四柱万能液压机液压系统设计

1、攀枝花学院学生课程设计说明书题 目：ya32200柱式万能液压机系统的设计学生姓名：xxxxxxxxxxxxxxxxxxx学号：xxxxxxxxx所在院（系）：xxxxxxxxxxxx专业：xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx班级：xxxxxxxxxxxxx指导教师：xxxxxxxx2014 年 6 月 16 h攀枝花学院教务处制课程设计（论文）指导教师成绩评定表绩 贞 指导教师评语题目名称ya32-200四柱式万能液压机液压系统的设计评分项目分值得分评价内涵工作表现20%()1学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学 工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、杏阅文献、

2、深入生产实践等渠 道获取与课程设计冇关的材料。03课题工作量7按期阏满完成规定的任务，丁.作景饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题， 能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析， 得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立奔阅相关文献和从事其他调研；能提出并 较好地论述课题的实施方案；冇收集、加工各种 信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案 的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、 操作等实验工作，数据正确、可靠；研允思路清 晰、完整。07计算及计算机应用能力5具宥较强的数据运算与处理能力；能运用计算机 进行资料搜集

3、、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析 能力（综合分析能力、技 术经济分析能力）10其有较强的数据收染、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇 幅、设卟（论文）规范化 程度5符合本专业相关规范或规定耍求；规范化符合木 文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，宥见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。年 月闩指导教师签名.攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目ya32-200四柱式万能液压机液压系统的设计1、课程设计的目的液压系统的设计和计算是机床设计的一部分。设计

4、的任务是根据机床的功用、运动循环和性能 等要求，设汁出合理的液压系统图，再经过必要的汁算，确定液压系统的主要参数，然后根据u算 所得的参数，来选用液压元件和进行系统的结构设计。使学生在完成液压冋路设计的过程中，强化对液压元器件性能的掌握，理解不同冋路在系统中 的各自作用。能够对学生起到加深液压传动理论的掌握和强化实际运用能力的锻炼。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）要求学生在完成液压传动课程学习的基础上，运用所学的液压基本知识，根据液压元件、各种 液压冋路的基本原理，独立完成液压冋路设计任务。设计一台万能液压机的液压系统，要求完成快进-减速机压制-保压-卸压回程-停

5、止-顶出缸顶出 -退回-停止的半自动化操作流程。液压机公称力为1900kn，滑块重量1.5t，滑块行程680mm，滑块 距工作台最大距离1080mm,滑块最大下行速度70mm/s,滑块最大回程速度55mni/s,工作速度12mm/s, 顶出缸顶出力350kn,顶出缸顶出行程240nim。设卟结束后提交：5000字的课程设计论文；液缸cad图纸2号一张；2号系统图纸一张。3、主要参考文献11j左健民.液压与气压传动.第2版.北京机械工业出版社2004.21章宏甲.液压与气压传动.第2版.北京机械工业出版社2001.31许福玲.液压与气压传动.武汉华中科技大学出版社2001.4 张世伟.液压传动系

6、统的计算与结构设计.宁夏人民山版社.1987.5 液压传动手册.北京机械工业出版社2004.4、课程设计工作进度计划内容学时明确机床对液压系统的要求，进行工作过程分析2初步确定液压系统的参数，进行工况分析和负载图的编制12确定液压系统方案，拟订液压系统阁8选择液压元件和确定辅助装賈8液压系统的性能验算2液压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件8合计1周指导教师（签字）日期2015 年 05 月 20 h教研室意见：年月曰学生（签字）：接受任务时间：年月曰注：任务书由指导教师填写。目录1 ya32200四柱式万能液压机主要参数确定2 ya32200!1!柱式万能液压机工况分析2.1液压机主缸

7、速度循环图62.2液压机主缸负载分析62. 3主缸负载循环图72.4顶出缸速度循环图82.5顶出缸负载分析82. 6顶出缸负载循环图83主液压缸、顶出液压缸结构尺寸3. 1主液压缸结构尺寸93. 2顶出液压缸结构尺寸104液压缸运动中的供油量计114. 1主液压缸的进出油量114.2顶出液压缸退回行程的进出油量115确定快速空程供油方式，液压泵规格，驱动电机功率115. 1液压系统快速空程供油方式115.2选定液压泵的流量及规格115.3液压泵的驱动功率及电动机的选择126液压系统零部件设计146. 1液压机主缸设计146. 2液压机顶出缸设计166. 3液压油管设计186.4液压油箱设计20

8、6. 5过滤器的选择207选取液压系统图217. 1速度控制回路的选择217.2换向和速度换接回路的选择217.3油源的选择和能耗控制217.4压力控制回路237.5液压系统图237.6电磁铁动作表247. 7液压系统工作汕路分析248计算和选取液压元件269主液压缸压力损失的验算269.1快速空行程时的压力损失269.2慢速加行程时的压力损失279.3快速退回行程时的压力损失2810顶出液压缸压力损失验算2910.1顶出行程时的压力损失2910.2退回行程时的压力损失3011液压系统发热和温升计算3212设计，33参考文献341 ya32200四柱式万能液压机主要参数确定表1. 1 ya32

9、-200四柱式万能液压机主要参数公称力1850kn主缸回程力400kn滑块重量1.45t滑块行程700mm三滑块距工作台最大距离1050mm滑块最大下行速度65mm/s滑块最大回程速度55mm/s工作速度<12mm/s顶出缸顶出力350kn顶出缸顶出行程250mm顶出缸顶出速度0. 02m/s顶出缸回程速度0. 05m/s2 ya32200kn四柱万能液压机工况分析2.1液压机主缸速度循环图根据液压机系统设计参数及表1. 1中主缸滑块行程为700mm,可以得到主缸的速度 循环图如下：0.10.065m/s0.050.006m/s100 200 300 400500600 0.055m/s

10、s(mm)图2. 1主缸速度循环图2.2液压机主缸负载分析液压机启动时，主缸上腔充油主缸快速下行，惯性负载随之产生。此外，还存在静 摩檫力、动摩擦力负载。由于滑块不是正压在导柱上，不会产生正压力，因而滑块在运 动过程中所产生的摩擦力会远远小于工作负载，计算最大负载吋可以忽略不计。液压机 的最人工作负载为工进时的工作负载。通过各工况的负载分析，液压机主缸所受外负载 包括工作负载、惯性负载、摩擦阻力负载，即.f = fw + fffa(2. 1)式中：f -液压缸所受外负载；心-工作负载；-滑块与导柱、活塞与缸筒之间的摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力负载,启动p为动摩擦阻力负载；运动执行部件速度变

11、化时的惯性负载；(1) 惯性负载计算 计算公式：(2.2)g dv =xg式中：g-运动部件重量;g-重力加速度9. 8m/s2； vk时间内的速度变化量；卜加速或减速时间，一般情况取以= 0.010.56,；由液压机所给设计参数可知：滑块重量为1.45t, qv = 0.065m/5,取dz = (h)5s,代入公式2. 2中。即：pa9.80.051885w(2) 摩擦负载计算滑块启动时产生静摩擦负载，扁动过后产生动摩擦负载。通过所有作用在主缸上的 负载可以看出，工作负载远大于其他形式的负载。由于滑块与导柱、活塞与缸体之间的 摩檫力不是很大，因而在计算主缸最大负载吋摩擦负载先忽略不计。(3

12、) 主缸负载f计算将上述参数=1885仏=185代入公式h i中。即f 二 18852v +1850000w = 18518857v2. 3主缸负载循环图f(kn)(1)主缸工作循环各阶段外负载如表2.1表2. 1 主缸工作循环负载工作循环外负载启动f = “fa-1.9kn横梁滑块快速下行f二f进忽略不计工进厂二/动+ &-1850/rn快速回程f = /网+-4q0kn(2)主缸工作各阶段负载循环如图2. 2185okn图2. 2主缸工作各阶段负载循环图2.4顶出缸速度循环图根据液压机系统设计参数及表1. 1中顶出缸活塞行程为250mm,可以得到顶出缸的 速度循环图如下：图2. 3

13、顶出缸的速度循环图2.5顶出缸负载分析主缸回程停止后，顶出缸下腔进油，活塞上行，这时会产生惯性、静摩擦力、动摩 擦力等负载。由于顶出缸工作时的压力远小于主缸的工况压力，而且质量也比主缸滑块 小很多，惯性负载很小，计算时可以忽略不计；同理摩擦负载与顶出力相比也很小，也 可不计；工件顶出时的工作负载比较大，计算顶出缸的最大工作负载时可以近似等于顶 出力。将参数代入公式2.1计算顶出缸的最大负载。即：f = fw = 35oooo7v式中：-顶出力2. 6顶出缸负载循环图(1)顶出缸工作循环各阶段外负载如表2. 2表2. 2顶出缸工作循环负载工作循环外负载启动f = f筋+ f“忽略不计顶出缸顶出-

14、350kn快速退冋f = f动skn(2)顶出缸工作各阶段负载循环如图2. 4图2. 4顶出缸工作各阶段负载循环图3主液压缸、顶出液压缸结构尺寸3. 1主液压缸结构尺寸由主缸负载图可知，最大负载f = 19oo/c7v,查液压传动教科书239页表11-3得主 缸工作压力p =顶出缸工作压力p =查液压传动教科书99页表5-2得"=0.7£),取机械效率=0.9 01计算主液压缸内径d由公式f = spx pi)d +式中.p、-主液压缸工作压力；p2-主液压缸冋路背压，对于高压系统初算吋可以不计；f-工作循环屮最大负载；%-液压缸机械效率，一般77,=0.9口0.95。将参

15、数代入公式，p2忽略不计，可求得主液压缸内径d:i 4fi_4xl850xl03_ md = 1='； 0.324m = 324mm ttpji, v3.14 x 25x106 x 0.9查机械设计手册液压传动20-282根据gb/t2346-1993,取标准值d = 320mm 2主液压缸活塞杆径d:d = 0.7d = 0.7x320 = 224mm查机械设计手册液压传动20-282根据gb/t2346-1993,取标准值= 220mm 3主液压缸有效面积：（其屮a1为无杆腔面积，a2为有杆腔面积）a3202x334 80384a 二灿= 3.似（3202-22的=麵画4主液压缸实

16、际压制力和回程力:么】=叫=25 x 106 x o.o8o3 84 = 2 x 106 7v5主液压缸的工作压力：（1）主液压缸的平衡压力（2）主液压缸工进工作压力=+ 3.35x105x0.04239a 0.0803840.080384(3)液压缸冋程压力n fu|r 400x103 np, = - = 9a4mpa° 人 0.042393.2顶出液压缸结构尺寸1顶出液压缸内径：4f4x0.35xl063.14x12x106x0.9203mm斉机械设计手册液压传动20-282根据gb/t2346-1993,取标准值d = 200mm 2顶出液压缸活塞杆径d 0.7 d = 0.7

17、 x 200 = 140mm3顶出液压缸有效而积（其中a3为无杆腔而积，a4为有杆腔而积）3.14x2oo2=3層醐4顶出液压缸的实际顶出力和回程力=pa3 =12x106 x 0.0314 = 3.77x105tv4液压缸运动中的供油量计算4. 1主液压缸的进出油量1主液压缸空程快速下行的进出油量：如主=av =0.080384x0.065 = 5.23x10 3m3/kv = 313.7l/min如回=a2v = 0.04239x0.065 = 2.76x10 b?/3 /s = 165.5l/ min2主液压缸工作行程的进出油量：q,=alv2 = 0.080384x0.006 = 0.

18、48m3 /5 = 28.8l/min=0.04239x0.006 = 0.26x10'w is- 15.61/ min 3主液压缸冋程进出汕量：&,、进=a2v,= 0.04239x0.055 = 2.33xlo_3/n3/5 = 139.8l / min= 0.080384x0.055 = 4.42x10/x = 265.2£ / min4.2顶出液压缸退回行程的进出油量1顶出液压缸顶出行程的进出汕量：= a,v,= 0.0314x0.02 = 0.63xlo-3/?:3 /5 = 37.8£/min= a4v4 = 0.016014x0.02 = 0.

19、32x10w /s = 19.2l/ min2顶出液压缸退回行程的进岀油量：q>& = 0.016014x 0.05 = 0.8 x 10-3 m3 / s = 48£ / min= a,v5 =0.0314x0.05 = 1.57x1 o'3m3 / 5 = 94.2l / min5确定快速空程供油方式，液压泵规格，驱动电机功率5.1液压系统快速空程供油方式= av = 80384x65 = 5224960"3 /5 = 313.5£/min由于供油量大，不宜采用由液压泵供油方式，利用主液压缸活塞等自重快速下行, 形成负压空腔，通过吸入阀从

20、油箱吸油，同时使液压系统规格降低档次。5.2选定液压泵的流量及规格设计的液压系统最高工作压力p=25mpa,主液压缸工作行程，主液压缸的无杆腔进 油量为：0进=a2 = 0.080384x0.006 = 0.08m3 / s = 28.8l / min 主液压缸的奋杆腔进油量为：么进= 0.04239x0.055 = 2.33xl0_3m3/.v = 139.8l/min顶出液压缸顶出行程的无杆腔进油量为.q-腿=a3v4 = 0.0314x0.02 = 0.63xl0'w /s = 31.sl/min实际工作中，液压油在进油路中有一定的压力损失，因此，泵的工作压力pp = pp式中：

21、-液压泵最大工作压力；p-执行部件最大工作压力； p-进油路中的压力损失，查液压传动教科书第241页表11-4得，对于简单 的系统，取0. 20. 5mpa,对于复杂系统,取0.51.5mpa。取进油路中的压力损失=,则泵的工作压力&:& = p= 25 + 0.5 = 25.5mpa为了延长设备使用寿命，设备在设计时必须有一定的压力储备量，并确保泵的寿 命，因此在选取泵的额定工作压力a时，应满足f(1.250取6=1.25&,则g =1.25=1.25x25.5 = 31.9嫩z设选主液压缸工作行程和顶出液压缸顶出行程工作压力最高(p=25mpa)工件顶出 后不需要高

22、压。主液压缸工作行程(即压制)流量为28.8l/min,主液压缸工作回程流 量为139.8l/min,选用5zkb732型斜轴式轴向柱塞变量泵，该泵主要技术性能参数如下: 排量234. 3ml/r,额定压力16mpa,最大压力25mpa,转速970r/min,容积效率 92%。该液压泵基本能满足本液压系统的要求。5.3液压泵的驱动功率及电动机的选择液压机的执行件有两个，b卩：主缸和顶出缸。主缸和顶出缸各自工况的快进、工 进、冋程速度又不尽相冋，这样对功率的消耗也不同。电动机额定功率的确定必须根据 消耗功率最大的工况来确定，因此要分别计算主缸、顶出缸各工况小号的功率。功率计 算公式如下：式中：电

23、动机额定功率； p,-液压泵的工作压力; %-液压泵的流量；7-液压泵的总效率，取7 = 0.7。（1）主缸各工况功率计算1）快进功率主缸滑块快进时，在自重作用下速度比较快，而液压泵此时的输出油量不能满足 滑块的快速下行，快进时的负载很小，这样液压泵的出口压力也很小，消耗的功率不会 很大。2）工进功率由主缸负载循环图可知，工进时主缸最大负载为1850kn，无杆腔面积afo. 08m2， 进油回路压力损失取pzoja/pu ,则液压泵的压力由公式计算：p =23.63x28.860x0.7p =-p= 1850000 + 5 x 105 = 23.63 x 106 ffl p a0.0816.2

24、 勝3）快退功率由主缸负载循环图可知，工进时主缸最大负载为400kx,无杆腔面积a2=0. 043m2 , 进汕冋路压力损失取dp二0.5maz，则液压泵的压力由公式计算：p = <1p = 400000 + 5 x 105 =9.8xlo6pa a0.0439.8x139.860x0.732.62kw（2）顶出缸各工况功率计算1）顶出功率由主缸负载循环图可知，工进时主缸最大负载为350kn,无杆腔面积a3=0. 032m2 , 进汕冋路压力损失取口户=0.5似/ ,则液压泵的压力由公式计算：p，£+p = 5x1o5=11.4x1o6p“11.4x37.860x0.7q3kw

25、2）回程功率顶出缸回程时，负载只有活塞与缸筒之间的摩擦负载，敷在大小应该比定出时的 负载要小很多，这样回程消耗的功率也比顶出消耗的功率要小，因此，回程功率可以忽略不计。（3）电动机额定功率及型号的确定电动机额定功率的确定，应依据消耗功率最大的工况。比较主缸、顶出缸各工况 所需要的功率，主缸快退时的功率最大为32. 62kw。查机械设计课程设计指导书表11.186可知，选取电动机型号yz25s-4 其他技术参数为：额定功率：37kw 满载转速：1480r/min6液压系统零部件设计6.1液压机主缸设计对于负载较大的机械设备缸体材料一般选用无缝钢管制造，主缸缸体材料选用无 缝钢管。1）主缸壁厚的确

26、定 壁厚计算公式如下：p、d式中：5-液压缸壁厚（h1）;d-液压缸内径（m）;py-实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍；<7-缸筒材料的许用应力。无缝钢管：<7 = 100口 lloa/ptz; 则壁厚为：8>p、d1.4x25x0.322 _2x110=0.052m液压缸缸体外径久 >d + 2>0.32 + 2x0.052 = 0.426m外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径£ =430mm2）主缸缸盖、壁厚的确定缸盖材料常选用35钢，缸盖厚度计算公式如下:> 0.433d式屮：/-缸盖的有效厚度（m）;z）2-缸盖止口直

27、径（酮）;缸盖材料许用应力; 则缸盖壁厚：t> 0.433a a= 0.433x220x'p.4x25.5 = 0.057m 2（jv 100圆整后取t=60mmo3）活塞杆直径d的校核$巾：f-活塞杆上的作用力;a-活塞杆材料的许用应力,d>4x18503.14x640-1.4> 162mm取d=220mm符合要求。4）缸盖固定螺钉 < 的校核式中：f-液压缸负载；k-螺纹拧紧系数，k=l. 12u 1. 5; z-苦丁螺栓个数；螺栓材料许用应力；a1.22d 2.5为材料屈服点。7、l5.2kf i 5.2x1.5x1850 、心 > = j= 10.

28、60mms 7tzct v3.14x4x250-2.5所以螺钉取m16。5）主缸最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离称为最小导 向长度，用h表示。一般而言，液压缸的最小导向长度应该满足如下要求：20 2式中：l-液压缸的最大行程；d-液压缸的内径；由表1. 1可知，主缸最大行程h=680nini，液压缸内径d=320mm,则主缸最小大象长度 h:、l d 700 320195mm>=二_ 20 2 20 26）主缸活塞材料及宽度的确定主缸活塞选用灰铸铁ht200,活塞宽度系数取0.8，则活塞宽度 5 = 0.80 = 0.8x320 = 256

29、mm圆整后取b=260ninu7）主缸活塞杆材料及长度主缸活塞杆材料一般选用45钢，由滑块行程，确定活塞杆的长度= 1100mm8）主缸长度的确定液压缸主缸缸体内部长度等于活塞的行程和活塞的宽度之和。缸体的外形尺寸还应 考虑两端端盖的厚度，总体而言，液压缸缸体的长度l不应该大于缸体内径d的20u 30 倍，即：l<（20d30）£>由主缸行程为680mm,活塞宽度为260mm，缸盖厚度为60mm，通过计算可知，主缸的长 度= 680 + 260 + 60 + 60 = 1060mm9）活塞杆稳定性校核活塞杆工作中主要受压，当液压缸的支承1（度£，（10口15）时

30、，必须对活塞杆的弯 曲稳定性进行校核，d为活塞杆直径。通过计算可知，l,的最大值不可能大于=2160mm,而 2 （10 0 15）t/= 2200口 3300mm。比较后 < （100 15p ,活塞杆满足使用要求，工作时不会失稳。6. 2液压机顶出缸设计顶出缸工作时的最大工作压力为12. 5mpa,比主缸的要小，为了保证顶出缸安全工作， 缸体材料也选用无缝钢管。1）顶出缸壁厚的确定 壁厚计算公式如下：8>p、d式中：8-液压顶出缸壁厚（m）;d-液压顶出缸内径（m）;p'-实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍；<7卜顶出缸筒材料的许用应力。无缝钢管：

31、»100口 llom/vz;则壁厚为:1.3x12.5x0.2 -2x110-=0.015m液压顶出缸体外径d, >d + 2>0.2 + 2x0.2 = 0.24m外径圆整为标准直径系列后，取顶出缸缸体外径/ = 240mm2）顶出缸缸盖、壁厚的确定顶出缸盖材料常选用35钢，顶出缸盖厚度计算公式如下:/> 0.4330式中.z-顶出缸盖的有效厚度（ib）; £>2-顶出缸盖止口直径（nun）;t> 0.433d20.433x140x1<7-顶出缸盖材料许用应力； 则顶出缸盖壁厚：=0.0244m圆整后取t=25mm。3）顶出缸最小导向k

32、度的确定当活塞杆全部外伸吋，从活塞支承面中点到顶出缸盖滑动支承面中点的距离称为最 小导向长度，用11表示。一般而言，液压顶出缸的最小导向长度应该满足如下要求：h> + 20 2式中：l-液压顶出缸的最大行程；d-液压顶出缸的内径；由表1. 1可知，顶出缸最大行程h=250mm，液压顶出缸内径d=200mm,则顶出缸最小 导向长度=1 12.5/77777± + £=250 + 20020 2 20 24）顶出缸活塞材料及宽度的确定顶出缸活塞选用灰铸铁ht200,活塞宽度系数取0.8，则顶出缸活塞宽度 5 = 0.80 = 0.8x200 = 160mm5）缸盖固定螺钉

33、< 的校核式中：f-液压缸负载；k-螺纹拧紧系数，k=l. 12u 1. 5; z-苦丁螺栓个数；(7-螺栓材料许用应力;a1.22c 2.5o；为材料屈服点。cl>9.3mm5.2kf _ i 5.2x1.5x350 、和13.14x4x250 + 2.5所以螺钉取m126) 顶出缸活塞杆材料及长度顶出缸活塞杆材料一般选用45钢，由滑块行程，确定顶出缸活塞杆的长度= 700"?m o7) 顶出缸长度的确定液压缸顶出缸缸体内部长度等于活塞的行程和活塞的宽度之和。顶出缸体的外形尺 寸还应考虑两端端盖的厚度，总体而言，液压顶出缸缸体的长度l不应该人于顶出缸体 内径d的20u3

34、0倍，即：l<(20d30)d由顶出缸行程为250mm,活塞宽度为160mm，缸盖厚度为25mm,通过计算可知，主缸的 长度 =250 + 160 + 25 + 25 = 460mm8) 顶出缸活塞杆稳定性校核顶出缸活塞杆工作中主要受压，当液压顶出缸的支承长度2(10d 15)6/时，必须对活塞杆的弯曲稳定性进行校核，d为顶出缸活塞杆直径。通过计算可知，么的最大值不可能大于 + ail = 1160mm , jflj a > (10 15)6/ = 1400 2100mm。比较后 < (100 15)t/, 活塞杆满足使用要求，工作吋不会失稳。6.3液压油管设计通过液压机主缸

35、、顶出缸工作压力的计算可知，主缸的最大工作压力约为25. 5mpa, 顶出缸的最大工作压力约为12. 5mpa。主缸工作压力较高，油管选用无缝钢管，顶出缸 油路汕管选用高压胶管。油管的内径计算公式为：式屮：d-油管内径(mm)；q-油路通过最大流量(l/min)；v-油管中允许流速(m/s);油管壁厚计算公式：pdn2么式中：p-管内工作压力； d-油管内径；n-安全系数，当p>17. 5mpa时n=4；%-管道材料的抗拉强度；1)主缸液压油管内径设计d313.5x1063.14x4x103x60进油油管内後d确定：主缸快进所需流量q=313. 5l/min，取油管允许流速v=4m/s，

36、=36.49mms =- - 5 mm2%圆整后取d=40mm,壁厚t=5mm0回油管内径< 确定：主缸快退所需流量q=139. 7l/min,取油管允许流速v=5m/s,则：=24.35mms =- - 4.5/77772圆整后取d=31. 5mm,壁厚t=4. 5mm。 2)顶出缸液压汕管内径设计进油油管内径t/2确定：主缸快进所需流量q=37. 8l/min,取油管允许流速v=5m/s，则d =37.83.14x5x60=12.67 m圆整ji2；取 d=16mm，壁厚 t=4. 5mm。回油管内径牟确定：顶出缸快退所需流量q=48l/min，取油管允许流速v=5m/s，则:圆整后

37、取d=16mm，壁厚t=4. 5mmo 6.4液压油箱设计1）油箱有效容积的确定为了防止液压油从油箱中溢出，一般不超过液压油箱高度的80%。低压、中压、高 压系统汕箱有效容积v的确定方法为：氐压系统（尸2.5m/vz）: v =（2d 4）qp中压系统（ps6.3mptz）: v =（5d7）/?高压系统（p6.3a/ptz） : v = （10d 2）qp 式中：v-液压油箱有效容积；液压泵额定流量；四柱式万能液压机属于高压系统，则油箱的有效容积v:v = 10 = 10x250l = 2500l2）油箱外形尺寸的确定汕箱的奋效容积确定后,液压汕箱外形尺寸长、宽、高的比值一般为：l:l:lu

38、 1:2:3现取长:宽:高=1:1. 5:2则有：k：x 宽 x 高=945mmx 1420mmx 1890nnn6.5过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的 2. 5倍，故有：%船=2.5%, = 2.5 x 250 = 625l / min 因此，系统选用高压管式zu-ii630x2ofs过虑器。7选取液压系统图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定 性有一定要求，因此速度控制是该机床耍解决的主耍问题。速度的换接、稳定性和调节 是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液 压系统应

39、尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。7.1速度控制回路的选择由上述计算表明，所设计液压机液压系统在整个工作循环过程屮所需要的功率不是 很人，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速冋路即可。虽然节流调 速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成木低。该液压机的进给运动要 求有较好的低速稳定性和速度一负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口 节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。液压机工作过程中 负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于液压机存在负载突变的可能， 因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，ii

40、在冋油路上 设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率, 防止油液温升过高。7.2换向和速度换接回路的选择所设液压机液压系统对换向平稳性的要求不高，流量大，压力高，所以选用价格较 低的电磁换向阀控制换向回路即可。选电液换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过 程屮的液压冲击。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快 退时，在冋路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向 位置精度，釆用死捫块加压力继电器的行程终点转换控制。7.3油源的选择和能耗控制由上述计算表明，木设计液压机液压系统的供油工况主要为快进、快退时的高压大

41、流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功 率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还耍考虑能耗 控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的a的。在图2-1工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以高压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比=337.8? 28.8 11.73,而快进和快退所需的时间与工进所需的时间么分别 为：=(/,/)4-(/3/)=(0.5? 0.07) (0.7? 0.055) 19.9 t2 = z2 / v2 = 16 200.y上述数

42、据表明，在一个工作循环屮，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油 状态，只冇小部分吋间工作在高压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来 看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态, 从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用一个大流量变量泵和一个小流量定量泵双泵申联的供油方式，由双联泵组 成的油源在工进和快进过程屮所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过 程中所需要消耗的功率估算为快进时 p = f? q 8a45kw工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此p = p q 0.12kw快退时 p = p'?

43、q 3.495hv除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复 杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供 油方案，有利于降低能耗和生产成本，如阁7-3所示。阁7-1双泵供油油源7.4压力控制回路的选择由于采用双泵供油回路，故采用液控单向阀实现高压大流量泵卸荷，用溢流阀调整 高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、外控顺序阀 和液压缸无杆腔进u处设测压点。将上述所选定的液压in路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后両 出液压系统原理阁如阁7-4所示。为丫解决主缸快进时回油路接通油箱，无法实现液压

44、缸差动连接的问题，必须在主 液压缸上腔串接一个单向阀（吸入阀）11和油箱相连，利用主液压缸的负压空腔吸油。为了避免泄压，在主液压缸进油路添置了一个单向阀8。考虑到液压机对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器。当液压缸15 上腔压力升高到预调压力，压力继电器发出信息，实行保压。在进油路上设有压力表开关和压力表。7. 5液压系统原理7.6电磁铁动作表表7. 1电磁铁动作表动作顺序1ya2ya3ya4ya5ya主液压缸快速下行+慢速加压+保压+卸压冋程十停止顶顶出+出退lh+缸停止7.7液压系统工作油路分析1启动：电磁铁全断电，主泵卸荷。主泵1 （恒功率输出）> 电液换向阀7的m型屮

45、位> 电液换向阀17的k型屮 位一>油箱2液压缸15活塞快速下行：1ya, 5ya通电，电液换向阀7右位工作，控制油路经电磁换向阀12打开液控单向 阀13，接通液压缸15下胶与液控单向阀13的通道。进油路：主泵1 （恒功率输出）一+电液换向阀7右位单向阀8-液压缸 15上腔回油路：液压缸15不腔单向阀13-+电液换向阀7右位一+电液换向阀17 的k型屮位一+油箱液压缸活塞依靠重力快速下行形成负压空腔：大气压油一今吸入阀11-+液压缸 15上腔3液压缸15活塞接触工件，慢速下行（增压行程）：液压缸活塞碰行程开关2h使5ya断电，切断液压缸15十腔经液控单向阀13快速回油通路，上腔压力

46、升高，同时切断（大气压油一+吸入阀11-+上液压缸15上腔） 吸油路。进油路：主泵1 （恒功率输出）一+电液换向阀7右位单向阀8-+液压缸 15上腔回油路：液压缸15不腔顺序阀14-+电液换向阀7右位一+电液换向阀17 的k型屮位一+油箱液压缸15上腔压力升高达到预调压力，电接触压力表9发出信息，1ya断屯，液压缸15进门油路切断，（单向阀8和吸入阀11的高密封性能确保液压缸15活塞对工件保 压，利用液压缸15上腔压力很高，打开外控顺序阀10的目的是防止控制油路使吸入阀 11误动而造成液压缸15上腔卸荷）当液压缸15上腔压力降低到低于电接触压力表9 调定压力，电接触压力表9又会使1ya通电，动

47、力系统又会再次向液压缸15上腔供应 压力油。主泵（恒功率输出）-今电液换向阀7的m型中位今电液换向阀17的k型屮位 -今油箱，主泵卸荷。5保压结束，液压缸15上腔卸荷后：保压时间到位，时间继电器电出信息，2ya通电（1ya断电），液压缸15上腔压力很 高，打开外控顺序阀10,大部分油液经外控顺序阀10流回油箱，压力不足以立即打开 吸入阀11通油箱的通道，只能先打幵吸入11的卸荷阀，实现液压缸15上腔先卸荷， 后通油箱的顺序动作，此时：主泵1大部分油液-今电液换向阀7左位外控顺序阀10-今油箱6液压缸15活塞快速上行：液压缸15上腔卸压达到吸入阀11开启的压力值时，外控顺序阀10关闭。进油路：主

48、泵1今电液换向阀7左位液控单向阀13-今液压缸15卜腔回油路：液压缸15上腔-今吸入阀11-+油箱7顶出工件液压缸15活塞快速上行到位，碰行程开关1xk, 2ya断电，电液换向阀7复位，3ya 通电，电液换向阀17右位工作。进油路：主泵1一今电液换向阀7的m型中位电液换向阀17右位一+液压 缸16下腔回油路：液压缸16上腔-今电液换向阀17右位油箱8顶出活塞退回：4ya通电，3ya断电，电液换向阀17左位工作进油路：主泵1一今电液换向阀7的1型中位电液换向阀17左位一+液压缸16有杆腔回油路：液压缸16无杆腔一今电液换向阀17左位油箱 9停止：电磁铁全断电。8计算和选取液压元件根据上面计算数据

49、，查液压设计手册选取液压元件如下序号元件名称排量规格1斜盘式轴向柱塞变量泵250l/min250zcy14-1b2齿轮泵18l/minbbxq3电动机y225s-4三相异步电机4过滤器625l/minzu-h630x20es5先导式溢流阀200l/miny2-h32fw6溢流阀18l/minyf-l10b7电液换向阀300l/min(s)dshg-04-2n8单向阀250l/mincit-10-509压力继电器ipd01-h6l-y10外控内泄型顺序阀250l/minxd4f-l32h11液控单向阀250l/minay-h50f12两位三通电液换向阀18l/min24d-10h-tz13液控单

50、向阀250l/minay-h50f14顺序阀250l/minxd2f-l32h17电液换向阀300l/min(s)dshg-04-2n18节流阀250l/minldf-l32c19两位两通电液换向阀250l/min22d-32b20先导式溢流阀200l/miny2-h32fw21溢流阀250 l/minyf-l32b9主液压缸压力损失的验算9.1快速空行程时的压力损失快速空行程时，由于液压缸进油从吸入阀11吸油，油路很短，因此不考虑进油路上的压力损失，在回油路上，己知油管长度l=2m，油管直径么=31.5xlo_3m,通过的流量q=5.22xl(t3m7s。液压系统选用n32号液压油，考虑最低

51、工作温度15°c,由手册 查出此时油的运动粘度v=1.5cm2/s,油的密度p=920kg/m3,液压系统元件采用集成块式 的配置形式。(1) 确定油流的流动状态：在回油路上，流速17 = =71 d回油路屮液流的雷诺数为r e4x5.22xlo33.14x3.152670.16cm/5vd, 670.16x31.51407.3 <2300由上町知，回油路屮的流动是层流。a = = = 0.053 re 1407.3(2) 沿程压力损失va 0 1 p2 aacq 2920x6.70162 nn.n_ 1a6dxa/?： a 0.053x-x 0.0695x 10 pci八 d

52、2 231.5xl(r32(3) 局部压力损失：液控单向阀的压力损失为zap =0.05xl06/vz,则回油路总的压力损失为: za/? = za/?4+za/? = (0.0695 + 0.05)x106p = 0.1195x1069.2慢速加压行程的压力损失在慢速加压行程中，己知油管长度l=2m,进油管直径4=40xl(t3m,通过的流量 进油路(hds.sl/min,;回油管直径a =31.5xl0_3m ,通过的流量回油路为：n4 fx(0.32)2 -(0.22)2_ch=q = -28.8 = 15.2l/min。液压系统选用n32号液压油,a弘(0对考虑最低工作温度15

53、6;c,由手册杳出此时油的运动粘度v=1.5cm7s,油的密度p =920kg/m3,液压系统元件采用集成块式的配置形式。(1) 确定油流的流动状态：在进油路上，流速=38.2cm17td23.14x42x60在ihi油路上，流速队=4二 4xl5.2xl0>42.5cmis-7rd223.14x3.152x60进油路中液流的雷诺数为re,= = 382x4-101.9<2300 1 v 1.5冋油路中液流的雷诺数为re, = 325x3,15 - 63.8< 2300“ v 1.5由上可知，进、回油路中的流动都是层流。j5re,w1.9人皆会1.1(2) 沿程压力损失a仏：在进油路上，压力损失为 = 0.736x920x0,3820.025x106ad' 24xio-2在冋油路上，压力损失为:x920x0.325