專用鉆床液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、 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(xué)生姓名：學(xué)生姓名： 黃金銘黃金銘 季相馳季相馳 湯金龍湯金龍 潘亞騏潘亞騏 王哲王哲 班班 級：級： 機(jī)檢機(jī)檢 10121012 學(xué)學(xué) 院：院： 機(jī)械工程學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院 專專 業(yè)：業(yè)： 機(jī)械維修及檢測技術(shù)教育機(jī)械維修及檢測技術(shù)教育 指導(dǎo)教師：指導(dǎo)教師： 鄧三鵬鄧三鵬 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(xué)天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué) 課課 程程 設(shè)設(shè) 計計 任任 務(wù)務(wù) 機(jī)械工程 學(xué)院 機(jī)檢 1012 班 學(xué)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2013

2、 年 1 月 7 日至 2013 年 1 月 12 日 二、同組同學(xué)： 黃金銘 季相馳 潘亞騏 湯金龍 王哲 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(xué)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(jī)構(gòu)，運(yùn)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(yùn)用有關(guān)國家標(biāo)準(zhǔn)，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(jìn) -工作 -快退 -停止（卸荷） ”的工作循環(huán)。 設(shè)計參數(shù) 學(xué)號尾數(shù) 0 切削阻力 Ft(KN)

3、17 運(yùn)動部件重力G(KN) 9 快進(jìn)、快退速度V（m/min） 5.6 往復(fù)運(yùn)動加減速時間t（S） 0.3 工進(jìn)速度 V2(m/min) 1 工進(jìn)行程 s1（mm） 128 快進(jìn)行程 s2（mm） 388 動摩擦系數(shù) fd 0.1 靜摩擦系數(shù) fs 0.2 機(jī)械效率m 0.95 3 設(shè)計要求： （1）負(fù)載分析，繪制負(fù)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。 4 完成時間(進(jìn)度計劃) 序號課程設(shè)計階段性工作及原理時間安排 1明確課題技術(shù)要求及內(nèi)容、收集相關(guān)技術(shù)資料12

4、 月 31 日 2擬定系統(tǒng)方案，系統(tǒng)分析、系統(tǒng)估算1 月 1 日 3系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計、調(diào)試與仿真、匯總論文內(nèi)容1 月 3 日 4液壓系統(tǒng)設(shè)計、計算及液壓執(zhí)行裝置結(jié)構(gòu)裝配圖1 月 4 日 5纂寫論文、整理論文1 月 5 日 6 答辯 1 月 7 日 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.2 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.4 3.1 供油方式.4 3.2 調(diào)速方式的選擇.4 3.3 速度換接方式的選擇.5 3.4 繪制液壓系統(tǒng)圖.5 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.7 4.1 工作壓力 P 的確

5、定.7 4.2 液壓缸的主要尺寸的確定.7 4.3 穩(wěn)定速度的驗算.9 4.4 計算在各工作階段液壓缸的所需流量.10 4.5 液壓泵的選擇.11 4.6 電動機(jī)的選擇.12 4.7 液壓閥的選擇.13 4.8 液壓油管的設(shè)計.13 4.9 油箱容量的選擇.13 五、液壓系統(tǒng)性能驗算液壓系統(tǒng)性能驗算.14 5.1 壓力損失的驗算.14 5.2 系統(tǒng)溫升的驗算.16 六、液壓缸裝配圖及參數(shù)液壓缸裝配圖及參數(shù).17 6.1 液壓缸裝配圖.17 6.2 液壓缸參數(shù).17 七、總結(jié)及感想總結(jié)及感想.18 八、參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn).19 一、前言一、前言 液壓傳動是一門新的學(xué)科，雖然從 17 世紀(jì)中葉帕斯卡

6、提出靜壓傳動原理，18 世紀(jì) 末英國制成世界上第一臺水壓機(jī)算起，液壓傳動技術(shù)已有二三百年的歷史，但直到 20 世紀(jì) 30 年代它才較普遍地用于起重機(jī)、機(jī)床及工程機(jī)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(jī)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(jī) 及自動生產(chǎn)線。 20 世紀(jì) 60 年代以后，液壓技術(shù)隨著原子能、空間技術(shù)、計算機(jī)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(dāng)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

7、液壓系統(tǒng)的計算機(jī)輔助設(shè)計（CAD） 、計算機(jī)輔助測試（CAT） 、計算機(jī)直接控 制（CDC） 、機(jī)電一體化、可靠性技術(shù)等方面也是當(dāng)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(jī)床和鍛壓設(shè)備，后來又用于拖拉機(jī)和工程機(jī)械上。 我國在從國外引進(jìn)一些液壓元件、生產(chǎn)技術(shù)的同時，也進(jìn)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(jī)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(yùn)動和力的傳遞的一 種的傳動方式?，F(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(biāo)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

8、經(jīng)久耐用，高度集成化等方面取得了重大進(jìn)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(jī)構(gòu)簡單、工作可靠、使用和維修方便等特點(diǎn)。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(jī)床，可在較寬范圍內(nèi)進(jìn) 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(jìn)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(jìn)行設(shè)計。 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(yùn)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(fù)載并繪制負(fù)載圖。 液壓缸所受外負(fù)載 F 包括三種類型，即： (2

9、-1) afw FFFF 式中 工作負(fù)載，對于金屬切削機(jī)床來說，即為沿活塞運(yùn)動方向的切削力， w F 在本設(shè)計中為 17000； w FN 運(yùn)動部件速度變化時的慣性負(fù)載； a F 導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載，啟動時為靜摩擦阻力，對于平導(dǎo)軌可由下式得： f F f F (2-2)( rnf FGfF 式中 運(yùn)動部件重力；G 垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)載，本設(shè)計中為零； rn F 導(dǎo)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

10、 g G a F 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(fù)載，見表 2-1，并畫出如圖 2-2 所 示的負(fù)載循環(huán)圖 圖 2-2 負(fù)載循環(huán)圖 表表 2-1 工作循環(huán)各階段的外負(fù)載工作循環(huán)各階段的外負(fù)載 工作循環(huán)外負(fù)載NF工作循環(huán)外負(fù)載NF 啟動、加速 af FFF 2086工進(jìn) faw FFF 17900 快進(jìn) F fa F 900快退 F fa F 900 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(jī)床

11、在工作進(jìn)給時負(fù)載較大，速度較低；而在快進(jìn)、快退時負(fù)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(fù)載特性、液壓缸 活 塞桿的運(yùn)動情況和調(diào)速范圍以及經(jīng)濟(jì)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(fù)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

12、調(diào)速回路 簡式節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)帶壓力補(bǔ)償閥的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 主要 性能 進(jìn)油節(jié)流及 回油節(jié)流 旁路 節(jié)流 調(diào)速閥在 進(jìn)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(dá) 流量 適應(yīng) 功率適應(yīng) 速度 剛度 差很差好較好好 負(fù)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 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。

13、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(jìn)入系 統(tǒng)的油液根據(jù)被保護(hù)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(diǎn)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 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

14、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(jī) 9油箱 10過濾器 表表 3-2 電磁鐵動作順序表電磁鐵動作順序表 1YA2YA3YA 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 注：“+”表示得電， “”表示失電。 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(fù)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(fù)載的大小來選定工作壓力或往返運(yùn)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

15、從 GB234880 標(biāo)準(zhǔn)中選取最近的 標(biāo)準(zhǔn)值作為所設(shè)計的缸筒內(nèi)徑。 根據(jù)負(fù)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(jī)床類型或負(fù)載的大小來確定； 1 F最大作用負(fù)載。 max 負(fù)載圖知最大負(fù)載為 17900，查表可取為 0.5，為 0.95，考慮到快FN 2 pMPa cm 進(jìn)、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(biāo)準(zhǔn)系列直

16、徑 D=100mm。 （2）活塞桿外徑）活塞桿外徑d d 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（1.251.5）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，

17、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(jìn)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(jī)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(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)度要求可用下列兩式進(jìn)行近似計算。 無孔時 ，取 t=1

18、0mm. 2 433 . 0 t y p D 有孔時 ,取 t=18mm. ）（ 02 2 d-D D 2 433 . 0 t 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(dǎo)向長度的確定）最小導(dǎo)向長度的確定 對一般的液壓缸，最小導(dǎo)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 2030 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

19、： 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(dǎo)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(dǎo)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 (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

20、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(qiáng)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(xué)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(jìn)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

21、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(dá)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(jìn)快進(jìn) vdq 2 4 6 . 5)107( 4 22 minL54.211054.21 3 工進(jìn)工進(jìn) vq 2 D 4 min/85 . 7 11 . 0 4 2 L 快退快退 ）（vdDq 22 4 6 . 5)07. 01 . 0( 4 22 minL42.221042.22 3

22、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(jìn)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(fù)載大小選取液壓缸工作壓力為 1 p 3MPa； 進(jìn)油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取 0.20.5，復(fù)雜p a MP 系統(tǒng)取 0.51.5，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

23、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 . 125. 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 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(jìn) max )(q 行工作，尚需加溢流閥的最小溢流量 23；minL 泄露系數(shù)，一般取=1.11.3，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

24、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(jī)的選擇電動機(jī)的選擇 首先分別算出快進(jìn)與共進(jìn)兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機(jī) 規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進(jìn)時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當(dāng)流量在 0.21范圍內(nèi)時，可取。同時還應(yīng)注意到，為了使所選則的電動minL0.1403 . 0 機(jī)在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點(diǎn)時不致停轉(zhuǎn)，需進(jìn)行驗算，即： （4-6） n pB P qp 2 式中 所選電動機(jī)額定功率； n P

25、 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(jìn)時的功率，快進(jìn)時的外負(fù)載為 900N，進(jìn)油路的壓力損失定為 0.3 ，由式（3-6）可得： a MP ap MPp52 . 0 3 . 010 07 . 0 4 900 6 2 快進(jìn)時所需電動機(jī)功率為： kW qp P pp 27 . 0 7 . 060 54.2152 . 0 工進(jìn)時所需電動機(jī)功率為： kW qp P pp 65 . 0 7 . 060 85 . 7 5 . 3 查閱電動機(jī)產(chǎn)品樣本，選用 Y90S-4 型電動機(jī)，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

26、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(jì)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 34E125B 4單向調(diào)速閥25LCA6-10 5二位四通電磁閥25 24E125B 6壓力表開關(guān)3KB-C6 7過濾器25 WU25*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?，F(xiàn)取油管內(nèi)徑 d 為 12mm。 4.9 油箱容量的選擇油箱容量的選擇

27、本例為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的 57 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(jìn)，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 LHL32 液壓油，考慮到油的最低溫度 為 15，查得 15時該液壓油的運(yùn)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(jìn)油路壓力損失 運(yùn)動部件進(jìn)給時的最大速度為 1m/min，進(jìn)給時的最大流量為 7.85L/min，則液壓油在 管內(nèi)流速 v1

28、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 Re12300，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(jìn)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 34E125B 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

29、部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失 a15 . 0 )05 . 0 1 . 0( 101010 666 21111 PPPP 2）工作進(jìn)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 面積為無桿腔的工作面積的 1/2，則回油管道的流量為進(jìn)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 2

30、4E125B 的壓力損失，換向閥 34E125Ba025 . 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(jìn)時的壓力損失。快進(jìn)時液壓缸為差動連接，自匯流點(diǎn) A 至液壓缸進(jìn)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

31、，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 s/cm332 6014. 3 5 . 224 4 q v2 2 . 1 10 d 2 3 2 Re2=256 5 . 1 2 . 1332 v

32、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： 34E125B 的壓力損失a17 . 0 10 6 12 PP 24E125B 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

33、。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(jìn)時的發(fā)熱量最大，工進(jìn)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 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