蚌埠學院鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)課程設(shè)計

1、液壓傳動課程設(shè)計液壓傳動課程設(shè)計 題目名稱鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計專業(yè)班級機電四班學生姓名戚華永學 號51101013026指導教師沈武群蚌埠學院本科課程設(shè)計評閱表 機械與電子工程系 2011級 機械設(shè)計制造及自動化專業(yè)（班級）： 班學生姓名學 號課題名稱指導教師評語：指導教師（簽名）： 2014年 月 日 評定成績26目 錄緒論11 鉆鏜液壓機床的設(shè)計21.1機床的設(shè)計要求21.2 機床的設(shè)計參數(shù)22 執(zhí)行元件的選擇32.1分析系統(tǒng)工況32.1.1工作負載32.1.2慣性負載32.1.3阻力負載32.2負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制32.3主要參數(shù)的確定52.3.1 初選液壓缸工作壓力

2、52.3.2 確定液壓缸主要尺寸52.3.3 計算最大流量需求73 擬定液壓系統(tǒng)原理圖93.1 速度控制回路的選擇93.2 換向和速度換接回路的選擇93.3 油源的選擇和能耗控制103.4 壓力控制回路的選擇124 液壓元件的選擇144.1 確定液壓泵和電機規(guī)格144.1.1計算液壓泵的最大工作壓力144.1.2計算總流量144.1.3電機的選擇154.2 閥類元件和輔助元件的選擇154.2.1閥類元件的選擇154.2.2過濾器的選擇164.2.3空氣濾清器的選擇164.3油管的選擇174.4 油箱的設(shè)計184.4.1油箱長寬高的確定184.4.2隔板尺寸的確定194.4.3各種油管的尺寸19

3、5 驗算液壓系統(tǒng)性能205.1驗算系統(tǒng)壓力損失205.1.1判斷流動狀態(tài)205.1.2計算系統(tǒng)壓力損失205.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升236 設(shè)計總結(jié)247 參考文獻25緒論隨著科學技術(shù)和工業(yè)生產(chǎn)的飛躍發(fā)展，國民經(jīng)濟各個部門迫切需要各種各樣的質(zhì)量優(yōu)、性能好、能耗低、價格廉的液壓機床產(chǎn)品。其中，產(chǎn)品設(shè)計是決定產(chǎn)品性能、質(zhì)量、水平、市場競爭能力和經(jīng)濟效益的重要環(huán)節(jié)。產(chǎn)品的設(shè)計包括液壓系統(tǒng)的功能分析、工作原理方案設(shè)計和液壓傳動方案設(shè)計等。這些設(shè)計內(nèi)容可作為液壓傳動課程設(shè)計的內(nèi)容。很明顯，液壓系統(tǒng)設(shè)計本身如果存在問題，常常屬于根本性的問題，可能造成液壓機床的災難性的失誤。因此我們必須重視對學生進行液壓傳動

4、設(shè)計能力的培養(yǎng)。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)中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。組合機床通常

5、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用。1 鉆鏜液壓機床的設(shè)計1.1機床的設(shè)計要求設(shè)計一臺鉆鏜兩用組合機床的液壓系統(tǒng)。鉆鏜系統(tǒng)的工作循環(huán)時快進工進快退停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：最大切削力18000N，移動部件總重量22000N；最大行程432mm（其中工進行程166mm）；快進、快退的速度為4.25m/min，工進速度應在（）mm/min范圍內(nèi)無級調(diào)速；啟動換向時間t0.05s

6、，采用水平放置的導軌，靜摩擦系數(shù)fs0.2；動摩擦系數(shù)fd0.1。機械效率取0.9。1.2 機床的設(shè)計參數(shù)系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs = 0.2、fd = 0.1。l1=220mm，l2=180mm，l3=400mm其主要設(shè)計參數(shù)如表1-1表1-1 設(shè)計參數(shù)參 數(shù)數(shù) 值切削阻力（N）31050滑臺自重 (N) 11000快進、快退速度(m/min)6工進速度(mm/min)最大行程(mm)410工進行程(mm)166啟動換向時間（s）0.05液壓缸機械效率0.92 執(zhí)行元件的選擇 2.1分析系統(tǒng)工況2.1.1工作負載鉆鏜兩用組合機床的液壓系統(tǒng)中，鉆

7、鏜的軸向切削力為Ft。根據(jù)題意，最大切削力為31050N，則有2.1.2慣性負載慣性負載 2.1.3阻力負載靜摩擦阻力 動摩擦阻力 由此可得出液壓缸的在各工作階段的負載如表2-1表2-1工況負載組成負載值F推力啟動2200N2444N加速3300N3667N快進1100N1222N工進32150N 35722N快退1100N 1222N注：1、此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。 2、液壓缸的機械效率取2.2負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制根據(jù)表2-1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2-1所示。244 410F/N 1/mm2444 36671222-_35722122236

8、672444圖2-1圖2-1表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為22444N，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V1=V2=6m/min、快進行程L1=410-166=244mm、工進行程L2=166mm、快退行程L3=410mm，工進速度V2=100mm/min。根據(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2-2所示。244 410662-2組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖2.3主要參數(shù)的確定2.3.1 初選液壓缸工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為35722N，其它工

9、況時的負載都相對較低，參考表2-2和表2-3按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應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。表2-2 按負載選擇工作壓力負載/ KN<5>50工作壓力/MPa5表2-3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農(nóng)業(yè)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/MPa 2.3.2 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

10、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設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，執(zhí)行元件的背壓力如表2-4，從表中選取此背壓值為p2=0.8MPa。表2-4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)用補油泵的閉式回路回油路較復雜的工程機械回油路較短且直接回油可忽略不計快進時

11、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=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為，式中：F 負載力 hm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=0.707×134=94mm，根據(jù)GB/T23

12、481993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，查表2-5和表2-6圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=135mm，活塞桿直徑為d=95mm。表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.07.0d/D0.7 表6 按速比要求確定d/D2/ 11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注： 1無桿腔進油時活塞運動速度； 2有桿腔進油時活塞運動速度。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 2.3.3 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=22.59L/m

13、in工作臺在快退過程中所需要的流量為q快退 =A2×v2=20.16L/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進 =A1×v1=0.191.14 L/min其中最大流量為快進流量為22.59L/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2-5 各工況下的主要參數(shù)值工況推力F/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進啟動244401.55P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速36672.051.83恒速1222.051.0022

14、.590.377工進224440.82.78P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起動244401.24P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速36670.62.88恒速12220.61.8920.160.635把表2-5中計算結(jié)果繪制成工況圖，如圖2-3所示。圖2-3 組合機床液壓缸工況圖3 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)應盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，

15、節(jié)約能源，工作可靠。3.1 速度控制回路的選擇工況圖2-3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，因此考慮在工作進給過程

16、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。3.2 換向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，選用三位五通電磁換向閥。為了調(diào)整方便和便于增設(shè)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(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由22.59 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3-1所示。

17、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。 a.換向回路b.速度換接回路圖3-1 換向和速度切換回路的選擇3.3 油源的選擇和能耗控制表2-5表明，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

18、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，而快進和快退所需的時間與工進所需的時間分別為：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25.1L/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

19、需要消耗的功率估算為快進時 P=1´22.59=0.377Kw工進時P=p´qmax=2.78´22.59=1.05Kw快退時 P=1.89´22.59=0.72Kw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=1´22.59=0.377Kw工進時，大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此P=p´qmax=2.78´22.59=1.05Kw快退時 P=1.89´22.59=0.

20、72Kw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3-2所示。圖3-2 雙泵供油油源3.4 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3-3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

21、在回油路上串接一個液控順序閥7，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥8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13。考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14。當滑臺碰上死擋塊后，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3-3(a)電磁鐵和閥的動作圖3-3(b) 液壓系統(tǒng)原理圖1雙聯(lián)葉片泵 2三位五通電液閥 3行程閥4調(diào)速閥 5、6、10、13單向閥 7順序

22、閥8背壓閥 9溢流閥 11過濾器12壓力開關(guān) 14壓力繼電器4 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。4.1 確定液壓泵和電機規(guī)格4.1.1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2-3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

23、與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。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，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大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖2-3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： 4.1.2計算總流量表2-5表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工作階段，為22.59 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

24、，液壓缸所需流量約為1.9 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為4.9L/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，查閱液壓設(shè)計手冊，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，則當泵的轉(zhuǎn)速=940r/min時，小泵的輸出流量為qp小=6´940´0.9/1000=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=22

25、.00L/min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要。液壓泵參數(shù)如表4-1所示。表4-1 液壓泵參數(shù)元件名稱估計流量規(guī)格額定流量額定壓力MPa型號雙聯(lián)葉片泵(5.1+22)最高工作壓力為21 MPaPV2R12-6/264.1.3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2.39MPa，流量為27.1L/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： 根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，按JB/T9616-1999，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。4.2 閥類元件和輔助元件的選擇圖3-3液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類

26、元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。4.2.1閥類元件的選擇根據(jù)上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖3-3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)速閥的選擇應考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖3-3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3-3中溢流閥9、背壓閥8和順序閥7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，因此該閥應選擇先導式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥7用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式。背壓閥8的作用是實現(xiàn)液壓缸快進

27、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4-2所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術(shù)參數(shù)。表4-2 閥類元件的選擇序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/265.1/22*162三位五通電液換向閥5035DYE10B8016<0.53行程閥60AXQF-E10B6316<0.34調(diào)速閥<1AXQF-E10B0.0750165單向閥60AXQF-E10B63160.26單向閥25AF3-Ea10B63160.27液控順序閥22YF3

28、E10B63160.38背壓閥 0.3YF3E10B63169溢流閥 5.1YF3E10B631610單向閥 26AF3-Ea10B63160.211濾油器 30XU63×80-J36160.0212壓力表開關(guān)KF3-E3B13單向閥60AF3-Ea10B63160.214壓力繼電器HED1KA/10104.2.2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4-3所示。表4-3 通用型WU系列網(wǎng)式吸油中過濾

29、器參數(shù)型號通徑mm公稱流量過濾精度尺寸M（d）HDWU6580-J3263631204.2.3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，即有選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表4-4所示。表4-4 液壓空氣濾清器參數(shù)型號過濾注油口徑mm注油流量L/min空氣流量L/min油過濾面積L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺釘均布mm空氣過濾精度mm油過濾精度mE-28281410512010050475964M580.279125注：液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求進行調(diào)節(jié)。4.3油管的選擇圖3-3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

30、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，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表4-5所示。根據(jù)表4-5中數(shù)值，當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： ， 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準GB/T2351-2005選用公稱通徑為和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。表4-5 液

31、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排出流量運動速度4.4 油箱的設(shè)計4.4.1油箱長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標準估算，取時，求得其容積為按JB/T79381999規(guī)定，取標準值V=250L。 依據(jù) 如果取油箱內(nèi)長l1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為

32、：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：寬為：高為：為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。4.4.2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，油箱中應采用隔板把油箱分成兩部分。根據(jù)經(jīng)驗，隔板高度取為箱內(nèi)油面高度的3/4，根據(jù)上述計算結(jié)果，隔板的高度應為：隔板的厚度與箱壁厚度相同，取為3mm。4.4.3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28

33、mm。泄漏油管的尺寸遠小于回油管尺寸，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根據(jù)液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算。取吸油管中油液的流速為1m/s?？傻茫阂簤罕玫奈凸軓綉M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)，按照標準取公稱直徑為d=28mm，外徑為35mm。5 驗算液壓系統(tǒng)性能5.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取 =1´10-4m2/s，油液的密度取r=0.917

34、4´103kg/m3。5.1.1判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快進時回油流量q1=22.59L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。5.1.2計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經(jīng)驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的Dp

35、n由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表4-2和表4-5列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：1快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。由表8和表9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27.1L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.24L/min通過行程閥3并進入無桿腔。由此進油路上的總壓降為：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流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。 此值小于原估計值0.5MPa(見表2-5)，所以是安全的。2工進滑臺工進時，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（0.25+22）=22.25L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力為： 可見，此值略小于原估計值0.8