臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)

1、題 目 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導教師 職稱 ooooooooooooo 大學 液壓與氣壓課程設(shè)計說明書 臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng) 機械設(shè)計制造及其自動化 機制0912 OOO 0 0 0 0 0 2012 年 10 月 14 日 第一章明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求3 第二章 負載與運動分析3 第三章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4 第四章擬定液壓系統(tǒng)原理圖5 第五章計算和選擇液壓件8 第六章液壓缸設(shè)計基礎(chǔ)13 第七章驗算液壓系統(tǒng)性能18 設(shè)計小結(jié)19 參考文獻 19 液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的 液壓傳動有以下優(yōu)點 易于 獲得較大 的力或力矩 功率重量比大 易于實現(xiàn)往復運動

2、易于實現(xiàn)較 大范圍的無級變速傳遞運動平穩(wěn)可實現(xiàn)快速而且無沖擊與機械傳 動相比易于布局和操縱 易于 防止過載事故 自動潤滑、元件壽命較長 易于實現(xiàn)標準化、系列化。 液壓傳動的基本目的就是用液壓介質(zhì)來傳遞能量而液壓介質(zhì)的 能量是由其 所具有的壓力及力流量來表現(xiàn)的。而所有的基本回路的 作用就是控制液壓介質(zhì)的 壓力和流量 因此液壓基本回路的作用就 是三個方面 控制壓力、控制流量的大 小、控制流動的方向。所以基 本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類壓力控制回路、流量控 制回路、方向控制回路。液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個部門得到廣泛的應(yīng)用 而且越先進的設(shè)備其應(yīng)用液壓系統(tǒng)的部門就越多。 第一章 明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計

3、要求 1.設(shè)計要求 設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，動力滑臺的工作循 環(huán)是：快進一一工進一一,快退一一停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下： 軸向切削力為用21000N,移動部件總重力為10000N,快進行程為100mm,快進 與快退速度均為 4.2m/min，工進行程為20mm,工進速度為0.05m/min，加 速、減速時間為0.2s，利用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1，動力 滑臺可以隨時在中途停止運動，試設(shè)計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。 第二章負載與運動分析 負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

4、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 到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載其他負載可忽略。 (1) 工作負載工作負載即為切削阻力Fw =21000N (2) 阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動 摩擦阻力兩部分。摩擦負載 Ff即為導軌的摩擦阻力，導軌的正壓力等于動力部 件的重力，設(shè)導軌的靜摩擦力為Fs,則靜摩擦阻力Fs=0.2x10000=2000 N，同理動 摩擦阻力 Fv=0.1x10000=1000 N。 (3 )慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最

5、大加速度其中最 大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間 為0.05s工作臺 最大移動速度 即快進、快退速度為4.2m/min因此慣性負載 可表示為 N =350N G v 10000 0.07 =X g -t 100.2 (4) 運動時間 快進 L1100 10-, t1s = 1.4s 工進 t2 L2 20 10 0.83 10； s = 24.1s 快退 V2 L L2 (100 20) 10 0.07 s =1.71s 設(shè)液壓缸的機械效率 cm =0.9，得出液壓缸在各階段的負載和推力，如表 工況 負載組成 液壓缸負載F/N 液壓缸推力Fo = F/Hcm

6、/N 啟動 F譏 2000 2222 力卩速 F十+R 1350 1500 快進 F=Ffd 1000 1111 工進 F譏5 22000 24444 反向啟動 卩譏 2000 2222 力卩速 F十+R 1350 1500 快退 F=Ffd 1000 1111 表1液壓缸在各運動階段的負載和推力(cm =0.9) 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖 F-t 和速度循環(huán)圖：-t，如圖1所示。 Vi0.07 31.448 1 0.980 O -0.980 1恥。 100 (b t, 圖1 F-t與：-t圖 圖1速度負載循環(huán)圖 a）工作循環(huán)圖 b ）負載速度圖c）負載速

7、度圖 第三章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 1初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2 和表3，初選液壓缸的工作壓力p1 =3MPa。 2 計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液 壓缸（Ai=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失 發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。 表2按負載選擇工作壓力 負載/ KN 50 工作壓力/MPa 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

8、 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 0.8 2 35 28 810 1018 2032 表4執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.20.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.40.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.51.5 用補油泵的閉式回路 0.81.5 回油路較復雜的工程機械 1.23 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表5按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa 7.0 d/D 0.50.55 0.620.70 0.7 表6按速比要求確定d/D 21 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.

9、3 0.4 0.5 n 0.55 0.62 r 0.71 注：i無桿腔進油時活塞運動速度; ：2有桿腔進油時活塞運動速度 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Ai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 = 0.707D的關(guān)系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖 的現(xiàn)

10、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=0.6MPa 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 丄P，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估 算時取p : 0.5MPa快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.7MPa 工進時液壓缸的推力計算公式為 F / cm = Ai Pi 一 A? P2 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 AF220002“丄 2 A06 m 91 10 m cm（Pi） 0.9 （3一罟）106 液壓缸缸筒直徑為 |4Ai4x91x10* Dm

11、 =0.108m =108mm y ji V ji 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系， d = 0.707D，因此活 塞桿直徑為d=0.707 X 109=77mm根據(jù)GB/T2348-1993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=110mm活塞桿 直徑為d=80mm 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 2 2 D-0.11242 A1m95 10 m 44 X.22X.22242 A2(D2 d2)(0.112 -0.82)m= 44.7 10 m2 44 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、 流量和功

12、率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖 2所示。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 Fo/N 回油腔壓 力 p2/MPa 進油腔壓 力 p1/MPa 輸入流量 qx 10-3/m3/s 輸入功 率 P/KW 計算公式 啟 動 2222.2 0.44 p1 - A| 快 進 加 速 1507.9 P1 + Ap 0.74 q = (A -人2戶1 恒 速 1111.1 P1 + Ap 0.66 0.35 0.23 P= pq 工進 34444.4 0.6 3.91 0.79X 10-2 0.031 F0 4P2A2 p1 - q = Au2 P= P2 啟 動 2222.2

13、 0.50 F 0 +P2 A1 p1 =A 快 退 加 速 1507.9 0.5 1.40 q = A2U3 恒 速 1111.1 0.5 1.31 0.45 0.59 P= P2 注：1. Ap為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取侔=0.5MPa。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為pi，無桿腔回油，壓力為P2。 第三章擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1 選擇基本回路 1)選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度 低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止 孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用 節(jié)流

14、調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 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、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量 與最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.79 x 10-2)、44 ;其相應(yīng)的 時間之比 (t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.仁0.13。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。考慮到前者流量突 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

15、動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。 (3) 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。考慮到從工進轉(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。 (4) 選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大 C 1廠2=0.07/(0.83X 10-3廠84)，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。 (5) 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。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢

16、流閥調(diào)定， 無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，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。 q o 5 0 a 2VA 2 10 12 1 11 圖2液壓缸工況圖 Z 1YA 2 組成液壓系統(tǒng) 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，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進時進、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。為了避免機床停止工作時回 路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了 一個單向閥13。考慮到這臺機床用于鉆孔(通孔與不通孔

17、)加工，對位置定位 精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓 力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 第五章計算和選擇液壓件 1. 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 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油， 由表7可知，液壓缸在工進時工 作壓力最大，最大工作壓力為p=2.86MPa如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選 取進油路上的總壓力損失刀？p=0.6MPa考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 pe=0.5MPa則小流量泵的最高工作壓力估算為 pp1 _ p 匚:p ：Pe =(2.86 0.6 0.5)Mpa =3.96Mpa 大流

18、量泵只在快進和快退時向液壓缸供油， 由表7可見，快退時液壓缸的工 作壓力為p1=1.40MPa比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥， 故其進油 路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失刀 ?p=0.3MPa則大流量泵的 最高工作壓力估算為 Pp2 一 p二：p =(1.40 - 0.3)Mpa =1.70Mpa (2) 計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 0.4X10-3 m3/s，若取回路泄 漏系數(shù)K=1.1，貝U兩個泵的總流量為 qp_Kq1=1.1 0.4 10”m3/s=0.44 10”m3/s = 26.4L/min 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/

19、min，工進時的流量為0.79X 10-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為 3.5L/min。 (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后 確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/r和26mL/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速 np=910r/min時，其理論流量分別為 5.5L/min 和24L/min，若取液壓泵容積效率 n=0.9,則液壓泵的實際輸出流量為 qp 二qp1 qp2 =(6 910 0.9/1000) 26 910 0.9/1000L/min = 5.0 2

20、1.3 = 26.3L/min 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率n P=0.8，這時液壓 泵的驅(qū)動電動機功率為 Ppqp KW = 0.94KW 1.70 106 26.3 10- 60 0.8 103 根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的丫90L 6型電動機，其額定功率 為1.1KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。 2. 確定其他元件及輔件 (1) 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 8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定 流量選取，調(diào)速閥4選用Q-6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/mi

21、n，小于本系 統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號 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/m in 額定壓 力 Pn/MPa 額定壓 降 ？ Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉 片泵 PV2R12-6 /26 5.0/21 .3 16 2 三位五 通電液 換向閥 70 35DY 100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C 100BH 100 6.3 0.3 4 調(diào)速閥 1 Q- 6B 6 6.3 5 單向閥 70 I 100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I 100B 100 6.3 0.2 7

22、 液控順 序閥 28.1 XY- 63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 1 B 10B 10 6.3 9 溢流閥 5.1 Y 10B 10 6.3 10 單向閥 27.9 I 100B 100 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU 80 X 200 80 6.3 0.02 12 壓力表 開關(guān) K 6B 13 單向閥 70 I 100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼 電器 PF B8L 14 注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為910r/min時的流量。 (2) 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量，與原定數(shù)值不同，

23、重新計算的結(jié)果如表9 所列。 表9各工況實際運動速度、時間和流量 快進 工進 快退 Ad +qp2) q =0.5L/mi n q1 =qp1 +qp2 Mi = (5.1 +27.9) L/min /響鏟伽in = (5.(3321.3) L/min = 26.3L/min 甸中 壓系統(tǒng)，a =57;高壓系統(tǒng)，a =612。現(xiàn)取a =6,得 V = : qpn =6 (5.5 24)L =177L 按JB/T7938-1999規(guī)定，取標準值 V=250L 第六章 液壓缸設(shè)計基礎(chǔ) 1.液壓缸的軸向尺寸 液壓缸軸向長度取決于負載運行的有效長度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動的極限距 離）、導向套長度、活塞

24、寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出 了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系。活塞寬度B二（，6 1.0）D?；钊行?行程L1取決于主機運動機構(gòu)的最大行程，L1 =0.10+0.02=0.12m。導向長度 20 2 20 2 缸筒長度 = (2030)D=25 110 = 2750mm 2.主要零件強度校核 1.缸筒壁厚S =4mm 式中：-缸筒壁厚（m ） Pe-實驗壓力Pe=（1.251.5）R,其中5是液壓缸的額定工作壓力 D-缸筒內(nèi)徑 D=0.11m L L缸筒材料的許用應(yīng)力。； -；b/n，- b為材料抗拉強度（MPa ,n 為安全系數(shù)，取n=5 對于P16MPa材料選4

25、5號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng) 6 =3.3mm PeD _ 1.5 4 100.11 2二一 2 100 106 因此滿足要求 2.缸底厚度S仁11mm （1）. 缸底有孔時: _0.433D2 =0.433 103.4 1.5 4 0.226 100 =23.069mm 其中 (2). D2 - d0 103.4-80 103.4 =0.226 mm 缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退; _0.433D2 Pe 刁 =0.433 103.4 1.5 4 106 100 106 -10.97mm 其中 D2 = D -2=110 - 2 3.3二 103.4mm 3. 桿徑d 4F Y Ji tr

26、式中F是桿承受的負載（N F=34444.4N是桿材料的許用應(yīng)力, J=100MPa 4 27850 6 0188m 二二 3.14 100 106 4. 缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1 di-嘗 5.2 1.5 27850 .3.14 6 100 106 =0.0107m 式中K- 擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5; F 缸筒承受的最大負載（N）; I-螺栓材料的許用應(yīng)力, Ls/n，口s為螺栓材料的屈服點 z 螺栓個數(shù)； (MPa，安全系數(shù) n=1.22.5 5. 液壓缸穩(wěn)定性計算 液壓缸承受的負載F超過某臨界值Fc時將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核: Fc nc 203.37 3 =

27、67.79N 式中 nc 穩(wěn)定性安全系數(shù)，nc = 2 -4，取nc=3; 由于缸筒固定活塞動， 由桿材料知硬鋼，因此 Fc rc 2 8 2 d 4 0.08 4 a l 1 () r丿 2 lc 1丄半)2 5000 0.02 = 2.13 106 N nc 2.13 106 3 = 0.71 106N 因此滿足穩(wěn)定性要求。 6. 液壓缸緩沖壓力 液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力Pc，當Pc值超過缸筒、缸底強度 計算的Pmax時，則以Pc取代Pmax。在緩沖時，緩沖腔的機械能力為Ee，活塞運 動的機械能為Ep?；钊跈C械能守恒中運行至終點。 Ec - PcAJc =p i A 11

28、 c Ec =Ep 式 1 mv 2 Aclc Ac緩沖腔中活塞有效面積（m2）; lc -緩沖行程長度（m）; m運動部件的總質(zhì)量（kg）; vc -緩沖運行的速度（ms）; Ff-所有緩沖過程中的摩擦 力（N） 通過驗算，液壓缸強度和穩(wěn)定性足以滿足要求。 第七章驗算液壓系統(tǒng)性能 1 .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，故只能先 按式估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和 局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不考慮。壓 力損失的驗算應(yīng)按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 1 .快進 滑臺快進時，液壓缸

29、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27.9L/min、通過電液換向閥2的流量是26.3L/min ,然后與液壓 缸有桿腔的回油匯合,以流量49.7L/min通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上, 總壓降為 冷=0.2 (100 吟0.3譽0.3賽2 = 0.11MPa 此值小于估計值0.5MPa,所以是安全的 2.工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2的流量是0.5L/min，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的流量是 0.24L/min、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

30、力損失為0.6MPa。通過順序閥 7的流量為（0.24+28.1） =28.34L/min，則在進油路上總的壓力損失為 P2 0 24 2 “(而).6 28 34 2 0.3 ()2 M Pa0.66M p a 63 此值與表4選取的背壓值基本相符。故可按表7的公式重新計算工進時液壓 缸進油腔的壓力p1,即 64 , F0 + p2A2 24444+0.66x10 x44.7x10一 p1462.88M p a 46 95 10一 10 A1一-6 此略高于表7數(shù)值2.86Mpa。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差.pe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓為 pp1 Pi =Pi =pe =2

31、.88 0.5 0.5 =3.88Mpa 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)。 和快退工況下的壓力損失計算如下： 3 .快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥 10的流量為27.9L/min、通過電液 換向閥2的流量為26.3L/min。在回油路上，油液通過單向閥 5、電液換向閥2 和單向閥13的流量都為56L/min,然后返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 Z. = p 0.2 （79）2 0.3 （蘭芻2 MPa =0.036Mpa _ 100 100 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。 在回油路上總的壓力損失為 二:P2=0.2 （竺）2 0.3 （竺）2 0.2 （竺）2 MPa =0.22Mpa _ 100 100 100 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 所以，快退時液壓泵的最大工作壓力 Pp應(yīng)為 Pp =以=1.40 0.036 = 1.44Mpa 7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)，因此大流量液壓泵卸荷的 1.44Mp