車床滑臺液壓系統(tǒng)設計

車床滑臺液壓系統(tǒng)設計,車床滑臺液壓系統(tǒng)設計,車床,液壓,系統(tǒng),設計 東華理工大學長江學院畢業(yè)設計（論文） 扉頁 西安航空職業(yè)技術學院 畢業(yè)設計（論文） 課 題 名 稱： 車床滑臺液壓系統(tǒng) 專 業(yè) 班 級： 學 生 姓 名： 指 導 教 師： 二O一四 年 29 摘 要 作為現代機械設備實現傳動與控制的重要技術手段，液壓技術在國民經濟各領域得到了廣泛的應用。與其他傳動控制技術相比，液壓技術具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過載保護﹑易于實現自動化和機電液一體化整合﹑系統(tǒng)設計制造和使用維護方便等多種顯著的技術優(yōu)勢，因而使其成為現代機械工程的基本技術構成和現代控制工程的基本技術要素。 本課題研究的主要內容是車床滑臺液壓系統(tǒng)設計。液壓系統(tǒng)的設計是整個機器設計的一部分，它的任務是根據機器的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數，然后按照這些參數來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結構設計，最后對液壓系統(tǒng)的主要性能進行驗算。 關鍵字：車床滑臺液壓系統(tǒng)；液壓系統(tǒng)； ABSTRACT 目 錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 1 緒 論 1 2 設計任務書 2 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計算 3 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設計要求分析 3 3.2 負載分析 4 3.2.1 工作負載 4 3.2.2 摩擦負載 5 3.2.3 慣性負載 5 3.2.4 液壓缸在各階段的負載值 5 3.2.5 負載圖與速度圖的繪制 6 3.3 液壓缸主要參數的確定 6 3.4 計算和確定液壓缸的主要尺寸 7 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 17 3.6液壓系統(tǒng)的工作原理 18 3.7 計算與選擇液壓元件 19 3.7.1 液壓泵及驅動電機計算與選定 19 3.7.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 21 3.7.3油管的選擇 21 3.7.4液壓系統(tǒng)的驗算 24 4 設計小結 28 致 謝 29 參考文獻 30 1 緒 論 本課題來源于生產實踐，液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)把液體壓力能轉換為機械能，從而驅動工作機構，實現直線往復運動和回轉運動。其中的液體稱為工作介質，一般為礦物油，它的作用和機械傳動中的皮帶、傳動它是以液壓油為工作介質，通過動力元件將原動機的機械能變?yōu)橐簤河偷膲毫︽湕l和齒輪等傳動元件相類似。液壓能，再通過控制元件，然后借助執(zhí)行元件將壓力能轉換為機械能，驅動負載實現直線或回轉運動，且通過對控制元件擾動時，執(zhí)行元件的輸出量一般要偏離原有調定值，產生一定的誤差。液壓系統(tǒng)主要由：動力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質等五部分組成。在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統(tǒng)，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。液壓傳動有許多突出的優(yōu)點，因此它的應用非常廣泛。 未來社會是一個環(huán)保的，低污染，低消耗的社會，這就要求我們在改善液壓系統(tǒng)的技術方面下功夫，作為即將走進社會的我們更應該關注新技術的應用和開發(fā)。 2 設計任務書 設計1車床滑臺液壓系統(tǒng)，(給定條件：軸向切削力12000N,工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進行程為300 mm，工進行程為100 mm,快進、快退速度4m/min,工進速度20-1000mm/min,往復運動加、減速時間0.5s,工作臺采用平導軌) 本題目為新課題，培養(yǎng)學生綜合應用所學知識，結合實踐知識，初步具有設計一個中等復雜液壓系統(tǒng)的能力。 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計算 液壓系統(tǒng)設計是指組成一個新的能量傳遞系統(tǒng)，以完成一項專門的任務。系統(tǒng)功能原理設計是根據主機的工藝目的或用途、工作循環(huán)、負載條件和主要技術要求，通過配置執(zhí)行元件，負載分析、運動分析及編制執(zhí)行元件的工況圖，對同類主機及其傳動系統(tǒng)的分析比較，選擇設計參數，確定液壓系統(tǒng)的工作壓力、流量和執(zhí)行元件主要幾何參數等，擬定液壓系統(tǒng)方案和傳動系統(tǒng)原理圖，并對組成系統(tǒng)的各標準液壓元件輔件進行選型，最后對液壓系統(tǒng)的主要性能（壓力損失、發(fā)熱溫升等）進行驗算。 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設計要求分析 設計題目 設計工作循環(huán)為：快進→工進→快退→停止。 1.已知參數 設計一車床滑臺的液壓系統(tǒng)，實現的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。主要性能參數與性能要求如下：軸向切削力12000N,工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進行程為300 mm，工進行程為100 mm,快進、快退速度4m/min,工進速度20-1000mm/min,往復運動加、減速時間0.5s,工作臺采用平導軌 2 明確設計要求 該液壓系統(tǒng)的功率較大，空行程和加壓行程速度差異較大，因此要求功率利用合理。且該系統(tǒng)的壓制力較大，因此對于工作的平穩(wěn)性、安全性要求較大。 3 設計方案 根據已知參數和表2-1所示液壓系統(tǒng)工作臺的執(zhí)行元件為單桿活塞缸， 活塞桿 3.2 負載分析 3.2.1 工作負載 工作負載Fe 液壓缸的常見工作負載有重力、切削力、擠壓力等。阻力負載為正，超越負載為負。 工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，軸向切削力力F=FL=12000N 3.2.2 摩擦負載 假設靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fd=0.1 3.2.3 慣性負載 慣性負載Fi 慣性負載時運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，其平均值可按下式計算 Fi =G/g*?v/?t (N) 式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s2 ?v=速度變化量， m/s2 ?t=啟動或制動時間，s 一般機械?t =0.1~0.5s， 3.2.4 液壓缸在各階段的負載值 （1） 查液壓缸的機械效率，可計算出液壓缸在各工作階段的負載情況，如下表表1所示： 表1 　液壓缸各階段的負載情況 工　況 負載計算公式 液壓缸負載 液壓缸推力/N 啟　　動 2700 3000 加　　速 2038.78 2265.31 快　　進 1350 1500 工　　進 12130 13477.78 快　　退 1350 1500 3.2.5 負載圖與速度圖的繪制 根據工況負載和以知速度和及行程S，可繪制負載圖和速度圖，如下圖（圖1、圖2）所示： 圖1(負載圖) 圖2（速度圖） 3.3 液壓缸主要參數的確定 （1）液壓缸的內徑和活塞桿的內徑 表3-1 按負載選擇工作壓力[1] 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力[1] 機械類型 機 床 農業(yè)機械 工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 車床滑臺 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 ①初選系統(tǒng)壓力P=16Mpa 3.4 計算和確定液壓缸的主要尺寸 1 液壓缸缸徑的計算 內徑D可按下列公式初步計算： 液壓缸的負載為推力 式（3-1） 式中F—液壓缸實際使用推力13477.78（N）(最大負載的情況下)； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設計中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=16MPa； 故根據實際需要，可能會超載，稍微取大一點，查缸筒內徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為40mm。 液壓氣動系統(tǒng)及元件 缸內徑及活塞桿外徑 標準編號：GB/T 2348-1993 表 GB/T 2348-1993 直徑系列 直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 ④根據下表3-1： 由于快進速度和快退速度相等，屬于差動連接， 可以得到d=0.707D, 代入計算并取標準直得d=28.107mm，根據標準系列，取d=28mm 2活塞寬度的確定 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）×40=（24-40）mm 取=32mm 3缸體長度的確定 液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑的20-30倍。 即：缸體內部長度快進行程L1=300mm，工進行程L2=100mm 總行程L= L1+ L2=400 mm 4缸筒壁厚的計算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結構和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內徑較大時，必須進行強度校核。 當時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式為 式（3-2） 式中，—缸筒內最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數，當時，一般取。 當時,按式（3-3）計算 (該設計采用無縫鋼管) 式（3-3） 根據缸徑查手冊預取=30 此時 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據給定參數，所以： =161.5=24MP []=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計算為 滿足要求，就取壁厚為5mm。 5 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 A.活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 式中，為活塞桿上的作用力； 為活塞桿材料的許用應力，=,n一般取1.40。 滿足要求 B.液壓缸穩(wěn)定性計算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行 式中，為安全系數，一般取=2~4。 a.當活塞桿的細長比時 b.當活塞桿的細長比時 式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉半徑，；為柔性系數，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式決定的末端系數，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼取；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數，具體數值見表3-3。 表3-2液壓缸支承方式和末端系數的值 支承方式 支承說明 末端系數 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3-3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當時,缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。 此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。 6缸筒壁厚的驗算 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A液壓缸的額定壓力值應低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4） 根據式（3-4）得到： 顯然，額定油壓==16MP，滿足條件； B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6） 先根據式（3-6）得到： =41.21 顯然，滿足條件； C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F象。 各國規(guī)范多數規(guī)定: 當額定壓力時 （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力： (MPa） 式（3-7） 因為查表已知=596MPa，根據式（3-7）得到： 至于耐壓試驗壓力應為： 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸耐壓試驗壓力（）； —缸筒發(fā)生爆破時壓力（）； —缸筒材料抗拉強度（）； —缸筒材料的屈服強度（； —缸筒材料的彈性模量（）； —缸筒材料的泊桑系數 鋼材：=0.3 7缸筒的加工要求 缸筒內徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨； 熱處理：調制，HB240； 缸筒內徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半； 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 8法蘭設計 液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋 （缸筒端部）法蘭厚度根據下式進行計算： 式（3-8） 式中， -法蘭厚度（m）； —密封環(huán)內經d=40mm（m）； 密封環(huán)外徑（m）；=50mm 系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa 附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa； 螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm 密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm 法蘭材料的許用應力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa —法蘭受力總合力（m） 所以=13.2mm 為了安全取=14mm 9缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 連接圖如下： 圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-前端蓋；2-缸筒 螺栓強度根據下式計算： 螺紋處的拉應力: (MPa) 式（3-9） 螺紋處的剪應力 (MPa) 式（3-10） 合成應力 (MPa) 式（3-11） 式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是 —螺紋預緊系數，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內徑； —缸體螺紋外徑； —螺紋內經； —螺紋內摩擦因數，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應力，,為材料的屈服極限，n為安全系數，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個數。 最大推力為： 使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數選擇：選取=1.3=0.12 根據式（3-9）得到螺紋處的拉應力為： = 根據式（3-10）得到螺紋處的剪應力為： 根據式（3-11）得到合成應力為： ==367.6MPa 由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為12.9級； 查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP； 不妨取安全系數n=2 可以得到許用應力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級合適。 10密封件的選用 A.對密封件的要求 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當的機械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內孔的密封、活塞桿與支撐座（或導向套）的密封等。 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設計選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無爬行現象； b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長； c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3-2 密封方式圖 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 擬定液壓系統(tǒng)圖 圖3-2液壓車床滑臺液壓系統(tǒng)原理圖 3.6液壓系統(tǒng)的工作原理 液壓缸的工作循環(huán)為止，現對各個狀態(tài)進行分析。 1)快速下行 電磁鐵2DT和3DT通電，電液換向閥6和電磁換向閥8均換至右工位，后者使液控單向閥9打開。此時液壓缸進回液路區(qū)暢通。 進油路：主液壓泵1 →電液換向閥6 → 單向閥13 → 液壓缸18上（無桿）腔； 回油路：液壓缸18下（有桿）腔 → 液控單向閥9 →電液換向閥6 → 油箱。此時液壓缸滑塊16因自重而快速下降，主液壓泵1全部流量尚不能滿足快速要求的流量，液壓缸18上腔形成局部真空，呈泵工況，油箱（置于液壓缸頂部）中油液在大氣壓力下經液控充液閥（液控單向閥）14充入，避免了上述不利現象產生。 2)慢速接近工件和逐步加壓 擋鐵17壓下行程開關XK2時，電磁鐵3DT斷電，電磁換向閥8處于常態(tài)（圖示位置），液控單向閥9關閉，閥芯緊閉。 進油路：主液壓泵1 →電液換向閥6 → 單向閥13 →液壓缸18上腔； 回油路：液壓缸18下腔 → 順序閥10 → 電液換向閥6 → 油箱。順序閥10使下腔建立起背壓，滑塊靠自重不能下降，主液壓泵1供給的壓力油使之下行。這時上腔壓力升高，充液閥（液控單向閥）14關閉，活塞速度降低。當滑塊慢速接觸工件時，阻力（負載）急劇增加，主液壓泵1工作壓力急劇升高，排量自動減小，液壓缸活塞速度進一步降低，以極慢的速度對工件加壓。 4)快速回程 保壓結束后，時間繼電器發(fā)出信號使電磁鐵2DT斷電，1DT通電，電液換向閥6切至左位，同時進油路控制油液使充液閥（液控單向閥）14打開，為液壓缸18退回做好準備。這時： 進油路：主液壓泵1 → 電液換向閥6 → 液控單向閥9 → 液壓缸18下腔； 回油路：液壓缸18上腔 →充液閥（液控單向閥）14→ 油箱。 需要說明的是，電液換向閥6切至左位時，液壓缸18還未泄壓時，上腔壓力很高，卸荷閥11（帶阻尼孔）呈開放狀態(tài)，主液壓泵1的輸出油液經此閥阻尼孔回油箱，這時主液壓泵1工作壓力較低，不足以使液壓缸回程，但可使充液閥（液控單向閥）14開啟，使液壓缸18上腔泄壓；當液壓缸上腔壓力降到定值時，卸荷閥11關閉，此時主液壓泵1才開始向液壓缸18下腔供液，液壓缸快速回程。 5)停止 液壓缸位于其反向行程末端時，擋鐵下壓行程開關XK1，電磁鐵1DT斷電，電液換向閥6處于中位，液壓缸被鎖而停止。主液壓泵1此時處于卸荷狀態(tài)。在使用中，可隨時手動控制1DT斷電，使液壓缸隨時處于停止狀態(tài)。 其工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表如表3-1所示。 表3-1液壓車床滑臺工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表 動作名稱 信號來源 換向滑閥工作狀態(tài) 電磁鐵動態(tài)狀態(tài) 電液換向閥6 電磁換向閥8 1DT 2DT 3DT 液 壓 缸 快速下行 2DT和3DT通電 右位 右位 + + 慢速加壓 擋鐵行程開關XK2，3DT斷電，4DT通電 右位 常態(tài) + 保壓延時 壓力繼電器12發(fā)出信號，2DT斷電 中位 — 快速回程 壓力繼電器12發(fā)出信號，1DT通電 左位 + 停止 行程開關XK1發(fā)出信號，1DT斷電 中位 — 3.7 計算與選擇液壓元件 3.7.1 液壓泵及驅動電機計算與選定 （1）、液壓泵的選擇 液壓泵的最高工作壓力計算 由工況圖4-1可以查得液壓缸的最高工作壓力出現在工進階段，即由于進油路元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失估取為。則液壓泵的最高工作壓力為 所需的液壓泵最大供油量qp按液壓缸的最大輸入流量估算。取泄漏系數K=1.1則 qp=1.1* 18.4=20.24(L/min) 暫取泵的容積效率?v=0.90可算得泵的排量參考值為 Vg=1000qv/n?v=1000*20.24/1500*0.9=14.9mL/r 根據以上計算結果查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的25YCY14—1B壓力補償變量型斜盤式軸向柱塞泵，其額定壓力Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容積效率?v=0.92，qp=Vn?v=25*1500*0.92=34.5L/min，符合系統(tǒng)對流量的要求 （2）、電動機的選擇 固定設備的液壓系統(tǒng)，其液壓泵通常用電動機驅動。 根據算出的功率和液壓泵的轉速及其使用環(huán)境，從產品樣本或手冊中選定其型號規(guī)格[額定功率、轉速、電源、結構形式（立式、臥式，開式、封閉式的等）]，并對其進行核算，以保證每個工作階段電動機的峰值超載量都低于25%。 由于液壓泵通常在空載下啟動，故對電動機的啟動轉矩沒有過高的要求，負荷變化比較平穩(wěn)，啟動次數不多，故可采用籠型三相異步電動機。但若液壓系統(tǒng)功率較大而電網容量不大時，可采用繞線轉子電動機。對于采用變頻調節(jié)流量方案的液壓泵，則應采用變頻調速或電磁調速控制的交流異步電動機驅動液壓泵。 由工況圖知，最大功率出現在終壓階段t=0.395s時，由此時的液壓缸工作壓力和流量可算得此時液壓泵的最大理論功率 Pt=（p+?p）Kq=（8+0.5）*（1.1*4.7）/60=0.73Kw 取泵的總效率為?p=0.85，則算得液壓泵驅動功率為 Pp=Pt/?p=0.73/0.85=0.86Kw 查手冊，選用規(guī)格相近的Y90L1—4型封閉式三相異步電動機，轉速1440r/min，額定功率為1.5Kw。 按所選電動機轉速和液壓泵的排量，液壓泵的最大實際流量為 大于計算所需流量20.24L/min,滿足使用要求。 3.7.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 根據所選擇的液壓泵規(guī)格和系統(tǒng)的工作情況，容易選擇系統(tǒng)的其他液壓元件，一并列入表8-1 序號 元件名稱 估計通過流量 型號 規(guī)格 1 斜盤式柱塞泵 25 25YCY14－1B 32Mpa，驅動功率24.6KN 2 WU網式濾油器 25 WU-25*180 15通徑，壓力損失0.01MPa 3 直動式溢流閥 12 YEF-10B 10通徑，32Mpa，板式聯接 4 背壓閥 63 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯接 5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B 6 三位四通電磁閥 60 34F3-Ea6B 6通徑，壓力31.5MPa 7 液控單向閥 40 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 8 調速閥 80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa 9 調速閥 80 QF3-E10B 10通徑，16MPa 10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa 11 壓力繼電器 － DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa 12 壓力表開關 － KF3-E3B 32Mpa，6測點 13 油箱 14 液控單向閥 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 15 上液壓缸 16 下液壓缸 17 單向節(jié)流閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 18 單向單向閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 19 三位四通電磁換向閥 25 34EF30-E6B 6通徑，16MPa 20 減壓閥 40 JF3-10B 10通徑，板式連接 3.7.3油管的選擇 油管系統(tǒng)中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環(huán)境和工作壓力來正確選用。本設計中油管采用鋼管，因為本設計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設計在彎曲的地方可以用管接頭來實現彎曲。 尼龍管用在低壓系統(tǒng)；塑料管一般用在回油管用。 膠管用做聯接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。 1. 管接頭的選用： 管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。 管接頭的種類很多，液壓系統(tǒng)中油管與管接頭的常見聯接方式有： 焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國際標準米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統(tǒng)；細牙螺紋密封性好，常用于高壓系統(tǒng)，但要求采用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也采用紫銅墊圈。 2.管道內徑計算： （1） 式中 Q——通過管道內的流量 v——管內允許流速 ，見表： 表3.2：液壓系統(tǒng)各管道流速推薦值 油液流經的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管 0.5～1.5 液壓系統(tǒng)壓油管道 3～6，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5～2.6 (1). 液壓泵壓油管道的內徑： 取v=4m/s 根據《簡明手冊》P111查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm; 管接頭聯接螺紋M27×2。 (2) . 液壓泵回油管道的內徑： 取v=2.4m/s d=21mm 根據《簡明手冊》P111查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm; 管接頭聯接螺紋M33×2。 3. 管道壁厚的計算 式中： p——管道內最高工作壓力 Pa d——管道內徑 m ——管道材料的許用應力 Pa， ——管道材料的抗拉強度 Pa n——安全系數，對鋼管來說，時，取n=8；時， 取n=6； 時，取n=4。 根據上述的參數可以得到： 我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度=600MPa; (1). 液壓泵壓油管道的壁厚 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 3.7.4液壓系統(tǒng)的驗算 前述液壓系統(tǒng)的初步設計是在某些估計參數的情況下進行的，當液壓系統(tǒng)原理圖，組成元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對設計的系統(tǒng)進行各項性能分析計算，其目的在于對液壓系統(tǒng)的設計質量作出評價和評判，若出現問題，則應對液壓系統(tǒng)某些不合理的設計進行修正或重新調整，或采取其他的必要的措施，性能驗算內容一般包括壓力損失，效率，發(fā)熱與升溫，液壓沖擊等，對于較重要的系統(tǒng)，還應對其動態(tài)性能進行驗算或計算機仿真。計算時通常只采用一些簡化公式以求得概略結果。 1、液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 上面已經計算出該液壓系統(tǒng)中進，回油管的內徑分別為20mm,25mm。 但是由于系統(tǒng)的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。（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50mm/s，進給時的最大流量為18.7L/min，則液壓油在管內流速為 管道雷諾數為 ，可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數 進油管道BC的沿程壓力損失為 查得換向閥34EF30-E6B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為 （2）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桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則 回油管道的沿程壓力損失為： 查產品樣本知換向閥23EF3B-E10B的壓力損失，換向閥34EF30-E10B的壓力損失，調速閥AQF3-E10B壓力損失。 回油路總壓力損失為 （3）變量泵出口處得壓力 （4）快進時的壓力損失?？爝M時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即390L/min，AC段管路的沿程壓力損失為 同樣可求管道AB段及AD段得沿程壓力損失和為 查產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為： 34EF30-E10B的壓力損失，23EF3B-E10B的壓力損失 據分析在差動連接中，泵的出口壓力為 快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明，無需修改原設計。 2、液壓系統(tǒng)效率η的估算 估算液壓系統(tǒng)效率η時，主要應考慮液壓泵的總效率ηp、液壓執(zhí)行元件的總效率ηA及液壓回路的效率ηC。 η=ηPηCη 3、系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的發(fā)熱量，然后取其值進行分析。 當V=10mm/s時，即v=600mm/min 即q=7.4L/min 此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為20MP，則有 kw 此時的功率損失為： 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取， 油箱的散熱面積A為 系統(tǒng)的溫升為 油箱中溫度一般推薦30-50 所以驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內。 4 設計小結 隨著大學四年生活的即將結束，我們業(yè)即將踏上建設祖國的征途。大學四年生活的點點滴滴都斗匯聚到這幾個月。經過幾個月的苦戰(zhàn)我的畢業(yè)設計終于要完成了。在以前我們也做過設計，所以也就認為畢業(yè)設計沒有什么難的，只是對以前所學的知識的檢驗。但是真正做過了這次畢業(yè)設計以后我才發(fā)現原來我們以前做的并不能叫做設計，至少不那么規(guī)范。而對于即將作為社會的主人的我們這一點是必須的。以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次畢業(yè)設計，我才明白原來學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。 畢業(yè)設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的訓練，是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程?！鼻Ю镏?，始于足下”,通過這次畢業(yè)設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義，我今天認真的進行畢業(yè)設計，學會腳踏實地的邁開這一步，就是為明天能夠穩(wěn)健的在社會大潮奔跑打下堅實的基礎。 在這次設計過程中，體現出自己單獨設計的能力以及綜合運用知識的能力，體會了學以致用、突出自己勞動成果的喜悅心情，從中發(fā)現自己平時學習的不足和薄弱環(huán)節(jié)，從而加以彌補。 經過了這么多的過程一個合格的設計過程才能交完成。通過這次設計我學到了很多東西，這不僅僅是知識層面上的，我們在做人上也要一步一個腳印，踏踏實實的。最后預祝我們在將來的人生中做一個合格的人。 致 謝 首先，我要感謝學校這3年來的培養(yǎng)，讓我有機會在更深的層次上進行學習。同時我要感謝3年來各位老師朋友對我的關心指導。在此我要特別感謝老師在畢業(yè)設計中對我的悉心指導。 在論文研究和撰寫過程中，本人得到了指導教師老師的悉心指導。在課題研究過程中，老師淵博的學識、踏實嚴謹的治學態(tài)度以及精益求精的工作作風使我獲益匪淺。在生活中，老師認真負責的良師風范使我懂得了很多為人的道理。在此，謹向老師表示最衷心的感謝！ 感謝和我同組的各位同學，我們一起探討問題，一起解決問題，在整個設計過程中，他們給了我很大的鼓勵和支持。 感謝我的室友們，我們來自四面八方，是你們的友情支撐我走過了這漫長的四年。四年了，仿佛就在昨天。只是，只是我們以后也許在難相見了，沒關系，預祝大家前程似錦，珍重。我會記住我們在一起的美好時光。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，得到了很多多位同學們的支持與幫助，在此一并表示感謝，我們永遠是朋友，今生勿忘！ 參考文獻 [1]張利平.液壓傳動系統(tǒng)設計及使用. 化學工業(yè)出版社，2004 [2]楊培元. 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2008 [3]機械設計手冊編委會.機械設計手冊第四卷.北京：機械工業(yè)出版社，2007 [4]王積偉.液壓與氣壓傳動.北京：北京出版社，2005 [5]張利平.液壓與氣壓技術速查手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2006 [6]張利平.現代液壓技術應用220例.北京：化學工業(yè)出版社，2007 [7]王守成.液壓元件及選用.北京：化學工業(yè)出版社，2007 [8]鄧樂.液壓傳動.北京：北京郵電大學出版社，2010 [9]劉延俊.液壓元件使用指南.北京：化學工業(yè)出版社，2007 [10]Anthony Esposito.Fluid Power With Applications.New Jersey:Prentice-rlass.lnc.1980 [11]Rob Walter.Improring systems with accumulaters means big saeings. 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