《液壓課程設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)abtd》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《液壓課程設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)abtd（24頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 課程設計說明書 （機電一體化工程） 課程設計任務書 一、 課程設計題目 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 二、 課程設計工作自2011 年 4 月5 日起至 2011 年5 月 20 日止 三、 課程設計進行地點 三門峽職業(yè)技術學院 四、 課程設計內容要求（1）制圖符合標準 （2）方案設計合理有可行性（3）理論分析完整清楚（4）設計簡明要。

2、 目 錄 一、 設計目的 4 二、 設計任務 4 三、 負載的分析 4 四、 液壓系統(tǒng)方案的設計 7 五、 液壓系統(tǒng)參數的計算 10 六、 液壓元件的選擇 15 七、 驗算液壓系統(tǒng)性能 18 參考文獻 23 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 一、設計目的 機電一體化系統(tǒng)綜合課程設計是一個重要的時間性教學環(huán)節(jié)，要求學生綜合的運用所學的理論知識

3、，獨立進行的設計訓練，主要目的： 1. 通過設計，使學生全面地、系統(tǒng)地了解和掌握數控機床的基本組成及其想怪知識，學習總體的方案擬定、分析與比較的方法。 2. 通過對機械系統(tǒng)的設計，掌握幾種典型傳動元件與導向元件的工作原理、設計計算及選用的方式。 3. 通過對機械系統(tǒng)的設計，掌握常用伺服電機的工作原理、計算控制方法與控制驅動方式。 4. 培養(yǎng)學生獨立分析問題和解決問題的能力，學習并樹立“系統(tǒng)設計”的思想。 5. 鍛煉提高學生應用手冊和標準、查閱文獻資料及撰寫科技論文的能力。 二、設計任務 設計一臺組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。 （1）機床要求的工作循環(huán)是：要求實現工件快進、工進、

4、快退等過程，最后自動停止；動力滑臺采用平導軌。 （2）機床自動化要求：要求系統(tǒng)采用電液結合，實現自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負荷。 三、負載的分析 組合機床是由通用部件和部分專用部件組成的高效、專用、自動化程度較高的機床。它能完成鉆、擴、鉸、鏜、銑、攻螺紋等加工工序。動力滑臺是組合機床的通用部件，它上面安裝著各種旋轉刀具，常用液壓或機械裝置驅動滑臺按一定的動作循環(huán)完成進給運動。 組合機床要求動力滑臺空載時速度快、推力小；工進時速度慢、推力大，速度穩(wěn)定；速度換接平穩(wěn)；功率利用合理、效率高、發(fā)熱少。 根據課程設計任務書，要求設計一臺組合機床動力滑臺液壓系

5、統(tǒng)。機床要求的工作循環(huán)是：要求實現工件快進、工進、快退過程，最后自動停止；動力滑臺采用平導軌。 機床自動化要求：要求系統(tǒng)采用電液結合，實現自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負載。液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件，

6、 經濟性與成本等方面的要求。 負載特性分析是擬定液壓系統(tǒng)方案、選擇或設計液壓元件的依據。負載特性分析包括動力參數分析和運動參數分析兩部分。 通過計算確定液壓執(zhí)行元件的負載大小和方向，并分析執(zhí)行元件在工作過程中可能產生的沖擊、振動及過載等情況。 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因是平導軌，重力的水平分力為零，需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。 （一）、負載計算 1、工作負載 導軌的正壓力等于有動力部件的重

7、力 運動部件總重力G=4000N 切削力Fw=9000N 2、摩擦負載 靜摩擦力 =fs= 動摩擦力 =fd= 3、慣性負載 慣性力 =ma== 4、各工況負載 若忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.95,則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，如下： 啟動 =1800/0.95=1894.7N 加速 =(900+61.2)/0.95=1011.8N 快進 =900/0.95=947.4N 工進 =(9000+900)/0.95=10421N 快退 =900/0.95=947.4N 表2.1 液壓缸各運動階段

8、負載表 運動階段 計算公式 總機械負載F（N） 啟動 F=/ 1894.7 加速 F=(+)/ 1011.8 快進 F=/ 947.4 工進 F=(+)/ 10421 快退 F=/ 947.4 5、快進、工進和快退時間和速度并繪制負載--時間圖和速度--時間圖 研究主機依據工藝要求應以何種運動規(guī)律完成一個工作循環(huán)，即研究運動形式（是平移、回轉或擺動）、運動的速度大小和變化范圍、運動行程長短，運動變化規(guī)律（循環(huán)過程與周期）等。 （二）、負載速度圖 根據負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖1（a）、（b）。橫

9、坐標以上為液壓缸前進時的曲線，以下為液壓缸活塞缸退回時的曲線。 （a）負載圖 （b）速度圖 圖2.1負載速度圖 四、液壓系統(tǒng)方案的設計 液壓系統(tǒng)方案設計是根據主機的工作情況、主機對液壓系統(tǒng)的技術要求、液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件以及成本，經濟性、供貨情況等諸多因素，進行全面、綜合的設計，從而擬定出一個各方面比較合理的、可實現的液壓系統(tǒng)的方案來。其內容包括：油路循環(huán)方式的分析與選擇，油源形式的分析與選擇，液壓回路的分析、選擇與合成，液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、設計與分析。 （一）、方案的分析 選擇基本回路 （1）液壓泵種類的確定 參考

10、同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調速閥進油節(jié)流調速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥（定壓式），初定背閥值Pb=1MPa.因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，方向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單桿活塞液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積等于有桿腔面積的兩倍。工作臺要完成單向進給運動，先采用固定的單活塞桿液壓缸。其動作如上圖所示。 （2）快速、換向和速度換接回路確定 根據該設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快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。

11、該系統(tǒng)對換向要求平穩(wěn)較高，選用電液換向閥的換向回路。為便于實現差動，選用三位五通閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點往返控制。 （3）調速回路與油路循環(huán)方式的確定 選定調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，就可將液壓回路合成為液壓系統(tǒng)。 a.快進 按下啟動按鈕，電磁鐵1Y得電，先導閥7處于左位，在控制油路的驅動下，液動換向閥6切換至左位。主油路的進油路：小泵1→單向閥2→順序閥5（預控壓力閥）→液動閥6左位→行程閥11→液壓缸右腔。由于快進時動力滑臺負載小，泵的出口壓力較低，液

12、控順序閥9關閉。所以液壓缸左腔回油→液動閥6左位→單向閥8→行程閥11→液壓缸右腔。液壓缸實現差動連接，且此時兩泵同時供量流量最大，滑臺右向快進。 b.工進 快進到預定位置，滑臺上的行程擋塊壓下行程閥11，切斷了原來進入液壓缸右腔的油路。此時，從液動閥6左位來的油液→調速閥12→液壓缸右腔。由于調速閥的接入使系統(tǒng)的壓力升高，達到或超過卸載閥3的調定壓力，大流量泵通過卸載閥3卸載，單向閥2自動關閉，只有小流量泵向系統(tǒng)供油，滑臺慢速向右工進。 c.快退 當滑臺碰到死擋鐵后停止運動。這時，泵的壓力升高，流量減小，直至輸出流量僅能補償系統(tǒng)內部泄漏為止。此時，液壓缸右腔壓力隨之升高，壓力繼電器動

13、作并發(fā)出快退信號，1Y失電，2Y得電，電磁先導閥7、液動換向閥6處于右位。主油路的進油路：泵1→順序閥5→液動閥6右位→液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪弧谐涕y11→液動閥6右位→油箱。由于此時空載，泵的供油壓力低，輸出流量大，滑臺快速退回。 d.原位停止 當滑臺快退到遠位時，擋塊壓下行程閥開關，使電磁鐵1Y，2Y失電，液動閥6，電磁先導閥7處于中位，滑臺停止運動，泵1通過液動閥6中位卸載。為了使卸載狀態(tài)下控制油路保持一定預控壓力，泵1和液動閥6之間裝有預控壓力閥5。 （二）、組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖 組成液壓系統(tǒng)原理圖、電磁鐵動作順序表 圖3.2 組合機床動力滑臺液

14、壓系統(tǒng)圖 1-葉片泵 2、8-單向閥 3外控內泄式順序閥 4、10-溢流閥 5-內控外泄式順序閥 6-電液換向閥的主閥 7電液換向閥的先導閥 9-外控外泄式順序閥 11兩位兩通行程閥 12-調速閥 13-過濾器 14-壓力表 15-壓力繼電器 表3.1為該滑臺的電磁鐵動作順序表 1Y 2Y 壓力繼電器15 行程閥11 快進 + - 通 工進 + - 斷 快退 - + + 斷→通 原位停止 - - 通 五、液壓系統(tǒng)的參數的計算 液壓系統(tǒng)的主要參數設計是指確定液壓執(zhí)行元件的工作

15、壓力和最大流量。液壓執(zhí)行元件的工況圖是選擇系統(tǒng)中其它液壓元件和液壓基本回路的依據，也是擬定液壓系統(tǒng)方案的依據。 液壓執(zhí)行元件的類型，根據主機所要實現的運動形式(移動、轉動或擺動)和性質(速度和負載的大小)而定。 （一）、液壓缸參數計算 1、初選液壓缸的工作壓力 按[3]（課本）中表8-1即表2，初定液壓缸的工作壓力為=30105Pa。 表4.1 液壓缸參考背壓 系統(tǒng)類型 背壓 /（1Pa） 回油路上有節(jié)流閥的調速系統(tǒng) 2～5 回油路上有調速閥的調速系統(tǒng) 5～8 回油路上裝有背壓閥 5～15 帶補油泵的閉式回路 8～15 2、計算液壓缸的主要

16、尺寸 該設計要求動力滑臺的快進、快退速度相等，故采用活塞桿固定的單桿式液壓缸。快進時采用差動連接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即=2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中安裝有背壓閥，按[3]（課本）中表8-2，初選背壓Pb=0.8Mpa。負載分析得最大負載為工進階段的負載F=10421N，按此計算，則 ===2.9 =29c 液壓缸直徑 D==6.08 cm 由=2可知活塞桿直徑 d=0.707D=0.7076.08=4.30cm 按GB/T2348-1993將所計算的 D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采

17、用標準的密封裝置。圓整后得：D=6.3cm d=4.5cm 按標準直徑算出 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸查機械設計手冊，調速閥最小穩(wěn)定流量=0.05L/min，因工進速度v=0.06m/min為最小速度，則有式得： 故滿足最低速度的要求。 3、計算液壓缸在工作循環(huán)中各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按Pb=0.8Mpa代入計算公式，

18、 快退時背壓按Pb=0.5Mpa代入計算公式，如下： 快進 工進 快退 計算結果列于表3中。 表4.2 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率 工作循環(huán) 負載 F(N) 進油壓力Pj(bar) 回油壓力Pb(bar) 所需流量q(L/min) 輸入功率P(Kw) 差動 快進 947.4 10.7 15.7 7.15 0.128 工進 10421 37.3 8 0.187 0.194 快退 947.4 11.2 5

19、 6.88 0.128 注：1.差動連接時，液壓缸的回路口到進油口之間的壓力損失△P=0.5Mpa，而Pb=Pj+△P。 2. 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為Pj，無桿腔回油，壓力為Pb。 液壓能源裝置是液壓系統(tǒng)的重要組成部分。通常有兩種形式：一種是液壓裝置與主機分離的液壓泵站；一種是液壓裝置與主機合為一體的液壓泵組(包括單個液壓泵)。 （二）、液壓泵的參數的計算 1、選擇液壓泵 （1）液壓泵工作壓力的計算 由以上計算的相關數據可知，工進階段液壓缸的工作壓力最大，若取進油壓力損失∑△P=0.5MPa,壓力繼電器可靠動作需要壓力0.5MPa，則液壓泵最高工作壓力可按

20、=++0.5MPa==4.73MPa 故泵的額定壓力可取Pr=1.254.73MPa=5.9Mpa （2）液壓泵流量的計算 工進時所需最小流量是0.187L/min,設溢流閥最小溢流量為2.5L/min，小泵流量按≧(1.10.187+2.5)L/min=2.7 L/min，快進快退時液壓缸所需要的最大流量是7.15 L/min，則泵的總流量為=1.17.15=7.865L/min 大泵流量=-=7.865-2.7=5.165L/min （3）液壓泵的確定 根據計算的壓力和流量查《袖珍液壓氣動手冊》中的表10-16，選用 YB1型葉片泵，該泵的額定壓力6.3MPa ，轉速為960-

21、1450 r/min，公稱排量為2.5-100mL/r。大泵取6L/min,小泵取4L/min，轉速為960r/min。 電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量 ,d 大泵流量 差動快進，快退時兩泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。 （三）、電動機的選擇 1. 快進快退 差動快進時，大泵的出口壓力油經單向閥2后與小泵匯合，然后經順序閥5，三位五通電液換向閥6、7及行程閥11進入液壓缸的大腔，大腔的壓力,查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口的壓力損

22、失.于是計算可得小泵的出口壓力為(總效率為0.5)，大泵出口壓力為（總效率為0.5）。 電動機的功率 =538W 2. 工進 考慮到調速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。 因此工進時小泵的出口壓力 而大泵的卸載壓力取=0.2Mpa。（小泵的總效率為0.565，大泵的總效率為0.3） 電動機的功率 =628W 3. 快進 類似差動快進分析知：小泵的出口壓力=1.5Mpa，（總效率為0.5）；大泵出口壓力為16.5Mpa。電動機功率 =524W 由以上結果，快進時的功率最大。據此可以選擇相應的電動

23、機為 Y90S1-6型，額定功率為0.75kW，滿載轉速960 r/min，同步轉速1000r/min。 六、液壓元件的選擇 （一）、液壓附件 （1）各元件和輔件列表 1) 過濾器的選擇 為了保證液壓系統(tǒng)的正常工作和可靠性，必須對液壓油液污染進行控制，因此就需要過濾油液。過濾的功用就是過濾掉油液中的雜質，維護油液的清潔，防止油液污染，保證液壓系統(tǒng)正常工作。 選用的過濾器的精度應滿足系統(tǒng)要求，要有足夠的通流能力，結合過濾裝置在液壓系統(tǒng)中的安裝位置，根據相關資料來選取。按表5所示，可知道系統(tǒng)的過濾精度，由此可查《機械設計手冊》得到合適的過濾器，查得過濾器的型號為XU-C63100

24、。 表5.1 各種液壓系統(tǒng)的過濾精度要求 系統(tǒng)類型 潤滑系統(tǒng) 傳動系統(tǒng) 伺服系統(tǒng) 特殊要求系統(tǒng) 壓力/MPa 0~2.5 ≦7 >7 ≦35 ≦21 ≦35 顆粒度/mm ≦0.1 ≦0.05 ≦0.025 ≦0.005 ≦0.005 ≦0.001 該設計中，過濾器安裝在泵的吸油口，防止大顆粒雜質進入泵內，同時有較大的通流能力，防止空穴現象。 2) 熱交換器的選用 熱交換器是冷卻器和加熱器的總稱。 液壓系統(tǒng)油液溫度一般控制在正常工作溫度范圍（20~65℃）內。因此在過冷或過熱的環(huán)境中就需要加熱或冷卻，以控制油溫在合理范圍

25、內。 a．冷卻器 對冷卻器基本要求是在保證散熱面積足夠大，散熱效率和壓力損失小的前提下，要求結構緊湊、堅固、體積小和重量輕，有自動控溫裝置以保證油溫控制的準確性。此處，采用最簡單常用的方法是多管水冷式冷卻器。 b．加熱器 該設計選用電加熱器。電加熱器使用方便，易于自動控制溫度，故采用電加熱器。發(fā)熱部分全部浸在油液流動處，便于熱量交換，電加熱器表面溫度功率密度不得超過3W/ ，以免油液局部溫度過高而變質。 3） 壓力表輔件 壓力表輔件主要包括壓力表及壓力表開關。 a．壓力表 液壓系統(tǒng)各工作點的壓力一般都用壓力表來觀測，以調整到要求的工作壓力。該設計采用最常用的彈簧管式壓力表，在

26、選用壓力表時，其量程比液壓系統(tǒng)壓力要高，應為系統(tǒng)最高工作壓力的1.5倍左右。選用精度等級2.5的壓力表。 b．壓力表開關 壓力表開關用于切斷忽然接通壓力表與油路的通道，壓力表相當于一個小型截止閥。該設計采用六點壓力表開關，型號為K-6，其中四點與四個測點油路相通，測得相應的油液壓力。 （2）管路尺寸 a．油管的選擇 根據選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于該系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時油管內流量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達20L/min，液壓缸進出油管直徑d，按《機械設計手冊》查得，選用內徑為8mm，外徑為14mm,鋼管

27、接頭螺紋為M141.5，管子壁厚為2mm。 b．管接頭的選擇 管接頭用于管道與管道或管道與液壓元件之間的連接，必須在強度足夠的前提下，安裝、拆卸方便，抗振動、沖擊，密封性能好，外形尺寸小、加工工藝性好。該液壓系統(tǒng)為不超過8MPa 的中低壓系統(tǒng)，可才用結構簡單，性能良好、體積小、加工方便、成本低和重復使用性好的擴口式管接頭。 （3）油箱容量 油箱在液壓系統(tǒng)中主要功能是儲存液壓系統(tǒng)所需要的足夠油液，散發(fā)油液的熱量，分離油液中氣體及沉淀物。 采用分離式油箱，它是一個單獨的與主機分開的裝置，布置靈活，維修保養(yǎng)方便，減少油箱發(fā)熱和油液振動對工作精度的影響，便于采用通用化、系列化的產品，得到廣泛

28、的應用。 a．油箱容量的確定 油箱容積的確定，是油箱設計的關鍵。主要根據熱平衡來確定。通常油箱的容量去液壓泵額定流量5-7倍進行估算，此處取7倍。此外，還要考慮到液壓系統(tǒng)回油到油箱不至于溢出來，油面高度一般不超過油箱高度的80%。 油箱的容積 V=7q=710=70L b．油箱中設有吸油過濾器，要有足夠的通流能力?？紤]到要經常清洗過濾器，油箱結構要便于拆卸。 c．油箱底部做成適當斜度，并設有放油塞。油箱箱蓋上設有通氣孔，其大小在最大吸油量和回油量時能保證在正常氣壓下供油。在較臟的工作環(huán)境中。則加設空氣過濾器，其通氣量不小于泵流量的1.5倍，以保證具有良好的抗污能

29、力。 d．油箱側壁安裝油位指示器，用來指示最低、最高油位。主油器應帶有濾網。油箱上裝設有溫度計。并在新油箱內壁經噴丸、酸洗和表面清洗后涂一層與工作油液相溶的塑料薄膜或耐油清漆，以防銹、防凝水。 e．吸油管和回油管要盡量離遠些，增加油液循環(huán)的距離，使油液有足夠的時間分離氣泡、沉淀雜質。吸油管理油箱底面距離H≥2D(D吸油管內徑)，距離箱壁不小于3D，以利于吸油暢通?；赜凸懿迦胱畹陀兔嬉韵拢乐够赜蜁r帶入空氣，距離油箱底面h≥2d(d回油管內徑)，回油管排油口應面向箱壁，管端切成45，以增大通流面積。吸油側和回油側用隔板分開，用來分離回油帶來的氣泡和臟物。隔板高度不低于油面到箱底高度的3/4。

30、 （二）、液壓主元件 根據液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。該設計中所有閥的額定壓力都為63kg/，額定流量根據各閥通過的流量，確定為10L/min，25 L/min和63 L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表6中。表中的序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。 表5.2 液壓元件明細表 序號 元件名稱 最大通過流量（L/min） 型號 1 葉片泵 4/6 YB1-4，YB1-6 2 單向閥 6 DF-B10K3 3 液控順序閥（卸載） 6 XY-10B 4 溢流閥 4 YF-B8B 5 預控壓力閥

31、 10 X-B25B 6 液動閥 20 35Y-25B 7 電磁先導閥 0.2 35D-25B 8 單向閥 10 DF-B10K3 9 液控順序閥 0.093 XY-25B 10 背壓閥（定壓式） 0.093 B-10B 11 二位二通行程閥 20 22C-63B 12 調速閥 0.187 Q-10B 13 過濾器 20 XU-J2580 14 壓力表開關 K-6B 15 壓力繼電器 HED20A/10Z 七、液壓系統(tǒng)主要性能驗算 （一

32、）、液壓損失的驗算及泵壓力的調整 1、系統(tǒng)壓力損失、效率的計算 （1）工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調整 工進時管路中的最大流量僅為0.187L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失= ，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則 =（37.3+5+5）=47.3 即小流量泵的溢流閥4應按此壓力=47.3進行調整。 （2） 快退時的壓力損失驗算和大流量泵卸載壓力的調整 因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油的兩倍，其壓力損失比

33、快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均按L=2.0m計算，油管直徑 d=，通過的流量為進油路，回油路。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15℃，由手冊查出此時油的運動粘度υ=1.5st=1.5 ，油的密度ρ=900 ，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 a．確定油液的流動狀態(tài) 按式 式中 v—平均流速（m/s）； d—油管內徑（m）； —油的運動粘度（）； q—通過的流量（）。 則進油路中液流的雷諾數為

34、回油路中液流的雷諾數為 由上可知，進有路中的流動都是層流。 b．沿程壓力損失 由式可算出進油路和回油路的壓力損失。 在進油路上，流速，則壓力損失為 在回油路上，流速為進油流速的兩倍即v=6.64m/s，則壓力損失為 c．局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按式計算 式中 q—通過閥的實際流量（L/min） —閥的額定流量(L/min) —閥在額定流量下的壓力損失。 計算結果列于表6.1中 表6.1 閥類元

35、件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過的流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 30 6 2 0.08 順序閥5 25 20 2 1.28 三位五通電液換向閥6 25 10/20 4 0.64/2.56 二位二通行程閥11 25 20 4 2.56 注：快退與經過三位五通液動閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。 若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為 =（0.135+0.08+0.64+1.28+0.3） =2

36、.435 =（0.899+2.56+2.56+0.5）=6.52 由表1-1可知快退的液壓缸負載F=947.4N；快退時液壓缸的工作壓力為 =[（947.4+6.5231.2）/15.3]Pa =19.49 按式可算出快退時泵的工作壓力為 =（19.49+2.435）Pa=30Pa 因此，大流量泵卸載閥3的調整壓力應大于30Pa。 從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數是合理的，滿足要求。 （二）、液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)

37、熱主要是工進階段造成的，因此按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算 P1=628W 工進時液壓缸的輸出功率 =（104210.06/60）W=10.421W 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率Φ為： =（628-10.421）W=617.6W 已知油箱容積V=70L=203.7，則按式，油箱近似散熱面積A為 假定通風良好，取油箱散熱系數，則利用式，可得到油液溫升為 =37.4 設環(huán)境溫度=25℃，則熱平衡溫度為

38、 =25℃+37.4℃=62.4℃≦[]=65℃ 所以油箱散熱基本可達到要求。 參考文獻 1．姜培剛編 機電一體化系統(tǒng)設計 機械工業(yè)出版社(2004年9月版) 2．黃筱調等編 機電一體化技術基礎及應用 機械工業(yè)出版社(第一版) 3. 趙松年、張奇鵬主編《機電一體化系統(tǒng)設計》北京：機械工業(yè)出版社 4.張建民《機電一體化原理與應用》北京：國防工業(yè)出版社 5.魏俊民《機電一體化系統(tǒng)設計》北京：中國防織出版社 6.周祖德《機電一體化控制技術與系統(tǒng)》華中理工大學出版社 7.胡泓，姚伯威主編《機電一體化原理及應用》北京：國防工業(yè)出版社 8.梁景凱主編《機電一體化技術與系統(tǒng)》北京：機械工業(yè)出版社 9．華東紡織工學院主編 機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社 24