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畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文）
設(shè)計（論文）題目：
發(fā)動機端面銑加工專用機床液壓動力系統(tǒng)設(shè)計
?
液壓站設(shè)計
學(xué)生姓名：
年 5月 13
I
目 錄
摘要 III
Abstract IV
1 緒論 1
1.1 液壓傳動的發(fā)展概況 2
1.2 液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應(yīng)用 2
2 液壓系統(tǒng)設(shè)計要求 4
2.1．本畢業(yè)設(shè)計（論文）課題任務(wù)的內(nèi)容和要求 4
2.2．本次畢業(yè)設(shè)計需要完成的任務(wù)和需要繪制的相關(guān)CAD圖紙 4
3 液壓系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù) 5
3.1本設(shè)計的設(shè)計參數(shù)和技術(shù)要求 5
3.2工作負載 5
3.3繪制負載圖和速度圖 6
4 初選液壓缸 8
4.1初步選定液壓缸工作壓力 8
4.2確定液壓缸的主要尺寸 8
4.3導(dǎo)向套的設(shè)計與計算 9
4.4壓力、流量、功率計算 9
4.4液壓缸工況圖 10
5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 14
5.1 速度控制回路的選擇 14
5.2 滑臺基本回路的選擇 14
5.3擬定液壓系統(tǒng)圖 14
6 液壓元件的選擇 16
6.1 液壓泵和電機的選擇 16
6.1.1確定液壓泵和電動機規(guī)格 16
6.1.2液壓泵的流量計算 16
6.1.3確定液壓泵的規(guī)格 16
6.1.4確定液壓泵驅(qū)動功率及電機的規(guī)格型號 16
6.2閥類元件和輔助元件的選擇 16
6.4油箱的設(shè)計 18
7 液壓系統(tǒng)的性能驗算 20
7.1 油路的壓力損失 20
7.2油液溫升驗算 22
8 結(jié)論 24
9 參考文獻 25
發(fā)動機端面銑加工專用機床動力系統(tǒng)設(shè)計液壓站設(shè)計
摘要
液壓系統(tǒng)是一門利用電能驅(qū)動電機，使用液壓泵將賦予油管內(nèi)油液一定的壓力，驅(qū)動不同的執(zhí)行元件。在整個系統(tǒng)中通過控制各種電磁閥單向閥改變液壓油的流動方向，進而驅(qū)動液壓缸完成工件在加工過程中的不同動作。滿足加工工序中不同加工的操作需求。液壓系統(tǒng)在整個設(shè)計的過程中需要對加工機床的工作狀態(tài)進行詳盡的分析，進而設(shè)計各個液壓元件。整個液壓站的裝配需要考慮到不同閥類元件與油箱缸體元件之間的配合。最后還需要對整個系統(tǒng)進行使用性能的校核
關(guān)鍵詞：專用機床、動力系統(tǒng)、液壓站、端面銑
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The design of hydraulic station for the power system design of the engine end milling machine
Abstract
Hydraulic system is a use of electric energy to drive the motor, the use of hydraulic pump will be given to the oil pipe in a certain pressure, the drive to drive the implementation of different components. In the whole system through the control of a variety of solenoid valve to change the direction of the flow of hydraulic oil flow, and then drive the hydraulic cylinder to complete the work of different actions in the processing process. Meet the processing needs of different processing operations. Hydraulic system in the process of the whole process of the need for a detailed analysis of the working state of the machine tool, and then design the various hydraulic components. The assembly of the whole hydraulic station needs to take into account the coordination between different valve components and the components of the tank body. Finally, the whole system needs to check the performance of the system.
Key words: special machine tool, power system, hydraulic station, end face milling
IV
1 緒論
1.1 液壓傳動的發(fā)展概況
就目前世界范圍內(nèi)在傳動領(lǐng)域的探索與發(fā)現(xiàn)，液壓這種傳遞動力的方式還算是一門比較新穎的技術(shù)。1795年對很多人來說也許是一個平凡的不能再平凡的一年，就是在這個不位人知的年代，世界上第一臺水壓機已經(jīng)悄然誕生，時隔兩百多年，這個不引人關(guān)注的發(fā)明在悄悄的改變著人們的生活，它出現(xiàn)在人們衣食住行所涉及的各個行業(yè)中，生產(chǎn)衣服的過程中會用到液壓控制系統(tǒng)的復(fù)雜設(shè)備，出行代步的汽車已經(jīng)離不開液壓系統(tǒng)的配合。雖然液壓傳動的技術(shù)早在兩百年前就已經(jīng)被人們使用與研究，然而是液壓傳動廣泛的使用在工業(yè)上并且得到顯著的發(fā)展卻是在離我們更近的短短的幾十年里。作為一種新的傳動技術(shù)已經(jīng)很快的滲透到各行各業(yè)的生產(chǎn)中，不斷在民用工業(yè)，機床、工程機械、冶金機械、塑料機械、船舶等行業(yè)得到廣泛的應(yīng)用和發(fā)展，逐漸的發(fā)展成為一種利用計算機輔助算法和傳感器及一些機械儀表協(xié)同運作的柔性加工系統(tǒng)。時過境遷，現(xiàn)在對比一個國家的制造業(yè)實力不再是一味地追求煉鋼產(chǎn)量那些基礎(chǔ)原料的生產(chǎn)力，而是漸漸地轉(zhuǎn)變?yōu)橛靡粋€國家能生產(chǎn)出什么品質(zhì)的產(chǎn)品來衡量工業(yè)水平。越高的機加工水平就要求加工機床配備更為穩(wěn)定的控制系統(tǒng)，更為穩(wěn)定的執(zhí)行系統(tǒng)。液壓傳動作為一種高效，穩(wěn)定，能量轉(zhuǎn)化率高的閥按越來越顯得各位重要。簡單來說一個國家的液壓傳動技術(shù)使用的范圍和這個國家的工業(yè)水平是成正比的。
1.2 液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應(yīng)用
同現(xiàn)有的機械傳動方案相比，此種傳動設(shè)計擁有許多特別之處
1. 液壓組件在空間布置時有更多的選擇避免了機械傳動那種受傳動件尺寸和形狀的約束，整個系統(tǒng)中的各個執(zhí)行，動力元件通過不同規(guī)格可以適應(yīng)不同場所需求的專用管連接，因地制宜的布局思想，是的這樣的系統(tǒng)能夠利用巧妙的布局實現(xiàn)其他系統(tǒng)的復(fù)雜功能
2. 往往機械傳動的傳動比是一個固定值受制于傳動元件的機械特性，而液壓傳動可以實現(xiàn)一個范圍內(nèi)的無極調(diào)速且調(diào)速范圍可以達到2000:1
3. 液壓在傳遞運動的過程中沒有機械傳動的劇烈震動，而且運動過程中摩擦阻力較小
4. 操作控制不再過于依靠人為調(diào)節(jié)，通過與計算機系統(tǒng)的連接，計算機系統(tǒng)通過對部分儀表數(shù)據(jù)的收集比對再處理會對系統(tǒng)給出準(zhǔn)確的執(zhí)行命令更好地完成生產(chǎn)，規(guī)避了人為操作過程中的失誤。
5. 系統(tǒng)組件多數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)件，元件的一系列參數(shù)都得到了國標(biāo)的規(guī)范，所以這類元件在設(shè)計的過程中選型更為方便，維修時新的元件替換時的配合率高，大大縮短的這類公司在產(chǎn)品設(shè)計過程中的時間和人力投入
2 液壓系統(tǒng)設(shè)計要求
2.1．本畢業(yè)設(shè)計（論文）課題任務(wù)的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）：
試設(shè)計某臺發(fā)動機箱體端面銑削加工專用銑床液壓動力系統(tǒng)。該流水線專用銑床擬采用液壓驅(qū)動。端面銑的銑刀頭電動機功率為8KW，銑刀盤直徑為180mm，轉(zhuǎn)速為360r/min。工作平臺總重量5000N，工件及夾具總重量3500N。工作平臺行程為550mm，其中快進行程150mm，工進行程400mm?？爝M速度6m/min，工進速度0.36m/min。往復(fù)運動的等加速或等減速時間為0.5s。工作平臺采用平導(dǎo)軌，其靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。
2.2．本次畢業(yè)設(shè)計需要完成的任務(wù)和需要繪制的相關(guān)CAD圖紙：
1．畢業(yè)設(shè)計開題報告（文獻綜述2000字以上，列表附參考文獻16篇以上）；
2．畢業(yè)設(shè)計外文專業(yè)文獻閱讀及翻譯（原文和譯文，譯文3000漢字以上）；
3．論文大綱（撰寫論文章節(jié)目錄等）；
4．液壓系統(tǒng)原理圖；
5．液壓系統(tǒng)工況圖；
6．液壓系統(tǒng)液壓站總裝配圖；
7．部件裝配圖及零件圖；
初選液壓缸
3 液壓系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)
3．1本設(shè)計的設(shè)計參數(shù)和技術(shù)要求
本設(shè)計所涉及的液壓系統(tǒng)是用來驅(qū)動發(fā)動機端面銑床的動力滑臺，系統(tǒng)要求的循環(huán)是:快進——工進——死擋鐵停留——快退——原位停止。其系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)如表所示，平臺的總重量為5000N,工件和夾具的總重量為3500N,快進的行程為400mm,工進的行程為150mm，快進的速度為6m/min,工進的速度為0.36m/min.加速和減速的時間均為0.5s,本設(shè)計中的導(dǎo)軌均采用平導(dǎo)軌，該導(dǎo)軌的動摩擦系數(shù)為0.1，靜摩擦系數(shù)為0.2
表3.1.1 工作滑臺的設(shè)計參數(shù)
工況
行程
(mm)
速度
（M/min）
時間
（s）
工作部件重力G(N)
快進
400
6
0.5
8500
工進
150
0.36
25
快退
550
6
0.5
3.2工作負載
工作負載是指在機床運作過程中由于特定的機械工作狀況所產(chǎn)生的負載。對于組合機床液壓系統(tǒng)來說明液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載。當(dāng)切削力的方向與進給缸的運動方向一致時其數(shù)值為正值，反之則為負值。本設(shè)計中所涉及的工作負載實際上就是銑床銑削加工時施加在液壓缸上的外負載，此處可以用銑削作用力和動力滑臺的合力表示
F=Fe+
Fe=(其中T為負載轉(zhuǎn)矩，T=)
Fe=====3208N?m
阻力負載
=μs(m1+m2)g=8500x0.2=1700N
= μd(m1+m2)g=850N
慣性負載
=(m1+m2)?v?t=8500/9.82=868N
3.3繪制負載圖和速度圖
上面已經(jīng)計算出液壓缸的各種負載可以編制液壓缸的工況負載表
表3.3.1 工況負載表
工況
外負載
液壓缸推力(N)
公式
數(shù)據(jù)（N）
啟動
F=
1700
1889
加速
F=+
1718
1910
恒速
F=
850
944
工進
F= +
4058
4508
根據(jù)表中的數(shù)據(jù)繪制液壓缸的F-L圖，液壓缸的V-L圖
圖3.3.1 液壓缸的F-L圖
圖3.3.2 液壓缸的V-L圖
- 18 -
第4章 初選液壓缸
4.1初步選定液壓缸工作壓力
通過對設(shè)計說明書中所給數(shù)據(jù)的初步計算和分析，且發(fā)動機端面銑床屬于半精加工機床故初步選定液壓缸的設(shè)計壓力為P1=3MPa.
4.2確定液壓缸的主要尺寸
機床在加工過程中 要求動力滑臺的的快進速度和快退速度相等且都為6m/min通過對不同種類的液壓缸的參數(shù)和性能進行初步對比暫且選定液壓缸的種類為單桿差動連接，并且使得液壓有桿腔的有效面積A2與無桿腔的有效面積A1之比為1:2(A1=2A2)，同時干的直徑d和缸筒直徑D 滿足d=0.707D,設(shè)計初期暫且去系統(tǒng)的背壓為0.8MPa
圖4.2.1 液壓缸的差動連接示意圖
為了滿足加工過程中所需要的最大推了液壓缸的無桿腔的有效面積可以通過下式算得
A1=FP1-P22=4508(3-0.82)×106=17.3X10-3M2
液壓缸缸筒直徑為D=4A1/2=4×1.73×10-3πm=0.047m
按GB/72348-1993(表2-8)將液壓缸內(nèi)徑圓整為D=50mm=5cm
活塞桿直徑為d=0.707D=35.3mm按GB/T2348-1993(表2-8)將活塞桿直徑圓整為d=36mm=3.6cm則液壓缸的實際有效面積為
A1=π4D2=5024=1963(mm2)
A2=π4(D2-d2)= π4x(502-362)=946(mm2)
A=A1-A2=1017(mm2)
4.3導(dǎo)向套的設(shè)計與計算
由于液壓缸工作過程中，活塞桿有全部伸出的過程，如果此時導(dǎo)向長度過短將會導(dǎo)致液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響到活塞桿的工作性能和穩(wěn)定性。所以我們必須保證液壓缸端蓋處有一定的最小導(dǎo)向長度，對活塞桿有一定的支撐導(dǎo)向作用，常規(guī)的液壓缸，最小導(dǎo)向長度應(yīng)保證
H?L20+D2
式中
A=(0.6-1.0)D
活塞寬度B取
B=(0.6-1.0)D
本設(shè)計中H應(yīng)大于等于52.5mm,A=50mm,B=50mm
4.4壓力、流量、功率計算
在上述的章節(jié)中我們已經(jīng)初步的算出了液壓缸的缸筒直徑和活塞桿直徑，借此我們可以進一步的估算液壓缸在工作系統(tǒng)中的工作壓力，實時流量和功率
① 壓力
a. 快進階段的液壓缸壓力
啟動時 P1=F+A2?PA=1889+01017=1.86(MPa)
加速時 P1=F+A2?PA= =2.62(MPa)
恒速時 P1=F+A2?PA=850+946×0.81017=1.30(MPa)
b. 工進階段的液壓缸壓力
(MPa)
c. 快退階段的液壓缸壓力
啟動時 P1=F+A1?PA2=1889+0946=1.99(MPa)
加速時 P1=F+A1?PA2= =3.67(MPa)
恒速時 P1=F+A1?PA2=850+1963×0.8946=2.56(MPa)
② 流量
a． 快進階段的流量
q=Avk=1017x6x103x10-6=6.102(L/min)
b． 工進階段的流量
q=A1vg=1963x0.36x103x10-6=0.707(L/min)
c． 快退恒速階段的流量
q=A2vk=946x6x103x10-6=5.676(L/min)
③ 功率
a. 快進階段的功率
P=P1q=1.30x6.102x103x10-6÷60=132.21w
b. 工進階段的功率
P=P1q=2.62X0.707X103x10-6÷60=30.8W
c. 快退階段的功率
P=P1q=2.56x5.676 x103x10-6÷60=242.17w
4.4液壓缸工況圖
圖4.4.1 液壓缸的q-l圖
圖4.4.2 液壓缸的p-l圖
圖4.4.3液壓缸的P-l圖
5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖
5.1 速度控制回路的選擇
由工況圖可知，本設(shè)計的液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低。工作負載變化小，效率和發(fā)熱并不突出，且考慮到機床的順銑和逆銑的狀況故選用單向調(diào)速閥的回油節(jié)流調(diào)速回路。因為本回路的速度控制方式為節(jié)流調(diào)速，由于本系統(tǒng)并不是高壓系統(tǒng)可以選用適應(yīng)性更高的開式循環(huán)油路
5.2 滑臺基本回路的選擇
本設(shè)計中的系統(tǒng)屬于中低壓系統(tǒng)，根據(jù)上面的計算可見系統(tǒng)的流量不大，我們可以選用價格低廉性能穩(wěn)定的電磁換向閥，通過選用的三位四通電磁換向閥的控制實現(xiàn)工進，快進和快退狀態(tài)的切換，通過在回油路上的節(jié)流調(diào)速閥控制不同工況下的運行速度
5.3擬定液壓系統(tǒng)圖
圖5.3.1發(fā)動機端面銑加工液壓系統(tǒng)設(shè)計原理圖
表5.3.1 系統(tǒng)的電磁鐵動作順序表
工況
電磁鐵狀態(tài)
1YA
2YA
3YA
快進
++
++
工進
++
快退
++
快進：電磁鐵1YA和3YA得電油液經(jīng)過油泵的加壓進入工作回路流向單向閥再經(jīng)過換向閥流向液壓缸的無桿腔，此時3YA已經(jīng)得電有桿腔的油液沿著油管同時流向無桿腔，進油路的流量較回油路較大實現(xiàn)了差動連接
工進：進油路線 油箱——油泵——單向閥——三位四通換向閥——液壓缸的無桿腔
回油路線有桿腔 ——二位三通換向閥——單向調(diào)速閥——三位四通換向閥——油箱
快退：進油路線 油箱——油泵——單向閥——三位四通換向閥——單向調(diào)速閥——二位三通換向閥——有桿腔
回油路線：無桿腔 ——三位四通換向閥——油箱
集成塊單元回路圖
液壓元件的選擇
6 液壓元件的選擇
6.1.1確定液壓泵和電動機規(guī)格
液壓泵的最大壓力可以根據(jù)已經(jīng)繪制出的液壓缸工況圖進行初步的計算。由經(jīng)驗公式可知液壓泵的最大工作壓力由缸的工作壓力與泵給缸共有過程中損失的壓力組成。在單泵供油的系統(tǒng)中，選擇泵的規(guī)格需要依據(jù)系統(tǒng)的最大工作壓力來估取，本系統(tǒng)的最大壓力出現(xiàn)在快退的恒速階段數(shù)值為3.67MPa.將數(shù)據(jù)代入現(xiàn)有的公式算得系統(tǒng)的最大工作壓力最大工作壓力為
Pmax=4.9+0.3=5.2MPa
6.1.2液壓泵的流量計算
泵的供油流量qp按液壓缸的快進階段的流量q=6.102(L/min)由于系統(tǒng)流量較小故取泄露系數(shù)K=1.3則液壓泵的供油量qp應(yīng)為qp?qv=Kq1max=1.3x6.102=7.9326(L/min)
6．1.3確定液壓泵的規(guī)格
根據(jù)系統(tǒng)所需流量，擬定初選液壓泵的轉(zhuǎn)速為1450r/min,泵的容積效率為0.8可算得泵的排量參考值為
Vg=1000qvn1qv=1000×7.931450×0.8=6.84(ml/r)
根據(jù)以上計算結(jié)果查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的PV2R1-08型葉片泵，泵的額定壓力為6.3MPa，泵的排量為8ml/r,泵的額定轉(zhuǎn)速為n=1450r/min,容積效率為0.88總效率ηp=0.88故泵的額定流量為qp=vnηv=8x1450x0.8=9.28(l/min)
比系統(tǒng)所需流量略大
6.1.4確定液壓泵驅(qū)動功率及電機的規(guī)格型號
由功率循環(huán)圖可知最大功率出現(xiàn)在快退階段。已知泵的容積效率為ηp=0.88，則液壓缸快退所需的驅(qū)動功率為
pp=ppqpηp =(2.66+0.3)×8×14500.8×60×103 =0.473kw
查表2-13選用Y系列中規(guī)格相近的Y90S-4型三相異步電動機其額定功率為1.1KW轉(zhuǎn)速為1400r/mon,此時泵的實際輸出流量為9.28L/min
6.2閥類元件和輔助元件的選擇
將本系統(tǒng)所涉及的液壓元件列入選型表中
表6.2.1發(fā)動機端面銑液壓系統(tǒng)閥門及輔助元件選型表
序號
通過流量
額定流量
型號
1
過濾器
9.28
23.2
2.5
WU-24 180J
2
溢流閥
9.28
63
6.3
YF3-10B
3
單向閥
6.012
80
16
AF3-Ea10B
4
三位四通電磁換向閥
6.012
6
6.3
34DF3-E4B
5
單向調(diào)速閥
6.012
6.3
6.3
AQF3-6Ab
6
二位三通電磁換向閥
6.012
10
6.3
23D-10B
7
壓力表開關(guān)
--
--
6.3
8
空氣過濾器
14
--
--
6.3確定油管直徑
裝配圖中各個液壓組件的連接可以通過不同規(guī)格的液壓油管來實現(xiàn)，油管的直徑則由元器件自身來決定。液壓缸油管的規(guī)格可根據(jù)系統(tǒng)運作所需求的輸入和輸出流量的最大值來計算。當(dāng)初液壓缸的設(shè)計過程中我們隊系統(tǒng)的流量進行了初步的估算，現(xiàn)如今已經(jīng)確定了液壓泵的選型，之前的數(shù)據(jù)已經(jīng)不在適用我們需要進一步的計算。
6.3.1輸入流量
a. 快進階段q1=A1qP/(A1-A2)=17.9(l/min)
b. 工進階段q1=0.707(L/min)
c. 快退階段q1=qP=9.28(L/min)
6.3.2排出流量
a. 快進階段q2=A2q1/A1=8.63(L/min)
b. 工進階段q2=A2q1/A1=0.34(L/min)
c. 快退階段q2=A1q1/A2=19.26(L/min)
6.3.3運動速度
a. 快進階段V1=qP/(A1-A2)=0.912(m/min)
b. 工進階段V2=q1/A1=0.017(m/min)
c. 快退階段V3=qP/A2=0.98(m/min)
依據(jù)重新計算后的數(shù)據(jù)套用經(jīng)驗公式估算出油管的直徑（這里暫且設(shè)油液在壓力管中的流速為 ）
進油管直徑
d=2qπv=2x17.9×106π×0.5×60×103=13.78 取標(biāo)準(zhǔn)值15MM
回油管直徑
d=2qπv=2x9.28×106π×0.5×60×103=9.9 取標(biāo)準(zhǔn)值10MM
雖然計算所得的油管直徑已經(jīng)根據(jù)國標(biāo)的要求圓整。我們還需要根據(jù)液壓缸的固定方式選定油管的材質(zhì)。由于本動力滑臺暫且設(shè)計為缸筒固定式所以這里所使用的油管的采用無縫鋼管連接在液壓缸筒上即可。
6.4油箱的設(shè)計
6.4.1油箱外圍尺寸的計算
顧名思義油箱就是用來存儲整個系統(tǒng)油液的箱子，在作為一個容器的同時也擔(dān)負著給回油散熱的重任。本設(shè)計中的油箱可以根據(jù)油泵的額定流量來進行設(shè)計，設(shè)計初始的油箱數(shù)據(jù)之后我們需要對油箱的一系列參數(shù)性能進行校核，尤其是系統(tǒng)的散熱能力。
油箱的儲油量可以按JB/T7938-1999標(biāo)準(zhǔn)估算，對于機床動力滑臺液壓系統(tǒng)，由于不必考慮空間的限制，因此可選取經(jīng)驗系數(shù) =，求得器容積為
V容量=V=ξxqp=7x17.9=125L
按照JB/T7938-1999規(guī)定取標(biāo)準(zhǔn)值V容=160L，即
V=V容量/0.8=125L=0.200M3
為了使油箱的形狀更為普通適應(yīng)不同場合的安裝我們姑且將油箱的形狀設(shè)計為假設(shè)箱體的長為L1寬為W1高為H1其比例為3：2:1，可得長L1=965mm,寬w1=642mm,高h1=321mm
此處將郵箱設(shè)計為較為普遍的獨立油箱。油箱的制作采用普通鋼板進行焊接即可?？紤]到油箱的散熱和結(jié)構(gòu)性能我們可以將油箱的壁厚定為4mm，由于方需要安裝液壓泵組側(cè)板的厚度可以在原來壁厚的基礎(chǔ)上增加6mm,箱底的厚度取5mm.考慮到后期使用的維護和保養(yǎng)以及系統(tǒng)運行過程中的散熱，取箱底離地的距離為160mm.因此，油箱基底的總長寬總高分別為
長l=l1+2t=973mm
寬l=w1+2t=650mm
高h=10+h1+5+170=506mm
正常的使用過程中油液會受到不同程度污染，我們在設(shè)計中需要考慮到油箱的排油所以將油箱的底部設(shè)計出一定的坡度（這里暫取0.5）。
6.4.2油箱內(nèi)隔板尺寸的估算
日常使用過程中油液由于油泵的汲吸往往會在油箱內(nèi)產(chǎn)生氣泡，我們需要在油箱中預(yù)置隔板。隔板在這里不僅能避免上述的問題和能起到散熱，沉淀雜質(zhì)的作用根據(jù)之前的設(shè)計經(jīng)驗，隔板高度通常取為箱內(nèi)油液高度的3/4，根據(jù)上述計算結(jié)果，隔板的高度應(yīng)為
h隔板=VL1×W1×34=366mm
隔板的厚度和箱壁厚度相同取為4mm。
液壓系統(tǒng)的性能驗算
7 液壓系統(tǒng)的性能驗算
本設(shè)計中的液壓系統(tǒng)屬于壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無迅速啟動、制動需求，而且設(shè)計中已考慮了防沖擊可調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)及相關(guān)防沖擊措施，因此不必進行沖擊驗算。這里僅驗算系統(tǒng)的壓力損失，以確定壓力閥的調(diào)整值，并對系統(tǒng)油液的溫升進行驗算。
7.1 油路的壓力損失
本設(shè)計動力滑臺系統(tǒng)中壓力損失的驗算可以通過對不同工作狀態(tài)的不同階段分別進行驗算，著重校核流過各類閥門的局部壓力損失。這里通過液壓閥樣本給出的額定流量下壓力損失值和經(jīng)過液壓閥的實際流量值來驗算液壓閥壓力損失。
7.1.1快進階段
經(jīng)過液壓閥的壓力損失可估算為
?PV=?P額（q實q額）2
式中?P額——額定流量下液壓閥的壓力損失，Pa
q額——液壓閥的額定流量，L/min
q實——液壓閥的實際流量，L/min
由于之前設(shè)計的需求快進過程中系統(tǒng)選用了加速更快的差動連接式的液壓缸。上面設(shè)計過程中我們已經(jīng)計算過流過單向閥的流量是9.28L/min,三位四通換向閥的流量是9.28L/min,之后與有桿腔被排除的油液一起以17.9L/min進入無桿腔。如果額定流量下單向閥的最大壓降為0.2MPa,電液換向閥的壓降為0.5MPa，行程閥的最大壓降為0.3MPa,忽略沿程壓力損失，則
Σ?pv=Σ?p額（q實q額）2=?p單（q實q額）2+?p換（q實q額）2+?p行（q實q額）2
因此，
Σ?pv=0.2×（9.28q額）2=?p單（q實q額）2+?p換（q實q額）2+?p行（q實q額）2=0.021mpa
通過上式的計算可以發(fā)現(xiàn)本過程中的油液壓力損失不會導(dǎo)致溢流閥的開啟。
回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過三位四通換向閥和單向閥的流量8.63l/min,由此可推算出快進階段液壓缸有桿腔壓力與無桿腔壓力0.0125mpa.此處算得的壓力損失也滿足小于0.5mpa的設(shè)計要求，此時液壓缸的工作壓力可以計算為0.0335mpa,通過上述的論證本設(shè)計是符合安全運作的要求
。
工進階段
工作臺在工進的時候。在進油路上。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失。則在進油路上總的壓力損失為：
該值即為液壓缸的有桿腔壓力?？梢姶酥蹬c設(shè)計出預(yù)選的系統(tǒng)壓力損失值基本相符。
重新計算液壓缸的工作壓力
與上述章節(jié)估算值4.9MPA相近，證明本設(shè)計在此處沒有明顯的問題
此值可以作為調(diào)整溢流閥工作壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
3快退
系統(tǒng)處在快退階段時。進油路上總的壓力損失可以表示為：
此值遠小于估算值。電機的驅(qū)動功率是可以滿足泵的所需驅(qū)動功率的。在回油路上總的壓力損失為
液壓泵的最大工作壓力為3.06+0.025=3.085此值遠小于之前的液壓泵最大壓力的估算值所以滿足要求
7.2油液溫升驗算
液壓傳動系統(tǒng)在工作時，存在著不同方式的能量損失，而這些損失能量多數(shù)最終都以熱能的形勢傳遞給系統(tǒng)中的液壓油，使油溫升高，降低了液壓油自身的黏度影響其在油管中的流動，從而導(dǎo)致油液變質(zhì)，機械零件變形等，影響系統(tǒng)的正常工作。
對于本設(shè)計中的專用銑床動力滑臺液壓系統(tǒng)，其工進過程占整個工作循環(huán)的時間比例為
由上式計算得知本滑臺工作時主要的發(fā)熱過程發(fā)生在工進階段
工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸入功率）為
此時泵的輸出功率為
通過上式計算求得系統(tǒng)的發(fā)熱功率為
=0.204
有經(jīng)驗公式可知液壓系統(tǒng)的油溫升可以暫且估算為
當(dāng)中的油箱換熱系數(shù)為h當(dāng)在自然冷卻的狀態(tài)下h可以取9
正常的工作狀態(tài)下油箱的蓄油量為80%，假設(shè)箱體與油面有相接觸的面算做全散熱面，與油面不完全接觸的表明設(shè)為半散熱面，故可求得油箱的總散熱面積
可見該溫升小于普通機床所要求的溫升波動范圍25-30
綜上該液壓滑臺系統(tǒng)不需要配置專用的冷卻裝置
8 結(jié)論
用于機械加工的液壓滑臺系統(tǒng)往往對系統(tǒng)的穩(wěn)定性，運動的可控性，以及對伺服系統(tǒng)的反應(yīng)速度要求較高。其中液壓系統(tǒng)的執(zhí)行速度尤其重要，未了使設(shè)計中的液壓元件能夠準(zhǔn)確的執(zhí)行相應(yīng)的運動，我們在設(shè)計中應(yīng)該能夠熟悉設(shè)計中所可能設(shè)計到的壓力閥，流量閥等閥組原件。只有在掌握了這些組件的性能之后才能在不同的回路使用不同的組件。為了使本系統(tǒng)能夠在生產(chǎn)中能夠穩(wěn)定的實現(xiàn)該有的功能，我們也許考慮到液壓油的過濾和溫度的維持。這樣才能不會應(yīng)為溫升而影響到液壓元件的性能。通過本次設(shè)計，了解到液壓傳動作為一種新興的傳動技術(shù)，具有很大的發(fā)展空間，且在機械行業(yè)飾演者越來越重要的角色。
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