1、題目題目:設(shè)計一臺雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床液壓進(jìn)給系統(tǒng)及液壓夾具裝置.機(jī)床的工 作循環(huán)為:工件加緊左右動力部件快進(jìn)左右動力部件工進(jìn)左動力部件快退 右動力部件繼續(xù)工進(jìn)左動力部件停止,右動力部件快退右動力部件停止 工件松開.工件加緊力為 8000N,左右切削負(fù)載皆為 15000 N,左右動力部件重力皆 為 9800 N,快進(jìn),快退速度為 5m/min,快進(jìn)行程為 100mm，工進(jìn)速度為 30200mm/min，左動力部件工進(jìn)行程為 50mm，右動力部件工進(jìn)行程為 80mm。往復(fù)運(yùn)動的加速，減速時間為 0.2s，滑臺為平導(dǎo)軌，靜，動摩擦系數(shù)分 別為 0.2，0.1。 目錄目錄 第一章第一章 工況分析及

2、液壓原理圖的擬定工況分析及液壓原理圖的擬定.3 1.1工況分析.3 1.1.1 工作負(fù)載的計算.3 1.1.2 運(yùn)動分析.4 1.2 液壓系統(tǒng)原理圖.6 1.3 液壓系統(tǒng)工作原理分析.6 第二章第二章 液壓缸的分析計算液壓缸的分析計算.7 2.1液壓缸工作壓力的選定.7 2.1.2 液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑的計算.8 2.1.3 液壓缸工作缸內(nèi)徑的計算.8 2.1.4 確定活塞桿直徑.8 2.1.5 活塞桿穩(wěn)定性校核.8 2.2 計算液壓缸工作階段的最大流量.9 2.2.1 各階段功率計算.9 2.2.2 各階段的壓力計算.9 2.3 液壓缸的主要尺寸的設(shè)計計算.9 2.3.1 液壓缸主要尺寸的

3、確定.9 2.3.2 液壓缸壁厚和外徑的計算.9 2.4 液壓缸工作行程的確定.11 2.4.1 缸蓋厚度的確定.11 2.4.2 最小導(dǎo)向長度的確定.12 2.4.3 缸體長度的確定.12 2.4.4 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計.13 2.5 缸筒與缸蓋的連接形式.13 2.5.1 活塞.13 2.5.2 缸筒.14 2.5.3 排氣裝置.14 2.5.4 緩沖裝置.14 2.6 定位缸的計算.15 2.7 夾緊缸的計算.15 第三章第三章 確定液壓泵規(guī)格和電動機(jī)功率及型號確定液壓泵規(guī)格和電動機(jī)功率及型號.16 第四章第四章 液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算.18 第五章第五章 結(jié)結(jié) 束束 語語.

4、21 參參 考考 文文 獻(xiàn)獻(xiàn).22 第一章第一章 工況分析及液壓原理圖的擬定工況分析及液壓原理圖的擬定 1.1 工況分析 1.1.1 工作負(fù)載的計算 液壓缸所受外負(fù)載 F 包括三種類型，即： afW FFFF 后為動摩擦阻力。動時為靜摩擦力，啟動導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載，啟 的慣性負(fù)載為運(yùn)動部件速度變化時 為工作負(fù)載， f a WW F F FF1500 a fa fs f F F F f fF 慣性負(fù)載 動： 靜： 則 ，動摩擦系數(shù)為系數(shù)為導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，靜摩擦 垂直導(dǎo)軌的工作負(fù)載 運(yùn)動部件重力 對于平導(dǎo)軌可由式得 靜摩擦阻力負(fù)載 98098001 . 0 196098002 . 0 1 . 02 .

5、 0- -F -G )F(G Rn Rn 417 6 . 02 . 0 5 8 . 9 9800 2 . 05s, . 0 01 . 0 - min/5 . 0m/- m/-g m/-a - a 2 2 t V g G maF ttt mVsV s NG s kgm t V g G maFa 則 取般速度變化所需時間，一 ）速度變化量（ ）重力加速度（ ）運(yùn)動部件的重力（ ）運(yùn)動部件的加速度（ ）運(yùn)動部件的質(zhì)量（ 根據(jù)以上計算結(jié)果列出各工作階段所受的外負(fù)載見表 1.1 工況計算公式外負(fù)載 F/N缸推力 F/N 啟動 fs F 19602177.8 加速 t V g G Ffd 13971552

6、.2 快進(jìn) fd F 9801088.9 工進(jìn) fdW FF 1598017755.6 反向啟動 fs F 19602177.8 加速 + fd F t V g G 13971552.2 快退 fd F 9801088.9 1.1.2 運(yùn)動分析 按設(shè)備要求，把執(zhí)行原件在完成一個循環(huán)時的運(yùn)動規(guī)律用圖表示出來，即速度 圖 1.2 液壓系統(tǒng)原理圖 1.3 液壓系統(tǒng)工作原理分析 （1）定位、夾緊 按下啟動按鈕，壓力油經(jīng)過濾器和雙聯(lián)葉片泵流出，此時只有電磁換向閥 6 1YA 得電，當(dāng)換向閥左位接入回路而且順序閥 7 的調(diào)定壓力大于液壓缸 10 的 最大前進(jìn)壓力時，壓力油先進(jìn)入液壓缸 10 的左腔，實(shí)現(xiàn)動

7、作；當(dāng)液壓缸行駛 至終點(diǎn)后，壓力上升，壓力油打開順序閥 7，實(shí)現(xiàn)動作。 （2）左右動力部件快進(jìn) 當(dāng)工件被定位、夾緊后，定位、夾緊回路中液壓油達(dá)到某一固定壓力值， 壓力繼電器 8 發(fā)出信號，使電磁換向閥 3YA、5YA 得電，由于液壓缸差動連接， 實(shí)現(xiàn)快進(jìn)。 （3）左右動力部件工進(jìn) 當(dāng)左右動力滑臺快進(jìn)至工件時，壓下行程開關(guān) SQ1，促使電磁換向閥 13 得 電，差動連接消除，實(shí)現(xiàn)同時工進(jìn)。 （4）左動力部件快退，右動力部件繼續(xù)工進(jìn) 由于左動力部件工進(jìn) 50mm 先壓下行程開關(guān) SQ2，促使電磁換向閥 4YA 得 電，實(shí)現(xiàn)快退，而右動力部件工進(jìn)行程為 80mm，所以繼續(xù)工進(jìn)。 (5)左動力部件停止

8、，右動力部件快退 當(dāng)右動力部件繼續(xù)工進(jìn)，壓下行程開關(guān) SQ3 促使電磁換向閥 4YA 失電， 6YA 得電，實(shí)現(xiàn)左動力部件停止，右動力部件快退。 (6)右動力部件停止 當(dāng)右動力部件快退壓下行程開關(guān) SQ4 促使電磁換向閥 11 的 6YA 失電回 到中位，同時電磁換向閥 6 的 2YA 得電，右動力部件停止運(yùn)動。 （7）工件松開，拔銷，停機(jī)卸載 由于電磁換向閥 6 的 2YA 得電，換向閥右位接入回路且左順序閥的調(diào)定 壓力大于液壓缸 9 的最大返回壓力，兩液壓缸則按和的順序返回，實(shí)現(xiàn)松 開，拔銷。當(dāng)回路中液壓油達(dá)到某一固定壓力值，壓力繼電器 17 發(fā)出信號，使 電磁換向閥 2YA 失電，實(shí)現(xiàn)停

9、機(jī)卸載。 第二章第二章 液壓缸的分析計算液壓缸的分析計算 2.1 液壓缸工作壓力的選定 按工作負(fù)載選定工作壓力 見表 2.1 液壓缸工 作負(fù)載 （N） 50000 液壓缸工 作壓力 （MPa） 0.811.522.53344557 表 2.2 按設(shè)備類型確定工作壓力 機(jī)床設(shè)備類型 磨床組合機(jī)床龍門刨創(chuàng)拉床 農(nóng)用機(jī)械或 中型工程機(jī) 械 液壓機(jī)，重 型機(jī)械，起 重運(yùn)輸機(jī)械 系統(tǒng)壓力 （MPa） 0.81352881010162032 由以上兩個表格可選擇液壓缸的工作壓力為 3MPa 2.1.2 液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑的計算 2.1.3 液壓缸工作缸內(nèi)徑的計算 由負(fù)載圖知，最大負(fù)載力 F 為 159

10、80N，液壓缸的工作壓力為 3MPa 則 mmD mm A D mm P F A 80 1023 . 8 14 . 3 10 2 . 5344 10 2 . 53 1030 1 15980 2 4 242 5 取標(biāo)準(zhǔn)值得查課程設(shè)計手冊指導(dǎo)書 2.1.4 確定活塞桿直徑 活塞桿材料選擇 45 鋼 取活塞桿直徑 d=0.5D=40mm,取標(biāo)準(zhǔn)值 d=40mm 則液壓缸的有效作用面積為： 有無活塞桿 計算公式 2 cm面積 有活塞桿 )( 4 1 22 1 dDA 37.68 無活塞桿 2 2 4 1 DA 50.24 2.1.5 活塞桿穩(wěn)定性校核 因?yàn)橛一钊麠U總行程為 180mm，而活塞桿直徑為

11、40mm, L/D=180/40=4.510 4 . 1n,- a- a 7 . 2365 . 1 /- 0 78 . 9 7 . 23614 . 3 6 . 177554 )( 4 s 安全系數(shù) ）材料屈服極限（ 活塞桿材料的須用應(yīng)力 活塞桿推力（ n MP MP NF mmmm F d s 由上式計算的結(jié)果可知，mm，滿住穩(wěn)定性條件。63d 2.2 計算液壓缸工作階段的最大流量 q快進(jìn)=A1V快進(jìn)=10-45/60=4.1910-4m3/s=25.14L/min24.50 q工進(jìn)=A1V快進(jìn)=50.2410-40.2/60=1.6710-560/10-3m3/s=1.002L/min q快

12、退=A2V快退=37.6810-45/60=3.1410-4m3/s=18.84L/min 2.2.1 各階段功率計算 WqPP WPP WqPP WqPP 639 60 1051.17 1019 . 2 7 . 9060/1084.1810289 . 0 q 9 . 5860/10002 . 1 1053 . 3 8 . 9060/102514102167 . 0 3- 6 3-6 3-6 -36 夾夾 快快 工工 快 夾緊： 快退： 工進(jìn)： 快進(jìn)： 2.2.2 各階段的壓力計算 PaP PP PaP PaP 6 4 6 4 6 4 6 4 102.19 1048.36 8000 100.2

13、89 1068.37 9 . 1088 1053 . 3 1024.50 6 . 17755 102167 . 0 1024.50 9 . 1088 工進(jìn) 快退 工進(jìn) 快進(jìn) 2.3 液壓缸的主要尺寸的設(shè)計計算 2.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 由之前元件參數(shù)計算與設(shè)計中工作液壓缸的內(nèi)徑 D=80mm，活塞桿直徑 d=40mm 已確定。 2.3.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強(qiáng)度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般指缸體結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi) 應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 當(dāng)缸體壁厚與內(nèi)徑之比小于 0.1 時，稱為薄壁缸體

14、，薄壁缸體的壁厚按材 料力學(xué)中計算公式： (m) 2 PD 式中：缸體壁厚（m） P液壓缸的最大工作壓力（）Pa D缸體內(nèi)徑（m） 缸體材料的許用應(yīng)力（） Pa 查參考文獻(xiàn)得常見缸體材料的許用應(yīng)力： 鑄鋼：=（10001100） 5 10Pa 無縫鋼管：=（10001100） : 5 10Pa 鍛鋼：=（10001200） : 5 10Pa 鑄鐵：=（600700） : 5 10Pa 選用鑄鋼作為缸體材料： mmm PD 3.1103.110103.1 1011002 1008.053.3 2 3-9-6 5 6 在中低壓機(jī)床液壓系統(tǒng)中，缸體壁厚的強(qiáng)度是次要的，缸體壁厚一般由結(jié) 構(gòu)，工藝上的需

15、要而定，只有在壓力較高和直徑較大時，才由必要校核缸體最 薄處的壁厚強(qiáng)度。 當(dāng)缸體壁厚與內(nèi)徑 D 之比值大于 0.1 時，稱為厚壁缸體，通常按參考文獻(xiàn) 7中第二強(qiáng)度理論計算厚壁缸體的壁厚： mmm P PD 1.11012.11 105.33.1101100 1053.34.0101100 2 08.0 1 3.1 4.0 2 3 65 65 因此缸體壁厚應(yīng)不小于 1.3mm，又因?yàn)樵撓到y(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，所以不 必對缸體最薄處壁厚強(qiáng)度進(jìn)行校核。 缸體的外徑為： mmDD6.823.12802 1 2.4 液壓缸工作行程的確定 液壓缸的工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作的最大行程來確定。由查參

16、 考文獻(xiàn)表液壓缸活塞行程參數(shù)（GB2349-80） (mm) 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 406390110140180220280 360450550700900110014001800 220028003900 240260300340380420480530 600650750850950105012001300 15001700190021002400260030003800 根據(jù)左缸快進(jìn)和工進(jìn)行程（50+100）mm，選擇左邊液壓缸工作行程為 160mm。 根據(jù)右缸快進(jìn)和工進(jìn)行程

17、（80+100）mm，選擇右邊液壓缸工作行程為 200mm。 2.4.1 缸蓋厚度的確定 缸筒底部（即缸蓋）有平面和拱形兩種形式，由于該系統(tǒng)中液壓缸工作場 合的特點(diǎn)，缸蓋宜選用平底形式，查參考文獻(xiàn)可得其有效厚度 t 按強(qiáng)度要求可 用下面兩式進(jìn)行近似計算： 缸蓋有孔時： 2 0.433( ) P tDm 缸蓋無孔時： 2 2 20 0.433( ) () PD tDm Dd 式中：t缸蓋有效厚度（m） P液壓缸的最大工作壓力（）Pa 缸體材料的許用壓力（） Pa 缸底內(nèi)徑（m） 2 D 缸底孔的直徑（m） 0 d 查參考文獻(xiàn)5缸蓋的材料選用鑄鐵，所以： 缸蓋有孔時： 2 0.433( ) P t

18、Dm mmt mt t 7.80取 0807.0 10650 1053.3 08.0433.0 5 6 缸蓋無孔時： 2 2 20 0.433( ) () PD tDm Dd 13.182mm取 01318.0 )07.01.0(10650 08.01053.3 08.0433.0 5 6 t m t 2.4.2 最小導(dǎo)向長度的確定 當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點(diǎn)到缸蓋滑動支撐面中點(diǎn)的距離 H 稱為最小導(dǎo)向長度(圖 3.1)，如果最小導(dǎo)向長度過小將使液壓缸的初始撓度增 大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。 對一般的液壓缸最小導(dǎo)向長度 H 應(yīng)滿足以下要求： 20

19、2 LD H mmH48 2 80 20 160 式中：L-液壓缸的最大 行程 D-液壓缸的內(nèi)徑 圖圖 3-13-1 液壓缸的導(dǎo)向長度液壓缸的導(dǎo)向長度 2.4.3 缸體長度的確定 液壓缸的缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長 度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體長度不大于內(nèi)徑的 2030 倍, 即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于 16002400mm,現(xiàn)取左缸體長度為 208mm，右缸體 長度為 250mm。 2.4.4 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進(jìn)行各部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計。主要包括：缸筒與 缸蓋的連接結(jié)構(gòu)、活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)、活塞桿導(dǎo)向部分結(jié)構(gòu)、密封裝置、

20、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結(jié)構(gòu)等。 2.5 缸筒與缸蓋的連接形式 缸筒與缸蓋的連接形式有多種，如法蘭連接、外半環(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接、 外螺紋連接、拉桿連接、焊接、鋼絲連接等。該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，缸體 材料為鑄鋼，液壓缸與缸蓋可采用外半環(huán)連接，該連接方式具有結(jié)構(gòu)簡單加工 裝配方便等特點(diǎn)。 2.5.1 活塞 活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動，因此它于缸筒的配合應(yīng)適當(dāng)， 即不能過緊，也不能間隙過大。設(shè)計活塞時，主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)形 式，其次還有活塞與活塞桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。 (1)活塞的結(jié)構(gòu)形式 活塞的結(jié)構(gòu)形式分為整體活塞和組合活塞，根據(jù)密封裝置形式來

21、選用活塞結(jié)構(gòu) 形式，查參考文獻(xiàn)活塞及活塞桿的密封圈使用參數(shù)，該系統(tǒng)液壓缸中可采用 O 形圈密封。所以，活塞的結(jié)構(gòu)形式可選用整體活塞，整體活塞在活塞四周上開 溝槽，結(jié)構(gòu)簡單 (2)活塞與活塞桿的連接 查參考文獻(xiàn)活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)分整體式結(jié)構(gòu)和組合式結(jié)構(gòu)，組合式 結(jié)構(gòu)又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。該系統(tǒng)中采用螺紋連接，該連接 方式結(jié)構(gòu)簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，多在組合機(jī) 床上與工程機(jī)械的液壓缸上使用。 （3）活塞的密封 查參考文獻(xiàn)活塞與活塞桿的密封采用 O 形圈密封，因該系統(tǒng)為中低壓液壓 系統(tǒng)(P),所以活塞桿上的密封溝槽不設(shè)擋圈,其溝槽尺寸與公差由32 a Mp

22、 GB/T3452.3-98 確定, O 形圈代號為： G GB/T3452.1-92，具體說明35.5 2.65 從略。 （4）活塞材料 因?yàn)樵撓到y(tǒng)中活塞采用整體活塞，無導(dǎo)向環(huán)結(jié)構(gòu)，參考文獻(xiàn)所以活塞材料 可選用 HT200HT300 或球墨鑄鐵，結(jié)合實(shí)際情況及毛坯材料的來源，活塞材料 選用 HT200。 （5）活塞尺寸及加工公差 查參考文獻(xiàn)5活塞的寬度一般取 B=(0.61.0)D,缸筒內(nèi)徑為 80mm,現(xiàn)取 B=0.680=48,活塞的外徑采用 f9,外徑對內(nèi)孔的同軸度公差不大于 0.02mm,活 塞的內(nèi)孔直徑 D1設(shè)計為 40mm，精度為 H8，查參考文獻(xiàn)4可知端面 T 對內(nèi)孔 D1 軸

23、線的垂直度公差值按 7 級精度選取，活塞外徑的圓柱度公差值按 9 級、10 級 或 11 級精度選取。外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半，表面粗糙 度視結(jié)構(gòu)形式不同而各異。 2.5.2 缸筒 缸筒材料一般要求有足夠的強(qiáng)度和沖擊韌性，對焊接的缸體還要求有良好的焊 接性能，結(jié)合該系統(tǒng)中液壓缸的參數(shù)、用途和毛坯的來源等，缸筒的材料可選 用鑄鋼。在液壓缸主要尺寸設(shè)計與計算中已設(shè)計出液壓缸體壁厚最小厚度應(yīng)不 小于 1.3mm，缸體的材料選用鑄鋼，查參考文獻(xiàn)，缸體內(nèi)徑可選用 H8、H9 或 H10 配合，現(xiàn)選用 H9 配合，內(nèi)徑的表面粗糙度因?yàn)榛钊x用 O 形圈密封取 為 0.3，且需珩磨，缸筒內(nèi)

24、徑的圓度和圓柱度可選取 8 級或 9 級精度， a Rm 缸筒端面的垂直度可選取 7 級精度。 缸筒與缸蓋之間的密封采用 O 形圈密封，O 形圈的代號為 115 3.55 G GB/T3452.1-1992。 2.5.3 排氣裝置 排氣裝置用于排除液壓缸內(nèi)的空氣，使其工作穩(wěn)定，一般把排氣閥安裝在 液壓缸兩端的最高位置與壓力腔相通，以便安裝后、調(diào)試前排除液壓缸內(nèi)的空 氣，對于運(yùn)動速度穩(wěn)定性要求較高的機(jī)床和大型液壓缸，則需要設(shè)置排氣裝置， 如排氣閥等。排氣閥的結(jié)構(gòu)有多種形式。該排氣閥為整體型排氣閥，其閥體與 閥芯合為一體，材料為不銹鋼 3cr13，錐面熱處理硬度 HRC3844。 2.5.4 緩沖

25、裝置 液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負(fù)載的活塞，在到達(dá)行程終端減速到零， 目的是消除因活塞的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋的機(jī)械撞擊，同時也 為了降低活塞在改變運(yùn)動方向時液體發(fā)出的噪聲。因?yàn)樵撘簤合到y(tǒng)速度換接平 穩(wěn)，運(yùn)動速度為 5m/min37.68L/mi n DBD-131 4,19背壓閥14.4EJX63-1011 6三位四通電磁換向 閥 0.4825E34DH-1011 7單向順序閥19.2AF3-Ea10B1 8,17壓力繼電器EYX63-61 11,23三位四通電磁換向 閥 18.84E34DH-252 12,22調(diào)速閥114.4DBD-61 （1） 油管 油管內(nèi)徑一般參照所接

26、元件接口尺寸確定，也可按管路中允 許流速計算，在本例中，出油口采用內(nèi)徑為 18mm，外徑為 20mm 的紫銅管。 （2） 油箱 油箱容積根據(jù)液壓泵的流量計算，取其體積 V=(57)qp 即 V=280L. 第四章第四章 液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算 4.1 壓力損失及調(diào)定壓力的確定 根據(jù)計算工進(jìn)時的管道內(nèi)的油液流動速度約為 0.2m/s，通過的流量為 1.002L/min。數(shù)值較小，主要壓力損失為調(diào)速閥兩端的壓降，此時功率損失最 大。此時油液在進(jìn)油管中的速度為 ssAV/m62. 2/m601018 4 /1040/q 623 p (1) 沿程壓力損失 首先要判斷管中的流態(tài)，設(shè)系統(tǒng)采用

27、 N32 液壓油。室溫為 時，C 20 smV/100 . 1 24 所以有：，管中為層流，則阻2320471.610/1.010182.62vd/rRe -4-3 力損失系數(shù)，若取進(jìn)、回油管長度均為 2m ，油液16. 0 6 . 471/75e75R、 的密度為，則其進(jìn)油路上的沿程壓力損失為 3 /kg890m aa MPpv d l 054 . 0 62. 2 2 890 1018 2 16 . 0 2 p 2 3 1 2 （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(jié)構(gòu)而定，一般取沿程壓力損失的 10%，而后者則與通過的

28、流量大小有關(guān)，若閥的額定流量和額定壓力損失為 ,則當(dāng)通過的額定流量為 q 時的閥壓力損失為 nn qp和 n p 2 q q )( n nv pp 因?yàn)?GE 系列 10mm 通經(jīng)的閥的額定流量為 63L/min,疊加閥 10mm 通經(jīng)系列的 額定流量為 40L/min，而在本例中通過整個閥的壓力損失很小，且可忽略不計， 快進(jìn)時回油路上的流量為 min/30 24.50 68.3740 1 21 2 L A Aq q 快進(jìn)時回油路油管中的流速為 smV/1018 4 60/1030 623 由此可計算 Mpapv d l Vd a 41.00966 . 1 2 900 1018 2 212 .

29、 0 2 p 212 . 0 Re/75 9 . 353100 . 1/1018966 . 1 /Re 2 3- 2 43 為回油路上沿程壓力損失 (2) 總的壓力損失 093 . 0 )004 . 0 041 . 0 ( 24.50 68.37 0054 . 0 054 . 0 2 1 2 1 P A A pp (3) 壓力閥的調(diào)定值 雙聯(lián)泵系統(tǒng)中卸荷閥的調(diào)定值應(yīng)該滿足工進(jìn)的要求，保證雙聯(lián)泵同時向系統(tǒng)供 油，因而卸荷閥的調(diào)定值應(yīng)略大于快進(jìn)時泵的供油壓力 MpaMpaP A F pp623 . 3 )093 . 0 53 . 3 ( 1 卸荷閥的調(diào)定壓力應(yīng)取 3.7Mpa 為宜，溢流閥的調(diào)定壓

30、力應(yīng)大于卸荷閥調(diào)定壓 力為 0.30.5Mpa 取溢流閥的調(diào)定壓力為 5Mpa,背壓閥的調(diào)定壓力以夾緊缸的夾緊力為根據(jù)， 即取 pa1 . 2 p 1048.38 8000 4- Mp p a 背 背 背壓閥的調(diào)定壓力以定位缸的負(fù)載為根據(jù)即 pa3 . 0p 25 . 0 pa 1004 . 8 200 4- M Mpap 背 背 取 4.2 系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 （1）根據(jù)以上的計算可知，在工進(jìn)時電動機(jī)的輸入功率為 WWqpp pppp 625.738 . 060/10002 . 1 1053 . 3 / 36 快退時電動機(jī)的輸入功率為 Wqpp pppp 375.113608 . 0/ 7 . 90/ 11 快進(jìn)時電動機(jī)輸入功率為 Wqpp pppp 5 . 113/ 22 夾緊時電動機(jī)輸入功率為 Wpp875.798 （2）計算各階段有效功率： p ppp 1 快進(jìn)：WWp47.14460/1040102167 . 0 36 工進(jìn)：WWp235360/10401053 . 3 36 快退： WWp 7 . 19260/1040