花小涵 - 数控铣床夹紧装置液压系统设计

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

前言

与其他传动方式相比较，液压传动具有其独特的技术优势，其应用领域几乎囊括了国民经济各工业部门。随着科学技术的发展，机电产品日趋精密复杂。产品的精度要求越来越高、更新换代的周期也越来越短，从而促进了现代制造业的发展。用普通的机床加工精度低，效率低，劳动度大，已经无法满足生产要求，从而一种新型的数字程序控制的机床应运而生。这种机床是一种综合应用了计算机技术、自动控制技术、精密测量和机械设计等新技术的机电一体化的产品。数控机床是一种装有程序控制系统的自动化机床，它对加工精度和自动化都有严格的要求。数控车床上的工位夹紧装置对于加工的精度有着直接的关系，以往的机床的工位夹紧装置使用简单的机械装置，在加工时容易产生大的加工误差。随着数控车床自动化程度的提高，使用液压系统控制这一过程已经大大提高了自动化和加工精度。液压传动在机械设备中的应用非常广泛。有的设备是利用其能传递大的动力，且结构简单、体积小、重量轻的优点，如工程机械、矿山机械、冶金机械等；有的设备是利用它操纵控制方便，能较容易地实现较复杂工作循环的优点，如各类金属切削机床、轻工机械、运输机械、军工机械、各类装载机等。所以研究液压系统有很好的应用价值和广阔的前景。我国进入世界贸易组织之后，对我国的机械行业是个机遇，更是一个艰难的挑战。因此作为二十一世纪的主人，我们更应该通过作大量的设计制造和广泛地使用各种先进的机器，以便能加快我国国民经济的增长速度，加快我国现代化建设。

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1 概述

1.1 液压传动的现状及展望

目前，液压传动及控制技术不仅用于传统的机械操纵、助力装置，也用于机械的模拟加工、转速控制、发动机燃料进给控制，以及车辆动力转向、主动悬挂装置和制动系统，同时也能够扩展到航空航天和海洋作业等领域。当前液压技术正在继续向以下几个方面发展。

1）节能

近年来，由于世界能源的紧缺，各国都把液压传动的节能问题作为液压技术发展的重要课题。20世纪70年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感泵及低功率电磁铁等。最近美国威克斯公司又研制成功用于功率匹配系统的CMX阀。

2）液压与微电子、计算机技术相结合

20世纪80年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感技术为液压技术与电子技术相结合创造了条件。随着微电子、计算机技术的发展，出现了各种数字阀和数字泵，并出现了把单片机直接装在液压组件上的具有位置或力反馈的闭环控制液压元件及装置。

3）提高液压传动的可靠性

由于有限元法在液压元件设计中的应用，可靠性实验、研究工作的广泛开展以及新材料、新工艺的发展等，是液压元件的寿命得到提高。由于对飞机、船舶、冶金等一些重要液压系统采用多裕度设计，并在系统中设置旁路净化回路及具有初级智能的自动故障检测仪表等，加强了油液的污染度控制。上述领域内的一些重要成果，使液压系统的可靠性逐年提高。

4）高度集成化

叠加阀、集成块、插装阀的应用以及把各种控制阀集成于液压泵及液压执行元件上形成组合元件，有些还把单片机等集成在其控制机构上，达到了集机、电、液于一体的高度集成化。

此外，高压、高转速、低噪声组件的研究，高效滤材的研究，环保型工作介质及其相应高压液压组件的研究等也是值得关注的动向。

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1.2 液压传动的优点缺点

工程机械广泛应用的传动方式主要有机械传动、电气传动、气压传动和液压传动。它们各有优缺。

机械传动是发展最早而且应用最普遍的一种传动方式。具有传动准确可靠，操作简单，机构直观易掌握，负荷变化对传动比影响小等优点。但是对自动控制的情况，单纯靠机械传动来完成就显得结构复杂而笨重，而且远距离操纵困难、操作力度大、安装位置变化的自由度小等缺点。

电气传动是通过电来进行传动和控制的，利用交流电机来传动，简单而且价廉，应用最广，也是各种传动的组成部分。但交流电机一般难于进行无级变速，而直流电机虽然可以实现无级变速，但支流电源价格比较昂贵。电气控制，特别是电子计算机控制，具有信号变化方便，远距离操纵容易等独特优点，在自动化程度要求高的场合是必不可少的。

气压传动是以压缩空气为传动介质，可通过调节气量很容易的实现无级变速。同时有传递及变换信号方便、反应快、结构简单、无污染等优点。空气黏度小，故管道压力损失小，流速大，而且可获得高速度。但是气动传动的致命弱点是空气压缩性大，无法获得均匀而稳定的运动。此外为减少泄漏，提高效率，气动系统的压力不能太高。这使其不能用于大功率场合。

液压传动是用液体作为介质来传递能量的，液压传动与上述三种传动比较有以下一些优点：

1）液压传动可在运行过程中方便地实现大范围的无级调速，调速范围可达1000：1。液压传动装置可在极低的速度下输出很大的力，如果采用机械传动装置减速，其减速器结构往往十分庞大；

2）在输出相同功率的情况下，液压传动装置的体积小、质量轻、结构紧凑、惯性小。由于液压系统中的压力比电枢磁场中单位面积上的磁力大30倍～40倍，液压传动装置的体积和质量只占相同功率电动机的12%左右。因此，液压传动易于实现快速启动、制动及频繁幻想，每分钟的换向次数可达500次（左右摆动）、1000次（往复移动）；

3）液压传动易于实现自动化，特别是采用电液和气液传动时，可实现复杂的自动控制；

4）液压装置易于实现过载保护。当液压系统超负荷（或系统承受液压冲击）时，液压油可以经溢流阀排回油箱，系统得到过载保护；

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5）易于设计、制造。液压元件已实现了标准化、系列化和通用化。液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也有很大的灵活性。

液压传动的缺点：

1）不能保证严格的传动比。着是由于液压介质的可压缩性和不可避免的泄露等因素引起的；

2）系统工作时，对温度的变化较为敏感。液压截至的粘性随温度变化而变化，从而使液压系统不易保证在高温和低温下都具有良好的工作稳定性；

3）在液压传动中，能量需经过两次变换，且液压能在传递过程中有流量和压力的损失，所以系统能量损失较大，传动效率较低；

4）元件的制造精度高、造价高，对其使用和维护提出了较高的要求； 5）出现故障时，比较难于查找和排除，对维修人员的技术水平要求较高。 从液压传动的优缺点来看，优点大于缺点。采用液压传动符合本次设计的工位夹紧装置的工作条件。

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2 液压系统的设计

2.1技术要求

本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（装夹装置静动摩擦因数

?s?0.2，?d?0.1）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为：Ⅰ

松开→Ⅱ工位夹紧缸夹紧→Ⅱ工位夹紧缸松开。机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数如表2-1所列。

表2-1 机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数

Tab.2-1 The movement and dynamic parameters of Machinist - clamping device 速度 时间

行程

工况

/mm ?v/m?s?1 /t?s?1

运动部件重力

G/N

负载

启动、制动时间

?t/s

Fe/N

工位夹紧缸夹紧

35

松开

0.012

t1

3

2450

2.2动力分析和运动分析

2.2.1 Ⅰ工位夹紧缸的负载计算

惯性负载 夹紧：

Ⅰ Ⅱ 5000

0.05

—

0.035

t2

1

夹紧

25

松开

工位夹紧缸0.125

t3

0.2

1500

2000

0.05

—

0.25

t4

0.1

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Fi?G?? g?t =2450/9.81×0.012/0.05

=59N 松开：

FG??i?g?t =2450/9.81×0.035/0.05

=175N 静摩擦负载

Ffs??s?G?Fn?

=0.2×（2450+0）

= 490N 动摩擦负载

Ffd??d?G?Fn?

=0.1×（2450+0）

=245N

2.2.2 Ⅱ工位夹紧缸的负载计算

惯性负载 夹紧：

FG??i?g?t =1500/9.81×0.125/0.05

=382N 松开：

Fi?G??g?t =1500/9.81×0.25/0.05

=765

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静摩擦负载

Ffs??s?G?Fn?

=0.2×（1500+0）

= 300N 动摩擦负载

Ffd??d?G?Fn?

=0.1×（1500+0）

=150N

由此得Ⅰ工位夹紧缸和Ⅱ工位夹紧缸在工作的各个阶段所受的负载，由表表2-2Ⅰ工位夹紧缸的外负载计算结果

Tab.2-2 The load calculation results of clamping cylinderⅠ

工况 负载组成

外负载F/N

启动 Ffs

490 加速

FG??304

fd?g?t 夹紧 Fe?Ffd

5245 反向启动 Ffs

490 加速

FG??420

fd?g?t

松开

Ffd

245

表2-3Ⅱ工位夹紧缸的外负载计算结果

Tab.2-3 The load calculation results of clamping cylinderⅡ

工况 负载组成

外负载F/N

启动

Ffs

300

2-2所示7

花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计 加速

G?? Ffd?g?tFe?Ffd

负载组成

532

夹紧 工况 反向启动 加速

2150 外负载F/N

300 915

Ffs

G?? Ffd?g?tFfd

松开 150

2.3 液压系统主要参数的确定

2.3.1系统工作压力p1的确定

根据液压执行元件的负载表可以确定系统的最大负载数，在充分考虑系统所需的流量、性能等因素后，可参照表2-4或者2-5选择系统的工作压力

表2-4按负载选择工作压力

Tab.2-4 Choose actuating pressure according to the loads

负载 /kN

<5

5-10 1.6-2

10-20 2.5-3

20-30 3-4

30-50 4-5

>50 >5-7

系统压力/MPa <0.8-1

表2-5 按主机类型选择系统工作压力 Tab.2-5 Select system pressure By the types

主机类型

精加工机床 设计压力/MPa

0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～16 20～32 25～100

机床半精加工机床 龙门刨床 拉床 农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构 液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械 地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等

本设计根据主机类型是数控铣床，初步选择系统压力为4MPa。

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为了防止夹紧时发生冲击，液压缸需保持一定回油背压。参考表2-6液压执行器的背压力取0.2MPa

表2-6液压执行器的背压力

Tab.2-6 The selection of the Backpressure value

系统类型

简单系统和和一般轻栽节流调速系统 回油带背压阀 背压力(MPa) 0.2?0.5 调整压力一般为0.5?1.5 0.5 0.8?1.5 初算是可忽略不计

中低压系统 回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时 设补油泵的闭式系统 高压系统

2.4液压执行器主要结构参数的计算

2.4.1Ⅰ工位夹紧缸主要结构参数的确定

本设计将Ⅰ工位夹紧缸的有杆腔作为主工作腔，则有公式： P1A2?PA2?1Fmacmx? （2－1）

公式中 A1??D24——液压缸无杆腔的有效面积?m2?； A2???D2?d2?4——液压缸有杆腔的有效面积?m2?；

Fmax——液压缸的最大负载力?N?；

?m——液压缸的机械效率（一般取0.9-0.97）本设计取0.95；

p1——液压缸工作腔压力；

p2——系统的背压，本设计取0.2Mpa。

当计算液压缸的结构参数时，还需确定活塞杆直径与液压缸内径的关系，以便在计算出液压缸内径D时，利用这一关系获得活塞杆的直径d。通常是由液压缸的往返速比?确定这一关系，即d?D???1??，按这一关系得到的d的计算公式入如下表

表2-7根据往返速度比?计算活塞杆直径d的公式

Tab.2-7 The recommended values of The piston rod diameter d

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往返速度比? 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2 活塞杆直径d

0.3D

0.4D

0.5D

0.55D

0.62D

0.7D

油缸的速比?，可由机械设计手册查得。本设计取?=1.33。 则由上表查得d=0.5D。

??4?3.14??D2?d2?4?0.2?3.14?D24???cm?F 得D=49.9（mm）

按GB/T2348-1980 ,取标准值： D=50（mm） 又d=0.5D，得d=25（mm），取标准值d=28（mm）

则液压缸无杆腔实际有效面积为：

A1??D24

???5.024

=19.6?cm2?

有杆腔实际有效面积为：

A2???D2?d2?4

???5.024?2.82?

=13.5?cm2?

2.4.2 Ⅱ工位夹紧缸主要结构参数的确定

Ⅱ工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式：

P1A1?P2A2?Fmax?cm

则有

??4?3.14?D24?0.2?3.14??D2?d2?4???cm?F 得 D=27.9（mm） 按GB/T2348—1980 ,取标准值： D=32（mm） 又 d=0.5D， 得 d=16（mm）， 取标准值 d=20（mm）

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则液压缸无杆腔实际有效面积为：

A1??D24

?2??3.24

=8.04?cm2?

有杆腔实际有效面积为：

A2???D2?d2?4

???3.242?2.02?

=4.89?cm2?

2.4.3液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率

根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所示：

表2-8 Ⅰ工位夹紧缸工作循环个阶段的压力、流量和功率

Tab.2-8 The pressure, rate of flow and power of the clamping cylinderⅠat different stage

工作

计算公式

阶段

/N 负载

回油腔压力

工作腔压力

输入流量 Q/L?min

—

?1输入功率 /w

p2/MPa

—

p1/MPa

0.98

启动

F)?p2A1?cmp1?

A2(q?A2v1

490 —

加速 304 0.2 0.53 — —

夹紧 反向启动 加速

N?p1q

5245 0.2 4.38 0.972 70..96

F)?p2A2?p1?cm

A1(q?A1v2

490 — 0.40 — —

420 0.2 0.30 — —

松开

N?p1q

245 0.2 0.27 4.116 18.52

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表2-9 Ⅱ工位夹紧缸工作循环各个阶段的压力、流量和功率

Tab.2-9 The pressure, rate of flow and power of the clamping cylinderⅡat different stage 工作

计算公式

阶段

/N

负载 回油腔压力 工作腔压力

输入流量 Q/L?min

—

?1输入功率 /w

p2/MPa

—

p1/MPa

0.39

启动

F)?p2A2?p1?cm

A1(q?A1v1

300 —

加速 532 0.2 0.44 — —

夹紧 反向启动 加速

N?p1q

2150 0.2 3.06 6.03 307.53

F)?p2A1300 ?cmp1?

A2(915

— 0.65 — —

0.2 0.85 — —

q?A2v2

松开

N?p1q

150 0.2 0.65 4.116 79.46

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3 液压系统原理图的拟定和方案论证

3.1 制定基本方案

液压系统的设计，除了满足主机在动作和性能方面规定的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。本液压系统设计的内容大致为：

1）油路循环方式的分析与选择； 2）调速方案的分析和选择； 3）液压动力源的分析与选择； 4）液压回路的分析、选择与合成； 5）液压系统原理图的拟订。

3.2 油路循环方式的分析和选择

液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表

表3-1开式系统和闭式系统的比较

Tab.3-1 Compare of Hold dyadic system and Shut dyadic system

油液循 环方式 散热 条件 抗污 染性 系统 效率 限速 制动 形式 其他

较方便，但是油箱较大 较差，但可采用压力油 箱或者油箱呼吸器来改善 管路压力损失较大，用节 流调速时效率低 用平衡阀进行能耗限速， 用制动阀进行能耗制动， 引起油液发热 对泵的自吸性能要求高

较复杂，需要用辅泵来换油冷却

较好，但是油液过滤要求较高

管路腰里损失较小，容积调速时效率较高 液压泵由电动机拖动时，限速及制动 过程中拖动电能向电网输电，回收部分能量，即是再生限速和再生制动 对主泵的自吸性能要求低

开式

闭式

油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡是有

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较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。在本设计中，油泵向两个液压执行元件供油而且功率较小，整个系统的结构也比较简单，所以本设计采用开式系统。

3.3调速方案的分析和选择

调速方案对主机的性能起到决定性的作用。

相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合—容积节流调速。

节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。

容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。

节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。 调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。

节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。

容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。

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表3-2各种调速方式的性能比较

Tab.3-2 various forms of Speed Performance Comparison

主要 性能 进油节流及回油节流 旁路简式节流调速系统 带压力补偿阀的节流调速系统 调速调速阀在旁油路及溢流节流调速回路 好 较好 好 节流调速 容积调速回路 变量泵 定量马达 流量适应 功率适应 容积节流调速回路 节流 阀在进油路 负载 特性 速度刚度 承载能力 差 很差 好 较差 好 较好 好 调速范围 功率特性 成本 适用范围 大 小 大 较大 大 效率 发热 低 大 低 较低 较大 低 大 较低 较大 较低 最高 最小 高 大功率高速中高压系统 较高 较小 负载变化小，速度刚度要大的中小功率，中压系统 高 小 最高 负载变化大速度刚度较大的中高压系统 小功率 轻载或者低速的中 低压系统及工程机械非经常性调速的场合 考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，本设计决定采用节流调速。

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3.4液压动力源的分析与选择

液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。

为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。

油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。

本设计采用节流调速，所以使用定量泵供油。

3.5 液压回路的分析、选择与合成

1）选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。

2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全的要求，设置了背压回路，同时由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联动关系，所以设置了互不干扰回路。

3）合成系统 选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统。

在合成液压系统时要注意以下几点：防止油路间可能存在的相互干扰；系统应力求简单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统要安全可靠，力求控制油路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击；测压点分布合理等。

3.6液压原理图的拟定与设计

根据上述分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下：

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1－油箱 2－空气滤清器 3－液位计 4－吸油过滤器 5－液压泵 6－单向阀 7－压力表开关 8－压力表 9－通道体10－叠加式溢流阀

11－叠加式减压阀 12－叠加式双单向节流阀13－电磁换向阀 14－叠加式双液控单向阀 15－压力继电器 16－电动机

图3-1 液压系统的原理图 Fig.4-1 Hydraulic system diagram

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4 计算和选择液压元件

液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量选择标准件。

4.1 液压泵的选择

4.1.2 液压泵站组件的选择

液压泵站一般由液压泵组、油箱组件、过滤器组件和蓄能器组件等组成。根据系统的实际需要，本设计选择液压泵组、油箱组件、过滤器组件。液压泵组由液压泵，原动机，连轴器及管路附件等组成。油箱组件由油箱面板，空气滤清器，，液位显示计等组成。过滤器组将是保持工作介质清洁度必备的组将，可根据系统对介质清洁度的不同要求设置不同等级的粗过滤器，精过滤器等。

4.1.3 液压泵的计算与选择

液压泵的最大工作压力：

pp>=p1max＋??p （4－1）

其中 p1max——液压执行元件最大工作压力；

??p——液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。

初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取 ??p＝0.2Mpa～0.5Mpa；管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取??p＝0.5MPa～1.5MPa。

由上述选取??p＝0.5MPa，然后带入公式（4-1）计算得：

pp≥4.38+0.5＝4.88MPa

在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高20％－60％，所有最后算得的液压泵的额定压力应为：

4.88×（1+0.25）＝6.1MPa

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表4-1 液压泵的总效率

Tab.4-1 The total efficiency of hydraulic pumps

液压泵类型 总效率

齿轮泵 0.65～0.90

螺杆泵 0.70～0.85

叶片泵 0.55～0.85

柱塞泵 0.80～0.90

液压泵的流量qp按下式计算

qp＝K??q)max （4－2） 式中 K——考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取K＝1.1～1.3，

??q)max——同时工作的执行元件的最大总流量（4.116?3=12.348L/min）

本设计取泄漏系数为1.1，所以：

qp＝1.1×12.348＝13.583L/min

由液压元件产品样本查得CBN-E312齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为16MPa，公称排量V＝12 mL/rev，额定转速为1800r/min。现取泵的容积效率?v＝0.85，当选用转速n＝1400 r/min的驱动电机时，泵的流量为：

qp＝Vn?v

＝12 mL/rev×0.85×1400r/min×10?3 ＝14L/min

由前面的计算可知泵的最大功率出现在Ⅱ工位夹紧阶段，现取泵的总效率为

?p＝0.85，则：

Np＝

ppqp?p

3.06?106????10?3 ＝

60?0.85 ＝840W

选用电动机型号：Y90S—4B5型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min，额定功率为1.5kW。电动机与泵之间采用连轴器联结。

根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础。计

19

花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

算结果如下表所示：

表4-2Ⅰ工位夹紧缸的实际工况

Tab.4-2 The actual working conditions of the clamping cylinderⅠ

流量

工作阶段

速度 时间

/L?min?1

无杆腔

有杆腔

/m?s?1

/s

qA1q进1出＝q进A v1＝

2A t1?L2V 1夹紧

=

0.972?19.6q13.5

进＝0.972

=??????10?335?10?3 =1.41

60?13.5?10?4 =0.012 =0.012

=3

q进=qP3

q出=qA2进vL12＝

q进A t2?1V 2 =

14A 1松开

3 =4.67×13.5?3 =4.67

19.6

=

?????10?335?10 ＝3.21

60?19.6?10?4 =0.039 =0.039

＝1

表4-3Ⅱ工位夹紧缸的实际工况

Tab.4-3 The actual working conditions of the clamping cylinderⅡ

流量

速度 时间 工作阶段

/L?min?1

?1无杆腔

有杆腔

/m?s

/s

qA2进出＝q进A v1＝

q1A t1?L1V 1夹紧

q进＝6.03

=

6.03?4.898.04

?????10?325?10?3= =3.67

60?8.04?10?4 =0.125 =0.125

=0.2

qA1进=q进

v进2＝

q松开

A 2q出=qpA t2?L2V 2 =14×

8.04 =14

4.89 20

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

＝23.02

???10?325?10?3 = =

60?4.89?10?40.48 =0.48

＝0.05

上表中A1——油缸的工作腔面积； A2——油缸回油腔面积；

q进——进油缸流量； q出——出油缸流量； v1,v2——油缸的运动速度； t1,t2——油缸的运动时间。

4.2 液压控制阀的选择

4.2.1 选择依据

选择依据为：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等。

4.2.2 选择阀类元件应注意的问题

1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件；

2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取。选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求；

3)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%；

根据以上要求，现选定各类阀和组将的型号如表4-4所示：

21

花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

表4-4 各种液压元件的类型选择

Tab.4-4 Various types of hydraulic components of choice

序

名称

号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

吸油过滤器 单向阀 压力继电器 压力表 压力表开关 叠加式溢流阀 叠加式减压阀 叠加式单向阀 二位四通换向阀 叠加式单向节流阀 二位四通换向阀 叠加式单向节流阀 空气滤清器 液位计

量/L 14 14 — — 14 14 14 14 23.02 23.02 14 14 — —

/L?min

20 40 — — 21 35 35 35 80 35 80 35 — —

?1通过流额定流量额定压力 /MPa — 25 25 0～10 10 25 25 21 25 21 25 21 — —

额定压降

型号规格

/MPa — <0.1 — — — <0.12 <0.2 <0.1 <0.2 <0.15 <0.2 <0.15 — —

MF-02 CIT-03-A1 MJCS-02B-HH W-2-1/2-100-A1

GCT-02 MRF-02P-K1-20 MPR-02P-K1-02 MPC-02W-05-30 D5-02-3N2-D2 MTC-02W-K-I-20 D5-02-3N2-D2 MTC-02W-K-I-20

AB-1162 LS-3”

4.3 液压附件的计算和选择

4.3.1 确定管件的尺寸

表4-5 油管中的允许流速 Tab.4-5 Allow the pipeline flow

油液流经油管

吸油管

高压管

回油管

短管及局部收缩处

5－7

允许速度（m/s） 0.5－1.5 2．5－5 1.5－2.5

表4-6 安全系数 Tab.4-6 Safety Factor

管内最高工作压力

安全系数

<7 8

7－17.5 6

17.5 4

22

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

由表4-2和4-3 得知Ⅰ工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为3.21L/min和4.67L/min，Ⅱ工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为14L/min和23.02L/min，按照表4-5的推荐值取油管内油液的允许流速为4m/min，按计算公式：

d＝式中q——通过油管的最大流量；

V——油管中允许流速； d——油管内径。 将数值代入公式（4-3）得 Ⅰ工位夹紧液压缸：

4?4.67?10?3 d无＝ 60????4q （4－3） ?? ＝4.9mm

4?3.21?10?3 d有＝ 60???? ＝4.1mm Ⅱ工位夹紧液压缸：

4???????10?3d无＝ 60???? ＝11.1mm

4?14?10?3 d有＝ 60???? ＝8.6mm

根据JB827－66，同时考虑到制作方便，Ⅰ工位夹紧液压缸两根油管同时选用10×1（外径10mm，壁厚1mm）的10号冷拔无缝钢管。Ⅱ工位夹紧液压缸两根油管同时选用14×1（外径14mm，壁厚1mm）的10号冷拔无缝钢管。由机械设计手册查得管材的抗拉强度为412MPa，由表4-6取安全系数为8，按公式对管子的强度进行校核：

?≥

pdn （4－4） 2?b23

花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

式中 p——管内最高工作压力；

d——油管内径； n——安全系数；

?b——管材抗拉强度；

?——油管壁厚。

将数值代入公式（4-4）得：

pdn6.1?106?8?10?3?8?Ⅰ＝1mm≥=

2?b2?412?106 ＝0.5mm

pdn6.1?106????10?3?8?Ⅱ＝1mm≥=

2?b2?412?106 ＝0.7mm 所以选的管子壁厚安全。

其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。

4.3.2 确定油箱容积

油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。

油箱设计要点：

1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%；

2）吸箱管和回油管的间距应尽量大，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/3～3/4。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。吸油管可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热；

3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油； 4）注油器上应装滤网；

24

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

5）油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。

油箱的容积可以按照下列经验公式进行计算：

V＝?qp （4－5） 式中 V——油箱的有效容积/L；

qp——液压泵的总额定流量/L?min?1；

?——与系统压力有关的经验系数：低压系统取?=2～4，中压系统?=5～7，高压

系统取?=10～12，对对于行走机械取或经常间断作业的设备，系数取较小值；对于安装空间允许的固定机械，或需藉助油箱顶盖安装液压泵及电动机和液压阀集成装置时，系数可适当取较大值。

本设计取?=6，将数值代如公式（4-5）得： V＝6×14 ＝84 L

5 液压系统性能验算

5.1液压系统压力损失验算

由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。

5.1.1Ⅰ工位夹紧缸的压力损失验算

在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电磁换向阀，叠加式双单向节流阀，。所以进油路上的压力损失为

??pv＝?(p压降?Q实Q额) （5－1）

22222720.?9720?.972?0.97??0.9????0.1???0.2??0.?1?0.15????????40803535???????? 2119.6?1.4?50.1???0.1???13.5?35? =0.0009MPa 式中 ??pv——总的压力损失；

25

花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

P压降——各种阀的压降； Q实——流经阀的设计流量； Q额——阀的额定流量。

在油缸松开时，退油路上的压力损失为

??pv＝?(p压降?Q实Q额)）

222

?4.67??4.67??4.67??4.67??0.1???0.2??0.1??0.15????????40803535????????2?0.15?0.1???4.67?13.5??35??19.62

＝0.0097MPa

由此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求。因为Ⅱ工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的。如下所示

在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠加式双单项节流阀。进油路上的压力损失为：

??pv＝?(p压降?Q实Q额2)

222

?6.03??6.03??6.03??6.03??0.1???0.12??0.2??0.2?????????40??35??35??80??6.03??3.67?4.890.15??0.15?????35??35?8.0422

=0.017MPa

在油缸松开时，退油路上的压力损失为：

??pv＝?(p压降?Q实Q额2)

222?14??14??14??14??0.1????0.12????0.2????0.2????40??35??35??80??14??23.02?8.040.15???0.15???3535????4.89＝0.2Mpa

22

26

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

由此看出各种阀同样满足使用要求。

5.2 估算系统效率

由表4-2和4-3可以看出，本液压系统在整个工作循环过程中，液压缸夹紧是主要的工作过程，所以系统效率、发热和温升等可一概用夹紧时的数值计算。

系统效率的计算公式为： ?p1q1c＝pq pp式中 p1——执行元件的负载压力；

q1——执行元件的负载流量； pp——液压泵的供油压力； qp——液压泵的供油流量。

Ⅰ工位夹紧缸夹紧时，将数值代如公式（5-2）得：

4.38???????10?3??106c＝60?4.88?14?106??3/60 ＝0.06

Ⅱ工位夹紧缸夹紧时，将数值代入公式（5-2）得：

6.03?3.06?10?3?106?c＝60?4.88?14?106??3/60 ＝0.27

系统在一个完整的循环周期内的平均回路效率可按下式计算： ?i?tic＝??cT 式中 ?c—— 一个周期的平均回路效率； ?ci——各工作阶段的液压回路效率；

ti——各个工作阶段的持续时间； T——一个完整循环的时间。

5－2）5－3）27

（ （

花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

分别将Ⅰ、Ⅱ工位夹紧缸夹紧时的数值代入公式（5-3）得： ?c＝

0.06?3?0.27?0.2

3.2 ＝0.073

则系统的总效率为：

?＝?p?c?a （5－4）

式中 ?p——液压泵的总效率，取0.85；

?c——液压回路的效率；

?a——液压执行元件的总效率，取0.95。

所以：

?＝0.85×0.95×0.073 ＝0.06

本系统的效率是0.06。

整个系统的效率很低，主要是由于溢流损失和节流损失造成的。

5.3 系统的发热和温升

液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失都将转化为热量，是系统的油温升高，产生一系列不良的影响。为此，必须对系统进行发热和温升计算，以便对系统温升进行控制。可按下式估算系统的发热能量：

H＝Npi（1－?） （5－5） 式中 H——系统产生的热量；

Npi——液压泵的输入功率。

将数值代入公式（5-5）得：

4.897?106?14?10360 H＝?1?0.06?

0.85 ＝1264w

表5-1各种机械允许油温

Tab.5-1 The allowing temperature of the Machinery

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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

??液压设备类型 数控机床 一般机床 机车车辆 船舶 冶金机械、液压机 工程机械、矿山机械

正常工作温度/C

30～50 30～55 40～60 30～60 407～0 50～80

最高允许温度/C

55～70 55～70 70～80 80～90 60～90 70～90

液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般滤去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量H0可按下式计算：

H0＝KA?? （5－6） 式中 K——散热系数（W/m??C），计算时可选用推荐值：通风很差K＝8；通风良好 K

＝14－20；风扇冷却时，K＝20－25；用循环水冷却时，K＝110－175；

A——油箱散热面积； ??——系统温升。

当系统产生的热量H等于其散发出去的热量时，系统达到平衡，此时： ??＝H/KA

当六面体油箱长、宽、高比例为1：1：1－1：2：3 且液面高度是油箱高度的0.8倍时，其散热面积的近似计算公式为：

A=0.0563V2 所以可以导出：

??＝式中 V——油箱的有效容量。

取散热系数K=15，将数值代入公式（5-7）得： ??＝126415?0.065?3?84?2H0.056 V32 （5－7）

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花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

＝67.6?C

此温升超过了许用范围，??＝30?C－50?C，增大油箱面积，取V＝8×14＝112L，并且取系数K=20Wm??C，重新带入数值计算得：

??＝126420?0.065?11232

＝41.8?C

所以满足了许用温升要求。至此，系统校核完毕，从整个过程来看，此设计满足使用需求。

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6 液压动力源装置的设计

液压动力源（即液压泵站）是多种元、附件组合而成的整体。是为一个或几个系统存放一定清洁度的工作介质，并输出一定压力、流量的液体动力，兼作整体式液压站安放液压控制装置基座的整体装置。，液压动力源是整个液压系统或液压站的一个重要部件，其设计质量的优劣，对液压设备性能关系很大。

6.1 液压泵站的结构形式

液压泵站上泵组的布置方式分成上置式和非上置式。泵组置于油箱上的上置式液压泵站中，采用立式电动机并将液压泵置于油箱之内时，称为立式（图6-1）；采用卧式电动机时称为卧式（图6-2）。非上置式液压泵站中，泵组与油箱并列布置的为旁置式（图6-3）；泵组置于油箱下面时为下置式（图6-4）；

图6-1 图6-2 Fig.6-1 Fig.6-2

图6-3 图6-4 Fig.6-1 Fig.6-1

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花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

按泵组流量特性分为定量型和变量型；按泵组驱动方式分为电动型、机动型和手动型。 本设计采用上置式液压动力源，即泵组布置在油箱之上的动力源，当电动机卧式安装，液压泵置于油箱之上时，称为卧式液压动力源。当电动机立式安装，液压泵置于油箱内时，称为立式液压动力源。上置式液压动力源站地面积小，结构紧凑，液压泵置于油箱内的立式安装动力源，噪声低且便于收集漏油。这种结构在中、小功率液压站中被广泛采用。本次设计即采用这种结构。当采用卧式动力源时，由于液压泵置于油箱之上，必须注意各类液压泵的吸油高度，以防液压泵进油口产生过大的真空度，造成吸空或气穴现象。而立式安装的动力源则可避免这种情况的发生。

7 液压装置的总体配置

液压装置按其总体配置分为分散配置型和集中配置型两种主要结构类型。 集中配置型液压装置通常是将系统的执行器安放在主机上，而将液压泵及其驱动电机、辅助元件等独立安装在主机之外，即集中设置所谓液压站。

液压站按控制装置位置和液压站功能分为动力型和复合型。其中复合型又分为整体式和分离式；按液压站规模分为单机型、机组型和中央型；按通用化程度分为专用型和通用型。本次设计采用复合型整体液压站设计。

复合型液压站是将系统中液压泵及其驱动电机、油箱及其附件、液压控制装置及其他辅助元件等均安装在主机之外，系统的执行器仍然安装在主机上。复合型液压站不仅具有向执行器提供液压动力的功能，同时还兼具控制调节功能。按照液压控制装置是否安装在液压泵站上，此种液压站又可进一步分为整体式液压站和分离式液压站。整体式液压站是将液压控制装置及蓄能器等均安装在液压泵站上；而分离式液压站则是将液压泵及其驱动电动机和油箱及其附件、液压控制装置和蓄能器等分装成液压泵站、液压阀站和蓄能器站等几部分。

液压站的优点是外形整齐美观，便于安装维护，便于采集和检测电液信号以利于自动化，可以隔离液压系统震动、发热等对主机精度的影响。

7.1液压控制阀的块式集成

集成式配置：目前液压系统大多数都采用集成形式。它是将液压阀件安装在集成块上，集成块一方面起安装底板作用，另一方面起内部油路作用。这种配置具有可简化设计；设

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计灵活、更改方便；易于加工、专业化程度高；结构紧凑、装配维护方便；系统运行效率较高的特点。

块式集成的主要缺点是集成块的孔系设计和加工容易出错，需要一定的设计和制造经验。

7.2集成块设计

1）块体结构 集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。通常其四周除1面安装通向液压执行器（液压缸或液压马达）的管接头外，其余3面安装标准的板式液压阀及少量的叠加阀或插装阀，这些阀之间的油路联系由油路块内部的通道孔实现，块的上下两面为块间叠积结合面。 比较简单的液压系统，其阀件较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，控制阀较多，就要采取多个集成块叠积的形式。

如果系统为比较复杂的液压系统，各种阀可安装在相互叠积的集成块上，上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4个用以叠积紧固的螺栓孔。

P孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔P，作为供给各单元回路压力油的公用油源。

T孔，各单元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。 L孔，各液压阀的泄漏油，统一通过公用泄漏油孔流回油箱。

2）集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要求满足阀件的安装，孔道布置及其他工艺要求。为减少工艺孔，缩短孔道长度，阀的安装位置经仔细考虑，使相通油孔尽量在同一竖直面上，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通道。

各通油孔的内径要满足允许流速的要求，具体参照管径的大小确定孔径，与阀直接相通的孔径应等于所装阀的油孔通径。

集成块设计应注意几个方面： a阀的选型安装尺寸；

b 整机的结构及管路的布局，应按美观、管路弯道少、管路顺畅的原则选择 阀板上的接管的位置；

c 根据a、b两点进入阀体的具体设计；

d 设计时应注意压力孔壁厚的选择，实际情况依压力情况及阀板材料而定；

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花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

e 另外要注意钻阀板时工艺要求，例如细长孔钻头的偏摆误差等； f 阀板阀的安装面粗糙度要求及相交孔毛刺清除等；

g 接头孔间距要求以防两接头干涉等现象均是设计阀板时应注意的。

对于中低压系统，油孔之间的壁厚δ，不得小于5mm，高压系统应更大些。本系统属于中低压系统，δ不得小于5mm。

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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

8 液压系统的污染控制

统计资料表明，液压系统的故障约有80%以上是因为液压油液污染所造成，所以液压站中的污染控制十分重要。

8.1污染物的形态和来源

在液压系统的工作油液中，凡是油液成分以外的任何物质都认为是污染物。油液中的污染物主要有固体颗粒物、水、空气、微生物、各种化学物质以及系统中以能量形式存在的静电、热能、放射能及磁场。

污染物的主要来源有以下3个方面： 1）系统内部残留

如液压元件、油路块、管道加工和液压系统组装过程中未清除干净而残留的型砂、金属切削、焊渣、尘埃、锈蚀物和清洗溶剂等。

2）系统外界侵入

如通过油箱呼吸孔和液压缸活塞杆侵入的固体颗粒物和水分，以及注油和维修过程中带入的污染物等。

3）系统内部生成

如各类元件磨损产生的磨粒和油液氧化及分解产生的有害化学物质等。

8.2油液污染对液压系统的危害

不同的污染途径和污染物形态对液压系统造成的具体危害不尽相同。

1）颗粒污染物堵塞和淤积，引起元件故障

油液中各种颗粒污染物在滑阀间隙逐渐淤积会引起滑阀卡阻故障；会使液压元件中的阻尼小孔或节流小孔堵塞造成元件作用失灵等。颗粒污染物堵塞和淤积，会破坏油液缸的活塞组件间的密封，使高低压腔串腔破坏速度稳定性或出现爬行及振动等等。

2）加剧磨损，导致元件性能衰降

污染引起的磨损有固体颗粒磨损、腐蚀磨损和气蚀磨损等3种。而固体颗粒磨损是污染磨损的主要形式，其中包括切削磨损、疲劳磨损、粘滞磨损和冲蚀磨损。

污染磨损是导致元件性能衰降的主要原因。 3）加速油液性能劣化

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花小涵: 铣床夹紧装置液压系统设计

液压系统油液的污染还会导致油液本身物理化学性能的劣化。

8.3污染控制措施

针对不同的污染物来源要采取不同的措施。对于加工、组装过程中的系统内部残留污染物，主要靠清洗和冲洗加以清除，同时要从设计方面消除那些不利于清洗和冲洗的因素。对于外界侵入污染物，主要是加强防护。而对于工作中生成的污染物，主要靠过滤与分离加以清除。

表8-1 控制污染的措施

Tab.8-1 The measure of pollution control

污染来源 控制措施 液压元件制造过程中要加强各工序之间的清洗、去毛刺，装配液压元件前要认真清洗零件。加强出厂试验和包装环节的污染控制，保证元件出厂时的清洁度并防止在运输和储存中被污染 残留污染物 装配液压系统之前要对油箱、管路、接头等彻底清洗，未能及时装配的管子要加护盖密封 在清洁的环境中用清洁的方法装配系统 在试车之前要冲洗系统。暂时拆掉的精密元件及伺服阀用冲洗盖板代之。与系统连接之前要保证管路及执行元件内部清洁 从油桶向油箱注油或从中放油时都要经过过滤装置过滤 保证油桶或油箱的有效密封 从油桶取油之前先清除桶盖周围的污染物 加入油箱的油液要按规定过滤。加油所用器具要先行清洗 系统漏油未经过滤不得返回油箱 与大气相通的油箱必须装有空气过滤器，通气量要与机器的工作环境与系侵入污染物 统流量相适应。要保证过滤器安装正确和固定紧密。污染严重的环境可考虑采用加压式油箱或呼吸袋 防止空气进行系统，尤其是经泵吸油管进入系统。在负压区或泵吸油管的接口处应保证气密性。所有管端必须低于油箱最低液面。泵吸油管应该足够低，以防止在低液面时空气经旋涡进入泵 防止冷却器或其他水源的水漏进系统 维修时应严格执行清洁操作规程 要在系统的适当部位设置具有一定过滤精度和一定纳污容量的过滤器，并在使用中经常检查与维护，及时清洗或更换滤芯 使液压系统远离或隔绝高温热源。设计时应使油温保持在最佳值，需要时生成污染物 设置冷却器 发现系统污染度超过规定时，要查明原因，及时消除 单靠系统在线过滤器无法净化污染严重的油液时，可使用便携式过滤装置进行系统外循环过滤 36

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）

定期取油样分析，以确定污染物的种类，针对污染物确定需要对哪些因素加强控制 定期清洗油箱，要彻底清理掉油箱中所有残留的污染物 基于上述原因，除了在液压系统动力源装置设计中，在有关管路或元件前设置过滤器、在油箱顶盖设置通气过滤器外，还应在各连接面间采取适当的密封措施。对于工作在高粉尘环境下的液压装置，建议在液压站上加设防尘器（罩）；对于大型冶金设备的中央型液压装置，建议将液压站安放在专门的地下室内，以防止污物侵入。

8.4油液的过滤

在防止污染物侵入油液的基础上，对系统残留和生成的污染物进行强制性清除非常重要。而对油液进行过滤是清除油液中污杂物最有效的方法。过滤器可根据系统和元件的要求，可分别安装在系统不同位置上，如泵吸油管、压力油管、回油管、伺服阀的进油口及系统循环冷却支路上。控制油液中颗粒污染物的数量，是确保系统性能可靠、工作稳定，延长使用寿命最有效的措施，选择过滤器时，需考虑以下几个方面的问题： 1）过滤精度应保证系统油液能达到所需的污染度等级； 2）油液通过过滤器所引起的压力损失应尽可能小； 3）过滤器应具有一定纳污容量，防止频繁更换滤芯。

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9 液压系统泄漏控制与密封

9.1泄漏及其危害

液压装置的油液，如果由于某种原因越过了边界，流至其不应去的其他容腔或系统外部，称为泄漏。从元件的高压腔流到低压腔的泄露称为内泄漏，从元件或管路中流到外部的泄漏为外泄漏。按照泄漏机理不同，有缝隙泄漏、多孔隙泄漏、粘附泄漏和动力泄漏等多种形式。泄露是长期以来影响和制约液压技术使用、声誉和发展的重要问题。因为泄露不仅浪费油液，污染环境，而且会降低系统的容积效率，影响系统的正常工作。

液压系统外泄漏的主要部位及原因：

1）管接头和油塞，管接头漏油大多数发生在集成块、阀底板、管式元件等与管接头联接部位上，当管接头采用公制螺纹连接，螺孔中心线不垂直密封平面，即螺孔的几何精度和加工尺寸精度不符合要求时，会造成组合垫圈密封不严而泄漏。锥管螺纹连接时螺纹与螺堵之间不能完全吻合极易漏油。以上两种情况一旦发生很难根治，只能借助液态密封胶或聚四氟乙烯生料带进行填充密封；

2）板式阀、叠加阀等接合面间的漏油主要是：与O形圈安装面磕碰、划伤、安装螺钉长、强度不够，都会产生漏油。解决办法：针对以上问题分别进行处理；

3）造成液压缸漏油的原因较多，如活塞杆表面粘附粉尘泥水、盐雾、表面磕碰伤、偏载等原因都会造成密封损伤、失效引起漏油。解决的办法尽量不要使液压缸承受偏载，经常擦除活塞杆上的粉尘，注意避免磕碰、划伤，搞好液压油的清洁度管理；

4）温升发热造成较严重的泄漏现象，可使油液粘度下降或变质，使内泄漏增大；温度继续增高，会造成密封材料受热后膨胀增大摩擦力，使磨损加快，使轴向转动或滑动部位很快产生泄漏。O形圈膨胀和变形造成热老化，冷却后不能恢复原状，失去弹性而失效，逐渐产生渗漏；

定期检查、定期维护、及时处理是防止泄漏、减少故障最基本保障。

9.2 液压系统防漏与治漏的主要措施

1）尽量减少油路管接头及法兰的数量，在设计中广泛选用叠加阀、插装阀、板式阀，采用集成块组合的形式，减少管路泄漏点，是防漏的有效措施之一；

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2）将液压系统中的液压阀台安装在与执行元件较近的地方，可以大大缩短液压管路的总长度，从而减少管接头的数量；

3）液压冲击和机械振动直接或间接地影响系统，造成管路接头松动，产生泄漏。液压冲击往往是由于快速换向所造成的。因此在工况允许的情况下，尽量延长换向时间，即阀芯上设有缓冲槽、缓冲锥体结构或在阀内装有延长换向时间的控制阀。液压系统应远离外界振源，管路应合理设置管夹，泵源可采用减振器，高压胶管、补偿接管或装上脉动吸收器来消除压力脉动，减少振动；

4）定期检查、定期维护、及时处理是防止泄漏、减少故障最基本保障。

9.3液压装置泄漏控制的基本准则

1）正确设计

a 根据对主机的工作要求和工作环境等，正确、合理地设计液压系统和液压装置，采取必要的防漏措施、增设必要的防漏结构；

b 尽量选用密封性好的液压元件并尽量减少管件等连接部位的数量；

c 正确选用密封装置及合适的密封件及密封件材料。密封部位的沟、槽、面的加工尺寸和精度、粗糙度应严格符合有关规范要求；

d 正确选用管接头、管材和连接螺纹； e 合理布置液压管路系统；

f 根据液压系统的环境温度及工况，合理选择温控装置； g 采取必要的放冲击、振动和噪声措施。 2）正确加工和装配

a 油路块上液压阀的安装面应平直；密封沟槽的密封面要精加工，杜绝径向划痕。液压阀与油路块的连接及油路块间的连接预紧力应足以防止表面分离；

b 正确制定液压装置的装配工艺文件，并严格按装配工艺执行； c 保持液压元件及附件、密封件和管件的清洁； d 不宜将各街头拧的过紧； e 避免在装配过程中损坏密封件；

f 系统装配完毕，要试车检查，观察系统各部位有无泄露； g 正确维护保养；

h 保持系统清洁，防止系统污染；

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I 液压系统中的过滤器堵塞后要及时清洗或更换滤心；

j 维修液压系统、拆修液压元件时，应保持维修部位的清洁。维修完毕后，各连接部位应紧固牢靠。

9.4 密封装置的选择

通过上述要求和要点以及本次所设计液压站的特点，选择O型密封圈作为本液压站的主要密封装置。O型密封圈是一种截面为圆形的橡胶圈，其材料主要为丁氰橡胶或氟橡胶。O型密封圈是液压与气压传动系统使用最广泛的一种密封件。它主要用于静密封和往复运动密封。其使用速度范围以便为0.005～0.3m/s。 O型密封圈与其他形式密封圈比较，具有以下优点： 1）结构小巧；

2）静、动密封均可使用； 3）动摩擦阻力比较小；

4）使用单件O型密封圈，可对两个方向起密封作用； 5）价格低廉。

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