組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)

1、 繼續(xù)教育學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）題目：組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)院、系(站) 機(jī)電工程系 學(xué)科專業(yè)： 機(jī)電一體化 學(xué) 生： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 2013年10月組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)摘要本論文主要闡述了組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)，能實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快速前進(jìn) 工作進(jìn)給 快速退回 原位停止，液壓技術(shù)是機(jī)械設(shè)備中發(fā)展速度最快的技術(shù)之一。本液壓系統(tǒng)的設(shè)計，除了滿足主機(jī)在動作和性能方面規(guī)定的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認(rèn)的普遍設(shè)計原則。液壓系統(tǒng)的設(shè)計主要是根據(jù)已知的條件，來確定液壓工作方案、液壓流量、壓力和液壓泵及其它元件的設(shè)計。綜上所述，

2、完成整個設(shè)計過程需要進(jìn)行一系列艱巨的工作。設(shè)計者首先應(yīng)樹立正確的設(shè)計思想，努力掌握先進(jìn)的科學(xué)技術(shù)知識和科學(xué)的辯證的思想方法。同時，還要堅持理論聯(lián)系實際，并在實踐中不斷總結(jié)和積累設(shè)計經(jīng)驗，向有關(guān)領(lǐng)域的科技工作者和從事生產(chǎn)實踐的工作者學(xué)習(xí)，不斷發(fā)展和創(chuàng)新，才能較好地完成機(jī)械設(shè)計任務(wù)。關(guān)鍵詞:組合機(jī)床；液壓系統(tǒng)；液壓缸；液壓泵換目錄1 液壓傳動的發(fā)展概況和應(yīng)用11.1 液壓傳動的發(fā)展概況11.2 液壓傳動在機(jī)械行業(yè)中的應(yīng)用22 液壓傳動的工作原理和組成32.1 工作原理32.2 液壓系統(tǒng)的基本組成63 液壓傳動的優(yōu)缺點73.1 液壓傳動的優(yōu)點73.2 液壓傳動的缺點74 液壓系統(tǒng)工況分析84.1 運

3、動分析84.2負(fù)載分析84.2.1 負(fù)載計算84.2.2 液壓缸各階段工作負(fù)載計算：84.2.3 繪制動力滑臺負(fù)載循環(huán)圖，速度循環(huán)94.2.4 確定液壓缸的工作壓力94.2.5 確定缸筒內(nèi)徑D，活塞桿直徑d104.2.6 液壓缸實際有效面積計算104.2.7 最低穩(wěn)定速度驗算104.2.8 壓力、流量、功率計算105 確定液壓系統(tǒng)圖125.1液壓泵型式的選擇125.2 液壓回路選擇125.3液壓系統(tǒng)組成136 液壓元件選擇156.1液壓泵和電機(jī)的選擇156.1.1確定液壓泵的工作壓力156.1.2 液壓泵的流量156.1.3電機(jī)選擇156.2 輔助元件的選擇176.3 確定管道尺寸197 液壓

4、系統(tǒng)的性能驗算207.1 管路系統(tǒng)壓力損失驗算207.1.1 判斷油流類型207.1.2 沿程壓力損失P1207.1.3 局部壓力損失P2217.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)驗熱與溫升算237.2.1 液壓泵的輸入功率237.2.2 有效功率237.2.3 系統(tǒng)發(fā)熱功率Ph247.2.4 散熱面積24結(jié)論25謝 辭26參考文 獻(xiàn)27附 錄28西安工業(yè)大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計）論文1 液壓傳動的發(fā)展概況和應(yīng)用1.1 液壓傳動的發(fā)展概況 液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據(jù)17世紀(jì)帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術(shù)，是工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中廣為應(yīng)用的一門技術(shù)。如今，流體傳動技術(shù)水平的高低已成為一

5、個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標(biāo)志。第一個使用液壓原理的是1795年英國約瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在倫敦用水作為工作介質(zhì),以水壓機(jī)的形式將其應(yīng)用于工業(yè)上,誕生了世界上第一臺水壓機(jī)。1905年他又將工作介質(zhì)水改為油,進(jìn)一步得到改善。 第一次世界大戰(zhàn)(1914-1918)后液壓傳動廣泛應(yīng)用,特別是1920年以后,發(fā)展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀(jì)末 20 世紀(jì)初的20年間,才開始進(jìn)入正規(guī)的工業(yè)生產(chǎn)階段。1925 年維克斯(F.Vikers)發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動 的逐步建立奠定了基礎(chǔ)。 我國的液壓工業(yè)開始于20世紀(jì)50年代，液壓元

6、件最初應(yīng)用于機(jī)床和鍛壓設(shè)備。60年代獲得較大發(fā)展，已滲透到各個工業(yè)部門，在機(jī)床、工程機(jī)械、冶金、農(nóng)業(yè)機(jī)械、汽車、船舶、航空、石油以及軍工等工業(yè)中都得到了普遍的應(yīng)用。當(dāng)前液壓技術(shù)正向高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、低能耗、長壽命、高度集成化等方向發(fā)展。同時，新元件的應(yīng)用、系統(tǒng)計算機(jī)輔助設(shè)計、計算機(jī)仿真和優(yōu)化、微機(jī)控制等工作，也取得了顯著成果。 目前，我國的液壓件已從低壓到高壓形成系列，并生產(chǎn)出許多新型元件，如電液比例閥、電液伺服閥、電業(yè)數(shù)字控制閥等。我國機(jī)械工業(yè)在認(rèn)真消化、推廣國外引進(jìn)的先進(jìn)液壓技術(shù)的同時，大力研制、開發(fā)國產(chǎn)液壓件新產(chǎn)品，加強(qiáng)產(chǎn)品質(zhì)量可靠性和新技術(shù)應(yīng)用的研究，積極采用國際標(biāo)準(zhǔn)

7、，合理調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，對一些性能差而且不符合國家標(biāo)準(zhǔn)的液壓件產(chǎn)品，采用逐步淘汰的措施。由此可見，隨著科學(xué)技術(shù)的迅速發(fā)展，液壓技術(shù)將獲得進(jìn)一步發(fā)展，在各種機(jī)械設(shè)備上的應(yīng)用將更加廣泛。 281.2 液壓傳動在機(jī)械行業(yè)中的應(yīng)用機(jī)床工業(yè)磨床、銑床、刨床、拉床、組合機(jī)床、數(shù)控機(jī)床、加工中心等工程機(jī)械挖掘機(jī)、裝載機(jī)、推土機(jī)等汽車工業(yè)自卸式汽車、平板車、高空作業(yè)車等農(nóng)業(yè)機(jī)械聯(lián)合收割機(jī)的控制系統(tǒng)、拖拉機(jī)的懸掛裝置等輕工機(jī)械打包機(jī)、注塑機(jī)、校直機(jī)、橡膠硫化機(jī)、造紙機(jī)等冶金機(jī)械電爐控制系統(tǒng)、軋鋼機(jī)控制系統(tǒng)等礦山機(jī)械開采機(jī)、提升機(jī)、液壓支架等建筑機(jī)械打樁機(jī)、平地機(jī)等船舶港口機(jī)械起貨機(jī)、錨機(jī)、舵機(jī) 2 液壓傳動的工作原

8、理和組成 液壓傳動是用液體作為工作介質(zhì)來傳遞能量和進(jìn)行控制的傳動方式。液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(缸或馬達(dá))把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，從而驅(qū)動工作機(jī)構(gòu)，實現(xiàn)直線往復(fù)運動和回轉(zhuǎn)運動。2.1 工作原理.快速前進(jìn)按下起動按鈕，電磁經(jīng)鐵1YA通電，電磁換向閥A的左拉接入回路，液動換向閥B在制油液的作用下其左位接入系統(tǒng)工作，這時系統(tǒng)中油液的通路為：進(jìn)油路：過濾器1變量泵1 換向閥A單向閥C換向閥B左端回油路：換向閥右端節(jié)流閥F換向閥A油箱。于是，換向閥B的閥芯右移，使其左位接入系統(tǒng)。主油路進(jìn)油路：過

9、濾器1變量泵1單向閥3換向閥B行程閥11液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪粨Q向閥B單向閥6行程閥11液壓缸左腔，形成差動連接。此時由于負(fù)載較小，液壓系統(tǒng)的工作壓力較低，所以液控順序閥5關(guān)閉，液壓缸形成差動連接，變量泵2在低壓下流量為最大，所以動力滑臺完成快速前進(jìn)。2.工作進(jìn)給當(dāng)滑臺運動到預(yù)定位置時，控制擋鐵壓下行程閥11。切斷了快進(jìn)油路，電液動換向閥7的工作狀態(tài)不變(閥B和閥A的左位仍接入系統(tǒng)工作)，壓力油須經(jīng)調(diào)速閥8、二位二通電磁12才能進(jìn)入液壓缸的左腔，由于油液流經(jīng)調(diào)速閥而使系統(tǒng)壓力升高，于是液控順序閥5打開，單向閥6關(guān)閉，使液壓缸右腔的油液經(jīng)閥5、背壓閥4流回油箱，使滑臺轉(zhuǎn)換為工作進(jìn)給運動。

10、其主要油路：進(jìn)油路：過濾器1 變量泵2單向閥3換向閥B 調(diào)速閥8電磁閥12液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪?換向閥B順序閥5背壓閥4油箱。因為工作進(jìn)給時系統(tǒng)壓力升高，所以變量泵2的輸出流量便自動減小，以適應(yīng)工作進(jìn)給的城要，進(jìn)給速率的大小由調(diào)速閥8來調(diào)節(jié)。3.死擋鐵停留當(dāng)滑臺第二次工作進(jìn)給完畢，碰上死擋鐵后停止前進(jìn)，這時液壓缸左腔油液的壓力升高，當(dāng)升高到壓力繼電器13的調(diào)整值時，壓力繼電器發(fā)出信號給時間繼電器，停留時間由時間繼電器控制，經(jīng)過時間繼電器的延時，再發(fā)出信號使滑臺返回。4.快速退回時間繼電器延時發(fā)出信號，使電磁鐵YA停電，2YA通電，這時換向閥A的右位接入回路，控制油液換向閥B的右位拉入

11、系統(tǒng)工作，此時，由于滑臺返回的負(fù)載小，系統(tǒng)壓力較低，變量泵2的流量自動增大至最大，所以動力滑臺快速退回。這時系統(tǒng)油液的通路為：控制油路進(jìn)油路：過濾器1變量泵2換向閥A單向閥D換向閥B右端。回油路：換向閥B左端節(jié)流閥E換向閥A油箱。主油路進(jìn)油路：過濾器1變量泵2單向閥3換向閥B液壓缸右腔。回油路： 液壓缸左腔單向閥10換向閥B油箱。動力滑臺快速后退，當(dāng)其快退到一定位置(即工進(jìn)的起始位置)時，行程閥11復(fù)位，使回油路更為暢通，但不影響快速退回動作。5.原位停止當(dāng)滑臺退回到原位時，擋鐵壓下行程開關(guān)，使2YA斷電，換向閥A、B都處于中位，液壓缸失去動力源，滑臺停止運動。變量泵2輸出的油液經(jīng)單向閥3換向

12、閥B流回油箱，液壓泵卸荷。單向閥3使泵卸荷時，控制油路中仍保持一定的壓力。這樣，當(dāng)電磁換向閥A通電時，可保證液動換向閥B能正常工作。3、 油源的選擇 由液壓缸工況圖（圖2）清楚的看出，其系統(tǒng)特點是快速時低壓、大流量、時間短，工進(jìn)時高壓、小流量、時間長，故采用雙聯(lián)葉片泵或限壓式變量泵。將兩者進(jìn)行比較（見表2.1）考慮本機(jī)床要求系統(tǒng)平穩(wěn)、工作可靠。因而采用雙聯(lián)葉片泵。表2.1 葉片泵的選擇雙聯(lián)葉片泵限壓式變量葉片泵1流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小1流量突變時，定子反應(yīng)滯后，液壓沖擊大2內(nèi)部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作性能較好。2內(nèi)部徑向力不平衡，軸承較大，壓力波動及噪聲

13、較大，工作平衡性差3須配有溢流閥、卸載閥組，系統(tǒng)較復(fù)雜3系統(tǒng)較簡單4有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高4無溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升較低表2.2系統(tǒng)工作循環(huán) 元件名稱 動作循環(huán)電磁鐵行 程 閥壓力繼電器1Y2Y快 進(jìn)工 進(jìn)壓 下（工進(jìn)終了）快 退停止（或中途停止）2.2 液壓系統(tǒng)的基本組成1）能源裝置液壓泵。它將動力部分（電動機(jī)或其它遠(yuǎn)動機(jī)）所輸出的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓能，給系統(tǒng)提供壓力油液。2）執(zhí)行裝置液壓機(jī)（液壓缸、液壓馬達(dá)）。通過它將液壓能轉(zhuǎn)換成機(jī)械能，推動負(fù)載做功。3）控制裝置液壓閥。通過它們的控制和調(diào)節(jié)，使液流的壓力、流速和方向得以改變，從而改變執(zhí)行元件的力（或力矩）、速度和方向。4）

14、輔助裝置油箱、蓄能器、濾油器、管接頭、壓力表開關(guān)等.通過這些元件把系統(tǒng)聯(lián)接起來，以實現(xiàn)各種工作循環(huán)。5）工作介質(zhì)液壓油。絕大多數(shù)液壓油采用礦物油傳遞能量或信息。3 液壓傳動的優(yōu)缺點3.1 液壓傳動的優(yōu)點 1）在相同的體積下，液壓執(zhí)行裝置能比電氣裝置產(chǎn)生出更大的動力。在同等功率的情況下，液壓執(zhí)行裝置的體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊。2）液壓執(zhí)行裝置的工作比較平穩(wěn)。由于液壓執(zhí)行裝置重量輕、慣性小、反應(yīng)快，所以易于實現(xiàn)快速起動、制動和頻繁地?fù)Q向。3）液壓傳動可在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速（調(diào)速比可達(dá)1：2000），并可在液壓裝置運行的過程中進(jìn)行調(diào)速。 4）液壓傳動容易實現(xiàn)自動化，因為它是對液體的壓力、流量和流動

15、方向進(jìn)行控制或調(diào)節(jié)，操縱很方便。 5）液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護(hù)且液壓件能自行潤滑，因此使用壽命長。 6）由于液壓元件已實現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化，所以液壓系統(tǒng)的設(shè)計、制造和使用都比較方便。3.2 液壓傳動的缺點1)液壓傳動是以液體為工作介質(zhì)，在相對運動表面間不可避免地要有泄漏。例如螺紋和齒輪加工機(jī)床的內(nèi)傳動鏈系統(tǒng)。2）液壓傳動在工作過程中有較多的能量損失，如摩擦損失、泄漏損失等，故不宜于遠(yuǎn)距離傳動。3）液壓傳動對油溫的變化比較敏感，油溫變化會影響運動的穩(wěn)定性。4）為了減少泄露，液壓元件的制造精度要求高，因此，液壓元件的制造成本高，而且對油液的污染比較敏感。5）液壓系統(tǒng)故障的診斷比較困難，因此

16、對維修人員提出了更高的要求，既要系統(tǒng)地掌握液壓傳動的理論知識，又要有一定的實踐經(jīng)驗。 6）隨著高壓、高速、高效率和大流量化，液壓元件和系統(tǒng)的噪聲日益增大，這也是要解決的問題。 4 液壓系統(tǒng)工況分析4.1 運動分析 繪制動力滑臺的工作循環(huán)圖圖4.1動力滑臺的工作循環(huán)4.2負(fù)載分析4.2.1 負(fù)載計算（1）工作負(fù)載工作負(fù)載為已知 FL=28000N（2）摩擦阻力負(fù)載 已知采用平導(dǎo)軌，且靜摩擦因數(shù)ud=0.1,動摩擦因數(shù)ud=0.2,則： 靜摩擦阻力 =0.19810N=981N 動摩擦阻力 =0.29810N=1962N4.2.2 液壓缸各階段工作負(fù)載計算：（1）啟動時 F1=/cm=1962/0

17、.9=2180N（2）加速時 F2=（+）/cm=（981+4004）/0.9=5538N（3）快進(jìn)時 F3=/cm=981/0.9N=1090N （4）工進(jìn)時 F4=(+)/cm=(28000+981)/0.9N=32201N（5）快退時 F5=/cm=981/0.9N=1090N4.2.3 繪制動力滑臺負(fù)載循環(huán)圖，速度循環(huán)圖圖 4.2 速度與負(fù)載4.2.4 確定液壓缸的工作壓力 參考課本資料,初選液壓缸工作壓力p1=40106 Pa4.2.5 確定缸筒內(nèi)徑D，活塞桿直徑dA=Fmaxp=7276D=100mm 按GB/T23481993，取D=100mm d=0.71D=71mm 按GB/

18、T23481993，取d=70mm4.2.6 液壓缸實際有效面積計算 無桿腔面積 A1=D2/4=3.141002/4 mm2=7850mm2 有桿腔面積 A2=（D2d2）/4=3.14（1002702）/4 mm2=4004 mm2 活塞桿面積 A3=D2/4=3.14702/4 mm2=3846 mm24.2.7 最低穩(wěn)定速度驗算最低穩(wěn)定速度為工進(jìn)時u=50mm/min，工進(jìn)采用無桿腔進(jìn)油，單向行程調(diào)速閥調(diào)速，查得最小穩(wěn)定流量qmin=0.1L/min4.2.8 壓力、流量、功率計算 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量、功率列于表(4.1)表（4.1）液壓缸壓力、流量、功率計算

19、工況差 動 快 進(jìn)工 進(jìn)快 退啟 動加 速恒 速啟 動加 速恒 速計 算公 式p= F/A3q= u3A3P=pqp=(F+ p2A2) / A1q= u1 A1P=pqp=(F+ p2A1) / A2q= u2 A2P=pq速 度m/su2=0.1u1=310-4510-3u3=0.1有 效面 積m2A1=785010-6A2=400410-6A3=384610-6負(fù) 載N32663000163332744326630001633壓 力MPa0.850.780.424.41.41.10.99流 量L/min230.3924.0功 率KW0.161.7550.40取 背 壓 力p2=0.4MP

20、取 背 壓 力p2=0.3MP5 確定液壓系統(tǒng)圖5.1液壓泵型式的選擇由工況圖可知，系統(tǒng)循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，而且是順序進(jìn)行的。從提高系統(tǒng)效率考慮，選用限壓式變量葉片或雙聯(lián)葉片泵教適宜。將兩者進(jìn)行比較（見表5.1）故采用雙聯(lián)葉片泵較好。表5.1雙聯(lián)葉片泵限壓式變量葉片泵1流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小1流量突變時，定子反應(yīng)滯后，液壓沖擊大2內(nèi)部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作性能較好。2內(nèi)部徑向力不平衡，軸承較大，壓力波動及噪聲較大，工作平衡性差3須配有溢流閥、卸載閥組，系統(tǒng)較復(fù)雜3系統(tǒng)較簡單4有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高4無溢流損失，系統(tǒng)

21、效率較高，溫升較低5.2 液壓回路選擇 (1) 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=0.5/(0.8410-2)60；其相應(yīng)的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時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]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片

22、泵方案，如圖(5.1)a所示。(2) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖(5.1)b所示。(3) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大（1/2=0.1/(0.8810-3)114），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖(5.1)c所示。(4) 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)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進(jìn)時，高壓小流量泵

23、的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。圖5.1選擇基本回路5.3液壓系統(tǒng)組成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，如圖(5.2)所示。在圖(5.2)中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機(jī)床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一

24、個壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。圖5.2 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖6 液壓元件選擇6.1液壓泵和電機(jī)的選擇6.1.1確定液壓泵的工作壓力由前面可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為4.4MPa，本系統(tǒng)采用調(diào)速閥進(jìn)油節(jié)流調(diào)速，選取進(jìn)油管道壓力損失為0.6MPa。由于采用壓力繼電器，溢流閥的調(diào)整壓力一般應(yīng)比系統(tǒng)最高壓力大0.5MPa，故泵的最高壓力為 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 這是小流量泵的最高工作壓力（穩(wěn)態(tài)），即溢流閥的調(diào)整工作壓力。 液壓泵的公稱工作壓力Pr為 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MP

25、a=6.7MPa 大流量泵只在快速時向液壓缸輸油，由壓力圖可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進(jìn)時大，這時壓力油不通過調(diào)速閥，進(jìn)油路比較簡單，但流經(jīng)管道和閥的油流量較大。取進(jìn)油路壓力損失為0.5MPa，故快退時泵的工作壓力為 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 這是大流量泵的最高工作壓力，此值是液控順序閥7和8調(diào)整的參考數(shù)據(jù)。6.1.2 液壓泵的流量 由流量圖4（b）可知，在快進(jìn)時，最大流量值為23Lmin,取K=1.1，則可計算泵的最大流量 K()max =1.123Lmin=25.3Lmin在工進(jìn)時，最小流量值為0.39 Lmin.為保證工進(jìn)時系統(tǒng)壓力較穩(wěn)定，應(yīng)考慮溢流閥有一定

26、的最小溢流量，取最小溢流量為1 Lmin（約0.01710-3m3s）6.1.3電機(jī)選擇 由功率圖6.1（c）可知，最大功率出現(xiàn)在快退階段，其數(shù)值按下式計算Pp= Pp2（qv1+ qv2）p=1.35106（0.2+0.3）10-30.75=993W式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lmin（約0.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（約0.210-3m3s） p液壓泵總效率，取p =0.75。(a)（b）(c) 圖6.1根據(jù)快退階段所需功率993W及雙聯(lián)葉片泵要求的轉(zhuǎn)速，選用功率為1.1KWJ526型的異步電機(jī)。6.2 輔助元件的選擇根據(jù)液壓泵的工作壓力和通過閥的實際

27、流量，選擇各種液壓元件和輔助元件的規(guī)格。表6.1液壓元件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/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/335.1/27.9162三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調(diào)速閥1Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.27液控順序閥28.1XY-63B636.30.38背壓閥1B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.2

28、11濾油器36.6XU80200806.30.0212壓力表開關(guān)K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14注：以上元件除液壓泵、濾油器外，均為板式連接。6.3 確定管道尺寸 由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接時，油管內(nèi)通油量較大，其實際流量 qv 24 Lmin(0.510-3m3s),取允許流速u=0.5ms,則主壓力油管d用下式計算d=12.01mm 圓化整，取d=12mm。 油管壁厚一般不需計算，根據(jù)選用的管材和管內(nèi)徑查液壓傳動手冊的有關(guān)表格得管的壁厚 選用14mm12mm冷拔無縫鋼管。7 液壓系統(tǒng)的性能驗算7.1 管路系統(tǒng)壓力損失驗算由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損

29、失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進(jìn)時的管路壓力損失為例計算如下：已知：進(jìn)油管、回油管長約為l=1.5m，油管內(nèi)徑d=1.210-3m，通過流量 =0.39 Lmin（0.006510-3m3s），選用LHM32全損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15，v=1.52s。7.1.1 判斷油流類型利用下式計算出雷諾數(shù) Re=1.273104=1.2730.006510-31041.210-3/1.5662000為層流。7.1.2 沿程壓力損失P1利用公式分別算出進(jìn)、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。 進(jìn)油路上P1=4.41012v.l.qvd4=4.310121.51.50.006

30、510-3124Pa=0.0313105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s）（差動液壓缸A12A2）,壓力損失為P1=4.31012v.l.qvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa=0.01532105Pa由于是差動液壓缸，且A12A2，故回油路的損失只有一半折合到進(jìn)油腔，所以工進(jìn)時總的沿程損失為 P1=（0.03103+0.50.01532）105Pa=0.039105Pa7.1.3 局部壓力損失P2在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經(jīng)驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的Dpn由

31、產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值查表可列出?；_在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計算如下：1快進(jìn)滑臺快進(jìn)時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失2工進(jìn)滑臺工進(jìn)時，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、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處的壓力損失為0.6MPa

32、。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此略高于表7數(shù)值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為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)。 3快退 滑臺快退時，在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進(jìn)入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值遠(yuǎn)小于估計值，因此液壓

33、泵的驅(qū)動電動機(jī)的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。7.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)驗熱與溫升算 本機(jī)床的工作時間主要是工進(jìn)工況，為簡化計算，主要考慮工進(jìn)時的發(fā)熱，故按工進(jìn)工況驗算系統(tǒng)溫升。7.2.1 液壓泵的輸入功率 工進(jìn)時小流量泵的壓力Pp1=54105Pa，流量qvp1=12Lmin (0.210-3m3s)小流量泵的功率為 P1= Pp1qvp1p=540.21020.75W=1440W式中 p液壓泵的總效率。工進(jìn)時大流量泵卸荷，順序閥的壓力損失P=1.5105Pa，即大流量泵的工作壓力Pp2=1.5105Pa，流量qvp2=18Lmin (0.310-3m3s)大流量泵的功率P2為 P2= Pp2qvp2p=1.50.31020.75W=60W故雙聯(lián)泵的合計輸出功率Pi為 Pi= P1+ P2=1440+60W=2040W7.2.2 有效功率 工進(jìn)時，液壓缸的負(fù)載F=32744N，取工進(jìn)速度v=0.0008310-3ms輸出功率P0為P0=Fv=327440.00083W=27W7.