1、一、設計任務1二、設計數(shù)據(jù)分析計算11）確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸及工況圖1（1）負載圖及速度圖。1（2）初選液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸。3（3）液壓缸工況圖。32）擬定液壓回路5（1）選擇液壓回路。5（2）組成液壓系統(tǒng)圖。73）計算和選擇液壓元件7（1）確定液壓泵的規(guī)格和電機功率。7（2）液壓閥的選擇。8（3）確定管道尺寸94）液壓系統(tǒng)主要性能的估算9（1）液壓缸的速度9（2）系統(tǒng)的效率10（3）液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率12（4）液壓系統(tǒng)發(fā)熱與溫升的驗算12一、設計任務設計一臺臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)。該機床用于加工鑄鐵箱形零件的孔系，運動部件總重G=10000N，液壓缸機械效率為0.9，加工時最大切削力

2、為12000N，工作循環(huán)為：“快進工進死擋鐵停留快退原位停止”。快進行程長度為0.4m，工進行程為0.1 m?？爝M和快退速度為0.1ms，工進速度范圍為3×105×10ms，采用平導軌，啟動時間為0.2s。要求動力部件可以手動調(diào)整，快進轉(zhuǎn)工進平穩(wěn)、可靠。二、設計數(shù)據(jù)分析計算1）確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸及工況圖（1）負載圖及速度圖。負載分析。a.切削力：=12000Nb.摩擦阻力：=0.2×10000=2000N=0.1×10000=1000Nc.慣性阻力=N=510Nd.重力阻力因工作部件是臥式安置，故重力阻力為零。e.密封阻力將密封阻力考慮在液壓缸的機械效

3、率中去，去液壓缸機械效率=0.9。f.背壓阻力背壓力查表選取。根據(jù)上述分析課算出液壓缸在各動作階段中的負載，見下表。工況計算公式液壓缸負載F/N液壓缸推力啟動20002222加速15101678快速10001111工進1300014444快退10001111負載圖、速度圖?？爝M速度與快退速度相等，即=0.1m/s。行程分別為=0.4m，=0.5m；工進速度=m/s，行程=0.1m。負載圖和速度圖如下。 （2）初選液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸。初選液壓缸的工作壓力。查表初選=3MPa。計算液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸。因要求,故選用單桿式液壓缸，使(d=0.707D)，且快進時液壓缸差動連接。因為是鉆（鏜）孔加工，為防

4、止鉆（鏜）通孔時工作部件突然前沖，回油路中應有背壓。查表暫取背壓為。快進時，液壓缸是差動連接，由于管路中有壓力損失，所以這時液壓缸有桿腔內(nèi)的壓力必大于無桿腔中的壓力。若估取這部分損失為=0.5MPa，則快退時，油液從液壓缸無桿腔流出，是有阻力的，故也有背壓。此時背壓也按0.5MPa估取。由公式可求出面積53.5（）所以 =8.25cm按標準取D=85mm。液壓缸活塞桿直徑d為mm按標準取d=60mm。由此求得液壓缸實際有效工作面積為無桿腔面積：有桿腔面積：查得調(diào)速閥Q-10Q-100的最小穩(wěn)定流量為。由公式驗算液壓缸的有效工作面積，即有效工作面積均能滿足工作部件的最低速度要求。（3）液壓缸工況

5、圖。液壓缸工作循環(huán)中各動作階段的壓力、流量和功率的實際使用值，見下表。工況負載F/N液壓缸計算公式回油壓力/MPa輸入流量q/(L/min)進油腔壓力/MPa輸入功率P/kW快進啟動22220.788加速1678=+=+0.51.100恒速111116.920.8990.254工進144440.60.1021.7012.8490.0050.081快退啟動22220.780加速16780.51.584恒速111117.11.3850.395根據(jù)上表可繪制液壓缸的工況圖，如下圖所示。2）擬定液壓回路（1）選擇液壓回路。調(diào)速回路及油源形式。由工況圖可知，該機床液壓系統(tǒng)功率小，速度較低；鉆鏜加工為連續(xù)

6、切削，切削力變化小。故采用節(jié)流調(diào)速回路。為增加運動的平穩(wěn)性，為防止當工件鉆通時工作部件突然前沖，采用調(diào)速閥的出口節(jié)流調(diào)速回路。由工況圖還可以看出，該系統(tǒng)由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成。其最大流量與最小流量之比為=17.1/(0.1021.701)=10.05167.65，而相應的時間之比為=(20333)/9=2.2237。此比值很大，為了節(jié)約資源，采用雙定量泵供油。 快速回路及速度換接回路。因系統(tǒng)要求快進，快退的速度相等，故快進時采用液壓缸差動連接的方式，以保證快進、快退時的速度基本相等。由于快進、工進之間的速度相差較大，為減小速度換接時的液壓沖擊，采用行程閥控制的換接回路。換向回路。

7、由工況圖可看出，回路中流量較小，系統(tǒng)的工作壓力也不高，故采用電磁換向閥的換向回路。壓力控制回路。在雙定量泵供油的油源形式確定后，卸荷和調(diào)壓問題都已基本解決，即工進時，低壓泵卸荷，高壓泵工作并由溢流閥調(diào)定其出口壓力。當換向閥處于中位時，高壓泵雖未卸荷，但功率損失不大，故不再采用卸荷回路，以便油路結(jié)構(gòu)更加簡單。行程終點的控制方式。在行程終點采用死擋鐵停留的控制方式。上述選擇的液壓回路，如下圖所示。雙泵油源調(diào)速及速度換接回路換向回路（2）組成液壓系統(tǒng)圖。液壓系統(tǒng)圖、動作循環(huán)圖及電磁鐵動作循環(huán)表3）計算和選擇液壓元件（1）確定液壓泵的規(guī)格和電機功率。液壓泵工作壓力的計算。a.確定小流量泵的工作壓力。小

8、流量泵在快進、快退和工進時都向系統(tǒng)供油。最大工作壓力為=2.849MPa。在出口節(jié)流調(diào)速中，因進油路比較簡單，故進油路壓力損失取=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力為=+=2.849+0.5=3.349MPab.確定大流量泵的工作壓力。大流量泵只有在快進、快退中供油。由工況圖可知，最大工作壓力為=1.385MPa。若取此時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=+=1.385+0.5=1.885MPa液壓泵流量計算。由工況圖知，液壓缸所需最大流量為17.1L/min，若取泄漏折算系數(shù)K=1.2，則兩個泵的總流量為=17.1×1.2=20.52（L/min）

9、因工進時的最大流量為1.701L/min，考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量（3L/min），故小流量泵的流量最少應為4.701L/min。液壓泵規(guī)格的確定。按式=×1+(2560)%=3.349×1+(2560)%=4.1865.358MPa及=20.52（L/min）查設計手冊，選取型雙聯(lián)葉片泵，額定壓力為6.3MPa。電機功率的確定。由工況圖得知，液壓缸最大功率=0.395kW，出現(xiàn)在壓力為1.385MPa、流量為17.1L/min的快退階段，這時泵站輸出壓力為1.885MPa，流量為22L/min。若取泵的總效率為=0.75，則電機所需功率為P=0.92kW查手冊選用功率為

10、1.1kW、同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。（2）液壓閥的選擇。根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥的最大實際流量，選出各閥的規(guī)格見下表。序號液壓元件名稱通過的最大實際流量/(L/min)型號規(guī)格接口尺寸數(shù)量1雙聯(lián)葉片泵10/12L/min6.3MPa12溢流閥10Y-25B25L/min6.3MPa13順序閥12XY-25B25L/min6.3MPa14單向閥12I-25B25L/min6.3MPa15三位四通電磁換向閥4434D-63B63L/min6.3MPa16調(diào)速閥3.4Q-25B25L/min6.3MPa17、10單向閥22I-25B25L/min6.3MPa28二位三通機動換向

11、閥2223C-25B25L/min6.3MPa19壓力繼電器DP1-63B調(diào)壓范圍16.3MPa111二位二通電磁換向閥2222D-25B25L/min6.3MPa112濾油器22XU-40×10040L/min100113壓力表開關(guān)K-6B6.3MPa1選擇液壓元件時，在滿足要求的條件下，應盡量選擇使各元件的接口尺寸相一致，以便管道的選擇和安裝方便。（3）確定管道尺寸壓油管道由式（5-12）有d=2按已選定的標準元件的接口尺寸取d=12mm吸油管道 d=2取d=25mm回油管道d=2取d=25mm3種管道皆為無縫鋼管。（4）確定郵箱容量按推薦公式V=(57),取V=6×2

12、2=132L4）液壓系統(tǒng)主要性能的估算下面主要對液壓缸的速度、系統(tǒng)效率和溫升進行估算。（1）液壓缸的速度在液壓系統(tǒng)各個組成元件確定之后，液壓缸在實際快進、工進和快退時的輸入、排出流量和移動速度，已與題目原來所要求的數(shù)值不盡相同，故需要重新估算。估算結(jié)果如表。輸入流量/(L/min)排出流量/(L/min)移動速度/(m/min)快進（差動）=44.234-22=22.234=7.8工進=0.1021.701=0.0510.855=0.0180.3快退=22=43.77=7.72（2）系統(tǒng)的效率回路中的壓力損失管道直徑按選定元件的接口尺寸確定，即d=12mm，回路中進、回油管道長度暫取l=12m

13、估算。油液的運動粘度取v=75。系統(tǒng)中有關(guān)元件的額定壓力損失如表34D-63B22D-25B23C-25BI-25BQ-25BXY-25B421.5253a.快進時的回路壓力損失快進時進油管中的流態(tài)為層流，即Re=vd/v=4,故進油管的沿程壓力損失為 進油管的局部壓力損失估取為進油路上，油液只經(jīng)過1個三位四通電磁換向閥5,參照表8.11，該閥上的局部壓力損失為由此得快進時油路上的壓力損失為同理，可以判斷出回油管道中也是層流。此時，回油經(jīng)過閥11和閥8，回油量為=22.234L/min。兩閥局部壓力損失為由此可得快進時回油路上的壓力損失為將回油路上的壓力損失折算到進油路上，得出差動快速時進油路

14、上的壓力損失為這個數(shù)值的精確值是閥3的調(diào)整壓力的下限參考之一。b.工進時的回路壓力損失同理,計算工進時的進油路上的最大壓力損失為回油路上的最大壓力損失（取調(diào)速兩端最小壓差為5）為整個回路的壓力損失為c.快退時的回路壓力損失快退時整個回路壓力損失為液壓泵的工作壓力。小流量泵在工進時的工作壓力可按式（8-14）求出，但此時液壓缸的工作壓力需要從新計算，即=28.59×10(Pa)此值是溢流閥調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。順序閥的調(diào)整壓力順序閥在快進、快退時關(guān)閉，工件時打開，其調(diào)整壓力必須保證關(guān)得住，開得及時。由表8.8知，液壓缸在快進、快退時的負載相同，但回路中的壓力損失不同，快退時為（快進時

15、為）。故快退時大流量泵的壓力出現(xiàn)最高值，即=18.25×10(Pa)故閥3的調(diào)整壓力應為：28.59×10Pa>>18.25×10Pa（3）液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率液壓缸的工作壓力為=28.12×10Pa級閥3使大流量泵卸荷時的壓力損失為=0.69×10Pa則回路效率為=0.00970.1626泵的效率取=0.75，液壓缸效率取=0.9，（即設液壓缸的容積效率為1）則系統(tǒng)效率為=0.75×(0.00970.1626)×0.9=0.00650.1098由此可見，定量泵系統(tǒng)在低速工作時效率是很低的。（4）液壓系統(tǒng)發(fā)熱與溫升的驗算本題中，快進、工進和快退