液壓系統的設計

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目錄摘 要1前 言2第1章 液壓傳動概述31.1 液壓傳動的工作原理及組成31.2 液壓傳動的特點31.3 液壓工作的介質4第2章 總評方案62.1 工況分析62.2 確定液壓系統方案7第3章 確定主要參數113.1 計算液壓缸的尺寸流量113.2 計算液壓泵的電機功率143.3 液壓泵的氣穴、噪聲17第4章 選擇液壓元件194.1 選擇閥的類型194.2 選擇液壓元件確定輔助裝置20總 結25致 謝26參考文獻27摘 要面對我國經濟近年來的快速發(fā)展，機械制造工業(yè)的壯大，在國民經濟中占重要地位的制造業(yè)領域得以健康快速的發(fā)展。制造裝備的改進，使得作為制造工業(yè)重要設備的各類機加工藝裝備也有了許多新的變化，尤其是孔加工，其在今天的液壓系統的地位越來越重要。鏜床液壓系統的設計，除了滿足主機在動作和性能方面規(guī)定的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結構簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認的普遍設計原則。液壓系統的設計主要是根據已知的條件，來確定液壓工作方案、液壓流量、壓力和液壓泵及其它元件的設計。綜上所述，完成整個設計過程需要進行一系列艱巨的工作。設計者首先應樹立正確的設計思想，努力掌握先進的科學技術知識和科學的辯證的思想方法。同時，還要堅持理論聯系實際，并在實踐中不斷總結和積累設計經驗，向有關領域的科技工作者和從事生產實踐的工作者學習，不斷發(fā)展和創(chuàng)新，才能較好地完成機械設計任務。關鍵詞：液壓缸 液壓泵 換向閥前 言液壓氣動技術最早是19世紀末在西方發(fā)展起來的。我國從50年代后期開始起步。目前各國都非常重視液壓氣動技術的開發(fā)和應用?？偟膩砜?，美國在這一領域的技術、產值在世界上處于領先地位，但面臨西歐和日本的激烈競爭。從行業(yè)上看，一段時間里，主機制造商傾向于用外購的元件自行設計液壓氣動系統。但由于技術日益復雜，使得用從各制造商購得的元件建立具有穩(wěn)定市場效益的液壓氣動系統越來越困難。設計的任務正向元件制造商轉移，由專業(yè)液壓氣動廠商供應成套系統，但只有大公司才能承擔這項任務。基于此，全球性的跨國公司展開了競爭、合并。大量的資金用于研究開發(fā)和技術革新，較小的公司負擔不了這樣的開支，其中很大一部分被擠出市場。我國經過40多年的發(fā)展，液壓氣動行業(yè)已具有一定的獨立開發(fā)能力，能生產出一批技術先進、質量較好的元件、系統和整機 ，隨著我國加入WTO，向國際先進技術學習、與世界著名的大公司合作的機會越來越多，這將是這一行業(yè)的發(fā)展趨勢。近年來，液壓傳動由于應用了計算機技術、信息技術、自動控制技術、新材料等后取得了新的發(fā)展，使液壓系統和元件正向高壓、高速、高精度、高效率的方向發(fā)展，在完善比例控制、伺服控制、數字控制等技術上取得新的成就。液壓系統的發(fā)展方向是：創(chuàng)制新型節(jié)能、微型元件高度的組合化、集成化和模塊化和微電子結合，走向智能化。綜上所述，液壓工業(yè)在國民經濟中的作用是很大的，它常常用來衡量一個國家工業(yè)水平的重要標志之一。與世界上主要的工業(yè)國家相比，我國的液壓工業(yè)還有相當差距，標準化、優(yōu)質化的工作有待于繼續(xù)做好，智能化的工作剛剛起步，為此必須急起直追，才能迎頭趕上。第1章 液壓傳動概述液壓氣動技術是機械設備中發(fā)展最快的技術之一。特別是近年來與微電子、計算機技術相結合，使液壓氣動技術進入了一個新的發(fā)展階段。目前，已廣泛應用在工業(yè)各領域。由于近年來微電子、計算機技術的發(fā)展，液壓、氣動元器件制造技術的進一步提高，使液壓氣動技術不僅作為一種基本的傳動形式上占有重要地位，而且以優(yōu)良的靜態(tài)、動態(tài)性能成為一種重要的控制手段。1.1 液壓傳動的工作原理及組成 工業(yè)各部門使用液壓傳動的出發(fā)點是不盡相同的：如工程機械、壓力機械是利用它們在傳遞動力上的長處；航空工業(yè)是利用其結構簡單、體積小、重量輕、輸出功率大的特點；機床是利用它們在操縱控制上的優(yōu)點，利用其能在工作過程中實現無級變速，易于實現頻繁的換向，易于實現自動化等。液壓傳動的工作原理：液壓傳動是利用液體的壓力能來傳遞動力的一種傳動式，液壓傳動的過程是將機械能轉換和傳遞的過程。1.1.1液壓系統的組成動力裝置液壓泵；執(zhí)行裝置液壓缸和液壓馬達；控制調節(jié)裝置控制閥；輔助裝置除上面以外的其他裝置。1.2 液壓傳動的特點1.2.1液壓傳動的優(yōu)點1.液壓傳動裝置運動平穩(wěn)，反應快，慣性小，能高速啟動，制動和換向。2.在同等功率情況下，液壓傳動裝置體積小，重量輕，結構緊湊。例如同功率液壓馬達的重量只有電動機的10%-20%。3.液壓傳動裝置能在運行中方便的實現無及調速，且調速范圍最大可達1：2000（一般為1：1000）。5.操作簡單方便，易于實現自動化。當它電氣聯合控制時。能實現復雜的自動工作循環(huán)和遠距離控制。6.易于實現過載保護。液壓元件能自行潤滑，使用壽命較長。7.液壓元件實現了標準化、系列化、通用化，便于設計、制造和使用。1.2.2 液壓傳動的缺點1.液壓傳動不能保證嚴格的傳動比，這是由于液壓油的可壓縮性和泄露造成的。2.液壓傳動對油溫變化較敏感，這會影響它的工作穩(wěn)定性。因此液壓傳動不宜在很高或很低的溫度下工作，一般工作溫度在-1560范圍內較合適。3.為了減少泄露，液壓元件在制造精度上要求較高，因此它的造價高，且對油液的污染比較敏感。4.液壓傳動裝置出現故障時不易查找原因。5.液壓傳動在能量轉換（機械能壓力能機械能）的過程中，特別是在節(jié)流調速系統中，其壓力、流量損失大，故系統效率低。6.液壓傳動在能量轉換的過程中，其壓力、流量損失大，故系統效率低。1.3 液壓工作的介質1.3.1物理性質1.密度單位體積的液體質量稱密度。礦物油型液壓油在15時的密度為900/m3左右，在實際使用中可以認為不受溫度和壓力的影響。2.可壓縮性和膨脹性液體受壓力的作用而使體積發(fā)生變化的性質稱為液體的可壓縮性。液體受溫度的影響而使體積發(fā)生變化的性質成為液體的膨脹性。體積為V的液體，當壓力變化量為p時，體積的絕對變化量為V，液體在單位壓力變化下的體積相對變化量為 =- 式中，k稱為液體的體積壓縮系數。因為壓力增大時液體的體積減少所以上式右邊加一負號，以使為正值。液體體積壓縮系數的倒數稱為液體的體積彈性模量，用K表示。即 體積彈性模量K表示液體產生單位體積相對變化量時所需要的壓力增量。在使用中，可用K值來說明液體抵抗壓縮能力的大小。液壓油的可壓縮性對液壓傳動系統的動態(tài)性能影響較大，但當液壓傳動系統在靜態(tài)下工作時，一般可以不予考慮。1.3.2對液壓工作介質的要求.有適當的黏度和良好的黏溫特性.氧化安定性和剪切安定性好.抗乳化性、抗泡沫性好 正確合理地選用工作介質，對于保證液壓系統正常工作、延長使用壽命、提高工作可靠性、防止事故發(fā)生等都有非常重要的影響。液壓油液的選用，首先根據液壓傳動系統的工作環(huán)境和工作條件來選擇合適的液壓油類型，然后再選用液壓油的黏度。第2章 總評方案2.1 工況分析分析系統工況。首先，根據已知條件，繪制運動部件速度循環(huán)圖。如下圖所示，然后計算各階段的外負載并繪制負載圖。 負載循環(huán)圖液壓缸所受外負載F包括三種類型：即：F=Fw +Ff +Fa式中：Fw-工作負載對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力。本系統中Fw為15000N。Fa-運動部件速度變化時的慣性負載。Ff-導軌摩擦阻力負載。啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摸擦力。對于平導軌Ff可由下式求：Ff =f(G+FRn )G-運動部件重力FRn -垂值與導軌工作負載f-導軌摩擦系數。本系統中靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。則求的：Ffs =0.220000=4000N。Ffa =0.120000=2000N。上式中Ffs為靜摩擦阻力，Ffa為動摩擦阻力。Fa=式中g-重力加速度t-加速度或減速度時間本系統中t取0.2sv-t時間內的速度變化量根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載如下表，并畫出上圖所示的負載循環(huán)圖。 工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)負載組成負載值F/N推力F*n/N啟動F= Ffs40004450快速F= Ffs40004450工進F=Ft+ Ffa1700018900快退F= Ffa200022202.2 確定液壓系統方案2.2.1確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快速，快進是負載較小，速度較高。從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮。液壓泵源系統宜選用雙泵供油方式或變量泵供油?，F采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。2.2.2調速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統中,進給速度的控制一般采用截流閥或調速閥。根據銑削類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積截流調速。這種調速回路具有效率高，發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。2.2.3速度換接方式的選擇本系統采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單，調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組合成如下圖所示. 液壓系統原理圖電磁閥動作順序如下表：元件動作1YA2YA3YA啟動+_+快進+_+工進_+-快退+_+執(zhí)行元件的工況圖：（a）壓力循環(huán)圖（b）流量循環(huán)圖(C)功率循環(huán)圖機床進給液壓缸工況圖t1-快進時間 t2-工進時間 t3-快退時間A：啟動：按下啟動鍵，電磁鐵1YA通電，先導電磁鐵閥4的左端接入系統。由泵輸出的油經先導電磁閥5流入液壓缸，再經過先導電磁閥7的左端，進入液流閥回油路。油路的工作情況為：進油路：過濾器2變量泵3先導電磁閥5單向節(jié)流閥6先導電磁閥7液壓缸8回油路：液壓缸8先導電磁閥5油箱。B：快進：按下啟動鍵后，由電磁鐵1YA ，3YA 通電。先導電磁閥4的左端接入系統，同時先導電磁閥5的右端接入系統。油路工作情況為：過濾器2單向液壓泵3先導電磁閥5液壓缸8?；赜吐罚阂簤焊?先導電磁閥5油箱。C：工進:按下按鈕后，2YA 通電，先導電磁閥5的右端和先導電磁閥7的右端接入系統。進油路：過濾器2單向液壓泵3先導電磁閥5右端液壓缸8?；赜吐罚阂簤焊?先導電磁閥7右端油箱。D：快退按下按鈕后，1YA ，3YA，通電。先導電磁閥5的左端和先導電磁閥7的右端接入系統。進油路：過濾器2單向液壓泵3先導電磁閥5先導電磁閥7液壓缸8。回油路：液壓缸8先導電磁閥5油箱。第3章 確定主要參數3.1 計算液壓缸的尺寸流量液壓缸的結構簡單，與杠桿、連桿、齒輪齒條、凸輪等機構配合使用能實現多種機械運動以滿足各種要求。按結構特點的不同，缸可以分為活塞式、柱塞式和擺動式三大類；按作用方式分為單作用和雙作用兩種。根據系統要求，選擇活塞式單作用的液壓缸。通?；钊子珊蠖松w、缸筒、活塞、活塞桿和前端蓋等主要部分組成。為了防止工作介質向缸外或由高壓腔向低壓腔泄露，在缸筒與端蓋、活塞與活塞桿、活塞與缸筒、活塞桿與前端蓋之間均設有密封裝置。在前端蓋外側還裝有防塵裝置。為防止活塞快速運動到行程終端時撞擊缸蓋，有些缸的端部設置緩沖裝置。3.1.1液壓缸工作的壓力確定液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對于不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。液壓設備的常用的工作壓力設備類型機床磨床組合機床龍門刨床拉床農業(yè)機械或中型工程機械液壓或起重機械工作壓力P/MPa0.82.0352881010162030現參閱上表取液壓缸的工作壓力為Pa=3.5Mpa3.1.2計算液壓缸內直徑D和活塞桿直徑d由負載圖知最大負載F為18900N。按下表取P2為0.5Mpa，=0.9.執(zhí)行元件背壓的估計直 系統類型背壓P2（Mpa）中低壓系統08MPa簡單的系統一般輕載的截流調速系統0.20.5回油路帶調速閥的系統0.50.8回油路帶背壓閥的系統0.51.5采用帶補液壓泵的閉和回路0.81.5中高壓系統816同上比中低壓系統高50%100%高壓系統如鍛壓機械等初算時背壓可忽略不記液壓缸內直徑D與活塞桿d的關系按機床類型選取d/D按液壓缸工作壓力選取d/D機床類別d/D工作壓力P/（Mpa）d/D磨床，研磨床0.20.3250.50.58鉆床，鏜床，銑床0.7570.620.70-70.7考慮到快進，快退速度相等。取d/D為0.7，代入公式： F-工作循環(huán)中最大的外負載 P1-液壓缸工作壓力。初算時可取系統工作壓力P0 P2-液壓缸回油腔背壓力 d/D-活塞桿直徑與液壓缸內直徑之比 -液壓缸的機械效率。一般ncm=0.9-0.97.在本系統中F=18900N，P1=3.5Mpa，P2=0.5Mpa，ncm=0.9,d/D=0.7.則代入公式中可得：D=82mm液壓缸內直徑尺寸系列（GB2348-80）（mm）810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括號內數值為非優(yōu)先選用值活塞桿直徑系列（GB-80）（mm）456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400根據上表可知，將液壓缸內直徑調整為標準系列直徑D=90mm?；钊麠U直徑d，按d/D=0.7及查表可得d=63mm。由此求得液壓缸的腔的實際有效面積為：根據上述D與d的直，可估算液壓缸在各個工作階段的壓力，流量和功率。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由公式： 式中：Qmin-流量閥的最小穩(wěn)定流量。 Vmin-液壓缸的最低速度。由設計要求給定。 公式中Qmin是由產品樣本查的GE系列調速閥，AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min.本系統中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸有桿腔的實際面積： 可見上述不等式能滿足液壓缸的要求，能夠達到所需的低速。3.1.3計算在工作階段液壓缸所需的流量3.2 計算液壓泵的電機功率液壓泵是靠密封工作容積變化來工作的，也稱為容積泵。容積泵具有兩個特征：1.有周期性的密封工作容積變化，密封工作容積由小變大吸油，由大變小壓油。2.有配流裝置，它保證密封工作容積由小變大時只與吸油管接通；密封工作容積由大變小時只與壓油管相通。3.2.1泵的工作壓力的確定液壓泵的壓力參數主要是工作壓力和額定壓力工作壓力是指液壓泵在實際工作時輸出油液的壓力直，即泵出油口處壓力直，也稱系統壓力。此壓力取決于系統中阻止液體流動的阻力。阻力增大，工作壓力升高；反之則工作壓力降低。如果將泵的壓油口直接和油箱相通，則泵的工作壓力接近為零；如果將泵的出口堵死，泵輸出的油液無法排出，壓力迅速增高，直至電機憋住或泵及其它元件被損壞。額定壓力是指泵在正常工作的條件下，按實驗標準規(guī)定，在額定轉速下連續(xù)運轉的最高壓力。由于液壓傳動的用途不同，液壓系統所需要的壓力也不同，為了便于液壓元件的設計、生產和使用，將壓力分為幾個等級，如下表：壓力分級低壓中壓中高壓高壓超高壓壓力/Mpa2.5(2.58)(816)(1632)32考慮的正常工作中進油路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為： 公式中：Pp-液壓泵最大工作壓力。 P1-執(zhí)行元件最大工作壓力。 -進油路中壓力損失。初算時簡單系統取0.20.5Mpa,復雜系統取0.51.5Mpa.本系統取0.5Mpa. 上述計算所得的Pp是系統的靜態(tài)壓力，考慮到系統在各種工況的過度階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命。因此，選泵的額定壓力Pa應滿足Pn（1.251.6）Pp.中低壓系統取小直，高壓系統取大直。在本系統中Pn=1.25Mpa.3.2.2泵流量和排量 排量V 它是由泵密封容腔幾何尺寸變化計算而得到的泵每轉排出油液的體積。也可以說在無泄露的情況下，用泵每轉所排出的油液體積來表示，常用的單位為mL/r. 液壓泵的最大流量應為：式中 Qp-液壓泵的最大流量。-同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大直。Kl-系統泄漏系數。一般取Kl=1.11.3,現取Kl=1.2.=1.219.46=23.352l/min3.2.3選擇液壓泵的規(guī)格根據以上計算的Pp和Qp再查閱有關手冊，現采用YBX16線壓葉片泵，該泵的基本參數為：每轉排量=16mm/r，泵的額定壓力=6.3Mpa，電動機轉速=1450r/min，容積效率=0.85,總效率=0.8.3.2.4與液壓泵匹配的電動機的選定首先分別計算出快進與快退以及工進等不同共況時的功率。取它們中的最大直作為選擇電動機規(guī)格的依據。由于在工進時泵的出的流量較小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.21L/min范圍內時，可取n=0.30.14.同時還應該注意的為了失所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線，最大功率點時不致停轉，需進行驗算。即：公式中： Pn-所選擇電動機的額定功率。 PB-先壓式變量泵的限定壓力。 qp-壓力為PB時，泵的輸出流量。首先計算快進時功率。快進時的外負載為4000N，進油路壓力損失為0.5Mpa。由公式：快進時所需電動機功率為： 工進時：查閱電動機產品樣本選用Y90S4型電動機，其額定功率為1.1Kw，額定轉速為1400r/min。根據產品樣本查得YBX-16的流量壓力特性曲線，再由已知快進時流量為18.9L/min,工進時流量為6.68L/min,壓力為4Mpa ，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線。YBX-16液壓泵特性曲線 1-額定流量壓力下的特性曲線。2-實際工作時的特性曲線。由上表查得曲線拐點的流量為24L/min，壓力為2.6Mpa，該點工作時對應的功率為：所選電動機能夠滿足工作需要，拐點處能正常工作。3.3 液壓泵的氣穴、噪聲3.3.1氣穴液壓泵在吸油過程中，吸油腔中的絕對壓力會低于大氣壓。如果液壓泵離油面很高，吸油口處過濾器和管道的阻力過大，油液的黏度過大，則液壓泵吸油腔中的壓力很容易低于油液的空氣分離壓，這時，溶解在油液中的氣體會從油液中分離出來，產生大量氣泡，隨著泵的運轉，這些氣泡被帶入高壓區(qū)，因受壓縮，體積突然變小，氣泡被擊破，產生幅直很大的高頻沖擊壓力，其直高達150Mpa，同時還產生局部高溫。這種高頻液壓沖擊作用，不但會產生高頻噪聲，還會造成金屬表面的氣蝕現象，使泵的零件腐蝕損壞。這就是液壓泵的氣穴現象。為了避免在泵內產生氣穴現象，應盡量降低吸入高度，采用通徑較大的吸油管并盡量少用彎頭，吸油管端采用容量較大的過濾器以減小吸油阻力。3.3.2液壓泵的噪聲在液壓系統的噪聲中占很大的比例，減小液壓泵的噪聲是液壓系統降噪處理中的重要組成部分。產生噪聲的原因：1.泵的流量脈動引起壓力脈沖，這是造成泵振動的動力源。2.液壓泵在其工作過程中，當吸油容積突然和壓油腔接通，或壓油容積突然和吸油腔接通時，均會產生流量和壓力的突變而產生噪聲。3.氣穴現象4.泵內流道具有突然擴大和收縮，急拐變、通道面積過小等而導致油液旋渦而產生振動。降低振動的措施：1.吸油泵的壓力和流量脈動，在泵的出口處安裝蓄能器或消聲器。2.消除泵內液壓急劇變化，如在配油盤吸、壓油窗口開三角型阻尼槽。3.壓油管的某一段采用橡膠軟管，對泵和管路進行隔振。4.防止氣穴現象和油中參混空氣。第4章 選擇液壓元件4.1 選擇閥的類型按作用分為：1.方向控制閥（如單向閥、換向閥）2.壓力控制閥（如溢流閥、減壓閥、順序閥等）3.流量控制閥（如節(jié)流閥、調速閥）按控制方式分為：1.開關控制閥 借助于手輪、手柄、凸輪、電磁鐵、液壓、氣壓等定直地控制流體的流動方向、壓力和流量，多用于普通液壓傳動系統。2.比例控制閥 與輸入電信號使輸出按一定的規(guī)律成比例地控制流體的流動方向、壓力和流量，多用于開環(huán)程序控制控制系統。3.伺服控制閥 將微小的電氣信號轉換成大的功率輸出，用以控制系統中液體的流動方向、壓力和流量，它用于閉環(huán)控制系統。4.電液數字式控制閥 用數字信息直接控制，用以控制液體的流動方向、壓力和流量。閥口的規(guī)格大小用公稱通徑Dg（單位mm）表示，它小于閥的連接口徑。閥的流通能力常用閥的有效截面積即通流截面來表示。由液流的動量定律可知，作用在閥芯上的液動力有穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力兩種。1.穩(wěn)態(tài)液動力對滑閥性能的影響是加大了操縱滑閥所需的力。穩(wěn)態(tài)液動力要使閥口關閉，相對于一個復位力，故它可使滑閥的工作趨于穩(wěn)定。2.順態(tài)液動力是閥芯在移動過程中（即開口大小發(fā)生變化時）閥腔中液流因加速或減速作用在閥芯上的力。這個力只于閥芯移動速度有關（即與閥口開度的變化率有關），與閥口開度本身無關。本液壓系統可采用力式系列或GE系列的閥。方案一：控制液壓缸部分采用力式系列的閥。方案二：均選用GE系列的閥。根據一定的液壓系統圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選用的液壓元件如下：液壓元件明細表序號元件名稱方案一方案二通過流量（L/min）1濾油器XUB32 100XUB32 100242液壓泵YBX-16YBX-16243壓力表開關KH6KF3-EA10B-4三位四通換向閥4WE6E50/OAG2434EF30-E108205二位三通換向閥3WE6A50/0AG2423EF3B-E10B206單向調速閥2FRM520/6AQF3-E10B204.2 選擇液壓元件確定輔助裝置4.2.1確定管道尺寸油管內直徑尺寸一般可參照選用的液壓元件，接口尺寸確定也可按管路允許流速進行計算。本系統油路流量為差動時流量q=40L/min，壓油管允許流速取V=4m/s。則內直徑d為：若系統油路流量按快退時取q=19.46L/min，可算得油管內直徑d=10.15mm.綜合諸多因數，現取油管的內直徑d為12mm,吸油管同樣可按上式計算（q=24L/min，V=1.5m/s）現參照YBX16變量泵吸油口連接尺寸。取吸油管內直徑d為25mm。液壓油箱容積的確定：本系統為中壓液壓系統。液壓油箱容積按泵的流量的57倍來確定，現選用容量為160L的油箱。液壓系統的驗算：已知該系統液壓系統中，選用油管內直徑均為12mm。各段管道的長度分別為：AB=0.3m.AC=1.7m,AD=1.7m,DE=2m.選用LHL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15。查得15液壓油的運動粘度v為150cst=1.5cm2/s。油的密度=920Kg/m3。4.2.2壓力損失的驗算1.工作進給時，進油路壓力損失，運動部件工作進給時的最大速度為18進給時的最大流量為6.687L/min。則液壓油在管內流速V1為：管道流動雷偌數Re1為：Re12300，可見油液在管道內流態(tài)為層流。其沿程阻力系數為：進油管道BC的沿程壓力損失P1-1為查得換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失。 忽略油液通過管接頭，油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失 P1為：=71384+50000=121384Pa2.工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無干腔工作面積的1/2，則回油管道的流量為進油管道的1/2，則： 回油路沿程壓力損失 查產品樣本知換向閥3WE6A50/AG24的壓力損失P2-2=0.025106 Pa，換4WE6E50/AG24的壓力損失P2-3=0.025106 Pa，調速閥2FRM5-20/6的壓力損失 P2-4 =0.5106 Pa則回油路總壓力損失:3.變量泵出口處的壓力Pp。4.快進時的壓力損失?？爝M時，液壓缸為差動連接，自匯入點A只液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口處流量的2倍。即38L/min。AC段管路的沿程壓力損失：同樣可求管道AB段和AD段的沿程壓力損失和為：查產品樣本可知，流經各閥的局部壓力損失為：4FW6E50/AG24的壓力損失 3WE6A50/AG24的壓力損失根據分析在差動連接中泵的出口壓力損失Pp為：快退時壓力損失驗算忽略。上述驗算表明無需修改原計劃。4.2.3系統溫升的驗算在整個系統工作循環(huán)中，工進階段的時間最長，為了簡化計算。主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量教大。由于線壓是變量泵在流量不同，效率相差極大。所以分別計算最大最小時的發(fā)熱量，然后加以比較取最大直進行分析。當V=54mm/min=0.054m/min時此時泵的效率為n=0.1.泵的出口壓力為3Mpa。 P輸入= P輸出=此時，功率損失為：p= P輸入-P輸出=0.17-0.02855=0.14165kw當V=108mm/min=0.108m/min時，q=6.678L/min, 總效率n=0.9。則P輸入= P輸出=FV=1890010.810-5=0.03400則功率損失為：P輸入- P輸出=0.47764-0.03400=0.44362由此可見在工進速度較大時，功率損失為 0.4436發(fā)熱量最大。假定系統的散熱狀況一般K=油箱的散熱面積A為：系統的溫升為：驗算表明系統的溫升在許可范圍內。滿足系統的要求。總 結經過一月多的努力，我終于將這次畢業(yè)設計的任務完成了。在這次作業(yè)過程中，遇到許多困難，充分暴露出了前期我在這方面知識欠缺和經驗不足。在指導老師的點撥下，我逐漸找到了線頭，在給指導老師講解我的設計思路時我著實的很興奮很自豪，因為這畢竟都是我自己獨立思考的成果。老師面對我的亢奮只是對我笑了笑，鼓勵了一番。當時我更加的驕傲，發(fā)誓要把畢業(yè)設計做的非常成功。但是，這種盲目的自大，很快就被打擊得粉碎。當我準備把設計付諸實施的時候我才發(fā)現，其實我還差得很遠。那時我才明白了什么叫做知其然而不知其所以然。我的小聰明是經不起推敲的。在進行畢業(yè)設計的時候，我也逐漸地發(fā)現了它的意義所在，也覺得畢業(yè)設計這個環(huán)節(jié)絕對是一個必不可少的重要畢業(yè)環(huán)節(jié)。記得在畢業(yè)設計開始的時候的那種對大學學習一無所獲的郁悶，如今隨著畢業(yè)設計漸漸淡忘了。我想，我現在之所以能夠順利地完成畢業(yè)設計，絕對是平日知識的積累和經驗的累積的成果。 盡管這次設計的時間是漫長的，過程是曲折的。但我的收獲還是很大，學到許多書本上學不到的東西。在整個過程中我發(fā)現我們這些學生最缺少的是經驗，沒有感性認識，空有理論知識，有些東西很不可與實際脫節(jié)，總體來說這次的畢業(yè)設計論文對我?guī)椭?還是很大的。致 謝 三年的大學生涯即將結束，此時此刻的心情難以描述。在這一個多月中，使我們的能力得到了提高，耐力也得到了鍛煉。在設計的過程中，我們接觸到不少了以前從未使用過的東西；但是更多的卻是精神上的收獲，為我們以后從事工作打下了堅實基礎。在這次畢業(yè)設計中，老師給予我們許多幫助，同時也為我們指明了方向。通過這次畢業(yè)設計，我們把以前所學都綜合起來，感覺提高很多。我們通過這次畢業(yè)設計，了解到了做一個系統的基本常識，為以后從事技術工作打下良好的基礎。我們在設計的過程中遇到許多困難，在老師的幫助下，我們通過查資料，把困難都一一克服。這次畢業(yè)設計的圓滿完成，首先感謝我的指導老師的耐心幫助，還有其他同學的熱心幫助。同時也感謝學校提供我們一次提高的機會，我在此深表感謝。參考文獻1 姜佩東.液壓與氣動技術，北京：高等教育出版社，20032 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