机座水压机的液压系统设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 目录 绪论 . 1 1计算下油缸的外负载 . 3 1.1 工作负载 . 4 1.2 计算摩擦负载 . 4 1.3 计算惯性负载 . 5 2. 绘制负载图和速度图 . 6 3. 确定液压系统参数 . 8 3.1 初选液压缸的工作压力 . 8 3.2 计算液压缸的尺寸。 . 8 3.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 . 9 3.4 绘制液压缸的工况图 . 9 4.计算上油缸 的外负载 .11 4.1 工作负载 . 12 4.2.计算摩擦负载 . 12 4.3 计算惯性负载 . 13 5. 绘制负载图和速度图 . 14 6. 确定液压系统参数 . 15 6.1 初选液压缸的工作压力 . 15 6.2.计算液压缸的尺寸。 . 16 6.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 . 17 6.4 绘制液压缸的工况图 . 17 7.液压系统图的拟定。 . 20 7.1 调整方式的选择 . 20 7.2 快速回路和速度换接方式的选择 . 20 7.3 速度换接回路 . 20 7.4 液压系统的组合 . 20 8. 选择液压元件 . 21 8.1 选择液压泵和电机 . 21 8.2 选择 阀类元件及辅助元件 . 23 8.3 确定管道尺寸 . 23 8.4 确定油箱容积 . 24 9，管路系统压力损失的验算。 . 24 9.1 压力损失及调定压力的确定 . 24 9.1 沿程压力损失 . 24 9.2 局部压力损失 . 25 9.3 压力阀的调定值 . 26 10. 系统的发热与温升 . 26 设计小结 . 27 参考文献 . 28 致 谢 . 错误 !未定义书签。 买文档送全套图 纸 扣扣 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 1 - 绪论 液压传动的优，缺点及在机床上的应用： 液压传动系统中的传动介质是油，油本身的物理特性使液压传动与机械传动，电气传动，气压传动相比，具有以下特点： （ 1）能方便的实现无级调速，调速范围大。在液压传动中，可以在工作时进行无级调速，调速方便且范围大，可达 100： 1200： 1。 （ 2）运动传递平稳，均匀。液压传动中的工作介质为液体，是无间隙传动且有吸振的能力，使液压传动工作平稳，均匀，不像机械传动装置，由于加工和装备误差总会存在传动间隙，从而会引起震动和冲击。 （ 3）易于获得很 大的力或力矩。液压传动的工作压力较高（可达 350Pa 甚至更高），液压缸或液压马达的有效承压面积亦可取得较大，因此可获得很大的力或力矩。 （ 4）单位功率的重量轻，体积小，结构紧凑，反应灵敏。在同等功率的情况下，液压泵或液压马达的重量为一般电机 10%20%，外形尺寸为电机的 15%左右。液压马达的运动惯量不能超过同等功率电机的 10%，启动中等功率的一般电动机需要 1.2 s，而启动同功率的液压马达时间不超过 0.1 s。液压传动反应灵敏，易于平稳的实现频繁的启、停、换向或变速。 （ 5）易于实现自动化。液压传动的控制 、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化。当与电气或气压传动传动相配合使用时，更能实现远距离操纵和自动控制。 （ 6）易于实现过载保护，工作可靠。在液压传动中，作为工作介质的油液压力很容易由压力控制元件来控制。只要设法控制油液压力在规定限度就可达到防止过载及避免事故的目的，使工作可靠。 （ 7）自动润滑，元件寿命长。液压元件相对运动的表面因有液压油，能自行润滑，所以使用寿命较长。 （ 8）液压元件易于实现通用化、标准化、系列化，便于设计、制造和推广使用。 液压传动的主要缺点： （ 9）液压传动以液体作为工 作介质，在相对运动的表面间无法避免泄露，再加上液体具有微小的压缩性及油管产生弹性变形等原因，使液压传动不能实现严格的定比传动。泄露使液压系统能量损失增加，效率降低；泄露造成油液的浪费，污染周围环境。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 2 - 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 （ 10）温度对液压系统的工作性能影响较大。液体的黏度和温度有密切关系，当黏度因温度的变化而变化时，将直接影响液压系统的泄漏、液压损失和通过节流的流量等。故一般的液压系统不宜用于高温或低温的条件下。 （ 11）传动效率较低。液压传动在能量转换及传动过程中存在着机械摩擦损失、 压力损失和泄露损失，传动效率往往较低。这一缺点，使液压传动在大功率系统中的使用受到限制，也不宜作远距离传动。 （ 12）空气混入液压系统后引起工作不良，如发生振动、爬行、噪声等，因此，必须采取措施防止空气渗入。 （ 13）为了防止泄露以及满足某些性能上的要求，液压元件的制造精度要求高，使成本增加。 （ 14）液压设备故障原因不易查找。液压传动的大部分故障都是由于油液不 （ 15）所造成的，因此要求工作液体清洁、无杂质。液压传动中的工作液体一般为各种矿物油，经过一段时间的使用后会变质，并可能混入铁屑、尘埃等杂物，油液 在压力状况下通过液压泵及控制阀的缝隙，分子链被剪断，黏度会逐步下降，因此必须定期换油。液压传动中的各种元件和工作液体都在封闭的油路内工作，故障原因一般较难查找。 总的说来，液压传动的优点较多， 随着生产的发展，缺点正在逐步加以克服，因此液压传动有着广阔的发展前途。 本设计根据液压系统的特点，选取机座水压机液压系统设计过程为例，用以阐述其应用与设计过程事项。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 3 - 机座水压机的液压系统的设计 某厂自制一台机座水压机进行水压试验，要求驱动上的液压完成对两个液压缸的驱动，其工况要求： （ 1）工作性能和动作循环：该系统由上下两个液压缸的往复运动实现对工件的夹紧，首先有下缸升起起，将工件托起，然后上缸下行将工件夹紧。上下缸的工作循环为快进，慢进，保压，快退，原位停止。 （ 2）动 力和运动参数：下缸完成对工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力为 3495N 。托板的重量为 12601.2N 。保压时水压系统的压力是 55.8 N10 。其快速上升的行程是 200mm 速度 10mm 工进的行程是 100mm ， 速度6 mm s ， 其快退的行程是 300mm ， 速度 12 mm s 。上缸完成对工件夹紧，托板的重量为 12601.2N 。 保压时水压系统的压力是 55.8 N10 。其快速上升的行程是 550mm 速度 12 mm s 工进的行程是 100mm ， 速度 6 mm s ， 其快退的行程是 300mm ， 速度 14 mm s 。 （ 3）自动化程度：采用液压与电气配合，实现工作自动循环。 根据上述工况要求和 对工件的夹紧要求 ，应采用液压缸为执行元件，液压缸筒固定在机床上，活塞杆与托板相连接由活塞杆的运动实现对工件的夹紧。液压缸无干腔为高压工作腔，这样能得到较大的输出动力，并可得到较低的稳定工作速度，以便满足精加工的要求。 1计算下油缸的外负载 下油缸 的受力情况如图 1 1 所示。 （ 1）1G为托板对液压缸的压力。 （ 2）2G为工件对液压缸的压力 （ 3）1F为保压时水压系统对液压缸的压力 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 4 - 图 1 1:下液压缸的受力情况 当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载 F 为 ； L f a= + +F F F F（ 1 1） 式中 LF 工作负载； LF 摩擦负载； aF 惯性负载： 1.1 工作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 L1 21= + +GGFF即 5L 1 2 1= + + = 5 . 8 3 4 9 5 1 2 0 9 6 . 1 5 9 6 0 9 6 . 2 NG 1 0F F F 下缸上升时的工作负载 G 为： 即12= + 3 4 9 5 1 2 6 0 1 . 2 1 6 0 9 6 . 2 NG G G 1.2 计算摩擦负载 由于工件为垂直升起，且行程不大，故摩擦力相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即 : f 0NF 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 5 - 1.3 计算惯性负载 工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出， 即 aFGgt VV 式中 g 重力加速度； v 加（减）速时度的变化量； t 启动或制动时间，一般机床的运动取 0.20.5s，进给运动取0.10.5s，磨床取 0.010.05s，工作部件较轻或速度较低时取小值 加速 a11 6 0 9 6 . 2 0 . 0 1 3 2 . 8 2 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 减速 a21 6 0 9 6 . 2 0 . 0 1 0 . 0 0 6 1 3 . 1 3 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 制动 a31 6 0 9 6 . 2 0 . 0 0 6 1 9 . 7 0 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向加速 a41 6 0 9 6 . 2 0 . 0 1 2 3 9 . 4 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向制动 a 5 a 4 3 9 . 4 NFF 根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑托板的重量，则液压缸各阶段中的负载如图 1-2 所示。（m 0.91 ） 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 6 - 表 1 2 液压缸在各动作阶段的负载 工况 计算公式 N F液压缸负载NFFj0液压缸驱动力 启动 F=G 16096.2 17688.2 加速 a1=+GFF16129.02 17724.2 快上 F=G 16096.2 17688.2 减速 a2=-GFF16083.07 17673.7 慢上 F=G 16096.2 17688.2 制动 a3=-GFF16076.5 17666.5 保压 L=+GFF596096.2 655050.8 反向加速 a4=FF45.94 50.48 快退 0F 0 0 反向制动 a5=-FF-45.94 -50.48 注：取液压机械效率m 0.91 2. 绘制负载图和速度图 根据已给的快进、工进、快退的行程和速度配合表 1 2中相应的负载数值，可绘制液压缸的 F l 与 v l 图，或近似计算快上、慢上、快下的时间如下： 1. 快上 1t=11200 2010l sv 2. 慢上 222100 1 6 . 7 s6t l 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 7 - 3. 快下 333300 2 5 s12t l 按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表 1 2中相应负载值，绘制的 F t 和 v t 图，如图 1 3 所示。 图（ 1-4） 液压缸的负载及速度图 图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 8 - 3. 确定液压系统参数 3.1 初选液压缸的工作压力 1.液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹 性变性的影响增大，运动部件容易产生振动。 2.根据分析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为 7.0MPa 。 3.2 计算液压缸的尺寸。 225F16 5 5 0 5 0 . 8 0 . 0 9 3 6P 70A m m10 4 A 4 0 . 0 9 3 6 0 . 3 4 5 m3 . 1 4 1 5 9D 表 1 5 液压缸内径系列（ JB826 66） mm 20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 按标准取： D=360m 根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径： 2221410D dD d 192.43m m 按标准取： d 200mm 则液压缸的有效面积 无 杆腔的面积： 22211 1 0 1 7 . 844 3 6 c mA D 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 9 - 有杆腔的面积： 2 2 2221 7 0 3 . 3 644 3 6 2 0 c mA D 表 1 6 活塞杆外径系列（ JB826 66） mm 10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 4. 活塞杆的稳定性校核。 因为活塞杆的总行程是 300mm ，而活塞杆的直径为 200mm。 300 15200l d mm. 故无需对活塞杆的稳定性进行校核。 5. 液压缸的最大流量。 3431 1 1 0 1 7 . 8 1 0 6 1 . 1 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 上3431 2 1 0 1 7 . 8 6 3 6 . 7 m i n1 0 1 0 lsmq VA 慢 上3432 3 7 0 3 . 3 6 1 3 5 0 . 6 4 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 下3.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 表中 F0为液压缸的驱动力，由表 1 2 查得。 3.4 绘制液压缸的工况图 根据表 1 7，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图 1 5所示。 根据 工况图的作用 原则设计 ： （ 1）通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 10 - 表 1 7各工况所需压力、流量和功率 工况 压力aPMP 流量1m inq L g功率 PW 快上 0.15aM P16 1 .1 m i nq l g160.97 PW 慢上 0.15aM P13 6 .7 m i nq l g96.6PW 保压 6.4aMP10 m inq l g0PW 快下 0aMP15 0 . 6 4 m i nq l g0PW 由表 1-7可绘制液压缸的工况图 1-8 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 11 - 4.计算上油缸的外负载 上油缸的受力情况图 1 9 所示。 （ 1） F 为保压时水压系统对液压缸的压力 （ 2） G 为托板对液压缸的压力。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 12 - 图 1 9 上油缸的受力情况 当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载 F 为 ； L f a= + +F F F F（ 1 1） 式中 LF 工作负载； fF 摩擦负载； aF 惯性负载： 4.1 工作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 L = GFF即 5L = - = 5 . 8 1 2 6 0 1 . 2 5 6 7 3 9 8 . 8 NG 1 0FF 上缸下降时的工作负载 G 为： 即 =1 2 6 0 1 .2 NG 4.2.计算摩擦负载 由于托板为垂直下降，且无导轨与之接触，故摩擦力只是液压缸与活塞杆之间的摩擦相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即 : 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 13 - f 0NF 4.3 计算惯性负载 工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出， 即 aFGgt VV 式中 g 重力加速度； v 加（减）速时度的变化量； t 启动或制动时间。这里取 0.5s 加速 a11 2 6 0 1 . 2 0 . 0 1 2 3 0 . 8 3 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 减速 a21 2 6 0 1 . 2 0 . 0 1 2 0 . 0 0 6 1 5 . 4 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 制动 a31 2 6 0 1 . 2 0 . 0 0 6 1 5 . 4 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向加速 a41 2 6 0 1 . 2 0 . 0 1 4 3 5 . 9 7 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向制动 a 5 a 4 3 5 . 9 7 NFF 根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，则液压缸各阶段中的负载如图 1-2 所示。（m 0.91 ） 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 14 - 表 1 10 液压缸在各动作阶段的负载 工况 计算公式 N F液压缸负载NFFj0液压缸驱动力 启动 F=G 12601.2 13847.45 加速 a1=+GFF12570.37 13813.6 快上 F=G 12601.2 13847.45 减速 a2=-GFF12447.2 13678.3 慢上 F=G 12601.2 13847.5 制动 a3=-GFF12447.2 13678.3 保压 L=+GFF567398.8 623515.2 反向加速 a4= GFF12637.17 13887 快退 GF 12601.2 13847.5 反向制动 a5=G-FF-12565.26 -13808 注：取液压机械效率m 0.91 5. 绘制负载图和速度图 根据已给的快 进、工进、快退的行程和速度配合表 1 2中相应的负载数值，可绘制液压缸的 F l 与 v l 图，或近似计算快上、慢上、快下的时间如下： 6. 快上 1t=11550 4612l sv 7. 慢上 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 15 - 222100 1 6 . 7 s6t l 8. 快下 333650 47s14t l 按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表 1 10 中相应负载值，绘制的 F t 和 v t 图，如图 1 11 所示。 图（ 1-11）液压缸的负载及速度图 图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。 6. 确定液压系统参数 6.1 初选液压缸的工作压力 1.液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定 时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 16 - 如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增大，运动部件容易产生振动。 2.根据分析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为 7.0MPa 6.2.计算液压缸的尺寸。 225F16 2 3 5 1 5 . 2 0 . 0 8 9 1P 70A m m10 4 A 4 0 . 0 8 9 1 0 . 3 3 6 m3 . 1 4 1 5 9D 表 1 5 液压缸内径系列（ JB826 66） mm 20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 按标准取： D=360m 根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径： 2221412D dD 136d mm 表 1 6 活塞杆外径系列（ JB826 66） mm 10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 17 - 按标准取： d 140mm 则液压缸的有效面积 无杆腔的面积： 22211 1 0 1 7 . 844 3 6 c mA D 有杆腔的面积： 2 2 2221 7 0 3 . 3 644 3 6 2 0 c mA D 9. 活塞杆的稳定性校核。 因为活塞杆的总行程是 300mm ，而活塞杆的直径为 200mm。 300 15200l d mm. 故无需对活塞杆的稳定性进行校核。 10.液压缸的最大流量。 3431 1 1 0 1 7 . 8 1 0 6 1 . 1 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 上3431 2 1 0 1 7 . 8 6 3 6 . 7 m i n1 0 1 0 lsmq VA 慢 上3432 3 7 0 3 . 3 6 1 3 5 0 . 6 4 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 下6.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 表中 F0为液压缸的驱动力，由表 1 2 查得。 6.4 绘制液压缸的工况图 根据表 1 7，即 可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图 1 5所示。 根据 工况图的作用 原则设计 ： （ 1） 通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 18 - 表 1 7各工况所需压力、流量和功率 工况 压力aPMP 流量1m inq L g功率 PW 快上 0.15aM P16 1 .1 m i nq l g160.97 PW 慢上 0.15aM P13 6 .7 m i nq l g96.6PW 保压 6.4aMP10 m inq l g0PW 快下 0aMP15 0 . 6 4 m i nq l g0PW 由表 1-7可绘制液压缸的工况图 1-9 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 19 - 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 20 - 7.液压系统图的拟定。 液压系统图的拟订，主要是考虑以下几个主要方面的问题： 7.1 调整方式的选择 供油方式 从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需流量较大，且比较接近。在慢上时所需的流量较小因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的 供油 方式显然是不适合的 ，宜选用双联定量叶片泵作为油源。 7.2 快速回路和速度换接方式的选择 调速回路 由工况图可知，该系统在 慢速时速度需要调节，考虑到速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用调速阀的回油节流调速回路。 7.3 速度换接回路 速度换接回路 由于快上和 慢上之间速度需要换接，但对换接的 位置要求不高，所以采用行程开关发讯二位二通电磁阀来实现速度的换接。 7.4 液压系统的组合 平衡及锁紧 为防止在下端停留时重物下落和在停留期间内保持重物的 位置，特在液压缸的下腔 （无干腔）进油路上设置液控单向阀 ；令一方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响。设置了一单向阀。 本液压系统的换向采用三位四通 O 型中位机能的电磁换向阀，下图为拟定的液压系统原理图， 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 21 - 1-油箱 2-二位二通 3-益流阀 4-三位四通电液换向阀 5-二位三通电液换向阀 6-节流阀 7-上缸缸 8-液控单向阀 9-下油缸 10-减压阀 11-压力表 12-单向阀 13-泵14-电机 15-滤油器 8. 选择液压元件 8.1 选择液压泵和电机 （ 1）确定液压泵的工 作压力。液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关。 由于水压机 执行元件运动过程中需要最大压力， 可按下式计算： 液压缸的工作压力为 1p PPP V(1 7) 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 22 - 式中 P1 执行元件在稳定工况下的最高工作压力 P 进油路沿程的局部损失。 按经验数据选取：简单管 路的节流调速系统取 P =（ 25） 105 Pa；复杂管路， 进油路采用调速阀系统，取 P =（ 515） 105 Pa.， 并 参考同类系统选取。 由图 1 5和表 1 7可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为6.4aMP。由于该系统结构比较简单 ,且又因为该执行机构是在运动行程终了是停止时才会出现最 高压力的情况 .故泵的最高压力也就是执行机构所需的最高压力1Ppp6.4PP aMP此系统中的两个液压缸同时供油 ,若回路中的泄漏按 10% 计算则泵的流量应为 : 7 3 . 3 1 . 1 8 0 . 6 3 L m i n 由于溢流阀的最 小定流量为 3L min .而工进时两缸所需的流量为74.3 L min .所以高压泵的输出流量不得少于 76.4 L min 。 根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用 YB1-63 型的双联叶片泵，其额定压力为 6.3MP,容积效率P 0.75 所以驱动该泵的 电动机的 功率可由泵的 工作压力 6.4MP 和输出流量 (当电动机转速 为 1200 r min ) 8 0 1 2 0 0 0 . 8 5 8 1 . 6 L m i npq 求出。 63pppp6 . 4 8 1 . 6 W 1 1 6 0 5 . 3 W 1 1 . 6 1 K W6 0 0 . 7 5pq 1 0 1 0p 查电机产品 目录，拟定选用电动机的型号为 Y160L-4 额定转速为 1200r/min, 额定功率 15KW 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 23 - 8.2 选择阀类元件及辅助元件 根据系统的工作压力和通过各个阀元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如表 9-5（国内新开发的，接口尺寸为国际标准的 CE系列）和表 9 6（国内开发 接口尺寸）为国际标准的推广使用 的叠加阀）所示。 序号 名称 通 过 流 量 m a x L m inq 型号及规格 1 过滤器 120 ZL 2 双作用定泵 81.6 YB1-63 3 单向阀 40 CIT10-35-50 4 溢流阀 680 3C S - H 1 0 - B - V Y - 3 9F 5 减压阀 400 DR10DP1-10/25YM 6 三位四通换向阀 8OO *1D S H G - 1 0 - 3 C 2 A - T R 2 - D 1 2 - C - H - - -N 447 两位三通换向阀 8O 8 节流阀 400 MG30G1.2/2 9 液控单向阀 284 4CT(1-10-(D-B-2 10 二位二通换向阀 8.21 22EF-E10B 11 压力表 Y-100T 12 压力开关 KF3-E3B 13 电动机 Y160L-4 8.3 确定管道尺寸 油管：油管内径一般可参观所接元件接口尺寸确定，也可以按管路中允许流速计算。在 本设计中，出油口内径为 30mm,外径为 36mm 的钢管。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 24 - 8.4 确定油箱容积 油箱：油箱容积根据泵的流量计算，取其体积 pV= 57 q，即 V=572L 9，管路系统压力损失的验算。 9.1 压力损失及调定压力的确定 根据计算慢上时管道内的油液流动速度约为 1.2ms ,通过的流量为48.9 L min ,数值与设计中相比较小，主要压力损失为调速阀两端的压降；此时功率损失最大；而在上缸快下与下缸快下时滑台及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算，而下缸快上与上缸快上相比，上缸快上时的流量与压力较大所以必须以上缸快下时为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供有流量的变化，其快下时液压缸的速度为； 3p4117 3 3 . 3 m s 0 . 0 1 2 m s 1 2 m m s6 0 1 0 1 7 . 8 6q 10A 10 此时油液在进油管中的流速为； 3p3117 3 3 . 3 m s 1 . 7 3 m s6 0 1 5 3 . 1 4q 10A 10 。 9.1 沿程压力损失 首先要判断别管中的流态，设系统采用 N32 液压油。室温为 020C 时，4 2 = 1 . 0 1 0 sm ，所以有： 341 . 7 3 3 0 1 . 0 5 6 0 2 3 2 01 0 1 0e dR ，管中为层流，则阻力损失系数e7 5 7 5 5 6 0 0 . 1 3 4R ，若取进。回油管的长度均为 2m，油液的密度为 3 8 9 0 k g m ，则其进油路上的沿程压力损失为 ； 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 - 25 - 223 aa 1l 2 8 9 0 0 . 1 3 4 0 . 1 2d 2 230 1 . 7 3 P M P10 9.2 局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的 10%；而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和 额定压力损失为nq和np，则当通过阀的流量为 q 时的阀的压力损失p，式（ 1-48）为 : 2 v pnqpq 因为所选阀的额定流量均大于设计中每个阀的 最大流量 ,所以通过整个阀的压力损失很小，且可以忽略不计。 同理，快上时回油路上的流量 : 2121 7 3 . 3 7 0 3 . 3 6 1 0 1 7 . 8 6 L m i n 5 0 . 6 5 L m i nq AAq 则回油路管中的流速 ；: 36 = 5 0 . 6 5 6 0 3 0 m s 1 . 2 m s41 0 1 0 由此可计算出： 341 . 2 3 0 1 . 0 3 6 0 2 3 2 01 0 1 0e dR (层流 ) e7 5 0 . 2 1R 由此回油路上的沿程压力损失为 223 aa 1l 2 8 9 0 0 . 2 1 0 . 1d 2 230