单柱校正压装液压机设计.doc

第1章 绪论

1.1　　课题背景

液压传动开始应用于十八世纪末，但在工业上被广泛应用的时间比较短。有大幅度的发展也就在近50年。因此，与其它传动方式比还是一项年轻的技术。当今液压技术广泛应用于工程机械、起重运输、冶金工业、农用机械，轻工业和机床工业。
随着液压技术的不断发展，液压技术也广泛应用在高科技高精度的行业，如机床行业。它能代替人们一部分频繁而笨重的劳动，能在条件恶劣的环境中工作。特别在数控机床这类要求精度较高的领域有着不可代替的作用，出现了液压传动的自动化机床，组合机床和自动生产线等。在国防工业中，如飞机，坦克、火炮等都普遍采用了液压传动装置和液压控制装置。

1.2 发展趋势

当今研究的主要内容是高压粘性流体在密闭容器中流动规律和系统中承受高压的粘性流体的运动规律。
液压系统有着独特的优势。其有着体积小，重量轻，可实现无级变速，运动平稳，结构简单，操作方便，工作寿命长，液压元件易于通用化、标准化、系列化的特点。基于以上优点，处于新兴技术的液压系统在近些年得到了大幅度的发展，还有着广泛的发展空间。它正向高压化、高速花、集成化、大流量、大功率、高效率、长寿命、低噪音的方向发展。
液压传动可以用很小的功率控制速度、方向。使用适当的节流技术可使执行元件的精度达到最高。其布局安装有很大的灵活性，同体积重量比却比其他机械小的多。因此能构成其他方法难以组成的复杂系统。液压传动能实现低速大吨位运动。采用适当的节流技术可使运动机构的速度十分平稳。
经过五周的毕业实习，让我们学到了很多以前没有学到的知识，也让以前学到的书本上的知识和现实生产相结合，让我门的专业知识有了进一步提高。特别是对液压系统有了更深的了解。在此基础上我们进一步分析Y41系列单柱校正压装液压机。它是一种多功能的中小型液压机床，适用于轴类零件、型材的校正和轴套类零件的压装。通过观察测绘，进行了毕业设计。在指导老师的指导下，我对设计多次改进，通过查阅相关资料手册，并多次向指导老师请教，对以前不懂的知识有了更好的认识。通过这次设计，我把大学所学的知识穿了线，知道了各知识之间的联系，对以后的工作有了很大的帮助。

第2章　方案论证

2.1 传动方案的论证

目前冲压机床的传动方式主要有：液压式、气压式、电动式和机械传动方式等。传动装置的选择正确与否，直接决定着冲压机的好坏。
1 .气压传动的结构简单，成本低，易于实现无级变速；气体粘性小阻力损失小，流速快，防火防爆。但是空气易于压缩，负载对传动特性的影响大，不易在低温环境下工作。空气不易被密封，传动功率小。
2. 电气传动的优点是传动方便，信号传递迅速，标准化程度高，易于实现自动化，缺点是平稳性差，易受到外界负载影响。惯性大，换向慢，电气设备和元件要耗用大量的有色金属。成本高，受温度、湿度、震动、腐蚀等环境的影响大。
3. 机械传动准确可靠，操作简单，负载对传动特性几乎没有影响。传动效率高，制造容易和维护简单。但是，机械传动一般不能进行无级调速，远距离操作困难，结构也比较复杂等。
4.液压传动与以上几种传动方式比较有以下优点：获得力和力矩很大，体积小，重量轻，能在大范围内实现无级调速，运动平稳，设计简单，操作方便，工作寿命长，易于通用化、标准化、系列化。它有很广阔的发展空间。
从各方面考虑，液压传动系列基本符合设计要求，能达到预期的标准。所以，此次设计将采用液压传动。

2.2 控制元件的分析

液压传动中主要有以下几种控制元件实现冲头的下压、保压和返回的过程。
1.手动换向阀 用人工操作控制阀芯的运动。手动换向阀又分为手动和脚动两种。优点是操作简单、灵活、容易控制。
2.电磁换向阀 通过电磁铁产生的电磁力来使阀芯运动，达到油路的转换。但由于受电磁铁吸引力的限制，电磁换向阀流量不能过大而且需要在回路中增加减速装置。
3.插装阀 是一种新型的开关式阀体，结构以锥阀为基础单位，配以不同的先导阀可实现对液流的方向、压力和流量大小的控制。其结构简单，动作反应快，适合高压大流量的场合。
从设计课题上考虑，手动控制阀比较符合设计要求，完全可以满足性能要求，而且经济。所以选用手动换向阀。

第3章　液压机的设计及参数选择

当决定采用液压传动时，其设计步骤大体可分以下几步：
1. 明确设计依据进行工况分析。
2. 确定液压系统的主要参数。
3. 拟订液压系统原理图。
4. 液压元件及液压油的选择。
5. 液压系统性能验算。
6. 绘制正式工作图和编制技术文件。
设计一台液压机，其工作循环为：快速下行，减速下压，快速退回。
由设计题目及已知参数可确定：
冲压力：100吨=100×1000×9.8=0.98×10N
生产率：4次/分=1次/15秒
工作行程：500mm=0.5m
最大冲压厚度：20mm=0.02m
滑块的重量：1.0×10N
根据工艺要求，快速下降所用的时间为9s，运行的距离为0.48m。工进所用的时间为1s，运行的距离为0.02m。快退返回的时间为5s，其运行的距离为0.50m。
得到各个工艺路线的速度参数如下：
快速下行： 行程：480mm 速度：53mm/s
减速下压： 行程：20mm 速度：20mm/s
快 退： 行程：500mm 速度：100mm/s
单次循环的总时间是：9+1+5=15s
液压缸采用Y型密封圈。其机械效率一般为0.9---0.95之间，本液压缸的效率取：η=0.95。

第4章　工况分析

设计开始时，应该首先明确以下几个问题：
1. 弄清主机结构和总体布局
2. 明确主机对液压系统的性能要求
3. 明确主机的工作条件
4. 明确液压系统与其它传动系统和控制系统的分工配合、布置和相应的控制关系。
5. 了解搜集同类型机器的有关技术资料

4.1　　动力（负载）分析及负载循环图

动力分析就是一部机器在工作过程中执行机构的受力情况。由于工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载为：
=++ （4—1）
式中 -----工作负载
-----摩擦负载
------惯性负载
4.1.1摩擦负载
摩擦负载就是液压缸驱动工作时所需要克服的机械摩擦阻力。
由于详细计算比较烦琐，一般将它算入液压缸的机械效率η中考虑。在这里不用考虑摩擦负载。
4.1.2惯性负载
惯性负载即运动部件在启动和制动过程中的惯性力。
计算公式为： ==·（N） （4—2）
式中 ——运动部件的质量 （kg）
——运动部件的加速度 （m/s）
——运动部件的重量 （N）
——重力加速度 （m/s）
——速度变化值 （m/s）
——启动或制动时间，由经验可得=0.5s
冲头启动和制动的加速或减速都在0.5秒内完成。
则启动时： = =·
=（1.0×10/9.8）×（0.053/0.5）
=108（N）
制动时： ==·
=（1.0×10/9.8）×（0.1/0.5）
= 204（N）
4.1.3工作负载
压力机冲头上负载分为两个阶段：第一阶段负载力缓慢的线增加，在达到最大冲压力5%左右。第二阶段负载力急剧上升到最大冲压力。因此工作负载为：
初压阶段上升到=×5%=9.8×10×5%=0.49×10N
终压阶段上升到=冲压力=0.98×10N

4.1.4负载循环图

图4—1 压力机的负载循环图

4.2　 运动分析及运动循环图

运动分析，就是研究一台机器按工艺要求以怎样的运动规律完成一个工作循环。
4.2.1位移循环图
根据已知条件，快速下行时，行程为0.48m，速度0.053m/s ，时间9s。慢速下降时行程0.02m，速度 0.02m/s，时间1s。快退是行程为0.5m，速度0.1m/s，时间5s。

4.2.2速度循环图

图4—2 压力机的速度循环图

第５章　确定液压系统主要参数

5.1　　确定液压缸几何尺寸

5.2　　计算液压缸所需流量

液压缸的最大流量：
=[] （m/s） （5—7）
式中 ——液压缸的有效面积（m2）
——液压缸的流速（m/s）
快进所需流量= =0.049×0.053=0.0026 m/s
=156L/min
工进所需流量==0.049×0.02=0.00098 m/s
=58 L/min
快退所需流量==0.024×0.1=0.0024 m/s
=144 L/min

5.3　　计算系统所需的压力

1.当系统快进时，所需压力为：
= + （5—8）
式子中 ——工作中的负载（N）
——活塞的横截面积（m）
——背压力（MPa）
该工艺中分匀速运动和制动两部分构成。
当工艺处于启动的时候：
= 108/0.049×10+1
=0.0022+1
=1.0022MPa
当工艺处于匀速的时候：
= 0/0.024×10+1
=1MPa
2.当系统处于工进时，所需的压力为：
= /+ /2 （5—9）
式子中 ——工作中的负载（N）
——活塞的横截面积（m2）
——背压力（MPa）
=9.8× 10/ 0.049×10+ 0.5
=20+0.5
=20.5MPa
3.当系统处于快退时，所需的压力为：
=/+ 2 （5—10）
式子中 ——工作中的负载（N）
——活塞的横截面积（m2）
——背压力（MPa）
该工艺中分为匀速运动和制动两部分构成。
当工艺处于匀速运动的时候：
= 1.0×10/0.049×10+ 2
=0.2+2
=2. 2MPa
当工艺处在制动的时候：
=204/ 0.049×10+2
=0.0042+2
=2.0042MPa

5.4 绘制冲压机主缸工况图

液压缸的工况图是指液压缸压力循环图、流量循环图和功率循环图。它是调整系统参数、选择液压泵和阀的依据。
1.压力循环图 通过最后确定的液压元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把他们绘制成P—t图。
2.流量循环图 根据已定的液压缸有效面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出他在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成
Q—t图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘制出总的流量循环图。
3.功率循环图 绘制压力循环图和总流量循环图后，即可绘制出系统的功率循环图。
由前面所设计的压力，流量，可得出如下一个表格，以便绘制和分析工况图。

表5—2 负载压力流量明细表

工作负载（N）
工作压力（MPa）
流量（m/s）
快 启动
进 匀速

工
进

快 匀速
退 制动
108
0

9.8×10

1.0×10
204
1.0022
1

20.5

2. 2.
2.0042
0.0026

0.00098

0.0024

有前面所得的数据，可绘制出压力循环图（P—t）和流量循环图
（Q—t）如下：

图5—1 压力循环图（P—t）

图5—2 流量循环图（Q—t）

通过对压力循环图和流量循环图分析得知：
最大流量值=156L/min=0.0026 m/s
最大压力值=20.5MPa

5.5　　液压缸主要零件的结构材料及技术要求

5.5.1液压缸的基本参数
由以上设计得到液压缸内径尺寸=0.250m，活塞杆直径=0.18m。
液压缸活塞的最大行程系数，根据参考文献[1]查得=0.5m。

5.5.2液压缸的类型和安装方式
液压缸是液压系统中的执行元件，能够实现直线往复运动。本液压缸活塞两端面积差较大，使活塞往复运动时输出速度及差值较大。所以本液压缸采用双作用无缓冲式。
5.5.3液压缸的主要零件及技术要求
1.缸体
液压缸缸体的常用材料一般为20、35、45号无缝钢管，一般情况下均采用45号钢，并调质到241—285HB。铸铁可采用HT200—HT350间的几个牌号或球墨铸铁。由于球墨铸铁具有较高的抗拉强度和弯曲疲劳强度，也具有良好的塑性和韧性，其屈服度比钢高。因此，球墨铸铁制造承受静载荷的构件比铸钢节省材料，重量也轻。所以本设计的液压缸采用QT450—10。铸件需进行正火消除内应力处理。
由参考文献[1]得缸体的技术要求：
（1）缸体的内径因为须与活塞配合，防止漏油，所以要尽量减少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。当活塞采用橡胶密封圈时，Ra为0.1—0.4μm，当活塞用活塞环密封时，Ra为0.2—0.4μm，且均需珩磨。
（2） 缸体内径的圆度公差值可按9、10、11级精度选取，圆柱度公差应按8级精度选取。
（3） 缸体端面的垂直度公差可按7级精度选取。
（4） 缸体与缸头采用螺纹连接时，螺纹应用6级精度的米制螺纹。
（5）当缸体带有耳环或轴销时，孔径或轴径的中心线对缸体内孔轴线垂直公差值按9级精度选取。
此液压缸体的外径需要与机架配合，应进行加工，且与中心线同轴度的要求。装卸时需把吊环螺栓吊起。所以缸体端部选用螺纹连接，螺纹连接径向尺寸小，质量轻，使用广泛。装卸需用专用工具，安装是应防止密封圈扭曲。
2.缸盖
本液压缸采用在缸盖中压入导向套，缸盖选用HT200铸铁，导向套选用铸铁HT200，以使导向套更加耐用。
3.活塞
液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁，灰铸铁，钢及铝合金等。本设计冶压缸活塞材料选用45号钢，需要经过调质处理。
由参考文献[1]得活塞的技术要求：
（1）活塞外径D对内孔d的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。
（2）端面T对内径d轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。
（3）外径D的圆柱度公差值，按9、10、11级精度选取。
（4）活塞与缸体的密封结构由前可以选用Y型密封圈。

5.6　　液压缸结构参数的计算

液压缸的结构参数的计算包括缸管厚度，油口直径，缸底厚度等等。5.6.1计算液压缸的厚度
首先利用薄壁筒公式计算液压缸的壁厚：
=/2[]=/（2/） （5—11）
式中 ——液压缸壁厚度（m）
——实验压力（MPa）。当≤16MPa时，=1.5；当≥16MPa时，=1.25P；所以在此=1.25=1.25×20.5=25.625MPa
——液压缸的内径（m）
[]——材料的许用应力（MPa）
——材料的抗拉强度，在此取600（MPa）
——安全系数，在此取=5
由公式（5—11）得：
=/2[]=/（2/）
=25.625×250/（2×600/5）
=26.7mm
因为当/〉16时，薄壁公式才成立，
而在此/=250/26.7=9.4〈16。所以液压缸不是薄壁。
故此式不成立。
再利用中壁计算公式计算：
=[ /（2.3[]-）]+ （5—12）
式中 ——液压缸壁厚度（m）
——实验压力（MPa）。当≤16MPa时，=1.5；当≥16MPa时，=1.25；所以在此=1.25=1.25×20.5=25.625MPa
——液压缸的内径（m）
[]——材料的许用应力（MPa）
——强度系数，当为无缝钢管时=1
——计入壁厚公差和腐蚀的附加厚度，通常圆整到标准厚度
由公式（5—12）得：
=[/（2.3[]-）]+
=[25.625×250/（2.3×120-25.625）×1]+
=6406.25/250.375+
=25.6+
由参考文献[3]里 R5优先系列查得：
把圆整到标准值=40mm；
缸体的外径=+2=250+2×40=330mm=0.33m

5.6.2液压缸油口的计算
液压缸油口的直径计算应根据活塞最高的速度V和油口最高液流速度而定。
当油口是进油口时：
=0.13（/） （5—13）
式中 ——液压缸油口直径（m）
——液压缸内径（m）
——液压缸最大输出速度（m/s）
——油口的液流速度（m/s）
根据文献[5]，液压缸的进油液流速度=2 m/s；
由公式（5—13）得：
=0.13×250×（3.6/2）
=43.6mm
取一整数=50mm=0.05m。
当油口是出油口时：
根据文献[5]，液压缸的进油液流速度=5 m/s；
由公式（5—14）得：
=0.13×250×（3.6/5）
= 27.6
取一整数=32mm=0.032m。
5.6.3缸底厚度的计算
本设计采用缸底无油孔，所以采用公式：
=0.433（/[]） （5—14）
式中 ——液压缸内径（m）
——实验压力（MPa）
——缸底厚度（m）
[]——缸底材料的许用应力（m/s）
由公式（5—14）得：
=0.433×0.25×（20.5/120）
=45mm
参考同类液压缸的制造经验取=0.05m

5.7　　液压缸的校合

5.7.1液压缸中背压力的校合
背压力是用来平衡在液压系统不工作时活塞杆自重的。
由牛顿第一定律： []= （5—15）
式中 []——系统需要的最少背压力（MPa）
——活塞杆截面积（m2）
——滑块重量（N）
如果[]〈=1MP，即背压力满足要求。
由公式（5—15）得：
[]=/=1.0×10/0.024=0.42MPa
[]=0.42MPa〈1MPa
所以，该液压系统的背压力满足要求。

5.7.2活塞杆的校合
校合活塞杆可用公式：
≥（4/ []）。 （5—16）
式中 ——活塞杆的作用力（N）
[]——活塞杆材料的许用应力（MPa）
由公式（5—17）得：
=（4×0.98×10/×120）
=0.102mm＜=0.18mm
所以活塞杆直径满足要求。

第6章 拟订液压原理图

液压系统循环图是表示系统的组成和工作原理的图样，他是以简图的形式全面的具体体现设计任务中提出的技术和其他方面的要求。要拟订一个比较完善的液压系统，就必须对各种基本回路、典型液压系统有全面深刻的了解。
根据以上分析及参考同类设备的液压原理图，拟订本设计的液压原理图如下：

图6—3 液压系统原理图

注释：
1——电动机
2——过滤器
3——柱塞变量泵
4——调压阀
5——溢流阀
6——换向阀
7——压力表开关
8——压力表
9——支撑阀
10——液压缸
11——油箱
流量原理图说明：电动机1带动柱塞变量泵3向主油路供油，可以通过溢流阀5和调压阀4对液压系统进行调压，使压力表8的值到系统需要的压力，利用换向阀6进行换向。如果处于中间位置，系统处于卸荷状态；如果左端通电，液压缸将下降运动，完成工艺中的快进和工进两种工艺；如果右端通电，液压缸将上升动作，完成工艺中的快退。

第7章 液压元件和液压油的选择

7.1 液压泵的选择

液压泵是将原动机的机械能转换为液压能的能量转换元件。在设计液压传动中，液压泵作为动力元件向液压系统提供液压能。
液压泵工作的基础条件是：
1. 必须具备一个密封油腔，而且密闭油腔的容积在运转过程中应不断变化。
2. 泵的吸油是靠弹簧克服摩擦力的阻力、推力推动活塞下移而实现的，这样的泵具有自吸能力。
7.1.1.确定泵的最大工作压力
液压泵的最大工作压力，由下式确定：
≥+ （7—1）
式中 ——液压缸或液压马达最大工作压力（MPa）
——由液压泵出口到液压缸或液压马达进口之间的管路沿程阻力损失和局部阻力损失之和。这些阻力损失只有在液压元件选定后，并绘出管路布置图才能计算。在初算时按经验数据选取：管路简单，流速不大的取=0.2—0.5MPa；管路复杂，流速较大的取=0.5—1MPa。该系统取=0.5MPa
由公式（5—11）得：=20.5+0.5=21MPa；
7.1.2确定液压泵的流量和排量；
当多液压缸（或马达）同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸（或马达）所需的最大流量。并应考虑到系统的漏损和液压泵磨损后容积效率的下降。
即有下式计算液压泵的流量公式：
≥（∑） （m/s） （7—2）
式中 ——系统泄漏系数。一般取1.1—1.3。大流量取小值，小流量取大值。该系统取=1.1
（∑）——同时动作的液压缸（或马达）的最大流量（m/s）；可以从Q—t图上查得。对于工作过程始终用节流调速的系统，在确定流量时，尚需加上溢流阀的最小流量，一般取0.05×10 m/s
由Q—t图得到液压缸所需最大流量
∑156L/min；
由公式（7—2）得：
≥1.1×156=172L/min；
此液压系统采用液压变 转速为1500r/min；
排量公式：
=/1500 （7—3）
由公式（7—3）得：
=172/1500=0.115L/min=115ml/r；

7.1.3选择液压泵的规格
按已算出的最大工作压力和流量，得出液压泵的额定压力=（1+25%）=26.25MPa。查阅文献[9]，选则液压泵的型号为SCY14—1B；排量160ml/r；转速1500r；额定压力32MP；
额定流量得：160×1500/1000=240L/min，这里选250 L/min；
7.1.4确定驱动液压缸的功率
由于本机器采用闭合式液压系统，压力损失很小，可以忽略不记。这一点可以在后边的系统验算中得到准确的验证。所以液压泵的输出功率用下式计算：
= （7—4）
式中 ——液压泵的输出功率（kw）
——液压缸压力（MPa）
——液压泵的流量（m/s）
一、液压缸处于启动时
由160SCY14-1B型号液压泵的压力、流量曲线图可得：=0.002m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=（）
=（1.0×10/0.049）×0.002=408.2（w）
二、液压缸压力达到最大值时（即到达系统最高压力时）
由160SCY14-1B型号液压泵的压力、流量曲线图可得：=0.0003m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=32×10×0.3×10=9.6kw
三、液压缸处于快退时
由160SCY14-1B型号液压泵的压力、流量曲线图可得:
=0.0008 m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=2.2×10×0.8×10=1.76kw
因此，选出液压泵的最大输出功率=9.6kw。

7.2 电动机的选择

电动机分交流电动机和直流电动机两种，如无特殊说明时，一般选择交流。选择电动机的类型和结构形成应根据电源种类（交流或直流），工作条件（环境、温度、空间、位置等，载荷的大小和性质的变化，过载情况等），启动性能和启动、制动正反转的频率程度等条件来选择。Y系列三相笼式异步电动机是一般用途的的全封闭式鼠笼三相异步电动机。由于结构简单，工作可靠，价格低廉，因此本设计选用此电动机。
根据所求得到的液压泵的功率，对电动机进行选择，根据参考文献[4]本设计可选电动机Y160M—4，其额定功率为11kw，转速为1460r/min。

7.3 控制阀的选择

选择控制阀应按额定压力、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来选择。
1. 应尽量选择标准定型产品，一般不使用自行设计专用的控制阀。
2. 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%。
3. 应注意差动液压缸由于面积差形成不同回油量对控制阀正常工作的影响。
方向控制阀主要有手动换向阀，机动换向阀，电磁换向阀等几种形式。由前面所分析，本课题设计的机器所用的换向阀为手动换向阀。
手动换向阀是利用手动杆来操控的方向控制阀。该阀根据定位方式的不同，有弹簧复位式和钢球定位式两种结构。
对手动控制阀的操作是通过杆机构在远程控制实现的。由于以上分析可得选用三位四通手动换向阀。液压机在不同工作状态下要求换向阀处于中位。主要参数如下：阀芯的最大位移量是36mm，取中间为中位，那么-6＜＜6时阀芯处于中位，当＞6时，阀芯处于阀体左端，换向阀处于左端，液压缸下降运动，完成快进和工进工艺。当＜-6时，阀芯处于阀体右端，换向阀处于右端，液压缸上升运动，完成快退工艺。即阀芯的左右位置为±18mm。
由于本液压系统中要的是三个位置的换向阀，在这里简单介绍下三位四通换向阀的功能。
1. 三位四通换向阀处于中位，各油口封闭，该液压泵处于卸荷状态。
2. 三位四通换向阀处于左端，油口P与A之间相连，B与O之间相连，液压缸下降动作，完成快进和工进两种工艺。
3. 三位四通换向阀处于右端，油口P与B之间相连，A与O之间相连，液压缸上升动作，完成快退工艺。如图7—1。

图7—1 三位四通手动换向阀
参考同类机械的选择，查阅参考文献[9]，选择换向阀的型号为：
4S—H。

7.4 管道（导管）的选择

选择管道的主要内容是根据压力损失，发热量和液压冲击，合理确定管道内径、壁厚和材料。
在液压传动中常用的管子有钢管、铁管、胶管、尼龙管和塑料管等，该设计管道选择45号无缝钢管。
7.4.1 管道内径的确定
由流体力学可知，当通过管道的油液流量Q一定时，管道内径决定管道截面的油液平均流速v；
即：
≥1130 （7—5）
式中 ——液体最大流量 m/s
——管道内液流平均流速m/s； 惯用流速：对吸油管≤1—2m/s（一般取1m/s以下）；对于压油管≤3—6m/s；对于回流管≤1.5—2.5m/s
当对吸油管道时，吸油管平均流速在此取=1.5m/s；
由公式（7—5）得：
d=1130=41mm
根据文献[4]表14.2—12取=50mm；
当对压油管道时，吸油管平均流速在此取=4m/s；
由公式（7—5）得：
=1130=29mm
根据文献[4]表14.2—12取=32mm；
当对回油管道时，吸油管平均流速在此取=2m/s；
油管平均流量在此取=/2；
由公式（7—5）得：
=1130=29mm
根据文献[4]表14.2—12取=32mm；
7.4.2 管道壁厚的计算
管壁厚度计算公式：
≥/2[]= （7—6）
式中 ——管道壁厚（m）
——管道承受的最高工作压力（MPa）
——管道内径（m）
[]——管道材料的抗拉许用应力（MPa）
——材料的抗拉强度（MPa），在此取=600MPa
——安全系数，它需要考虑管道径向尺寸的误差与形变，管道内径的压力脉动，液压冲击，管道的材料质量及工作压力的周期变化等不安全因素。故一般规定=4—8。液压震动，压力冲击大取大值；液压震动，压力冲击小取小值。本设计取=4。
[]=/ （7—7）
=600/4=150MPa；
当对吸油管时由公式（7—6）得：
=（21×50）（2×150）
=3.5mm
计算出值应符合标准系列值，查文献[4]表14.2—12得=6.5mm。
外径管=50+2×6.5=63mm;
查阅文献[4]得管=63mm;
当对压油管时由公式（7—6）得：
=（21×32）（2×150）
=2.24mm
计算出的值应符合标准系列值，查文献[4]表14.2—12得=5mm。
外径管=32+2×5=42vmm ;
查阅文献[4]得管=42mm;
当对回油管时由公式（7—6）得 ：
=（20.5×32）（2×150）
=2.24mm
计算出的值应符合标准系列值，查文献[4]表14.2—12得=5mm。
外径管=32+2×5=42mm ;
查阅文献[4]得管=42mm;

7.5 确定油箱的容量

油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热分离油液中的气泡，沉淀杂质等作用。油箱中安装有很多辅件，如冷却器、加热器、空气过滤器及液位计等。
油箱的设计要点：
1. 油箱必须有足够大的容积。
2. 吸油管及回油管应插入最低液面下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。
3. 吸油管和回油管之间的距离要尽可能远些。
4. 为保持清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上有空气过滤器。
5. 油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运，散热，放油等。
6. 对油箱内表面要做好防腐处理。
本设计初选油箱体积为0.3m。其散热情况将在性能演算中讨论。

7.5.1液压油的选择
液压油应具有适当的粘度和良好的粘—温特性，油膜强度要高，具有较好的润滑性能，能抗氧化稳定性好，腐蚀作用少，对涂料、密封材料等有良好的适应性。同时液压油还应具有一定的消泡能力。液压系统能否可靠运行，很大程度取决于系统所选的液压油。
选择液压油，首先是介质种类的选择；然后考虑合适的粘度；最后还要考虑使用条件等因素。本设计选用抗磨液压油，可选用型号YB—N32。密度为900kg/m，比热容=1.88kJ/kg.C；40C时运动粘度值为32mm/s；
7.5.2过滤器的选择
过滤器的功能是清除液压系统工作介质中的固体污染物，使工作介质保持干净，延长元器件的使用寿命。它是液压系统里不可缺少的重要辅件。
所选的过滤器，应具有足够大的通油能力，并且压力损失要小，过滤精度应满足液压系统或元件所需清洁要求。有足够的强度，滤芯要便于更换和清洗。
根据参考文献[1]表43.8—18，可选择过滤器的型号WU—160×80；其最大流量为160L/min，过滤精度为80m。

7.6 联轴器的设计

联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采用各种不同的措施，使之具有一定的相对位移的性能。
弹性联轴器利用弹簧元件的弹性变形来补偿两轴之间的相对位移，而可动元件之间的间隙小，特别是那些需要经常启动和逆转的传动。于是电动机出来后直接相连的就是液压泵，它们之间就必须是弹性联结，使用一个有弹性元件的联轴器。
根据参考文献[8]表41.5—29，选用弹性柱销联轴器，型号为HL5型。
第8章 液压系统的性能验算

液压系统在初步设计时，各种参数都是靠经验估计出来的，当回路形式，液压元件及连接等完全确定后，针对实际情况，对所设计的系统进行各项性能分析，对于一般液压传动系统来说，主要是进一步确切的计算液压回路的各段压力损失、压力冲击和发热升温等方面。以便使系统设计更加完善与可靠。

8.1 管路系统压力损失

当系统元件，辅件规格，系统管路尺寸确定后，即可进行系统压力损失计算。它包括管路的沿程压力损失△P，局部压力损失△P及阀类元件的局部损失△P。
即
=++ （8—1）
式中 = /×/2 （8—2）
=/2 （8—3）
=（/） （8—4）
式中 ——管道长度（m）
——管道内径（m）
——液流的平均速度（m/s）
——液压油的密度（kg/m）
——沿程阻力系数
——局部阻力系数
——阀的额定流量（m/s）
——通过阀的实际流量（m/s）
——阀的额定压力损失（MPa）
8.1.1沿程压力损失的计算
在整个系统中有两段沿程压力损失：一段发生在液压泵到液压缸这个沿程上，沿程为=1.7 m，管道内径为0.032m，第三段发生在液压缸到油箱这个沿程上，L=2.3m，管道内径为0.032m。
由于系统在快进的时候得到最大值=156L/min=0.0026m/s；
本设计选择的液压油运动粘度为32mm/s，密度为900kg/m；
当是回油管时，管道里的流量为最大值的一半即0.0013m3/s
实际流速为：=4/==1.62m/s
=/ ==1620＜2300
式中 ------液压油运动粘度
所以油路在管路中是呈层流状态，其沿程阻力系数：
=75/=75/1620=0.046
当是压油管时，管道里的流量为0.0016m3/s
实际流速为：=4/==1.99m/s
=/ ==1990＜2300
式中 ------液压油运动粘度（mm/s）
所以油路在管路中是呈层流状态，其沿程阻力系数：
=75/=75/1990=0.038
由公式（8—2）得：
=/×/2+/×/2；
=（0.038×1.7）/0.032×（900×1.99）/2+
（0.046×2.3）/0.032×（900×1.62）/2
=2.01875×1782.045+3.30625×1180.98
=7502 Pa
8.1.2管路内的局部压力损失
管道内的局部压力损失是通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失，以及通过控制阀的局部压力损失之和。由于本系统设计中的管路没有多少折管和管接头。这一部分的压力损失很小，几乎为零。
8.1.3阀类元件的局部压力损失
由于该液压系统比较简单，控制阀中有压力损失的就只有手动换向阀。因此在这里计算手动换向阀导致的局部压力损失，该系统选择的手动换向阀的几个参数。
=0.001㎡
=0.02MPa
由流体力学知识得实际流量的计算公式：
= （8—5）
式中 ——小孔流量系数，参考文献[10]，一般取C=0.61
——换向阀的额定压力损失（MPa）。从换向阀的技术参数里面查得=0.02MPa
——液压油的密度（kg/m）
由公式（8—5）得：
=0.61×0.001×
= 0.0041 m3/s

由公式（8—4）得：
=0.02×10×（0.0041/0.0042）
=0.019MPa
所以系统总的压力