液壓系統(tǒng)工況分析

1、液壓系統(tǒng)工況分析摘要：本文首先對液壓系統(tǒng)進行工況分析，通過分析計算，繪制速度、負載循環(huán) 圖，初步選定液壓缸工作壓力，并計算加緊液壓缸和工作缸尺寸以及各階段流經(jīng) 液壓缸的流量；其次根據(jù)液壓系統(tǒng)供油方式、調(diào)速方式、速度換接方式以及加緊 回路的選擇擬定液壓系統(tǒng)圖，并且對系統(tǒng)工作狀態(tài)分析；再次通過對流通各元件 的的流量的計算，合理選擇液壓系統(tǒng)元件；最后通過對壓力損失和系統(tǒng)升溫的驗 算，對液壓系統(tǒng)進行性能分析，達到要求。關(guān)鍵詞：工況分析；液壓系統(tǒng)原理圖；液壓泵；液壓閥；壓力損失Abstract ： According to the requirements of the mission statemen

2、t title, the first condition of the hydraulic system analysis, through analysis and calculation, rendering speed, duty cycle graph, the initial selection of hydraulic cylinders working pressure, and calculated to intensify the work of hydraulic cylinders and cylinder size and flow of the various sta

3、gesThe hydraulic cylinder of the flow; second oil hydraulic system according to mode, speed mode, the speed-for-access approach and the choice of stepping up the development of hydraulic system circuit diagram and working status of the system; once again flow through various components of the flow C

4、alculation , a reasonable choice of hydraulic system components; last through the pressure loss and temperature of the checking system, hydraulic system performance analysis, meet the requirements.Key words: Engineering Analysis; hydraulic system diagram; hydraulic pump;hydraulic valve; pressure los

5、s目錄1 序 言2 設(shè)計 的 技術(shù)要 求 和設(shè)計 參數(shù)3 工況 分析3.1 確 定 執(zhí)行 元 件3.2 分析系統(tǒng) 工況3.3 負載循環(huán) 圖和速度循環(huán)圖的繪制3.4 確 定 系 統(tǒng) 的 主 要 參 數(shù)3.4.1 液 壓缸 的設(shè) 計3.4.2 計算液壓缸工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功 率3.5 擬定液壓 系統(tǒng)原理圖3.5.1 確定 液壓 傳動 系統(tǒng) 的類型3.5.2 速度 控制 回路 的選 擇3.5.3 換 向和 速度 換接 回路 的選 擇3.5.4 油源 的選 擇和 能耗 控制3.5.5 壓力 控制 回路 的選 擇3.6 液壓元件 的選擇3.6.1確定液壓泵和電機規(guī)格3.6.2閥類元件和輔助元件

6、的選擇3.6.3油管的選擇3.6.4油箱的設(shè)計3.7 液壓系統(tǒng) 性能的驗算3.7.1估算系統(tǒng)的效率3.7.2系統(tǒng)發(fā)熱和溫升驗算3.8 液壓元件 的清洗3.9 常見故障 及排除方法1序言液壓傳動相對于機械傳動來說是一門新技術(shù)，液壓傳動系統(tǒng)由液壓泵、 閥、執(zhí) 行器 及輔 助件 等液 壓元 件 組成。液 壓傳 動原理是 把液壓泵 或原動機 的 機械能轉(zhuǎn)變?yōu)橐簤耗埽?后通過控制、調(diào) 節(jié)閥和液壓執(zhí)行器，把 液壓能轉(zhuǎn)變 為機械能，以驅(qū)動工作機構(gòu)完成所需求的各種動作。液 壓 傳 動 技 術(shù) 是 機 械 設(shè) 備 中 發(fā) 展 速 度 最 快 的 技 術(shù) 之 一 ，其 發(fā) 展 速 度 僅 次 于電子技術(shù)，特 別

7、是近年來液壓與微電子、計 算機技術(shù)相結(jié)合，使 液壓技術(shù) 的發(fā)展進入了一個新的階段。從 70 年代開始，電子學(xué)和計算機進入了液 壓 技術(shù)領(lǐng)域，并 獲得了重大的效益。例 如在產(chǎn)品設(shè)計、制 造和測試方面，通 過 利用計算機輔助設(shè)計進行液壓系統(tǒng)和元件的設(shè)計計算、性 能仿真、自 動繪圖 以及數(shù)據(jù)的采取和處理，可 提高液壓產(chǎn)品的質(zhì)量、降 低 成本并大大提高交貨 周期。總 之 ，液 壓技 術(shù)在與微 電子技 術(shù)緊 密結(jié) 合后 ，在 微計算機 或微處理 器 的控制下，可 以進一步拓寬它的應(yīng)用領(lǐng)域，使 得液壓傳動技術(shù)發(fā)展成為包括 傳動、控 制 、檢 測在 內(nèi)的一門 完整的 自動 化技 術(shù)，使 它 在國民經(jīng) 濟的各

8、方 面 都得到了應(yīng)用。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，介紹該組 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 壓元件的選擇以 及系統(tǒng)性能驗算等。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。組合機床通常采用多軸、 多 刀 、多 面 、多 工 位 同 時 加 工 的 方 式 ，能 完

9、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 。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

10、快進I工進II工進 死擋停留T快退T原位停止。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。表1 設(shè)計參數(shù)參數(shù)數(shù)值切削阻力（N ）15000滑臺自重（N）22000快進、快退速度（m/min）5工進速度（mm/mi n）100最大行程（mm）350工進行程（mm）200啟動換向時間（s）0.1液壓缸機械效率0.93. 工況分析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

11、時，本設(shè)計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，其他負載可以忽略。（1）工作負載Fw工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，即沿 液壓缸軸線方向的力為工作負載，即Fw=15000N（2）慣性負載Fm最大慣性負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。已知加減速時間為0.1s，工 作臺最大移動速度，即快進、快退速度為5m/mi n，因此慣性負載可以表示(3) 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。靜摩擦阻力 Ffj = f j x N=FfS 0.2

12、 22000 4400 N動摩擦阻力 Ffd= f d x N = Ffd 0.1 22000 2200N根據(jù)上述負載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力 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載(單位：N)工況負載組成負載值F液壓缸推力F'=F/ m起動F = Ffs4400 N4889 N加速F = Ffd + Fm4071 N4523 N快進F =Ffd2200 N2444 N工進F = Ffd + Ft17200 N19111 N反向起動F = FfS4400 N4889 N加速F = Ffd + Fm4071 N4523 N快退F =Ffd

13、2200 N2444 N注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響3.3負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制根據(jù)表2中計算結(jié)果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如 圖2所示。圖2組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖圖2表明，當(dāng)組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為 19111N，其他工況下負載力相對較小。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 1 3 5 m/min 、 快 進 行 程l1350 200150 mm、工進行程|2200 mm、快退行程l3350 mm，工進速度2 100 mm/min 。根 據(jù)上

14、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 所 示 。圖 3 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖3.4 確定系統(tǒng)的主要參數(shù)3.4.1 液壓缸的設(shè)計 液壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，它是一種把液體的壓力能轉(zhuǎn)換為機械能的能量轉(zhuǎn) 換裝置。液壓缸在液壓系統(tǒng)中的作用是將液壓能轉(zhuǎn)變成機械能，使機械實現(xiàn)直線往復(fù)運 動或小于 360 的往復(fù)擺動運動。液壓缸結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，在液壓系統(tǒng)中得到了廣泛 的應(yīng)用。1. 液壓缸常用類型隨著液壓技術(shù)的飛速發(fā)展和普遍應(yīng)用， 液壓缸的類型也逐漸繁多。液壓 缸可分為推力液壓缸和擺動液壓缸，推 力液壓缸又可以分為活塞缸、柱 塞缸 兩類，活 塞缸和柱

15、塞缸的輸入為壓力和流量，輸 出為推力和速度。本設(shè)計課 題為組合機床液壓機，專門傳遞推力，屬 于中壓缸。柱塞缸只能實現(xiàn)一個方 向的運動，反 向運動要靠外力。通 常成對反向布置使用，這種液壓缸中的柱 塞和缸筒不接觸，運動時由缸蓋上的導(dǎo)向套來導(dǎo)向，不 但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且動 作不夠靈敏，不 能滿足本設(shè)計的要求；雙 作用單活塞桿液壓缸結(jié)構(gòu)簡單，制 造便宜，容易操作，安 裝面積小，可以滿足力和運動的要求。綜上所述，液 壓缸選用單作用活塞缸。雙 作用單活塞桿液壓缸的活塞 、活 塞桿和導(dǎo)向套上 都裝有密封圈，因 而液壓缸被分隔為兩個互不相通的油管，當(dāng) 活塞腔通入高 壓油而活塞桿腔回油時可實現(xiàn)工作進程，當(dāng)從反方向

16、進油和回油時可實現(xiàn)快 速回程。2. 初選 液壓缸的工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大， 其值為 19111N ， 其它工況時的 負載都相對較低，參考第 2章表 3和表 4按照負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 。3. 確定 液壓缸的主要尺寸由 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

17、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a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 = 0.707 D 的關(guān)系。工 進過程中，當(dāng) 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)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 。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負載力m 液 壓 缸 機 械 效 率A1 液壓 缸無 桿腔 的 有效作

18、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)已知參數(shù)， 液壓 缸無 桿腔 的有 效作 用面 積可計算為液壓 缸缸筒直 徑為根據(jù)無桿 腔面 積和有桿 腔面 積的 關(guān)系式 A1 2A2， 即缸筒和活塞桿 直徑之 間的 關(guān)系 d = 0.707 D， 可求得液 壓缸 活塞桿直徑為 d=0.7079.68=6.84cm, 根據(jù) GB/T2348-1993 ，將 液 壓缸 的 內(nèi) 徑和 活塞 桿 直徑 分別 圓整 到相 近的 標準 值 為 ： D=100mm ， d=80mm 。根據(jù)圓整后的 液 壓缸 內(nèi)徑和活塞桿 直徑， 可得液壓

19、缸 無 桿腔 面積 和有 桿 腔的實際有效工作面積分別為3.4.2 計算液壓 缸工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率根據(jù)液壓 缸的 負 載 循環(huán)圖和速度循環(huán)圖及液 壓缸 的有 效工 作面 積，可以 計 算出液壓 缸在工 作循環(huán)各個階段的 壓力 、流 量和功率 。當(dāng) 液壓 缸做差動連 接快進時，由 于管路中 有 壓力 損失，液 壓缸 有 桿腔 中的 壓力 必須大于無桿 腔 中 的 壓 力 ， 此 處 選 管 路 壓 力 損 失 p 0.5MPa ， 則 有 桿 腔 壓 力 為P2 Pi p Pi 0.5。液壓缸工進時回油腔中的背壓P2 0.8MPa ,快退時回油 腔中的背壓Pi 0.5MPa。 液壓

20、缸差動連接快進時，其無桿腔進油壓力、輸入流量、輸入功率和有桿 腔壓力分別為 工進階段液壓缸的進油壓力、輸入流量、輸入功率和有桿腔壓力分別為 液壓缸快退時無桿腔壓力、輸入流量、輸入功率和有桿腔壓力分別為根據(jù)上述液壓缸各個工作階段的壓力、流量和功率的計算結(jié)果，可繪制出液 壓缸的工況圖，如圖4所示。，加！I ! |： Z.7S5IIr 丁 H rm圖4 液壓系統(tǒng)工況圖3.5擬定液壓系統(tǒng)原理圖液壓傳動系統(tǒng)的草圖是從液壓系統(tǒng)的工作原理和結(jié)構(gòu)組成上來具體體現(xiàn) 設(shè)計任務(wù)所提出的各項要求，它包括三項內(nèi)容：確定液壓傳動系統(tǒng)的類型、 選擇液壓回路和組成液壓系統(tǒng)。確定液壓傳動系統(tǒng)的類型就是在根據(jù)課題提 供的要求下，

21、參照立式組合機床液壓系統(tǒng)的具體特點，選擇適合的系統(tǒng)類型。 選擇液壓回路就是在根據(jù)課題提供的要求和液壓傳動系統(tǒng)具體運動特點，選 擇適合本課題的液壓回路。組成液壓系統(tǒng)就是在確定各個液壓回路的基礎(chǔ) 上，將各個液壓回路綜合在一起，根據(jù)課題的實際要求，對液壓系統(tǒng)草圖進 行適當(dāng)?shù)恼{(diào)整和改進，最終形成一個合理有效、符合課題設(shè)計要求的液壓傳 動系統(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)

22、簡單，成 本低，節(jié) 約能 源，工作可靠。3.5.1 確 定 液 壓傳 動系 統(tǒng)的 類 型液 壓 傳 動 系 統(tǒng) 的 類 型 究 竟 采 用 開 式 還 是 采 用 閉 式 ，主 要 取 決 于 它 的 調(diào) 速 方式和散熱要求。一 般的設(shè)計，凡 具備較大空間可以存放油箱且不另設(shè)置散 熱裝置 的系統(tǒng)，要 求盡可能簡單的系統(tǒng) ，或采用節(jié)流 調(diào)速或容積 - 節(jié)流調(diào) 速的系統(tǒng)，都宜采用開式。在開式回路中，液壓泵從油箱吸油，把 壓力油輸 送給執(zhí)行元件，執(zhí) 行元件排出的油則直接流回油箱。開 式回路結(jié)構(gòu)簡單，油 液能得到較好的冷卻，但油箱的尺寸大，空 氣和贓物易進入回路；凡容許采 用輔助泵進行補油并通過換油來

23、達到冷卻目的的系統(tǒng)，對工作穩(wěn) 定和效率有 較高要求的系統(tǒng)，或采用容積調(diào)速的系統(tǒng)都宜采用閉式。在 閉式回路中，液 壓泵的 排油管直 接 與執(zhí) 行元 件的 進油 管相 連，執(zhí)行元件 的回油管 直接與液 壓 泵的吸油管相連，兩者形成封閉的環(huán)狀回路。閉 式回路的特點是雙向液壓泵 直接控制液壓缸的換向，不需要換向閥及其控制回路，液壓元件顯著減少， 液壓系統(tǒng)簡單，用 油不多而且動作迅速，但 閉式回路也有其缺點，就是回路 的散熱條件較差，并 且所用的雙向液壓泵比較復(fù)雜而且系統(tǒng)要增設(shè)補、排 油 裝置，成本較高，故應(yīng)用還不普遍。本課題設(shè)計的液壓傳動系統(tǒng)類型采用開式液壓系統(tǒng)，系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡單。3.5.2 速度控制

24、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)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 在負載突變 的可能，因此考慮在工作進

25、給過程中采用具有壓差補償 的進口調(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。3.5.3 換向回路 和速度換接回路的選擇所設(shè) 計多 軸鉆 床液 壓系 統(tǒng)對 換向 平穩(wěn) 性 的要 求不 高，流 量不 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 液 動 換 向 閥 。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 25.08L/min 降為 0.785 L/min ， 可選 二位

26、 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。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。3.5.4 油源的選 擇和能耗控制本 設(shè) 計 多 軸 鉆 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

27、少的能量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達 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/qmin25.08/0.78532 ,而快進和快退所需的時間J與工進所需的時間t2分別為：6st2 (l2 / 2) (60 200) / (0.1 1000) 120s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

28、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， 工進時， 大泵卸 荷， 大泵 出 口供 油壓 力幾 近于 零。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 6 所 示。圖 5 雙 泵 供

29、 油油 源3.5.5 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 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 8，以

30、阻 止 油 液在 快 進 階段 返 回 油箱 。 同 時 閥 7 起 背 壓 閥 的作 用 ?？?慮 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 16。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。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6 液壓系統(tǒng)原理圖(1) 快進進油路：濾油器1 一雙聯(lián)葉片泵2-單向閥3一管路5-電液動換向閥6的

31、P 口到A 口 管路11、12 行程閥18 管路19 液壓缸20左腔回油路：液壓缸20右腔-管路21 -電液動換向閥6的B 口到T 口 -油路9單向閥10 油路12 行程閥18 管路19 液壓缸20左腔(2) 第一次工進進油路：濾油器1 -雙聯(lián)葉片泵2-單向閥3-電液動換向閥6的P 口到A口 油路11 調(diào)速閥13 電磁換向閥15 油路19 液壓缸20左腔回油路：液壓缸20右腔-油路21 -電液動換向閥6的B 口到T 口 -管路9順序閥8背壓閥7油箱(3) 第二次工進進油路：濾油器1 一雙聯(lián)葉片泵2-單向閥3-電液動換向閥6的P 口到A 口 油路11 調(diào)速閥13 調(diào)速閥14 油路19 液壓缸20

32、左腔 回油路：液壓缸20右腔-油路21 -電液動換向閥6的B 口到T 口 -管路9 -順序閥 8-背壓閥 7-油箱（4）快 退進油路： 濾油器 1-雙聯(lián)葉片泵 2-單向閥 3-油路 5-電液動換向閥 6 的 P 口到B 口 -油路21 -液壓缸20右腔回油路： 缸 20 左腔-油路 19-單向閥 17-油路 12-電液動換向閥 6 的 A 口到T 口 油箱3.6 液 壓元件 的 選擇 本設(shè)計所使用液壓元件均為標準液壓元件，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。3.6.1 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

33、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p12.72MPa。此時缸的輸入流量較小，故泵至液壓缸間的進油路壓力損失估取為p 0.8MPa。根據(jù)式Ppi p p ,算得小流量泵的最高工作壓 力 pp1 為pp1 =2.72+0.8=3.52MPa大流量泵僅在快進和快退時向液壓缸供油， 由工況圖可知快退時液壓缸 的工作壓力比快進時大，取進油路壓力損失為p 0.5MPa,則大流量泵的最高 工 作 壓 力 p p2 為pp2 =2.25+0.5=2

34、.75MPa（2）確定液壓泵的流量在整個工作循環(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 25.08 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：工作進給時，液壓缸所需流量約為 0.785 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 3.79 L/min 。（3）確定液壓泵的規(guī)格根據(jù)上述計算的液壓泵的最高工作壓力和流量，確定YB,型雙聯(lián)葉片 泵能夠滿足上述設(shè)計要求，因此選用YBi型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為 V 4mL/

35、r，大泵的排量為V? 32mL/r，若取液壓泵的容積效率v =0.9，則當(dāng) 泵的轉(zhuǎn)速n =960r/min 時，小泵的輸出流量為P該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。大泵的輸出流量為雙泵供油的實際輸出流量為該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需求。表3 液壓泵參數(shù)元件名稱估計流量L/min 1規(guī)格額定流量L/min 1額定壓力MPa型號雙聯(lián)葉片泵(3.5+27.6)最高工作壓力為21MPa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2.75MPa ， 流量為31.104L/mi n 。取泵的總效率 0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功P率為：根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取丫112

36、M-6型電動機，其額定功率p 2.2KW，額定轉(zhuǎn)速 n 940r / min。nn3.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇圖6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6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6中4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6中溢流閥22、背壓閥7和順序閥8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22的作用是調(diào)定工作

37、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8用于使大流量液壓泵卸荷，因此應(yīng)選擇外控式。 背壓閥7的作用是實現(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)。表4閥類元件的選擇序號元件名稱最大通過流量/(L/min)型號1雙聯(lián)葉片泵31.104YB1-4/322溢流閥3.456Y-10B3單向閥27.648I-63B4單向閥3.456I-10B5三位五通電液動換向閥86.2835DY-100BY6調(diào)速閥0.785Q-6B7行程閥48.622C-1

38、00BH8單向閥86.28Y-100B9順序閥27.648XY-63B10背壓閥<1B-10B11壓力繼電器DP1-63B12壓力表開關(guān)KF3-E3B2. 過濾器的選擇取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設(shè)計的組合機床液壓系統(tǒng)為 普通的液壓傳動系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網(wǎng)式吸油過濾器，參數(shù)如表5所示。表5 通用型WU系列網(wǎng)式吸油中過濾器參數(shù)型號通徑mm公稱流量過濾精度尺寸M ( d)HDWU 100100-J321001001533. 空氣濾清器的選擇選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表6所示表6 液壓空氣濾清器參數(shù)型號過 濾 注 油 口 徑

39、mm注油 流量L/min空氣流量L/min油過 濾面 積L/minA mmB mma mmb mmc mm四 只 螺 釘 均 布mm空 氣 過 濾 精 度mm油 過 濾 精 度mE F2-32321410512010050475964M580.279125注：液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求進行調(diào)節(jié)4. 液壓工作介質(zhì)的選擇考慮到液壓系統(tǒng)內(nèi)部的需要及工作環(huán)境的需求，選用礦油型液壓油。根 據(jù)液壓系統(tǒng)的最高工作壓力及使用溫度，選用普通液壓油。工作介質(zhì)污染的來源：系統(tǒng)內(nèi)部殘留、系統(tǒng)外界侵入、系統(tǒng)內(nèi)部生成?？刂拼胧褐圃煲簤涸o件及油路塊要加強工序之間的清洗、去毛刺， 防止零件落地、磕碰；裝配前要認真清

40、洗零件；存放油液的器具要放置在涼 爽干燥處；系統(tǒng)漏油未經(jīng)沉淀不得返回油箱；在系統(tǒng)的適當(dāng)部位設(shè)置具有一 定過濾精度和一定容量的過濾器。363油管的選擇1. 管路、管接頭的選擇管件包括管道和管接頭。液壓系統(tǒng)中元件與元件之間的連接，液壓能量 的輸送是借助于硬管、軟管、油路塊及連接板中的流道來實現(xiàn)的。本設(shè)計系 統(tǒng)中采用精密無縫鋼管(GB/T3639-1983 )，因其能承受高壓，價格低廉，耐 油，抗腐蝕，剛性好；卡套式管接頭適用于油、氣及一般腐蝕性介質(zhì)的管路 系統(tǒng)。這種管接頭結(jié)構(gòu)簡單、性能良好、重量輕、體積小、使用方便、不用 焊接，是液壓系統(tǒng)中較為理想的管路連接件。因此鋼管的接頭采用卡套式錐 螺紋直通

41、管接頭按(GB/T 3734.1-1983)選取，這些鋼管均要求在退火狀態(tài)下使用，管道連接采用55。非密封管螺紋， 液壓元件及其連接板油口主要 使用米制螺紋中的普通細牙螺紋(M和米制錐螺紋(ZM) 0細牙螺紋的密封 性好，常用于高壓系統(tǒng)，但需采用組合墊圈或0型密封圈進行端面密封。2 .確定油管的內(nèi)徑油管的管徑不宜選得過大，以免使液壓裝置的結(jié)構(gòu)龐大；但也不能選得 過小，以免是管內(nèi)液體流速加大，系統(tǒng)壓力損失加大或產(chǎn)生振動和噪音，影 響正常工作。在強度保證的情況下，管壁可盡量選的薄些。薄璧易于彎曲， 規(guī)格較多，裝接較易，采用它可減少管系接頭數(shù)目，有利于解決系統(tǒng)的泄漏 問題。液壓系統(tǒng)中的泄漏問題大部分

42、出現(xiàn)在管系中的接頭上，為此對接頭形 式的確定，管系的設(shè)計及管道的安裝應(yīng)具體考慮。圖6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，所以應(yīng)對 液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表7所示。表7 液壓缸的進、出油流量和運動速度流量、速 度快進工進快退輸入流量0.785排出流量運動速度m/s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：,|4q 4 86.28 106 一怖兀d,.324.71mm，取 2

43、5 mm' v 3.14 3 103 60d24q 4 31.104 106、v 3.14 3 103 6014.84mm， 取 15 mm上述油管的最大內(nèi)徑為25mm ,外徑取為34mm。油箱上吸油管尺寸可根據(jù) 液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算。q泵入Opv31 104L/min 34.56L/min 表 2-20.9允許流速的推薦值液體流經(jīng)的管道推薦速度m/s液壓泵吸油管道0.5-1.5 ，一般常取 1 m/s液壓系統(tǒng)壓油管道3-6，壓力高，管道短，粘性小，取 最大值液壓系統(tǒng)回油管道1.5-2.6取吸油管中油液的流速為1m/s。可得：3.6.4油箱的設(shè)計1. 油箱的容量設(shè)計油

44、箱的作用主要是儲備油，此外，因為油箱有一定的表面積，能夠散發(fā)油液工作時產(chǎn) 生的熱量；同時還具有沉淀油液中的污物，使?jié)B入油液中的空氣逸出，分離水分的作用； 有時它還兼作液壓元件和閥塊的安裝臺等功能。本課題設(shè)計的油箱為分離式油箱，單獨 設(shè)計，與主機分開，減少油箱的發(fā)熱和液壓系統(tǒng)振動對主機工作精度的影響。油箱的有效容積及尺寸的確定 油箱有效容量一般為泵每分鐘流量的 37倍。對于行走機械，冷卻效果比較好的設(shè)備， 油箱的容量可選擇小些；對于固定設(shè)備，空間、面積不受限制的設(shè)備，則應(yīng)采用較大的 容量。油箱中油液溫度一般推薦 3050C。液壓油箱有效容積V的確定，其主要依據(jù)就 是保證泵有足夠的流量。又因為設(shè)備

45、停止后，設(shè)備中的那部分油液會因為重力作用而流 回油箱，為防止液壓油液從油箱中溢出，油箱中的液壓油位不能太高，一般不應(yīng)超過液 壓油箱高度的80%計算公式：V= qp式中：V-油箱的有效容積（m3）a -經(jīng)驗系數(shù)，見表2-3QP-液壓泵的流量（m3/min）表2-3經(jīng)驗系數(shù)a已知：Q =3.14X10-2系數(shù)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓機械冶金機械a12245761210m3/min取經(jīng)驗系數(shù)口= 6所以：V= qp=6 (4+32)L=216L按JB/T7938 -1999 規(guī)定，取標準值 V=250L。取油箱內(nèi)長11、寬d、高g比例為3:2:1，可得:l11040mm， b1694mm，

46、h1347mm對于分離式油箱采用普通鋼板焊接，油箱箱壁厚3mm，箱底厚5mm， 箱蓋上要安裝其他液壓元件，取箱蓋厚10mm。為了便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：為了便于油箱清洗和油液更換，取油箱底面傾斜角度為20。 隔板尺寸的確定為了延長油液在油箱中逗留的時間，促進油液在油箱中的環(huán)流，促使更 多的油液在系統(tǒng)中的循環(huán)，油箱中應(yīng)采用隔板把回油區(qū)與吸油區(qū)隔開。隔板 高度取為箱內(nèi)油面高度的3/4。隔板的厚度與箱壁厚度相同，取為3mm。3.7液壓系統(tǒng)性能的驗算3.7.1估算系統(tǒng)的效率本液壓系統(tǒng)的進給缸在其工作循環(huán)持續(xù)時間中，快速進退僅占2.8 %， 而工作進給達到97.2 %，所以系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升可概括用工進時的數(shù)值