機械畢業(yè)設計---臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計

1、<p>　　臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計</p><p><b>　　【摘要】 </b></p><p>　　液壓系統(tǒng)具有廣泛的工藝適應性、優(yōu)良的控制性能、反應快、輸出力(或力矩)大等優(yōu)點，在組合機床中被廣泛采用。</p><p>　　液壓傳動技術是機械設備中發(fā)展最快的技術之一，特別是近年來與微電子、計算機技術結合，使液壓技

2、術進入了一個新的發(fā)展階段，機、電、液、氣一體是當今機械設備的發(fā)展方向。在數控加工的機械設備中已經廣泛引用液壓技術。作為數控技術應用專業(yè)的學生初步學會液壓系統(tǒng)的設計，熟悉分析液壓系統(tǒng)的工作原理的方法，掌握液壓元件的作用與選型及液壓系統(tǒng)的維護與修理將是十分必要的。</p><p>　　本論文主要闡述了液壓系統(tǒng)的設計（包括系統(tǒng)工況分析，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，液壓元件的計算和選擇以及液壓系統(tǒng)的性能驗算等）、液壓缸主要零部件

3、的設計及其結構設計。</p><p>　　關鍵詞： 液壓系統(tǒng) 液壓傳動 液壓元件</p><p>　　Abstract:Hydraulic system with a wide range of adaptability, excellent process control performance, fast response, output force (or torque) and

4、 other advantages of combined machine tools that are widely used.</p><p>　　technology in machinery and equipment, especially in recent years combined with microelectronics, computer technology, hydraulic tec

5、hnology has entered a new stage of development, mechanical, electrical, hydraulic, gas integration is the development of machinery and equi Hydraulic drive technology is one of the fastest growing pment today. Has been w

6、idely referenced in the CNC machining equipment hydraulic technology. As technology students learn hydraulic numerical control system design, famili</p><p>　　This paper mainly on the design of the hydraulic

7、system (including system condition analysis, development of hydraulic system schematics, calculation and selection of hydraulic components, and checking the performance of the hydraulic system, and so on), design and str

8、ucture of the main components of hydraulic cylinder design</p><p>　　Key words: hydraulic system hydraulic transmission hydraulic components</p><p>　　設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)，要求完成工件的定位與夾緊，所需夾緊力不得

9、超過3000N。機床快進、快退速度約為0.1m/s,工進速度可在30--120mm/min范圍內無極調速，快進行程為200mm,工進行程50mm,最大切削力為3000N,執(zhí)行部件質量為9800N減速）時間為0.1s,采用平導軌，靜摩擦系數為0.2.動摩擦系數為0.1。</p><p>　　1 液壓傳動的工作原理和組成以及優(yōu)缺點</p><p>　　液壓傳動是以液體為工作介質，利用壓力能來驅

10、動執(zhí)行機構的傳動方式。 驅動機床工作臺的液壓系統(tǒng)是由油箱、過濾器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管、接頭等組成。</p><p><b>　　1.1 工作原理</b></p><p>　　（1)電動機驅動液壓泵經濾油器從油箱中吸油，油液被加壓后,從泵的輸出口輸入管路。油液經開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動

11、。液壓缸里的油液經換向閥和回油管排回油箱。</p><p>　　（2)工作臺的移動速度是通過節(jié)流閥來調節(jié)的。當節(jié)流閥開大時，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度增大；當節(jié)流閥關小時，進入液壓缸的油量減少，工作臺的移動速度減少。由此可見，速度是由油量決定的。</p><p>　　1.2 液壓系統(tǒng)的基本組成</p><p>　?。?）能源裝置——液壓泵。它將動力部分（

12、電動機或其它遠動機）所輸出的機械能轉換成液壓能，給系統(tǒng)提供壓力油液。</p><p>　?。?）執(zhí)行裝置——液壓機（液壓缸、液壓馬達）。通過它將液壓能轉換成機械能，推動負載做功。</p><p>　?。?）控制裝置——液壓閥（流量閥、壓力閥、方向閥等）。通過它們的控制和調節(jié)，使液流的壓力、流速和方向得以改變，從而改變執(zhí)行元件的力（或力矩）、速度和方向。</p><p&g

13、t;　?。?）輔助裝置——油箱、管路、蓄能器、濾油器、管接頭、壓力表開關等.通過這些元件把系統(tǒng)聯(lián)接起來，以實現各種工作循環(huán)。</p><p>　　（5）工作介質——液壓油。絕大多數液壓油采用礦物油，系統(tǒng)用它來傳遞能量或信息。</p><p>　　1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點</p><p>　　1.3.1 液壓傳動的優(yōu)點</p><p>　?。?

14、）在相同的體積下，液壓執(zhí)行裝置能比電氣裝置產生出更大的動力。在同等功率的情況下，液壓執(zhí)行裝置的體積小、重量輕、結構緊湊。液壓馬達的體積重量只有同等功率電動機的12%左右。</p><p>　?。?）液壓執(zhí)行裝置的工作比較平穩(wěn)。由于液壓執(zhí)行裝置重量輕、慣性小、反應快，所以易于實現快速起動、制動和頻繁地換向。液壓裝置的換向頻率，在實現往復回轉運動時可達到每分鐘500次，實現往復直線運動時可達每分鐘1000次。<

15、/p><p>　?。?）液壓傳動可在大范圍內實現無級調速（調速比可達1：2000），并可在液壓裝置運行的過程中進行調速。</p><p>　　（4）液壓傳動容易實現自動化，因為它是對液體的壓力、流量和流動方向進行控制或調節(jié)，操縱很方便。當液壓控制和電氣控制或氣動控制結合使用時，能實現較復雜的順序動作和遠程控制。</p><p>　　（5）液壓裝置易于實現過載保護且液壓件

16、能自行潤滑，因此使用壽命長</p><p>　?。?）由于液壓元件已實現了標準化、系列化和通用化，所以液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。</p><p>　　1.3.2 液壓傳動的缺點</p><p>　　(1) 液壓傳動是以液體為工作介質，在相對運動表面間不可避免地要有泄漏，同時，液體又不是絕對不可壓縮的，因此不宜在傳動比要求嚴格的場合采用，例如螺紋和齒輪加工

17、機床的內傳動鏈系統(tǒng)。</p><p>　　(2) 液壓傳動在工作過程中有較多的能量損失，如摩擦損失、泄漏損失等，故不宜于遠距離傳動。</p><p>　　(3) 液壓傳動對油溫的變化比較敏感，油溫變化會影響運動的穩(wěn)定性。因此，在低溫和高溫條件下，采用液壓傳動有一定的困難。</p><p>　　(4) 為了減少泄露，液壓元件的制造精度要求高，因此，液壓元件的制造成本高

18、，而且對油液的污染比較敏感。</p><p>　　(5) 液壓系統(tǒng)故障的診斷比較困難，因此對維修人員提出了更高的要求，既要系統(tǒng)地掌握液壓傳動的理論知識，又要有一定的實踐經驗。</p><p>　　(6)隨著高壓、高速、高效率和大流量化，液壓元件和系統(tǒng)的噪聲日益增大，這也是要解決的問題。</p><p>　　總而言之，液壓傳動的優(yōu)點是突出的，隨著科學技術的進步，液壓傳

19、動的缺點將得到克服，液壓傳動將日益完善，液壓技術與電子技術及其它傳動方式的結合更是前途無量。</p><p>　　2 液壓系統(tǒng)工況分析</p><p>　　2.1 運動分析 </p><p>　　繪制動力滑臺的工作循環(huán)圖</p><p><b>　　2.2負載分析</b></p><p>　　按

20、設備的工藝要求，把執(zhí)行元件在各階段的負載用曲線表示出來，稱執(zhí)行元件的負載——位移（時間）曲線圖（負載圖）。由此圖可直接的看出在運動過程充何時受力最大，何時受力最小等各種情況，以此作為以后的設計依據。液壓缸驅動執(zhí)行機構進行直線往復運動時，所受的負載F為</p><p>　　F=Ft+Ff+Fa = 6340N </p><p><b>　　(1)

21、 工作負載</b></p><p>　　工作負載是液壓缸負載的主要組成部分，它與設備的運動情況有關，不同機械的工作負載其形式各不相同，對于機床，切削力是工作負載。工作負載可以是恒定的，也可以是變化的；可能是正值，也可能是負值，負載的方向與液壓缸（或活塞）的運動方向相反者為正，相同者為負。</p><p><b>　　Ft =3000N</b></p&

22、gt;<p><b>　　（2）摩擦阻力</b></p><p>　　摩擦阻力是指主機執(zhí)行機構在運動時與導軌或支撐面間的摩擦力，其值恒為正值。</p><p>　　Ff=fFN =(0.2+0.1)x9800=2840N</p><p>　　式中：FN——運動部件及外負載對支撐面的正壓力；</p><p>

23、　　f——摩擦系數，分為靜摩擦系數（fs≤0.2～0.3）和動摩擦系數（fd≤0.05～0.1）。</p><p><b>　?。?）慣性負載</b></p><p>　　慣性負載是指運動部件在啟動或制動過程中，因速度變換由其慣性而產生的負載，可由牛頓第二定律計算。</p><p>　　Fs=ma=G/g×△v/△t =9800/90

24、8x0.1/0.2=500N</p><p>　　式中：m——運動部件的質量，Kg；</p><p>　　a——運動部件的加速度，m/s2；</p><p>　　G——運動部件的重力N</p><p>　　g——重力加速度，m/s2；</p><p>　　△v——速度的變化量，m/s；</p><p

25、>　　△t——速度變化所需要的時間，s。</p><p>　　除此之外，液壓缸的受力還有活塞和活塞桿處的密封裝置的摩擦阻力，其計算方法和密封裝置的類型、液壓缸的制造質量和工作壓力有關，由于詳細計算比較麻煩，為了簡化計算，一般將其考慮在液壓缸的機械效率中，初步設計時可取ηm=0.85～0.97，另外，還有背壓力，可在最后計算時</p><p>　　（4）由于動力滑臺為臥式放置，所以不考

26、慮重力負載。</p><p>　?。?）關于液壓缸內部密封裝置摩擦阻力Fm的影響，計入液壓缸的機械效率中。</p><p>　?。?）背壓負載 初算時暫不考慮</p><p>　　2.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　液壓系統(tǒng)原理圖是表示系統(tǒng)的組成和工作原理的圖樣。擬定系統(tǒng)原理圖是設計系統(tǒng)的關鍵，它對系統(tǒng)的性能及沒計方案的合理性、

27、經濟性具有決定性的影響，也是整個設計中重要的一部分。</p><p>　　2.3.1 選擇基本回路</p><p>　　根據系統(tǒng)的設計參數以及速度、負載循環(huán)陶，可以針對不同的動作循環(huán)選擇相應的基本回路，包括確定系統(tǒng)的供油方式、調速方式、速度換接方式和夾緊回路的方式等。</p><p>　　2.4選擇液壓泵和電機</p><p>　　2.4.1

28、 確定液壓泵的工作壓力 </p><p>　　由前面可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為4.4MPa，本系統(tǒng)采用調速閥進油節(jié)流調速，選取進油管道壓力損失為0.6MPa。</p><p>　　由于采用壓力繼電器，溢流閥的調整壓力一般應比系統(tǒng)最高壓力大0.5MPa，故泵的最高壓力為</p><p>　　Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa&l

29、t;/p><p>　　這是小流量泵的最高工作壓力（穩(wěn)態(tài)），即溢流閥的調整工作壓力。</p><p>　　液壓泵的公稱工作壓力Pr為</p><p>　　Pr=1.25 Pp1 =1.25×5.5MPa=6.7MPa</p><p>　　大流量泵只在快速時向液壓缸輸油，由壓力圖可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，這時壓力油不通過調速閥

30、，進油路比較簡單，但流經管道和閥的油流量較大。取進油路壓力損失為0.5MPa，故快退時泵的工作壓力為</p><p>　　Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa</p><p>　　這是大流量泵的最高工作壓力，此值是液控順序閥7和8調整的參考數據。</p><p>　　2.4.2 液壓泵的流量 </p><p>　　由流量圖2（

31、b）可知，在快進時，最大流量值為23L／min,</p><p>　　取K=1.1，則可計算泵的最大流量</p><p><b>　　≥K(∑)max</b></p><p>　　=1.1×23L／min=25.3L／min </p><p>　　在工進時，最小流量值為0.39 L／min.為保證工進時系統(tǒng)壓力

32、較穩(wěn)定，應考慮溢流閥有一定的最小溢流量，取最小溢流量為1 L／min（約0.017×10-3m3／s）故</p><p>　　小流量泵應取1.39L／min</p><p>　　根據以上計算數值，選用公稱流量分別為18L／min、12L／min；公稱壓力為70MPa壓力的雙聯(lián)葉片泵。</p><p>　　2.4.3 選擇電機 </p>&

33、lt;p>　　由功率圖2（c）可知，最大功率出現在快退階段，其數值按下式計算</p><p>　　Pp= Pp2（qv1+ qv2）／ηp=1.35×106（0.2+0.3）×10-3／0.75=993W</p><p>　　式中 qv1——大泵流量，qv1=18 L／min（約0.3×10-3m3／s）</p><p>　　

34、qv2——小泵流量，qv2=12L／min（約0.2×10-3m3／s）</p><p>　　ηp——液壓泵總效率，取ηp =0.75。</p><p>　　圖2 </p><p><b>　　(a)</b></p><p

35、><b>　?。╞）</b></p><p><b>　　(c)</b></p><p>　　根據快退階段所需功率993W及雙聯(lián)葉片泵要求的轉速，選用功率為1.1KWJ52－6型的異步電機。</p><p>　　2.5閥類元件的選擇 </p><p>　　閥類元件的選擇是根據閥的最大工作壓力

36、和流經閥的最大流量來選擇閥的規(guī)格。即所選用的閥類元件的額定壓力和額定流量要大于系統(tǒng)的最高工作壓力及實際通過閥的最大流量。在條件不允許時，可適當增大通過閥的流量，但不得超過閥的額定流量的20%，否則會引起壓力損失過大。具體地講選擇壓力閥時應考慮調壓范圍，選擇流量閥時應注意其最小穩(wěn)定流量，選擇換向閥時除應考慮壓力、流量外，還應考慮其中位機能及操作方式。</p><p>　　根據液壓泵的工作壓力和通過閥的實際流量，選擇

37、各種液壓元件和輔助元件的規(guī)格。</p><p><b>　　表-1液壓元件說明</b></p><p>　　注：以上元件除液壓泵、濾油器外，均為板式連接。</p><p>　　2.6 確定管道尺寸 </p><p>　　液壓缸進、出油管的管徑應按輸入、輸出的最大流量計算，由于液壓泵具體選定之后，液壓缸在各個階段的進、出

38、流量以與原定數值不同，所以要重新計算。管路內徑的選擇是以降低流動造成的壓力損失為前提的，液壓管路中流體的流動多為層流，壓力損失正比于油液在管路中的平均流速，因此根據流速確定管徑是常用的簡便方法</p><p>　　由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接時，油管內通油量較大，其實際流量 </p><p>　　qv ≈24 L／min(0.5×10-3m3／s),取允許流速u=0.5m／s,則主壓

39、力油管d</p><p><b>　　用下式計算</b></p><p><b>　　d=</b></p><p>　　圓整化，取d=12mm。</p><p>　　油管壁厚一般不需計算，根據選用的管材和管內徑查液壓傳動手冊的有關表格得管的壁厚δ。</p><p>　　選用1

40、4mm×12mm冷拔無縫鋼管。</p><p>　　其它油管按元件連接口尺寸決定尺寸，測壓管選用4mm×3mm紫銅管或鋁管。管接頭選用卡套式管接頭，其規(guī)格按油管通徑選取。</p><p>　　3 液壓缸主要零部件設計</p><p>　　3.1 液壓缸各階段工作負載計算：</p><p>　?。ㄈˇ莄m=0.9）</

41、p><p>　?。?）啟動時 F1=/ηcm=1962/0.9=2180N</p><p>　?。?）加速時 F2=（+）/ηcm=（981+4004）/0.9=5538N</p><p>　　（3）快進時 F3=/ηcm=981/0.9N=1090N</p><p>　?。?）工進時 F4=(+)/ηcm=(28000+981)

42、/0.9N=32201N</p><p>　　（5）快退時 F5=/ηcm=981/0.9N=1090N</p><p>　　3.2確定液壓缸的工作壓力</p><p>　　參考課本資料,初選液壓缸工作壓力p1=40×106 Pa</p><p>　　3.3 確定缸筒內徑D，活塞桿直徑d</p><p>

43、　　A=Fmax／pη=7276</p><p><b>　　D=</b></p><p>　　按GB/T2348——1993，取D=100mm</p><p>　　d=0.71D=71mm</p><p>　　按GB/T2348——1993，取d=70mm</p><p>　　3.4 液壓缸實際

44、有效面積計算</p><p>　　無桿腔面積 A1=πD2/4=3.14×1002/4 mm2=7850mm2</p><p>　　有桿腔面積 A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1002－702）/4 mm2=4004 mm2</p><p>　　活塞桿面積 A3=πD2/4=3.14×702/4 mm2=384

45、6 mm2</p><p>　　3.5 最低穩(wěn)定速度驗算</p><p>　　最低穩(wěn)定速度為工進時u=50mm/min，工進采用無桿腔進油，單向行程調速閥調速，查得最小穩(wěn)定流量qmin=0.1L/min</p><p>　　A1≥qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2</p><p>　　滿足最低穩(wěn)定速度要求。&

46、lt;/p><p>　　3.6 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量、功率列于表-2</p><p>　　表-2液壓缸壓力、流量、功率計算</p><p>　　3.7繪制動力滑臺負載循環(huán)圖，速度循環(huán)圖</p><p>　　4 液壓泵型式的選擇 </p><p>　　由工況圖可知，系統(tǒng)循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量

47、兩個階段組成，而且是順序進行的。從提高系統(tǒng)效率考慮，選用限壓式變量葉片或雙聯(lián)葉片泵教適宜。將兩者進行比較（見表-3）故采用雙聯(lián)葉片泵較好。</p><p><b>　　表-3</b></p><p>　　4.1 選擇液壓回路</p><p>　?。?）調速回路的選擇</p><p>　　由工況圖可知，該液壓系統(tǒng)效率較小

48、，工作負載變化不大，故可選用節(jié)流調速方式，由于鉆孔屬于連續(xù)切削而且是正負載，故采用進口節(jié)流調速為好，為防止共建鉆通時，工作負載突然小時而引起前沖現象，應在回油路上加背油閥。</p><p>　?。?）快速運動回路與速度環(huán)節(jié)回路的</p><p>　　選用差動型液壓缸實現“快、慢、快”的回路。由于快進轉工進時有平穩(wěn)性要求，故采用行程閥工進轉快退則利用壓力繼電器來實現。</p>

49、<p>　?。?）壓力控制回路的選擇</p><p>　　由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了觀察調整壓力，載液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點。</p><p>　　4.2液壓工作原理：</p><p><b>　　(1)快速前進</b></p&

50、gt;<p>　　按下起動按鈕，電磁經鐵1YA通電，電磁換向閥A的左拉接入回路，液動換向閥B在制油液的作用下其左位接入系統(tǒng)工作，這時系統(tǒng)中油液的通路為：</p><p>　　進油路：過濾器1→變量泵1→ 換向閥A→單向閥C→換向閥B左端</p><p>　　回油路：換向閥右端→節(jié)流閥F→換向閥A→油箱。</p><p>　　于是，換向閥B的閥芯右移，使

51、其左位接入系統(tǒng)。</p><p><b>　　主油路</b></p><p>　　進油路：過濾器1→變量泵1→單向閥3→換向閥B→行程閥11→液壓缸左腔。</p><p>　　回油路：液壓缸右腔→換向閥B→單向閥6→行程閥11→液壓缸左腔，形成差動連接。</p><p>　　此時由于負載較小，液壓系統(tǒng)的工作壓力較低，所以

52、液控順序閥5關閉，液壓缸形成差動連接，又因變量泵2在低壓下輸出流量為最大，所以動力滑臺完成快速前進。</p><p><b>　　（2）工作進給</b></p><p>　　當滑臺運動到預定位置時，控制擋鐵壓下行程閥11。切斷了快進油路，電液動換向閥7的工作狀態(tài)不變(閥B和閥A的左位仍接入系統(tǒng)工作)，壓力油須經調速閥8、二位二通電磁12才能進入液壓缸的左腔，由于油液流

53、經調速閥而使系統(tǒng)壓力升高，于是液控順序閥5打開，單向閥6關閉，使液壓缸右腔的油液經閥5、背壓閥4流回油箱，使滑臺轉換為工作進給運動。其主要油路：</p><p><b>　　進油路：</b></p><p>　　過濾器1 →變量泵2→單向閥3→換向閥B →調速閥8→電磁閥12→液壓缸左腔。</p><p><b>　　回油路：<

54、/b></p><p>　　液壓缸右腔 →換向閥B→順序閥5→背壓閥4→油箱。</p><p>　　因為工作進給時系統(tǒng)壓力升高，所以變量泵2的輸出流量便自動減小，以適應工作進給的城要，進給速率的大小由調速閥8來調節(jié)。</p><p><b>　?。?）快速退回</b></p><p>　　時間繼電器延時發(fā)出信號，使

55、電磁鐵YA停電，2YA通電，這時換向閥A的右位接入回路，控制油液換向閥B的右位拉入系統(tǒng)工作，此時，由于滑臺返回的負載小，系統(tǒng)壓力較低，變量泵2的流量自動增大至最大，所以動力滑臺快速退回。這時系統(tǒng)油液的通路為：</p><p><b>　　控制油路</b></p><p><b>　　進油路：</b></p><p>　　過

56、濾器1→變量泵2→換向閥A→單向閥D→換向閥B右端。</p><p><b>　　回油路：</b></p><p>　　換向閥B左端→節(jié)流閥E→換向閥A→油箱。</p><p><b>　　主油路</b></p><p><b>　　進油路：</b></p>&l

57、t;p>　　過濾器1→變量泵2→單向閥3→換向閥B→液壓缸右腔。</p><p><b>　　回油路：</b></p><p>　　液壓缸左腔→單向閥10→換向閥B→油箱。</p><p>　　動力滑臺快速后退，當其快退到一定位置(即工進的起始位置)時，行程閥11復位，使回油路更為暢通，但不影響快速退回動作。</p><

58、;p><b>　　（4）原位停止</b></p><p>　　當滑臺退回到原位時，擋鐵壓下行程開關而發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥A、B都處于中位，液壓缸失去動力源，滑臺停止運動。變量泵2輸出的油液經單向閥3、換向閥B流回油箱，液壓泵卸荷。單向閥3使泵卸荷時，控制油路中仍保持一定的壓力。這樣，當電磁換向閥A通電時，可保證液動換向閥B能正常工作。</p><p>

59、<b>　　表-4系統(tǒng)工作循環(huán)</b></p><p>　　5 液壓系統(tǒng)的性能驗算</p><p>　　必要時，對液壓系統(tǒng)的壓力損失和發(fā)熱溫升要進行驗算，如果有經過生產實踐考驗的同類設備可供類比參考，或有可靠的實驗結果，那么液壓可以不再進行驗算</p><p>　　5.1管路系統(tǒng)壓力損失驗算 </p><p>　　由于有

60、同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下：</p><p>　　5.1.1 判斷油流類型 </p><p>　　利用下式計算出雷諾數</p><p>　　Re=1.273×104／=1.273×0.0065×10-3×104／1.2×10-3/1.5≈66

61、<2000</p><p><b>　　為層流。</b></p><p>　　5.1.2 沿程壓力損失∑△P1 </p><p>　　利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。</p><p><b>　?。?）進油路上</b></p><p>

62、　　△P1=4.4×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0065×10-3／124Pa</p><p>　　=0.0313×105Pa</p><p><b>　　（2）回油路上</b></p><p>　　其流量 qv=0.75 L／m

63、in（0.0125×10-3m3／s）（差動液壓缸A1≈2A2）,</p><p><b>　　壓力損失為</b></p><p>　　△P1=4.3×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa</p><p>　　=0

64、.01532×105Pa</p><p>　　由于是差動液壓缸，且A1≈2A2，故回油路的損失只有一半折合到進油腔，所以</p><p>　　工進時總的沿程損失為</p><p>　　∑△P1=（0.03103+0.5×0.01532）×105Pa=0.039×105Pa</p><p>　　5.1.3

65、 局部壓力損失∑△P2 </p><p>　　由于采用液壓裝置為集成塊式，故考慮閥類元件和集成塊內的壓力損失。</p><p>　　為方便起見，將工進時油流通過各種閥的流量和壓力損失列于下表-5</p><p>　　表-5閥的流量和壓力損失</p><p>　　計算各閥局部壓力損失之和∑△Pv如下</p><p>

66、　　∑△Pv=[2×105×（0.39／25）2+2×105×（0.39／25）+5×105+0.5×1.5×（0.39／25）2+0.5×6×105]Pa=8.1×105Pa</p><p>　　取油流通過集成塊時的壓力損失為</p><p>　　∑△PJ=0.3×105Pa&l

67、t;/p><p>　　故工進時總的局部壓力損失為</p><p>　　∑△P2=（8.1+0.3）×105Pa=8.4×105Pa</p><p><b>　　所以 </b></p><p>　　∑△P=（0.5+8.4）×105Pa=9×105Pa</p><p

68、>　　這個數值加上液壓缸的工作壓力（由外負載決定的壓力）和壓力繼電器要求系統(tǒng)調高的壓力（取其值為5×105Pa），可作為溢流閥調整壓力的參考數據。其壓力調整值p為</p><p>　　P= ∑△P＋P1＋5×105</p><p>　　式中 P1——液壓缸工進時克服外負載所需壓力。</p><p><b>　　而</b&

69、gt;</p><p>　　P1= F0／A1=32744／7850×10-6Pa=41.7×105Pa</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　P=（41.7+9+5）×105Pa=55.7×105Pa</p><p>　　這個值比估算的溢流閥調整壓力值67

70、×105Pa小。因此，主油路上的元件和油管直徑均可不變。</p><p>　　5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算 </p><p>　　本機床的工作時間主要是工進工況，為簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。</p><p>　　5.2.1 液壓泵的輸入功率 </p><p>　　工進時小流量泵的壓力P

71、p1=54×105Pa，流量</p><p>　　qvp1=12L／min (0.2×10-3m3／s)</p><p><b>　　小流量泵的功率為</b></p><p>　　P1= Pp1qvp1／ηp=54×0.2×102／0.75W=1440W</p><p>　　式中

72、 ηp——液壓泵的總效率。</p><p>　　工進時大流量泵卸荷，順序閥的壓力損失△P=1.5×105Pa，即大流量泵的工作壓力Pp2=1.5×105Pa，流量qvp2=18L／min (0.3×10-3m3／s)大流量泵的功率P2為</p><p>　　P2= Pp2qvp2／ηp=1.5×0.3×102／0.75W=60W</

73、p><p>　　故雙聯(lián)泵的合計輸出功率Pi為</p><p>　　Pi= P1+ P2=1440+60W=2040W</p><p>　　5.2.2 有效功率 </p><p>　　工進時，液壓缸的負載F=32744N，取工進速度v=0.00083×10-3m／s</p><p><b>　　輸出功

74、率P0為</b></p><p>　　P0=Fv=32744×0.00083W=27W</p><p>　　5.2.3 系統(tǒng)發(fā)熱功率Ph </p><p>　　系統(tǒng)總的發(fā)熱功率Ph為</p><p>　　Ph= P i－P0=2013W</p><p>　　5.2.4 散熱面積 </p

75、><p>　　油箱容積V=210L，油箱近似散熱面積A為</p><p><b>　　A=0.065</b></p><p>　　5.2.5 油液溫升△t </p><p>　　假定采用風冷，取油箱的傳熱系數K t =23W／(㎡.℃),可得</p><p><b>　　油液溫升為<

76、;/b></p><p>　　t= Ph／∑K t A=1198／（23×2.296）℃=22.7℃</p><p>　　設夏天的室溫為30℃，則油溫為（30+22.7）℃=52.7℃，沒有超過最高允許油溫（50～65℃）。</p><p>　　6 液壓缸的結構設計</p><p>　　液壓缸主要尺寸確定以后，就要進行各部分的

77、結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時可根據具體情況進行選擇。</p><p>　　6.1缸體與端蓋的連接形式</p><p>　　缸體端部和端蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件等因素有關。下表為常見的缸蓋連接形式。</p>

78、<p>　　6.2活塞桿與活塞的連接結構</p><p>　　下表為活塞缸與活塞的幾種常用的連接形式。分整體式結構和組合式結構。組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。</p><p>　　6.3活塞桿導向部分的結構</p><p>　　活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體

79、式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便與更換，所以應用較為普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，已可以安裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑。</p><p>　　活塞桿處的密封形式有O形、V形、Y形和YS形密封圈。為了清除活塞桿處外露部分沾附的灰塵，保證油液清潔及減少磨損，在端蓋外側增加防塵圈。常用的有無骨架防塵圈和J形橡膠密封圈，也可以用毛氈圈防塵。

80、具體結構參看表中的圖例。</p><p>　　6.4活塞及活塞桿處密封圈的選用</p><p>　　活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選側不同類型的密封圈。下表為幾種常用的密封圈及使用參數，供設計時參考。（插入圖表）</p><p>　　6.5液壓缸的緩沖裝置</p><p>　　液壓缸帶動

81、工作部件運動時，因運動件的質量較大，運動速度較高，則在到達行程終點時，會產生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋之間產生機械碰撞。為防止這種現象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。先介紹幾種常用的緩沖結構。</p><p>　　環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置</p><p>　　三角槽式節(jié)流緩沖裝置</p><p><b>　　可調節(jié)流緩沖裝置</b></

82、p><p>　　6.6液壓缸的排氣裝置</p><p>　　對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床液壓缸和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，如排氣閥等。</p><p>　　排氣裝置的結構有多種形式。常用的如圖所示兩種結果。</p><p>　　6.7液壓缸的安裝連接結構</p><p>　　液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結

83、構、液壓缸進出油口的連接等。</p><p><b>　　液壓缸的安裝形式</b></p><p>　　根據安裝位置和工作要求不同可有長螺栓安裝、腳架安裝、法蘭安裝、軸銷和耳環(huán)安裝等。</p><p>　?。?） 液壓缸進、出油口形式及大小的確定</p><p>　　液壓缸的進、出油口，可不置在端蓋或缸體上。對于活塞桿固

84、定的液壓缸，進、出油口可設置活塞桿端部。如果液壓缸無專用的排氣裝置，進、出油口應設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排除。進、出油口的形式一般選用螺孔或法蘭連接。先列出壓力小于16MPa小型系列單桿液壓缸螺孔連接油管安裝尺寸。</p><p>　　6.8液壓缸主要零件的材料和技術要求</p><p>　　液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋、導向套的材料和技術要求見下表。<

85、/p><p><b>　　結 束 語</b></p><p><b>　　謝 辭</b></p><p><b>　　文 獻</b></p><p>　　[1] ：朱新才.主編.液壓傳動與控制.重慶：重慶大學出版社.1990年</p><p>　　[2] ：

86、張利平.主編.液壓氣動系統(tǒng)及設計.北京：化學工業(yè)出版社.2005年</p><p>　　[3] ：楊培元.主編.液壓系統(tǒng)設計簡明手冊.北京：機械工業(yè)出版社.1994年</p><p>　　[4] ：林建亞、何存興.主編.液壓元件.北京：機械工業(yè)出版社.1998年</p><p>　　[5]:孟少農.機械加工工藝手冊第二卷北京：機械工業(yè)出版社.1991年</p&