臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)

1、題 目 專 業(yè) 班 級(jí) 姓 名 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 職稱 ooooooooooooo 大學(xué) 液壓與氣壓課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書 臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)的液壓系統(tǒng) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 機(jī)制0912 OOO 0 0 0 0 0 2012 年 10 月 14 日 第一章明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求3 第二章 負(fù)載與運(yùn)動(dòng)分析3 第三章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4 第四章擬定液壓系統(tǒng)原理圖5 第五章計(jì)算和選擇液壓件8 第六章液壓缸設(shè)計(jì)基礎(chǔ)13 第七章驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能18 設(shè)計(jì)小結(jié)19 參考文獻(xiàn) 19 液壓傳動(dòng)是用液體作為來(lái)傳遞能量的 液壓傳動(dòng)有以下優(yōu)點(diǎn) 易于 獲得較大 的力或力矩 功率重量比大 易于實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)

2、易于實(shí)現(xiàn)較 大范圍的無(wú)級(jí)變速傳遞運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)可實(shí)現(xiàn)快速而且無(wú)沖擊與機(jī)械傳 動(dòng)相比易于布局和操縱 易于 防止過(guò)載事故 自動(dòng)潤(rùn)滑、元件壽命較長(zhǎng) 易于實(shí)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。 液壓傳動(dòng)的基本目的就是用液壓介質(zhì)來(lái)傳遞能量而液壓介質(zhì)的 能量是由其 所具有的壓力及力流量來(lái)表現(xiàn)的。而所有的基本回路的 作用就是控制液壓介質(zhì)的 壓力和流量 因此液壓基本回路的作用就 是三個(gè)方面 控制壓力、控制流量的大 小、控制流動(dòng)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。液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個(gè)部門得到廣泛的應(yīng)用 而且越先進(jìn)的設(shè)備其應(yīng)用液壓系統(tǒng)的部門就越多。 第一章 明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

3、要求 1.設(shè)計(jì)要求 設(shè)計(jì)一臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)的液壓系統(tǒng)，動(dòng)力滑臺(tái)的工作循 環(huán)是：快進(jìn)一一工進(jìn)一一,快退一一停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下： 軸向切削力為用21000N,移動(dòng)部件總重力為10000N,快進(jìn)行程為100mm,快進(jìn) 與快退速度均為 4.2m/min，工進(jìn)行程為20mm,工進(jìn)速度為0.05m/min，加 速、減速時(shí)間為0.2s，利用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)為0.1，動(dòng)力 滑臺(tái)可以隨時(shí)在中途停止運(yùn)動(dòng)，試設(shè)計(jì)該組合機(jī)床的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。 第二章負(fù)載與運(yùn)動(dòng)分析 負(fù)載分析中暫不考慮回油腔的背壓力液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力 在機(jī)械效率中加以考慮。因工作部件是

4、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(dǎo)軌摩擦力慣性力。 在對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析時(shí)本設(shè)計(jì)實(shí)例只考慮組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)所受 到的工作負(fù)載、慣性負(fù)載和機(jī)械摩擦阻力負(fù)載其他負(fù)載可忽略。 (1) 工作負(fù)載工作負(fù)載即為切削阻力Fw =21000N (2) 阻力負(fù)載阻力負(fù)載主要是工作臺(tái)的機(jī)械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動(dòng) 摩擦阻力兩部分。摩擦負(fù)載 Ff即為導(dǎo)軌的摩擦阻力，導(dǎo)軌的正壓力等于動(dòng)力部 件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為Fs,則靜摩擦阻力Fs=0.2x10000=2000 N，同理動(dòng) 摩擦阻力 Fv=0.1x10000=1000 N。 (3 )慣性負(fù)載 最大慣性負(fù)載取決于移動(dòng)部件的質(zhì)量和最

5、大加速度其中最 大加速度可通過(guò)工作臺(tái)最大移動(dòng)速度和加速時(shí)間進(jìn)行計(jì)算。已知啟動(dòng)換向時(shí)間 為0.05s工作臺(tái) 最大移動(dòng)速度 即快進(jìn)、快退速度為4.2m/min因此慣性負(fù)載 可表示為 N =350N G v 10000 0.07 =X g -t 100.2 (4) 運(yùn)動(dòng)時(shí)間 快進(jìn) L1100 10-, t1s = 1.4s 工進(jìn) t2 L2 20 10 0.83 10； s = 24.1s 快退 V2 L L2 (100 20) 10 0.07 s =1.71s 設(shè)液壓缸的機(jī)械效率 cm =0.9，得出液壓缸在各階段的負(fù)載和推力，如表 工況 負(fù)載組成 液壓缸負(fù)載F/N 液壓缸推力Fo = F/Hcm

6、/N 啟動(dòng) F譏 2000 2222 力卩速 F十+R 1350 1500 快進(jìn) F=Ffd 1000 1111 工進(jìn) F譏5 22000 24444 反向啟動(dòng) 卩譏 2000 2222 力卩速 F十+R 1350 1500 快退 F=Ffd 1000 1111 表1液壓缸在各運(yùn)動(dòng)階段的負(fù)載和推力(cm =0.9) 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動(dòng)時(shí)間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖 F-t 和速度循環(huán)圖：-t，如圖1所示。 Vi0.07 31.448 1 0.980 O -0.980 1恥。 100 (b t, 圖1 F-t與：-t圖 圖1速度負(fù)載循環(huán)圖 a）工作循環(huán)圖 b ）負(fù)載速度圖c）負(fù)載速

7、度圖 第三章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 1初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大，在其他工況負(fù)載都不太高，參考表2 和表3，初選液壓缸的工作壓力p1 =3MPa。 2 計(jì)算液壓缸主要尺寸 鑒于動(dòng)力滑臺(tái)快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動(dòng)液 壓缸（Ai=2A2），快進(jìn)時(shí)液壓缸差動(dòng)連接。工進(jìn)時(shí)為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失 發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。 表2按負(fù)載選擇工作壓力 負(fù)載/ KN 50 工作壓力/MPa 5 表3各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力 機(jī)械類型 機(jī)床 農(nóng)業(yè)機(jī)械 小型工程機(jī)械 建筑機(jī)械 液壓鑿巖機(jī) 液壓機(jī) 大中型挖掘機(jī)

8、 重型機(jī)械 起重運(yùn)輸機(jī)械 磨床 組合 機(jī)床 龍門 刨床 拉床 工作壓力 /MPa 0.8 2 35 28 810 1018 2032 表4執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡(jiǎn)單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.20.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.40.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.51.5 用補(bǔ)油泵的閉式回路 0.81.5 回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械 1.23 回油路較短且直接回油 可忽略不計(jì) 表5按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa 7.0 d/D 0.50.55 0.620.70 0.7 表6按速比要求確定d/D 21 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.

9、3 0.4 0.5 n 0.55 0.62 r 0.71 注：i無(wú)桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度; ：2有桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度 由于工作進(jìn)給速度與快速運(yùn)動(dòng)速度差別較大， 且快進(jìn)、快退速度要求相等，從降 低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動(dòng)連接方式。通常利用差 動(dòng)液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)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(tái)運(yùn)動(dòng)的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸 設(shè)計(jì)成無(wú)桿腔工作面積Ai是有桿腔工作面積A2兩倍的形式，即活塞桿直徑d與 缸筒直徑D呈d = 0.707D的關(guān)系。 工進(jìn)過(guò)程中，當(dāng)孔被鉆通時(shí)，由于負(fù)載突然消失，液壓缸有可能會(huì)發(fā)生前沖 的現(xiàn)

10、象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓（通過(guò)設(shè)置背壓閥的方式），選取 此背壓值為p2=0.6MPa 快進(jìn)時(shí)液壓缸雖然作差動(dòng)連接（即有桿腔與無(wú)桿腔均與液壓泵的來(lái)油連接）， 但連接管路中不可避免地存在著壓降 丄P，且有桿腔的壓力必須大于無(wú)桿腔，估 算時(shí)取p : 0.5MPa快退時(shí)回油腔中也是有背壓的，這時(shí)選取被壓值0.7MPa 工進(jìn)時(shí)液壓缸的推力計(jì)算公式為 F / cm = Ai Pi 一 A? P2 因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無(wú)桿腔的有效作用面積可計(jì)算為 AF220002“丄 2 A06 m 91 10 m cm（Pi） 0.9 （3一罟）106 液壓缸缸筒直徑為 |4Ai4x91x10* Dm

11、 =0.108m =108mm y ji V ji 由于有前述差動(dòng)液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系， d = 0.707D，因此活 塞桿直徑為d=0.707 X 109=77mm根據(jù)GB/T2348-1993對(duì)液壓缸缸筒內(nèi)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(shí)液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積分別為： 2 2 D-0.11242 A1m95 10 m 44 X.22X.22242 A2(D2 d2)(0.112 -0.82)m= 44.7 10 m2 44 根據(jù)計(jì)算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、 流量和功

12、率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖 2所示。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 Fo/N 回油腔壓 力 p2/MPa 進(jìn)油腔壓 力 p1/MPa 輸入流量 qx 10-3/m3/s 輸入功 率 P/KW 計(jì)算公式 啟 動(dòng) 2222.2 0.44 p1 - A| 快 進(jìn) 加 速 1507.9 P1 + Ap 0.74 q = (A -人2戶1 恒 速 1111.1 P1 + Ap 0.66 0.35 0.23 P= pq 工進(jìn) 34444.4 0.6 3.91 0.79X 10-2 0.031 F0 4P2A2 p1 - q = Au2 P= P2 啟 動(dòng) 2222.2

13、 0.50 F 0 +P2 A1 p1 =A 快 退 加 速 1507.9 0.5 1.40 q = A2U3 恒 速 1111.1 0.5 1.31 0.45 0.59 P= P2 注：1. Ap為液壓缸差動(dòng)連接時(shí)，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取侔=0.5MPa。 2.快退時(shí)，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為pi，無(wú)桿腔回油，壓力為P2。 第三章擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1 選擇基本回路 1)選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺(tái)機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度 低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止 孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失引起運(yùn)動(dòng)部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用 節(jié)流

14、調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開(kāi)式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油 源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量 與最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.79 x 10-2)、44 ;其相應(yīng)的 時(shí)間之比 (t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.仁0.13。這表明在一個(gè)工作循環(huán)中的大部分時(shí)間都處于高 壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來(lái)看，選用單定量泵油源顯然是 不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突 變時(shí)液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時(shí)向液壓缸供油實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)

15、動(dòng)，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。 (3) 選擇快速運(yùn)動(dòng)和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動(dòng)連接和雙泵供油兩 種快速運(yùn)動(dòng)回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)。考慮到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大，故選用 換向時(shí)間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實(shí)現(xiàn)液壓缸差 動(dòng)連接，所以選用三位五通電液換向閥。 (4) 選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺(tái)由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí)，速度變化大 C 1廠2=0.07/(0.83X 10-3廠84)，為減少速度換接時(shí)的液壓沖擊，選用行程閥控 制的換接回路。 (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問(wèn)題 都已基本解決。即滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢

16、流閥調(diào)定， 無(wú)需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺(tái)工進(jìn)和停止時(shí)，低壓大流量泵通過(guò)液控順序閥卸荷， 高壓小流量泵在滑臺(tái)停止時(shí)雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。 q o 5 0 a 2VA 2 10 12 1 11 圖2液壓缸工況圖 Z 1YA 2 組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一起， 并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的 液壓系統(tǒng)工作原理圖，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)進(jìn)、回油路 串通使系統(tǒng)壓力無(wú)法建立的問(wèn)題，增設(shè)了單向閥 6。為了避免機(jī)床停止工作時(shí)回 路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性，圖中添置了 一個(gè)單向閥13。考慮到這臺(tái)機(jī)床用于鉆孔(通孔與不通孔

17、)加工，對(duì)位置定位 精度要求較高，圖中增設(shè)了一個(gè)壓力繼電器14。當(dāng)滑臺(tái)碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓 力升高，它發(fā)出快退信號(hào)，操縱電液換向閥換向。 第五章計(jì)算和選擇液壓件 1. 確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率 (1) 計(jì)算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油， 由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時(shí)工 作壓力最大，最大工作壓力為p=2.86MPa如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選 取進(jìn)油路上的總壓力損失刀？p=0.6MPa考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差 pe=0.5MPa則小流量泵的最高工作壓力估算為 pp1 _ p 匚:p ：Pe =(2.86 0.6 0.5)Mpa =3.96Mpa 大流

18、量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油， 由表7可見(jiàn)，快退時(shí)液壓缸的工 作壓力為p1=1.40MPa比快進(jìn)時(shí)大。考慮到快退時(shí)進(jìn)油不通過(guò)調(diào)速閥， 故其進(jìn)油 路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失刀 ?p=0.3MPa則大流量泵的 最高工作壓力估算為 Pp2 一 p二：p =(1.40 - 0.3)Mpa =1.70Mpa (2) 計(jì)算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 0.4X10-3 m3/s，若取回路泄 漏系數(shù)K=1.1，貝U兩個(gè)泵的總流量為 qp_Kq1=1.1 0.4 10”m3/s=0.44 10”m3/s = 26.4L/min 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/

19、min，工進(jìn)時(shí)的流量為0.79X 10-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為 3.5L/min。 (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后 確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/r和26mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速 np=910r/min時(shí)，其理論流量分別為 5.5L/min 和24L/min，若取液壓泵容積效率 n=0.9,則液壓泵的實(shí)際輸出流量為 qp 二qp1 qp2 =(6 910 0.9/1000) 26 910 0.9/1000L/min = 5.0 2

20、1.3 = 26.3L/min 由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，若取液壓泵總效率n P=0.8，這時(shí)液壓 泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率為 Ppqp KW = 0.94KW 1.70 106 26.3 10- 60 0.8 103 根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的丫90L 6型電動(dòng)機(jī)，其額定功率 為1.1KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。 2. 確定其他元件及輔件 (1) 確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過(guò)各閥類元件及輔件的實(shí)際流量，查閱產(chǎn)品樣 本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表 8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定 流量選取，調(diào)速閥4選用Q-6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/mi

21、n，小于本系 統(tǒng)工進(jìn)時(shí)的流量0.5L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號(hào) 序 號(hào) 元件名 稱 通過(guò)的最大 流量 q/L/min 規(guī)格 型號(hào) 額定流 量 qn/L/m in 額定壓 力 Pn/MPa 額定壓 降 ？ Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉 片泵 PV2R12-6 /26 5.0/21 .3 16 2 三位五 通電液 換向閥 70 35DY 100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C 100BH 100 6.3 0.3 4 調(diào)速閥 1 Q- 6B 6 6.3 5 單向閥 70 I 100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I 100B 100 6.3 0.2 7

22、 液控順 序閥 28.1 XY- 63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 1 B 10B 10 6.3 9 溢流閥 5.1 Y 10B 10 6.3 10 單向閥 27.9 I 100B 100 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU 80 X 200 80 6.3 0.02 12 壓力表 開(kāi)關(guān) K 6B 13 單向閥 70 I 100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼 電器 PF B8L 14 注：此為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為910r/min時(shí)的流量。 (2) 確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實(shí)際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動(dòng)階段的運(yùn)動(dòng)速度、 時(shí)間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，

23、重新計(jì)算的結(jié)果如表9 所列。 表9各工況實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間和流量 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 Ad +qp2) q =0.5L/mi n q1 =qp1 +qp2 Mi = (5.1 +27.9) L/min /響鏟伽in = (5.(3321.3) L/min = 26.3L/min 甸中 壓系統(tǒng)，a =57;高壓系統(tǒng)，a =612?，F(xiàn)取a =6,得 V = : qpn =6 (5.5 24)L =177L 按JB/T7938-1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值 V=250L 第六章 液壓缸設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 1.液壓缸的軸向尺寸 液壓缸軸向長(zhǎng)度取決于負(fù)載運(yùn)行的有效長(zhǎng)度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動(dòng)的極限距 離）、導(dǎo)向套長(zhǎng)度、活塞

24、寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出 了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系?；钊麑挾菳二（，6 1.0）D。活塞有效 行程L1取決于主機(jī)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的最大行程，L1 =0.10+0.02=0.12m。導(dǎo)向長(zhǎng)度 20 2 20 2 缸筒長(zhǎng)度 = (2030)D=25 110 = 2750mm 2.主要零件強(qiáng)度校核 1.缸筒壁厚S =4mm 式中：-缸筒壁厚（m ） Pe-實(shí)驗(yàn)壓力Pe=（1.251.5）R,其中5是液壓缸的額定工作壓力 D-缸筒內(nèi)徑 D=0.11m L L缸筒材料的許用應(yīng)力。； -；b/n，- b為材料抗拉強(qiáng)度（MPa ,n 為安全系數(shù)，取n=5 對(duì)于P16MPa材料選4

25、5號(hào)調(diào)質(zhì)鋼，對(duì)于低壓系統(tǒng) 6 =3.3mm PeD _ 1.5 4 100.11 2二一 2 100 106 因此滿足要求 2.缸底厚度S仁11mm （1）. 缸底有孔時(shí): _0.433D2 =0.433 103.4 1.5 4 0.226 100 =23.069mm 其中 (2). D2 - d0 103.4-80 103.4 =0.226 mm 缸底無(wú)孔時(shí)，用于液壓缸快進(jìn)和快退; _0.433D2 Pe 刁 =0.433 103.4 1.5 4 106 100 106 -10.97mm 其中 D2 = D -2=110 - 2 3.3二 103.4mm 3. 桿徑d 4F Y Ji tr

26、式中F是桿承受的負(fù)載（N F=34444.4N是桿材料的許用應(yīng)力, J=100MPa 4 27850 6 0188m 二二 3.14 100 106 4. 缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1 di-嘗 5.2 1.5 27850 .3.14 6 100 106 =0.0107m 式中K- 擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5; F 缸筒承受的最大負(fù)載（N）; I-螺栓材料的許用應(yīng)力, Ls/n，口s為螺栓材料的屈服點(diǎn) z 螺栓個(gè)數(shù)； (MPa，安全系數(shù) n=1.22.5 5. 液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 液壓缸承受的負(fù)載F超過(guò)某臨界值Fc時(shí)將會(huì)失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核: Fc nc 203.37 3 =

27、67.79N 式中 nc 穩(wěn)定性安全系數(shù)，nc = 2 -4，取nc=3; 由于缸筒固定活塞動(dòng)， 由桿材料知硬鋼，因此 Fc rc 2 8 2 d 4 0.08 4 a l 1 () r丿 2 lc 1丄半)2 5000 0.02 = 2.13 106 N nc 2.13 106 3 = 0.71 106N 因此滿足穩(wěn)定性要求。 6. 液壓缸緩沖壓力 液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時(shí)要計(jì)算緩緩從壓力Pc，當(dāng)Pc值超過(guò)缸筒、缸底強(qiáng)度 計(jì)算的Pmax時(shí)，則以Pc取代Pmax。在緩沖時(shí)，緩沖腔的機(jī)械能力為Ee，活塞運(yùn) 動(dòng)的機(jī)械能為Ep?；钊跈C(jī)械能守恒中運(yùn)行至終點(diǎn)。 Ec - PcAJc =p i A 11

28、 c Ec =Ep 式 1 mv 2 Aclc Ac緩沖腔中活塞有效面積（m2）; lc -緩沖行程長(zhǎng)度（m）; m運(yùn)動(dòng)部件的總質(zhì)量（kg）; vc -緩沖運(yùn)行的速度（ms）; Ff-所有緩沖過(guò)程中的摩擦 力（N） 通過(guò)驗(yàn)算，液壓缸強(qiáng)度和穩(wěn)定性足以滿足要求。 第七章驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能 1 .驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失無(wú)法全面估算，故只能先 按式估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計(jì)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(duì)于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不考慮。壓 力損失的驗(yàn)算應(yīng)按一個(gè)工作循環(huán)中不同階段分別進(jìn)行。 1 .快進(jìn) 滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)，液壓缸

29、通過(guò)電液換向閥差動(dòng)連接。 在進(jìn)油路上，油液通過(guò)單向 閥10的流量是27.9L/min、通過(guò)電液換向閥2的流量是26.3L/min ,然后與液壓 缸有桿腔的回油匯合,以流量49.7L/min通過(guò)行程閥3進(jìn)入無(wú)桿腔。在進(jìn)油路上, 總壓降為 冷=0.2 (100 吟0.3譽(yù)0.3賽2 = 0.11MPa 此值小于估計(jì)值0.5MPa,所以是安全的 2.工進(jìn) 滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過(guò)電液換向閥2的流量是0.5L/min，在調(diào) 速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過(guò)電液換向閥 2的流量是 0.24L/min、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在 背壓閥8處的壓

30、力損失為0.6MPa。通過(guò)順序閥 7的流量為（0.24+28.1） =28.34L/min，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為 P2 0 24 2 “(而).6 28 34 2 0.3 ()2 M Pa0.66M p a 63 此值與表4選取的背壓值基本相符。故可按表7的公式重新計(jì)算工進(jìn)時(shí)液壓 缸進(jìn)油腔的壓力p1,即 64 , F0 + p2A2 24444+0.66x10 x44.7x10一 p1462.88M p a 46 95 10一 10 A1一-6 此略高于表7數(shù)值2.86Mpa。 考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差.pe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓為 pp1 Pi =Pi =pe =2

31、.88 0.5 0.5 =3.88Mpa 此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 和快退工況下的壓力損失計(jì)算如下： 3 .快退 滑臺(tái)快退時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過(guò)單向閥 10的流量為27.9L/min、通過(guò)電液 換向閥2的流量為26.3L/min。在回油路上，油液通過(guò)單向閥 5、電液換向閥2 和單向閥13的流量都為56L/min,然后返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為 Z. = p 0.2 （79）2 0.3 （蘭芻2 MPa =0.036Mpa _ 100 100 此值遠(yuǎn)小于估計(jì)值，因此液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 二:P2=0.2 （竺）2 0.3 （竺）2 0.2 （竺）2 MPa =0.22Mpa _ 100 100 100 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 所以，快退時(shí)液壓泵的最大工作壓力 Pp應(yīng)為 Pp =以=1.40 0.036 = 1.44Mpa 7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)，因此大流量液壓泵卸荷的 1.44Mp