毕业设计（论文）-小型装载机液压系统设计

本科生毕业设计（论文）论文题目小型装载机液压系统设计作者姓名专业指导教师2023年月本科生毕业设计（论文）小型装载机液压系统设计学院：专业：姓名：□□□□□□学号：□□□□□□指导教师：□□□□□□答辩日期：□□□□年□月STYLEREF标题1摘要STYLEREF标题1摘要-PAGEII--PAGEI-摘要随着建筑业和采矿业的不断发展，隧道施工越来越广泛，隧道工作作业需求越来越高，那么对于专门应用于隧道施工的小型装载机的需求也越来越广泛，需求不断地增加，但是这种专用工况的机器的研发还未大量投入，市场比较紧缺。所以这种小型的装载机在未来一定是发展的大势所趋，急需研发设计的投入。现阶段就是开发一种可以在隧道、井下相关行业中工作的小型装载机是非常紧迫的任务。考虑到液压系统是装载机的核心驱动部分，所以对于这种小型装载机的液压系统的研究至关重要，研究一种能适应隧道工作工况的液压系统，根据实际工作环境和条件，分析其中可能遇到的问题，综合考虑后设计这种隧道施工小型装载机及适配液压系统。本课题研究的是一种专门适用于隧道施工的小型装载机的液压系统的设计，对国内外研究现状进行分析，对市场多系列多参数的不同型号的装载机进行研究，对隧道施工工况进行分析，对装载作业中需要达到的要求进行综合考虑，对于现在市场上的普遍装载机容易出现的问题进行重点研究，对于装载机的小尺寸集约型进行优化设计液压泵站，实现紧凑而高效进行分析，同时结合现在市场需求和对于经济成本进行综合考虑等，最终设计一种新型的小型装载机液压系统。这种新型的装载机液压系统有着显著的优势。可以解决恶劣工况下轮胎式的行走机构不稳定，行走困难，行走功能达不到要求的问题，解决行走动力控制不精准，不稳定问题。解决市场上装载机液压系统中的油箱大、能耗高、效率低、系统功率损耗过大、系统发热较多容易损坏元件的问题。解决挖掘部分、行走部分和铲斗部分既要单独工作，又要保证同时动作互相不干扰问题。解决过载保护、超重稳定和限速节流等在实际工作中出现的动作大、冲击大、元件损坏快等问题。本文设计的是一种新型的小型装载机的液压系统，包括了装载机液压系统原理图的设计及绘制、液压系统参数的计算、液压元件的选型、能量损失验算、热平衡验算、油箱设计、集成块设计、油缸的设计等。这种专用隧道小型装载机液压系统的全新设计、全新优化是市场急需的，因为这种新型的液压系统的研究可以使装载机在有限的空间内实现多功能隧道施工动作，对于现如今隧道工作作业日益剧增的需求的一个现实的研发支持。市场需求的增加、技术研发的迫切需求使得这种小型装载机液压系统研究设计有着广阔的前景。关键词：装载机；小型；优势；隧道施工；全新设计；新型；广阔前景；AbstractWiththedevelopmentofconstructionandminingindustry,thetunnelconstructionismoreandmoreextensive,andthedemandoftunnelworkishigherandhigher,demandcontinuestoincrease,butthisspecialmodeofmachineresearchanddevelopmenthasnotbeenalargenumberofinvestment,themarketisrelativelytight.Therefore,thissmallloaderinthefuturemustbethetrendofdevelopment,theneedforR&DandDesignInvestment.Itisanurgenttasktodevelopakindofsmallloaderwhichcanworkintunnelandunderground.Consideringthatthehydraulicsystemisthecoredrivingpartoftheloader,soitisveryimportanttostudythehydraulicsystemofthesmallloader,andtostudyahydraulicsystemthatcanadapttotheworkingconditionofthetunnel,accordingtotheactualworkingenvironmentandconditions,theproblemsthatmaybeencounteredareanalyzedandthesmall-sizedloaderandhydraulicsystemaredesigned.Thispaperstudiesthedesignofhydraulicsystemofakindofsmall-sizedloaderwhichisspeciallysuitablefortunnelconstruction,analyzesthepresentresearchsituationathomeandabroad,andstudiesthedifferenttypesofloaderswithmulti-seriesandmulti-parametersinthemarket,thispaperanalyzesthetunnelconstructioncondition,comprehensivelyconsiderstherequirementstobemetintheloadingoperation,andstudiestheproblemsthatareeasytoappearinthecommonloadersonthemarketatpresent,tooptimizethedesignofthehydraulicpumpstationforthesmall-sizeandintensivetypeofloaders,toachievecompactandefficientanalysis,atthesametime,combinedwiththecurrentmarketdemandandcomprehensiveconsiderationofeconomiccosts,etc.,finally,anewhydraulicsystemofsmallloaderisdesigned.Thisnewtypeofloaderhydraulicsystemhassignificantadvantages.Theutilitymodelcansolvetheproblemsthatthewheeltypewalkingmechanismisunstable,thewalkingdifficultyandthewalkingfunctioncannotmeettherequirementsunderbadworkingconditions.Theutilitymodelsolvestheproblemsoflargefueltank,highenergyconsumption,lowefficiency,excessivesystempowerconsumption,excessivesystemheatingandeasydamageofcomponentsinthehydraulicsystemofloadersonthemarket.Theexcavatingpart,thewalkingpartandthebucketpartmustworkindependentlyandsimultaneouslywithoutdisturbingeachother.Theutilitymodelsolvestheproblemsofoverloadprotection,overloadstabilityandspeedlimitthrottling,etc..Thehydraulicsystemofanewtypeofsmallloaderisdesignedinthispaper,itincludesthedesignanddrawingoftheprinciplediagramofthehydraulicsystemoftheloader,thecalculationoftheparametersofthehydraulicsystem,theselectionofthehydrauliccomponents,thecheckoftheenergyloss,thecheckoftheheatbalance,thedesignoftheoiltank,thedesignoftheintegratedblock,thedesignoftheoilcylinderandsoon.Thenewdesignandoptimizationofthehydraulicsystemofthespecial-purposesmall-sizedtunnelloaderisurgentlyneededbythemarket,becausethisnewtypeofhydraulicsystemcanmakeloadersinalimitedspacetoachievemulti-functionaltunnelconstructionaction,forthetunnelworkoftoday'sincreasingdemandforarealisticR&Dsupport.Withtheincreaseofmarketdemandandtheurgentdemandoftechnologyresearchanddevelopment,theresearchanddesignofhydraulicsystemofthiskindofsmallloaderhasabroadprospect.Keywords:Loader;minitype;advantage;tunnelconstruction;newdesign;newtype;broadprospect;目录摘要 IAbstract II目录 III第1章绪论 11.1课题研究背景 11.2国内外研究现状 11.3课题研究目的 21.4课题研究内容 31.5课题解决问题 3第2章装载机受力分析 52.1转斗油缸受力分析 52.2动臂油缸受力分析 6第3章液压系统的设计与分析 83.1基本参数 83.2液压系统原理图的设计 83.3液压系统原理图的分析 9第4章液压元件的计算与选型 114.1油缸的设计与计算 114.1.1动臂油缸的设计计算 114.1.2转斗油缸的设计计算 134.1.3油缸的结构设计 154.2液压马达的选型 234.3液压泵的选型 244.4电机功率的确定 264.5油箱的设计 274.6管路的设计 284.7液压元件的选择 30第5章液压系统的性能验算 325.1系统效率的估算 325.2发热温升估算及热交换器的选择 325.2.1发热温升估算 325.2.2液压系统散热估算 33第6章集成块的设计 346.1集成块孔道尺寸的确定 346.2集成块的装配与调试 356.2.1集成阀组装配注意事项 356.2.2集成阀组装配与调试要求 366.3液压集成块设计要点及禁忌总结 37结论 40参考文献 41致谢 42-PAGE8--PAGE9-第1章绪论1.1课题研究背景液压被越来越广泛的应用到现实生活中各类大中小型机械中，液压系统在机械操作过程中已被普及，现如今，液压系统的设计至关重要，液压系统的好坏直接关系着整个机器的功能动作的实现性、可靠性与经济性。现如今，建筑业和采矿业都在蓬勃发展，隧道施工也在如火如荼的进行着，然而适用于这种隧道施工的小型装载机在市场上比较稀缺，这种隧道施工小型装载机需要满足在极其恶劣的环境中进行施工，同时有着体积小、效率高、功能全的优势，这样才能在隧道施工环境中开展作业。这种小型装载机需求不断增加，那么相应的配套液压系统的研究的紧迫性就随之而来，设计这种新型的小型装载机液压系统是现在急需投入研究的。本课题针对设计的是小型装载机的液压系统的设计，是一种专用隧道施工的多功能小型装载机的配套液压系统的设计，对比市场其他现有设备系统，有着显著的优势所在，同时解决了市场产品存在的一系列的问题，是一种全新的设计，全新的研究，是针对这种专用设备的专用液压系统设计。鉴于市场需要一种结构紧凑、操作简单、易于维修养护、功能齐全的这种装载机，需要一种能应对恶劣环境，在这种极其恶劣环境中能高效工作的装载机。所以本文针对这种装载机进行深入研究，对国内外研究现状进行分析，对市场多系列多参数的不同型号的装载机进行研究，对隧道施工工况进行分析，对装载作业中需要达到的要求进行综合考虑，对于现在市场上的普遍装载机容易出现的问题进行重点研究，对于装载机的小尺寸集约型进行优化设计液压泵站，实现紧凑而高效进行分析，同时结合现在市场需求和对于经济成本进行综合考虑等设计出这种隧道用小型装载机液压系统。这种液压液压系统可以很好的配合装载机工作，同时综合多种优点于一身。他的设计及推广使用是必要的，可以在现实生活中产生经济效益和社会效益。1.2国内外研究现状装载机在现在的生产生活中应用非常广泛，是一种应用于工程、公路、建筑、港口、水电、矿山等工作作业中的常见机器，主要用来铲装碎土、砂石、煤炭、矿石、硬土等。装载机的使用，加快了工程建设的速度、减轻了人工劳动强度、提高了作业效率、降低了作业成本。因此，近年来，装载机在国内外得到了迅速的发展，大批的研发公司投入大量的资金进行了一系列的开发研究。在国外，从20世纪20年代开始问世第一台装载机，中间经历了四轮驱动装载机、铰接式装载机和机电一体化装载机等发展历程。如：美国履带式装载机生产商卡特彼勒公司在1981年推出9t3、953、963等一些列新产品的研发；意大利的菲亚特阿里斯、瑞典的沃尔沃公司、德国的08与泽特梅、英国的JBC等公司等知名装载机生产商相继研发出不同的新产品涌入市场；美国的20万台装载机应用于各个领域，上个世纪八十年代到九十年代装载机得到了巨大的发展，随着计算机技术的不断更新换代，已经广泛应用于各类装载机上，实现了智能化控制、智能化检测等功能。现在装载机不论是整机的各项性能，还是作业的效率效能、可靠性、安全性能、操作度等各方面都有了很大的提高，技术水平已经达到了很高的水平。我国装载机发展的比较晚，从上个世纪六十年代中期才发展起来，到八十年代我国的装载机达到了一个高峰，多达20多家装载机生产企业遍布大江南北，广泛的新技术不断的被应用到装载机上，使得装载机新结构、新产品不断的被提档升级，应用于各大领域，实现了系列化、标注化、微型化和节能环保化。其中应用最广泛的是我国的铰接式轮式装载机Z450、ZL50系列，动力性能优质、插入式掘起力大、机动灵活、轻便、作业效率高等一系列优点是产品成熟的标志，大批国内生产商不断涌入市场，如柳工、厦工、成工和宜工等大型公司都已开始研究各种类型型号的新式装载机，不断地被应用于各行各业。现阶段新技术的不断进步，高科技不断被应用，使得我国从2001年的总销量突破三万台居世界前列，我国已经成为了装载机产销大国。1.3课题研究目的现如今，建筑业和采矿业发展越来越壮大，用于建设的资金投入越来越多，相应的装载机作为行业作业的必备机器之一越来越受到关注，需求不断增加，市场的不断需要，相应的设计研发也不断的投入，那么设计一种用于隧道施工的小型装载机的设计能适用于隧道施工的恶劣环境以及狭小空间的机器显得越来越紧迫。本文设计的就是这种小型装载机的液压系统，专门配套这种恶劣工况作业的小型装载机。本文设计主要对小型装载机液压系统进行设计优化，使整个系统的原理更加方便现实生活中对于隧道的施工，整个系统更加稳定平顺，实现了机械化，智能化，大大提高了作业质量和工作效率，大大降低了劳动强度。这种系统设计为了实现：（1）专用性强，液压系统结构紧凑，安装方便，装配周期短。（2）作业功能全，有履带式行走方式，闭式回路动力驱动，补油系统和提臂等系统支路，功能涵盖广。（3）整个系统配置灵活，外观整齐，维护保养容易。（4）标准化、通用化和集成化程度高。（5）智能化水平高，系统采用PLC控制，数字传感器反馈，高效、方便、精准。1.4课题研究内容本课题针对小型装载机及液压系统设计等进行研究，首先进行工况的分析，工作范围的确定，施工功能的比对，进行常规使用情况下的数据选用，首先根据装载机装载容量计算出整个机构的受力情况以及受力大小，接着计算出整个液压系统中液压泵相关参数，选定液压泵后进行功率计算确定电机参数与型号，在计算出油箱的容积，根据得出的参数选择液压系统的各个元件，再进行原理图的设计，最后进行校核。完成一套隧道用小型装载机的液压系统设计。主要内容如下：（1）根据任务书，搜集本课题的研究内容的背景、发展现状以及研究的主要目的和内容；（2）市场调研，查阅文献，整理收集资料，明确课题任务；（3）对小型装载机工作原理及受力进行分析与模块化划分，收集不同规格系统参数；设计模块化组合结构；确定装载机载荷分布、动作原理、液压系统原理、相关参数及要求，初步确定小型装载机整机结构。（4）装载机液压系统的设计、集成块的设计、液压油箱的设计、阀孔及流道参数的设计计算、各类控制阀的选型设计、集成块阀组的组装装配、系统参数的计算和系统性能的验证等设计；（5）绘制液压系统原理图、阀组装配图、阀块加工图、三维建模、三维装配、二维图等；（6）对整个设计过程进行一个系统的总结；（7）整理设计资料，完善并提交设计成果，准备答辩；1.5课题解决问题（1）针对恶劣工况下轮胎式的行走机构不稳定，行走困难，行走功能达不到要求的问题，解决行走动力控制不精准，不稳定问题。本课题设计的这种小型装载机采用履带式行走方式，克服了行走困难，行走功能达不到要求的问题；采用了“变量泵+马达”闭式回路进行对行走履带进行驱动，解决了行走不稳定，动力控制不精准、不稳定的问题。（2）针对市场上装载机液压系统中的油箱大、能耗高、效率低问题。驱动部分采用闭式回路控制减少系统体积，系统采用变量泵，可以自动适应负载的变化而变化，减少不必要的能量浪费，同时对整个液压系统进行优化设计，减小了整个泵站的体积大、能耗高、效率低问题；设置冷却器，这样可以进而减小油箱体积，同时还能减少系统发热较多损坏元件的问题；系统采用卸荷回路，降低功率损耗问题。（3）针对挖掘部分、行走部分和铲斗部分既要单独工作，又要保证同时动作互相不干扰问题。每个部分设置单独油路，互不干扰；同时行走部分与工作部分可以设置合流阀，进而控制合流阀在不行走的时候把行走系统的能量引到工作部分，这样可以减少能量浪费，增加利用率，提高工作效率。（4）针对过载保护、超重稳定和限速节流等在实际工作中出现的动作大、冲击大、元件损坏快等问题问题。系统采用卸荷回路、设置安全阀、平衡阀、液压锁和节流阀等，保证整个油路的动作平稳、过载保护和减少冲击等问题。（5）针对操作功能手动操作，费时费力问题。由传统的手动阀控制油路升级成用电磁阀控制油路，整个机器的动作不用推杆操作，而是改用统一的PLC电子中控屏控制，方便快捷，效率高、错误率低、精准、智能化等特点。第2章装载机受力分析2.1转斗油缸受力分析图2-1转斗油缸受力图根据纵向稳定条件可知最大掘起阻力为：计算得N=12500N其中：Gs:装载机的自重：2000×10=20000NL1：装载机中心距离履带前支撑轴距。根据整机长度2010mm，设定L1为500mm；L：斗刃在底面上的支点至装载机履带前接触点的距离，设定L为800mm；铲斗在铲掘位置绕G点上翻时，铲斗刃口的运动方向基本和底面垂直，因此可以设定此时转斗油缸作用力主要客服铲斗的铲起阻力。取可得：取可得：其中：所以：其中：L1=200mm，L2=220mm,L3=180mm,L4=449/2≈225mm，L5=500mm计算得：考虑到连接杆机构为铰链连接，有摩擦力存在，根据以下公式计算每只转斗油缸的受力为：其中：n：油缸的数量，n=2K:连杆机构的摩擦损失系数，取1.25则：2.2动臂油缸受力分析图2-2动臂油缸受力图取可得：考虑到连接杆机构为铰链连接，有摩擦力存在，根据以下公式计算每只动臂油缸的受力为：其中：n：油缸的数量，n=2K:连杆机构的摩擦损失系数，取1.25则：第3章液压系统的设计与分析3.1基本参数系统额定压力：15MPa系统额定流量：60L/min系统最大压力：20MPa系统最大流量：80L/min3.2液压系统原理图的设计图3-1小型装载机液压系统原理图3.3液压系统原理图的分析根据工况确定其需要的动作，然后进行了液压系统原理图的设计与确定，最终设计出图3-1中的原理图。现对此液压原理图进行详细分析如下：整个试验台回路由三组液压泵提供动力油源，由五个系统组成整个液压系统。其中两个闭式回路变量泵直接控制马达，提供驱动力和旋转动力；第三个变量泵是开式回路属于共用液压泵，除了给行走系统和底座旋转系统两个闭式回路提供补油作用，还给转斗系统和动臂系统提供动力油源。行走系统：启动电机，电机通过联轴器与闭式回路液压泵4.1连接，然后带动泵工作，变量泵4.1以一定转速运转后，从油箱1中吸油，油液进入到变量泵4.1中再以一定排量的油液进入到行走系统的闭式回路中去，泵4.1的进入油口直接与液压马达10和11的进出油口相连，从而带动行走马达运转，然后通过传动机构带动小型装载机前进与后退。整个系统中泵4.1为变量泵，5.2和5.3为温度传感器，与电控相连，通过数字显示与反馈温度，行走马达10和11自带清洗阀，前进的快慢通过变量泵控制。底座旋转系统：启动电机，电机通过联轴器与闭式回路液压泵4.2连接，然后带动泵工作，变量泵4.2以一定转速运转后，从油箱1中吸油，油液进入到变量泵4.2中再以一定排量的油液进入到行走系统的闭式回路中去，泵4.2的进入油口直接与液压马达14的进出油口相连，从而带动底座旋转马达运转，然后通过传动机构带动小型装载底座旋转。整个系统中泵4.2为变量泵，5.4和5.5为温度传感器，与电控相连，通过数字显示与反馈温度，底座旋转马达14自带清洗阀，旋转的快慢和方向通过变量泵4.2控制。补油系统：启动电机，电机通过联轴器与开式回路液压变量泵3连接，然后带动泵工作，变量泵3以一定转速运转后，从油箱1中吸油，油液经过吸油过滤器2进入到变量泵3中再以一定排量的油液进入到补油系统回路中去，油液首先来到两位三通电磁换向阀7的P口，当2YA断电的时候，此时补油系统关闭；当2YA通电的时候，电磁阀7的右位工作，此时油液经过P口到达A口，然后从A口进入到行走系统和底座旋转系统中去，分别在6.3,6.4,6.1,6.2的单向阀组的作用下同时给行走系统和底座旋转系统的进出油路同时补油；当通过传感器显示油液充足时，停止补油，这时2YA断电，电磁阀7回到左位，油路截止，停止补油。补油系统中先导式溢流阀23的作用是调节系统压力，同时有卸荷功能，当所有油路不需要工作时候，先导式溢流阀可以卸荷，油液直接流回油箱。传感器5.1进行油路系统的压力温度进行电磁反馈。转斗系统：启动电机，电机通过联轴器与开式回路液压变量泵3连接，然后带动泵工作，变量泵3以一定转速运转后，从油箱1中吸油，油液经过吸油过滤器2进入到变量泵3中再以一定排量的油液进入到转斗系统回路中去，油液首先来到三位四通电磁换向阀8的P口，此时P口不通，当4YA通电的时候，此时油液经过换向阀8的P口到达A口，然后油液从A口经过双向液压锁16.1进入到转斗油缸的无杆腔，推动油缸缸杆伸出，从而控制挖斗旋转；当3YA通电的时候，左位工作，此时油液经过换向阀8的P口到达B口，然后油液从B口经过双向液压锁16.1进入到转斗油缸的有杆腔，推动油缸缸杆缩回，从而控制挖斗反向旋转；整个转斗系统中，双向液压锁16.1是当需要在一个位置停止时，可以锁住油路，保证了操作的安全性，同时转斗系统的转斗在挖掘的时候需要浮动功能，本文设计的浮动功能通过机械机构实现。动臂系统：启动电机，电机通过联轴器与开式回路液压变量泵3连接，然后带动泵工作，变量泵3以一定转速运转后，从油箱1中吸油，油液经过吸油过滤器2进入到变量泵3中再以一定排量的油液进入到转斗系统回路中去，油液首先来到三位四通电磁换向阀9的P口，此时P口不通，当6YA通电的时候，此时油液经过换向阀9的P口到达A口，然后油液从A口经过双向节流阀15和双向液压锁16.2进入到动臂油缸的无杆腔，推动油缸缸杆伸出，从而控制升起；当5YA通电的时候，左位工作，此时油液经过换向阀9的P口到达B口，然后油液从B口经过双向节流阀15和双向液压锁16.2进入到动臂油缸的有杆腔，推动油缸缸杆缩回，从而控制下降；整个动臂系统中，双向液压锁16.2是当需要在一个位置停止时，可以锁住油路，保证了操作的安全性，双向节流阀15是调节升起和降落的动臂系统的速度。合流作用：在行走系统和底座旋转系统中，当底座旋转停止的时候，此时底座旋转系统的油液可以通过电磁阀12和13控制底坐旋转闭式系统在不工作的时候，油液提供给行走系统，从而使整个系统减少能量损失，提高动力及效率。第4章液压元件的计算与选型4.1油缸的设计与计算4.1.1动臂油缸的设计计算（1）液压缸的缸径设计计算液压缸的缸径一般指的是油缸的缸筒的内径，它的大小决定了受压的截面积的大小，同时决定了液压油缸的运行的速度。油缸一般工作的时候回油的油路会和油箱接通的，接通后回油管的油压就是和油箱的油压是一样的，此时回油的油液压力一般为PO=0，已知动臂油缸受到最大力为33801N，系统工作压力P=15Mpa，则缸筒内径：D==参照标准系列表，取D=63mm其中：D——缸筒的内径F1——液压缸最大推力P——液压缸最高工作压力η——液压缸总效率，通常取η=90%（2）液压缸壁厚设计计算当壁厚δ＞油缸内径的时候，即δ＞时，按厚壁筒公式计算：δ=当壁厚δ小于或等于油缸的缸径D的时,按薄壁筒公式计算,δ=式中：P——液压缸最大工作压力（MPa）[σ]——许用应力（Mpa），[σ]=，其中，σb为材料强度极限，n为安全系数；通常取n=3.5～5，δ——缸筒的壁厚（mm）查阅相关资料可得，45号钢的σb=600Mpa，中大型的工况，所以它的安全系数取6，对应的[σ]=。薄壁公式计算：δ≥用薄壁筒公式正确。考虑留有加工余量，取δ=10缸体外径尺寸：D1＝D+2＝63+2×10＝83mm（3）活塞杆设计计算首先根据速比的表选定速比表1-1速比与压力表公称压力≤1012.5~20≥20速比1.331.462因为油缸的公称压力为15MPa,选取速比为1.46通常是由速比μ得出计算出的，速比的定义是液压油缸收缩的速度与液压油缸伸出的速度之比，即：μ=。速比通常都是大于1的，如果速度比越大，那么油缸的活塞杆杆径就会越大越大，这样就会越有利于活塞杆的稳定性，一般情况下，μ在1.25～2范围内变化。考虑到活塞杆的稳定性和强度以及上表中的压力，取μ=1.46。d=D式中：d——活塞杆外径D——缸筒内径μ——速度比圆整并参考缸杆尺寸标准，取：d=35mm；4.1.2转斗油缸的设计计算（1）液压缸的缸径设计计算液压缸的缸径一般指的是油缸的缸筒的内径，它的大小决定了受压的截面积的大小，同时决定了液压油缸的运行的速度。油缸一般工作的时候回油的油路会和油箱接通的，接通后回油管的油压就是和油箱的油压是一样的，此时回油的油液压力一般为PO=0，已知转斗油缸受到最大力为25161N，系统工作压力P=15Mpa，则缸筒内径：D==参照标准系列表，取D=50mm其中：D——缸筒的内径F1——液压缸最大推力P——液压缸最高工作压力η——液压缸总效率，通常取η=90%（2）液压缸壁厚设计计算当壁厚δ＞油缸内径的时候，即δ＞时，按厚壁筒公式计算：δ=当壁厚δ小于或等于油缸的缸径D的时,按薄壁筒公式计算,δ=式中：P——液压缸最大工作压力（MPa）[σ]——许用应力（Mpa），[σ]=，其中，σb为材料强度极限，n为安全系数；通常取n=3.5～5，δ——缸筒的壁厚（mm）查阅相关资料可得，45号钢的σb=600Mpa，中大型的工况，所以它的安全系数取6，对应的[σ]=。薄壁公式计算：δ≥用薄壁筒公式正确。考虑留有加工余量，取δ=10缸体外径尺寸：D1＝D+2＝50+2×10＝70mm（3）活塞杆设计计算首先根据速比的表选定速比表1-2速比与压力表公称压力≤1012.5~20≥20速比1.331.462因为油缸的公称压力为15MPa,选取速比为1.46通常是由速比μ得出计算出的，速比的定义是液压油缸收缩的速度与液压油缸伸出的速度之比，即：μ=。速比通常都是大于1的，如果速度比越大，那么油缸的活塞杆杆径就会越大越大，这样就会越有利于活塞杆的稳定性，一般情况下，μ在1.25～2范围内变化。考虑到活塞杆的稳定性和强度以及上表中的压力，取μ=1.46。d=D式中：d——活塞杆外径D——缸筒内径μ——速度比圆整并参考缸杆尺寸标准，取：d=28mm；4.1.3油缸的结构设计1、缸筒（1）缸筒结构图4-1缸筒结构缸筒的结构与端盖连接形式、油缸的具体用途、工作压力的大小、使用的环境工况以及安装的具体要求等因素有关。端盖分为前端盖和后端盖，前端盖将液压缸的活塞杆腔密封，并起着为活塞杆导向，防尘和密封的作用。后端盖将缸筒内腔一段封闭，并经常起着将液压缸与其他机件连接的作用。双活塞杆的液压缸则前后端盖结构几乎一样。常用的缸筒与端盖连接有拉杆、法兰、焊接、外螺纹、外卡环、内螺纹、内卡环和挡圈等八种连接形式。其中焊接连接型只用于缸筒与后端盖的连接。下图4-2列举了各种连接形式的缸筒端部结构。图4-2缸筒端部结构（2）缸筒材料缸筒材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒，还要求同时具有良好的焊接性能。目前，普遍采用的缸筒材料是热轧或冷拔无缝钢管。近年来由专业厂提供内圆已经过珩磨和外圆精加工的高精度冷拔无缝钢管。具体材料性能见图4-3：图4-3（3）缸筒加工缸筒内径可选用H8,H9,H10配合。内径的表面粗糙度：当活塞选用橡胶密封件密封时，取Ra为0.4-0.1，；当活塞选用活塞环密封时，取0.4-0.2,。且均需要珩磨。缸筒内径的圆柱度和圆度可选取8级或9级精度。缸筒断面的垂直度可选取7级精度。缸筒端部用螺纹连接时，螺纹应选用6级精度的细牙螺纹。为了防止腐蚀以及其他使用的特殊要求，缸筒的内表面镀铬，镀层厚度为30-40μm，镀后珩磨或抛光。油缸缸筒内径的圆柱度一定要保证，因为涉及到整个机构运动动作会不会出现卡顿现象，一般圆柱度为0.02-0.05，粗糙度一般为0.4，表面的形位公差和粗糙度都保证后，这样才能保证整个油缸的安全高效的运行，不会发生漏油和卡顿等现象，提高油缸的运动效率。缸筒加工要求见图4-4：图4-42、液压缸活塞杆（1）活塞杆的结构图4-5活塞杆的杆体活塞杆的杆体分为实心杆和空心杆两种。实心的杆加工比较简单，采用的比较多。空心杆多用于d/D比值较大或者杆体内部有位置传感器等场合。两种结构见图4-6图4-6B.活塞杆的外端结构活塞杆的外端是液压缸用以与负载连接的部位，可根据液压缸的安装连接方式有多重结构形式，常见的结构形式如下图4-7图4-7（2）活塞杆的材料活塞杆的材料及相关特性详见下图4-8图4-8（3）活塞杆的加工要求活塞杆表面需镀硬铬，镀层厚度15-25μm,防腐要求特别高的则要求先镀一层软铬活镍，再镀硬铬抛光。在恶劣的、腐蚀性极强的工作环境中，需要新型的防腐要求。活塞杆外径公差f7-f9,直线度≤0.02mm/100mm，表面粗糙度小于等于0.3-0.5μm。活塞杆外径d的圆柱度公差值应该按照8级精度选取。活塞杆采用无缝钢管45，同时对于活塞杆的性能一般有强度和刚度稳定性，油缸的活塞杆的强度通常是符合条件的，一般情况下，细长的活塞杆在受到外力的作用的时候保持稳定性，这是至关重要的，一般大多数油缸活塞杆采用空心，这样可以增加稳定性，同时刚度也满足要求，本文采用的是实心的缸杆，活塞杆外径公差是f9。3、液压缸活塞图4-9活塞结构形式多种多样，螺纹或卡键与活塞杆相连形式。本文提到的设计的液压缸的活塞采用螺纹连接形式，通过活塞与活塞杆配合，然后通过螺母进行固定，活塞外圈与缸筒内孔配合处设置两个Y型密封圈和一个支撑环，这样就成为了固定密封，可以提高密封件的使用寿命。活塞与活塞杆之间采用间隙配合，配合面之间的密封为固定密封，通常采用O形圈密封的形式进行密封，密封槽在活塞杆上，加工比较方便。4、液压缸导向套导向套材料可以选择球墨铸铁或45号钢加支承环制成，为了降低成本，现在导向套基本都是采用钢材经加工后内孔安装支承环。导向套不仅要起到密封作用，同时还要考虑与活塞杆的密封和防尘问题，这些问题涉及到能否保证活塞往复运动过程中不偏离轴心线，可以避免产生“拉缸”现象。导向套滑动支承面的长度一般是0.6～1.0倍的活塞杆直径。下图是导向套的三种形式。图a是导向套与缸筒用卡键连接，图b通过缸盖外螺纹与缸筒连接，图c是缸筒与导向套内螺纹连接。本文设计产品是除了这三种之外的一种，是参照c的形式进行进一步改进设计的，采用端盖与液压油缸的缸筒螺纹连接的形式，液压油缸端盖与导向套螺栓连接的形式。图4-105、液压缸缓冲装置一般液压油缸在大负载高速度运行的情况下快速换向或者制动会产生强大的冲击力，冲击时的压力可达工作压力的2-5倍，这种冲击会造成噪声，还会产生震动，甚至会造成机械的损坏。所以设计液压油缸的时候节流缓冲显得尤为重要，如下图所示，当液压油缸的活塞被压力油推动到端部的时候，活塞杆端部与油缸缸筒的缸底之间形成封闭空间A，密闭空间A腔中受压的油液只能从缓冲节流孔中挤出，因而在A腔形成一个高压区迫使液压缸降低速度实现液压缓冲。右图是缓冲柱塞和缓冲腔压力的曲线。图4-116、液压缸密封件一般液压传动中最常见的一种问题就是漏油的现象，一般的液压元件发生漏油的方式有内泄漏和外泄漏两种形式。所谓的内泄漏就是发生再液压油缸的内部零部件中，也就是内部空间里，此部分油液会经过内泄漏的油液通油孔流到油箱里，外泄漏主要是发生油液漏出液压缸的外部。无论是内泄漏还是外泄漏一般应该是尽量避免的，那就是要求密封件来起作用了，下面介绍几种常见的密封形式。间隙密封：间隙密封一般是指利用两个互相运动的零件之间的一些配合间隙来完成密封的，这种密封可以起到很好的密封效果，常用于液压阀和液压泵里，对于液压油缸用的比较少。接触密封：接触密封，它的另外一个叫法叫做填料密封，被添加的填料在两个要密封的零件之前被填充挤压，挤压填充的同时由于本身有弹性，靠着这个弹性来实现了两个零件之间的密封效果。在一定的压力条件下，它的密封的效果会不断的随着压力的提升而增加其密封效果。如果发生了磨损损坏，它还能起到自动补偿的作用，接触密封的形式多种多样，下面介绍几种在液压中比较常用的。（1）O形密封圈O形密封圈是最常见的密封，O型圈的截面通常为圆形的，它一般有丁腈橡胶或者氟橡胶等材料制成。O型圈一般用在的地方是两个零件发生相对运动，运动的两个面之间会出现油液经过的现象，这个时候O型圈就起来了作用。O型圈的一般的密封的原理可以看下图所示，当O形圈被安装到O型圈的槽里面的时候，由于O型圈的槽的深度H一般是比O形圈截面的直径d0小一点的，所以当O形圈收到压力的挤压的时候会收缩，收到压力收缩后的状态见左a图，这个时候就是靠着O形圈本身的弹性力来进行自行密封；如果当弹性的接触时候得压力Pm大于液压流体的压力P1的时候，这时候就不会发生泄露现象。如果O形圈的工作环境压力超过了12MPa，此时如果O形圈是单方向受到油液压力的话，那么在O型圈的另外一侧，也就是非受压侧加上一个挡圈；如果是两侧都收到压力的时候，那么需要在O型圈的两侧都要加上一个挡圈来起作用，见右b,c图，如果端面密封的话，此时压力没有超过30Mpa，那么通常是不用加一个挡圈的。O型圈的尺寸规格，与其配合的挡圈的尺寸和规格以及相应的沟槽的尺寸和规格都是标准化的，机械手册中有详细的介绍和说明以及数据的查找。图4-12一般来说采用O型圈的话，在整个动态运动过程中，他的阻力相对来说是比较大的，阻力大的话，这就产生一个问题，那就是他的自动补偿的能力就会差很多，所以这种形式在液压油缸的设计中会用作在两个零件固定的装置，不会用在滑动的装置中，滑动的运动的密封一般会用到唇形密封。(2)唇形密封圈唇形密封圈的形式多种多样，种类众多，而我们液压中常用的却很少，现在我们举个例子，简单的来介绍一种常用的YX形密封圈，这种密封圈通常按照用途分为孔用的和轴用的两种形式，孔用的密封圈用于油缸的活塞和油缸的液压缸缸筒两者之间的一种密封，轴用的密封圈一般用于油缸的活塞杆和液压油缸的导向套之间的一种密封，这种件的密封的中间设计一个凹槽，凹槽的方向对着密封的液压，所以压力油会通过唇部直接作用于密封面上。当油液的压力升高时，唇口会在油压的压力的作用下向外扩张，从而挤压唇使唇边更紧地贴合密封面，随着压力的进一步升高，更大部分的密封面与周围部件相接触。下图展示的是不同的压力作用下的唇形密封件的一些变形情况。图4-13（3）组合密封组合密封是一种比较接近完美的一种密封形式，具体的形式采用聚四氟乙烯的滑动的环加上O型圈的一种密封形式，这两个配合在一起同时安装到密封件的沟槽中。滑动环首先在O形密封圈的初始的弹性力的作用下，始终收到挤压保持与密封面产生接触方式的压力密封。组合密封一般分为两种形式，一种是孔用的格莱圈的形式如图a，另外一种是轴用的形式，斯特封形式，如图b，组合密封的具体的原理和密封结构形式、材料的性能等和其他的密封是不相同的，这是一种比较先进的密封，是国内现在采用的最为新颖的一种密封形式，普遍采用，具体的沟槽尺寸和相关密封件的尺寸型号都可以在相关的厂家样本里找到。图4-144.2液压马达的选型设定履带式小型装载机最高行走速度为0.5m/s，履带半径150mm，最高转速w=v/r=0.5/0.15=3.3r/s=198r/min。系统压力为15MPa。取变速箱最高档传动比为2:1，则马达所需转速为整机重量为2000kg，设计行走动摩擦系数为0.1，即行走时摩擦力为行走马达安装在芯盘上，芯盘距1400mm,共2个驱动马达，可得马达所受转矩为液压马达的最高工作压力为20Mpa马达实际输出转矩为马达所需最高转速n=139r/min马达实际所需流量取容积效率马达输出最大功率选择A2F250M柱塞马达，额定压力35MPa，最高排量250ml/r，输出最大转矩为1393N·m。4.3液压泵的选型1、行走与回转液压泵（1）确定液压泵的最大工作压力Pp式中：P1—液压系统最大工作压力；P1=20MPa—进油路上总压力损失，=0.5MPa（简单系统0.2-0.5MPa，复杂系统0.5-1.5MPa）则：≥20+0.5=20.5MPa∵所选泵的最大压力一般要比最大工作压力大25%～60%∴选取的液压泵要求压力为2、液压泵流量的确定式中：K—系统泄露系数，一般取K=1.1～1.3，这里取K=1.2；—高压系统液压元件最大总流量，=100L/min（根据回路经验值）则：=1.2×100=120L/min故选择液压泵供油，型号为A4VSG40，额定压力35MPa，尖峰压力40MPa，最大流量148L/min。2、补油与油缸液压泵（1）确定液压泵的最大工作压力Pp式中：P1—液压系统最大工作压力；P1=20MPa—进油路上总压力损失，=0.5MPa（简单系统0.2-0.5MPa，复杂系统0.5-1.5MPa）则：≥20+0.5=20.5MPa∵所选泵的最大压力一般要比最大工作压力大25%～60%∴选取的液压泵要求压力为2、液压泵流量的确定式中：K—系统泄露系数，一般取K=1.1～1.3，这里取K=1.2；—高压系统液压元件最大总流量，=80L/min（根据回路经验值）则：=1.2×80=96L/min故选择液压泵供油，型号为A10VSO71LRDS，额定压力35MPa，尖峰压力40MPa，额定流量107L/min。4.4电机功率的确定1、行走与回转液压泵电机驱动功率为：式中：—最大额定压力，=20MPa—泵最大流量，=148L/min—总效率，=0.95则：电动机一般允许在短时间内超载0-25%，因此，取电机的功率为45KW。故根据《机械设计手册》第五卷，变频电机选定Y225M-4型三相异步变频电动机，其额定功率为45KW，同步转速为1500r/min2、补油与油缸液压泵电机驱动功率为：式中：—最大额定压力，=20MPa—泵额定流量，=107L/min—总效率，=0.95则：电动机一般允许在短时间内超载0-25%，因此，取电机的功率为30KW。故根据《机械设计手册》第五卷，变频电机选定Y200L-4型三相异步变频电动机，其额定功率为30KW，同步转速为1500r/min4.5油箱的设计油箱容量可按下面的经验公式计算得到;也可按系统发热温升计算公式确定。V=ξQp式中:V-油箱的有效容积(L);Qp-液压系统的额定流量(L/min);ξ-与系统压力有关的经验系数:低压系统ξ=2~4,中压系统ξ=5~7,高压系统ξ=10~12。对于行走机械或经常间断作业的设备，系数取较小值;对于安装空间允许的固定机械，或需借助油箱顶盖安放液压泵和电动机和液压集成装置时，系数可适当取较大值。由上式可知V=ξQp=5×60=300（L)又因液压油箱油液基本占据油箱2/3，所以油箱要比计算值大10%-25%所以，油箱设计为400L油箱具体尺寸根据实际工况进行设计，总体积可以≥400L表1-3油箱容量JB∕T7938-199946.310254063100160250315400500630800100012501600200031504000500063000图4-154.6管路的设计依据工作压力、工作环境和液压装置的总体布局，对于具有不同管路长度的刚性连接，一般使用硬管。由于硬管流动阻力小，安全可靠性高且成本低，油管与执行机构的运动部分并未一起。所以初步选用硬管（钢管），材料为钢。

管道内径一般根据所通过的流量和允许流速，按下式计算：δ≥式中q—通过油管的最大流量;ν—油管中允许流速;d—油管内径;δ—油管壁厚;p—管内最高工作压力;σb—管材抗拉强度;n—安全系数。图4-16图4-17图4-18主吸油管：由图4-16可知，油液流经吸油管时允许流速为0.5-1.5m/s，取v=1.5m/s，吸油管初步选择为10号冷拔无缝钢管，钢管外径为45mm，吸油管管壁厚取5mm。管接头第一类为压油管与泵吸油口连接，选择法兰连接，型号尺寸同泵进油口；第二类为管道与管道之间，选择直接焊接；第三类为管道与油箱表面之间，采用法兰盘。同理可以计算出：回油管钢管外径30mm，壁厚5mm系统中压力管外径25mm，壁厚5mm。4.7液压元件选择各种阀门选型应该根据标准液压手册中列出的零件型号进行选择。各类阀门的额定压力和额定流量应接近其工作压力和最大流量，最大流量不得超过额定流量的20%。选择安全阀，以确保液压泵的总流量。此外，所有的压力阀都必须具有适当的压力控制范围，以使额定工作压力不高于工作压力。流量阀和阀门的最小恒定流量满足液压系统执行器的最小稳定速度。选择节流阀时，实际流量不得低于阀门额定流量，避免过度偏差误差（或恢复误差）。过滤精度应注意允许通过的流量满足系统使用和清洁回路；流量容量应大于或等于实际流量的两倍；过滤器的耐受压力应大于其安装现场的系统压力；适用场合一般根据产品样例检查职业代码描述。其余各阀的选择应注意系统最大压力和最大流量值，所选取型号规格要略大于最大压力和流量。表1-4各液压元件型号选择序号液压元件名称型号数量1吸油过滤器XU-16012闭式回路变量泵A4VSG12523电机1Y225M-424电机2Y200L-415变量柱塞泵A10VSO7116先导式溢流阀DBW1017轴向柱塞马达A2-F250M38两位四通电磁阀4WE10EA19两位四通电磁阀4WE10D110三位四通电磁阀4WE10E111三位四通电磁阀4WE10Y112二位三通电磁阀3WE10B113叠加式双向液压锁Z2S10214叠加式双向节流阀Z2FS10115冷却器SL-304116液位计YWZ-400117电子传感器HM20-2X-400618单向阀S10419空气滤清器QUQ31第5章液压系统的性能验算5.1系统效率η的估算估算液压系统效率η时，主要应考虑液压泵的总效率ηp、液压执行器的总效率ηA及液压回路的效率ηc。η可由下式计算:η=ηpηAηc其中液压泵的总效率可由产品样本查得，液压执行器总效率一般取0.9-0.95。取ηp=0.833，ηA=0.95液压回路效率ηc可由下式计算：ηc=式中:Σp1q1

-各执行器的负载压力和负载流量(输入流量)乘积的总和；即ηc==0.74所以η=ηpηAηc=0.833*0.95*0.74=0.6165.2发热温升估算及热交换器的选择5.2.1发热温升估算液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失都将转化为热量，使系统油温升高，产生一系列不良影响。为此，必须对系统进行发热与温升计算，以便对系统温升加以控制。液压系统发热的主要原因，是由于液压泵和执行器的功率损失以及溢流阀的溢流损失所造成的。因此，系统的总发热量H可按下式估算:H=

Npi（1-η）式中:

Npi-液压泵的输入功率(W)；η-液压系统效率即H=

38（1-0.616）=14.592kw5.2.2液压系统散热估算液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般略去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量H0可按下式计算:H0=KA∆t式中:

K-散热系数

[W/

(m2⋅℃)]计算时可选用推荐值:

通风根差(空气不循环)时，K=8;通风良好(空气流速为1m/s左右)时，K=14~

20;风扇冷却时，K

20-25;

用循环水冷却时，K=110-175;A-油箱散热面积(m2);∆t-系统温升，即系统达到热平衡时油温与环境温度之差(℃)。

一般工作机械∆t≤35℃;工程机械∆t≤40℃;数控机床∆t≤25℃。当系统产生的热量H等于其散发出去的热量H0时，系统达到热平衡，此时∆t

=

H/(KA)当六面体油箱长、宽、高比例为1:1:1-1:2:3且液面高度是油箱高度的0.8倍时，其散热面积的近似计算式为:A=0.065由上两个式子可导出∆t

=式中:

V--

-油箱的有效容量。即

∆t≥35℃需要采用散热器。第6章集成块的设计6.1集成块孔道尺寸的确定1、确定通油孔道的直径（1）主级孔道的直径。主级孔道的直径按下列公式进行估算选取：孔道直径mmQ-孔道内可能流过的工作流量，L/minVmax-孔道允许的最大工作液流速，m/s一般，对于压力孔道，Vmax不大于6m/s；对于回油孔道，Vmax不大于3m/s.（一般取压力孔道不超过8m/s，回油孔道不超过4m/s。）可得：圆整取D=12mm(2)阀的油口相通孔道的直径，应与液压阀的油口直径相同。（3）与管接头相连接的孔道，其直径一般应按通过的流量和允许流速计算；具体计算如下：q-通过油管的最大流量v-油管中允许的流速d-油管内径表1-3油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处允许流速0.5-1.52.5-51.5-2.55-7（4）工艺孔应用螺塞活球涨堵死。（5）对于公用孔道，压力油孔和回油孔的直径类比同压力等级的系列集成块中的孔道直径确定。2、确定通油孔道的壁厚当较小孔道孔径不大于25mm时，两相邻孔壁之间的距离不应该小于5mm；较小孔径大于25mm时，两相邻孔道孔壁之间的距离应不小于10mm。本文中设计的集成块孔径不大于25mm，而孔径远远大于5mm，所以符合孔道壁厚的条件。3、连接螺纹孔的直径（1）固定液压阀的定位销孔的直径和螺钉孔的直径，应与所选定的液压阀的定位销直径及配合要求与螺钉孔的螺纹直径相同。（2）连接集成块组的螺栓规格类比相同压力等级的系列集成块的链接螺栓确定，也可以通过强度计算得到。单个螺栓的螺纹小径d的计算公式为：块体内部最大受压面上的推力n-螺栓个数-单个螺栓的材料许用应力经计算的本文集成块固定螺栓M8,4个螺栓固定。6.2集成块的装配与调试6.2.1集成阀组装配注意事项（1）装配前保证各元件分开放置，保证各元件不被污染，保证清洁。（2）装配前检查各元件是否有明显的缺陷，是否有损坏等；（3）装配时，要小心避免元件磕碰损坏，注意密封不要损坏；（4）装配时，严格按照顺序装配；（5）装配后要将外接口封堵，防止进入灰尘等异物。6.2.2集成阀组装配与调试的要求液压阀块的装配制造以及调试，要严格按照使用要求：液压阀块装配前的清洗：阀块进行装配前，一般使用液压油打循环，以此去掉遗留的铁屑、污垢及杂质，防止系统装配好之后,再次打循环时，铁屑等进入液压阀体内，影响使用。（2）液压阀块装配时的注意事项：装配阀块时，首先要将阀块的油口用塑料堵盖或磁性贴片封住，防止脏东西进入污染阀块；其次要用捅块法再次校对，看孔道的相通情况是否符合相对应的液压原理图；然后核对所有待装的元件等，以免漏件或错件。另外，对于阀块上的工艺堵头也应检查一遍，即与图纸相符。对于阀块上安装液压阀或液压元件时所需的螺栓，安装强度应符合该元件的使用要求，使用力矩扳手紧固，否则影响阀与块的密封性。（3）液压阀块的调试：液压阀块的调试是指阀块上已安装好液压阀与液压元件后进行的调试。首先应进行回路清洗，即不断地变换换向阀，以保证所有的油路都能被清洗到；若有伺服阀或者比例阀，则需要使用冲洗盖板来替代，这种清洗不同于之前块加工完成之后所进行的清洗处理，不可省略。（4）阀块调试包括耐压试验和功能试验：试验时可以直接将阀块接入液压系统中进行，也可使用阀块试验台单独对阀块进行功能测试。液压阀块的试验压力应根据液压系统的工作压力来确定，对于小于16MPa的工作压力，试验压力为工作压力的1.5倍；对于16MPa～25MPa的工作压力，试验压力为工作压力的1.25倍；对于25MPa～31.5MPa的工作压力，试验压力为工作压力的1.15倍。耐压试验时应将块上的节流阀开口调到大，压力阀调节弹簧调到松，逐步地进行升压。当压力达到要求的试验压力后保压5min~10min，要求所有结合面不得有渗漏(即渗油)现象，若有渗漏，应查明原因，并在结合面处加密封胶。试验完成后，将阀块上的溢流阀或安全阀调到系统要求的设定压力值。阀块的每个回路都应按照液压系统的原理图一一进行功能核对试验。在液压系统中进行块的功能试验时，只需按照系统原理图的动作要求一一完成即可。在阀块试验台上进行功能试验时，首先应将块上的一组阀的对外油口包括测压点接好，其余回路的油口暂时用螺栓或堵盖封住，依次进行功能试验，对于有节流阀、比例伺服阀、调速阀之类的回路，要外接执行元件做试验；其次将阀块上P口的压力调节到系统要求的工作压力后再测试回路的动作功能，要求该组回路中的电磁阀中位机能正确、换向灵敏，能达到回路的动作功能且准确可靠，并应多次重复试验。当调试中出现故障和问题时，应先从液压原理进行分析，并列出引起故障的各种可能性原因,从主到次逐一检查。功能试验完毕，应将外露的油口堵住，以防脏物进入。6.3液压集成块设计要点及禁忌总结液压集成块设计是一项复杂的、技术含量高的设计，其中所要依据的标准错综复杂，所要设计的内容千奇百怪，为了实现整个液压集成块设计与应用，现就液压集成块设计中的需要注意的一些要点和禁忌进行了简单的总结，具体如下：1、设计要点（1）块体内油路通道尽量简洁，尽量减少深孔、斜孔和工艺孔；（2）对于有垂直或水平安装要求的元件，必须按安装要求设计集成块；（3）结构紧凑、体积小、重量轻；（4）要把工作中需要经常调整的元件（如溢流阀、调速阀等）安装在便于操作和观察的位置；（5）块体上要设置足够数量的测压点。2、设计禁忌（1）尺寸标注禁忌可以采用基面式、坐标式两种尺寸标注方法中的一种。结构紧凑复杂的集成块宜采用坐标式，即在块体上选一角（通常以主视图左下角）作为坐标原点，以xyz坐标形式标出各孔的中心坐标，其安装面上只用坐标法标出基准螺钉孔的位置，其余相关的尺寸以基准螺钉孔为基准标注。这样，既便于实现CAD、CAM，也便于手工绘图，粘贴元件样板图样（对所选元件，按其产品标本，绘出它顶视图轮廓尺寸和其底面上各蚀口位置尺寸的图样）和孔道位置。（2）材料选择禁忌承受低压的集成块一般选用球墨铸铁为好，因为它的可加工性好，尤其对深孔加工有利。但铸铁块的厚度不宜过大，因随着厚度的增加，其内部组织疏松的倾向较大，在压力油的作用下易发生渗漏，故不适宜用于中、高压场合。承受中、高压的集成块，一般选20钢和35钢。承受高压的集成块最好选用35锻钢。行走机械以及注塑机、机床等有特殊要求的场合，为减轻重量，有时也采用铝合金制造集成块，这时要注意强度设计。所用毛坯不得有砂眼、夹层等缺陷，必要时应对其进行检测。铸铁块和较大的钢块在加工前应对期进行时效处理或退火处理，以消除内应力。（3）加工精度禁忌集成块各部位表面粗糙度应达到4-6所列要求。由于集成块的安装面要与液压元件连接，并且要保证不漏油，各安装面应有形位公差要求：平面度应5~7级，安装插装阀等芯式元件的孔同安装面的垂直度应5~7级。表1-4部位表面粗糙度数值Ra/μm集成块的表面0.4末端管接头的密封面3.2一般管道12.5阀块结合面上O形圈沟槽3.2插装阀安装孔0.8（4）封堵工艺禁忌工艺孔是为了连接内部交叉孔而加工的，通常采用