鉆鏜兩用組合機床機液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、攀 枝 花 學(xué) 院學(xué)生課程設(shè)計說明書題 目： 鉆鏜兩用組合機床機液壓系統(tǒng)設(shè)計 學(xué)生姓名： 李侃 學(xué) 號： 200910601046 所在院(系)： 機械工程學(xué)院 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 2009級機制1班 指 導(dǎo) 教 師： 張勇 職稱： 副教授2012年 6 月 15日攀枝花學(xué)院教務(wù)處制攀枝花學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計任務(wù)書注：任務(wù)書由指導(dǎo)教師填寫。攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 摘要摘 要鉆鏜組合機床是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系，結(jié)合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式，液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計在現(xiàn)代機械的設(shè)計工作中占有重要的地位。因此，液壓傳動課程是工科機

2、械類各專業(yè)都開設(shè)的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產(chǎn)實際有著密切的聯(lián)系。為了學(xué)好這樣一門重要課程，除了在教學(xué)中系統(tǒng)講授以外，還應(yīng)設(shè)置課程設(shè)計教學(xué)環(huán)節(jié)，使學(xué)生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計的技能和方法。液壓傳動課程設(shè)計的目的主要有以下幾點：1、綜合運用液壓傳動課程及其他有關(guān)先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際只是，進行液壓傳動設(shè)計實踐，是理論知識和生產(chǎn)實踐機密結(jié)合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深提高和擴展。2、在設(shè)計實踐中學(xué)習(xí)和掌握通用液壓元件，尤其是各類標(biāo)準(zhǔn)元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)設(shè)計技能，提高學(xué)生分析和嫁接生產(chǎn)實際問題的能力，為今后的設(shè)計工作打下良好的基礎(chǔ)。3、通過設(shè)

3、計，學(xué)生應(yīng)在計算、繪圖、運用和熟悉設(shè)計資料（包括設(shè)計手冊、產(chǎn)品樣本、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范）以及進行估算方面得到實際訓(xùn)練。關(guān)鍵詞 板料折彎機 ，液壓傳動系統(tǒng)，液壓傳動課程設(shè)計。攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） ABSTRACTABSTRACTVertical plate bending machine is a mechanical, electrical, hydraulic three closely linked, in combination with a complex. Hydraulic drive and mechanical drive, electric drive and tied f

4、or the three major traditional form, the design of hydraulic transmission system in modern machinery design work occupies an important position. Therefore," hydraulic" course for mechanical engineering major is an important course offering. It is not only a theory, but also with the actual

5、 production are closely linked. In order to learn such an important course, except in the teaching system teaching outside, still should set the curriculum design teaching, enable students to integrate theory with practice, to master the skills of design of hydraulic transmission system and method.H

6、ydraulic transmission course design the purpose of the following main points: In 1, the integrated use of hydraulic transmission course and other related courses of theoretical knowledge and practical production only, hydraulic transmission design practice, theory and practice are classified togethe

7、r, so that these knowledge get consolidate further, deepen the enhancing and expanding.2, in the design practice to learn and master the general hydraulic components, especially all kinds of standard components of the selection principles and circuit combination methods, training design skills, impr

8、ove students' analysis and grafting production actual problem ability, for the design of future work to lay a good foundation.3, by design, drawing, calculation, students should apply and be familiar with the design data ( including design, product samples, standards and norms ) and estimates of

9、 practical training.Key words sheet metal bending machine, hydraulic system, hydraulic transmission course design.攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 目錄目 錄摘要 ABSTRACT 1緒論 1 2設(shè)計的技術(shù)要求和設(shè)計參數(shù)2 3工況分析 33.1確定執(zhí)行元件 33.2分析系統(tǒng)工況 33.3負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 4 4確定系統(tǒng)主要參數(shù) 64.1初選液壓缸工作壓力 64.2確定液壓缸主要尺寸 64.3計算最大流量需求 7 5擬定液壓系統(tǒng)原理圖 95.1速度控制回路的選擇 95.2換

10、向和速度換接回路的選擇 95.3油源的選擇和能耗控制 105.4壓力控制回路的選擇 11 6液壓元件的選擇 136.1確定液壓泵和電機規(guī)格 136.2閥類元件和輔助元件的選擇 146.3油管的選擇 166.4油箱的設(shè)計 17 7液壓系統(tǒng)性能的驗算 207.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 207.2油液溫升驗算 22 結(jié)論 23 參考文獻 24 致謝 25攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 1 緒論1 緒論作為一種高效率的專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產(chǎn)中應(yīng)用廣泛。本次課程設(shè)計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計為例，介紹鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計方法和設(shè)計步驟，其中包括組合機床動力滑

11、臺液壓系統(tǒng)的工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇和確定輔助裝置、液壓系統(tǒng)的性能驗算以及液壓裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制工作圖及編制技術(shù)文件等。組合機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)計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應(yīng)用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍

12、。液壓系統(tǒng)由于具有結(jié)構(gòu)簡單、動作靈活、操作方便、調(diào)速范圍大、可無級連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應(yīng)用。液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺的直線運動和回轉(zhuǎn)運動，如圖1-1所示，如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止 快進I工進死擋鐵停留快退原位停止。圖1-1 組合機床動力滑臺工作循環(huán)1攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 2 設(shè)計的技術(shù)要求和設(shè)計參數(shù)2 設(shè)計的技術(shù)要求和設(shè)計參數(shù)工作循環(huán)：快進工進快退停止；系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導(dǎo)軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs = 0.2、fd = 0.1。2攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 3 工況分析3 工

13、況分析3.1確定執(zhí)行元件金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。3.2分析系統(tǒng)工況在對液壓系統(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) 工作負(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，即FW=18000N2) 慣性負(fù)載最大慣性負(fù)載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，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

14、速度為4.65m/min，因此慣性負(fù)載Fm=3) 阻力負(fù)載阻力負(fù)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。靜摩擦阻力 Ffj = fj×N=Ffs=0.2×16000=3200N動摩擦阻力 Ffd= fd×N=Ffs=0.1×16000=1600N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，如表2所示。3攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 3 工況分析注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。圖3-1 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負(fù)載循環(huán)圖圖3-1表明，當(dāng)組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負(fù)載力最大為217

15、78N，其他工況下負(fù)載力相對較小。3.3負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制所設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度V1=V3=4.65m/min、快進行程L1=449-189=260mm、工進行程L2=189mm、快退行程L3=400mm，工進速度V2=20120mm/min。根4攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 3 工況分析 據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖3-2所示。圖3-2組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖5攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 4 確定系統(tǒng)主要參數(shù)4 確定系統(tǒng)主要參數(shù)4.1初選液壓缸工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工

16、進時負(fù)載最大，其值為21778N，其它工況時的負(fù)載都相對較低，參考表11-2按照負(fù)載大小或按照液壓系統(tǒng)應(yīng)用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力p1=3MPa。4.2確定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 = 0.707D的關(guān)系。工進過程中，當(dāng)孔

17、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=0.8MPa。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大于無桿腔，估算時取p0.5MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值p2=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為F/m=A1p1-A2p2=A1p1-(A1/2)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

18、知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為6攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 4 確定系統(tǒng)主要參數(shù)21778A1=(F/hm)/(p1-p2/2)=0.0084m2（3-）1062液壓缸缸筒直徑為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=0.707×103.4=73.1mm，根據(jù)GB/T23481993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：A1=D2/4=3.140.112/4=9.510-3m2A2=(D2-d2)/4=4.

19、4810-3 m24.3計算最大流量需求工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為q快進 =（A1-A2）×v1=23.34 L/min工作臺在快退過程中所需要的流量為q快退 =A2×v2=20.83L/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進 =A1×v1=0.191.14L/min其中最大流量為快進流量為23.34L/min。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3所示。表3 各工況下的主要參數(shù)值7攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 4 確定系統(tǒng)主要參數(shù)把表3中計算結(jié)果繪制成工況圖，如圖

20、4-1所示。圖4-1 液壓系統(tǒng)工況圖8攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據(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。5.1 速度控制回路的選擇工況圖4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)

21、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。鉆鏜加工屬于連續(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。5.2 換向和速度換接回路的選擇所設(shè)計多軸鉆鏜床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量

22、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。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23.34 L/min降為0.191.14 L/min，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。9攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文）5 擬定液壓系統(tǒng)

23、原理圖a.換向回路 b.速度換接回路圖5-1 換向和速度切換回路的選擇5.3 油源的選擇和能耗控制表3表明，本設(shè)計多軸鉆鏜床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進、快退時的低壓大流量供油和工進時的高壓小流量供油兩種工況，若采用單個定量泵供油，顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。在液壓系統(tǒng)的流量、方向和壓力等關(guān)鍵參數(shù)確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達(dá)到節(jié)能和降低生產(chǎn)成本的目的。在圖4工況圖的一個工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸在快進和快退行程中要求油源以低壓大流量供油，工進行程中油源以高壓小流量供油。其中最大流量與最小流量之比qmax/qmin=23.34/0.1923.34/1.14=20.

24、47122.84，而快進和快退所需的時間t1與工進所需的時間t2分別為：上述數(shù)據(jù)表明，在一個工作循環(huán)中，液壓油源在大部分時間都處于高壓小流量供油狀態(tài)，只有小部分時間工作在低壓大流量供油狀態(tài)。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。如果采用單個定量泵供油方式，液壓泵所輸出的流量假設(shè)為液壓缸所需要的最大流量22.59L/min，假設(shè)忽略油路中的所有壓力和流量損失，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算為快進時: P=0.810623.3410-3/60=0.29Kw工進時

25、:P=pqmax=2.6710623.3410-3/60=1.038Kw快退時: P=1.6710623.3410-3/60=0.58Kw10攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖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算為快進時 P=0.810623.3410-3/60=0.29Kw工進時，大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此P=pqmax=2.671030.19/602.67103×1.14/60=0.00850.050Kw快退時

26、P=1.6710623.3410-3/60=0.58Kw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5-2所示。圖5-2 雙泵供油油源5.4 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、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設(shè)測壓點。將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。為了解決滑臺快進時回油路

27、接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥10，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥9起背壓閥的作用。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)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11?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）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6。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。11攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 在進油路上設(shè)有壓力表開關(guān)和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關(guān)控制即可。圖5-3 液壓系統(tǒng)原理圖12攀枝花學(xué)院本

28、科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇6 液壓元件的選擇本設(shè)計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)品進行選擇即可。6.1確定液壓泵和電機規(guī)格（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)圖4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

29、。對于調(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0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為 pp1=pmax+p損+p繼電器=(2.67+0.8+0.5)MPa=3.97MPa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0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：pp2=(p1+p損)=(2.28+0.5)MPa=2.78MPa。（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2

30、3.34 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：qp=1.123.34L/min=25.67L/min工作進給時，液壓缸所需流量約為0.191.14 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應(yīng)為3.194.14 L/min。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，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)計要求，因此選取PV2R12-6/26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=0.9，

31、則當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速n=940r/minvp13攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇 時，小泵的輸出流量為qp小=69400.9/1000=5.076 L/min該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。大泵的輸出流量為qp大=26×940×0.9/1000=21.996 L/min雙泵供油的實際輸出流量為qp=(6+26)9400.9/1000L/min=27.072 L/min該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。（3）電機的選擇由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.05MPa，流量為27.072L/min。取泵的總效率=0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機所需

32、的功率為： pP=ppqpp=2.2827.072KW=1.37KW 600.75p=1.5KW，n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，其額定功率額定轉(zhuǎn)速nn=940r/min。6.2 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)上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖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)小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中5個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。圖7中溢流閥2、背壓閥9

33、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)定工作進給過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14攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設(shè)計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術(shù)參數(shù)。2) 過濾器的選擇按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設(shè)計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動系

34、統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有q過濾器=q泵入2.5=(262.5)L/min=65L/min因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網(wǎng)式吸油過濾器，參數(shù)如表6所示。15攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇3) 空氣濾清器的選擇按照空氣濾清器的流量至少為液壓泵額定流量2倍的原則，即有q過濾器>2qp=227L/min=54L/min選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表7所示。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)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所

35、以應(yīng)對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表8所示。16攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇根據(jù)表8中數(shù)值，當(dāng)油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：d=2=2值18mm；=19.04mm，取標(biāo)準(zhǔn)d=2=13.85mm，取標(biāo)準(zhǔn)值15mm。 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18和15的無縫鋼管或高壓軟管。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。6.4油箱的設(shè)計1.油箱長

36、寬高的確定油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關(guān)文獻及設(shè)計資料，油箱的設(shè)計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按JB/T79381999標(biāo)準(zhǔn)估算，取=7時，求得其容積為V=qP=727.072L=189.5L按JB/T79381999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250L。V容量250V=312.5L=0.3125m3依據(jù) 0.80.8如果取油箱內(nèi)長l1、寬w1、高h(yuǎn)1比例為3：2：1，可得長為：l1=1107mm，寬w1=738mm，高為h1=369mm。對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分

37、別為：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為：長為：l=l1+2t=(1107+23)mm=1111mm寬為：w=w1+2t=738+23mm=744mm高為：h=(10+h+5+160)mm=(10+369+5+160)mm=544mm1為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為0.517攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇圖6-1 郵箱外形圖2.隔板尺寸的確定為起到消除氣泡和使油液中雜質(zhì)有效沉淀的作用，油箱中應(yīng)采用隔板把油

38、箱分成兩部分。根據(jù)經(jīng)驗，隔板高度取為箱內(nèi)油面高度的34，根據(jù)上述計算結(jié)果，隔板的高度應(yīng)為：h隔板=V30.253=mm=229mm L1W141.1070.7384隔板的厚度與箱壁厚度相同，取為3mm。圖6-2 油箱隔板3.各種油管的尺寸油箱上回油管直徑可根據(jù)前述液壓缸進、出油管直徑進行選取，上述油管的最大內(nèi)徑為20mm，外徑取為28mm。泄漏油管的尺寸遠(yuǎn)小于回油管尺寸，可按照各順序閥或液壓泵等元件上泄漏油口的尺寸進行選取。油箱上吸油管的尺寸可18攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 6 液壓元件的選擇 根據(jù)液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算。q泵入=qpv=32.994L/min=36.66L

39、/min 0.9取吸油管中油液的流速為1m/s?？傻茫篸=2=0.0265m=26.5mm 液壓泵的吸油管徑應(yīng)盡可能選擇較大的尺寸，以防止液壓泵內(nèi)氣穴的發(fā)生。因此根據(jù)上述數(shù)據(jù)，按照標(biāo)準(zhǔn)取公稱直徑為d=32mm，外徑為42mm。4.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)尺寸參考同類規(guī)格的油箱選取。在

40、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。19攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 7 液壓系統(tǒng)性能的驗算7 液壓系統(tǒng)性能的驗算7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值q整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故p=pr qr估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布局圖后，只能先按式加上管路的延程損失和布局損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)。管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。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

41、進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。由表7和表8可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min，通過電液換向閥2的流量是27.072L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.23L/min通過行程閥3并進入無桿腔。由此進油路上的總壓降為：2222227.07251.23pV=0.2 +0.5 +0.3 Mpa638063=(0.024+0.057+0.198)Mpa=0.279Mpa2 此值不大，不會使壓力閥開啟，幫能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。在回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是24.14L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流

42、入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力p2與無桿腔壓力p1之差。22224.1424.1451.23p=p2-p1=0.5 +0.2 +0.3 Mpa806363=(0.046+0.029+0.198)Mpa=0.273Mpa此值小于原估計值0.5MPa(見表3)，所以是安全的。2. 攻進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，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20攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 7 液壓系統(tǒng)性能的驗算2、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處的壓力損失為0.5MPa。通過順序閥7的流量為（0.24+22）=22.24L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力p2為：220.2422.24p2=0.5 +0.5+0.3 Mpa=0.537Mpa8063可見，此值略大于原估計值0.8MPa。故可按表3中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力p1，即F'+p2A222778+0.53710644.810-4p1=Mpa=2.42Mpa-46A195.01010此值與表3中數(shù)值 2.67 MPa相近?？紤]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pp1A應(yīng)為：20.5>p1+p1+pe=2.42+0.5 +0.5+0.5Mpa=3.