成型力加载系统中的液压系统设计 【4张CAD图纸+文档全套】
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成型力加载系统中的液压系统设计
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成型力加载系统中的液压系统设计目 录第1章 任务分析11.1设计参数要求11.2系统机构的主要构成1第2章 工况分析22.1工作参数选定22.2系统工况分析22.2.1速度分析22.2.2负载分析2第3章 液压缸主要参数的确定43.1 初选液压缸的工作压力43.2 计算液压缸的尺寸43.3 活塞杆稳定性校核53.4液压缸工况分析53.5液压缸其它参数的选择53.5.1 液压缸壁厚和外径的计算53.5.2 液压缸工作行程的确定73.5.3 缸盖厚度的确定73.5.4 最小导向长度的确定83.5.5 缸体长度的确定83.5.7 液压缸强度校核93.6 液压缸的结构设计103.6.1 缸体与缸盖的连接形式103.6.2 活塞杆与活塞的连接结构113.6.3 活塞杆导向部分的结构123.6.4 密封装置123.6.5 缓冲装置133.6.6 排气装置143.6.7 液压缸的安装结构14第4章 液压系统原理图的拟定164.1 方案的拟定164.11供油方式164.12调速回路164.13速度、换接回路164.14平衡及锁紧164.2方案的确定16第5章 液压元件的选择185.1 确定液压泵的型号及电动机功率185.2选择阀类元件及辅助元件185.3 油箱及油管的设计195.3.1油箱的设计195.3.2油管的设计205.4集成块的设计205.4.1集成块的设计原则205.4.2集成块的结构设计215.4.3集成块的设计结果215.4.4集成块装配与调试225.5液压站装置的设计225.5.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计225.5.2电动机与液压泵的装配设计23第6章 液压系统的性能验算256.1压力损失及调定压力的确定256.1.1沿程压力损失256.1.2局部压力损失256.1.3总的压力损失266.1.4压力阀的调定值266.2系统的发热和温升26参考文献27致 谢2829第1章 任务分析1.1设计参数要求1) 加载系统技术指标加载力：500N28000N 20N范围内调速加载组数： 2组加载力源： 液压加载缸快速伸出（单缸） 1.26m/min加载缸回缩（单缸） 3.20m/min加载缸运动速度： 210mm/min 无级可调加载缸行程 650mm系统工作压力 1215MPa2）液压动力组（二组）流量： 10L/min压力： 1214MPa功率： 5.5KW电压： 380V（三相）1.2系统机构的主要构成机构不断地将材料从低的位置运到高的位置，然后又回到起始位置重复上一次的运动。其结构如图1.1所示，滑台采用平导轨，滑台与导轨的最大间隙为2mm，工作台和活塞杆连在一起，在活塞杆的作用下反复做上下运动。图1.1 成型力加载装置示意图第2章 工况分析2.1工作参数选定参数如下：要求循环：快速伸出慢速加载停留快速回缩加载力：500N28000N 20N范围内调速加载缸快速伸出（单缸） 1.26m/min加载缸回缩（单缸） 3.20m/min加载缸运动速度： 210mm/min 无级可调加载缸行程 650mm系统工作压力 1215MPa摩擦系数：静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fa=0.1；起动加速与减速时间：0.5s；液压缸机械效率：；2.2系统工况分析2.2.1速度分析根据设计要求，该上料机的工作循环为：“快速上升慢速上升停留快速下降”的自动工作循环，且各工部速度如下：速度：V快升=1.26m/minV慢升=210mm/minV快缩=3.2m/min2.2.2负载分析（1）工作负载油缸负载等于加载力即：=28000N（2）摩擦负载由于工件为垂直起升，摩擦力较小，可忽略不计。（3）惯性负载由于油缸加载前是空载启动并运行，因此惯性负载可忽略不计。根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而自行下滑，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，就不考虑滑台2的重量。则液压缸各阶段中的负载如以下表2-1所示。绘制出负载图及速度图如下图2-2。表2-1液压缸各阶段负载工况负载F/N缸推力F/N启动00快上00慢上50028000555.631111停留2800031111快下00第3章 液压缸主要参数的确定3.1 初选液压缸的工作压力执行元件的工作压力可以根据负载循环图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型了确定，本设计已知系统工作压力：1215MPa，计算时按照要求的最小工作压力即12Mpa实施。3.2 计算液压缸的尺寸由计算所得的D与d的值分别按表3-3和表3-4圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。表3-3 液压缸内径尺寸系列 (GB2348-1980) (mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括号内数值为非优先选用值表3-4 活塞杆直径系列 (GB2348-1980) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由GB/T2348-1980查得标准值为D=63mm，d=40mm。由此计算出液压缸的实际有效面积为:3.3 活塞杆稳定性校核因为活塞杆行程650 mm,而活塞杆直径为40 mm,l/d=650/40=16.2510,无需进行稳定性校核。3.4液压缸工况分析油缸各工况的压力、流量、功率的计算如下：（1）计算各工作阶段液压缸所需的流量（2）计算各工作阶段液压缸压力（3）计算各工作阶段系统输入功率根据以上数据，可以计算出液压缸在一个工作循环各阶段的压力、流量和功率，如表3-5所示，并根据此绘制出其工况图如图3-3所示。表3-5液压缸在不同阶段所需压力、流量和功率工况压力p/MPa流量q/(L/min)功率P/KW快升03.930慢升0.189.970.325.3快降05.950注：取液压缸机械效率3.5液压缸其它参数的选择3.5.1 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指液压缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒壁厚公式计算 式中 液压缸壁厚（m）。 D液压缸内径（m）。 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）。额定压力16Mpa,取=1.5MPa。 缸筒材料的许用应力。 = ，其中为材料抗拉刚度，n为安全系数，一般取n =2。的值为：锻钢： = 110120 MPa；铸钢： = 100110 MPa；无缝钢管： = 110110 MPa；高强度铸铁：= 60MPa；灰铸铁： = 25MPa。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使得液压缸的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或者漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式公式进行校核。对于D/10时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。对于脆性材料以及塑性材料 式中的符号意思与前面相同。液压缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径为 +式中值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。在设计中，取试验压力为最大工作压力的1.5倍，即 = 1.59.97MPa =14.95MPa。而缸筒材料许用应力取为= 110 MPa。应用公式 得， 下面确定缸体的外径，缸体的外径+=63+28.5mm =80mm。在液压传动设计手册中查得选取标准值=80mm。3.5.2 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定，并且参照表3-6中的系列尺寸来选取标准值。表3-6液压缸活塞行程参数系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注：液压缸活塞行程参数依、次序优先选用。由已知条件工作行程为650mm,参考上表系列，取液压缸工作行程为650mm。3.5.3 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效的厚度t按强度要求可以用下面两式进行进似计算。无孔时： 有孔时： 式中 缸盖有效厚度（m）。 缸盖止口内径（m）。 缸盖孔的直径（m）。在此次设计中，利用上式计算可取t=30mm3.5.4 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面的距离H称为最小导向长度（图3-4）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，从而影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 液压缸的最大行程。 液压缸的内径。为了保证最小导向长度H，如果过分增大和B都是不适宜的，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即在此设计中，液压缸的最大行程为650mm，液压缸的内径为63mm，所以应用公式的 =mm =64mm。活塞的宽度B一般取得B =（0.61.0）D；缸盖滑动支撑面的长度，根据液压缸内径D而定。当D80mm时，取；当D80mm时，取。活塞的宽度B =（0.61.0）D =37.863mm，取50mm3.5.5 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。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应该大于内径的2030倍。缸体长度L = 650+50mm=700mm。3.5.6 固定螺栓得直径液压缸固定螺栓直径按照下式计算式中 F液压缸最大负载。 Z固定螺栓个数。 k螺纹拧紧系数，k = 1.121.5。根据上式求得=10.6mm取M123.5.7 液压缸强度校核1）缸筒壁厚校核：。前面已经通过计算得：D = 63mm, =8.5mm。则有小于10，所以壁厚：可见缸筒壁厚满足强度要求。2）活塞杆稳定性的验算：活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F不能超过使它稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，从而破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面的形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆的稳定性的校核依照下式（稳定条件）进行式中 安全系数，一般取=24。当活塞杆的细长比时 = 当活塞杆的细长比时，且 = 20120时，则 = 式中 安装长度，其值与安装方式有关。 活塞杆截面最小回转半径， = 。柔性系数。由液压缸支承方式决定的末端系数。E活塞杆材料的弹性模量，对刚取E = 。J活塞杆横截面惯性矩，A为活塞杆横截面积。f由材料强度决定的实验值。根据验算，液压缸满足稳定性要求。3.6 液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：液压缸缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、以及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件的不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。3.6.1 缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式 、螺纹连接式 、拉杆连接式 、焊接式连接等。图3-5 常见的缸筒和缸盖结构图3-5所示为常见的缸盖和缸筒连接形式。图3-5a 为法兰式连接结构，这种连接结构简单、成本低廉，容易加工，便于装卸，强度较大，能够承受高压。但是外形尺寸较大，常用于铸铁制的缸筒上。图3-5b 为半环式连接结构，这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒壁部由于开了环形槽而削弱了强度，为此有时要增加壁厚。它容易加工和装卸、重量较轻，半环连接是一种应用较为普遍的连接结构，常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图3-5c、f 为螺纹连接形式，这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端部结构复杂，外径加工必须要求同时保证内外径同心，装卸要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都比较小，结构紧凑，常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图3-5d 为拉杆式连接形式，这种连接结构简单，工艺性好、通用性强、易于装拆，但是端盖的体积和重量都非常大，拉杆在受力后容易拉伸变长，从而影响密封效果，仅适用于长度不大的中低压缸。图3-5d 为焊接式连接，这种连接形式强度高，制造简单，但是焊接时容易引起缸筒的变形。缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。通过综合考虑，在此设计中，缸体端部与缸盖采取法兰连接的形式。3.6.2 活塞杆与活塞的连接结构活塞和活塞杆的结构形式有很多，常见的有一体式、锥销式连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式，如图3-6所示。半环式连接结构复杂，装卸不便，但是工作可靠。图3-6 活塞杆与活塞的结构此外，活塞和活塞杆也有制成整体式结构的，但是它只能适应于尺寸较小的场合。活塞一般用耐磨铸铁制造，活塞杆则不论是空心的还是实心的，大多用钢料制造。经过综合考虑，在此设计中，活塞杆与活塞的连接采取螺纹连接的形式，如图4-3所示。图3-7 活塞杆与活塞的连接形式这种连接方式结构简单，便于拆卸，成本低廉，但是在震动的过程中容易松动，所以加了防松装置，应用范围较广。3.6.3 活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可以安装于密封圈的内侧，也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程机械中一般采用装在内测的结构，有利于导向套的润滑；而压油机常采用装在外测的结构，在高压下工作时，使得密封圈由足够的油压将唇边张开，以提高系统的密封性能。活塞杆处的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。为了清除活塞杆处外漏部分粘附的灰尘，保证油液清洁以及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。此设计经过综合考虑，采取端盖直接导向。3.6.4 密封装置液压缸中常见的密封装置有间隙密封，摩擦环密封，密封圈密封等。间隙密封依靠运动件间的微笑间隙来防止泄露。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面制造出几条微小的环形槽，用以增大油液通过间隙时的阻力。它结构简单，摩擦阻力小，可以耐高温，但是泄露大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。摩擦环密封依靠活塞上的摩擦环（尼龙或者其他高分子材料制成）在“O”形圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄露。这种材料密封效果好，摩擦阻力较小并且稳定，可以耐高温，磨损后有自动补偿能力，但是加工要求高，装拆不方便，适用于缸筒和活塞之间的密封。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。它利用橡胶或者塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄露。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。（1）O形密封圈（如图3-8）O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封。 图3-8 O形密封圈（2）V形密封圈（如图3-9）V形圈的截面为V形，如图所示，V形密封装置是由压环、V形圈和支承环组成。当工作压力高于10MPa时，可增加V形圈的数量，提高密封效果。安装时，V形圈的开口应面向压力高的一侧。图3-9 V形密封圈（3）Y形密封圈（如图3-10）Y形密封圈的截面为Y形，属唇形密封圈(Lip Seal)。它是一种摩擦阻力小、寿命较长的密封圈，应用普遍。Y形圈主要用于往复运动的密封。根据截面长宽比例的不同，Y形圈可分为宽断面和窄断面两种形式，图所示为宽断面Y形密封圈。图3-11 Y形密封圈对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受到污染，使密封件磨损，因此常需要在活塞杆密封处增添防尘圈，并且放在向着活塞杆外伸的一段。3.6.5 缓冲装置液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时，由于运动部件具有很大的动能，因此当活塞运动到液压缸终端时，会与端盖碰撞，而产生冲击和噪声。这种机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏，而且会引起其它相关机械的损伤。为了防止这种危害，保证安全，应采取缓冲措施，对液压缸运动速度进行控制。 当活塞移至端部，缓冲柱塞开始插入缸端的缓冲孔时，活塞与缸端之间形成封闭空间，该腔中受困挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中挤出，从而造成背压迫使运动柱塞降速制动，实现缓冲。 液压缸中常用的缓冲装置有节流口可调式（如图4-7）和节流口变化式（如图4-8）两种。图3-12 节流口可调式缓冲装置 图3-13 节流口变化式缓冲装置在此设计中，为了适当的减轻加工难度，决定采取如图3-12所示的缓冲装置。这种缓冲装置可以调节。3.6.6 排气装置排气装置在液压缸中是十分必要的，这是因为油液中混入的空气或者液压缸长期不使用，外界侵入的空气都积聚在液压缸内的最高部位处，影响液压缸运动平稳性，低速时引起爬行现象、启动时造成冲击、换向时降低精度等。液压缸中的排气装置通常有两种形式：一种是在缸盖的最高部位处开排气孔，用长管道接向远处排气；另外一种是在液压缸缸盖最高部位安装排气塞。两种排气装置都是在液压缸排气时打开（让它全行程往复移动多次），排气完毕后关闭。图3-14 常见排气装置3.6.7 液压缸的安装结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸的进、出油口的连接等。1）液压缸的安装形式液压缸的安装形式根据安装位置和工作要求得不同可以有长螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等。2）液压缸进、出油口形式以及大小的确定液压缸进、出油口，可以布置在端盖或者缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，液压缸进、出油口可以设在活塞杆的端部。如果液压缸没有专用得排气装置，液压缸进、出油口应该设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。液压缸进、出油口得形式一般选用螺孔或者法兰连接。第4章 液压系统原理图的拟定4.1 方案的拟定4.11供油方式 从系统速度相差很大可知，该系统在快上和慢上时流量变化很大，因此可以选用变量泵或双泵供油。4.12调速回路 由于速度变化大，所以系统功率变化也大，可以选容积调速回路或双泵供油回路。4.13速度、换接回路 由于系统各阶段对换接的位置要求高，所以采用由行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现速度的换接。4.14平衡及锁紧 为了克服滑台自重在快下过程中的影响和防止在上端停留时重物下落，必需设置平衡及锁紧回路。根据上述分析，至少有两种方案可以满足系统要求。（1）用变量泵供油和容积调速回路调速，速度换接用二位二通电磁阀来实现，平衡和锁紧用液控单向阀和单向背压阀。系统的机械特性、调速特性很好，功率损失较小，但是系统价格较贵。（2）用双泵供油，调速回路选节流调速回路，平衡及锁紧用液控单向阀和单向背压阀实现。系统的机械特性、调速特性不及第一种方案，但其经济性很好，系统效率高。4.2方案的确定综上所述，考虑到系统的流量很大，变量泵不好选，第二种方案的经济性好，系统效率高，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、供油方式不太适，宜选用双联式定量叶片泵作为油源，所以选第二种方案。从以上液压缸工况图可知，该系统在快上和慢上时流量变化确实很大，因此可以选用双泵供油是正确的。该系统在慢速和快下时速度需要调节，由于系统功率和速度变化大，但系统的工作负载变化小，调速特性要求不高，是可行的。此外，为防止在上端停留时重物下落和在停留期间内保持重物的位置，在液压缸的无杆腔进油路上设置了液控单向阀。另一方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响，设置了一单向背压阀。快上、快下和慢上之间速度换接采用由行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现。综上所述拟定液压系统原理图如图4-1。系统工作过程：快上时，电磁阀2有电，两泵同时工作，液压油经过电换向阀6、液控单向阀7、单向背压阀8，流入无杆腔，再经过调速阀9、换向阀2回油箱。慢上时，活塞走到300mm处，压下行程阀9，使电磁阀3有电，大流量泵经过它卸荷，只有小流量泵供油，工作太速度下降。快下时，电磁阀3复位，电磁阀1有电，双泵同时供油，经过换向阀6、调速阀9、单向背压阀8、液控单向阀7、换向阀6回到油箱。图4-1系统原理图第5章 液压元件的选择5.1 确定液压泵的型号及电动机功率液压缸在整个工作循环中最大工作压力为9.97Mpa.由于该系统比较简单，所以取其压力损失，所以液压泵的工作压力为两个液压泵同时向系统供油时，若回路中的泄漏按10%计算，则两个泵的总流量应为，由于液压缸慢升时所需的流量为0.32L/min，所以高压泵的输出流量不得少于根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用PV2R16型的双联叶片泵，其额定压力为15Mpa，小泵和大泵的排量分别为2ml/r,15ml/r；容积效率，总效率，所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力（10.47MPa）和输出流量（当电动机转速为960 r/min）查电机产品目录，拟选用电动机的型号为Y132M-6，功率为5.51KW，额定转速为960 r/min。5.2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类元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如下表7.1。表7.1 液压元件及规格序号名称估计流量 /（L/min）额定流量/（L/min）型号及规格1滤油器232.224002双联叶片泵44PV2R163单向阀174.60230AF3-Ea10B4电磁溢流阀174.605005溢流阀221.17350DBDS25K10/2526三位四通电液换向阀221.17300H-4WEH7液控单向阀221.172844CT1-10C8单向背压阀221.17300AXF3-E20B9行程阀22C-100BH10单向调速阀169.2250MSA30EF25011电动机Y80L-45.3 油箱及油管的设计5.3.1油箱的设计液压油箱的作用是贮存液压油，分离液压油中的杂质和空气，同时还起到散热的作用。（1）液压油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积：取：取V=44L式中，V 液压油箱的有效容积 液压泵的额定流量（2）液压油箱的外形尺寸油箱长、宽、高的确定：根据油箱三个边长必须在1：1：11：2：3的范围内，又有油箱的容积为V=44L,所以油箱的长（L）、宽（D）、高（H）可以设计为L=220mm,D=220mm,H=100mm。（3）液压油箱的结构设计 液压油箱简称油箱，它往往是一个功能组件，在液压系统中的主要功能是存储液压油液、散发油液热量、溢出空气及消除泡沫和安装元件等。油箱的制造一般采用焊接和铸造两种方式之一，多数油箱采用焊接技术获得。在一般设计中，液压油箱多采用钢板焊接的分离式液压油箱，很少采用机床床身底座作为液压油箱。因此，在此设计中采用了焊接的方式获得油箱。油箱的工作图样是油箱加工和安装的依据。通常油箱应包括箱顶、箱壁、隔板、放油螺塞、吊耳、支脚等零件。为了增加油液的循环距离，使油液有足够的时间分离气泡，沉淀杂质，消散热量，所以吸油管和回油管相距较远，并且中间用隔板隔开，油箱底应微微倾斜以便清洗。5.3.2油管的设计油管的内径可按照所连接元件的接口尺寸确定，也可以按照管路中允许的流速来计算。本例中，由表5-3推荐取油液在压油管的流速v=3m/s,按式4.1算得液压缸无杆强及有杆腔相连的油管的内径为式中 q通过油管的流量； v推荐管道中油液的流速，可按表5-3数值选取。取d=8mm。5.4集成块的设计集成块就是将若干元件组合在一起，省去连结用的管子而构成液压系统的部分回路。随着液压系统向高压化、高精度方向发展，系统的结构形式也向着集成化方向发展，在这种趋势下尤其显出液压集成化的优越性。 集成块内的油通道，用来联系各个控制元件，构成单元回路及液压控制系统。油液流经块体内通道的压力损失与块体的油通孔的孔径尺寸形状及表面光滑程度有关。通道孔径过小，拐弯过多，内表面粗糙，工艺孔过多，会使压力损失变大。而油道孔径过大，压力损失减小，但增大了集成块尺寸。提高管道表面光洁度会使压力损失降低，但又会增加制造成本。综上所述，设计集成块时，对以上各点应多方面考虑。5.4.1集成块的设计原则集成块加工质量的好坏直接影响到系统和设备的工作性能。集成块在设计时应合理布置油道，尽可能节省工艺孔，以减少加工与成本。 集成块的设计应遵循以下原则：（1）合理选择集成块的个数，若集成的块太多，会使阀块的体积过大，设计、加工困难；集成的阀太少，集成的意义又不大。（2）在阀块设计时，块内的油路应尽量的简捷，尽量减少深孔、斜孔，阀块中的孔径要与通过的流量相匹配，特别要注意相贯通的孔必须有足够的通流面积。 （3）阀块设计时应注意进出油口的方向和位置，应与系统的总体布置及管道连接形式匹配，并考虑安装便利。（4）阀块设计时还要考虑有水平或垂直安装要求的阀，必须符合要求。需要调节的阀应放在便于操作的位置，需要经常检修的阀应安装在阀块的上方或外测。（5）集成块设计时要设计足够数量的测压点，以供集成块调试用。（7）重量较大的集成块，应设置起吊螺钉孔。5.4.2集成块的结构设计（1）集成块的总体设计 根据液压系统原理图，将液压控制阀分为两个部分，分别安装在两个集成块上，集成块安放在阀台上。具体设计结果在后面有详细论述。 （2）液压阀位置的确定 在认真分析液压系统原理图的基础上，根据油口就近连通原则，应将有互通关系的阀安装在相邻的表面。因集成块多为六面体，且进出油口一般布置在集成块的底面，因此其余五面均可布置液压阀。布置阀的位置时，除需保证阀的互通油口位于同一层，互不通的油道之间有足够的壁厚外海必须考虑阀的上、下、左、右安装空间，保证阀与阀之间，阀与安装底板之间不得有相碰的情况。（3）视图及尺寸标注 集成块加工图一般用六个视图表示，每个视图表示一个面的安装螺孔和油口的尺寸。在标注尺寸时一般以主视图的左下角为尺寸基准（坐标原点）标注阀安装螺孔的坐标尺寸，再以螺孔为基准标注该阀其它孔口的位置尺寸。 （4）加工精度的要求 集成块采用35号钢经锻打成形，然后机加工（铇、铣平面、钳工划线钻孔、攻丝、精磨平面），去毛刺、清洗、装配。一般加工精度要求为： . 装阀或法兰的表面粗糙度应达到aR3.2mm，末端管接头的密封面的表面粗糙度应达到aR3.2mm。 . 阀块上所有安装螺孔的精度要求为7H，一般流道的表面粗糙度为 aR3.2mm。（5）集成块的固定 集成块的固定，可以单独固定在支架上，也可以固定在油箱上，本系统就采用前者。集成块底座的具体位置可参见阀台图。5.4.3集成块的设计结果本系统中液压控制阀比较多，分为两部分安装在集成块上。如下所示：5.4.4集成块装配与调试加工完所有零件后，在洁净的环境进行集成块系统的装配，以防止元器件锈蚀或受环境污染；装配后的集成块进出口用螺堵加组合密封垫进行密封。 装配后的产品要进行耐压试验和功能试验，耐压试验试验压力按照国家标准进行。试压时间为510min，各接头处不得有泄漏，不允许有其他异常现象，功能试验依据不同的功能要求进行。5.5液压站装置的设计对于固定的液压设备，常将液压系统的油箱、动力装置和控制调节装置集中安装成液压站，使装配、调试和维修都比较方便，同时又使液压站上的振动源与主机隔开，减少了液压站中的油温变化对主机精度的影响。这里主要介绍电动机和液压泵组与油箱的安装设计问题和控制阀的集成配置等问题。5.5.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计在常见的液压站中，按照电动机和液压泵组相对油箱的安装位置不同，可以分为上置式、下置式与旁置式三种。如图5所示为上置式油箱液压泵站。上置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱上盖板上，其结构紧凑，应用十分普遍，尤其是需要经常移动的、泵与电机均不太大的泵站。电机与泵可以立式安装（如图5），也可卧式安装。这种安装方法将动力振动源安置在油箱盖板上，因此油箱体，尤其是盖板要有较好的刚性。如图6所示为旁置式油箱液压泵站。旁置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱旁边。系统的流量和油箱容量较大时，尤其是一个油箱给多台液压泵供油的场合采用。旁置式油箱液压泵站使油箱内液面高于泵的吸油口，泵的吸油条件较好。设计要注意在泵的吸油口与油箱之间设置一个截止阀，以防止液压泵在维修或拆卸时油箱中油液外流。下置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱底下。这样可使设备的安装面积减小，也可使泵的吸入能力大为改善。这种安置方式，常常是将油箱架高到使人可以在油箱底下穿越，以便对液压泵的安装和维修5.5.2电动机与液压泵的装配设计 电动机的安装形式主要有三种：机座带底脚、端盖上无凸缘机构，机座不带低脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构。如图7所示为底座带底脚、端盖上无凸缘机构，一般用于水平放置。若电动机与液压泵组立式放置则应选用机座不带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，以便于电机在安装板上的定位与固定。机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构用于水平放置的电动机与液压泵组，此时液压泵通过发兰式支架支承在电动机上，利用端盖上的凸缘可方便地在支架上定位。小功率的电动机与液压泵组可以安装在油箱盖上（上置式），功率较大时需单独安装在专用的平台上（非上置式）。电动机与液压泵组的底座应有足够的强度和刚度，要便于安装和检修。电动机与液压泵组与底座之间最好加弹性防振垫。在在适当的部位设置泄油盘，以防止场地污染。液压泵的传动轴不能承受径向与轴向载荷，与电机轴有很高的同轴度，一般采用弹性联轴器的连接形式。第6章 液压系统的性能验算6.1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为0.01 m/s，通过的流量为3.02 L/min，数值较小，主要压力损失为调速阀两端的压降，此时
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