充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 目錄 緒論 . 1 1計算下油缸的外負載 . 3 1.1 工作負載 . 4 1.2 計算摩擦負載 . 4 1.3 計算慣性負載 . 5 2. 繪制負載圖和速度圖 . 6 3. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) . 8 3.1 初選液壓缸的工作壓力 . 8 3.2 計算液壓缸的尺寸。 . 8 3.3 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率 . 9 3.4 繪制液壓缸的工況圖 . 9 4.計算上油缸 的外負載 .11 4.1 工作負載 . 12 4.2.計算摩擦負載 . 12 4.3 計算慣性負載 . 13 5. 繪制負載圖和速度圖 . 14 6. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) . 15 6.1 初選液壓缸的工作壓力 . 15 6.2.計算液壓缸的尺寸。 . 16 6.3 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率 . 17 6.4 繪制液壓缸的工況圖 . 17 7.液壓系統(tǒng)圖的擬定。 . 20 7.1 調(diào)整方式的選擇 . 20 7.2 快速回路和速度換接方式的選擇 . 20 7.3 速度換接回路 . 20 7.4 液壓系統(tǒng)的組合 . 20 8. 選擇液壓元件 . 21 8.1 選擇液壓泵和電機 . 21 8.2 選擇 閥類元件及輔助元件 . 23 8.3 確定管道尺寸 . 23 8.4 確定油箱容積 . 24 9，管路系統(tǒng)壓力損失的驗算。 . 24 9.1 壓力損失及調(diào)定壓力的確定 . 24 9.1 沿程壓力損失 . 24 9.2 局部壓力損失 . 25 9.3 壓力閥的調(diào)定值 . 26 10. 系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 . 26 設計小結 . 27 參考文獻 . 28 致 謝 . 錯誤 !未定義書簽。 買文檔送全套圖 紙 扣扣 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 1 - 緒論 液壓傳動的優(yōu)，缺點及在機床上的應用： 液壓傳動系統(tǒng)中的傳動介質(zhì)是油，油本身的物理特性使液壓傳動與機械傳動，電氣傳動，氣壓傳動相比，具有以下特點： （ 1）能方便的實現(xiàn)無級調(diào)速，調(diào)速范圍大。在液壓傳動中，可以在工作時進行無級調(diào)速，調(diào)速方便且范圍大，可達 100： 1200： 1。 （ 2）運動傳遞平穩(wěn)，均勻。液壓傳動中的工作介質(zhì)為液體，是無間隙傳動且有吸振的能力，使液壓傳動工作平穩(wěn)，均勻，不像機械傳動裝置，由于加工和裝備誤差總會存在傳動間隙，從而會引起震動和沖擊。 （ 3）易于獲得很 大的力或力矩。液壓傳動的工作壓力較高（可達 350Pa 甚至更高），液壓缸或液壓馬達的有效承壓面積亦可取得較大，因此可獲得很大的力或力矩。 （ 4）單位功率的重量輕，體積小，結構緊湊，反應靈敏。在同等功率的情況下，液壓泵或液壓馬達的重量為一般電機 10%20%，外形尺寸為電機的 15%左右。液壓馬達的運動慣量不能超過同等功率電機的 10%，啟動中等功率的一般電動機需要 1.2 s，而啟動同功率的液壓馬達時間不超過 0.1 s。液壓傳動反應靈敏，易于平穩(wěn)的實現(xiàn)頻繁的啟、停、換向或變速。 （ 5）易于實現(xiàn)自動化。液壓傳動的控制 、調(diào)節(jié)比較簡單，操縱比較方便、省力，易于實現(xiàn)自動化。當與電氣或氣壓傳動傳動相配合使用時，更能實現(xiàn)遠距離操縱和自動控制。 （ 6）易于實現(xiàn)過載保護，工作可靠。在液壓傳動中，作為工作介質(zhì)的油液壓力很容易由壓力控制元件來控制。只要設法控制油液壓力在規(guī)定限度就可達到防止過載及避免事故的目的，使工作可靠。 （ 7）自動潤滑，元件壽命長。液壓元件相對運動的表面因有液壓油，能自行潤滑，所以使用壽命較長。 （ 8）液壓元件易于實現(xiàn)通用化、標準化、系列化，便于設計、制造和推廣使用。 液壓傳動的主要缺點： （ 9）液壓傳動以液體作為工 作介質(zhì)，在相對運動的表面間無法避免泄露，再加上液體具有微小的壓縮性及油管產(chǎn)生彈性變形等原因，使液壓傳動不能實現(xiàn)嚴格的定比傳動。泄露使液壓系統(tǒng)能量損失增加，效率降低；泄露造成油液的浪費，污染周圍環(huán)境。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 2 - 買文檔送全套圖紙 扣扣 414951605 （ 10）溫度對液壓系統(tǒng)的工作性能影響較大。液體的黏度和溫度有密切關系，當黏度因溫度的變化而變化時，將直接影響液壓系統(tǒng)的泄漏、液壓損失和通過節(jié)流的流量等。故一般的液壓系統(tǒng)不宜用于高溫或低溫的條件下。 （ 11）傳動效率較低。液壓傳動在能量轉(zhuǎn)換及傳動過程中存在著機械摩擦損失、 壓力損失和泄露損失，傳動效率往往較低。這一缺點，使液壓傳動在大功率系統(tǒng)中的使用受到限制，也不宜作遠距離傳動。 （ 12）空氣混入液壓系統(tǒng)后引起工作不良，如發(fā)生振動、爬行、噪聲等，因此，必須采取措施防止空氣滲入。 （ 13）為了防止泄露以及滿足某些性能上的要求，液壓元件的制造精度要求高，使成本增加。 （ 14）液壓設備故障原因不易查找。液壓傳動的大部分故障都是由于油液不 （ 15）所造成的，因此要求工作液體清潔、無雜質(zhì)。液壓傳動中的工作液體一般為各種礦物油，經(jīng)過一段時間的使用后會變質(zhì)，并可能混入鐵屑、塵埃等雜物，油液 在壓力狀況下通過液壓泵及控制閥的縫隙，分子鏈被剪斷，黏度會逐步下降，因此必須定期換油。液壓傳動中的各種元件和工作液體都在封閉的油路內(nèi)工作，故障原因一般較難查找。 總的說來，液壓傳動的優(yōu)點較多， 隨著生產(chǎn)的發(fā)展，缺點正在逐步加以克服，因此液壓傳動有著廣闊的發(fā)展前途。 本設計根據(jù)液壓系統(tǒng)的特點，選取機座水壓機液壓系統(tǒng)設計過程為例，用以闡述其應用與設計過程事項。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 3 - 機座水壓機的液壓系統(tǒng)的設計 某廠自制一臺機座水壓機進行水壓試驗，要求驅(qū)動上的液壓完成對兩個液壓缸的驅(qū)動，其工況要求： （ 1）工作性能和動作循環(huán)：該系統(tǒng)由上下兩個液壓缸的往復運動實現(xiàn)對工件的夾緊，首先有下缸升起起，將工件托起，然后上缸下行將工件夾緊。上下缸的工作循環(huán)為快進，慢進，保壓，快退，原位停止。 （ 2）動 力和運動參數(shù)：下缸完成對工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力為 3495N 。托板的重量為 12601.2N 。保壓時水壓系統(tǒng)的壓力是 55.8 N10 。其快速上升的行程是 200mm 速度 10mm 工進的行程是 100mm ， 速度6 mm s ， 其快退的行程是 300mm ， 速度 12 mm s 。上缸完成對工件夾緊，托板的重量為 12601.2N 。 保壓時水壓系統(tǒng)的壓力是 55.8 N10 。其快速上升的行程是 550mm 速度 12 mm s 工進的行程是 100mm ， 速度 6 mm s ， 其快退的行程是 300mm ， 速度 14 mm s 。 （ 3）自動化程度：采用液壓與電氣配合，實現(xiàn)工作自動循環(huán)。 根據(jù)上述工況要求和 對工件的夾緊要求 ，應采用液壓缸為執(zhí)行元件，液壓缸筒固定在機床上，活塞桿與托板相連接由活塞桿的運動實現(xiàn)對工件的夾緊。液壓缸無干腔為高壓工作腔，這樣能得到較大的輸出動力，并可得到較低的穩(wěn)定工作速度，以便滿足精加工的要求。 1計算下油缸的外負載 下油缸 的受力情況如圖 1 1 所示。 （ 1）1G為托板對液壓缸的壓力。 （ 2）2G為工件對液壓缸的壓力 （ 3）1F為保壓時水壓系統(tǒng)對液壓缸的壓力 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 4 - 圖 1 1:下液壓缸的受力情況 當水壓機上的下液壓缸做直線往復運動時，液壓缸必須克服的外載 F 為 ； L f a= + +F F F F（ 1 1） 式中 LF 工作負載； LF 摩擦負載； aF 慣性負載： 1.1 工作負載 工作負載與機床的工作性質(zhì)有關，它可能是定值，也可能是変值。一般工作負載是時間的函 L1 21= + +GGFF即 5L 1 2 1= + + = 5 . 8 3 4 9 5 1 2 0 9 6 . 1 5 9 6 0 9 6 . 2 NG 1 0F F F 下缸上升時的工作負載 G 為： 即12= + 3 4 9 5 1 2 6 0 1 . 2 1 6 0 9 6 . 2 NG G G 1.2 計算摩擦負載 由于工件為垂直升起，且行程不大，故摩擦力相對比較小，所以摩擦力就忽略不計，即 : f 0NF 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 5 - 1.3 計算慣性負載 工作部件在啟動和制動過程中產(chǎn)生慣性力，可按牛頓第二定律求出， 即 aFGgt VV 式中 g 重力加速度； v 加（減）速時度的變化量； t 啟動或制動時間，一般機床的運動取 0.20.5s，進給運動取0.10.5s，磨床取 0.010.05s，工作部件較輕或速度較低時取小值 加速 a11 6 0 9 6 . 2 0 . 0 1 3 2 . 8 2 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 減速 a21 6 0 9 6 . 2 0 . 0 1 0 . 0 0 6 1 3 . 1 3 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 制動 a31 6 0 9 6 . 2 0 . 0 0 6 1 9 . 7 0 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向加速 a41 6 0 9 6 . 2 0 . 0 1 2 3 9 . 4 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向制動 a 5 a 4 3 9 . 4 NFF 根據(jù)以上計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而下滑系統(tǒng)中應設置平衡回路，因此在對快速向下運動的負載分析時，就不考慮托板的重量，則液壓缸各階段中的負載如圖 1-2 所示。（m 0.91 ） 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 6 - 表 1 2 液壓缸在各動作階段的負載 工況 計算公式 N F液壓缸負載NFFj0液壓缸驅(qū)動力 啟動 F=G 16096.2 17688.2 加速 a1=+GFF16129.02 17724.2 快上 F=G 16096.2 17688.2 減速 a2=-GFF16083.07 17673.7 慢上 F=G 16096.2 17688.2 制動 a3=-GFF16076.5 17666.5 保壓 L=+GFF596096.2 655050.8 反向加速 a4=FF45.94 50.48 快退 0F 0 0 反向制動 a5=-FF-45.94 -50.48 注：取液壓機械效率m 0.91 2. 繪制負載圖和速度圖 根據(jù)已給的快進、工進、快退的行程和速度配合表 1 2中相應的負載數(shù)值，可繪制液壓缸的 F l 與 v l 圖，或近似計算快上、慢上、快下的時間如下： 1. 快上 1t=11200 2010l sv 2. 慢上 222100 1 6 . 7 s6t l 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 7 - 3. 快下 333300 2 5 s12t l 按照前面的負載分析結果及已知的速度要求，行程限制等，配合表 1 2中相應負載值，繪制的 F t 和 v t 圖，如圖 1 3 所示。 圖（ 1-4） 液壓缸的負載及速度圖 圖中最大負載值是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結構尺寸的依據(jù)。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 8 - 3. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 3.1 初選液壓缸的工作壓力 1.液壓缸工作壓力的選擇是否合理，直接影響到整個系統(tǒng)設計的合理性，確定時不能只考慮滿足負載要求，應全面考慮液壓裝置的性能要求和經(jīng)濟性。如果液壓缸的工作壓力選定較高，則泵、缸、閥和管道尺寸可選小些，這樣結構較為緊湊、輕巧，加速時慣性負載也小，易于實現(xiàn)高速運動的要求。但工作壓力太高，對系統(tǒng)的密封性能要求也相應提高了，制造較困難，同時縮短了液壓裝置的壽命。此外，高壓會使構件彈 性變性的影響增大，運動部件容易產(chǎn)生振動。 2.根據(jù)分析此設備的負載較大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為 7.0MPa 。 3.2 計算液壓缸的尺寸。 225F16 5 5 0 5 0 . 8 0 . 0 9 3 6P 70A m m10 4 A 4 0 . 0 9 3 6 0 . 3 4 5 m3 . 1 4 1 5 9D 表 1 5 液壓缸內(nèi)徑系列（ JB826 66） mm 20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 按標準?。?D=360m 根據(jù)快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑： 2221410D dD d 192.43m m 按標準取： d 200mm 則液壓缸的有效面積 無 桿腔的面積： 22211 1 0 1 7 . 844 3 6 c mA D 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 9 - 有桿腔的面積： 2 2 2221 7 0 3 . 3 644 3 6 2 0 c mA D 表 1 6 活塞桿外徑系列（ JB826 66） mm 10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 4. 活塞桿的穩(wěn)定性校核。 因為活塞桿的總行程是 300mm ，而活塞桿的直徑為 200mm。 300 15200l d mm. 故無需對活塞桿的穩(wěn)定性進行校核。 5. 液壓缸的最大流量。 3431 1 1 0 1 7 . 8 1 0 6 1 . 1 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 上3431 2 1 0 1 7 . 8 6 3 6 . 7 m i n1 0 1 0 lsmq VA 慢 上3432 3 7 0 3 . 3 6 1 3 5 0 . 6 4 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 下3.3 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率 表中 F0為液壓缸的驅(qū)動力，由表 1 2 查得。 3.4 繪制液壓缸的工況圖 根據(jù)表 1 7，即可繪制液壓缸的流量圖、壓力圖和功率圖，如圖 1 5所示。 根據(jù) 工況圖的作用 原則設計 ： （ 1）通過工況圖找出最大壓力、最大流量點和最大功率點，分析各工作階段中壓力，流量變化的規(guī)律，作為選擇液壓泵和控制閥的依據(jù)。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 10 - 表 1 7各工況所需壓力、流量和功率 工況 壓力aPMP 流量1m inq L g功率 PW 快上 0.15aM P16 1 .1 m i nq l g160.97 PW 慢上 0.15aM P13 6 .7 m i nq l g96.6PW 保壓 6.4aMP10 m inq l g0PW 快下 0aMP15 0 . 6 4 m i nq l g0PW 由表 1-7可繪制液壓缸的工況圖 1-8 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 11 - 4.計算上油缸的外負載 上油缸的受力情況圖 1 9 所示。 （ 1） F 為保壓時水壓系統(tǒng)對液壓缸的壓力 （ 2） G 為托板對液壓缸的壓力。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 12 - 圖 1 9 上油缸的受力情況 當水壓機上的下液壓缸做直線往復運動時，液壓缸必須克服的外載 F 為 ； L f a= + +F F F F（ 1 1） 式中 LF 工作負載； fF 摩擦負載； aF 慣性負載： 4.1 工作負載 工作負載與機床的工作性質(zhì)有關，它可能是定值，也可能是変值。一般工作負載是時間的函 L = GFF即 5L = - = 5 . 8 1 2 6 0 1 . 2 5 6 7 3 9 8 . 8 NG 1 0FF 上缸下降時的工作負載 G 為： 即 =1 2 6 0 1 .2 NG 4.2.計算摩擦負載 由于托板為垂直下降，且無導軌與之接觸，故摩擦力只是液壓缸與活塞桿之間的摩擦相對比較小，所以摩擦力就忽略不計，即 : 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 13 - f 0NF 4.3 計算慣性負載 工作部件在啟動和制動過程中產(chǎn)生慣性力，可按牛頓第二定律求出， 即 aFGgt VV 式中 g 重力加速度； v 加（減）速時度的變化量； t 啟動或制動時間。這里取 0.5s 加速 a11 2 6 0 1 . 2 0 . 0 1 2 3 0 . 8 3 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 減速 a21 2 6 0 1 . 2 0 . 0 1 2 0 . 0 0 6 1 5 . 4 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 制動 a31 2 6 0 1 . 2 0 . 0 0 6 1 5 . 4 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向加速 a41 2 6 0 1 . 2 0 . 0 1 4 3 5 . 9 7 N9 . 8 1 0 . 5F Ggt VV 反向制動 a 5 a 4 3 5 . 9 7 NFF 根據(jù)以上計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而下滑系統(tǒng)中應設置平衡回路，則液壓缸各階段中的負載如圖 1-2 所示。（m 0.91 ） 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 14 - 表 1 10 液壓缸在各動作階段的負載 工況 計算公式 N F液壓缸負載NFFj0液壓缸驅(qū)動力 啟動 F=G 12601.2 13847.45 加速 a1=+GFF12570.37 13813.6 快上 F=G 12601.2 13847.45 減速 a2=-GFF12447.2 13678.3 慢上 F=G 12601.2 13847.5 制動 a3=-GFF12447.2 13678.3 保壓 L=+GFF567398.8 623515.2 反向加速 a4= GFF12637.17 13887 快退 GF 12601.2 13847.5 反向制動 a5=G-FF-12565.26 -13808 注：取液壓機械效率m 0.91 5. 繪制負載圖和速度圖 根據(jù)已給的快 進、工進、快退的行程和速度配合表 1 2中相應的負載數(shù)值，可繪制液壓缸的 F l 與 v l 圖，或近似計算快上、慢上、快下的時間如下： 6. 快上 1t=11550 4612l sv 7. 慢上 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 15 - 222100 1 6 . 7 s6t l 8. 快下 333650 47s14t l 按照前面的負載分析結果及已知的速度要求，行程限制等，配合表 1 10 中相應負載值，繪制的 F t 和 v t 圖，如圖 1 11 所示。 圖（ 1-11）液壓缸的負載及速度圖 圖中最大負載值是初選液壓缸工作壓力和確定液壓缸結構尺寸的依據(jù)。 6. 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 6.1 初選液壓缸的工作壓力 1.液壓缸工作壓力的選擇是否合理，直接影響到整個系統(tǒng)設計的合理性，確定 時不能只考慮滿足負載要求，應全面考慮液壓裝置的性能要求和經(jīng)濟性。充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 16 - 如果液壓缸的工作壓力選定較高，則泵、缸、閥和管道尺寸可選小些，這樣結構較為緊湊、輕巧，加速時慣性負載也小，易于實現(xiàn)高速運動的要求。但工作壓力太高，對系統(tǒng)的密封性能要求也相應提高了，制造較困難，同時縮短了液壓裝置的壽命。此外，高壓會使構件彈性變性的影響增大，運動部件容易產(chǎn)生振動。 2.根據(jù)分析此設備的負載較大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為 7.0MPa 6.2.計算液壓缸的尺寸。 225F16 2 3 5 1 5 . 2 0 . 0 8 9 1P 70A m m10 4 A 4 0 . 0 8 9 1 0 . 3 3 6 m3 . 1 4 1 5 9D 表 1 5 液壓缸內(nèi)徑系列（ JB826 66） mm 20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 按標準取： D=360m 根據(jù)快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑： 2221412D dD 136d mm 表 1 6 活塞桿外徑系列（ JB826 66） mm 10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 17 - 按標準?。?d 140mm 則液壓缸的有效面積 無桿腔的面積： 22211 1 0 1 7 . 844 3 6 c mA D 有桿腔的面積： 2 2 2221 7 0 3 . 3 644 3 6 2 0 c mA D 9. 活塞桿的穩(wěn)定性校核。 因為活塞桿的總行程是 300mm ，而活塞桿的直徑為 200mm。 300 15200l d mm. 故無需對活塞桿的穩(wěn)定性進行校核。 10.液壓缸的最大流量。 3431 1 1 0 1 7 . 8 1 0 6 1 . 1 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 上3431 2 1 0 1 7 . 8 6 3 6 . 7 m i n1 0 1 0 lsmq VA 慢 上3432 3 7 0 3 . 3 6 1 3 5 0 . 6 4 m i n1 0 1 0 lsmq VA 快 下6.3 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量和功率 表中 F0為液壓缸的驅(qū)動力，由表 1 2 查得。 6.4 繪制液壓缸的工況圖 根據(jù)表 1 7，即 可繪制液壓缸的流量圖、壓力圖和功率圖，如圖 1 5所示。 根據(jù) 工況圖的作用 原則設計 ： （ 1） 通過工況圖找出最大壓力、最大流量點和最大功率點，分析各工作階段中壓力，流量變化的規(guī)律，作為選擇液壓泵和控制閥的依據(jù)。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 18 - 表 1 7各工況所需壓力、流量和功率 工況 壓力aPMP 流量1m inq L g功率 PW 快上 0.15aM P16 1 .1 m i nq l g160.97 PW 慢上 0.15aM P13 6 .7 m i nq l g96.6PW 保壓 6.4aMP10 m inq l g0PW 快下 0aMP15 0 . 6 4 m i nq l g0PW 由表 1-7可繪制液壓缸的工況圖 1-9 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 19 - 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 20 - 7.液壓系統(tǒng)圖的擬定。 液壓系統(tǒng)圖的擬訂，主要是考慮以下幾個主要方面的問題： 7.1 調(diào)整方式的選擇 供油方式 從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時所需流量較大，且比較接近。在慢上時所需的流量較小因此從提高系統(tǒng)的效率，節(jié)省能源的角度考慮，采用單個定量泵的 供油 方式顯然是不適合的 ，宜選用雙聯(lián)定量葉片泵作為油源。 7.2 快速回路和速度換接方式的選擇 調(diào)速回路 由工況圖可知，該系統(tǒng)在 慢速時速度需要調(diào)節(jié)，考慮到速度需要調(diào)節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，所以采用調(diào)速閥的回油節(jié)流調(diào)速回路。 7.3 速度換接回路 速度換接回路 由于快上和 慢上之間速度需要換接，但對換接的 位置要求不高，所以采用行程開關發(fā)訊二位二通電磁閥來實現(xiàn)速度的換接。 7.4 液壓系統(tǒng)的組合 平衡及鎖緊 為防止在下端停留時重物下落和在停留期間內(nèi)保持重物的 位置，特在液壓缸的下腔 （無干腔）進油路上設置液控單向閥 ；令一方面，為了克服滑臺自重在快下過程中的影響。設置了一單向閥。 本液壓系統(tǒng)的換向采用三位四通 O 型中位機能的電磁換向閥，下圖為擬定的液壓系統(tǒng)原理圖， 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 21 - 1-油箱 2-二位二通 3-益流閥 4-三位四通電液換向閥 5-二位三通電液換向閥 6-節(jié)流閥 7-上缸缸 8-液控單向閥 9-下油缸 10-減壓閥 11-壓力表 12-單向閥 13-泵14-電機 15-濾油器 8. 選擇液壓元件 8.1 選擇液壓泵和電機 （ 1）確定液壓泵的工 作壓力。液壓泵的最大工作壓力與執(zhí)行元件的工作性質(zhì)有關。 由于水壓機 執(zhí)行元件運動過程中需要最大壓力， 可按下式計算： 液壓缸的工作壓力為 1p PPP V(1 7) 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 22 - 式中 P1 執(zhí)行元件在穩(wěn)定工況下的最高工作壓力 P 進油路沿程的局部損失。 按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汉唵喂?路的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)取 P =（ 25） 105 Pa；復雜管路， 進油路采用調(diào)速閥系統(tǒng)，取 P =（ 515） 105 Pa.， 并 參考同類系統(tǒng)選取。 由圖 1 5和表 1 7可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為6.4aMP。由于該系統(tǒng)結構比較簡單 ,且又因為該執(zhí)行機構是在運動行程終了是停止時才會出現(xiàn)最 高壓力的情況 .故泵的最高壓力也就是執(zhí)行機構所需的最高壓力1Ppp6.4PP aMP此系統(tǒng)中的兩個液壓缸同時供油 ,若回路中的泄漏按 10% 計算則泵的流量應為 : 7 3 . 3 1 . 1 8 0 . 6 3 L m i n 由于溢流閥的最 小定流量為 3L min .而工進時兩缸所需的流量為74.3 L min .所以高壓泵的輸出流量不得少于 76.4 L min 。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查產(chǎn)品目錄，選用 YB1-63 型的雙聯(lián)葉片泵，其額定壓力為 6.3MP,容積效率P 0.75 所以驅(qū)動該泵的 電動機的 功率可由泵的 工作壓力 6.4MP 和輸出流量 (當電動機轉(zhuǎn)速 為 1200 r min ) 8 0 1 2 0 0 0 . 8 5 8 1 . 6 L m i npq 求出。 63pppp6 . 4 8 1 . 6 W 1 1 6 0 5 . 3 W 1 1 . 6 1 K W6 0 0 . 7 5pq 1 0 1 0p 查電機產(chǎn)品 目錄，擬定選用電動機的型號為 Y160L-4 額定轉(zhuǎn)速為 1200r/min, 額定功率 15KW 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 23 - 8.2 選擇閥類元件及輔助元件 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥元件和輔助元件的流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格如表 9-5（國內(nèi)新開發(fā)的，接口尺寸為國際標準的 CE系列）和表 9 6（國內(nèi)開發(fā) 接口尺寸）為國際標準的推廣使用 的疊加閥）所示。 序號 名稱 通 過 流 量 m a x L m inq 型號及規(guī)格 1 過濾器 120 ZL 2 雙作用定泵 81.6 YB1-63 3 單向閥 40 CIT10-35-50 4 溢流閥 680 3C S - H 1 0 - B - V Y - 3 9F 5 減壓閥 400 DR10DP1-10/25YM 6 三位四通換向閥 8OO *1D S H G - 1 0 - 3 C 2 A - T R 2 - D 1 2 - C - H - - -N 447 兩位三通換向閥 8O 8 節(jié)流閥 400 MG30G1.2/2 9 液控單向閥 284 4CT(1-10-(D-B-2 10 二位二通換向閥 8.21 22EF-E10B 11 壓力表 Y-100T 12 壓力開關 KF3-E3B 13 電動機 Y160L-4 8.3 確定管道尺寸 油管：油管內(nèi)徑一般可參觀所接元件接口尺寸確定，也可以按管路中允許流速計算。在 本設計中，出油口內(nèi)徑為 30mm,外徑為 36mm 的鋼管。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 24 - 8.4 確定油箱容積 油箱：油箱容積根據(jù)泵的流量計算，取其體積 pV= 57 q，即 V=572L 9，管路系統(tǒng)壓力損失的驗算。 9.1 壓力損失及調(diào)定壓力的確定 根據(jù)計算慢上時管道內(nèi)的油液流動速度約為 1.2ms ,通過的流量為48.9 L min ,數(shù)值與設計中相比較小，主要壓力損失為調(diào)速閥兩端的壓降；此時功率損失最大；而在上缸快下與下缸快下時滑臺及活塞組件的重量由背壓閥所平衡，系統(tǒng)工作壓力很低，所以不必驗算，而下缸快上與上缸快上相比，上缸快上時的流量與壓力較大所以必須以上缸快下時為依據(jù)來計算卸荷閥和溢流閥的調(diào)定壓力，由于供有流量的變化，其快下時液壓缸的速度為； 3p4117 3 3 . 3 m s 0 . 0 1 2 m s 1 2 m m s6 0 1 0 1 7 . 8 6q 10A 10 此時油液在進油管中的流速為； 3p3117 3 3 . 3 m s 1 . 7 3 m s6 0 1 5 3 . 1 4q 10A 10 。 9.1 沿程壓力損失 首先要判斷別管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用 N32 液壓油。室溫為 020C 時，4 2 = 1 . 0 1 0 sm ，所以有： 341 . 7 3 3 0 1 . 0 5 6 0 2 3 2 01 0 1 0e dR ，管中為層流，則阻力損失系數(shù)e7 5 7 5 5 6 0 0 . 1 3 4R ，若取進?；赜凸艿拈L度均為 2m，油液的密度為 3 8 9 0 k g m ，則其進油路上的沿程壓力損失為 ； 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 - 25 - 223 aa 1l 2 8 9 0 0 . 1 3 4 0 . 1 2d 2 230 1 . 7 3 P M P10 9.2 局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的 10%；而后者則與通過閥的流量大小有關，若閥的額定流量和 額定壓力損失為nq和np，則當通過閥的流量為 q 時的閥的壓力損失p，式（ 1-48）為 : 2 v pnqpq 因為所選閥的額定流量均大于設計中每個閥的 最大流量 ,所以通過整個閥的壓力損失很小，且可以忽略不計。 同理，快上時回油路上的流量 : 2121 7 3 . 3 7 0 3 . 3 6 1 0 1 7 . 8 6 L m i n 5 0 . 6 5 L m i nq AAq 則回油路管中的流速 ；: 36 = 5 0 . 6 5 6 0 3 0 m s 1 . 2 m s41 0 1 0 由此可計算出： 341 . 2 3 0 1 . 0 3 6 0 2 3 2 01 0 1 0e dR (層流 ) e7 5 0 . 2 1R 由此回油路上的沿程壓力損失為 223 aa 1l 2 8 9 0 0 . 2 1 0 . 1d 2 230