數(shù)控銑床兩工位夾緊裝置液壓系統(tǒng)設計

系統(tǒng)設計(常用版)(可以直接使用，可編輯完整版資料，歡迎下載)1)節(jié)能要課題。20世紀70年代后期，德、美等國相繼研制成功負載敏感泵及低功率電磁鐵等。2)液壓與微電子、計算機技術相結合20世紀80年代以來，逐步完善和普及的計算機控制技術和集成傳感技術為液壓技術3)提高液壓傳動的可靠性4)高度集成化1)液壓傳動可在運行過程中方便地實現(xiàn)大范圍的無級調速，調速范圍可達1000:1。由于液壓系統(tǒng)中的壓力比電樞磁場中單位面積上的磁力大30倍～40倍，液壓傳動裝置的頻繁幻想，每分鐘的換向次數(shù)可達500次(左右擺動)、1000次(往復移動);3)液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，特別是采用電液和氣液傳動時，可實現(xiàn)復雜的自動控4)液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。當液壓系統(tǒng)超負荷(或系統(tǒng)承受液壓沖擊)時，液1)不能保證嚴格的傳動比。著是由于液壓介質的可壓縮性和不可避免的泄露等因素2)系統(tǒng)工作時，對溫度的變化較為敏感。液壓截至的粘性隨溫度變化而變化，從而3)在液壓傳動中，能量需經(jīng)過兩次變換，且液壓能在傳遞過程中有流量和壓力的損2液壓系統(tǒng)的設計本設計是完成某機床需要對零件進行兩工位裝夾裝置(裝夾裝置靜動摩擦因數(shù)夾緊裝置由液壓與電氣配合實現(xiàn)的自動循環(huán)要求為：I工位夾緊缸夾緊→I工位夾緊缸工況行程速度時間運動部件重力負載啟動、制動時間工位夾緊缸夾緊3松開lⅡ工位夾緊缸夾緊松開I工位夾緊缸的負載計算慣性負載松開：靜摩擦負載動摩擦負載IⅡ工位夾緊缸的負載計算慣性負載夾緊：松開：靜摩擦負載F?=μ(G+F)Fa=μa(G+F)動摩擦負載Fa=μa(G+F)由此得I工位夾緊缸和Ⅱ工位夾緊缸在工作的各個階段所受的負載，由表2-2所示表2-2I工位夾緊缸的外負載計算結果Tab.2-2Theloadcalculationresult工況負載組成啟動F加速夾緊反向啟動F加速松開表2-3Ⅱ工位夾緊缸的外負載計算結果Tab.2-3Theloadcalculatio工況負載組成外負載F/N啟動F加速夾緊工況負載組成外負載F/N反向啟動F加速松開根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負載表可以確定系統(tǒng)的最大負載數(shù)，在充分考慮系統(tǒng)所需的流量、性能等因素后，可參照表2-4或者2-5選擇系統(tǒng)的工作壓力表2-4按負載選擇工作壓力系統(tǒng)壓力/MPa表2-5按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力設計壓力/MPa機半精加工機床床龍門刨床拉床農(nóng)業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構液壓機、大中型挖掘機、中型機械、起重運輸機械地質機械、冶金機械、鐵道車輛維護機械、各類液壓機具等表2-6液壓執(zhí)行器的背壓力系統(tǒng)類型背壓力(MPa)簡單系統(tǒng)和和一般輕栽節(jié)流調速系統(tǒng)0.2～0.5回油帶背壓閥調整壓力一般為0.5～1.5中低壓系統(tǒng)回油路設流量調節(jié)閥的進給系統(tǒng)滿載工作時設補油泵的閉式系統(tǒng)0.8～1.5高壓系統(tǒng)初算是可忽略不計2.4液壓執(zhí)行器主要結構參數(shù)的計算I工位夾緊缸主要結構參數(shù)的確定本設計將I工位夾緊缸的有桿腔作為主工作腔，則有公式：表2-7根據(jù)往返速度比λ計算活塞桿直徑d的公式Tab.2-7TherecommendedvaluesofThepistonroddiameterd往返速度比λ2活塞桿直徑d油缸的速比λ,可由機械設計手冊查得。本設計取λ=1.33。則由上表查得d=0.5D。又d=0.5D,得d=25(mm),取標準值d=28(mm)則液壓缸無桿腔實際有效面積為：A?=πD2/4有桿腔實際有效面積為：=13.5(cm2)Ⅱ工位夾緊缸主要結構參數(shù)的確定Ⅱ工位夾緊缸的無桿腔作為主工作腔，則有公式：PA-PA?=Fmax/nm則有取標準值d=20(mm)則液壓缸無桿腔實際有效面積為：A?=πD2/4有桿腔實際有效面積為：液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率根據(jù)上述假定條件經(jīng)計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如下表表2-8I工位夾緊缸工作循環(huán)個階段的壓力、流量和功率Tab.2-8Thepressure,工作階段計算公式負載回油腔壓力工作腔壓力輸入流量輸入功率啟動加速夾緊反向啟動加速松開工作階段計算公式負載回油腔壓力工作腔壓力輸入流量輸入功率啟動加速夾緊反向啟動加速松開1)油路循環(huán)方式的分析與選擇；2)調速方案的分析和選擇；3)液壓動力源的分析與選擇；4)液壓回路的分析、選擇與合成；5)液壓系統(tǒng)原理圖的擬訂。3.2油路循環(huán)方式的分析和選擇液壓系統(tǒng)油路循環(huán)方式分為開式和閉式兩種，他們各自的特點及相互比較見下表油液循環(huán)方式開式閉式散熱條件較方便，但是油箱較大較復雜，需要用輔泵來換油冷卻抗污染性較差，但可采用壓力油箱或者油箱呼吸器來改善較好，但是油液過濾要求較高系統(tǒng)效率管路壓力損失較大，用節(jié)流調速時效率低管路腰里損失較小，容積調速時效率較高限速制動形式引起油液發(fā)熱液壓泵由電動機拖動時，限速及制動其他對泵的自吸性能要求高對主泵的自吸性能要求低油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調速方式和散熱條件。一般來說，凡是有較大空間可以存放油箱而且不需要另設散熱裝置的系統(tǒng)，要求結構盡可能簡單的系統(tǒng)，采表3-2各種調速方式的性能比較主要性能節(jié)流調速容積調速回路容積節(jié)流調速回路簡式節(jié)流調速系統(tǒng)帶壓力補償閥的節(jié)流調速系統(tǒng)變量泵定量馬達流量適應功率適應進油節(jié)流及回油節(jié)流旁路節(jié)流調速閥在進油路調速閥在旁油路及溢流節(jié)流調速回路負載特性速度剛度差很差好較好好承載能力好較差好較好好調速范圍大小大較大大功率特性效率低較低低較低最高較高高發(fā)熱大較大大較大最小較小小成本低較低適用范圍小功率輕載或者低速的中低壓系統(tǒng)及工程機械非經(jīng)常性調速的場合大功率高速中高壓系統(tǒng)負載變化小，速度剛度要大的中小功率，中壓系統(tǒng)負載變化大速度剛度較大的中高壓系統(tǒng)3.5液壓回路的分析、選擇與合成3)合成系統(tǒng)選定液壓基本回路之后，配以輔助性回路，如控制油路，潤滑油路、測1一油箱2-空氣濾清器3一液位計4一吸油過濾器5-液壓泵6一單向閥7一壓力表開關8一壓力表9一通道體10一疊加式溢流閥圖3-1液壓系統(tǒng)的原理圖4計算和選擇液壓元件液壓元件的計算是指計算元件在工作中承受的壓力和流量，以便選擇零件的規(guī)格和型號，此外還要計算原動機的功率和油箱的容量。選擇元件時應盡量選擇標準件。4.1液壓泵的選擇液壓泵站組件的選擇液壓泵站一般由液壓泵組、油箱組件、過濾器組件和蓄能器組件等組成。根據(jù)系統(tǒng)的實際需要，本設計選擇液壓泵組、油箱組件、過濾器組件。液壓泵組由液壓泵，原動機，連軸器及管路附件等組成。油箱組件由油箱面板，空氣濾清器，,液位顯示計等組成。過濾器組將是保持工作介質清潔度必備的組將，可根據(jù)系統(tǒng)對介質清潔度的不同要求設置不同等級的粗過濾器，精過濾器等。液壓泵的計算與選擇液壓泵的最大工作壓力：Σ△p——液壓泵出口大執(zhí)行元件入口之間所有的沿程壓力損失和局部壓力損失之和。初算時按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵?，管中流速不大時，取Z△p=0.2Mpa～0.5Mpa;管路復雜而且管中流速較大或者有調速元件時，取Σ△p=由上述選取Z△p=0.5MPa,然后帶入公式(4-1)計算得：在選擇泵的額定壓力時應考慮到動態(tài)過程和制造質量等因素，要使液壓泵有一定的壓力儲備。一般泵的額定工作壓力應比上述最大工作壓力高20%-60%,所有最后算得的液壓泵的額定壓力應為：液壓泵類型齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵總效率式中K——考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數(shù)，一般取K=1.1～1.3,本設計取泄漏系數(shù)為1.1,所以：由液壓元件產(chǎn)品樣本查得CBN-E312齒輪泵滿足上述估算得到的壓力和流量要求：該泵的額定壓力為16MPa,公稱排量V=12mL/rev,額定轉速為1800r/min?，F(xiàn)取泵的容積效率η=0.85,當選用轉速n=1400r/min的驅動電機時，泵的流量為：由前面的計算可知泵的最大功率出現(xiàn)在Ⅱ工位夾緊階段，現(xiàn)取泵的總效率為選用電動機型號：Y90S—4B5型封閉式三相異步電動機滿足上述要求，其轉速為1400r/min,額定功率為1.5kW。電動機與泵之間采用連軸器聯(lián)結。根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，可計算出液壓缸在各個階段的實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間，從而為其他液壓元件的選擇及系統(tǒng)的性能計算奠定了基礎。計算結果如下表所示：表4-2I工位夾緊缸的實際工況流量工作階段/Lmin-1無桿腔有桿腔速度時間夾緊9進=0.9729進=qp/3松開表4-3Ⅱ工位夾緊缸的實際工況Tab.4-3TheactualworkingconditionsoftheclampingcylinderIⅡ工作階段流量速度時間min-1無桿腔有桿腔夾緊松開9進=6.03=0.125=0.24.2液壓控制閥的選擇選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作2)閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選取。選擇節(jié)流閥和調速閥時，應考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機3)一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%;根據(jù)以上要求，現(xiàn)選定各類閥和組將的型號如表4-4所示：表4-4各種液壓元件的類型選擇Tab.4-4Varioustypesofhydrauliccomponentsof名稱通過流量/L額定流量額定壓力額定壓降型號規(guī)格1吸油過濾器一2單向閥<0.13壓力繼電器4壓力表一5壓力表開關6疊加式溢流閥7疊加式減壓閥8疊加式單向閥<0.19二位四通換向閥疊加式單向節(jié)流閥二位四通換向閥疊加式單向節(jié)流閥空氣濾清器一一液位計LS-3”表4-5油管中的允許流速油液流經(jīng)油管吸油管高壓管回油管短管及局部收縮處允許速度(m/s)表4-6安全系數(shù)管內(nèi)最高工作壓力安全系數(shù)864由表4-2和4-3得知I工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流量分別為3.21L/min和4.67L/min,Ⅱ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流量分別為14L/min和23.02L/min,按照表4-5的推薦值取油管內(nèi)油液的允許流速為4m/min,按計算式中q——通過油管的最大流量；V——油管中允許流速；d——油管內(nèi)徑。將數(shù)值代入公式(4-3)得I工位夾緊液壓缸：Ⅱ工位夾緊液壓缸：根據(jù)JB827-66,同時考慮到制作方便，I工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用10×1(外徑10mm,壁厚1mm)的10號冷拔無縫鋼管。Ⅱ工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用14×1(外徑14mm,壁厚1mm)的10號冷拔無縫鋼管。由機械設計手冊查得管材的抗拉強度為412MPa,由表4-6取安全系數(shù)為8,按公式對管子的強度進行校核：式中p——管內(nèi)最高工作壓力；n——安全系數(shù)；將數(shù)值代入公式(4-4)得：所以選的管子壁厚安全。其他油管，可直接按所連接的液壓元、輔件的接口尺寸決定其管徑的大小。確定油箱容積油箱的作用是儲油，散發(fā)油的熱量，沉淀油中雜質，逸出油中的氣體。其形式有開式和閉式兩種：開式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與大氣隔絕。開式油箱應用較多。1)油箱應有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應保證系統(tǒng)中油液全部流回油箱時不滲出，油液液面不應超過油箱高度的80%;2)吸箱管和回油管的間距應盡量大，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4。吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。吸油管可安裝100μm左右的網(wǎng)式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱；3)油箱底部應有適當斜度，泄油口置于最低處，以便排油；4)注油器上應裝濾網(wǎng)；5)油箱的箱壁應涂耐油防銹涂料。5液壓系統(tǒng)性能驗算5.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗算由于系統(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的計算，故只能先估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布置圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。I工位夾緊缸的壓力損失驗算在油缸夾緊時，油液依次經(jīng)過單向閥，疊加式減壓閥，疊加式溢流閥，電磁換向閥，疊加式雙單向節(jié)流閥，。所以進油路上的壓力損失為在油缸松開時，退油路上的壓力損失為由此可以看出，系統(tǒng)閥的壓力損失都小于原先的估計值，所以滿足系統(tǒng)的使用要求。因為Ⅱ工位夾緊缸的運動過程是一樣的，使用對此油缸的壓力校驗過程和上面的計算過程是一樣的。如下所示在油缸夾緊時，油液依次經(jīng)過單向閥，電磁換向閥，疊加式雙單向閥，疊加式雙單項在油缸松開時，退油路上的壓力損失為：5.2估算系統(tǒng)效率由表4-2和4-3可以看出，本液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中，液壓缸夾緊是主要的工作過程，所以系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升等可一概用夾緊時的數(shù)值計算。式中p?——執(zhí)行元件的負載壓力；pp——液壓泵的供油壓力；I工位夾緊缸夾緊時，將數(shù)值代如公式(5-2)得：Ⅱ工位夾緊缸夾緊時，將數(shù)值代入公式(5-2)得：系統(tǒng)在一個完整的循環(huán)周期內(nèi)的平均回路效率可按下式計算：T——一個完整循環(huán)的時間。分別將I、I工位夾緊缸夾緊時的數(shù)值代入公式(5-3)得：則系統(tǒng)的總效率為：n.——液壓回路的效率；n——液壓執(zhí)行元件的總效率，取0.95。本系統(tǒng)的效率是0.06。整個系統(tǒng)的效率很低，主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。5.3系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構成總的能量損失，這些能量損失都將轉化為熱量，是系統(tǒng)的油溫升高，產(chǎn)生一系列不良的影響。為此，必須對系統(tǒng)進行發(fā)熱和溫升計算，以便對系統(tǒng)溫升進行控制?？砂聪率焦浪阆到y(tǒng)的發(fā)熱能量：式中H——系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量；將數(shù)值代入公式(5-5)得：液壓設備類型正常工作溫度/℃船舶冶金機械、液壓機工程機械、礦山機械液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，由系統(tǒng)中各個散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是主要散熱面。因為管道的散熱面相對較小，且與其自身的壓力損失產(chǎn)生的熱量基本平衡，故一般濾去不計。當只考慮油箱散熱時，其散熱量H?可按下式計算：式中K——散熱系數(shù)(W/m℃),計算時可選用推薦值：通風很差K=8;通風良好K=14—20;風扇冷卻時，K=20—25;用循環(huán)水冷卻時，K=110—175;A——油箱散熱面積；△t——系統(tǒng)溫升。當系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量H等于其散發(fā)出去的熱量時，系統(tǒng)達到平衡，此時：當六面體油箱長、寬、高比例為1:1:1—1:2:3且液面高度是油箱高度的0.8倍時，其散熱面積的近似計算公式為：所以可以導出：式中V——油箱的有效容量。取散熱系數(shù)K=15,將數(shù)值代入公式(5-7)得：此溫升超過了許用范圍，△t=30℃-50℃,增大油箱面積，取V=8×14=112L,并且取系數(shù)K=20W/m℃,重新帶入數(shù)值計算得：所以滿足了許用溫升要求。至此，系統(tǒng)校核完畢，從整個過程來看，此設計滿足使用需求。6液壓動力源裝置的設計液壓動力源(即液壓泵站)是多種元、附件組合而成的整體。是為一個或幾個系統(tǒng)存6.1液壓泵站的結構形式站中，采用立式電動機并將液壓泵置于油箱之內(nèi)時，稱為立式(圖6-1);采用臥式電動泵組置于油箱下面時為下置式(圖6-4);圖6-1圖6-3圖6-2圖6-4按泵組流量特性分為定量型和變量型；按泵組驅動方式分為電動型、機動型和手動型。稱為立式液壓動力源。上置式液壓動力源站地面積小，結構緊湊，液壓泵置于油箱內(nèi)的立式安裝動力源，噪聲低且便于收集漏油。這種結構在中、小功率液壓站中被廣泛采用。本次設計即采用這種結構。當采用臥式動力源時，由于液壓泵置于油箱之上，必須注意各類液壓泵的吸油高度，以防液壓泵進油口產(chǎn)生過大的真空度，造成吸空或氣穴現(xiàn)象。而立式7液壓裝置的總體配置驗。1)塊體結構集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長方體。通常其四周除1面安裝通向液壓執(zhí)行器(液壓缸或液壓馬達)的管接頭外，其余3面安裝標準的板式液壓閥及少量的疊加閥或插裝閥，為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P,公用回油孔T,泄漏油孔L和4個用以疊積緊固的P孔，液壓泵輸出的壓力油經(jīng)調壓后進入公用壓力油孔P,作為供給各單元回路壓力對于中低壓系統(tǒng)，油孔之間的壁厚δ,不得小于5mm,高壓系統(tǒng)應更大些。本系統(tǒng)屬8液壓系統(tǒng)的污染控制污染物的主要來源有以下3個方面：1)系統(tǒng)內(nèi)部殘留2)系統(tǒng)外界侵入3)系統(tǒng)內(nèi)部生成1)顆粒污染物堵塞和淤積，引起元件故障2)加劇磨損，導致元件性能衰降3)加速油液性能劣化表8-1控制污染的措施Tab.8-1Themeasureofpollutioncontrol污染來源控制措施殘留污染物清潔度并防止在運輸和儲存中被污染子要加護蓋密封在清潔的環(huán)境中用清潔的方法裝配系統(tǒng)侵入污染物從油桶向油箱注油或從中放油時都要經(jīng)過過濾裝置過濾保證油桶或油箱的有效密封從油桶取油之前先清除桶蓋周圍的污染物加入油箱的油液要按規(guī)定過濾。加油所用器具要先行清洗系統(tǒng)漏油未經(jīng)過濾不得返回油箱采用加壓式油箱或呼吸袋低，以防止在低液面時空氣經(jīng)旋渦進入泵防止冷卻器或其他水源的水漏進系統(tǒng)維修時應嚴格執(zhí)行清潔操作規(guī)程生成污染物在使用中經(jīng)常檢查與維護，及時清洗或更換濾芯設置冷卻器發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)污染度超過規(guī)定時，要查明原因，及時消除進行系統(tǒng)外循環(huán)過濾加強控制定期清洗油箱，要徹底清理掉油箱中所有殘留的污染物在油箱頂蓋設置通氣過濾器外，還應在各連接面間采取適當?shù)拿芊獯胧τ诠ぷ髟诟叻蹓m環(huán)境下的液壓裝置，建議在液壓站上加設防塵器(罩);對于大型冶金設備的中央型液壓裝置，建議將液壓站安放在專門的地下室內(nèi)，以防止污物侵在防止污染物侵入油液的基礎上，對系統(tǒng)殘留和生成的污染物進行強制性清除非常重要。而對油液進行過濾是清除油液中污雜物最有效的方法。過濾器可根據(jù)系統(tǒng)和元件的要求，可分別安裝在系統(tǒng)不同位置上，如泵吸油管、壓力油管、回油管、伺服閥的進油口及系統(tǒng)循環(huán)冷卻支路上?？刂朴鸵褐蓄w粒污染物的數(shù)量，是確保系統(tǒng)性能可靠、工作穩(wěn)定，1)過濾精度應保證系統(tǒng)油液能達到所需的污染度等級；2)油液通過過濾器所引起的壓力損失應盡可能??；3)過濾器應具有一定納污容量，防止頻繁更換濾芯。9液壓系統(tǒng)泄露控制與密封2)板式閥、疊加閥等接合面間的漏油主要是：與O形圈安裝面磕碰、劃傷、安裝螺3)造成液壓缸漏油的原因較多，如活塞桿表面粘附粉塵泥水、鹽霧、表面磕碰4)溫升發(fā)熱造成較嚴重的泄漏現(xiàn)象，可使油液9.2液壓系統(tǒng)防漏與治漏的主要措施9.3液壓裝置泄露控制的基本準則1)正確設計2)正確加工和裝配1)結構小巧；2)靜、動密封均可使用；3)動摩擦阻力比較?。?)使用單件O型密封圈，可對兩個方向起密封作用；5)價格低廉。10液壓系統(tǒng)噪聲的控制11液壓介質的選擇統(tǒng)內(nèi)各部間件的潤滑、防腐蝕、冷卻、沖洗等作用。1)合適的粘度，良好的粘溫特性粘度是選擇液壓油時首先考慮的因素，在相同的工作壓力下，粘度過高，液壓部件運動阻力增加，升溫加快液壓泵的自吸能力下降，管道壓力降和功率損失增大；若粘度過低，會增加液壓泵的容積損失，元件內(nèi)泄漏增大，并使滑動部件油膜變薄，支承能力下降；2)良好的潤滑性(抗磨性)液壓系統(tǒng)有大量的運動部件需要潤滑以防止相對運動表面的磨損，特別是壓力較高的系統(tǒng)，對液壓油的抗磨性要求要高得多；3)良好的抗氧化性液壓油在使用過程中也會發(fā)生氧化，液壓油氧化后產(chǎn)生的酸性物質會增加對金屬的腐蝕性，產(chǎn)生的油泥沉淀物會堵塞過濾器和細小縫隙，使液壓系統(tǒng)工作不正常，因此要求具有良好的抗氧化性；4)良好的抗剪切安定性由于液壓油經(jīng)過泵、閥節(jié)流口和縫隙時，要經(jīng)受劇烈的剪切作用，導致油中的一些大分子聚合物如增粘劑的分子斷裂，變成小分子，使粘度降低，當粘度降低到一定的程度油就不能用了，所以要求具有良好的抗剪切性能；5)良好的防銹和防腐蝕性液壓油在使用過程中不可避免地要接觸水分和空氣以及氧化后產(chǎn)生的酸性物質都會對金屬生銹和腐蝕，影響液壓系統(tǒng)的正常工作；6)良好的抗乳化性和水解安定性液壓油在工作過程中從不同途徑混入的水分和冷凝7)良好的抗泡沫性和空氣釋放性在液壓油箱里，由于混入油中的氣泡隨油循環(huán)，不僅會使系統(tǒng)的壓力降低，潤滑條件變壞，還會產(chǎn)生異常的噪音、振動，此外氣泡還增加了油與空氣接觸的面積，加速了油的氧化，因此要求液壓油具有良好的抗泡沫性和空氣釋放8)對密封材料的適應性由于液壓油與密封材料的適應性不好，會使密封材料膨脹、軟化或變硬失去密封性能，所以要求液壓油與密封材料能相互適應。優(yōu)劣將在很大程度上影響液壓系統(tǒng)的工作可靠性和使用壽命。通常對液壓油的質量要求有1)適宜的粘度及良好的粘溫性能，以確保在工作溫度發(fā)生變化的條件下能準確、靈敏4)良好的抗乳化性，能與混入油中的水迅速分離，能抗氧化，穩(wěn)定性好；腐蝕作用小，對涂料、密封材料等有良好的適應性；同時液壓介質選擇液壓介質時，除專用液壓油外，首先是介質種類的選擇。根據(jù)液壓系統(tǒng)對介質是運動粘度27～50.6mm2/s,粘度指數(shù)≥90,閃點≥170℃,凝點≤-25℃,油的密度為2)液壓驅動的主機設備全部安裝完畢，運動部件狀態(tài)良好并經(jīng)檢查合格后，進入裝4)熟悉調試所需技術文件，如液壓原理圖、管路安裝圖、系統(tǒng)使用說明書、系統(tǒng)調壓力可取工作壓力的2倍，或取最高使用壓力的1.5倍。試驗時要分級進行，不要一下子2)方向控制閥應保證軸線呈水平位置安裝；3)板式元件安裝時，要檢查進出油口處的密封圈是否合乎要求，安裝前密封4)板式元件安裝時，固定螺釘?shù)臄Q緊力要均勻2)液壓泵的旋轉方向和進、出油口應按要求安裝；3)各類液壓泵的吸油高度，一般要小于0.5M。2)檢查液壓系統(tǒng)各部，確認安裝合理無誤；3)向油箱灌油，當油液充滿液壓泵后，用手轉動聯(lián)軸節(jié)，直至泵的出油口出油并不4)放松并調整液壓閥的調節(jié)螺釘，使調節(jié)壓力值能維持空轉即可。調整好執(zhí)行機構5)接通電源、點動液壓泵電機，檢查電源連線是否正確。延長啟動時間，檢查空運6)在空運轉正常的前提下，進行加載試驗，即壓力調試。加載可以利用執(zhí)行機構移1MPa,并穩(wěn)壓5分鐘左右。最高試驗調整壓力應按設計要求的系統(tǒng)額定壓力或按實際工7)壓力試驗過程中出現(xiàn)的故障應及時排除。排除故障必須在泄壓后進行。若焊縫需9)注意：不準在執(zhí)行元件運動狀態(tài)下調節(jié)系統(tǒng)壓力；調壓前應先檢查壓力表，無壓3)將泵吸油管、回油管路上的截止閥開啟，泵出口溢流閥及系統(tǒng)中安全閥手柄全部4)流量控制閥置于小開口位置。3)開車時，首先啟動控制油路的液壓泵，無專用的控制油路液壓泵時，可直4)液壓油要定期檢查更換，對于新投入使用的液壓設備，使用3個月左右即應清洗5)工作中應隨時注意油液，正常工作時，油箱中油液溫度應不超過60℃。油溫過高6)檢查油面，保證系統(tǒng)有足夠的油量；液壓泵的安全溢流閥的調整壓力一般要大于執(zhí)行元件所需工作壓力的10%--25%。快速運動液壓泵的壓力閥，其調整壓力一般大于所需壓力10%--20%。如果用卸荷壓力供給控制1)空載調試1)壓力試驗2)液壓系統(tǒng)在運行過程中，應隨時檢查濾油器的濾油情況并及時清洗或更換，液壓3)低溫下，油溫應達到20℃以上才準許順序動作。油溫高于60℃時應注意系統(tǒng)的4)停機4h以上的設備，應先使液壓泵空載運轉5min,再起動執(zhí)行器工作；5)不允許任意調整電氣控制裝置系統(tǒng)的互鎖裝置，隨意移動各限位開關、擋塊、行1)系統(tǒng)工作時及停機未泄壓時或未切斷控制電源時，禁止對系統(tǒng)進行檢修2)檢修現(xiàn)場一定要保持清潔，拆除元件或松開管件前應清除其外表面污物，檢修過3)檢修或更換元器件時必須保持清潔，不得有砂粒、污垢、焊渣等，可以先漂洗一7)油箱內(nèi)工作液的更換或補充，必須將新油通過高精度濾油車過濾后注入油箱。工9)檢修完成后，需對檢修部位進行確認。無誤后，按液壓系統(tǒng)調試一節(jié)內(nèi)容進行調13結論致謝[1]張利平.液壓氣動系統(tǒng)設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1997.[2]張利平.液壓站設計[M].河北科技大學教材，1999.[3]張利平.現(xiàn)代機床液壓站設計的結構選型[M].制造技術與機床，1999,(10).[4]宋學義.袖珍液壓氣動手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1995.[5]路甬祥.液壓氣動技術手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2002.[6]楊培元.簡明液壓系統(tǒng)設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1994.[7]陳松楷.機床液壓系統(tǒng)設計手冊[M].廣州：廣東高教出版社，1993.[8]章宏甲.液壓傳動[M].北京：機械工業(yè)出版社，1993.[9]官忠范.液壓系統(tǒng)設計[M].調節(jié)失誤實例分析.北京：機械工業(yè)出版社，1995.[10]曾祥榮.液壓噪聲控制[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，1998.[11]陳愈.液壓閥[M].北京：中國鐵道出版社，1982.[12]蔣志勤.機床液壓傳動教程[M].徐州：中國礦業(yè)大學出版社，1988.[13]蔡春源.新編機械設計手冊[M].沈陽：遼寧科學技術出版社，1993.[14]張利平，劉青社.現(xiàn)代液壓機開發(fā)中的液壓系統(tǒng)設計[M].鍛壓機械，2002.[15]張利平.液壓系統(tǒng)設計壓力的最佳化[J].MM機械技術雜志(臺灣),2002.[16]張利平.近代液壓技術的幾個重要發(fā)展方向[J].機械制造雜志，2001,8月號(第15卷第三期).[17]ZhangLiping,LiYingbo,ZhangXiuDevelopmentofRefrigeratingHeat-Exch-AngerPipe-PiecesFormin-Gequipment.ProceedingsofISFP95.ShanghaiScience&TechnologicalLiteraturePublishers,1995.[18]SchneiderRT.Don'tForgettoCon[19]JohnsonP.HelpYourFi[20]AnthonEsposito.FluidPowerWithApplications.NewJersey:Prentice-Hall,1980.附錄A譯文令把能量轉化成機械動作的控制系統(tǒng)。本文2.2對目前這種控制系統(tǒng)的分析給液壓缸的壓力為1000psi/1600psi傳到液壓缸時就只有0psi/600psi了。無論如何，2.3控制系統(tǒng)不同的控制方法2.4近期方案2.5更高效方案的分析3.實驗設備圖1系統(tǒng)實驗臺左：單自由度起重機模型右：隨車起重機實物雖然目前這種升縮分離機構在生產(chǎn)商中沒有被普遍接受，但是兩分離閥將會被逐漸取代。如圖2所示是一種幅度-脈沖變換液壓缸，它是通過數(shù)字信息處理器/奔騰雙信息處理器運行程序來控制液壓閥的。由數(shù)字信號處理器運行控制代碼，奔騰處理器來判斷并提供圖形用戶界面。4.當前工作4.1直線軸流控法當今市場常見的直線流控器都需要壓力補償。壓力補償器可以使閥芯突然受壓時保持恒定的壓力。但是新增加的壓力補償器會使閥的結構比簡單的隨動閥更加復雜。另一種解決方法是用流控器測量閥的壓力降來調整閥芯的位置來實現(xiàn)。這種想法雖然簡單，但是由于壓力傳感器和微控器的費用比較高，想普遍運用于商品上是很難的。然而目前這種利用微控器和壓力傳感器的思想對于生產(chǎn)商來說是可以接受的。雖然依據(jù)方程來看很簡單，但是要實現(xiàn)卻很難。流控器的位置精度取決于位置傳感器的精度壓力傳感器的精度。噪聲會影響位置傳感器和壓力傳感器的穩(wěn)定性。采用延時控制可以消除影響穩(wěn)定性的噪聲，這樣，超過閥的運行范圍的特征值用就不能用柏努力方程計算，應用更復雜的方程來計算?？刂菩盘柨刂菩盘朞控制系統(tǒng)驅動源動力源動力源4.2液壓缸控制方法流量判斷制器脈沖比較器壓開比較器(P>0)儲能器壓力反饋液壓閥閥柏努力方程圖4減壓控制器以使的穩(wěn)系統(tǒng)荷閉式閥可以實現(xiàn)即使沒有大量的實驗設施，但是實驗還是完成了，一個好的開始是成功的一半。這Maskinfabrik(HMF)A/S愿意為這種起重機的測試提供技術上的支持隨車液壓起重機的軌跡控制這項方案是根據(jù)如圖1所示的多自由度隨車液壓起重機控制問題提出來的。控制隨車起重機要求操作人員技術相當高，它的操作機動范圍很小。如果可以讓現(xiàn)代的起重機實現(xiàn)遙控控制的話，操作人員只需要控制他手中的遙控器就可以控制起重機把重物放在他要求的任何地方。一個按鈕控制一個自由度方向上的轉動。因此只需要讓操作人員得到熟練的訓練他就可以每次控制更多的按鈕來實現(xiàn)多個自由度的轉動。圖1所示為一臺隨車液壓裝載起重機部分液壓系統(tǒng)控制圖圖2測試起重機圖片方案內(nèi)容現(xiàn)以一臺如圖2所示的HMF680-4型隨車液壓起重機來分析這些問題。在這臺起重機2.機械子系統(tǒng)模型3.液壓子系統(tǒng)模型6.控制運算法則的發(fā)展這種控制規(guī)律可以保證系統(tǒng)按照吊臂頂?shù)倪\動軌跡運行，并且系統(tǒng)在工作情況下保持穩(wěn)7.控制系統(tǒng)的執(zhí)行自從18世紀末工業(yè)革命開始，工業(yè)機械化進程一直在不斷地發(fā)展，并且變得越來越動化之所以有別于18、19世紀的機械化，是因為機械化僅應用于操縱(執(zhí)行)機構，而自動化則涉及整個生產(chǎn)單元中的執(zhí)行和控制兩個(核心)部分。盡管不是所有的情況，但們經(jīng)常提起的反饋(控制),它是以自動調節(jié)系統(tǒng)為基礎，借助于系統(tǒng)偏差與期望之間的一般而言，從20世紀20年代以來，盡管現(xiàn)代工業(yè)已經(jīng)實現(xiàn)了高度機械化，然而通常的元件，這些機械化工廠的自動化程度日益得到了加強。20世紀40年代電子計算機的發(fā)計算機輔助設計技術機床的引入，計算機在制造業(yè)中的應用在20世紀50年代末期首次有了實質性進展，通過20世紀60年代初隨著計算機輔助設計的引入產(chǎn)生了一場重大變革。CAD允許設計者述一個工程圖紙的細目或一個汽車車身的造型，并把信息存儲在存儲器中都是可以做到Thegoalofthethesisdescribedinthispaperistoimprovethecontrolofmobilehydrauliccranes.Thethesisissplitintofiveparts:arequiremsolutionswhichcanbeappliedinthemoredistantfuture.TheKeywords:MobileHydraulThegoalofthethesisdescribedinthispaperistoimprovethecontrolofmobilehydraulicstructure,ameansofcontrollingtheactuthesis.Thegoalistoanalyzeth1.Analysisoftherequirementsofthecontrolsystem,fromthepe2.Analysisofcurrentcontrolsystemsandwhattheirproblemsare.3.Analysisofthedifferentoptionsforthecontrolsystem:differenttdifferenttypesofcontrolstrategies,anddifferentwaysoforganizi5.Analysisofmoreoptimizedsystems,withhigherperformance,betterefficiency,morepointformoreresea2.1RequirementsAnalsystemcan'tbeused.Oncestabilityhasbeenassured,theperformancerequirementsofthecontrolsystemhavetobeset.Theyaredeterthehumanoperator.ThemechanicalstructureofamobilehydrauliccraneisaveryneTheparametersofahydraulicsystem,suchastempeAsystemthatisstablewithonesetofparameterCurrentsystemsarepurelyhydraulic-mechanical,soiftheuserwantsacertainfunction,theOneformofinefficiencyincurrentsystemsisduetothelinkbmaintainmotion.Sincetheforcegeneratedbytheactuatorisproportionaltothepressuremorepower.ThisextrapoweriOptionsrangefromnewhighperformanceelectro-hydraulicvalves,toseseparatemeterout(SMISMO)valves,tohydraulicbusstechnologyovernight.Thiswillmostlikelytaketime,soanivalves.Variantscanbeprogrammedinsoftware.Thiseliminatesthenehundredsofdifferentvariants.Thecranemanufacturerwillbeabletochoosetheexactfuncvalve.Thiswilllowerthecost,eventhoughtheperformancewillhaveincreased.Thisanalysiswilldependontheresultsoftheanalysisofdifferenttopologies.Ifitisshownperformedinthisarea.AnotherareawhichwillalsobeexplorUniversitybyHojbjergMaskinfabrik(HMF)aDanishcranemanufacturer.RefertoFigure1.AstherearecurrentlynocommerciallyavailFigure2.Thecontrolalgorithmswhichcontrolthevalves,willbeprogthePentiumwilldodiagnosticsandprovideagraphicaluseripABMostflowcontrolvalvesonthemarkettodayworkwithapresfthevalve,whichkeepstheflowconstant.However,thbecauseofthehighcostofpressuretransducersandmdropincostofmicrocontrollersandcontrolisdependentontheprecisionofFFF下下Fdemandsforpositionandvelocityofthecylinder.TheperformanceofthissystemwillbelowerAnotherfeaturewhichneedstobeacknowledstry,theactfcylinder,itcanonlydecreasetheopeonlytimethatthespoolhastdirectionofmotionofthecylinder.Forthecasewheretheloadforceandthevelosamedirection,thisstrategyhastobemodified.Inthiscase,thepressurereferenceofthepressurereferenceisincreasedwhenitisnoticedthatthepressureoftheinletsidThepressurereferenceisalsocontrolledbyaPIcontroller.AschematiAtthetimeofwritingtvalveservestwofuSMISMOvalvesetup,therunawayoperatedcheckvalvewillbeabletodothis,withoutaRefPressureFeedbackpIConandinitialtestshavebeenpromising.Theoutlineofthethessystems,analysisofdifferenttopoofamoreoptimumsolution.Attheendofthethesis,thecontrolofmobilehydrauliccraneswilltothankHojbjergMaskinfabrikdBacké,W.;Feigel,H.(1990).NeueM?glichkeitenBeimElektrohydrauliscElfving,M.;Palmberg,J.O.(1997).DistributedControlofFluidPowerActuators-ExperimentalJansson,A.;Palmberg,J.O.(1990).Mattila,J.;Virvalo,T.(1997).ComputedForceControlofHydraulicManipulators,5throperatorcanbeplacedcloseathandofwheretheloadmustbepositioned.Stillonlyonedoffreedomiscontrolledperbutton/haregardingmaterialusage,inordertokeeptheweimayalsoeliminatethepossibilthereforeexpandthepossibilityofutilisingthecrcontrolsystem.Alltogetherthisresultsidifferentparametersinthesystem,whicharethemostimportantpressureAnanalysisofperfor2.Modellingofthemechanicalsubsystemformulationsmethodsformodellingmulti-bodymodelthedeflectionsinthemechanicalsubsyst3.Modellingofthehydraulicsubsystemconsistsofapump,differentvalves,actuatorsandhoses.Howmodeled,butonlythecomponentswhichpropertiesofthesystem.Alsothemodelofthehydraulicsubsystemshallbeverifiedexperimentally.Besidesthisitmustbeanalysedwhetherornotthebandwidthofthewhencompensatingfordeflections,ithetoolcentercanreach.Thisisknownastheworkspaceofworkspacemaybereachedinseveraldifferencraneneedstobeknown.Thereforeananalysisofthewillbestableunderallworkingconditions.Includedinthi7.ImplementationoftFinallythecontrollawdevelopedforthesshouldbeimplementedinamicroprocessorofDSPandverifiedothetextcrane.ThiswillbedonebyexperimentallytestingProcessesofmechanizationhavebeendevelopingandbecomingmothebeginningoftheIndustrialRevolutionattheendofthe18thcentury.Thecurrentdevelopmentsofautomaticprocess“automation”ofthe20thcenturyisdistinctfromthemechanizationofthe18thand19th“automation”isconcernedwiththeoperationandcontrolofcontrolisgogreatthatwhereasAndinmany,thoughnotall,instanceregulateorcontrolthesystemoradjustment.Nowpeopleoftentalkabout“feedback”aindustrialtechniques,uponwhichisbasedanautomaticself-regulatingsystemandbyvirtueofwhichanydeviationinthesyandcorrected.When“feedback”isappliedtotheprocessbywhichalargedigitalcomputerrunsattheimmensespeedthroughalongserfamiliarmechanicalconceptigovernor,twoballsonleversspinningrouroseandtheenginestartedtogotoofast,theincreasedspeedofthespinninggovernorcatoriseuptheverticalrodenginebroughtitselfbacktoitsproperspeed.limitedtoindividualprocesses,requiredtheemploymentofhumanlabortocontroleachIngeneral,however,althoughmodeHydraulicdrivesareusedinpreferencetomechanicalsystemwhenpowetransmittedbetweenpoinaverycompactunitisneeded;asmoothtransmission,freeofvibration,iscontrolofspeedanddirectionisnecessary;oroutputspeedmmechanicalmotion.Thekineticeneranygiventimemaybevariedbymeansofregulapumps.drivesproducearotatingmotion,whilstlineardevicesintheformofpistonandcylindewithminimumchambervolumes.WhenthechamberreachesitsmaximumCAD(Computer-AidedDesign)TechnologyInthebroadestsense,Computer-AidedDesign(CAD)recomputertothesolufmputersinthemanufacturingprocessfpartsofanassembly.Therewasnodirectlinktothedesignerotherthandrawingsandtablesoffinancial,materialandtimeconstraints,thebeItwillperformlargenumbersofcomplicatedcalculationsinaveryshortspacThecomputeriscapableofholdiplotter.ofengineering,suchas:theapplicationfcomputersystemstotheproductionofengineeringdrawings;theuseoffiniteelementf1題目 32技術參數(shù)和設計要求 33工況分析 34擬定液壓系統(tǒng)原理圖 54.1確定供油方式 54.2調速方式的選擇 54.3速度換接方式的選擇 55液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 65.1液壓缸主要尺寸的確定 6工作壓力P的確定 6計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d 6計算在各工作階段液壓缸所需的流量 75.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格 泵的工作壓力的確定 7泵的流量確定 8選擇液壓泵的規(guī)格 8與液壓泵匹配的電動機的選定 85.3液壓閥的選擇 95.4確定管道尺寸 95.5液壓油箱容積的確定 96液壓系統(tǒng)的驗算 6.1壓力損失的驗算 工作進給時進油路壓力損失 工作進給時回油路的壓力損失 變量泵出口處的壓力Pp 快進時的壓力損失 6.2系統(tǒng)溫升的驗算 7液壓缸的設計 7.1液壓缸工作壓力的確定 7.2液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿d前面已經(jīng)計算 7.3液壓缸的壁厚和外徑的計算 7.47.4缸蓋厚度的確定 7.5最小導向長度 7.6導向滑動面長度 7.7活塞寬度 7.8隔套的長度 7.9缸體長度 8結束語 9參考文獻 工進→快退→停止。機床的切削力為2×10?N,工作部件的重量為7.8×103N,快進與快退速度均為6m/min,工進速度為0.05m/min,快進行mm,工進行程為50mm,加速、3工況分析液壓缸所受外負載F包括三種類型，即式中：Fw一工作負載；式中：g一重力加速度；△t—加速或根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受外負載工作循環(huán)外負載F(N)工作循環(huán)外負載F(N)啟動、加速工進快進快退電藍φ電藍φ十十 行卷+一十外1WL5液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件5.1液壓缸主要尺寸的確定工作壓力P的確定工作壓力P可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱指導書表2-1取液壓缸的工作壓力為3-5Mpa,本系統(tǒng)取液壓缸的工作壓力為5Mpa.計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d由負載圖知最大負載F為20780N,按指導書表2-2執(zhí)行元件背壓的估算值：可取P?為0.5MPa,ηcm為0.95,考慮到快進、快退速度相等，取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入公式可得D={(4×20780)/[3.14×50×100000×0.95(1-5(1-=0.084(m)圓整為標準值100mm.根據(jù)指導書表2-4液壓缸內(nèi)徑尺寸系列(GB2348-80),將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=100mm,活塞桿直徑d,按d/D=0.7及指導書表2-5活塞桿直徑尺寸系列(GB2348-80)活塞桿直徑系列取d=70mm。A≥Qmin/Vmin=0.05×1000/A=π×(D2-d2)/4=π×(102-72)/4=40(cm考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為式中：Pp一液壓泵最大工作壓力；2△p一進油管路中的壓力損失，初算是簡單系統(tǒng)可取0.2~0.5MPa,因此Pp=P?+2△p=5+0.5=5.5(MPa)上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并確保高壓系統(tǒng)取大值。在本題中Pa=1.3Pp,Pp=5.5MPa。液壓泵的最大流量應為根據(jù)以上算得的Pp和Qp,查閱有關手冊，現(xiàn)選用YBX—25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量q=25mL/r,泵的額定壓力Po=7.3MPa,使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗首先計算快進時的功率，快進時的外負載為780N,進油路的壓力損失定查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用Y90S—4型電動機，其額定功率為1.1kW,額定轉速為1400r/min。量為23.08L/min,工進時的流量為3.93L/min,壓力為4.5MPa,作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，如圖3-1所示，查得該曲線拐點處的流量為30L/min,壓力為3MPa,該工作點對應的功率為所選電動機功率滿足要求，拐點處能正常工作。序號元件名稱代碼額定流量(L/min)1濾油器2液壓泵3壓力表開關4三位四通換向閥5單向調速閥6溢流閥7二位四通換向閥取V=4m/s,則內(nèi)徑d=4.6(Q/v)12=4.6(55/4)12=17.06(mm)參照YBX—25變量泵吸油口連接尺寸，出吸油管內(nèi)徑d為25mm。本題為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的5~7倍來確定，現(xiàn)選用容量為160L的油箱。6液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)的進、回油管的內(nèi)徑均為15mm,各段管道的長度分別為：的最低溫度為15℃,查得15℃時該液壓油的運動粘度為油的密度p=920kg/m36.1壓力損失的驗算運動部件工作進給時的速度為0.05m/min,進給時的最大流量為3.93L/min,則液壓油在管內(nèi)流速v?為：v?=Q/(πd2/4)=4×3.93×1000/(3.14×1.52)管道流動雷諾數(shù)Re1為=0.68×(1.7+0.3)/(0.015×92忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路的總壓力損失積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則△p?-1=λ2(1/d)/(pv?/2)=4.05(1.7+0.3)/(0.015×920×0.1854變量泵出口處的壓力P。=(20780/0.95+40.05×0.6×100)/0v?=Q/(πd2/4)=4×72.5×1000/(3.14×1.52×60)=1069(cm/s)查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為：調速閥QF3—E10B△p?-2=0.15MPa流量Q=v(πd2/4)=π×0.12×0.05/4=0.393(L/min)此時泵的效率為0.1,泵的出口壓力為3.38MpaP(輸入)=Fv=20780×10/60×102×103=0.0346(kW)△P=P(輸入)-P(輸入)=0.221K-0.0346KW=0.1864KW選擇5MPD為液壓缸內(nèi)徑(m)P試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25-1.5倍)(Mpa)[8]缸筒材料的許用應力：鍛鋼110-120,鑄鋼100-110,無縫鋼管高強度鑄鐵60,灰鑄鐵25,單位(Mpa)近似計算H≥L/20+D/2=150/20+100/2=57.5mm(L為液壓缸的最大行程150mm,D為7.8隔套的長度8.結束語一周的液壓課程設計結束了，在本次課程設計是關于臥式鉆孔組數(shù)控銑床進給系統(tǒng)結構設計【摘要】在國際貿(mào)易中，很多發(fā)達國家把數(shù)控機床視為具有高技術附加值、高利潤主要電機出口產(chǎn)品。世略措施，數(shù)控機床的技術水平高低及其在金屬切削加工機床產(chǎn)量和總擁有量的百分比是衡量一個國家國民經(jīng)濟發(fā)展和工業(yè)制造整體水平的重要標志之一.數(shù)控銑床是數(shù)控機床的主要品種之一，它在數(shù)控機床中占有非常重要的位置。mechanicalande