液壓課程設(shè)計 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計

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1、機械工程學(xué)院 液壓與氣動技術(shù) 課程設(shè)計 題 目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造與 自動化 班 級： 1301班 姓 名： 王鵬飛 學(xué) 號： 學(xué) 指導(dǎo)教師： 藺國民 《液壓與氣動技術(shù)》課程設(shè)計任務(wù)書 一、主要任務(wù)與目標(biāo) 任務(wù)：設(shè)計一個臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng) 目標(biāo)：設(shè)計要求滑臺實現(xiàn) 快進一工進一快退一停止”工作循環(huán)。已知：機床 有主軸11個，其中7個用于鉆小的孔，4個用于鉆小的孔。刀具材料為高速鋼， 工件材料為鑄鐵，硬度為240HBW,機床工作部件總質(zhì)量為 m=1000Kg；快進速 度vi、快退速度V2均為S,快進行程長度Li=1

2、00mm,工進行程長度為l_2=50mm, 往復(fù)運動的加速、減速時間不大于，動力滑臺采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù) fs=,動 摩擦系數(shù)fd=;液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件為液壓缸。 、主要內(nèi)容 (1)熟悉設(shè)計任務(wù)，明確設(shè)計及目標(biāo)。 (2)根據(jù)設(shè)計要求和已學(xué)過的設(shè)計流程，擬定系統(tǒng)工作原理圖 (3)計算各元件的參數(shù)并驗算。 (4)元件選型。 (5)編制文件，繪制速度、負(fù)載圖譜。 三、工作量要求 完成規(guī)定的任務(wù)，總字?jǐn)?shù)3000?4000字 四、時間要求 本課程設(shè)計于前完成 1負(fù)載與運動分析…… 2 負(fù)載圖和速度圖的繪制 1 3確定液壓缸的主要參數(shù) 2 初選液壓缸工作壓力 2

3、 計算液壓缸主要尺寸 2 各階段壓力、流量、功率的計算 3 4液壓系統(tǒng)圖的擬定 4 液壓回路的選擇 4 液壓回路的綜合 6 5液壓元件的選擇 8 液壓泵的選擇 8 閥類元件及輔助元件的選擇 9 油管的選擇 9 油箱的計算 10 6液壓系統(tǒng)性能的驗算 10 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 10 快進 10 工進 11 快退 11 油液溫升驗算 11 7油箱設(shè)計 12 壁厚、箱頂及箱頂元件的設(shè)計 12 箱壁、清洗孔、吊耳、液位計設(shè)計 13 箱底、放油塞及支架設(shè)計 13 油箱內(nèi)隔板及除氣網(wǎng)設(shè)置

4、 13 1.負(fù)載與運動分析 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(dǎo)軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設(shè)計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負(fù) 載、慣性負(fù)載和機械摩擦阻力負(fù)載，其他負(fù)載可忽略。 1 .切削負(fù)載Fw 工作負(fù)載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負(fù)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(fù)載。 切削負(fù)載（確定切削負(fù)載應(yīng)具備機械切削加工方面的知識 ）用高速鋼鉆頭（單個）鉆鑄鐵 孔時的軸向切

5、削力 Ft（單位為N）為 Ft 25.5Ds08（HBW）0.6 （8—1） 式中：D 鉆頭直徑，單位為 mm； s 每轉(zhuǎn)進給量，單位為 mm/r; HBW——鑄件硬度，HBW=240。 根據(jù)組合機床加工特點，鉆孔時主軸轉(zhuǎn)速 n和每轉(zhuǎn)進給量s按 組合機床設(shè)計手冊”?。? 對（））的孔：ni=360r/min, s=/r; 對（））的孔：n2=550r/min, S2=/r; 所以，系統(tǒng)總的切削負(fù)載 Ft為： R/ Ft=Fg=17907N 2 .慣性負(fù)載 往復(fù)運動的加速，減速時間不希望超過 ，所以取 t為 Fm=mAv/At=N=583N 3 .阻力負(fù)載 機床工作部件

6、對動力滑臺導(dǎo)軌的法向力為： Fn=mg=9810N 靜摩擦阻力： Ftf=fsFn==1962N 動摩擦阻力： Ffd=fdFn==981N 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效率 w =,根據(jù) 上述負(fù)載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負(fù)載力和液壓缸所需推力情況 由此得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載如表 8 1所列。 表8-1液壓缸在各工作階段的負(fù)載 R 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值F 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值F 啟動 F Fnfs 1962 工進 F Fn fd +Fg 18888 加速 F Fn fd +m^v/A

7、t 1564 快退 F Ffd 981 快進 F Fnfd 981 在負(fù)載分析中，沒有考慮動力滑臺上傾翻力矩的作用 按表8-1數(shù)值繪制的動力滑臺負(fù)載圖如圖 8-1（a）所示。 2負(fù)載圖和速度圖的繪制 1564 1962 網(wǎng) 根據(jù)工作循環(huán)（總行程L1+L2=150mm工進速度V2=nisi=n2s2=53mm/min,繪制動力滑臺速度圖 負(fù)載圖（如圖所示）。 50 10Q 15。 Lmm Xbss 負(fù)載圖 3確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 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(fù)載約為 32000N時宜取4MPa。 表2按負(fù)載選

8、擇工作壓力 版/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa < ~1 ~2 ~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(nóng)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 起重運輸機械 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力/Mpa ~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 計算液壓缸主要尺寸 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(yīng)確定采

9、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(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 滑臺運動的常用典型安裝形式。 這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積 A1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 =的關(guān)系。 工進過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負(fù)載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象， 因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓 （通過設(shè)置背壓閥的方式），選取此背壓值為 P2=。 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 p,且有桿腔的壓力必須

10、大于無桿腔，估算時取 p ?？焱?時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值 p2=o 工進時液壓缸的推力計算公式為 F / m AP1 AP2 AP1 (A/2)P2 式中：F——負(fù)載力 m 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 P2 液壓有無桿腔壓力 因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 18888 A2= m( p1 A1=A A p2)0.96 (4 2 0.6) 2A2 53. 18 10 4m2 ―o = x i0m2 106 4A 0. 082m 由于有

11、前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系, d=,因此活塞桿直徑為 d=x = 根據(jù)GB/T2348—2001對液壓缸缸筒內(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=90mm ,活塞桿直徑為 d=63mm。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： Ai D2 63.61 10 4 A2 _ 2 2 (D3 32.44 4 4 2 10 m 各階段壓力、流量、功率的計算 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)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8-2液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值

12、工況 Fl/N 回油腔 壓力 P2/MPa 進油腔 壓力 P1/MPa 輸入理 論流量 q /（L/s） 輸入功 率 P/kW 計算式 快進 啟動 1962 0 - - P1 Fl/ m A2 p / Ai A （差 加速 1564 P1 P - - q A A2 vl 動） 恒速 981 P p〔q 工進 18888 P1 Fl/ m p2A2 / A q A1V2 p p〔q 快 退 啟動 1962 0 - - P1 Fl/ m P2A1 /A2 q A2V3

13、p P1q 加速 1564 - - 恒速 981 并據(jù)表4可繪制出液壓缸的工況圖，如圖 2所示。 0.248 0.93 。。937 0.3 3 0.00961——： 0,056 00319 0.176 圖2組合機床液壓缸工況圖 4液壓系統(tǒng)圖的擬定 根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)和工況分析， 所設(shè)計機床對調(diào)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(diào)節(jié)是該機床 液壓系統(tǒng)設(shè)計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求一樣， 該組合機床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可 能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠

14、。 液壓回路的選擇 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 Ai等于有桿腔面積A2的兩倍。 速度控制回路的選擇 工況圖表明，所設(shè)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(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低， 但適合于小功率場合，而且結(jié)構(gòu)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(fù)載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、 限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速。 鉆鏈加工屬于

15、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(fù)載變化 不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)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(fù)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?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方 式，且在回油路上設(shè)置背壓閥。 由于選定了節(jié)流調(diào)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(nèi)， 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 t1和工進所需的時間t2 有t2=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

16、 t1 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(shè)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(jié)構(gòu)復(fù)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(chǎn)成本，如圖 3所示。 圖3雙泵供油油源 選擇快速運動和換向回路 根據(jù)本設(shè)計的運動方式和要求，采用差動連接

17、與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速 運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 本設(shè)計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)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(guān)控制，管路較簡單，行程大小 也容易調(diào)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。 速度換接回路的選擇 所設(shè)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(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向 閥。為了調(diào)整方便和便于增設(shè)液壓夾緊支路，應(yīng)考慮選用 Y型中位機能。

18、 由前述計算可知，當(dāng)工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由 L/S降L/S,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(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián) 了一個單向閥以實現(xiàn)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(zhuǎn)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，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調(diào)速閥進油節(jié)流閥調(diào)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(shè)置背壓閥，初定 背

19、壓值Pb=。 液壓回路的綜合 選定調(diào)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。 1 一雙聯(lián)葉片液壓泵；2—三位五通電液闊; 6—單向閥；7—順序閥；8一背壓閥; 3—行程閥；4—調(diào)速閥；5—單向閥; 9—溢流閥；10—單向閥；ll—過濾器; 12一壓力表接點；13—單向閥；14一壓力繼電器。 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(jīng) 2三位五通 換向閥的左側(cè)，這時的主油路為

20、： 進油路：泵 一向閥10一三位五通換向閥 2 （1YA得電）一行程閥3一液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔一三位五通換向閥 2 （1YA得電）一單向閥6一行程閥3一液壓 缸左腔。 由此形成液壓缸兩腔連通，實現(xiàn)差動快進，由于快進負(fù)載壓力小，系統(tǒng)壓力低，變量 泵輸出最大流量。 2 .工進 減速終了時，擋塊還是壓下，行程開關(guān)使 3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這 時油必須經(jīng)調(diào)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(diào)速閥 15的開口相適應(yīng)，故進給量大小由調(diào)速閥 15調(diào)節(jié)，其主 油路為： 進油路：泵 一 向閥10一三位五通換向

21、閥 2 （1YA得電）一調(diào)速閥 4一調(diào)速閥15一液 壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔-二位五通換向閥 2f背壓閥8f液控順序閥7f油箱。 3 .快退 滑臺停留時間結(jié)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(fù)載小，系統(tǒng)壓力下降，變量泵輸出流 量又自動恢復(fù)到最大，滑快速退回，其主油路為： 進油路：泵 - 向閥10f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 5f三位五通換向閥 2 (右位)-油箱。 4 .原位停止 當(dāng)滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關(guān)，發(fā)出信號，使 2Y

22、A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(jīng)換向 2直接回油箱， 泵在低壓下卸荷。 5液壓元件的選擇 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 (1)計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設(shè)計采用雙泵供油方式，根據(jù)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(jù)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壓缸之間壓力損失之和。 對

23、于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路， 選取進油路上的總壓力損失 p 0.8MPa,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， 則小流量 泵的最高工作壓力可估算為 pp1 (3.5 0.8 0.5)MPa 4.8MPa 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，則大流量泵的最高工作壓力為： pp2 (0.319 0.5)MPa 0.819MPa (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(yīng)向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工 作階段，為L/min,若整個回路中總的泄

24、漏系數(shù) Kl=,則液壓油源所需提供的總流量為： qD 1.05 17.04L/min 17.892L/min p 工作進給時，液壓缸所需流量約為 s,但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量 L/s,故 小流量泵的供油量最少應(yīng)為 So 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，因此選取 PV2R12 626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 m=,則 當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 qD [(6 26) 940 0.9/1000]L/min 27.1L/min p 由于液壓缸在快退時輸入功率最

25、大，這時液壓泵工作壓力為、流量為 min。取泵的總 效率 0.75 ,則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為: PpQp p 0.819 27.1 60 0.75 0.8 kW 根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取 Y100L-6型電動機，其額定功率 Pn 1.5kW,額 定轉(zhuǎn)速 nn 960r/min o 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各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出 的閥類元件和輔件規(guī)格如表 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 大流里 q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量 qn/L/min 額定壓力

26、Pn/MPa 額定壓降 ?Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 一 PV2R12-1232 37 16/14 一 2 三位五通電 液換向閥 50 35DYF3Y- E10B 80 16 < 3 行程閥 60 AXQF- E10B 63 16 < 4 調(diào)速閥 <1 AXQF- E10B 6 16 一 5 單向閥 60 AXQF- E10B 63 16 6 單向閥 25 AF3-Ea10B 63 16 7 液控順序閥 22 XF3—E10B 63 16 8 背壓閥 YF3- E10B 6

27、3 16 一 9 溢流閥 YF3- E10B 63 16 一 10 單向閥 22 AF3-Ea10B 63 16 < 11 濾油器 30 XU-63 X 80-J 63 一 < 12 壓力表開關(guān) 一 KF3-E3B 3 測點 一 16 一 13 單向閥 60 AF3-Fa10B 100 14 壓力繼電器 一 PF- B8L 一 0 一 *注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為 940r/min時的流量。 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

28、量，與原定數(shù)彳1不同，重新計算的結(jié)果如表 7所列。 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流里 /(L/min ) A0p q〔 a a A A2 63.61 27.1 63.61 32.44 55.3 q1 0.336 q qp 27.1 排出流量 /(L/min ) A2q1 q2 A 見44 55.3 28.2 63.61 A2 cli q2 A 0.336 32.44 63.61 0.171 Aq1 q2 A2 27.1 63.61 32.44 53.14 運動速度 /(L/min ) qp Vi A1 A2 27.

29、1 10 v 2 A 0.336 10 v 曳 3 A2 27.1 10 63.61 32.44 8.69 63.61 0.053 32.44 8.35 表7各工況實際運動速度、時間和流量 由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。 有表7中的數(shù)據(jù)，取油液的流速 v=3m/s,算得液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內(nèi)徑 分別為 ,c S c ,55.3 106/60 d 2 1」2 / 3—mm 19.77mm V v 3 3 103 ,八 127.1 106/60 d 2 3—mm 13.85mm 3 3 103 這兩根油管都按

30、 GB/T 2351-2005選用內(nèi)徑 15mm ,外徑 18mm的冷拔無縫鋼管。 油箱計算 油箱的容量按式 V 咻估算，其中“為經(jīng)驗系數(shù)，取 爐7,得 V= ?qp== 按JB/T 7938-1999規(guī)定，取最靠近的標(biāo)準(zhǔn)值 V=200L 6驗算液壓系統(tǒng)性能 驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能估算閥類元件的 壓力損失。 快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥 10的 流量是22L/min、電液換向閥2的流量是min,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量 min通過行程閥3進入無桿腔。在進油

31、路上，總壓降為 22 o 27.1 o 55.3) pv [0.2 (一)2 0.5 (——)2 0.3 (——)2]MPa 0.31 MPa 63 80 63 在回油路上，油液通過電液換向閥 2和單向閥6的流量是min,然后與液壓泵的供油合 并，通過行程閥 3進入無桿腔。有桿腔壓力 P2與無桿腔壓力p1之差為 「 cl 28.2 2 0 ,28.2、2 - ,55.3、2r- p p2 p1 [0.5 (—―) 0.2 (—―) 0.3 (---) ]MPa 80 63 63 工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥 2的流量為min、調(diào)速閥4進入液壓 缸無桿腔

32、，在調(diào)速閥 4處的壓力損失為。在回油路上，油液通過電液換向閥 2的流量為 min ,經(jīng)液控順序閥7的流量為(+22) =min ,返回油箱，在背壓閥 8處的壓力損失為。 忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在液壓缸回油腔的壓力 P2為 sl /0.17 p2 10.5 (7 80 可見此值略大于原估計值。 即 2 22.17 2 -) 0.6 0.3 (一)2]MPa 0.637MPa 63 故可按表8-2中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力 Pi, Pi 3.81MPa 此略高于表8-2數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 Pe=,則溢流閥 9的

33、調(diào)壓Ppi應(yīng)為 Pp1A p1 p1 pe [3.81 0.5(0.5)2 0.5 80 0.5] 4.75MPa 快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥 10的流量為 量為min進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥 的流量為min返回油箱。在進油路上總的總壓降為 22L/min、電液換向閥2 的流 5、電液換向閥2和單向閥13 22 o 27.1 o pv1 [0.2 (—)2 0.5 (——)2]MPa 0.082MPa 63 80 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的總壓降為 53.14 2 53.14

34、 2 53.14 2 pv2 [0.2 (——)2 0.5 (——)2 0.3 (——)2]MPa 0.576MPa 63 80 63 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 快退時液壓泵的工作壓力為 pp p1 pv1 (0.53 0.082)MPa 0.612MPa 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)。 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占 95%,所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 pe Fv2 18888 0.053 10 60kW 0.0167kW 這時大流量液壓泵經(jīng)順序閥 7卸荷，小

35、流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過順序 閥7的流量為22L/min,有表8-2查得該閥在額定流量 qn=,故此閥在工進時的壓力損失 q2 2 22 2 p pn(q2)2 0.3 (一)2 0.037MPa q1 63 小液壓泵工進時的工作壓力 Ppi = ,流量q1=min,所以倆個液壓泵的總輸入功率為 p PpQi Pq2 4.75 10 而 10 3 0.037 106 22 10 3 60 kW 0.5564kW 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 P Pp Pe (0 5564 0. 0167)kW 0. 540kW 油箱的散熱面積為 A 6.5 3 2 33 2 2

36、 3 V2 6.5 3 200 10 3m2 2.22m2 查表8-18得油箱的散熱系數(shù) t KA 103 K=9W,則油液溫升為 0.540 3 103 C 27. 0 C 9 2.22 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。 7油箱設(shè)計 壁厚、箱頂及箱頂元件的設(shè)計 采取鋼板焊接而成，故取油箱的壁厚為 3mm,并采用將液壓泵安裝在油箱 的上表面的方式，故上表面應(yīng)比其壁要厚，同時為避免產(chǎn)生振動，則頂扳的厚 度應(yīng)為壁厚的4倍以上，所以取： 頂壁厚15mm,并在液壓泵與箱頂之間設(shè)置隔振墊。 在箱頂設(shè)置回油管、泄油管、吸油管、通氣器并附帶注油口，即取

37、下通氣帽 時便可以進行注油，當(dāng)放回通氣帽地就構(gòu)成通氣過濾器，其注油過濾器的濾網(wǎng) 的網(wǎng)眼小于250mm,過流量應(yīng)大于40L/min。另外，由于要將液壓泵安裝在油 箱的頂部，為了防止污物落入油箱內(nèi)，在油箱頂部的各螺紋孔均采用盲孔形式。 箱壁、清洗孔、吊耳、液位計的設(shè)計 在此次設(shè)計中采用箱頂與箱壁為不可拆的連接方式， 由于油箱的體積也相對 不大，采用在油箱壁上開設(shè)一個清洗孔，在法蘭蓋板中配以可重復(fù)使用的彈性 密封件。法蘭蓋板的結(jié)構(gòu)尺寸根據(jù)油箱的外形尺寸按標(biāo)準(zhǔn)選取，具體尺寸見法 蘭蓋板的零件結(jié)構(gòu)圖，此處不再著詳細(xì)的敘述。為了便于油箱的搬運，在油箱 的四角上焊接四個圓柱形吊耳，吊耳的結(jié)構(gòu)尺寸參考

38、同類規(guī)格的油箱選取。 在油箱的箱體另一重要裝置即是液位計了，通過液位計我們可以隨時了解油 箱中的油量，同時選擇帶溫度計的液位計，我們還可以檢測油箱中油液的溫度， 以保證機械系統(tǒng)的最佳供油。將它設(shè)計在靠近注油孔的附近以便在注油時觀察 油箱內(nèi)的油量。 箱底、放油塞及支架的設(shè)計 在油箱的底設(shè)置放油塞，可以方便油箱的清洗和換油，所以將放油塞設(shè)置在 油箱底傾斜的最低處。同時，為了更好地促使油箱內(nèi)的沉積物聚積到油箱的最 低點，油箱的傾斜坡度應(yīng)為：1/25?1/20。在油箱的底部，為了便于放油和搬 運方便，在底部設(shè)置支腳，支腳距地面的距離為 150mm,并設(shè)置加強筋以增加 其剛度，19在支腳設(shè)地腳螺釘

39、用的固定。 油箱內(nèi)隔板及除氣網(wǎng)的設(shè)置 為了延長油液在油箱中的逗留時間， 促進油液在油箱中的環(huán)流，促使更多的 油液參與系統(tǒng)中的循環(huán)，以更好地發(fā)揮油箱的散熱、除氣、沉積的作用，在油 箱中的上下板上設(shè)置隔板，其隔板的高度為油箱內(nèi)油液高度的 2/3以上。并在 下板的下部開缺口，以便吸油側(cè)的沉積物經(jīng)此缺口至回油側(cè)，經(jīng)放油孔排出。 油箱隔板在油箱中為了使油液中的氣泡浮出液面，并在油箱內(nèi)設(shè)置除氣網(wǎng)， 其網(wǎng)眼的直徑可用網(wǎng)眼直徑為的金屬網(wǎng)制成， 并傾斜10?30布置。 在油 箱內(nèi)回油管與吸油管分布在回油測和吸油測，管端加工成朝向箱壁的 45 斜 口，以便于油液沿箱壁環(huán)流。油管管口應(yīng)在油液液面以下，其入口應(yīng)高于底面 2?3倍管徑，但不應(yīng)小于20mm,避免空氣或沉積物的吸入或混入。對泄油管 由于其中通過的流量一般較小，為防止泄油阻力，不應(yīng)插入到液面以下。另外 在油箱的表面的通孔處，要妥善密封，所以在接口上焊上高出箱頂 20mm的凸 臺，以免維修時箱頂?shù)奈畚锫淙胗拖洹?