購買設(shè)計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預(yù)覽，，資料完整，充值下載就能得到。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763
鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 I 目 錄 一 課程設(shè)計任務(wù)書 1 1 1 設(shè)計要求 1 1 2 設(shè)計參數(shù) 1 1 3 設(shè)計內(nèi)容 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(shè)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(shè)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(dǎo)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 14sd 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(shè)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 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 1 一 課程設(shè)計任務(wù)書 1 1 設(shè)計要求 設(shè)計一臺鉆鏜機床液壓系統(tǒng) 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) 采用平導(dǎo)軌 1 2 設(shè)計參數(shù) 設(shè)計參數(shù)見表 1 其中 進給缸負載力 KN FL 工作臺液壓缸移動件重力 KN G 工作 臺快進速度 m min V1 工作臺快退速度 m min V3 工作臺工進速度 mm min V2 工作臺液壓缸快進行程 mm L1 導(dǎo)軌面靜摩擦系數(shù) s 0 2 工作臺液壓缸工進行程 mm L2 導(dǎo)軌面動摩擦系數(shù) d 0 1 工作臺啟動時間 S t 0 3 夾緊缸負載力 1 9KN 工作臺及夾具重量 0 6KN 液壓缸效率為 0 9 表 1 設(shè)計參數(shù) 序號 FL G V1 V3 V2 L1 L2 11 30 2 5 4 5 5 1 46 290 90 1 3 設(shè)計內(nèi)容 1 液壓系統(tǒng)原理圖 A1 2 液壓缸裝配圖 1 張 A1 3 電氣控制線路圖 1 張 A1 4 設(shè)計說明書 1 份 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 2 二 液壓系統(tǒng)工況分析 2 1 工作參數(shù) 選定專用鉆鏜機床的要求參數(shù)如下 要求工作循環(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) 進給缸負載力 FL 30 KN 工作臺液壓缸移動件重力 G 2 5 KN 工作臺快進速度 V1 4 5 m min 工作臺快退速度 V3 5 1 m min 工作臺工進速度 V2 46 mm min 工作臺液壓缸快進行程 L1 290 mm 導(dǎo)軌面靜摩擦系數(shù) s 0 2 工作臺液壓缸工進行程 L2 90 mm 導(dǎo)軌面動摩擦系數(shù) d 0 1 工作臺啟動時間 t 0 3 S 夾緊缸負載力 1 9KN 工作臺及夾具重量 0 6KN 液壓缸效率為 0 9 2 2 系統(tǒng)工況分析 2 2 1 運動分析 根據(jù)設(shè)計要求 該專用鉆鏜機床的工作循環(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 4 5m min 快退速度為 V3 5 1m min 工進速度為 V2 00 046m min 繪制運動部件的速度循環(huán)圖如圖 2 1 所示 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 3 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(shè)計中工進 工作負載為 Fw 30000N 2 導(dǎo)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(dǎo)軌 Ff 可以由下式求的 Ff f G FRn G 運動部件重力 3100N FRn 垂直于導(dǎo)軌的工作負載 此設(shè)計中為零 f 導(dǎo)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 3100N 620N Ffa 0 1 3100N 310N 上式中 Ffs 為靜摩擦力 Ffa 為動摩擦力 3 運動部件速度變化時的慣性負載 Fa 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 4 Fa Ggvt 式中 g 重力加速度 加速或減速時間 本設(shè)計中 0 3s t t 時間內(nèi)的速度變化量 vt 故 Fa N 79N3109 84 56 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 699 2 快進 F Ffa 310 3 工進 F Fw Ffa 30310 4 快退啟動加速 F Ffs Fa 699 5 快退 F Ffa 310 圖 2 2 負載循環(huán)圖 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 5 三 液壓系統(tǒng)總體設(shè)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 50 工作壓力 MPa 0 8 1 1 5 2 2 5 3 3 4 4 5 5 表 3 2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機 床設(shè)備 類型 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 農(nóng)業(yè)機械或 中型 工程機械 液壓機 重型 機械等 工作壓力 0 8 2 0 3 5 2 8 8 10 10 16 20 32 所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大 其值為 30310N 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(yīng)用場合來選 擇工作壓力的方法 初選液壓缸的工作壓力 MPap31 在鏜孔加工時 為了防止孔被鏜通時負載突然消失而產(chǎn)生的鏜頭前沖 液 壓缸回油腔應(yīng)有一定的背壓 查液壓工程手冊 回油路帶背壓閥 取 背壓為 MPap5 02 表 3 3 執(zhí)行元件背壓的估計值 系 統(tǒng) 類 型 背壓 p1 MPa 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 中 低壓系統(tǒng) 0 8MPa 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(fù)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 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 6 規(guī)定了 的關(guān)系 由此求得液壓缸無桿腔面積為 dD2 24 211 106 2 5 03 9 1 mNpFAm D87 12446 41 md3 87 2 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(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 由此計算出液壓缸 的實際有效面積為 2221 7 145cmA 2222 590 dD 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 minA 即 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 7 A min iniqv 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minq 查得 液壓缸的最低速度 由設(shè)計要求給定 inv 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minA 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 minqv 30 51 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 min 62 85 4 197 2 12 LvAq i 06 n 35932Lv 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 MPaApFpm 63 01 597120 8421 快 進 m 20 04621 工 進 MPaApFpm 11 59 72 84621 快 退 3 計算各工作階段系統(tǒng)輸入功率 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 8 KWqpP43 052 126 8 快 退快 退快 退 工 進工 進工 進 快 進快 進快 進 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 NmF 回油腔壓力 MPa2p工作腔壓力 MPa1p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 9 0 m 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(shè)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(yīng)有一定的背壓 故可采用回油路調(diào)速閥調(diào)速回路 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 9 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(shè)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 svLt 4 8106 530 42931 工進時間為 svt 716 2 則有 93 0815472 t 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 現(xiàn)確定定量泵方案 如圖 3 3 所示 圖 3 3 泵供油油源 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 10 3 換向回路 此鉆鏜機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 滑臺在由停止轉(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(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 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 11 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 鉆鏜機床液壓系統(tǒng)圖 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 12 四 液壓缸的設(shè)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 2ypD 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 yp 額定壓力 16Mpa 取 1 5 MPa nypn1 534 缸筒材料的許用應(yīng)力 其中 為材料抗拉剛度 bnb n 為安全系數(shù) 一般取 n 5 的值為 鍛鋼 110 120 MPa 鑄鋼 bb b 100 110 MPa 無縫鋼管 110 110 MPa 高強度鑄鐵 60MPa b 灰鑄鐵 25MPa b 對于 D 10 時 應(yīng)該按材料力學(xué)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 0 4123ypD 液壓缸壁厚算出后 即可以求出缸體的外徑 為 11D2 式中 值應(yīng)該按無縫鋼管標(biāo)準(zhǔn) 或者按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 1D 在設(shè)計中 取試驗壓力為最大工作壓力的 1 5 倍 即 1 5 3MPa yp 4 5MPa 而缸筒材料許用應(yīng)力取為 100 MPa b 應(yīng)用公式 得 2yp 4 512 06 m 下面確定缸體的外徑 缸體的外徑 125 2 14 06mm 1D 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 13 153 12mm 在液壓傳動設(shè)計手冊中查得選取標(biāo)準(zhǔn)值 155mm 在根據(jù)內(nèi)徑1D D 和外徑 重新計算壁厚 mm 15mm 1 12D 52 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(biāo)準(zhǔn)值 表 4 1 液壓缸活塞行程參數(shù)系列 mm 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 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 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 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 20 43yptD 有孔時 20 ytd 式中 缸蓋有效厚度 m t 缸蓋止口內(nèi)徑 m 2D 缸蓋孔的直徑 m 0d 在此次設(shè)計中 利用上式計算可取 t 40mm 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 14 4 4 最小導(dǎo)向長度的確定 對于一般的液壓缸 最小導(dǎo)向長度 H 應(yīng)滿足以下要求20LDH 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)向長度 H 如果過分增大 和 B 都是不適宜的 必要時可1l 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(dǎo)向長度 H 決定 即 12ClB 在此設(shè)計中 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 0LD 20L 4125 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)1l 液壓缸內(nèi)徑 D 而定 當(dāng) D 80mm 時 取 1 6 l 當(dāng) D 80mm 時 取 0d 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(yīng)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(yīng)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 sd 液壓缸固定螺栓直徑 按照下式計算 s 5 2skFdZ 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 12 1 5 根據(jù)上式求得 10 3mm 5 2skFdZ 13286740 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 15 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 MPap4 3806 2 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 min 1 402 385 1Lqp 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(dāng)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)8 0 p 動液壓泵所需電動機功率為 KWPp72 18 043 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 KWPn2 min 96rn 5 2 油箱的設(shè)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 pq 200L 280L 取 V 250L 式中 V 液壓油箱的有效容積 pq 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 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 16 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 規(guī)格序 號 元件名稱 通過的最 大流量 L min 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 min 960rn 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(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 min 105 2Lq 泵 輸 入過 濾 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(shè)備不受雜質(zhì)的影響 但增長了油泵的吸 油阻力 而且當(dāng)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(shè)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 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 17 表 5 2 通用型 WU 系列網(wǎng)式吸油中過濾器參數(shù) 尺寸 型號 通徑 mm 公稱流量 minL過濾精度 M d H D 1d WU 65 80 J 32 125 63 32 120 56 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(yīng)設(shè)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(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)計中 經(jīng)計算壓力表量程約為 MPa 根據(jù)75 3 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(yīng)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(yīng)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(shè)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 mvqd5 16302 81 3 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 mvqd8 163041 3 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) 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 18 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 min24qd 320 5614 管道流動雷諾數(shù) 為 1111Re1vd391 25 2300 可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流 其沿程阻力系數(shù)1e 0 681 7e1 進油管道 BC 的沿程壓力損失為 Pa1p A2vld 22901 3 7 0 681 查閱換向閥 4WE6E50 AG24 的壓力損失 Pa 忽略油液通pA 6 5 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1p Pa Pa1p 1 A2p 660 1 10 6 0 2 工作進結(jié)時的回油路壓力損失 69 5cm s2v1 55 5Red69 52 1 392 7 回油管道的沿程壓力損失 為21p A Pa Pa21p A2vld 2290 65 39 60 1 查產(chǎn)品樣本知換向閥 3WE6A50 OAG24 的壓力損失 0 025 Pa 2p A6 換向閥 4WE6E50 OAG24 的壓力損失 0 025 Pa 調(diào)速閥 2FRM5 20 623p A610 的壓力損失為 0 5 Pa 24p A610 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 19 回油路總壓力損失 為2pA 0 05 0 025 0 025 0 5 Pa 2pA1 3 24 610 0 6 Pa610 3 變量泵出口處的壓力 p p21 cmFA 4665 9 510 0 1578 3 2 Pa60 4 快進時的壓力損失 快進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1p A cm s 590cm s1v24qd 32401 6 4721Rev59 1 0 1591 742 Pa Pa1p A2vld 22905 0 59 60 31 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12p A13 cm s 295cm s2v24qd 3201 6 2362Rev95 1 0 322 736 Pa Pa12p A2290 5 0 31 60 31 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 20 Pa Pa13p A2290 51 70 60 18 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 Pa21p A6 7 3WE6A50 OAG24 的壓力損失為 Pa0 據(jù)分析在差動連接中 泵的出口壓力 為p p12 A2p13 A212 AcmF Pa 642500 60 8 701 9 1 93 Pa 上述驗算表明 不需要修改原設(shè)計 1 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(dāng) v 10cm min 時 0 785L minq230 1 min4 30 7851 min 此時泵的效率為 0 1 泵的出口壓力為 3 2MPa 則有 kw 0 42 kwp輸 入 26 Fv kw 0 034kw輸 出 23105 此時的功率損失為 0 718 0 41kw 0 31kwP 輸 入 輸 出 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 A310 2cm 為 A 0 065 0 065 1 9223v2362 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 21 系統(tǒng)的溫升為 20 1 t PKA30 86192 數(shù)控機床油液溫升應(yīng)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(xué)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(shè)計 寧夏 寧夏人民出版社 5 陳秀寧 施高義 機械設(shè)計課程設(shè)計 浙江 浙江大學(xué)出版社 6 上海煤礦機械研究所 液壓傳動設(shè)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