液压传动课程设计.doc

1 课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 设计题目 设计题目 双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统 及液压夹紧装置及液压夹紧装置 系系 别 别 机机 械械 专专 业业 班 班 09 机自职机自职 2 姓姓 名 名 冯冯 强强 指导老师 指导老师 严严 明明 霞霞 湖湖 北北 工工 业业 大大 学学 2012 年年 6 月月 4 日日 2 课程设计任务书课程设计任务书 机机 械械 系系 机机 自自 专业专业 09 机机 自自 职职 2 班班 姓名 姓名 冯冯 强强 题目 题目 双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹紧双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹紧 装置装置 课程设计内容与要求 题目题目 设计一台双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹具装置 机床的工作循环为 工件加紧 左右动力部件快进 左右动力部件工进 左动力部件快退 右动力部件继续工 进 左动力部件停止 右动力部件快退 右动力部件停止 工件松开 工件加紧力为 8000N 左右切削负载皆为 15000 N 左右动力部件重力皆为 9800 N 快进 快退速度为 5m min 快进行 程为 100mm 工进速度为 30 200mm min 左动力部件工进行程为 50mm 右动力部件工 进行程为 80mm 往复运动的加速 减速时间为 0 2s 滑台为平导轨 静 动摩擦系数分 别为 0 2 0 1 课程设计开始日期 2012 年 5 月 20 日 指导老师 严 明 霞 课程设计完成日期 2012 年 6 月 3 日 3 摘要 力滑台 HY4A 1 自动化程度高 定位 夹紧均有液压系统实现 进工作 进给的左右滑台也可组合机床是由通用部件及某些专用部件所组成的高效率和自动化程 度较高的专用机床 她能完成钻 镗 铣端面 倒角 攻螺纹等加工和工件的转位 定位 加紧 输送等动作 通用部件按功能可分为动力部件 支撑部件 输送部件 控制部件和 辅助部件五类 动力部件是为组合机床提供主运动和进给运动的部件 主要有动力箱 切 削头和动力滑台 卧式双面组合机床液压进给系统及液压夹具装置是用来控制液压动力滑 台的 通过动力滑台来实现组合机床的各个动作从而完成工件的加工 液压系统中有四个 液压缸 其中两个为工作进给缸 一个定位缸 一个加紧缸 该系统中采用标准液压动同 时实现工 作循环 关键词 组合机床 高效率 自动化 动力滑台 液压系统 ABSTRACT Power sliding table HY4A 1 a high degree of automation positioning clamping has hydraulic system into the feed side table can also be combined machine tool is composed of common parts and some special components of high efficiency and high degree of automation for machine tool She can finish drilling boring milling chamfer tapping and other processing of the workpiece and the transposition positioning intensify conveying movement General components can be classified according to the functions of power components supporting parts conveyor components control components and auxiliary components of five kinds Power unit for modular machine tool with main movement and feed movement of the parts the main driving force for box cutting head and a power sliding feed table The horizontal type two sided combination machine tool hydraulic feed system and hydraulic clamp device is used to control the hydraulic power sliding table the power sliding table to realize the combination of machine tools of various actions to complete the processing of the workpiece The hydraulic system of four hydraulic cylinders two of which as the feed cylinder a positioning cylinder a press cylinder The system uses the standard hydraulic pneumatic and Realization For loop 4 绪论 液压技术是现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素 是一门新的技术 上个世纪 60 年代以后 随着原子能科学 空间技术 计算机 技术的发展 液压技术也得到了很大的发展 渗透到国民经济的各个领域之中 在工程机械 冶金 军工 农机 汽车 轻纺 船舶 石油 航空 和机床工 业中 液压技术也得到了普遍的应用 当前液压技术正向高压 高速 大功率 高效率 低噪声 低消耗 经久耐用 高度集成化等方向发展 同时 新型液 压元件的应用 液压系统的计算机辅助设计 计算机仿真和优化 微机控制等 工作 也取得日益取得了显著的成果 应用液压技术的程度已成为衡量一个国 家工业化水平的重要标志之一 正确合理地设计与使用液压系统 对于提高各 类液压机械及装置的工作品质和经济性能具有重要意义 我国的液压工业开始于上个世纪 50 年代 其产品最初应用于机床和锻压设 备 后来又用于拖拉机和工程机械 自 1964 年开始从国外引进液压元件生产技 术 同时自行设计液压产品以来 我国的液压件生产已形成系列 并在各种机 械设备上得到了广泛的使用 目前 我国机械工业在认真消化 推广从国外引 进的先进液压技术的同时 大力研制开发国产液压件新产品 如中高压齿轮泵 比例阀 叠加阀及新系列中高压阀等 加强产品质量的可靠性和新技术应用的 研究 积极采用国际标准和执行新的国家标准 合理调整产品结构 对一些性 能差的不符合国家标准的液压件产品采取逐步淘汰的措施 可以看出 液压传 动技术在我国的应用与发展已经进入了一个崭新的历史阶段 卧式双面组合机床液压进给系统及液压夹具装置就是利用液压技术来控制动力滑 台 并完成工件的定位 夹紧等 采用液压技术后 组合机床可以在较大的范 围内进行无级调速 具有良好的换向性能 且能够实现自动工作循环 从而提 高效率 随着液压技术的发展 它在机床上的应用必将不断地得到扩大和完善 去 题目题目 设计一台双面钻通孔卧式组合机床液压进给系统及液压夹具装置 机床的工作循环 为 工件加紧 左右动力部件快进 左右动力部件工进 左动力部件快退 右动力部件继 续工进 左动力部件停止 右动力部件快退 右动力部件停止 工件松开 工件加紧力为 8000N 左右切削负载皆为 15000 N 左右动力部件重力皆为 9800 N 快进 快退速度为 5m min 快进行程为 100mm 工进速度为 30 200mm min 左动力部件工进行程为 50mm 右动力 部件工进行程为 80mm 往复运动的加速 减速时间为 0 2s 滑台为平导轨 静 动摩擦 系数分别为 0 2 0 1 5 目录 摘要摘要 1 ABSTRACTABSTRACT 1 绪论绪论 2 第一章第一章 工况分析及液压原理图的拟定工况分析及液压原理图的拟定 4 1 1工况分析 4 1 1 1 工作负载的计算 4 1 1 2 运动分析 5 1 2 液压系统原理图 7 1 3 液压系统工作原理分析 7 第二章第二章 液压缸的分析计算液压缸的分析计算 8 2 1液压缸工作压力的选定 8 2 1 1 液压缸内径及活塞杆直径的计算 9 2 1 2 液压缸工作缸内径的计算 9 2 1 3 确定活塞杆直径 9 2 1 4 活塞杆稳定性校核 9 2 2 计算液压缸工作阶段的最大流量 10 2 2 1 各阶段功率计算 10 2 2 2 各阶段的压力计算 10 2 3 液压缸的主要尺寸的设计计算 10 2 3 1 液压缸主要尺寸的确定 10 2 3 2 液压缸壁厚和外径的计算 10 2 4 液压缸工作行程的确定 12 2 4 1 缸盖厚度的确定 12 2 4 2 最小导向长度的确定 13 2 4 3 缸体长度的确定 13 2 4 4 液压缸的结构设计 14 2 5 缸筒与缸盖的连接形式 14 2 5 1 活塞 14 2 5 2 缸筒 15 2 5 3 排气装置 15 2 5 4 缓冲装置 15 2 6 定位缸的计算 16 2 7 夹紧缸的计算 16 第三章第三章 确定液压泵规格和电动机功率及型号确定液压泵规格和电动机功率及型号 17 3 1 确定液压泵的规格 17 3 2 确定液压泵及电动机型号 18 3 2 1 计算液压泵驱动功率 18 3 2 2 选用电动机型号 18 3 3 选用阀类元件及辅助元件 19 6 第四章第四章 液压系统的性能验算液压系统的性能验算 19 4 1 压力损失及调定压力的确定 19 4 2 系统的发热与温升 21 4 3 系统的效率 22 第五章第五章 结结 束束 语语 22 参参 考考 文文 献献 23 第一章 工况分析及液压原理图的拟定 1 1工况分析 1 1 1 工作负载的计算 液压缸所受外负载 F 包括三种类型 即 afW FFFF 后为动摩擦阻力 动时为静摩擦力 启动导轨摩擦阻力负载 启 的惯性负载为运动部件速度变化时 为工作负载 f a WW F F FF 1500 a fa fs f F F F f fF 惯性负载 动 静 则 动摩擦系数为系数为导轨摩擦系数 静摩擦 垂直导轨的工作负载 运动部件重力 对于平导轨可由式得 静摩擦阻力负载 98098001 0 196098002 0 1 02 0 F G F G Rn Rn 7 417 6 02 0 5 8 9 9800 2 05s 0 01 0 min 5 0m m g m a a 2 2 t V g G maF ttt mVsV s NG s kgm t V g G maFa 则 取般速度变化所需时间 一 速度变化量 重力加速度 运动部件的重力 运动部件的加速度 运动部件的质量 根据以上计算结果列出各工作阶段所受的外负载见表 1 1 工况计算公式外负载 F N缸推力 F N 启动 fs F 19602177 8 加速 t V g G Ffd 13971552 2 快进 fd F 9801088 9 工进 fdW FF 1598017755 6 反向启动 fs F 19602177 8 加速 fd F t V g G 13971552 2 快退 fd F 9801088 9 1 1 2 运动分析 按设备要求 把执行原件在完成一个循环时的运动规律用图表示出来 即速度图 8 9 1 2 液压系统原理图 1 3 液压系统工作原理分析 1 定位 夹紧 按下启动按钮 压力油经过滤器和双联叶片泵流出 此时只有电磁换向阀 6 1YA 得电 当换向阀左位接入回路而且顺序阀 7 的调定压力大于液压缸 10 的最大前进压力时 压力油 先进入液压缸 10 的左腔 实现动作 当液压缸行驶至终点后 压力上升 压力油打开顺 序阀 7 实现动作 2 左右动力部件快进 当工件被定位 夹紧后 定位 夹紧回路中液压油达到某一固定压力值 压力继电器 10 8 发出信号 使电磁换向阀 3YA 5YA 得电 由于液压缸差动连接 实现快进 3 左右动力部件工进 当左右动力滑台快进至工件时 压下行程开关 SQ1 促使电磁换向阀 13 得电 差动连 接消除 实现同时工进 4 左动力部件快退 右动力部件继续工进 由于左动力部件工进 50mm 先压下行程开关 SQ2 促使电磁换向阀 4YA 得电 实现快 退 而右动力部件工进行程为 80mm 所以继续工进 5 左动力部件停止 右动力部件快退 当右动力部件继续工进 压下行程开关 SQ3 促使电磁换向阀 4YA 失电 6YA 得电 实现左动力部件停止 右动力部件快退 6 右动力部件停止 当右动力部件快退压下行程开关 SQ4 促使电磁换向阀 11 的 6YA 失电回到中位 同 时电磁换向阀 6 的 2YA 得电 右动力部件停止运动 7 工件松开 拔销 停机卸载 由于电磁换向阀 6 的 2YA 得电 换向阀右位接入回路且左顺序阀的调定压力大于液 压缸 9 的最大返回压力 两液压缸则按 和 的顺序返回 实现松开 拔销 当回路中液 压油达到某一固定压力值 压力继电器 17 发出信号 使电磁换向阀 2YA 失电 实现停机 卸载 第二章 液压缸的分析计算 2 1液压缸工作压力的选定 按工作负载选定工作压力 见表 2 1 液压缸工 作负载 N 50000 液压缸工 作压力 MPa 0 8 11 5 22 5 33 44 55 7 表 2 2 按设备类型确定工作压力 机床设备类型 磨床组合机床龙门刨创拉床 农用机械或 中型工程机 械 液压机 重 型机械 起 重运输机械 系统压力 MPa 0 8 13 52 88 1010 1620 32 由以上两个表格可选择液压缸的工作压力为 3MPa 11 2 1 1 液压缸内径及活塞杆直径的计算 2 1 2 液压缸工作缸内径的计算 由负载图知 最大负载力 F 为 15980N 液压缸的工作压力为 3MPa 则 mmD mm A D mm P F A 80 1023 8 14 3 10 2 5344 10 2 53 1030 1 15980 2 4 242 5 取标准值得查课程设计手册指导书 2 1 3 确定活塞杆直径 活塞杆材料选择 45 钢 取活塞杆直径 d 0 5D 40mm 取标准值 d 40mm 则液压缸的有效作用面积为 有无活塞杆 计算公式 2 cm面积 有活塞杆 4 1 22 1 dDA 37 68 无活塞杆 2 2 4 1 DA 50 24 2 1 4 活塞杆稳定性校核 因为右活塞杆总行程为 180mm 而活塞杆直径为 40mm L D 180 40 4 5 10 4 1n a a 7 2365 1 0 78 9 7 23614 3 6 177554 4 s 安全系数 材料屈服极限 活塞杆材料的须用应力 活塞杆推力 n MP MP NF mmmm F d s 由上式计算的结果可知 mm 满住稳定性条件 63 d 12 2 2 计算液压缸工作阶段的最大流量 q快进 A1V快进 10 4 5 60 4 19 10 4m3 s 25 14L min 24 50 q工进 A1V快进 50 24 10 4 0 2 60 1 67 10 5 60 10 3m3 s 1 002L min q快退 A2V快退 37 68 10 4 5 60 3 14 10 4m3 s 18 84L min 2 2 1 各阶段功率计算 WqPP WPP WqPP WqPP 639 60 1051 17 1019 2 7 9060 1084 1810289 0 q 9 5860 10002 1 1053 3 8 9060 102514102167 0 3 6 3 6 3 6 36 夹夹 快快 工工 快 夹紧 快退 工进 快进 2 2 2 各阶段的压力计算 PaP PP PaP PaP 6 4 6 4 6 4 6 4 102 19 1048 36 8000 100 289 1068 37 9 1088 1053 3 1024 50 6 17755 102167 0 1024 50 9 1088 工进 快退 工进 快进 2 3 液压缸的主要尺寸的设计计算 2 3 1 液压缸主要尺寸的确定 由之前元件参数计算与设计中工作液压缸的内径 D 80mm 活塞杆直径 d 40mm 已确定 2 3 2 液压缸壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算 液压缸的壁厚一般指缸体结构中最薄处的厚度 承受内压力的圆筒 其内 13 应力分布规律因壁厚的不同而各异 一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒 当缸体壁厚与内径之比小于 0 1 时 称为薄壁缸体 薄壁缸体的壁厚按材 料力学中计算公式 m 2 PD 式中 缸体壁厚 m P液压缸的最大工作压力 Pa D缸体内径 m 缸体材料的许用应力 Pa 查参考文献得常见缸体材料的许用应力 铸钢 10001100 5 10Pa 无缝钢管 10001100 5 10Pa 锻钢 10001200 5 10Pa 铸铁 600700 5 10Pa 选用铸钢作为缸体材料 mmm PD 3 1103 110103 1 1011002 1008 053 3 2 3 9 6 5 6 在中低压机床液压系统中 缸体壁厚的强度是次要的 缸体壁厚一般由结 构 工艺上的需要而定 只有在压力较高和直径较大时 才由必要校核缸体最 薄处的壁厚强度 当缸体壁厚与内径 D 之比值大于 0 1 时 称为厚壁缸体 通常按参考文献 7 中第二强度理论计算厚壁缸体的壁厚 mmm P PD 1 11012 1 1 105 33 1101100 1053 34 0101100 2 08 0 1 3 1 4 0 2 3 65 65 因此缸体壁厚应不小于 1 3mm 又因为该系统为中低压液压系统 所以不 必对缸体最薄处壁厚强度进行校核 缸体的外径为 mmDD6 823 12802 1 14 2 4 液压缸工作行程的确定 液压缸的工作行程长度 可根据执行机构实际工作的最大行程来确定 由查参 考文献表液压缸活塞行程参数 GB2349 80 mm 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 406390110140180220280 360450550700900110014001800 220028003900 240260300340380420480530 600650750850950105012001300 15001700190021002400260030003800 根据左缸快进和工进行程 50 100 mm 选择左边液压缸工作行程为 160mm 根据右缸快进和工进行程 80 100 mm 选择右边液压缸工作行程为 200mm 2 4 1 缸盖厚度的确定 缸筒底部 即缸盖 有平面和拱形两种形式 由于该系统中液压缸工作场 合的特点 缸盖宜选用平底形式 查参考文献可得其有效厚度 t 按强度要求可 用下面两式进行近似计算 缸盖有孔时 2 0 433 P tDm 缸盖无孔时 2 2 20 0 433 PD tDm Dd 式中 t缸盖有效厚度 m P液压缸的最大工作压力 Pa 缸体材料的许用压力 Pa 缸底内径 m 2 D 缸底孔的直径 m 0 d 查参考文献 5 缸盖的材料选用铸铁 所以 缸盖有孔时 2 0 433 P tDm 15 mmt mt t 7 80取 0807 0 10650 1053 3 08 0433 0 5 6 缸盖无孔时 2 2 20 0 433 PD tDm Dd 13 182mm取 01318 0 07 01 0 10650 08 01053 3 08 0433 0 5 6 t m t 2 4 2 最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时 从活塞支承面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 H 称为最小导向长度 图 3 1 如果最小导向长度过小将使液压缸的初始挠度增 大 影响液压缸的稳定性 因此设计时必须保证有一定的最小导向长度 对一般的液压缸最小导向长度 H 应满足以下要求 202 LD H mmH48 2 80 20 160 式中 L 液压缸的最大 行程 D 液压缸的内径 图图 3 13 1 液压缸的导向长度液压缸的导向长度 2 4 3 缸体长度的确定 液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和 缸体外形长 度还要考虑到两端端盖的厚度 一般液压缸缸体长度不大于内径的 20 30 倍 即在本系统中缸体长度不大于 1600 2400mm 现取左缸体长度为 208mm 右缸体 长度为 250mm 16 2 4 4 液压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后 就进行各部分的结构设计 主要包括 缸筒与 缸盖的连接结构 活塞杆与活塞的连接结构 活塞杆导向部分结构 密封装置 缓冲装置 排气装置 及液压缸的安装连接结构等 2 5 缸筒与缸盖的连接形式 缸筒与缸盖的连接形式有多种 如法兰连接 外半环连接 内半环连接 外螺纹连接 拉杆连接 焊接 钢丝连接等 该系统为中低压液压系统 缸体 材料为铸钢 液压缸与缸盖可采用外半环连接 该连接方式具有结构简单加工 装配方便等特点 2 5 1 活塞 活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动 因此它于缸筒的配合应适当 即不能过紧 也不能间隙过大 设计活塞时 主要任务就是确定活塞的结构形 式 其次还有活塞与活塞杆的连接 活塞材料 活塞尺寸及加工公差等 1 活塞的结构形式 活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞 根据密封装置形式来选用活塞结构 形式 查参考文献活塞及活塞杆的密封圈使用参数 该系统液压缸中可采用 O 形圈密封 所以 活塞的结构形式可选用整体活塞 整体活塞在活塞四周上开 沟槽 结构简单 2 活塞与活塞杆的连接 查参考文献活塞杆与活塞的连接结构分整体式结构和组合式结构 组合式 结构又分为螺纹连接 半环连接和锥销连接 该系统中采用螺纹连接 该连接 方式结构简单 在振动的工作条件下容易松动 必须用锁紧装置 多在组合机 床上与工程机械的液压缸上使用 3 活塞的密封 查参考文献活塞与活塞杆的密封采用 O 形圈密封 因该系统为中低压液压 系统 P 所以活塞杆上的密封沟槽不设挡圈 其沟槽尺寸与公差由32 a Mp GB T3452 3 98 确定 O 形圈代号为 G GB T3452 1 92 具体说明35 5 2 65 从略 4 活塞材料 17 因为该系统中活塞采用整体活塞 无导向环结构 参考文献所以活塞材料 可选用 HT200 HT300 或球墨铸铁 结合实际情况及毛坯材料的来源 活塞材料 选用 HT200 5 活塞尺寸及加工公差 查参考文献 5 活塞的宽度一般取 B 0 6 1 0 D 缸筒内径为 80mm 现取 B 0 6 80 48 活塞的外径采用 f9 外径对内孔的同轴度公差不大于 0 02mm 活 塞的内孔直径 D1设计为 40mm 精度为 H8 查参考文献 4 可知端面 T 对内孔 D1 轴线的垂直度公差值按 7 级精度选取 活塞外径的圆柱度公差值按 9 级 10 级 或 11 级精度选取 外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半 表面粗糙 度视结构形式不同而各异 2 5 2 缸筒 缸筒材料一般要求有足够的强度和冲击韧性 对焊接的缸体还要求有良好的焊 接性能 结合该系统中液压缸的参数 用途和毛坯的来源等 缸筒的材料可选 用铸钢 在液压缸主要尺寸设计与计算中已设计出液压缸体壁厚最小厚度应不 小于 1 3mm 缸体的材料选用铸钢 查参考文献 缸体内径可选用 H8 H9 或 H10 配合 现选用 H9 配合 内径的表面粗糙度因为活塞选用 O 形圈密封取 为 0 3 且需珩磨 缸筒内径的圆度和圆柱度可选取 8 级或 9 级精度 a Rm 缸筒端面的垂直度可选取 7 级精度 缸筒与缸盖之间的密封采用 O 形圈密封 O 形圈的代号为 115 3 55 G GB T3452 1 1992 2 5 3 排气装置 排气装置用于排除液压缸内的空气 使其工作稳定 一般把排气阀安装在 液压缸两端的最高位置与压力腔相通 以便安装后 调试前排除液压缸内的空 气 对于运动速度稳定性要求较高的机床和大型液压缸 则需要设置排气装置 如排气阀等 排气阀的结构有多种形式 该排气阀为整体型排气阀 其阀体与 阀芯合为一体 材料为不锈钢 3cr13 锥面热处理硬度 HRC38 44 2 5 4 缓冲装置 液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的活塞 在到达行程终端减速到零 目的是消除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击 同时也 为了降低活塞在改变运动方向时液体发出的噪声 因为该液压系统速度换接平 18 稳 运动速度为5m min37 68L minDBD 131 4 19背压阀14 4EJX63 1011 6三位四通电磁换向阀0 4825E34DH 1011 7单向顺序阀19 2AF3 Ea10B1 8 17压力继电器EYX63 61 11 23三位四通电磁换向阀18 84E34DH 252 12 22调速阀114 4DBD 61 1 油管 油管内径一般参照所接元件接口尺寸确定 也可按管路中允许流速计算 在本例中 出油口采用内径为 18mm 外径为 20mm 的紫铜管 2 油箱 油箱容积根据液压泵的流量计算 取其体积 V 5 7 qp 即 V 280L 第四章 液压系统的性能验算 4 1 压力损失及调定压力的确定 根据计算工进时的管道内的油液流动速度约为 0 2m s 通过的流量为 1 002L min 数值较 小 主要压力损失为调速阀两端的压降 此时功率损失最大 此时油液在进油管中的速度 为 ssAV m62 2 m601018 4 1040 q 623 p 1 沿程压力损失 首先要判断管中的流态 设系统采用 N32 液压油 室温为时 C 20 smV 100 1 24 所以有 管中为层流 则阻力损2320471 610 1 010182 62vd rRe 4 3 失系数 若取进 回油管长度均为 2m 油液的密度为16 0 6 471 75e75 R 则其进油路上的沿程压力损失为 3 kg890m 22 aa MPpv d l 054 0 62 2 2 890 1018 2 16 0 2 p 2 3 1 2 2 局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部 压力损失 前者视管道具体安装结构而定 一般取沿程压力损失的 10 而后者则与通过 的流量大小有关 若阀的额定流量和额定压力损失为 则当通过的额定流量为 q 时 nn qp 和 的阀压力损失为 n p 2 q q n nv pp 因为 GE 系列 10mm 通经的阀的额定流量为 63L min 叠加阀 10mm 通经系列的额定流量为 40L min 而在本例中通过整个阀的压力损失很小 且可忽略不计 快进时回油路上的流量 为 min 30 24 50 68 3740 1 21 2 L A Aq q 快进时回油路油管中的流速为 smV 1018 4 60 1030 623 由此可计算 Mpapv d l Vd a 41 00966 1 2 900 1018 2 212 0 2 p 212 0 Re 75 9 353100 1 1018966 1 Re 2 3 2 43 为回油路上沿程压力损失 2 总的压力损失 093 0 004 0 041 0 24 50 68 37 0054 0 054 0 2 1 2 1 P A A pp 3 压力阀的调定值 双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足工进的要求 保证双联泵同时向系统供油 因而卸 荷阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力 MpaMpaP A F pp623 3 093 053 3 1 卸荷阀的调定压力应取 3 7Mpa 为宜 溢流阀的调定压力应大于卸荷阀调定压力为 0 3 0 5Mpa 取溢流阀的调定压力为 5Mpa 背压阀的调定压力以夹紧缸的夹紧力为根据 即取 pa1 2 p 1048 38 8000 4 Mp p a 背 背 23 背压阀的调定压力以定位缸的负载为根据即 pa3 0p 25 0 pa 1004 8 200 4 M Mpap 背 背 取 4 2 系统的发热与温升 1 根据以上的计算可知 在工进时电动机的输入功率为 WWqpp pppp 625 738 060 10002 1 1053 3 36 快退时电动机的输入功率为 Wqpp pppp 375 113608 0 7 90 11 快进时电动机输入功率为 Wqpp pppp 5 113 22 夹紧时电动机输入功率为 Wpp875 798 2 计算各阶段有效功率 p ppp 1 快进 WWp47 14460 1040102167 0 36 工进 WWp235360 10401053 3 36 快退 WWp 7 19260 104010289 0 36 夹紧 WWp146060 10401019 2 36 3 校核热平衡 确定温升 现以较大的值来校核其热平衡 求出发热温升 设油箱的三个边长在 1 1 1 1 2 3 范 围内 则散热面积为 23232 782 2 280065 0 065 0 mVA 假设通风良好 取 油液的温升为 1015 23 cmkmh hA H t 在单位时间内液压系统的发热量 p 为液压系统输入功率 kw 为