鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計【6張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】

【溫馨提示】====設(shè)計包含CAD圖紙 和 DOC文檔，均可以在線預(yù)覽，所見即所得，，dwg后綴的文件為CAD圖，超高清，可編輯，無任何水印，，充值下載得到【資源目錄】里展示的所有文件======課題帶三維，則表示文件里包含三維源文件，由于三維組成零件數(shù)量較多，為保證預(yù)覽的簡潔性，店家將三維文件夾進行了打包。三維預(yù)覽圖，均為店主電腦打開軟件進行截圖的，保證能夠打開，下載后解壓即可。======詳情可咨詢QQ：1304139763 目 錄 一 液壓課程設(shè)計任務(wù)書 2 二 液壓系統(tǒng)的設(shè)計與計算 3 1．進行工況分析 3 2．繪制液壓缸的負載圖和速度圖 3 三 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 5 1．調(diào)速回路的選擇 5 2．快速回路的選擇 5 3．速度換接回路的選擇 5 4．換向回路的選擇 5 5．油源方式的選擇 5 6．定位夾緊回路的選擇 5 7．動作轉(zhuǎn)換的控制方式選擇 5 8．液壓基本回路的組成 5 四 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 7 1．工作壓力的確定 7 2．確定液壓缸的內(nèi)徑D和活塞竿直徑d 7 3.確定夾緊缸的內(nèi)徑和活塞桿直徑 7 4. 計算液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率 7 5.計算夾緊缸的壓力 9 五 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號 10 1．計算液壓泵的壓力 10 2．計算液壓泵的流量 10 3．選用液壓泵規(guī)格和型號 10 4．確定電動機功率及型號 11 5.液壓元件及輔助元件的選擇 11 6．油箱容量的確定 12 六 驗算液壓系統(tǒng)性能 13 1．回路壓力損失驗算 13 2．液壓系統(tǒng)的溫升驗算 15 七 參考書目 16 一 液壓課程設(shè)計任務(wù)書 （一）設(shè)計題目 設(shè)計鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)，其工作循環(huán)定位－夾緊－快進－工進－死擋鐵停留－快退－停止－拔銷松開等自動循環(huán)，采用平導(dǎo)軌主要性能參數(shù)見下表。 液壓缸 負載力 （N） 工作臺 重 量 （N） 工作臺及夾具重量 （N） 行程（mm） 速度 (m/min) 啟動時間(s) 靜摩擦系數(shù)fs 動摩擦系數(shù)ft 快進 工進 快進 工進 快退 進給缸 夾緊缸 25000 1900 1500 600 150 70 3.5 0.2 5 0.3 0.21 0.11 （二）設(shè) 計 內(nèi) 容 1）液壓傳動方案的分析。 2）液壓原理圖的擬定 3）主要液壓元件的設(shè)計計算（例油缸）和液壓元件，輔助裝置的選擇。 4）液壓系統(tǒng)的驗算。 5）繪制液壓系統(tǒng)圖（包括電磁鐵動作順序表，動作循環(huán)表，液壓元件名稱）；繪制集成塊液壓原理圖；繪制集成塊零件圖 6）編寫設(shè)計計算說明書一分（5000字左右）。 二 液壓系統(tǒng)的設(shè)計與計算 1．進行工況分析 液壓缸負載主要包括：切削阻力，慣性阻力，重力，密封阻力和背壓閥阻力等 （1）切削阻力F切 F切=25000N （2），摩擦阻力F靜，F(xiàn)動 F靜=F法×f靜=1500×0.21=315N F動=F法×f動=1500×0.11=165N 式中:F法－運動部件作用在導(dǎo)軌上的法向力 f靜－靜摩擦系數(shù) f動－動摩擦系數(shù) （3）慣性阻力 F慣=G·Δv/（g·Δt）=1500×5/（9.8×0.5×60）=25.5N 式中: g－重力加速度 G－運動部件重力 Δ v－在t時間內(nèi)變化值 Δt－啟動加速度或減速制動時間 （4）重力F： 因運動部件是水平位置，故重力在水平方向的分力為零。 （5）密封阻力F阻 一般按經(jīng)驗取F阻=0.1F總 (F為總負載）。 （6）背壓阻力 這是液壓缸回油路上的阻力，初算時，其數(shù)值待系統(tǒng)確定以后才可以定下來。 根據(jù)以上分析，可以計算出液壓缸各動作中的負載表如下： 工況 計算公式 液壓缸的負載N 啟動 F啟=F靜＋F密 F啟=315/0.9=350 加速 F加=F動＋F貫＋F密 F加=（165+25.5）/0.9=0.9 快進 F快=F動＋F密 F快=165/0.9=183 工進 F工=F切＋F動＋F密 F工=(25000+165)/0.9=27961 快退 F快=F動＋F密 F快=165/0.9=183 2．繪制液壓缸的負載圖和速度圖 根據(jù)上表數(shù)值，繪制出液壓缸的負載圖和轉(zhuǎn)速圖，這樣便于計算幾分析液壓系統(tǒng)。 液壓缸的負載圖及轉(zhuǎn)速圖如下： 三 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 1．調(diào)速回路的選擇 根據(jù)液壓系統(tǒng)要求是進給速度平穩(wěn)，孔鉆透時不前沖，可選用調(diào)速閥的進口節(jié)流調(diào)速回路，出口加背壓。 2．快速回路的選擇 根據(jù)設(shè)計要求v快進=3.55m/min,v快退=5m/min,而盡量采用較小規(guī)格的液壓泵，可以選擇差動連接回路。 3．速度換接回路的選擇 根據(jù)設(shè)計要求，速度換接要平穩(wěn)可靠，另外是專業(yè)設(shè)備，所以可采用行程閥的速度換接回路。若采用電磁閥的速度換接回路，調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。 4．換向回路的選擇 由速度圖可知，快進時流量不大，運動部件的重量也較小，在換向方面又無特殊要求，所以可選擇電磁閥控制的換向回路。為方便連接，選擇三位五通電磁換向閥。 5．油源方式的選擇 由設(shè)計要求可知，工進時負載大速度較低，而快進、快退時負載較小，速度較高。為節(jié)約能源減少發(fā)熱。油源宜采用雙泵供油或變量泵供油。選用雙泵供油方式，在快進、快退時，雙泵同時向系統(tǒng)供油，當轉(zhuǎn)為共進時，大流量泵通過順序閥卸荷，小流量泵單獨向系統(tǒng)供油，小泵的供油壓力由溢流閥來調(diào)定。若采用限壓變量泵葉片泵油源，此油源無溢流損失，一般可不裝溢流閥，但有時為了保證液壓安全，仍可在泵的出口處并聯(lián)一個溢流閥起安全作用。 6．定位夾緊回路的選擇 按先定位后夾緊的要求，可選擇單向順序閥的順序動作回路。通常夾緊缸的工作壓力低于進給缸的工作，并由同一液壓泵供油，所以在夾緊回路中應(yīng)設(shè)減壓閥減壓，同時還需滿足：夾緊時間可調(diào)，在進給回路壓力下降時能保持夾緊力，所以要接入節(jié)流閥調(diào)速和單向閥保壓。換向閥可連接成斷電夾緊方式，也可以采用帶定位的電磁換向閥，以免工作時突然斷電而松開。 7．動作轉(zhuǎn)換的控制方式選擇 為了確保夾緊后才進行切削，夾緊與進給的順序動作應(yīng)采用壓力繼電器控制。當工作進給結(jié)束轉(zhuǎn)為快退時，，由于加工零件是通孔，位置精度不高，轉(zhuǎn)換控制方式可采用行程開關(guān)控制。 8．液壓基本回路的組成 將已選擇的液壓回路，組成符合設(shè)計要求的液壓系統(tǒng)并繪制液壓系統(tǒng)原理圖。此原理圖除應(yīng)用了回路原有的元件外，又增加了液壓順序閥5和單向閥等，其目的是防止回路間干擾及連鎖反應(yīng)。從原理圖中進行簡要分析： 1) 快進時，閥2左位工作，由于系統(tǒng)壓力低，液控順序閥5關(guān)閉，液壓缸有桿腔的回油只能經(jīng)換向閥2、單向閥4和泵流量合流經(jīng)單向行程調(diào)速閥3中的行程閥進入無桿腔而實現(xiàn)差動快進，顯然不增加閥5，那么液壓缸回油通過閥6回油箱而不能實現(xiàn)差動。 2) 工進時，系統(tǒng)壓力升高，液控順序閥5被打開，回油腔油液經(jīng)液控順序閥5和背壓閥6流回油箱，此時，單向閥4關(guān)閉，將進、回油路隔開，使液壓缸實現(xiàn)工進。 3) 系統(tǒng)組合后，應(yīng)合理安排幾個測壓點，這些測壓點通過壓力表開關(guān)與壓力表相接，可分別觀察各點的壓力，用于檢查和調(diào)試液壓系統(tǒng)。 液壓系統(tǒng)原理圖如下： 四 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 1．工作壓力的確定 ，工作壓力可根據(jù)負載大小及設(shè)備類型來初步確定，現(xiàn)參閱表2－1，根據(jù)F工=27961N,選P工=4MPa。 2．確定液壓缸的內(nèi)徑D和活塞竿直徑d 按P2=0，油缸的機械效率η=1，將數(shù)據(jù)代入下式： D=（4F工/πP工）1/2 = （4×27961/(π×106））1/2 =0.094m 根據(jù)液壓缸尺寸系列表2－5，將直徑圓整成標準直徑D=100mm 根據(jù)液壓缸快進快退速度相近，取d/D=0.7，則活塞桿直徑d=0.7×100mm=70mm。按活塞桿系列表2－6，取d=70mm。 根據(jù)已取缸徑和活塞竿內(nèi)徑，計算出液壓缸實際有效工作面積，無竿腔面積A1和有竿腔面積A2分別為 A1=πD2/4=3.14×0.12/4=78.5×10-4㎡ A2= π（D2-d2）/4=3.14×（0.12-0.72）/4=40×10-4㎡ 則液壓缸的實際計算工作壓力為： P=4F/ πD=4×27961/（π×0.12）=3.6MPa 則實際選取的工作壓力P=4MP滿足要求 按最低工作速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度。若驗算后不能獲得最小的穩(wěn)定速度是，還需要響應(yīng)加大液壓缸的直徑，直至滿足穩(wěn)定速度為止。 q/v=（50/5）×10-4=10×10-4㎡ 由于A>q/v,所以能滿足最小穩(wěn)定速度的要求。 3.確定夾緊缸的內(nèi)徑和活塞桿直徑 根據(jù)夾緊缸的夾緊力=1900N，選夾緊缸工作壓力=1.0MPa可以認為回油壓力為零，夾緊缸的機械效率η=1，按式2－1可得： D=（4F夾/πP夾）1/2 = （4×1900/(π×106））1/2 =0.049m 根據(jù)表2－5取D=50mm 根據(jù)活塞桿工作受壓，活塞桿直徑適當取大時，活塞桿直徑d為： D=0.5D=0.5×50=25mm 根據(jù)表2－6取D=25mm 4. 計算液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率 根據(jù)上述所確定的液壓缸的內(nèi)徑D和活塞竿直徑d，以及差動快進時的壓力損失時ΔP=0.5MPa，工進時的背壓力P=0.8MPa，快進快退時是P=0.5MPa，則可以計算出液壓缸各工作階段的壓力，流量和功率。 如下表： 工況 負載 F（N） 回油腔壓力 P2 (MPa) 進油腔壓力 P1 (MPa) 輸入流量 q×10-4 (m3/s) 輸出流量 p(Kw) 計算公式 快進啟動 350 — 0.61 — — P1=(F＋A2△P)/（A1-A2） q=（A1-A2）v快 P=p1q 快進加速 212 1.07 0.57 變化值 變化值 快進恒速 183 1.067 0.567 2.25 0.128 工 進 27961 0.8 4.0 0.26 0.104 p1=(F＋A2P2)/ A1；；q=A1vI；p=p1q 快退啟動 350 — 0.088 — — p1=（F＋A1P2）/ A2 q=A2v快 P=P1q 快退加速 212 0.5 1.034 變化值 變化值 快退恒速 183 0.5 1.027 2.3 0.24 根據(jù)上表可以用坐標法繪制出“液壓工況圖”，此圖可以直觀看出液壓缸各運動階段的主要參數(shù)變化情況。 液壓工況圖如下： 液壓缸結(jié)構(gòu)如下： 5.計算夾緊缸的壓力 進油腔壓力p1為 =F夾/ A1=1900/0.00785Pa =0.24MPa 五 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號 1．計算液壓泵的壓力 液壓泵的工作壓力應(yīng)當考慮液壓缸最高有效工作壓力和管路系統(tǒng)的壓力損失。所以泵的工作壓力為： P泵=P1+ΣΔP 式中：P泵----液壓泵最大工作壓力 P1----液壓缸最大有效工作壓力 ΣΔP ----管路系統(tǒng)的壓力損失，由于進口節(jié)流，出口加背壓閥的調(diào)速方式，取ΣΔP=1MPa。 P泵= P1+ΣΔP= F1/ A1+1MPa =27961N/0.00785m2+1MPa =4.6MPa。 上述計算所得的P泵是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲蓄量，提高泵的壽命，所以選泵的額定壓力應(yīng)滿足P額=1.25～1.6P泵。本系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)應(yīng)去小值，故取P額=1.25 P泵=5.75MPa 2．計算液壓泵的流量 液壓泵的最大流量q泵應(yīng)為 q泵>K(∑q)max 式中：(∑q)max----同時動作各液壓缸所需流量之和的最大值 K----系統(tǒng)的泄露系數(shù)，一般取K=1.1～1.3，現(xiàn)取K=1.2。 q泵=K(∑q)max=1.2×2.3=2.8×10-4m3/s 3．選用液壓泵規(guī)格和型號 根據(jù)P額、P泵值查閱有關(guān)手冊，選用YB-16型單級葉片泵。該泵的基本參數(shù)為：排量16L/min,額定壓力P額=6.3MPa,電動機轉(zhuǎn)速960r/min,容積效率ηc=0.9,總效率η=0.7 單泵分塊圖如下： 4．確定電動機功率及型號 由工況圖可知，液壓缸最大輸入功率在快退階段，可按此階段估算電動機功率，由于工況圖中壓力值不包括由泵到液壓缸這段管路的壓力損失，在快退時這段管路的壓力損失若取△P=0.2MPa,液壓泵總效率η=0.7，則電機功率P電為： P電= P泵q泵/η=2.4×106×2.8×10-4/0.7=2.3KW 查閱電動機樣本，選用Y132S-40電動機，其額定功率為3.0KW，額定轉(zhuǎn)速為960r/min. 5.液壓元件及輔助元件的選擇 （1）液壓元件的選擇 根據(jù)所擬訂的液壓原理圖，進行計算和分析通過各液壓元件的最大流量和最高工作壓力選擇液壓元件規(guī)格。 （2）油管的計算和選擇 油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可以按管路允許流速進行計算，流量q=30l/min，壓油管的允許流速取v=4m/s 則壓油管內(nèi)徑d為： d=(4q/πv) 1/2 =(4×0.0005/3.14×4) 1/2 =1.2cm 可選內(nèi)徑為d=11mm的油管。 流量q=12 l/min，吸油管的允許流速取v=1.5m/s 則吸油管內(nèi)徑d為： d=(4q/πv) 1/2 =(4×12/3.14×1.5) 1/2 =1.02cm 可選內(nèi)徑為d=12mm的油管。 關(guān)于定位夾緊油路的管徑，可按元件接口尺寸選擇。 6．油箱容量的確定 該方案為中壓系統(tǒng)，液壓油箱的有效容量按泵的流量5～7倍來確定，油箱的容量V為: V=(5～7) q泵=(5～7) ×16.8=(84～120)L 按GB2876-81規(guī)定，且考慮散熱因素，取靠近的標準值V=250L。 六 驗算液壓系統(tǒng)性能 1．回路壓力損失驗算 主要驗算液壓缸在各運動階段中的壓力損失。若驗算后與原估算值相差較大，就要進行修改。壓力算出后，可以確定液壓泵各運動階段的輸出壓力機某些元件調(diào)整壓力的參考值。 具體計算可將液壓系統(tǒng)按工作階段進行，例如快進，工進，快退等，按這些階段，將管路劃分成各條油流進液壓缸，而后液壓油從液壓缸流回油箱的路線的管路，則每條管路的壓力損失可由下式計算： 式中： ——某工作階段總的壓力損失； ——液壓油沿等徑直管進入液壓缸沿程壓力損失值之和； ——液壓油沿等徑直管從液壓缸流回油箱的沿程壓力損失值之和； ——液壓油進入液壓缸所經(jīng)過液壓閥以外的各局部的壓力損失值之總和，例如液壓油流進彎頭，變徑等； ——液壓油從液壓缸流回油箱所經(jīng)過的除液壓閥之外的各個局部壓力損失之總和； ——液壓油進入液壓缸時所經(jīng)過各閥類元件的局部壓力損失總和； ——液壓油從液壓缸流回油箱所經(jīng)過各閥類元件局部壓力損失總和； ——液壓油進入液壓缸時液壓缸的面積； ——液壓油流回油箱時液壓缸的面積。 和的計算方法是先用雷諾數(shù)判別流態(tài)，然后用相應(yīng)的壓力損失公式來計算，計算時必須事先知道管長L及管內(nèi)徑d，由于管長要在液壓配管設(shè)計好后才能確定。所以下面只能假設(shè)一個數(shù)值進行計算。 和是指管路彎管、變徑接頭等，局部壓力損失可按下式： 式中——局部阻力系數(shù)（可由有關(guān)液壓傳動設(shè)計手冊查得）； ——液壓油的密度 ——液壓油的平均速度 此項計算也要在配管裝置設(shè)計好后才能進行。 及是各閥的局部壓力損失，可按下列公式： 式中——液壓閥產(chǎn)品樣本上列出的額定流量時局部壓力損失； q ——通過液壓閥的實際流量； ——通過液壓閥的額定流量。 另外若用差動連接快進時，管路總的壓力損失應(yīng)按下式計算： 式中——AB段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失； ——BC段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失； ——BD段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失； ——大腔液壓缸面積； ——小腔液壓缸面積。 現(xiàn)已知該液壓系統(tǒng)的進、回油管長度均為1m，吸油管內(nèi)徑為，壓油管內(nèi)徑為，局部壓力損失按進行估算，選用L-HL32液壓油，其油溫為時的運動粘度，油的密度。按上述計算方法，得出各工作階段壓力損失數(shù)值經(jīng)計算后見表3。 快進時(MPa) 工進時(MPa) 快退時(MPa) 沿程損失 忽略不計 閥件局部損失 三位四通電磁閥 0.07 忽略不計 0.25 單向行程調(diào)速閥（行程閥） 0.56 單向行程調(diào)速閥（調(diào)速閥） 0.5 單向行程調(diào)速閥（單向閥） 0.44 單向閥 0.74 背壓閥 0.41 總損失 1.6 0.91 1.46 隨后計算出液壓泵各運動階段的輸出壓力，計算公式及計算數(shù)值見表4所示9.1。 計算公式 液壓泵輸出壓力（Pa） 快進時 P快進=350/（0.00785-0.004）+1.6×106 =1.69×106 工進時 P工進=27961/0.00785+0.91×106 =4.47×106 快退時 P快退=183/0.004+1.46×106 =1.51×106 表4 液壓泵在各階段的輸出壓力，是限壓變量葉片泵和順序閥調(diào)壓時的參考數(shù)據(jù)，在調(diào)壓時應(yīng)當符合下面要求： 其中——限定壓力 ——快進時泵的壓力 ——順序閥調(diào)定壓力 ——工進時泵的壓力 從上述驗算表明，無須修改原設(shè)計。 （1）液壓回路的效率 在各工作階段中，工進所占的時間較長。所以液壓回路的效率按工進時為計算。 η回=p缸q缸/p泵q泵 =3.56×106×0.26/(4.47×106×0.26) =0.8 2．液壓系統(tǒng)的溫升驗算 在整個循環(huán)中，由于工進階段所占時間最長，所以考慮工進時的溫升。另外，變量葉片泵隨著壓力的增加，泄漏也增加，功率損失出增加，效率也很低。此時泵的效率 p缸=4.47×106Pa 則有： P泵入= P泵出/η回= p泵q泵/η回 =4.47×106×0.26/0.031 =0.375KW H發(fā)熱= P泵入（1-η系統(tǒng)）= P泵入（1-η泵η回η缸） =3.75×（1-0.031×0.80×0.9） =0.367 KW 式中 P泵入—泵的輸入功率 P泵出—泵的輸出功率 H發(fā)熱—單位時間進入液壓系統(tǒng)的熱量 （KW） 本系統(tǒng)取油箱容積V=180L ,油箱三邊尺寸比例在 1:1:1～1:2:3之間，則油液溫升ΔT為： ΔT= H發(fā)熱×103/V2/3 =0.25×103/1802/3 =11.5.C 通常液壓機床取ΔT=25.C～30.C ，可以看出，此溫升沒有超出允許范圍，故該液壓系統(tǒng)不必設(shè)置冷卻裝置。 七 參考書目 文獻[1]　劉延俊．液壓與氣壓傳動. 機械工業(yè)出版社 文獻[2]　機械零件設(shè)計手冊，冶金工業(yè)出版社 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 目 錄 一 課程設(shè)計任務(wù)書 1 1.1設(shè)計要求 1 1.2設(shè)計參數(shù) 1 1.3設(shè)計內(nèi)容 1 二 液壓系統(tǒng)工況分析 2 2.1工作參數(shù) 2 2.2系統(tǒng)工況分析 2 2.2.1 運動分析 2 2.2.2 負載分析 3 三 液壓系統(tǒng)總體設(shè)計 5 3.1確定主要參數(shù) 5 3.1.1液壓缸的工作壓力的確定 5 3.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 5 3.1.3 液壓缸工況圖的繪制 7 3.2液壓回路選擇 8 3.2.1工作臺部分 8 3.2.2定位夾緊部分 10 3.2.3組成液壓系統(tǒng)原理圖 11 四 液壓缸的設(shè)計 12 4.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 12 4.2 液壓缸工作行程的確定 13 4.3 缸蓋厚度的確定 13 4.4 最小導(dǎo)向長度的確定 14 4.5 缸體長度的確定 14 4.6 固定螺栓得直徑 14 五 液壓元件的計算和選擇 15 5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 15 5.2 油箱的設(shè)計 15 5.2.1液壓油箱有效容積的確定 15 5.2.2液壓油箱的外形尺寸 15 5.3閥類元件和輔助元件的選擇 15 5.4其它元件的選擇 16 5.4.1過濾器的選擇 16 5.4.2 壓力表及壓力表開關(guān)的選擇 17 5.4.3 液位計的選擇 17 5.4.4油管的選擇 17 六 液壓系統(tǒng)的驗算 18 6.1 壓力損失的驗算 18 6.2發(fā)熱溫升的驗算 20 參考文獻 21 21 一 課程設(shè)計任務(wù)書 1.1設(shè)計要求 設(shè)計一臺鉆鏜機床液壓系統(tǒng)，工作循環(huán)：定位——夾緊——快進——工進——死擋鐵停留——快退——停止——拔銷松開等自動循環(huán)，采用平導(dǎo)軌。 1.2設(shè)計參數(shù) 設(shè)計參數(shù)見表1。其中： 進給缸負載力（KN）：FL；工作臺液壓缸移動件重力（KN）：G；工作臺快進速度（m/min）：V1；工作臺快退速度（m/min）:V3 ；工作臺工進速度（mm/min）：V2 ；工作臺液壓缸快進行程（mm）：L1；導(dǎo)軌面靜摩擦系數(shù)：μs=0.2；工作臺液壓缸工進行程（mm）：L2；導(dǎo)軌面動摩擦系數(shù)：μd=0.1；工作臺啟動時間（S）：Δt=0.3；夾緊缸負載力：1.9KN；工作臺及夾具重量：0.6KN；液壓缸效率為0.9。 表1 設(shè)計參數(shù) 序號 FL G V1 V3 V2 L1 L2 11 30 2.5 4.5 5.1 46 290 90 1.3設(shè)計內(nèi)容 （1）液壓系統(tǒng)原理圖（A1）； （2）液壓缸裝配圖1張（A1）； （3）電氣控制線路圖1張（A1）； （4）設(shè)計說明書1份。 二 液壓系統(tǒng)工況分析 2.1工作參數(shù) 選定專用鉆鏜機床的要求參數(shù)如下： 要求工作循環(huán)：定位——夾緊——快進——工進——死擋鐵停留——快退——停止——拔銷松開等自動循環(huán)； 進給缸負載力：FL=30（KN） 工作臺液壓缸移動件重力：G=2.5（KN） 工作臺快進速度：V1=4.5（m/min） 工作臺快退速度:V3=5.1（m/min） 工作臺工進速度：V2=46（mm/min） 工作臺液壓缸快進行程：L1=290（mm） 導(dǎo)軌面靜摩擦系數(shù)：μs=0.2 工作臺液壓缸工進行程：L2=90（mm） 導(dǎo)軌面動摩擦系數(shù)：μd=0.1 工作臺啟動時間：Δt=0.3=（S） 夾緊缸負載力：1.9KN 工作臺及夾具重量：0.6KN 液壓缸效率為0.9。 2.2系統(tǒng)工況分析 2.2.1 運動分析 根據(jù)設(shè)計要求，該專用鉆鏜機床的工作循環(huán)可分解為： 工作臺主缸：快進→工進→加工到位后停留→快退→原位停止 夾緊缸：工件夾緊→工件松開 定位缸：工作定位→定位銷拔出 快進速度為：V1=4.5m/min 快退速度為：V3=5.1m/min 工進速度為：V2=00.046m/min 繪制運動部件的速度循環(huán)圖如圖2-1所示。 圖2-1速度循環(huán)圖 2.2.2 負載分析 液壓缸所受外載荷F包括三種類型，分別為工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載即： F = Fw+ Ff+ Fa 1）工作負載Fw 對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本設(shè)計中工進工作負載為： Fw=30000N 2）導(dǎo)軌摩擦阻力負載Ff 啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導(dǎo)軌Ff可以由下式求的： Ff = f ( G + FRn ) G ——運動部件重力3100N； FRn ——垂直于導(dǎo)軌的工作負載，此設(shè)計中為零； f——導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。求得 Ffs = 0.2×3100N = 620N Ffa = 0.1×3100N = 310N 上式中Ffs 為靜摩擦力，F(xiàn)fa 為動摩擦力。 3）運動部件速度變化時的慣性負載Fa Fa = 式中g(shù)——重力加速度； ——加速或減速時間，本設(shè)計中=0.3s； ——時間內(nèi)的速度變化量。 故： Fa = ×N =79N 根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的負載循環(huán)圖。 表2-1工作循環(huán)各階段的外負載 序 工作循環(huán) 外負載F(N) 1 啟動、加速 F = Ffs + Fa 699 2 快進 F = Ffa 310 3 工進 F = Fw+ Ffa 30310 4 快退啟動加速 F = Ffs + Fa 699 5 快退 F = Ffa 310 圖2-2 負載循環(huán)圖 三 液壓系統(tǒng)總體設(shè)計 3.1確定主要參數(shù) 3.1.1液壓缸的工作壓力的確定 執(zhí)行元件的工作壓力可以根據(jù)負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據(jù)主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。 表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力 負載/ KN <5 510 1020 2030 3050 >50 工作壓力/MPa <0.81 1.52 2.53 34 45 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 設(shè)備 類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械或中型 工程機械 液壓機、重型 機械等 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力 0.8~2.0 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為30310N，其它工況時的負載都相對較低，參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應(yīng)用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力。 在鏜孔加工時，為了防止孔被鏜通時負載突然消失而產(chǎn)生的鏜頭前沖，液壓缸回油腔應(yīng)有一定的背壓，查液壓工程手冊（回油路帶背壓閥<0.51.5>）取背壓為。 表3-3 執(zhí)行元件背壓的估計值 系 統(tǒng) 類 型 背壓p1 （MPa） 中、低壓系統(tǒng)0~8MPa 簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調(diào)速閥的調(diào)速系統(tǒng) 0.5~0.8 回油路帶背壓閥 0.5~1.5 采用帶補液壓泵的閉式回路 0.8~1.5 中高壓系統(tǒng)＞8~16MPa 同上 比中低壓系高50%~100% 高壓系統(tǒng)＞16~32MPa 如鍛壓機等 出算可忽略 3.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求，且往復(fù)快速運動速度相等，這樣就給液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d規(guī)定了的關(guān)系。由此求得液壓缸無桿腔面積為: 活塞桿直徑可以由值算出，由計算所得的D與d的值分別按表3-4和表3-5圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。 表3-4 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100 （110） 125 （140） 160 （180） 200 （220） 250 320 400 500 630 注：括號內(nèi)數(shù)值為非優(yōu)先選用值 表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 2 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 由GB/T2348-1980查得標準值為D=125mm，d=90mm。由此計算出液壓缸的實際有效面積為: 對選定后的液壓缸內(nèi)徑D，必須進行穩(wěn)定速度的驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A，必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效工作面積，即 A＞ = 式中 ——流量閥的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產(chǎn)品樣本中查得。 ——液壓缸的最低速度，由設(shè)計要求給定。 如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效工作面積，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸的內(nèi)徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（3-4）可得 A=cm2 =10cm2 3.1.3 液壓缸工況圖的繪制 油缸各工況的壓力、流量、功率的計算如下： （1）計算各工作階段液壓缸所需的流量 （2）計算各工作階段液壓缸壓力 快速進給時液壓缸做差動連接。由于管路中有壓力損失，取此項損失為△P= P2- P1=0.5MPa，同時假定快退時回油壓力損失為0.5MPa。 （3）計算各工作階段系統(tǒng)輸入功率 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，可以計算出液壓缸在一個工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率，如表3-6所示，并根據(jù)此繪制出其工況圖如圖3-1所示。 表3-6液壓缸在不同階段所需壓力、流量和功率 工作階段 系統(tǒng)負載/N 回油腔壓力/MPa 工作腔壓力/MPa 輸入流量q/L/min 輸入功率P/W 快速前進 1089 1.036 0.636 28.62 240 工作進給 28867 0.6 2.64 0.56 32 快速退回 1089 0.5 1.22 30.14 430 注：取液壓缸機械效率 圖3-1 液壓缸的工況圖 3.2液壓回路選擇 3.2.1工作臺部分 （1）調(diào)速方式的選擇 由于機床液壓系統(tǒng)調(diào)速是關(guān)鍵問題，因此首選調(diào)速回路。有工況圖可知：所設(shè)計的機床液壓系統(tǒng)功率小，為了防止孔被鉆通時負載突然消失而產(chǎn)生的鉆頭前沖，液壓缸回油腔應(yīng)有一定的背壓，故可采用回油路調(diào)速閥調(diào)速回路。 （2）調(diào)速與速度換接回路 這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低，傳遞功率也較小，很適宜選用節(jié)流調(diào)速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定，采用調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性，在回油路設(shè)置背壓閥，分析液壓缸的V-L曲線可知，滑臺由快進轉(zhuǎn)工進時，速度變化較大，選用行程閥換接速度，以減小壓力沖擊。 圖3-2調(diào)速與速度換接回路 從工況圖上可以清楚地看到：整個工作循環(huán)過程中，液壓缸要求交替提供快行程的低壓大流量和慢行程的高壓小流量油液。最大流量與最小流量之比約為24。而快進、快退所需時間為： 工進時間為： 則有： 因此該液壓系統(tǒng)運行過程中93%的時間處于小流量工進狀態(tài)，從降低成本的角度出發(fā)，不宜選用雙聯(lián)泵，只需用單個定量泵就可以?，F(xiàn)確定定量泵方案如圖3-3所示。 圖3-3 泵供油油源 （3）換向回路 此鉆鏜機床快進時采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進、快退速度基本相等?；_在由停止轉(zhuǎn)快進，工進完畢轉(zhuǎn)快退等換向中，速度變化較大，為了保證換向平穩(wěn)，采用有電液換向閥的換向回路，由于液壓缸采用了差動連接，電液換向閥宜采用三位四通閥，為了保證機床調(diào)整時可停在任意位置上，現(xiàn)采用中位機能O型。 圖3-4換向回路 3.2.2定位夾緊部分 本系統(tǒng)采用了電磁閥換向控制系統(tǒng)動作迅速，由二位二通電磁閥控制。保證工作迅速可靠。油泵也采用變量泵供油，在定位夾緊過程中，壓力較低，流量較大，當定位、夾緊后需要壓力較高。流量較小，排油量隨壓力變化的限壓式變量泵正好滿足這種要求。同時可減少功率損失，降低溫升。夾緊后，系統(tǒng)壓力升高，達到壓力繼電器調(diào)定值后，壓力繼電器發(fā)出信號，開始工進。 3.2.3組成液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)上面選定的基本回路，在綜合考慮設(shè)計要求，便可組成完整的液壓系統(tǒng)原理圖，如圖3-5所示。 圖3-5 鉆鏜機床液壓系統(tǒng)圖 四 液壓缸的設(shè)計 4.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算 ≥ 式中 ——液壓缸壁厚（m）。 D——液壓缸內(nèi)徑（m）。 ——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.5 MPa。 ——缸筒材料的許用應(yīng)力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數(shù)，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。 對于D/＜10時，應(yīng)該按材料力學(xué)中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。 對于脆性材料以及塑性材料 ≥ 液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為： ≥ + 式中值應(yīng)該按無縫鋼管標準，或者按有關(guān)標準圓整為標準值。 在設(shè)計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×3MPa =4.5MPa。而缸筒材料許用應(yīng)力取為= 100 MPa。 應(yīng)用公式 ≥ 得， ≥ 下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×14.06mm = 153.12mm。在液壓傳動設(shè)計手冊中查得選取標準值 = 155mm。在根據(jù)內(nèi)徑D和外徑重新計算壁厚， = = mm = 15mm。 4.2 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。 表4-1液壓缸活塞行程參數(shù)系列 （mm） Ⅰ 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 Ⅱ 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 Ⅲ 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 注：液壓缸活塞行程參數(shù)依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。 由已知條件知道最大工作行程為380mm,參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為400mm。 4.3 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。 無孔時： 有孔時： 式中 ——缸蓋有效厚度（m）。 ——缸蓋止口內(nèi)徑（m）。 ——缸蓋孔的直徑（m）。 在此次設(shè)計中，利用上式計算可取t=40mm 4.4 最小導(dǎo)向長度的確定 對于一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求 式中 ——液壓缸的最大行程。 ——液壓缸的內(nèi)徑。 為了保證最小導(dǎo)向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導(dǎo)向長度H決定，即 在此設(shè)計中，液壓缸的最大行程為400mm，液壓缸的內(nèi)徑為125mm，所以應(yīng)用公式的 =mm =72.5mm。 活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定。 當D＜80mm時，??； 當D＞80mm時，取。 活塞的寬度B =（0.6~1.0）d =54~90mm，取70mm 4.5 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)該大于內(nèi)徑的20~30倍。缸體長度L = 400+100mm=500mm。 4.6 固定螺栓得直徑 液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算： 式中 F——液壓缸最大負載。 Z——固定螺栓個數(shù)。 k——螺紋擰緊系數(shù)，k = 1.121.5。 根據(jù)上式求得 = = 10.3mm 五 液壓元件的計算和選擇 5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 由工況圖可知，整個工作循環(huán)過程中液壓缸的最大工作壓力為3.12MPa。選取油路總壓力損失為0.8MPa。則泵的最大工作壓力為： 其次確定液壓泵的最大供油量，由工況圖可知，液壓缸所需的最大流量為38.2L/min，若取系統(tǒng)泄漏系數(shù)K=1.05，則泵的流量為 最后根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)查閱產(chǎn)品樣本，確定選擇YB-40型葉片泵，當液壓泵轉(zhuǎn)速為n=960r/min時，液壓泵的輸出流量為40L/min。 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，如果取泵的效率為，這時驅(qū)動液壓泵所需電動機功率為 根據(jù)此數(shù)據(jù)查閱電動機產(chǎn)品目錄，選擇Y110L-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。 5.2 油箱的設(shè)計 5.2.1液壓油箱有效容積的確定 液壓油箱在不同的工作條件下，影響散熱的條件很多，通常按壓力范圍來考慮。液壓油箱的有效容量v可概略的確定為： 已知該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)（p=3MP）?。? V=(5～7)=200L～280L 取V=250L 式中，V —液壓油箱的有效容積 —液壓泵的額定流量 5.2.2液壓油箱的外形尺寸 液壓油箱的有效容積確定后，需設(shè)計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸為（長：寬：高）1：1：1～1：2：3，為提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將液壓油箱的容量予以增大。 5.3閥類元件和輔助元件的選擇 圖2-6液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。 表5-1 閥類元件的選擇 序號 元件名稱 通過的最大流量 L/min 規(guī)格 型號 額定流量L/min 額定壓力/MPa 額定壓降/MPa 1 葉片泵 — YB1-25 30.08 6.3 — 2 三位四通電磁換向閥 50 34D0-B10H-T* 25 6.3 0.3 3 兩位兩通電磁換向閥 30.08 22D-25 25 6.3 0.3 4 調(diào)速閥 1 Q-10B 10 6.3 0.5 5 單向閥 71.83 I-63B 63 6.3 0.2 6 兩位兩通電磁換向閥 30.08 22D-25 25 6.3 0.3 7 溢流閥 3.5 Y-63B 63 6.3 — 8 空氣濾清器 — QUQ2 — — — 9 濾油器 — WU-65×80-J — — — 10 壓力表開關(guān) — K-6B — — — 注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速時液壓泵輸出的實際流量。 5.4其它元件的選擇 5.4.1過濾器的選擇 按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設(shè)計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有 因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網(wǎng)式吸油過濾器，參數(shù)如表5-2所示。 （1）濾油器安裝 本系統(tǒng)濾油器安裝在油泵的吸油管上。這種安裝能直接防止大顆粒雜質(zhì)進入液壓泵內(nèi)，保證了液壓系統(tǒng)中所有設(shè)備不受雜質(zhì)的影響，但增長了油泵的吸油阻力，而且當濾油器堵塞時，使油泵工作條件惡化。為了避免油泵的損壞，通常在油泵的吸入口安裝過濾精度低的線隙式過濾器。 （2）排油孔螺塞 為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部油池低處設(shè)有排油孔，平時排油孔用螺塞及封油墊封住。排油孔螺塞材料一般用Q235，封油墊材料可用石棉橡膠紙，排油孔螺塞的直徑可按箱座壁厚的3～4倍選取，M=24X1.5。 表5-2 通用型WU系列網(wǎng)式吸油中過濾器參數(shù) 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 尺寸 M（d） H D WU—6580-J 32 125 63 120 — 5.4.2 壓力表及壓力表開關(guān)的選擇 液壓泵的出口、安裝壓力控制元件處、與主油路壓力不同的支路及控制油路、蓄能器的進油口等處，均應(yīng)設(shè)置測壓點，以便用壓力表對壓力調(diào)節(jié)或系統(tǒng)工作中的壓力數(shù)值及其變化情況進行觀測。 壓力表測量范圍應(yīng)大于系統(tǒng)的工作壓力的上線，即壓力表量程約為系統(tǒng)最高壓力的1.5倍左右。在本次設(shè)計中，經(jīng)計算壓力表量程約為MPa。根據(jù)使用要求，選用K-1型的壓力表開關(guān)，壓力表的精度等級選2.5級。 5.4.3 液位計的選擇 液位計的下刻線至少應(yīng)比吸油過濾器或吸油管口上緣高出75mm，以防吸入空氣。液位計的上刻線對應(yīng)著油液的容量。液位計與油箱的連接處油密封措施。對于油溫有嚴格要求的液壓裝置，可采用傳感式液位溫度計，其溫度計是利用靈敏度較高的雙金屬片的熱脹冷縮原理來測油溫的。在本次設(shè)計中，液位計選取YWZ-80型。 5.4.4油管的選擇 油管的內(nèi)徑可按照所連接元件的接口尺寸確定，也可以按照管路中允許的流速來計算。本例中，由表5-3推薦取油液在壓油管的流速v=3m/s,按式4.1算得液壓缸無桿強及有桿腔相連的油管的內(nèi)徑為 （5.1） 式中 q—通過油管的流量； v—推薦管道中油液的流速，可按表5-3數(shù)值選取。取d=15mm。 取d=15mm。 最后，參照計算由選定的液壓元件連接油口尺寸確定油管內(nèi)經(jīng)。 六 液壓系統(tǒng)的驗算 6.1 壓力損失的驗算 1）工作進給時的進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為0.046m/mmin。進給時的最大流量為0.56L/min。則液壓油在管內(nèi)流速v1為 v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min 管道流動雷諾數(shù)為： = = = 111 ＜2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù) = = = 0.68 進油管道BC的沿程壓力損失為： = = Pa 查閱換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失 = Pa。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失為 = + = Pa = Pa 2）工作進結(jié)時的回油路壓力損失 = = 69.5cm/s = = = 55.5 = = = 1.39 回油管道的沿程壓力損失為 = = Pa = Pa 查產(chǎn)品樣本知換向閥3WE6A50/ OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，換向閥4WE6E50/OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，調(diào)速閥2FRM5-20/6的壓力損失為 = 0.5×Pa。 回油路總壓力損失為 =+++=（0.05+0.025+0.025+0.5）×Pa =0.6×Pa 3）變量泵出口處的壓力 = + =3.2×Pa 4）快進時的壓力損失?？爝M時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即40 L/min，管路AC中的沿程壓力損失為 = = cm/s = 590cm/s = = = 472 = = = 0.159 = = Pa = Pa 同意可以求得管道AB段以及AD段的沿程壓力損失和分別為 = = cm/s = 295cm/s = = = 236 = = = 0.32 = Pa = Pa = Pa = Pa 查閱產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 4WE6E50/OAG24的壓力損失為 = Pa 3WE6A50/OAG24的壓力損失為 = Pa 據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 = +++ ++ = Pa = 1.93×Pa，上述驗算表明，不需要修改原設(shè)計。 6.2發(fā)熱溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，注意考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下工進速度大時發(fā)熱量大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值最大者進行分析。 當v = 10cm/min時 = = = 0.785L/min 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.2MPa，則有 = kw = 0.42 kw = Fv = kw = 0.034kw 此時的功率損失為： = - = （0.718-0.41kw = 0.31kw 可見在工進速度低時，功率損失為0.386kw，發(fā)熱量最大。 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K =kw/(.℃),油箱的散熱面積A為 A = 0.065 = 0.065 = 1.92 系統(tǒng)的溫升為： = = ℃ = 20.1℃ 數(shù)控機床油液溫升應(yīng)該小于25℃，故滿足要求。 參考文獻 [1] 楊爾莊.二十一世紀液壓技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J].液壓與氣動,1, 6:1 [2] 賈培起.液壓缸[M].北京:北京科學(xué)技術(shù)出版社,1987 [3] 左健民.液壓與氣壓傳動第4版[M].北京:機械工業(yè)出版社,2007 [4] 張世偉，朱福元.液壓系統(tǒng)的計算與結(jié)構(gòu)設(shè)計.寧夏：寧夏人民出版社 [5] 陳秀寧，施高義.機械設(shè)計課程設(shè)計.浙江：浙江大學(xué)出版社 [6] 上海煤礦機械研究所.液壓傳動設(shè)計手冊.上海：上海人民出版社 [7] 何存興.液壓元件[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1982 [8] Mennesmann Rexro. Hydraulic Components. Mennesmann Rexro Gmbh