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銑床專用機(jī)床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)
目 錄
一 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 1
1.1設(shè)計(jì)要求 1
1.2設(shè)計(jì)任務(wù) 1
二 液壓系統(tǒng)工況分析 2
2.1工作參數(shù) 2
2.2系統(tǒng)工況分析 2
2.2.1 運(yùn)動(dòng)分析 2
2.2.2 負(fù)載分析 3
三 液壓系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 5
3.1確定主要參數(shù) 5
3.1.1液壓缸的工作壓力的確定 5
3.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 5
3.1.3 液壓缸工況圖的繪制 7
3.2液壓回路選擇 8
3.2.1工作臺(tái)部分 8
3.2.2定位夾緊部分 10
3.2.3組成液壓系統(tǒng)原理圖 11
四 液壓缸的設(shè)計(jì) 12
4.1 液壓缸壁厚和外徑的計(jì)算 12
4.2 液壓缸工作行程的確定 13
4.3 缸蓋厚度的確定 13
4.4 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定 14
4.5 缸體長(zhǎng)度的確定 14
4.6 固定螺栓得直徑 14
五 液壓元件的計(jì)算和選擇 15
5.1確定液壓泵和電機(jī)的規(guī)格 15
5.2 油箱的設(shè)計(jì) 15
5.2.1液壓油箱有效容積的確定 15
5.2.2液壓油箱的外形尺寸 15
5.3閥類元件和輔助元件的選擇 15
5.4其它元件的選擇 16
5.4.1過(guò)濾器的選擇 16
5.4.2 壓力表及壓力表開關(guān)的選擇 17
5.4.3 液位計(jì)的選擇 17
5.4.4油管的選擇 17
六 液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 18
6.1 壓力損失的驗(yàn)算 18
6.2發(fā)熱溫升的驗(yàn)算 20
參考文獻(xiàn) 21
21
一 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書
1.1設(shè)計(jì)要求
設(shè)計(jì)一臺(tái)銑床液壓系統(tǒng)，銑頭驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率為7.5KW，銑刀直徑為100mm，轉(zhuǎn)速為300r/min，若工作臺(tái)重量為400Kg、工件和夾具最大重量為150Kg，工作臺(tái)總行程為400mm，其中工進(jìn)為100mm，快進(jìn)、快退速度為5m/min，工進(jìn)速度為50-1000mm/min，加速、減速時(shí)間均為0.05s，工作臺(tái)采用平導(dǎo)軌，靜摩察系數(shù)為0.2，動(dòng)摩察系數(shù)為0.1，設(shè)計(jì)該機(jī)床的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。
1.2設(shè)計(jì)任務(wù)
1.2.1設(shè)計(jì)計(jì)算
根據(jù)給定參數(shù)及工況，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)，擬定液壓系統(tǒng)原理圖；選擇液壓元件，分析驗(yàn)算液壓系統(tǒng)的主要性能。
1.2.2繪制圖紙
（1）繪制液壓系統(tǒng)原理圖；
（2）繪制液壓缸裝配圖
1.2.3設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書
按要求撰寫上述兩項(xiàng)的設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書。
二 液壓系統(tǒng)工況分析
2.1工作參數(shù)
選定專用銑床的要求參數(shù)如下：
工作循環(huán)：定位——夾緊——快進(jìn)——工進(jìn)——死擋鐵停留——快退——停止——拔銷松開等自動(dòng)循環(huán)；
液壓缸效率為0.9；其他如設(shè)計(jì)任務(wù)書。
2.2系統(tǒng)工況分析
2.2.1 運(yùn)動(dòng)分析
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，該專用銑床的工作循環(huán)可分解為：
工作臺(tái)主缸：快進(jìn)→工進(jìn)→加工到位后停留→快退→原位停止
夾緊缸：工件夾緊→工件松開
定位缸：工作定位→定位銷拔出
快進(jìn)速度為：V1=5m/min
快退速度為：V3=5m/min
工進(jìn)速度為：V2=0.05m/min
繪制運(yùn)動(dòng)部件的速度循環(huán)圖如圖2-1所示。
圖2-1速度循環(huán)圖
2.2.2 負(fù)載分析
液壓缸所受外載荷F包括三種類型，分別為工作負(fù)載、摩擦阻力負(fù)載、慣性負(fù)載即：
F = Fw+ Ff+ Fa
1）工作負(fù)載Fw
對(duì)于金屬切削機(jī)床來(lái)說(shuō)，即為沿活塞運(yùn)動(dòng)方向的切削力，在本設(shè)計(jì)中工進(jìn)工作負(fù)載為：
2）導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載Ff
啟動(dòng)時(shí)為靜摩擦力，啟動(dòng)后為動(dòng)摩擦力，對(duì)于平行導(dǎo)軌Ff可以由下式求的：
Ff = f ( G + FRn )
G ——運(yùn)動(dòng)部件重力9.8×（400+150）=5390N；
FRn ——垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)載，此設(shè)計(jì)中為零；
f——導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，取靜摩擦系數(shù)為0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)為0.1。求得
Ffs = 0.2×5390N = 1078N
Ffa = 0.1×5390N =539N
上式中Ffs 為靜摩擦力，F(xiàn)fa 為動(dòng)摩擦力。
3）運(yùn)動(dòng)部件速度變化時(shí)的慣性負(fù)載Fa
Fa =
式中g(shù)——重力加速度；
——加速或減速時(shí)間，本設(shè)計(jì)中=0.05s；
——時(shí)間內(nèi)的速度變化量。
故：
Fa = ×N =92.6N
根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負(fù)載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的負(fù)載循環(huán)圖。
表2-1工作循環(huán)各階段的外負(fù)載
序
工作循環(huán)
外負(fù)載F(N)
1
啟動(dòng)、加速
F = Ffs + Fa
1170.6
2
快進(jìn)
F = Ffa
539
3
工進(jìn)
F = Fw+ Ffa
5316
4
快退啟動(dòng)加速
F = Ffs + Fa
1170.6
5
快退
F = Ffa
539
圖2-2 負(fù)載循環(huán)圖
三 液壓系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)
3.1確定主要參數(shù)
3.1.1液壓缸的工作壓力的確定
執(zhí)行元件的工作壓力可以根據(jù)負(fù)載循環(huán)圖中的最大負(fù)載來(lái)選取，也可以根據(jù)主機(jī)的類型了確定（見表3-1和表3-2）。
表3-1 按負(fù)載選擇執(zhí)行元件的工作壓力
負(fù)載/ KN
<5
510
1020
2030
3050
>50
工作壓力/MPa
<0.81
1.52
2.53
34
45
≥5
表3-2 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力
設(shè)備
類型
機(jī) 床
農(nóng)業(yè)機(jī)械或中型
工程機(jī)械
液壓機(jī)、重型
機(jī)械等
磨床
組合
機(jī)床
龍門
刨床
拉床
工作壓力
0.8~2.0
3~5
2~8
8~10
10~16
20~32
所設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大，其值為5316N，其它工況時(shí)的負(fù)載都相對(duì)較低，參考表3-1和表3-2按照負(fù)載大小或按照液壓系統(tǒng)應(yīng)用場(chǎng)合來(lái)選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力。
在銑削加工時(shí)，為了防止時(shí)負(fù)載突然消失而產(chǎn)生的銑頭前沖，液壓缸回油腔應(yīng)有一定的背壓，查液壓工程手冊(cè)（回油路帶背壓閥<0.51.5>）取背壓為。
表3-3 執(zhí)行元件背壓的估計(jì)值
系 統(tǒng) 類 型
背壓p1 （MPa）
中、低壓系統(tǒng)0~8MPa
簡(jiǎn)單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)
0.2~0.5
回油路帶調(diào)速閥的調(diào)速系統(tǒng)
0.5~0.8
回油路帶背壓閥
0.5~1.5
采用帶補(bǔ)液壓泵的閉式回路
0.8~1.5
中高壓系統(tǒng)＞8~16MPa
同上
比中低壓系高50%~100%
高壓系統(tǒng)＞16~32MPa
如鍛壓機(jī)等
出算可忽略
3.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動(dòng)連接滿足快進(jìn)速度的要求，且往復(fù)快速運(yùn)動(dòng)速度相等，這樣就給液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d規(guī)定了的關(guān)系。由此求得液壓缸無(wú)桿腔面積為:
活塞桿直徑可以由值算出，由計(jì)算所得的D與d的值分別按表3-4和表3-5圓整到相近的標(biāo)準(zhǔn)直徑，以便采用標(biāo)準(zhǔn)的密封元件。
表3-4 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm)
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
注：括號(hào)內(nèi)數(shù)值為非優(yōu)先選用值
表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm)
4
5
6
8
10
12
14
16
18
2
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
由GB/T2348-1980查得標(biāo)準(zhǔn)值為D=125mm，d=90mm。由此計(jì)算出液壓缸的實(shí)際有效面積為:
對(duì)選定后的液壓缸內(nèi)徑D，必須進(jìn)行穩(wěn)定速度的驗(yàn)算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A，必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效工作面積，即
A＞
=
式中 ——流量閥的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產(chǎn)品樣本中查得。
——液壓缸的最低速度，由設(shè)計(jì)要求給定。
如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計(jì)算所得的最小有效工作面積，則說(shuō)明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時(shí)必須增大液壓缸的內(nèi)徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。
按最低工進(jìn)速度驗(yàn)算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（3-4）可得
A=cm2 =10cm2
3.1.3 液壓缸工況圖的繪制
油缸各工況的壓力、流量、功率的計(jì)算如下：
（1）計(jì)算各工作階段液壓缸所需的流量
（2）計(jì)算各工作階段液壓缸壓力
快速進(jìn)給時(shí)液壓缸做差動(dòng)連接。由于管路中有壓力損失，取此項(xiàng)損失為△P= P2- P1=0.5MPa，同時(shí)假定快退時(shí)回油壓力損失為0.5MPa。
（3）計(jì)算各工作階段系統(tǒng)輸入功率
根據(jù)以上數(shù)據(jù)，可以計(jì)算出液壓缸在一個(gè)工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率，如表3-6所示，并根據(jù)此繪制出其工況圖如圖3-1所示。
表3-6液壓缸在不同階段所需壓力、流量和功率
工作階段
系統(tǒng)負(fù)載/N
回油腔壓力/MPa
工作腔壓力/MPa
輸入流量q/L/min
輸入功率P/W
快速前進(jìn)
1089
1.036
0.636
28.62
240
工作進(jìn)給
28867
0.6
2.64
0.56
32
快速退回
1089
0.5
1.22
30.14
430
注：取液壓缸機(jī)械效率
圖3-1 液壓缸的工況圖
3.2液壓回路選擇
3.2.1工作臺(tái)部分
（1）調(diào)速方式的選擇
由于機(jī)床液壓系統(tǒng)調(diào)速是關(guān)鍵問(wèn)題，因此首選調(diào)速回路。有工況圖可知：所設(shè)計(jì)的機(jī)床液壓系統(tǒng)功率小，為了防止孔被鉆通時(shí)負(fù)載突然消失而產(chǎn)生的鉆頭前沖，液壓缸回油腔應(yīng)有一定的背壓，故可采用回油路調(diào)速閥調(diào)速回路。
（2）調(diào)速與速度換接回路
這臺(tái)機(jī)床的液壓滑臺(tái)工作進(jìn)給速度低，傳遞功率也較小，很適宜選用節(jié)流調(diào)速方式，由于鉆孔時(shí)切削力變化小，而且是正負(fù)載，同時(shí)為了保證切削過(guò)程速度穩(wěn)定，采用調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速，為了增加液壓缸運(yùn)行的穩(wěn)定性，在回油路設(shè)置背壓閥，分析液壓缸的V-L曲線可知，滑臺(tái)由快進(jìn)轉(zhuǎn)工進(jìn)時(shí)，速度變化較大，選用行程閥換接速度，以減小壓力沖擊。
圖3-2調(diào)速與速度換接回路
從工況圖上可以清楚地看到：整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中，液壓缸要求交替提供快行程的低壓大流量和慢行程的高壓小流量油液。最大流量與最小流量之比約為24。而快進(jìn)、快退所需時(shí)間為：
工進(jìn)時(shí)間為：
則有：
因此該液壓系統(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中93%的時(shí)間處于小流量工進(jìn)狀態(tài)，從降低成本的角度出發(fā)，不宜選用雙聯(lián)泵，只需用單個(gè)定量泵就可以。現(xiàn)確定定量泵方案如圖3-3所示。
圖3-3 泵供油油源
（3）換向回路
此銑床快進(jìn)時(shí)采用液壓缸差動(dòng)連接方式，使其快速往返運(yùn)動(dòng)，即快進(jìn)、快退速度基本相等?；_(tái)在由停止轉(zhuǎn)快進(jìn)，工進(jìn)完畢轉(zhuǎn)快退等換向中，速度變化較大，為了保證換向平穩(wěn)，采用有電液換向閥的換向回路，由于液壓缸采用了差動(dòng)連接，電液換向閥宜采用三位四通閥，為了保證機(jī)床調(diào)整時(shí)可停在任意位置上，現(xiàn)采用中位機(jī)能O型。
圖3-4換向回路
3.2.2定位夾緊部分
本系統(tǒng)采用了電磁閥換向控制系統(tǒng)動(dòng)作迅速，由二位二通電磁閥控制。保證工作迅速可靠。油泵也采用變量泵供油，在定位夾緊過(guò)程中，壓力較低，流量較大，當(dāng)定位、夾緊后需要壓力較高。流量較小，排油量隨壓力變化的限壓式變量泵正好滿足這種要求。同時(shí)可減少功率損失，降低溫升。夾緊后，系統(tǒng)壓力升高，達(dá)到壓力繼電器調(diào)定值后，壓力繼電器發(fā)出信號(hào)，開始工進(jìn)。
3.2.3組成液壓系統(tǒng)原理圖
根據(jù)上面選定的基本回路，在綜合考慮設(shè)計(jì)要求，便可組成完整的液壓系統(tǒng)原理圖，如圖3-5所示。
圖3-5 銑床液壓系統(tǒng)圖
四 液壓缸的設(shè)計(jì)
4.1 液壓缸壁厚和外徑的計(jì)算
液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運(yùn)輸機(jī)械和工程機(jī)械的液壓缸，一般采用無(wú)縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計(jì)算
≥
式中 ——液壓缸壁厚（m）。
D——液壓缸內(nèi)徑（m）。
——試驗(yàn)壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa,取=1.5 MPa。
——缸筒材料的許用應(yīng)力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數(shù)，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無(wú)縫鋼管： = 110~110 MPa；高強(qiáng)度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。
對(duì)于D/＜10時(shí)，應(yīng)該按材料力學(xué)中的厚壁圓筒公式進(jìn)行壁厚的計(jì)算。
對(duì)于脆性材料以及塑性材料
≥
液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為： ≥ +
式中值應(yīng)該按無(wú)縫鋼管標(biāo)準(zhǔn)，或者按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值。
在設(shè)計(jì)中，取試驗(yàn)壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×3MPa =4.5MPa。而缸筒材料許用應(yīng)力取為= 100 MPa。
應(yīng)用公式 ≥ 得， ≥
下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×14.06mm = 153.12mm。在液壓傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)中查得選取標(biāo)準(zhǔn)值 = 155mm。在根據(jù)內(nèi)徑D和外徑重新計(jì)算壁厚， = = mm = 15mm。
4.2 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長(zhǎng)度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機(jī)構(gòu)實(shí)際工作的最大行程來(lái)確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來(lái)選取標(biāo)準(zhǔn)值。
表4-1液壓缸活塞行程參數(shù)系列 （mm）
Ⅰ
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
Ⅱ
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3900
Ⅲ
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3800
注：液壓缸活塞行程參數(shù)依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。
由已知條件知道最大工作行程為380mm,參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為400mm。
4.3 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強(qiáng)度要求可以用下面兩式進(jìn)行進(jìn)似計(jì)算。
無(wú)孔時(shí)：
有孔時(shí)：
式中 ——缸蓋有效厚度（m）。
——缸蓋止口內(nèi)徑（m）。
——缸蓋孔的直徑（m）。
在此次設(shè)計(jì)中，利用上式計(jì)算可取t=40mm
4.4 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定
對(duì)于一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H應(yīng)滿足以下要求
式中 ——液壓缸的最大行程。
——液壓缸的內(nèi)徑。
為了保證最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H，如果過(guò)分增大和B都是不適宜的，必要時(shí)可以在缸蓋和活塞之間增加一個(gè)隔套K來(lái)增加H的值。隔套的長(zhǎng)度C由需要的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H決定，即
在此設(shè)計(jì)中，液壓缸的最大行程為400mm，液壓缸的內(nèi)徑為125mm，所以應(yīng)用公式的 =mm =72.5mm。
活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動(dòng)支撐面的長(zhǎng)度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定。
當(dāng)D＜80mm時(shí)，?。?
當(dāng)D＞80mm時(shí)，取。
活塞的寬度B =（0.6~1.0）d =54~90mm，取70mm
4.5 缸體長(zhǎng)度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長(zhǎng)度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長(zhǎng)度不應(yīng)該大于內(nèi)徑的20~30倍。缸體長(zhǎng)度L = 400+100mm=500mm。
4.6 固定螺栓得直徑
液壓缸固定螺栓直徑按照下式計(jì)算：
式中 F——液壓缸最大負(fù)載。
Z——固定螺栓個(gè)數(shù)。
k——螺紋擰緊系數(shù)，k = 1.121.5。
根據(jù)上式求得
= = 10.3mm
五 液壓元件的計(jì)算和選擇
5.1確定液壓泵和電機(jī)的規(guī)格
由工況圖可知，整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中液壓缸的最大工作壓力為3.12MPa。選取油路總壓力損失為0.8MPa。則泵的最大工作壓力為：
其次確定液壓泵的最大供油量，由工況圖可知，液壓缸所需的最大流量為38.2L/min，若取系統(tǒng)泄漏系數(shù)K=1.05，則泵的流量為
最后根據(jù)以上計(jì)算數(shù)據(jù)查閱產(chǎn)品樣本，確定選擇YB-40型葉片泵，當(dāng)液壓泵轉(zhuǎn)速為n=960r/min時(shí)，液壓泵的輸出流量為40L/min。
由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，如果取泵的效率為，這時(shí)驅(qū)動(dòng)液壓泵所需電動(dòng)機(jī)功率為
根據(jù)此數(shù)據(jù)查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品目錄，選擇Y110L-6型電動(dòng)機(jī)，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。
5.2 油箱的設(shè)計(jì)
5.2.1液壓油箱有效容積的確定
液壓油箱在不同的工作條件下，影響散熱的條件很多，通常按壓力范圍來(lái)考慮。液壓油箱的有效容量v可概略的確定為：
已知該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)（p=3MP）?。?
V=(5～7)=200L～280L
取V=250L
式中，V —液壓油箱的有效容積
—液壓泵的額定流量
5.2.2液壓油箱的外形尺寸
液壓油箱的有效容積確定后，需設(shè)計(jì)液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸為（長(zhǎng)：寬：高）1：1：1～1：2：3，為提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時(shí)，可將液壓油箱的容量予以增大。
5.3閥類元件和輔助元件的選擇
圖2-6液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項(xiàng)閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。
表5-1 閥類元件的選擇
序號(hào)
元件名稱
通過(guò)的最大流量
L/min
規(guī)格
型號(hào)
額定流量L/min
額定壓力/MPa
額定壓降/MPa
1
葉片泵
—
YB1-25
30.08
6.3
—
2
三位四通電磁換向閥
50
34D0-B10H-T*
25
6.3
0.3
3
兩位兩通電磁換向閥
30.08
22D-25
25
6.3
0.3
4
調(diào)速閥
1
Q-10B
10
6.3
0.5
5
單向閥
71.83
I-63B
63
6.3
0.2
6
兩位兩通電磁換向閥
30.08
22D-25
25
6.3
0.3
7
溢流閥
3.5
Y-63B
63
6.3
—
8
空氣濾清器
—
QUQ2
—
—
—
9
濾油器
—
WU-65×80-J
—
—
—
10
壓力表開關(guān)
—
K-6B
—
—
—
注：此為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速時(shí)液壓泵輸出的實(shí)際流量。
5.4其它元件的選擇
5.4.1過(guò)濾器的選擇
按照過(guò)濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過(guò)濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設(shè)計(jì)組合機(jī)床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)油液的過(guò)濾精度要求不高，故有
因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網(wǎng)式吸油過(guò)濾器，參數(shù)如表5-2所示。
（1）濾油器安裝
本系統(tǒng)濾油器安裝在油泵的吸油管上。這種安裝能直接防止大顆粒雜質(zhì)進(jìn)入液壓泵內(nèi)，保證了液壓系統(tǒng)中所有設(shè)備不受雜質(zhì)的影響，但增長(zhǎng)了油泵的吸油阻力，而且當(dāng)濾油器堵塞時(shí)，使油泵工作條件惡化。為了避免油泵的損壞，通常在油泵的吸入口安裝過(guò)濾精度低的線隙式過(guò)濾器。
（2）排油孔螺塞
為了換油及清洗箱體時(shí)排出油污，在箱座底部油池低處設(shè)有排油孔，平時(shí)排油孔用螺塞及封油墊封住。排油孔螺塞材料一般用Q235，封油墊材料可用石棉橡膠紙，排油孔螺塞的直徑可按箱座壁厚的3～4倍選取，M=24X1.5。
表5-2 通用型WU系列網(wǎng)式吸油中過(guò)濾器參數(shù)
型號(hào)
通徑
mm
公稱流量
過(guò)濾精度
尺寸
M（d）
H
D
WU—6580-J
32
125
63
120
—
5.4.2 壓力表及壓力表開關(guān)的選擇
液壓泵的出口、安裝壓力控制元件處、與主油路壓力不同的支路及控制油路、蓄能器的進(jìn)油口等處，均應(yīng)設(shè)置測(cè)壓點(diǎn)，以便用壓力表對(duì)壓力調(diào)節(jié)或系統(tǒng)工作中的壓力數(shù)值及其變化情況進(jìn)行觀測(cè)。
壓力表測(cè)量范圍應(yīng)大于系統(tǒng)的工作壓力的上線，即壓力表量程約為系統(tǒng)最高壓力的1.5倍左右。在本次設(shè)計(jì)中，經(jīng)計(jì)算壓力表量程約為MPa。根據(jù)使用要求，選用K-1型的壓力表開關(guān)，壓力表的精度等級(jí)選2.5級(jí)。
5.4.3 液位計(jì)的選擇
液位計(jì)的下刻線至少應(yīng)比吸油過(guò)濾器或吸油管口上緣高出75mm，以防吸入空氣。液位計(jì)的上刻線對(duì)應(yīng)著油液的容量。液位計(jì)與油箱的連接處油密封措施。對(duì)于油溫有嚴(yán)格要求的液壓裝置，可采用傳感式液位溫度計(jì)，其溫度計(jì)是利用靈敏度較高的雙金屬片的熱脹冷縮原理來(lái)測(cè)油溫的。在本次設(shè)計(jì)中，液位計(jì)選取YWZ-80型。
5.4.4油管的選擇
油管的內(nèi)徑可按照所連接元件的接口尺寸確定，也可以按照管路中允許的流速來(lái)計(jì)算。本例中，由表5-3推薦取油液在壓油管的流速v=3m/s,按式4.1算得液壓缸無(wú)桿強(qiáng)及有桿腔相連的油管的內(nèi)徑為
（5.1）
式中 q—通過(guò)油管的流量；
v—推薦管道中油液的流速，可按表5-3數(shù)值選取。取d=15mm。
取d=15mm。
最后，參照計(jì)算由選定的液壓元件連接油口尺寸確定油管內(nèi)經(jīng)。
六 液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算
6.1 壓力損失的驗(yàn)算
1）工作進(jìn)給時(shí)的進(jìn)油路壓力損失。運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的最大速度為0.046m/mmin。進(jìn)給時(shí)的最大流量為0.56L/min。則液壓油在管內(nèi)流速v1為
v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min
管道流動(dòng)雷諾數(shù)為： = = = 111
＜2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)
= = = 0.68
進(jìn)油管道BC的沿程壓力損失為：
= = Pa
查閱換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失 = Pa。忽略油液通過(guò)管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失為
= + = Pa = Pa
2）工作進(jìn)結(jié)時(shí)的回油路壓力損失
= = 69.5cm/s
= = = 55.5
= = = 1.39
回油管道的沿程壓力損失為
= = Pa = Pa
查產(chǎn)品樣本知換向閥3WE6A50/ OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，換向閥4WE6E50/OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，調(diào)速閥2FRM5-20/6的壓力損失為 = 0.5×Pa。
回油路總壓力損失為
=+++=（0.05+0.025+0.025+0.5）×Pa =0.6×Pa
3）變量泵出口處的壓力
= +
=3.2×Pa
4）快進(jìn)時(shí)的壓力損失。快進(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接，自匯流點(diǎn)A至液壓缸進(jìn)油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即40 L/min，管路AC中的沿程壓力損失為
= = cm/s = 590cm/s
= = = 472
= = = 0.159
= = Pa = Pa
同意可以求得管道AB段以及AD段的沿程壓力損失和分別為
= = cm/s = 295cm/s
= = = 236
= = = 0.32
= Pa = Pa
= Pa = Pa
查閱產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為：
4WE6E50/OAG24的壓力損失為 = Pa
3WE6A50/OAG24的壓力損失為 = Pa
據(jù)分析在差動(dòng)連接中，泵的出口壓力為
= +++ ++
= Pa
= 1.93×Pa，上述驗(yàn)算表明，不需要修改原設(shè)計(jì)。
6.2發(fā)熱溫升的驗(yàn)算
在整個(gè)工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時(shí)間最長(zhǎng)，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，注意考慮工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量。一般情況下工進(jìn)速度大時(shí)發(fā)熱量大，由于限壓式變量泵在流量不同時(shí)，效率相差極大，所以分別計(jì)算最大、最小時(shí)的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值最大者進(jìn)行分析。
當(dāng)v = 10cm/min時(shí)
= = = 0.785L/min
此時(shí)泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.2MPa，則有
= kw = 0.42 kw
= Fv = kw = 0.034kw
此時(shí)的功率損失為： = - = （0.718-0.41kw = 0.31kw
可見在工進(jìn)速度低時(shí)，功率損失為0.386kw，發(fā)熱量最大。
假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K =kw/(.℃),油箱的散熱面積A為
A = 0.065 = 0.065 = 1.92
系統(tǒng)的溫升為： = = ℃ = 20.1℃
數(shù)控機(jī)床油液溫升應(yīng)該小于25℃，故滿足要求。
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