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1、 雙面銑削液壓專用銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)一臺采用端面銑刀同時雙面銑削柴油機(jī)連桿大小頭平面液壓專用銑床的液壓系統(tǒng)。 該機(jī)床采用四個動力頭，同時銑削連桿大、小頭四個側(cè)面。工件材料為42CrMo，硬度HB200，毛坯類型為模鍛件。選用CD型硬質(zhì)合金可轉(zhuǎn)位銑刀，大銑刀盤直徑為360mm，刀齒數(shù)為20；小銑刀盤直徑為200mm，刀齒數(shù)為10。加工余量均為5mm，一次進(jìn)給，屬于粗加工；夾具和工件安裝在工作臺上，工作臺由單活塞桿液壓缸驅(qū)動，完成進(jìn)給運(yùn)動。 機(jī)床示意圖見圖。 圖1.1 柴油機(jī)連桿加工銑床示意圖 1-工作臺進(jìn)給液壓缸；2-夾緊液壓缸；3-工件；4-小銑削動力頭和小刀盤（兩臺）；

2、 5-大銑削動力頭和大刀盤（兩臺）；6-定位液壓缸 1 明確液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求 專用銑床的工作循環(huán)為：手工上料→定位缸定位→夾緊缸夾緊→定位缸退回→工作臺快進(jìn)→工作臺工進(jìn)→工作臺快退→夾具松開→手工卸料。 （1）技術(shù)參數(shù) （a）工作行程：快進(jìn)行程S1 = 800mm，工作行程S2 = 750 mm。 （b）工作臺軸向切削力：工作行程I（0~400 mm范圍內(nèi)），F(xiàn)t1 = 8400N（大小銑刀盤同時銑削）；工作行程II（400~750 mm范圍內(nèi)），F(xiàn)t2 = 3600N（僅小銑刀盤銑削）。 （c）垂直于工作臺導(dǎo)軌的切削分力：工作行程I，F(xiàn)n1 = 19000N，工作行程II，F(xiàn)n

3、2 = 8000N （d）工作臺運(yùn)動部件質(zhì)量：m = 1361kg （e）工作臺快進(jìn)、快退速度：v1 = v3 =400 mm/min （f）工作臺工作速度：v2 = 40~80 mm/min可調(diào) （g）工作臺導(dǎo)軌型式及摩擦系數(shù)：平導(dǎo)軌：靜摩擦系數(shù)fs = 0.2，動摩擦系數(shù)fd （h）工作臺加速減速時間：?t ≤ （i）夾緊缸負(fù)載力：Fc = 4000N （j）夾緊時間：tc =（1~2）s （k）夾緊缸行程：Sc = 20 mm （l）定位缸負(fù)載力：Fs = 500N （m）定位缸行程：Ss = 100 mm（時間<5s） （n）上、卸料時間：ts = 30s （

4、2）設(shè)計(jì)要求 （a）由于切削時切削力有脈動，要求進(jìn)給速度隨負(fù)載的變化小。 （b）只有在夾緊工件后才允許進(jìn)行銑削，銑削加工時必須確保一定的夾緊力，防止工件松動。 （c）工作臺可在行程中途任意位置停止。 （d）該機(jī)床為專用設(shè)備，性能可靠，結(jié)構(gòu)簡單，投產(chǎn)快。 2 分析液壓系統(tǒng)工況 根據(jù)加工要求需要下列執(zhí)行元件：工作臺進(jìn)給液壓缸一個，夾緊液壓缸兩個及定位液壓缸兩個。 進(jìn)給液壓缸的負(fù)載力主要有：切削力、導(dǎo)軌摩擦力、慣性力、重力、密封圈摩擦力和背向壓力等。 （1）計(jì)算工作臺進(jìn)給液壓缸負(fù)載力 （a）切削力Ft： 工作行程I：Ft1 = 8400N 工作行程II：Ft1 = 36

5、00N （b）導(dǎo)軌摩擦力 靜摩擦力：Ffs = mgfs = 1631×9.81×0.2 = 3200N 快進(jìn)行程動摩擦力：Ffd = mgfd = 1631×9.81×0.1 = 1600N 工作行程I動摩擦力：Ffd1 = （mg+Fn1）×fd = （1631×9.81+19000）×0.1 = 3500N 工作行程II動摩擦力：Ffd2 = （mg+Fn2）×fd = （1631×9.81+8000）×0.1 = 2400N 式中 m——運(yùn)動部件質(zhì)量； g——重力加速度； Fn1——工作行程I內(nèi)工作臺垂直方向的切削分力； Fn2——工作行程II內(nèi)工作臺垂直方向的切削

6、分力； fs、fd——導(dǎo)軌靜摩擦系數(shù)和動摩擦系數(shù)。 （c）慣性力Fα Fα = m = 1631 = 544N 式中 ?v——在?t時間內(nèi)的速度變化值（m/min）； ?t——起動或制動的時間（s）。 （d）重力Fg：運(yùn)動部件是水平安置，重力在運(yùn)動方向上的分力為零。 （e）密封圈摩擦力Fs：Fs與液壓缸的密封結(jié)構(gòu)有關(guān)，較難直接計(jì)算，可用液壓缸的機(jī)械效率ηcm來計(jì)算 F = 式中 F——液壓缸的總負(fù)載力； FL——除密封圈摩擦力外的所有液壓缸負(fù)載之和； ηcm——液壓缸的機(jī)械效率，一般取ηcm 。 （f）背壓力FB：即液壓缸回油腔產(chǎn)生的阻力。初算時可先不考慮，在計(jì)算

7、液壓缸尺寸時按經(jīng)驗(yàn)取一個背壓值，系統(tǒng)確定好后再行修正。 （g）繪制工作臺液壓缸的負(fù)載圖和速度圖：將上面計(jì)算所得到上午數(shù)值列在表1.1中。根據(jù)這些數(shù)值可以繪制出液壓缸的負(fù)載圖（F-S）圖和速度圖（v-S圖），其橫坐標(biāo)為行程S，也可用時間t。此圖直觀性強(qiáng)，有利于分析，如圖所示。 表1.1 工作臺液壓缸的負(fù)載力計(jì)算 工 況 計(jì) 算 公 式 負(fù)載力（N） 起 動 F = Ffs/ηcm 3556 加 速 F = （Ffd+Fα）/ηcm 2382 快 進(jìn) F = Ffd/ηcm 1778 工作行程I F =（Ffs-Ft1）/ηcm 1

8、3222 工作行程II F =（Ffs+Ft1）/ηcm 6667 反向起動 F = Ffs/ηcm 3556 加 速 F =（Ffd+Fα） /ηcm 2382 快 退 F = Ffd /ηcm 1778 制 動 F =（Ffd-Fα）/ηcm 1173 圖1.2 工作臺液壓缸的負(fù)載圖和速度圖 （2）計(jì)算定位液壓缸負(fù)載力 已知最大負(fù)載力：Ft = 500N（摩擦力與慣性力可以忽略不計(jì)） （3）計(jì)算夾緊液壓缸負(fù)載力 已知最大負(fù)載力：Fc = 4000N（摩擦力與慣性力可以忽略不計(jì)） 3 確定液壓缸的主要參數(shù) （1）

9、 初選液壓缸的工作壓力 確定液壓系統(tǒng)的工作壓力：在各種液壓缸，以工作臺進(jìn)給缸的負(fù)載為最大，所以可按此缸來確定系統(tǒng)工作壓力。該機(jī)床屬銑床類組合機(jī)床，工作壓力可選（30~50）×105Pa；考慮到液壓缸的行程較長，缸的結(jié)構(gòu)剛性就較差，而且缸孔的長徑比也較大，帶來了深孔加工的困難，為了增大液壓缸的剛性和改善孔加工的工藝性，可適當(dāng)加大缸徑，因此將工作壓力選得較低，取p1 = 20×105Pa。 （2） 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 確定工作臺進(jìn)給液壓缸的缸筒內(nèi)徑和活塞桿直徑 如圖知，工作臺液壓缸的結(jié)構(gòu)為單活塞桿式，且要求快進(jìn)與快退的速度相等，所以快進(jìn)時應(yīng)采用差動連接，且無桿腔有效工作面積應(yīng)

10、是有桿腔有效工作面積的兩倍，即A1 = 2A2，見圖。為實(shí)現(xiàn)銑削進(jìn)給運(yùn)動的平穩(wěn)性要求，采用出口節(jié)流調(diào)速回路，因考慮到調(diào)速閥的最小壓差5×105Pa及其它閥的損失，取背壓ps = 6 ×105Pa 圖1.3 工作臺液壓缸的受力示意圖 由圖知p2 = pB p1A1-p2A2 = F 由于A1 = 2A2，可得 A1 = F/（p1-pn/2）= 13222/（20-6/2）×105 = 77.8×10-4m22= 7780mm2 缸筒內(nèi)徑為 D＝ = 按標(biāo)準(zhǔn)的缸經(jīng)尺寸系列，取D = 100mm。 由A1 = 2At，活塞直徑dD＝0.7×100＝70mm。 按

11、標(biāo)準(zhǔn)的活塞桿尺寸系列，取d = 70mm 根據(jù)計(jì)算所得的缸筒內(nèi)徑和活塞桿直徑，復(fù)算液壓缸實(shí)際工作面積。無桿腔面積A1，有桿腔面積A2和活塞桿面積A分別為： A1 = D2 = 1022= 7854mm2 A2=（D2-d2） = （102-722= 4010mm2 A=A1-A22= 3844mm2 確定定位缸的內(nèi)徑和活塞件的直徑 根據(jù)Fs = 500N，選ps = 20×105Pa，定位缸內(nèi)徑D為： D＝ = = 0.018m = 18mm 考慮到液壓缸制造的方便性，取D = 32mm。取活塞桿直徑dD = 16mm 確定夾緊缸的內(nèi)徑和活塞桿的直徑 根據(jù)Fc = 400

12、0N，選pc = 20×105Pa，夾緊缸內(nèi)徑D為： D＝ = 按標(biāo)準(zhǔn)缸徑尺寸系列，取D = 50mm。活塞桿受壓。選dD = 0.5×50 = 25mm，按標(biāo)準(zhǔn)活塞桿尺寸系列，取d＝25mm。 （3）計(jì)算液壓缸的工作壓力、流量和功率 計(jì)算工作臺液壓缸各運(yùn)動階段的壓力、流量和功率，如果估計(jì)差動快進(jìn)時的壓力損失?p = 5×105Pa，工進(jìn)時的背壓力p2 = 6×105Pa，快退時的背壓力p2 = 5×105Pa，則各階段的壓力、流量和功率值如表。 表1.2 工作臺進(jìn)給液壓缸的壓力、流量和功率計(jì)算 工 況 計(jì)算公式 總負(fù)載力F（N） 回油腔壓力p2(105Pa)

13、 進(jìn)油腔壓力p1(105Pa) 輸入流量q(L/min) 輸入功率P(kW) 快進(jìn) 起動 3556 — — — 加速 q=（A1-A2）v1 2382 p2 = p1+?p （?p=5） 變化值 變化值 快進(jìn) P=p1q 1778 p2 = p1+?p （?p=5） 工進(jìn) 工進(jìn)（Ⅰ） 工進(jìn)（Ⅱ） q=A1v2 P=p1q 13222 6667 p2 = pB=6 快退 反向起動 加速 快退 制動 q=A2v3 P=p1q 355

14、6 2382 1778 1174 — p2=5 p2=5 p2=5 — 變化值 16 變化值 — 變化值 變化值 計(jì)算夾緊液壓缸的壓力和流量 進(jìn)油腔壓力p1為： p1 = = = 20×105Pa 夾緊缸運(yùn)動速度vc為： vc = = 00mm/min q = vcA1 = 80××52 = 1570cm3 L/min 定位缸的負(fù)載力小、行程短，計(jì)算從略。 繪制工作臺進(jìn)給液壓缸工況圖 根據(jù)表中的壓力、流量和功率值，可繪制出工況圖如圖所示。此圖可直觀地表示出液壓缸工況主要參數(shù)的變化情況。 圖

15、1.4 工作臺進(jìn)給液壓缸工況圖 4 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 （1）液壓回路的選擇 機(jī)床液壓系統(tǒng)常以速度控制為核心所以應(yīng)該首先考慮調(diào)速和速度換接回路，然后再考慮其他回路。 （a）調(diào)速與速度換接回路 因工作臺進(jìn)給液壓缸進(jìn)給速度低，傳動功率不大，屬于小功率液壓系統(tǒng)宜采用節(jié)流調(diào)速回路。因銑削力有一定脈動量，為了保證銑削時進(jìn)給速度穩(wěn)定，可采用調(diào)速閥出口節(jié)流調(diào)速回路，此回路平穩(wěn)性優(yōu)于進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。由液壓缸的流量-行程工況圖（q-S）知，工作臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)工進(jìn)時，速度有較大突變，故選用行程閥進(jìn)行速度的換接可使換接平穩(wěn)，減小沖擊。繪出該部分液壓回路圖，如圖a所示。 （b）快速回路 由機(jī)床技

16、術(shù)參數(shù)和液壓缸快進(jìn)快退速度相等，此時液壓缸負(fù)載很小，為了盡量采用小規(guī)格的泵實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動．故可選擇單活塞桿液壓缸差動連接的快速回路，如圖b所示 （c）換向回路 由表可知。液壓缸的最大流量不太大，運(yùn)動部件的慣性力也不算大，對換向性能又沒有什么特殊要求。所以選擇電磁閥的換向回路。選用五通電磁閥實(shí)現(xiàn)液壓缸差動連接可以減少換向閥的壓力損失，換向回路如圖b所示。 圖1.5 液壓回路圖 （d）泵源和壓力控制回路 由圖的工況圖可知快進(jìn)（退）和工進(jìn)的流量相差很大（qmax/qmin = 16/0.31 = 51.6），工進(jìn)與快進(jìn)的時間之比為： 快進(jìn)時間 t1＝s1/v1 = 0.8×60/4

17、 = 12 工進(jìn)時間 t2＝s2/v2 = 0.75×60/0.04 = 1125 t2/t1 = 1125/12 ≈ 94 顯然，時間差值甚大，若選用單定量泵，在工進(jìn)時必有大量壓力油經(jīng)溢流閥回油箱。其溢流能量損失很大，使油液發(fā)熱．所以應(yīng)選擇雙聯(lián)泵，其調(diào)壓回路如圖1.5c所示，這樣在快速運(yùn)動時，雙泵同時向工作臺液壓缸供油；換接為工進(jìn)速度后大流量泵經(jīng)液控順序閥卸荷由小流量泵單獨(dú)供油，其供油壓力由溢流閥調(diào)定。 當(dāng)然，為了減少能量損失，也可采用其它液壓泵如限壓式變量泵如圖d所示。由于限壓式變量泵無溢流損失，一般可不必裝置溢流閥但有時為了防止變量機(jī)構(gòu)失靈，保證液壓系統(tǒng)的安全起見，仍可并聯(lián)一個

18、溢流閥起安全閥的作用，如圖d中雙點(diǎn)劃線所示。 （e）定位夾緊回路 由機(jī)床工作循環(huán)可知，要先完成定位缸定位-夾緊缸夾緊-定位缸退回的順序動作，然后進(jìn)行加工，加工結(jié)束后，夾緊缸再退回。因此用單向順序閥的順序動作難以達(dá)到要求。為此采用兩個電磁閥分別控制定位缸和夾緊缸并用行程控制和壓力控制實(shí)現(xiàn)其順序動作，如圖e所示。由圖可知，定位缸定位結(jié)束后，由電氣行程開關(guān)發(fā)出信號，使電磁閥6失電，夾緊缸進(jìn)行夾緊，夾緊以后由電氣行程開關(guān)和壓力繼電器同時發(fā)信號，使定位缸退回。定位缸1、2接入節(jié)流閥的目的是為了避免定位元件撞擊工件，又盡量使兩定位缸同時進(jìn)行定位。（因定位行程較長，可能產(chǎn)生不同步。）夾緊缸3、4接入節(jié)流

19、閥的目的是可以調(diào)節(jié)夾緊時間．單向閥7起隔離作用，當(dāng)工作臺液壓缸進(jìn)給時若壓力瞬時下降，仍使夾緊回路保持規(guī)定的壓力，實(shí)際上起保壓作用。電磁閥6設(shè)計(jì)成失電夾緊方式，可不受電源突然停電影響，提高了該機(jī)床的工作可靠性（也可采用帶定位裝置的雙電磁鐵的二位電磁閥）。 （f）動作的聯(lián)鎖裝置和轉(zhuǎn)換方式 為了保證唯有工件夾緊后才能進(jìn)行工進(jìn)銑削，夾緊與工進(jìn)的順序動作與聯(lián)鎖采用行程控制與壓力控制的雙重控制。只有當(dāng)夾緊元件到達(dá)指定位置碰到行程開關(guān)發(fā)信號，且真正夾緊工件后壓力升高使壓力繼電器發(fā)信號，才允許進(jìn)行工進(jìn)，兩者缺一不可，是一個“與”門控制。工進(jìn)與快退的動作轉(zhuǎn)換，因銑刀銑出工件后的位置精度要求不高。用電氣行程開

20、關(guān)進(jìn)行一般的行程控制即可。 （2）液壓回路的組合 液壓回路的組合是指將上述液壓回路組合成符合設(shè)計(jì)要求的液壓系統(tǒng)并繪制成液壓系統(tǒng)原理圖。在組合時要考慮用什么樣的信號轉(zhuǎn)換元件，如何防止各回路間的干擾，減少液壓沖擊以及如何提高工作可靠性等問題；還要盡可能減少液壓元件和提高系統(tǒng)效率。 組合后的液壓系統(tǒng)原理圖見圖，圖中增加了液控順序閥5和單向閥6，其作用 如下：快進(jìn)時換向閥7左位工作，由于這時空載系統(tǒng)壓力低；液控順序閥5關(guān)閉，工作臺液 壓缸18的有桿腔回油，經(jīng)單向行程調(diào)速閥8、換向閥7、單向閥6與泵輸出的流量合并，一起進(jìn)入缸18的無桿腔而實(shí)現(xiàn)差動連接。工進(jìn)肘，因缸18受到負(fù)載力而使系統(tǒng)

21、壓力升高，液控順序閥5被打開，回油經(jīng)此閥入油箱，此時單向閥6關(guān)閉，將高低壓油路隔開，實(shí)現(xiàn)液壓缸的工進(jìn)運(yùn)動。 圖1.6 連桿加工銑床液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作見表1.3。 表1.3 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作循環(huán)表 元件 動作 1YA 2YA 3YA 4YA YJ 行程閥 定 位 - - + + - - 夾 緊 - - + - + - 定位退回 - - - - + - 快 進(jìn) + - - - + - 工 進(jìn) + - - - + 快 退 - + - - + - 松

22、 開 - - - + - - 液壓系統(tǒng)元件見表1.4。 表1.4 液壓系統(tǒng)元件表 序 號 名 稱 型 號 1 雙聯(lián)葉片泵 YB1-16/4 2 溢流閥 Y-10B 3 單向閥 I-25B 4 液控順序閥 XY-B25B 5 液控順序閥 XY-B10B 6 單向閥 I-10B 7 三位五通電磁換向閥 35E-25BY 8 單向行程調(diào)速閥 QCI1-25B 9 二位四通電磁換向閥 24E-10B 10 單向節(jié)流閥 LI-10B 11 單向節(jié)流閥 LI-10B 12 單向閥 I-10B 13

23、二位四通電磁換向閥 24E-10B 14 單向節(jié)流閥 LI-10B 15 壓力繼電器 DP1-63B 16 濾油器 XU-40×100J 17 壓力表開關(guān) K-3B 18 工作臺液壓缸 19 定位液壓缸 20 定位液壓缸 21 夾緊液壓缸 22 夾緊液壓缸 5 選擇液壓元件 （1） 液壓泵的計(jì)算與選擇 （a）計(jì)算液壓泵的工作壓力 液壓泵的工作壓力應(yīng)是液壓缸的最大工作壓力與進(jìn)回油路的壓力損失之和。由表知，液壓缸的最大工作壓力為p1＝19.9×105Pa，本系統(tǒng)采用調(diào)速閥出口節(jié)流調(diào)速，調(diào)速閥最低工作壓差不小于5×10

24、5Pa，現(xiàn)取7×105Pa，由圖知液壓缸兩腔的面積比為A2/A1 = 1/2.故折算到進(jìn)油路的壓力損失為1/2×7×105Pa = 3.5×105Pa，再計(jì)入電磁換向閥7的壓力損失，估算時可取油路壓力損失∑?p = 5×105Pa。這樣液壓系統(tǒng)的工作壓力pp為： pp = p1+∑?p =（19.9+5）×105Pa ≈ 25×105Pa （b）計(jì)算液壓泵的流量 液壓泵的流量至少應(yīng)等于同時工作的各液壓缸的最大流量之和另加回路的泄漏流量。由表知，工作臺液壓缸的最大流量為16L/min，兩夾緊液壓缸雖同時動作，但流量較小，且與工作臺缸為先后動作，故夾緊缸所需流量不作為選泵的依據(jù)。回路的泄漏流

25、量可用其泄漏系數(shù)K（K ≈ 1.1～1.3）作近似計(jì)算，依回路的復(fù)雜程度取值，這里取K = 1.2，故液壓泵的最大流量為。 qp = K（∑q）max 由表可知。工進(jìn)時流量值為（0.31~0.63）L/min，但溢流閥的最小溢流量為2.5~3L/min，故泵的最小流量不應(yīng)小于3.63L/min． 工況分析表明，液壓泵作大流量供油時為低壓，而作小流量供油時為高壓。這點(diǎn)對于選擇泵的規(guī)格是一個重要依據(jù)。 （c）液壓泵規(guī)格的選擇 選用YB1-16/4型雙聯(lián)葉片泵，該泵每轉(zhuǎn)排量V＝16/4（mL/r）公稱轉(zhuǎn)速n = 960r/min，公稱壓力p = 63×105Pa。 如果不考慮泵的容積效率

26、ηpv，可算出； 大泵流量 q1 = V1N＝16×960×10-3 小泵流量 q2 = V2N＝4×960×10-3 泵作大流量供油時qp = q1＋q2 = 15.36＋3.84 = 19.20L/min，泵作小流量供油時qp = q2/min；根據(jù)以上計(jì)算，該雙聯(lián)泵的壓力流量均符合要求。 （2）液壓泵的輸入功率計(jì)算和電動機(jī)規(guī)格選擇 （a）計(jì)算液壓泵的輸入功率（即驅(qū)動液壓泵的電動機(jī)功率）泵的輸入功率為； Pi = = 式中 Pi、Po——泵的輸入、輸出功率； pp ——泵的工作壓力 qp——泵的實(shí)際輸出流量； ηp——泵的總效率。 由表知，液壓缸快退時所需功

27、率最大，設(shè)快退時管路壓力損失?p = 3×105Pa，則泵的工作壓力pp = pl＋?p＝（14.3＋3）×105Pa。而qp = qp1 + qp2 = 19.20L/min。取 ηp = 0.75，代入上式計(jì)算得： Pi1 = = = 另外再計(jì)算工進(jìn)I時的液壓泵輸入功率，此階段小泵的工作壓力應(yīng)為pp2 = 25×105Pa，小泵的流量一部分進(jìn)入液壓缸，另一部分經(jīng)溢流閥進(jìn)入油箱；大泵處于卸荷狀態(tài)，油液經(jīng)順序閥回油箱．取大泵卸荷壓力為p0 = 5×105Pa。則雙聯(lián)葉片泵的輸入功率為： Pi2 = = kW Pi1與Pi2相比校，Pi1>Pi2，按Pi1選擇雙聯(lián)葉片泵的驅(qū)動

28、電機(jī)的功率。 （b）電機(jī)規(guī)格的選擇 選擇液壓泵驅(qū)動電機(jī)時，除確保足夠的功率外還要考慮電機(jī)與液壓泵的轉(zhuǎn)速匹配和換接方式等方面；可選用Y90L-6型三相異步電動機(jī)，其額定功率為1.1kW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。 （3）液壓閥和其它液壓元件的選擇 各液壓閥在系統(tǒng)中的最大工作壓力可作為選擇各閥壓力規(guī)格的依據(jù)本系統(tǒng)選定63×105Pa，通過各閥的實(shí)際流量為選擇閥流量規(guī)格的依據(jù)。其它元件也可根據(jù)通過該元件的最大流量和最高工作壓力來選澤。元件規(guī)格型號如表所示。 表1.5 液壓元件規(guī)格明細(xì)表 序號 元件名稱 實(shí)際通過流量（L/min） 選用規(guī)格型號 1 雙聯(lián)葉片泵 YB1-

29、16/4 2 溢流閥 4 Y-10B 3 單向閥 16 I-25B 4 液控順序閥 16 XY-B25B 5 液控順序閥 XY-B10B 6 單向閥 8 I-10B 7 三位五通電磁換向閥 20 35E1-25BY 8 單向行程調(diào)速閥 16 QCI-25B 9 二位四通電磁換向閥 ≈ 1 24E-10B 10 單向節(jié)流閥 ≈ 1 LI-10B 11 單向節(jié)流閥 ≈ 1 LI-10B 12 單向閥 I-10B 13 二位四通電磁換向閥 24E-10B 14 單向節(jié)流閥 LI-10B

30、15 壓力繼電器 DP1-63B 16 濾油器 20 XU-40×100J 對于單向行程調(diào)速閥QCI-25B的規(guī)格，還需驗(yàn)算其最小穩(wěn)定流量是否能使液壓缸獲得最低穩(wěn)定速度。驗(yàn)算方法如下：由液壓元件樣本或設(shè)計(jì)手冊中查得QCI-25B的最小穩(wěn)定流量為qmin＝0.070L/min，則缸的最低穩(wěn)定速度為： vmin = = 式中A2——工作臺液壓缸有桿腔工作面積。 此值小于機(jī)床技術(shù)參數(shù)所規(guī)定的工進(jìn)速度0.04m/min的值，所以滿足設(shè)計(jì)要求。 （4）選擇輔助元件 （a）油管的計(jì)算和選擇 油管的內(nèi)徑尺寸可以由管路允許流速計(jì)算確定，也可參考元件接口尺寸而定。例如工作

31、臺液壓缸無桿腔端的進(jìn)油管。在差動連接快進(jìn)時流量q = 38.4L/min，允許流速按壓油管路取v = 4m/s，則油管內(nèi)經(jīng)d為 d = = 可選作內(nèi)經(jīng)為15mm的油管。 又例如液壓泵的吸油管，q＝19.24L/min。允許流速取v = 1m/s。仍按上式計(jì)算得 d = 可選擇內(nèi)徑為20mm的油管。 定位夾緊油路的管徑?？砂丛涌诔叽邕x取。 油管的壁厚可用管子材料的強(qiáng)度公式計(jì)算： δ ≥ 式中 p——液壓油的壓力； 〔σ〕——油管材料的許用拉伸應(yīng)力； d——油管的內(nèi)徑； δ——油管的壁厚。 對壓油管；d = 15mm，p = 25×105Pa，選用紫銅管，〔

32、σ〕＝250×105 Pa， δ= 可取通徑為15mm，壁厚為1.5mm的紫銅管（即Φ15×Φ18），作為壓油管使用。同樣的方法可以算出其他油管的壁厚。 （b）油箱容量的確定 本系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，按經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，油箱容量V為：V = （5~7）qp。 計(jì)算得V = 6qp 可選用YX-120型油箱（容量為120L）。 （c）選擇液壓油 正確選擇液壓油能保證液壓系統(tǒng)的正常工作。本系統(tǒng)是一般金屬切削機(jī)床液壓系統(tǒng)，工作壓力屬中壓泵列。運(yùn)動部件的速度屬中低速，環(huán)境溫度在-5～35℃范圍內(nèi)，可選用中等粘度的油液。如果再要求工進(jìn)時的低速穩(wěn)定性，可選粘溫特性較好的液壓油。因此本例可選用32號

33、或46號抗磨液壓油，冷天用32號液壓油，熱天用46號液壓油。 6 液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算 驗(yàn)算的內(nèi)容主要是計(jì)算管路的壓力損失，校核壓力閥的調(diào)整值和液壓泵驅(qū)動電機(jī)的功率值計(jì)算液壓回路的效率，系統(tǒng)的熱平衡計(jì)算等。 （1）計(jì)算管路的壓力損失 若計(jì)算結(jié)果與原估算值相差甚大，則必須進(jìn)行修正。管路壓力損失算出后，可確定液壓泵的輸出壓力及壓力閥的調(diào)整壓力。具體計(jì)算時可將液壓系統(tǒng)劃分為若干條管路，如由液壓泵出口經(jīng)液壓閥進(jìn)液壓缸進(jìn)口，或由液壓缸出口經(jīng)液壓閥回油箱。任一條管路的壓力損失均可由下式計(jì)算 ∑?p＝∑?pL＋∑?pr＋∑?pv 式中 ∑?p——某管路的總的壓力損失； ∑?pL——等經(jīng)直管的沿

34、程壓力損失之總和； ∑?pr——除閥門之外的各種局部裝置的壓力損失之總和； ∑?pv——各閥類元件的壓力損失之總和。 （a）計(jì)算沿程壓力損失∑?pL 計(jì)算方法是：先用雷諾數(shù)判別流態(tài)，然后運(yùn)用相應(yīng)的壓力損失公式進(jìn)行計(jì)算。當(dāng)然，計(jì)算時需要事先知道管路的直徑d和長度l，d的計(jì)算已經(jīng)在前面章節(jié)中說明，而管長l要在液壓的配管裝置設(shè)計(jì)好后才能確定。因此，這里只能假設(shè)一個數(shù)值后進(jìn)行粗略計(jì)算。 （b）計(jì)算局部裝置的壓力損失∑?pr 管路的局部裝置是指彎管、變徑接頭、出入口等。局部裝置的壓力損失可按下式計(jì)算： ∑?pr = ζ 式中 ζ——局部阻力系數(shù)（可由有關(guān)設(shè)計(jì)手冊差得）； ρ——液體

35、的密度； v——液體的平均流速。 此項(xiàng)計(jì)算也要在配管裝置設(shè)計(jì)好后才能進(jìn)行。 （c）計(jì)算各液壓閥的局部壓力損失∑?pv 閥類元件的局部壓力損失可按下式計(jì)算： ?pv = ?pn（）2 式中 ?pn——閥類產(chǎn)品樣本上列出的公稱流量時的壓力損失 q——液壓閥的實(shí)際流量； qn——液壓閥的額定流量。 工作臺液壓缸作快進(jìn)運(yùn)動時，油液的流程為 進(jìn)油路：泵→閥7（15.4L/min）→液壓缸無桿腔；回油路：液壓缸有桿腔→ 閥8的行程閥（15.4×L/min）→閥7（15.4×L/min）→閥6→液壓缸無桿腔。 進(jìn)油路：?pv7 = ?pn（）2 = 2×105× （）2 = 2×10

36、5×0.785 = 1.57×105Pa （由產(chǎn)品樣本?pn = 2×105 Pa） 用同樣方法可以計(jì)算回油路上各閥的壓力損失。當(dāng)分別求得進(jìn)油路的總壓力損失∑?pi和回油路的總壓力損失∑?po后，快進(jìn)時d的總壓力損失為 ∑?p快進(jìn)＝∑?pi +∑?po’ ∑?po’是回油路上的總壓力損失折算成進(jìn)油路的數(shù)值。在本題中 ∑?po’ = ∑?po 式中 A1——工作臺液壓缸無桿腔工作面積。 A2——工作臺液壓缸有桿腔工作面積。 用相同的方法也可計(jì)算工進(jìn)和快進(jìn)階段的管路總壓力損失∑?p。 （2）確定壓力閥的調(diào)整壓力 如圖中的的溢流閥2：其功能是在工進(jìn)時恒定系統(tǒng)的工作壓力，該閥的

37、調(diào)整壓力值py可由以下方法確定： py = p1+∑?p 式中 p1——工進(jìn)（I）時進(jìn)給液壓缸進(jìn)油腔的壓力； ∑?p——工進(jìn)（I）時的管路的總壓力損失。 液壓泵的公稱壓力應(yīng)該高于溢流閥的調(diào)整壓力，使液壓泵有一定的壓力儲備，有利于延長的壽命。 液壓順序閥5：此閥在快進(jìn)時關(guān)閉，在工進(jìn)時打開。因此其調(diào)整壓力應(yīng)該高于快進(jìn)時的系統(tǒng)壓力而低于工進(jìn)時的系統(tǒng)壓力。本例中順序閥的調(diào)整壓力可調(diào)在（17~19）×105Pa之間，也可在現(xiàn)場機(jī)床調(diào)試時再精確確定 壓力繼電器15：壓力繼電器的作用是在夾緊缸達(dá)到夾緊力設(shè)定值時發(fā)出信號，由其它發(fā)信號時的壓力可以調(diào)整在系統(tǒng)工作壓力的附近，但必須比工作壓力小一些。

38、在本例中壓力 繼電器的發(fā)信號壓力可調(diào)在（20~22）×105Pa之間。 （3）驗(yàn)算電機(jī)的驅(qū)動功率 在估算中根據(jù)表中所列的數(shù)值確定快退時的功率最大值并算出Pi1 = 0.78kW，在估算中管路的壓力損失?p和液壓缸的背壓pB。均是取的估算值，現(xiàn)用估算時已用過的公式重新計(jì)算電機(jī)功率就可得出功率精確值，如數(shù)位變化不大，原來選擇的電機(jī)容量足夠，就不必在另行選擇。 （4）計(jì)算回路效率 回路效率是液壓系統(tǒng)在某一運(yùn)動階段液壓缸的負(fù)載功率與液壓泵發(fā)出的液壓功率比值。 本例的工作循環(huán)中工進(jìn)所占的時間最長。按工進(jìn)（I）計(jì)算回路效率： Ηr = = = 0.0301 = 3.01% 式中 pL

39、1——負(fù)載壓力，pL1 = = = 16.8×105Pa； qL1——負(fù)載流量，取工進(jìn)（I）時的最小流量q1 = 0.31L/min。 由計(jì)算可知，工進(jìn)時的回路效率很低。如選用變量葉片泵組成容積-節(jié)流調(diào)速回路。此時由于無溢流損失和節(jié)流損失回路效率就能提高。 （5）系統(tǒng)熱平衡計(jì)算與油箱容積的驗(yàn)算 系統(tǒng)的發(fā)熱率；由于液壓系統(tǒng)在各運(yùn)動階段的液壓泵功率和系統(tǒng)總效率不相同，因此要用 各階段的發(fā)熱量之和除以循環(huán)時間才能求出一個工作循環(huán)時間內(nèi)的平均發(fā)熱率。本例中因?yàn)槎ㄎ桓缀蛫A緊缸消耗的功率很小，可以略去不計(jì)；將工作臺進(jìn)給液壓缸每一工作階段的輸出功率和工作階段時間列表如表所示。 表1.6 工

40、作臺進(jìn)給液壓缸的輸入功率和工作階段時間 工作階段 時間 功率 名稱 快進(jìn) 工進(jìn)（I） 工進(jìn)（II） 快退 上、卸料時間 12（s） 600（s） 525（s） 23（s） 30（s） 液壓缸輸入功率 0.25（kW） 0.01（kW） 0.006（kW） 0.38（kW） 0 液壓缸輸出功率 0.411（kW） 0.288（kW） 0.288（kW） 0.554（kW） 88（kW） 回路總效率 0 注：快進(jìn)快退時泵的工作壓力取pp = （p1+3×105）Pa； 工進(jìn)時取pp2

41、（p1+5×105）Pa，pp2 = pU 回路總效率η = ηpηzηc 本例中取泵的效率ηP = 0.75，缸的效率ηc = 0.9，回路的效率ηr近似計(jì)算為： ηr = 式中 Pci——缸的輸入功率； PPo——泵的輸出功率。 工作循環(huán)時間： T' = t快進(jìn)十t工進(jìn)I+t進(jìn)工Ⅱ+t快退+t上卸料 = 12＋600＋525＋23＋30 = 1190s 發(fā)熱率H = = 式中 T’——工作循環(huán)時間； ti——工作循環(huán)中各工作階段的時間； Pi——工作循環(huán)中各工作階段的功率 ηi——工作循環(huán)中各工作階段的回路總效率 系統(tǒng)的散熱率：油箱散熱率的

42、計(jì)算式為： H0＝CTA?T 式中 CT——油箱散熱系數(shù)，本例取16×10-8（kW/m2.℃）； A——油箱的散熱面積（m2）；散熱面積近似地用下式計(jì)算： A = 0.065×2 （V為油箱的有效容積（L），取120L）； ?T——允許的系統(tǒng)溫升，本例取35℃； H0＝16×10-8 由于H0>H，所以油箱容量符合要求。 （6）繪制正式液壓系統(tǒng)原理圖 通過上述驗(yàn)算表明；所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖是可行的，可以以此原理圖為基礎(chǔ)經(jīng)修改完善后，繪制出正式的液壓系統(tǒng)原理圖。繪制時注意下列幾點(diǎn)： （a）液壓元件職能符號按國家標(biāo)準(zhǔn)（GB/T786.1-93）； （b）各元件按常態(tài)位置繪制； （c）執(zhí)行元件旁畫出工作循環(huán)圖； （d）繪出測壓點(diǎn)的位置并繪出壓力表開關(guān)； （e）繪出行程開關(guān)的位置； （f）繪出電磁鐵動作循環(huán)表； （g）繪出標(biāo)題欄，填清各元件的名稱、圖號、規(guī)格及必要的調(diào)整值等。 繪制的液壓系統(tǒng)原理圖如圖所示。