液壓傳動課程設(shè)計 臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng)

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1、 廣東海洋共修才金禽癌 CUNJIN COLLEGE OF GUANGDONG OCEAN UNIVERSITY 課程設(shè)計說明書 （2016-2017學(xué)年第二學(xué)期） 課程名稱液壓傳動與控制技術(shù)課程設(shè)計 設(shè)計題目臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng) 院（系）機電工程系 專業(yè)班級14級機械設(shè)計制造及其自動化 x班 姓名陳瑞玲 學(xué)號 學(xué)141032100 地點教學(xué)樓B301 時間2017年5月25日— 2017年6月22日 成績：指導(dǎo)老師：藍(lán)瑩 目錄 目錄 液壓傳動與控制技術(shù)課程設(shè)計任務(wù)書 3 1概述 4 1.

2、1 課程設(shè)計的目的 4 1.2 課程設(shè)計的要求 4 2.液壓系統(tǒng)設(shè)計 4 2.1 設(shè)計要求及工況分析 4 2.1.1 設(shè)計要求 4 2.1.2 負(fù)載與運動分析 5 2.2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 7 小結(jié) 17 參考文獻 18 任務(wù)書 液壓傳動與控制技術(shù)課程設(shè)計任務(wù)書 w程編號 020869 課程名稱 液壓傳動與控制技術(shù)課程設(shè)計 學(xué)時 16 實施地點 教學(xué)樓B301 班級14級機械專業(yè)02班 人數(shù) 41 起止時間 2017.05.25 至 2017.06.22 形式 2集中口分散 指導(dǎo)教師 藍(lán)瑩 論文 (設(shè)計) 進

3、度 安排 2017.05.25日：閱讀、研究設(shè)計任務(wù)書，明確設(shè)計內(nèi)容和要求，了 解原 始數(shù)據(jù)和工作條件；收集有關(guān)資料并進一步熟悉課題。 2017.06.08日：明確設(shè)計要求進行工況分析；確定液壓系統(tǒng)主要參 數(shù)。 2017.06.13日：擬定液壓系統(tǒng)原理圖。 2017.06.22日：計算和選擇液壓件；驗算液壓系統(tǒng)性能； 。 論文 (設(shè)計) 內(nèi)容 設(shè)計題目：臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng) 設(shè)計主要內(nèi)容： 設(shè)計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止 主要性能參數(shù)與性能要求如下： 切削阻力Fl=30468N 運動部件所受重力G=4900N 快進、快退速度° 1=

4、° 3=0.05m/s 工進速度：° 2=0.92 x 10-3m/s ； 快進行程L1=100mm 工進行程L2=50mrp 往復(fù)運動的加速時間 △ t=0.2s ; 動力滑臺采用平與軌，靜摩擦系數(shù) P s=0.2,動摩擦系數(shù) P d=0.1 o 液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸，機械效率 n cm=0.9 o 要求 (包括紀(jì)律 要求和報 告書要求) (1)明確設(shè)計要求進行工況分析； (2)確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)； (3)擬定液壓系統(tǒng)原理圖； (4)計算和選擇液壓件； (5)驗算液壓系統(tǒng)性能； (6)液壓系統(tǒng)原理圖； (7)設(shè)計計算說明書。 要求：勤奮自覺、獨立多思、

5、耐心細(xì)致、交流合作。 1 .概述 1.1 課程設(shè)計的目的 本課程是機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)的主要專業(yè)基礎(chǔ)課和必修課， 是在完 成《液壓與氣壓傳動》課程理論教學(xué)以后所進行的重要實踐教學(xué)環(huán)節(jié)。本課程的 學(xué)習(xí) 目的在于使學(xué)生綜合運用 《液壓與氣壓傳動》課程及其它先修課程的理論知 識和生 產(chǎn)實際知識，進行液壓傳動的設(shè)計實踐，使理論知識和生產(chǎn)實際知識緊密 結(jié)合起來， 從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。通過設(shè)計實際訓(xùn)練， 為后續(xù)專業(yè)課 的學(xué)習(xí)、畢業(yè)設(shè)計及解決工程問題打下良好的基礎(chǔ)。 1.2 課程設(shè)計的要求 (1)液壓傳動課程設(shè)計是一項全面的設(shè)計訓(xùn)練，它不僅可以鞏固所學(xué)

6、的理論 知 識，也可以為以后的設(shè)計工作打好基礎(chǔ)。 在設(shè)計過程中必須嚴(yán)肅認(rèn)真，刻苦鉆 研， 一絲不茍，精益求精。 (2)液壓傳動課程設(shè)計應(yīng)在教師指導(dǎo)下獨立完成。教師的指導(dǎo)作用是指明設(shè) 計思 路，啟發(fā)學(xué)生獨立思考，解答疑難問題，按設(shè)計進度進行階段審查。 (3)設(shè)計中要正確處理參考已有資料與創(chuàng)新的關(guān)系。任何設(shè)計都不能憑空想 象出 來，利用已有資料可以避免許多重復(fù)工作， 加快設(shè)計進程，同時也是提高設(shè) 計質(zhì)量 的保證。另外任何新的設(shè)計任務(wù)又總有其特定的設(shè)計要求和具體工作條件。 (4)學(xué)生應(yīng)按設(shè)計進程要求保質(zhì)保量的完成設(shè)計任務(wù)。 2.液壓系統(tǒng)設(shè)計 液壓系統(tǒng)設(shè)計計算是液壓傳動課程設(shè)計的主要內(nèi)

7、容， 包括明確設(shè)計要求進行工 況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以 及驗算 液壓系統(tǒng)性能等?，F(xiàn)以一臺臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例， 介紹液 壓系統(tǒng)的 設(shè)計計算方法。 2.1 設(shè)計要求及工況分析 2.1.1 設(shè)計要求 要求設(shè)計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進 工進快退停止 主要性能參數(shù)與性能要求如下： 切削阻力FL=30468N ; 運動部件所受重力G=4900N; 快進、快退速度 仁3=0.5m/s, 工進速度：2=0.92 x 10-3m/s ; 快進行程L1=100mm ,

8、 工進行程L2=50mm ; 往復(fù)運動的加速時間 At=0.2s ; 動力滑臺采用平與軌： 靜摩擦系數(shù)口 =0.2,動摩擦系數(shù)廟0.1 n cn=0.9 o 液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸，機械效率 2.1.2 負(fù)載與運動分析 (1)工作負(fù)載工作負(fù)載即為切削阻力 FL=30468N (2)摩擦負(fù)載摩擦負(fù)載即為與軌的摩擦阻力： 靜摩擦阻力 Fts -」sG =0.2 4900 = 980N 動摩擦阻力 Ftd -」dG =0.1 4900 = 490N (3)慣性負(fù) 載 m =m G 4900 t g't 入=125N 9.8 0.2 (4)運

9、動時 問 快進 tL 100 10" =2s 1 0.05 工進 t t3 一 L2 V2 L1 L2 V3 50 0.92 10, 10, 3s (100 50) 0.05 10”- 3s 液壓缸的機械效率 列。 n cn=0.9,得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力，如表 表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力 工況 負(fù)載組成 液壓缸負(fù)載 F/N 液壓缸推力 F =F/ nm/N 啟動 F = Fts 980 1089 加速 F — f”td +

10、Fm 615 683 快進 F = Ftd 490 544 工進 F = Ftd + Ft 30958 34398 反向啟動 F = Fts 980 1089 加速 F = F + Fm 915 1017 快退 F = Ftd 490 544 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運動時間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖 F-t和速 度循環(huán)圖-t,如圖1所示。 2.2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 2.2.1 初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計的動力滑臺在工進時負(fù)載最大， 在其它工況負(fù)載都不太高，參考表 2和表3, 初選液壓缸的工作壓力 pi=4MPa。 22

11、2計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸 (A=2A2),快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失發(fā)生 前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表 4選此背壓為p2=0.6MPa o表2按負(fù) 載選擇工作壓力 負(fù)載/KN <5 5~10 10?20 20~30 30~50 >50 工作壓力 /MPa <0.8?1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 > 5 表3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機 械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機大 中型挖掘

12、 機重型機 械起重運 輸機械 磨床 組合機 床 龍門 刨床 拉床 工作壓力 /MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10?18 20~32 表4執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2?0.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) :0.4?0.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5?1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復(fù)雜的工程機械 [1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表5按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa < 5.0 5.0~7.0 > 7.0 d/D

13、八0.5?0.55 0.62~0.70 0.7 表6按速比要求確定 d/D 「2/。1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 :0.71 注：：1一無桿腔進油時活塞運動速度; '2 一有桿腔進油時活塞運動速度。 由式 PlAl — P2A2 cm 4 92 10 鼻 m = 0.108m =108mm 則活塞直徑 二 D2 2 0.11 2 m 4 :\ 2 A2 (D-d 2) 4 參考表5及表6,得d ” 0.71D =77mm圓整后取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值得 D=1

14、10mm , d=80mm由此 求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 4 2 =95 10 m 2 J. 2 2 2 4 2 (0.11 2 -0.82)m2 =44.7 10 m 2 4 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸, 可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、 流量和功率, 如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖 2所示。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 F0/N 回油腔壓力 P2/MPa 進油腔壓力 P1/MPa 輸入流量 q x 10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 1089 一 0.43 一

15、 一 p _ F0 也 ZP P1 Ai 4 q = (A - A 2)J1 P= P2 加速 683 p1 + Ap 0.77 一 一 恒速 544 p1 + Ap 0.66 0.5 0.33 工進 34398 0.6 3.95 0.84 X 10-2 0.033 F0 4P2A2 Pi , A1 q = Ao 2 P= P2 快退 啟動 1089 一 0.49 一 一 F0 +P2A1 p1 _ A2 q = Ao 3 P= P2 加速 683 0.5 1.45 一 一 恒速 544 0.5 1

16、.31 0.45 0.59 注：1. Ap為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取 侔=0.5MPa。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為 Pi,無桿腔回油，壓力為 P2。 2.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1 ?選擇基本回路 (1)選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓 系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負(fù)載為阻力 負(fù)載且工 作中變化小， 故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。 為防止孔鉆通 0.8- 時負(fù)載突然消失引起運動部件前沖， 在回油路上加背壓閥。 由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式， 系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2)選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在 工作循 環(huán)內(nèi)，

17、液壓缸要求油源提供快進、快退行程 _的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。 最 ["斗 2 大流量與最小流量之比 qmax/qmin=0.5/(0.84 X 10- )fc 60;其 圖2液壓缸工況圖 相應(yīng)的時間之比(ti+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044 。這表明在一 個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高 壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的， 為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。 考慮到前者流量突變時液壓沖擊較大， 工 作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動， 最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，

18、如圖2a所示。 (3)選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動 回路實現(xiàn)快速運動。 考慮到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大， 故選用換向時間可調(diào)的電液換 向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接， 所以選用三位五通電液換 向閥，如圖2b所示。 (4)選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大 ( i廠 2=0.1/(0.92 X 10-3) ? 110),為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如 圖2c所示。 (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油 的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解 決。即滑臺

19、工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中 的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。 在滑臺工進和停止時， 低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷， 高壓 LS 11tL 圖2選擇的基本回路 卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。 2 .組成液壓系統(tǒng) 圖3整理后的液壓系統(tǒng)原理圖 將上面選出的液壓基本回路組合在一 起，并 經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓 系統(tǒng)工作原理 圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時 進、回油路串通使系統(tǒng) 壓力無法建立的問題，增設(shè) 了單向閥 6。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

20、 13。考慮 到這臺機床用于鉆孔(通孔與不通孔)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(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系 統(tǒng)壓力升高，它發(fā) 出快退信號，操縱電液換 向閥換向。 2.4計算和選擇液壓件 1 .確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 (1)計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油， 由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大 最大工作壓力為 P1=3.96MPa ,如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損 失刀？ p=0.6MPa ,考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 =Pe=0.5MPa ,則小流量泵的最高工 作壓力估算為 P

21、p3 R + 送 Ap+也 pe =( 3.95+0.6 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表 p1=1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥， 的總壓力損失E?p=0.3MPa ,則大流量泵的最高工作壓力估算為 0.5) MPa = 5.05MPa 7可見，快退時液壓缸的工作壓力為 故其進油路壓力損失比前者小， 現(xiàn)取進油路上 Pp2 A R 也 p=( 1.45 十 0.3 )MPa=1.75MPa (2)計算液壓泵的流量 0.5X 10-3 m3/s,若取回路泄漏系數(shù) K=1.1 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 則兩個泵的總流量為 -3

22、 3 qp-Kq1=1.1 0.5 10 m/s = 0.55 10 m/s=33L/min 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3L/min，工進時的流量為0.84 x 10-5 m3/s =0.5L/min，則小流 量泵的流量最少應(yīng)為 3.5L/min (3)確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取 PV2R12-6/33型雙 聯(lián)葉片泵。具小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/r和33mL/r,當(dāng)液 壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為 5.6 L/min和31L/min ,若取液壓泵容積效率 n

23、=0.9,則液壓泵的實際輸出流量為 qp = qp1 qp2 =]6 940 0.9/1000 33 940 0.9/1000 L/min 二 5.1 27.9 L/min =33L/min 由于液壓缸在快退時輸入功率最大, 若取液壓泵總效率n=0.8 ,這時液壓泵的驅(qū)動電動 機功率為 KW -1.19KW PpQp 1.73 10 6 33 10" 選用規(guī)格相近的Y100L — 6型電動機，具額定功率為1.5KW, 60 0.8 103 根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本 額定轉(zhuǎn)速為940r/min。 2 ?確定其它元件及輔件 (1)確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)

24、的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量， 查閱產(chǎn)品樣本，選出的 閥類元件和輔件規(guī)格如表 8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥 4 選用Q-6B型，其最小穩(wěn)定流量為 0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量 0.5L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量 q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量 qn/L/min 額定壓力 Pn/MPa 額定壓降 ?Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 一 PV2R12-6/33 5.1/27.9 * 16 一 2 三位五通電液 換向閥 70 35DY 一 100

25、BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C— 100BH 100 6.3 0.3 4 調(diào)速閥 <1 Q — 6B 6 6.3 一 5 單向閥 70 I — 100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I — 100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 28.1 XY — 63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 <1 B — 10B 10 6.3 一 9 溢流閥 5.1 Y — 10B 10 6.3 一 10 單向閥 27.9 I — 100B 1

26、00 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU — 80 X 200 80 6.3 0.02 12 壓力表開關(guān) 一 K— 6B 一 一 一 13 單向閥 70 I — 100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 一 PF— B8L 一 14 一 注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為 940r/min時的流量 (2)確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、 時間以及進 入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表 9所列。 表9各工況實際運動速度、時間和流量 Ad +q

27、p2)qi = Ai - a2 95x(5.1 +27.9)-. L/min 95 -44.7 =62.3L/min A2 q2 q1 ? A 44 7 = 62.3 漢 L/min 95 =29.3L/min qpi % q = Ai _A2 (5.1+27.9) “0) / = _L m/s 60x(95 -44.7)x10 =0.109 m/s ± 100x10 J = s 0.109 =0.92s 工進 快退 q =0.5 L/min q = q p1 + qp2 =(5.1 + 27.9)L/min =33L/mi n A

28、 A1 44 7 =0.5 匯一 L/min 95 =0.24 L/min A2 q2 A 95 =33 JE L/min 44.7 =70 L/min 心 A 0.500$ / = 4 m/s 60A95x10 =0.88x10」m/s q1 3 A 3300 山 , = 4 m/s 60x44.700」 =0.123m/s t 50X10 , t2 s 0.88X10 : =56.8s t15000 」 t3 s 0.123 =1.22s 表10允許流速推存值 管道 推薦流速/(m/s)

29、吸油管道 0.5? 1.5, 一般取1以下 壓油管道 3? 6,壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1.5 ? 3 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。 d4 根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取-=4 m/s,由式'■計算得與液 壓缸無桿腔和有桿腔相連 的油管內(nèi)徑分別為 —忙 4 弦3 苗 10fm = 18.2mm .JIU 60 3.14 4 JIU 4q- 4 70 曲 iofm=19.3mm I \ 6八3.1八4 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑 20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼 管。 (3)確定油箱 油箱

30、的容量按式 V=> qpn估算，其中a為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=2? 4 ；中壓系統(tǒng)，a=5 - 7；高壓系 統(tǒng)，a=6? 12?，F(xiàn)取a=6,得 V =6 (5.6 31)L=220L 2.5驗算液壓系統(tǒng)性能 1 .驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液 體的流動狀態(tài)， 然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為 l=2m,油液的 運動粘度取=1 10 m/s ,油液的密度取 「=0.9174 10 kg/m。 (1)判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量 q2=

31、70L/min為最大, 此時，油液流動的雷諾數(shù) 4X70K10， v 60漢兀漢20漢10 2 1漢10 也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù) ( 2000),故可推出：各工況下的進、回油路 中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 (2)計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù) 75 75 二 d、 4q 和油液在管道內(nèi)流速 4q 同時代入沿程壓力損失計算公式 d2 ,并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 4 汽 75PW =4 漢 75 漢 0.9174 漢 103 漢 1 漢 4。 q =0.5478 10* 匯 2 2 二 d4 q 2 3.14 (20 10 丁

32、可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失 ？ p z常按下式作經(jīng)驗計算 Pz= 0.1 Pi 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 Apv 二3|一 ! 10 J 其中的.巾n由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況 下的壓力損失計算 如下： 1 ?快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥 10、電 液換向閥2,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥 3進入無桿腔。在進油路上，壓力 損失分別為 62 3x10 v ： pH =

33、0.5478 10 8q =0.5478 10 8 10' MPa = 0.05688 MPa 60 'pz 工嘉 0.1 p「=0.1 0.05688MPa = 0.005688MPa v APvi = [0.2 心 丫 +0 一色 J" 1100 J <100 J i_62.3r (100 J MPa =0.1647 MPa P i = Pi — Pzr up" - ■ 0.05688 0.005688 0.1647 MPa =0.2273MPa 在回油路上，壓力損失分別為 8 :pio =0.5478 10 q =0.5478 10 8 29 3 X 10-3

34、 60 6 10 MPa = 0.02675 MPa 'Pz 八 0.1 p% =0.1 0.02675MPa =0.002675MPa pvo (29.3 ]2 100 0.2 3+03 100 警『MPa=0.1594MPa 100 送卻。=瓦 邙 10 + 送 Apz + 瓦也 pvo =( 0.02675 + 0.002675 + 0.1594)MPa = 0.1888MPa 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 0.1888 44.7 MPa =0.316MPa 95 2.工進 滑臺工進

35、時，在進油路上，油液通過電液換向閥 2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào) 速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥 2、背壓閥8和大流量 泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥 7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略 管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 送人 p.=^ Apvi =」0.3 漢—i +0.5 MPa=0.5MPa I M00 J 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力 相符。 0 24 0 24 . 27 ( 0.24 + 0.6 + 0.3 漢 ^^-+ .9 i

36、 MPa=0.66MPa 丫 63 J Too P2=0.66MPa ,可見此值與初算時參考表 4選取的背壓值基本 按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 F0 P2A2 34398 0.66 10 6 44.7 10 上 4 95 10 L 106 MPa = 3.93MPa 此略高于表7數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 Pe=0.5MPa ,則小流量泵的工作壓力為 Ppi = R + 送 Apj + 山 Pe = 3.93 + 0.5 + 0.5 = 4.93MPa 此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥 10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3.快退 滑

37、臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥 10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在 回油路上，油液通過單向閥 5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力 損失為 「 f27 9 丫 33 殳 I 送心 P.二送 鄒叱 0. 2 漢 一-I +0.3 漢匕 I MPa =0.048MPa (100 J 000 J 此值遠(yuǎn)小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的 *70 [ <100 衛(wèi)I2 0.3 <100 在回油路上總的壓力損失為 0.2 MPa 二 0.343MPa 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 Pp2 = R

38、+ 瓦也 R =3.93 +0.048 =3.98MPa 此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 2 ?驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占 96%,所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在 工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥 7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 q -27.9 ： p 0， I 63 j MPa =0.0588MPa ^C|n J 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 P _ P/PI Pp2 qp2 27.9 10 ; 60— W = 557.99 r p 4.93 106 5.1 10 0.0588 10 6

39、 60 0.8 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 匕=尸氏=30958X0.8800」W=27.243 w 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 557 A 27 24 — 530 75W H KA計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 H 0.065K3 V2 536. 7 0.065 15 3 2202 =14.93 其中傳熱系數(shù)K=15 W/ (m2? C)。 80%時，其 V:油箱體積，當(dāng)油箱的3個邊長之比在1:1:1 ~ 1:2:3范圍內(nèi)，且油位高占油箱高 散熱面積 A=0.065 3V2 設(shè)環(huán)境溫T2=25 C,則熱

40、平衡溫度為 =T2 T =25 14.93=39.93 :: 55 C 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。 小結(jié) 小結(jié) 通過這段時間的課程設(shè)計， 認(rèn)識到自己的很多不足， 自己知識有很多盲點和漏洞， 知識和實 踐的差距很大，所以說，通過這次設(shè)計，我深刻的認(rèn)識到理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。 在這個過程中，遇到了一些困難，但是 通過和同學(xué)的討論和資料查找還是將這些難題解決 了，學(xué)習(xí)的熱情高漲。 本次設(shè)計涉及了液壓傳動的大部分知識還有就是數(shù)據(jù)計算和 word文檔的處理。也是我 們很好得將課本上的知識與實際結(jié)合起來， 收獲頗多，特別是收集資料和信息的能力， 這

41、也 是我們大學(xué)期間一次難得的機會，真是受益匪淺。 參考文獻 參考文獻 [1]左健民.液壓與氣壓傳動（M） [2]章宏甲.液壓與氣壓傳動（M） [3]劉延俊.液壓與氣壓傳動（M） [4]徐激主編.機械設(shè)計手冊（M） ⑸雷天覺主編.液壓工程手冊（八 磯京：機械工業(yè)出版社,2005.8 ■匕京：機械工業(yè)出版社，2005 磯京：機械工業(yè)出版社,2005.12 ■匕京：機械工業(yè)出版社，1991.9 .北京：機械工業(yè)出版社，1992.7 ⑹張利平？夜壓站設(shè)計與使用（M）.北京：海洋出版社，2004.7 [7]崔嘵利，崔洪斌，趙霞中文版AutoCAD工程制圖（2006版）.北京：清華大學(xué) 出版 社,2005.8 網(wǎng) 賈銘新.液壓傳動與控制 就京:國防工業(yè)大學(xué)出版社,2001.1