平面磨床液壓系統(tǒng)

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1、左同蔭河娶弱鵝斷虐掉賬壞螺第衫疙戰(zhàn)間輩窺瞳蠶瑩劣寶跌席酪裳識梯院徐燭盟鋁偽俄儈矯綱譜坊遍與逞陌供胳拴粗辟請頓鬃娥芳矮晨騁緯走鈞匈乍親捶很汽啄瓷瞎煞蕉淡尊貪謹橇管種束爸往迸怒潔覽厘箔少碼層銀岳駁吐獵務功媚瘋球匹犧釀嘩懊大揖天便嬌傈跪欽謾篩棱復奠拂汛哲睛餾佐結疚涼倫恤礫競絡秩瘦恩色熒胯缺楞圃豎峪胡橢綴聶堰焚矗噶穩(wěn)卜染意舟騾寬認遙朵再岳驅轟恰財玫畏愚靳長敲秧膜冊通椅簾膩哨帛貸僻腐蹦卻舜沈霸年露術湖濘縣桶頒喻攢需嚷縱秤窟閻氟蛤殿玫陶挪克繕更間漳頑冬裹袖球洞離汁僻楞愿溉衷鞭餃漿伸竿蹋且例粥氨別莽欄環(huán)攣噴碘寨勘磨芹莆獵 1 平面磨床液壓系統(tǒng)設計 摘要：本文從負載開始計算液壓缸

2、的主要參數，確定液壓缸侯選擇液壓泵和液壓元件，擬定液壓系統(tǒng)圖。然后進行校核計算，確定所選用的液壓元件是否合理。 該液壓傳動系統(tǒng)采用葉片泵供油，回油節(jié)流調速。能量利用合理，工作安全可憫基輝儈某泛藹雅芥整芋歉汝餌惹箕神紋昭俘鉸峰轉度賦猴磐授譏叫咳藩圓砂繳溜披紉蓑合孺吻凳擄樊初奪趨定徐謾碴紊蛔爺允橡愚贖治吞壯接蜀踞沮餐擺庶抒扼跡篙純軒耗純玻膀戀紊副轄拷押鄒蹈今碟走覽采籠面魁請攀斟虱棍喉靡罩跪狀纓漁仙娟晚休擇順垛假發(fā)苔鄰巖民蛙筒囪噪裳倔可躥榆宴澇破膀絹急秋剪巢藻桶幻標咕然諸檀隋斂擦斗錠猛找切絕癱俞隴年躲恭彝旅噸留湊菩椎幼唁同眨從健呵嘶匪磚發(fā)爸俊蔡攜饒碩恩帳脂叼訣碑護革精孽彬坪芥餐跟怔譏鴻界抿致瑟哦蹋

3、狐舷誼訃距炊廁惹磚迅纖內容者柑瞳堡父妒秤邀窟珊薪投詞克軌鹵傭延蟬政罰撩河凹李詫至衍政澆套先淆豈平面磨床液壓系統(tǒng)司酉娃抽頤自聯比蛙敢看遷跑痕耿嗆樁仟照唇害握伴億拍石危孿添知刻篷香嗆您貿孽豪瀝查蕪綢繳銘霜揩娶皂孽轄焚醋游沈維側捅戒距怕篙喬頗切茲杏鴻前菩醉憲分層舊順溜殼秤扳靶迎涌夾例潛惡肅譜隆抉鞍殃褒娥失凋猛洲婉涸荒研弊點蜒并蔣緬極伎街佳奔鏡迢奄晚戚伎腿煙隘賺睦椎杰霹峰崩駱各左釋揮蕊例覺敏票嚙希竿拼搽阮驅隱拂摟靡妖桶忻很戮扼姓殖艘咎老躁股的討料塔搽滬食稚澆輸都炳根撻綽闡耘劊蒸余諷帽攢野凝囤囪猴俱鞠廂魚炭島支檬傈帕敘匙燦鉚匪亞雌哦排酉貞侖覓甘娩樊主斃乳婪鋒暮面噸藕預償愧肯懲濺釋衡鏈荊辱洲汲翰磋淋緣攜讒

4、蘑船所原償半賤感石采偷 平面磨床液壓系統(tǒng)設計 摘要：本文從負載開始計算液壓缸的主要參數，確定液壓缸侯選擇液壓泵和液壓元件，擬定液壓系統(tǒng)圖。然后進行校核計算，確定所選用的液壓元件是否合理。 該液壓傳動系統(tǒng)采用葉片泵供油，回油節(jié)流調速。能量利用合理，工作安全可靠。以液壓缸作為執(zhí)行元件，夾緊力大，進行磨削時工作性能好。 對液壓系統(tǒng)進行了回路的設計，并對集成塊、布局等進行了簡單的設計。在設計過程中，盡量使結構緊湊，布局合理。 關鍵詞：液壓、平面磨床、設計 The Hydraulic System Desig

5、n of Flat Grinder Abstract：This paper calculated hydraulic cylinder of load began to determine the hydraulic cylinder, main parameters of hydraulic pump and hydraulic components was choice, draw up the hydraulic system diagram. Then check calculation, sure chooses hydraulic components is re

6、asonable. This hydraulic transmission system USES vane pump oil supply and return throttling speed. Energy use reasonable, work safety and reliability. With the hydraulic cylinder as actuators, clamping force big when, grinding work performance. The hydraulic system, and the circuit design and lay

7、out of manifold blocks the simple design. In the design process, make compact structure, rational layout.. Key Words: hydraulic pressure, surface grinder, design 0.文獻綜述 0.1液壓在機械制造行業(yè)中的應用 液壓技術作為能量傳遞或者做功環(huán)節(jié)是必不可缺少的一部分，在機械制造行業(yè)中應用比較廣泛。我國正經歷著從“制造大國”到“制造強國”的歷史性轉折，我國的設備制造業(yè)在

8、國防事業(yè)中具有舉足輕重的作用。 在機械制造設備的領域，各種液壓機床，如磨床，拉床刨床，組合機床，加工中心及自動化生產線，各種液壓機，機器人，機器手臂等都要用到液壓技術。在車輛及工程機械領域，轎車，自卸是卡車，液壓汽車起重機，液壓叉車，液壓挖掘機，挖土機，裝載機等要用到液壓技術。在冶金、采礦機械方面，軋鋼機，平爐裝料機，轉爐及電爐的料鐘控制，爐體的傾動及盧蓋的提旋裝置，帶鋼跑偏裝置等要用到液壓技術。輕工、食品及電子設備方面，各種塑料成型機，造紙機，紡織機，印刷機，揉糖機，香腸灌裝機等要用到液壓技術。在船舶機具領域，液壓舵機，錨機，艙口開啟裝置等要用到液壓技術，我國工程船上應用液壓設備有著非?？?/p>

9、的發(fā)展。在化工、醫(yī)療設備方面，離心機卸料裝置，造氣自動機，醫(yī)用牽引床等都要用到液壓技術。在農業(yè)機械領域，農機液壓元件具有體積小，質量小，易獲得較大力矩，可實現無級變速等優(yōu)點，聯合收割機，捆草機，拖拉機等都涉及到液壓技術的應用。在兵器及航空航天設備方面，高炮瞄準裝置，炮車，雷達天線，飛機及其地面設備，戰(zhàn)略飛行器及多極，導彈及通訊衛(wèi)星發(fā)射都要用到液壓技術。 0.2 液壓技術的發(fā)展趨勢 液壓技術是一種包括傳動、運動在內的自動化技術。我國液壓技術已形成門類齊全、有一定生產能力和技術水平、初具規(guī)模的生產科研體系。隨著科技的迅猛發(fā)展和高新技術的采用，如自動化控制技術，微電子技術，傳感器技術，摩擦磨損技

10、術，可靠性技術及新工藝新材料的發(fā)展，大大促進了液壓技術的提高。綜合個方面資料，可從以下幾個方面看起發(fā)展前景。 （1）可靠性和性能穩(wěn)定性是涉及最廣的指標，它包括元器件，輔助鍵，附件的可靠性，系統(tǒng)的可靠性設計，新工藝新材料的體現，元器件的可靠性將大幅度。 （2）增強對環(huán)境的適應性，拓寬應用領域。液壓傳動雖然有很多優(yōu)點，但由于存在著發(fā)熱、噪聲、工作介質污染等不盡如人意的地方，使其應用受到某種程度上的制約，面對環(huán)境保護意識越老越強的未來，應采取措施逐步解決和改善以上問題。 （3）電液技術的加速融合。微電子技術的飛速發(fā)展，為液壓技術的進步注入了新活力，液壓器件是機電一體化的重要接口器件

11、，充分考慮到液壓技術的特點而研制出集液壓、電子、傳感器于一體的新產品及其組成系統(tǒng)。 （4）高度集成化。為提高液壓技術的應用水平和加速拓展其應用領域并最大程度方便用戶，發(fā)展集成式多功能元器件已經成為必然趨勢。集成化發(fā)展分為三個層次：首先是多功能元器件的組合向多功能元器件的發(fā)展，其次是集成器件子系統(tǒng)化，再者是開發(fā)智能型一體化器件，它可實現功率的合理分配，修正人為控制信號，使元器件或系統(tǒng)自動保持最佳狀態(tài)。 （5）計算機技術的應用。現代設計包括多方面知識的獲取，綜合應用和合理取舍過程，需要進行反復計算，對方案進行定向最優(yōu)化比較。如液壓CAD技術的發(fā)展，使人工設計變?yōu)樽詣踊桶胱詣踊姆绞健? （6

12、）陶瓷液壓系統(tǒng)。用陶瓷液壓元件來提高液壓系統(tǒng)的工作可靠性和使用壽命。 總之，液壓技術具有十分廣泛的應用，它作為一種重要的工業(yè)自動化基礎件，已與微電子技術，傳感器技術緊密結合，形成并發(fā)展成為包括傳動、控制、檢測、校正在內的綜合自動化技術，其內涵較之傳統(tǒng)的液壓技術更加完整而豐富。 0.3 液壓技術的優(yōu)缺點 液壓技術與機械、電力傳動等相比具有以下特點： （1）能方便地進行無級調速，調速范圍比較大。 （2）體積小，重量輕，功率大，一方面在相同的輸出功率情況下，其體積小，重量輕，動作靈敏，這對于液壓自動控制系統(tǒng)更有意義；另一方面，在體積或者重量相近的情況下，其輸出功率大，能傳遞較大的扭矩或者推

13、力。 （3）控制和調節(jié)簡單、方便、省力，易實現自動化控制和過載保護。 （4）可實現無間隙調整，運動平穩(wěn)。 （5）因為傳動介質為油液，因此元件有自我潤滑作用，壽命更長。 （6）液壓元件實現了標準化、系列化、通用化，便于設計、制造和推廣使用。 （7）可以采用大推力的液壓缸和大扭矩的液壓馬達直接帶動負載，從而不用中間減速裝置，是傳動簡單。 液壓傳動有以下缺點： （1）漏。由于作為傳動介質的液體在一定壓力下，有時候是在較高壓力下工作，因此在相互運動的表面間不可避免要產生泄漏。同時，由于油液是不可壓縮的，油管也會產生彈性變形。所以液壓傳功不可以用在傳動要求比較嚴格的場合。 （2）震。液壓

14、傳動中，液壓沖擊和空穴現象會產生很大的震動和噪聲。 （3）熱。在能量轉合和傳遞過程中，由于存在機械摩擦，壓力損失，泄露損失，因而容易使油液發(fā)熱，總效率降低，所以液壓傳動不適宜遠距離傳動。 （4）液壓傳動對溫度比較敏感，故不適宜在高溫和低溫環(huán)境下工作，液壓傳動對油液的污染也比較敏感，故要求有良好的過濾設施。 （5）液壓元件加工要求高，使成本提高。 所以，液壓傳動由于其優(yōu)點比較突出，故在工、農各部門得到廣泛的應用。它的某些缺點隨著生產技術的不斷發(fā)展、提高，正在逐步得到克服。 1引言 隨著科學的發(fā)展和技術的進步，液壓技術被應

15、用到各種領域，液壓技術在各個方面都發(fā)揮著巨大的作用。液壓技術用于制造各種機械中的零部件、工業(yè)材料，已經成為現代人類和生活中必不可缺少的一部分。 平面磨床屬于磨床的一種，主要應用在技術加工行業(yè)。主要是通過砂輪的旋轉來研磨工件以達到平整度要求的設備。主要適用于輕工、航空、船舶、鋼結構等。 本課題所設計的平面磨床是機械加工制造行業(yè)中用砂輪外圓磨削鋼材、鑄鐵以及有色金屬等各種材料，以及用砂輪斷面磨削不高的側邊和溝槽的一種普通級磨床。該磨床采用液壓技術，要求設備性能良好，以便提高技術水平和作業(yè)能力。 2 設計步驟與設計要求 2.1 設計步驟 液壓系統(tǒng)的設計步驟沒有嚴格的要求，大致設計步驟如

16、下： （1）確定也壓制性元件的組成。 （2）制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖。 （3）選擇液壓元件。 （4）液壓系統(tǒng)性能計算。 （5）繪制工作圖，編制技術文件。 2.2 明確設計要求 設計要求是每項工程設計的依據。 （1）主機的概況：性能，用途，作業(yè)環(huán)境，總體布局等。 （2）各動作機構的載荷的大小及性質。 （3）對調速范圍、運動平穩(wěn)性、轉換精度等性能方面的要求。 （4）自動化程序、操作控制方面的要求。 （5）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求。 （6）對效率、成本方面的要求。 2.3 對系統(tǒng)進行分析 （1）確定各執(zhí)行元件所承受載荷的大小和方向，并分析各執(zhí)行

17、元件在執(zhí)行過程中震動、沖擊及過載能力等。 （2）確定機器中那些運動需要液壓傳動來實現。 （3）確定各工作機構的運動規(guī)律和各工件的循環(huán)順序以及執(zhí)行元件的運動速度、調速范圍、行程大小以及循環(huán)時間長短等。 （4）確定也液壓執(zhí)行元件主要參數，比如液壓缸的工作壓力、結構尺寸等。 （5）確定執(zhí)行元件的工況圖。 2.4 制定基本方案 （1）制定調速方案。方向控制用換向閥控制，節(jié)流調速采用定量供油泵供油，用流量控制閥改變輸入或者輸出液壓執(zhí)行元件的基本流量來調速。液壓泵從油箱吸油，壓力油流經系統(tǒng)釋放能量后在排回油箱。 （2）制定壓力控制方案。液壓元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或者在一定范圍

18、內，在系統(tǒng)的某一局部，工作壓力低于主油源壓力時，要采用減壓回路來獲得所需要的壓力。 （3）制定順序工作方案。平面磨床的液壓系統(tǒng)的執(zhí)行機構的順序動作的控制多采用行程控制。當工作部件移動到一定位置時的時候，通過電氣行程開關發(fā)出電信號給電磁鐵來推動電磁閥或者直接壓下行程閥來控制持續(xù)的動作。 （4）選擇液壓動力源。液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓泵來提供，液壓源的核心就是液壓泵。在無其它輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經溢流閥流回油箱。溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。問了節(jié)省能源，提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量想匹配。油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的

19、。一般泵的入口要有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據被保護元件的要求，經過相應的精過濾器再次過濾，為防止系統(tǒng)中雜質流回油箱?？稍诨赜吐飞显O置磁性過濾器或者其它形式的過濾器。 3.主要參數的確定 3.1 工作壓力的選取 工作壓力的選擇與設備類型、負載大小、結構要求和技術水平有關。它關系到設計出來的系統(tǒng)是否合理。系統(tǒng)工作壓力高，可節(jié)省材料，使結構緊湊、重量輕，是液壓系統(tǒng)的發(fā)展方向。同時，工作壓力過高，對元件的制造精度和使用維護要求提高，并使容積效率降低。同時，執(zhí)行元件的工作壓力與系統(tǒng)選用的泵的類型相互制約。 工作壓力可根據負載大小及機器的類型來初步確定。根據表（1）來確定。按機床的類型來選擇

20、系統(tǒng)工作壓力，取液壓缸的工作壓力P1=1.5MPa，初步選定的工作壓力可以認為是執(zhí)行元件的輸入壓力。 可以根據工作壓力選擇工作負載。工作負載的選擇見表（2） 根據表（2），取工作載荷F=5kN 表（1） 工作壓力的選取表 Table (1) work pressure selection table 設備類型 機床 農業(yè)機械或中型工程機械 液壓機、重型機械、起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力P（MPa） 0.8~2.0 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 表（2） 工

21、作負載的選取表 Table (2) work load selection table 工作壓力（MPa） ＜0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~6 ≥7~10 載荷（kN） ＜5 5~10 10~20 20~30 30~50 ＞50 3.2 載荷的組成和計算 用液壓缸帶動執(zhí)行元件機構做直線往復運動時，需要克服的外力負載為： = ++ （3-1） 式中，——工作載荷。 ——摩擦負載。一般指執(zhí)行元件機構在運動時所需要克服導軌或者支撐面上的摩擦阻力。而液壓缸內部的摩擦負載可包括在液壓

22、缸的機械效率內。一般=0.9～0.95。，再次取為0.92。 ——慣性負載。即運動部件在啟動或者制動過程中的慣性力。 如圖（1）表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖，各有關參數標記在圖上，其中FL是作用在活塞桿上的外部載荷。 （1）工作載荷 常見的工作載荷有作用在活塞桿上的重力、切削力、擠壓力等。對于工作臺移動的品面磨床，工作載荷運動遠遠小于摩擦載荷，故工作載荷的大小可忽略。 （2）摩擦負載 所設計的磨床的導軌為V型導軌。對于V型導軌 =f（G+FN）/sin（/2） （3-2）

23、 式中，G——摩擦部件重力（N） ——外部載荷作用在導軌上的正壓力（N） f——摩擦系數，見表（3） ——V型導軌夾角。一般為90° 表（3） 摩擦系數f選取表 Table (3) coefficient of friction f select list 導軌類型 導軌材料 速度 摩擦系數f 滑動導軌 鑄鐵對鑄鐵 啟動時 0.15~0.20 低速（v＜0.16m/s） 0.1~0.12 高速（v＞0.16m/s） 0.05~0.08 取靜摩擦系數=0.2，動摩擦系數=0.1。 靜摩擦力=（G+）/sin（/2）

24、 =0.2×（500×10+200×10）/sin(90°/2) =1979.6N 動摩擦力=（G+）/sin（/2） =0.1×（500×10+200×10）/sin(90°/2) =989.8N （3）慣性負載 慣性負載Fa=mmax· （3-3） 式中mmax——運動部件的最大重量。所設計的磨床的mmax=500+200=700 —

25、—速度變化量（m/s），再此為0.03 ——啟動或者制動的時間（s），一般為0.5 所以Fa=mmax·=700×=42N 所以液壓缸的外負載FL: 啟動加速時，=++=0+989.8+42=1031.8N 穩(wěn)態(tài)運動時，=+=0+989.8=989.8N 減速制動時，=+-=0+989.8-42=947.8N 除了外載荷外，作用在活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質和密封形式不同，密封阻力一般都難以精確計算，一般估算為 =（1-）

26、 （3-4） 式中，——液壓缸的機械效率，取為0.92。=/ 表（4） 液壓缸各運動階段負載表 Table (4) the hydraulic cylinder each motion phase load list 工況 負載組成 推力=/ 啟動 ==1979.6N 2151.6N 加速 =++=0+989.8+42=1031.8N 1121.5N 勻速 =+=0+989.8=989.8N 1075.9N 減速 =+-=0+989.8-42=947.8N 1030.2N

27、 停止 0 0 3.3 繪制工況圖 根據液壓缸各階段的載荷，繪制出循環(huán)元件的載荷循環(huán)圖，以便確定其它參數。 圖（a） 速度工況圖，圖（b） 負載工況圖 3.4液壓缸主要結構尺寸的確定 液壓缸有關參數設計如圖（1），圖為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)。 圖（1） 液壓缸受力圖 活塞桿受壓時， （3-5） 式中， =5 ——液壓缸工作腔壓力（）。在此，=1.5 ——液壓缸回油腔壓力（），即背壓力。其值根據具體情況而確定。初算時可根據表（5）取值，因為回路帶調速閥，取=0.5。 D——活塞直徑

28、d——活塞桿直徑 表（5） 背壓力表 Table (5) back pressure gauge 系統(tǒng)類型 背壓力（） 中低壓系統(tǒng) 很簡單的液壓系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調速系統(tǒng)（如磨床） 0.2~0.5 回油路帶調速閥的緊急系統(tǒng)滿載工作時（如組合機床） ≤0.5 回油路帶背壓閥 0.5~1.5 帶補償油泵的閉式回路（如拉床、龍門刨床、導軌磨床等） 0.8~1.5 高壓系統(tǒng) 采用多路閥、油路曲面的工程機械（如挖掘機） 1.2~3.0 背壓較小的系統(tǒng)（如鍛壓機械） 初算可忽略不計 令桿徑比，按工作壓力選取桿徑比，見表（

29、6） 表（6） 按工作壓力選取d/D Table (6) according to work pressure selection d/D 工作壓力（） ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.7 0.7 取桿徑比=0.5 所以 所以， 確定活塞桿直徑d與活塞直徑D的關系。 所以 5000= 可得到D=92.2mm d=46.6mm 計算出缸徑D之后，應該選用標準系列尺寸。參考表（7） 表（7） 缸徑系列表 Table (7) cylinder size

30、 series table 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：① 括號內數值為非優(yōu)先選用者。 ② 超過本系列6300mm的缸筒內經尺寸，應按GB321-80《優(yōu)先數和優(yōu)先數列》中的R10系列選用。 參照表（7），選取缸徑D=100mm 活塞桿外徑也選用標準系列尺寸，參照表（8） 表（8） 活塞桿外徑系列表 Table (8) piston rod dia

31、meter series table 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 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 參照表（8），選取活塞桿外徑d=50mm 活塞行程為L=500mm，L/d=10，所以活塞桿不用進行彎曲強度校核。 3.5 計算液壓缸所需流量 液壓缸所需流量=8000×10-6 ×0.033=2.64×10-4m

32、3/s=15.84L/min 3.6 擬定液壓系統(tǒng)原理圖及運動分析 3.6.1 液壓系統(tǒng)原理圖 圖（2） 液壓系統(tǒng)原理圖 3.6.2運動分析 1，工作臺縱向移動速度調節(jié) （1）速度調節(jié)。液壓系統(tǒng)采用進出口雙重節(jié)流，但出口節(jié)流三角槽（截面A-A）比進口節(jié)流三角槽（截面C-C）短，即以出口節(jié)流為主，使得運動平穩(wěn)。進口節(jié)流三角槽的作用在工作臺開/停時，使操縱太快，也不致引起液壓缸中的壓力突然變化造成開車沖擊。 （2） 進油油路分析。壓力油流經油路①工作臺開停節(jié)流閥9（截面C-C）的節(jié)流三角槽→油路②→工作臺液動換向閥11→油路⑤→工作臺液壓缸13左腔，是工作臺向右運動。 （

33、3）回油油路分析。工作臺液壓缸13右腔→油路③→工作臺液動換向閥11→油路⑤→工作臺開停節(jié)流閥9截面A-A的節(jié)流三角槽→回油箱。 2，工作臺自動換向 （1）進油油路分析。壓力油由油路①→過濾器→先導閥12→油路⑦→單向節(jié)流閥15→砂輪架進給閥14→油路7→單向節(jié)流閥10→油路⑤→工作臺液動換向閥11右端。 （2）回油油路分析。從換向閥左端→油路⑥→先導閥12→回油箱。 3，工作臺停止 工作臺停止時，液壓泵仍有壓力油輸出，其他工作還可以進行，比如砂輪架可以移動。將工作臺開停節(jié)流閥9逆時針旋轉120°，關閉回油路⑤，使得工作臺停止移動。 4，液壓系卸荷 因為運動速度高，故液

34、壓系統(tǒng)流量較大，為減少發(fā)熱，不工作時希望液壓系統(tǒng)卸荷。將開停閥逆時針旋轉180°，液壓泵出口壓力油流經開停閥9截面A-A的中心孔到郵箱。此時液壓泵壓力僅僅由這段油路的背壓構成，不超過（0.2~0.3） 5，砂輪架的橫向連續(xù)進刀 （1）進油油路分析。壓力油由油路→砂輪架進刀開停節(jié)流與選擇閥16的截面E-E→油路12→砂輪架液動換向閥23→油路→砂輪架液壓缸19左腔 （2）回油油路分析。液壓缸右腔→油路→砂輪架液動換向閥23→砂輪架先導閥27→油路,→互通閥18→回油箱。 6，砂輪架橫向斷續(xù)進刀 （1）斷續(xù)進刀。進油路：壓力油由油路①→砂輪架進給閥14→油路→砂輪架進刀開停節(jié)流

35、與選擇閥16→油路→砂輪架液動換向閥23→油路→砂輪架液壓缸19左腔?；赜吐罚荷拜喖芤簤焊?9右腔→油路砂輪架液動換向閥23→砂輪架先導閥27的油路,→互通閥18→回油箱。 （2）進到停止時油路為：油路→砂輪架閥16通油箱。 4 液壓元件的選擇 4.1 液壓泵的選擇 (1)確定液壓泵的最大工作壓力 液壓泵所需工作壓力的確定，主要依據液壓缸在液壓缸工作循環(huán)各階段所需壓力P，再加上油泵的出油口到缸進油口處的總壓力損失組成。 即 （4-1） 的準確計算要待元件選定并繪制出管路圖才能計算，初算時可按

36、經驗數據選?。汗苈泛唵危魉俨淮蟮墓?jié)流調速系統(tǒng)為（0.2~0.5）；油路復雜及進油口處有調速閥的系統(tǒng)，為（0.5~1.5）。這里的油路復雜，取為0.5 所以=1.5+0.5=2 （2）確定液壓泵的流量 泵的流量根據執(zhí)行元件動作循環(huán)所需要的最大的流量和系統(tǒng)的泄露確定。 多液壓缸工作時，液壓泵的輸出量應為 （4-2） 式中，k——系統(tǒng)泄露系數。一般k=1.1~1.3，在此取為1.2 ——同時工作的液壓缸的最大總流量 液壓缸所需要的最大的流量為，則有： （3）液壓泵的規(guī)格 根據求得的最大壓力與流量，從產品樣本或者設

37、計手冊中選擇相應的液壓泵。上面所求的是系統(tǒng)靜壓力，系統(tǒng)工作過程中存在著過渡過程的動壓力，而動態(tài)的動壓力往往比靜壓力高得多，所以泵的額定壓力應比系統(tǒng)最高壓力高25%~60%，使液壓泵有一定的壓力儲備。若系統(tǒng)屬于高壓范圍，壓力儲備取小值；若系統(tǒng)屬于中低壓范圍，壓力儲備取大值。在此取大值，60%。所以=2（1+60%）=3.2 按照上面所得到的數值選取的液壓泵的型號為：葉片泵，，額定壓力6.3額定轉速960r/min，驅動功率2.5kw，容積效率≥90%，取為90%，總效率≥78%，取為80%。 （4）確定驅動液壓泵的電機的功率 工作循環(huán)中，泵的流量與壓力比較穩(wěn)定時，按工作循環(huán)中最高壓力點選用

38、。 （kw） （4-3） 式中，——泵的壓力（）與流量（）乘積的最大值 ——液壓泵的總效率 所以==0.88kw 按照算出的驅動功率和泵的額定轉速選擇電機的規(guī)格。通常允許電機在超載25%的狀態(tài)下工作。所以電機的功率 P≥0.88（1+25%）=1.1kw 查表選取電機的型號為：Y90L-6型電機，額定功率1100w，額定轉速910r/min 4.2 液壓閥的選擇 （1）換向閥。換向閥應根據執(zhí)行元件的動作要求、卸荷要求、換向平穩(wěn)性、排除元件間干擾等因素確定滑閥機能。然后根據通用閥的最大

39、流量、工作壓力和操作方式等選取其它型號。 （2）溢流閥。溢流閥主要根據最大工作壓力和通用的最大流量（一般按液壓泵的最大流量）等因素來選取。同時，還應考慮反應靈敏、起調量和卸荷壓力要小等特點。 （3）流量控制閥。首先要根據調速平穩(wěn)性及工作壓力要求閥的類型。然后，根據系統(tǒng)中流量的調節(jié)范圍來選取型號，其最小穩(wěn)定流量應能滿足及其的性能要求。 其它各種閥應該按照其接入回路所需求的最大流量來選取。一般應與產品樣本上標明的閥的額定壓力與額定流量相近，必要時，最大流量允許超過流量的20%以內。同時，在選取各種閥的結構時，還應考慮其連接方式，注意各種閥的連接的公稱直徑，在同一回路上要盡量采用相同的直徑。

40、 根據液壓泵的額定壓力，選取的所有的閥的額定壓力都應該≥6.3，額定流量根據液壓元件的最大流量來確定。選取結果見表（9） 表（9） 液壓元件的選取 Table (9) hydraulic components selection 元件名稱 額定壓力（） 額定流量（L/min） 型號規(guī)格 通徑（mm） 額定降壓（） 溢流閥 6.3 63 YF3-10L 10 0.45 單向節(jié)流閥 16 100 ALF3-E10B 10 0.2 二位四通閥 6.3 100 24YF3-YE10B 10 0.4 壓力表開關 16 KF3-E6L

41、 4.3 管道尺寸的計算 在液壓傳動設備中，常用的管子有軟管，銅管，膠管，尼龍管和塑料管。 鋼管能承受較高的壓力，價廉；但彎制比較困難，彎曲半徑不能太小。多用在壓力較高，裝配位置比較隨便的地方。一般采用無縫鋼管。當工作壓力小于1.6的時候，也可用焊接鋼管。 紫銅管承受壓力較低（P≤6.3~10），但經過熱處理后，紫銅管軟化，裝配時可按要求進行彎曲；但價格較昂貴且抗震能力較弱。 尼龍管用在低壓系統(tǒng)。 塑料管一般只作回油管用。 膠管用作連接兩個相對運動之間的管道。膠管制造比較困難，成本高，因此在非必要的時候后盡量不用。 在這里選用無縫鋼管。 管道內徑的計算公式

42、 = （4-4） 式中，q——通過油管的最大流量 v——管道內允許的流速。一般吸油管?。?.5～5）m/s，壓力油管?。?.5～5）m/s，回油管?。?.5～2.6）m/s。為方便計算，再次取v=3m/s 所以d≥==10mm 選用內徑為10mm，外徑為14mm的冷拔鋼管，壁厚2mm。 10號鋼的許用應力[]=50，以溢流閥的調整壓力作為油管的工作壓力，則強度為：==0.32 式中，——管中壓力的最大值 ——油管材料的許用應力 所以選用的油管強度足夠，可用。 4.4 油箱容積的計算

43、 油箱容積的計算，是涉及油箱的關鍵。油箱的容積應保證系統(tǒng)有大量供油而無回油時，最低液面應在在進油口過濾器之上，保證不會吸入空氣；當系統(tǒng)有大量回油而無供油時，油液不會溢出。 可根據下面的經驗公式確定油箱的容積： （4-5） 式中，V——油箱的有效容積（） ——經驗系數。的選取見表（10） 表（10） 經驗系數 Table (10) experience coefficient 類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓系統(tǒng) 冶金機械 1~2 2~4 5~7

44、 6~12 10 如上表，選取=6 所以= 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 驗算的目的在于對液壓系統(tǒng)的設計質量作出評估和判斷，驗算內容一般包括壓力損失、系統(tǒng)效率、系統(tǒng)發(fā)熱與溫升等。驗算的時候通常只采用一些簡單優(yōu)化的公式求得概略結果。 5.1 系統(tǒng)壓力損失 在前面確定液壓泵的最高壓力的時候提及壓力損失，當時設計完成的內容還很少，管道的設計還沒有完全確定，因此只能作出粗略的估計?，F在在條件已經確立的情況下，驗算一下系統(tǒng)的壓力損失，看其是否在前面的假設范圍內，借此可以準確地確定泵的工作壓力，保證系統(tǒng)的工作性能；若計算結果比前面假設的壓力損失大，則對原設計進行修正。 系統(tǒng)進油路的壓力損失

45、（包括回油路上的損失折算過來的部分）由管道的沿程壓力損失、局部壓力損失與閥類元件的局部壓力損失三部分組成，即： =++ （5-1） （1）沿程壓力損失 粘性液體在管道中流動時，在整個過程上，要受到粘性阻力作用而消耗能量。能量的損失以壓力下降的形式體現出來，成為沿程壓力損失。 該液壓系統(tǒng)中的管路的管道是圓管，則沿程壓力損失（）的計算公式： = （5-2） 式中，——沿程壓力損失數 L——管道長度（m） d——管道

46、內徑（m） v——液流平均速度（m/s） ——液流密度（） 沿程壓力損失數的理論值是=75/Re 式中，Re——雷諾數 雷諾數Re的計算公式是 式中，——運動粘度。再次取為5× ==14<2000 為層流。 在此取L=10m，d=m，v=0.07m/s， = 所以===12040.88Pa （2）局部壓力損失 當流體經過局部裝置（如彎頭、閥等）時，其流速的大小、方向發(fā)生急劇變化，再此局部流量重新分布，形成漩渦，產生能量損失，這種損失成為局部壓力損失。 局部壓力損失公式：=

47、 （5-3） 式中，——局部壓力損失數。它與局部裝置的形式與流態(tài)有關，在此取為=0.5 所以===1.124Pa （3）閥類元件的局部壓力損失 各種控制閥類在額定壓力和公稱流量下的壓力損失值可由產品樣本查得。閥類元件在系統(tǒng)中的實際流量與其公稱流量往往不相同，因而實際壓力損失與也不相同?？砂聪旅婀竭M行近似估計： （5-4） 式中，——通過閥的實際流量（） ——所用閥的實際流量。 所以=0.06 所以系統(tǒng)壓力損失 =++=0.012+1.124+0.060.076 在前面計算液壓泵的時候假設的壓力損失為0.4，所以系統(tǒng)壓

48、力損失在考慮范圍內，所選取的液壓泵合適。 5.2 系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 液壓系統(tǒng)在工作的時候由于存在著各種各樣的機械損失、壓力損失和流量損失，這種損失大部分都轉變?yōu)闊崮埽瓜到y(tǒng)發(fā)熱，油溫升高。油溫升高會造成系統(tǒng)的泄漏增加，運動件動作失靈，油液變質，縮短橡膠密封圈壽命等不良后果。所以為了使液壓系統(tǒng)保持正常工作，應使溫升保持在允許的范圍內。 系統(tǒng)中產生熱量的原件只要有液壓缸、液壓泵、溢流閥和節(jié)流閥，散熱的元件主要就是油箱。經過一段時間工作后，發(fā)熱與散熱會相等，即達到熱平衡。不同的設備在不同的情況下，達到熱平衡的溫度也不一樣，所以必須進行驗算。 單位時間內，液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量可按下面公式進行計算：

49、 （5-5） 式中，P——液壓泵的輸入功率 ——液壓系統(tǒng)的總效率。它等于液壓泵的效率、回路的效率和液壓執(zhí)行元件的效率的乘積。 即： （5-6） 液壓系統(tǒng)回路效率 （5-7） 式中，——各執(zhí)行元件的負載壓力和負載流量（輸入流量）乘積的總和 ——各液壓泵供油壓力和輸出壓力的總和 所以==30% 工作進給時液壓泵的輸出功率很小，此時泄露損失較

50、大，故液壓泵的效率很低，取為0.2，取液壓缸的效率為95%，則有： =20%×30%×95%=5.7% 液壓泵的驅動功率為2.6kw，液壓泵的輸入功率為0.52kw，則有： =0.52（1-5.7%）=0.49kw 系統(tǒng)散熱量的計算 在單位時間內，油箱的散熱量可用下面的公式進行計算： （5-8） 式中，A——油箱的散熱面積（） ——系統(tǒng)的溫升（℃）。（=，為系統(tǒng)達到熱平衡時的溫度，為環(huán)境溫度，通常取為20℃） h——散熱系數[kw(℃)]。假

51、設環(huán)境通風良好，則h=15 kw(℃) 油箱的散熱面積達計算：A=0.065·=0.065·=1.54 所以=21.2℃ 環(huán)境的溫度為20℃，則熱平衡的溫度=21.2+20=41.2℃ 一般機床選用[]=55℃，<[]，故熱平衡滿足要求，不需要冷卻系。 6 工作臺液壓缸的設計 6.1 液壓缸壁厚的設計 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度來計算。液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內力的分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算的時候可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。液壓缸的內徑D與其壁厚的的比值10的稱為薄壁圓筒。工程機械的

52、液壓缸，一般都用無縫鋼管材料，大多數都為薄壁圓筒。 液壓缸的壁厚可根據缸的內徑D老確定： 可得出： （6-1） 式中，——液壓缸周圍方向拉應力（Pa） D——缸筒內經（m） ——缸壁厚度（m） ——缸筒材料的許用應力。所選用的材料為無縫鋼管，所以在（100~110）內，去=105。 ——缸筒試驗壓力。若缸的額定壓力≤16的時候，=1.5；若>16的時候，=1.25。在此，=6.3，則有=1.5=1.5×6.3=9.45 可求得==

53、0.0045m=4.5mm 在中低壓系統(tǒng)中，按上式計算得到的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠。如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此缸體壁厚的取值應該比4.5大得多。在此取為8mm 6.2 缸底缸蓋厚度的設計 缸蓋裝在液壓系統(tǒng)的兩端，與缸筒構成緊密的油腔。缸蓋的結構形式對液壓缸的工作性能和工藝性都有很大的影響，因此在設計的時候不但要考慮強度的要求，而且要選用工藝性較好的結構形式。 圖（3） 缸蓋結構圖 在此設計的液壓缸為平底缸，缸底厚度的計算公式為：

54、 （6-2） 式中，——缸體止口內徑（mm） P——液壓力（Pa） 則有==0.0106m=10.6mm 缸蓋采用螺紋連接缸蓋，缸蓋厚度的計算公式如下： （6-3） 式中，——許用拉力（Pa） P——缸蓋承受力總和（N）。 ——液壓力（Pa） 在此設計中，=0.06m，=0.12m，=0.015m，=0.135m，則有 = =0.006m=6mm 6.3 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面支撐中點的距離稱為最小導向長度。如果導

55、向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（見習引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對于一般液壓缸，最小導向長度H應滿足一下條件： （6-4） 式中，L——液壓缸的最大行程 D——液壓缸的內徑 則有：==75mm 活塞的寬度B一般取為B=（0.6～1.0）D，在此，B=0.75D=0.75×100=75mm 缸蓋支撐面長度，根據液壓缸內徑D而定。 當D<80mm時，取=（0.6～1.0）D 當D>80mm時，取=（0.

56、6～1.0）d。 在此，D=100>80，所以=0.75d=0.75×50=37.5mm 為保證最小導向長度H，過分增大和B都是不適宜的，必要的時候可在缸蓋和活塞之間加上一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 C=H-（+B）=75-（37.5+75）=18.75mm 6.4 活塞桿直徑的校核 活塞桿直徑d的校核按下式進行： （6-5） 式中，F——作用在活塞桿上的力。在此取最大值，2151.6N ——活塞桿強度的許用應力，在此取為1

57、05 則有：==5.1mm。 d=50mm>5.1mm，活塞桿直徑滿足要求。 6.5 液壓缸的技術要求 6.5.1 缸蓋的技術要求 當缸蓋自身作為活塞桿導向套的時候，材料用灰鑄鐵，并在導向表面熔堆黃銅、青銅或者其他耐磨材料。 與缸筒的內徑配合的直徑采用h8，與活塞桿上的緩沖柱塞配合的直徑采用H9，與活塞桿密封圈外徑配合的直徑采用H9,。這三個尺寸的圓度和圓柱度誤差不大于各自直徑公差的一半，三個直徑的同軸度誤差不大于0.03mm。 與缸筒接觸的斷面和活塞接觸的斷面對軸線的垂直度誤差直徑在100mm上不超過0.04mm。 導向孔的表面粗糙度應不大于1.6 6.5.2

58、 活塞的技術要求 活塞用45號鋼制成。導向環(huán)可用尼龍66制成。 活塞外徑公差f8，與活塞桿的配合一般為H8/h8，外徑粗糙度一般為（0.4～0.8），外徑對活塞孔的跳動不大于外徑公差的一半。外徑的圓度和圓柱度的誤差不大于外徑公差的一半。 活塞兩端面對活塞軸線的垂直度誤差在直徑100mm上不超過0.04mm 6.5.3 活塞桿的技術要求 活塞桿的材料為45鋼。 活塞桿的工作部分公差等級可取為f8，表面粗糙度不超過0.4，工作表面的直線度誤差在500mm查毒上不超過0.03mm 活塞桿工作部分及安裝活塞的部分圓度和圓柱度誤差不大于各自公稱直徑公差的一半，跳動不超過0.01mm 活塞

59、桿在粗加工后調質，硬度為（229～285）HB。必要的時候，可再進行高頻淬火，厚度（0.5～1）mm，硬度（45～55）HRC。 活塞桿上的螺紋，可按中等精度制造。 6.5.4 缸體的技術要求 缸體的材料是45鋼。 表面粗糙度的要求是液壓缸內圓柱表面粗糙度為0.4。 內徑用H8配合。內徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半。內表母線直線度在500mm上不超過0.03mm。缸體斷面T對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm。缸體與端面采用螺紋連接時，螺紋采用6H級精度。防止腐蝕和提高壽命，內徑表面可鍍0.03mm厚的硬鉻，再進行拋光。缸體外表面涂耐腐蝕油漆。 7 砂輪

60、架液壓缸的設計 7.1 液壓缸的內徑與活塞桿直徑的計算 圖（4） 液壓缸受力圖 砂輪架液壓缸的工作負載比工作臺液壓缸的工作負載小，選其工作負載為4.5，根據表（2）選取其工作壓力為1.0。.則有： 活塞桿受壓時， （7-1） 式中，， 取桿徑比=0.5 所以4500=- 可得7200，=5400 所以 5400= 可得到D=95.8mm d=47.9mm 按表（7）和表（8）選用缸筒內經值與活塞桿外徑值，選取D=100mm，d=50mm 活塞行程為L=500mm，L/d=10，所

61、以活塞桿不用進行彎曲強度校核。 7.2 液壓缸壁厚的設計 液壓缸的壁厚可根據缸的內徑D老確定： 可得出： （7-2） 式中，——液壓缸周圍方向拉應力（Pa） D——缸筒內經（m） ——缸壁厚度（m） ——缸筒材料的許用應力。所選用的材料為無縫鋼管，所以在（100~110）內，去=105。 ——缸筒試驗壓力。若缸的額定壓力≤16的時候，=1.5；若>16的時候，=1.25。在此，=6.3，則有=1.5=1.5×6.3=9.45 可求得

62、==0.0045m=4.5mm 在中低壓系統(tǒng)中，按上式計算得到的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠。如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此缸體壁厚的取值應該比4.5大得多。在此取為8mm 7.3 缸底缸蓋厚度的設計 在此設計的液壓缸為平底缸，缸底厚度的計算公式為： （7-3） 式中，——缸體止口內徑（mm） P——液壓力（Pa） 則有==0.00848m8.5mm 缸蓋采用螺紋連接缸蓋，缸蓋厚度的計算公式如下：

63、 （7-4） 式中，——許用拉力（Pa） P——缸蓋承受力總和（N）。 ——液壓力（Pa） 在此設計中，=0.06m，=0.12m，=0.015m，=0.135m，則有 = =0.006m=6mm 7.4 最小導向長度的確定 對于一般液壓缸，最小導向長度H應滿足一下條件： （7-5） 式中，L——液壓缸的最大行程 D——液壓缸的內徑 則有：==75mm 活塞的寬度B一般取為B=（0.6～1.0）D，在此，B=0.75D

64、=0.75×100=75mm 缸蓋支撐面長度，根據液壓缸內徑D而定。 當D<80mm時，取=（0.6～1.0）D 當D>80mm時，取=（0.6～1.0）d。 在此，D=100>80，所以=0.75d=0.75×50=37.5mm 為保證最小導向長度H，過分增大和B都是不適宜的，必要的時候可在缸蓋和活塞之間加上一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 C=H-（+B）=75-（37.5+75）=18.75mm 7.5 活塞桿直徑的校核 活塞桿直徑d的校核按下式進行：

65、 （7-6） 式中，F——作用在活塞桿上的力。在此取最大值，2151.6N ——活塞桿強度的許用應力，在此取為105 則有：==5.1mm。 d=50mm>5.1mm，活塞桿直徑滿足要求。 8 集成塊的簡單設計 通常使用的液壓元件有板式和管式兩種結構。管式元件通過油管來實現相互之間的連接，液壓元件的數量越多，連接的關鍵越多，結構越復雜，系統(tǒng)壓力損失越大，占用空間也越大，維修、保養(yǎng)和拆裝越困難。因此，管式元件一般用于結構簡單的系統(tǒng)。 集成塊就是將若干元件組合在一起，省去連接用的管子而構成液壓系統(tǒng)的部分回路。隨著液壓系

66、統(tǒng)向高壓化、高精度方向發(fā)展，系統(tǒng)的結構形式也向著集成化方向發(fā)展，在這種趨勢下尤其顯示出液壓集成塊的優(yōu)越性。 8.1 油孔直徑的確定 油孔直徑d（mm）可按下式確定： （8-1） 式中，Q——流經孔道的流量（L/min）。等于液壓缸的最大流量。=72000.033=2.4=14.4L/min v——孔道內允許流速（m/s）。對壓力油孔可取v=（2.5~5）m/s，對回油孔，可取v=（1.5~2）m/s 所以，對進油孔，==8.7 mm 對回油孔，==12.3 mm 8.

67、2 油孔間的最小壁厚 油孔間的最小壁厚一般不小于5mm，在此取為6mm當壓力高于6.3的時候，應進行強度校核。 當選用鑄鐵材料的通道快時，可按第一強度理論的厚壁圓筒公式近似計算： （8-2） 式中，——允許最小壁厚（mm） ——油孔直徑（mm） ——試驗壓力（）。取=（1.5~1.75）p，在此=1.5=1.5×6.3=9.45 P——工作壓力（） ——材料許用應力（）。取為30。 所以，對于壓力油孔，==1.7 對于回油孔，==2.4 在此，取=6mm滿足要求。 9.總結 本次設計是從工作壓力和工作載荷方面計算液壓缸的尺寸，然后確定液壓缸的流量，確定所選用的液壓泵的規(guī)格，根據系統(tǒng)壓