目錄1、 負(fù)載分析- 22、 根據(jù)表中數(shù)據(jù)可畫出系統(tǒng)負(fù)載圖- 33、 擬定基本回路：- 54、 選擇液壓元件- 95、 液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算- 116、 調(diào)試維護(hù)說明書 - - 127、 液壓缸的設(shè)計與計算-13設(shè)計題目：設(shè)計一臺單面多軸專用組合鉆床，鉆削動力部件的水平運(yùn)動采用液壓傳動。工作循環(huán)是：“快速進(jìn)給工作進(jìn)給快速退回原位停止“。已知數(shù)據(jù)如下：最大鉆削進(jìn)給抗力FL=31000N,動力滑臺總質(zhì)量m=1270Kg，工進(jìn)行程S2=150mm，快速進(jìn)給行程S3=300mm，快速進(jìn)給、快退速度V1=90mm/s，工進(jìn)速度v2不大于2mm/s。升速和降速時間在0.2s之內(nèi)，滑臺采用平導(dǎo)軌，滑臺運(yùn)動的靜摩擦系數(shù)fa=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1.執(zhí)行元件用液壓缸，液壓缸固定，液壓缸機(jī)械效率取0.95，試設(shè)計液壓系統(tǒng)。設(shè)計計算說明書1、 負(fù)載分析：1）、切削負(fù)荷，F(xiàn)L=31000N，已知，2）、摩擦負(fù)載：靜摩擦負(fù)載：Ffa=mgfa=12709.810.2=2491.74N動摩擦負(fù)載：Ffd=mgfd=12709.810.1=1245.87N根據(jù)上述計算結(jié)果可以得到各工作階段的液壓缸負(fù)載，如下表所示：工況負(fù)載組成負(fù)載值（N）啟動F=Fn fa2491.74加速F= Fn fd+m v/ t1817.37快進(jìn)F= Fnfd1245.87工進(jìn)F= Fn fd+ FL32245.87快退F= Fn fd1245.87根據(jù)表中數(shù)據(jù)可畫出系統(tǒng)負(fù)載圖：根據(jù)已知條件可畫出系統(tǒng)速度圖如下：確定液壓缸的主要參數(shù)參照同類機(jī)床選液壓系統(tǒng)的工作壓力P1=4Mpa，動力滑臺要求快進(jìn)、快退速度相等，選用單桿液壓缸，快進(jìn)時采用差動連接，此時液壓缸無桿腔面積A1與有桿腔面積A2之比為2，即活塞桿直徑d與活塞直徑D有d=0.707D的關(guān)系，為防止空鉆通后滑臺產(chǎn)生前沖的現(xiàn)象，液壓缸的回油油路應(yīng)有背壓壓力P2，暫時選取P2=0.6Mpa，從負(fù)載循環(huán)圖上可知，工進(jìn)時有最大負(fù)載，按此負(fù)載要求設(shè)計液壓缸尺寸。根據(jù)活塞力平衡關(guān)系可知：P1A1=(P2A2+FL)m，A1=2A2m為液壓缸效率，根據(jù)已知為0.95所以A1= FLm(P1-P2/2)=96.5710-4m2D= =0.11md=0.707D=0.0784m按照GB2348-30圓整取近似標(biāo)準(zhǔn)值D=0.11M=110mm，d=0.0784m=80mm液壓缸的實(shí)際有效面積為A1=D2/4=9510-4m2,A2=44.7710-4m2確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸后，就可以計算各工作階段中壓力、流量和功率，列表如下：工況負(fù)載N進(jìn)油腔壓力P1/MPa回油腔壓力P2輸入流量輸入功率KW計算式快進(jìn)差動啟動2491.740.520-P1=(F/m+A2P)/(A1-A2)Q=(A1-A2)*V1P=P1*Q加速1817.370.714P1+P恒速1245.870.598P=0.30.4270.255工進(jìn)32245.873.870.60.018990.073P1=( F/m+A2P2)/A1Q=A1*V2P=P1*Q快退啟動2491.740.550P1=( F/m+A1P2)/A2Q=A2*V2P=P1*Q加速1817.371.600.6恒速1245.871.480.60.4270.62根據(jù)計算結(jié)果可畫出工況圖如下：3、擬定基本回路：從設(shè)計要求的工況可知，該液壓系統(tǒng)具有快速運(yùn)動，換向，速度換接和調(diào)壓、卸荷等回路。為盡可能提高系統(tǒng)效率，可以選擇變量液壓泵或雙泵供油回路，本次設(shè)計選用雙泵供油的油源。1） 選擇各基本回路：（1） 雙泵供油的油源回路：雙泵油源包括低壓大流量泵和高壓小流量泵。液壓缸快速運(yùn)動時，雙泵供油，工坐進(jìn)給時，高壓小流量泵供油，低壓大流量泵卸荷，由溢流閥調(diào)定系統(tǒng)工作壓力。其原理圖如下：（2） 快速運(yùn)動和換向回路：這一回路采用液壓缸差動連接實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動，用三位五通電液閥實(shí)現(xiàn)換向，并能實(shí)現(xiàn)快進(jìn)時液壓港的差動連接。原理圖如下（3） 速度換接回路為提高換接的位置精度，減小液壓沖擊，應(yīng)采用行程閥與調(diào)速閥并聯(lián)的轉(zhuǎn)換回路，同時電液換向閥的換向時間可調(diào)，保證換向過程平穩(wěn)。原理圖如下：（4） 卸荷回路在雙泵供油的油源回路中，可以利用卸荷閥（外控順序閥）實(shí)現(xiàn)低壓大流量泵在工進(jìn)和停止時卸荷2） 將各基本回路綜合成液壓系統(tǒng)： 圖1把上述各基本回路組合畫在一起，得到圖1所示的液壓系統(tǒng)原理圖不包括圖框內(nèi)的元件。通過分析原理圖對此圖進(jìn)行修正1、 滑臺工進(jìn)時液壓缸的進(jìn)、回油路互相接通，不能實(shí)現(xiàn)工進(jìn)，應(yīng)該在換向回路中串聯(lián)單向閥a，將進(jìn)、回油路隔斷。2、 為實(shí)現(xiàn)液壓缸的差動連接，應(yīng)在回油路上串接一個液控順序閥b，阻止油液流回油箱。3、 滑臺工進(jìn)后應(yīng)能夠自動轉(zhuǎn)為快退，必須在調(diào)速閥出口處接壓力繼電器d4、 為阻止空氣進(jìn)入液壓系統(tǒng)，應(yīng)在回油箱的油路上接一單向閥c5、 將順序閥b與背壓閥的位置對調(diào)，將順序閥與油源處的卸荷閥合并，省去一個元件。綜合整理后得到圖2所示的液壓系統(tǒng)。 圖(2)三、選擇液壓元件（1） 液壓泵和驅(qū)動電機(jī)液壓缸的最高工作壓力為3.87Mpa，取進(jìn)油路的壓力損失為0.8MPa，壓力繼電器的動作壓力比系統(tǒng)最大工作壓力高0. 5MPa，據(jù)此可知高壓小流量泵的最大工作壓力為：PP=3.87+0.8+0.5=5.17MPa從工況圖中可知，液壓缸在快進(jìn)、快退時的最大壓力為1.48MPa，取進(jìn)油路壓力損失為0.5MPa，則低壓大流量泵的最大壓力為PP=1.48+0.5=1.98MPa2MPa從工況圖可知，兩泵同時供油時的最大流量為26.76L/min，取泄漏系數(shù)kl=1.05,則兩泵合流時的實(shí)際流量為QP=1.0526.76=28.1L/min 溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時的液壓缸流量為1.14L/min,，因此高壓小流量泵的流量應(yīng)為4.14L/min根據(jù)以上的壓力和流量數(shù)值查產(chǎn)品樣本，選定雙聯(lián)葉片泵的型號為PVR12-8/26該液壓泵的排量為分別8ml/r和26ml/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速nn=940r/min時，泵的理論流量為31.96L/min,取液壓泵的容積效率0=0.9，則泵的實(shí)際流量為QP=31.960.9=28.8L/min 查液壓缸工況圖可知，液壓缸快退時所需功率最大，液壓缸的工作壓力為2 MPa，流量為28.8L/min。則電動機(jī)功率為P=PPQP/p=228.8/600.75=1.28KW，查電機(jī)手冊選用Y100L-2型電動機(jī)。（2） 閥類元件和輔助元件閥類元件和輔助元件按其在油路中的最大壓力和元件的實(shí)際流量，選出元件的規(guī)格型號見下表：序號元件名稱估計流量額定流量額定壓力額定壓降型號、規(guī)格1雙聯(lián)葉片泵34.716PVR12-8/262三位五通電磁閥6080160.535DYF3Y-E10B3行程閥5063160.3AXQF-E10B(單向行程調(diào)速閥)Qmax=100L/min 4調(diào)速閥0.50.07-50165單向閥6063161.26單向閥2563160.2AF3-Ea10B7液控順序閥2563160.3XF-E10B8背壓閥0.56316YF3-E10B9溢流閥56316YF3-E10B10單向閥2563160.2AF3-Ea10BQmax=80L/min 11濾油器3063160.02XU-J63X8012壓力表開關(guān)16KF3-E3B 3測點(diǎn)13單向閥6063160.2AF3-Ea10BQmax=80L/min序號元件名稱估計流量額定流量額定壓力額定壓降型號、規(guī)格14壓力繼電器14PF-B8L 8通徑（3） 油管元件之間的連接管道規(guī)格按液壓元件接口尺寸決定。液壓泵選定之后，需重新計算液壓缸工作各階段的進(jìn)、回油流量，見下表快 進(jìn)工 進(jìn)快 退輸入流量（L*MIN-1）Q1=(A1QP)/(A1-A2)=54.5Q1=1.14Q1=QP=28.8排出流量（L*MIN-1）Q2=(A2Q1)/A1=25.68Q2=(A2Q1)/A1=0.54Q2=(A1Q1)/A2=61.11運(yùn)動速度M/MINV1= QP/(A1-A2)=5.7V2= Q1/A1=0.12V3= Q1/ A2=6.43(4)油箱油箱的容積按液壓泵的流量計算，取=7V=QP=728.8=201.6按GB2876-81規(guī)定，就近選標(biāo)準(zhǔn)值，V=250L四、液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算（1） 液壓系統(tǒng)的壓力損失估算由于本設(shè)計不涉及管路布置，因此只對閥類元件的壓力損失進(jìn)行估算。1） 快進(jìn)快進(jìn)時液壓缸差動聯(lián)接，可知進(jìn)油路上有單向閥10，其通過流量為22L/MIN,電液換向閥2，其流量為28.8L/MIN，由于此時液壓缸為差動聯(lián)接，故通過行程閥3的流量為54.5L/MIN，其油路總損失為PV=PN1（Q0/QN）2+PN2（Q0/QN）2+PN3（Q0/QN）2=0.2（22/63）2+0.5（28.8/80）2+0.3（54.5/63）2=0.024+0.0648+0.224=0.31MPaPN-閥的額定壓力損失Q0-閥的實(shí)際過流量QN-閥的額定流量回油路上液壓缸有桿腔的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量均為25.68L/MIN，然后與液壓泵供油匯合，通過行程閥進(jìn)入無桿腔，據(jù)此可以推斷出有桿腔與無桿腔之壓力差P=P1-P2=0.5(25.68/80)2+0.2(25.68/63)2+0.3(54.5/63)2=0.051+0.033+0.224=0.31MPa2)工進(jìn)工進(jìn)時，進(jìn)油路上電液換向閥2的流量為1.14L/MIN，調(diào)速閥4的壓力損失為0.5 MPa，回油路上通過換向閥2的流量為0.54 L/MIN，背壓閥的壓力損失為0.6 MPa，順序閥的流量為0.54+22=22.54 L/MIN，折算到油路的總損失為PV=0.5（1.14/80）2+0.5+0.5（0.54/80）2+0.6+0.3（22.54/63）2 （44.77/95）=0.52 MPa液壓缸回油腔的壓力P2為P2=0.5（1.14/80）2+0.6+0.3（22.54/63）2=0.637 MPa考慮到壓力繼電器的動作壓力比系統(tǒng)工作壓力高0.5 MPa，因此溢流閥的調(diào)定壓力為PY>P1+P1+Pe=3.87+0.5（1.14/80）2+0.5+0.5=4.87 MPa3） 快退快退時，進(jìn)油路通過單向閥10的流量為22 L/MIN，通過換向閥2的流量為28.8 L/MIN，回油路上通過單向閥5，換向閥2和單向閥3的流量相同，均為61.11 L/MIN，回油路上總壓力損失為Pv1=0.2(22/63)2+0.5(28.8/80)2=0.024+0.0648=0.089 MPa回油路總壓力損失為Pv2=0.2（61.11/80）2+0.5（61.11/80）2+0.2（61.11/63）2=0.116+0.291+0.188=0.595 MPa則快退階段的液壓泵的工作壓力PP為PP=P1+Pv1=1.48+0.089=1.569 MPa此值即為卸荷順序閥的壓力調(diào)定值。（2） 溫升驗(yàn)算已工進(jìn)時的消耗功率計算溫升。工進(jìn)時液壓缸的有效功率為Pe=Fv2=32245.870.12/（10360）=0.064kw雙泵供油在工進(jìn)時，兩泵的輸出功率應(yīng)分別計算。低壓大流量泵的輸出功率：P1=PP2QP2,此時大流量泵的壓力為卸荷閥的調(diào)定壓力，其值為：P=0.3（22/63）2=0.037 MPa，則PP2=P。高壓小流量泵工作壓力PP1=4.87 MPa，流量Q1為6.7L/MIN,因此總輸入功率為PP=（PP1Q1+P Q2）/P=（4.871066.7/6010-3+0.03710622/6010-3）/0.75103=0.743KW則發(fā)熱功率為P= PP- Pe=0.743-0.064=0.679 KW油箱散熱面積為 A=2.58M2溫升T=P/KA=0.679/(92.58) 103=29.2度取散熱系數(shù)K=9溫升在允許范圍內(nèi)可不設(shè)冷卻裝置調(diào)試維護(hù)說明書1， 調(diào)試和試用轉(zhuǎn)1） 泵站調(diào)試 啟動液壓泵，進(jìn)油壓力應(yīng)符合說明書的規(guī)定，泵進(jìn)口油溫不得大于60，且不得低于15。過濾器不得吸入空氣，先空轉(zhuǎn)10-20min，再調(diào)整溢流閥逐漸分檔升壓到溢流閥調(diào)定值。升壓中應(yīng)多次開啟系統(tǒng)放氣口將空氣排出。2） 系統(tǒng)壓力調(diào)試 系統(tǒng)的壓力調(diào)試應(yīng)從壓力調(diào)定值最高的主溢流閥開始，逐次調(diào)整每個分支回路的各種壓力閥。壓力調(diào)定后，需將調(diào)整螺桿鎖緊。壓力調(diào)定值及以壓力聯(lián)鎖的動作和信號應(yīng)與設(shè)計相符。3） 流量調(diào)試 速度調(diào)試應(yīng)在正常工作壓力和正常工作油溫下進(jìn)行;遵循先低速后高速的原則。4） 液壓缸的速度調(diào)試 液壓缸的速度調(diào)試在空載狀態(tài)下先點(diǎn)動，在從低速到高速逐步調(diào)試并注意空載排氣，然后反向運(yùn)轉(zhuǎn)。同時檢查溫升和噪音是否正常。待空載運(yùn)轉(zhuǎn)正常后，在停機(jī)將液壓缸與工作機(jī)構(gòu)連接，再次啟動液壓缸并從低速至高速負(fù)載運(yùn)轉(zhuǎn)。如出現(xiàn)爬行現(xiàn)象，可檢查工作機(jī)構(gòu)的潤滑是否充分，系統(tǒng)排氣是否徹底，或有無其他機(jī)械干擾 。液壓系統(tǒng)日常使用和維護(hù)液壓設(shè)備通常采用日常檢查，日常檢查項(xiàng)目和內(nèi)容分別見下表檢查時間項(xiàng)目內(nèi)容檢查時間項(xiàng)目內(nèi)容在設(shè)備運(yùn)行中監(jiān)視工況壓力噪音油溫漏油電壓 系統(tǒng)壓力是否穩(wěn)定和在規(guī)定范圍內(nèi)有無異常。一般系統(tǒng)壓力為噪音75dB是否在35-55范圍內(nèi)， 不得大于60全系統(tǒng)有無漏油是否保持在額定電壓的+5%-15%范圍內(nèi)在啟動前檢查液位行程開關(guān)和限位塊手動自動電磁閥做到液壓系統(tǒng)的合理使用， 還必須注意以下事項(xiàng)。1， 油箱中的液壓油也應(yīng)經(jīng)常保持正常液面。2， 液壓油應(yīng)經(jīng)常保持清潔 。檢查油液的清潔應(yīng)經(jīng)常和檢查油液面同時進(jìn)行。3， 溫度應(yīng)適當(dāng)。油箱的油溫不能超過60，一般液壓機(jī)械在35-60范圍內(nèi)工作比較合適。從維護(hù)的角度看，也應(yīng)避免油溫過高。若油溫有異常的上升時，應(yīng)進(jìn)行檢查。 4， 回路的空氣應(yīng)完全清除掉。回路進(jìn)入空氣后，因?yàn)闅怏w的體積和壓力成反比，所以隨著載荷的變動，液壓缸的運(yùn)動也要受到影響。另外空氣又是造成油液變質(zhì)和發(fā)熱的重要原因。5， 在液壓泵啟動和停止時應(yīng)使溢流閥卸荷6， 溢流閥的調(diào)定壓力不得超過液壓系統(tǒng)的最高壓力。7， 應(yīng)盡量保持電磁閥的電壓穩(wěn)定，否則可能會導(dǎo)致線圈過熱。8， 易損零件，如密封圈等，應(yīng)經(jīng)常有備品，以便及時更換。 液壓缸設(shè)計計算負(fù)載分析：1）、切削負(fù)荷，F(xiàn)L=31000N，已知，2）、摩擦負(fù)載：靜摩擦負(fù)載：Ffa=mgfa=12709.810.2=2491.74N動摩擦負(fù)載：Ffd=mgfd=12709.810.1=1245.87N根據(jù)上述計算結(jié)果可以得到各工作階段的液壓缸負(fù)載，如下表所示：工況負(fù)載組成負(fù)載值（N）啟動F=Fn fa2491.74加速F= Fn fd+m v/ t1817.37快進(jìn)F= Fnfd1245.87工進(jìn)F= Fn fd+ FL32245.87快退F= Fn fd1245.87根據(jù)表中數(shù)據(jù)可畫出系統(tǒng)負(fù)載圖：根據(jù)已知條件可畫出系統(tǒng)速度圖如下：確定液壓缸的主要參數(shù)參照同類機(jī)床選液壓系統(tǒng)的工作壓力P1=4Mpa，動力滑臺要求快進(jìn)、快退速度相等，選用單桿液壓缸，快進(jìn)時采用差動連接，此時液壓缸無桿腔面積A1與有桿腔面積A2之比為2，即活塞桿直徑d與活塞直徑D有d=0.707D的關(guān)系，為防止空鉆通后滑臺產(chǎn)生前沖的現(xiàn)象，液壓缸的回油油路應(yīng)有背壓壓力P2，暫時選取P2=0.6Mpa，從負(fù)載循環(huán)圖上可知，工進(jìn)時有最大負(fù)載，按此負(fù)載要求設(shè)計液壓缸尺寸。根據(jù)活塞力平衡關(guān)系可知：P1A1=(P2A2+FL)m，A1=2A2m為液壓缸效率，根據(jù)已知為0.95所以A1= FLm(P1-P2/2)=96.5710-4m2D= =0.11md=0.707D=0.0784m按照GB2348-30圓整取近似標(biāo)準(zhǔn)值活塞直徑D=0.11m=110mm，活塞桿d=0.0784m=80mm液壓缸的實(shí)際有效面積為A1=D2/4=9510-4m2,A2=44.7710-4m2根據(jù)GB/T2349-1980和實(shí)際工況要求選擇液壓缸最大行程L=480mm最小導(dǎo)向長度的確定對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求HL/20+D/2=480/20+110/2=22.5+55=77.5mmH77.5mm其中 L液壓缸最大行程480mm；D 缸筒內(nèi)徑即活塞直徑110mm活塞寬度的確定活塞的寬度，一般取B=(0.61.0)D取B=0.8D=0.8110mm=88mm導(dǎo)向套滑動面長度的確定導(dǎo)向套滑動面長度A在D大于80mm時取A=(0.61.0)d取A=0.8d=0.880=64mm結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算和穩(wěn)定校核1，缸筒外徑缸筒內(nèi)徑確定后，由強(qiáng)度條件計算壁厚，然后求出缸筒外徑 PD/2 式中 P液壓缸最大工作壓力，P=4MP缸筒材料的需用拉應(yīng)力，= b/nb缸筒材料的抗拉強(qiáng)度極限 n安全系數(shù)，一般取n=5缸筒材料卻為20#優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼b=410MPPD/2=4110/2(410/5)=2.73mm缸筒壁厚確定之后 ，即可求出液壓缸的外徑 D1=D+2=110+22.73=115.46mm根據(jù)GB/T2348-1993選取圓整D1值為125mm2， 液壓缸的穩(wěn)定性和活塞桿強(qiáng)度驗(yàn)算1） 液壓缸的穩(wěn)定性驗(yàn)算，按材料力學(xué)的理論，一根受壓的直桿在其軸向負(fù)載F超過穩(wěn)定臨界力FK時，即失去原有直線狀態(tài)下的平衡，或稱之為失穩(wěn)。對液壓缸 其穩(wěn)定條件為 FFK/nK 式中 F液壓缸的最大推力，F(xiàn)=FR=32245.87N FK液壓缸的穩(wěn)定臨界力； nK穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取nK=24。液壓缸的穩(wěn)定臨界力FK值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度、及其兩端支撐狀況等因素有關(guān) 。FK=2EI/(L)2 式中 長度折算系數(shù)，取決于液壓缸的支撐情況=1E活塞桿材料的縱向彈性模量，對硬鋼，E=20.591010PaL活塞桿伸出總長1095mmI-活塞桿斷面的最小慣性距FK=2EI/(L)2=112860.54NFFK/nK當(dāng)nK取3時 FK/nK=1328860.54/3=442953.51F液壓缸穩(wěn)定液壓缸的效率液壓缸的總效率包括容積效率V和機(jī)械效率m兩部分即 =VmV=Q-Q/Q m=FP-Ff/ FP=F/ FP式中 Q進(jìn)入液壓缸的流量； Q液壓缸的泄漏量，主要指活塞處的內(nèi)泄漏，與活塞處的密封形式及活塞兩端的壓力差有關(guān) F活塞桿上的推力 FP作用在活塞上的液壓力Ff活塞與缸體、活塞桿與缸頭支撐處的磨擦力，與密封有關(guān)當(dāng)活塞與缸體之間采用密封圈時，液壓缸的內(nèi)泄漏量很小，一般可以忽略不記。所以=Vm=m=FP-Ff/ FP=F/ FP=32245.87/37994=84.86% 由于受液體阻力和泄漏的影響，液壓傳動的傳動效率不夠高，一般為75%-85%左右，液壓缸使用正常。根據(jù)以上計算選擇標(biāo)準(zhǔn)液壓缸HSG型雙作用單活塞桿液壓缸型號：HSG L-110/80 E-2 1-1 480其中 L外螺紋連接 110液壓缸內(nèi)徑，80活塞桿外徑 E壓力等級16MP 2缸蓋耳環(huán)帶關(guān)節(jié)軸承1 桿端外螺紋1 油口連接形式內(nèi)螺紋 480行程480mm 液壓缸結(jié)構(gòu)示意圖附圖 18山東廣播電視大學(xué) 第 頁