專用鉆床液壓系統(tǒng)設(shè)計

課課 程程 設(shè)設(shè) 計計 說說 明明 書書 題題 目目 專用鉆床液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計 學生姓名 學生姓名 劉劉 陳陳 張張 班班 級 級 學學 院 院 機械工程學院機械工程學院 專專 業(yè) 業(yè) 指導教師 指導教師 評定成績評定成績 優(yōu)優(yōu) 良良 中中 及格及格 不及格不及格 天津職業(yè)技術(shù)師范大學天津職業(yè)技術(shù)師范大學 課課 程程 設(shè)設(shè) 計計 任任 務(wù)務(wù) 機械工程 學院 班 學生 課程設(shè)計課題 專用鉆床液壓系統(tǒng)設(shè)計 一 課程設(shè)計工作日自2012 年 12 月 31 日至 2013 年 1 月 6 日 二 同組同學 三 課程設(shè)計任務(wù)要求 包括課程來源 類型 目的和意義 基本要求 完成 時間 主要參考資料等 1 目的 1 鞏固和深化已學的理論知識 掌握液壓系統(tǒng)設(shè)計計算的一般步驟和方法 2 正確合理的的確定執(zhí)行機構(gòu) 運用液壓基本回路組合成滿足基本性能要求 的高效的液壓系統(tǒng) 3 熟悉并運用有關(guān)國家標準 設(shè)計手冊和產(chǎn)品樣本等技術(shù)資料 2 設(shè)計參數(shù) 試設(shè)計一專用鉆床的液壓系統(tǒng) 要求完成 快進 工作 快退 停止 卸荷 的工作循環(huán) I 設(shè)計參數(shù) 學號尾數(shù) 0 切削阻力 Ft KN 17 運動部件重力G KN 9 快進 快退速度V m min 5 6 往復運動加減速時間t S 0 3 工進速度 V2 m min 1 工進行程 s1 mm 128 快進行程 s2 mm 388 動摩擦系數(shù) fd 0 1 靜摩擦系數(shù) fs 0 2 機械效率m 0 95 3 設(shè)計要求 1 負載分析 繪制負載 速度圖 工作循環(huán)圖 2 確定執(zhí)行元件 液壓缸 的主要參數(shù) 3 繪制液壓系統(tǒng)圖原理圖 液壓缸裝配圖和電磁鐵動作循環(huán)表 3 選擇各類元件及輔件的形式和規(guī)格 II 目錄目錄 一 一 前言前言 1 二 鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析 3 三 液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計 5 3 1 供油方式 5 3 2 調(diào)速方式的選擇 3 3 3 速度換接方式的選擇 6 3 4 繪制液壓系統(tǒng)圖 8 四 液壓系統(tǒng)的計算和液液壓系統(tǒng)的計算和液壓壓元件的選擇元件的選擇 10 4 1 工作壓力 P 的確定 4 2 液壓缸的主要尺寸的確定 14 4 3 穩(wěn)定速度的驗算 16 4 4 計算在各工作階段液壓缸的所需流量 19 4 5 液壓泵的選擇 21 4 6 電動機的選擇 23 4 7 液壓閥的選擇 4 8 液壓油管的設(shè)計 4 9 油箱容量的選擇 五 液壓系統(tǒng)性能驗算液壓系統(tǒng)性能驗算 24 5 1 壓力損失的驗算 5 2 系統(tǒng)溫升的驗算 六 液壓缸轉(zhuǎn)配圖液壓缸轉(zhuǎn)配圖 26 七 總結(jié)及感想總結(jié)及感想 30 八 參考文獻參考文獻 32 0 一 前言一 前言 液壓傳動是一門新的學科 雖然從 17 世紀中葉帕斯卡提出靜壓傳動原理 18 世紀 末英國制成世界上第一臺水壓機算起 液壓傳動技術(shù)已有二三百年的歷史 但直到 20 世紀 30 年代它才較普遍地用于起重機 機床及工程機械 在第二次世界大戰(zhàn)期間 由 于戰(zhàn)爭需要 出現(xiàn)了由響應(yīng)迅速 精度高的液壓控制機構(gòu)所裝備的各種軍事武器 第 二次世界大戰(zhàn)結(jié)束后 液壓技術(shù)迅速轉(zhuǎn)向名用工業(yè) 液壓技術(shù)不斷應(yīng)用于各種自動機 及自動生產(chǎn)線 20 世紀 60 年代以后 液壓技術(shù)隨著原子能 空間技術(shù) 計算機技術(shù)的發(fā)展而迅速 發(fā)展 因此 液壓傳動真正的發(fā)展也只是近三四十年的事 當前液壓技術(shù)正向迅速 高壓 大功率 高效 低噪聲 經(jīng)久耐用 高度集成化的方面發(fā)展 同時 新型液壓 元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設(shè)計 CAD 計算機輔助測試 CAT 計算機直接控 制 CDC 機電一體化 可靠性技術(shù)等方面也是當前液壓傳動及控制技術(shù)發(fā)展和研究 的方向 我國的液壓技術(shù)最初應(yīng)用于機床和鍛壓設(shè)備 后來又用于拖拉機和工程機械上 我國在從國外引進一些液壓元件 生產(chǎn)技術(shù)的同時 也進行自行研制和設(shè)計 液壓元 件現(xiàn)已形成了系列 并在各種機械設(shè)備上得到了廣泛的使用 液壓傳動是用液體作為工作介質(zhì) 利用液體的壓力能來實現(xiàn)運動和力的傳遞的一 種的傳動方式 現(xiàn)今 采用液壓傳動的程度已成為衡量一個國家工業(yè)水平的重要標志 之一 液壓技術(shù)在實現(xiàn)高壓 高速 大功率 高效率 低噪聲以及液壓元件和系統(tǒng)的 經(jīng)久耐用 高度集成化等方面取得了重大進展 將液壓傳動技術(shù)應(yīng)用到鉆床中 使它 具有成本低 效率高 機構(gòu)簡單 工作可靠 使用和維修方便等特點 專用鉆床是應(yīng) 用液壓技術(shù)較廣泛的領(lǐng)域之一 采用液壓傳動技術(shù)與控制的機床 可在較寬范圍內(nèi)進 行無級調(diào)速 具有良好的換向及速度換接性能 易于實現(xiàn)自動工作循環(huán) 對提高生產(chǎn) 效率 改進產(chǎn)品質(zhì)量和改善勞動條件 都起著十分重要的作用 本文針對專用鉆床的 液壓系統(tǒng)進行設(shè)計 1 2 2 鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析 根據(jù)所給設(shè)計參數(shù)繪制運動部件的速度循環(huán)圖 如圖 2 1 所示 然后計算各階段的外負載并繪制負載圖 液壓缸所受外負載 F 包括三種類型 即 2 1 afw FFFF 式中 工作負載 對于金屬切削機床來說 即為沿活塞運動方向的切削力 w F 在本設(shè)計中為 17000 w FN 運動部件速度變化時的慣性負載 a F 導軌摩擦阻力負載 啟動時為靜摩擦阻力 對于平導軌可由下式得 f F f F 2 2 rnf FGfF 式中 運動部件重力 G 垂直于導軌的工作負載 本設(shè)計中為零 rn F 導軌摩擦系數(shù) 在本設(shè)計中取靜摩擦系數(shù)為 0 2 動摩擦系數(shù)為 0 1 f 則求得 N F 180090002 0 fs N F 90090001 0 fs 式中 靜摩擦阻力 fs F 動摩擦阻力 fa F 2 3 t v g G a F 2 式中 重力加速度 g 加速或減速時間 取 0 3 t 速度差 v 在本設(shè)計中 NFa286 603 0 6 5 8 9 9000 根據(jù)上述計算結(jié)果 列出各工作階段所受的外負載 見表 2 1 并畫出如圖 2 2 所 示的負載循環(huán)圖 圖 2 2 負載循環(huán)圖 表表 2 1 工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)各階段的外負載 工作循環(huán)外負載NF工作循環(huán)外負載NF 啟動 加速 af FFF 2086工進 faw FFF 17900 快進 F fa F 900快退 F fa F 900 3 三 三 液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計 3 1 供油方式供油方式 考慮到該機床在工作進給時負載較大 速度較低 而在快進 快退時負載較小 速度較高 從節(jié)省能量 減少發(fā)熱考慮 泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油 現(xiàn) 采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵 3 2 調(diào)速方式的選擇調(diào)速方式的選擇 調(diào)速方案對液壓系統(tǒng)的性能起到?jīng)Q定性的作用 調(diào)速方案包括節(jié)流調(diào)速 容積調(diào) 速 和容積 節(jié)流調(diào)速三種 選擇調(diào)速方案時 應(yīng)根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負載特性 液壓缸 活 塞桿的運動情況和調(diào)速范圍以及經(jīng)濟性能因素 最后選出合適的調(diào)速方案 需考慮到 系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負載特性 參照表 3 1 表表 3 1 各種調(diào)速方式的性能比較各種調(diào)速方式的性能比較 節(jié)流調(diào)速 容積 調(diào)速回路 容積 節(jié)流調(diào)速回路 簡式節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)帶壓力補償閥的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 主要 性能 進油節(jié)流及 回油節(jié)流 旁路 節(jié)流 調(diào)速閥在 進油路 調(diào)速閥在旁油路及 溢流節(jié)流調(diào)速回路 變量泵 定量馬達 流量 適應(yīng) 功率適應(yīng) 速度 剛度 差很差好較好好 負載 特性承載 能力 好較差好較好好 調(diào)速 范圍 大小大較大大 4 效率低較低低較低最高較高高 功率 特性 發(fā)熱大較大大較大最小較小小 成本低較低高小最高 液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供 液壓源的核心是液壓泵 節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油 在無其他輔助油源的情況下 液壓泵的供油量 要大于系統(tǒng)的需油量 多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱 溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源 壓力的作用 容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油 用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的 一般泵的入口要裝有粗過濾器 進入系 統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求 通過相應(yīng)的精過濾器再次過濾 為防止系統(tǒng)中雜質(zhì) 流回油箱 本設(shè)計采用容積 節(jié)流調(diào)速 所以使用變量泵供油 3 3 速度換接方式的選擇速度換接方式的選擇 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路 它的特點是結(jié)構(gòu)簡單 調(diào)節(jié)行程比較方便 閥的安裝也比較容易 但速度換接的 平穩(wěn)性較差 若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性 則可改用行程閥切換的速度換接回路 3 4 液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)原理圖 5 圖 3 4 液壓系統(tǒng)原理圖 1 雙作用液壓缸 2 二位三通電磁換向閥 3 單向調(diào)速閥 4 三位四通電磁換向閥 5 壓力表 6 溢流閥 7 液壓泵 8 電動機 9 油箱 表表 3 2 電磁鐵動作順序表電磁鐵動作順序表 1YA2YA3YA 快進 工進 快退 注 表示得電 表示失電 6 四 液壓系統(tǒng)的計算和液壓元件四 液壓系統(tǒng)的計算和液壓元件的選擇的選擇 4 1 工作壓力工作壓力的確定 的確定 p 工作壓力可根據(jù)負載大小查表取液壓缸工作壓力為 3 pMPa 4 2 液壓缸的液壓缸的主要尺寸的確定主要尺寸的確定 1 缸筒內(nèi)徑 缸筒內(nèi)徑 D 液壓缸的缸筒內(nèi)徑 D 是根據(jù)負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比 求得 液壓缸的有效工作面積 從而得到缸筒內(nèi)徑 D 再從 GB2348 80 標準中選取最近的 標準值作為所設(shè)計的缸筒內(nèi)徑 根據(jù)負載和工作壓力的大小確定 D D 4 1 cm P F 1 max 4 式中 p 缸工作腔的工作壓力 可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定 1 F 最大作用負載 max 負載圖知最大負載為 17900 查表可取為 0 5 為 0 95 考慮到快FN 2 pMPa cm 進 快退速度相等 取為 0 7 上述數(shù)據(jù)代入公式 D d 2 1 2 1 1 1 4 D d p p cm p F D 可得 mD094 0 2 7 01 30 5 195 0 5 103014 3 179004 查表將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑 D 100mm 2 活塞桿外徑 活塞桿外徑d d 7 活塞桿直徑 d 按 d 0 7D 及查表活塞桿直徑系列去 d 70mm 3 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度 一般分為薄壁圓筒和厚壁圓筒 本設(shè) 計采用薄壁圓筒 其計算公式 2 DPy 式中 液壓缸壁厚 m D 液壓內(nèi)徑 m y P 試驗壓力 一般取最大工作壓力的 1 25 1 5 倍 Mpa 缸筒材料的許用應(yīng)力 取無縫鋼管 100Mpa 按上式計算得 3 1025 2 1002 1 05 13 在中低壓液壓系統(tǒng)中 按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小 使缸體的剛度往往很 不夠 因此 上式一般不做計算 按經(jīng)驗選取 必要時按上式進行校核 取 6mm 則外徑 D1D 2 112mm 4 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度 可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定 并參照表 2 6 中 的系列尺寸來選取標準值 表 2 6 液壓缸活塞行程參數(shù)第一系列 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 5 缸蓋厚度的確定 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋 其有效厚度 t 按強度要求可用下列兩式進行近似計算 8 無孔時 取 t 10mm 2 433 0 t y p D 有孔時 取 t 18mm 02 2 d D D 2 433 0t y p D 式中 t 為缸蓋有效厚度 D2為缸蓋止口內(nèi)徑 d0為缸蓋孔的直徑 6 最小導向長度的確定 最小導向長度的確定 對一般的液壓缸 最小導向長度 H 應(yīng)滿足以下要求 mm80 2 100 20 600 2 D 20 L H 7 缸體長度的確定 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和 缸體外形長度還要考慮到 兩端端蓋的厚度 一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的 20 30 倍 缸筒長度 L 由最大工作行程長度加上各種結(jié)構(gòu)需要來確定 即 L l B A M C 4 2 式中 l 活塞的最大工作行程 B 活塞寬度 一般為 0 6 1 D A 活塞桿導向長度 取 0 6 1 5 D M 活塞桿密封長度 由密封方式定 C 其他長度 一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的 20 倍 另外 液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸還有最小導向長度 H 取 L 650mm 4 3 穩(wěn)定速度的穩(wěn)定速度的驗算驗算 要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積 必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效A 面積 即 min AA min A 9 4 3 min min min v q A 式中 的最小穩(wěn)定流量 一般從選定流量閥的產(chǎn)品樣本中查得 min q 缸的最低速度 由設(shè)計要求給定 min v 如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積不大于計算所得最小有效面積 則說明A min A 液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度 此時必須增大液壓缸的內(nèi)徑 以滿足速度穩(wěn)定的要求 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸壁厚由液壓缸的強度條件來計算 液壓缸壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度 從材料力學可知 承受內(nèi)壓力的 圓筒 其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而異 一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒 按最低工進速度演算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 由公式 4 3 可得 A 2 3 min min 5 0 100 1005 0 cm v q 是由產(chǎn)品樣本查得 GE 系列調(diào)速閥 LCA6 10 的最小穩(wěn)定流量為 0 05 min qminL 本設(shè)計中調(diào)速閥是安裝在回油路上 故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選取液壓缸 有桿腔的實際面積 即 22222 40 710 4 4 cmdDA 可見上述不等式能滿足 液壓缸能達到所需低速 4 4 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 快進快進 vdq 2 4 6 5 107 4 22 minL54 211054 21 3 工進工進 vq 2 D 4 10 min 85 711 0 4 2 L 快退快退 vdDq 22 4 6 5 07 0 1 0 4 22 minL42 221042 22 3 4 5 液壓泵的選擇液壓泵的選擇 4 5 1 液壓泵的壓力液壓泵的壓力 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 4 4 pppp 1 式中 液壓泵為最大工作壓力 p p 執(zhí)行元件最大工作壓力 現(xiàn)根據(jù)負載大小選取液壓缸工作壓力為 1 p 3MPa 進油管路中的壓力損失 初算時簡單系統(tǒng)可取 0 2 0 5 復雜p a MP 系統(tǒng)取 0 5 1 5 本系統(tǒng)取 0 5 a MP a MP ap MPppp5 35 03 1 上述計算所得的 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) p p 的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力 另外 考慮到一定壓力儲備量 并確保泵的壽命 因 此選泵的額定壓力應(yīng)滿足公式 中低壓系統(tǒng)取小值 高壓系統(tǒng)取 p p pn pp 6 1 25 1 最大值 4 5 2 液壓泵的流量液壓泵的流量 液壓泵的最大流量應(yīng)為 4 5 max qKq Lp 11 式中 泵的最大流量 p q 動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值 如果這時溢流閥正進 max q 行工作 尚需加溢流閥的最小溢流量 2 3 minL 泄露系數(shù) 一般取 1 1 1 3 現(xiàn)取 1 2 L K L KminL L K min 9 2642 222 1 max LqKq Lp 4 5 3 液壓泵規(guī)格的選擇液壓泵規(guī)格的選擇 根據(jù)以上所得 查液壓產(chǎn)品目錄選泵型號 YBX 20 限壓式變量葉片泵 qppp 額定壓力為 6 3 Mpa 排量為 20mL r 轉(zhuǎn)速為 1450r min 該泵的輸出流量為 min 29145020 10 3 LQ 4 6 電動機的選擇電動機的選擇 首先分別算出快進與共進兩種不同工況時的功率 取兩者較大值作為選擇電動機 規(guī)格的依據(jù) 由于在慢進時泵輸出的流量減小 泵的效率急劇降低 一般當流量在 0 2 1范圍內(nèi)時 可取 同時還應(yīng)注意到 為了使所選則的電動minL 0 1403 0 機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉(zhuǎn) 需進行驗算 即 4 6 n pB P qp 2 式中 所選電動機額定功率 n P 限壓式變量泵的限定壓力 B p 為時 泵的輸出流量 p q B p 首先計算快進時的功率 快進時的外負載為 900N 進油路的壓力損失定為 0 3 由式 3 6 可得 a MP 12 ap MPp52 0 3 010 07 0 4 900 6 2 快進時所需電動機功率為 kW qp P pp 27 0 7 060 54 2152 0 工進時所需電動機功率為 kW qp P pp 65 0 7 060 85 7 5 3 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 1 額定轉(zhuǎn)速kW 為 1400 minr 4 7 液壓閥的選擇液壓閥的選擇 液壓控制閥是液壓系統(tǒng)中用來控制液流的壓力 流量和流動方向的控制元件 是 影響液壓系統(tǒng)性能 可靠性和經(jīng)濟性的重要元件 序號元件名稱最大通流量型號規(guī)格 1限壓式變量葉片泵30YBX 20 2溢流閥25Y 25B 3三位四通換向閥25 34E1 25B 4單向調(diào)速閥25LCA6 10 5二位四通電磁閥25 24E1 25B 6壓力表開關(guān)3KB C6 7過濾器25 WU 25 180 4 8 液壓油管的設(shè)計液壓油管的設(shè)計 油管類型的選擇此次設(shè)計中我采用的管道是無縫鋼管 油管內(nèi)徑尺寸一般可參照 選用的液壓元件接口尺寸而定 現(xiàn)取油管內(nèi)徑 d 為 12mm 13 4 9 油箱容量的選擇油箱容量的選擇 本例為中壓液壓系統(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 五 液壓系統(tǒng)性能驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進 回油管的內(nèi)徑均為 12mm 各段管道的長度分別為 AB 0 5m AC 2m AD 2m DE 3m 選用 L HL32 液壓油 考慮到油的最低溫度 為 15 查得 15 時該液壓油的運動粘度 v 150cst 1 5 2 cm s 油的密度為 920kg m3 5 15 1 壓力損失的驗算 壓力損失的驗算 1 工作近給時進油路壓力損失 運動部件進給時的最大速度為 1m min 進給時的最大流量為 7 85L min 則液壓油在 管內(nèi)流速 v1 為 s cm116min cm6944 14 3 85 7 4 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 管道流動雷諾數(shù) Re1 8 92 5 1 2 1116 v v1d Re1 2300 可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流 其沿程阻力系數(shù)為81 0 8 92 75 e1 75 1 R 進油管道 BC 的沿程壓力 a1 0 2 920 2 1 5 02 81 0 2d l p 10 39 1 10 v 6 2 2 2 1 1 P 查得換向閥 34E1 25B 的壓力值是a05 0 10 6 21 PP 忽略油液通過管接頭 油路板等處的局部壓力損失 則進油路總壓力損失 a15 0 05 0 1 0 101010 666 21111 PPPP 2 工作進給時回油路的壓力損失 由于選用單活塞桿液壓缸 切液壓缸有桿腔的工作 14 面積為無桿腔的工作面積的 1 2 則回油管道的流量為進油管道的 1 2 則 s cm58 2 1 2 V V Re2 4 46 5 1 2 158 v dv2 62 1 4 46 75 e 75 2 2 R 回油管道的沿程壓力損 a05 0 2 920 2 1 3 62 1 2d l p 10 58 0 10 v 6 2 2 2 1 2 P 查產(chǎn)品樣本知換向閥 24E1 25B 的壓力損失 換向閥 34E1 25Ba025 0 10 6 22 PP 的壓力損失 調(diào)速閥 LCA6 10 的壓力損失 a025 0 10 6 32 PP a5 0 10 6 42 PP 回油路總壓力損失 a6 05 0025 0 025 005 0 1010 66 423222122 PPPPPP 3 變量泵出口處的壓力a85 2 10 6 1 1 22 PP A PAF CM PP 4 快進時的壓力損失 快進時液壓缸為差動連接 自匯流點 A 至液壓缸進油口 C 之 間的管路 AC 中 流量為液壓泵出口流量的 2 倍 即 45L min AC 段管路的沿程壓力 損失 11 P 為 s cm663 6014 3 454 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 Re1 530 5 1 2 1663 v v1d 142 0 530 75 e1 75 1 R a46 0 2 920 2 1 2 142 0 2d l p 10 63 6 10 v 6 2 2 2 1 1 P 同樣可求管道 AB 段及 AD 段的沿程壓力損失 21 P 和為 31 P 15 s cm332 6014 3 5 224 4 q v2 2 1 10 d 2 3 2 Re2 256 5 1 2 1332 v v2d 29 0 256 75 e2 75 2 R a018 0 2 32 3 920 2 1 5 0 29 0 10 10 6 2 2 21 PP a245 0 2 32 3 920 2 1 2 29 0 10 10 6 2 2 31 PP 查產(chǎn)品樣本知 流經(jīng)個閥的局部壓力損失為 34E1 25B 的壓力損失a17 0 10 6 12 PP 24E1 25B 的壓力損失a17 0 10 6 22 PP 據(jù)分析在差動連接中 泵的廚樓壓力 a76 1 2 10 6 2 2212312111 P A F PPPPP CM PP 快退時壓力損失驗算從略 上述驗算表明 無需修改原設(shè)計 5 2 系統(tǒng)溫升的驗算系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中 工進時的發(fā)熱量最大 工進速度 V 100cm min 時 q 7 85L min 總效率 則7 0 KWP533 0 7 060 85 7 85 2 輸入 KWFP29 0 533 0 100 17900v 1010 32 輸出 功率損失為 KWPPP243 029 0 533 0 輸出輸入 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般 取 K KW cm2 油箱的散熱面積為 10 3 10 23232 m92 1160063 0063 0 VA 16 系統(tǒng)的溫升為 6 12 92 1 243 0 t 1010 3 KA P 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi) 6 液壓缸裝配圖液壓缸裝配圖 6 1 液壓缸裝配圖液壓缸裝配圖 6 2 液壓缸系數(shù)液壓缸系數(shù) 17 元件 參數(shù) D 缸內(nèi) 徑 d 活塞 直徑