论文8421DA 42 . 32 =8.042cm有杆腔实际有效面积为：4222dDA 220 . 22 . 34 =4.892cm 2. .4. .3 液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率 根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所示：表 2-8 工位夹紧缸工作循环个阶段的压

30、力、流量和功率 Tab.2-8 The pressure, rate of flow and power of the clamping cylinderat different stage工作阶段计算公式负载/N回油腔压力/MPa2p工作腔压力/MPa1p输入流量Q1min/L输入功率/w启动4900.98加速3040.20.53夹紧2121AApFpcm12vAq qpN152450.24.380.97270.96反向启动4900.40加速4200.20.30松开1221AApFpcm21vAq qpN12450.20.274.11618.52表 2-9 工位夹紧缸工作循环各个阶段的压力、

31、流量和功率Tab.2-9 The pressure, rate of flow and power of the clamping cylinderat different stage工作计算公式负回油腔压工作腔压输入流量Q1min/L输入功率液压两工位夹紧装置的分析与计算9阶段载/N力/MPa2p力/MPa1p/w启动3000.39加速5320.20.44夹紧1221AApFpcm11vAq qpN121500.23.066.03307.53反向启动3000.65加速9150.20.85松开2121AApFpcm22vAq qpN11500.20.654.11679.46 无锡太湖学院学士学

32、位论文103 液压系统原理图的拟定和方案论证液压系统原理图的拟定和方案论证3. .1 制定基本方案制定基本方案 液压系统的设计，除了满足主机在动作和性能方面规定的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。本液压系统设计的内容大致为： 1）油路循环方式的分析与选择； 2）调速方案的分析和选择； 3）液压动力源的分析与选择； 4）液压回路的分析、选择与合成； 5）液压系统原理图的拟订。3. .2 油路循环方式的分析和选择油路循环方式的分析和选择 液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表表 3-1 开式

33、系统和闭式系统的比较Tab.3-1 Compare of Hold dyadic system and Shut dyadic system油液循环方式开式闭式散热条件较方便，但是油箱较大较复杂，需要用辅泵来换油冷却抗污染性较差，但可采用压力油箱或者油箱呼吸器来改善较好，但是油液过滤要求较高系统效率管路压力损失较大，用节流调速时效率低管路腰里损失较小，容积调速时效率较高限速 制动形式用平衡阀进行能耗限速，用制动阀进行能耗制动，引起油液发热液压泵由电动机拖动时，限速及制动过程中拖动电能向电网输电，回收部分能量，即是再生限速和再生制动其他对泵的自吸性能要求高对主泵的自吸性能要求低 油路循环方式的选

34、择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡是液压两工位夹紧装置的分析与计算11有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。在本设计中，油泵向两个液压执行元件供油而且功率较小，整个系统的结构也比较简单，所以本设计采用开式系统。3. .3 调速方案的分析和选择调速方案的分析和选择 调速方案对主机的性能起到决定性的作用。 相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合容积节流调速。 节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统

35、必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。 容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。 容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。 节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。 调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。 节流调速一般采

36、用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。 容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。表 3-2 各种调速方式的性能比较Tab.3-2 various forms of Speed Performance Comparison节流调速容积调速回路容积节流调速回路简式节流调速系统带压力补偿阀的节流调速系统主要性能进油节流及回油节流旁路节流调速阀在进油路调速阀在旁油路及溢流节流调速回路变量泵 定量马达流量适应

37、功率适应负载速度刚度差很差好较好好无锡太湖学院学士学位论文12特性承载能力好较差好较好好调速范围大小大较大大效率低较低低较低最高较高高功率特性发热大较大大较大最小较小小成本低较低高最高适用范围小功率 轻载或者低速的中 低压系统及工程机械非经常性调速的场合大功率高速中高压系统负载变化小，速度刚度要大的中小功率，中压系统负载变化大速度刚度较大的中高压系统考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，本设计决定采用节流调速。3. .4 液压动力源的分析与选择液压动力源的分析与选择 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下

38、，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。 为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑

39、加热、冷却等措施。本设计采用节流调速，所以使用定量泵供油。3. .5 液压回路的分析、选择与合成液压回路的分析、选择与合成 1）选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。 2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全的要求，设置了背压回路，同时由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联动关系，所以设置了互不干扰回路。 3）合成系统 选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统。液压两工位夹紧装置的分析与计算13 在合成液压系统时要注意以下几点：防止油路间可能存在的相互干扰；系统应力求简

40、单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统要安全可靠，力求控制油路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击；测压点分布合理等。3. .6 液压原理图的拟定与设计液压原理图的拟定与设计根据上述分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下：1油箱 2空气滤清器 3液位计 4吸油过滤器 5液压泵6单向阀 7压力表开关 8压力表 9通道体 10叠加式溢流阀11叠加式减压阀 12叠加式双单向节流阀 13电磁换向阀14叠加式双液控单向阀 15压力继电器 16电动机图 3-1 液压系统的原理图Fig.4-1 Hydraulic

41、system diagram 无锡太湖学院学士学位论文144 计算和选择液压元件计算和选择液压元件 液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量选择标准件。4. .1 液压泵的选择液压泵的选择 4. .1. .1 液压泵站组件的选择液压泵站组件的选择 液压泵站一般由液压泵组、油箱组件、过滤器组件和蓄能器组件等组成。根据系统的实际需要，本设计选择液压泵组、油箱组件、过滤器组件。液压泵组由液压泵，原动机，连轴器及管路附件等组成。油箱组件由油箱面板，空气滤清器， ，液位显示计等组成。过滤器组将是保持工作介质清洁度

42、必备的组将，可根据系统对介质清洁度的不同要求设置不同等级的粗过滤器，精过滤器等。 4. .1. .2 液压泵的计算与选择液压泵的计算与选择液压泵的最大工作压力： （41）ppmax1pp其中 液压执行元件最大工作压力；max1p 液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初p算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取 0.2Mpa0.5Mpa；管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取p0.5MPa1.5MPa。p由上述选取0.5MPa，然后带入公式（4-1）计算得：p4.38+0.54.88MPapp在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液

43、压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高 2060，所有最后算得的液压泵的额定压力应为：4.88（1+0.25）6.1MPa表 4-1 液压泵的总效率Tab.4-1 The total efficiency of hydraulic pumps液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.650.900.700.850.550.850.800.90液压泵的流量按下式计算pq K pqmaxq（42）式中 K考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取 K1.11.3，同时工作的执行元件的最大总流量（4.116 3=12.348L/min）maxq液压两工位夹紧装置的分

44、析与计算15本设计取泄漏系数为 1.1，所以： 1.112.34813.583L/minpq由液压元件产品样本查得 CBN-E312 齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为 16MPa，公称排量 V12 mL/rev，额定转速为 1800r/min。现取泵的容积效率0.85，当选用转速 n1400 r/min 的驱动电机时，泵的流量为：v Vnpqv 12 mL/rev0.851400r/min310 14L/min由前面的计算可知泵的最大功率出现在工位夹紧阶段，现取泵的总效率为 0.85，则：p pNpppqp 633.06 101060 0.85 840W 选用电动机型号

45、：Y90S4B5 型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min，额定功率为 1.5kW。电动机与泵之间采用连轴器联结。 2 根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础。计算结果如下表所示：表 4-2工位夹紧缸的实际工况Tab.4-2 The actual working conditions of the clamping cylinder流量/1minL工作阶段无杆腔有杆腔速度/1sm时间/s夹紧出q21AAq进 =0.972 19.613.5 =1.410.972进q

46、1v2Aq进=341060 13.5 10=0.012111VLt =335 100.012 =3松开=进q3qP =143 =4.67=出q进q12AA =4.6713.519.6 3.212v1Aq进 =341060 19.6 10 =0.039112VLt =335 100.039 1无锡太湖学院学士学位论文16表 4-3工位夹紧缸的实际工况Tab.4-3 The actual working conditions of the clamping cylinder流量/1minL工作阶段无杆腔有杆腔速度/1sm时间/s夹紧6.03q进出q进q12AA =6.03 4.898.04=3.6

47、71v1Aq进=341060 8.04 10=0.12511LtV =325 100.125 =0.2松开=q进q进12AA =148.044.89 =23.02=q出pq =142v2qA进 =341060 4.89 10 =0.4822LtV =325 100.48 0.05上表中 油缸的工作腔面积；1A 油缸回油腔面积；2A 进油缸流量；q进 出油缸流量；q出 油缸的运动速度；12,v v 油缸的运动时间。12,t t4. .2 液压控制阀的选择液压控制阀的选择 4. .2. .1 选择依据选择依据选择依据为：额定压力，最大流量，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

48、命等。 4. .2. .2 选择阀类元件应注意的问题选择阀类元件应注意的问题1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件；2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取。选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求；3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的 20%；根据以上要求，现选定各类阀和组将的型号如表 4-4 所示：表 4-4 各种液压元件的类型选择液压两工位夹紧装置的分析与计算17Tab.4-4 Various types of hy

49、draulic components of choice序号名称通过流量/L额定流量/1minL额定压力/MPa额定压降/MPa型号规格1吸油过滤器1420MF-022单向阀1440250.1CIT-03-A13压力继电器25MJCS-02B-HH4压力表010W-2-1/2-100-A15压力表开关142110GCT-026叠加式溢流阀1435250.12MRF-02P-K1-207叠加式减压阀1435250.2MPR-02P-K1-028叠加式单向阀1435210.1MPC-02W-05-309二位四通换向阀23.0280250.2D5-02-3N2-D210叠加式单向节流阀23.0235

50、210.15MTC-02W-K-I-2011二位四通换向阀1480250.2D5-02-3N2-D212叠加式单向节流阀1435210.15MTC-02W-K-I-2013空气滤清器AB-116214液位计LS-3”4. .3 液压附件的计算和选择液压附件的计算和选择 4. .3. .1 确定管件的尺寸确定管件的尺寸表 4-5 油管中的允许流速Tab.4-5 Allow the pipeline flow油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处允许速度（m/s）0.51.52551.52.557表 4-6 安全系数Tab.4-6 Safety Factor管内最高工作压力7717.517

51、.5无锡太湖学院学士学位论文18安全系数864由表 4-2 和 4-3 得知工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为3.21L/min 和 4.67L/min，工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为14L/min 和 23.02L/min，按照表 4-5 的推荐值取油管内油液的允许流速为 4m/min，按计算公式： d vq4（43）式中 q通过油管的最大流量； V油管中允许流速； d油管内径。将数值代入公式（4-3）得工位夹紧液压缸： d无34 4.67 1060 4.9mm d有34 3.21 1060 4.1mm工位夹紧液压缸：d无341060 11.1mm d

52、有34 14 1060 8.6mm根据 JB82766，同时考虑到制作方便，工位夹紧液压缸两根油管同时选用101（外径 10mm，壁厚 1mm）的 10 号冷拔无缝钢管。工位夹紧液压缸两根油管同时选用 141（外径 14mm，壁厚 1mm）的 10 号冷拔无缝钢管。由机械设计手册查得管材的抗拉强度为 412MPa，由表 4-6 取安全系数为 8，按公式对管子的强度进行校核： bpdn2（44）式中 p管内最高工作压力； d油管内径； n安全系数；管材抗拉强度；b液压两工位夹紧装置的分析与计算19油管壁厚。将数值代入公式（4-4）得：1mm=2bpdn6366.1 108 1082 412 10

53、 0.5mm1mm=2bpdn6366.1 101082 412 10 0.7mm所以选的管子壁厚安全。其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。 4. .3. .2 确定油箱容积确定油箱容积油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。油箱设计要点：1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的 80%；2）吸箱管和回油管的间距应尽量大，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离

54、空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的 2/33/4。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的 3 倍。吸油管可安装 100m 左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切 45角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热；3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油；4）注油器上应装滤网；5）油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。油箱的容积可以按照下列经验公式进行计算： V pq（45）式中 V油箱的有效容积/L；液压泵的总额定流量/；pq1minL 与系统压力有关的经验系数：低压系统

55、取=24，中压系统=57，高压系统取=1012，对对于行走机械取或经常间断作业的设备，系数取较小值；对于安装空间允许的固定机械，或需藉助油箱顶盖安装液压泵及电动机和液压阀集成装置时，系数可适当取较大值。本设计取=6，将数值代如公式（4-5）得： V614无锡太湖学院学士学位论文20 84 L 5 液压系统性能验算5. .1 液压系统压力损失验算液压系统压力损失验算由于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的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。 5. .1. .1 工位夹紧缸的压力损失验算工位夹紧缸的压力损失验算在油缸夹紧

56、时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电磁换向阀，叠加式双单向节流阀， 。所以进油路上的压力损失为 vp额实压降QQP（51） 222220.9720.9720.9720.9720.10.20.104119.60.150.13513.5 =0.0009MPa式中 总的压力损失；vp 各种阀的压降；P压降 流经阀的设计流量；Q实 阀的额定流量。Q额在油缸松开时，退油路上的压力损失为vp额实压降QQP 222224.674.674.674.670.10.20.106713.50.150.13519.6 0.0097MPa由此可以看出

57、，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求。因为工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的。如下所示在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠加式双单项节流阀。进油路上的压力损失为：液压两工位夹紧装置的分析与计算21vp额实压降QQP 2222226.036.036.036.030.10.120.20.2403535806.033.674.890.150.1535358.04 =0.017MPa在油缸松开时，退油路上的压力损失为：vp额实压降QQP222222141414140.10.120.20.240353580

58、1423.028.040.150.1535354.890.2Mpa由此看出各种阀同样满足使用要求。5. .2 估算系统效率估算系统效率由表 4-2 和 4-3 可以看出，本液压系统在整个工作循环过程中，液压缸夹紧是主要的工作过程，所以系统效率、发热和温升等可一概用夹紧时的数值计算。系统效率的计算公式为： （52）ppcqpqp11式中 执行元件的负载压力；1p 执行元件的负载流量；1q 液压泵的供油压力；pp 液压泵的供油流量。pq工位夹紧缸夹紧时，将数值代如公式（5-2）得：c36634.38101060 4.88 14 10/60 0.06工位夹紧缸夹紧时，将数值代入公式（5-2）得：c3

59、6636.03 3.06 101060 4.88 14 10/60 0.27系统在一个完整的循环周期内的平均回路效率可按下式计算： （53）Tticc无锡太湖学院学士学位论文22式中 一个周期的平均回路效率；c 各工作阶段的液压回路效率；ic 各个工作阶段的持续时间；itT一个完整循环的时间。分别将、工位夹紧缸夹紧时的数值代入公式（5-3）得： c0.06 30.27 0.23.2 0.073则系统的总效率为： pca（54）式中 液压泵的总效率，取 0.85；p液压回路的效率；c液压执行元件的总效率，取 0.95。a所以： 0.850.950.073 0.06本系统的效率是 0.06。整个系

60、统的效率很低，主要是由于溢流损失和节流损失造成的。5. .3 系统的发热和温升系统的发热和温升 液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失都将转化为热量，是系统的油温升高，产生一系列不良的影响。为此，必须对系统进行发热和温升计算，以便对系统温升进行控制。可按下式估算系统的发热能量： H（1） （55）piN式中 H系统产生的热量；液压泵的输入功率。ipN将数值代入公式（5-5）得： H634.897 1014 10 601 0.060.85 1264w表 5-1 各种机械允许油温 Tab.5-1 The allowing temperature of the Machiner