液压传动课程设计--小型液压机液压系统设计.docx

课题22：小型液压机液压系统设计14组目录摘 要- 1 -1.工况分析及大致方案的拟定- 2 -1.1前言（设计任务书）- 2 -1.1.1课程设计的目的- 2 -1.1.2 课程设计题目- 2 -1.1.3课程设计主要内容- 3 -1.1.4任务分配- 3 -1.2液压机的工作特性- 4 -1.3 液压系统的工况分析及计算- 4 -1.3.1 确定执行元件的形式- 4 -1.3.2主缸及夹紧缸的运动分析- 4 -1.3.3负载分析- 7 -1.3.4液压缸主要参数的确定- 8 -1.3.5液压系统的拟定- 10 -2.计算和选择液压件- 13 -2.1确定液压泵的规格和电动机功率- 13 -2.1.1计算液压泵的最大工作压力pp1、pp2- 13 -2.1.2确定泵的流量qp- 13 -2.1.3选择液压泵的规格型号- 13 -2.1.4选择电动机的功率、转速和型号- 14 -2.2阀类元件及辅助元件的选择- 14 -2.3油管的选择- 15 -2.4确定油箱容量- 15 -3.液压缸设计- 16 -3.1 液压缸的选择- 16 -3.1.1缸筒和缸盖组件- 16 -3.1.2排气装置- 17 -3.2活塞及活塞杆组件- 18 -3.2.1 确定活塞及活塞杆的连接形式- 18 -3.2.2 选择活塞及活塞杆的材料- 18 -3.2.3 活塞与缸筒的密封结构- 18 -3.2.4 活塞杆的结构- 19 -3.2.5活塞杆的强度校核- 19 -3.2.6 活塞杆的导向、密封和防尘- 19 -3.2.7活塞- 20 -3.2.8缓冲装置- 20 -3.3 缸体长度的确定- 21 -4. 液压系统性能的验算- 21 -4.1 液压系统压力损失- 22 -4.2 液压系统的发热温升计算- 25 -5.主油缸的装配图绘制与选型- 26 -5.1绘制主油缸装配图- 26 -5.2选型：- 27 -结束心得- 31 -参 考 文 献- 1 -摘 要液压机是一种以液体为工作介质，根据帕斯卡原理制成的用于传递能量以实现各种工艺的机器。液压机作为一种通用的无削成型加工设备，其工作原理是利用液体的压力传递能量以完成各种压力加工的。液压机一般由本机（主机）、动力系统及液压系统三部分组成。而液压系统则是以油液作为工作介质，利用油液的压力能并通过控制阀门等附件操纵液压执行机构工作的整套装置。一切工程领域，凡是有机械设备的场合，均可采用液压技术。本说明书主要用于说明根据工作进程和一些工作要求设计出的小型液压机的液压系统，包含设计构思，工作原理和过程分析，相关参数计算，元件选型和系统验算等，并以说明书、原理图和主油缸装配图的方式将最终结果表现出来。关键词：液压机，元件选型，原理图，装配图，液压系统设计 1.工况分析及大致方案的拟定1.1前言（设计任务书）1.1.1课程设计的目的液压传动与控制课程设计是机械电子工程专业学生在学完流体传动与控制以及其他有关课程，并经过生产实习后进行的一个重要的实践性教学环节。学生通过本课程设计能够进一步熟悉并掌握液压传动与控制的基本概念、熟悉液压元件结构原理、熟悉液压基本回路、掌握液压系统图的阅读方法及基本技能、能够综合运用本课程及工程力学、机械设计等有关课程的知识设计一般工程设备液压系统。同时，学生通过本课程设计可在以下几方面得到训练：正确进行工程运算和使用技术文件、技术资料的能力；掌握系统方案设计的一般方法；正确表达设计思想的方法和能力；综合利用所学知识解决工程实际问题的能力。1.1.2 课程设计题目设计一台用成型铣刀在加工件上加工出成型面的液压专用铣床，工作循环：手工上料自动夹紧工作台快进铣削进给工作台快退夹具松开手工卸料。设计参数见下表。其中：工作台液压缸负载力（KN）FL=20夹紧液压缸负载力（KN）Fc=5.8工作台液压缸移动件重力（KN）G=2.0夹紧液压缸负移动件重力（N）Gc=65工作台快进、快退速度（m/min）V1=V3=5.8紧液压缸行程（mm）LC=10工作台工进速度（mm/min）V2=40紧液压缸运动时间（S）tc=2工作台液压缸快进行程（mm）L1=280轨面静摩擦系数s=0.2工作台液压缸工进行程（mm）L2=70轨面动摩擦系数d=0.1工作台启动时间（S）t=0.51.1.3课程设计主要内容查阅文献，了解并熟悉设计工况；确定液压系统及主油缸的主要参数；绘制系统原理图；计算选择各液压元件；验算系统性能；绘制主液压缸装配图；编制技术文件，撰写课程设计说明书；1.1.4任务分配姜文雷：进行工况分析，绘制负载循环图、速度循环图，设计液压系统，并绘制原理图，动作顺序表；黄德荣：计算除主油缸外液压系统各元件的相关参数，根据技术手册等相关资料进行选型；赵兴平：根据液压系统及所选元器件的参数对液压系统性能验算陈根及郭潘：由于关于液压缸的工作量比较大，故由两人合作，计算主液压缸相关参数，根据技术手册等相关资料进行选型；绘制主液压缸装配图，选择零件型号及装配。注：计算说明书由所有成员合作完成。1.2液压机的工作特性一切工程领域，凡是有机械设备的场合，均可采用液压技术。液压机采用液压系统传动方式的优点有：液压传动装置体积小、结构紧凑、布置灵活；易实现无级调速，调速范围宽，便于与电气控制相配合实现自动化；易实现过载保护和保压，安全可靠；元件易于实现系列化、标准化、通用化；液压易与微机控制等新技术相结合，构成“机-电-液-光”一体化便于实现数字化等等。液压机作为一种通用的无削成型加工设备，其工作原理是利用液体的压力传递能量以完成各种压力加工的。其工作特点之一是动力传动为“ 柔性”传动, 不象机械加工设备一样动力传动系统复杂, 这种驱动原理避免了机器过载的情况1.3 液压系统的工况分析及计算1.3.1 确定执行元件的形式液压机采用为立式布置，工作台做直线往复运动，往返速度相同；在工作中需要加紧工件，因此还需一个夹紧缸加紧工件；单杆双作用活塞式液压缸 , 是液压系统中作往复运动的执行机构，具有结构简单，工作可靠，装拆方便，易于维修，且连接方式多样等特点，能够满足一般小型液压机的运动要求。故在本次设计中工作缸及加紧缸均可可选缸筒固定的单杆双作用活塞液压缸（取缸的机械效率m=0.94），作为执行元件驱动部分。1.3.2主缸及夹紧缸的运动分析根据已知参数对运动过程进行进行计算，其计算结果见下：1.夹紧缸加紧运动时间：tc=2s2.工作缸启动时间：t=0.5s3.工作缸快进时间 已知：工作台快进速度 V1=5.8m/min；工作台液压缸快进行程 L1=280mm 所以，工作台快进时间为 t快=L1V1=2.897s4.工作台共进时间：已知：工作台工进速度 V2=40mm/min；工作台液压缸工进行程 L2=70mm 所以，工作台快进时间为 t工=L2V2=105s5.工作台快退时间：已知：工作台快退速度 V3=45.8m/min；工作台液压缸工进行程 L3=L1+L2=70+280=350mm 所以，工作台快进时间为 t退=L3V3=3.621s则主缸与夹紧缸的理想运动阶段图如下主缸工作循环图如下：加紧缸工作图如下：主缸位移循环图,速度图及速度循环图如下1.3.3负载分析(1)工作缸工作负载 工件的压制抗力即为工作负载：Fg=20KN 摩擦负载 静摩擦阻力： =0.22000=400N 动摩擦阻力： =0.12000=200N 惯性负载 其中：g重力加速度；g=9.81m/s2v速度变化量（m/s2）；v=0.0967t为启动或制动时间（s）；t=0.5s所以 则各阶段的外载荷FW为：启动：FW=Fg+Ff+Fa=0+400=400N加速：FW=Fg+Ff+Fa=0+200+39.41=239.41N快速进给：FW=Fg+Ff=0+200=200N共进：FW=Fg+Ff=20000+200=20200N快退：FW=Fg+Ff=0+200=200N制动：FW=Fg+Ff-Fa=0+200-39.41=160.59N除外载荷外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力，Fm由于各种缸的密封材质和密封方式不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为：Fm=(1-m）F式中：m液压缸的机械效率，取0.94。 F=FWm则载荷F各阶段为：启动；F=400/0.94=425.53N加速：F=239.41/0.94=254.70N快速进给：F=200/0.94=212.77N工进：F=20200/0.94=21489.36N快退：F=200/0.94=212.77N制动：F=160.59/0.94=170.83N则负载循环图如下：400212.77(2)夹紧缸惯性力和摩擦力可以忽略不计，则为负载FW=G+FC=5800+65=5865N 则工作时负载为：F=FWm=5862/0.94=6239.36N1.3.4液压缸主要参数的确定(1)工作缸初选液压缸的工作压力由液压缸的最大推力为21489.31N，去文献3表9-1查出，当负推力为（23）104N时，工作压力可选为（30-40）105pa，根据文献3表9-2应选（30-50）105pa，今初选缸的工作压力为p1=3.5Mpa。计算液压缸的尺寸由于是组合机床，为了使共进完毕后不致前冲，在回油路上要装背压阀或采用回油节流调速，按文献3表9-3选定背压为p2=0.8Mpa。，由负载循环图可知，最大负载在工作进给阶段，采用无杆腔进油，而且去d=0.7D(即A1=A2),以便采用差动连接时，快进与快退的速度相等，因此液压缸的受力平衡式为1A1=P2A2+F(其中A1=A2)A1=F1-P22=21489.36(35-82)105=6.93210-3m2D=4A1=46.93210-3=0.094m按标准取D=10cm,则d=0.7D=7cm。液压缸无杆腔和有杆腔的实际有效面积A1、A2为A1=D24=1024=78.54cm2A2=4D2-d2=4102-72=39.27cm2计算液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率的实际值如下表工况负数/N液压缸计算公式回油腔压力p2105/pa输入流量q/(L/min)进油腔压力p1105/pa输入功率P/Kw差动启动阶段425.53-1.08-p1=F+A2PA1-A2q=（A1-A2）v1P=p1q加速阶段254.7010.65-5.65-快进阶段212.7710.5422.85.540.22工进阶段21489.3280.31431.40.016p1=F+A2p2A1q=A1v2p=p1q快退阶段212.77522.810.50.40p1=F+A1p2A2q=A2v3p=p1q（2）夹紧缸 由上可知其最大负载F=6239.36，则根据文献3表9-1，选取其工作压力为2Mpa。 夹紧缸内径为：D=4FP=46239.362106=0.063m根据国标去D=63mm，有文献3表3-5查的，d可取0.5D=31.5mm.根据国标取d=32mm液压缸无杆腔和有杆腔的实际有效面积A1、A2为A1=D24=6.324=31.17cm2A2=4D2-d2=46.32-3.152=23.15cm2则流量为:q=AV=D24v=0.935L/min.1.3.5液压系统的拟定1) 确定调速方式液压回路的选择，首先选择调速回路，由工况图中的曲线可知，这台组合机床液压滑台液压系统的功率小，液压滑台的速度小，宜采用节流调速。为了减少主缸换向时的冲击，顾将调速回路放置回油路线，提供背压，以提高运动的稳定性。2）确定油源由于在快进与快退的速度相等，顾可采用差动方式。且由工况图的曲线可知，液压系统的工作主要是有低压大流量和高压小流量的两阶段组成，其最大流量和最小流量之比k=22.8/0.314=73,而工进和快进的时间比为t1t2=1052.896=35。因此，从提高系统效率的、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源是不合适的，宜采用双泵供油系统。当快退和快进是泵1（低压大流量）与泵2（高压小流量）同时供油，当工进时，系统压力升高，从而打开顺序阀6使泵1卸荷。3）确定换向回路 为实现工件夹紧后工作台自动启动，采用夹紧回路上的压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。要求工作台能在任意位置停止，泵不卸载，故电磁阀必须选择O型机能的三位四通阀。由于要求工作台快进与快退速度相等，故快进时采用差动连接，且液压缸活塞杆直径d0.7D。快进和工进的速度换接用二位三通电磁阀来实现。4）组成液压系统图 由以上所选出的基本回路，在根据具体的工况及运动要求，用FluiSIMH软件进行模拟仿真后，得出完善的液压系统图系统图中个电磁阀的动作顺序见下表。、执行其动作电磁铁1DT2DT3DT4DT5DT物料加紧-+-启动-+快进-+工进+-+快退+-+-制动+-卸料-+-5）系统工作过程 物料加紧：3DT通电，双泵的流量经加压阀后通过三位四通阀经调速阀进入夹紧缸，从而使物料加紧快速空程：3DT断电，夹紧缸保压，5DT通电，双泵经调速阀后，经差动方式进入油缸，从而使缸快速前进。工进：1DT与5DT通电，K处系统压力变高，从而卸压阀打开，泵1卸荷。泵2单独给液压缸供油，油在回油路经调速阀进入油箱，从而控制缸的速度。快退：1DT与4DT通电，k处压力变小，卸压阀关闭，双泵供油经调速阀，单向阀进入油缸，使油缸快速复位。制动：此时主缸处三位四通阀处于静止位置，缸内油无法流动，从而制动卸料：2DT通电，双泵经减压阀通过单向阀后进入夹紧缸，从而夹紧缸快退。2.计算和选择液压件2.1确定液压泵的规格和电动机功率2.1.1计算液压泵的最大工作压力pp1、pp2由液压缸工况图知，液压缸的最大工作压力为3.14Mpa，是在液压缸进行工进时出现的，按系统图工作原理，在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路的单向阀损失p1=0.15Mpa,选 取调速阀损失为p2=0.5Mpa,管道及其它为p3=0.23Mpa。则小流量泵的最大工作压力pp1p1+p2+p3=(3.14+0.15+0.5+0.23)Mpa=4.02Mpa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由上液压缸工作表可见，快退时液压缸的工作压力高于快进时的工作压力。其值为1.05Mpa.回路上有两个单向阀，一个调速阀，管道和其它的总共为9.8Mpa。则大流量泵的最高工作压力为pp2（10.5+9.8）Mpa=20.3Mpa2.1.2确定泵的流量qp由液压缸工况图知，在快速运动时，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为22.8L/min，由于系统存在泄漏，如取泄漏量p=0.1q，则两个液压泵的总供油量为qp=1.1q=1.1x22.8L/min=25.08L/min由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，工进时的流量为0.314L/min，因而小流量液压泵的最小流量应为3.314L/min。2.1.3选择液压泵的规格型号由以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取YB-4/25双联叶片泵，每转排量q0=6.4194mL/r额定压力pn=7Mpa2.1.4选择电动机的功率、转速和型号因大泵流量比实际的快速运动速度较要求的略高。由液压缸工况图可知，液压缸的最大功率出现在快退阶段，这时液压泵的供油压力值为2.03Mpa。流量为已选取的流量值为29L/min。取总效率为p=0.75则驱动电机的功率为Pp=ppqp103p=20.3x105x29x10-3103x60x0.75=1.31Kw按产品目录选用Y90L-4型电动机，其功率为1.5Kw,转速为1400r/min。2.2阀类元件及辅助元件的选择根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量选出元件的型号规格，如下表：液压元件的型号序号元件名称实际流量（L/min）型号1.2双联叶片泵-YB-4/253溢流阀4Y-10B4 减压阀1DR5DP5调速阀22.82FRM10/256溢流阀1Y-10B7二位四通电液阀2.54WE6C8调速阀1Q-4B9调速阀1Q-4B10 二位三通换向阀22.83WE6A11.12液压缸-13三位四通电液阀22.84WE9D14单向阀2.5S10A215单向阀2.5S10A216单向阀22.8S15A217单向阀4S10A218单向阀2.5S10A219滤油器35XU-40X2002.3油管的选择油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可接管路允许流速进行计算，本系统主要路流量为差动时流量Q=22.8Lmin压油管的允许流速取V=5m/s则内径d为 d=4.6qv=4.622.85=9.8 若系统主油路流量按快退时取Q=10.5Lmin，则可算得油管内径d=6.6mm. 综合上述条件则可得d=10mm。即上面各阀的通径取10mm，现查找参考设计书，参照YB-4/25变量泵吸油口连接尺寸，故可取吸油管内径d为63mm。2.4确定油箱容量按经验公式计算V=(57)qp=6x29=174L3.液压缸设计3.1 液压缸的选择3.1.1缸筒和缸盖组件确定液压缸油口尺寸液压缸的油口包括油口孔及连接螺纹。油口可布置在缸筒或缸盖上，油口直径应根据活塞最大速度和油口最高流速确定，计算公式如下：式中D液压缸内经，m； 液压缸最大输出流速，m/min； 油口流动速度，m/min，一般不大于5m/s。油口连接螺纹尺寸见参考文献4，表7-20。对于无杆腔部位油口：见参考文献4，表7-20，选取M202的链接螺纹尺寸。对于有杆腔部位油口：见参考文献4，表7-20，选取M152的螺纹连接尺寸。确定缸筒和缸盖的连接形式查找参考文献4表4-5，在本设计中，缸筒和缸盖的连接形式选用焊接。选择缸筒和缸盖材料缸筒选材：铸钢45 前缸盖选材：铸钢45后缸盖选材：铸钢45计算缸筒和缸盖的结构参数1)缸筒壁厚的计算本次设计的液压系统为高压系统，因此按厚壁缸筒计算式中p液压缸工作压力，MPa；试验压力，MPa；D液压缸内径，m；缸体材料许用应力，MPa，取铸钢=120Pa；2)缸筒外径的计算见参考文献6表3-11 标准液压缸的缸筒外径系列，选取的液压缸信息如下表：产品系列代号额定压力缸筒内径D/mmE型4100缸筒外径/mm1303)缸底厚度h的计算 当缸底有油口时式中缸底材料许用应力，MPa；4)缸筒与缸盖的配合根据参考文献4查得，一般缸盖与缸筒的配合采用H9/f9的间隙配合；缸筒与导向套采用H7/g6配合；缸底与缸筒采用H7/g6配合。3.1.2排气装置排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定，一般把排气阀安装在液压缸两端的最高位置与压力腔相通，以便安装后、调试前排除液压缸内的空气。对于运动速度稳定性要求较高的机床和大型液压缸，则需要设置排气装置，如排气阀等。排气阀的结构有多种形式常用的有如参考文献4图5-4所示的几种结构，该系统中采用参考文献4图5-4（a）所示的排气阀，该排气阀为整体型排气阀，其阀体与阀芯合为一体，材料为不锈钢3cr13，锥面热处理硬度HRC3844。3.2活塞及活塞杆组件3.2.1 确定活塞及活塞杆的连接形式 活塞与活塞杆的连接结构可分为整体式和装配式，装配式又有螺纹连接、半环连接、弹赞挡圈连接和锥销连接等类型。液压缸在一般工作条件下，活塞与活塞杆采用螺纹连接。但当工作压力较高或载荷较大、活塞杆直径又较小的情况下，活塞杆的螺纹可能过载。另外工作机械振动较大时，固定活塞的螺母有可能振动，因此需要采用非螺纹连接。活塞及活塞杆的常用连接形式见参考文献4,表4-10，本设计根据工作压力及活塞直径、机械振动的大小，选用螺纹连接。3.2.2 选择活塞及活塞杆的材料由参考文献5可选活塞选择ZQSn6-6-3为材料；活塞的材料通常采用钢，耐磨铸铁，灰铁HT15-33, HT20-40和铝合金等。本设计根据条件选择45钢；粗加工后调质到硬度为229285HB，必要时高频淬火达到4555HRC。3.2.3 活塞与缸筒的密封结构活塞与缸筒之间既有相对运动，有需要使液压缸两腔之间不漏油。根据液压缸的工作压力及作用选择Yx型密封圈进行密封。见参考文献4，表5-8。沟槽的公差选取为h9或H9。3.2.4 活塞杆的结构 活塞杆端部与工作机械的连接结构，主要有以下几种形式：焊接式单耳环；整体式单耳环；光滑端部；双耳环；球头；法兰结构形式；外螺纹连接；内螺纹连接。液压缸通常通过活塞杆的端部与其驱动机构相连接。参见参考文献4，表5-3常用活塞杆端部结构形式，则本设计选用法兰结构形式。3.2.5活塞杆的强度校核活塞杆只承受轴向力的作用，因此只进行拉压强度校核，此时3.2.6 活塞杆的导向、密封和防尘活塞杆导向套装在液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时时把杂质、灰尘和水分带到密封装置处，损坏密封装置。导向套的尺寸配置与最小导向长度导向套的主要尺寸时支承长度，通常按活塞杆直径、导向套的形式、导向套材料承受能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。导向套过短将使缸应配合间隙引起初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性，因此，设计时必须保证有一定的导向长度，一般液压缸的最小导向长度应满足：L液压缸最大行程，mm；D缸筒内经，mm；其他尺寸见参考文献4，表5-10导向套的尺寸配置与最小导向长度。其中导向面长度包括了导向套的长度与缸盖厚度部分，参见参考文献4，选择普通导向套。取导向套长度为60mm，端盖总厚度80mm，防尘圈沟槽宽度为16mm。又因导向面总长度为60+80-16=124mm67.5mm，故满足要求。导向套外圆与端盖内孔的配合采用H7/g6。导向套内径的配合一般多为H7/g6（或H9/f9），其表面粗糙度为1.63.2。外圆与内孔的同轴度不大于0.03mm，圆度与同柱度公差不大于直径公差之半，内孔中的环形油槽要浅而宽，以保证良好润滑。活塞杆的密封和防尘参见参考文献4，表8-57活塞杆常用密封与防尘结构，选用J型防尘圈。3.2.7活塞活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当，即不能过紧，也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，其次还有活塞与活塞杆的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。活塞的结构形式：活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞结构形式，参考文献4表4-10、4-12与8-50，活塞及活塞杆的密封圈使用，该系统液压缸中可采用Yx形圈密封。所以，活塞的结构形式可选用组合活塞。3.2.8缓冲装置液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的活塞，在到达行程终端减速到零，目的是消除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击，同时也为了降低活塞在改变运动方向时液体发出的噪声，使液压系统速度换接平稳，速度稳定。缓冲装置的工作原理时使缸筒低压油腔内油液（全部或部分）通过节流把动能转化为热能，热能则由循环的油液带到液压缸外。液压缸的活塞速度在0.1m/s时，一般不采用缓冲装置；在0.2m/s时，则必须采用缓冲装置。3.3 缸体长度的确定液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程，活塞的宽度和导向套宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不大于内径的2030倍,即在本系统中缸体长度不大于20003000mm。参见参考文献4，则本系统中：活塞行程L=350mm；活塞宽度B=（0.61）D=60100mm，其中D为液压缸内经；导向套滑动面的长度A=（0.61）D=60100mm；取活塞宽度B=60mm，导向套滑动面的长度A=60mm，液压缸缸底厚度H=40mm，液压缸缸盖厚度H=40mm液压缸缸体内部长度为液压缸行程长度、导向套宽度与活塞宽度之和，即：350+60+60=470mm液压缸缸体外形长度为液压缸内部长度与缸盖厚度之和，即：470+40+40=550mm由于550（10-15）d，所以不需要对活塞杆进行校核。4. 液压系统性能的验算 液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切的计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要重新进行调整，或采取其他必要的措施。4.1 液压系统压力损失已知：工作缸进、回油管长度均为l=3m,油管直径d=6310-3m,选用L-HL32型液压油，油的最低工作温度为15，由设计手册查出此时油的运动粘度=0.6 cm2/s，油的密度=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式配置形成。(1) 判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，回路中最大流量为22.8L/min，此时油液流动的雷诺数为 Re= dv=4qdv=422.810-3600.610-43.146310-3=128即最大雷诺数为128，小于临界雷诺数2000，所以各工况下油液的流动状态都为层流。(2) 计算系统压力损失 将层流流动状态沿程阻力系数=75Re=75d4q 和油液在管道内的流速 v=4qd2 代入沿程压力损失计算公式 p1=ldv22得 p1=475l2d4q=4750.91030.610-4323.14（6310-3）4q=4.91105q管道的局部压力损失常用以下经验公式计算 p2=0.1p1各工况下阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 p3=pn（qqn）2其中qn阀的额定流量（m3/s） q 阀的实际流量（m3/s） pn阀的额定压力损失（Pa）总的压力损失等于 p=p1+p2+p3由产品样本上查得中低压阀类在公称流量下的压力损失最大值：顺序阀、换向阀和行程阀的压力损失各为3105Pa，单向阀的压力损失为2105Pa1）快进进油路：通过单向阀17的流量是4 L/min，通过调速阀5的流量是22.8L/min，通过换向阀13的流量是22.8L/min， 因此阀总的压降为 p3=2105（463）2+3105(22.863)2+3105(11.463)2=0.049MPap1=4.91105q=4.9110522.810-360=0.00019MPa p2=0.1p1=0.10.00019=0.000019 Mpa进油路总的压力损失为 pi=p1+p2+p3=0.0492MPa回油路：通过换向阀10和单向阀16的流量都是22.8 L/min，因此总的压降为 p3=2105（22.863）2+3105(11.463)2 =0.236MPa p1=4.91105q=4.9110522.810-360=0.00019MPa p2=0.1p1=0.10.00019=0.000019 Mpa回油路总的压力损失为 po=p1+p2+p3=0.2362MPa将回油路上的压力损失折算到进油上去，得到快进时整个回路中的压力损失p=pi+po（A2A1-A2） =0.0492+0.236239.2778.54-39.27 =0.2854MPa2）工进进油路：通过换向阀的流量很小，压力损失不计，通过调速阀的压力损失为5105Pa，则 pi=0.5Mpa回油路：背压阀处的压力损失为8105Pa，顺序阀3处通过的流量（22.8+4）L/min也造成压力损失， po=8105Pa+3105(26.822.8)2 =1.2MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，得到整个回路的压力损失为p=pi+po（A2A1-A2） =0.5+1.239.2778.54-39.27 =1.7MPa重新计算液压缸的工作压力为p1=F+A2p2A1=21489+1.210639.2710-478.5410-4106 MPa=2.74 MPa又压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5 MPa则小流量泵的工作压力为Pp1=p1+pi+pe=2.74+0.5+0.5=3.74 MPa3）快退 进油路：通过单向阀5的流量是22.8 L/min，通过调速阀16的流量是22.8L/min，通过换向阀13的流量是22.8L/min， 因此阀总的压降为pi=2105（22.863）2+3105(22.863)2+3105(11.463)2=0.0753MPa回油路：单向阀17的流量为4 L/min，调速阀5的流量为22.8L/min，总的压降为 po=2105（463）2+3105(22.863)2 =0.04MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，得到整个回路的压力损失为p=pi+po（A2A1-A2） =0.0753+0.0439.2778.54-39.27 =0.1153MPa4.2 液压系统的发热温升计算 工进在整个循环过程中所占的比例极大，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。近似认为损失的功率都转变为热量，按下式计算 H=Pr-Pc工进时液压缸的有效功率为 Pc=Fv=21489.360.04100060=0.014 Kw Pp2=pn（qqn）2=0.3（22,863）2=0.039 MPa则液压系统的总输入功率为Pr= Pp1qp1+ Pp2 qp2 = 3.741063.3110-360+0.03910625.0810-3600.8=0.278 Kw由此计算得液压系统的发热量为 H=Pr-Pc=0.278-0.039=0.239 Kw则油液温升近似为T=H3V2103 =0.23910331742 =7.65温升没有超过允许范围，液压系统中无须设置冷却器。5.主油缸的装配图绘制与选型5.1绘制主油缸装配图图纸选择A2号图纸，由于图纸较大字体较小，所以放大部分字体根据初步设计，整个主油缸大致分为13个主要零件5.2选型：根据计算，确定主油缸各主要尺寸参数，然后需根据书上选型方法进行选型。1. 根据液压传动与控制课程设计指导书表3-1，选定为双作用液压缸，且为单活塞杆，其主要特点是活塞可双向运动，且具有一定的缓冲效果。2. 选择缸的结构类型：根据液压传动与控制课程设计指导书表3-2，分析拉杆型、焊接型、法兰型液压缸的特性。由拉杆型特点可知，其结构简单，制造和安装均较为方便，缸筒是用内径经过研磨的无缝钢管半成品，按行程要求的长度可切割。端盖与活塞为通用件，但这类缸受行程长度、缸内径和额定工作压力的限制。当行程及拉杆长度过长时，安装时容易偏斜，致使缸筒端部泄露。缸筒内经过大或额定工作压力过高时，由于径向尺寸布置和拆装问题，拉杆直径尺寸受到限制，只是拉杆的拉应力可能超过屈服极限，因此这类缸适用于行程1.5m，缸内径250mm，额定工作压力小于20MPA的。而焊接型缸暴漏在外面的零件较少，外表光洁，外形尺寸小，能承受一定的冲击负载和恶劣的外界环境条件。但由于前端盖螺纹强度和预紧时端盖该对操作的限制，因此不适用于过大缸内径和大压力。而法兰型由于尺寸较大，适用于大中型液压缸，能承受较大冲击负荷和恶劣外界环境条件，属于重型缸，多用于重型机械和冶金机械。综合来看，我们选择了拉杆型液压缸，但前端盖连接处采用了法兰连接，前段处采用如液压传动与控制课程设计指导书中图3-1所示前端法兰安装方式。3. 选择安装方式：由液压传动与控制课程设计指