镇江高专 150钻、镗两用组合机床液压系统设计(带CAD图）
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镇江高专
150钻、镗两用组合机床液压系统设计(带CAD图）
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镇 江 高 专ZHENJIANG COLLEGE毕 业 设 计 (论 文)钻、镗两用组合机床液压系统设计Design of Hydraulic System for Drilling and Boring Machine系 名： （四号宋体） 专业班级： （四号宋体） 学生姓名： （四号宋体） 学 号： （四号宋体） 指导教师姓名： （四号宋体） 指导教师职称： （四号宋体） 年 月27摘 要本课题研究的主要內容是卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计。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。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。关键字：滑台液压系统；液压系统；液压元件; 性能 AbstractAs an important technical means of modern machinery and equipment to achieve transmission and control of hydraulic technology in all areas of the national economy has been widely used. Compared with other transmission control technology, hydraulic technology with high energy density configuration flexibility steady speed range, good work and quick and easy to control and overload protection easy to automate and integrate hydraulic integrated system design and manufacturing and maintenance of a variety of significant technological advantage and convenient, thus making it essential technical elements constitute the basic technology and modern control engineering, modern mechanical engineering.The main contents of this research is two-sided hole drilled through the combination of horizontal hydraulic machine power sliding feed system design. The design of the hydraulic system is part of the machine design, and its mission is based on the use, characteristics and requirements of the machine, using the basic principles of hydraulic transmission, hydraulic system to work out a reasonable figure, and then after the necessary calculations to determine the parameters of the hydraulic system then follow these parameters to choose the specifications of hydraulic components and structural design of the system, and finally to the main performance hydraulic system checking.Keywords: hydraulic components; slipway hydraulic system; hydraulic system performance目录目 录摘 要IAbstractII目 录11 绪论12 方案讨论及总体设计23 液压系统的功能原理计算33.1液压缸液压系统设计要求分析33.2 负载分析43.2.1 工作负载43.2.2 摩擦负载43.2.3 惯性负载43.2.4 液压缸在各阶段的负载值53.2.5 负载图与速度图的绘制53.3 液压缸主要参数的确定63.4 计算和确定2个液压缸的主要尺寸63.5 制定液压回路方案，拟定液压系统原理图163.6 计算与选择液压元件173.6.1 液压泵及驱动电机计算与选定173.6.2 液压控制阀和液压辅助元件的选定183.6.3油管的选择193.6.4液压系统的验算224结论与展望264.1结论264.2不足之处及未来展望26致 谢27参考文献281 绪论1 绪论组合机床是由大量的通用部件为基础，配以少量专用部件组成的一种高效专用机床。它能对一种或几种零件进行多刀、多轴、多面、多工位加工，在组合机床上可以完成钻孔、扩孔、铰孔、镗孔、攻丝、车削、铣削、磨削及滚压等工序；生产效力高，加工质量稳定。其组成是：床身（侧底座）、底座（中间底座、立柱底座）、动力滑台、夹具、动力箱、多轴箱、立拄、垫铁、液压装置、电器控制设备、刀具等。总体方案设计主要包括制定工艺方案（确定零件在组合机床完成的工艺内容及加工方法，选择定位基准和夹紧部位，决定工步和刀具结构形式、种类及切削用量等）、确定机床装配形式、制定影响机床总体布局和技术性能的主要部件的结构方案。 根据题目要求，该组合机床采用液压滑台驱动，实现进给运动。本设计为钻双面孔，分析可知，其加工为单工位的平面加工，且其加工的精度要求不是不高，生产需要为大批大量生产，故该组合机床的通用部件使用大型部件。液压传动系统是卧式单面钻镗两用组合机床机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。2 方案讨论及总体设计卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计，完成工件的加进工作台快进工作台工进工作台快退工件松开。设计一套液压系统，能完成快进-工进-死挡铁停留-快退-原位停止的工作循环，并完成工件的定位与夹紧。机床的快进速度为5m/min，快退速度与快进速度相等。工进要求是：能在20100mm/min范围内无级调速。最大行程为500mm，工进行程为300mm。最大切削力为12000N。运动部件自重为20000N。导轨水平放置。工件所需夹紧力不得超过6500N，最小不低于4000N。夹紧缸的行程为50mm，由松开到夹紧的时间t1=1s，启动换向时间t2=0. 2s。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。3 液压系统的功能原理计算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。3.1液压缸液压系统设计要求分析设计题目设计工作循环为：快进工进快退停止。1.已知参数设计一滑台的液压系统，实现的工作循环是：快进工进快退停止。根据前述说明，假设主要性能参数与性能要求如下： 卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计，完成工件的加进工作台快进工作台工进工作台快退工件松开。设计一套液压系统，能完成快进-工进-死挡铁停留-快退-原位停止的工作循环，并完成工件的定位与夹紧。机床的快进速度为5m/min，快退速度与快进速度相等。工进要求是：能在20100mm/min范围内无级调速。最大行程为500mm，工进行程为300mm。最大切削力为12000N。运动部件自重为20000N。导轨水平放置。工件所需夹紧力不得超过6500N，最小不低于4000N。夹紧缸的行程为50mm，由松开到夹紧的时间t1=1s，启动换向时间t2=0. 2s。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2-1所示液压系统工作台的执行元件为单杆活塞缸，图3.1 活塞杆3.2 负载分析 3.2.1 工作负载 工作负载Fe 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。 运动部件自重20000N，最大切削力为12000N3.2.2 摩擦负载 假设静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.13.2.3 惯性负载 惯性负载Fi 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 Fi =G/g*v/t (N) 式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s2 v=速度变化量， m/s2 t=启动或制动时间，s 一般机械t =0.10.5s，3.2.4 液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3.1所示：表3.1 液压缸各阶段的负载情况工况负载计算公式液压缸负载启动4000加速3020.4快进2000工进14000快退20003.2.5 负载图与速度图的绘制根据工况负载和以知速度和及行程S，可绘制负载图和速度图，如下图（图3.2、图3.3）所示：图3.2 负载循环图图3.3 速度循环图3.3 液压缸主要参数的确定（1）液压缸的内径和活塞杆的内径表3.3 按负载选择工作压力1负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455表3.3 各种机械常用的系统工作压力1机械类型机 床农业机械工程机械组合机床机械液压凿岩机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床铣床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032初选系统压力P=16Mpa3.4 计算和确定2个液压缸的主要尺寸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 工进油缸 式（3-1）夹紧油缸 式（3-1）式中F液压缸实际使用推力22400（N）(最大负载的情况下)；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPa）本次设计中液压缸已知系统压力=16MPa；故根据实际需要（考虑超载因素），查滑台缸筒内径系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取为50mm。液压气动系统及元件 缸内径及活塞杆外径 标准编号：GB/T 2348-1993表3.4 GB/T 2348-1993 直径系列直径系列/mm(GB/T 2348-1993)4、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3-1：由于快进速度和快退速度相等，属于差动连接，可以得到d=0.707D,代入计算并取标准直得d=35mm，根据标准系列，取d=35mm2活塞宽度的确定活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）50=（30-50）mm取=40mm3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的20-30倍。即：缸体内部长度快进行程L1=50mm，工进行程L2=200mm 总行程L= L1+ L2=250 mm4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（3-2） 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。=, 为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（3-3）计算 (该设计采用无缝钢管) 式（3-3）根据缸径查手册预取=30此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以： =161.5=24MP=100110（无缝钢管），取=100，其壁厚按公式（3-3）计算为 满足要求，就取壁厚为5mm。5 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、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式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3.5； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3.6。表3.5 液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3.6 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,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液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： 式（3-4）根据式（3-4）得到：显然，额定油压=16MP，满足条件；B为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围： 式（3-5） 式（3-6）先根据式（3-6）得到：=41.21显然，满足条件；C耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，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: 当额定压力时（MPa）D为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： (MPa） 式（3-7）因为查表已知=596MPa，根据式（3-7）得到：至于耐压试验压力应为：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: 缸筒内径（）； 缸筒外径（）； 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（）； 缸筒材料抗拉强度（）； 缸筒材料的屈服强度（； 缸筒材料的弹性模量（）； 缸筒材料的泊桑系数 钢材：=0.3 7缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；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： 式（3-8）式中， -法兰厚度（m）；密封环内经d=40mm（m）；密封环外径（m）；=50mm系统工作压力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服点353MPa；螺钉孔分布圆直径（m）；=55mm密封环平均直径（m）；=45mm法兰材料的许用应力（Pa）；=/n=353/5=70.6MPa法兰受力总合力（m） 所以=13.2mm为了安全取=14mm9缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3.4 缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）合成应力 (MPa) 式（3-11）式中, 液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是螺纹预紧系数，不变载荷=1.251.5，变载荷=2.54；液压缸内径；缸体螺纹外径；螺纹内经；螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.54；材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3-9）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3-11）得到合成应力为：=367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。 10密封件的选用A.对密封件的要求在液压元件中，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Yx形等。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。C.动密封部位密封圈的选用由于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10MPa时使用，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Yx型密封圈了。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Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。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3.5 密封方式图3.5 制定液压回路方案，拟定液压系统原理图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，在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。根据对机器的工作情况进行详细的分析，该机床需要快进、工进和快退三步一次进给运动。其工作过程由液压系统来实现。液压滑台是由滑台、滑座及油缸三部分组成，液压滑台是通过电气控制由夜压系统来实现的。滑台的工进速度由节流阀调节，可实现无级调速。电气控制电路一般采用行程、时间原则及压力控制方式。具有一次进给的液压动力滑台电气控制电路如图所示：表3.7 液压动力滑台电气控制电路图电磁铁YA1YA2YA3转换主令快进+-+SB5工进+-SB6快退-+-SB7停止-SB23.5.1 滑台原位停止滑台由油缸YG拖动前后进给，电磁铁YA1、YA2、YA3均为断电状态，滑台原位停止。3.5.2 滑台快进按下SB0按扭， YA1、YA3电磁铁得电，将电磁阀1HF及2HF推向右端，于是泵压出的压力油经1HF流入滑台油缸左腔，右腔流出的油经1HF、2HF也流入左腔构成差动快速回路使滑台快进。3.5.3 滑台工进当挡铁压动行程开关SQ1， YA3断电，电磁阀2HF复位，滑台右腔流出的油只能经节流阀流入油箱，滑台转为工进。3.5.4 滑台快退当滑台工进到终点， YA2得电，使电磁阀1HF推向左，变量泵压出的压力油经1HF流入滑台油缸右腔，左腔流出的油经1HF直接流入油箱，滑台快退。在上述电路中，若需要使滑台工进到终点，延时停留，即工作循环成为：快进工进延时停留快退。图3.6 液压滑台液压系统原理图3.6 计算与选择液压元件 3.6.1 液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 由工况图4-1可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即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为 所需的液压泵最大供油量qp按液压缸的最大输入流量估算。取泄漏系数K=1.1则 暂取泵的容积效率v=0.90可算得泵的排量参考值为 根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的25YCY141B压力补偿变量型斜盘式轴向柱塞泵，其额定压力Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容积效率v=0.92，符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=0.395s时，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 取泵的总效率为p=0.85，则算得液压泵驱动功率为 查手册，选用规格相近的Y90L14型封闭式三相异步电动机，转速1440r/min，额定功率为1.5Kw。 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 大于计算所需流量20.24L/min,满足使用要求。3.6.2 液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3.8序号元件名称估计通过流量型号规格1斜盘式柱塞泵2525YCY141B32Mpa，驱动功率24.6KN2WU网式滤油器25WU-25*18015通径，压力损失0.01MPa3直动式溢流阀12YEF-10B10通径，32Mpa，板式联接4背压阀63YF3-10B10通径，21Mpa，板式联接5二位二通手动电磁阀8022EF3-E10B6三位四通电磁阀 6034F3-Ea6B6通径，压力31.5MPa7液控单向阀40YAF3-Ea10B32通径，32MPa8调速阀80QFF3-E10B10通径，16MPa9调速阀80QF3-E10B10通径，16MPa10二位二通电磁阀3022EF3B-E10B6通径，压力20 MPa11压力继电器DP1-63B8通径，10.5-35 MPa12压力表开关KF3-E3B32Mpa，6测点13油箱14液控单向阀YAF3-Ea10B32通径，32MPa15上液压缸16下液压缸17单向节流阀48ALF3E10B10通径，16MPa18单向单向阀48ALF3E10B10通径，16MPa19三位四通电磁换向阀2534EF30-E6B6通径，16MPa20减压阀40JF3-10B10通径，板式连接3.6.3油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=31.25MPa ， 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（ZM）和普通细牙螺纹（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O形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。2.管道内径计算： （1）式中 Q通过管道内的流量 v管内允许流速 ，见表：表3.9 液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0.51.5液压系统压油管道36，压力高，管道短粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6 (1). 液压泵压油管道的内径： 取v=4m/s 根据简明手册P111查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm; 管接头联接螺纹M272。(2) . 液压泵回油管道的内径：取v=2.4m/sd=21mm根据简明手册P111查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm; 管接头联接螺纹M332。3. 管道壁厚的计算 式中： p管道内最高工作压力 Pa d管道内径 m管道材料的许用应力 Pa，管道材料的抗拉强度 Pan安全系数，对钢管来说，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=600MPa; (1). 液压泵压油管道的壁厚(2). 液压泵回油管道的壁厚3.6.4液压系统的验算前述液压系统的初步设计是在某些估计参数的情况下进行的，当液压系统原理图，组成元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对设计的系统进行各项性能分析计算，其目的在于对液压系统的设计质量作出评价和评判，若出现问题，则应对液压系统某些不合理的设计进行修正或重新调整，或采取其他的必要的措施，性能验算内容一般包括压力损失，效率，发热与升温，液压冲击等，对于较重要的系统，还应对其动态性能进行验算或计算机仿真。计算时通常只采用一些简化公式以求得概略结果。1、液压系统压力损失验算上面已经计算出该液压系统中进，回油管的内径分别为20mm,25mm。但是由于系统的具体管路布置和长度尚未确定，所以压力损失无法验算。（1）工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为50mm/s，进给时的最大流量为18.7L/min，则液压油在管内流速为 管道雷诺数为，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数3 液压系统的功能原理计算进油管道BC的沿程压力损失为查得换向阀34EF30-E6B的压力损失忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为（2）工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则回油管道的沿程压力损失为：查产品样本知换向阀23EF3B-E10B的压力损失，换向阀34EF30-E10B的压力损失，调速阀AQF3-E10B压力损失。回油路总压力损失为（3）变量泵出口处得压力（4）快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即390L/min，AC段管路的沿程压力损失为同样可求管道AB段及AD段得沿程压力损失和为查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B的压力损失，23EF3B-E10B的压力损失据分析在差动连接中，泵的出口压力为快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。2、液压系统效率的估算 估算液压系统效率时，主要应考虑液压泵的总效率p、液压执行元件的总效率A及液压回路的效率C。=PC3、系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。当V=10mm/s时，即v=600mm/min 即q=7.4L/min此时泵的效率为0.9，泵的出口压力为20MP，则有kw此时的功率损失为：假定系统的散热状况一般，取，油箱的散热面积A为系统的温升为油箱中温度一般推荐30-50所以验算表明系统的温升在许可范围内。4结论与展望4.1结论随着大学几年生活的即将结束，我们业即将踏上建设祖国的征途。大学四年生活的点点滴滴都斗汇聚到这几个月。经过几个月的苦战我的毕业设计终于要完成了。在以前我们也做过设计，所以也就认为毕业设计没有什么难的，只是对以前所学的知识的检验。但是真正做过了这次毕业设计以后我才发现原来我们以前做的并不能叫做设计，至少不那么规范。而对于即将作为社会的主人的我们这一点是必须的。以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白原来学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。毕业设计是我们专业课程知识综合应用的训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。”千里之行，始于足下”,通过这次毕业设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义，我今天认真的进行毕业设计，学会脚踏实地的迈开这一步，就是为明天能够稳健的在社会大潮奔跑打下坚实的基础。4.2不足之处及未来展望在这次设计过程中，体现出自己单独设计的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从
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