压力机液压系统的设计及零件的加工工艺液压机液压系统的设计.doc
压力机液压系统的设计及零件的加工工艺3【通过答辩毕业论文+CAD图纸】
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0 重庆工业职业技术学院 毕业设计（论文） 课 题 名 称： 压力机液压系统的设计及 零件的加工工艺 专 业 班 级： 学 生 姓 名： 指 导 教 师： 林 洪 二 O 一四 年 四 月 I 摘 要 作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济各领域得到了广泛的应用。与其他传动控 制技术相比，液压技术具有能量密度高配置灵活方便调速范围大工作平稳且快速性好易于控制并过载保护易于实现自动化和机电液一体化整合系统设计制造和使用维护方便等多种显著的技术优势，因而使其成为现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素。 本课题研究的主要內容是小型单缸液压机液压系统的设计及油路块设计。 液压系统的设计是整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的 规格和进行系统的结构设计，最后对液压系统的主要性能进行验算。 关键字： 小型单缸液压机 ；液压系统；油路块设计 s a to in of to of of it of of is a is of is to of of to a to of of to of of of V 1 目 录 摘 要 . I . 绪 论 . 1 2 设计任务书 . 2 3 液压系统的功能原理计算 . 3 . 3 载分析 . 4 作负载 . 4 擦负载 . 5 性负载 . 5 压缸在各阶段的负载值 . 5 载图与速度图的绘制 . 6 压缸主要参数的确定 . 6 算和确定液压缸的主要尺寸 . 7 定液压回路方案，拟定液压系统原理图 . 17 . 18 算与选择液压元件 . 19 压泵及驱动电机计算与选定 . 19 压控制阀和液压辅助元件的选定 . 21 . 21 . 24 4 设计小结 . 28 致 谢 . 29 参考文献 . 30 1 1 绪 论 本课题来源于生产实践 ， 液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件 (液压缸或马达 )把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和 机械传动中的皮带、传动它是以液压油为工作介质，通过动力元件将原动机的机械能变为液压油的压力链条和齿轮等传动元件相类似。液压能，再通过控制元件，然后借助执行元件将压力能转换为机械能，驱动负载实现直线或回转运动，且通过对控制元件扰动时，执行元件的输出量一般要偏离原有调定值，产生一定的误差。液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。在液压传动中，液压油缸就是一个最简单而又比较完整的液压传动系统，分析它的工作过程，可以清楚的了解液压传动的基本原 理。液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛。 未来社会是一个环保的，低污染，低消耗的社会，这就要求我们在改善液压系统的技术方面下功夫，作为即将走进社会的我们更应该关注新技术的应用和开发。 2 2 设计任务书 设计一小型油压机的液压系统，实现的工作循环是：快速下降 压制 保压 快退 原位停止。主要性能参数与性能要求如下：压制时 外负载 5000N；运动部件自重 G=6000N；快进、快退速度 s， 工进速度 10s；快进行程 50进行程 0复运 动的加速时间 t=压时间 40s。 本题目为新课题，培养学生综合应用所学知识，结合实践知识，初步具有设计一个中等复杂液压系统的能力。 学会拟订液压系统设计方案，完成油路块结构设计，提高设计能力。 培养学生查阅有关机械设计手册、资料的能力。 进一步培养学生制图，编写技术文件等基本技能。 3 3 液压系统的功能原理计算 液压系统设计是指组成一个新的能量传递系统，以完成一项专门的任务。系统功能原理设计是根据主机的工艺目的或用途、工作循环、负载条件和主要 技术要求，通过配置执行元件，负载分析、运动分析及编制执行元件的工况图，对同类主机及其传动系统的分析比较，选择设计参数，确定液压系统的工作压力、流量和执行元件主要几何参数等，拟定液压系统方案和传动系统原理图，并对组成系统的各标准液压元件辅件进行选型，最后对液压系统的主要性能（压力损失、发热温升等）进行验算。 型液压缸液压系统设计要求分析 设计题目 设计一 立式液压机的主缸工作循环为：快速空程下行慢速加压保压延时快速回程停止。顶出缸：向上顶出向下退回 设计一小型油压机的液压系统，实现的工作循环是：快速下降 压制 保压 快退 原位停止。主要性能参数与性能要求如下：压制时外负载 5000N；运动部件自重 G=6000N；快进、快退速度 s，工进速度 10s；快进行程 50进行程 0复运动的加速时间 t=压时间 40s。 2 明确设计要求 该液压系统的功率较大，空行程和加压行程速度差异较大，因此要求功率利用合理。且该系统的压制力较大，因此对于工作的平稳性、安全性要求 较大。 3 设计方案 根据已知参数和表 2件的夹紧为 液压 缸。 4 活塞杆 选定执行元件的形式与数量后，即可将机器的循环时间合理细分为各执行元件的顺序动作时间、间歇时间等。对于动作较为简单的系统或单执行元件系统，则可直接作出动作循环图，其典型示例见图 1 表 3 载分析 作负载 工作负载 液压缸的常见工作负载有重力、切削力、挤压力等。阻力负载为正，超越负载为负。 5 自重 G=6000=5000N 擦负载 假设 静摩擦系数 摩擦系数 . 2 6 0 0 0 1 2 0 0f j jF f G N N 0 . 1 6 0 0 0 6 0 0f d dF f G N N 性负载 惯性负载 惯性负载时运动部件在启动和制动过程中的惯性力，其平均值可按下式计算 G/g*v/t (N) 式中 g=重力加速度， m/g=v=速度变化量， m/t=启动或制动时间， s 一般机械 t = 压缸在各阶段的负载值 （ 1） 查液压缸的机械效率 ，可计算出液压缸在各工作阶段的负载情况，如下表表 1所示： 表 1 液压缸各阶段的负载情况 工 况 负载计算公式 液压缸负载 /压缸推力 /N 启 动 1200 速 fd 6600 进 600 进 15600 退 600 0 0 0 0 . 1( ) ( ) 3 0 6 . 1 29 . 8 0 . 2 6 载图与速度图的绘制 根 据工况负载和以知速度1，可绘制负载图和速度图，如下图（图 1、图 2）所示： 图 1(负载图 ) 图 2（速度图） 压缸主要参数的确定 （ 1）液压缸的内径和活塞杆的内径 表 3负载选择工作压力 1 负载 / 0 工作压力 / 34 45 5 表 3种机械常用的系统工作压力 1 机械类型 机 床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 磨床 组合 机床 龙门 刨床 拉床 工作压力 / 35 28 810 1018 2032 7 初选系统压力 P=16算和确定液压缸的主要尺寸 1 液压缸缸径的计算 内径 D 可按下列公式初步计算： 液压缸的负载为推力 6 6 34 4 1 5 6 0 01 0 1 0 1 0 3 7 . 1 4 8 93 . 1 4 1 6 0 . 9FD m m m 式（ 3 式中 01F 液压缸实际使用推力 15600（ N）； 液压缸的负载效率，一般取 07； 液压缸的总效率，一般取 =07 09；计算 = p 液压缸的供油压力，一般为系统压力（ 本次设计中液压缸已知系统压力 p =16 考虑到液压机工作时可能会超载 ，故根据实际需要，稍微取 查缸筒内径系列 /B/T 2348以取为 50 液压气动系统及元件 缸内径及活塞杆外径 标准编号： 2348 2348径系列 直径系列 / 23484、 5、 6、 8、 10、 12、 16、 18、 20、 22、 25、 28、 32、 36、 40、 45、50、 56、 63、 70、 80、 90、 100、 110、 125、 140、 160、 180、 200、220、 250、 280、 320、 360 根据下表 3 表 3称压力 /0 0 取速比 =查机械设计手册可知 d=D 1 = 8 代入计算并取标准直得 d=据标准系列，取 d=32 活塞宽度 B 的确定 活塞的宽度 B 一般取 B =（ D 即 B =（ 50=（ 30 B =35 缸体长度的确定 液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长 度不应大于缸体内径 D 的 20 即：缸体内部长度 快进行程 50进行程 04 缸筒壁厚的计算 在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。 当 时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式 为 式（ 3 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。 = /b n, b为材料的抗拉强度， 时，一般取 5n 。 当 0 0 时 ,按式（ 3算 m a x m a 3 3 (该设计采用无缝钢管 ) 式（ 3 根据缸径查手册预取 =30 此时 300 . 0 8 0 . 1 0 7 0 . 3280D 9 最高允许压力一般是额定压力的 ，根据给定参数 16P ，所以： 6 4 =100 110无缝钢管），取 =100其壁厚按公式（ 3算为 m a x m a . 5 5 0 5 . 62 . 3 3 2 . 3 1 0 0 - 3 2 4pD 满足要求，就取壁厚为 6 5 活塞杆强度和液压缸稳定性计算 活塞杆的直径 d 按下式进行校核 4 式中， F 为活塞杆上的作用力； 为活塞杆材料的许用应力， = /b n ,n 一般取 64 1 5 6 0 04 5 2 83 . 1 4 5 9 8 1 0 / 1 . 4d m m m m 满足要求 活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力 F 不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载免发生纵向弯曲， 破坏液压缸的正常工作。面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比 / 10且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行 中，般取4。 kl r m i时 10 22JF l kl r m i时 21 ( )式中， l 为安装长度，其值与安装方式有关，见表 1； m 为柔性系数，其值见表 3i 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表 1； E 为活塞杆材料的弹性模量，对钢取211 /1006.2 ；为活塞杆横截面惯性矩； A 为活塞杆横截面积； f 为由材料强度决定的实验值， 为系数，具体数值见表 3 表 3压缸支承方式和末端系数 i 的值 支承方式 支承说明 末端系数i 一端自由一端固定 1/4两端铰接 1 一端铰接一端固定 2 两端固定 4 表 3-3 f 、 、 m 的值 材料 28 /10 m 铸铁 时 ,缸已经足够稳定，不需要进行校核。 此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。 6 缸筒壁厚的验算 下面从以下三个方面 进行缸筒壁厚的验算： A 液压缸的额定压力证工作安全： 22121()0 . 3 5 () 式（ 3 根据式（ 3到： 2223 5 3 ( 0 . 0 5 0 . 0 4 5 )0 . 3 5 2 8 . 1 2 ( )0 . 0 5 p a 显然，额定油压np=p =7足条件； B 为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力 ( 0 . 3 5 0 . 4 2 )n p 式（ 3 12 . 3 l o gp l s 式（ 3 先根据式（ 3到： 12 .3 lo gp l s =再将得到结果带入（ 3到： 1 2 ( 0 . 3 5 0 . 4 2 ) 4 4 . 2 1 1 5 . 4 7 1 5 . 6np p M p a M P a M P a 显然，满足条件； C 耐压试验压力液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时 12 间内，液压缸在此压力下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。 各国规范多数规定 : 当额定压力 16 （ D 为了确保液压缸安全的使用， 缸筒的爆裂压力 12 . 3 l o ( 式（ 3 因为查表已知b=596 据式（ 3到： 8 9 P a 至于耐压试验压力应为： 1 . 5 1 0 . 5 M P a 因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。 以上所用公式中各量的意义解释如下： 式中 : D 缸筒内径（ m ）； 1D 缸筒外径（ m ）； 液压缸的额定压力（ 液压缸发生完全塑形变形的压力 （ ； 液压缸耐压试验压力（ ； 缸筒发生爆破时压力（ ； b 缸筒材料抗拉强度（ ； s 缸筒材料的屈服强度（ E 缸筒材料的弹性模 量（ ； 缸筒材料的泊桑系数 钢材： = 13 7 缸筒的加工要求 缸筒内径 D 采用 配合，表面粗糙度要进行研磨； 热处理：调制， 240； 缸筒内径 D 的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半； 刚通直线度不大于 油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺； 在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。 8 法兰设计 液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖 （缸筒端部） 法兰厚度根据下式进行计算： 04 ( - ) dh d 式（ 3 式中， h m）； d 密封环内经 d=40m）； 密封环外径（ m）；H d=50mm p 系统工作压力（ p =7q 附加密封力（ q 值取其材料屈服点 353 0D螺钉孔分布圆直径（ m）；0 D=55mm 密封环平均直径（ m）；5 法兰材料的许用应力（ = s /n=353/5= 法兰受力总合力（ m） 14 2 2 2( ) 9 8 . 5 644 HF d p d d q K N 所以 04 ( - ) dh d364 8 9 . 5 6 1 0 ( 0 . 3 - 0 . 2 7 )3 . 1 4 0 . 0 4 5 7 0 . 6 1 0 =了安全取 h =14 缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算 连接图如下： 图 3体端部法兰用螺栓连接 12螺栓强度根据下式计算： 螺纹处的拉应力 : 6m a ( 式（ 3 螺纹处的剪应力 61 m a x 031100 . 2k k F ( 式（ 3 合成应力 223n ( 式（ 3 式中 , 液压缸的最大负载，杆时 2 /4 ，双杆是22( ) / 4A D d k 螺纹预紧系数，不变载荷 k =载荷 k =； 15 D 液压缸内径； 0d 缸体螺纹外径； 1d 螺纹内经； 1k 螺纹内摩擦因数，一般取1k=载荷取1k=； 材料许用应力， /s n , s 为材料的屈服极限， n 为安全系数，一般取 n= Z 螺栓个数。 最大推力为： 41 . 5 1 0F A p X N 使用 4 个螺栓紧固缸盖，即： Z =4 螺纹外径和底径的选择： 0d=10 1d=8数选择：选取 K =据式（ 3到螺纹处的拉应力为： 6m a = 4 621 . 3 1 . 5 1 0 4 1 0 2 0 9 . 33 . 1 4 0 . 0 0 8 1 5 M P a 根据式（ 3到螺纹处的剪应力为： 4 630 . 1 2 1 . 3 1 . 5 1 0 0 . 0 2 1 0 9 8 . 40 . 2 0 . 0 0 8 1 5 M P a 根据式（ 3到合成应力为： n= 223 =以上运算结果知，应选择螺栓等级为 ； 查表的得：抗拉强度极限b=1220服极限强度s=1100 不妨取安全系数 n=2 可以得到许用应力值： =s/n=1100/2=550 16 证明选用螺栓等级合适。 10 密封件的选用 在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动 补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有 O 形、Y 形、 U 形、 V 形和 等。除 O 形外，其他都属于唇形密封件。 B. O 形密封圈的选用 液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。 由于 O 型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用 O 形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。 液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。 活塞环是具有弹性的金属 密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。 V 形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。 U 形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于 10使用，对压力高的液压缸不适用。 比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属 密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。 综上，所以本设计选用 圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用， 17 可以显著提高密封性能： 爬行现象； 磨损，使用寿命长； 装简便。 这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下： 图 3封方式图 定液压回路方案，拟定液压系统原理图 拟定液压系统图 18 图 31 主液压泵 ； 2 定量泵 ； 3、 4 溢流阀 ； 5 远程调压阀 ； 6 电液换向阀 ； 7 压力表 ； 8 电磁换向阀； 9 液控单向阀 ； 10 顺序阀 ； 11 卸荷阀（带阻尼孔） ； 12 压力继电器 ； 13 单向阀 ；14 充液阀 ； 15 充液箱 ； 16 液压缸； 17 滑块； 18挡铁。 压系统的工作原理 液压缸的工作循环为：快速下行慢速加压保 压延时快速返回原位停止，现对各个状态进行分析。 1)快速下行 电磁铁 2电，电液换向阀 6和电磁换向阀 8均换至右工位，后者使液控单向阀 9打开。此时液压缸进回液路区畅通。 进油路：主液压泵 1 电液换向阀 6 单向阀 13 液压缸 18 上（无杆）腔； 回油路：液压缸 18 下（有杆）腔 液控单向阀 9 电液换向阀 6 油箱。此时液压缸滑块 16 因自重而快速下降，主液压泵 1 全部流量尚不能满足快速要求的流量，液压缸 18 上腔形成局部真空，呈泵工况，油箱（置于液压缸顶部）中油液在大气压力下经液控充液 阀（液控单向阀） 14 充入，避免了上述不利现象产生。 2)慢速接近工件和逐步加压 挡铁 17压下行程开关 磁铁 3电，电磁换向阀 8处于常态（图示位置），液控单向阀 9关闭，阀芯紧闭。 进油路：主液压泵 1 电液换向阀 6 单向阀 13 液压缸 18上腔； 回油路：液压缸 18 下腔 顺序阀 10 电液换向阀 6 油箱。顺序阀10 使下腔建立起背压，滑块靠自重不能下降，主液压泵 1 供给的压力油使之下行。这时上腔压力升高，充液阀（液控单向阀） 14 关闭，活塞速度降低。当滑块慢速接触工件时，阻力（负载）急剧 增加，主液压泵 1工作压力急剧升高，排量自动减小，液压缸活塞速度进一步降低，以极慢的速度对工件加压。 3)保压延时 当液压缸 18工作压力达到预定值时，压力继电器 12发出电气控制信号，电磁铁 2液换向阀 6复中位，液压缸进回液腔封闭，主液压泵 1经电液换向阀 6中位卸荷。保压时间可由压力继电器 12控制的时间继电器调节。 4)快速回程 19 保压结束后，时间继电器发出信号使电磁铁 21液换向阀 6 切至左位，同时进油路控制油液使充液阀（液控单向阀） 14 打开，为液压缸 18退回做好准备。这时： 进油路： 主液压泵 1 电液换向阀 6 液控单向阀 9 液压缸 18下腔； 回油路：液压缸 18上腔 充液阀（液控单向阀） 14 油箱。 需要说明的是，电液换向阀 6 切至左位时，液压缸 18 还未泄压时，上腔压力很高，卸荷阀 11（带阻尼孔）呈开放状态，主液压泵 1 的输出油液经此阀阻尼孔回油箱，这时主液压泵 1工作压力较低，不足以使液压缸回程，但可使充液阀（液控单向阀） 14 开启，使液压缸 18上腔泄压；当液压缸上腔压力降到定值时，卸荷阀 11关闭，此时主液压泵 1才开始向液压缸 18下腔供液，液压缸快速回程。 5)停止 液压缸位于其 反向行程末端时，挡铁下压行程开关 磁铁 1电，电液换向阀 6处于中位，液压缸被锁而停止。主液压泵 1此时处于卸荷状态。在使用中，可随时手动控制 1液压缸随时处于停止状态。 其工作循环和电磁铁动作顺序表如表 3示。 表 3压压力机工作循环和电磁铁动作顺序表 动作名称 信号来源 换向滑阀工作状态 电磁铁动态状态 电液换向阀 6 电磁换向阀 8 1 压 缸 快速下行 2右位 右位 + + 慢速加压 挡铁行程开关 3电 ， 4电 右位 常态 + 保压延时 压力继电器 12发出信号， 2中位 快速回程 压力继电器 12发出信号， 1左位 + 停止 行程开关 1中位 算与选择液压元件 压泵及驱动电机计算与选定 （ 1）、液压泵的选择 液压泵的最高工作压力计算 20 由工况图 4以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即61 由于进油 路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为 。则液压泵的最高工作压力 M 16 所需的液压泵最大供油量 液压缸的最大输入流量估算。取泄漏系数K= ) 暂 取 泵 的 容 积 效 率 v= 算 得 泵 的 排 量 参 考 值 为 000qv/000*500*r 根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的 251额定压力 2V=25mL/r， n=1500r/积效率 v=5*1500*合系统对流量的要求 （ 2）、电动机 的选择 固定设备的液压系统，其液压泵通常用电动机驱动。 根据算出的功率和液压泵的转速及其使用环境，从产品样本或手册中选定其型号规格 额定功率、转速、电源、结构形式（立式、卧式，开式、封闭式的等） ，并对其进行核算，以保证每个工作阶段电动机的峰值超载量都低于 25%。 由于液压泵通常在空载下启动，故对电动机的启动转矩没有过高的要求，负荷变化比较平稳，启动次数不多，故可采用笼型三相异步电动机。但若液压系统功率较大而电网容量不大时，可采用绕线转子电动机。对于采用变频调节流量方案的液压泵，则应采用变频调速 或电磁调速控制的交流异步电动机驱动液压泵。 由工况图知，最大功率出现在终压阶段 t=，由此时的液压缸工作压力和流量可算得此时液压泵的最大理论功率 p+p） 8+*（ ，则算得液压泵驱动功率为 t/p=手册，选用规格相近的 4型封闭式三相异步电动机，转速 1440r/定 功率为 21 按所选电动机转速和液压泵的排量，液压泵的最大实际流量为 m 4 0 大于计算所需流量 足使用要求。 压控制阀和液压辅助元件的选定 根据所选择的液压泵规格和系统的工作情况，容易选择系统的其他液压元件，一并列入表 8号 元件名称 估计通过流量()型号 规格 1 斜盘式柱塞泵 25 251B 32 25 80 15通径，压力损失 直动式溢流阀 12 0通径， 32式联接 4 背压阀 63 0通径， 21式联接 5 二位二通手动电磁阀 80 226 三位四通电磁阀 60 34通径，压力 液控单向阀 40 2通径， 32 调速阀 80 0通径， 16 调速阀 80 0通径， 160 二位二通电磁阀 30 22通径，压力 20 1 压力继电器 通径， 2 压力表开关 26测点 13 油箱 14 液控单向阀 2通径， 325 上液压缸 16 下液压缸 17 单向节流阀 48 0通径， 168 单向单向阀 48 0通径， 169 三位四通电磁换向阀 25 34通径， 160 减压阀 40 0通径，板式连接 管的选择 油管系统中使用的油管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管 22 等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压， P=6 P ， 钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。 尼龙管用在低压系统；塑料管一般用在回油管用。 胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。 1. 管接 头的选用： 管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式联接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。 管接头的种类很多，液压系统中油管与管接头的常见联接方式有： 焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ 普通细牙螺纹（ M）。锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压液压系统；细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或 ，有时也采用紫铜垫圈。 4（ 1） 式中 Q 通过管道内的流量 3v 管内允许流速 见表： 表 压系统各管道流速推荐值 油液流经的管道 推荐流速 m/s 液压泵吸油管 压系统压油管道 3 6，压力高，管道短粘度小取大值 23 液压系统回油管道 1). 液压泵压油管道的内径： 取 v=4m/s 4根据简明手册 d=20管的外径 D=28 管接头联接螺纹 2。 (2). 液压泵回油管道的内径 ： 取 v=s 4d=21据简明手册 d=25管的外径 D=34 管接头联接螺纹 2。 3. 管道壁厚 的计算 2 pd m 式中： p 管道内最高工作压力 d 管道内径 m 管道材料的许用应力 b 管道材料的抗拉强度 Pa n 安全系数，对钢管来说， 7p 时，取 n=8； 时， 取 n=6； 时，取 n=4。 根据上述的参数可以得到： 我们选钢管的材料为 45#钢，由此可得材料的抗拉强度 b =600 M 0
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