設計書系別：班級：姓名：學號：指導教師：職稱：第一章明確液壓系統(tǒng)的設計要求1.1整體性分析進給缸要求設計實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進——工進——快退——停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：最大切屑力21000N，運動部件重10000N，快進速度4.2m/min=0.07m/s=70mm/s，快進行程100mm，快退速度4.2m/min=0.07m/s=70mm/s，工進速度0.05m/min，工進行程20mm，最大行程120mm。工作臺往復運動的啟制（加速減速時間）為0.2s，滑臺采用平面導軌，靜摩擦系數(shù)0.2，動摩擦系數(shù)為0.1.1.2負載與運動分析在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。計算各階段的負載進給缸工作負載：F1)慣性負載加速：F進而計算：減速進而計算制動進而計算：反向加速：F進而計算：反向制動：F2)阻力負載靜摩擦阻力F動摩擦阻力F3)進給缸運動時間快進t工進t進而計算：快退t設液壓缸的機械效率ηm=0.9，得出進給缸在各工作階段的負載和推力表1-1負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/η(N)啟動F=Ffs20002222加速F=Ffd+Fa11357.141508快進F=Ffd10001111減速F=Ffd-Fa2647.11719工進F=Ffd+Ft2200024444制動F=Ft+Ffd-Fa321995.7524440反向啟動F=Ffs-2000-2222反向加速F=Ffd+Fa4-1357.14-1508快退F=Ffd-1000-1111停止F=Ffd-Fa5-642.86-714根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-l和速度循環(huán)圖v-l。圖1-1負載循環(huán)圖

第二章液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定2.1初選液壓缸工作壓力表2-1按負載選擇工作壓力負載/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作壓力/MPa<0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表2-2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力表機械類型磨床組合機床龍門刨床拉床小型工程機械、建筑機械、液壓鑿巖機大中型挖掘機、重型機械、起重運輸機械工作壓力/MPa0.8～23～52～88～1010～1820～322.2液壓缸設計2.2.1材料選擇缸筒和活塞桿的材料選擇至關重要，直接影響到性能和可靠性?？紤]機械性能、加工工藝、經(jīng)濟及綠色環(huán)保等方面，對幾種常用材料進行對比分析。HT250：具有較高的抗壓強度和硬度，耐磨性好,韌性較差，易產(chǎn)生脆斷，受沖擊載荷時易出現(xiàn)裂紋,加工工藝相對簡單，易于鑄造成型，但需要考慮鑄造過程中的收縮問題,成本較低，適用于大批量生產(chǎn),鑄造過程中可能產(chǎn)生廢料，對環(huán)境造成一定程度的污染。45號鋼：具有較好的強度和韌性，適用于承受高壓力和沖擊載荷的場合,相對于鑄鐵，加工難度較大，容易產(chǎn)生變形,加工難度較大，需要進行熱處理或者冷加工，成本較高,成本相對較高，但由于其優(yōu)良的機械性能，適用于對強度要求較高的場合,加工過程可能產(chǎn)生廢料和廢水，但較易進行回收利用.304不銹鋼：具有良好的耐腐蝕性和韌性，適用于潮濕環(huán)境下的使用,強度和硬度相對較低，不適用于承受高壓力的場合,加工工藝相對較為復雜，但在適當?shù)墓に嚄l件下，可實現(xiàn)高精度加工,成本最高，適用于對材料耐腐蝕性要求較高的特殊場合,生產(chǎn)過程相對環(huán)保，可通過回收利用減少資源浪費.綜合比較分析，本設計選用HT250作為缸筒的材料,其許用應力為120Mpa。本設計選用45鋼作為活塞桿的材料,其許用應力為250Mpa。2.2.2進給缸缸徑和活塞桿直徑表2-3執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.2~0.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.4~0.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.5~1.5用補油泵的閉式回路0.8~1.5回油路較復雜的工程機械1.2~3回油路較短且直接回油可忽略不計表2-4按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.70.7表2-5按速比要求確定d/Dv2/v11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：V1——無桿腔進油時活塞運動速度注：V2——有桿腔進油時活塞運動速度根據(jù)表1-1負載和推力，最大負載22000N，初選壓力p1=3MPa，取背壓力p2=0.5MPa，根據(jù)差動缸定義有A1≈2A2，所以由式F=得A則活塞直徑為D=取標準值D=110mmd=0.525×D=57.75mm，根據(jù)活塞桿直徑尺寸系列，取標準值得d=63mm，由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為。A進而計算：A根據(jù)工程經(jīng)驗結合下圖，最終選活塞桿和活塞連接螺紋為M42螺距2mm，螺紋長度56mm，活塞長度70mm?；钊麠U的應力按照下式計算σ小于45號鋼的許用應力250Mpa，因此合格。2.2.3進給缸壁厚缸筒壁厚按照下式計算δ=P-缸筒的試驗壓力（缸的額定壓力P1≤16Mpa時，P=1.5p1，缸的額定壓力p1>16Mpa時，P=1.25p1）結合工程經(jīng)驗，本設計初選缸筒壁厚δ=6mm。

2.2.4進給缸長長度計算簡圖如下：前述已知進給缸工作行程為L=20+100=120mm。當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H，如圖所示。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此在設計時必須保證有一定的最小導向長度。對于一般的液壓缸，其最小導向長度應滿足H式中，L為最大行程；D為缸筒內(nèi)徑。若最小導向長度H不夠時，可在活塞桿上增加一個導向隔套K來增加H值。2.3進給缸性能計算?p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，它包括沿程壓力損失和局部壓力損失（系統(tǒng)管路未曾畫出以前按經(jīng)驗選取，一般節(jié)流調(diào)速和簡單的系統(tǒng)，∑?p1=0.2-0.5MPa。進油路有調(diào)速閥及管理復雜的系統(tǒng)∑?p1=0.5-1.5MPa）本次取?p=0.5MPa。啟動p加速p進而計算：p快進p進而計算：p進而計算：q=進而計算：P工進p進而計算p進而計算：q=進而計算：P反向啟動p反向加速p進而計算：快退p進而計算：q=進而計算：P表2-6液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/Mpa進油腔壓力p1/Mpa輸入流量q/(L/min)輸入功率P/KW啟動222201.7400加速15082.011.5100快進11111.881.3813.08720.301工進244440.52.910.4750.023反向啟動222200.9800反向加速15080.50.9800快退11110.50.9226.80860.411圖2-1工況圖

第三章擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1選擇油源形式在初步計算系統(tǒng)壓力后，可以得出本液壓系統(tǒng)屬于低中壓液壓回路。泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或者變量泵供油。本系統(tǒng)采取雙聯(lián)葉片泵供油方式，滿足工作可靠性問題。3.2選擇調(diào)壓回路調(diào)壓回路的功能是使液壓系統(tǒng)整體或者部分的壓力保持在不超過一個值的范圍內(nèi)，在確定本設計供油方式為定量泵后，使用溢流閥來調(diào)定系統(tǒng)的壓力。3.3選擇調(diào)速方式在定量泵供油的方式確定后，根據(jù)一般設計要求，對速度的進給速度控制采用節(jié)流閥或者調(diào)速閥，對系統(tǒng)進行節(jié)流調(diào)速，這種調(diào)速回路具有結構簡單、價格低的特點。選定油液在進油路上進行節(jié)流調(diào)速，為防止負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。3.4選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸和雙聯(lián)葉片泵供油快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電磁換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。選用三位四通電磁換向閥3.5選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用二位三通電磁閥控制控制的換接回路。3.6選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙聯(lián)葉片泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進時，泵通過液控順序閥卸荷，泵在滑臺停止時，可以通過三位四通換向閥的中位機能實現(xiàn)卸荷。圖3-1原理圖A、快進按下啟動按鈕，電磁鐵2YA得電，電磁換向閥右位接入系統(tǒng)，其主油路為：進油路:液壓泵2→單向閥3→換向閥6→換向閥9→液壓缸無桿腔回油路:液壓缸有桿腔→單向閥8→換向閥9→液壓缸無桿腔B、工進按下啟動按鈕，電磁鐵2YA得電，電磁換向閥右位接入系統(tǒng)，其主油路為：進油路:液壓泵2→換向閥6→換向閥9→調(diào)速閥10→液壓缸無桿腔回油路:液壓缸有桿腔→換向閥6→單向閥7→油箱進給量大小由調(diào)速閥7調(diào)節(jié)C、快退按下啟動按鈕，電磁鐵1YA得電，電磁換向閥左位接入系統(tǒng)，其主油路為進油路:液壓泵2→單向閥3→換向閥6→液壓缸有桿腔回油路:液壓缸無桿腔→單向閥11→換向閥6→單向閥7→油箱表3-1動作順序表動作名稱1YA2YA3YA快進-++工進-+-快退+--停止

第四章計算和選擇液壓源、輔件4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率4.1.1計算液壓泵的最大工作壓力主、備用泵選用同樣的液壓泵，由表2-6可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最工作壓力為2.91MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.5MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則泵的最高工作壓力估算為p4.1.2計算液壓泵的流量由表2-6可知，液壓缸快退時所需最大流量為26.8086L/min，K為回油泄露折算系數(shù)，K=1.1-1.3。本次取回路泄漏系數(shù)K=1.2，因此，選擇液壓泵的總流量應滿足液壓缸工進時的流量要求，并考慮系統(tǒng)泄漏量，則泵的總流量為q考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為26.8086L/min，則液壓泵的流量最少應為29.8086L/min。根據(jù)前述兩種條件下的最大流量（32.17032L/min）選取液壓泵。4.1.3確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱手冊可知，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取YB1-25型雙聯(lián)葉片泵液壓泵額定壓力為6.3MPa，其排量別為25mL/r，當液壓泵其轉速為1440r/min，容積效率nvp=0.9，其理論流量別為36L/min則液壓泵的實際輸出流量為q液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為P=根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L2-4型電動機，其額定功率為3kW，額定轉速為1430r/min。1)驗算速度V進而計算V在選定了液壓泵后，與原定數(shù)值不同,重新整理出液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量表?？爝M工況下q進而計算：q進而計算：v=進而計算：t=工進工況下q進而計算：q進而計算：v=進而計算：t=快退工況下q進而計算：q進而計算：v=進而計算：t=表4-1各工況流速、時間和流量工況q1(L╱min)q2(L╱min)時間t(s)流速v(m/s)快進98.7700898666.370089860.5770370.173299工進0.4750.31918359823.9974740.000833421快退32.448.2167631.418440.08464.1.4過濾器的選擇按照網(wǎng)式濾油器的流量至少為液壓泵額定流量2.5倍的原則，即有q4.1.5空氣濾清器的選擇按照空氣濾清器的流量至少為液壓泵額定流量2倍的原則，即有q選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如下表表4-2液壓空氣濾清器型號過濾注油口徑/mm注油流量/(L/min)空氣流量/(L/min)油過濾面積/cm2四只螺釘均布/mm空氣過濾精度/mm油過濾精度/μmEF1-252596580M4×100.2791254.2確定其它元件及輔件4.2.1確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表所列。其中，溢流閥按液壓泵的額定流量選取，調(diào)速閥選用FG-FCG-03型，其最小穩(wěn)定流量小于本系統(tǒng)工進時的流量0.475L/min。表4-3液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降?Pn/MPa1過濾器21FH2300-5406.30.152雙聯(lián)葉片泵YB1-25256.30.253單向閥CIT-06-50856.30.254溢流閥BT-03-32100250.25順序閥BST-03-46200250.26三位四通電磁換向閥DSG-02-3C40160.27單向閥CIT-06-5085250.258單向閥CIT-06-5085250.259二位三通電磁換向閥3WE6C6DAG24660200.210流量控制閥FG-FCG-03125210.2511單向閥CIT-06-5085250.2512壓力繼電器HED20-012.550.25-2.550.213液壓缸26.8086（動作壓力（Mpa））6.3（動作壓力范圍（Mpa)）0.24.2.2確定油管油管液壓流速取決于多個因素，包括油管直徑、油壓等級以及系統(tǒng)設計。本設計取管內(nèi)流速V=1m/s。表4-4允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.5～1.5，一般取1以下壓油管道3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5～3而液壓管路的流速按照上表規(guī)定選為1m/s，則根據(jù)下式計算油管直徑d為了統(tǒng)一規(guī)格，選擇15mm直徑油管。4.3油箱長寬高的確定油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積,然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938-1999標準估算,取ξ=7（低壓系統(tǒng)時取2-4，中壓系統(tǒng)取5-7）時，求得其容積為V按JB/T7938-1999規(guī)定，取標準值V容=250L。V=如果取油箱長l1、寬w1、高h1比例為3:2:1，可得長為：l1=1120mm，寬w1=747mm，高為h1=373mm對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為:油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需嚶安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為:長:l=進而計算：寬:w=進而計算高:h=為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為0.5度

第五章驗算液壓系統(tǒng)性能5.1驗算系統(tǒng)壓力損失5.1.1判斷流動狀態(tài)由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取u=0.000032m2/s，油液的密度取r=917.4kg/m3。在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時油流量為最大（流速最大），此時，油液流動的雷諾數(shù)Re=也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。5.1.2計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)λ=和油液在管道內(nèi)流速v=4×同時代入沿程壓力損失計算公式Δp1=可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失pζ常按下式作經(jīng)驗計算dΔpζ=0.1Δp1各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算Δpv=Δpn其中的Δpn和qn由產(chǎn)品樣本查出。在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：(1)快進快進時，在進油路上，壓力損失分別為：Δp進而計算Δpζi=0.1進而計算p進而計算p進而計算p進而計算∑Δp進而計算在回油路上，壓力損失分別為Δp進而計算Δpζ0=0.1進而計算p進而計算p進而計算p進而計算∑Δp(2)工進工進時，在進油路上，若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為:p進而計算p進而計算p進而計算p進而計算∑Δp在回油路上總的壓力損失為p進而計算p進而計算p進而計算∑Δp前面已知液壓缸的工作壓力p則液壓泵的工作壓力為p此值是調(diào)整溢流閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。溢流閥的調(diào)整壓力為了保證系統(tǒng)可靠工作，溢流閥的調(diào)整壓力應較計算值高0.3～0.5MPa，現(xiàn)按3.31MPa調(diào)整(3)快退由表4-3中數(shù)據(jù)，滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥、換向閥進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥、換向閥返回油箱。在進油路上總的壓力損失為p進而計算p進而計算∑Δp此值小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為:p進而計算p進而計算∑Δp液壓泵的工作壓力為p此值是調(diào)整液控順序閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。5.1.3驗算液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率系統(tǒng)的效率可以用工進的情況來代表。工進時，按下式計算回路效率。而∑p1×Q1=p1×Q1。在合理pp1=3.91MPa,Qp1=32.4L/min，流量泵的壓力損失按：p故pp2=0.00009025Pa，Qp2=32.4L/min，p1=0.98MPa，Q1=0.475L/min，故有η由上所得ηp=0.8,ηc=0.0037,ηcm=0.9,系統(tǒng)總效率為：ηz=ηp×ηc×ηcm=b×d×f=a。5.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占30%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，液壓泵泵經(jīng)液控順序閥卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失：p液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率：P進而計算pr=2.63925w工進時液壓缸輸出的有效功率：P由此可計算出系統(tǒng)的功率損失為：H=按式ΔT=計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即ΔT=其中A為油箱散熱面積，?T為油液溫升，傳熱系數(shù)K=15W/（m2·°C），通風條件良好時K=14-20,風扇冷卻時，K=20-25,用