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目錄
緒論 1
1．計(jì)算下油缸的外負(fù)載 3
1.1工作負(fù)載 4
1.2 計(jì)算摩擦負(fù)載 4
1.3 計(jì)算慣性負(fù)載 5
2. 繪制負(fù)載圖和速度圖 6
3. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 8
3.1 初選液壓缸的工作壓力 8
3.2計(jì)算液壓缸的尺寸。 8
3.3 計(jì)算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率 9
3.4 繪制液壓缸的工況圖 9
4.計(jì)算上油缸的外負(fù)載 11
4.1工作負(fù)載 12
4.2.計(jì)算摩擦負(fù)載 12
4.3 計(jì)算慣性負(fù)載 13
5. 繪制負(fù)載圖和速度圖 14
6. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 15
6.1 初選液壓缸的工作壓力 15
6.2.計(jì)算液壓缸的尺寸。 16
6.3 計(jì)算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率 17
6.4 繪制液壓缸的工況圖 17
7.液壓系統(tǒng)圖的擬定。 20
7.1調(diào)整方式的選擇 20
7.2快速回路和速度換接方式的選擇 20
7.3速度換接回路 20
7.4 液壓系統(tǒng)的組合 20
8. 選擇液壓元件 21
8.1 選擇液壓泵和電機(jī) 21
8.2選擇閥類元件及輔助元件 23
8.3確定管道尺寸 23
8.4確定油箱容積 24
9，管路系統(tǒng)壓力損失的驗(yàn)算。 24
9.1壓力損失及調(diào)定壓力的確定 24
9.1沿程壓力損失 24
9.2局部壓力損失 25
9.3壓力閥的調(diào)定值 26
10. 系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 26
設(shè)計(jì)小結(jié) 27
參考文獻(xiàn) 28
致 謝 29
-
緒論
液壓傳動(dòng)的優(yōu)，缺點(diǎn)及在機(jī)床上的應(yīng)用：
液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中的傳動(dòng)介質(zhì)是油，油本身的物理特性使液壓傳動(dòng)與機(jī)械傳動(dòng)，電氣傳動(dòng)，氣壓傳動(dòng)相比，具有以下特點(diǎn)：
（1）能方便的實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速，調(diào)速范圍大。在液壓傳動(dòng)中，可以在工作時(shí)進(jìn)行無(wú)級(jí)調(diào)速，調(diào)速方便且范圍大，可達(dá)100：1~200：1。
（2）運(yùn)動(dòng)傳遞平穩(wěn)，均勻。液壓傳動(dòng)中的工作介質(zhì)為液體，是無(wú)間隙傳動(dòng)且有吸振的能力，使液壓傳動(dòng)工作平穩(wěn)，均勻，不像機(jī)械傳動(dòng)裝置，由于加工和裝備誤差總會(huì)存在傳動(dòng)間隙，從而會(huì)引起震動(dòng)和沖擊。
（3）易于獲得很大的力或力矩。液壓傳動(dòng)的工作壓力較高（可達(dá)350Pa甚至更高），液壓缸或液壓馬達(dá)的有效承壓面積亦可取得較大，因此可獲得很大的力或力矩。
（4）單位功率的重量輕，體積小，結(jié)構(gòu)緊湊，反應(yīng)靈敏。在同等功率的情況下，液壓泵或液壓馬達(dá)的重量為一般電機(jī)10%~20%，外形尺寸為電機(jī)的15%左右。液壓馬達(dá)的運(yùn)動(dòng)慣量不能超過(guò)同等功率電機(jī)的10%，啟動(dòng)中等功率的一般電動(dòng)機(jī)需要1.2 s，而啟動(dòng)同功率的液壓馬達(dá)時(shí)間不超過(guò)0.1 s。液壓傳動(dòng)反應(yīng)靈敏，易于平穩(wěn)的實(shí)現(xiàn)頻繁的啟、停、換向或變速。
（5）易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化。液壓傳動(dòng)的控制、調(diào)節(jié)比較簡(jiǎn)單，操縱比較方便、省力，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化。當(dāng)與電氣或氣壓傳動(dòng)傳動(dòng)相配合使用時(shí)，更能實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離操縱和自動(dòng)控制。
（6）易于實(shí)現(xiàn)過(guò)載保護(hù)，工作可靠。在液壓傳動(dòng)中，作為工作介質(zhì)的油液壓力很容易由壓力控制元件來(lái)控制。只要設(shè)法控制油液壓力在規(guī)定限度就可達(dá)到防止過(guò)載及避免事故的目的，使工作可靠。
（7）自動(dòng)潤(rùn)滑，元件壽命長(zhǎng)。液壓元件相對(duì)運(yùn)動(dòng)的表面因有液壓油，能自行潤(rùn)滑，所以使用壽命較長(zhǎng)。
（8）液壓元件易于實(shí)現(xiàn)通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化，便于設(shè)計(jì)、制造和推廣使用。
液壓傳動(dòng)的主要缺點(diǎn)：
（9）液壓傳動(dòng)以液體作為工作介質(zhì)，在相對(duì)運(yùn)動(dòng)的表面間無(wú)法避免泄露，再加上液體具有微小的壓縮性及油管產(chǎn)生彈性變形等原因，使液壓傳動(dòng)不能實(shí)現(xiàn)嚴(yán)格的定比傳動(dòng)。泄露使液壓系統(tǒng)能量損失增加，效率降低；泄露造成油液的浪費(fèi)，污染周圍環(huán)境。
（10）溫度對(duì)液壓系統(tǒng)的工作性能影響較大。液體的黏度和溫度有密切關(guān)系，當(dāng)黏度因溫度的變化而變化時(shí)，將直接影響液壓系統(tǒng)的泄漏、液壓損失和通過(guò)節(jié)流的流量等。故一般的液壓系統(tǒng)不宜用于高溫或低溫的條件下。
（11）傳動(dòng)效率較低。液壓傳動(dòng)在能量轉(zhuǎn)換及傳動(dòng)過(guò)程中存在著機(jī)械摩擦損失、壓力損失和泄露損失，傳動(dòng)效率往往較低。這一缺點(diǎn)，使液壓傳動(dòng)在大功率系統(tǒng)中的使用受到限制，也不宜作遠(yuǎn)距離傳動(dòng)。
（12）空氣混入液壓系統(tǒng)后引起工作不良，如發(fā)生振動(dòng)、爬行、噪聲等，因此，必須采取措施防止空氣滲入。
（13）為了防止泄露以及滿足某些性能上的要求，液壓元件的制造精度要求高，使成本增加。
（14）液壓設(shè)備故障原因不易查找。液壓傳動(dòng)的大部分故障都是由于油液不
（15）所造成的，因此要求工作液體清潔、無(wú)雜質(zhì)。液壓傳動(dòng)中的工作液體一般為各種礦物油，經(jīng)過(guò)一段時(shí)間的使用后會(huì)變質(zhì)，并可能混入鐵屑、塵埃等雜物，油液在壓力狀況下通過(guò)液壓泵及控制閥的縫隙，分子鏈被剪斷，黏度會(huì)逐步下降，因此必須定期換油。液壓傳動(dòng)中的各種元件和工作液體都在封閉的油路內(nèi)工作，故障原因一般較難查找。
總的說(shuō)來(lái)，液壓傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)較多，隨著生產(chǎn)的發(fā)展，缺點(diǎn)正在逐步加以克服，因此液壓傳動(dòng)有著廣闊的發(fā)展前途。
本設(shè)計(jì)根據(jù)液壓系統(tǒng)的特點(diǎn)，選取機(jī)座水壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)過(guò)程為例，用以闡述其應(yīng)用與設(shè)計(jì)過(guò)程事項(xiàng)。
機(jī)座水壓機(jī)的液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
某廠自制一臺(tái)機(jī)座水壓機(jī)進(jìn)行水壓試驗(yàn)，要求驅(qū)動(dòng)上的液壓完成對(duì)兩個(gè)液壓缸的驅(qū)動(dòng)，其工況要求：
（1）工作性能和動(dòng)作循環(huán)：該系統(tǒng)由上下兩個(gè)液壓缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)對(duì)工件的夾緊，首先有下缸升起起，將工件托起，然后上缸下行將工件夾緊。上下缸的工作循環(huán)為快進(jìn)，慢進(jìn)，保壓，快退，原位停止。
（2）動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)：下缸完成對(duì)工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力為。托板的重量為。保壓時(shí)水壓系統(tǒng)的壓力是。其快速上升的行程是速度工進(jìn)的行程是 ，速度，其快退的行程是，速度。上缸完成對(duì)工件夾緊，托板的重量為。保壓時(shí)水壓系統(tǒng)的壓力是。其快速上升的行程是速度工進(jìn)的行程是 ，速度，其快退的行程是，速度。
（3）自動(dòng)化程度：采用液壓與電氣配合，實(shí)現(xiàn)工作自動(dòng)循環(huán)。
根據(jù)上述工況要求和對(duì)工件的夾緊要求，應(yīng)采用液壓缸為執(zhí)行元件，液壓缸筒固定在機(jī)床上，活塞桿與托板相連接由活塞桿的運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)對(duì)工件的夾緊。液壓缸無(wú)干腔為高壓工作腔，這樣能得到較大的輸出動(dòng)力，并可得到較低的穩(wěn)定工作速度，以便滿足精加工的要求。
1．計(jì)算下油缸的外負(fù)載
下油缸的受力情況如圖1－1所示。
（1）為托板對(duì)液壓缸的壓力。
（2）為工件對(duì)液壓缸的壓力
（3）為保壓時(shí)水壓系統(tǒng)對(duì)液壓缸的壓力
圖1－1:下液壓缸的受力情況
當(dāng)水壓機(jī)上的下液壓缸做直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，液壓缸必須克服的外載為;
（1－1）
式中 ——工作負(fù)載；
——摩擦負(fù)載；
——慣性負(fù)載：
1.1工作負(fù)載
工作負(fù)載與機(jī)床的工作性質(zhì)有關(guān)，它可能是定值，也可能是変值。一般工作負(fù)載是時(shí)間的函
即
下缸上升時(shí)的工作負(fù)載為：
即
1.2 計(jì)算摩擦負(fù)載
由于工件為垂直升起，且行程不大，故摩擦力相對(duì)比較小，所以摩擦力就忽略不計(jì)，即:
1.3 計(jì)算慣性負(fù)載
工作部件在啟動(dòng)和制動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生慣性力，可按牛頓第二定律求出，
即
式中 g——重力加速度；
——加（減）速時(shí)度的變化量；
——啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)間，一般機(jī)床的運(yùn)動(dòng)取0.2~0.5s，進(jìn)給運(yùn)動(dòng)取0.1~0.5s，磨床取0.01~0.05s，工作部件較輕或速度較低時(shí)取小值
加速
減速
制動(dòng)
反向加速
反向制動(dòng)
根據(jù)以上計(jì)算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而下滑系統(tǒng)中應(yīng)設(shè)置平衡回路，因此在對(duì)快速向下運(yùn)動(dòng)的負(fù)載分析時(shí)，就不考慮托板的重量，則液壓缸各階段中的負(fù)載如圖1-2所示。（）
表1—2 液壓缸在各動(dòng)作階段的負(fù)載
工況
計(jì)算公式
啟動(dòng)
16096.2
17688.2
加速
16129.02
17724.2
快上
16096.2
17688.2
減速
16083.07
17673.7
慢上
16096.2
17688.2
制動(dòng)
16076.5
17666.5
保壓
596096.2
655050.8
反向加速
45.94
50.48
快退
0
0
反向制動(dòng)
-45.94
-50.48
注：取液壓機(jī)械效率
2. 繪制負(fù)載圖和速度圖
根據(jù)已給的快進(jìn)、工進(jìn)、快退的行程和速度配合表1—2中相應(yīng)的負(fù)載數(shù)值，可繪制液壓缸的F—與v—圖，或近似計(jì)算快上、慢上、快下的時(shí)間如下：
1. 快上
=
2. 慢上
3. 快下
按照前面的負(fù)載分析結(jié)果及已知的速度要求，行程限制等，配合表1—2中相應(yīng)負(fù)載值，繪制的F—t和v—t圖，如圖1—3所示。
圖（1-4）液壓缸的負(fù)載及速度圖
圖中最大負(fù)載值是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸的依據(jù)。
3. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù)
3.1 初選液壓缸的工作壓力
1.液壓缸工作壓力的選擇是否合理，直接影響到整個(gè)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性，確定時(shí)不能只考慮滿足負(fù)載要求，應(yīng)全面考慮液壓裝置的性能要求和經(jīng)濟(jì)性。如果液壓缸的工作壓力選定較高，則泵、缸、閥和管道尺寸可選小些，這樣結(jié)構(gòu)較為緊湊、輕巧，加速時(shí)慣性負(fù)載也小，易于實(shí)現(xiàn)高速運(yùn)動(dòng)的要求。但工作壓力太高，對(duì)系統(tǒng)的密封性能要求也相應(yīng)提高了，制造較困難，同時(shí)縮短了液壓裝置的壽命。此外，高壓會(huì)使構(gòu)件彈性變性的影響增大，運(yùn)動(dòng)部件容易產(chǎn)生振動(dòng)。
2.根據(jù)分析此設(shè)備的負(fù)載較大，按類型屬機(jī)床類，所以初選液壓缸的工作壓力為。
3.2計(jì)算液壓缸的尺寸。
表1—5 液壓缸內(nèi)徑系列（JB826—66）
mm
20
25
32
40
50
55
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
125
130
140
150
160
180
200
220
250
280
320
360
400
450
500
560
630
710
820
900
1000
按標(biāo)準(zhǔn)?。?
根據(jù)快上和快下的速度比值來(lái)確定活塞桿的直徑：
按標(biāo)準(zhǔn)?。?
則液壓缸的有效面積
無(wú)桿腔的面積：
有桿腔的面積：
表1—6活塞桿外徑系列（JB826—66）
mm
10
12
14
16
18
20
22
25
28
30
32
35
40
45
50
55
60
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
120
125
130
140
150
160
180
200
220
250
260
280
320
360
380
400
420
450
500
\
4. 活塞桿的穩(wěn)定性校核。
因?yàn)榛钊麠U的總行程是，而活塞桿的直徑為200mm。mm.
故無(wú)需對(duì)活塞桿的穩(wěn)定性進(jìn)行校核。
5. 液壓缸的最大流量。
3.3 計(jì)算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率
表中F為液壓缸的驅(qū)動(dòng)力，由表1—2查得。
3.4 繪制液壓缸的工況圖
根據(jù)表1—7，即可繪制液壓缸的流量圖、壓力圖和功率圖，如圖1—5所示。
根據(jù)工況圖的作用原則設(shè)計(jì)：
（1）通過(guò)工況圖找出最大壓力、最大流量點(diǎn)和最大功率點(diǎn)，分析各工作階段中壓力，流量變化的規(guī)律，作為選擇液壓泵和控制閥的依據(jù)。
表1—7各工況所需壓力、流量和功率
工況
壓力
流量
功率
快上
慢上
保壓
快下
由表1-7可繪制液壓缸的工況圖1-8
4.計(jì)算上油缸的外負(fù)載
上油缸的受力情況圖1－9所示。
（1）為保壓時(shí)水壓系統(tǒng)對(duì)液壓缸的壓力
（2）為托板對(duì)液壓缸的壓力。
圖1－9上油缸的受力情況
當(dāng)水壓機(jī)上的下液壓缸做直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，液壓缸必須克服的外載為;
（1－1）
式中 ——工作負(fù)載；
——摩擦負(fù)載；
——慣性負(fù)載：
4.1工作負(fù)載
工作負(fù)載與機(jī)床的工作性質(zhì)有關(guān)，它可能是定值，也可能是変值。一般工作負(fù)載是時(shí)間的函
即
上缸下降時(shí)的工作負(fù)載為：
即
4.2.計(jì)算摩擦負(fù)載
由于托板為垂直下降，且無(wú)導(dǎo)軌與之接觸，故摩擦力只是液壓缸與活塞桿之間的摩擦相對(duì)比較小，所以摩擦力就忽略不計(jì)，即:
4.3 計(jì)算慣性負(fù)載
工作部件在啟動(dòng)和制動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生慣性力，可按牛頓第二定律求出，
即
式中 g——重力加速度；
——加（減）速時(shí)度的變化量；
——啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)間。這里取0.5s
加速
減速
制動(dòng)
反向加速
反向制動(dòng)
根據(jù)以上計(jì)算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而下滑系統(tǒng)中應(yīng)設(shè)置平衡回路，則液壓缸各階段中的負(fù)載如圖1-2所示。（）
表1—10 液壓缸在各動(dòng)作階段的負(fù)載
工況
計(jì)算公式
啟動(dòng)
12601.2
13847.45
加速
12570.37
13813.6
快上
12601.2
13847.45
減速
12447.2
13678.3
慢上
12601.2
13847.5
制動(dòng)
12447.2
13678.3
保壓
567398.8
623515.2
反向加速
12637.17
13887
快退
12601.2
13847.5
反向制動(dòng)
-12565.26
-13808
注：取液壓機(jī)械效率
5. 繪制負(fù)載圖和速度圖
根據(jù)已給的快進(jìn)、工進(jìn)、快退的行程和速度配合表1—2中相應(yīng)的負(fù)載數(shù)值，可繪制液壓缸的F—與v—圖，或近似計(jì)算快上、慢上、快下的時(shí)間如下：
6. 快上
=
7. 慢上
8. 快下
按照前面的負(fù)載分析結(jié)果及已知的速度要求，行程限制等，配合表1—10中相應(yīng)負(fù)載值，繪制的F—t和v—t圖，如圖1—11所示。
圖（1-11）液壓缸的負(fù)載及速度圖
圖中最大負(fù)載值是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結(jié)構(gòu)尺寸的依據(jù)。
6. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù)
6.1 初選液壓缸的工作壓力
1.液壓缸工作壓力的選擇是否合理，直接影響到整個(gè)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性，確定時(shí)不能只考慮滿足負(fù)載要求，應(yīng)全面考慮液壓裝置的性能要求和經(jīng)濟(jì)性。如果液壓缸的工作壓力選定較高，則泵、缸、閥和管道尺寸可選小些，這樣結(jié)構(gòu)較為緊湊、輕巧，加速時(shí)慣性負(fù)載也小，易于實(shí)現(xiàn)高速運(yùn)動(dòng)的要求。但工作壓力太高，對(duì)系統(tǒng)的密封性能要求也相應(yīng)提高了，制造較困難，同時(shí)縮短了液壓裝置的壽命。此外，高壓會(huì)使構(gòu)件彈性變性的影響增大，運(yùn)動(dòng)部件容易產(chǎn)生振動(dòng)。
2.根據(jù)分析此設(shè)備的負(fù)載較大，按類型屬機(jī)床類，所以初選液壓缸的工作壓力為
6.2.計(jì)算液壓缸的尺寸。
表1—5 液壓缸內(nèi)徑系列（JB826—66）
mm
20
25
32
40
50
55
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
125
130
140
150
160
180
200
220
250
280
320
360
400
450
500
560
630
710
820
900
1000
按標(biāo)準(zhǔn)取：
根據(jù)快上和快下的速度比值來(lái)確定活塞桿的直徑：
表1—6活塞桿外徑系列（JB826—66）
mm
10
12
14
16
18
20
22
25
28
30
32
35
40
45
50
55
60
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
120
125
130
140
150
160
180
200
220
250
260
280
320
360
380
400
420
450
500
\
按標(biāo)準(zhǔn)?。?
則液壓缸的有效面積
無(wú)桿腔的面積：
有桿腔的面積：
9. 活塞桿的穩(wěn)定性校核。
因?yàn)榛钊麠U的總行程是，而活塞桿的直徑為200mm。mm.
故無(wú)需對(duì)活塞桿的穩(wěn)定性進(jìn)行校核。
10. 液壓缸的最大流量。
6.3 計(jì)算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率
表中F為液壓缸的驅(qū)動(dòng)力，由表1—2查得。
6.4 繪制液壓缸的工況圖
根據(jù)表1—7，即可繪制液壓缸的流量圖、壓力圖和功率圖，如圖1—5所示。
根據(jù)工況圖的作用原則設(shè)計(jì)：
（1） 通過(guò)工況圖找出最大壓力、最大流量點(diǎn)和最大功率點(diǎn)，分析各工作階段中壓力，流量變化的規(guī)律，作為選擇液壓泵和控制閥的依據(jù)。
表1—7各工況所需壓力、流量和功率
工況
壓力
流量
功率
快上
慢上
保壓
快下
由表1-7可繪制液壓缸的工況圖1-9
7.液壓系統(tǒng)圖的擬定。
液壓系統(tǒng)圖的擬訂，主要是考慮以下幾個(gè)主要方面的問題：
7.1調(diào)整方式的選擇
供油方式 從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時(shí)所需流量較大，且比較接近。在慢上時(shí)所需的流量較小因此從提高系統(tǒng)的效率，節(jié)省能源的角度考慮，采用單個(gè)定量泵的 供油方式顯然是不適合的 ，宜選用雙聯(lián)定量葉片泵作為油源。
7.2快速回路和速度換接方式的選擇
調(diào)速回路 由工況圖可知，該系統(tǒng)在 慢速時(shí)速度需要調(diào)節(jié)，考慮到速度需要調(diào)節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度低，工作負(fù)載變化小，所以采用調(diào)速閥的回油節(jié)流調(diào)速回路。
7.3速度換接回路
速度換接回路 由于快上和 慢上之間速度需要換接，但對(duì)換接的 位置要求不高，所以采用行程開關(guān)發(fā)訊二位二通電磁閥來(lái)實(shí)現(xiàn)速度的換接。
7.4 液壓系統(tǒng)的組合
平衡及鎖緊 為防止在下端停留時(shí)重物下落和在停留期間內(nèi)保持重物的 位置，特在液壓缸的下腔（無(wú)干腔）進(jìn)油路上設(shè)置液控單向閥;令一方面，為了克服滑臺(tái)自重在快下過(guò)程中的影響。設(shè)置了一單向閥。
本液壓系統(tǒng)的換向采用三位四通O型中位機(jī)能的電磁換向閥，下圖為擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，
1-油箱2-二位二通3-益流閥4-三位四通電液換向閥5-二位三通電液換向閥6-節(jié)流閥7-上缸缸8-液控單向閥9-下油缸10-減壓閥11-壓力表12-單向閥13-泵14-電機(jī)15-濾油器
8. 選擇液壓元件
8.1 選擇液壓泵和電機(jī)
（1）確定液壓泵的工作壓力。液壓泵的最大工作壓力與執(zhí)行元件的工作性質(zhì)有關(guān)。由于水壓機(jī)執(zhí)行元件運(yùn)動(dòng)過(guò)程中需要最大壓力，可按下式計(jì)算：
液壓缸的工作壓力為
(1－7)
式中 P——執(zhí)行元件在穩(wěn)定工況下的最高工作壓力
——進(jìn)油路沿程的局部損失。
按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)選取：簡(jiǎn)單管路的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)取=（2~5）×10Pa；復(fù)雜管路，進(jìn)油路采用調(diào)速閥系統(tǒng)，取=（5~15）×10Pa.，并參考同類系統(tǒng)選取。
由圖1—5和表1－7可知，液壓缸在整個(gè)工作循環(huán)中的最大工作壓力為6.4。由于該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單,且又因?yàn)樵搱?zhí)行機(jī)構(gòu)是在運(yùn)動(dòng)行程終了是停止時(shí)才會(huì)出現(xiàn)最高壓力的情況.故泵的最高壓力也就是執(zhí)行機(jī)構(gòu)所需的最高壓力
此系統(tǒng)中的兩個(gè)液壓缸同時(shí)供油 ,若回路中的泄漏按計(jì)算則泵的流量應(yīng)為:
由于溢流閥的最小定流量為.而工進(jìn)時(shí)兩缸所需的流量為.所以高壓泵的輸出流量不得少于。
根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查產(chǎn)品目錄，選用YB1-63型的雙聯(lián)葉片泵，其額定壓力為6.3MP,容積效率所以驅(qū)動(dòng)該泵的 電動(dòng)機(jī)的 功率可由泵的 工作壓力和輸出流量(當(dāng)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為)
求出。
查電機(jī)產(chǎn)品目錄，擬定選用電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為 Y160L-4
額定轉(zhuǎn)速為1200r/min, 額定功率15KW
8.2選擇閥類元件及輔助元件
根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過(guò)各個(gè)閥元件和輔助元件的流量，可選出這些元件的型號(hào)及規(guī)格如表9-5（國(guó)內(nèi)新開發(fā)的，接口尺寸為國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)的CE系列）和表9—6（國(guó)內(nèi)開發(fā) 接口尺寸）為國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)的推廣使用的疊加閥）所示。
序號(hào)
名稱
通過(guò)流量
型號(hào)及規(guī)格
1
過(guò)濾器
120
ZL
2
雙作用定泵
81.6
YB1-63
3
單向閥
40
CIT10-35-50
4
溢流閥
680
5
減壓閥
400
DR10DP1-10/25YM
6
三位四通換向閥
8OO
7
兩位三通換向閥
8O
8
節(jié)流閥
400
MG30G1.2/2
9
液控單向閥
284
4CT(1-10-(D-B-2
10
二位二通換向閥
8.21
22EF-E10B
11
壓力表
Y-100T
12
壓力開關(guān)
KF3-E3B
13
電動(dòng)機(jī)
Y160L-4
8.3確定管道尺寸
油管：油管內(nèi)徑一般可參觀所接元件接口尺寸確定，也可以按管路中允許流速計(jì)算。在 本設(shè)計(jì)中，出油口內(nèi)徑為30mm,外徑為36mm的鋼管。
8.4確定油箱容積
油箱：油箱容積根據(jù)泵的流量計(jì)算，取其體積，即
9，管路系統(tǒng)壓力損失的驗(yàn)算。
9.1壓力損失及調(diào)定壓力的確定
根據(jù)計(jì)算慢上時(shí)管道內(nèi)的油液流動(dòng)速度約為,通過(guò)的流量為,數(shù)值與設(shè)計(jì)中相比較小，主要壓力損失為調(diào)速閥兩端的壓降；此時(shí)功率損失最大；而在上缸快下與下缸快下時(shí)滑臺(tái)及活塞組件的重量由背壓閥所平衡，系統(tǒng)工作壓力很低，所以不必驗(yàn)算，而下缸快上與上缸快上相比，上缸快上時(shí)的流量與壓力較大所以必須以上缸快下時(shí)為依據(jù)來(lái)計(jì)算卸荷閥和溢流閥的調(diào)定壓力，由于供有流量的變化，其快下時(shí)液壓缸的速度為；
此時(shí)油液在進(jìn)油管中的流速為；
。
9.1沿程壓力損失
首先要判斷別管中的流態(tài)，設(shè)系統(tǒng)采用液壓油。室溫為時(shí)，，所以有：
，管中為層流，則阻力損失系數(shù)，若取進(jìn)。回油管的長(zhǎng)度均為2m，油液的密度為，則其進(jìn)油路上的沿程壓力損失為 ；
9.2局部壓力損失
局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過(guò)液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結(jié)構(gòu)而定，一般取沿程壓力損失的10%；而后者則與通過(guò)閥的流量大小有關(guān)，若閥的額定流量和額定壓力損失為和，則當(dāng)通過(guò)閥的流量為時(shí)的閥的壓力損失，式（1-48）為 :
因?yàn)樗x閥的額定流量均大于設(shè)計(jì)中每個(gè)閥的 最大流量,所以通過(guò)整個(gè)閥的壓力損失很小，且可以忽略不計(jì)。
同理，快上時(shí)回油路上的流量:
則回油路管中的流速;:
由此可計(jì)算出：
(層流)
由此回油路上的沿程壓力損失為
。
（3）總的壓力損失 由上面的計(jì)算所得可求出：
原設(shè) ，這與計(jì)算結(jié)果略有差異，應(yīng)用計(jì)算出的結(jié)果來(lái)確定系統(tǒng)中壓力閥的調(diào)定值。
9.3壓力閥的調(diào)定值
雙聯(lián)泵系統(tǒng)中卸荷閥的調(diào)定值應(yīng)該滿足快進(jìn)的要求，保證雙泵同時(shí)向系統(tǒng)供油，因而卸荷閥的調(diào)定值應(yīng)略大于快進(jìn)時(shí)泵的供油壓力:
所以卸荷閥的調(diào)定壓力應(yīng)取為宜。
溢流閥的調(diào)定壓力應(yīng)大于卸荷閥調(diào)定壓力 ，所以取溢流閥調(diào)定壓力為3.0
10. 系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升
根據(jù)以上的計(jì)算可知，在快上時(shí)電動(dòng)機(jī)的輸入功率為：
慢上時(shí)電動(dòng)機(jī)輸入功率為；
而其快上時(shí)其有用功率為:
；慢上時(shí)的有效功率為75.5W故快上時(shí)的功率損失為大于其他時(shí)候缸的功率損失，現(xiàn)在以較大的值來(lái)校核其熱平衡，求發(fā)熱溫升。
設(shè)油箱的三邊長(zhǎng)在范圍內(nèi)，則散熱面積為：
，假設(shè)通風(fēng)良好，取
所以油液的溫升為：
室溫為，熱平衡溫度為，沒有超過(guò)允許的范圍。
設(shè)計(jì)小結(jié)
經(jīng)過(guò)幾周的再學(xué)習(xí)，成功的完成了液壓臥式鉆、機(jī)座水壓機(jī)的液壓系統(tǒng)及相關(guān)元件的設(shè)計(jì)，通過(guò)本課題的設(shè)計(jì)，我對(duì)液壓設(shè)計(jì)的整各過(guò)程有了較全面的理解。經(jīng)過(guò)選擇液壓元件，對(duì)液壓系統(tǒng)的特點(diǎn)和液壓在現(xiàn)在社會(huì)的影響和適用范圍有了較深的了解，基本掌握了液壓機(jī)床元件選用方法；經(jīng)過(guò)系統(tǒng)流程的分析，基本上搞清了程序的結(jié)構(gòu)與格式等有了進(jìn)一步認(rèn)識(shí)。
通過(guò)本設(shè)計(jì)的實(shí)踐，真切體會(huì)到理論必須和實(shí)踐相結(jié)合。教材中所學(xué)到許多內(nèi)容在實(shí)踐中得到了印證，但在具體操作中出現(xiàn)了一些意想不到的問題，但組裝方案確定后，加工程序也經(jīng)過(guò)多次調(diào)試，修改才能完成了試加工，看到加工出合格的零件，我對(duì)我所學(xué)的專業(yè)更加充滿信心。
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