【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦 QQ咨詢1304139763 或者414951605

銑床專用機床液壓系統(tǒng)設計 目 錄 一 課程設計任務書 1 1.1設計要求 1 1.2設計任務 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 運動分析 2 2.2.2 負載分析 3 三 液壓系統(tǒng)總體設計 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 液壓缸的設計 12 4.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 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 最小導向長度的確定 14 4.5 缸體長度的確定 14 4.6 固定螺栓得直徑 14 五 液壓元件的計算和選擇 15 5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 15 5.2 油箱的設計 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 液位計的選擇 17 5.4.4油管的選擇 17 六 液壓系統(tǒng)的驗算 18 6.1 壓力損失的驗算 18 6.2發(fā)熱溫升的驗算 20 參考文獻 21 21 一 課程設計任務書 1.1設計要求 設計一臺銑床液壓系統(tǒng)，銑頭驅(qū)動電機功率為7.5KW，銑刀直徑為100mm，轉(zhuǎn)速為300r/min，若工作臺重量為400Kg、工件和夾具最大重量為150Kg，工作臺總行程為400mm，其中工進為100mm，快進、快退速度為5m/min，工進速度為50-1000mm/min，加速、減速時間均為0.05s，工作臺采用平導軌，靜摩察系數(shù)為0.2，動摩察系數(shù)為0.1，設計該機床的液壓傳動系統(tǒng)。 1.2設計任務 1.2.1設計計算 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設計計算說明書 按要求撰寫上述兩項的設計計算說明書。 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——工進——死擋鐵停留——快退——停止——拔銷松開等自動循環(huán)； 液壓缸效率為0.9；其他如設計任務書。 2.2系統(tǒng)工況分析 2.2.1 運動分析 根據(jù)設計要求，該專用銑床的工作循環(huán)可分解為： 工作臺主缸：快進→工進→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 快進速度為：V1=5m/min 快退速度為：V3=5m/min 工進速度為：V2=0.05m/min 繪制運動部件的速度循環(huán)圖如圖2-1所示。 圖2-1速度循環(huán)圖 2.2.2 負載分析 液壓缸所受外載荷F包括三種類型，分別為工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載即： F = Fw+ Ff+ Fa 1）工作負載Fw 對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本設計中工進工作負載為： 2）導軌摩擦阻力負載Ff 啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導軌Ff可以由下式求的： Ff = f ( G + FRn ) G ——運動部件重力9.8×（400+150）=5390N； FRn ——垂直于導軌的工作負載，此設計中為零； f——導軌摩擦系數(shù)，取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(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 為動摩擦力。 3）運動部件速度變化時的慣性負載Fa Fa = 式中g(shù)——重力加速度； ——加速或減速時間，本設計中=0.05s； ——時間內(nèi)的速度變化量。 故： Fa = ×N =92.6N 根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的負載循環(huán)圖。 表2-1工作循環(huán)各階段的外負載 序 工作循環(huán) 外負載F(N) 1 啟動、加速 F = Ffs + Fa 1170.6 2 快進 F = Ffa 539 3 工進 F = Fw+ Ffa 5316 4 快退啟動加速 F = Ffs + Fa 1170.6 5 快退 F = Ffa 539 圖2-2 負載循環(huán)圖 三 液壓系統(tǒng)總體設計 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)負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據(jù)主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。 表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力 負載/ KN <5 510 1020 2030 3050 >50 工作壓力/MPa <0.81 1.52 2.53 34 45 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 設備 類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械或中型 工程機械 液壓機、重型 機械等 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力 0.8~2.0 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為5316N，其它工況時的負載都相對較低，參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來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，為了防止時負載突然消失而產(chǎn)生的銑頭前沖，液壓缸回油腔應有一定的背壓，查液壓工程手冊（回油路帶背壓閥<0.51.5>）取背壓為。 表3-3 執(zhí)行元件背壓的估計值 系 統(tǒng) 類 型 背壓p1 （MPa） 中、低壓系統(tǒng)0~8MPa 簡單的系統(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。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求，且往復快速運動速度相等，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。由此求得液壓缸無桿腔面積為: 活塞桿直徑可以由值算出，由計算所得的D與d的值分別按表3-4和表3-5圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。 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查得標準值為D=125mm，d=90mm。由此計算出液壓缸的實際有效面積為: 對選定后的液壓缸內(nèi)徑D，必須進行穩(wěn)定速度的驗算。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，由設計要求給定。 如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效工作面積，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸的內(nèi)徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(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、功率的計算如下： （1）計算各工作階段液壓缸所需的流量 （2）計算各工作階段液壓缸壓力 快速進給時液壓缸做差動連接。由于管路中有壓力損失，取此項損失為△P= P2- P1=0.5MPa，同時假定快退時回油壓力損失為0.5MPa。 （3）計算各工作階段系統(tǒng)輸入功率 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，可以計算出液壓缸在一個工作循環(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 1089 1.036 0.636 28.62 240 工作進給 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工作臺部分 （1）調(diào)速方式的選擇 由于機床液壓系統(tǒng)調(diào)速是關(guān)鍵問題，因此首選調(diào)速回路。有工況圖可知：所設計的機床液壓系統(tǒng)功率小，為了防止孔被鉆通時負載突然消失而產(chǎn)生的鉆頭前沖，液壓缸回油腔應有一定的背壓，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 這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低，傳遞功率也較小，很適宜選用節(jié)流調(diào)速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定，采用調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性，在回油路設置背壓閥，分析液壓缸的V-L曲線可知，滑臺由快進轉(zhuǎn)工進時，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：整個工作循環(huán)過程中，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、快退所需時間為： 工進時間為： 則有： 因此該液壓系統(tǒng)運行過程中93%的時間處于小流量工進狀態(tài)，從降低成本的角度出發(fā)，不宜選用雙聯(lián)泵，只需用單個定量泵就可以?，F(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 此銑床快進時采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進、快退速度基本相等?；_在由停止轉(zhuǎn)快進，工進完畢轉(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連接，電液換向閥宜采用三位四通閥，為了保證機床調(diào)整時可停在任意位置上，現(xiàn)采用中位機能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，在定位夾緊過程中，壓力較低，流量較大，當定位、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。同時可減少功率損失，降低溫升。夾緊后，系統(tǒng)壓力升高，達到壓力繼電器調(diào)定值后，壓力繼電器發(fā)出信號，開始工進。 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，在綜合考慮設計要求，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 液壓缸的設計 4.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 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。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，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算 ≥ 式中 ——液壓缸壁厚（m）。 D——液壓缸內(nèi)徑（m）。 ——試驗壓力，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；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。 對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。 對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： ≥ + 式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關(guān)標準圓整為標準值。 在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×3MPa =4.5MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。 應用公式 ≥ 得， ≥ 下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×14.06mm = 153.12mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 = 155mm。在根據(jù)內(nèi)徑D和外徑重新計算壁厚， = = mm = 15mm。 4.2 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。 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按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。 無孔時： 有孔時： 式中 ——缸蓋有效厚度（m）。 ——缸蓋止口內(nèi)徑（m）。 ——缸蓋孔的直徑（m）。 在此次設計中，利用上式計算可取t=40mm 4.4 最小導向長度的確定 對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求 式中 ——液壓缸的最大行程。 ——液壓缸的內(nèi)徑。 為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 在此設計中，液壓缸的最大行程為400mm，液壓缸的內(nèi)徑為125mm，所以應用公式的 =mm =72.5mm。 活塞的寬度B一般取得B =（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定。 當D＜80mm時，取； 當D＞80mm時，取。 活塞的寬度B =（0.6~1.0）d =54~90mm，取70mm 4.5 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應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應該大于內(nèi)徑的20~30倍。缸體長度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算： 式中 F——液壓缸最大負載。 Z——固定螺栓個數(shù)。 k——螺紋擰緊系數(shù)，k = 1.121.5。 根據(jù)上式求得 = = 10.3mm 五 液壓元件的計算和選擇 5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格 由工況圖可知，整個工作循環(huán)過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)以上計算數(shù)據(jù)查閱產(chǎn)品樣本，確定選擇YB-40型葉片泵，當液壓泵轉(zhuǎn)速為n=960r/min時，液壓泵的輸出流量為40L/min。 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，如果取泵的效率為，這時驅(qū)動液壓泵所需電動機功率為 根據(jù)此數(shù)據(jù)查閱電動機產(chǎn)品目錄，選擇Y110L-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。 5.2 油箱的設計 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）取： 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，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸為（長：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，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 元件名稱 通過的最大流量 L/min 規(guī)格 型號 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：此為電動機額定轉(zhuǎn)速時液壓泵輸出的實際流量。 5.4其它元件的選擇 5.4.1過濾器的選擇 按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，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)進入液壓泵內(nèi)，保證了液壓系統(tǒng)中所有設備不受雜質(zhì)的影響，但增長了油泵的吸油阻力，而且當濾油器堵塞時，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濾精度低的線隙式過濾器。 （2）排油孔螺塞 為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部油池低處設有排油孔，平時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)式吸油中過濾器參數(shù) 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 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、蓄能器的進油口等處，均應設置測壓點，以便用壓力表對壓力調(diào)節(jié)或系統(tǒng)工作中的壓力數(shù)值及其變化情況進行觀測。 壓力表測量范圍應大于系統(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。在本次設計中，經(jīng)計算壓力表量程約為MPa。根據(jù)使用要求，選用K-1型的壓力表開關(guān)，壓力表的精度等級選2.5級。 5.4.3 液位計的選擇 液位計的下刻線至少應比吸油過濾器或吸油管口上緣高出75mm，以防吸入空氣。液位計的上刻線對應著油液的容量。液位計與油箱的連接處油密封措施。對于油溫有嚴格要求的液壓裝置，可采用傳感式液位溫度計，其溫度計是利用靈敏度較高的雙金屬片的熱脹冷縮原理來測油溫的。在本次設計中，液位計選取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計算。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算得液壓缸無桿強及有桿腔相連的油管的內(nèi)徑為 （5.1） 式中 q—通過油管的流量； 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)的驗算 6.1 壓力損失的驗算 1）工作進給時的進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為0.046m/mmin。進給時的最大流量為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。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失為 = + = Pa = Pa 2）工作進結(jié)時的回油路壓力損失 = = 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）快進時的壓力損失?？爝M時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口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)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 = +++ ++ = Pa = 1.93×Pa，上述驗算表明，不需要修改原設計。 6.2發(fā)熱溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，注意考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下工進速度大時發(fā)熱量大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值最大者進行分析。 當v = 10cm/min時 = = = 0.785L/min 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.2MPa，則有 = kw = 0.42 kw = Fv = kw = 0.034kw 此時的功率損失為： = - = （0.718-0.41kw = 0.31kw 可見在工進速度低時，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)控機床油液溫升應該小于25℃，故滿足要求。 參考文獻 [1] 楊爾莊.二十一世紀液壓技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J].液壓與氣動,1, 6:1 [2] 賈培起.液壓缸[M].北京:北京科學技術(shù)出版社,1987 [3] 左健民.液壓與氣壓傳動第4版[M].北京:機械工業(yè)出版社,2007 [4] 張世偉，朱福元.液壓系統(tǒng)的計算與結(jié)構(gòu)設計.寧夏：寧夏人民出版社 [5] 陳秀寧，施高義.機械設計課程設計.浙江：浙江大學出版社 [6] 上海煤礦機械研究所.液壓傳動設計手冊.上海：上海人民出版社 [7] 何存興.液壓元件[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1982 [8] Mennesmann Rexro. Hydraulic Components. Mennesmann Rexro Gmbh