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目錄 1. 負載分析 .2 2. 繪制液壓工況（負載速度）圖 .3 3. 初步確定液壓缸的參數(shù) .3 3.1. 初選液壓缸的工作壓力： .3 3.2. 計算液壓缸尺寸： .4 3.3. 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量及功率： .4 3.4. 繪制液壓缸工況圖 .5 4. 擬定液壓系 .5 4.1. 選擇液壓回路 .5 4.2. 液壓系統(tǒng)的組合 .5 5. 液壓元件的計算和選擇 .7 5.1. 確定液壓泵的容量及驅動電機的功率： .7 5.2. 液壓泵的流量 .7 5.3. 選擇電動機 .7 5.4. 元件選擇 .8 5.5. 確定管道尺寸 .8 5.6. 確定油箱容積： .8 6. 管路系統(tǒng)壓力損失驗算 .9 6.1. 判斷油流狀態(tài) .9 6.2. 沿程壓力損失 .9 6.3. 局部壓力損失 .10 7. 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算 .11 7.1. 液壓泵的輸入功率 .11 7.2. 有效功率 .11 7.3. 系統(tǒng)發(fā)熱功率 .11 7.4. 散熱面積 .11 7.5. 油液溫升 .11 8. 參考文獻： .12 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 1 1. 負載分析 1.切削力： Ft=16000N 2.導軌摩擦阻力 靜摩擦力： fsF = WS=0.2 20000 = 4000N 動摩擦力： = d =0.1 20000 = 2000Nf 3.慣性阻力 （1）動力滑臺快進慣性阻力 mF,動力滑臺啟動加速、反向啟動加速和快退減速制動的加 速度相等， sv/15.0， st20.NtgwFm153.8.9 （2）動力滑臺快進慣性阻力 mF ,動力滑臺由于轉換到制動是減速，取 smv/1074，st0. NtvgwFm 14.720.8.920 液壓缸各動作階段負載列表如下： 工況 計算公式 液壓缸負載F（N） 液壓缸推力 （ ）mF 啟動 F= WfS 5000 5556 加速 F = + dm6326 7029 快進 F= f 2500 2778 工進 F= +td18000 20000 制動 F = Wfm2483 2759 快退 F= d 2500 2778 制動 F = fm1326 1473 注：液壓缸機械效率： 。0.9 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 2 2. 繪制液壓工況（負載速度）圖 根據(jù)計算的液壓負載和各階段工作行程、速度，可繪制液壓缸的 FT 與 Vt 圖 快進 = =1vL0.527s 工進 = =tmax2in24.153s = =n2vax230.87 快退 = =t3L.45s 液壓缸負載圖和速度圖 3. 初步確定液壓缸的參數(shù) 3.1. 初選液壓缸的工作壓力： 組合機床液壓系統(tǒng)工作壓力，一般為（3050） Pa,這里選 =44 Pa,為防止鉆5101P50 通孔時動力滑臺發(fā)生前沖，液壓缸回油腔應有背壓，背壓 =2 Pa。初步定快進快退25 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 3 回油壓力損失 =5 Pa2P510 3.2. 計算液壓缸尺寸： 選定液壓缸前、后腔有效面積比為 2：1，則液壓缸無桿腔工作面積 1A = = 取 A1=501A20PF42508.106(4)m240m 液壓內徑 D= =142.5 取標準值 D=8.0 m20 活塞桿直徑 d=0.7D 5.6 m21 液壓缸尺寸取標準值之后的有效工作面積 無桿腔面積 = = x(8.0 ) =391A42D20241 有桿腔面積 = = (8.0 )2d46.524106.50m 活塞桿面積 = - =13.43122m 3.3. 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量及功率： 表中 為液壓缸的驅動力。 0F 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量及功率見下表 工況 計算公式 （0F N） 2P （ Pa51 ） 1 （ Pa50 ） Q （ 31 /s）mP(N) 快 進 啟動 加速 快進 = +1P30AF2 Q= 1v P= Q 5556 7029 2778 0 5 5 41.4 57.4 25.7 0.2 0.514 510 工進 = +1P0AF2 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 4 Q= 1A2v P= QP 20000 6 57.2 0.12 0.686 510 快 退 啟動 加速 快退 制動 = +2120AF 5556 7029 2778 -1473 0 5 21.7 27.4 15.8 -0.75 0.3 0.721 510 3.4. 繪制液壓缸工況圖 液壓缸工況圖 4. 擬定液壓系 4.1. 選擇液壓回路 （1）調速方式的選擇 鉆孔床工作時，要求低速運動平穩(wěn)性好；速度負載性好，從圖 a 中可看出液壓缸快進和工 進時功率都較小，負載變化也較小，因此采用調速閥的的進油節(jié)流調速回路。為防止工 作負載突然消失（鉆通孔）引起前沖現(xiàn)象，在回油路上加背壓閥。 （2）快速回路和速度換接方式的選擇 我們選用差動液壓缸實現(xiàn)“快，慢，快”的回路。圖 b 進口節(jié)流一次進給回路。 （3）油源的選擇： 系統(tǒng)特點從圖 a 可看出快進時低壓大流量時間短，工進時高壓小流量時間長。所以采用 雙聯(lián)葉片泵或限壓式變量泵。 4.2. 液壓系統(tǒng)的組合 選擇基本回路后，按擬定液壓系統(tǒng)圖的幾個注意點，可以組成一個完整的系統(tǒng)圖。圖中 為了使液壓缸快進時實現(xiàn)差動連接，工進時主油路和回油路隔離，在系統(tǒng)中增設一個單 向閥 11 及液控順序閥 8，在液壓泵和電磁換向閥 3 的出口處，分別增設單向閥 9 和 12， 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 5 以免當液壓系統(tǒng)較長時間不工作時，壓力油流回油箱，形成真空。為了過載保護或行程 終了利用壓力繼電器 13。 組合成液壓系統(tǒng)圖組合的液壓系統(tǒng)圖。如圖所示。 液壓系統(tǒng)圖 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 6 5. 液壓元件的計算和選擇 5.1. 確定液壓泵的容量及驅動電機的功率： （1） 、計算液壓泵的工作壓力與流量： 進油壓力損失為 57.2 Pa，系統(tǒng)采用調速閥進油節(jié)流調速，選取進油管壓力損失為 8510 Pa，由于采用壓力繼電器，溢流閥的調整壓力一般應比系統(tǒng)最高壓力大 5 Pa，50 10 所以泵的最高工作壓力為 551(57.28)106.2pPPa 這是小流量泵的最高工作壓力（穩(wěn)定） ，即溢流閥的調整工作壓力 液壓泵的公稱工作壓力 為n51.25.60.271np aPp 大流量泵只在快進時向液壓缸輸出，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，這時壓力油 不通過調速閥，進油路較簡單，但流經管道和閥的油流量較大，取進油路壓力損失為 5 Pa，所以快退時，泵的最高工作壓力為510552(1.8)02.81p Pa 這是大流量泵的最高工作壓力，也是調整控順序閥 7 和 8 的參考數(shù)據(jù)。 5.2. 液壓泵的流量 由圖可知，最大流量在快進時，其值為 30.21/ms3()max1.50/pQK 最小流量在工作時，其值為 0.12 ，為了保證工進時系統(tǒng)壓力較穩(wěn)定，應考慮溢3/s 流閥有一定的最小流量，取最小溢流量為 0.077 ，所以小流量泵應取 0.197310/ms 。310/ms 根據(jù)以上計算數(shù)值，選用公稱流量為 0.2 ，0.15 ；公稱壓力為 803/s3/s 的雙聯(lián)葉片泵。5ap 5.3. 選擇電動機 最大功率出現(xiàn)在快退階段 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 7 53212()0.81(.201)9717pPQW 最后選用功率為 的標準型號電機。3.W 5.4. 元件選擇 根據(jù)液壓泵的工作壓力和通過閥的實際流量，選擇各液壓元件和輔助元件的規(guī)格。 5.5. 確定管道尺寸 由于系統(tǒng)采用液壓缸的差動連接，油管內通油量較大，實際流量 ，取允30.51/Qms 許流速 ，則主壓力油管 d 為5/vms3340.511.3.0()Qd mv 元整取 d=12cm，壁厚查表。 選用 的 10 號冷拔無縫鋼管。12 其它進油管、回油管和吸油管，按元件連接口尺寸，測壓管選用 紫鋼管。43 5.6. 確定油箱容積： 33(57)1501nVQm 所選液壓元件的說明 編 號 元件名稱 參數(shù)說明 型號 葉片泵 510Pa 葉片泵 Pa 三位五通電磁閥 Lmin 調速閥 iA x Q F- E 1 0 B 溢流閥 i 背壓閥 Lmin 液動順序閥 i 液動順序閥 Lin 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 8 單向閥 Lmin 單向閥 i 單向閥 Lin 單向閥 mi 壓力繼電器 510Pa 壓力表開關 5Pa 1 濾油器 公稱流量 Lmin 6. 管路系統(tǒng)壓力損失驗算 由于同類液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，所以一般不必驗算壓力損失值。 下面僅驗算工進時管路壓力損失： 進、回油管長均為 L1.5m，油管內徑 d= 。通過流量 Q=0.12 /s，選用3120m310m 20 號機械油，考慮最低工作溫度為 15 ，v=1.5 /sc2 6.1. 判斷油流狀態(tài) = =852320eRdvQ273.130 流動狀態(tài)為層流 6.2. 沿程壓力損失 進油路上 4.8/minL 514401.5.80212vQPPad 回油路上 （液壓缸 ）2./i1A5448.vL （如果采用沿程損失公式，結果是一樣的） 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 9 但由于是差動油缸，所以回油路的壓力損失只有一半折合到進油腔。 551(0.42.1)0.21P 6.3. 局部壓力損失 系統(tǒng)采用集成塊的液壓裝置，僅考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。下表為工進 時油流通過各種閥的流量和壓力損失。 閥的流量和壓力損失 編 號 名稱 圖號 實際流量 Q /60 /s310m公稱流量 /60 /sn310m公稱壓力損失 PanP510 1 2 3 4 5 單向閥 三位五通電磁閥單 向行程調速閥液動 順序閥 液動順序閥 4.8 4.8 4.8 2.4 2.4 25 25 25 25 10 2 2 5 1.5 5 各閥局部壓力損失之和 222554.8.4()()0.51()0.618.4305vP Pa 取油流取油流通過集成塊時壓力損失 0.31Jp552(84.2)08.71Pa90 這個數(shù)值加上液壓缸的工作壓力和壓力繼電器要求系統(tǒng)調高的壓力（取其值為 5 Pa） ，10 可作為溢流閥調整壓力的參考數(shù)據(jù)。 510p 式中 1液壓缸工進時克服外負載所需壓力 = = 01FA45210 所以 p=(50+8.955+5) =63.955 pa55 這個數(shù)值比估算的溢流閥調整壓力值 稍小。因此，主油路上元件和油管直徑均710Pa 可不變 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 10 7. 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算 由圖可知，該系統(tǒng)主要工作時間是工進工況。主要考慮工進時的發(fā)熱，所以按工進工況 驗算系統(tǒng)溫升。 7.1. 液壓泵的輸入功率 工進時小流量泵的壓力 ，流量 ，小流量泵功率為5160.2pPa310.5/pQms1 2.7pPQ 工進時大流量泵卸荷，順序閥的壓力損失 ，即大流量泵的工作壓力51.0pPa ，流量 ，大流量泵功率 2p為521.0pPa320.15/Pms2 = = PpQ20.7 雙聯(lián)泵總輸入功率 = + =1202+30=1232i12 7.2. 有效功率 工進時，液壓缸的負載 F=18000N ，取工進速度 v= 31.670/ms 輸出功率 =FV=18000 x0.00167=30.060p 7.3. 系統(tǒng)發(fā)熱功率 = + = hi0123.0612 7.4. 散熱面積 A=0.065 =1.44732v 7.5. 油液溫升 如果采用風冷、取散熱系數(shù) 205/TCWm013.2.47hTPA 設夏天室溫為 30 ，則油溫為 30+33.2=63.2 ，沒有超過最高允許油溫（50-70 C）0 0C 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 11 8. 參考文獻： 1、機械設計手冊下冊：液壓傳動和氣動，北京：石油化學工業(yè)出版社，1983， 機械 設計手冊聯(lián)合編寫組編 2、機械設計手冊：單行本液壓傳動，北京：化學工業(yè)出版社，2004.1 成大先主編 3、機械設計手冊上冊：液壓傳動和氣動，北京：石油化學工業(yè)出版社，1983， 機械 設計手冊聯(lián)合編寫組編 4、液壓傳動，哈爾濱：黑龍江教育出版社，1995.10，武華，米伯林主編 5、液壓傳動輔導教材.北京：中央廣播電視大學出版社，1986，中央電大液壓傳動輔導 教材編寫小組編 6、機床液壓傳動.哈爾濱工程大學出版社，1998.2，武華，米伯林主編 機床液壓系統(tǒng)課程設計說明書 12