工況分析 繪制液壓缸的負載圖和速度圖 擬訂液壓系統原理圖 確定執行元件主要參數 確定液壓泵的規格和電動機功率及型號 .驗算液壓系統性能 七.參考書目 設計一臺鉆鏜兩用組合機床的液壓系統。該系統的工作循環時快進一工進一快退一停止。液壓系統的主要參數與性能要求如下：最大切削力18000N,移動部件總重量25000N；最大行程400mm（其中工進行程180mm）;快進、快退的速度為4.5m/min,工進速度應在（20?120）mm/min范圍內無級調速；啟動換向時間4=0.055,采用水平放置的導軌，靜摩擦系數fs=0.2；動摩擦系數f=0.1。機械效率取0.9。d一．工況分析液壓缸負載主要包括：切削阻力，慣性阻力，重力等，即F二Fw+Ff+Fm式中：Fw——工作負載，對于金屬切削機床來說，即為活塞運動方向的切削力Fw=18000NFf—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導軌Ff可由下式求得：）Ff=f（G+Fn;G 運動部件重力Fn——垂直于導軌的工作負載，為零f——導軌摩擦系數，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1Ffs=25000X0.2=5000NFfd=25000X0.1=2500NFm——運動部件速度變化時的慣性負載；Fm=G?Av/（g?At）式中，g—重力加速度；At 加速或減速時間，At二0.05s； Av——At時間內的進度變化量。

Fm=G?Av/(g-At)=25000X4.5/(9.8X0.05X60)=3826N根據以上分析，計算出液壓缸各動作中的負載表1：（單位：N,取耳=0.9）m工況負載組成負載值F液壓缸推力F'=F/nm啟動F=Ffs50005556加速F=Fm+Ffd63267029快進F=Ffd25002778工進F=F +Fwfd2050022778反向啟動F=Ffs50005556快退F=Ffd25002778表1液壓缸負載表二．繪制液壓缸的負載圖和速度圖根據上表數值，繪制出液壓缸的負載循環圖如圖1所示：根據任務書技術參數和設計要求，繪制速度循環圖如圖2所示：三.擬訂液壓系統原理圖確定供油方式：由設計要求可知，工進時負載大速度較低，而快進、快退時負載較小，速度較高。為節約能源減少發熱。油源宜采用雙泵供油或變量泵供油。選用雙泵供油方式，在快進、快退時，雙泵同時向系統供油，當轉為共進時，大流量泵通過順序閥卸荷，小流量泵單獨向系統供油，小泵的供油壓力由溢流閥來調定。若采用限壓變量泵葉片泵油源，此油源無溢流損失，一般可不裝溢流閥，但有時為了保證液壓安全，仍可在泵的出口處并聯一個溢流閥起安全作用?，F采用壓力反饋的限壓式變量葉片泵。調速方式的確定在中小型專用機床的液壓系統中，進給速度控制一般采用節流閥或調速閥。根據鉆鏜類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節流閥組成的容積節流調速。這種調速回路具有效率高、發熱小和速度剛性好的特點并且調速閥裝在回路上，具有承受負切削力的能力。速度換接方式的選擇本系統采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單、調節行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩型較差。若要提高系統的換接平穩性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。換向回路的選擇由速度圖可知，快進時流量不大，運動部件的重量也較小，在換向方面又無特殊要求，所以可選擇電磁閥控制的換向回路。液壓基本回路的組成將已選擇的液壓回路，組成符合設計要求的液壓系統并繪制液壓系統原理圖。此原理圖除應用了回路原有的元件外，又增加了液壓順序閥和單向閥等，其目的是防止回路間干擾及連鎖反應液壓系統原理圖如圖3所示:圖3液壓系統原理圖1、濾油器2、雙聯葉片泵3、外控順序閥 4、單向閥5、溢流閥6、電液換向閥7、單向行程調速閥8、壓力繼電器9、主液壓缸10、二位三通電磁換向閥11、背壓閥12、二位二通換向閥根據原理圖中進行簡要分析：A、 快進過程中個工作元件的工作情況1YA通電，電液換向閥左位工作，大泵—單向閥5—電液換向閥7—行程閥14—主液壓缸無桿腔小泵2—單向閥5—電液換向閥7—行程閥14—主液壓缸無桿腔液壓缸有桿腔—電磁閥11—電液換向閥7—單向行程調速閥8—油箱（差動換接）B、 工進過程中個工作元件的工作情況3YA通電，切斷差動油路，快進行程到位，擋鐵壓下行程閥8,切斷快進油路，3YA通電，切斷差動油路，快進轉工進，液壓系統工作壓力升高到溢流閥5調定壓力，進油路高壓油切斷單向閥5供油路,打開外控順序閥4，大泵卸荷，接通經背壓閥12通油箱油路。大泵—外控順序閥4（卸荷閥）—油箱（大泵卸荷）小泵2——電液換向閥7—單向行程調速閥8—主液壓缸無桿腔主液壓缸有桿腔—電磁閥11—電液換向閥7—背壓閥12—油箱C、 快退過程中個工作元件的工作情況1YA斷電，2YA、3YA、4YA通電工進結束，液壓缸碰上死擋鐵，壓力升高到壓力繼電器調定壓力，壓力繼電器發出信息，1YA斷電，2YA、3YA、4YA通電大泵—單向閥5—電液換向閥7—電磁閥11—主液壓缸有桿腔小泵2f單向閥5f電液換向閥7f電磁閥Ilf主液壓缸有桿腔主液壓缸無桿腔一單向行程調速閥8-電液換向閥7-電磁閥13f油箱小泵2—單向行程調速閥8—電液換向閥7—電磁閥13—油箱主液壓缸無桿腔快退到位碰行程開關，行程開關發信，6YA通電。電磁鐵動作順序表如表2所示：動作1YA2YA3YA4YA快進+—工 進+—+快退+停止—表2電磁鐵動作順序表四．確定執行元件主要參數1．工作壓力的確定工作壓力可根據負載大小及設備類型來初步確定，見表1,根據工進負載Fi=20500N,選P[=4MPa。為防止加工結束動力頭突然前沖，設回油有背壓閥或調速閥,取背壓P=0.82MPa。2．確定液壓缸的內徑D和活塞桿直徑d取液壓缸無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的2倍F/=PA-PA=A(P-PA/A)m112211221快進速度V=4500mm/min，工進速度V=100mm/min,相差很大，需進行差動換接，取k=A/2A=0.5,則：1根據液壓缸尺寸系列表，取液壓缸筒標準值：D=104mm根據液壓缸快進快退速度相近，取d/D=0.7，則活塞桿直徑d=0.7Xl04mm=72.8mm,按活塞桿系列表取d=73mm根據已取缸徑和活塞竿內徑，計算出液壓缸實際有效工作面積，無竿腔面積A1和有竿腔面積A2分別為A=—nD2=849Q56mm24A= (D2一d2)=3812.745mm24兀液壓缸的實際計算工作壓力為：P=竺= 計算液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率根據上述所確定的液壓缸的內徑D和活塞桿直徑d,以及差動快進時的壓力損失時△ 計算液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率根據上述所確定的液壓缸的內徑D和活塞桿直徑d,以及差動快進時的壓力損失時△P=0.5MPa,工進時的背壓力厶P=0.8MPa快退時△P=0.5MPa，則可以計算出液壓缸各工作階段的壓力，流量和功率。如表3所示：D2 3.14xQ.1Q42則實際選取的工作壓力P=4MP滿足要求按最低工作速度驗算液壓缸的最小穩定速度Q-v =Q.Q5x1QQQ.Q.4x1Q-3x6Q=2.1cm2minmin由于A>Q/v ，所以能滿足最小穩定速度的要求minmin計算在各工作階段液壓缸所需的流量Q =^d2v/4=3.14xQ.Q732x4.5/4=18.82(L/min)快進快進Q =nD2v /4=3.14*Q.1Q4*Q.1Q4*Q.1/4=Q.Q84(L/min)工進min 工進minQ 二兀D2v /4=7.58(L/min)工進max 工進maxQ=“(D2一d2)v /4=3.14(Q.1Q4*Q.1Q4一Q.Q73*Q.Q73)*4.5/4=19.38(L/min)快退快退

工作循環計算公式液壓缸推力F進油壓力Pj所需流量Q輸入功率P差動快進P=(F+ApA)/(A-A)j 2 1 2Q=v*(A-A)12P=P*Qj2500N1.35MPa18.82L/min0.38Kw工進P=(F+ApA)/AiQ=v*A、P=P*Qj20500N2.4MPa0.084L/min7.58L/minP?二0.007kwminP二0.38kwmax快退P=(F+APA)/Aj' r 2Q=v*A?P=P*Qj2500N1.35MPa19.38L/min0.4Kw表3各工況下的主要參數值液壓工況圖如4所示：五.確定液壓泵的規格和電動機功率及型號1計算液壓泵的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，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”p二0.8MPa，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P=P+P+P =(2.4+0.8+0.5^MP=3.7mPpmax損繼電器 a a大流量泵只在1快進和快退時向液壓缸供油，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：P=P+P=(1.26+0.5)mP=1.76MPp1損aa22．計算液壓泵的流量液壓泵的最大流量q泵應為：Qp>Kl(刀Q)max式中：Qp—液壓泵的最大流量；(刀Q)max----同時動作各液壓缸所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進行工作，尚需加1溢流閥的最小流量2?3L/min;Kl—系統的泄露系數，一般取Kl=1.1?1.3,現取Kl=1.2Qp-=KL(EQ)max=1.2X19.38=23.256(L/min)3．選擇液壓泵規格根據P「P值查閱有關手冊，選取PV2R12-6/33型雙聯葉片泵，其中小泵的排量為額泵6mL/r，大泵的排量為33mL/r，若取液壓泵的容積效率耳=0.9，則當泵的轉速vn=940r/min時，小泵的輸出流量為pQ=6x940x0.9/1000=5.076L/minp小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Q=33x940x0.9/1000=27.918L/minP大雙泵供油的實際輸出流量為Q=血+33)x940x091000〕Lmin=32.994Lminp該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。4．選定與液壓泵匹配的電動機差動快進，快退時的兩個泵同時向系統供油；工進時，小泵向系統供油，大泵卸載?？爝M時，小泵的出口壓力損失0?45MPa，大泵出口損失0.15MPa。小泵出口壓力p=4.6MPap1大泵出口壓力p=1.88MPap2電動機功率⑴=0.5)p=pQ,/n+pQ/n=0.89Kw1 p1p小 p2p大快進時所需的功率最大。根據查樣本選用Y90L-6異步電動機，電動機功率1.1IKW。額定轉速910r/min5.閥類元件及輔助元件的選擇（1）閥類元件的選擇根據上述流量及壓力計算結果，對圖7初步擬定的液壓系統原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。元件名稱規格額定流量L/mm1型號外控順序閥4.875XY-F10D-P/O(P1)-1單向閥4.875AF3-Ea10B溢流閥3.375YF3-10B電液換向閥80D(E)YF3單向行程調速閥9.75AQF3-E10B二位三通電磁換向閥2523EF3-E10B背壓閥25FBF3-6B二位二通換向閥8.2122EF3-E10B濾油器11.47XLX-06-80表4液壓元件型號及規格2）油管尺寸油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可以按管路允許流速進行計算，流量q=68L/min,壓油管的允許流速取v=4.5m/s則壓油管內徑d為：d=2兀V=23.15mm可選內徑為d=23mm的油管。流量q=32L/min，吸油管的允許流速取v=3.0m/s則吸油管內徑d為：d=2.Jq/兀V=15m可選內徑為d=15mm的油管。關于定位夾緊油路的管徑，可按元件接口尺寸選擇。6．油箱容量的確定該方案為中壓系統，液壓油箱的有效容量按泵的流量5?7倍來確定，油箱的容量V為：V=（5?7）Qp=（5?7）X32.994=（165?231）L按GB2876-81規定，且考慮散熱因素，取靠近的標準值V=250L六.驗算液壓系統性能1．回路壓力損失驗算主要驗算液壓缸在各運動階段中的壓力損失。若驗算后與原估算值相差較大，就要進行修改。壓力算出后，可以確定液壓泵各運動階段的輸出壓力機某些元件調整壓力的參考值。具體計算可將液壓系統按工作階段進行，例如快進，工進，快退等，按這些階段，將管路劃分成各條油流進液壓缸，而后液壓油從液壓缸流回油箱的路線的管路，則每條管路的壓力損失可由下式計算：+ZAP+ZAPLZAP二ZAP+ZAP+ZAP+ 沿回 局回 閥回__2沿進 局進 閥進 A1式中：EAP—某工作階段總的壓力損失;ZAP——液壓油沿等徑直管進入液壓缸沿程壓力損失值之和;沿進ZAP沿回一液壓油沿等徑直管從液壓缸流回油箱的沿程壓力損失值之和;ZAP——液壓油進入液壓缸所經過液壓閥以外的各局部的壓力損失值之總和，例如局進液壓油流進彎頭，變徑等;ZAP——液壓油從液壓缸流回油箱所經過的除液壓閥之外的各個局部壓力損失之總局回和;ZAP——液壓油進入液壓缸時所經過各閥類元件的局部壓力損失總和;閥進ZAP——液壓油從液壓缸流回油箱所經過各閥類元件局部壓力損失總和;閥回A1——液壓油進入液壓缸時液壓缸的面積;A2——液壓油流回油箱時液壓缸的面積。ZAP沿進和ZAP沿回的計算方法是先用雷諾數判別流態，然后用相應的壓力損失公式來計算,沿進 沿回計算時必須事先知道管長L及管內徑d,由于管長要在液壓配管設計好后才能確定。所以下面只能假設一個數值進行計算。ZAP局進和ZAP局回是指管路彎管、變徑接頭等，局部壓力損失化可按下式：局進 局回 局

APAP局Gv2~T式中:——局部阻力系數（可由有關液壓傳動設計手冊查得）;p——液壓油的密度v——液壓油的平均速度此項計算也要在配管裝置設計好后才能進行。吧閥進及吧閥回是各閥的局部壓力損失叫，可按下列公式:AP=AP閥閥式中AP式中AP閥q液壓閥產品樣本上列出的額定流量時局部壓力損失；通過液壓閥的實際流量；q閥 通過液壓閥的額定流量。另外若用差動連接快進時，管路總的壓力損失"AP應按下式計算:AA A （AP+AP）AABBCZAP=AP+ZAP+bd—尊ABBCl2式中APAB——AB段總的壓力損失,它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失；A式中APAB——AB段總的壓力損失,它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失；APBCBC段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失；APBD——BD段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失；Al——大腔液壓缸面積;A2——小腔液壓缸面積?，F已知該液壓系統的進、回油管長度均為1m吸油管內徑為e=13mm，壓油管內徑為e二11mm，局部壓力損失按AP=0.3沿進行估算，選用L-HL32液壓油，其油溫為15°C時的運動粘度u=1.5cm2fs，油的密度p=920kg.fm3。液壓泵在各階段的輸出壓力，是限壓變量葉片泵和順序閥調壓時的參考數據，在調壓時應當符