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1、第10章 液壓傳動系統(tǒng)的設計和計算,10.1 明確設計要求、進行工況分析,10.2 執(zhí)行元件主要參數(shù)的確定,10.3 液壓傳動系統(tǒng)原理圖的擬定,10.4 液壓元件的計算和選擇,10.5 液壓傳動系統(tǒng)技術性能驗算,返回,10.6 繪制正式工作圖和編制技術文件,10.7 液壓傳動系統(tǒng)設計計算舉例,10.1 明確設計要求、進行工況分析,1.明確設計要求,,,,（1）明確液壓傳動系統(tǒng)的動作和性能要求 液壓傳動系統(tǒng)的動作和性能要求，主要包括有：運動方式、行程和速度范圍、載荷情況、運動平穩(wěn)性和精度、工作循環(huán)和動作周期、同步或聯(lián)鎖要求、工作可靠性等。 （2）明確液壓傳動系統(tǒng)的工作環(huán)境 液壓傳
2、動系統(tǒng)的工作環(huán)境，主要是指：環(huán)境溫度、濕度、塵埃、是否易燃、外界沖擊振動的情況以及安裝空間的大小等。,2.執(zhí)行元件的工況分析,,,,對執(zhí)行元件的工況進行分析，就是查明每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的速度和負載的大小、方向及其變化規(guī)律。通常是用一個工作循環(huán)內各階段的速度和負載值列表表示，必要時還應作出速度和負載隨時間（或位移）變化的曲線圖（稱速度循環(huán)圖和負載循環(huán)圖）。 (1) 工作負載FW 不同的機器有不同的工作負載。對于金屬切削機床來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載；對液壓機來說，工作的壓制抗力即為工作負載。工作負載FW與液壓缸運動方向相反時為正值，方向相同時為負值（如順銑加
3、工的切削力）。工作負載可能為恒值，也可能為變值，其大小要根據(jù)具體情況進行計算，有時還要由樣機實測確定。,,執(zhí)行元件的工況分析(2/6),,,,(2) 導軌摩擦負載Ff 導軌摩擦負載是指液壓缸驅動運動部件時所受的導軌摩擦阻力，其值與運動部件的導軌型式、放置情況及運動狀態(tài)有關。各種型式導軌的摩擦負載計算公式可查閱有關手冊。機床上常用平導軌和V形導軌支承運動部件，其摩擦負載值的計算公式（導軌水平放置時）為： 平導軌 Ff = f (G + FN ) （10.1） V形導軌 （10.2） 式中：f 摩擦系數(shù)； G 運動部件的重力； FN 垂直于導軌
4、的工作負載； V形導軌面的夾角，一般 =90。,,,,,,(3) 慣性負載Fa 慣性負載是運動部件在啟動加速或制動減速時的慣性力，其值可按牛頓第二定律求出，即 （10.3） 式中：g 重力加速度； 時間內的速度變化值； t 啟動、制動或速度轉換時間。 (4) 重力負載Fg 重力負載是指垂直或傾斜放置的運動部件在沒有平衡的情況下，其自身質量造成的一種負載力。傾斜放置時，只計算重力在運動方向上的分力。液壓缸上行時重力取正值，反之取負值。,,執(zhí)行元件的工況分析(3/6),,,,,(5) 密封負載Fs 密
5、封負載是指密封裝置的摩擦力，其值與密封裝置的類型和尺寸、液壓缸的制造質量和油液的工作壓力有關，F(xiàn)s的計算公式詳見有關手冊。在未完成液壓系統(tǒng)設計之前，不知道密封裝置的參數(shù)，F(xiàn)s無法計算，一般用液壓缸的機械效率m加以考慮，常取m = 0.900.97。,,執(zhí)行元件的工況分析(4/6),,,,,(6) 背壓負載Fb 背壓負載是指液壓缸回油腔背壓所造成的阻力。在系統(tǒng)方案及液壓缸結構尚未確定之前，F(xiàn)b也無法計算，在負載計算時可暫不考慮。 液壓缸各個主要工作階段的機械總負載F可按下列公式計算： 啟動加速階段 （10.4） 快速階段 （10.5
6、）,,,執(zhí)行元件的工況分析(5/6),,,,,工進階段 （10.7） 制動減速階段 （10.8） 以液壓馬達為執(zhí)行元件時，負載值的計算類同于液壓缸。,,,,執(zhí)行元件的工況分析(6/6),10.2 執(zhí)行元件主要參數(shù)的確定,1.初選執(zhí)行元件的工作壓力,,,,工作壓力是確定執(zhí)行元件結構參數(shù)的主要依據(jù)，它的大小影響執(zhí)行元件的尺寸和成本，乃至整個系統(tǒng)的性能。工作壓力選得高，執(zhí)行元件和系統(tǒng)的結構緊湊，但對元件的強度、剛度及密封要求高，且要采用較高壓力的液壓泵；反之，如果工作壓力選得低，就會增大執(zhí)行元件及整個系統(tǒng)的尺寸，使結構變得龐大。所以應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫?。?zhí)行元
7、件工作壓力可以根據(jù)總負載的大小或主機設備類型選取。,2.確定執(zhí)行元件的主要結構參數(shù),,,,(1) 液壓缸主要結構尺寸的確定 在這里，液壓缸的主要結構尺寸是指缸的內徑D和活塞桿的直徑d。計算和確定D和d的一般方法見5.1節(jié)，例如，對于單桿液壓缸，可按式（5.3）、（5.4）、（5.7）及D、d之間的取值關系計算D和d，并按系列標準值確定D和d。 對有低速運動要求的系統(tǒng)（如精鏜機床的進給液壓系統(tǒng)），尚需對液壓缸的有效工作面積A進行驗算，即應保證 （10.8） 式中：qmin 控制執(zhí)行元件速度的流量閥的最小穩(wěn)定流量； min 液壓缸要求達到的最低工作速度。 驗
8、算結果若不能滿足式（10.8），則說明按所設計的結構尺寸和方案達不到所需的低速，必須修改設計。,,,,,,(2) 液壓馬達主要參數(shù)的確定 液壓馬達所需排量V可按下式計算 （10.9） 式中：T 液壓馬達的負載轉矩； p 馬達的兩腔工作壓差； mm 液壓馬達的機械效率 求得排量V值后，從產品樣本中選擇液壓馬達的型號。,,,,確定執(zhí)行元件的主要結構參數(shù)(2/2),3.復算執(zhí)行元件的工作壓力,,,,當液壓缸的主要尺寸D、d和液壓馬達的排量V計算出來以后，要按各自的系列標準進行圓整，經過圓整的標準值與計算值之間一般都存在一定的差別，因此有必要根據(jù)圓整值對工作壓
9、力進行一次復算。 還須看到，在按上述方法確定工作壓力的過程中，沒有計算回油路的背壓，因此所確定的工作壓力只是執(zhí)行元件為了克服機械總負載所需的那部分壓力。在結構參數(shù)D、d及V確定之后，若選取適當?shù)谋硥汗浪阒担纯汕蟪鰣?zhí)行元件工作腔的壓力p1。,,復算執(zhí)行元件的工作壓力(2/2),,,,,對于單桿液壓缸，其工作壓力p1可按下列公式復算： 差動快進階段 （10.10） 無桿腔進油工進階段 （10.11） 有桿腔進油快退階段 （10.12） 式中：F 液壓缸在各工作階段的最大機械總負載； A1、A2 分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的有效作用面積；
10、 pb 液壓缸回油路的背壓。 根據(jù)執(zhí)行元件的運動速度 或轉速n以及確定的液壓缸有效作用面積A或液壓馬達的排量V，計算出液壓執(zhí)行元件實際所需流量。,,,4.執(zhí)行元件的工況圖,,,,各執(zhí)行元件的主要參數(shù)確定之后，不但可以復算液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)各階段內的工作壓力，還可求出需要輸入的流量和功率。這時就可作出系統(tǒng)中各執(zhí)行元件在其工作過程中的工況圖，即液壓執(zhí)行元件在一個工作循環(huán)中的壓力、流量和功率隨時間（或位移）的變化曲線圖（圖10.2為某一機床進給液壓缸工況圖）。當液壓執(zhí)行元件不只有一個時，將系統(tǒng)中各執(zhí)行元件的工況圖進行疊加，便得到整個系統(tǒng)的工況圖。液壓傳動系統(tǒng)的工況圖可以顯示整個工作循
11、環(huán)中的系統(tǒng)壓力、流量和功率的最大值及其分布情況，為后續(xù)設計中選擇元件、回路或修正設計提供依據(jù)。,,圖10.2 機床進給液壓缸工況圖,10.3 系統(tǒng)原理圖的擬定,,,,液壓傳動系統(tǒng)原理圖是表示液壓傳動系統(tǒng)的組成和工作原理的圖樣。擬定液壓傳動系統(tǒng)原理圖是設計液壓傳動系統(tǒng)的關鍵一步，它對系統(tǒng)的性能及設計方案的合理性、經濟性具有決定性的影響。 （1）確定油路類型 一般具有較大空間可以存放油箱且不另設散熱裝置的系統(tǒng)，都采用開式油路；凡允許采用輔助泵進行補油并借此進行冷卻油交換來達到冷卻目的的系統(tǒng)，都采用閉式油路。通常節(jié)流調速系統(tǒng)采用開式油路，容積調速系統(tǒng)采用閉式回路。,,系統(tǒng)原理圖的擬定(2/
12、2),,,,（2）選擇液壓回路 在擬訂液壓傳動系統(tǒng)原理圖時，應根據(jù)各類主機的工作特點和性能要求，首先確定對主機主要性能起決定性影響的主要回路。例如，對于機床液壓傳動系統(tǒng)，調速和速度換接回路是主要回路；對于壓力機液壓傳動系統(tǒng)，壓力回路是主要回路。然后再考慮其它輔助回路，例如有垂直運動部件的系統(tǒng)要考慮重力平衡回路，有多個執(zhí)行元件的系統(tǒng)要考慮順序動作、同步或互不干擾回路，有空載運行要求的系統(tǒng)要考慮卸荷回路等。 （3）繪制液壓傳動系統(tǒng)原理圖 將挑選出來的各個回路合并整理，增加必要的元件或輔助回路，加以綜合，構成一個完整的液壓傳動系統(tǒng)。在滿足工作機構運動要求及生產率的前提下，力求所設計的
13、液壓傳動系統(tǒng)結構簡單、工作安全可靠、動作平穩(wěn)、效率高、調整和維護保養(yǎng)方便。,10.4 執(zhí)行元件的計算和選擇,,,,1. 選擇液壓泵,首先根據(jù)設計要求和系統(tǒng)工況確定液壓泵的類型，然后根據(jù)液壓泵的最大供油量來選擇液壓泵的規(guī)格。 (1) 確定液壓泵的最高供油壓力pp 對于執(zhí)行元件在行程終了才需要最高壓力的工況（此時執(zhí)行元件本身只需要壓力不需要流量，但液壓泵仍需向系統(tǒng)提供一定的流量，以滿足泄漏流量的需要），可取執(zhí)行元件的最高壓力作為泵的最大工作壓力。對于執(zhí)行元件在工作過程中需要最大工作壓力的情況，可按下式確定 （10.13） 式中：p1 執(zhí)行元件的最高工作壓力； p1 從
14、液壓泵出口到執(zhí)行元件入口之間總的壓力損失。,,,,,,(2) 確定液壓泵的最大供油量 液壓泵的最大供油量為 （10.14） 式中：k 系統(tǒng)的泄漏修正系數(shù)，一般取k =（1.1 1.3），大流量取小值，小流量取大值； qmax 同時動作各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。 當系統(tǒng)中采用液壓蓄能器供油時，pP由系統(tǒng)一個工作周期T中的平均流量確定： （10.15） 式中：Vi 系統(tǒng)在整個周期中第i個階段內的用油量。 如果液壓泵的供油量是按工進工況選取時（如雙泵供油方案，其中小流量泵是供給工進工況流量的）其供油量應考慮溢流閥的最小溢流量。,,選擇
15、液壓泵(2/5),,,,,(3) 選擇液壓泵的規(guī)格型號 液壓泵的規(guī)格型號按計算值在產品樣本中選取。為了使液壓泵工作安全可靠，液壓泵應有一定的壓力儲備量，通常泵的額定壓力可比工作壓力高25% 60%。泵的額定流量則宜與相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。,,,,,,,,,選擇液壓泵(3/5),,,,,(4) 選擇驅動液壓泵的電動機 驅動液壓泵的電動機根據(jù)驅動功率和泵的轉速來選擇。 （a）在整個工作循環(huán)中，泵的壓力和流量在較多時間內皆達到最大值時，驅動泵的電動機功率P為 （10.16） 式中：pp 液壓泵的最高供油壓力； qp 液壓泵的實際輸出流量；
16、 p 液壓泵的總效率，數(shù)值可見產品樣本，一般有上下限。規(guī)格大的取上限，變量泵取下限，定量泵取上限。 （b）限壓式變量葉片泵的驅動功率，可按泵的實際壓力流量特性曲線拐點處功率來計算。,,,選擇液壓泵(4/5),,,,,（c）在工作循環(huán)中，泵的壓力和流量變化較大時，可分別計算出工作循環(huán)中各個階段所需的驅動功率，然后求其均方根值PcP： （10.17） 式中：p1，p2，pn 一個工作循環(huán)中各階段所需的驅動功率； t1，t2 ，tn 一個工作循環(huán)中各階段所需的時間。 在選擇電動機時，應將求得的值與各工作階段的最大功率值比較，若最大功率符合電動機短時超載25%的范圍，則
17、按平均功率選擇電動機；否則應適當增大電動機功率，以滿足電動機短時超載25%的要求，或按最大功率選擇電動機。,,,,,選擇液壓泵(5/5),2.選擇閥類元件,,,,各種閥類元件的規(guī)格型號，按液壓傳動系統(tǒng)原理圖和系統(tǒng)工況圖中提供的該閥所在支路最大工作壓力和通過的最大流量從產品樣本中選取。各種閥的額定壓力和額定流量，一般應與其工作壓力和最大通過流量相接近，必要時，可允許其最大通過流量超過額定流量的20%。 具體選擇時，應注意溢流閥按液壓泵的最大流量來選?。涣髁块y還需考慮最小穩(wěn)定流量，以滿足低速穩(wěn)定性要求；單桿液壓缸系統(tǒng)若無桿腔有效作用面積為有桿腔有效作用面積的n倍，當有桿腔進油時，則回油流量為
18、進油流量的n倍，因此應以n倍的流量來選擇通過該回油路的閥類元件。,3.選擇液壓輔助元件,,,,油管的規(guī)格尺寸大多由所連接的液壓元件接口處尺寸決定，只有對一些重要的管道才驗算其內徑和壁厚，驗算公式見第7章。 濾油器、液壓蓄能器和油箱容量的選擇亦見第7章。,4.閥類元件配置形式的選擇,,,,對于機床等固定式的液壓設備，常將液壓傳動系統(tǒng)的動力源、閥類元件（包括某些輔助元件）集中安裝在主機外的液壓站上。這樣能使安裝與維修方便，并消除了動力源振動與油溫變化對主機工作精度的影響。而閥類元件在液壓站上的配置也有多種形式可供選擇。配置形式不同，液壓系統(tǒng)元件的連接安裝結構和壓力損失也有所不同。閥類元件的配
19、置形式目前廣泛采用集成化配置，具體有下列三種：油路板式，疊加閥式和集成塊式。,,,,,(1) 油路板式 油路板又稱閥板，它是一塊較厚的液壓元件安裝板，板式連接閥類元件由螺釘安裝在板的正面，管接頭安裝在板的側面，各元件之間的油路全部由板內的加工孔道形成，見圖10.3。這種配置形式的優(yōu)點是結構緊湊、油管少、調節(jié)方便、不易出故障；缺點是加工較困難、油路的壓力損失較大。,,,,,閥類元件配置形式的選擇(2/4),,,圖10.3 油路板式配置,,1油路板；2板式閥；3管接頭,,,,,(2) 疊加閥式 疊加閥與一般管式、板式連接標準元件相比，其工作原理沒有多大差別，但具體結構卻不相同。它是自成
20、系列的元件（圖10.4），每個疊加閥既起控制閥作用，又起通道體的作用。因此，疊加閥式配置不需要另外的連接塊，只需用長螺栓直接將各疊加閥疊裝在底板上，即可組成所需的液壓傳動系統(tǒng)。這種配置形式的優(yōu)點是結構緊湊、油管少、體積小、質量輕、不需設計專用的連接塊，油路的壓力損失小。,,,,,閥類元件配置形式的選擇(3/4),,10.4 疊加閥式配置,,,,,(3) 集成塊式 集成塊由通道體和其上安裝的閥類元件及管接頭組成。通道體是一塊通用化的六面體，四周除一面裝通向執(zhí)行元件的管接頭之外，其余三面均可安裝閥類元件。塊內由鉆孔形成油路，一般一塊就是一個常用的典型基本回路。一個液壓傳動系統(tǒng)往往由幾個集成塊
21、組成，塊的上下兩面作為塊與塊之間的結合面，各集成塊與頂蓋、底板一起用長螺栓疊裝起來，即組成整個液壓傳動系統(tǒng)，見圖10.5?？傔M油口與回油口開在底板上，通過集成塊的公共孔道直接通頂蓋。這種配置形式的優(yōu)點是結構緊湊、油管少、可標準化、便于設計與制造、更改設計方便、油路壓力損失小。,,,,,閥類元件配置形式的選擇(4/4),,10.5 液壓傳動系統(tǒng)技術性能的驗算,1.系統(tǒng)壓力損失的驗算,,,,,畫出管路裝配草圖后，即可計算管路的沿程壓力損失p、局部壓力損失p，它們的計算公式詳見第3章。管路總的壓力損失為 （10.18） 應按系統(tǒng)工作循環(huán)的不同階段，對進油路和回油路分別計算壓力損失。
22、 但是，在系統(tǒng)的具體管道布置情況沒有明確之前， p和p仍無法計算。為了盡早地評價系統(tǒng)的功率利用情況，避免后面的設計工作出現(xiàn)大的反復，在系統(tǒng)方案初步確定之后，通常用液流通過閥類元件的局部壓力損失pV(見式（3.29））來對管路的壓力損失進行概略地估算，因為這部分損失在系統(tǒng)的整個壓力損失中占很大的比重。,,2.系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算,,,,液壓傳動系統(tǒng)在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量多數(shù)轉化為熱能，使油溫升高，導致油的粘度下降、油液變質、機器零件變形，影響正常工作。為此，必須控制溫升T在允許的范圍內，如一般機床T= 25 30 ；數(shù)控機床T 25 ；粗加工機械、工程機械
23、和機車車輛T= 35 40 。 功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，則單位時間的發(fā)熱量（kW）為： （10.19） 式中：P1 系統(tǒng)的輸入功率； P2 系統(tǒng)的輸出功率。,,,,,,,若在一個工作循環(huán)中有幾個工作階段，則可根據(jù)各階段的發(fā)熱量求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱量，即 （9.21） 式中：T 工作循環(huán)周期； i 工作階段的序號； ti 各工作階段的持續(xù)時間。 液壓傳動系統(tǒng)在工作中產生的熱量，經過所有元件的表面散發(fā)到空氣中去，但絕大部分熱量是由油箱散發(fā)的。油箱在單位時間的散熱量可按下式計算 （9.22） 式中：h 油箱的散熱系數(shù)。 A
24、 油箱的散熱面積； T 液壓系統(tǒng)的溫升。,,,,,系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算(2/3),,,,,,,,當液壓系統(tǒng)的散熱量等于發(fā)熱量時，=，系統(tǒng)達到了熱平衡，這時系統(tǒng)的溫升為： （10.22） 如果油箱三個邊長的比例在1:1:1到1:2:3范圍內，且油面高度為油箱高度的80%，其散熱面積A近似為： （10.23） 式中：V 油箱有效容積。 按式（10.22）算出的溫升值如果超過允許數(shù)值時，系統(tǒng)必須采取適當?shù)睦鋮s措施或修改液壓傳動系統(tǒng)圖。,,,,,,,,系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算(3/3),10.6 繪制正式工作圖和編制技術文件,1. 繪制正式工作圖,,,,正式工作圖包括
25、液壓傳動系統(tǒng)原理圖、液壓傳動系統(tǒng)裝配圖、液壓缸等非標準元件裝配圖及零件圖。 液壓傳動系統(tǒng)原理圖中各元件應按國家標準規(guī)定的圖形符號繪制（見附錄），另外應附有液壓元件明細表，表中標明各液壓元件的規(guī)格、型號和壓力、流量調整值。一般還應繪出各執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖和電磁鐵動作順序表。 液壓傳動系統(tǒng)裝配圖是液壓傳動系統(tǒng)的安裝施工圖，包括油箱裝配圖、液壓泵站裝配圖、集成油路裝配圖和管路安裝圖等。在管路安裝圖中應畫出各油管的走向、固定裝置結構、各種管接頭的形式和規(guī)格等。,,,,技術文件一般包括液壓傳動系統(tǒng)設計計算說明書、液壓傳動系統(tǒng)使用及維護技術說明書、零部件目錄表及標準件、通用件、外購件表等。,
26、,,,,,,,2. 編制技術文件,10.7 液壓傳動系統(tǒng)設計計算舉例,1. 明確液壓傳動系統(tǒng)設計要求,,,,根據(jù)加工需要，該系統(tǒng)的工作循環(huán)是：快速前進工作進給快速退回原位停止。 調查研究及計算結果表明，快進快退速度約為4.5 m/min，工進速度應能在（20120）mm/min（0.0003 0.002 m/s）范圍內無級調速，最大行程為400 mm（其中工進行程為180 mm），在進給方向最大切削力18 kN，運動部件自重為25 kN，啟動換向時間t = 0.05 s，采用水平放置的平導軌，靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1，油缸機械效率m取0.9。,設計一臺鉆鏜兩用組合機
27、床液壓傳動系統(tǒng)，完成8個 14 mm孔的加工進給傳動。設計過程如下。,2.分析系統(tǒng)工況,,,,液壓缸在工作過程各階段的負載為： 啟動加速階段 快進或快退階段 工進階段,,3.確定執(zhí)行元件的工作壓力,,,,,(1) 初選液壓缸的工作壓力 取液壓缸工作壓力為3 MPa。 (2) 確定液壓缸的主要結構參數(shù) 最大負載為工進階段的負載F = 22 778 N，則有： 圓整為標準直徑，取D = 100 mm。 為了實現(xiàn)快進速度與快退速度相等，采用差動連接，則d = 0.707D，所以： d = 0.707100 = 70 mm 同樣圓整成標準系列活塞
28、直徑，取d = 70 mm。 工進若采用調速閥調速，調速閥最小穩(wěn)定流量qmin=0.05 L/min，因最小工進速度min =20mm/min，能滿足低速穩(wěn)定性要求。,,,,,(3) 計算液壓缸的工作壓力、流量和功率 （a）計算工作壓力。本系統(tǒng)的背壓估計值可在0.50.8 MPa范圍內選取，故暫定：工進時pb= 0.8MPa，快速運動時， pb= 0.5MPa 。液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓力p1即可按式（10.10）、（10.11）和（10.12）計算： 差動快進階段 p1=1.24MPa 工作進給階段 p1=3.31MPa 快速退回階段 p1=1.67MPa,
29、,,確定執(zhí)行元件的工作壓力(2/3),,,,,（b）計算液壓缸的輸入流量。因快進快退速度=0.075 m/s，最大工進速度2=0.002 m/s，則液壓缸各階段的輸入流量為： 快進階段 q1=17.4L/min 工進階段 q1=0.96L/min 快退階段 q1=18L/min （c）計算液壓缸的輸入功率 快進階段 P=0.36kW 工進階段 P=0.05kW 快退階段 P=0.5kW,,,確定執(zhí)行元件的工作壓力(3/3),4.擬定系統(tǒng)原理圖,,,,(1) 速度控制回路的選擇 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，故采用調速閥調速
30、。因此有三種方案供選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的調速。這個系統(tǒng)為小功率系統(tǒng)，效率和發(fā)熱問題并不突出；鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，切削力變化不大，而且是正負載，在其它條件相同的情況下，進口節(jié)流調速比出口節(jié)流調速能獲得更低的穩(wěn)定速度，所以該機床液壓傳動系統(tǒng)采用調速閥進口節(jié)流調速，為防止孔鉆通時發(fā)生前沖，在回油路上加背壓閥。 液壓傳動系統(tǒng)的供油主要為快進、快退時低壓大流量和工進時高壓小流量兩種工況，若采用單個定量泵，顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。為了提高系統(tǒng)效率和節(jié)約能源，所以采用雙定量泵供油回路。 由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路。,,,,,(
31、2) 換向和速度換接回路的選擇 該系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不很高，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。為便于差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，所以選用Y型中位機能。由計算可知，當滑臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由17.4 L/min降為0.96 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少液壓沖擊。由工進轉為快退時，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，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換控制。,,,擬定系統(tǒng)原理圖(2/3),,,,,(3) 壓力控制回路的選擇 由
32、于采用雙泵供油回路，故用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。 將上述所選定的液壓回路進行歸并，并根據(jù)需要作必要的修改調整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖10.6所示。,,,擬定系統(tǒng)原理圖(3/3),,5.選擇液壓元件,,,,(1) 選擇液壓泵 工進階段液壓缸工作壓力為最大，如果取進油路總的壓力損失是p1= 0.5MPa，則液壓泵最高工作壓力可按式（10.13）計算出：pp =3.81 MPa 快進、快退時泵的流量為：qp = 19.8 L/min 工進時泵的流量為：
33、qp = 1.06 L/min 考慮到節(jié)流調速系統(tǒng)中溢流閥的性能特點，尚需加上溢流閥穩(wěn)定工作的最小溢流量，一般取為3 L/min，所以小流量泵的流量為：qp = 4.04 L/min 查產品樣本，選用小泵排量為V1=6mL/r，大泵排量為V2=16mL/r的YB1型雙聯(lián)葉片泵，其額定轉速為n = 960 r/min，容積效率pv=0.95。 選用Y90L6型異步電動機，P = 1.1 kW，n = 960 r/min。,,,,,(2) 選擇液壓閥 根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，計算分析通過各液壓閥油液的最高壓力和最大流量，選擇各液壓閥的型號規(guī)格。 (3) 選擇輔助元件 油管內徑一般可參照所接元件尺寸確定，也可按管路允許流速進行計算，本系統(tǒng)油管選 181.6無縫鋼管。 油箱容量按7.5節(jié)確定，即：V=100 L140 L。,,,選擇元件(2/2),6.系統(tǒng)性能驗算,,,,由于本液壓系統(tǒng)比較簡單，壓力損失驗算可以忽略。又由于系統(tǒng)采用雙泵供油方式，在液壓缸工進階段，大流量泵卸荷，功率使用合理；同時油箱容量可以取較大值，系統(tǒng)發(fā)熱溫升不大，故不必進行系統(tǒng)溫升的驗算。,
液壓傳動系統(tǒng)的設計和計算.ppt
