1、目錄弓 i w2第一章明確液壓系統的設計要求3第二章負載與運動分析4第三章負載圖和速度圖的繪制6第四章確定液壓系統主要參數74. 1確定液壓缸工作壓力74.2計算液壓缸主要結構參數74. 3繪制液壓缸工況圖9第五章液壓系統方案設計105.1選用執行元件105. 2速度控制回路的選擇105.3選擇快速運動和換向回路115. 4速度換接回路的選擇115.5組成液壓系統原理圖125. 5系統圖的原理13第六章液壓元件的選擇166.1確定液壓泵的規格和電動機功率166. 2確定其它元件及輔件176. 3主要零件強度校核19第七章液壓系統性能驗算217.1驗算系統壓力損失并確定壓力閥的調整值217.2油

2、液溫升驗算22isi十，m吉24參考文獻25液壓系統已經在各個部門得到越來越廣泛的應用，而且越先進的設備，其應 用液壓系統的部門就越多。液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的，液壓傳動有以下優點：易于獲得較大 的力或力矩，功率重量比大，易于實現往復運動，易于實現較大范圍的無級變速, 傳遞運動平穩，可實現快速而且無沖擊，與機械傳動和比易于布局和操縱，易于 防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現標準化、系列化。液壓傳動的基本目的就是用液壓介質來傳遞能量，而液壓介質的能量是由其 所具有的壓力及力流量來表現的。而所有的基本lh|路的作用就是控制液壓介質的 壓力和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方

3、面：控制壓力、控制流量的大 小、控制流動的方向。所以基本兇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。第一章明確液壓系統的設計要求要求設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統。要求實現 的動作順序為：啟動一加速-4夬進一減速一工進-4夬退-4亭止。液壓系統的主要 參數與性能要求如下:軸向切削力總和fg=12700n，移動部件總重量g=20000n； 行程長度400mm （其中工進行程100mm）快進、快退的速度為7m/min，工進速 度（201000） mm/min，其中20mm/min為粗加工，looomm/min為精加工；啟 動換向時間ats

4、o.lss;該動力滑臺采用水平放置的平導軌；靜摩擦系數fs=0.2; 動摩檫系數fd=0.1。液壓系統的執行元件使用液壓缸。第二章負載與運動分析負載分析中，暫不考慮冋汕腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力 在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需 要考慮的力有：夾緊力，導軌摩檫力，慣性力。在對液壓系統進行工況分析吋，本設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) 工作負載八工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬 切削機床液壓系統來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即f

5、 =12700n(2) 阻力負載ffm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。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩檫力為ff,則靜摩檫阻力 ffs =0.2x20000 = 4000動摩檫阻力 fj(i =0.lx20000 = 2000n(3) 慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，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、快退速度為4.5m/min，因此慣性負載可表示為1585.68/v= mxav = 20000x/v = af 9.8160x0.15如果忽

6、略切削力引起的顛覆力矩對異軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械 效率=0.9,根據上述負載力計算結果，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1所示。表1液壓缸總運動階段負載表(單位：n)工況負載組成負載值f/n推力f/n啟動40004444. 44加速3585. 683984. 08快進20002222. 22工進1470016333. 33反向啟動f = h40004444. 44加速3585. 683984. 08快退f = f。20002222. 22制動414. 32460. 36第三章負載圖和速度圖的繪制根據負載計算結果和己知的個階段的速度，可繪制出工作循環圖

7、如圖1 (a) 所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統的速度循環圖可根據已知的設計參數進 行繪制，己知快進和快退速度v, = 7m/min、快進行程ll=400-100=300mm、工進行程l2=100mm、快退行程l3=400mm，工進速度v2 = 50mm/min。快進、工進和快退的時間可由下式分析求出。快進300x1 o'3_y_602.57s工進l2 _100x103 v20.05"60= 1205快退v360x300 60x400 z1s = 6s7x10007x1000根據上述己知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統繪制負載圖(f-t)如圖 1(b),速度循環圖如圖1

8、(c)所示。快進工進_快進停止a )b )圖1速度負載循環圖a）工作循環圖b）負載速度圖 c）負載速度圖第四章確定液壓系統主要參數4. 1確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知,組合機床液壓系統在最大負載約為17000 n時宜取3mp。 表2按負載選擇t.作壓力負載/ kn<551010、2020、3030 50>50工作壓力/mpa< 0. 811. 5 22. 533445>5表3各種機械常用的系統工作壓力機械類型機床農業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/mpa0.8 2352881010 1820

9、324.2計算液壓缸主要結構參數由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度耍求相等， 從降低總流量需求考慮，應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、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活 塞桿鬧定，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，應把液 壓缸設計成無桿腔工作面積八是有桿腔工作面積a2兩倍的形式，即活塞桿直徑與缸筒直徑呈= 0. 707/2的關系。工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發生前 沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓（通過設置背壓閥的方式），選 取此背壓值為a=0. 8mpa。快

10、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ap，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估 算時取a/?=0.5mpa。快退時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 丨 i = aa- ap2 = api-（a/2）p2式屮：f負載力z7，n液壓缸機械效率a,液壓缸無桿腔的有效作用而積 a2液壓缸有桿腔的有效作用而積p液壓缸無桿腔壓力p2液壓有無桿腔壓力因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用而積可計算為= 16333.3a3:106 = 0.006282m2 p2q 0.8液壓缸缸筒直徑為:

11、89.46/71/77 mm由于冇前述差動液壓缸缸簡和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707d，因此活 塞桿直徑為d=0.707x89.46=63.32mm,根據gb/t23481993對液壓缸缸簡內徑 尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規定，圓整后取液壓缸缸簡直徑為p=110mm, 活塞桿直後為6/=80mm。此時液壓缸兩腔的實際冇效面積分別為：4 =d2/4 = 63.585xl0'4m2a2= 7r(d2- j2 )/4 = 32.43xl0-4m2工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統所需要的流量為快進=(a 4 )x vi = 23.07 l! min工作臺在快退過程中

12、所需要的流量為q 快退=a2xv3=22.7/7min工作臺在工進過程中所需要的流量為q -ax x k, ? =0.318 l/min根據上述液壓缸直徑及流量計算結果，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4所示。表4各工況下的主要參數值工況推力f/n回油腔壓力/wa進油腔壓力/mlpa輸入流量q/l. min 1輸入功率 p/kw計算公式快啟動555601.54/?, =(f' + a2a/?)/(a-a2'進加速69492.311.81ty = (a, - a2 )v,快速27781.490. 9922.730. 375p= pap2=pp工進277

13、880.83. 290. 950. 052pl =(f,+/?2a2)/a17 = av2 p=p'q快退起動218000.49=(f-4-p2a)/a2q =p = p'+q加速69490.62.84快退27780.61.8220. 020.607制動414. 30.61. 3注：f，=f/"m。4.3繪制液壓缸工況并據表4可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示3. 07823. 07us，llule;l/bcejs>1. 81l 67=、1. 1660.4480.3190. 0160. 70371.86 3741qpp22.7圖2組合機床液壓缸工況圖第五章液壓系

14、統方案設計根據組合機床液壓系統的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低 速穩定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、 穩定性和調節是該機床液壓系統設計的核心。此外，與所奮液壓系統的設計要求 一樣，該組合機床液壓系統應盡可能結構簡單，成木低，節約能源，工作可靠。5. 1選用執行元件因系統運動循環要求正向快進和工進，反向快退，.快進，快退速度相等，因 此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積a,等于有桿腔面積a2 的兩倍。5. 2速度控制回路的選擇工況圖表明，所設計組合機床液壓系統在整個工作循環過程中所需要的功 率較小，系統的效率和發熱問題并不突出，因此考慮

15、采用節流調速回路即可。雖 然節流調速冋路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床 的進給運動要求宥較好的低速穩定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方 案可以選擇，即進u節流調速、出u節流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節 流調速。鉆鏜加工屬于連續切削加工，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，采用節流閥的節流調速冋路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面 及孔被鉆通吋的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具 有壓差補償的進u調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節流調速方案，所以汕路采用開式循環冋路，以提高散熱效率， 防止汕液溫升過

16、高。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統的工作循環內，液壓要求油源 交替地提供低壓大流量和高壓小流量的汕液。而快進快退所需的吋間和工進所 需的吋間g分別為z, =(/,/) + (/3/v3) = (60x300)/(7x1000) +(60x400)/(7xl 000)jy = 65z2 =z2/v2 =(60x100)/(0.05x1000)5 = 1205#gp&k=20因此從提高系統效率、節省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統的油源，液壓系統會長時間處于大流量溢流狀態，從而造成能量 的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙

17、泵串聯的供油方式，由雙 聯泵組成的油源在工進和快進過程屮所輸出的流量是不同的，此時液壓系統在整 個工作循環過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯泵作為油源外，也可選用 限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖 擊較大，工作平穩性差，最后確定選用雙聯液壓泵供油方案，有利于降低能耗和 生產成本，如圖3所示。閣3雙泵供油油源5.3選擇快速運動和換向回路根據本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動冋路 來實現快速運動。即快進吋，由大小泵同吋供汕，液壓缸實現差動連接。本設汁采用二位二通電磁閥的速度換接冋路，控制由快進轉為工進。與采 用行程閥相比，電磁閥可直

18、接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路 較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動汕路。 因此速度換接冋路為行程與壓力聯合控制形式。5. 4速度換接回路的選擇所設計多軸鉆床液壓系統對換向平穩性的要求不高，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冋路即可。為便于實現差動連接，選用 三位五通電磁換向閥。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用y 型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由23. 07 l/idn降0.318 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4所

19、示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥 式結構即可。由工進轉為快退時，在冋路上并聯了一個單向閥以實現速度換接。 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 點轉換控制。a.換向冋路b.速度換接冋路圖4換向和速度切換冋路的選擇參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供汕，調速閥進油節流閥調速的 開式冋路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退吋運動的平穩性，冋油路 上設置背壓閥，初定背壓值pb=0.8mpa。5.5組成液壓系統原理圖選定調速方案和液壓基本冋路后，再增添一些必要的元件和配置一些輔助性 油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對冋路進行歸并和整理，就可將

20、 液壓冋路合成為液壓系統，即組成如圖5所示的液壓系統圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔進口處設置測壓 點，并設置多點壓力表開關，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓力。要實現系統的動作，即要求實現的動作順序為：啟動一加速-4夬進一減速一 工進一快退一停止。則可得出液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表5所示。表中 “ + ”號表示電磁鐵通電或行程閥壓下；“一”號表示電磁鐵斷電或行程閥復位。表5電磁鐵的動作順序表1ya2ya3ya行程閥快進+減速+工進+死檔鐵停留+快退+原位停止圖5液壓系統圖5. 5系統圖的原理1. 快進快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1ya通電，由泵輸出地壓力油經

21、2 三位五通換向閥的左側，這時的主油路為：進油路：泵一句閥10三位五通換向閥2 （1ya得電）一行程閥3液壓缸左腔。回油路：液壓缸右腔一三位五通換向閥2 （1ya得電）-單向閥6-行程閥 3液壓缸左腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現差動快進，由于快進負載壓力小，系統壓力 低，變量泵輸出最大流量。2. 減速當滑臺快到預定位置時，此時要減速。擋塊壓下行程閥3,切斷了該通路， 電磁閥繼續通電，這時，壓力油只能經過調速閥4，電磁換向閥16進入液壓缸 的左腔。由于減速時系統壓力升高，變量泵的輸出汕量便自動減小，且與調速閥 4開口向適應，此時液控順序7打開，單向閥6關閉，切斷了液壓缸的差動連接 油路，液壓缸

22、右腔的回油經背壓閥8流回油箱，這樣經過調速閥就實現丫液壓油 的速度下降，從而實現減速，其主油路為：進油路：泵一向閥10-三位五通換向閥2 （1ya得電）調速閥4一電磁 換向閥16-液壓缸左腔。回油路：液壓缸右腔-三位五通換向閥2-背壓閥8液控順序閥7-汕箱。3. 工進減速終y時，擋塊還是壓下，行程開關使3ya通電，二位二通換向閥將通路 切斷，這時油必須經調速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回汕路和減速回油完 全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調速閥15的開口相適應，故進給量 大小由調速閥15調節，其主油路為：進油路：泵一向閥10-三位五通換向閥2 （1ya得電）-調速閥4調速 閥15-液壓缸

23、左腔。回油路：液壓缸右腔一三位五通換向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。4. 死擋鐵停留當滑臺完成工進進給碰到死鐵時，滑臺即停留在死擋鐵處，此時液壓缸左 腔的壓力升高，使壓力繼電器14發出信號給時間繼電器，滑臺停留時間由時間 繼電器調定。5. 快退滑臺停留時間結束后，時間繼電器發出信號，使電磁鐵1ya、3ya斷電，2ya 通電，這時三位五通換向閥2接通右位，因滑臺返回時的負載小，系統壓力下 降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵一向閥10三位五通換向閥2 （2ya得電）一液壓缸右腔。回油路：液壓缸左腔一單向閥5三位五通換向閥2 （右位）一油箱。6. 原位停止當滑臺退

24、回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發出信號，使2ya斷電，換 向閥處于屮位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經換 向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。系統圖的動作順表如表5所示。第六章液壓元件的選擇6.1確定液壓泵的規格和電動機功率本設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 參數和規格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。(1) 計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統的工況圖，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

25、，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。對于調速閥進口節流調速回路，選取進油路上的總壓力損失 eap = 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pp = (2.97 + 0.8 + q.5)mpa = 4.27mpa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸屮的工 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

26、力為：p/)2=(i.s6-0.5)mpa = 236mpa(2) 計算總流量表3表明，在整個工作循環過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出 現在快進工作階段，為23.07 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 =1.1x23.07 l/min = 30.97 l/min工作進給時，液壓缸所需流量約為0.318 l/min,但由于要考慮溢流閥的最 小穩定溢流量3 l/min,故小流量泵的供油量最少應為3. 318l/min。據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值，因此選取 pv2r12-6/26型雙聯葉片泵，其屮小泵的

27、排量為6ml/r,大泵的排量為26ml/r, 若取液壓泵的容積效率7 =0.9，則當泵的轉速n =940r/miri時，液壓泵的實際vp輸出流量為6" = (6 + 26)x 960 x 0.9/1000 l/min = (5.1 + 22) = 27.072l/min 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2.36mpa、流量為27.072r/min。取泵的總效率z； =0.75,則液壓泵驅動電動機所需的功率為：p =2.36x27j kw = a2kwr/p 60x0.75根據上述功率計算數據，此系統選取y100l-6型電動機，其額定功率 .5kw f 額定轉速 =

28、 960r/min。6.2確定其它元件及輔件 (1)確定閥類元件及輔件根據系統的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流景，查閱產品樣 本，選出的閥類元件和輔件規格如表6所列。表6液壓元件規格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/l/min規格型號額定流量qn/l/mi n額定壓力pn/mpa額定壓降pn/mpa1雙聯葉片泵pv2r12-6/26(5. 1+22)16/142三位五通電液換向閥5035dyf3ye10b8016< 0. 53行程閥60axqfe10b63160.34調速閥<1axqfe10b6165單向閥60axqfe10b63160.26單向閥25ae3-ealo

29、b63160.27液控順序閥22xf3e10b63160.38背壓閥0.3yf3e10b63169溢流閥5. 1yf3e10b631610單向閥22af3-ealob6316< 0.0211濾汕器30xu63 x 80-j63< 0.0212壓力表開關kf3-e3b 3 測點1613單向閥60af3-falob1006.30.214壓力繼電器pfb8l0*注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。(2)確定油管在選定/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景，與原定數值不同，重新計算的結果如表7所列。表7各工況實際運動速度、

30、時間和流鋱流量、速度快進工進快退輸入流量/ (l/min)仏=a aa - az 63.59x27.1q = 0.318qx = 27.163.59-32.43= 55.3排出流量/(l/min)a，咚32.43x55.3 zo.z63.59q2 a 0.381x32.43a - m a2 27.1x63.5963.59= 0.19432.43= 53.13運動速度c1p1 > rv 0.381x10v -i3一 a 27.1x10/(l/min)v,aa2 27.1x1063.59-32.43= 8.22-63.59 =0.05 32.43 =8.35由表可以看出，液壓缸在各階段的實際

31、運動速度符合設計要求。根據表中數值，當油液在壓力管中流速取3m/s吋，可算得與液壓缸無桿腔 和有桿腔相連的油管內徑分別為：d = 2 x 7(63.59 x 106 )/( x 3 x 103 x 60)mm = 19.78m/?取標準值20mm；d = 2 士/(爪)=2 x 7(27.1 x 106)/ ( x 3 x 103 x 60)mm = 3.s5mm 取標準值15mm。因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為020和釣5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 連接在液壓缸缸簡上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩 根

32、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簡上。(3) 油箱的設計油箱的主要用途是貯存汕液，m時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設 計資料，油箱的設計可先根據液壓泵的額定流量按照經驗計算方法計算油箱的體 積，然后再根據散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱屮能夠容納的油液容積按jb/t79381999標準估算，取< 時，求得 其容積為v =7x27.11 = 189.7a按jb/t79381999規定，取標準值v=250l。6.3主要零件強度校核8<qad 缸筒壁厚s=4 mm 因為方案是低壓系統，校核公式2列式中：5-缸筒壁厚(m )pe -實驗壓力忍=(1.25

33、1.5川，其中a是液壓缸的額定工作壓力 d-缸筒內徑d=0. 11m列-缸筒材料的許用應力。q為材料抗拉強度(mpa) ,n為 安全系數，取n=5。對于pi<16mpa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統ped 1.5x4x106x0.11 o o o >=； = 3.3mm2(7l2xl0()xl()6因此滿足要求。 缸底厚度s =11 mm對于平缸底，厚度4有兩種情況： a.缸底有孔時：sx >0.433d, 0.433x 103.4xj 1,5x4= 23.069mm(pd(tv 0.226x100廿 rh103.4 80 nk1!1 (p, = = 0.226mmd d

34、2103.4b.缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退;8 > 0.433d2°-433xl03-4xji10.97mm其中 25 = 110-2x3.3 = 103.4mm 桿徑d 由公式：d>式中：f是桿承受的負載(n) , f=12700n 是桿材料的許用應力，6=100mpa=0.01272mm 缸蓋和缸筒聯接螺栓的底徑dl式中k擰緊系數，一般取k=l. 251.5；f缸筒承受的最大負載(n);z螺栓個數；cr螺栓材料的許用應力，(j = (7s/n ,(7、.為螺栓材料的屈服點(mpa)，安全系數1.22.5第七章液壓系統性能驗算7.1驗算系統壓力損失并確定壓力閥的調

35、整值由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統的壓力損失無法全面估算，故 只能先按課本式(3-46)估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，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，管路的壓力損失甚 微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。 快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表3和表4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. ll/min,然后與液壓缸 有桿腔的冋油匯合，以流量55. 3l/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路 上的總壓降為0.2x2263+ o.5x27.1802 /+ 0.

36、3x55.3、63mpa=(0.024 + 0.057 + 0.231)= 0.2796嫩z此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。冋汕路上，液壓缸奮桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是28. 2l/min,然后與液壓泵的供油合并，經行程閥3流入無桿腔。由此可算出快 進時有桿腔壓力a與無桿腔壓力a之差。p= p2 p0.5x28.280+ 0.2x2+0.3/55.36363mpa=(0.0621 + 0.04 + 0.231)= 0.333 此值小于原估計值0.5mpa (見表2),所以是偏安全的 工進工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.31

37、8l/min,在調速 閥4處的壓力損失為0. 5mpa；汕液在回油路上通過換向閥2的流量是 0.0162l/min,在背壓閥8處的壓力損失為0. 5mpa,通過順序閥7的流量為 (0162+22) l/min=22. 162l/min,因此這時液壓缸回油腔的壓力為a為pi0.5x0.162、80+ 0.5 + 0.3x< 22.162632mpa = 0.531 2mpa可見此值小于原估計值o.smpa。故可按表2中公式重新計算工進吋液壓缸進油 腔壓力a，即plf+p2a2 _ 16333.33 + 0.537xl06x32.43xl(r4 63.59x104x106mpa=2.s4mp

38、a此值與表3屮數值2. 976mpa相近。考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差a.=0.5mpa,故溢流閥9的調壓aia應為pp >2.84 + 0.5x | +0.5+ 0.5 mpa = 3.mmpav 80 / 快退快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量為22l/min,通過換向閥2 的流量為27. ll/min；油液在冋油路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥13的流 量都是53. 13l/miri。因此進油路上總壓降為<22? o(27. p2-0.2x+0.5xt 80 >mpa=0.082mpa此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。回油路上總壓降力0.2x5

39、3.13 丫63 >+ 0.5xf53.13v+ 0.2 x，53.13 丫mpa= 0.616maz此值與表3的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力 a應為pp = p, +z aprl =（2.41 +0.082= 2a92mpa因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調壓應大丁 2. 492mpao7.2油液溫升驗算液壓傳動系統在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消 耗的能量多數轉化為熱能，使油溫升高，異致油的粘度下降、油液變質、機器零 件變形等，影響止常工作。為此，必須控制溫升zl 7在允許的范圍內，如一般機 床= 253ctc;數控機床as 25 °c;粗加工機械、工程機械和機車車輛3