鉆鏜液壓機床課程設(shè)計

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　緒論</b></p><p>　　1 鉆鏜液壓機床的設(shè)計</p><p>　　1.1機床的設(shè)計要求 </p><p>　　1.2 機床的設(shè)計參數(shù)</p><p>　　2 執(zhí)行元件的選擇 </p&g

2、t;<p><b>　　2.1分析系統(tǒng)工況</b></p><p><b>　　2.1.1工作負載</b></p><p>　　2.1.2 慣性負載 </p><p><b>　　2.1.3 阻力負</b></p><p>　　2.2負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制&

3、lt;/p><p>　　2.3主要參數(shù)的確定</p><p>　　2.3.1 初選液壓缸工作壓力</p><p>　　2.3.2 確定液壓缸主要尺寸 </p><p>　　2.3.3 計算最大流量需求</p><p>　　3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　3.1 速度控制回路的選擇<

4、/p><p>　　3.2 換向和速度換接回路的選擇</p><p>　　3.3 油源的選擇和能耗控制 </p><p>　　3.4 壓力控制回路的選擇</p><p>　　4 液壓元件的選擇 </p><p>　　4.1 確定液壓泵和電機規(guī)格</p><p>　　4.1.1計算液壓泵的最大工作壓力&

5、lt;/p><p>　　4.1.2計算總流量</p><p>　　4.1.3電機的選擇</p><p>　　4.2 閥類元件和輔助元件的選擇</p><p>　　4.2.1．閥類元件的選擇</p><p>　　4.2.2過濾器的選擇</p><p>　　4.2.3空氣濾清器的選擇</p>

6、;<p><b>　　4.3油管的選</b></p><p><b>　　4.4 油箱的設(shè)計</b></p><p>　　4.4.1油箱長寬高的確定</p><p>　　4.4.2隔板尺寸的確定</p><p>　　4.4.3各種油管的尺寸</p><p>　　

7、5 驗算液壓系統(tǒng)性能</p><p>　　5.1驗算系統(tǒng)壓力損失</p><p>　　5.1.1判斷流動狀態(tài)</p><p>　　5.1.2計算系統(tǒng)壓力損失 </p><p>　　5.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升</p><p><b>　　6 設(shè)計總結(jié) </b></p><p>

8、<b>　　7參考文獻</b></p><p><b>　　緒論</b></p><p>　　隨著科學(xué)技術(shù)和工業(yè)生產(chǎn)的飛躍發(fā)展，國民經(jīng)濟各個部門迫切需要各種各樣的質(zhì)量優(yōu)、性能好、能耗低、價格廉的液壓機床產(chǎn)品。其中，產(chǎn)品設(shè)計是決定產(chǎn)品性能、質(zhì)量、水平、市場競爭能力和經(jīng)濟效益的重要環(huán)節(jié)。產(chǎn)品的設(shè)計包括液壓系統(tǒng)的功能分析、工作原理方案設(shè)計和液壓傳動方案

9、設(shè)計等。這些設(shè)計內(nèi)容可作為液壓傳動課程設(shè)計的內(nèi)容。很明顯，液壓系統(tǒng)設(shè)計本身如果存在問題，常常屬于根本性的問題，可能造成液壓機床的災(zāi)難性的失誤。因此我們必須重視對學(xué)生進行液壓傳動設(shè)計能力的培養(yǎng)。</p><p>　　作為一種高效率的專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產(chǎn)中應(yīng)用廣泛。本次課程設(shè)計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計為例，介紹該組合機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計方法和設(shè)計步驟，其中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的工況

10、分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗算等。</p><p>　　組合機床是以通用部件為基礎(chǔ)，配以按工件特定外形和加工工藝設(shè)計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應(yīng)用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。組合機床通常采用多軸、多

11、刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具有結(jié)構(gòu)簡單、動作靈活、操作方便、調(diào)速范圍大、可無級連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應(yīng)用。</p><p>　　1 鉆鏜液壓機床的設(shè)計</p><p>　　1.1機床的設(shè)計要求</p><p>　　設(shè)計一臺鉆鏜兩用組合機床的

12、液壓系統(tǒng)。</p><p>　　鉆鏜系統(tǒng)的工作循環(huán)時快進→工進→快退→停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：最大切削力18000N，移動部件總重量25000N；最大行程400mm（其中工進行程180mm）；快進、快退的速度為4.5m/min，工進速度應(yīng)在（20~120）mm/min范圍內(nèi)無級調(diào)速；啟動換向時間△t＝0.05s，采用水平放置的導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)fs＝0.2；動摩擦系數(shù)fd＝0.1。機械效率取0.9。

13、</p><p>　　1.2 機床的設(shè)計參數(shù)。</p><p>　　系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導(dǎo)軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs = 0.2、fd = 0.1。l1=220mm，l2=180mm，l3=400mm其主要設(shè)計參數(shù)如表1-1。</p><p><b>　　表1-1</b></p><p><

14、b>　　2 執(zhí)行元件的選擇</b></p><p><b>　　2.1分析系統(tǒng)工況</b></p><p><b>　　2.1.1工作負載</b></p><p>　　鉆鏜兩用組合機床的液壓系統(tǒng)中，鉆鏜的軸向切削力為Ft。根據(jù)題意，最大切削力為18000N，則有Ft18000N。</p>&

15、lt;p><b>　　2.1.2慣性負載</b></p><p>　　慣性負載 Fmm2.1.3阻力負載，靜摩擦阻力 Ffs0.2250005000N 動摩擦阻力 Ffd0.1250002500N。由此可得出液壓缸的在各工作階段的負載如表2-1。</p><p><b>　　表2-1</b></p><p>　　vt

16、25004.5600.053750N</p><p>　　注：1、此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響2、液壓缸的機械效率取m0.9</p><p>　　2.2負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制</p><p>　　根據(jù)表2-1中計算結(jié)果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖2-1所示。</p><p><b>　　F/N=5556&

17、lt;/b></p><p>　　圖2-1 圖2-1表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為22778N，其他工況下負載力相對較小。</p><p>　　所設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度V1=V2=4.5m/min、快進行程L1=400-180=220mm、工進行程L2=180mm、快退行程L3=400mm，工

18、進速度V2=100mm/min。根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖2-2所示。</p><p>　　運動速度4.5m/min</p><p>　　2-2組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖</p><p>　　2.3主要參數(shù)的確定</p><p>　　2.3.1 初選液壓缸工作壓力</p><p>　　

19、所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為22778N，其它工況時的負載都相對較低，參考表2-2和表2-3按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應(yīng)用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力p1=3MPa。</p><p>　　表2-2 按負載選擇工作壓力。</p><p>　　表2-3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力</p><p>　　2.3.2 確定液壓缸主要尺寸</

20、p><p>　　由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，</p><p>　　從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積A1是有桿腔工作面積A2兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直

21、徑D呈d = 0.707D的關(guān)系。</p><p>　　工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，執(zhí)行元件的背壓力如表2-4，從表中選取此背壓值為p2=0.8MPa</p><p>　　快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降△P，且有桿腔

22、的壓力必須大于無桿腔，估算時取△P≈0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值p2=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為</p><p>　　F/mA1p1A2p2A1p1(A1/2)p2，</p><p>　　式中：F ——負載力</p><p>　　m——液壓缸機械效率</p><p>　　A1——液壓缸無桿腔的有效作

23、用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力 p2——液壓有無桿腔壓力</p><p>　　因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為</p><p>　　A1Fm/(P1P22)2277810/(360.82)0.0088m</p><p><b>　　2液壓缸缸筒直徑為</b></p>&l

24、t;p>　　D4A140.0088106106mm</p><p>　　由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×106=74.95mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺</p><p>　　寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，查表2-5和表2-6圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=

25、80mm。</p><p>　　表5 按工作壓力選取d/D</p><p>　　表6 按速比要求確定d/D</p><p>　　注： 1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。</p><p>　　此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：</p><p><b>　　232</b>

26、</p><p>　　A1D/49.510m</p><p><b>　　2232</b></p><p>　　A2(Dd)/44.4810m</p><p>　　2.3.3 計算最大流量需求</p><p>　　工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為</p>

27、<p>　　q快進 =（A1-A2）×v1=22.59L/min</p><p>　　工作臺在快退過程中所需要的流量為</p><p>　　q快退 =A2×v2=20.16L/min</p><p>　　工作臺在工進過程中所需要的流量為</p><p>　　q工進 =A1×v1’=0.19~1.14

28、L/min</p><p>　　其中最大流量為快進流量為22.59L/min。</p><p>　　根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表3所示。</p><p>　　把表2-5中計算結(jié)果繪制成工況圖，如圖2-3所示</p><p><b>　　p/MPa</b>&l

29、t;/p><p>　　P/kWq/L?min</p><p><b>　　-1</b></p><p><b>　　1.5</b></p><p>　　圖2-3 組合機床液壓缸工況圖</p><p>　　3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　根據(jù)組合

30、機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)和工況分析，所設(shè)計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設(shè)計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。</p><p>　　3.1 速度控制回路的選擇</p><p>　　工況圖2-3表明，所設(shè)計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)

31、過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結(jié)構(gòu)簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及

32、孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設(shè)置背壓閥。由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。</p><p>　　3.2 換向和速度換接回路的選擇</p><p>　　所設(shè)計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路

33、即可。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調(diào)整方便和便于增設(shè)液壓夾緊支路，應(yīng)考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由22.59 L/min降為0.19~1.14 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖3-1所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。為了控制軸向加工尺寸

34、，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉(zhuǎn)換控制。</p><p><b>　　a.換向回路</b></p><p><b>　　b.速度換接回路</b></p><p>　　圖3-1 換向和速度切換回路的選擇</p><p>　　3.3 油源的選擇和能耗控制</p>&l

35、t;p>　　表2-5表明，本設(shè)計多軸鉆床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進、快退時的低壓大流量供油和工進時的高壓小流量供油兩種工況，若采用單個定量泵供油，顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。在液壓系統(tǒng)的流量、方向和壓力等關(guān)鍵參數(shù)確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達到節(jié)能和降低生產(chǎn)成本的目的。</p><p>　　在圖4工況圖的一個工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸在快進和快退行程中要求油源以低壓大流量供油

36、，工進行程中油源以高壓小流量供油。其中最大流量與最小流量之</p><p>　　比qmax/qmin22.59/0.19118.9，而快進和快退所需的時間t1與工進所需</p><p><b>　　的時間t2分別為：</b></p><p>　　t1(l1/1)(l3/3)[(60220)/(4.51000)(60400)/(51000)]8.

37、27s</p><p>　　t2(l2/2)(60180)/(20~120)(90~540)s</p><p>　　上述數(shù)據(jù)表明，在一個工作循環(huán)中，液壓油源在大部分時間都處于高壓小流量供油狀態(tài)，只有小部分時間工作在低壓大流量供油狀態(tài)。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設(shè)計顯然是不合理的。

38、</p><p>　　如果采用單個定量泵供油方式，液壓泵所輸出的流量假設(shè)為液壓缸所需要的最大流量25.1L/min，假設(shè)忽略油路中的所有壓力和流量損失，液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為</p><p>　　快進時 P=122.59=0.377Kw</p><p>　　工進時P=pqmax=2.7822.59=1.05Kw</p>&l

39、t;p>　　快退時 P=1.8922.59=0.72Kw</p><p>　　如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為</p><p>　　快進時 P=122.59=0.377Kw</p><p>　　工進時，大泵卸荷，大泵出口

40、供油壓力幾近于零，因此</p><p>　　P=pqmax=2.7822.59=1.05Kw</p><p>　　快退時 P=1.8922.59=0.72Kw</p><p>　　除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產(chǎn)成本，如圖3

41、-2所示</p><p>　　3.4 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(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設(shè)測壓點。</p><p>　　將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖3

42、-3所示。</p><p>　　為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥7，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥8起背壓閥的作用。</p><p>　　為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。</p><p>　　考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔

43、與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。</p><p>　　在進油路上設(shè)有壓力表開關(guān)和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關(guān)控制即可。</p><p><b>　　快 進</b></p><p><b>　　動 作名

44、 稱</b></p><p>　　磁鐵工作狀態(tài)液壓元件工作狀態(tài)</p><p>　　溢流閥9關(guān) 閉打 開關(guān) 閉關(guān) 閉</p><p>　　換向閥2左 位左 位右 位中 位</p><p><b>　　信 號 來 源</b></p><p><b>　　1YA</b>

45、;</p><p>　　起 動 按 紐擋板壓下行程閥3壓力繼電器14發(fā)出信號擋塊壓下終點開關(guān)</p><p><b>　　2YA</b></p><p>　　行程閥3下 位上 位下 位下 位</p><p>　　快 進工 進快 退停 止</p><p>　　圖3-3(b) 液壓系統(tǒng)原理圖</

46、p><p>　　1—雙聯(lián)葉片泵 2—三位五通電液閥 3—行程閥 4—調(diào)速閥 5、6、10、13—單向閥 7—順序閥</p><p>　　8—背壓閥 9—溢流閥 11—過濾器</p><p>　　12—壓力開關(guān) 14—壓力繼電器</p><p><b>　　4 液壓元件的選擇</b></p><p>　

47、　本設(shè)計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。</p><p>　　4.1 確定液壓泵和電機規(guī)格</p><p>　　4.1.1計算液壓泵的最大工作壓力</p><p>　　由于本設(shè)計采用雙泵供油方式，根據(jù)圖2-3液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作

48、壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。</p><p>　　根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。</p><p>　　對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失p0.8MPa，同時考慮到壓力繼電器的可

49、靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為</p><p>　　大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖2-3表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： pp1pmaxp損p繼電器(2.880.80.5)MPa4.18MPa</p><p>　　pp2(p1p損)(1.8

50、90.5)MPa2.39MPa</p><p>　　4.1.2計算總流量</p><p>　　表2-5表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應(yīng)向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工作階段，為22.59 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：</p><p>　　qp1.122.59L/min24.85L/min<

51、;/p><p>　　工作進給時，液壓缸所需流量約為1.9 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應(yīng)為4.9L/min。</p><p>　　據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，查閱液壓設(shè)計手冊，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設(shè)計要求，因此選取PV2R126/26型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為26mL/r，若

52、取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉(zhuǎn)速n=940r/min時，小泵的輸出流量為 vp</p><p>　　qp小=69400.9/1000=5.076 L/min</p><p>　　該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。</p><p><b>　　大泵的輸出流量為</b></p><p>　　qp大=26*940*0

53、.9/1000=22.00L/min</p><p>　　雙泵供油的實際輸出流量為</p><p>　　qp=[(6+26)9400.9/1000]L/min27.1 L/min</p><p>　　該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。</p><p>　　液壓泵參數(shù)如表4-1所示。</p><p>　　4.1.3電機

54、的選擇</p><p>　　由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.39MPa，流量為27.1L/min。取泵的總效率0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： p</p><p><b>　　Pppqp</b></p><p>　　p2.3927.1600.75KW1.44KW</p><p>　　根據(jù)

55、上述功率計算數(shù)據(jù)，按JB/T9616-1999，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率p1.5KW，額定轉(zhuǎn)速n940r/min。 nn</p><p>　　4.2 閥類元件和輔助元件的選擇</p><p>　　圖3-3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。</p><p>　　4.2.1．閥類元件的選擇</

56、p><p>　　根據(jù)上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖3-3初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調(diào)速閥的選擇應(yīng)考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應(yīng)小于液壓缸工進所需流量。通過圖3-3中4個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。</p><p>　　圖3-3中溢流閥9、背壓閥8和順序閥7的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作

57、用是調(diào)定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應(yīng)選擇先導(dǎo)式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥7用于使大流量液壓泵卸荷，因此應(yīng)選擇外控式。背壓閥8的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設(shè)計所選擇方案如表4-2所示，表中給出了各種液壓閥的型號及 </p><p>　　表4-2 閥類元件的選擇</p><p>　　4.2.2過濾器

58、的選擇</p><p>　　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(shè)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</p><p>　　q過濾器q泵入2.5(272.5)L/min67.5L/min</p><p>　　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4-3所示。</p

59、><p>　　表4-3 通用型WU系列網(wǎng)式吸油中過濾器參數(shù)</p><p>　　4.2.3空氣濾清器的選擇</p><p>　　按照空氣濾清器的流量至少為液壓泵額定流量2倍的原則，即有</p><p>　　q過濾器2qp227.1L/min54.2/min</p><p>　　選用EF系列液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表4-

60、4所示</p><p><b>　　4.3油管的選擇</b></p><p>　　圖3-3中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應(yīng)對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表4-5所示。</p><p&

61、gt;　　根據(jù)表4-5中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：</p><p><b>　　d2</b></p><p>　　19.04mmm13.85mm，</p><p><b>　　d2</b></p><p>　　因此與液壓缸相連的兩根油管