臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)課程設(shè)計

1、一明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求 2二負載與運動分析 2三 負載圖和速度圖的繪制 4四確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 54.1確定液壓缸工作壓力 54.2計算液壓缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 54.3繪制液壓缸工況圖 7五 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 85.1選用執(zhí)行元件 85.2速度控制回路的選擇 85.3選擇快速運動和換向回路 95.4速度換接回路的選擇 95.5組成液壓系統(tǒng)原理圖 105.5系統(tǒng)圖的原理 11六 液壓元件的選擇 136.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 136.2確定其它元件及輔件 146.3主要零件強度校核 16七 液壓系統(tǒng)性能驗算 177.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 177.2油液溫升驗算 18一明

2、確液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求要求設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)。要求實現(xiàn) 的動作順序為：啟動T加速T快進T減速T工進T快退T停止。液壓系統(tǒng)的主要 參數(shù)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400m(其中工進行程100mm快進、快退的速度為7m/min,工進速度(201000 mm/mir，其中20mm/min為粗加工，1000mm/min為精加工；啟動換 向時間 t < 0.15s ;該動力滑臺采用水平放置的平導(dǎo)軌；靜摩擦系數(shù) fs = 0.2 ; 動摩擦系數(shù)fd= 0.1。液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件使用液壓缸。負載與運動分析負載

3、分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)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(dǎo)軌摩擦力，慣性力。在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設(shè)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，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即Ft N2700N(2) 阻力負載Ff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。導(dǎo)軌的正壓力等于動力部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的

4、靜摩擦力為Ff，則靜摩擦阻力 Ffs -0.2 20000 =4000N動摩擦阻力 Ffd =0.1 20000 =2000N(3) 慣性負載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v 200007“Fm = mN = 1585.68Nt 9.8160 0.15如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效率w=0.9，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

5、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/ w /N啟動F玉40004444.44加速F =Ffd +Fm3585.683984.08快進F玉20002222.22工進F 卡 +Ft1470016333.33反向啟動F譏40004444.44加速F = Ffd * Fm3585.683984.08快退F仆20002222.22制動F =Ffd -Fm414.32460.36三負載圖和速度圖的繪制根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖1 （a） 所示，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

6、快進和快退速度 w =v3=7m/min、快進行程L1=400-100=300mm 工進行程L2=100mm快退行程L3=400mm工進速度v2 = 50mm/min?？爝M、工進和快退的時間可由下式分析求出。快進tiLi300 1072.57s工進t2V260100 10 二 120s0.0560快退t1 丄g0 .20s 侮V1 V3IL7 1000 7 1000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)繪制負載圖（ F-t ）如圖 1（b）,速度循環(huán)圖如圖1（c）所示。快進工進快進停止b ）c ）圖1速度負載循環(huán)圖a）工作循環(huán)圖b ）負載速度圖c）負載速度圖四確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4.1確

7、定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為 17000 N時宜取3MP 表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.533445> 5表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/MPa0.823528810101820324.2計算液壓缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)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

8、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A,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快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p，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取 0.5M

9、Pa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 / m = AP1 - A2 P2 二 A Pi -（Al / 2） P2，式中：F負載力m液壓缸機械效率A液壓缸無桿腔的有效作用面積A液壓缸有桿腔的有效作用面積Pi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 F6亠 J6333.33 10 “006282m2 pi3竺2 2液壓缸缸筒直徑為D = .4A琢=89.46mm mm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 = 0.707 D,因此活塞桿直徑為d=0.707 $9.46=63.3

10、2mm 根據(jù) GB/T2348-1993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，圓整后取液壓缸缸筒直徑為 D=110mm活 塞桿直徑為d=80mm此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：Ay mD2.4 =63.585 10*m2A2*D2-d2 4=32.43 10*m2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 快進二 Ay- A2v 23.07 L min工作臺在快退過程中所需要的流量為q快退=A22.7 L min工作臺在工進過程中所需要的流量為q 工進=Ai x vi' =0.318 L/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

11、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(shù)值工況推力F /N回油腔 壓力P2/MPa進油腔壓力P MPa輸入流量q/L.min -1輸入功率 F/Kw計算公式啟動555601.54P1=(f'+ap$(A1 九快進加速69492.311.81q =g - A? V快速27781.490.9922.730.375p = pe P2 = P1 +Ap工進277880.83.290.950.052P1 =(f+p2A2 y Aq = A-|V2P = P1q快退起動218000.49R =(F'+p2A )'A2 q= A2V3P = p1 +

12、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繪制液壓缸工況圖并據(jù)表4可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示。23. 073, 0781, 81L 67口功總0. 7037T /rimQPPL86.37L4122.7圖2組合機床液壓缸工況圖五液壓系統(tǒng)方案設(shè)計5.1選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)運動循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，且快進，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Ai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(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

13、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

14、式循環(huán)回路，以提高散熱效率， 防止油液溫升過咼。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓要求油源 交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。 而快進快退所需的時間ti和工進所 需的時間t2分別為ti 二 li.ViI3.V3 =60 300 7 1000亠60 400 7 1000 S=6st2 =l2 v2 =160 I000.05 I000 s = i20s亦即是如=20因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量 ti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

15、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大， 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3所示。圖3雙泵供油油源5.3選擇快速運動和換向回路根據(jù)本設(shè)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回路 來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。本設(shè)計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與采 用行程

16、閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)控制，管路 較簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。 因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。5.4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(yīng)考慮選用丫型中位機能。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23.07L/min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，

17、如圖4所示。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4換向和速度切換回路的選擇參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調(diào)速閥進油節(jié)流閥調(diào)速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩(wěn)性，回油路 上設(shè)置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa。5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖選定調(diào)速方案和液壓基本回路后，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，并對回路進行歸并和整理，

18、就可將 液壓回路合成為液壓系統(tǒng)，即組成如圖 5所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔進口處設(shè)置測壓 點，并設(shè)置多點壓力表開關(guān)，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓力。要實現(xiàn)系統(tǒng)的動作，即要求實現(xiàn)的動作順序為：啟動一加速一快進一減速一 工進f快退f停止。則可得出液壓系統(tǒng)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(fù)位。表5電磁鐵的動作順序表1YA2YA3YA行程閥快進+減速+''+工進+十+死檔鐵停留+央退+原位停止圖5液壓系統(tǒng)圖5.5系統(tǒng)圖的原理1.快進快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵

19、1YA通電，由泵輸出地壓力油經(jīng) 2 三位五通換向閥的左側(cè)，這時的主油路為：進油路：泵向閥10三位五通換向閥2 （1YA得電）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(xiàn)差動快進，由于快進負載壓力小，系統(tǒng)壓力 低，變量泵輸出最大流量。2減速當滑臺快到預(yù)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(xù)通電，這時，壓力油只能經(jīng)過調(diào)速閥4，電磁換向閥16進入液壓缸的左腔。由于減速時系統(tǒng)壓力升高，變量泵的輸出油量便自動減小，且與調(diào)速閥 4開口向適應(yīng)，此時液控順序7打開，單向閥6關(guān)閉，切斷了液壓缸的

20、差動連接 油路，液壓缸右腔的回油經(jīng)背壓閥8流回油箱，這樣經(jīng)過調(diào)速閥就實現(xiàn)了液壓油 的速度下降，從而實現(xiàn)減速，其主油路為：進油路：泵 -向閥10-三位五通換向閥2 （1YA得電）-調(diào)速閥4-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油箱。3. 工進減速終了時，擋塊還是壓下，行程開關(guān)使3YA通電，二位二通換向閥將通路 切斷，這時油必須經(jīng)調(diào)速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完 全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調(diào)速閥15的開口相適應(yīng)，故進給量大小由調(diào)速閥15調(diào)節(jié)，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2 （1YA得電）調(diào)速閥4調(diào)速

21、閥15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(fā)出信號給時間繼電器，滑臺停留時間由時間 繼電器調(diào)定。5. 快退滑臺停留時間結(jié)束后，時間繼電器發(fā)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(tǒng)壓力下 降，變量泵輸出流量又自動恢復(fù)到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵 -向閥10-三位五通換向閥2 （2YA得電）-液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄?單向閥5-三位五通換向閥2 （右位）-油箱。6.

22、原位停止當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關(guān)，發(fā)出信號，使 2YA斷電，換向閥處于中位，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(jīng)換 向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。系統(tǒng)圖的動作順序表如表5所示。六液壓元件的選擇6.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率（1）計算液壓泵的最大工作壓力根據(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 J p = 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

23、力可估算為Pp1 h2.97 0.8 0.5 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：Pp2 = 1.86 0.5 MPa =2.36MPa（2）計算總流量表3表明，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燉算，則液壓油源所需提供的總流量為：qp =1.1 23.07 L min =30.97 L. min工作進給時，液壓缸所需流量約為0.318

24、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3.318L/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，因此選取 PV2R126/26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n =940r/min時，液壓泵的實際v 'P輸出流量為qp 二6 26 960 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=0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機

25、所需的功率為：p2.36 27.1 kW = 1.42kW60 0.75根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率Pn =1.5kW，額定轉(zhuǎn)速 nn =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(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如 表6所列。表6液壓元件規(guī)格及型號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?P n/MPa1雙聯(lián)葉片泵一PV2R12-6/26(5.1+22)16/14一2三位五通電液換向閥5035DYF3Y E10

26、B8016< 0.53行程閥60AXQE10B6316< 0.34調(diào)速閥<1AXQE10B616一5單向閥60AXQE10B63160.26單向閥25AF3-Ea10B63160.27液控順序閥22XF3E10B63160.38背壓閥0.3YF3E10B6316一9溢流閥5.1YF3E10B6316一10單向閥22AF3-Ea10B6316< 0.0211濾油器30XU 63 X 80-J63一< 0.0212壓力表開關(guān)一KF3-E3B 3 測點一16一13單向閥60AF3-Fa10B1006.30.214壓力繼電器一PF B8L一0一*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為9

27、40r/mi n時的流量。(2)確定油管在選定了液壓泵后，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量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表7所列。表7各工況實際運動速度、時間和流量流量、速度快進工進快退輸入流量Aqpq1 =/(L/mi n )= 55.3q<i = 0.318q1 = qp = 27.1排出流量AzqA2CI1Amq2 一Aq2 -.q2 -.AAA2/(L/mi n )32.43x55.3“ c27.163.59- -28.263.5963.59= 0.19432.43= 53.13運動速度qpq1q1w -V2 V3 =A - A

28、?A1A2/(L/mi n )27.1 100.38仆 1027.1X0一 63.5932.43= 8.22= 0.05= 8.35由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求根據(jù)表中數(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：d =2 q -：v =263.59 106 二 3 103 60mm=19.78mm取標準值20mrpd = 2 q -：v =227.1 106 二 3 103 60 mm = 13.85mm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20和15的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固

29、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。（3）油箱的設(shè)計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/T7938 1999標準估算，取.=7時，求得 其容積為V 二 qp =7 27.1L =189.7L按JB/T79381999規(guī)定，取標準值 V=250L。6.3主要零件強度校核 缸筒壁厚$

30、=4伽 因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式、：0.1D式中：-缸筒壁厚（m）Pe-實驗壓力 Pe =（1.251.5）R,其中P1是液壓缸的額定工作壓力D-缸筒內(nèi)徑D=0.11Mfe-缸筒材料的許用應(yīng)力。6=%/n， b為材料抗拉強度（MPa ,n為 安全系數(shù)，取n=5。對于P<16MPa材料選45號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng)PeD2F)6=3.3mm1.5 4 100.1162 100 10因此滿足要求 缸底厚度S =11伽對于平缸底，厚度 1有兩種情況:a.缸底有孔時:其中%D2_0.433D2一 do=0.433X 103.4 辺 J 1.5次 4 0.226X00=23.069mmD2103

31、.4-80103.4=0.226 mmb.缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退;_0.433D2= 0.433 103.41.5 4 106】100 106=10.97mm其中 D2 = D 2、. =110 2 3.3 = 103.4mm 桿徑d由公式：式中：F是桿承受的負載（N，F(xiàn)=12700N是桿材料的許用應(yīng)力， ' 】=100MPa4 127003.14 100 106=0.01272mm 缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1=0.00725mm5.2 1.5 127003.14 6 100 106式中K-擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5;F 缸筒承受的最大負載（N）；z 螺栓個數(shù)；J

32、L-螺栓材料的許用應(yīng)力，卜J-；s/n，s為螺栓材料的屈服點（MPa，安全系數(shù)n=1.22.5七液壓系統(tǒng)性能驗算7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 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27.1L/min，然后與液壓缸 有桿腔的回油匯合，以流量55.3L/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路 上的總壓降為無g =。2絲f+0.5血03 |雖PMPaL疋3丿I 80丿I 63丿.二 0.0240.0570.231 =0.2796MPa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

33、?；赜吐飞?，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28.2L/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P2與無桿腔壓力P1之差卩二 P2 _ P1 二28.2 用任228.2 :|+0.2 匯 |- I +0.3江80. 63二 0.06210.040.231 =0.3331MPa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0.318L/min，在調(diào)速閥4處的壓力損失為 0.5MPa；油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匡為p2= 0 50162 +0 5+0 3疋 22.162 MPa =0.53712MPaII 80 丿i 63 丿可見此值小于原估計值0.8MPa。故可按表2中公式重新計算工進時液壓缸進油 腔壓力pi，即小F'P2A2MPa 二 2.84MPa16333.33 0.537 106 32.43 10,63.59 漢10漢106此值與表3中數(shù)值2.976MPa相近?？紤]到壓力繼電器可靠動作需要壓差 Pe=0.5MPa故溢流閥9的調(diào)壓P