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论文立式组合机床液压系统的 设计(论文)(定稿) 立式组合机床液压控制系统的设计摘要液压控制系统在组合机床中有着重要作用，对液压控制系统的设计也是进行组合机床设计的重要组成部分。 做好对液压控制系统的设计，有利于提升组合机床的总体性能，并使液压动力元件有效可靠的运行。 液压系统设计是整个机械设计的一部分，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。 本文以立式组合机床液压控制系统为研究对象，对立式组合机床驱动动力滑台液压控制系统的体系结构进行了分析，并以组合钻床驱动动力滑台的液压控制为切入点，对如何使组合钻床驱动动力滑台实现液压控制进行了设计。 随着机械行业的不断发展，社会经济的日新月异，特别是机械制造行业，汽车行业，建筑行业，电子行业等等，各个企业已普遍地使用到液压系统，所以研究液压控制系统和使液压控制系统的使用效率提高、节能环保，有重大意义。 1.1液压技术液压技术渗透到很多领域，不断在民用工业、在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械、农林机械、汽车、船舶等行业得到大幅度的应用和发展，而且发展成为包括传动、控制和检测在内的一门完整的自动化技术。 现今，采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。 如发达国家生产的95%的工程机械、90%的数控加工中心、95%以上的自动线都采用了液压传动技术。 液压传动相对于机械传动来说，是一门新技术。 自1795年制成第一台水压机起，液压技术就进入了工程领域，1906年开始应用于国防战备武器。 第二次世界大战期间，由于军事工业迫切需要发应快和精度高的自动控制系统，因而出现了液压伺服系统。 20世纪60年代以后，由于原子能、空间技术、大型船舰及计算机技术的发展，不断地对液压技术提出新的要求，液压技术相应也得到了很大发展，渗透到国民经济的各个领域中。 在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术得到普遍应用。 近年来液压技术已广泛应用于智能机器人、海洋开发、宇宙航行、地震预测及各种电液伺服系统，使液压技术的应用提高到一个崭新的高度。 目前，液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声和高度集成化等方向发展；同时，减小元件的重量和体积，提高元件寿命，研制新的传动介质以及液压传动系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化设计、微机控制等工作，也日益取得显著成果。 解放前，我国经济落后，液压工业完全是空白。 解放后，我国经济获得迅速发展，液压工业也和其它工业一样，发展很快。 20世纪50年代就开始生产各种通用液压元件。 当前，我国已生产出许多新型和自行设计的系列产品，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电液脉冲马达以及其它新型液压元件等。 但由于过去基础薄弱，所生产的液压元件，在品种与质量等方面和国外先进水平相比，还存在一定差距，我国液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业技术的发展，可以预见，液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业部门中的用应，也将会越来越广泛。 现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。 液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。 1.2液压传动控制液压传动控制是工业中经常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过程。 因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。 液压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。 液压传动利用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。 从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。 所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达到一个变换的目的。 我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。 液压传动中所需要的元件主要有动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件等。 液压动力元件是为液压系统产生动力的部件，主要包括各种液压泵。 液压泵依靠容积变化原理来工作，所以一般也称为容积液压泵。 齿轮泵是最常见的一种液压泵，它通过两个啮合的齿轮的转动使得液体进行运动。 其他的液压泵还有叶片泵、柱塞泵，在选择液压泵的时候主要需要注意的问题包括消耗的能量、效率、降低噪音。 液压执行元件是用来执行将液压泵提供的液压能转变成机械能的装置，主要包括液压缸和液压马达。 液压马达是与液压泵做相反的工作的装置，也就是把液压的能量转换称为机械能，从而对外做功。 液压控制元件用来控制液体流动的方向、压力的高低以及对流量的大小进行预期的控制，以满足特定的工作要求。 正是因为液压控制元器件的灵活性，使得液压控制系统能够完成不同的活动。 液压控制元件按照用途可以分成压力控制阀、流量控制阀、方向控制阀。 按照操作方式可以分成人力操纵阀、机械操纵法、电动操纵阀等。 除了上述的元件以外，液压控制系统还需要液压辅助元件。 在工业生产中广泛应用的组合机床，其传动及控制系统大部份采用的是液压装置。 因此对组合机床液压控制系统的设计也将围绕着对液压动力元件、液压执行元件、液压控制元件、液压辅助元件以及液压回路的选择而进行。 1.3组合机床组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效率专用机床。 它能完成钻、扩、铰、铣和工件的转位、定位、夹紧、输送等工序，可以用来组成加工自动线。 为了缩短加工的辅助时间，满足各工序的进给速度要求，组合机床液压系统必须具有良好的换接性能与调速特性。 因此它是一种以速度变换为主的液压系统，它的控制系统大多采用机、液、电气相结合的控制方式。 组合机床同时也是一种工序集中的高效率专用机床，它由具有一定功能的通用部件（如动力箱、滑台等）和部分专用部件（如多轴箱、夹具等）组成。 具有加工范围较广、自动化程度较高，经济性好等优点，故在机械制造业的成批和大量生产中得到普遍应用。 按用途和结构的不同，车床主要分为卧式车床和落地车床、立式车床、转塔车床、单轴自动车床、多轴自动和半自动车床、仿形车床及多刀车床和各种专门化车床，如凸轮轴车床、曲轴车床、车轮车床、铲齿车床。 而组合机床也有着同样的分类，立式车床的主轴垂直于水平面，工件装夹在水平的回转工作台上，刀架在横粱或立柱上移动。 适用于加工较大、较重、难于在普通车床上安装的工件，一般分为单柱和双柱两大类。 在本文设计中我们就将针对立式组合机床来设计它的液压控制系统。 所设计的组合机床功能主要反映在它所完成的加工工艺上，因而，组合机床的功能需求可通过加工工艺信息进行描述。 组合机床的加工工艺信息包括加工工艺面、工艺类型、精度要求，以及各加工工艺面中各个加工元素的几何形状和位置信息等。 这里所说的加工工艺面不是通常所指的几何表面，而是指几何表面上所完成的工艺内容，这样一个几何表面可能会有铣削头、钻削、攻螺纹、镗头等多个加工工艺面。 组合机床等优质机械零部件功能除了需完成的工艺内容之外，还包括工件的装夹、照明、冷却等辅助功能，它们也将与组合机床的夹具和其它的辅助装置建立一一对应的关系，组合机床的功能如下图所示。 图1-1组合机床功能图1.4组合机床液压传动系统动力箱安装在滑台上，动力箱上的电动机带动刀具实现运动。 滑台我采用液压驱动，完成刀具的进给运动，根据不同的加工需要可实现多种进给工作循环。 本文以一台立式多轴钻孔组合机床设计对象，设计出驱动它的动力滑台的液压系统，以实现“快进工进快退停止”的工作循环。 已知机床上有主轴16个，加工13.9mm的孔10个，加工8.5mm的孔2个；刀具材料为高速钢，钻孔精度高，工件材料为铸铁，硬度为260HB；机床工作部件总重量为G=1176N；快进、快退速度为v1=v3=5m/min，快进行程长度为L1=100mm，工进行程长度L2=50mm，往复运动的加速、减速时间不希望超过0.15s；动力滑台采用平导轨，组合机床的功能加工工艺加工工艺面工艺类型精度要求加工元素的几何形状和位置信息部件功能包括工件的装夹、照明、冷却等辅助功能它能完成钻、扩、铰、铣和工件的转位、定位、夹紧、输送等工序几何表面会有铣削头、钻削、攻螺纹、镗头等多个加工工艺面。 其静摩擦系数为Fs=0.2，动摩擦系数为Fd=0.1；液压系统中执行元件使用液压缸。 2组合机床液压系统的工况分析2.1负载分析系统的负载包括切削负载、惯性负载及摩擦阻力负载。 （1）切削负载由机械切削加工方面的知识可知，用高速钢钻头（单个）钻铸铁孔时轴向切削力Ft(单位为N)为Ft=25.5Ds0.8(HB)0.6（2-1）式中D钻头直径，单位为mm；s每转进给量，单位为mm/r；HB铸件硬度。 根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取对13.9mm的孔1n=360r/min，1s=0.147mm/r；对8.5mm的孔2n=550r/min，2s=0.096mm/r；所以，系统总的切削负载Fq为Fq=1025.513.90.1470.82600.6+225.58.50.0960.82600.6=27667.069N （2）惯性负载512066.667600.15mvFmNt?=（2-2） （3）阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为1209.81176n FmgN=（2-3）静摩擦阻力0.21176235.2tfsnFf FN=（2-4）动摩擦阻力0.11176117.6fddnFf FN=（2-5）由此得出液压缸在各工作阶段的负载，如表2-1所列。 表2-1液压缸在各工作阶段的负载LF工况负载组成负载值F（N）启动LnsFF f=235.2加速/LndFF fmv?t=+?184.267快进LndFF f=117.6工进LndqFF fF=+23485.121快退LndFF f=117.6按表2-1数值绘制的动力滑台负载图2-1所示。 图2-1组合机床液压缸负载图2.2运动分析根据工作循环（总行程的计算方法312150lllmm=+=，工进速度的计算方法为这样111n s22n s53/minvmm=），绘制动力滑台速度图,如图2-2所示。 图2-2组合机床液压缸速度图3液压系统主要参数的确定根据表3- 1、表3-2可知，当组合机床在最大负载约为24000N时，取液压系统工作压力14pMPa=。 表3-1按负载选择系统工作压力负载/kN50系统压力/MPa57表3-2按主机类型选择系统工作压力设备类型机床农用机械或中型工程机械液压机、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p/(MPa)0.82.0352881010162032鉴于要求动力滑台快进、快退速度相等，液压缸可选用双作用单活塞杆式，并在快进时作差动连接。 在此情况下，通常液压缸无杆腔的工作面积1A为有杆腔工作面积2A的两倍，即速比12/2AA?=。 在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压2p，以防止孔钻通时滑台突然前冲。 在液压缸结构参数尚未确定之前，一般按经验数据估计一个数值。 系统背压的一般经验数据为回油路有调速阀或背压阀的系统取0.5MPa1.5MPa，现取液压缸回油背压推荐值取2p0.6MPa。 快进时，液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.3MPa考虑。 快退时回油腔中也应具有背压，这时2p也可按0.6MPa估算。 用工进时的负载值计算液压缸面积（取液压缸的机械效率m=0.96）32261?223485.1213.30610()0.96(420.6)10?LmFAmpp?=?（3-1）3212226.61210AAAm?=?=140.0918ADm=（3-2）0.7070.065dDm=将直径按GB/T23481993圆整得0.10Dm=；0.08dm=由此求得液压缸两腔的实际有效面积为2321/47.8510ADm=?=22322()/42.82610ADdm=?=根据上述液压缸两腔的实际有效面积值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表3-3所示，并据此绘出工况图3-1所示。 表3-3液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况负载/LFN回油腔压力2/pMPa进油腔压力1/pMPa输入理论流量3310/(/)sqm?输入功率/P kW计算式快进启动235.200.0491(/)LmpF=+212/()ApAA?；121()qAA v=?；1Pp q=加速184.26710.3pppMPa+?=0.14恒速117.60.02440.41860.0102续表3-3液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工进23485.1210.63.6870.006540.0241(/)LmpF=221/p AA+；12qA v=；1Pp q=快退启动235.200.0871(/)LmpF=212/p AA+；23qA v=；1Pp q=加速184.2670.62.48恒速117.60.4340.24960.108图3-1组合机床液压系统工况图4确定液压系统方案和拟定液压系统原理图4.1确定液压系统方案由于该机床是固定机械，且不存在外负载对系统做功的工况，并由图3-1知，液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，该液压系统以采用节流调速方式和开式系统为宜。 从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。 最大流量约为最小流量的64倍，而快进和快退所需的时间1t和工进所需的时间2t分别为31113601006015035100051000lltsvv=+=+=222605056.60.0531000ltsv=亦即21/19tt。 因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，故采用由大、小两个液压泵供油的油源方案，如图4-1所示。 图4-1动力源4.2确定基本回路由于不存在负载对系统做功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。 但必须有快速运动、换向、调速、速度换接、调压及卸荷等基本回路。 （1）确定调速回路系统采用进油节流调速回路（设置调速阀），为解决孔钻通时滑台会突然前冲的问题，在回油路上设置了背压阀。 （2）确定换向、快速运动及速度换接回路由图3-1组合机床液压系统工况图可知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由25.14L/min降至0.392L/min，滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制（缓冲制动）速度的换接，以减少液压冲击。 当滑台由工进转为快退时，回油路中通过的流量很大进油路中通过14.98L/min，回油路中通过14.98（78.5-28.26）L/min=41.597L/min。 为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀构成速度换接回路。 如图4-2所示。 图4-2速度换接回路如图4-3所示，在本系统中采用三位五通换向阀实现换向及快进、工进、快退速度换接。 当换向阀处在左工位时，液压缸实现差动快进。 图4-3换向回路 （3）选择调压和卸荷回路油源中设有溢流阀（见图4-1）,由溢流阀调定系统工作压力（由定量泵与溢流阀构成恒压油源）。 由于系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。 在双泵供油油源中设有液控顺序阀作卸荷阀，当滑台工进或停止时，低压大流量液压泵可经此阀卸荷。 由于高压小流量泵的功率较小，在系统中不再为其单独设置卸荷回路。 4.3将液压回路综合成液压系统把上述液压回路组合在一起，就可以得到如图4-4所示的经过初步整合的液压系统原理图。 图4-4液压系统初步整合原理图1-双联叶片泵；1A-小流量液压泵；1B-大流量液压泵；2-三位五通电液换向阀；3-行程阀；4-调速阀；5-单向阀；6-液压缸；7-卸荷阀；8-背压阀；9-溢流阀；10-单向阀；11-过滤器；12-压力表接点；a-单向阀；b-顺序阀；c-单向阀；d-压力继电器。 经过检查，可以发现，该图所示系统在工作中好存在一些问题。 为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，所以对该系统进行如下整合 （1）为了解决滑台工进（阀2在左位）时进、回油路相互接通，系统无法建立起工作压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀a，将进、回油路隔断。 （2）为了解决滑台快进时其回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回路上串接一个液控顺序阀b。 这样，当滑台快进时，因负载较小而系统压力较低，阀b关闭，从而阻止了油液返回油箱。 （3）为了解决机床停止后，因回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，从而影响滑台运动平稳性的问题，在电液换向阀的回油口增设单向阀c。 （4）为了在滑台工进后完成后，系统能自动发出快退信号，在调速阀输出端增设一个压力继电器d。 （5）将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，可以将顺序阀b与油源处的液控顺序阀7合并。 经过修改、整合后的液压系统原理图，如图4-5所示。 图4-5整合后的液压系统原理图1-双联叶片泵；1A-小流量液压泵；1B-大流量液压泵；2-三位五通电液换向阀；3-行程阀；4-调速阀；5-单向阀；6-单向阀；7-顺序阀；8-背压阀；9-溢流阀；10-单向阀；11-过滤器；12-压力表接点；13-单向阀；14-压力继电器。 根据图4-5整合后的液压系统原理图得出液压系统工作原理油液流经三位五通电磁换向阀，使三位五通电磁换向阀得电工作在左位，油液通过二位二通电磁换向阀流向液压缸，液压缸上升。 油液通过单向阀又再次流回液压缸，实现差动连接，液压系统实现快进。 压下行程换向阀油液通过二位二通电磁换向阀工作在上位，使得油液通过调速阀流向液压缸。 液压缸向上缓慢上升，液压系统实现工进。 当液压缸完全伸出，液压泵继续供油，当液压系统达到额定压力时，压力继电器得电，三位五通电磁换向阀工作在右位，液压缸开始下降，液压缸实现快退。 当三位五通电磁换向阀工作在中位，并且液压系统达到额定压力时，油液就通过溢流阀流回油箱。 5选择液压元件5.1液压泵5.1.1液压泵站的介绍液压泵站是液压系统的动力源,它向系统提供一定压力、流量和清洁度的工作介质，是液压系统的重要组成部分。 液压泵站适用于主机与液压装置可分义的各种液压机械上。 泵组布置在油箱之上的上置式液压泵站，当电机采用立式安装，液压泵置于油箱内时，称炎立式液压泵站；当电机采用卧式安装，液压泵置于油箱之上时，称为卧式液压泵站。 上置式液压泵站占地小，结构紧凑，液压泵置于油箱内的立式安装噪声低。 这种结构在中、小功率液压泵站中被广泛采用。 将泵组布置在底座或地基上的非上置式液压泵站，如果泵组座落在与油箱一体的公用底座，上则称为整体型液压泵站；将泵组单独安装在地基上的则称为分离型液压泵站。 整体型液压泵站又可分为旁置之不理式液压泵站和下置式液压泵站。 非上置式液压泵由于液压泵置于油箱液面以下，能有效地改善液压泵的吸入性能。 这种泵站装置高度低，便于维修，但占地面积大。 因此，适用于泵的吸入允许高度受限制，传动功率大，而使用空间不受限制以及开机率低，使用时又要求很快投入运行的场合。 5.1.2液压泵的计算在整个工作循环中液压缸的最大工作压力为3.687MPa。 假设进油路上的压力损失为0.8MPa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为13.6870.80.54.987p pMPa=+=大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，假设油路上的压力损失为0.5MPa（因此时进油不经调速阀，故压力损失减少），则大流量液压泵的最高工作压力为20.4340.50.934p pMPa=+=由图3-1工况图可知，两液压泵应向液压缸提供的最大流量为25.14L/min，因该系统较简单，取泄漏系数1.05LK=，则两个液压泵的实际流量应为1.0525.1426.397/minp qL=若溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为0.392L/min，则由小流量泵单独供油时，其流量规格最少应为3.392L/min。 根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵，其小泵和大泵的排量分别为6mL/r和26mL/r。 当液压泵的转速940/minrp n=时该液压泵的理论流量为30.08L/min，若取液压泵的容积效率0.9v=，则液压泵的实际输出流量为 (626)9400.9/10005.12227.1/minL26.397/minp qL=+=+=即所选液压泵的实际流量满足设计要求。 且由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为0.934MPa、流量为27.1L/min。 取液压泵的总效率0.75p=，则液压泵驱动电动机所需的功率为0.93427.10.6600.75pppp qPkW=根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率1.5nPkW=，额定转速940/minrnn=。 5.2阀类元件及辅助元件根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格，如表5-1所列。 表5-1液压元件和液压辅助元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量/(L/min)额定流量/(L/min)额定压力/MPa额定压降/MPa型号、规格1双联叶片泵(5.1+22)17.5PV2R12-6/26Vp=(6+26)mL/r2三位五通电磁阀6080160.535DYF3Y-E10B3行程阀5063160.3AXQF-E10B(单向行程调速阀)max100/minLq=4调速阀0.50.0750165单向阀6063160.2续表5-1液压元件和液压辅助元件的型号及规格6单向阀2563160.2AF3-Ea10B max80/minLq=7液控顺序阀2563160.3XF3-E10B8背压阀0.56316YF3-E10B9溢流阀56316YF3-E10B10单向阀2563160.2AF3-Ea10B max80/minLq=11滤油器3063160.02XU-J63X8012压力表开关16KF3-E3B3测点13单向阀6063160.2AF3-Ea10B max80/minLq=14压力继电器14PF-B8L8通径此为电动机额定转速940/minrnn=时液压泵输出的实际流量5.3油管各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。 由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如表5-2所列。 表5-2液压缸的进、出流量及运动速度快进工进快退输入流量/(L/min)1112()/()pqA qAA=?(78.527.1)/(78.528.26)=?42.34=10.392q=127.1pqq=续表5-2液压缸的进、出流量及运动速度排出流量/(L/min)2211()/(28.2642.34)/78.515.242qA qA=2211()/(28.260.392)/78.50.14qA qA=211A q2()/(78.527.1)/28.2675.28qA=运动速度/(m/min)112/()(27.110)/(78.528.26)5.39pvqAA=?=?211/(0.39210)/78.50.053vqA=312/(27.110)/28.269.59vqA=由表5-2可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。 根据表5-2中的数值，取推荐流速3/vm s=，计算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为362/()2(42.341060)/ (310)17.31wdqvmm=362/()2(27.11060)/ (310)13.85y dqvmm=液压缸进、出两根油管都选用内径15mm、外径18.2mm的15号冷拔无缝钢管。 5.4油箱的设计油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中的杂质，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。 5.4.1油箱的设计要点 （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。 （3）油箱底部应有适当的斜度，泄油口应置于最低处，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。 5.4.2油箱油箱容量计算油箱的有效容量v可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。 取经验数据7=，则油箱估算容积为727.1=189.7VVqL=按GB2876-1981规定，取最靠近的标准值250VL=。 5.5滤油器的选择选择滤油器的依据有以下几点 （1）承载能力按系统管路工作压力确定。 （2）过滤精度按被保护元件的精度要求来确定，选择时可参阅表5-3。 （3）流通能力按通过最大流量确定。 （4）阻力压降应满足过滤材料强度与系数要求。 在这里我们选择吸油的网式过滤器，网式滤油器，其滤芯以铜网为过滤材料，在周围开有很多孔的塑料或金属筒形骨架上，包着一层或两层铜丝网，其过滤精度取决于铜网层数和网孔的大小。 这种滤油器结构简单，通流能力大，清洗方便，但过滤精度低，一般用于液压泵的吸油口。 表5-3滤油器过滤精度的选择系统过滤精度（um）元件过滤精度（um）低压系统100150滑阀13最小间隙70105pa系统50节流孔17孔径（孔径小于1.8mm）100105pa系统25流量控制阀2.530140105pa系统1015安全阀溢流阀1525电液伺服系统5高精度伺服系统2.55.6密封件的选择5.6.1密封件液压系统中密封件的作用是防止工作介质的内外泄漏，以及防止灰尘，金属屑等异物侵入液压系统。 能实现上述作用的装置称为密封装置，其中起密封作用的关键元件密封元件，简称密封件。 系统的内外泄漏均会使液压系统容积效率下降，或达不到要求的工作压力，甚至使液压系统不能正常工作。 外泄漏还会造成工作介质的浪费，污染环境。 异物的侵入会加剧液压元件的磨损，或使液压元件堵塞，卡死甚至损坏，造成系统失灵。 一般的液压系统对密封件的主要要求是 （1）在一定的压力，温度范围内具有良好的密封性能； （2）有相对运动时，因密封件引起的摩擦应尽量小，摩擦系数应尽量稳定； （3）耐腐蚀、耐摩性能好，不易老化，工作寿命长，磨损后能在一定程度上自动补偿； （4）结构简单，装拆方便，成本低廉。 5.6.2密封件的分类及选择目前，工厂液压机械设备液压缸常用的液压组合密封件主要是由O形密封圈与方形密封圈、V形密封圈、形密封圈、形密封圈、形密封圈及其他特殊形状的液压密封圈的叠加使用构成的。 在这里我们选择形密封圈，形密封圈是截面高度与宽度之比大于并且工作唇于非工作唇不等高的形密封圈，它分为孔用形密封圈和轴用形密封圈，其密封性能一样，除具有形密封圈的一切优点外，形密封圈单独使用时决不翻滚，进一步提高了其耐压性及工作稳定性。 因此形密封圈特别适宜于高压、高速变压及快速运动的液压缸采用。 6验算液压系统性能6.1验算系统压力损失由于系统的管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，对压力损失的验算按一个工作循环中不同阶段分别进行。 （1）快进时滑台快进时，液压缸差动连接，由表5-1和表5-2可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min、通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量42.34L/min通过行程阀3并进入无杆腔。 因此进油路上的总压降为2222227.142.340.20.50.30.22638063V pMPa?=+=回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是15.242L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。 由此可算出快进时有杆腔压力2p与无杆腔压力1p之差2222115.24215.24242.340.50.20.30.165806363pppMPa?=?=+=此值小于设计估计值0.3MPa，符合要求。 （2）工进时工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.392L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回路上通过换向阀2的流量是0.14L/min，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa，通过顺序阀7的流量为（0.14+22）L/min22.14L/min，折算到进油路上因阀类元件造成的总压力损失为2220.3920.1422.1428.260.50.50.50.60.30.7380806378.5V pMPa?=+=液压缸回油腔的压力2p为2220.1422.140.50.60.30.6378063pMPa?=+=此值略大于原估计值。 重新计算工进时液压缸进油腔压力1p，即6422146123485.1210.690.6371028.26103.9278.51010amFp ApMPaA?+=考虑到压力继电器可靠动作需要压差0.5epMPa?=，故工进时溢流阀9的调压值y p应为2110.3923.920.5+0.50.54.9280yeppppMPa?+?+?=+= （3）快退时快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min、通过换向阀2的流量为27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀2和单向阀13的流量都是75.28L/min。 因此进油路上总压降为2212227.10.20.50.0826380V pMPa?=+=此值小于原估计值，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。 回油路上总压降为222275.2875.2875.280.20.50.20.1014638063V pMPa?=+=所以，快退时液压泵的工作压力p p应为1120.4340.0820.1014+0.6174pVVppppMPa=+?+?=+=因此大流量液压泵卸荷时顺序阀7的调定压力应大于0.6174MPa。 6.2验算油液温升工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95，所以系统发热和油液温升应按工进时的工况来计算。 工进时液压缸的有效功率为223485.1210.0499600.02ePFvkW=这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油。 大流量液压泵通过顺序阀7的流量为222/minLq=，故此阀在工进时的压力损失为222220.30.03763nnqppMPaq?=?=小液压泵工进时的工作压力14.92p pMPa=，流量15.1/minLq=，所以两个液压泵的总输入功率为63631125.1224.9210100.037101060600.57570.75pppp qpqPkW?+?=液压系统的发热功率为0.57570.020.5557?pePPPkW?=?=为使温升不超过允许的()030TTC?=值，可按下式计算油箱的最小有效容积33332min52910100.07430PVmT?=油箱总容积21.251.250.0740.092592.5189.7aVVmLL=所以该系统不必设置冷却器。 7电气控制回路设计为了更好的对液压系统进行分析和仿真，因此在此章节中对液压系统原理图进行了简化，由于在仿真时行程阀仿真效果不佳，不便于观看，所以我们在简化图中把行程阀换成了电磁换向阀，便于分析和仿真。 根据图4-5简化后的液压系统原理图如下图7-1。 图7-1液压系统简化原理图液压系统通过电气控制来实现其快进、工进、快退、停止。 由此可设计出其液压电气控制图7-2。 图7-2液压电气控制图电气原理按下SB1，线圈KM1得电，常开触点KM1闭合，电磁铁1Y1得电，实现快进。 按下SB2，线圈KM2得电，常开触点KM2闭合，电磁铁1Y2得电，实现快退。 当压力达到固定压力时压力继电器KP得电，其常开触点KP闭合，常闭触点KP断开，线圈KM2得电，其常开触点KM2闭合，电磁铁1Y2得电，实现快退。 按下SB3，线圈KM3得电，常开触点KM3闭合，电磁铁1Y3得电，现实工进。 按下停止按钮SB4，线圈失电，常开断开，常闭闭合，电磁铁失电从而实现液压系统停止。 8液压系统仿真8.1液压仿真软件目前的液压仿真软件很多，在此我们采用是FluidSIM软件，Flu