双孔沉槽镗削组合机床液压传动系统设计.doc

武汉纺织大学数控08课程设计（论文）
1. 概述
1.1 液压系统的介绍
液压系统是工业中经常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过程。因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。液压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。液压传动利用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。
　　从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达到一个变换的目的。我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。
1.2 液压系统的现状
当前液压技术向高压.高速.大功率.高效率.低噪声.高可靠性.高集成化方向发展，并取得重大发展，同时在完善比例控制.伺服控制.数字控制和机电一体化也了许多重大成果。新材料和新介质方向的研究也为液压技术的发展和完善提供了新的动力。当前液压技术的发展主要集中在以下6个方面：
⑴发展集成.交合.小型化和轻量化液压元件。随着液压系统复杂化程度的提高，要求液压元件具有高可靠性.减少配管.节省安装空间及易维修等特点，必须发展上述类型的液压元件。继集成块式.叠加式.插装阀式之后，近几年又出现了将控制元件附加在动力元件上的一体化复合液压装置。
⑵发展高性能的液压控制元件，适应机电一体化主机发展的需要。例如，开发体积小功率低的阀门，研制适应野外条件的电液比例阀.高响应频率的电液伺服阀.低成本的比例阀及不需要A/D和D/A转换可直接与计算机接口的数字阀。
⑶以环境保护.安全和满足可持续发展为目标的绿色开发研究。例如，无污染的纯水液压机术及相关新资料.新工艺的开发和应用研究.降低元件和系统的噪音.减少泄露和提高密封性能的运用研究。
⑷提高元件和系统的可靠性。提高可靠性是一项系统工程，除科学设计,先进的材料及完善的工艺外，还应注意应用和维护的可靠性，系统的状况检测,故障诊断及污染的敏感性。加强污染控制与新型工程材料的应用研究，对提高元件和系统的可靠性有重要意义。
⑸以提高效率.降低能耗为目标的系统匹配设计理论.方法和计算机对液压系统进行自动适应控制手段研究。
⑹技术标准化研究。 设计的标准化.产品的规范化不但方便用户，也是行业发展所必需的。技术标准化的水平是行业技术发展水平的标志，在该方向上有艰巨的。

2. 双孔镗削组合机床液压系统的设计计算
2.1. 设计依据 
2.1.1 加工对象
摇臂架：材料为铸铁件，硬度HB-240
2.1.2 工作顺序
（1）镗动力头1快速趋近工件(V1)
（2）镗动力头前弹性顶夹头夹紧工件（V1,F1）
（3）镗半沉凹槽（V2）
（4）加工至尺寸，停留
（5）镗动力1退回（V3）
（6）镗动力头1停止，同时夹具体夹持工件连同工作台90°旋转（ω1）
（7）镗动力头2快速趋近工件(V1)
（8）弹性顶夹头夹紧工件（V1,F2）
（9）镗通孔（V4）
(10) 镗孔完成，镗动力头退回(V3)
(11) 镗动力头2停止，回转工作台90°反向旋转复位（ω2）
(12) 恢复，卸装工件
2.1.3 技术参数
① 镗半沉凹槽
工件毛坯还有孔径D1=100（㎜），要求加工至尺寸：园沉槽ø120（㎜），深h=16(㎜)
镗头由设计者选取，进刀量及V2,初选镗刀杆转速n1=350（㎜），速度V1=4.5(㎝/S);
V3=5(㎝/S)
弹性顶夹装置的最大压缩行程L1=90(㎜)，要求最终夹紧力F1≥2400(N)
② 工作台90°旋转
正、反方向旋转扭矩T=2730（N.m）,角速度ω1=0.53（rad/s）
③ 镗对向双通孔
工件坯件原有孔径D2=60(㎜),要求加工孔径ø（㎜）.镗刀由设计者选取，进刀量及V4,镗杆转速n2.
弹性顶夹装置的最大压缩行程L2=110（㎜），夹紧力F2.
④ 镗动力头架滑台总质量M1=900（㎏），夹具体.工件加回转工作台总质量M2=670(㎏),运动水平支承均为平导轨。
动摩擦系数f1=0.1,静摩擦系数f2=0.2
加、减速度时间均要求为t=0.05(s)
2.1.4 技术要求
①镗加工定位误差不大于0.01(㎜)，加工误差不大于1﹪
工作台回转时，要求运动平稳，不得有震动和惯性碰撞
③镗半孔沉槽通孔时产生的机械震动所引起的压力波动要求其峰值不超过正常工作压力的2.7﹪
2.1.5 说明
①镗动力1和2安装在同一个液压动力滑台上
②每次镗加工完成，动力头退回时，弹性顶夹使成为衰变的负值负载

2.2 工况分析
2.2.1 计算工作载荷
根据[1]第46篇金属切削方法中，图46，3-70确定Ft.
① 镗沉槽
工件坯件原有孔径D1=100(㎜)，要求加工至尺寸：圆沉槽ø120（mm）,深h=16（mm）
故可去切削深度ap=10(mm).
根据[1]可查得：采用单刃镗刀。
BxH=16x16 L=90(mm)
由[1] 可以查出：进给量f1=0.3mm/r,又由切削深度ap1进给量f1连续，可得Ft01=1029(N).
根据HB=140,可得修正轴向系数KFt11=1.1,预选刀具主偏角为90°，可得KFt12=1.28 .故轴向力修正系数KFt1= KFt11x KFt12=1.1x1.28=1.4
因此 Ft1= KFt1x Ft01=1.4x1029=1.4406KN=14406N
② 镗对向双通孔
选用单刃镗刀 ap=4 (mm)
BxH=16x16 L=80 (mm)
由[1]可以查出：进给量f2=0.4 （mm/r）, 由切削深度ap2进给量f2续，可得Ft02=548.8 (N)
同理，[1]可以得：轴向力修正系数KFt21=1.1, 预选刀具主偏角为90°
则：轴向力修正系数KFt22=1.28
那么：轴向力修正系数KFt2=1.1x1.28=1.4
故：Ft2= KFt2xFt02=1.4x0.5448KN=768.32(N)
2.2.2计算惯性载荷
镗动力头1.2快进速度V1=4.5(㎝/s)此时产生惯性负载：
FM1=Mx△V/△t=900x0.045/0.05=810 (N)
镗动力头1.2快退速度V3=5(㎝/s) 此时产生惯性负载：
FM2 = Mx△V/△t=900x0.05/0.05(N)=900(N)
镗动力头1.2停止时速度为0，V3=5(㎝/s) 此时产生惯性负载：
FM3= Mx△V/△t=900x(-0.05) /0.05=-900(N)
2.2.3 摩擦阻力
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效力中加以考虑因为工作部件是卧式装置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力.惯性力和导轨摩擦力（其中切削力和惯性力已经考虑过了）。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ffs,动摩擦力为Ffd,则
Ffs=f2.G=0.2x900x9.8=1764(N) Ffd=f1.G=0.1x900x9.8=882(N)
2.2.4 计算镗动力头
1.计算给镗动力头1提供能量的液压缸在各个工况下的负载和其驱动力
取液压缸的机械效率为ηm=0.95,不考虑动力滑台上颠覆力矩对导轨摩擦力的影响。
⑴液压缸启动时
(1) F =Ffs=1764(N) 则其驱动力 F (1) /ηm=1764/0.95=1856.8（N）
⑵液压缸加速时
F(2)= Ffd+ FM1=882+810=1692（N）
则其驱动力 :
F(2)/ηm=1692/0.95 =1781（N）
⑶液压缸平稳快进时
F(3)= Ffd=882（N）
则其驱动力 : F(3) /ηm=882/0.95=928.4（N）
⑷液压缸工进开始时
取F1=2700(N)，设小孔的深度20（㎜），则此力F1为弹簧最终夹紧力，而切削开始前
工件所受的夹紧力
F′=KS=2700/900.(90-20)=2100（N）
则弹簧夹紧时所受的负载值
F(4)= Ffd+ F′=882+2100=2982（N）
则其驱动力：F(4) /ηm=2982/0.95=3138.9（N）
⑸液压缸切削开始时
F(5)= Ffd+ Ft1+ F′=882+1440.6+2100=4422.6（N）
则其驱动力：F(5) /ηm =4422.6/0.95=4655.4（N）
⑹液压缸工进结束时
F(6)= Ffd+ Ft1+ F1=882+1440.6+2700=5022.6（N）
则其驱动力： F(6) /ηm =5022.6 /0.95= 5286.9（N）
（7）液压缸快退开始时
F(7) = Ffd+ FM2=882+900=1782（N）
则其驱动力：F(7) /ηm =1782/0.95= 1875.79（N）
（8）液压缸平稳快退时
F(8) = Ffd=882（N）
则其驱动力 : F(8) /ηm =882/0.95= 928.4（N）
⑼ 液压缸停止时，此时的惯性力为-FM2
F(9) = Ffd- FM3=-18（N）
则其驱动力：F(9) /ηm =-18/0.95= -18.94（N）
将以上数据列于表2-1 ：
表2-1 给镗动力头1提供能量的液压缸在各个工况下负载的计算表
运动阶段
计算公式
液压缸负载F(N)
液压缸驱动力 F /ηm（N）
启动
F(1)=Ffs
1764
1856.8
加速
F(2)= Ffd+ FM1
1692
1781.1
平稳快进
F(3)= Ffd
882
928.4
工进开始
F(4)= Ffd+ F′
2982
3138.9
切削开始
F(5)= Ffd+ Ft1+ F
4422.6
4655.4
工进结束
F(6)= Ffd+ Ft1+ F1
5022.6
5286.9
快退开始
F(7) = Ffd+ FM2
1782
1875.79
平稳快退
F(8) = Ffd
882
928.4
停止
F(9) = Ffd- FM3
-18
-18.94
根据以上负载计算结果和已知各个阶段的速度，可绘出给镗动力头1提供能量的液压缸的负载图（F-l）和速度图（V-l）图2-1（a）、（b）。 其中横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸退回时的曲线。

图2-1（a）

快进速度为V1=4.5(㎝/s)=2.7(m/min),工进速度 V2=n1.f1=350x0.0003=0.105（m/min）,快退速度V3=5（cm/s）=0.05x60=3（m/min）

图2-1（b）

2.计算给镗动力头2提供能量的液压缸在各个工况的负载和其驱动力，取液压缸的机械效率为ηm=0.95,不考虑动力滑台上颠覆力矩对导轨摩擦力的影响。
⑴ 液压缸启动时
F(1)′=Ffs=1764(N) 则其驱动力
F(1) /ηm=1764/0.95=1856.8（N）
⑵ 液压缸加速时
F(2)′= Ffd+ FM1=882+810=1692（N）
则其驱动力 : F(2)′/ηm=1692/0.95 =1781（N）
⑶ 液压缸平稳快进时
F(3)= Ffd=882（N）
则其驱动力 :
F(3)′ /ηm=882/0.95=928.4（N）
⑷ 液压缸工进开始时
取F2=3600(N)，设镗对向双通孔的深度40（㎜），则此力F2为弹簧最终夹紧力，而切削开始前工件所受的夹紧力
F″=KS=3600/900.(90-20)=2800（N）
则弹簧夹紧时所受的负载值
F(4)′= Ffd+ F″=882+2800=3610（N）
则其驱动力 :
F(4)′ /ηm=3610/0.95=3800（N）
⑸ 液压缸切削开始时
F(5)′= Ffd+ Ft1+ F″=882+768.32+2800=4450.32（N）
则其驱动力 :
F(5)′/ηm =45450.62/0.95=4684.54（N）
⑹ 液压缸工进结束时
F(6)′= Ffd+ Ft2+ F2=882+768.32+3600=5250.32（N）
则其驱动力 :
F(6)′ /ηm =5250.32 /0.95= 5526.65（N）
（7）液压缸快退开始时
F(7)′ = Ffd+ FM2=882+900=1782（N）
则其驱动力 :
F(7)′ /ηm =1782/0.95= 1875.79（N）
⑻ 液压缸平稳快退时
F(8)′ = Ffd=882（N）
则其驱动力 :
F(8)′ /ηm =882 /0.95= 928.4（N）
⑼ 液压缸停止时，此时的惯性力为-FM2
F(9) ′= Ffd- FM3=-18（N）
则其驱动力 :
F(9) ′/ηm =-18/0.95= -18.94（N）

将以上数据列于表2-2 ：

表2-2给镗动力头2提供能量的液压缸在各个工况下负载的计算表
运动阶段
计算公式
液压缸负载F(N)
液压缸驱动力
F /ηm（N）
启动
F(1)′=Ffs
1764
1856.8
加速
F(2)′= Ffd+ FM1
1692
1781.1
平稳快进
F(3)′= Ffd
882
928.4
工进开始
F(4)′= Ffd+ F″
3610
3800
切削开始
F(5)′=Ffd+Ft2+F″
4450.32
4684.54
工进结束
F(6)′= Ffd+ Ft2+ F2
5250.32
5526.65
快退开始
F(7)′ = Ffd+ FM2
1782
1875.79
平稳快退
F(8)′ = Ffd
882
928.4
停止
F(9) ′= Ffd- FM3
-18
-18.94

根据以上负载计算结果和已知各个阶段的速度，可绘出给镗动力头2提供能量的液压缸的负载图（F-l）和速度图（V-l）图2-2（a）、（b）。其中横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸退回时的曲线。

图2-2（a）
快进速度V1=4.5(㎝/s)=2.7(m/min),工进速度V4=n2.f2=480x0.0004=0.192（m/min）,快退速度V3=5（cm/s）=0.05x60=3（m/min）

图2-2（b）
2.3 初步拟定液压系统方案设计
2.3.1 确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床，选用双作用叶片泵供油。调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止镗孔时滑台突然失去负载向前冲，回油路设置背压阀。
2. 3.2 选用执行元件
因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退因此选用单活塞杆液压缸。2.3.3 快速运动回路和速度换接回路
根据双孔沉槽镗削组合机床液压传动系统的运动方式和要求采用双泵供油快速回路来实现快速运动。
采用二位二通电磁换向阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，有工作台的行程开关控制，管路较简单， 行程大小也容易调整。
2.3.4 换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用换向阀的换向回路。为了提高换向的位置精度，采用压力继电器的行程终点返程控制。
2.3.5 组成液压系统图
将以上所述选定的液压回路进行组合，并根据要求做必要的修改补充，及组成见图2-3的液压系统图。

图2-3 液压系统图
图2-4 动作顺序表

2.4 初步确定液压系统参数
2.4.1. 确定液压系统最大工作压力P1
提供镗动力头1能量的液压缸在工进结束阶段最大负载5286.9N，提供镗动力头2能量的液压缸在工进结束阶段最大负载为5526.65N。两者相比较则液压系统中最大负载为5526.65N.
根据 [2] P239表11-2按负载选择执行元件工作压力（适用于中低压系统）初选液压系统最大工作压力P1 =1.5MPa.
2.4.2确定液压缸的主要结构系数（特指确定提供镗动力头2能量的液压缸）
在镗孔过程中，液压缸回路上必有背压P2.，根据 [3] P190表8-2可得 P2=0.5 MPa。
根据在相同流量情况下快进和快退的速度关系，可求有腔杆与无腔杆 2.4.3 绘制液压缸工况图
2.4.3.1液压缸压力计算
利用求得的液压缸有效工作面积和负载循环图，求得液压缸在一个工作循环中各个阶段的工作压力值见表2-3：

表2-3 给镗动力头2提供能量的液压缸在各个工况下的工作压力计算表
工况
压力计算公式
压力P/Mpa
启动
P1=F/A1+c P2=1856/5027.2+0.9x0.5
0.819
加速
P2=F/A1+c P2=1781.1/5027.2+0.9x0.5
0.804
平稳快进
P3=F/A1+c P2=928.4/5027.2+0.9x0.5
0.635
工进开始
P4=F/A1+c P2=3800/5027.2+0.9x0.5
1.206
切削开始
P5=F/A1+c P2=4684.4/5027.2+0.9x0.5
1.381
工进结束
P6=F/A1+c P2=5526.65/5027.2+0.9x0.5
1.549
快退开始
P7=F/A2+c P2=1875.94/5027.2+0.9x0.5
0.968
平稳快退
P8=F/A2+c P2=928.4/5027.2+0.9x0.5
0.76
停止
P9=F/A2+ P2/ c =0+0.9x0.5
0.555

由负载分析知，此时为负载荷（与运动方向相同）应由平衡回路承受故F=0。
由此可绘出液压缸的压力循环图，见图2-5：

图2-5 液压缸压力循环图
2.4.3.2 液压缸流量计算
需绘制出流量循环图，只须计算出特殊点的流量便可。利用求得的液压缸有效面积和速度循环图，求得的液压缸再循环中各阶段的流量值见表2-4：
表2-4给镗动力头2提供能量的液压缸在各个工况下的流量计算表
工况
流量计算公式
流量L/min
快进
q1=A1xV1=0.50272x0.45x60
13.873
工进开始
q2=A1xV4
0.965
切削开始
q2= A1xV4
0.965
工进结束
q2= A1xV4
0.965
快退
q3= A2xV3
13.608

由此可绘出液压缸的流量循环图，见图2-6：

图2-6 液压缸流量循环图
2.4.3.3 液压缸功率计算
利用求得的液压缸压力和流量循环图，求得液压缸再循环中各阶段的功率值见表2-5：

表2-5 给镗动力头2提供能量的液压缸在各个工况下的功率计算表
工况
功率计算公式
功率P/W
启动
P1=P1q1=(0.819x13573)/60
0 185.27
加速
P2= P2q1=(0.804x13573)/60
181.88
平稳快进
P3= P3q1=(0.635x13573)60
143.65
工进开始
P4= P4q2=(1.206x956)/60
19.22
切削开始
P5= P5q2=(1.381x956)/60
22
工进结束
P6= P6q2=(1.549x956)/60
24.68 0
快退开始
P7= P7q3=(0968x13608)/60
219.54
平稳快退
P8= P8q3=(0.76x13608)/60
172.37
停止
P9= P9q3=(0.555x13608)/60
125.87 0

根据以上数据刻画出液压缸的功率循环图，见图2-7：

图 2-7 液压缸功率循环图

2.5 液压元件的计算和选择
2.5.1液压缸的计算
前面已求出液压缸的活塞直径D.活塞杆直径d,此处要确定液压缸的其余主要尺寸并进行必要的核算。
2.5.1.1 确定液压缸的有效行程L
液压缸的长度一般不大于活塞杆直径的20倍。
L≤500㎜,取L=250㎜
2.5.1.2 确定液压缸体壁厚δ和缸体外径D1
参照《工程力学》中薄壁筒强度计算方法：
δ≥Pmax.D/2[] (2-1)
其中Pmax=1.5P=1.5x1.549=2.3235 Mpa(P取最大工作压力)若缸体选用45热轧无缝钢管，调质处理，屈服强度=353 Mpa，取安全系数n=4,材料许用应力为
[]==353/4=88.25Mpa
则 Pmax.D/2[]=2.3235x80/2x88.25=1.053mm
按若扎无缝钢管系列，并考虑要有一定的刚度，取δ=5mm,缸外径D1=D+2δ=90mm
2.5.1.3 活塞杆校核
A： 强度校核 参照《工程力学》的相关知识，活塞杆用45钢，调质处
B：稳定校核 活塞杆受轴向力压缩负载时，它所承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界载荷Fk以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作，Fk的值与活塞杆材料性质，截面形状，直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关，则活塞杆稳定性的校核以下是进行F≤Fk/nk.
L=250mm=0.25m,d=25mm=0.025m,
则活塞杆截面的回转半径k=d/4=0.00625m
根据 [4] P136选取末端条件系数n=1/4,柔性系数M=85 ， 那么

2.5.2 液压泵和电动机的选择
2.5.2.1 选择液压泵
1计算液压泵的最大工作压力Pb
液压泵系统在工进结束时工作压力最大，若取进油路总压力损失∑△p=0.5Mpa.压力继电器可靠动作需要压力差为0.5Mpa.则
Pb=p+∑△p+0.5=1.549+0.5+0.5=2.5495Mpa.
2 计算液压泵的流量 根据前面的流量计算结果，并取系统泄露修正因数k=1.1,则
快进所需的的双泵总容量 ∑q11″=kq1=1.1x13.573=14.93L/min
快进所需的的双泵总容量 ∑q10″=kq3=1.1x13.608=14.969L/min
工进阶段（工进开始.切削开始.快退）所需主泵流量：
qb″=kq2 =1.1x0.956=1.052L/min .
3 选择液压泵规格
根据压力和流量值，查 [4]中的液压元件产品目录，选取双联叶片泵YB1 -3/16,大泵排量为Vb1=16ml/r(作为辅泵)，小泵排量为Vb2=3ml/r(作为主泵)，容积效率均为0.8，总效率为0.75 ，额定压力为6.3Mpa，额定转速为960r/min.
主泵实际流量：qb=`0.003x0.8x960=2.304L/min
两泵实际流量： =∑qb=（Vb2+ Vb1）=0.019x0.8x960=14.592 L/min
由于实际总流量泵比液压缸快速前进.快退所需的流量略有减少所以快进的速度略有有下降，工进阶段靠调速阀调节可到要求。
2.5.2.2选择电动机
按液压泵最大功率确定电动机功率，压力从循环图可知当工进结束时，液压缸的压力最大，此时液压泵的压力为：
Pb=p+∑△p+0.5=2.549Mpa.
流量为双泵实际流量:
∑qb=（Vb2+ Vb1）ηbv.n=0.019x0.8x960=14.542L/min.
则由查[5]P148计算公式：
P=(Pb.∑ qb)max/ηb=(2549x14.542)/(0.75x60)=824W
选用功率为1.1KW，转速为910r/min,型号为Y90L-6。
2.5.2.3 摆动缸的选择
为了控制工作台正反转90°的旋转，故选择摆动缸内径 D=500㎜,d=100㎜,B=30㎜,取背压P2=0.5Mpa，摆动缸的容积效率ηv=0.98，机械效率ηm=0.97.

2.5.2.4液压控制阀的选择
1、 计算出各个工况下实际流量，判断各个阀所允许流过的最大见表2-6：
表2-6 各个工况下实际流量
工况
进油路流量
回油路流量
快进
q1=qp1+qp2=3+16=19L/min
q2=q1.(A2/A1)=17.138L/min
工进
q1=0.956L/min
q2=q1.(A2/A1)=0.862L/min
快退
q1=qp1+qp2=3+16=19L/min
q2=q1/(A2/A1)=21.064L/min
序号

型号
公称流量（L/min）
公称压力
元件数量
1
双联叶片泵
19
YB1-3/16
3/16
16
1
2
过滤器
25
WU-25x180
50
16
1
3
溢流阀
3
DBDA10P
120
16
1
4
三位四通换向阀
21.064
4WE6E30/A
100
16
3
5
调速阀
0.956
2FRM10-20/10
10
16
2
6
二位二通电磁换向阀
21.064
4WE6D30/A

100
16
2
7
液压缸

16
2
8
摆动缸
4.7
UBFZD80

16
1
9
压力继电器

DP-63B

16
1
10
节流阀
4.7
SRCG-06
30
16
1
11
单向阀
16
S10P50
60
16
1
12
液控顺序阀
16
DZ10DP
80
16
1
2、 在系统中各个阀的最大工作压力
根据以上1.2所选液压阀元件规格见表2-7

表2-7

2.5.2.5 液压辅助元件的选择
1 、油箱容积的确定
初步设计时，先按经验公式确定油箱的容量
V=qpn 式中V为油箱容积，qpn为液压泵的额定流量
故V=6x（3+16）=114L为经验系数，取=6
2 、确定油管直径
根据表2-7的数值，按查[6]表8-7推荐管速取V=4m/s，由式（8-28）计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连油管内径分别：

为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径为10mm,外径18mm的10号冷拔钢管
3 、滤油器设在吸油管上选WU-25X180网式过滤器。

2.6 液压系统性能验算
2. 6.1系统压力损失计算
提供提供镗动力头1能量的液压缸在各个工况阶段的参数与提供镗动力头2能量的液压缸在各个工况阶段的参数相比。若自行设计的液压缸满足后者则同样满足前者。液压系统性能验算只需验算后者构成的油路在快进.工进.快退三种情况分别计算油路的压力损失。
在系统的液压元件，安装形式确定之后，画出管油路安装图，是可较准确地计算压力损失.本液压系统的压力较低，故选用L-H32液压油，其密度为890Kg/,20°c时的运动粘度为 ，系统进油路管长都约为2m.
(1) 快进时
1） 进油路沿程损失计算
流量为双泵流量
流速 (2-2)
雷诺数 (2-3)
沿程阻力因数 (2-4)
沿程压力损失

(2-5)
2） 进油路局部压力损失计算
油路上有单向阀11其，三位四通电磁换向阀4其

二位二通电磁换向阀6其。3个直角弯头取，为
局部压力损失系数。
进油路局部压力损失：
(2-6)
3） 回油路沿程压力损失
流量 :
流速 ：
雷诺数
沿程阻力因数
沿程压力损失

4） 回油路局部压力损失计算
油路上有三位四通电磁换向阀4其
回油路局部压力损失
5） 进、回油路总压力损失
进油路总压力损失
(3-1)
回油路总压力损失
(3-2)
（2）快进时
1） 进油路沿程压力损失计算
流量 ：

流速
雷诺数
沿程阻力因数
沿程压力损失

2） 进油路局部压力损失计算
油路上有三位四通电磁换向阀4其，调速阀5其
1个直角弯头，为局部力损失系数。
进油路局部压力损失

3） 回油路沿程压力损失计算
流量
流速
雷诺数
沿程阻力因数
沿程压力损失

4） 回油路局部压力损失计算
回油路上有三位四通电磁换向阀4其
回油路局部压力损失
5） 进、回油路总压力损失
进油路总压力损失

回油路总压力损失

因工进结束时，系统的负载最大，管内流速也最高，最危险工况。把前面计算中初估的背压值以及进油路压力损失值与此处的计算值相对比可知，计算值均小于初估值，所以前面的设计是非常安全的。
6） 系统压力的调节

(2-7)

（3） 快退时
1） 进油路沿程压力损失计算
由于管长.流量.管径与快退时相同，因此沿程压力损失也与快进时相同即：

2） 进油路局部压力损失计算
有路上有换向阀11其，三位四通电磁换向阀4其局部压力损失
，1个直角弯头，取局部压力损失系数=1.12

3） 回油路沿程压力损失计算
流量
流速
雷诺数

沿程阻力因数
沿程压力损失

4） 回油路局部压力损失计算
回油路上二位二通电磁换向阀6其，三位四通电磁换向阀4其，2个直角弯头 取局部压力损失系数 =1.12
回油路局部压力损失

5） 进、回油路总压力损失
进油路总压力损失

回油路总压力损失