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1、毕业设计（论文） 摘要摘要 作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济 各领域得到了广泛的应用.与其他传动方式相比较，液压传动具有其独特的技术 优势，其应用领域几乎囊括了国民经济各工业部门。 本文根据数控铣床的用途特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定 出合理的液压系统图，再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。数控铣床的液压系统， 外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。 本文通过对数控铣床的工况分析, 给出了对于一般夹紧装置分析的方法, 对于提高制造质量、实际生产具有一定的指导意义。
2、 关键词：现代机械；数控铣床；夹紧装置；液压系统设计 毕业设计（论文） I ABSTRACTABSTRACT As a modern machinery equipment realization transmission and control of important technical means, hydraulic technology in the field of national economy has been widely used with other transmission way. Compared with its unique, hydraulic transm
3、ission technology advantage, its application field almost include the national economic each industrial sectors. This article according to the usage, characteristics and requirements of the purposes of CNC milling machine uses the basic principle of hydraulic transmission, draws up a reasonable hydr
4、aulic system and undergoes the necessary calculation to determine the parameters of hydraulic system which determine to choose hydraulic components and system structure of the specification. The hydraulic system of CNC milling machine is new and original beautiful, the driving force system adopts hy
5、draulic pressure system that makes the structure simple and compact, the action quick and reliable. This paper analyzed the operation condition of the CNC milling machine, and gives the analysis for average clamping device to improve the method, manufacturing quality, the actual production has certa
6、in directive significance Key words：Modern machinery；CNC milling machine；Clamping device；Hydraulic system design 毕业设计（论文） II 目录 摘要摘要I ABSTRACT.II 目录目录.III 1 液压传动的发展状况以及优缺点液压传动的发展状况以及优缺点 1 1.1 国内液压传动的发展状况 .1 1.2 国外液压传动的发展状况 .1 1.3 液压传动的优缺点 .1 1.3.1 液压传动有以下一些优点.1 1.3.2 液压传动的缺点.2 2 液压系统的设计液压系统的设计 3 2.1
7、 设计要求设计要求 .3 2.2 工况分析3 2.2.1工位夹紧缸的负载计算3 2.2.2 工位夹紧缸的负载计算4 2.3 液压系统主要参数的确定 .6 2.3.1 系统工作压力的确定.6 1 p 2.4 液压执行器主要结构参数的计算7 2.4.1工位夹紧缸主要结构参数的确定7 2.4.2 工位夹紧缸主要结构参数的确定.8 2.4.3 液压缸工作循环中各阶段的各项参数.8 3 3 液压系统原理图的拟定和方案论证液压系统原理图的拟定和方案论证 10 3.1 油路循环方式的分析和选择.10 3.2 调速方案的分析和选择.10 3.3 液压动力源的分析与选择.11 3.4 液压回路的分析、选择与合成
8、.12 3.5 液压原理图的拟定与设计.12 4 液压元件的计算和选择液压元件的计算和选择 14 4.1 液压泵的确定 14 4.2 阀类的选择 17 4.2.1 选择依据17 4.2.2 选择阀类元件应注意的问题17 4.3 液压附件的计算和选择 18 4.3.1 确定管件的尺寸18 4.3.2 确定油箱容积19 5 5 估算液压系统性能估算液压系统性能 21 5.1 液压系统压力损失验算.21 毕业设计（论文） III 5.2 系统的发热和温升 22 6 6 结论结论 25 致谢致谢 .26 参考文献参考文献 .27 毕业设计（论文） 0 1 液压传动的发展状况以及优缺点 1.1 国内液压
9、传动的发展状况 近年来，我国液压气动密封行业坚持技术进步，加快新产品开发，取得良 好成效，涌现出一批各具特色的高新技术产品。北京机床所的直动式电液伺服 阀、杭州精工液压机电公司的低噪声比例溢流阀（拥有专利） 、宁波华液公司的 电液比例压力流量阀（已申请专利） ，均为机电一体化的高新技术产品，并已投 入批量生产，取得了较好的经济效益。北京华德液压集团公司的恒功率变量柱 塞泵，填补了国内大排量柱塞泵的空白，适用于冶金、锻压、矿山等大型成套 设备的配套。天津特精液压股份有限公司的三种齿轮泵，具有结构新颖、体积 小、耐高压、噪声低、性能指标先进等特点。榆次液压件有限公司的高性能组 合齿轮泵，可广泛用于
10、工程、冶金、矿山机械等领域。另外，还有广东广液公 司的高压高性能叶片泵、宁波永华公司的超高压软管总成、无锡气动技术研究 所有限公司为各种自控设备配套的 WPI 新型气缸系列都是很有特色的新产品。 为应对我国飞速发展的经济形势，我国液压行业各企业加速科技创新，不 断提升产品市场竞争力，一批优质产品成功地为国家重点工程和重点主机配套， 取得较好的经济效益和社会效益。 1.2 国外液压传动的发展状况 20 世纪 80 年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感技术 为液压技术与电子技术相结合创造了条件。随着微电子、计算机技术的发展， 出现了各种数字阀和数字泵，并出现了把单片机直接装在液压组件
11、上的具有位 置或力反馈的闭环控制液压元件及装置。 近年来，由于世界能源的紧缺，各国都把液压传动的节能问题作为液压技 术发展的重要课题。20 世纪 70 年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感 泵及低功率电磁铁等。最近美国威克斯公司又研制成功用于功率匹配系统的 CMX 阀。 1.3 液压传动的优缺点 工程机械广泛应用的传动方式主要有机械传动、电气传动、气压传动和液 压传动。它们各有优缺。 1.3.1 液压传动有以下一些优点 1）液压传动可在运行过程中方便地实现大范围的无级调速，调速范围可达 1000：1。液压传动装置可在极低的速度下输出很大的力，如果采用机械传动装 毕业设计（论文） 1 置减速
12、，其减速器结构往往十分庞大； 2）在输出相同功率的情况下，液压传动装置的体积小、质量轻、结构紧凑、 惯性小。由于液压系统中的压力比电枢磁场中单位面积上的磁力大 30 倍40 倍，液压传动装置的体积和质量只占相同功率电动机的 12%左右。因此，液压 传动易于实现快速启动、制动及频繁幻想，每分钟的换向次数可达 500 次（左 右摆动）、1000 次（往复移动）； 3）液压传动易于实现自动化，特别是采用电液和气液传动时，可实现复杂 的自动控制； 4）液压装置易于实现过载保护。当液压系统超负荷（或系统承受液压冲击） 时，液压油可以经溢流阀排回油箱，系统得到过载保护； 5）易于设计、制造。液压元件已实现
13、了标准化、系列化和通用化。液压系 统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也有很大的灵活性。 1.3.2 液压传动的缺点 1）不能保证严格的传动比。着是由于液压介质的可压缩性和不可避免的泄 露等因素引起的； 2）系统工作时，对温度的变化较为敏感。液压截至的粘性随温度变化而变 化，从而使液压系统不易保证在高温和低温下都具有良好的工作稳定性； 3）在液压传动中，能量需经过两次变换，且液压能在传递过程中有流量和 压力的损失，所以系统能量损失较大，传动效率较低； 4）元件的制造精度高、造价高，对其使用和维护提出了较高的要求； 5）出现故障时，比较难于查找和排除，对维修人员的技术水平要求较高。
14、 从液压传动的优缺点来看，优点大于缺点。采用液压传动符合本次设计的 工位夹紧装置的工作条件。 毕业设计（论文） 2 2 液压系统的设计 2.1 设计要求 本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（装夹装置静动摩擦 因数，）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完0.2 s 0.1 d 成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为： 工 位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开。 机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数如表 2-1 所列。 表 2-1 机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数 工况 行程 /mm 速度 1 /v m sA 时间 / 1 t sA
15、 运动部件重力 G/N 负载 /N e F 启动、制动时间 t /s 1 t 夹紧0.012 3 5000 2 t 工位夹紧缸 松开 35 0.035 1 2450 0.05 3 t 夹紧0.125 0.2 2000 4 t 工位夹紧缸 松开 25 0.25 0.1 1500 0.05 2.2 工况分析 2.2.1工位夹紧缸的负载计算 惯性负载 夹紧： i G F gt =2450/9.810.012/0.05 毕业设计（论文） 3 =59N 松开： i G F gt =2450/9.810.035/0.05 =175N 静摩擦负载 fssn FGF =0.2（2450+0） = 490N 动
16、摩擦负载 fddn FGF =0.1（2450+0） =245N 2.2.2 工位夹紧缸的负载计算 此处省略 NNNNNNNNNNNN 字。如需要完整说明书和设计 图纸等.请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机 械毕业设计下载！该论文已经通过答辩 2.3 液压系统主要参数的确定 2.3.1 系统工作压力的确定 1 p 根据液压执行元件的负载表可以确定系统的最大负载数，在充分考虑系统 所需的流量、性能等因素后，可参照表 2-4 或者 2-5 选择系统的工作压力 表 2-4 按负载选择工作压力 负载 /kN50 毕业设计（论文） 4 系统压力/MPa 5-7 表 2-5 按主机类型选择系统
17、工作压力 主机类型设计压力/MPa 精加工机床0.82 半精加工机床35 龙门刨床28 机床 拉床810 农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构1016 液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械2032 地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等25100 本设计根据主机类型是数控铣床，初步选择系统压力为 4MPa。 为了防止夹紧时发生冲击，液压缸需保持一定回油背压。参考表 2-6 液压 执行器的背压力取 0.2MPa 表 2-6 液压执行器的背压力 系统类型背压力(MPa) 简单系统和和一般轻栽节流调速系统0.20.5 回油带背压阀调整压力一般为 0.51.5 回油路设流量调
18、节阀的进给系统满载工作时0.5中低压系统 设补油泵的闭式系统0.81.5 高压系统初算是可忽略不计 2.4 液压执行器主要结构参数的计算 2.4.1工位夹紧缸主要结构参数的确定 本设计将工位夹紧缸的有杆腔作为主工作腔，则有公式： 1221maxcm PAP AF （21） 公式中 液压缸无杆腔的有效面积； 2 1 4AD 2 m 液压缸有杆腔的有效面积； 22 2 4ADd 2 m 毕业设计（论文） 5 液压缸的最大负载力； max F N 液压缸的机械效率（一般取 0.9-0.97）本设计取 0.95； m 液压缸工作腔压力； 1 p 系统的背压，本设计取 0.2Mpa。 2 p 当计算液压
19、缸的结构参数时，还需确定活塞杆直径与液压缸内径的关系， 以便在计算出液压缸内径 D 时，利用这一关系获得活塞杆的直径 d。通常是由 液压缸的往返速比确定这一关系，即，按这一关系得到的 d1dD 的计算公式入如下表 表 2-7 根据往返速度比计算活塞杆直径 d 的公式 往返速度比1.11.21.331.461.612 活塞杆直径 d0.3D0.4D0.5D0.55D0.62D0.7D 油缸的速比，可由机械设计手册查得。本设计取=1.33。 则由上表查得 d=0.5D。 222 4 3.1440.2 3.144 cm DdDF 得 D=49.9（mm） 按 GB/T2348-1980 ,取标准值：
20、 D=50（mm） 又 d=0.5D，得 d=25（mm） ，取标准值 d=28（mm） 则液压缸无杆腔实际有效面积为： 2 1 4AD 2 5.0 4 =19.6 2 cm 有杆腔实际有效面积为： 22 2 4ADd 22 5.02.8 4 =13.5 2 cm 毕业设计（论文） 6 2.4.2 工位夹紧缸主要结构参数的确定 工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式： 1122maxcm PAP AF 则有 222 4 3.1440.2 3.144 cm DDdF 得 D=27.9（mm） 按 GB/T23481980 ,取标准值： D=32（mm） 又 d=0.5D， 得 d=16（mm）
21、 ， 取标准值 d=20（mm） 则液压缸无杆腔实际有效面积为： 2 1 4AD 2 3.2 4 =8.04 2 cm 有杆腔实际有效面积为： 22 2 4ADd 22 3.22.0 4 =4.89 2 cm 2.4.3 液压缸工作循环中各阶段的各项参数 根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功 率，如下表所示： 表 2-8 工位夹紧缸工作循环个阶段的压力、流量和功率 工作 阶段 计算公式 负载 /N 回油腔压力 /MPa 2 p 工作腔压力 /MPa 1 p 输入流量 Q 1 /minL A 输入功率 /w 启动 21 1 2 () cm F p A p A 4900
22、.98 毕业设计（论文） 7 加速3040.20.53 夹紧 2 1 qA v 1 Np q 52450.24.380.9727096 反向 启动 4900.40 加速4200.20.30 松开 22 1 1 () cm F p A p A 1 2 qAv 1 Np q 2450.20.274.11618.52 表 2-9 工位夹紧缸工作循环各个阶段的压力、流量和功率 工作 阶段 计算公式 负载 /N 回油腔压力 /MPa 2 p 工作腔压力 /MPa 1 p 输入流量 Q 1 /minL A 输入功率 /w 启动300 0.39 加速5320.20.44 夹紧 22 1 1 () cm F
23、p A p A 1 1 qAv 1 Np q 21500.23.066.03307.53 反向 启动 300 0.65 加速9150.20.85 松开 21 1 2 () cm F p A p A 22 qA v 1 Np q 1500.20.654.11679.46 毕业设计（论文） 8 3 液压系统原理图的拟定和方案论证 3.1 油路循环方式的分析和选择 液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较 见下表 表 3-1 开式系统和闭式系统的比较 油液循 环方式 开式闭式 散热 条件较方便，但是油箱较大较复杂，需要用辅泵来换油冷却 抗污 染性 较差，但可采用压力油 箱或者
24、油箱呼吸器来改善较好，但是油液过滤要求较高 系统 效率 管路压力损失较大，用节 流调速时效率低管路腰里损失较小，容积调速时效率较高 限速 制动 形式 用平衡阀进行能耗限速， 用制动阀进行能耗制动， 引起油液发热 液压泵由电动机拖动时，限速及制动 过程中拖动电能向电网输电，回收部分能量， 即是再生限速和再生制动 其他对泵的自吸性能要求高对主泵的自吸性能要求低 油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来 说，凡是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构 尽可能简单的系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系 统。在本设计中，油泵向两个液压执行
25、元件供油而且功率较小，整个系统的结 构也比较简单，所以本设计采用开式系统。 3.2 调速方案的分析和选择 调速方案对主机的性能起到决定性的作用。 相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合容积节流调速。 节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元 件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀， 故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。 毕业设计（论文） 9 容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是 没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵 。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。
26、容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液 压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高 ，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。 节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起 动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。 调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。 节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压 力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油 箱体积大，容易混入空气。 容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执 行元件的排油口相通，形
27、成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差 。 考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，本设计决 定采用节流调速。 3.3 液压动力源的分析与选择 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速 系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于 系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源 压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压 力。 为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对 在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量 泵供油。对长时
28、间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。 油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器， 进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防 止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。 毕业设计（论文） 10 根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。 本设计采用节流调速，所以使用定量泵供油 3.4 液压回路的分析、选择与合成 1）选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回 路及安全回路等。 2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全 的要求，设置了背压回路，同时
29、由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联 动关系，所以设置了互不干扰回路。 3）合成系统 选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润 滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统。 在合成液压系统时要注意以下几点：防止油路间可能存在的相互干扰；系 统应力求简单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统 要安全可靠，力求控制油路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标 准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击； 测压点分布合理等。 3.5 液压原理图的拟定与设计 根据上述分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下： 毕业设计（论文） 11 1油
30、箱 2空气滤清器 3液位计 4吸油过滤器 5液压泵 6单向阀 7压力表开关 8压力表 9通道体 10叠加式溢流阀 11叠加式减压阀 12叠加式双单向节流阀 13电磁换向阀 14叠加式双液控单向阀 15压力继电器 16电动机 图 3-1 液压系统的原理图 Fig.4-1 Hydraulic system diagram 毕业设计（论文） 12 4 4 液压元件液压元件的计算和选择的计算和选择 液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件 的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量 选择标准件。 4.1 液压泵的液压泵的确定确定 液压泵的最大工作压力：
31、 = （41） p p 1max pp 其中 液压执行元件最大工作压力； 1max p 液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力p 损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时， 取 0.2Mpa0.5Mpa；管路复杂而且管中流速较大或者有p 调速元件时，取0.5MPa1.5MPa。p 由上述选取0.5MPa，然后带入公式（4-1）计算得：p 4.38+0.54.88MPa p p 在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵 有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高 2060，所有最后算得的液压泵的额定压力应为： 4.88（
32、1+0.25）6.1MPa 表 4-1 液压泵的总效率 液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵 总效率0.650.900.700.850.550.850.800.90 液压泵的流量按下式计算 p q K （42） p q max )q 式中 K考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取 K1.11.3， 毕业设计（论文） 13 同时工作的执行元件的最大总流量（4.116 3=12.348L/min） max )q 本设计取泄漏系数为 1.1，所以： 1.112.34813.583L/min p q 由液压元件产品样本查得 CBN-E312 齿轮泵满足上述估算得到的压力和流 量要求：该泵的额定
33、压力为 16MPa，公称排量 V12 mL/rev，额定转速为 1800r/min。现取泵的容积效率0.85，当选用转速 n1400 r/min 的驱动电机 v 时，泵的流量为： Vn p q v 12 mL/rev0.851400r/min 3 10 14L/min 由前面的计算可知泵的最大功率出现在工位夹紧阶段，现取泵的总效率 为 0.85，则： p p N pp p p q 63 3.06 1010 60 0.85 840W 选用电动机型号：Y90S4B5 型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其 转速为 1400r/min，额定功率为 1.5kW。电动机与泵之间采用连轴器联结。 根据所选
34、择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的 实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性 能计算奠定了基础。计算结果如下表所示： 表 4-2工位夹紧缸的实际工况 流量 / 1 minL A 工作阶段 无杆腔有杆腔 速度 / 1 m sA 时间 /s 夹紧 q出 1 2 A q A 进 = 0.972 19.6 13.5 0.972q进 1 v 2 q A 进1 1 1 L t V 毕业设计（论文） 14 =1.41 = 3 4 10 60 13.5 10 =0.012 = 3 35 10 0.012 =3 松开 =q进3qP = 14 3 =4.67 =q
35、出q进 2 1 A A =4.67 13.5 19.6 3.21 2 v 1 q A 进 = 3 4 10 60 19.6 10 =0.039 1 2 2 L t V = 3 35 10 0.039 1 表 4-3工位夹紧缸的实际工况 流量 / 1 minL A 工作阶段 无杆腔有杆腔 速度 / 1 m sA 时间 /s 夹紧6.03q进 q出 2 1 A q A 进 = 6.03 4.89 8.04 =3.67 1 v 1 q A 进 = 3 4 10 60 8.04 10 =0.125 1 1 L t V = 3 25 10 0.125 =0.2 松开 =q进q进 1 2 A A =14
36、8.04 4.89 23.02 =q出 p q =14 2 v 2 q A 进 = 3 4 10 60 4.89 10 =0.48 2 2 L t V = 3 25 10 0.48 0.05 上表中油缸的工作腔面积； 1 A 油缸回油腔面积； 2 A 进油缸流量；q进 出油缸流量；q出 毕业设计（论文） 15 油缸的运动速度； 12 ,v v 油缸的运动时间。 12 ,t t 4.2 阀类的选择 4.2.1 选择依据 选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失 数值，工作性能参数和工作寿命等。 4.2.2 选择阀类元件应注意的问题 1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时
37、才自行设计专用件； 2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选 择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取。选择节流阀和调速阀时，应考虑其 最小稳定流量满足机器低速性能的要求； 3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要 时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的 20%； 根据以上要求，现选定各类阀和组将的型号如表 4-4 所示： 表 4-4 各种液压元件的类型选择 序 号 名称 通过流 量/L 额定流量/ 1 minL A 额定压力 /MPa 额定压降 /MPa 型号规格 1吸油过滤器1420 MF-02 2单向阀1440250.1CIT-03-A1
38、 3压力继电器 25 MJCS-02B-HH 4压力表 010 W-2-1/2-100-A1 5压力表开关1421 10 GCT-02 6叠加式溢流阀1435250.12MRF-02P-K1-20 7叠加式减压阀1435250.2MPR-02P-K1-02 8叠加式单向阀1435210.1MPC-02W-05-30 9二位四通换向阀23.0280250.2D5-02-3N2-D2 10 叠加式单向节流 阀 23.0235210.15MTC-02W-K-I-20 毕业设计（论文） 16 11二位四通换向阀1480250.2D5-02-3N2-D2 12 叠加式单向节流 阀 1435210.15M
39、TC-02W-K-I-20 13空气滤清器 AB-1162 14液位计 LS-3” 4.3 液压附件的计算和选择 4.3.1 确定管件的尺寸 表 4-5 油管中的允许流速 油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处 允许速度（m/s）0.51.52551.52.557 表 4-6 安全系数 管内最高工作压力7717.517.5 安全系数864 由表 4-2 和 4-3 得知工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流 量分别为 3.21L/min 和 4.67L/min，工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实 际最大流量分别为 14L/min 和 23.02L/min，按照表 4-5 的推荐
40、值取油管内油液 的允许流速为 4m/min，按计算公式： d 4q （43） 式中 q通过油管的最大流量； V油管中允许流速； d油管内径。 将数值代入公式（4-3）得 工位夹紧液压缸： d无 3 4 4.67 10 60 4.9mm 毕业设计（论文） 17 d有 3 4 3.21 10 60 4.1mm 工位夹紧液压缸： d无 3 410 60 11.1mm d有 3 4 14 10 60 8.6mm 根据 JB82766，同时考虑到制作方便，工位夹紧液压缸两根油管同时 选用 101（外径 10mm，壁厚 1mm）的 10 号冷拔无缝钢管。工位夹紧液压 缸两根油管同时选用 141（外径 14
41、mm，壁厚 1mm）的 10 号冷拔无缝钢管。 由机械设计手册查得管材的抗拉强度为 412MPa，由表 4-6 取安全系数为 8，按 公式对管子的强度进行校核： 2 b pdn （44） 式中 p管内最高工作压力； d油管内径； n安全系数； 管材抗拉强度； b 油管壁厚。 将数值代入公式（4-4）得： 1mm= 2 b pdn 63 6 6.1 108 108 2 412 10 0.5mm 毕业设计（论文） 18 1mm= 2 b pdn 63 6 6.1 10108 2 412 10 0.7mm 所以选的管子壁厚安全。 其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。 4
42、.3.2 确定油箱容积 油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，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。 油箱设计要点： 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，之间应设置隔板，以加大液流循环的 途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的 2/33/4。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气 泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的 3 倍。吸油管可
43、安装 100m 左右 的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切 45角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热； 3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，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。 油箱的容积可以按照下列经验公式进行计算： V p q （45） 式中 V油箱的有效容积/L； 液压泵的总额定流量/； p q 1 minL 与系统压力有关的经验系数：低压系统取=24，中压系统 毕业设计（论文） 19 =57，高压系统取=1012，对对于行走机械取或经常间断作 业的设备，系数取较小值；对于安装空间允许的固定
44、机械，或需藉 助油箱顶盖安装液压泵及电动机和液压阀集成装置时，系数可适当 取较大值。 本设计取=6，将数值代如公式（4-5）得： V614 84 L 毕业设计（论文） 20 5 估算液压系统性能 5.1 液压系统压力损失验算 由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面的计算， 故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程 损失和局部损失即可。 在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电 磁换向阀，叠加式双单向节流阀， 。所以进油路上的压力损失为 （51） v p() Q p Q 实 压降 额 2222 2 0.9720.9720.9
45、720.972 0.10.20.10.15 40803535 1.4119.6 0.150.1 3513.5 =0.0009MPa 式中 总的压力损失； v p 各种阀的压降；P 压降 流经阀的设计流量；Q实 阀的额定流量。Q额 在油缸松开时，退油路上的压力损失为 ） v p() Q p Q 实 压降 额 2222 2 4.674.674.674.67 0.10.20.10.15 40803535 4.6713.5 0.150.1 3519.6 0.0097MPa 由此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的 使用要求。因为工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校
46、验 过程和上面的计算过程是一样的。如下所示 毕业设计（论文） 21 在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠 加式双单项节流阀。进油路上的压力损失为： v p() Q p Q 实 压降 额 2222 22 6.036.036.036.03 0.10.120.20.2 40353580 6.033.674.89 0.150.15 35358.04 =0.017MPa 在油缸松开时，退油路上的压力损失为： v p() Q p Q 实 压降 额 2222 22 14141414 0.10.120.20.2 40353580 1423.028.04 0.150.15 35354.89 0.2Mpa 由此看出各种阀同样满足使用要求。 5.2 系统的发热和温升 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，是系统的油