組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)

《組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)（17頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、1序言 作為一種高效率的專用機(jī)床，組合機(jī)床在大批、大量機(jī)械加工生產(chǎn)中應(yīng)用廣泛。本次課程設(shè)計(jì)將以組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)為例，介紹該組合機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法和設(shè)計(jì)步驟，其中包括組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗(yàn)算等. 組合機(jī)床是以通用部件為基礎(chǔ)，配以按工件特定外形和加工工藝設(shè)計(jì)的專用部件和夾具而組成的半自動(dòng)或自動(dòng)專用機(jī)床。組合機(jī)床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時(shí)加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機(jī)床高兒倍至幾十倍。組合機(jī)床兼有低成本和高效率的優(yōu)點(diǎn)，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應(yīng)用，并可用以組成自動(dòng)生產(chǎn)線。組合機(jī)床通常采

2、用多軸、多刀、多面、多工位同時(shí)加工的方式，能完成鉆、擴(kuò)、較、膛孔、攻絲、車、銃、磨削及其他精加工工序，生產(chǎn)效率比通用機(jī)床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、動(dòng)作靈活、操作方便、調(diào)速范圍大、可無(wú)級(jí)連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點(diǎn)，在組合機(jī)床中得到了廣泛應(yīng)用。 液壓系統(tǒng)在組合機(jī)床上主要是用于實(shí)現(xiàn)工作臺(tái)的直線運(yùn)動(dòng)和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),如圖1所示,如果動(dòng)力滑臺(tái)要實(shí)現(xiàn)二次進(jìn)給，則動(dòng)力滑臺(tái)要完成的動(dòng)作循環(huán)通常包括：原位停止快 進(jìn)I工進(jìn)II工進(jìn)死擋鐵停留快退原位停止。 1工進(jìn) 原位快退死擋鐵 停止停留圖1組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)工作 循環(huán) 2設(shè)計(jì)的技術(shù)要求和設(shè)計(jì)參數(shù) 工作循環(huán)：快進(jìn)工進(jìn)快退停止； 系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示

3、，動(dòng)力滑臺(tái)采用平面導(dǎo)軌,其靜、動(dòng)摩擦系數(shù)分別為五二0.2、 ￡二0.1。 表1設(shè)計(jì)參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值 切削阻力(N) 20000 滑臺(tái)自重(N) 10000 快進(jìn)、快退速度(m/min) 4 工進(jìn)速度(mm/min) 30—120 最大行程(mm) 250 工進(jìn)行程(mm) 50 啟動(dòng)換向時(shí)間(s) Oo2 液壓缸機(jī)械效率 0.95 3工況分析 3。1確定執(zhí)行元件 金屬切削機(jī)床的工作特點(diǎn)要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運(yùn)動(dòng)，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。 3o2分析系統(tǒng)工況 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

4、的工作負(fù) 2/17 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)載人. 工作負(fù)載是在工作過(guò)程中由于機(jī)器特定的工作情況而產(chǎn)生的負(fù)載，對(duì)于金屬切削機(jī)床液壓系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負(fù)載，即 Fh=2OOOO7V (2)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。1S,工作臺(tái)最大移動(dòng)速度，即快進(jìn)、快退速度為5m/min,因此慣性負(fù)載可表示為 Av =m一 = A/ = 340N (3)摩擦負(fù)載 100004 x 9.860x0.2 阻力負(fù)載主要是

5、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. 靜摩擦阻力Fq=f]xN=p.=0.2x10000^=2000A^ 動(dòng)摩擦阻力Ffd=fdxN=/7./=0.1x10000^=1000N 根據(jù)上述負(fù)載力計(jì)算結(jié)果，可得出液壓缸在各個(gè)工況下所受到的負(fù)載力和液壓缸所需推力情況，如表2所示. 表2液壓缸在各工作階段的負(fù)載（單位：N） 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值尸 液壓缸推力 FT% 起動(dòng) 2000N 2105N 加速 fd+En 1340N 1411N 快進(jìn) F=Fm 1000N 1O53N 工進(jìn) 21000N 22105N 反向起動(dòng)

6、 2000N 2105N 加速 1340N 1411N 快退 F=F用 1000N 1O53N 注：此處未考慮滑分上的顛覆力矩的影響. 3.3負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據(jù)表2中計(jì)算結(jié)果，繪制組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的負(fù)我循環(huán)圖如圖2所示。 圖2組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)負(fù)載循環(huán)圖 圖2表明，當(dāng)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)處于工作進(jìn)給狀態(tài)時(shí)，負(fù)載力最大為19111N,其他工況下負(fù)載力相對(duì)較小. 所設(shè)計(jì)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行繪制，已知快進(jìn)和快退速度片=口=4〃?/min、快進(jìn)行程卜200mm、工進(jìn)行程/,=50〃〃〃 、快退行程/

7、3=250mm,工進(jìn)速度4=100mm/min0根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖3所示。 圖3組合機(jī)床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 3。4確定系統(tǒng)主要參數(shù) 3.4o1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,其值為22105N,其它工況時(shí)的負(fù)載都相對(duì)較低，參考第2章表3和表4按照負(fù)教大小或按照液壓系統(tǒng)應(yīng)用場(chǎng)合來(lái)選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力〃-3。OMPao 3.4.2確定液壓缸主要尺寸 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

8、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4是有桿腔工作面積從兩倍的形式,即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈J=0o707D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)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/?2=0.8MPao 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，且有桿腔的壓力必須大于無(wú)桿腔，估算時(shí)取5MPao快退時(shí)回油腔中也是有背壓的，這時(shí)選取被壓值p

9、2=0.6MPao 工進(jìn)時(shí)液壓缸的推力計(jì)算公式為 尸/Hm=APl-4P2=4P|-（A/2）p2, 式中方——負(fù)載力 伽——液壓缸機(jī)械效率 4——液壓缸無(wú)桿腔的有效作用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 PI—液壓缸無(wú)桿腔壓力 P2—液壓有無(wú)桿腔壓力 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 A=/]啟一與卜7^7^=00085 \n.j/2）2.6x10液壓缸缸筒直徑為 D=J（44）/.=104.06mm 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，r/=0o707。，因此活塞桿直徑為d=0o707xl04.06=73.56mm,根據(jù)GB

10、/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=H0mm,活塞桿直徑為t/=80mmo 此時(shí)液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積分別為： 4=702/4=9.5x10-3]/ 4=萬(wàn)（加一/）/4=4.48X10-3m2 3.4。3計(jì)算最大流量需求 工作臺(tái)在快進(jìn)過(guò)程中，液壓缸采用差動(dòng)連接，此時(shí)系統(tǒng)所需要的流量為q快透二（AlA2）xni=20。08L/min 工作臺(tái)在快退過(guò)程中所需要的流量為 qt^=A2XV2=17.92/min 工作臺(tái)在工進(jìn)過(guò)程中所需要的流量為 qi.i￡=AiXvr=0o95L/min 其中最大流量為快進(jìn)流量為2

11、5。2L/mino 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計(jì)算結(jié)果,進(jìn)一步計(jì)算液壓缸在各個(gè)工作階段中的壓力、流量和功率值，如表3所示。 表3各工況下的主要參數(shù)值 工況 推力 F7N 回油腔壓 力Pj/MPa 進(jìn)油腔壓 力P//MPa 輸入流量g/Lmin1 輸入功率 P/Kw 計(jì)算公式 快 進(jìn) 啟 2015 0 0.86 , F2AAP匕一4-A,q=(Ai-Aa)v> P=p1q p2=pi+Ap 加速 1411 L23 0。73 ■一, 恒速 1053 1.16 0。66 20.08 0o22 工進(jìn) 22105 0.8

12、 2o7 0o95 0o04 Pi=(F+p2A2)/A] q=AiV2 P=piq 快 退 起動(dòng) 2105 0 0。47 ?—?. PiMF+pzAO/A： q=A2V3 P=p1q 加速 1411 0.6 1,59 ?…一 ?. 恒速 1053 0。6 lo50 17o92 0c448 把表3中計(jì)算結(jié)果繪制成工況圖，如圖4所示。 圖4液壓系統(tǒng)工況圖 3o5擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)組合機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)任務(wù)和工況分析，所設(shè)計(jì)機(jī)床對(duì)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(jī)床要解決的主要問(wèn)題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)

13、節(jié)是該機(jī)床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的核心.此外，與所有液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求一樣，該組合機(jī)床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 3。501速度控制回路的選擇 工況圖4表明，所設(shè)計(jì)組合機(jī)床液壓系統(tǒng)在整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問(wèn)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(chǎng)合，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低。該機(jī)床的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負(fù)教特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進(jìn)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。鉆鏈加工屬于連續(xù)切削加工，加工過(guò)程中切削力變化不大，因此鉆削過(guò)程中負(fù)載變化不大，

14、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(shí)的瞬間，存在負(fù)載突變的可能，因此考慮在工作進(jìn)給過(guò)程中采用具有壓差補(bǔ)償?shù)倪M(jìn)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(kāi)式循環(huán)回路,以提高散熱效率，防止油液溫升過(guò)高。 3O5O2換向和速度換接回路的選擇 所設(shè)計(jì)多軸鉆床液壓系統(tǒng)對(duì)換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用 價(jià)格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實(shí)現(xiàn)差動(dòng)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(jī)能。由前述計(jì)算 可知，當(dāng)工作臺(tái)從快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí)，進(jìn)入液壓缸的流量ill

15、25.lL/min降為0.95L/min,可 選二位二通行程換向閥來(lái)進(jìn)行速度換接，以減少速度換接過(guò)程中的液壓沖擊，如圖5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(jìn)轉(zhuǎn)為快退時(shí)，在回 路上并聯(lián)了一個(gè)單向閥以實(shí)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(diǎn)轉(zhuǎn)換控制。 a。換向回路b.速度換接回路 圖5換向和速度切換回路的選擇 3.5.3壓力控制回路的選擇 由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實(shí)現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無(wú)桿腔進(jìn)口處

16、設(shè)測(cè)壓點(diǎn). 將上述所選定的液壓回路進(jìn)行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整,最后畫(huà)出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。 為了解決滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)回油路接通油箱，無(wú)法實(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接的問(wèn)題，必須在回油路上串接一個(gè)液控順序閥10,以阻止油液在快進(jìn)階段返回油箱.同時(shí)閥9起背壓閥的作用. 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11。 考慮到這臺(tái)機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）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6.當(dāng)滑臺(tái)碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號(hào)，操縱電液換向閥換向. 在進(jìn)油路上設(shè)有壓力表開(kāi)關(guān)和壓力

17、表，鉆孔行程終點(diǎn)定位精度不高，采用行行程開(kāi)關(guān)控制即可。 3.6液壓元件的選擇 本設(shè)計(jì)所使用液壓元件均為標(biāo)準(zhǔn)液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進(jìn)行選擇即可。 3。6.1確定液壓泵和電機(jī)規(guī)格 (1)計(jì)算液壓泵的最大工作壓力 由于本設(shè)計(jì)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(jìn)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(yùn)動(dòng)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油，而液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大，因此對(duì)大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進(jìn)行計(jì)算. 根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計(jì)算方法，液壓泵的最大工作壓力可表

18、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(duì)于調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路，選取進(jìn)油路上的總壓力損失ZAp=0.8MPa,同時(shí)考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓力繼電器動(dòng)作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa,則小流量泵的最高工作壓力可估算為 Pp=尸尸損+P維電L(2.7+0.8+0.5)MPa=4.0MPa 大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油，圖4表明，快退時(shí)液壓缸中的工作壓力比快進(jìn)時(shí)大,如取進(jìn)油路上的壓力損失為0。5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為： Pp=Pi+(L59+0.5)Mp=2.09Mp. (2)計(jì)算總流量 表3表明，在整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中，液壓油源

19、應(yīng)向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進(jìn)工作階段，為20.08L/min,若整個(gè)回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計(jì)算，則液壓油源所需提供的總流量為： Q=l.lx20.08L/min=22.088L/minip 工作進(jìn)給時(shí)，液壓缸所需流量約為0.95L/min,但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3L/min,故小流量泵的供油量最少應(yīng)為3。95L/mino 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計(jì)算數(shù)值，上網(wǎng)或查閱有關(guān)樣本，例如YUKEN日本油研液壓泵樣本，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設(shè)計(jì)要求，因此選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r,大泵的排量為3

20、3mL/r,若取液壓泵的容積效率〃尸0。9,則當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速〃=940r/min時(shí)，小泵的輸出流量為 IP 外小=6x940x0。95/1000=5o358L/min該流量能夠滿足液壓缸工進(jìn)速度的需要。 大泵的輸出流量為 q?人=33*940*0。95/1000=29.469L/min 雙泵供油的實(shí)際輸出流量為 Q=[(6+33)x940x0.95/1000]L/min=34.827L/min該流量能夠滿足液壓缸快速動(dòng)作的需要。 2.09x34.827 60x0.75 Kw = 1.62Kw 表4液壓泵參數(shù) 元件名稱 估計(jì)流量L/min-^ 規(guī)格 額定流量 L/m

21、in-1 額定壓力MPa 型號(hào) 雙聯(lián)葉片泵 — (5.1+2709) 最高工作壓力為21MPa PV2R12—6/33 3.電機(jī)的選擇 由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，這時(shí)液壓泵工作壓力為209Mpa,流量為34o827L/mino取泵的總效率〃)=0.75,則液壓泵驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)所需的功率為： 根據(jù)上述功率計(jì)算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取YU2M—6型電動(dòng)機(jī)，其額定功率〃〃=2.2KW, 額定轉(zhuǎn)速n=940r/minn 3.6o2閥類元件和輔助元件的選擇 圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項(xiàng)閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。 1 .閥類元件的選擇 根據(jù)上述流

22、量及壓力計(jì)算結(jié)果，對(duì)圖7初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進(jìn)行選擇.其中調(diào)速閥的選擇應(yīng)考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應(yīng)小于液壓缸工進(jìn)所需流量.通過(guò)圖7中5個(gè)單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。 溢流閥2、背壓閥9和順序閥10的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的額定流量來(lái)選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調(diào)定工作進(jìn)給過(guò)程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應(yīng)選擇先導(dǎo)式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應(yīng)選擇外控式。背壓閥9的作用是實(shí)現(xiàn)液壓缸快進(jìn)和工進(jìn)的切換，同時(shí)在工進(jìn)過(guò)程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設(shè)計(jì)所選擇方案

23、如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號(hào)及技術(shù)參數(shù)。 表5閥類元件的選擇 序號(hào) 元件名稱 估計(jì)流量L/rnin-^ 規(guī)格型號(hào) 1 三位五通電磁閥 66/82 35D-1OOB 2 行程閥 49c5/61.5 22C—63BH 3 調(diào)速閥 <1 AQF3-10B 4 單向閥 66/82 AF3—EalOB 5 單向閥8 16.5/20o5 I-25B 6 背壓閥9 0.475/0.6 FBF3-6B 7 溢流閥 4o13/5 YF—10B 8 單向閥11 66/82 I—100B 9 單向閥3 27.92/34.7

24、I—63B 10 單向閥4 5.1/5.1 I-10B 11 順序閥 28o4/35,2 XY—63B 3.6.3油管的選擇 圖7中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來(lái)決定，液壓缸進(jìn)、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進(jìn)行計(jì)算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個(gè)階段的進(jìn)、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應(yīng)對(duì)液壓缸進(jìn)油和出油連接管路重新進(jìn)行計(jì)算，如表8所示. 表8液壓缸的進(jìn)、出油流量和運(yùn)動(dòng)速度 流量、速度 快進(jìn) * 快退 輸入流量 L/min-1 q=（A27）/（A—4）^9.5x34.827 9.5-4.48 =65.9 q}=0.95

25、 彳=%=34.827 排出流量 L/min-1 %=（A2d）/A 4.48x65.9 9.5 =31.07 %=621）/44.48x0.959.5 =0.448 %=（A〃）/4 _9.5x34.827 4.48 =73.85 運(yùn)動(dòng)速度 /?-1m/min Vi=qp/（ArA^） 34.827 9.5-4.48 =6.94 曠以 0.95 9.5 =0.1 Y3=qjA? 34.827r一 ==7.77 4.48 根據(jù)表8中數(shù)值，當(dāng)油液在壓力管中流速取3m/s時(shí)，可算得與液壓缸無(wú)桿腔和有桿 腔相連的油管內(nèi)徑分別為： d=2,幺=

26、2x；—=22.8〃〃〃，取標(biāo)準(zhǔn)值20mm; \如'萬(wàn)x3x]0x60 d=2巫=2x產(chǎn)X吆叫=15.7一一取標(biāo)準(zhǔn)值15mm. 、院x3x60x10 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標(biāo)準(zhǔn)選用公稱通徑為。20和。15的無(wú)縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無(wú)縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可.如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無(wú)縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。 3.6。4油箱的設(shè)計(jì) 1 .油箱長(zhǎng)寬高的確定 油箱的主要用途是貯存油液，同時(shí)也起到散熱的作用，參考相關(guān)文獻(xiàn)及設(shè)計(jì)資料,油箱的設(shè)計(jì)可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照

27、經(jīng)驗(yàn)計(jì)算方法計(jì)算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對(duì)油箱的容積進(jìn)行校核. 油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938-1999標(biāo)準(zhǔn)估算，取7時(shí),求得其容積為 V=jx%,=7x34.827=243.789按JB/T7938—1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250Lo =^=312.5L=0.3125m3依據(jù) 0.80.8 如果取油箱內(nèi)長(zhǎng)八、寬W,l、高小比例為3:2：1,可得長(zhǎng)為:寬W]=738mm,高為/n=369mm. 對(duì)于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可,鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm,箱底厚度5mm，因?yàn)橄渖w上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為lOmmo為了易于散熱和便于對(duì)油箱

28、進(jìn)行搬移及維護(hù)保養(yǎng),取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長(zhǎng)總寬總局為： 長(zhǎng)為:/=/]+2r=(1107+2x3)〃〃〃=111\mm 寬為:w=%+2t=738+2x3mm=144mm 高為：/?=(10+/?j+5+160)mm=(10+369+5+160)mm=544〃〃〃 為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為0.5°o 3.7液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算 本例所設(shè)計(jì)系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無(wú)迅速起動(dòng)、制動(dòng)需求，而且設(shè)計(jì)中已考慮了防沖擊可調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)及相關(guān)防沖擊措施，因此不必進(jìn)行沖擊驗(yàn)算。這里僅驗(yàn)算系統(tǒng)的壓力損失，并對(duì)系統(tǒng)油液的溫升進(jìn)行驗(yàn)算。 7o1管路系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)

29、算 由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗(yàn)算壓力損失值。下面以工進(jìn)時(shí)的管路壓力損失為例計(jì)算如下： 已知：進(jìn)油管、回油管長(zhǎng)約為1=1。5m,油管內(nèi)徑d=l。5X10-3m,通過(guò)流量3=0。95L/min(0.0158X10V/s),選用L-HM32全損耗系統(tǒng)用油,考慮最低溫度為15℃,v=1.5cm:/So 7.1o1判斷油流類型 利用下式計(jì)算出雷諾數(shù) Re=1.2734X10V4=1。273X0。0158X10-3X104/1<>5X10~71o5^160<2000為層流。 7o1o2沿程壓力損失ZAPi 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

30、失。 進(jìn)油路上 △P尸4.4X101:vx/xqv/d'=4.3X1012XI。5X1.5X0.0158XIO-3/12!Pa =0o076X105Pa 回油路上，其流量qv=0。75L/min（0。0125X10V/s）（差動(dòng)液壓缸A產(chǎn)2AJ,壓力損失為 △Pt=4.3X101:vx/xqv/d'=4o3X10l2X1.5Xlo5X0.00325X10-3/12'Pa=0o01532X105Pa 由于是差動(dòng)液壓缸,且2A二，故回油路的損失只有一半折合到進(jìn)油腔,所以 工進(jìn)時(shí)總的沿程損失為 EAPx=（Oo076+0o5X0o01532）X105Pa=0.0837X103Pa

31、3.7.2油液溫升驗(yàn)算 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)在工作時(shí),有壓力損失、容積損失和機(jī)械損失，這些損失所消耗的能量多數(shù)轉(zhuǎn)化為熱能，使油溫升高，導(dǎo)致油的粘度下降、油液變質(zhì)、機(jī)器零件變形等，影響正常工作。為此，必須控制溫升/T在允許的范圍內(nèi)，如一般機(jī)床△=25~30℃；數(shù)控機(jī)床4<25℃；粗加工機(jī)械、工程機(jī)械和機(jī)車車輛△=35~40℃。 液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，單位時(shí)間的發(fā)熱量。（kW）可表示為 。=々-6式中片——系統(tǒng)的輸入功率（即泵的輸入功率XkW）； P2——系統(tǒng)的輸出功率（即液壓缸的輸出功率）（kW）o 若在一個(gè)工作循環(huán)中有幾個(gè)工作階段，則可根據(jù)各階段的發(fā)熱量求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱量 對(duì)于本

32、次設(shè)計(jì)的組合機(jī)床液壓系統(tǒng)，其工進(jìn)過(guò)程在整個(gè)工作循環(huán)中所占時(shí)間比例為 a=—L=——=0.966=96.6%fj+1-,120+4.22 因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱情況來(lái)計(jì)算。工進(jìn)時(shí)液壓缸的有效功率(即系統(tǒng)輸出功率)為 p=4=22105x8=36.84w=0.037Zw這時(shí)大流量泵通過(guò)順序閥10卸荷，小流量泵h060 在高壓下供油，所以兩泵的總輸出功率(即系統(tǒng)輸入功率)為： PpWpl+Pp2” n 0.3x(—)2x106x—x10-3+3.69x106x—x10-3 =s竺.以KW由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱 0.75x103 =0.418KW 量為 =P1凡=0.418-0.037=0.381K卬即可得油液溫升近似值： JT=0/(M)=0o386/(9*10—3*6.5*10-2*250"3)=i5.6℃溫升小于普通機(jī)床允許的溫升范圍，因此液壓系統(tǒng)中不需設(shè)置冷卻器。