数控铣床夹紧装置液压系统设计-毕设论文.doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）
数控铣床夹紧装置液压系统设计
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。

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。
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；
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。

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，）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工位夹紧缸夹紧→Ⅰ工位夹紧缸松开→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

工况
行程
/mm
速度

时间
/
运动部件重力
G/N
负载
/N
启动、制动时间

Ⅰ工位夹紧缸
夹紧
35
0.012

2450
5000
0.05
3
松开
0.035

—
1
Ⅱ工位夹紧缸
夹紧
25
0.125

1500
2000
0.05
0.2
松开
0.25

—
0.1
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：

=2450/9.81×0.012/0.05
=59N
松开：

=2450/9.81×0.035/0.05
=175N
静摩擦负载

=0.2×（2450+0）
= 490N
动摩擦负载

=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：

=1500/9.81×0.125/0.05
=382N
松开：

=1500/9.81×0.25/0.05
=765
静摩擦负载

=0.2×（1500+0）
= 300N
动摩擦负载

=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2-2所示
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

490
加速

304
夹紧

5245
反向启动

490
加速

420
松开

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

300
加速

532
夹紧

2150
工况
负载组成
外负载F/N
反向启动

300
加速

915
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
10-20
20-30
30-50
>50
系统压力/MPa
<0.8-1
1.6-2
2.5-3
3-4
4-5
>5-7
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
设计压力/MPa
机床
精加工机床
0.8～2
半精加工机床
3～5
龙门刨床
2～8
拉床
8～10
农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构
10～16
液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械
20～32
地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等
25～100
本设计根据主机类型是数控铣床，初步选择系统压力为4MPa。
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0.2

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

背压力(MPa)

中低压系统
简单系统和和一般轻栽节流调速系统
0.20.5
回油带背压阀
调整压力一般为0.51.5
回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时
0.5
设补油泵的闭式系统
0.81.5
高压系统

初算是可忽略不计
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：
（2－1）
公式中 ——液压缸无杆腔的有效面积；
——液压缸有杆腔的有效面积；
——液压缸的最大负载力；
——液压缸的机械效率（一般取0.9-0.97）本设计取0.95；
——液压缸工作腔压力；
——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，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
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。

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：

=19.6
有杆腔实际有效面积为：

=13.5
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：

则有

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）
则液压缸无杆腔实际有效面积为：

=8.04
有杆腔实际有效面积为：

=4.89
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
工作阶段
计算公式
负载
/N
回油腔压力
/MPa
工作腔压力
/MPa
输入流量
Q
输入功率
/w
启动

490
—
0.98
—
—
加速
304
0.2
0.53
—
—
夹紧
5245
0.2
4.38
0.972
70..96
反向启动

490
—
0.40
—
—
加速
420
0.2
0.30
—
—
松开
245
0.2
0.27
4.116
18.52

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
工作阶段
计算公式
负载
/N
回油腔压力
/MPa
工作腔压力
/MPa
输入流量
Q
输入功率
/w
启动

300
—
0.39
—
—
加速
532
0.2
0.44
—
—
夹紧
2150
0.2
3.06
6.03
307.53
反向启动

300
—
0.65
—
—
加速
915
0.2
0.85
—
—
松开
150
0.2
0.65
4.116
79.46

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
开式
闭式
散热
条件

较方便，但是油箱较大

较复杂，需要用辅泵来换油冷却
抗污
染性
较差，但可采用压力油
箱或者油箱呼吸器来改善

较好，但是油液过滤要求较高
系统
效率
管路压力损失较大，用节
流调速时效率低

管路腰里损失较小，容积调速时效率较高
限速
制动
形式
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
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
其他
对泵的自吸性能要求高
对主泵的自吸性能要求低
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。

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
节流调速
容积调速回路
容积节流调速回路
简式节流调速系统
带压力补偿阀的节流调速系统

变量泵 定量马达

流量适应

功率适应
进油节流及回油节流
旁路节流
调速阀在进油路
调速阀在旁油路及溢流节流调速回路
负载

速度刚度
差
很差
好
较好
好
特性
承载能力
好
较差
好
较好
好
调速范围
大
小
大
较大
大
功率特性
效率
低
较低
低
较低
最高
较高
高
发热
大
较大
大
较大
最小
较小
小
成本
低
较低
高

最高

适用范围
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
大功率高速中高压系统
负载变化小，速度刚度要大的中小功率，中压系统
负载变化大速度刚度较大的中高压系统
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。
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：

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
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：
>=＋ （4－1）
其中 ——液压执行元件最大工作压力；
——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 ＝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＝0.5MPa～1.5MPa。
由上述选取＝0.5MPa，然后带入公式（4-1）计算得：
≥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

表4-1 液压泵的总效率
Tab.4-1 The total efficiency of hydraulic pumps
液压泵类型
齿轮泵
螺杆泵
叶片泵
柱塞泵
总效率
0.65～0.90
0.70～0.85
0.55～0.85
0.80～0.90
液压泵的流量按下式计算
＝K （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，
——同时工作的执行元件的最大总流量（4.1163=12.348L/min）
本设计取泄漏系数为1.1，所以：
＝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＝0.85，当选用转速n＝1400 r/min的驱动电机时，泵的流量为：
＝Vn
＝12 mL/rev×0.85×1400r/min×
＝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 ＝0.85，则：
＝
＝
＝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
工作阶段

流量
/
速度
/
时间
/s
无杆腔
有杆腔
夹紧
＝
=
=1.41
＝0.972
＝
=
=0.012

=
=3
松开
=
=
=4.67
=
=4.67×
＝3.21
＝
=
=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
工作阶段
流量
/
速度
/
时间
/s
无杆腔
有杆腔
夹紧
＝6.03
＝
=
=3.67
＝
=
=0.125

=
=0.2
松开
=
=14×
＝23.02
=
=14
＝
=

=0.48

=
＝0.05
上表中——油缸的工作腔面积；
——油缸回油腔面积；
——进油缸流量；
——出油缸流量；
——油缸的运动速度；
——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：

表4-4 各种液压元件的类型选择
Tab.4-4 Various types of hydraulic components of choice
序号
名称
通过流量/L
额定流量/
额定压力
/MPa
额定压降
/MPa
型号规格
1
吸油过滤器
14
20
—
—
MF-02
2
单向阀
14
40
25
<0.1
CIT-03-A1
3
压力继电器
—
—
25
—
MJCS-02B-HH
4
压力表
—
—
0～10
—
W-2-1/2-100-A1
5
压力表开关
14
21
10
—
GCT-02
6
叠加式溢流阀
14
35
25
<0.12
MRF-02P-K1-20
7
叠加式减压阀
14
35
25
<0.2
MPR-02P-K1-02
8
叠加式单向阀
14
35
21
<0.1
MPC-02W-05-30
9
二位四通换向阀
23.02
80
25
<0.2
D5-02-3N2-D2
10
叠加式单向节流阀
23.02
35
21
<0.15
MTC-02W-K-I-20
11
二位四通换向阀
14
80
25
<0.2
D5-02-3N2-D2
12
叠加式单向节流阀
14
35
21
<0.15
MTC-02W-K-I-20
13
空气滤清器
—
—
—
—
AB-1162
14
液位计
—
—
—
—
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
油液流经油管
吸油管
高压管
回油管
短管及局部收缩处
允许速度（m/s）
0.5－1.5
2．5－5
1.5－2.5
5－7
表4-6 安全系数
管内最高工作压力
<7
7－17.5
17.5
安全系数
8
6
4
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＝ （4－3）
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：
＝
＝4.9mm
＝
＝4.1mm
Ⅱ工位夹紧液压缸：
＝
＝11.1mm
＝
＝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：
≥ （4－4）
式中 p——管内最高工作压力；
d——油管内径；
n——安全系数；
——管材抗拉强度；
——油管壁厚。
将数值代入公式（4-4）得：
＝1mm≥=
＝0.5mm
＝1mm≥=
＝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；
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＝ （4－5）
式中 V——油箱的有效容积/L；
——液压泵的总额定流量/；
——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