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基于實(shí)驗(yàn)方法的水壓部件完整性評(píng)估
摘要
水壓系統(tǒng)歷史悠久, 2500年前就困擾著很多工程師。最近在關(guān)注環(huán)境和健康條件的地區(qū)，由強(qiáng)大的油壓系統(tǒng)所代替。轉(zhuǎn)折點(diǎn)出現(xiàn)在90年代早期，隨著材料和設(shè)計(jì)的進(jìn)步，使用水作為液壓流體成為可能。軸向柱塞馬達(dá)普遍適用于提供高扭矩的液壓系統(tǒng)。本文主要介紹了在水壓動(dòng)力系統(tǒng)中水壓馬達(dá)工作時(shí)活塞質(zhì)量的檢測(cè)和評(píng)估。在水壓系統(tǒng)中不同的壓力下，可以檢測(cè)不同的活塞工作狀態(tài)。在水壓馬達(dá)內(nèi)模擬出可能的活塞裂痕。水壓馬達(dá)被控制可捕捉振動(dòng)信號(hào)，并能將故障狀態(tài)與健康狀態(tài)做對(duì)比。水壓馬達(dá)活塞的不同裂縫尺寸在加載后可獲得不同的特征值。結(jié)果顯示在水壓系統(tǒng)中不同的壓力下振動(dòng)信號(hào)頻譜中主頻峰的振幅可以有效的檢測(cè)出不同的活塞裂紋狀態(tài)。
關(guān)鍵字
水液壓系統(tǒng) 軸向柱塞馬達(dá) 水質(zhì)液壓元件 振動(dòng)分析 完整性評(píng)估
簡(jiǎn)介
隨著經(jīng)營(yíng)石油為基礎(chǔ)的液壓系統(tǒng)對(duì)環(huán)境越來越多的影響和環(huán)保組織越來越多的關(guān)注，在過去幾年，最激動(dòng)人心的流體動(dòng)力工業(yè)發(fā)展已進(jìn)入水力學(xué)，這涉及到使用自來水替代石油作流體動(dòng)力進(jìn)行傳輸。水液壓涉及清潔能源使用中的發(fā)射功率，其使用與全球服務(wù)熱線一樣是維護(hù)我們的環(huán)境。水液壓系統(tǒng)已用于農(nóng)業(yè)，林業(yè)，食品，制藥，造紙等行業(yè)[1-3]。軸向柱塞馬達(dá)是常用的水液壓系統(tǒng)，以提供高扭矩和高性能。影響活塞型機(jī)的主要元件是活塞，而活塞保持正?；颈憩F(xiàn)常取決于活塞在汽缸中運(yùn)動(dòng)的順利和有效性。活塞中的這些裂縫會(huì)影響滲漏和氣缸滑動(dòng)表面的摩擦。這個(gè)裂縫將擴(kuò)大，并逐步引起電動(dòng)機(jī)的性能惡化，最終也可能產(chǎn)生一個(gè)危險(xiǎn)的狀況，如在運(yùn)行條件下[4]突然關(guān)閉。
軸向柱塞斜板型液壓馬達(dá)是由一個(gè)離散的活塞組成，它使扭矩輸出為正弦符號(hào)以實(shí)現(xiàn)離散數(shù)。這就阻止了源源不斷的生產(chǎn)以及一個(gè)軸向活塞泵的流量輸入的順暢。一些活塞動(dòng)作的流體位移正弦的一些特點(diǎn)得以保持。保留的這些正弦特性通常為軸向柱塞馬達(dá)產(chǎn)生流量脈動(dòng)和液體傳播的振動(dòng)（噪聲）和結(jié)構(gòu)傳播的振動(dòng)。在過去30年來，出現(xiàn)了大量的研究軸向活塞馬達(dá)/泵的文獻(xiàn)。這些文獻(xiàn)主要集中在對(duì)變量泵斜板的控制【5-7】。在發(fā)表的文獻(xiàn)中已經(jīng)解決浮冰放電的波動(dòng)問題。
曼林[8]用一個(gè)封閉形式的表達(dá)式來描述流量脈動(dòng)的特點(diǎn)以及流量脈動(dòng)的紋波高度和脈沖頻率。為了減少壓力脈動(dòng)和系統(tǒng)噪聲，哈里森和Edge[10]創(chuàng)造了新的計(jì)時(shí)機(jī)制來減少液壓系統(tǒng)的流量脈動(dòng)源。榮一小島和Massac Shined調(diào)查得出流體傳播的噪音是由泵的流體特性所產(chǎn)生的[10]。他們還研究了模型和流體噪聲特性檢測(cè)方法。一些研究人員提出了泵的流體傳播的噪聲特性，泵的壓力脈動(dòng)，流量脈動(dòng)特性的測(cè)量試驗(yàn)方法[11-13]。Edge夫婦提出了軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的理論模型[14]的軸向活塞馬達(dá)的動(dòng)態(tài)特性是非線性的，影響軸向活塞發(fā)動(dòng)機(jī)性能的因素是復(fù)雜的。由于在模型的復(fù)雜性，軸向柱塞液壓馬達(dá)的振動(dòng)源和水的傳輸路徑的理論分析沒有引起像實(shí)驗(yàn)調(diào)查那樣的注意。然而，最近已經(jīng)有一些在這方面工作報(bào)告，研究了軸向活塞泵內(nèi)的由氣缸到旋轉(zhuǎn)斜板的振動(dòng)能量傳輸特性[15]。Viand LU研究了振動(dòng)和軸向活塞泵液壓油狀態(tài)監(jiān)測(cè)問題[16]。調(diào)查表明，振動(dòng)的主要來源是活塞/拖鞋進(jìn)入預(yù)壓縮過程時(shí)拖鞋和斜板的之間的碰撞，這種碰撞力可能激發(fā)了泵殼共振。巴哈爾等開發(fā)了一個(gè)數(shù)學(xué)模型來研究軸向錐形缸體的油壓恒功率柱塞泵的振動(dòng)特性的機(jī)制[17]。他們采用了傅立葉變換在軸向活塞泵的振動(dòng)分析。陳等人研究了一個(gè)現(xiàn)代化的水液壓系統(tǒng)的一個(gè)斜板水液壓馬達(dá)的動(dòng)態(tài)分析[18]。一個(gè)由三個(gè)模塊和14自由度系統(tǒng)組成的斜板建模機(jī)制。在其他方向的模擬信號(hào)表明，在所有方向振動(dòng)信號(hào)主要由液壓泵和液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率組成。
大量的故障的石油和其他機(jī)械液壓系統(tǒng)故障診斷工作為狀態(tài)監(jiān)測(cè)和故障診斷的水液壓系統(tǒng)提供了有用的參考[19-21]。水液壓馬達(dá)故障診斷是提高水液壓系統(tǒng)可靠性和性能的重要方面，本工作用實(shí)驗(yàn)方法探討了診斷故障水液壓馬達(dá)的活塞裂縫尺寸和位置。
水液壓馬達(dá)振動(dòng)機(jī)理
這里所說的執(zhí)行機(jī)構(gòu)是在水液壓系統(tǒng)中使用的五軸向柱塞液壓馬達(dá)。安裝在12.5毫安時(shí)水液壓馬達(dá)上的加速度計(jì)是為了從馬達(dá)上獲取振動(dòng)信號(hào)。丹佛斯提供了完整的水液壓系統(tǒng)。圖1顯示了水液壓馬達(dá)[1]的總體結(jié)構(gòu)。軸向活塞馬達(dá)主要由一個(gè)有入口和出口的閥口板，一個(gè)斜板，一個(gè)外殼，一個(gè)缸體，一些由鞋，偏置彈簧，法蘭端口和軸組成的活塞等?；钊b在氣缸桶內(nèi)壁上的孔上并和輸出軸在同一軸線。隔板以一個(gè)角度定位，作為活塞表面并限定滑塊行程?；瑝K在與斜由護(hù)環(huán)和偏置彈簧鋼板接觸。該端口板從排放液體中分離液體。輸出軸連接到缸桶。
1 定位環(huán) 2 球形外表面和襯套 3 缸體
4 彈簧 5推力盤 6 港口法蘭
7 靜壓軸承 8 密封裝置 9 電機(jī)軸
10 閥口板 11外殼 12 活塞
13 落水斜口 14 斜板 15軸承
FIG.1__Swash plate water hydraulic motor with five pistons
活塞帶動(dòng)缸體利用供應(yīng)口壓力以一恒定角速度w繞Z軸旋轉(zhuǎn)四周。每個(gè)活塞定期通過閥板上的供應(yīng)和回程線路端口。滑塊靠在防波板的傾斜面上?；钊?jīng)過了一次進(jìn)出缸體振動(dòng)位移。當(dāng)活塞經(jīng)過供應(yīng)缸口時(shí)，由于壓力過大導(dǎo)致活塞缸體退出，活塞越過返回線路端口時(shí)流體被推出活塞腔外?；钊透左w這些動(dòng)作的重復(fù)就完成輸出扭矩的基本任務(wù)。隨著水進(jìn)入進(jìn)出液壓馬達(dá)，在汽缸室壓力完成從高壓到低壓的轉(zhuǎn)變，這將產(chǎn)生壓力脈動(dòng)。汽缸區(qū)域內(nèi)的總供給端口的變量是作為一個(gè)活塞供應(yīng)缸口通過循環(huán)變化的結(jié)果。這些變量產(chǎn)生軸向輸出力矩的變化。它從活塞傳到斜板和閥蓋。但支撐斜板的力與支撐閥蓋的力的方向相反。這就是液壓馬達(dá)本身作為振動(dòng)源的結(jié)果。
第n個(gè)活塞腔壓力升高率的公式寫為[5]
（1）
其中：
Cd為攝入孔口系數(shù)變，
A0為開口面積，
為電機(jī)角速度，
r為活塞節(jié)距半徑，
A為斜板角度，
P為液體的質(zhì)量密度，
K為泄漏系數(shù)，
θn為水液壓馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)角度，
Ap為活塞面積，
V0為活塞室的標(biāo)稱容量。
無論活塞孔對(duì)準(zhǔn)閥板的進(jìn)水口或者出水口， A0區(qū)域總保持最大恒變量?；钊谧畲髩毫χ担ㄅ艢鈮毫Γ┖妥钚〉膲毫χ担ㄟM(jìn)氣壓力）之間轉(zhuǎn)移。
如式1所示，考慮泄漏流量，活塞的壓力（PN）下降，當(dāng)泄漏流量增加，內(nèi)活塞（PN）的壓力下降也增加?；钊牧鸭y導(dǎo)致泄漏時(shí)，在馬達(dá)流量排放率也略有下降，結(jié)果導(dǎo)致降低電機(jī)的轉(zhuǎn)速。由于馬達(dá)和泵體產(chǎn)生的兩壓力脈動(dòng)之間的相互作用，液壓系統(tǒng)產(chǎn)生更復(fù)雜的脈動(dòng)振動(dòng)（噪聲）。流體附帶振動(dòng)引起結(jié)構(gòu)的附帶振動(dòng)，對(duì)電機(jī)和水泵的壽命產(chǎn)生負(fù)面影響。Kojima and Shined [10] and Edge等研究了產(chǎn)生流體傳播的振動(dòng)的組合線路，此線路主要由泵，馬達(dá)，和連接管組成[11,12]。壓力脈動(dòng)是基本元件在一般的液壓系統(tǒng)中獲得的活塞頻率特性?；钊煤婉R達(dá)中的壓力波動(dòng)主要是由于間歇脈沖回流入氣缸在底部和頂部死點(diǎn)附近的腔體時(shí)產(chǎn)生的。液壓系統(tǒng)的流體傳振動(dòng)的固有頻率有兩個(gè)流量和壓力脈動(dòng)源分別由泵和馬達(dá)產(chǎn)生。水液壓馬達(dá)和泵的基本頻率是由如下公式?jīng)Q定：
f=zN （2）
其中：
f 為液壓泵和馬達(dá)的基本頻率，
z 為活塞個(gè)數(shù)，
N 為液壓泵和馬達(dá)的轉(zhuǎn)速。
軸向活塞馬達(dá)的振動(dòng)響應(yīng)是由加速度計(jì)產(chǎn)生的。圖2顯示了振動(dòng)響應(yīng)的典型波形圖。人們通過這個(gè)波形圖可以很容易辨別不同的活塞激發(fā)的脈動(dòng)高峰。壓力增加產(chǎn)生峰值振幅 [16]，這時(shí)，加速反應(yīng)的能量超過15千赫，這些能量分為低中高三個(gè)頻段，低頻段為：0-2,000赫茲，中間頻段:2,000 - 6，000赫茲，而高頻段：6,000赫茲以上。并且這三個(gè)頻段各頻率的反應(yīng)各自有不同的激勵(lì)機(jī)制。低頻由基本頻率與諧波成分組成而成。中頻是由壓力脈動(dòng)和流量脈動(dòng)所產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)振動(dòng)所產(chǎn)生的。高頻是結(jié)構(gòu)共振所產(chǎn)生的。
圖2 – 典型振動(dòng)響應(yīng)波形的水液壓馬達(dá)
圖3.水液壓馬達(dá)測(cè)試裝置和信號(hào)采集系統(tǒng)
實(shí)驗(yàn)裝置和程序
在圖3所示的水液壓馬達(dá)試驗(yàn)裝置，由一個(gè)12.5毫安時(shí)尼斯湖水水液壓馬達(dá)，無刷伺服電機(jī)，數(shù)字扭矩儀，以及水液壓系統(tǒng)組成。圖4所示為水液壓系統(tǒng)原理圖，水液壓系統(tǒng)允許軸向活塞馬達(dá)在轉(zhuǎn)速在300-3,000轉(zhuǎn)/分和扭矩在0-6Nm范圍。數(shù)字扭矩儀是由一個(gè)檢測(cè)器和一個(gè)操作顯示屏組成。該檢測(cè)器將與電機(jī)軸扭矩成比例的軸旋轉(zhuǎn)角度轉(zhuǎn)換成相位差信號(hào)，并提供了一個(gè)旋轉(zhuǎn)探測(cè)器和一個(gè)扭桿變速箱用來測(cè)量探測(cè)器的軸轉(zhuǎn)速。操作顯示屏是一個(gè)與信號(hào)同步的扭矩變換器，同步顯示扭矩和轉(zhuǎn)速的數(shù)字值。無刷伺服電機(jī)在提供0-10.2 nm范圍內(nèi)的電機(jī)轉(zhuǎn)矩的精確度和穩(wěn)定性上具有明顯優(yōu)勢(shì)。數(shù)字伺服控制模塊控制無刷伺服電機(jī)并使其產(chǎn)生恒定的輸出轉(zhuǎn)矩。任意函數(shù)發(fā)生器可以輸出直流電壓給數(shù)字伺服控制模塊以調(diào)整伺服控制電機(jī)的輸出力矩。安裝在個(gè)人計(jì)算機(jī)上軟件控制界面也可以控制和顯示數(shù)字伺服控制系統(tǒng)。
圖4.水液壓系統(tǒng)的示意圖
圖5.液壓馬達(dá)活塞裂痕的不同程度和位置
壓電加速度計(jì)（Bruel及Kjcer型4393）安裝在水液壓馬達(dá)電機(jī)進(jìn)口附近的外殼上。加速度計(jì)的輸出信號(hào)同時(shí)輸入到放大器和5B41過濾器，用來降低噪音及過濾混淆頻段。LabVIEW的數(shù)據(jù)采集卡（在-的MIO - 16L型- 9國(guó)家儀器公司）是用來將模擬信號(hào)轉(zhuǎn)換為數(shù)字信號(hào)。在這項(xiàng)工作中充分考慮信號(hào)類型，采樣率服從奈奎斯特公式并選為采樣率2,000赫茲。各實(shí)驗(yàn)運(yùn)行時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為630轉(zhuǎn)/分可拍攝2,048個(gè)數(shù)據(jù)點(diǎn)的時(shí)間記錄。首先，輸出軸力矩為2 Nm的Nessie電機(jī)可以獲得五個(gè)活塞條件下的振動(dòng)信號(hào)，然后輸出力矩軸為5 Nm的Nessie電機(jī)獲得五個(gè)活塞條件下的振動(dòng)信號(hào)。此振動(dòng)信號(hào)的數(shù)據(jù)點(diǎn)包含轉(zhuǎn)矩和速度檢測(cè)器檢測(cè)的電機(jī)自轉(zhuǎn)周期。信號(hào)特征同時(shí)可以充分說明電機(jī)在自轉(zhuǎn)周期。
使用電火花機(jī)驅(qū)動(dòng)的尼斯湖水怪電機(jī)的軸向柱塞模擬一個(gè)活塞裂紋，裂縫為0.1毫米寬。這項(xiàng)研究工作中有五個(gè)運(yùn)行的條件，他們是正常條件（NC）和四個(gè)不同類型的活塞裂縫的四個(gè)故障條件。如圖5所示，以便使用尼斯湖水怪電機(jī)發(fā)現(xiàn)活塞裂縫位置和活塞裂紋長(zhǎng)度的不同，四種活塞裂縫介紹如下：
（1） B5mm：裂紋為5毫米長(zhǎng)，在活塞的后部位置;；
（2） B2mm：裂紋為2mm長(zhǎng)，在活塞的后部位置；
（3） F5mm：裂紋為5毫米長(zhǎng)，在活塞的前部位置；
（4） F2mm：裂紋為2mm長(zhǎng)，在活塞的前部位置。
在NC條件下和四活塞裂紋各項(xiàng)條件下得到的是第五振動(dòng)信號(hào)。該原始振動(dòng)信號(hào)的總數(shù)為250。
結(jié)果與討論
在水液壓系統(tǒng)中，振動(dòng)信號(hào)的主要來源是由電機(jī)和水泵產(chǎn)生的兩脈動(dòng)之間的相互作用，低頻是由0-2,000赫茲之間基本頻率的諧波成分組成2,000-6,000赫茲之間中頻由壓力脈動(dòng)和流量脈動(dòng)結(jié)構(gòu)振動(dòng)激發(fā)確定。振動(dòng)信號(hào)與活塞室漏氣具有密切的關(guān)系。該振動(dòng)信號(hào)的能量包括振動(dòng)信號(hào)源的許多信息。振動(dòng)信號(hào)的能量是用均方根（RMS）的值來測(cè)量的。就如振動(dòng)信號(hào){× [0]中，x [1]，... × [N - 1]， RMS值的定義式為
（3）
這種能源計(jì)量的優(yōu)點(diǎn)是振動(dòng)信號(hào)的能量特性與振動(dòng)源的能量釋放相關(guān)的重要物理參數(shù)直接相關(guān)。
上述參數(shù)是用來分析時(shí)域振動(dòng)信號(hào)。在頻域范圍內(nèi)，如主頻元件能量級(jí)，在特定的頻段能量的大小是很重要的參數(shù)，并與振動(dòng)信號(hào)源的密切關(guān)系。振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度（PSD）是使用傳統(tǒng)信號(hào)的處理方法，它的定義如下：
0≦k≦N-1 （4）
其中：
P[k]為PSD
X[x]為振動(dòng)信號(hào)x[n]的離散傅立葉變換
T為采樣周期。PSD代表信號(hào)能量的分布頻率。
正如在前面已經(jīng)討論過，活塞條件與活塞腔的壓力脈動(dòng)和流量脈動(dòng)有密切的關(guān)系?；钊粔毫ψ兓顾簤厚R達(dá)振動(dòng)信號(hào)產(chǎn)生不同的特點(diǎn)。為了研究在0赫茲和6000赫茲范圍內(nèi)的振動(dòng)信號(hào)的頻率特性，功率譜密度應(yīng)用于分析水液壓馬達(dá)的振動(dòng)信號(hào)。圖6顯示了活塞扭矩為2牛米時(shí)，五個(gè)活塞條件下的振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。圖6（a）給出了活塞裂紋在活塞后部5毫米長(zhǎng)時(shí)，振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。這三個(gè)主頻分別為800赫茲，3000赫茲，5100赫茲?；l是800赫茲的頻率的諧波，它由水液壓馬達(dá)和泵產(chǎn)生并在方程1中定義?；钊业膲毫γ}動(dòng)和流量脈動(dòng)產(chǎn)生的頻率為3000赫茲和5000赫茲，這個(gè)頻率用來評(píng)估水液壓馬達(dá)活塞的完整性。圖6（b）給出了當(dāng)活塞裂紋在活塞后部長(zhǎng)為2mm時(shí)，振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度.。圖6（c）和6（d）給出了活塞裂縫在前部時(shí)振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。圖6（e）顯示了活塞正常條件下的振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。圖6（b）-6（e）中的三個(gè)主導(dǎo)頻率分別為800赫茲，1600赫茲和3500赫茲。水液壓馬達(dá)和泵的基本信號(hào)的諧波頻率為800和1600赫茲?；钊粔毫φ駝?dòng)產(chǎn)生的頻率為3500赫茲。在的。圖6（b）-6（e）中的主頻與圖6（a）中的主頻一樣是800赫茲。圖6（b）-6（e）中的其他主導(dǎo)頻率為1600和3500赫茲，與圖 6（a）中的其他兩個(gè)主頻為3000和5100赫茲是不同。
圖6.活塞扭矩為2Nm時(shí)，五種不同條件下的振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度
在本次調(diào)查中，我們?cè)噲D找到振動(dòng)信號(hào)和活塞條件之間的能源關(guān)系。均方根應(yīng)用于振動(dòng)信號(hào)的頻率分析。正如實(shí)驗(yàn)裝置顯示，一個(gè)活塞條件下的50個(gè)振動(dòng)信號(hào)。得到振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度的平均均方根需要兩個(gè)步驟：第一，分析振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度；第二，用均方根來計(jì)算振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。我們分別計(jì)算五個(gè)條件下的所有活塞均方根平均值。圖7顯示了與在圖6所示的振動(dòng)信號(hào)功率譜密度的有效值。五個(gè)條件下的活塞的有效振幅分別為0.00047，0.00011，0.00016，0.00012和0.00014。在五個(gè)活塞條件中B5mm活塞的RMS放大率是最高的。與在其他四個(gè)活塞條件下的均方根振幅不同。正如在水液壓馬達(dá)振動(dòng)機(jī)理解釋的，當(dāng)裂紋在后部且長(zhǎng)度較長(zhǎng)時(shí)，活塞室漏泄較大，產(chǎn)生的振動(dòng)也較大。如圖7所示為B5mm條件下相應(yīng)振動(dòng)信號(hào)的幅值大小。
圖7.活塞扭矩為2Nm時(shí)，不同條件下的功率譜密度的有效值
圖8. 活塞扭矩為2Nm時(shí)，三個(gè)主頻的峰值的幅值
我們研究在不同條件下的活塞在特定頻率的能量。圖8顯示了當(dāng)活塞扭矩為2牛米時(shí)，五個(gè)活塞條件下的三下，主頻為 F1的振幅0.0052，0.0018，0.0018，0.0013和0.0014。B5mm下的F1的振幅與其他四個(gè)條件的F1的幅度不同。B2mm和F5mm下的 F1的幅個(gè)主頻峰振幅。F1表示五活塞條件下的頻率800赫茲。在B5mm，B2mm，F(xiàn)5mm,F2mm和NC條件度是相同的，并且F2mm及正常條件NC 下的F1的幅度幾乎相同。f2表示B5mm條件下活塞的頻率3000赫茲，它與其他四條件下的活塞頻率為1600赫茲不同。在B5mm,B2mm，F(xiàn)5mm，F(xiàn)2mm和NC下主頻是 F2的振幅分別為0.0036，0.0004，0.0007，0.0001和0.0006。雖然在B2mm和F5mm下的F1的幅度相同，但B2mm和F5mm下的F2的幅度是不同。當(dāng)在B2mm和F5mm的F1幅度相同時(shí)， F2mm和NC下的F2幅度是不同的。這樣可以用F1和F2振幅來區(qū)分不同的活塞條件。F3表示B5mm條件下活塞頻率5100赫茲和其他四條件下活塞頻率3500赫茲。在B2mm，F(xiàn)5mm，F(xiàn)2mm和NC下的 主頻為F3的幅度分別是0.0004，0.0008，0.0003和0.0003。B2mm，F(xiàn)5mm下的第三個(gè)主頻的幅度與其他兩個(gè)條件下第三個(gè)主頻的振幅是不同。
在這里，我們研究了水液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速一直改變的過程中，不同壓力下功率譜密度和三個(gè)主頻的的特點(diǎn)。
圖9. 活塞扭矩為5Nm時(shí)，五種不同條件下的振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度
圖10. 活塞扭矩為5Nm時(shí)，不同條件下的功率譜密度的有效值
圖9顯示當(dāng)活塞扭矩為5nm時(shí)，五活塞條件下振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。圖9（a）顯示活塞裂紋在后部且5mm長(zhǎng)時(shí)，振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。其中的三個(gè)主頻為800，3000，5100赫茲，與圖6（a）所示的情況一樣。在活塞腔中由于脈動(dòng)壓力和流量脈動(dòng)產(chǎn)生的頻率為基頻諧振頻率800赫茲和頻率3000和5100赫茲。圖9（b）顯示了活塞裂紋在后部并且2毫米長(zhǎng)時(shí)的振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。圖9（c）和圖9（d）顯示了活塞裂縫的前部時(shí)振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。圖9（e）所示的是活塞健康時(shí)振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。在圖9（b）-9（e）中的三個(gè)主導(dǎo)頻率分別是800赫茲，1600赫茲和3500赫茲。圖9（a）的主頻與圖9（b）-9（e）的主頻一樣是800赫茲。圖9（b）-9（e）的其他主導(dǎo)頻率為1600和3500赫茲，與圖9（a）的其他兩個(gè)主頻為3000和5100赫茲不同。圖9與圖6相比，三大主導(dǎo)頻率相同，不同的是振幅，圖9中的振幅比圖6中的要高些。這是由于活塞扭矩從2牛米到5牛米增大時(shí)，活塞腔內(nèi)的壓力脈動(dòng)和流量脈動(dòng)增強(qiáng)，產(chǎn)生強(qiáng)烈了振動(dòng)信號(hào)。
圖10如圖9所示顯示了振動(dòng)信號(hào)功率譜密度的有效值。五個(gè)活塞條件下的振幅有效值為0.0012，0.00018，0.00025，0.00024和0.00023。在B5mm活塞條件幅度有效值是在五個(gè)活塞條件中最高的， B5mm下振幅有效值比B2mm下的高，B5mm下裂紋比B2mm下的長(zhǎng)，B5mm下泄漏比B2mm下的大， B5mm下振動(dòng)信號(hào)的幅值比B2mm下的高， F5mm下振幅是F5mm，F(xiàn)2mm和NC條件之間最大的，NC下幅度最小。 這樣活塞的五個(gè)條件下的振幅不同，由此來檢測(cè)活塞條件。
圖11. 活塞扭矩為5Nm時(shí)，三個(gè)主頻的峰值的幅值
我們還分析了在不同活塞條件下活塞在特定頻率時(shí)的能量。圖11顯示了當(dāng)活塞扭矩增加為5牛米時(shí)，五活塞條件下三主頻峰的振幅。F1表示五個(gè)活塞條件下頻率800赫茲。B5mm，B2mm，F(xiàn)5mm，F(xiàn)2mm和NC下主頻為F1振幅分別為0.007，0.0017，0.0042，0.0045和0.0037，由于它們各不相同，就用此來分類活塞的幾種不同的情況。B5mm下的F2和F3的頻率為3000 5100赫茲，其他四活塞條件下的F2和F3的頻率是1600和3500赫茲。B2mm, F5mm, F2mm, and NC下的主頻為F2的幅值分別為0.001, 0.0021, 0.0011, and 0.0026。B2mm, F5mm, F2mm, and NC下的主頻為F3的幅值分別為0.0009, 0.0013, 0.0008, and 0.0007。五個(gè)活塞條件下的三個(gè)主頻幅值是不同的。與圖8相比，三個(gè)主頻頻率一樣，但主頻的幅值要高。
結(jié)論：
本文的重點(diǎn)是以自來水液壓動(dòng)力系統(tǒng)為工作原理的水液壓馬達(dá)活塞質(zhì)量的檢測(cè)和評(píng)估。模擬活塞裂縫不同大小和地點(diǎn)的水液壓馬達(dá)。功率譜密度應(yīng)用于分析在不同活塞條件和不同壓力水液壓系統(tǒng)的水液壓馬達(dá)的振動(dòng)信號(hào)。該參數(shù)均方根用于計(jì)算振動(dòng)信號(hào)的功率譜密度。不同條件下活塞的均方根是不同的。該振動(dòng)信號(hào)頻譜顯示五個(gè)活塞條件下的三個(gè)主導(dǎo)頻率的振動(dòng)信號(hào)。結(jié)果顯示在不同的活塞裂紋條件下的振動(dòng)信號(hào)頻譜主頻峰的振幅有變化。水液壓系統(tǒng)的不同壓力下，三個(gè)主導(dǎo)頻率相同。這一趨勢(shì)和三個(gè)主頻振幅特征是相同的?；钊ぞ貜?增大至5納米時(shí)這三個(gè)主導(dǎo)頻率的也幅度增加。
。
雙面鏜孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng)
油路塊與泵站總成設(shè)計(jì)
學(xué)院：機(jī)電工程學(xué)院
班級(jí)：班
姓名：
指導(dǎo)老師：
摘要
本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的題目是雙面鏜孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng)、油路塊與泵站總成設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過程包括：設(shè)計(jì)方案分析，負(fù)載與速度分析，確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，計(jì)算和選擇液壓元件。
本設(shè)計(jì)首先介紹了液壓系統(tǒng)的組成及工作原理，分析了液壓技術(shù)的發(fā)展趨勢(shì)及其優(yōu)缺點(diǎn)，然后根據(jù)本設(shè)計(jì)的特點(diǎn)及要求，提出了設(shè)計(jì)方案，對(duì)設(shè)計(jì)要求及工況進(jìn)行了分析，確定了液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)，選取了液壓缸的工作壓力，最后計(jì)算了液壓缸的尺寸。
在設(shè)計(jì)方案擬定的基礎(chǔ)上，確定了液壓系統(tǒng)原理圖，其中包括幾種基本回路，如：調(diào)速回路，夾緊回路和調(diào)壓回路等。計(jì)算和選擇了液壓元件，如：流量閥和溢流閥的選擇，油管的選擇，確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率，確定了油箱容積。
最后進(jìn)行了液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算，其中包括幾種工況情況下壓力損失的驗(yàn)算及泵壓力的調(diào)整，整體液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗(yàn)算。
關(guān)鍵詞: 液壓傳動(dòng) 液壓泵 液壓缸
Abstract
The subject of the graduation project is double-sided boring machine tool hydraulic system and oil blocks and pump station assembly design, including: design scheme analysis, load and velocity analysis, confirming the main parameters of the hydraulic system, draw up hydraulic system diagram, calculation and selection of hydraulic components.
Firstly, this design introduced the hydraulic system structure and working principle, analyzes the development trend of the technology of hydraulic and their advantages and disadvantages, then according to the characteristics and requirements of the project, this paper puts forward the design plan. In the scheme, the requirements and working conditions were analyzed to determine the main parameters of the hydraulic system, select the working pressure of the hydraulic cylinder, and finally calculate the size of the hydraulic cylinder.
Programming in the design, based on the diagram to determine the hydraulic system, including several basic circuit, such as: speed loop, clamping circuit and the voltage regulator circuit and so on. Calculation and selection of hydraulic components, such as: the choice of flow valve and pressure relief valve, tubing choice, to determine the specifications of hydraulic pump and motor power to determine the tank volume.
Finally, the performances of the hydraulic system are checked, which includes several conditions to testing the pressure loss and adjusting the pump pressure , and checking the heating and temperature rise of the overall hydraulic system
· Keywords: hydraulic hydraulic cylinder hydraulic pump
·
目錄
摘要 I
Abstract II
目錄 III
第一章 緒論 1
1.1 液壓系統(tǒng)的組成及工作原理： 1
1.2液壓傳動(dòng)的工作原理及特征 1
1．2．1力的傳遞 2
1．2．2運(yùn)動(dòng)的傳遞 3
1.3液壓傳動(dòng)的優(yōu)缺點(diǎn) 3
1.4 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史及發(fā)展趨勢(shì) 4
1.4.1 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史 4
1.4.2液壓技術(shù)的發(fā)展趨勢(shì) 5
第二章 設(shè)計(jì)方案 6
2.1設(shè)計(jì)方案分析 6
2．2設(shè)計(jì)要求 6
2．3 工況分析 6
2.4確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 9
2.4.1初選液壓缸的工作壓力 9
2.4.2液壓缸的主要尺寸的計(jì)算 10
第三章 液壓系統(tǒng)原理圖 13
3.1 基本回路的選擇 13
3.1.1 調(diào)速回路 13
3．1.2快速和速度換接回路 13
3.1.3卸荷回路 17
3.1.4 夾緊回路 17
3.1.5 調(diào)壓回路 18
3.2 液壓系統(tǒng)回路 19
第四章 液壓元件的計(jì)算和選擇 23
4.1確定液壓泵的規(guī)格以及電動(dòng)機(jī)功率 23
4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力 23
4.1.2確定液壓泵的流量 23
4.1.3電動(dòng)機(jī)的選擇 24
4.2 閥類元件 25
4.2.1 流量閥的選擇 25
4.2.2 .溢流閥的選擇 25
4.2.3 .單向閥及液控單向閥的選擇 25
4.2.4 換向閥的選擇 26
4.2.5 液壓閥的配置形式 26
4.3油管的選擇 29
4.4 聯(lián)軸器的選擇 29
4.4.1 選擇聯(lián)軸器的原則 29
4.4.2 計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 30
4.4.3確定聯(lián)軸器的型號(hào) 30
4.5油箱容積的確定 30
第五章 液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算及泵站總成 33
5.1壓力損失的驗(yàn)算及泵壓力的調(diào)整 33
5.1.1.工進(jìn)時(shí)壓力損失驗(yàn)算和小流量泵壓力調(diào)整 33
5.1.2.快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算和大流量泵卸載壓力調(diào)整。 33
5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱驗(yàn)算 35
5.3泵站總成設(shè)計(jì) 35
結(jié)論 37
致謝 38
參考文獻(xiàn) 39
第一章 緒論
1.1 液壓系統(tǒng)的組成及工作原理：
液壓傳動(dòng)系統(tǒng)主要由以下五部分組成：（1）能源裝置 （2）執(zhí)行元件 （3）控制元件 （4）輔助元件 （5）工作介質(zhì)
能源裝置主要是壓站又稱液壓泵站，是系統(tǒng)的液壓裝置，它按驅(qū)動(dòng)裝置（主機(jī)）要求供油，并控制油流的方向、壓力和流量，它適用于主機(jī)與液壓裝置可分離的各種液壓機(jī)械下。將液壓站與主機(jī)上的執(zhí)行機(jī)構(gòu)（油缸和油馬達(dá)）用油管相連，液壓機(jī)械即可實(shí)現(xiàn)各種規(guī)定的動(dòng)作、工作循環(huán)。液壓站是由泵裝置、集成塊或閥組合、油箱、電氣盒組合而成。
1.2液壓傳動(dòng)的工作原理及特征
液壓傳動(dòng)的基本原理是在密閉的容器內(nèi)，利用有壓力的油液作為工作介質(zhì)來實(shí)現(xiàn)能量轉(zhuǎn)換和傳遞動(dòng)力的。液壓傳動(dòng)是利用帕斯卡原理！帕斯卡原理大概就是：在密閉環(huán)境中，向液體施加一個(gè)力，這個(gè)液體會(huì)向各個(gè)方向傳遞這個(gè)力！力的大小不變！ 液壓傳動(dòng)就是利用這個(gè)物理性質(zhì)，向一個(gè)物體施加一個(gè)力，利用帕斯卡原理使這個(gè)力變大！從而起到舉起重物的效果！現(xiàn)以圖1-1所示液壓千斤頂來簡(jiǎn)述液壓傳動(dòng)的工作原理。
圖1-1 液壓千斤頂工作原理圖
1-小液壓缸 2-排油單向閥 3-吸油單向閥 4-油箱
5-截止閥 6-大液壓缸
由液壓千斤頂?shù)脑砜芍?，小液壓?與單向閥2、3一起完成吸油與排油，將杠桿的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為油液的壓力能輸出，稱為（手動(dòng)）液壓泵。大液壓缸6將油液的壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能輸出，抬起重物，稱為（舉升）液壓缸。在這里大、小液壓缸組成最簡(jiǎn)單的液壓系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)了力和運(yùn)動(dòng)的傳遞。
1．2．1力的傳遞
設(shè)液壓缸活塞面積為A2，作用在活塞上的負(fù)載力為F2。該力在液壓缸中所產(chǎn)生的液體壓力為P2=F2/A2。根據(jù)帕斯卡原理，“在密閉容器內(nèi)，施加于靜止液體上的壓力將以等值同時(shí)傳遞到液體各點(diǎn)”，液壓泵的排油壓力P1應(yīng)等于液壓缸中的液體壓力，即P1=P2=P,液壓泵的排油壓力又稱為系統(tǒng)壓力。為了克服負(fù)載力使液壓缸活塞運(yùn)動(dòng)，作用在液壓泵活塞上的作用力F1應(yīng)為
F1=P1A1=P2A1=PA1 (1-1)
式中 A1-液壓泵活塞面積。
在A1,A2一定時(shí)，負(fù)載力F2越大，系統(tǒng)中的壓力P也越高，所需的作用力F1也越大，即系統(tǒng)壓力與外負(fù)載密切相關(guān)。這是液壓傳動(dòng)工作原理的第一個(gè)特征：液壓傳動(dòng)中工作壓力取決于負(fù)載。
1．2．2運(yùn)動(dòng)的傳遞
如果不考慮液體的可壓縮性、漏損和缸體、管路的變形，液壓泵排出的液體體積必然等于進(jìn)入液壓缸的液體體積。設(shè)液壓泵活塞位移為S1,液壓缸活塞位移為S2，則有
S1A1=S2A2 (1-2)
上式兩邊同時(shí)除以運(yùn)動(dòng)時(shí)間t，得
q1=v1A1=v2A2=q2 (1-3)
式中 v1、v2-液壓泵活塞和液壓缸活塞的平均運(yùn)動(dòng)速度；
q1、q2-液壓泵輸出的平均流量和液壓缸輸出的平均流量。
由上述可見，液壓傳動(dòng)是靠密閉工作容積變化相等的原則實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)（速度和位移）傳遞的。調(diào)節(jié)進(jìn)入液壓缸的流量q，即可調(diào)節(jié)活塞的運(yùn)動(dòng)速度v，這是液壓傳動(dòng)工作原理的第二個(gè)特征：活塞的運(yùn)動(dòng)速度只取決于輸入流量的大小，而與外負(fù)載無關(guān)。
從上面的討論還可以看出，與外負(fù)載力相對(duì)應(yīng)的流體參數(shù)是流體壓力，與運(yùn)動(dòng)速度相對(duì)應(yīng)的流體參數(shù)是流體流量。因此，壓力和流量是液壓傳動(dòng)中兩個(gè)最基本的參數(shù)。
1.3液壓傳動(dòng)的優(yōu)缺點(diǎn)
與機(jī)械傳動(dòng)和電力拖動(dòng)系統(tǒng)相比，液壓傳動(dòng)與控制技術(shù)具有以下優(yōu)點(diǎn)：
1）單位功率的重量輕，有利于機(jī)械設(shè)備及其控制系統(tǒng)的微型化、小型化，并進(jìn)行大功率作業(yè)。
2）布局靈活方便。液壓元件的布置不受嚴(yán)格的空間位置限制，容易按照機(jī)器的需要通過管道實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)中的各部分的鏈接，布局安裝具有很大的柔性，能夠成用其他方法難以組成的系統(tǒng)。
3）調(diào)速范圍大。通過控制閥，液壓傳動(dòng)可以在運(yùn)行過程中實(shí)現(xiàn)液壓執(zhí)行期大范圍的無級(jí)調(diào)速，調(diào)速范圍可達(dá)2000.
4）工作平穩(wěn)、快速性好。油液具有彈性，可吸收沖擊，故液壓傳動(dòng)傳遞運(yùn)動(dòng)均勻平穩(wěn)；易于實(shí)現(xiàn)快速啟動(dòng)、制動(dòng)和頻繁換向。
5）易于操縱控制并實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)。液壓系統(tǒng)操縱控制方便，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制、遠(yuǎn)距離遙控和過載保護(hù)；運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)可自行潤(rùn)滑，有利于散熱和延長(zhǎng)使用壽命。
6）易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化和機(jī)電液一體化。液壓技術(shù)容易與電氣、電子控制技術(shù)相結(jié)合，組成機(jī)電液一體化的復(fù)雜系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)自動(dòng)工作循環(huán)。
7）易于實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動(dòng)。
8) 液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、制造和使用維護(hù)方便。液壓元件屬于機(jī)械工業(yè)基礎(chǔ)件，已實(shí)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化。
液壓傳動(dòng)的缺點(diǎn)：
1） 傳動(dòng)過程中，能量需經(jīng)兩次轉(zhuǎn)換，傳動(dòng)效率偏低。
2）由于傳動(dòng)介質(zhì)的可壓縮性和泄漏等因素的影響，不能嚴(yán)格保證定比傳動(dòng)。
3） 液壓傳動(dòng)性能對(duì)溫度比較敏感，不能在高溫下工作，采用石油基液壓油作傳動(dòng)介質(zhì)時(shí)還需要注意防火問題。
4）液壓元件制造精度高，系統(tǒng)工作過程中發(fā)生故障不易診斷。總的來說液壓傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是主要的，其缺點(diǎn)將隨科學(xué)技術(shù)的發(fā)展會(huì)不斷得到克服。例如，將液壓傳動(dòng)與氣壓傳動(dòng)、電力傳動(dòng)機(jī)械傳動(dòng)合理地聯(lián)合使用，構(gòu)成氣液、電液（氣）、機(jī)液（氣）等聯(lián)合傳動(dòng)，以進(jìn)一步發(fā)揮各自的優(yōu)點(diǎn)，相互補(bǔ)充，彌補(bǔ)某些不足之處。
1.4 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史及發(fā)展趨勢(shì)
1.4.1 液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷史
液壓傳動(dòng)和氣壓傳動(dòng)稱為流體傳動(dòng)，是根據(jù)17世紀(jì)帕斯卡提出的液體靜壓力傳動(dòng)原理而發(fā)展起來的一門新興技術(shù)，1795年英國(guó)約瑟夫?布拉曼，在倫敦用水作為工作介質(zhì)，以水壓機(jī)的形式將其應(yīng)用于工業(yè)上，誕生了世界上第一臺(tái)水壓機(jī)。1905年將工作介質(zhì)水改為油，又進(jìn)一步得到改善。
第一次世界大戰(zhàn)后液壓傳動(dòng)廣泛應(yīng)用，特別是1920年以后，發(fā)展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀(jì)末 20 世紀(jì)初的20年間，才開始進(jìn)入正規(guī)的工業(yè)生產(chǎn)階段。1925 年維克斯發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動(dòng)的逐步建立奠定了基礎(chǔ)。20 世紀(jì)初康斯坦丁?尼斯克對(duì)能量波動(dòng)傳遞所進(jìn)行的理論及實(shí)際研究;1910年對(duì)液力傳動(dòng)(液力聯(lián)軸節(jié)、液力變矩器等)方面的貢獻(xiàn)，使這兩方面領(lǐng)域得到了發(fā)展。
第二次世界大戰(zhàn)期間,在美國(guó)機(jī)床中有30%應(yīng)用了液壓傳動(dòng)。應(yīng)該指出,日本液壓傳動(dòng)的發(fā)展較歐美等國(guó)家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速發(fā)展液壓傳動(dòng),1956 年成立了“液壓工業(yè)會(huì)”。近20~30 年間，日本液壓傳動(dòng)發(fā)展之快，居世界領(lǐng)先地位。
1.4.2液壓技術(shù)的發(fā)展趨勢(shì)
由于液壓技術(shù)廣泛應(yīng)用了高技術(shù)成果，如自動(dòng)控制技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、微電子技術(shù)、磨擦磨損技術(shù)、可靠性技術(shù)及新工藝和新材料，使傳統(tǒng)技術(shù)有了新的發(fā)展，也使液壓系統(tǒng)和元件的質(zhì)量、水平有一定的提高。盡管如此，走向二十一世紀(jì)的液壓技術(shù)不可能有驚人的技術(shù)突破，應(yīng)當(dāng)主要靠現(xiàn)有技術(shù)的改進(jìn)和擴(kuò)展，不斷擴(kuò)大其應(yīng)用領(lǐng)域以滿足未來的要求。
綜合國(guó)內(nèi)外專家的意見，其主要的發(fā)展趨勢(shì)將集中在以下幾個(gè)方面：
1．減少能耗,充分利用能量
液壓技術(shù)在將機(jī)械能轉(zhuǎn)換成壓力能及反轉(zhuǎn)換方面，已取得很大進(jìn)展，但一直存在能量損耗，主要反映在系統(tǒng)的容積損失和機(jī)械損失上。如果全部壓力能都能得到充分利用，則將使能量轉(zhuǎn)換過程的效率得到顯著提高。
2．主動(dòng)維護(hù)
液壓系統(tǒng)維護(hù)已從過去簡(jiǎn)單的故障拆修，發(fā)展到故障預(yù)測(cè)，即發(fā)現(xiàn)故障苗頭時(shí)，預(yù)先進(jìn)行維修，清除故障隱患，避免設(shè)備惡性事故的發(fā)展。
要實(shí)現(xiàn)主動(dòng)維護(hù)技術(shù)必須要加強(qiáng)液壓系統(tǒng)故障診斷方法的研究。另外，還應(yīng)開發(fā)液壓系統(tǒng)自補(bǔ)償系統(tǒng)，包括自調(diào)整、自潤(rùn)滑、自校正，在故障發(fā)生之前，進(jìn)市補(bǔ)償，這是液壓行業(yè)努力的方向。
3．機(jī)電一體化
電子技術(shù)和液壓傳動(dòng)技術(shù)相結(jié)合，使傳統(tǒng)的液壓傳協(xié)與控制技術(shù)增加了活力，擴(kuò)大了應(yīng)用領(lǐng)域。
液壓行業(yè)的發(fā)展趨勢(shì)：
液壓元件將向高性能、高質(zhì)量、高可靠性、系統(tǒng)成套方向發(fā)展；向低能耗、低噪聲、振動(dòng)、無泄漏以及污染控制、應(yīng)用水基介質(zhì)等適應(yīng)環(huán)保要求方向發(fā)展；開發(fā)高集成化高功率密度、智能化、機(jī)電一體化以及輕小型微型液壓元件；積極采用新工藝、新材料和電子、傳感等高新技術(shù)。
第二章 設(shè)計(jì)方案
2.1設(shè)計(jì)方案分析
雙面鏜孔組合機(jī)床的液壓系統(tǒng)要求液壓系統(tǒng)完成的工作循環(huán)是手工安裝→夾緊油缸夾緊→滑臺(tái)快進(jìn)→滑臺(tái)1工進(jìn)→滑臺(tái)2工進(jìn)→滑臺(tái)快退→回轉(zhuǎn)工作臺(tái)升起→回轉(zhuǎn)工作臺(tái)轉(zhuǎn)位→回轉(zhuǎn)工作臺(tái)下降鎖緊→滑臺(tái)快進(jìn)→滑臺(tái)1工進(jìn)→滑臺(tái)2工進(jìn)→滑臺(tái)快退→夾緊油缸松開→退料油缸升起退料→退料油缸退回→手工取下工件。在設(shè)計(jì)過程中要注意液壓設(shè)計(jì)的注意事項(xiàng)：在滑臺(tái)的速度變化較大，當(dāng)滑臺(tái)由工進(jìn)轉(zhuǎn)為快退時(shí)，為減少液壓沖擊，須使用背壓閥等。
方案：選用單桿活塞缸來實(shí)現(xiàn)工作循環(huán)所要求的快進(jìn)以及1工進(jìn)2工進(jìn)運(yùn)動(dòng)，利用液壓缸差動(dòng)連接來實(shí)現(xiàn)快進(jìn)、快退，而對(duì)于有大沖擊，工作阻力不定對(duì)加工過程的影響，使用在回油路上接背壓閥和在進(jìn)油路上用調(diào)速閥和行程閥的組合來實(shí)現(xiàn)。為減少熱變形對(duì)加工精度的影響，減少熱源，選用遠(yuǎn)離機(jī)床床身的開式油箱。對(duì)于多缸運(yùn)動(dòng)工況分段情況很大，借鑒同類機(jī)床多數(shù)采用雙泵供油來節(jié)約能源。
2．2設(shè)計(jì)要求
要求設(shè)計(jì)實(shí)現(xiàn)的工作循環(huán)是：手工安裝→夾緊油缸夾緊→滑臺(tái)快進(jìn)→滑臺(tái)1工進(jìn)→滑臺(tái)2工進(jìn)→滑臺(tái)快退→回轉(zhuǎn)工作臺(tái)升起→回轉(zhuǎn)工作臺(tái)轉(zhuǎn)位→回轉(zhuǎn)工作臺(tái)下降鎖緊→滑臺(tái)快進(jìn)→滑臺(tái)1工進(jìn)→滑臺(tái)2工進(jìn)→滑臺(tái)快退→夾緊油缸松開→退料油缸升起退料→退料油缸退回→手工取下工件。動(dòng)力滑臺(tái)的滑臺(tái)油缸實(shí)現(xiàn)的循環(huán)是：快進(jìn)→1工進(jìn)→2工進(jìn)→快退。夾緊油缸的循環(huán)為：快進(jìn)→工進(jìn)夾緊→保壓→快退。退料油缸快進(jìn)→快退。主要性能參數(shù)與性能要求如下：切削阻力FL=24000N；運(yùn)動(dòng)部件所受重力G=10000N；快進(jìn)、快退速度1=3m/min =4m/min，1工進(jìn)速度2=0.2m/min；2工進(jìn)速度=0.1m/min 快進(jìn)行程L1=105mm，1工進(jìn)行程L2=9mm；2工進(jìn)行程=4mm;往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加速時(shí)間Δt=0.2s；動(dòng)力滑臺(tái)采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)μs=0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)μd=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。
2．3 工況分析
工況分析主要指對(duì)執(zhí)行元件進(jìn)行工況分析，分析每個(gè)執(zhí)行元件在各自工作過程中的速度和負(fù)載的變化規(guī)律。
1） 運(yùn)動(dòng)分析
運(yùn)動(dòng)分析就是研究設(shè)備按工藝要求，以怎樣的運(yùn)動(dòng)規(guī)律完成一個(gè)工作循環(huán)，并繪出速度循環(huán)圖。 圖2-1所示為液壓缸驅(qū)動(dòng)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)的動(dòng)作循環(huán)圖，工作臺(tái)完成快進(jìn)1工進(jìn)2工進(jìn)快退的工作循環(huán)。圖 2-2所示 為速度循環(huán)圖，由圖可以看出，液壓缸在工作過程中經(jīng)歷了加速、恒速（穩(wěn)態(tài)）和減速制動(dòng)等工況。另外速度循環(huán)圖也是計(jì)算液壓元件的慣性負(fù)載及繪制其負(fù)載循環(huán)圖的依據(jù)。
圖2-1動(dòng)作循環(huán)圖
圖2-2 速度循環(huán)圖
圖2-3 負(fù)載循環(huán)圖
2） 負(fù)載分析
負(fù)載分析是通過計(jì)算確定各液壓執(zhí)行元件的負(fù)載大小和方向，并分析各執(zhí)行元件運(yùn)動(dòng)過程中的振動(dòng)、沖擊及過載能力等情況。根據(jù)工藝要求，把執(zhí)行元件在各階段的負(fù)載用曲線表示出來，即形成負(fù)載循環(huán)圖，如圖 2-3 所示。由圖可直觀的看出執(zhí)行元件在運(yùn)動(dòng)過程中何時(shí)受力最大、何時(shí)受力最小等各種情況，以此為設(shè)計(jì)依據(jù)。
本例負(fù)載分析中，暫不考慮回油箱的背壓負(fù)載，液壓缸的密封圈產(chǎn)生的摩擦阻力在機(jī)械效率中加以考慮；因工作部件水平放置，重力的水平分力為零。因此，需要考慮的負(fù)載有：工作負(fù)載阻力、慣性負(fù)載阻力和摩擦負(fù)載阻力
（1）工作負(fù)載 工作負(fù)載即切削阻力，=Ft=24000N
（2）慣性負(fù)載Fm 慣性負(fù)載是運(yùn)動(dòng)部件在啟動(dòng)加速或減速制動(dòng)過程中產(chǎn)生的慣性力，其值可按牛頓第二定律計(jì)算
（2-1）
式中， m-----運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)量；
a------運(yùn)動(dòng)部件的加速度；
Δν---Δt 時(shí)間內(nèi)速度的變化量；
Δt -----啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)間。一般機(jī)械系統(tǒng)取0.1~0.5s；行走機(jī)械系統(tǒng)取0.5~1.5s；機(jī)床運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)取0.25~0.5s；機(jī)床進(jìn)給系統(tǒng)取0.05~0.2s。工作部件較輕或運(yùn)動(dòng)速度較慢時(shí)取小值。
（3）摩擦阻力Ff 摩擦阻力是指液壓缸驅(qū)動(dòng)工作機(jī)構(gòu)工作時(shí)所需克服的機(jī)械摩擦阻力。摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力.對(duì)于機(jī)床來說，即導(dǎo)軌的摩擦阻力，其值與導(dǎo)軌形狀、安放位置、潤(rùn)滑條件及運(yùn)動(dòng)狀態(tài)有關(guān)。
靜摩擦阻力
（2-2）
動(dòng)摩擦阻力
(2-3)
各運(yùn)動(dòng)階段運(yùn)動(dòng)時(shí)間
快進(jìn) （2-4）
1工進(jìn) （2-5）
2工進(jìn) （2-6）
快退 （2-7）
設(shè)液壓缸的機(jī)械效率ηcm=0.95，得出滑臺(tái)液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力
表2-1 滑臺(tái)液壓缸各階段的負(fù)載和推力
工況
負(fù)載組成
負(fù)載值F/N
推力（F/）/N
啟動(dòng)
2000
2105
加速
1460
1537
快進(jìn)
1000
1052
工進(jìn)
25000
26316
快退
1000
1052
2.4確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)
2.4.1初選液壓缸的工作壓力
由表2-2和表2-3可知，組合機(jī)床在最大負(fù)載為30000N時(shí)液壓系統(tǒng)易取壓力=4MPa。表 2-2 按負(fù)載選擇壓力
負(fù)載/kN
<5
5 ～10
10～20
20～30
30～50
>50
工作壓力/MPa
≦1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
>5
表2-3 按設(shè)備類型選擇系統(tǒng)工作壓力
設(shè)備類型
機(jī)床
農(nóng)業(yè)機(jī)械
小型工程機(jī)械
建筑機(jī)械
液壓鑿巖機(jī)
液壓機(jī)
大中型挖掘機(jī)
重型機(jī)械
起重運(yùn)輸機(jī)
磨床
組合機(jī)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
2.4.2液壓缸的主要尺寸的計(jì)算
選用單活塞桿式液壓缸并在快進(jìn)時(shí)作差動(dòng)連接。工進(jìn)時(shí)為防止負(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，參照表2-4，選背壓為=1.0MPa。
表2-4 執(zhí)行元件背壓力
系統(tǒng)類型
背壓力/Mpa
簡(jiǎn)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(bǔ)油泵的閉式回路
0.8~1.5
回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械
1.2~3
回油路較短且直接回油
可忽略不計(jì)
根據(jù)所給數(shù)據(jù)：液壓缸直徑D=80mm，活塞桿直徑d=55mm，按標(biāo)準(zhǔn)直徑算出
按最低工進(jìn)速度驗(yàn)算液壓缸尺寸，查液壓產(chǎn)品樣本手冊(cè)，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量，因2工進(jìn)速度v=0.1m/min為最小速度，則由式得，
本例=50.2滿足最低速度的要求。
根據(jù)液壓缸的負(fù)載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計(jì)算工進(jìn)時(shí)背壓按代入，快退時(shí)背壓按代入計(jì)算公式和計(jì)算結(jié)果列入表2-5中。
表2-5 液壓缸所需的實(shí)際流量、壓力和功率
工作循環(huán)
計(jì)算公式
負(fù)載F
進(jìn)油壓力Pj
回油壓力Pb
所需流量
輸入功率p
N
Pa
Pa
L/min
KW
差動(dòng)快進(jìn)
1153
1.35
0.075
工進(jìn)
22105
0.25
0.016
快退
1253
6.25
0.135
注：1.Δp為液壓缸差動(dòng)連接時(shí)，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取Δp=0.5Mpa,而pb=pj+Δp。
2．快退時(shí)，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為pj，無桿腔回油，壓力為pb。
第三章 液壓系統(tǒng)原理圖
3.1 基本回路的選擇
3.1.1 調(diào)速回路
節(jié)流調(diào)速是液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)的重要組成部分,由于其回路結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、使用維護(hù)方便,在工程機(jī)械中得到了廣泛的應(yīng)用。
對(duì)調(diào)速回路的基本要求如下：
1） 在規(guī)定的調(diào)速范圍內(nèi)能靈敏、平穩(wěn)地實(shí)現(xiàn)無極調(diào)速，具有良好的調(diào)節(jié)特性。
2） 負(fù)載變化時(shí)，工作部件速度變化?。ㄔ谠试S范圍內(nèi)），即具有良好的速度剛性。
3） 效率高，發(fā)熱少，具有良好的功率特性。
在液壓系統(tǒng)采用定量泵供油時(shí)，因泵輸出的流量q一定，因此要改變輸入執(zhí)行元件的流量q1，必須在泵的出口旁接一條支路，將泵多余的流量溢回油箱,這種調(diào)速回路稱為定量泵節(jié)流調(diào)速回路，它由定量泵、執(zhí)行元件、流量控制閥（節(jié)流閥、調(diào)速閥等）和溢流閥等組成，其中流量控制閥起流量調(diào)節(jié)作用，溢流閥起壓力補(bǔ)償或安全作用。定量泵節(jié)流調(diào)速回路根據(jù)流量控制閥在回路中安放位置的不同分為進(jìn)油節(jié)流調(diào)速、回油節(jié)流調(diào)速、旁路節(jié)流調(diào)速三種基本形式：（1）將節(jié)流閥串聯(lián)在液壓泵和液壓缸之間，用它來控制進(jìn)入液壓缸的流量達(dá)到調(diào)速的目的，為進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路。（2）將節(jié)流閥串聯(lián)在液壓缸的回油路上，借助節(jié)流閥控制液壓缸的排油流量來實(shí)現(xiàn)速度調(diào)節(jié)，為回油節(jié)流調(diào)速回路。（3）將節(jié)流閥裝在液壓缸并聯(lián)的支路上，為旁路節(jié)流調(diào)速回路。
換向閥在液壓系統(tǒng)中其主要功用為:接通、切斷或改變油液在液壓系統(tǒng)中的流動(dòng)方向。除此之外，在工程機(jī)械中還利用了它的一個(gè)特殊的功用:就是能夠起到節(jié)流的作用。
在工程機(jī)械中，節(jié)流調(diào)速回路的換向閥采用的是零封閉或負(fù)封閉的換向閥，它的結(jié)構(gòu)主要是由閥芯和閥體兩部分組成。在其閥芯臺(tái)肩上切槽或磨出錐面，當(dāng)閥芯相對(duì)閥體移動(dòng)時(shí)，其節(jié)流口大小將發(fā)生變化，從而改變流量達(dá)到節(jié)流調(diào)速的目的。
3．1.2快速和速度換接回路
快速運(yùn)動(dòng)回路的功用是使執(zhí)行元件獲得盡可能大的工作速度，以提高生產(chǎn)率或充分利用功率。一般采用差動(dòng)缸，雙泵供油，充液增速和儲(chǔ)能器來實(shí)現(xiàn)。
1.液壓缸差動(dòng)連接快速運(yùn)動(dòng)回路
如圖3-1所示，換向閥處于原位時(shí)，液壓缸有桿腔的回油和液壓泵的供油合在一起進(jìn)入液壓缸無桿腔，使活塞快速向右運(yùn)動(dòng)。這種回路結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，應(yīng)用較多，但液壓缸的速度加快有限，差動(dòng)連接與非差動(dòng)連接的速度比為,有時(shí)仍不能滿足快速運(yùn)動(dòng)的要求，常常需要和其他方法聯(lián)合使用。在差動(dòng)回路中，泵的流量和液壓缸有桿腔排除的流量合在一起流過的閥和管路應(yīng)按合成流量來選則其規(guī)格，否則會(huì)導(dǎo)致壓力過大，泵空載時(shí)供油壓力過高。
2．采用儲(chǔ)能器輔助供油快速運(yùn)動(dòng)回路
這種回路適用于短時(shí)間內(nèi)需要大流量的場(chǎng)合，并可用小流量的液壓泵使液壓缸獲得較大的快速運(yùn)動(dòng)速度。但系統(tǒng)在整個(gè)工作循環(huán)內(nèi)需有足夠的停歇時(shí)間，以使液壓泵完成對(duì)儲(chǔ)能器的充液工作。
3．雙泵供油快速運(yùn)動(dòng)回路
如圖3-2所示，低壓大流量泵1和高壓小流量泵2組成的雙聯(lián)泵做動(dòng)力源。外控順序閥3（卸載閥）和溢流閥5分別設(shè)定雙泵供油和小流量泵2供油時(shí)系統(tǒng)的最高工作壓力。換向閥6處于圖示位置，系統(tǒng)壓力低于卸載閥3調(diào)定壓力時(shí)，兩個(gè)泵同時(shí)向系統(tǒng)供油，活塞快速向右運(yùn)動(dòng)；換向閥6處于右位，系統(tǒng)壓力達(dá)到或超過卸載閥3的調(diào)定壓力，大流量泵1通過閥3卸載，單向閥4自動(dòng)關(guān)閉，只有小流量泵向系統(tǒng)供油，活塞慢速向右運(yùn)動(dòng)。卸載閥3的調(diào)定壓力至少應(yīng)比溢流閥5的調(diào)定壓力低10%-20%,大流量泵1卸載減少了動(dòng)力消耗，回路效率較高。常用在執(zhí)行元件和工進(jìn)速度相差較大的場(chǎng)合。
根據(jù)本系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方式和要求選定液壓缸差動(dòng)連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動(dòng)回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)。即快進(jìn)時(shí)，由大小泵同時(shí)供油，液壓缸實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接。
圖3-1液壓缸差動(dòng)連接快速運(yùn)動(dòng)回路
圖3-2雙泵供油快速運(yùn)動(dòng)回路
考慮到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大，故選用換向時(shí)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(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接，所以選用三位四通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用行程閥控制換向回路。
速度換接回路用于執(zhí)行元件實(shí)現(xiàn)速度的切換，因切換前后的速度不同，有快速——慢速，慢速——慢速的換接。本機(jī)床要求工作行程有兩種進(jìn)給速度，第一進(jìn)給速度大于第二進(jìn)給速度，為實(shí)現(xiàn)兩次工進(jìn)速度，采用兩個(gè)調(diào)速閥串聯(lián)在油路中，用行程閥進(jìn)行切換。
如圖3-3，通過行程閥來調(diào)節(jié)速度，行程閥的擋塊放在機(jī)床固定位置，液壓油首先通過行程閥下方的通道，不經(jīng)過調(diào)速閥，實(shí)現(xiàn)快進(jìn)，接近工件換速時(shí)，行程閥接通中間通道，液壓油只經(jīng)過右邊的調(diào)速閥，實(shí)現(xiàn)1工進(jìn)，到達(dá)預(yù)定地點(diǎn)，行程閥接通上方的通道，液壓油經(jīng)過兩個(gè)調(diào)速閥，實(shí)現(xiàn)二級(jí)調(diào)速，從而得到2工進(jìn)速度。行程閥在安裝時(shí)需要經(jīng)過嚴(yán)格的計(jì)算和定位，以確保加工的精確。
圖3-3 行程閥控制的換接回路
3.1.3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(tái)工進(jìn)時(shí)，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，不再另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺(tái)工進(jìn)和停止時(shí)，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺(tái)停止時(shí)雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。
3.1.4 夾緊回路
保壓回路使系統(tǒng)在液壓缸不動(dòng)或因工件變形而產(chǎn)生微小位移的工況下保持穩(wěn)定不變的壓力從而實(shí)現(xiàn)夾緊功能。保壓回路主要有3種形式：1.采用單向閥和液控單向閥的保壓回路。2.自動(dòng)補(bǔ)油保壓回路。3.采用蓄能器的保壓回路。儲(chǔ)能器是液壓系統(tǒng)中一種儲(chǔ)存和釋放油液壓力能的裝置。其主要功用有以下五種：（1）作輔助動(dòng)力源 （2）補(bǔ)償泄露和保持恒壓 （3）作緊急動(dòng)力源 （4） 吸收脈動(dòng)，降低噪音 （5） 吸收液壓沖擊
本機(jī)床選用采用儲(chǔ)能器的保壓回路。如圖3-4 所示，SP1,SP2為壓力繼電器，壓力繼電器利用液體壓力來啟閉電器開關(guān)。當(dāng)與壓力繼電器相連壓力達(dá)到繼電器調(diào)定壓力時(shí)，發(fā)出信號(hào)，使電器元件動(dòng)作即開啟或閉合儲(chǔ)能器，從而實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)保壓。
圖 3-4 利用儲(chǔ)能器的保壓回路
3.1.5 調(diào)壓回路
調(diào)壓回路的功能在于調(diào)定或限制液壓系統(tǒng)的最高工作壓力，或使執(zhí)行機(jī)構(gòu)在工作過程不同階段實(shí)現(xiàn)多級(jí)壓力變換。一般由溢流閥來實(shí)現(xiàn)這一功能。
調(diào)壓回路一般有遠(yuǎn)程調(diào)壓回路，多級(jí)調(diào)壓回路和無級(jí)調(diào)壓回路，根據(jù)本機(jī)床的要求采用遠(yuǎn)程調(diào)壓回路，如圖3-5所示，當(dāng)改變節(jié)流閥2的開口來調(diào)節(jié)液壓缸速度時(shí)，溢流閥1始終開啟溢流，使系統(tǒng)工作壓力穩(wěn)定在溢流閥1調(diào)定壓力附近，溢流閥1作定壓閥用。若系統(tǒng)中無節(jié)流閥，溢流閥1則作安全閥用，當(dāng)系統(tǒng)工作壓力達(dá)到或超出溢流閥調(diào)定壓力時(shí)，溢流閥開啟，對(duì)系統(tǒng)起安全保護(hù)作用。如果在先導(dǎo)型溢流閥1的遙控口上接一遠(yuǎn)程調(diào)壓閥3，則系統(tǒng)壓力可由閥3遠(yuǎn)程調(diào)節(jié)控制。主溢流閥的調(diào)定壓力必須大于遠(yuǎn)程調(diào)壓閥的調(diào)定壓力。
圖3-5 調(diào)壓回路圖
3.2 液壓系統(tǒng)回路
經(jīng)過對(duì)各個(gè)基本回路和機(jī)床要求的分析，將選擇的各回路組合在一起，根據(jù)工況作適當(dāng)調(diào)整。得到的液壓系統(tǒng)原理圖如圖 3-6 所示。圖中，為了解決滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，以及為了避免機(jī)床停止工作時(shí)回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性，增加了單向閥?？紤]到這臺(tái)機(jī)床用于鏜孔加工，對(duì)位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個(gè)壓力繼電器。當(dāng)滑臺(tái)碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，發(fā)出快退信號(hào)，操縱閥換向。
3-6 液壓系統(tǒng)圖
該系統(tǒng)用雙泵供油，三位四通電磁換向閥換向，用液壓缸差動(dòng)連接實(shí)現(xiàn)快進(jìn)，用行程閥控制快慢速度的換接及保證進(jìn)給位置精度。表3-1為該系統(tǒng)的電磁鐵動(dòng)作順序表（表中“+”代表電磁鐵得電）。
表3-1 電磁鐵動(dòng)作順序表
1.按下啟動(dòng)按鈕，電磁鐵YV 1得電，僅用小泵供油，YV 7得電，電磁換向閥13
處于右位。主油路的進(jìn)油路：泵2→單向閥11→減壓閥12→雙單向節(jié)流閥14→液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪弧p單向節(jié)流閥14→電磁換向閥13→油箱。壓力繼電器SP1開啟儲(chǔ)能器，使夾緊缸加速。加工過程中，工件一直處于夾緊狀態(tài)，為保證此狀態(tài)的穩(wěn)定性，用減壓閥控制高壓，用壓力繼電器和儲(chǔ)能器控制低壓，使夾緊油缸的壓力控制在一個(gè)很小的范圍內(nèi)。
2. 電磁鐵YV 2得電，電磁換向閥4位于左位，YV 4得電，電磁換向閥8位于左位。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥4→行程閥→液壓缸右腔；泵2→電磁換向閥8→行程閥→液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄弧鷨蜗蜷y3→油箱；液壓缸左腔→單向閥7→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)快進(jìn)。變背壓閥6控制進(jìn)油路壓力，保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性。①中所有元件不變，互不影響。
3.YV 1失電，雙泵供油，YV 2得電，電磁換向閥4位于左位，YV 4得電，電磁換向閥8位于左位。行程閥到達(dá)指定位置，轉(zhuǎn)換到中位。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥4→調(diào)速閥→行程閥→液壓缸右腔；泵2→電磁換向閥8→調(diào)速閥→行程閥→液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄弧鷨蜗蜷y3→油箱；液壓缸左腔→單向閥7→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)1工進(jìn)。變背壓閥6控制進(jìn)油路壓力，保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性。①中所有元件不變，互不影響。
4.行程閥到達(dá)指定位置轉(zhuǎn)位。進(jìn)油路經(jīng)過兩個(gè)調(diào)速閥，實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)2工進(jìn)，其他不變。
5. YV 1得電，小泵供油，YV 3得電，電磁換向閥4位于右位，YV 5得電，電磁換向閥8位于右位，YV 11得電，電磁換向閥20位于右位。主油路的進(jìn)油路：泵2→單向閥5→液壓缸左腔；泵2→單向閥9→液壓缸左腔；泵2→單雙向節(jié)流閥21→液控單向閥22→液壓缸下腔。回油路：液壓缸右腔→單向閥→電磁換向閥4→油箱；液壓缸右腔→單向閥→電磁換向閥8→油箱；液壓缸上腔→單雙向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)的是左右滑臺(tái)快退，抬起油缸抬起。液控單向閥22對(duì)液壓缸起鎖緊作用，以防液壓缸由于重力作用出現(xiàn)下滑現(xiàn)象。夾緊油缸仍處于夾緊狀態(tài)。
6. YV 1得電，小泵供油， YV 11在YV 12得電的延遲時(shí)間后得電，以防刀具劃傷工件。夾緊油缸處于夾緊狀態(tài)。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥20→雙單向節(jié)流閥21→液壓缸上腔，延遲時(shí)間后，泵2→電磁換向閥20→雙單向節(jié)流閥21→液控單向閥22→液壓缸下腔?；赜吐罚阂簤焊紫虑弧嚎貑蜗蜷y22→雙單向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱；延遲時(shí)間后，液壓缸上腔→雙單向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱。液控單向閥對(duì)液壓缸起鎖緊作用，以防液壓缸由于重力作用出現(xiàn)下滑現(xiàn)象。
7.奇數(shù)循環(huán) YV 11得電，電磁換向閥20位于左位，YV 13得電，電磁換向閥23位于右位。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥20→單雙向節(jié)流閥21→液控單向閥22→液壓缸下腔；泵2→電磁換向閥23→單雙向節(jié)流閥24→液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊咨锨弧鷨坞p向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱；液壓缸右腔→單雙向節(jié)流閥24→電磁換向閥23→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)的是抬起油缸抬起，轉(zhuǎn)位油缸轉(zhuǎn)位。
偶數(shù)循環(huán) YV 10得電，電磁換向閥20位于左位。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥20→單雙向節(jié)流閥21→液壓缸上腔?；赜吐罚阂簤焊紫虑弧嚎貑蜗蜷y22→單雙向節(jié)流閥21→電磁換向閥20→油箱。該過程抬起油缸下降。奇數(shù)循環(huán)雙泵供油，偶數(shù)循環(huán)小泵供油，夾緊油缸一直處于夾緊狀態(tài)。由于工件在加工過程中是對(duì)稱加工，所以每個(gè)工件加工時(shí)需轉(zhuǎn)位一次。
8.重復(fù)2，實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)快進(jìn)。
9.重復(fù)3，實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)1工進(jìn)。
10.重復(fù)4，實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)2工進(jìn)。
⒒重復(fù)5，實(shí)現(xiàn)左右滑臺(tái)快退。
12. YV 6得電，電磁換向閥13位于左位，YV 10得電，抬起油缸處于下方。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥13→單雙向節(jié)流閥14→液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄弧鷨坞p向節(jié)流閥14→電磁換向閥13→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)的是夾緊缸松開。
13. YV 6得電，電磁換向閥13位于左位，YV 9得電，電磁換向閥18位于右位。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥18→單雙向節(jié)流閥19→液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪弧鷨坞p向節(jié)流閥19→電磁換向閥18→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)的是退料油缸開啟退料。
14 YV 8得電，電磁換向閥18位于左位。主油路的進(jìn)油路：泵2→電磁換向閥18→單雙向節(jié)流閥19→液壓缸右腔。回油路：液壓缸左腔→單雙向節(jié)流閥19→電磁換向閥18→油箱。該過程實(shí)現(xiàn)的是退料缸退回。
15.所有電磁鐵失電，工件加工完成，機(jī)床處于原位
第四章 液壓元件的計(jì)算和選擇
4.1確定液壓泵的規(guī)格以及電動(dòng)機(jī)功率
4.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力
小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油，由表2-5可知，液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大，最大工作壓力為p1=7.71MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失∑?p=0.5MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓力差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為
（4-1）
因此泵的額定壓力可取。
大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油，由表2-5可見，快退時(shí)液壓缸的工作壓力為p1=1.06MPa，比快進(jìn)時(shí)小?？紤]到快退時(shí)進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為
（4-2）
4.1.2確定液壓泵的流量
由表2-5可知工進(jìn)時(shí)所需最小流量是0.25L/min,設(shè)溢流閥最小溢流量為2.5L/min，則小流量泵的流量公式應(yīng)為
（4-3）
快進(jìn)快退時(shí)液壓缸所需的最大流量是6.2L/min，則泵的總流量。即大流量泵的流量
（4-4）
根據(jù)上面計(jì)算的壓力和流量，查液壓產(chǎn)品樣本，選用的雙聯(lián)葉片泵，該泵的額定壓力6.3,額定轉(zhuǎn)速1450r/min。
4.1.3電動(dòng)機(jī)的選擇
系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵的流量
（4-5）
大泵流量
（4-6）
1. 差動(dòng)快進(jìn)
差動(dòng)快進(jìn)時(shí)，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥后與小泵匯合，后經(jīng)單向閥，三位五通閥，二位三通閥進(jìn)入液壓缸大腔，大腔壓力,查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是計(jì)算可得小泵的出口壓力（總效率），大泵出口壓力（總效率）
電動(dòng)機(jī)功率
（4-7）
2. 工進(jìn)
考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動(dòng)作需要壓力差。因此工進(jìn)時(shí)小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵總效率，大泵總效率）。
電動(dòng)機(jī)功率
（4-8）
3. 快退
類似差動(dòng)快進(jìn)分析知：小泵的出口壓力（總效率）；大泵出口壓力（總效率）。電動(dòng)機(jī)功率
（4-9）
綜合比較，快退時(shí)所需功率最大。據(jù)此查液壓產(chǎn)品樣本選用Y132M-4異步電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)功率7.5KW。額定轉(zhuǎn)速1440r/min。
4.2 閥類元件
閥類元件的規(guī)格按液壓系統(tǒng)的最大壓力和通過該閥的實(shí)際流量從產(chǎn)品樣本上選定。各類液壓閥都必須選得使其實(shí)際通過流量最多不超過其公稱流量的120%，否則會(huì)引起發(fā)熱、噪聲和過大的壓力損失，使閥的性能下降。選用液壓閥時(shí)還應(yīng)考慮下列問題：閥的結(jié)構(gòu)形式、特性、壓力等級(jí)、連接方式、集成方式及操縱方式等。對(duì)流量閥應(yīng)考慮其最小穩(wěn)定流量；對(duì)壓力閥應(yīng)考慮其調(diào)壓范圍；對(duì)換向閥應(yīng)考慮其滑閥機(jī)能等。
4.2.1 流量閥的選擇
選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時(shí)還要考慮其最小穩(wěn)定流量是否符合設(shè)計(jì)要求，一般中、低壓流量閥的最小穩(wěn)定流量為50ml/min~100ml/min；高壓流量閥的最小穩(wěn)定流量為2.5ml/min~20ml/min。
流量閥對(duì)流量進(jìn)行控制，需要一定的壓差，高精度流量閥進(jìn)、出口約需1MPa的壓差。普通調(diào)速閥存在起始流量超調(diào)的問題，對(duì)要求高的系統(tǒng)可選用帶手調(diào)補(bǔ)償器初始開度的調(diào)速閥或帶外控關(guān)閉功能的調(diào)速閥。
對(duì)于要求油溫變化對(duì)外負(fù)載的運(yùn)動(dòng)速度影響小的系統(tǒng)，可選用溫度補(bǔ)償型調(diào)速閥。
4.2.2 .溢流閥的選擇
直動(dòng)式溢流閥響應(yīng)快，適合作制動(dòng)閥及流量較小的安全閥，先導(dǎo)式溢流閥的啟閉特性好，宜作調(diào)壓閥，背壓閥及流量較大的安全閥用。
先導(dǎo)式溢流閥有二級(jí)同心和三級(jí)同心之分，二級(jí)同心型的泄漏量小，常用于需保壓的回路中。
先導(dǎo)式溢流閥的最低調(diào)定壓力一般只能在0.5~1Mpa范圍內(nèi)。選擇溢流閥時(shí)，應(yīng)按液壓泵的最大流量選取，并應(yīng)注意其許用的最小穩(wěn)定流量，一般來說，其最小穩(wěn)定流量應(yīng)是公稱流量的15%以上。
4.2.3 .單向閥及液控單向閥的選擇
選擇單向閥時(shí)，應(yīng)注意其開啟壓力大小，開啟壓力小作單向閥，開啟壓力大作背壓閥。
液控單向閥有內(nèi)泄式和外泄式之分，外泄式的控制壓力較低，工作可靠，但要多一根泄油油管。液控單向閥還有帶卸荷小閥芯和不帶卸荷小閥芯之分，前者控制壓力較低，常用于高壓系統(tǒng)，有時(shí)還可作為液壓機(jī)的卸壓閥用。
4.2.4 換向閥的選擇
按通流量選擇結(jié)構(gòu)型式，一般通流量在190L/min以上時(shí)，宜選用二通插裝閥，70L/min以下可選用電磁換向閥，否則需用電液換向閥。
按換向性能等選擇電磁鐵類型，由于直流電磁鐵尤其是直流濕式電磁鐵的壽命長(zhǎng)，可靠性高，故應(yīng)盡量選用直流濕式電磁換向閥。
根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號(hào)及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力6.3Mpa，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min,25 L/min,63 L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號(hào)都列在液壓系統(tǒng)原理圖即傳動(dòng)總圖中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。
4.2.5 液壓閥的配置形式
液壓閥的配置形式有管式配置、板式配置和集成式配置。目前液壓系統(tǒng)多采用集成式配置。下面簡(jiǎn)要說明集成塊的設(shè)計(jì)。
（1） ????? 塊體設(shè)計(jì)
集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設(shè)備可用鑄鐵，高壓強(qiáng)振場(chǎng)合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長(zhǎng)方體。
對(duì)于較簡(jiǎn)單的液壓系統(tǒng)，其液壓閥較少，可安裝在同一個(gè)集成塊上。如果液壓系統(tǒng)復(fù)雜，閥件較多，就要采取多個(gè)集成塊疊積的形式。相互疊積的集成塊上下面一般為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P，公共回油孔T，泄油孔L和四個(gè)用于疊積的螺栓孔。
P孔：液壓泵輸出的壓力油經(jīng)調(diào)壓后進(jìn)入公共的壓力油孔P，作為供給各單元回路壓力油的公共油源。
T孔：各單元回路的回油均通到公共回油孔T，流回到油箱。
L孔：，各液壓閥的泄漏油，統(tǒng)一通過公共泄漏油孔流回油箱。
集成塊的其余四個(gè)表面，一般后面接通液壓執(zhí)行元件的油管，另三個(gè)面用以安裝液壓閥。塊體內(nèi)部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。
（2） 集成塊結(jié)構(gòu)尺寸的確定
外形尺寸要滿足閥件的安裝，孔道布置及其它工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長(zhǎng)度，閥的安裝位置要仔細(xì)考慮，使相通油孔盡量在同一水平面或同一豎直面上。對(duì)于復(fù)雜的液壓系統(tǒng)，需要多個(gè)集成塊疊積時(shí)，一定要保證三個(gè)公用油孔的坐標(biāo)相同，使之疊積起來后形成三個(gè)主通道。
各油孔的內(nèi)徑要滿足允許流速的要求，一般來說，與液壓閥直接相通的孔徑應(yīng)等于所裝液壓閥的油孔通徑。油孔之間的壁厚不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時(shí)，因油孔的偏斜而誤通。對(duì)于中、低壓系統(tǒng)壁厚不得小于5mm，高壓系統(tǒng)應(yīng)更大些。
綜上，設(shè)計(jì)的集成調(diào)壓塊及選出的閥類元件如下圖所示
調(diào)壓塊主視圖
左視圖
后視圖
右視圖
俯視圖
仰視圖
4.3油管的選擇
根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進(jìn)、出油管按輸入、排出的最大流量來計(jì)算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動(dòng)連接快進(jìn)快退時(shí)，油管內(nèi)通油量最大。其實(shí)際流量為泵的額定流量的兩倍達(dá)20L/min，則液壓缸進(jìn)、出油管直徑d按液壓產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)經(jīng)為14mm，外徑16mm的10號(hào)鋼管。
4.4 聯(lián)軸器的選擇
4.4.1 選擇聯(lián)軸器的原則
1）所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和性質(zhì)以及對(duì)緩沖減振功能的要求。例如：對(duì)大功率的重載傳動(dòng)，可選用齒式聯(lián)軸器；對(duì)嚴(yán)重沖擊載荷或要求消除軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的傳動(dòng)，可選用胎式聯(lián)軸器等具有高彈性的聯(lián)軸器。
2）聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速高低和引起的離心力大小。對(duì)于高速傳動(dòng)軸，應(yīng)選用平衡精度高的聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器等，而不宜選用存在偏心的滑塊聯(lián)軸器等。
3）兩軸相對(duì)位移的大小和方向。在安裝調(diào)整過程中，難以保持兩軸嚴(yán)格精確對(duì)中，或工作過程中兩軸將產(chǎn)生較大的附加相對(duì)位移時(shí)，應(yīng)選用撓性聯(lián)軸器。例如當(dāng)徑向位移較大時(shí)，可選用滑塊聯(lián)軸器，角位移較大或相交兩軸的連接可選用萬向聯(lián)軸器等。
4）聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。通常由金屬元件制成的不需潤(rùn)滑的聯(lián)軸器比較可靠；需要潤(rùn)滑的聯(lián)軸器，其性能易受潤(rùn)滑完善程度的影響，且可能污染環(huán)境。含有橡膠等非金屬元件的聯(lián)軸器對(duì)溫度、腐蝕性介質(zhì)及強(qiáng)光等比較敏感，而且容易老化。
5）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護(hù)和成本。在滿足使用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便、維護(hù)簡(jiǎn)單、成本低的聯(lián)軸器。例如剛性聯(lián)軸器不但結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，而且裝拆方便，可用于低速、剛性大的傳動(dòng)軸。一般的非金屬?gòu)椥栽?lián)軸器，由于具有良好的綜合性能，廣泛用于一般的中小功率傳動(dòng)。
4.4.2 計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
由于機(jī)器啟動(dòng)時(shí)的動(dòng)載荷和運(yùn)轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應(yīng)當(dāng)按軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩。計(jì)算轉(zhuǎn)矩按下式計(jì)算 （4-11）式中，T為公稱轉(zhuǎn)矩，N·m;為工作情況系數(shù)，見表4-2.
4.4.3確定聯(lián)軸器的型號(hào)
根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩 及所選的聯(lián)軸器類型，按照 的條件由聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)中選定該聯(lián)軸器型號(hào)。上式中的[T]為該型號(hào)聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩。本例中，由所選的電動(dòng)機(jī)計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩
查表4-2得=1.3，則
綜合以上計(jì)算及查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用水泵用聯(lián)軸器，型號(hào)為B1104-66-30-40。
4.5油箱容積的確定
液壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5-7倍，取6倍，故油箱容積為
V=（610）L=60L （4-10）
表4-2 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
分類
工作情況及舉例
電動(dòng)機(jī)
汽輪機(jī)
四缸和四缸
以上內(nèi)燃機(jī)
雙缸內(nèi)燃機(jī)
單缸內(nèi)燃機(jī)
Ⅰ
轉(zhuǎn)矩變化很小，如發(fā)動(dòng)機(jī)、小型通風(fēng)機(jī)、小型離心泵
1.3
1.5
1.8
2.2
Ⅱ
轉(zhuǎn)矩變化小，如透平壓縮機(jī)、木工機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)
1.5
1.7
2.0
2.4
Ⅲ
轉(zhuǎn)矩變化中等，如攪拌機(jī)、增壓泵、有飛輪的壓縮機(jī)、沖床
1.7
1.9
2.2
2.6
Ⅳ
轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷中等，如織布機(jī)、水泥攪拌機(jī)、拖拉機(jī)
1.9
2.1
2.4
2.8
Ⅴ
轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大，如造紙機(jī)、挖掘機(jī)、起重機(jī)、碎石機(jī)
2.3
2.5
2.8
3.2
Ⅵ
轉(zhuǎn)矩變化大并有極強(qiáng)烈沖擊載荷，如壓延機(jī)、無飛輪的活塞泵、重型初軋機(jī)
3.1
3.3
3.6
4.0
第五章 液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算及泵站總成
5.1壓力損失的驗(yàn)算及泵壓力的調(diào)整
5.1.1.工進(jìn)時(shí)壓力損失驗(yàn)算和小流量泵壓力調(diào)整
工進(jìn)時(shí)管路中的流量?jī)H為0.25L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都很非常小，可忽略不計(jì)。這時(shí)進(jìn)油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進(jìn)時(shí)液