密炼机液压系统的设计

邵阳学院毕业设计1目录内容提要3ABSTRACT .41 引言51.1 课题提出的背景和意义 .51.2 国内外研究开发水平和发展趋势.61.3 课题研究目标.92 液压系统的要求 .103 液压原理和主要技术参数 114 液压系统方案的设计 .124.1 确定工作压力 124.2 拟定液压系统原理图 .125 液压缸的设计计算 .155.1 销锁油缸和旋转油缸的设计计算说明.155.2 加料门油缸和转子密封油缸设计说明.176 液压元件的选择和专用件的设计.216.1 液压泵的选择和泵的参数的计算 .216.2 电动机的选择 .226.3 液压控制阀的选择 226.4 其他液压元件的选择 .246.5 蓄能器的设计计算.256.6 确定油箱的有效容积 26邵阳学院毕业设计26.7 管道尺寸的确定 .267 液压系统性能验算.287.1 验算回路中的压力损失.287.2 液压系统的发热温升的计算 .298 设计液压装置.348.1 液压装置总体布局 .348.2 液压阀的配置形式 .348.3 集成块的设计 .348.4 绘制正式工作图 .359 密炼机液压系统使用、维护说明书 .369.1 液压系统组成和控制方式 .369.2 液压系统安装及调试399.3 液压系统的维护及注意事项409.4 日常维护要求 419.5 常见液压故障处理办法 429.6 主要元件 449.7 易损件 46结论 47致谢 48参考文献 49附录: 1 英文原著2 英文翻译3 设计图纸邵阳学院毕业设计3内容提要本文主要讲述了密炼机液压系统的设计，其中包括系统参数的设计、油缸的计算、系统的性能验算以及系统的使用说明。该系统主要用于密炼机的液力装置，控制各工作点油缸动作，由于该系统配置有电接点温度计（WSSX） 、压力继电器（HED10A20） 、电磁阀、溢流阀、安全阀等，因此可对系统的油液温度、系统压力等实现远程监控，其结构设计紧凑、操作方便、性能可靠、节约能源是密炼机液力装置的理想配套液压设备。其主要特点是：当主机超载时，本系统可自动进入浮动状态；该系统采用多种措施来实现加料门开、关动作的缓冲，以减少对液压系统和机械设备的冲击。邵阳学院毕业设计4ABSTRACTThis document talks about the hydraulic system design of the Close Rubber Extrusion Machine, it include the system parameter design、the calculation of the cylinder、the check of the system property and the using application of the system. This system is mainly used for control the cylinder motion at any working point in the hydraulic equipment of the close rubber extrusion machine, for it equipped with the electric connect thermometer (WSSX)、pressure relay (HED10A20)、solenoid valve、relief valve、safety valve and so on, it can far away control the oil temperature、system pressure, and it also has the priority of good structure、convenient operation、reliable property、less energy consuming and so on. The main characteristics is : it can automatic go into the floating state when it over loading; the system employs many measures in order to buffer feed doors impact.邵阳学院毕业设计51 引言1.1 课题提出的背景和意义我国液压工业发展历程，大致可分为三个阶段，即：20 世纪 50 年代初到 60 年代初为起步阶段；6070 年代为专业化生产体系成长阶段；8090 年代为快速发展阶段。其中，液压工业于 50 年代初从机床行业生产仿苏的磨床、拉床、仿形车床等液压传动起步，液压元件由机床厂的液压车间生产，自产自用。进入 60 年代后，液压技术的应用从机床逐渐推广到农业机械和工程机械等领域，原来附属于主机厂的液压车间有的独立出来，成为液压件专业生产厂。到了 60 年代末、70 年代初，随着生产机械化的发展，特别是在为第二汽车制造厂等提供高效、自动化设备的带动下，液压元件制造业出现了迅速发展的局面，一批中小企业也成为液压件专业制造厂。1968 年中国液压元件年产量已接近 20 万件；1973 年在机床、农机、工程机械等行业，生产液压件的专业厂已发展到 100 余家，年产量超过 100 万件，一个独立的液压件制造业已初步形成。这时，液压件产品已从仿苏产品发展为引进技术与自行设计相结合的产品，压力向中、高压发展，并开发了电液伺服阀及系统，液压应用领域进一步扩大。 进入 80 年代，在国家改革开放的方针指引下，随着机械工业的发展，基础件滞后于主机的矛盾日益突出，并引起各有关部门的重视。为此，原一机部于 1982 年组建了通用基础件工业局，将原有分散在机床、农业机械、工程机械等行业归口的液压专业厂，统一划归通用基础件局管理，从而使该行业在规划、投资、引进技术和科研开发等方面得到基础件局的指导和支持。从此进入了快速发展期，先后引进了 60 余项国外先进技术，其中液压 40 余项，经消化吸收和技术改造，现均已批量生产，并成为行业的主导产品。近年来，行业加大了技术改造力度，19911998 年国家、地方和企业自筹资金总投入共约 20 多亿元，其中液压 16 亿多元。经过技术改造和技术攻关，一批主要企业技术水平进一步提高，工艺装备得到很大改善，为形成高起点、专业化、批量生产打下了良好基础。近几年，在国家多种所有制共同发展的方针指引下，不同所有制的中小企业迅猛崛起，呈现出勃勃生机。随着国家进一步开放，三资企业迅速发展，对提高行业水平和扩大出口起着重要作用。目前我国已和美国、日本、德国等国著名厂商合资或由外国厂商独资建立了柱塞泵/马达、行星减速机、转向器、液压控制阀、液压系统、静液压传动装置、液压件铸造、机械密封、橡塑密封等类产品生产企业 50 多家，引进外资 2 亿多美元。 邵阳学院毕业设计61.2 国内外研究开发水平和发展趋势1.2.1 国内外开发水平(1) 基本概况 经过 40 多年的努力，我国液压行业已形成了一个门类比较齐全，有一定生产能力和技术水平的工业体系。据 1995 年全国第三次工业普查统计，我国液压工业乡及乡以上年销售收入在 100 万元以上的国营、村办、私营、合作经营、个体、“三资” 等企业约有 700 余家，其中液压 700 家。按 1996 年国际同行业统计，我国液压行业总产值 23.48 亿元，占世界第 6 位。 (2) 当前供需概况 通过技术引进，自主开发和技术改造，高压柱塞泵、齿轮泵、叶片泵、通用液压阀门、油缸和各类密封件第一大批产品的技术水平有了明显的提高，并可稳定的批量生产，为各类主机提高产品水平提供了保证。另外，在液压元件和系统的 CAD、污染控制、比例伺服技术等方面也取得一定成果，并已用于生产。目前，液压产品总计约有 1200个品种、10000 多个规格。已基本能适应各类主机产品的一般需要，为重大成套装备的品种配套率也可达 60%以上，并开始有少量出口。 1998 年国产液压件产量 480 万件，销售额约 28 亿元；密封件产量约 8 亿件，销售额约 10 亿元。据中国液压气动密封件工业协会 1998 年年报统计，液压产品产销率为97 .5%，密封为 98.7%。这充分反映了产销基本衔接。 我国液压业虽取得了很大的进步，但与主机发展需求，以及和世界先进水平相比，还存在不少差距，主要反映在产品品种、性能和可靠性等方面。以液压产品为例，产品品种只有国外的 1/3，寿命为国外的 1/2。为了满足重点主机、进口主机以及重大技术装备的需要，每年都有大量的液压、气动和密封产品进口。据海关统计及有关资料分析，1998 年液压、气动和密封件产品的进口额约 2 亿美元，其中液压约 1.4 亿美元，气动近 0.3 亿美元，密封约 0.3 亿美元，比 1997 年稍有下降。按金额计，目前进口产品的国内市场占有率约为 30%。1998 年国内市场液压件需求总量约 600 万件，销售总额近 40 亿元；气动件需求总量约 500 万件，销售总额 7 亿多元；密封件需求总量约 11 亿件，销售总额约 13 亿元。由于液压传动具有体积小、操作灵活、输出功率大等优点；也可用简单的管路连接邵阳学院毕业设计7代替复杂的机械传动，因而在收割机和插秧机中得到了广泛关注和大量应用。随着农业机械化的推广与普及，农机研究部门、主机生产厂家和农户对液压系统的认识程度也在不断的提高，他们不仅要求产品有低廉的价格，更要求有较高的品质、可靠的使用性能；作为农业机械推广重点之一的联合收割机、插秧机，其液压系统的配置通过液压件生产厂家近几年的探索与努力，在功能、可靠性、合理性等方面已取得了较大的突破。集成、复合、大通径、多功能。已成为新一代农机液压件的开发热点。结构上的集成化便于安装布置；性能上的复合为用户提供了很大方便；通道的大而畅更有利于减少发热与能耗；产品的多功能与农业机械的发展与开创紧密相连。作为液压件，曾经困扰着农业机械的应用与发展，劣质液压元件、配置不合理的液压系统曾一度充斥着农机市场。由此这也成为了液压件生产厂家的一个攻关课题。通过多年的探索与研究，农机液压件的整体配套水平已取得了一个飞跃，并逐步接近了发达国家水平。比如说，带有复合功能的手控、电控的操纵系统替代了功能单一的分配阀，而且性能、功效在不断升级；此外，行走系统采用了静液压无级变速器（HST） ，大大提高了操纵性能与工作效率。因此，我们必须按照客观规律去办事，不能守旧，一定要有创新，要有突破，相信，液压技术在农机上的应用将更普及一定会达到发达国家水平。液压系统结构紧凑、重量轻、体积小、压力高、自吸性能好。在液压系统的设计中，不但要实现其拖动与调节功能，还要 尽可能地利用能量，达到高效、可靠运行的目的。液压系统的功率 损失会使系统的总效率下降、油温升高、油液变质，导致液压设备发生故障。因此，设计液压系统时必须多途径地考虑降低系统的 功率损失。目前普遍使用着的定量泵节流调速系统，其效率较低( -停电卸料门打开 - - - - - -电 磁铁工 步邵阳学院毕业设计155 液压缸的计算5.1 销锁油缸和旋转油缸的设计计算说明5.1.1 液压油缸的缸径、杆径和工作压力确定根据技术条件：确定液压缸径和杆径及行程为：缸径 D=160mm，杆径 d=63mm由此计算出液压系统工作压力为：P= )(412dDF（5.1） =（4169 103）/（ （160 2-632） ）=10MPa式中 F 为锁紧力 ，F=169KN5.1.2 缸筒壁厚计算根据机械设计手册，在此液压系统中，3.2D/16，故缸筒壁厚应用中等壁厚计算公式，此时：= +C )3.2(PyD（5.2） ：强度系数，对无缝钢管，=1C：用来圆整壁厚数Py:液压缸内最高工作压力。Py=10MPaD：缸筒内径= s/2.5=150/2.5=60MPa=10160/(2.360-310)+C=17mm故油缸缸筒外圆取 D1=194mm.邵阳学院毕业设计165.1.3 缸筒强度校核根据 SL41-93，缸体合成应力按下式计算： zh1= 121hznz（5.3）式中：=60MPa z1：纵向应力： z1= =17MPa 124)(Ddp(5.4) h1：环向应力： h1= =70.5 MPa 21p(5.5)P：工作压力，P=10MPaD：油缸缸径，D=160mmd：油缸杆径，d= 63mm：缸筒壁厚，=17mm终计算， zh1= =53.2 MPa 60 MPa121hznz即: zh1 ,符合要求 .5.1.4 活塞杆长度和缸筒长度计算根据设计要求的行程，来设计活塞杆的长度；本油缸的行程为 800mm，故油缸的活塞杆的长度为 920mm，缸筒的长度为 1027mm。5.1.5 活塞杆强度计算活塞杆受拉力最危险截面是两端连接螺纹的退刀槽横截面， （取截面直径较少值）其应力计算如下 ：n= 23（5.6）式中 为拉应力：=(5.7) 21.4dFk邵阳学院毕业设计17 为剪应力：=(5.8) 3102.dFk上面两公式中，K：螺纹拧紧系数，此处取 K=1.25K1:螺纹内摩擦系数,一般取 K1=0.12d1：活塞杆危险截面处直径，d1=60mmd0：螺纹外径，d0=61mm ： 60MPa则：=35.3MPa=15.3MPa得: n=50.3MPa所以: n ,符合工况要求。5.1.6 下盖联接螺钉强度校核计算螺钉联接采用高强度螺钉 M2080(GB/T70.1-2000)联接,两端数量均为 24 件，螺钉精度等级为 10.9 级，其强度校核，按照公式（5.7） 、 （5.8） 。拉应力：= =184.8 MPa.214dzFk剪应力：= =83.92 MPa310,.K：螺纹拧紧系数，此处取 K=1.25K1: 螺纹摩擦系数,一般取 K1=0.12d1：螺纹内径，d1=16.752mm d0：螺纹外径，d0=20mmZ：24 s 螺钉材料屈服强度， s900Mpa(10.9 级)= s/2=450Mpa得：n= 235.12MPa 符合工况要求235.1.7 活塞杆柔度校核计算活塞杆细比计算如下：邵阳学院毕业设计18= dL4（5.9）此处：L 为折算长度，导向套中心至吊头尺寸，约 920mm活塞杆直径 d=63mm, 活塞杆许用细长比，按规定拉力杆此处 100。计算得 =4 920/63=59，故满足要求。5.2 加料门油缸和转子密封油缸设计说明5.2.1 液压油缸的缸径、杆径和工作压力确定根据设计要求确定液压缸径和杆径及行程为：缸径 D=63mm，杆径 d=35mm由此计算出液压系统工作压力为：P= =（421.510 3）/（ 632-352） ）=10MPa)(412dDF式中 F 为加料力， F=21.5KN5.2.2 缸筒壁厚计算根据机械设计手册，在此液压系统中，D/16，故液压缸缸筒壁厚应按薄壁筒计算公式，此时： 2PyD（5.10）Py试验压力工作压力小于 16MPa 时,Py=1.5PD液压缸内径-液压缸缸体材料许用应力= /bn邵阳学院毕业设计19（5.11）-液压缸缸体材料抗拉强度bn安全系数对于无缝钢管来说, =100110Mpa由以上的公式得 =6.5故油缸缸筒外圆取 D1=76mm.5.2.3 缸筒强度校核根据公式（5.3）得： zh1= 121hznz式中：=100MPa z1：纵向应力： z1= =9 MPa124)(Ddp h1：环向应力： h1= =23MPaP：工作压力，P=10MPaD：油缸缸径，D=63mmd：油缸杆径，d= 135mmD1：缸筒中心直径，D I=76mm：缸筒壁厚，=6.5mm终计算， zh1= =32.5MPa 100 MPa121hznz即: zh1 ,符合要求 .5.2.4 活塞杆长度与缸筒长度计算根据设计要求的行程，来设计活塞杆的长度；本油缸的行程为 400mm，故油缸的活塞杆的长度为 320mm，缸筒的长度为 527mm。5.2.5 活塞杆强度计算活塞杆受拉力最危险截面是两端连接螺纹的退刀槽横截面， （取截面直径较少值）其应力按公式（5.4） 、 （5.5） 、 （5.6）计算：邵阳学院毕业设计20n= 23式中 为拉应力：= 21.4dFk 为剪应力：= 310.上面两公式中，K：螺纹拧紧系数，此处取 K=1.25K1:螺纹内摩擦系数,一般取 K1=0.12d1：活塞杆危险截面处直径，d1=52mmd0：螺纹外径，d0=46mm ： 120MPa则：=4 1.2521500/52 2=58.1MPa=0.121.25 2150046/0.2523=28.4MPa得: n=36.2MPa所以: n ,符合工况要求.5.2.6 活塞杆柔度校核计算根据机械设计手册，活塞杆按公式（5.9）计算如下：= dL4此处：L 为折算长度，导向套中心至吊头尺寸，约 400mm活塞杆直径 d=35mm, 活塞杆许用细长比， 200。计算得 =4 400/35=46故满足要求。邵阳学院毕业设计216 液压元件的选择和专用件的设计6.1 液压泵的选择和泵的参数的计算6.1.1 液压泵的工作压力的确定+ (6.1)pP1-是执行元件的最高工作压力,对于本系统的最高工作压力是销锁油缸的入口压力1-是从液压泵出口液压缸之间的管路损失。管路复杂，进口有调速阀，则取=1Mpa。P6.1.2 确定液压泵的流量 vpq多液压缸同时工作时，而且系统使用蓄能器铺助动力源时，则液压泵输出流量公式应为(6.2)vpq2221.cPttPnt其中 K-系统泄露系数，取 K=1.2Tt-液压系统工作周期Vi-每个液压缸的工作周期中的总耗油z-液压缸的个数邵阳学院毕业设计22销锁油缸的最大流量 (6.3)42610ijQA=6 0.1 01 =601加料门油缸的最大流量=6 0.14 0.0031 =262410根据以上可知: =60maxQ大泵流量= 80%=481ax小泵流量= 20%=122max大泵排量=37310DQqn小泵排量=8.1321D=0.9L/svpq按照泵的排量 和 、 的值来选择液压泵12pPvq6.1.3 选择液压泵的规格根据以上求的泵的排量 、 和 、 的值，按系统中给定的液压泵的形式，12pvq从机械设计手册第四卷得双联叶片油泵：型号PV2R13-10/52-FRAAB ，排量10/52ml/rev 额定压力31.5MPa，系统设定压力小流泵10Mpa，大流量油泵为8 Mpa。6.2 电动机的选择液压缸在整个循环运动中，系统的压力和流量都是变化的。所需功率变化较大，为满足整个工作循环的需要，需按大功率段来确定电动机的功率。从液压原理图可以看出，快速运动时系统的压力和流量都较大，这时，大小泵同时参加工作，小泵排油压力和流量均较大。此时，大小泵同时参与工作小泵排油除保证锁紧力外，还通过顺序阀将压力油供给加料门油缸。前面的计算已知，小泵供油压力为 =6.9 MPa,考虑大泵到销锁油缸路损失，大1P泵供油压力应为 =6. 4Mpa 2P邵阳学院毕业设计23取泵的总效率 =0.8，泵的总驱动功率为：pP=(6-4)11vpvPq=17KW 考虑安全系数,故取 18KW;查机械设计手册电机参数表得：电机型号Y180M-4-B35(50Hz、AC380V)功率-18.5KW 转速-1470r/min 防护等级- IP546.3 液压控制阀的选择选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。本系统工作压力在 9Mpa 左右，所以液压阀都选用中、高压阀。液压阀的作用是控制液压系统的油流方向、压力和流量，从而控制整个液压系统。系统的工作压力，执行机构的动作顺序，工作部件的运动速度、方向，以及变换频率，输出力和力矩等。在液压系统中，液压阀的选择是非常重要的。可以使系统的设计合理，性能优良，安装简便，维修容易，并保证系正常工作的重要条件。不但要按系统功需要选择各种类型的液压控制阀，还需要考虑额定压力，通过流量，安装形式，动作方式，性能特点因素。6.3.1 根据液压阀额定压力来选择选择的液压阀应使系统压力适当低于产品标明的额定值。对液压阀流量的选择，可以按照产品标明的公称流量为依据，根据产品有关流量曲线来确定。6.3.2 液压阀的安装方式的选择是指液压阀与系统的管路或其他阀的进出油口的连接方式，一般有三种，螺纹连接方式，板式连接方式，法兰连接方式。安装方式的选择要根据液压阀的规格大小，以及系统的简繁及布置特点来确定。6.3.3 液压阀的控制方式的选择液压阀的控制方式一般有四种，有手动控制，机械控制，液压控制，电气控制。根据系统的操纵需要和电气系统的配置能力进行选择。6.3.4 液压阀的结构形式的选择液压阀的结构方式分为：管式结构，板式结构。一般按照系统的工作需要来确定液压阀的结构形式邵阳学院毕业设计24根据以上的要求来选择液压控制阀，所选的液压阀能满足工作的需要。所以本液压系统所选的液压阀有中、高压阀。具体规格型号和名称见表 6.1表 6.1 液压控制阀序号 代 号 名称及规格 材料 数量1 Q11F-16P-25 不锈钢截止阀 成品 22 DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L电磁溢流阀 成品 13 S20P1.0 S 型单向阀 成品 14 S10P1.0 S 型单向阀 成品 15 XJF-32/10 蓄能器截止阀 成品 16 DRV16-1-10/2 单向节流阀 成品 19 S6A1.0/2 S 型单向阀 成品 110 ZDR6DP2-30/7.5YM 叠加式减压阀 成品 111 Z1S6P-1-30/ 叠加式单向阀 成品 112 4WE10J3X/CG24NZ5L 电磁换向阀 成品 113 ZDR10DP2-30/7.5YM 叠加式减压阀 成品 114 Z2FS16-30/S2 叠加式双单向节流阀 成品 215 4WEH16Y50/OF6AG24NETS2Z5L/B08电液换向阀 成品 116 Z2FS16-30/S2 叠加式双单向节流阀 成品 217 DR20-5-5X/10YM 先导式减压阀 成品 218 DR20-5-5X/10Y 先导式减压阀 成品 119 4WEH16E50/6AG24NETS2Z5L/B08电液换向阀 成品 120 4WE10E3X/CG24NZ5L 电磁换向阀 成品 121 DB20-2-5X/315 溢流阀 成品 222 S20P1.0/ 单向阀 成品 123 Z2FS10-20/ 叠加式双单向节流阀 成品 124 溢流阀 成品 125 QJH-6WL 高压球阀 DN6 成品 3邵阳学院毕业设计256.4 其他液压元件的选择6.4.1 压力继电器的选择能够自动感到压力变化，但压力达到预定压力时，可以自动将电路进行通断的仪表。压力预定值是根据压力控制要求，预先在压力校验台还是调定的点触点动作的压力值。根据要求查机械设计手册得：HED10A20/35L24/2 压力继电器6.4.2 压力表由液压系统的压力来选择压力表，查机械设计手册得：YN100-0-16Mpa 压力表YN100-0-25Mpa 压力表6.4.3 测压软管和测压排气接头根据系统的压力来选择测压软管和测压排气接头，查机械设计手册得：HF 测压软管的有关参数：公称通经 3.0mm,最大动态压力 40Mpa，适用温度 23/ms。软管通径 2.9 mm，最大静大压力 64Mpa，化学性能，耐酸性溶剂。06CHFH2-P2-3-P-1.000 测压软管 公称通径 3.0mm， 最大压力 40MpaPT-3 测压排气接头6.4.4 液位液温计，空气滤清器和直回式回油过滤器的选择依据液压系统的压力和流量，系统的发热量来选择，由机械设计手册得：直回式回油过滤器 RFA-250*20FY液位液温计 YWZ-200TA液位液温计 WSSX-411，-40 80C空气滤清器 QUQ2-20*1.06.5 蓄能器的设计计算根据蓄能器在液压系统中的功用，确定类型和主要参数。在本液压系统中，液压缸在短时间内快速运动，由蓄能器来补充供油，则计算公式为：V= K- iAlqvpt邵阳学院毕业设计26(6.5)A-液压缸有效作用面积L液压缸的行程K油液损失系数，一般取 K=1.2-液压泵流量 V=15.32Lvpqt-动作时间由以上公式得V=15.32L考虑安全系数和其他方面V 取 20L,查机械设计手册得：NXQ1-L40/31.5 蓄能器 2196.6 确定油箱的有效容积初步确定油箱的有效容积,跟据经验公式来确定油箱的容量,V= (6.6) qv式中 -液压泵每分钟排出的压力油的容积qv-经验系数已知所选泵的总流量为 78.962L/min,这样,液压泵每分钟排出的压力油体积为78.962L,查表 6.3表 6.3系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压系统 冶金系统12 24 57 612 10得 =5故 V= =50.078962=0.4qv3m6.7 管道尺寸的确定6.7.1 非橡胶管道的选择邵阳学院毕业设计27（1） 管道内径的计算本系统管路很复杂，取其中主要的几条来计算，按照公式：d1130(6.7)qv-液体流量-流速，对于吸油管 v=12m/s,一般取 1m/s 以下，对于压油管 v36m/s,对于回油管 v1.52.5m/s 。再按照公式 d=(6-8)4q算出管道内径：-液体流量qv-流速表 6.4 计算数值管路名称通过流量/(L/s)允许流速/(m/s)管道内径/m实际取值/m大泵吸油管 2.5 0.8 0.0621 0.065小泵吸油胳 0.635 0.9 0.0302 0.034大泵排油管 2.56 4 0.027 0.034小泵排油管 0.625 4 0.013 0.018查机械设计手册得：182、343、6546.7.2 胶管的选择根据工作压力和按公式得管子的内径选择胶管的尺寸规格。高压胶管的工作压力对不正常使用的情况下可提高 20%；对于使用频繁，经常扭变的要降低 40%。胶管在使用及设计中应主要下列事项：（1）胶管的弯曲半径不宜过小，一般不应小于 320，胶管与管接头联接处应留有一段邵阳学院毕业设计28直的部分，此段长不应小于管外径的两倍。（2）胶管的长度应考虑到胶管在通入压力油后，长度方向将发生收缩变形，一般收缩是取 3%4%，胶管安装时避免处于拉紧状态。（3）胶管安装是应保证不发生扭转变形，为便于安装，可沿管长涂以色纹，以便检查。（4） 胶管的接头轴线，应尽量放置在运动的平面内，避免两端互相运动时胶管受（5）胶管应避免与机械上的尖角部分想接触和摩擦，以免管子损坏。7 液压系统性能验算7.1 验算回路中的压力损失本系统较为复杂，有多个液压缸执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的要算快速运动回路，故主要验算由泵到液压缸这段管路的损失7.1.1 沿程压力损失沿程压力损失，主要是液压缸快速运动时进油管路的损失。此管路长为 5m，管内径 0.034 速运动时通过的流量为 2.7L/s，正常运转后的粘度为 = 27 ，油的2/ms密度为 =918Kg/3m油在管路的实际流速 = = =2.93m/s24qvd32.7104Re= = =370223005.9油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为：= (7.1)0.253164Re根据公式 = 求得沿程压力损pd失为:邵阳学院毕业设计29= =0.023MPa1p20.56364.972107.1.2 局部压力损失局部压力损失包括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2p过控制阀的局部压力损失 。其中管路局部压力损失相对来说小得多，故主要考虑通3p过控制阀的局部压力损失。从系统图中可以看出,从大泵的出口到油缸的进油口,要经过单向阀、电磁换向阀、单向调速阀、溢流阀。单向阀的额定流量为 50L/min,额定压力损失 0.3MPa, 电磁换向阀的额定流量为150L/min,额定压力损失为 0.2MPa, 单向调速阀的额定流量为 160L/min,额定压力损失为 0.3MPa。溢流阀的额定流量为 120L/min,额定压力损失为 0.2MPa。通过各阀的局部压力损失之和： 222231.573413.57413.574173.40000.6p =0.65 MPa3从小泵出油口到油缸进油口也要经过单向阀、电磁换向阀、单向调速阀、溢流阀。向阀的额定流量为 50L/min,额定压力损失 0.3MPa, 电磁换向阀的额定流量150L/min,额定压力损失为 0.2MPa, 单向调速阀的额定流量为 160L/min,额定压力损0.3MPa。溢流阀的额定流量为 120L/min,额定压力损失为 0.2MPa通过各阀的损失之和为:222231.573413.57413.57413.57400006p =0.76Mpa以上计算结果是大小是同时工作的,所经过的管道都是一样的。则大小泵是同时工作的,所以大小泵到油缸之间总的压力损失为:=0.023+0.76=0.783MP13p7.2 液压系统的发热温升的计算邵阳学院毕业设计307.2.1 计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：（1）液压泵的功率损失(7.2)1()zhripitPtT式中 -工作循环周期 （s） ；tz投入工作液压泵的台数；-液压泵的输入功率 （W ） ；rPi-各台液压泵的总效率；pi-第 I 台泵工作时间（s） ；it（2）压执行元件的功率损失(7.3)21()MhrjpjtPtT式中 M液压执行元件的数量；-液压执行元件的输入功率（W ） ；rj-液压执行元件的输入效率；pj-第 j 个执行元件工作时间（s） ；jt（3）溢流阀的功率损失(7.4)3hyPqv式中 -溢流阀的调整压力（MPa） ；yp-经过溢流阀回油箱的流量（ ） 。3/ms（4）油液流经阀或管道的功率损失(7.5)4hPpqv式中 -通过阀或管路的压力损失（MPa） ；-通过阀或管路的流量 （ ） 。3/s由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率qv12341P()hrhhinmWijvipijtPFSTtqtT(7.6)