課程設計-臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng).doc

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1、 目 錄 引 言 1 第一章 明確液壓系統(tǒng)的設計要求 2 第二章 負載與運動分析 3 第三章 負載圖和速度圖的繪制 5 第四章 確定液壓系統(tǒng)主要參數 6 4.1確定液壓缸工作壓力 6 4.2計算液壓缸主要結構參數 6 4.3繪制液壓缸工況圖 8 第五章 液壓系統(tǒng)方案設計 9 5.1選用執(zhí)行元件 9 5.2速度控制回路的選擇 9 5.3選擇快速運動和換向回路 10 5.4速度換接回路的選擇 10 5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖 11 5.5系統(tǒng)圖的原理 12 第六章 液壓元件的選擇 15 6.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 15 6.2

2、確定其它元件及輔件 16 6.3主要零件強度校核 18 第七章 液壓系統(tǒng)性能驗算 20 7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值 20 7.2油液溫升驗算 21 設計小結 23 參考文獻 24 引 言 液壓系統(tǒng)已經在各個部門得到越來越廣泛的應用，而且越先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部門就越多。 液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的，液壓傳動有以下優(yōu)點：易于獲得較大的力或力矩，功率重量比大，易于實現往復運動，易于實現較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現標準化、系列化

3、。 液壓傳動的基本目的就是用液壓介質來傳遞能量，而液壓介質的能量是由其所具有的壓力及力流量來表現的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質的壓力和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方面：控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 第一章 明確液壓系統(tǒng)的設計要求 設計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)（含圖）。動力滑臺的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。液壓系統(tǒng)的主要參數與性能要求如下：切削力Ft=20000N，移動部件總重力G=10000N，快進行程l1=100mm，工進

4、行程l2=50mm，快進快退的速度為4m/min，工進速度為0.05m/min；加速、減速時間Δt=0.2s，靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fd=0.1。該動力滑臺采用水平放置的平導軌，動力滑臺可在任意位置停止。第二章 負載與運動分析 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。 （1）工作負載FW 工作負載

5、是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即 （2）阻力負載 阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，則 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 （3）慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.05s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為4.5m/min，因此慣性負載可表示為

6、如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表1所示。 表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N） 工況 負載組成 負載值F/N 推力F//N 啟動 4000 4444.44 加速 3585.68 3984.08 快進 2000 2222.22 工進 14700 16333.33 反向啟動 4000 4444.44 加速 3585.68 3984.08 快退 2000 2222.22 制動

7、 414.32 460.36 第三章 負載圖和速度圖的繪制 根據負載計算結果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖1（a）所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據已知的設計參數進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程L1=400-100=300mm、工進行程L2=100mm、快退行程L3=400mm，工進速度。 快進、工進和快退的時間可由下式分析求出。 快進 工進 快退 根據上述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)繪制負載圖（F-t）如圖1(b),速度循環(huán)圖如圖1（

8、c)所示。 圖1 速度負載循環(huán)圖 a)工作循環(huán)圖 b）負載速度圖 c)負載速度圖 第四章 確定液壓系統(tǒng)主要參數 4.1確定液壓缸工作壓力 由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為17000 N時宜取3MP。 表2按負載選擇工作壓力 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農業(yè)機械 小型工程機械建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械

9、 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 4.2計算液壓缸主要結構參數 由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，

10、由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa。 快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。 工進時液壓缸的推力計算公式為 ， 式中：F ——負載力 hm——液壓缸機械效率 A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力

11、 p2——液壓有無桿腔壓力 因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為 mm 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.70789.46=63.32mm，根據GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為 工作臺在快退過程中所需要的流量為 工作臺在工進過程中所需

12、要的流量為 q工進 =A1v1’=0.318 L/min 根據上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表4所示。 表4 各工況下的主要參數值 工況 推力F’/N 回油腔壓力P2/MPa 進油腔壓力P1/MPa 輸入流量q/L.min-1 輸入功率P/Kw 計算公式 快 進 啟動 5556 0 1.54 —— —— 加速 6949 2.31 1.81 —— —— 快速 2778 1.49 0.99 22.73 0.375 工進 27788 0.8 3.29 0.9

13、5 0.052 快退 起動 2180 0 0.49 —— —— 加速 6949 0.6 2.84 —— —— 快退 2778 0.6 1.82 20.02 0.607 制動 414.3 0.6 1.3 —— —— 注：。 4.3繪制液壓缸工況圖 并據表4可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示。 圖2 組合機床液壓缸工況圖 第五章 液壓系統(tǒng)方案設計 根據組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機

14、床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 5.1選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)運動循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。 5.2速度控制回路的選擇 工況圖表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制

15、方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。 鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償的進口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。 由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。 從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工進所需的時間分別為

16、 亦即是=20因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。 如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖3所示。 圖3 雙泵供油油源 5.3選擇快速運動和換

17、向回路 根據本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。 本設計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。 5.4速度換接回路的選擇 所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調整方

18、便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。 由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由23.07 L/min降0.318 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖4所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。由工進轉為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。 a.換向回路 b.速度換接回路 圖4 換向和速度切換回路的選擇 參考同類組合機床，選用雙作

19、用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節(jié)流閥調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩(wěn)性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa。 5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖 選定調速方案和液壓基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些輔助性油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對回路進行歸并和整理，就可將液壓回路合成為液壓系統(tǒng)，即組成如圖5所示的液壓系統(tǒng)圖。 為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓力。 要實現系統(tǒng)的動作，即要求實現的動作順序為：啟動→加速→快進→減速→工進→快退→停止。則可得

20、出液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表5所示。表中“+”號表示電磁鐵通電或行程閥壓下；“—”號表示電磁鐵斷電或行程閥復位。 表5 電磁鐵的動作順序表 圖 5 液壓系統(tǒng)圖 5.5系統(tǒng)圖的原理 1． 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，由泵輸出地壓力油經2三位五通換向閥的左側，這時的主油路為： 進油路：泵 → 向閥10→三位五通換向閥2（1YA得電）→行程閥3→液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔→三位五通換向閥2（1YA得電）→單向閥6→行程閥3→液壓缸左腔。 由此形成液壓缸兩腔連通，實現差動快進，由于快進負載壓力小，系統(tǒng)壓力低

21、，變量泵輸出最大流量。 2． 減速 當滑臺快到預定位置時，此時要減速。擋塊壓下行程閥3，切斷了該通路，電磁閥繼續(xù)通電，這時，壓力油只能經過調速閥4，電磁換向閥16進入液壓缸的左腔。由于減速時系統(tǒng)壓力升高，變量泵的輸出油量便自動減小，且與調速閥4開口向適應，此時液控順序7打開，單向閥6關閉，切斷了液壓缸的差動連接油路，液壓缸右腔的回油經背壓閥8流回油箱，這樣經過調速閥就實現了液壓油的速度下降，從而實現減速，其主油路為： 進油路：泵 → 向閥10→三位五通換向閥2（1YA得電）→調速閥4→電磁換向閥16→液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔→三位五通換向閥2→背壓閥8→液控順序閥7→油

22、箱。 3． 工進 減速終了時，擋塊還是壓下，行程開關使3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經調速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調速閥15的開口相適應，故進給量大小由調速閥15調節(jié)，其主油路為： 進油路：泵 → 向閥10→三位五通換向閥2（1YA得電）→調速閥4→調速閥15→液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔→三位五通換向閥2→背壓閥8→液控順序閥7→油箱。 4． 死擋鐵停留 當滑臺完成工進進給碰到死鐵時，滑臺即停留在死擋鐵處，此時液壓缸左腔的壓力升高，使壓力繼電器14發(fā)出信號給時間繼電器，滑臺停留時

23、間由時間繼電器調定。 5． 快退 滑臺停留時間結束后，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁鐵1YA、3YA斷電，2YA通電，這時三位五通換向閥2接通右位，，因滑臺返回時的負載小，系統(tǒng)壓力下降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為： 進油路：泵 → 向閥10→三位五通換向閥2（2YA得電）→液壓缸右腔。 回油路：液壓缸左腔→單向閥5→三位五通換向閥2（右位）→油箱。 6． 原位停止 當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經換向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。 系統(tǒng)圖的動作順

24、序表如表5所示。 第六章 液壓元件的選擇 6.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數和規(guī)格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。 根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液

25、壓缸之間壓力損失之和。 對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： （2）計算總流量 表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現在快進工作階段，為23.07 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：

26、 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.318 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應為3.318L/min。 據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值，因此選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為26mL/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉速=940r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.36MPa、流量為27.072r/min。取泵的總效率，則液壓泵驅動電動機所需的功率為： 根據上述功率計算數據，此系統(tǒng)選取

27、Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。 6.2確定其它元件及輔件 (1) 確定閥類元件及輔件 根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表6所列。 表6 液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 — PV2R12-6/26 (5.1+22) 16/14 — 2 三位五通電液換向閥 50 35DYF3Y—E10B 80 16 < 0.5 3 行程閥 60

28、 AXQF—E10B 63 16 < 0.3 4 調速閥 <1 AXQF—E10B 6 16 — 5 單向閥 60 AXQF—E10B 63 16 0.2 6 單向閥 25 AF3-Ea10B 63 16 0.2 7 液控順序閥 22 XF3—E10B 63 16 0.3 8 背壓閥 0.3 YF3—E10B 63 16 — 9 溢流閥 5.1 YF3—E10B 63 16 — 10 單向閥 22 AF3-Ea10B 63 16 < 0.02 11 濾油器 30 XU—6380-J

29、 63 — < 0.02 12 壓力表開關 — KF3-E3B 3測點 — 16 — 13 單向閥 60 AF3-Fa10B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 — PF—B8L — 0 — *注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。 (2) 確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表7所列。 表7各工況實際運動速度、時間和流量 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量/(L/min）

30、排出流量/(L/min） 運動速度/(L/min） 由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 根據表中數值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為： 取標準值20mm； 取標準值15mm。 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為和的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。 （3）油箱的設計 油箱的主要用途

31、是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據液壓泵的額定流量按照經驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據散熱要求對油箱的容積進行校核。 油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938—1999標準估算，取時，求得其容積為 按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值V=250L。 6.3主要零件強度校核 1　 缸筒壁厚δ=4㎜ 因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式 , 式中：-缸筒壁厚（） -實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力 D-缸筒內徑 D=0.11M -缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度（MPa）,

32、n為安全系數，取n=5。 對于P1<16MPa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統(tǒng) 因此滿足要求。 2　 缸底厚度δ=11㎜ 對于平缸底，厚度 有兩種情況： a. 缸底有孔時： 其中 b. 缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退； 其中 3　 桿徑d 由公式： 式中：F是桿承受的負載（N），F=12700N 是桿材料的許用應力，=100 4　 缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1 式中 K------擰緊系數，一般取K=1.25~1.5； F-------缸筒承受的最大負載（N）； z-------螺栓個數；

33、 ----螺栓材料的許用應力， ，為螺栓材料的屈服點（MPa），安全系數n=1.2~2.5 第七章 液壓系統(tǒng)性能驗算 7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值 由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按課本式（3-46）估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 ① 快進 滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表3和表4可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min，通過電液換向閥2的流量

34、是27.1L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量55.3L/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為 此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。 回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是28.2L/min，然后與液壓泵的供油合并，經行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力p2與無桿腔壓力p1之差。 此值小于原估計值0.5MPa（見表2），所以是偏安全的。 ② 工進 工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.318L/min，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa；油液在回油路上通過換向閥2的流

35、量是0.0162L/min，在背壓閥8處的壓力損失為0.5MPa，通過順序閥7的流量為（0162+22）L/min=22.162L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力為p2為 可見此值小于原估計值0.8MPa。故可按表2中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力p1，即 此值與表3中數值2.976MPa相近。 考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差Δpe=0.5MPa，故溢流閥9的調壓pp1A應為 ③ 快退 快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量為22L/min，通過換向閥2的流量為27.1L/min；油液在回油路上通過單向閥5、換向閥2

36、和單向閥13的流量都是53.13L/min。因此進油路上總壓降為 此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞峡倝航禐? 此值與表3的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力pp應為 因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調壓應大于2.492MPa。 7.2油液溫升驗算 液壓傳動系統(tǒng)在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量多數轉化為熱能，使油溫升高，導致油的粘度下降、油液變質、機器零件變形等，影響正常工作。為此，必須控制溫升ΔT在允許的范圍內，如一般機床D= 25 ~ 30 ℃；數控機床D≤

37、25 ℃；粗加工機械、工程機械和機車車輛D= 35 ～ 40 ℃。 液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，單位時間的發(fā)熱量f（kW）可表示為 式中 —— 系統(tǒng)的輸入功率（即泵的輸入功率）（kW）； —— 系統(tǒng)的輸出功率（即液壓缸的輸出功率）（kW）。 若在一個工作循環(huán)中有幾個工作階段，則可根據各階段的發(fā)熱量求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱量 對于本次設計的組合機床液壓系統(tǒng)，其工進過程在整個工作循環(huán)中所占時間比例達95% 因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的發(fā)熱情況來計算。 工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為 這時大流量泵通過順序閥10卸荷，小流量泵

38、在高壓下供油，所以兩泵的總輸出功率（即系統(tǒng)輸入功率）為： 由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 即可得油液溫升近似值： 溫升小于普通機床允許的溫升范圍，因此液壓系統(tǒng)中不需設置冷卻器。 設計小結 經過大家近周的共同努力，終于有了成果，完成了此次課程設計，再一次系統(tǒng)性的學習了有關液壓方面的知識，此次課程設計，感觸良多，收獲頗豐。 通過這次課程設計，讓我們每個人都再一次切身體驗了課程設計的基本模式和相關流程。在這次課程設計中，我學會了怎樣根據老師所給的題目去構思，收集和整理設計中所需要的資料。在這些日子里，我們都夜以繼日的演算相關數據，在參考書上尋找參考資料，使我們真正地嘗試到了作為一

39、名設計者的辛酸與喜悅。 通過本次課程設計，我們將理論知識與實際設計相結合，真正做到了理論聯(lián)系實際，并且學會了如何綜合去運用所學的知識，使我們對所學的知識有了更加深刻的認識和了解，讓我們受益匪淺。 還有，通過本次設計也讓我們體驗到了團隊合作的重要性和必要性。設計是一個龐大而復雜的系統(tǒng)工程，單槍匹馬是很難順利完成任務的，這就要求我們要有合理的分工和密切的配合，將一個個復雜的問題分解成一個個小問題，然后再各個擊破，只有這樣才能設計出很實用的產品，同時也可以大大提高工作效率。而且大家都參與進來，都能學到知識。 從設計過程中，我復習了以前學過的知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。 設計是一個系統(tǒng)性的工程，越做到后面，越發(fā)現自己知識的局限性，在今后的學習中，還得加緊學習。 參考文獻 [1] 王積偉，章宏甲，黃誼.液壓傳動.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，206.12（20108重?。? [2] 馬振福.液壓與氣動傳動.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2004.1 [3] 成大先.機械設計手冊[單行本液壓傳動]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004 [4] 陳啟松.液壓傳動與控制手冊[M]. 上海：上海科學技術出版社，2006 23