機械設計說明書-Meso氣動加工中心送料機構

課題方案的確定2.1課題設計方案設計方案：1.采用分離氣缸和定位夾緊氣缸實現(xiàn)物料的運送和分離2.利用機械手進行送料3.采用伺服電機控制工作臺進行送料方案一：采用雙作用缸實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能氣動送料機由兩個基本應用模塊組成：物料分離模塊及傳送模塊。物料分離模塊由兩個雙作用氣缸組成，分別實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能。為保證真空系統(tǒng)的氣流通暢，以提高真空發(fā)生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安裝節(jié)流閥。同時，回路4中的所有連接氣管應盡可能的短，以減小空氣流通阻力，提高真空度。采用氣缸的優(yōu)點：減少了物料的運送步驟，縮短了加工時間，操作簡單。缺點：對物料的放置有很高的精度要求，造價高昂，一般的小型企業(yè)不采用方案二：利用機械手進行送料機械手是以小車形式通過鋼繩同滑塊聯(lián)接起來，由沖床滑塊上升運動牽引小車作前進的水平運動完成送料，由通過鋼繩連接的重物使小車作復位運動。由小車機械手將工件送至沖床下進行沖孔，提高了生產(chǎn)效率，保證了質量，改善了勞動強度，確保了人生安全。采用機械手送料的優(yōu)點：送料與沖床節(jié)拍相同，可以連續(xù)生產(chǎn)。缺點：首先由于整個過程均由機械手實現(xiàn)，所以對機械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要經(jīng)常更換。根據(jù)所給有有關設計依據(jù)和技術指標。設計依據(jù)：一個料倉,一個旋轉工作臺,一條傳送帶,一套氣體壓縮裝置，三個氣缸，兩個直流馬達，兩個光電傳感器，九個接觸傳感器。技術指標：設計規(guī)格約為450x410x190mm（長x寬x高），可由9VDC或24VDC變壓器供電。綜合以上的比較，選擇方案一來設計機構。3傳送部分設計3傳送部分設計3.1V帶傳送3.1.1V帶傳動的失效形式及設計準則

根據(jù)帶傳動的工作情況分析可知，V帶傳動的主要失效形式是：

⑴V帶疲勞斷裂：帶的任一橫截面上的應力將隨著帶的運轉而循環(huán)變化。當應力循環(huán)達到一定次數(shù)，即運行一定時間后，V帶在局部出現(xiàn)疲勞裂紋脫層，隨之出現(xiàn)疏松狀態(tài)甚至斷裂，從而發(fā)生疲勞損壞，喪失傳動能力。

⑵打滑：當工作外載荷超過V帶傳動的最大有效拉力時，帶與小帶輪沿整個工作面出現(xiàn)相對滑動，導致傳動打滑失效。

因此，在不打滑前提下，保證帶具有一定的疲勞強度和壽命是V帶傳動工作能力的設計計算準則。

單根V帶既不打滑，又保證一定疲勞壽命時所能傳遞的額定功率P。3.1.2V帶傳動設計步驟和傳動參數(shù)選擇

1．選擇V帶型號

V帶有普通V帶、窄V帶、寬V帶、大楔角V帶等多種類型，其中普通V帶應用最廣，窄V帶的使用也日見廣泛。

普通V帶由頂膠、抗拉體（承載層）、底膠和包布組成，如圖11.9所示?？估w由簾布或線繩組成，是承受負載拉力的主體。其上下的頂膠和底膠分別承受彎曲時的拉伸和壓縮變形。線繩結構普通V帶具有柔韌性好的特點，適用于帶輪直徑較小，轉速較高的場合。

圖11.9窄V帶采用合成纖維繩或鋼絲繩作承載層，與普通V帶相比，當高度相同時，其寬度比普通V帶小約３０％。窄V帶傳遞功率的能力比普通V帶大，允許速度和撓曲次數(shù)高，傳動中心距小。適用于大功率且結構要求緊湊的傳動。

普通V帶有Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，窄V帶有SPZ、SPA、SPB、SPC四種型號。各種型號帶的截面尺寸及帶輪溝槽尺寸見表11.1和表11.2。

V帶都制成無接頭的環(huán)形。各種型號帶的基準長度見圖11.10。

圖11.10V帶的基準長度Ld帶的型號可根據(jù)計算功率PC和小帶輪轉速n1選取，普通V帶見圖11.11，窄V帶見圖11.12。計算功率PC=KAP

式中KA--工作情況系數(shù)。P--名義傳動功率（kW）。

當工況位于兩種型號相鄰區(qū)域時，可分別選取這兩種型號進行計算，最后進行分析比較，選用較好者。2.確定帶輪基準直徑

在V帶輪上，與所配用V帶的節(jié)面寬度bp相對應的帶輪直徑稱為基準直徑dd，帶輪基準直徑系列見表11.4。

帶輪愈小，傳動尺寸結構越緊湊，但帶的彎曲應力愈大，帶容易疲勞斷裂。為避免產(chǎn)生過大的彎曲應力，對各種型號的V帶都規(guī)定了最小帶輪基準直徑ddmin，見表11.5所示。

圖11.13⑶實際中心距7.確定帶的初拉力

初拉力的大小是保證帶傳動正常工作的重要因素。初拉力過小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過大，帶的壽命低，軸和軸承受力大。推薦單根V帶張緊后的初拉力F0為(11.10)3.2二級斜齒輪減速器3.2.1電機的選擇之前給定了電機：ZW57BL90-210山東濟南=60T=1000長度92極數(shù)43.2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比總傳動比：i總=n電動/n筒=21.222、分配各級傳動比（1）據(jù)指導書P7表2.1，取齒輪i齒輪=5.75（單級減速器i取5.75合理，為減少系統(tǒng)誤差，）（2）∵i總=i齒輪×i帶∴i帶=i總/i齒輪=21.22/5.75=3.353.2.3運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）n電動=40r/minIII/i齒輪=40/5.75=6.95r/minnⅢ=6.95/3.69=1.885r/min2、計算各軸的功率（KW）PI=Pd×η帶=60×0.99=59.4wPII=PI×η齒輪軸承×η齒輪=59.4×0.99×0.97=57.04wPIII=PII×η齒輪軸承×η聯(lián)軸器=57.04×0.99×0.97=54.78w3計算各軸扭矩（N·mm）=9550×Pd/n電動=9550×0.06/1000=0.57N·mmTI=9550×PI/=9550×0.0594/40=14.1N·mmTII=9550×PII/=9550×0.05704/6.95=82.4N·mmTIII=9550×PIII/=9550×0.05478/1.885=277.5N·mm3.2.4齒輪傳動的設計計算1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù)

考慮減速器傳遞功率不大，按課本P142表10-8及10-9選，以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45#鋼，齒面硬度為230HBS。大齒輪選用45#鋼，正火，齒面硬度190HBS；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6～3.2μm。取小齒輪齒數(shù)Z1=18。則大齒輪齒數(shù)：Z2=i齒Z1=5.75x18=1032）按齒面接觸疲勞強度設計

由文獻P147式（10-24）d1≥{kT1(u+1)/φdu[σHP]}1/3確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=5.72由表10-12

取φd=1轉矩

TI=9550×P1/n1=14.1N·m載荷系數(shù)k由課本P144

取k=1.2許用接觸應力σHP，由課本P150圖10-33查得：σHlim1=650Mpa

σHlim2=570Mpa[σHP1]=0.9σHlim1=0.9×650Mpa=585Mpa

[σHP2]=0.9σHlim2=0.9×570Mpa=513Mpa取[σHP]=513Mpa故得：=353）確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸根據(jù)課本P130表10-2取標準模數(shù)：m=0.4mm分度圓直徑d1=mZ1=7.4mm

d2=mZ2=7.4×5.75=42.55mm傳動中心距

a=m(Z1+Z2)/2齒寬

b2=b=φd×d1取為10mm

b1=b2+5mm=15mm驗算齒輪圓周速度

V齒=πd1n1/60×1000由表10-7選齒輪傳動精度等級7級合宜4)校核齒根彎曲疲勞強度

由課本P148式（10-26）得

σF=(2kT1/d1mb)YFS1≤[σF1]確定有關參數(shù)和系數(shù)許用彎曲應力[σFP]由課本P150圖10-34查得：σFlim1=357Mpa

σFlim2=220Mpa[σF1]=0.7σFlim1=0.7×357Mpa=245Mpa

[σF2]=0.7σFlim2=0.7×220Mpa=154Mpa復合齒形系數(shù)YFS

由P149圖10-32查得

YFS1=4.4

YFS2=3.8計算兩輪的許用彎曲應力σF1=(2kT1/d1mb)YFS1=（2×1.2×39393.75)/(62.5×60.5×2.5）×4.4Mpa=42.60Mpa＜[σF1]σF2=(2kT1/d1mb)YFS2=（2×1.2×39393.75)/(265×62.5×2.5）×3.8Mpa=8.68Mpa＜[σF2]標準直齒圓柱齒輪的尺寸計算公式如下表：一選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用直圓柱齒輪；2因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度；3小齒輪材料：40Cr調質HBS=280接觸疲勞強度極限（由圖10-21d）彎曲疲勞強度極限（由圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火HBS=240接觸疲勞強度極限（由圖10-21c）彎曲疲勞強度極限（由圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)29大齒輪齒數(shù)Z4=3.75×29=1076)按齒面接觸強度設計計算公式：mm（由式10-21）1 確定公式內的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)齒寬系數(shù)（由表10-7）材料的彈性影響系數(shù)Mpa1/2（由表10-6）計算應力循環(huán)次數(shù)計算接觸疲勞壽命系數(shù)（由圖10-19）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，取安全系數(shù)2 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑(2)計算圓周速度（3）計算齒寬b及模數(shù)mntb/h=13.33（4）計算載荷系數(shù)①使用系數(shù)<由表10-2>根據(jù)電動機驅動得②動載系數(shù)<由表10-8>根據(jù)v=0.807m/s7級精度③直齒輪，④由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，根據(jù)b/h=13.33，，查圖10-13得，故載荷系數(shù)=（5）按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑1確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)（2）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由圖10-18>得（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3<由式(10-12)>得（4）查取齒型系數(shù)YFα應力校正系數(shù)YSα<由表10-5>得（5）計算大小齒輪的并加以比較比較所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.016052計算8)分析對比計算結果對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=0.4.已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d1t來計算應有的齒數(shù)。于是由Z1=29Z2=1079)幾何尺寸計算1計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d22計算中心距3計算齒輪寬度b取B1=13mmB2=12mm4執(zhí)行部分的液壓夾緊設計4執(zhí)行部分的液壓夾緊設計液壓傳動系統(tǒng)的設計步驟液壓傳動系統(tǒng)的設計是整機設計的一部分，它除了應符合主機動作循環(huán)和靜、動態(tài)性能等方面的要求外，還應當滿足結構簡單，工作安全可靠，效率高，經(jīng)濟性好，使用維護方便等條件。液壓系統(tǒng)的設計，根據(jù)系統(tǒng)的繁簡、借鑒的資料多少和設計人員經(jīng)驗的不同，在做法上有所差異。各部分的設計有時還要交替進行，甚至要經(jīng)過多次反復才能完成。下面對液壓系統(tǒng)的設計步驟予以介紹。10.1.1明確設計要求、工作環(huán)境，進行工況分析。4.1明確設計要求及工作環(huán)境液壓系統(tǒng)的動作和性能要求主要有：運動方式、行程、速度范圍、負載條件、運動平穩(wěn)性、精度、工作循環(huán)和動作周期、同步或聯(lián)鎖等。就工作環(huán)境而言，有環(huán)境溫度、濕度、塵埃、防火要求及安裝空間的大小等。要使所設計的系統(tǒng)不僅能滿足一般的性能要求，還應具有較高的可靠性、良好的空間布局及造型。4.1.1執(zhí)行元件的工況分析對執(zhí)行元件的工況進行分析，就是查明每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的速度和負載的變化規(guī)律，通常是求出一個工作循環(huán)內各階段的速度和負載值。必要時還應作出速度、負載隨時間或位移變化的曲線圖。下面以液壓缸為例，液壓馬達可作類似處理。就液壓缸而言，承受的負載主要由六部分組成，即工作負載，導向摩擦負載，慣性負載，重力負載，密封負載和背壓負載，現(xiàn)簡述如下。(1)工作負載不同的機器有不同的工作負載，對于起重設備來說，為起吊重物的重量；對液壓機來說，壓制工件的軸向變形力為工作負載。工作負載與液壓缸運動方向相反時為正值，方向相同時為負值。工作負載既可以為定值，也可以為變量，其大小及性質要根據(jù)具體情況加以分析。(2)導向摩擦負載導向摩擦負載是指液壓缸驅動運動部件時所受的導軌摩擦阻力，其值與運動部件的導軌形式，放置情況及運動狀態(tài)有關，各種形式導軌的摩擦負載計算公式可查閱有關手冊。例如，機床上常用平導軌和V形導軌，當其水平放置時，其導向摩擦負載計算公式為平導軌： （10.1）V形導軌： （10.2）式中：G—運動部件的重力； —垂直于導軌的工作負載； —V形導軌的夾角，一般=90； —摩擦系數(shù)，其值可查《機床設計手冊》。(3)慣性負載慣性負載是運動部件在啟動加速或制動減速時的慣性力，其值可按牛頓第二定律求出，即式中：g—重力加速度；—啟動、制動或速度轉換時間?！獣r間內的速度變化值；(4)重力負載垂直或斜放置的運動部件，其自重也成為一種負載，傾斜放置時，只計算重力在運動方向上的分力。液壓缸上行時重力取正值，反之取負值。5)密封負載密封負載是指液壓缸密封裝置的摩擦力，其值與密封裝置的類型、尺寸、液壓缸的制造質量和油液的工作壓力有關。在未完成液壓系統(tǒng)設計之前，不知道密封裝置的參數(shù)，其值無法計算，一般通過液壓缸的機械效率加以考慮，常取機械效率值為0.90~0.97。(6)背壓負載背壓負載是指液壓缸回油腔壓力所造成的阻力。在系統(tǒng)方案及液壓缸結構尚未確定之前也無法計算，在負載計算時可暫不考慮。液壓泵各個主要工作階段的機械負載F可按下列公式計算?？蛰d啟動加速階段； 快速階段； 工進階段制動減速4.2液壓系統(tǒng)原理圖的擬定液壓系統(tǒng)原理圖是表示液壓系統(tǒng)的組成和工作原理的重要技術文件。擬定液壓系統(tǒng)原理圖是設計液壓系統(tǒng)的第一步，它對系統(tǒng)的性能及設計方案的合理性、經(jīng)濟性具有決定性的影響。4.2.1確定油路類型一般具有較大空間可以存放油箱的系統(tǒng)，都采用開式油路；相反，凡允許采用輔助泵進行補油，并借此進行冷卻交換來達到冷卻目的的系統(tǒng)，可采用閉式油路。通常節(jié)流調速系統(tǒng)采用開式油路，容積調速系統(tǒng)采用閉式回路。4.2.2選擇液壓回路在擬定液壓系統(tǒng)原理圖時，應根據(jù)各類主機的工作特點、負載性質和性能要求，先確定對主機主要性能起決定性影響的主要回路，然后再考慮其它輔助回路。例如對于機床液壓系統(tǒng)，調速和速度換接回路是主要回路；對于壓力機液壓系統(tǒng)，調壓回路是主要回路；有垂直運動部件的系統(tǒng)要考慮平衡回路；慣性負載較大的系統(tǒng)要考慮緩沖制動回路。有多個執(zhí)行元件的系統(tǒng)要考慮順序動作、同步或回路隔離；有空載運行要求的系統(tǒng)要考慮卸荷回路等。4.2.3繪制液壓系統(tǒng)原理圖將挑選出來的各典型回路合并、整理，增加必要的元件或輔助回路，加以綜合，構成一個結構簡單，工作安全可靠、動作平穩(wěn)、效率高、調整和維護保養(yǎng)方便的液壓系統(tǒng)，形成系統(tǒng)原理圖。10.1.3液壓元件的計算和選擇4.3執(zhí)行元件的結構形式及參數(shù)的確定結構參數(shù)的確定是指根據(jù)液壓執(zhí)行元件的工作壓力和最大流量確定執(zhí)行元件的幾何參數(shù)，液壓傳動系統(tǒng)采用的執(zhí)行元件形式，可視主機所要實現(xiàn)的運動種類和性質而定。（1）初選執(zhí)行元件的工作壓力工作壓力是確定執(zhí)行元件結構參數(shù)的主要依據(jù)。它的大小影響執(zhí)行元件的尺寸和成本，乃至整個系統(tǒng)的性能，工作壓力選得高，執(zhí)行元件和系統(tǒng)的結構緊湊，但對元件的強度，剛度及密封要求高，且要采用較高壓力的液壓泵。反之，如果工作壓力選得低，就會增大執(zhí)行元件及整個系統(tǒng)的尺寸，使結構變得龐大，所以應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫?，?zhí)行元件工作壓力可以根據(jù)總負載值選取，見表10.2。表10.2 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力負載(KN) <10 10~20 20~30 30~50 >50工作壓力(MPa) 0.8~1.2 1.5~2.5 3.0~4.0 4.0~5.0 >5.02）確定執(zhí)行元件的主要結構參數(shù)在這里仍然以液壓缸為例，需要確定的主要結構尺寸是指缸的內徑D和活塞桿的直徑d，計算和確定D和d的一般方法見液壓缸部分，并按系列標準值確定D和d。對有低速運動要求的系統(tǒng)，尚需對液壓缸有效工作面積進行驗算，即應保證式中 ：A—液壓缸工作腔的有效工作面積；—控制執(zhí)行元件速度的流量閥最小穩(wěn)定流量，可從液壓閥產(chǎn)品樣本上查得；—液壓缸要求達到的最低工作速度。驗算結果若不能滿足式（10.8），則說明按所設計的結構尺寸和方案達不到所需要的最低速度，必須修改設計。（3）復算執(zhí)行元件的工作壓力當液壓缸的主要尺寸D、d計算出來以后，要按系列標準圓整，經(jīng)過圓整的標準值與計算值之間一般都存在一定的偏差，因此，有必要根據(jù)圓整值對工作壓力進行一次復算。還須看到，在按上述方法確定工作壓力的過程中，沒有計算回油路的背壓，因此所確定的工作壓力只是執(zhí)行元件為了克服機械總負載所需要的那部分壓力，在結構參數(shù)D、d確定之后，若取適當?shù)谋硥汗浪阒?，即可求出?zhí)行元件工作腔的壓力。對于單桿液壓缸，其工作壓力P可按下列公式復算。無桿腔進油工進階段有桿腔進油階段式中：F—液壓缸在各工作階段的最大機械總負載；—分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的有效面積；—液壓缸回油路的背壓，在系統(tǒng)設計完成之前根據(jù)設計手冊取推薦值。（4）執(zhí)行元件的工況圖各執(zhí)行元件的主要參數(shù)確定之后，不但可以復算執(zhí)行元件在工作循環(huán)各階段內的工作壓力，還可求出需要輸入的流量和功率，這時就可以作出系統(tǒng)中各執(zhí)行元件在其工作過程中的工況圖，即執(zhí)行元件在一個工作循環(huán)中的壓力、流量、功率對時間或位移的變化曲線圖。將系統(tǒng)中各執(zhí)行元件的工況圖加以合并，便得到整個系統(tǒng)的工況圖。液壓系統(tǒng)的工況可以顯示整個工作循環(huán)中的系統(tǒng)壓力、流量和功率的最大值及其分布情況，為后續(xù)設計步驟中選擇元件、選擇回路或修正設計提供合理的依據(jù)。對于單執(zhí)行元件系統(tǒng)或某些簡單系統(tǒng)，其工況圖的繪制可省略，而僅將計算出的各階段壓力、流量和功率值列表表示。4.3.1選擇液壓泵首先根據(jù)設計要求和系統(tǒng)工況確定泵的類型，然后根據(jù)液壓泵的最大供油量和系統(tǒng)工作壓力來選擇液壓泵的規(guī)格。（1）液壓泵的最高供油壓力式中: —執(zhí)行元件的最高工作壓力；—進油路上總的壓力損失。如系統(tǒng)在執(zhí)行元件停止運動時才出現(xiàn)最高工作壓力,則；否則,須計算出油液流過進油路上的控制、調節(jié)元件和管道的各項壓力損失，初算時可憑經(jīng)驗進行估計，對簡單系統(tǒng)取MPa，對復雜系統(tǒng)取MPa。（2）確定液壓泵的最大供油量液壓泵的最大供油量為式中 K—系統(tǒng)的泄漏修正系數(shù)，一般取K=1.1~1.3，大流量取小值，小流量取大值；—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果液壓泵的供油量是按工進工況選取時，其供油量應考慮溢流閥的最小流量。（3）選擇液壓泵的規(guī)格型號液壓泵的規(guī)格型號按計算值在產(chǎn)品樣本選取，為了使液壓泵工作安全可靠，液壓泵應有一定的壓力儲備量，通常泵的額定壓力可比工作壓力高25%—60%。泵的額定流量則宜與相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。（4）選擇驅動液壓泵的電動機驅動液壓泵的電動機根據(jù)驅動功率和泵的轉速來選擇。在整個工作循環(huán)中，泵的壓力和流量在較多時間內皆達到最大工作值時，驅動泵的電動機功率為：—液壓泵的總效率，數(shù)值可見產(chǎn)品樣本。限壓式變量葉片泵的驅動功率，可按泵的實際壓力流量特性曲線拐點處的功率來計算。在工作循環(huán)中，泵的壓力和流量變化較大時，可分別計算出工作循環(huán)中各個階段所需的驅動功率，然后求其均方根值即可。在選擇電動機時，應將求得的功率值與各工作階段的最大功率值比較，若最大功率符合電動機短時超載25%的范圍，則按平均功率選擇電動機；否則應按最大功率選擇電動機。4.3.2選擇閥類元件各種閥類元件的規(guī)格型號，按液壓系統(tǒng)原理圖和系統(tǒng)工況提供的情況從產(chǎn)品樣本中選取，各種閥的額定壓力和額定流量，一般應與其工作壓力和最大通過流量相接近，必要時，可允許其最大通過流量超過額定流量的20%。具體選擇時，應注意溢流閥按液壓泵的最大流量來選?。涣髁块y還需考慮最小穩(wěn)定流量，以滿足低速穩(wěn)定性要求；單桿液壓缸系統(tǒng)，若無桿腔有效作用面積為有桿腔有效作用面積的幾倍，當有桿腔進油時，則回油流量為進油流量的幾倍，此時，應以幾倍的流量來選擇通過的閥類元件。4.3.3選擇液壓輔助元件油管的規(guī)格尺寸大多由所連接的液壓元件接口處尺寸決定，只有對一些重要的管道才驗算其內徑和壁厚，驗算公式見液壓輔件。濾油器、蓄能器和油箱容量的選擇亦見液壓輔件。對于固定式的液壓設備，常將液壓系統(tǒng)的動力源，閥類元件集中安裝在主機外的液壓站上，這樣能使安裝與維修方便，并消除了動力源的振動與油溫變化對主機工作精度的影響。而閥類元件在液壓站上的配置也有多種形式，配置形式不同，液壓系統(tǒng)的壓力損失和元件的連接、安裝結構也有所不同。液壓閥的連接方式有板式、疊加式、插裝式和管式（螺紋連接、法蘭連接）等多種，它們的特點和選用參見5.5節(jié)。4.4液壓系統(tǒng)技術性能的驗算液壓系統(tǒng)初步設計完成之后，需要對它的主要性能加以驗算，以便評判其設計質量，并改進和完善液壓系統(tǒng)，下面說明系統(tǒng)壓力損失及發(fā)熱溫升的驗算方法。4.4.1系統(tǒng)壓力損失的驗算畫出管路裝配草圖后，即可計算管路的沿程壓力損失，局部壓力損失，它們的計算公式詳見《液壓流體力學》，管路總的壓力損失為沿程損失與局部損失之和。在系統(tǒng)的具體管道布置情況沒有明確之前，沿程損失和局部損失仍無法計算。為了盡早地評估系統(tǒng)的主要性能，避免后面的設計工作出現(xiàn)大的反復，在系統(tǒng)方案初步確定之后，通常用液流通過閥類元件的局部壓力損失來對管路的壓力損失進行概略地估算，因為這部分損失在系統(tǒng)的整個壓力損失中占很大的比重。在算出系統(tǒng)油路的總的壓力損失后，將此驗算值與前述設計過程中初步選取的油路壓力損失經(jīng)驗值相比較，若誤差較大，一般應對原設計進行必要的修改，重新調整有關閥類元件的規(guī)格和管道尺寸等，以降低系統(tǒng)的壓力損失。需要指出的是，對于較簡單的液壓系統(tǒng)，壓力損失驗算可以省略。4.4.2系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算液壓系統(tǒng)在工作時，有壓力損失，容積損失和機械損失，這些損耗能量的大部分轉化為熱能，使油溫升高從而導致油的粘度下降，油液變質，機器零件變形，影響正常工作。為此，必須將溫升控制在許可范圍內。功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，則單位時間的發(fā)熱量為液壓泵的輸入功率與執(zhí)行元件的輸出功率之差，一般情況下，液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)往往有好幾個階段，其平均發(fā)熱量為各個工作周期發(fā)熱量的時均值，即（10.14）式中—第個工作階段系統(tǒng)的輸入功率；—第個工作階段系統(tǒng)的輸出功率；—工作循環(huán)周期；—第個工作階段的持續(xù)時間；—總的工作階段數(shù)。液壓系統(tǒng)在工作中產(chǎn)生的熱量，經(jīng)過所有元件、附件的表面散發(fā)到空氣中去，但絕大部分是由油箱散發(fā)的，油箱在單位時間的散發(fā)熱量可按下式計算（10.15）式中A—油箱的散熱面積；—液壓系統(tǒng)的溫升；—油箱的散熱系數(shù)，其值可查閱液壓設計手冊。當液壓系統(tǒng)的散熱量等于發(fā)熱量時，系統(tǒng)達到了熱平衡，這時系統(tǒng)的溫升為（10.16）按式（10.22）算出的溫升值如果超過允許數(shù)值時，系統(tǒng)必須采取適當?shù)睦鋮s措施或修改液壓系統(tǒng)的設計。4.4.3繪制正式工作圖和編制技術文件所設計的液壓系統(tǒng)經(jīng)過驗算后，即可對初步擬定的液壓系統(tǒng)進行修改，并繪制正式工作圖和編制技術文件。4.5繪制正式工作圖正式工作圖包括液壓系統(tǒng)原理圖、液壓系統(tǒng)裝配圖、液壓缸等非標準元件裝配圖及零件圖。液壓系統(tǒng)原理中應附有液壓元件明細表，表中標明各液壓元件的型號規(guī)格、壓力和流量等參數(shù)值，一般還應繪出各執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖和電磁鐵的動作順序表。液壓系統(tǒng)裝配圖是液壓系統(tǒng)的安裝施工圖，包括油箱裝配圖，集成油路裝配圖和管路安裝圖等，在管路安裝圖中應畫出各油管的走向，固定裝置結構，各種管接頭的形式、規(guī)格等。4.5.1編制技術文件技術文件一般包括液壓系統(tǒng)設計計算說明書，液壓系統(tǒng)使用及維護技術說明書，零、部件目錄表及標準件、通用件、外購件表等。根據(jù)初始數(shù)據(jù)規(guī)定，可知原件的大小為直徑10mm高8mm的圓柱體。材質初定為鑄鐵。氣缸與原件接觸部分為橡膠。摩擦系數(shù)為0.8。鑄鐵的密度為7.5g/cm3汽缸給定壓力最少得為Ff=0.06N,顯然汽缸的壓力很容易滿足此要求,由空間大小初定汽缸內徑為50mm.