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哈爾濱工業(yè)大學(xué) 液壓傳動(dòng)大作業(yè) 設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目 壓力機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 機(jī)電工程學(xué)院 1308XXX 班 設(shè) 計(jì) 者 XXX 201X 年XX 月 XX 日 流體控制及自動(dòng)化系 哈 爾 濱 工 業(yè) 大 學(xué) 液壓傳動(dòng)大作業(yè)任務(wù)書 學(xué)生姓名 XXXX 班 號(hào) 1308XXX 學(xué) 號(hào) 11308XXXXX 設(shè)計(jì)題目 壓力機(jī)液壓系統(tǒng) 1. 液壓系統(tǒng)用途（包括工作環(huán)境和工作條件）及主要參數(shù)： 單缸壓力機(jī)液壓系統(tǒng)，工作循環(huán)：低壓下行→高壓下行→保壓→低壓回程→上限停止。自動(dòng)化程度為半自動(dòng)，液壓缸垂直安裝。 最大壓制力：380104N；最大回程力：76104N；低壓下行速度：40mm/s；高壓下行速度：3mm/s；低壓回程速度：40mm/s；工作行程：600mm。 2. 執(zhí)行元件類型：液壓缸 3. 液壓系統(tǒng)名稱：壓力機(jī)液壓系統(tǒng)。 設(shè) 計(jì) 內(nèi) 容 1. 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖； 2. 選擇系統(tǒng)所選用的液壓元件及輔件； 3. 設(shè)計(jì)液壓缸； 4. 驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能； 5. 編寫上述1、2、3和4的計(jì)算說明書。 指導(dǎo)教師 簽 字 教研室主任 簽 字 年 月 日簽發(fā) 一、工況分析 1.主液壓缸 （1）負(fù)載 壓制力：壓制時(shí)工作負(fù)載可區(qū)分為兩個(gè)階段。第一階段負(fù)載力緩慢地線性增加，達(dá)到最大壓制力的10%左右，其上升規(guī)律也近似于線性，其行程為90 mm（壓制總行程為110 mm）第二階段負(fù)載力迅速線性增加到最大壓制力3.8106 N，其行程為20 mm。 回程力（壓頭離開工件時(shí)的力）：一般沖壓液壓機(jī)的壓制力與回程力之比為5～10，本壓力機(jī)取為5，故回程力為Fh = 7.6105 N。 因移動(dòng)件質(zhì)量未知，參考其他液壓機(jī)取移動(dòng)件（包括活塞、活動(dòng)橫梁及上模）質(zhì)量＝3000 kg。 （2）行程及速度 快速空程下行：行程Sl = 490 mm，速度v1＝40 mm/s； 工作下壓：行程S2 = 110 mm，速度v2＝3 mm/s。 快速回程：行程S3 = 600 mm，速度v3＝40 mm/s。 2.頂出液壓缸 （1）負(fù)載：頂出力（頂出開始階段）Fd＝3.6105 N，回程力Fdh = 2105 N。 （2）行程及速度；行程L4 = 120 mm，頂出行程速度v4＝40 mm/s，回程速度v5＝120 mm/s。 液壓缸采用V型密封圈，其機(jī)械效率ηcm＝0.91。壓頭起動(dòng)、制動(dòng)時(shí)間：0.2 s。 設(shè)計(jì)要求。本機(jī)屬于中小型柱式液壓機(jī)，有較廣泛的通用性，除了能進(jìn)行本例所述的壓制工作外，還能進(jìn)行沖孔、彎曲、較正、壓裝及沖壓成型等工作。對(duì)該機(jī)有如下性能要求： （1）為了適應(yīng)批量生產(chǎn)的需要應(yīng)具有較高的生產(chǎn)率，故要求本機(jī)有較高的空程和回程速度。 （2）除上液壓缸外還有頂出缸。頂出缸除用以頂出工件外，還在其他工藝過程中應(yīng)用。主缸和頂出缸應(yīng)不能同時(shí)動(dòng)作，以防出現(xiàn)該動(dòng)作事故。 （3）為了降低液壓泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本機(jī)設(shè)有高位充液筒（高位油箱），在移動(dòng)件快速空程下行時(shí)，主缸上部形成負(fù)壓，充液筒中的油液能吸入主缸，以補(bǔ)充液壓泵流量之不足。 （4）主缸和頂出缸的壓力能夠調(diào)節(jié)，壓力能方便地進(jìn)行測(cè)量。 （5）能進(jìn)行保壓壓制。 （6）主缸回程時(shí)應(yīng)有頂泄壓措施，以消除或減小換向卸壓時(shí)的液壓沖擊。 （7）系統(tǒng)上應(yīng)有適當(dāng)?shù)陌踩Ｗo(hù)措施。 二、初定液壓執(zhí)行元件的基本參數(shù) 1.主缸負(fù)載分析及繪制負(fù)載圖和速度圖 液壓機(jī)的液壓缸和壓頭垂直放置，其重量較大，為防止因自重而下滑；系統(tǒng)中設(shè)有平衡回路。因此在對(duì)壓頭向下運(yùn)動(dòng)作負(fù)載分析時(shí)，壓頭自重所產(chǎn)生的向下作用力不再計(jì)入。另外，為簡(jiǎn)化問題，壓頭導(dǎo)軌上的摩擦力不計(jì)。 慣性力；快速下降時(shí)起動(dòng) Faz = m = 3000= 600 N 快速回程時(shí)起動(dòng)與制動(dòng) Fas = m = 3000= 600 N 壓制力：初壓階段由零上升到F1 = 3.8106 N0.10 = 3.8105 N 終壓階段上升到F2 = 3.8106 N 循環(huán)中各階段負(fù)載見表1.1，其負(fù)載圖見圖1.2a。 表1.1 主缸的負(fù)載計(jì)算 工作階段 負(fù)載力FL（N） 液壓缸推力 （N） 快速下行 起動(dòng) FL = Fa下 = 600 659 等速 FL = 0 0 壓制 初壓 FL = 3.8105 4.18105 終壓 FL = 3.8106 4.18106 快速回程 起動(dòng) FL = F回 = 7.6105 8.35105 等速 FL = mg = 30000 32967 制動(dòng) FL = mg- Fa下 = 30000-600 = 29400 32308 運(yùn)動(dòng)分析：根據(jù)給定條件，空載快速下降行程490 mm，速度40 mm/s。壓制行程110 mm，在開始的90 mm內(nèi)等速運(yùn)動(dòng)。速度為3 mm/s，最后的20 mm內(nèi)速度均勻地減至零，回程以40 mm/s的速度上升。利用以上數(shù)據(jù)可繪制出速度圖，見圖1.2b。 a 壓力機(jī)液壓系統(tǒng)負(fù)載圖 b 壓力機(jī)液壓缸運(yùn)動(dòng)速度圖 圖1.2 液壓機(jī)主液壓缸負(fù)載和速度圖 2.確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 根據(jù)有關(guān)資料，液壓機(jī)的壓力范圍為20~30 MPa，現(xiàn)有標(biāo)準(zhǔn)液壓泵、液壓閥的最高工作壓力為32 MPa，如選此壓力為系統(tǒng)工作壓力，液壓元件的工作性能會(huì)不夠穩(wěn)定，對(duì)密封裝置的要求以較高，泄漏較大。參考系列中現(xiàn)已生產(chǎn)的其它規(guī)格同類液壓機(jī)（如63、100、200、300噸液壓機(jī)）所采用的工作壓力，本機(jī)選用工作壓力為25106Pa。液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d可根據(jù)最大總負(fù)載和選取的工作壓力來確定。 1）主缸的內(nèi)徑D D = = 按標(biāo)準(zhǔn)取D =500mm 2）主缸無桿腔的有效工作面積A1 A1=D2 =0.502=0.1963m2=1963 cm2 3）主缸活塞桿直徑d d == 按標(biāo)準(zhǔn)值取d = 400 mm D-d＝500–400＝100 mm＞允許值12.5 mm （據(jù)有關(guān)資料，（D–d）小于允許值時(shí)，液壓缸會(huì)處于單向自鎖狀態(tài)。） 4）主缸有桿腔的有效工作面積A2 A2 = （D2–d2）= （0.502–0.402）= 0.0707 m2 = 707 cm2 5）主缸的工作壓力 活塞快速下行起動(dòng)時(shí) p1 = = 初壓階段末 p1 = = 終壓階段末 p1 = = 活塞回程起動(dòng)時(shí) p2 = = 活塞等速運(yùn)動(dòng)時(shí) p2 = = 回程制動(dòng)時(shí) p2 = = 6）液壓缸缸筒長(zhǎng)度 液壓缸缸筒長(zhǎng)度由活塞最大行程、活塞長(zhǎng)度、活塞桿導(dǎo)向套長(zhǎng)度、活塞桿密封長(zhǎng)度和特殊要求的其他長(zhǎng)度確定。其中活塞長(zhǎng)度 B=（0.6~1.0）D；導(dǎo)向套長(zhǎng)度A=（0.6~1.5）d。為了減少加工難度，一般液壓缸缸筒長(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑的20～30倍。 3.計(jì)算液壓缸的工作壓力、流量和功率 1）主缸的流量 快速下行時(shí)q1 = A1v1 = 19634 = 7852cm3/s = 471.1L/min 工作行程時(shí)q2 = A1v2 = 19630.3 = 588.9cm3/s = 35.33 L/min 快速回程時(shí)q3 = A2v3 = 7074 = 2828cm3/s = 169.68L/min 2）主缸的功率計(jì)算 快速下行時(shí)（起動(dòng)）：P1 = p1q1 = 3358.8785210-6 = 26.37 W 工作行程初壓階段末：P2 = p2q2 = 2.13106588.910-6 = 1254.4W 終壓階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況比較復(fù)雜。壓力p在最后20 mm行程內(nèi)由2.13 MPa增加到21.27 MPa，其變化規(guī)律為 p = 2.13+S = 2.13+0.96S（MPa） 式中S——行程（mm），由壓頭開始進(jìn)入終壓階段算起。 流量q在20 mm內(nèi)由471.1 cm3/s降到零，其變化規(guī)律為q = 471.1（1－）（cm3/s） 功率為P = pq = 471.1（2.13+0.96S）（1－） 求其極值， = 0得S = 8.89（mm）此時(shí)功率P最大 Pmax = 471.1（2.13+0.968.89）（1－）=2790.8 W = 2.8 kW 快速回程時(shí)；等速階段P = pq = 0.17510699910-6 = 0.175 kW 起動(dòng)階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況也比較復(fù)雜。設(shè)啟動(dòng)時(shí)間0.2秒內(nèi)作等加速運(yùn)動(dòng)，起動(dòng)階段活塞行程為 S = 0.5vt = 0.5400.2 = 4mm 在這段行程中壓力和流量均是線性變化，壓力p由21 MPa降為0.47 MPa。其變化規(guī)律為 p = 21–S = 21–5.1S（MPa） 式中 S——行程（mm），由壓頭開始回程時(shí)算起。流量q由零增為2828 cm3/s，其變化規(guī)律為 q = S = 707S（cm3/s） 功率為P = pq = 707S（21–5.1S） 求其極值， = 0得S = 2.1（mm），此時(shí)功率P最大 Pmax = 7072.1（21–5.12.9） = 9220 W = 9.22 kW 由以上數(shù)據(jù)可畫出主液壓缸的工況圖（壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖）見圖1.3。 3）頂出缸的內(nèi)徑Dd Dd = = 0.1419 m = 142 mm 按標(biāo)準(zhǔn)取Dd = 150 mm a 壓力循環(huán)圖 b 流量循環(huán)圖 c 功率循環(huán)圖 圖1.3 主液壓缸工況圖 4）頂出缸無桿腔的有效工作面積A1d A1d = Dd 2 = 0.152 = 0.0177m2 = 177 cm2 5）頂出缸活塞桿直徑dd dd = = = 0.1063 m = 106 mm 按標(biāo)準(zhǔn)取dd = 110 mm 6）頂出缸有桿腔的有效工作面積A2d A2 d = （D d 2–d d 2）= （0.152–0.112） = 0.00817m2 = 81.7cm2 7）頂出缸的流量 頂出行程q4 = A1 dv4 = 1774 = 708 cm3/s = 42.5L/min 回程q5 = A2 dv5 = 81.712 = 980 cm3/s = 58.8 L/min 頂出缸在頂出行程中的負(fù)載是變動(dòng)的，頂出開始?jí)侯^離工件較大（負(fù)載為Fd），以后很快減小，而頂出行程中的速度也是變化的，頂出開始時(shí)速度由零逐漸增加到v4；由于這些原因，功率計(jì)算就較復(fù)雜，另外因頂出缸消耗功率在液壓機(jī)液壓系統(tǒng)中占的比例不大，所以此處不作計(jì)算。 三、擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 1. 確定液壓系統(tǒng)方案 液壓機(jī)液壓系統(tǒng)的特點(diǎn)是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達(dá)到規(guī)定的壓力是系統(tǒng)設(shè)計(jì)中首先要考慮的。 確定液壓機(jī)的液壓系統(tǒng)方案時(shí)要重點(diǎn)考慮下列問題： （1）快速行程方式 液壓機(jī)液壓缸的尺寸較大，在快速下行時(shí)速度也較大，從工況圖看出，此時(shí)需要的流量較大，這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會(huì)很大。液壓機(jī)常采用的快速行程方式可以有許多種，本機(jī)采用自重快速下行方式。因?yàn)閴簷C(jī)的運(yùn)動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運(yùn)動(dòng)部件的重量快速下行；在壓機(jī)構(gòu)的最上部設(shè)計(jì)一個(gè)充液筒（高位油箱），當(dāng)運(yùn)動(dòng)部件快速下行時(shí)高壓泵的流量來不及補(bǔ)充液壓缸容積的增加，這時(shí)會(huì)形成負(fù)壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速壓制和回程之用。此方法的優(yōu)點(diǎn)為不需要輔助泵和能源，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單；其缺點(diǎn)為下行速度不易控制，吸油不充分將使升壓速度緩慢，改進(jìn)的方法是使充液閥通油斷面盡量加大，另外可在下腔排油路上串聯(lián)單向節(jié)流閥，利用節(jié)流造成背壓，以限制自重下行速度，提高升壓速度。由于本例的液壓機(jī)屬于小型壓機(jī)，下行速度的控制問題不如大型壓機(jī)突出，所以本例采用的回路見圖3.9。 在主缸實(shí)現(xiàn)自重快速行程時(shí)，換向閥4切換到右邊位置工作（下行位置），同時(shí)電磁換向閥5斷電，控制油路K使液控單向閥3打開，液壓缸下腔通過閥3快速排油，上腔從充液筒及液壓泵得到油液，實(shí)行滑塊快速空程下行。 （2）減速方式 液壓機(jī)的運(yùn)動(dòng)部件在下行行程中快接近制件時(shí)，應(yīng)該由快速變換為較慢的壓制速度。目前減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運(yùn)動(dòng)部件接觸制件后負(fù)荷增加使系統(tǒng)壓力升高到一定值時(shí)自動(dòng)變換速度；某些工藝過程要求在運(yùn)動(dòng)部件接觸制件前就必須減速，本例壓制軸瓦工藝就有這個(gè)要求，這時(shí)適合選用行程減速方式。本系統(tǒng)擬選用機(jī)動(dòng)控制的伺服變量軸向柱塞泵（CCY型）作動(dòng)力源，泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時(shí)，泵以全流量供油，當(dāng)轉(zhuǎn)換成工作行程（壓制）時(shí)，行程擋塊使泵的流量減小，在最后20mm內(nèi)擋塊使泵流量減到零；當(dāng)液壓缸工作行程結(jié)束反向時(shí)，行程擋塊又使泵的流里恢復(fù)到全流量。與泵的流量相配合（協(xié)調(diào)），在液壓系統(tǒng)中，當(dāng)轉(zhuǎn)換為工作行程時(shí)，電氣擋塊碰到行程并關(guān)，發(fā)信號(hào)使電磁換向閥5的電磁鐵3YA得電，控制油路K不能通至液控單向閥8，閥8關(guān)閉，此時(shí)單向順序閥2不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強(qiáng)制下行，速度因而減慢（見圖3.9）. 圖3.9 系統(tǒng)回路圖 （3）.壓制速度的調(diào)整 制件的壓制工藝一般要提出一定壓制速度的要求，解決這一問題的方很多，例如可以用壓力補(bǔ)償變量泵來實(shí)現(xiàn)按一定規(guī)律變化的壓制速度的要求。本例中采用機(jī)動(dòng)伺服變量泵，故仍利用行程擋塊（塊擋的形狀）來使泵按一定規(guī)模變化以達(dá)到規(guī)定的壓制速度。 （4）壓制壓力及保壓 在壓制行程中不同階段的系統(tǒng)壓力決定于負(fù)載，為了保證安全，應(yīng)該限制液壓系統(tǒng)的最高壓力，本系統(tǒng)擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯(lián)一只溢流閥作安全閥用。 有時(shí)壓制工藝要求液壓缸在壓制行程結(jié)束后保壓一定時(shí)間，保壓方法有停泵保壓與開泵保壓兩種，本系統(tǒng)根據(jù)壓機(jī)的具體情況擬采用開泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統(tǒng)較為簡(jiǎn)單。 （5）泄壓換向方法 液壓機(jī)在壓制行程完畢或進(jìn)入保壓狀態(tài)后，主液壓缸上腔壓力很高，此時(shí)由于主機(jī)彈性變形和油液受到壓縮，儲(chǔ)存了相當(dāng)大的能量。工作行程結(jié)束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實(shí)踐已證明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動(dòng)和驚人的聲音，甚至?xí)蛞簤簺_擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機(jī)中愈加重要。 各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當(dāng)液壓缸下腔油壓尚未升高時(shí)，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動(dòng)換向閥，該閥中位機(jī)能是H型，控制換向速度，延長(zhǎng)換向時(shí)間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖3.10）。此法最為簡(jiǎn)單，適合于小型壓機(jī)。 （6）主缸與頂出缸的互鎖控制回路 為保障頂出缸的安全，在主缸動(dòng)作時(shí)，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個(gè)換向閥適當(dāng)串聯(lián)的方法來實(shí)現(xiàn)兩缸的互鎖控制（見圖3.10）。從圖3.10中可見，只有在閥6處于右位工作時(shí)，即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時(shí)壓力油才會(huì)通入換向閥4，主缸才能動(dòng)作。當(dāng)閥6處于左位工作，頂出缸為上行狀態(tài)時(shí)，只有壓力很低的回油通至閥4，主缸才不能動(dòng)作。 液壓系統(tǒng)電磁鐵動(dòng)作見表3.8，液壓元件規(guī)格明細(xì)表見表3.9。 3.8 電磁鐵動(dòng)作循環(huán)表 元件 動(dòng)作 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 主缸快速下行 - + + - + 主缸慢速下壓 - + - -- + 主缸泄壓 - + - - - 主缸回程 - + - + - 頂出缸頂出 + - - + - 頂出缸回程 - + - + - 原位卸荷 - - - - - 表3.9 液壓元件明細(xì)表 序 號(hào) 名 稱 型 號(hào) 1 液控單向閥 A1Y-Ha32B 2 單向順序閥（平衡閥） XDIF-B20E 3 液控單向閥 A1Y-Ha20B 4 電液換向閥 34DYH-H20B-TZZ 5 電磁換向閥 23D-25B 6 電液換向閥 34DYM-H20B-T 7 順序閥 X2F-L32E 8 溢流閥（安全閥） YF-B20K 9 軸向柱塞泵 63CCYY14-B 10 主液壓缸 11 頂出液壓缸 12 壓力表 Y-100 (0~40)MPa 13 壓力表開關(guān) KF-L8/20E 2. 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 在以上分析的基礎(chǔ)上，擬定了液壓系統(tǒng)原理圖如圖3.10所示。 圖3.10 液壓機(jī)液壓系統(tǒng)原理圖 系統(tǒng)的工作過程如下： 液壓泵起動(dòng)后，電液換向閥4及6處于中位，泵輸出油液經(jīng)背壓閥7再經(jīng)閥6的中位低壓卸荷，此時(shí)主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵 2 YA得電，換向閥 6在右位工作，此時(shí)5YA得電，換向閥4也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進(jìn)入主缸上腔，此時(shí)3YA也得電，控制油路經(jīng)閥5通至液控單向閥3，使閥3打開，主缸下腔的油能經(jīng)閥3很快排入油箱，主缸在自重作用下實(shí)現(xiàn)快速空程下行，由于活塞快速下行時(shí)液壓泵進(jìn)入主缸上腔的流量不足，上腔形成負(fù)壓，充液筒中的油液經(jīng)充液閥（液控單向閥）1吸入主缸。 當(dāng)電氣擋塊碰到行程開關(guān)時(shí)3YA失電，控制油路斷開，閥3關(guān)閉，此時(shí)單向順序閥（平衡閥）2使主缸下腔形成背壓，與移動(dòng)件的自重相平衡。自重快速下行結(jié)束。與此同時(shí)用行程擋塊使泵的流量減小，主缸進(jìn)入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制泵的流量適應(yīng)壓制速度的要求。由壓力表刻度指示達(dá)到壓制行程的終點(diǎn)。 行程過程結(jié)束后，可由手動(dòng)按鈕控制使5YA失電，4YA得電，換向閥4換向，由于閥2帶阻尼器，換向時(shí)間可以控制，而閥4的中位機(jī)能是H型，閥處于中位時(shí)使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥4再換為左位，此時(shí)壓力油經(jīng)閥2的單向閥進(jìn)入主缸下腔，由于下腔進(jìn)油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經(jīng)閥4排回油箱，此時(shí)主缸實(shí)現(xiàn)快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經(jīng)油管引至油箱。 回程結(jié)束后，閥4換至中位，主缸靜止不動(dòng)。 1YA得電，2YA失電，閥6換至左位，壓力油進(jìn)入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后1YA失電，2 YA得電，閥6換至右位，頂出缸回程；回程結(jié)束后，2 YA失電，閥6換至中位，工作循環(huán)完成，系統(tǒng)回到原始狀態(tài)。 3.2.5 選擇液壓元件 1. 液壓系統(tǒng)計(jì)算與選擇液壓元件 （1）選擇液壓泵和確定電動(dòng)機(jī)功率 1）液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時(shí)的最大工作壓力 pp = = 因?yàn)樾谐探K了時(shí)流量q＝0，管路和閥均不產(chǎn)生壓力損失；而此時(shí)液壓缸排油腔的背壓已與運(yùn)動(dòng)部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計(jì)。 2）液壓泵的最大流量 Qp≥K（∑Q）max 泄漏系數(shù)K = 1.1~1.3，此處取K = 1.1.由工況圖知快速下降行程中q為最大（q = 471.1L/min），但此時(shí)已采用充液筒充液方法來補(bǔ)充流量，所以不按此數(shù)值計(jì)算，而按回程時(shí)的流量計(jì)算。 qmax = q3 = 168.68L/min qp = 1.1q3 = 1.1168.68=185.6L/min 3）根據(jù)已算出的qP和pP，選軸向杜塞泵型號(hào)規(guī)格為125*CY(M)14-1B，其額定壓力為32MPa，滿足25~60％壓力儲(chǔ)備的要求。排量為125mL/r，額定轉(zhuǎn)速為1500r/min，故額定流量為：q = qn = L/min，額定流量比計(jì)算出的qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率ηv = 0.92. 4）電動(dòng)機(jī)功率 驅(qū)動(dòng)泵的電動(dòng)機(jī)的功率可以由工作循環(huán)中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為9.22kW，取泵的總效率為η泵 = 0.85。 則P = = 9.22/0.85 = 10.85kW 選用功率為11kW，額定轉(zhuǎn)速為1460r/min的電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：Y160M-4（Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)）。 2. 選擇液壓控制閥 閥2、4、6、7通過的最大流量均等于qP，而閥1的允許通過流量為q。q = q1-qP＝471.1-185.6＝285.5L/min，閥3的允許通過流量為 q = q1 = 285.5*707/1963 = 102.8L/min 閥3是安全閥，其通過流量也等于qP。 以上各閥的工作壓力均取p＝32MPa。 閥5通過控制油液，流量很小，工作壓力也很低，可用中低壓閥。 本系統(tǒng)所選用的液壓元件見表3.10。 表3.10 液壓機(jī)液壓元件型號(hào)規(guī)格明細(xì)表 序號(hào) 元件名稱 型 號(hào) 規(guī) 格 1 液控單向閥 A1Y-Ha32B 32MPa，32通徑，流量200L/min 2 單向順序閥 （平衡閥） XDIF-B20E 32通徑，流量150L/min， 控制壓力（10~30）105Pa 3 液控單向閥 A1Y-Ha20B 32MPa，20通徑，流量100L/min 4 電液換向閥 34DYH-H20B-TZZ 32MPa，20通徑，流量100L/min 5 電磁換向閥 23D-25B 6.3MPa，12通徑，流量25L/min 6 電液換向閥 34DYM-H20B-T 32MPa，20通徑，流量100L/min 7 順序閥 X2F-L32E 32通徑，流量150L/min， 控制壓力（10~30）105Pa 8 溢流閥（安全閥） YF-B20K 20通徑，流量100L/min， 調(diào)壓范圍（14~35）MPa 9 軸向柱塞泵 63CCYY14-B 32MPa，排量63mL/r，1500r/min 10 主液壓缸 自行設(shè)計(jì) 11 頂出液壓缸 自行設(shè)計(jì) 12 壓力表 Y-100 （0~400）105Pa 13 壓力表開關(guān) KF-L8/20E 3. 選擇輔助元件 （1）確定油箱容量 由資料，中高壓系統(tǒng)（p>6.3MPa）油箱容量 V = （6~12）qP。 本例取V = 8qP = 8185.6 = 1484.8 L（qP用泵的額定流量）. 取油箱容量為1500升。 充油筒容量V1 = （2-3）Vg = 325 = 75（升） 式中 Vg——主液壓缸的最大工作容積。 在本例中，Vg = A1Smax = 196360 = 117780cm3 ≈ 117.8（升） （2）油管的計(jì)算和選擇 如參考元件接口尺寸，可選油管內(nèi)徑d = 20mm。 計(jì)算法確定：液壓泵至液壓缸上腔和下腔的油管 d = 取v = 4m/s，Q = 65.9L/mm d = = 1.87cm，選d = 20mm. 與參考元件接口尺寸所選的規(guī)格相同。 充液筒至液壓缸的油管應(yīng)稍加大，可參考閥1的接口尺寸確定 選d = 32mm的油管，油管壁厚：δ≥ 選用鋼管：[σ] = ≈ 83.25MPa，取n = 4， σb = 333MPa（10＃鋼）。 σ = = = 3.84mm，取σ = 4mm 4. 選擇液壓油 本系統(tǒng)是高壓系統(tǒng)，油液的泄漏是主要矛盾。為了減少泄漏應(yīng)選擇粘度較大的油，本系統(tǒng)選用68號(hào)抗磨液壓油。 3.2.6 液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算 1．油路壓力的計(jì)算 本系統(tǒng)是容積調(diào)速，系統(tǒng)在各運(yùn)動(dòng)階段的壓力由負(fù)載決定。本系統(tǒng)在開始設(shè)計(jì)時(shí)已經(jīng)說明，運(yùn)動(dòng)部件在導(dǎo)軌上的摩擦和自重的影響均忽略不計(jì)（對(duì)實(shí)際計(jì)算產(chǎn)生的影響很?。?，因此要考慮的僅僅是閥和管路的壓力損失，而本系統(tǒng)對(duì)壓力的要求主要是工作行程終了時(shí)能達(dá)到的最大壓力值，由于此時(shí)速度已接近于零，閥門和管路的損失也接近千零，所以本例不詳細(xì)計(jì)算壓力損失值。 2．確定安全閥、平衡閥和順序閥的調(diào)整壓力 安全閥調(diào)整壓力ps = 1.1p泵 = 1.125106 = 27.5MPa 平衡閥調(diào)整壓力pX = = = 1.59MPa 順序閥7的調(diào)整壓力：該閥的作用是使液壓泵在卸荷時(shí)泵的出口油壓不致降為零，出口油壓應(yīng)滿足液控單向閥和電液換向閥所需控制油壓的要求。由資料查的A1Y型液控單向閥的控制壓力≥16105Pa，另外電液換向閥34DY所需的控制油壓不得低于10105Pa，故取順序閥的調(diào)整壓力為（16~18）105Pa 3．驗(yàn)算電機(jī)功率 由工況圖知主缸在快速起動(dòng)階段中S = 2.1mm處功率為最大，Pmax = 9.22kW 在Pmax時(shí)液壓泵的流量較小，管路和閥的損失不大。在選擇電機(jī)時(shí)也已考慮功率留有一定量的儲(chǔ)備，所以電機(jī)功率不必再進(jìn)行驗(yàn)算，此處對(duì)液壓泵卸荷狀態(tài)下的功率再作一下計(jì)算，此時(shí)卸荷壓力p卸等于閥7的調(diào)整壓力 p卸＝18105Pa q泵取泵的額定流量qP = 188L/min。 p卸 = p卸qP = （18105188）/6010-3 = 5640W = 5.640kW 將液壓機(jī)在工作循環(huán)中的功率進(jìn)行比較后得知主缸快速回程起動(dòng)階段的功率為最大，所以用這個(gè)功率來計(jì)算電機(jī)功率是合理的。 （六）繪制正式液壓系統(tǒng)圖 參考例題1所述要求，繪制的正式液壓系統(tǒng)圖見圖3.10。