数控铣床两工位夹紧装置液压系统设计（优秀含全套CAD图纸+设计说明书）
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数控铣床两工位夹紧装置液压系统设计（优秀含全套CAD图）。本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（装夹装置静动摩擦因数 ， ）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为： Ⅰ工位夹紧缸夹紧→Ⅰ工位夹紧缸松开→Ⅱ工位夹紧缸夹紧→Ⅱ工位夹紧缸松开。
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1 1 概述 压传动的现状及展望 4 目前，液压传动及控制技术不仅用于传统的机械操纵、助力装置，也用于机械的模拟加工、转速控制、发动机燃料进给控制，以及车辆动力转向、主动悬挂装置和制动系统，同时也能够扩展到航空航天和海洋作业等领域。当前液压技术正在继续向以下几个方面发展。 1）节能 近年来，由于世界能源的紧缺，各国都把液压传动的节能问题作为液压技术发展的重要课题。 20 世纪 70 年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感泵及低功率电磁铁等。最近美国威克斯 公司又研制成功用于功率匹配系统的 。 2）液压与微电子、计算机技术相结合 20 世纪 80 年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感技术为液压技术与电子技术相结合创造了条件。随着微电子、计算机技术的发展，出现了各种数字阀和数字泵，并出现了把单片机直接装在液压组件上的具有位置或力反馈的闭环控制液压元件及装置。 3）提高液压传动的可靠性 由于有限元法在液压元件设计中的应用，可靠性实验、研究工作的广泛开展以及新材料、新工艺的发展等，是液压元件的寿命得到提高。由于对飞机、船舶、冶金等一些重要液压系统采用多 裕度设计，并在系统中设置旁路净化回路及具有初级智能的自动故障检测仪表等，加强了油液的污染度控制。上述领域内的一些重要成果，使液压系统的可靠性逐年提高。 4）高度集成化 叠加阀、集成块、插装阀的应用以及把各种控制阀集成于液压泵及液压执行元件上形成组合元件，有些还把单片机等集成在其控制机构上，达到了集机、电、液于一体的高度集成化。 此外，高压、高转速、低噪声组件的研究，高效滤材的研究，环保型工作介质及其相2 应高压液压组件的研究等也是值得关注的动向。 压传动的优点缺点 工程机械广泛应用的传动方式主要有机械 传动、电气传动、气压传动和液压传动。它们各有优缺。 机械传动是发展最早而且应用最普遍的一种传动方式。具有传动准确可靠，操作简单，机构直观易掌握，负荷变化对传动比影响小等优点。但是对自动控制的情况，单纯靠机械传动来完成就显得结构复杂而笨重，而且远距离操纵困难、操作力度大、安装位置变化的自由度小等缺点。 电气传动是通过电来进行传动和控制的，利用交流电机来传动，简单而且价廉，应用最广，也是各种传动的组成部分。但交流电机一般难于进行无级变速，而直流电机虽然可以实现无级变速，但支流电源价格比较昂贵。电气控制，特别是电 子计算机控制，具有信号变化方便，远距离操纵容易等独特优点，在自动化程度要求高的场合是必不可少的。 气压传动是以压缩空气为传动介质，可通过调节气量很容易的实现无级变速。同时有传递及变换信号方便、反应快、结构简单、无污染等优点。空气黏度小，故管道压力损失小，流速大，而且可获得高速度。但是气动传动的致命弱点是空气压缩性大，无法获得均匀而稳定的运动。此外为减少泄漏，提高效率，气动系统的压力不能太高。这使其不能用于大功率场合。 液压传动是用液体作为介质来传递能量的，液压传动与上述三种传动比较有以下一些优点： 1）液压 传动可在运行过程中方便地实现大范围的无级调速，调速范围可达 1000： 1。液压传动装置可在极低的速度下输出很大的力，如果采用机械传动装置减速，其减速器结构往往十分庞大； 2）在输出相同功率的情况下，液压传动装置的体积小、质量轻、结构紧凑、惯性小。由于液压系统中的压力比电枢磁场中单位面积上的磁力大 30 倍 40 倍，液压传动装置的体积和质量只占相同功率电动机的 12%左右。因此，液压传动易于实现快速启动、制动及频繁幻想，每分钟的换向次数可达 500 次（左右摆动）、 1000 次（往复移动）； 3）液压传动易于实现自动化，特 别是采用电液和气液传动时，可实现复杂的自动控制； 4）液压装置易于实现过载保护。当液压系统超负荷（或系统承受液压冲击）时，液 3 压油可以经溢流阀排回油箱，系统得到过载保护； 5）易于设计、制造。液压元件已实现了标准化、系列化和通用化。液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也有很大的灵活性。 液压传动的缺点： 1） 不能保证严格的传动比。着是由于液压介质的可压缩性和不可避免的泄露等因素引起的； 2） 系统工作时，对温度的变化较为敏感。液压截至的粘性随温度变化而变化，从而使液压系统不易保证在高温和低温下都 具有良好的工作稳定性； 3） 在液压传动中，能量需经过两次变换，且液压能在传递过程中有流量和压力的损失，所以系统能量损失较大，传动效率较低； 4） 元件的制造精度高、造价高，对其使用和维护提出了较高的要求； 5） 出现故障时，比较难于查找和排除，对维修人员的技术水平要求较高。 从液压传动的优缺点来看，优点大于缺点。采用液压传动符合本次设计的工位夹紧装置的工作条件。 4 2 液压系统的设计 术要求 本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置（ ， ）的设计，拟采用缸筒固定的液压缸驱动夹紧装置，完成工件装夹运动。夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为： 工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开工位夹紧缸夹紧工位夹紧缸松开。机床工位夹紧装置的运动参数和动力参数如表 2列。 表 2床工位夹紧装置的运动参数和动力参数 he 况 行程 /度 1/v m s 时间 / 1 运动部件重力 G/N 负载 启动、制动时间 t /s 工位夹紧缸 夹紧 35 000 松开 t 1 工位夹紧缸 夹紧 25 000 开 t 力分析和运动分析 工位夹紧缸的负载计算 惯性负载 夹紧： 5 =2450/ =59N 松开： =2450/175N 静摩擦负载 fs s F = 2450+0） = 490N 动摩擦负载 fd d F = 2450+0） =245N 工位夹紧缸的负载计算 惯性负载 夹紧： =1500/382N 松开： =1500/765 6 静摩擦负载 fs s F = 1500+0） = 300N 动摩擦负载 fd d F = 1500+0） =150N 由此得工位夹紧缸和工位夹紧缸在工作的各个阶段所受的负载，由表 2示 表 2位夹紧缸的外负载计算结果 he of 工况 负载组成 外负载 F/N 启动 速 304 夹紧 e 245 反向启动 速 420 松开 2位夹紧缸的外负载计算结果 he of 工况 负载组成 外负载 F/N 启动 7 加速 532 夹紧 e 150 工况 负载组成 外负载 F/N 反向启动 速 915 松开 压系统主要参数的确定 统工作压力 1p 的确定 根据液压执行元件的负载表可以确定系统的最大负载数，在充分考虑系统所需的流量、性能等因素后，可参照表 2者 2择系统的工作压力 表 2负载选择工作压力 to 载 /0 系统压力 / 2主机类型选择系统工作压力 y 机类型 设计压力 /床 精加工机床 2 半精加工机床 3 5 龙门刨床 2 8 拉床 8 10 农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构 10 16 液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械 20 32 地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等 25 100 本设计根据主机类型是数控铣床，初步选择系统压力为 4 8 为了防止 夹紧时发生冲击，液压缸需保持一定回油背压。参考表 2压执行器的背压力取 表 2压执行器的背压力 he of 统类型 背压力 (中低压系统 简单系统和和一般轻栽节流调速系统 油带背压阀 调整压力一般为 油路设流量调节阀的进给系统满载工作时 补油泵的闭式系统 压系统 初算是可忽略不计 压执行器主要结构参数的计算 位夹紧缸主要结构参数的确定 本设计将工位夹紧缸的有杆腔作为主工作腔，则有公式： 1 2 2 1 m a P A F （ 2 1） 公式中 21 4 液压缸无杆腔的有效面积 2m ； 222 4A D d 液压缸有杆腔的有效面积 2m ； 液压缸的最大负载力 N ； m 液压缸的机械效率（一般取 设计取 1p 液压缸工作腔压力； 2p 系统的背压，本设计取 当计算液压缸的结构参数时，还需确定活塞杆直径与液压缸内径的关系，以便在计算出液压缸内径 D 时，利用这一关系获得活塞杆的直径 d。通常是由液压缸的往返速比 确定这一关系，即 1，按这一关系得到的 d 的计算公式入如下表 表 2速度比 计算活塞杆直径 he he d 9 往返速度比 活塞杆直径 d 缸的速比 ，可由机械设计手册查得。本设计取 = 则由上表查得 d= 2 2 24 3 . 1 4 4 0 . 2 3 . 1 4 4 d D F 得 D= 按 2348取标准值： D=50（ 又 d= d=25（ 取标准值 d=28（ 则液压缸无杆腔实际有效面积为： 21 4 =2有杆腔实际有效面积为： 222 4A D d 225 =2工位夹紧缸主要结构参数的确定 工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式： 1 1 2 2 m a x P A F 则有 2 2 24 3 . 1 4 4 0 . 2 3 . 1 4 4 d F 得 D= 按 2348 1980 ,取标准值： D=32（ 又 d= 得 d=16（ 取标准值 d=20（ 10 则液压缸无杆腔实际有效面积为： 21 4 =2有杆腔实际有效面积为： 222 4A D d 223 =2压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率 根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所示： 表 2工位夹紧缸工作循环个阶段的压力、流量和功率 he of of at 作阶段 计算公式 负载 /N 回油腔压力 2p/作腔压力 1p/入流量 Q 1/ 输入功率 /w 启动 2112() 21q N 90 加速 304 夹紧 5245 0.向启动 2211() 12q N 90 加速 420 松开 245 11 表 2工位夹紧缸工作循环各个阶段的压力、流量和功率 he of of at 作阶段 计算公式 负载 /N 回油腔压力 2p/作腔压力 1p/入流量 Q 1/ 输入功率 /w 启动 2211() 11q N 00 加速 532 夹紧 2150 向启动 2112() 22q N 00 加速 915 松开 150 2 3 液压系统原理图的拟定和方案论证 定基本方案 液压系统的设计，除了满足主机在动作和性能方面规定的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。 本 液压系统设计的 内容 大致为： 1）油路循环方式的分析与选择； 2）调速方案的分析和选择； 3）液压动力源的分析与选择； 4）液压回路的分析、选择与合成； 5）液压系统原理图的拟 订。 路循环方式的分析和选择 液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表 表 3液循 环方式 开式 闭式 散热 条件 较方便，但是油箱较大 较复杂，需要用辅泵来换油冷却 抗污 染性 较差，但可采用压力油 箱或者油箱呼吸器来改善 较好，但是油液过滤要求较高 系统 效率 管路压力损失较大，用节 流调速时效率低 管路腰里损失较小，容积调速时效率较高 限速 制动 形式 用平衡阀进行能耗限速， 用制动阀进行能耗制动， 引起油液发热 液压泵由电动机拖动时，限速及制动 过程中拖动电能向电网输电，回收部分能量，即是再生限速和再生制动 其他 对泵的自吸性能要求高 对主泵的自吸性能要求低 油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的系统，采 13 用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。在本设计中，油泵向两个液压执行元 件供油而且功率较小，整个系统的结构也比较简单，所以本设计采用开式系统。 速方案的分析和选择 调速方案对主机的性能起到决定性的作用。 相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合 容积节流调速。 节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。 容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充 泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。 容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。 节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。 调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。 节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力 油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。 容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。 14 表 3要 性能 节流调速 容积调速回路 容积节流调速回路 简式节流调速系统 带压力补偿阀的节流调速系统 变量泵 定量马达 流量适应 功率适应 进油节流及回油节流 旁路节流 调速阀在进油路 调速阀在旁油路及溢流节流调速回路 负载 速度刚度 差 很差 好 较好 好 特性 承载能力 好 较差 好 较好 好 调速范围 大 小 大 较大 大 功率特性 效率 低 较低 低 较低 最高 较高 高 发热 大 较大 大 较大 最小 较小 小 成本 低 较低 高 最高 适用范围 小功率 轻载或者低速的中 低压系统及工程机械非经常性调速的场合 大功率高速中高压系统 负载变化小，速度刚度要大的中小功率，中压系统 负载变化大速度刚度较大的中高压系统 考虑到系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性，本设计决定采用节流调速。 压动力源的分析与选择 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多 15 数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。 为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在 工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。 油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。 本设计采用节流调速，所以使用定量泵供油。 压回路的分析、选择与合成 1）选择系统一般都必须设置的基本回 路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。 2）根据系统的负载特性和特殊要求选择基本回路，在本系统中考虑到安全的要求，设置了背压回路，同时由于是两个执行元件先后动作，且没有顺序联动关系，所以设置了互不干扰回路。 3）合成系统 选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测压油路等，可以组成一个完整的液压系统。 在合成液压系统时要注意以下几点：防止油路间可能存在的相互干扰；系统应力求简单，并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系统要安全可靠，力求控制油 路可靠；组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件；组成系统时还要考虑节省能源，提高效率减少发热，防止液压冲击；测压点分布合理等。 压原理图的拟定与设计 根据上述分析，可以拟定整个液压系统的原理图如下： 16 1油箱 2空气滤清器 3液位计 4吸油过滤器 5液压泵 6单向阀 7压力表开关 8压力表 9通道体 10叠加式溢流阀 11叠加式减压阀 12叠加式双单向节流阀 13电磁换向阀 14叠加式双液控单向阀 15压力继电器 16电动机 图 3压系统的原理图 17 4 计算和选择液压元件 液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量选择标准件。 压泵的选择 压泵站组件的选择 液压泵站一般由液压泵组、油箱组件、过滤器组件和蓄能器组件等组成。根据系统的实际需要，本设计选择液压泵组、油箱组件、过滤器组件。液压泵组由液压泵，原动机，连轴器及管路附件等组成。油箱组件由油箱面板，空气滤清器，液位显示计等组成。 过滤器组将是保持工作介质清洁度必备的组将，可根据系统对介质清洁度的不同要求设置不同等级的粗过滤器，精过滤器等。 压泵的计算与选择 液压泵的最大工作压力： 1p （ 4 1） 其中 1 液压执行元件最大工作压力； p 液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取 p 路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取 p 由上述选取 p 后带入公式（ 4算得： 选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高 20 60 ，所有最后算得的液压泵的额定压力应为： 1+ 8 表 4液压泵的总效率 he of 压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵 总效率 压泵的流量q（ 4 2） 式中 K 考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取 K q 同 时工作的执行元件的最大总流量（ 3= 本设计取泄漏系数为 以： 液压元件产品样本查得 轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为 16称排量 V 12 mL/定转速为 1800r/取泵的容积效率v 选用转速 n 1400 r/驱动电机时，泵的流量为： 12 mL/1400r/310 14L/前面的计算可知泵的最大功率出现在 工位夹紧阶段，现取泵的总效率为 p ： 633 . 0 6 1 0 1 06 0 0 . 8 5 840W 选用电动机型号： 4封闭 式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/定功率为 动机与泵之间采用连 轴器联结。 根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础。计 19 算结果如下表所示： 表 4位夹紧缸的实际工况 he of 工作阶段 流量 / 1 速度 / 1 时间 /s 无杆腔 有杆 腔 夹紧 12进= v234106 0 1 3 0 =11 = 335 =3 松开 3=143=1=v134106 0 1 9 0 =22 = 335 1 表 4位夹紧缸的实际工况 he of 工作阶段 流量 / 1 速度 / 1 时间 /s 无杆腔 有杆腔 夹紧 21进= 4=v134106 0 8 1 0 = 1 = 325 =开 2=14 =14 2v2 20 34106 0 4 1 0 = 325 表中1A 油缸的工作腔面积； 2A 油缸回油腔面积； 进油缸流量； 出油缸流量； 12, 油缸的运动速度； 12, 油缸的运动时间。 压控制阀的选择 择依据 选择依据 为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。 择阀类元件应注意的问题 1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件； 2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取。选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求； 3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的 20%； 根据以上要求，现选定各类阀和组将的型 号如表 4示： 21 表 4种液压元件的类型选择 of of 号 名称 通过流量 /L 额定流量/ 1 额定压力 /定压降 /号规格 1 吸油过滤器 14 20 单向阀 14 40 25 压力继电器 25 压力表 0 10 压力表开关 14 21 10 叠加式溢流阀 14 35 25 叠加式减压阀 14 35 25 叠加式单向阀 14 35 21 二位四通换向阀 0 25 50 叠加式单向节流阀 5 21 1 二位四 通换向阀 14 80 25 52 叠加式单向节流阀 14 35 21 3 空气滤清器 4 液位计 压附件的计算和选择 定管件的尺寸 表 4油管中的允许流速 液流经油管 吸油管 高压管 回油管 短管及局部收缩处 允许速度（ m/s） 5 5 7 表 4全系数 内最高工作压力 7 7 全系数 8 6 4 22 由表 4 4知 工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为14L/ 照表 4推荐值取油管内油液的允许流速为 4m/计算公式： d 4q（ 4 3） 式中 q 通过油管的最大流量； V 油管中允许流速； d 油管内径。 将数值代入公式（ 4 工位夹紧液压缸： 34 4 1 060 34 3 1 060 工位夹紧液压缸： 34 1 060 34 1 4 1 060 据 66，同时考虑到制作方便，工位夹紧液压缸两根油管同时选用 101（外径 10厚 1 10 号冷拔无缝钢管。工位夹紧液压缸两根油管同时选用 141（外径 14厚 1 10 号冷拔无缝钢管。由机械设计手册查得管材的抗拉强度为 412表 4安全系数为 8，按公式对管子的强度进行校核： 2 4 4） 23 式中 p 管内最高工作压力； d 油管内径； n 安全系数； b 管材抗拉强度； 油管壁厚。 将数值代入公式（ 4： 12= 6366 . 1 1 0 8 1 0 82 4 1 2 1 0 12= 6366 . 1 1 0 1 0 82 4 1 2 1 0 以选的管子壁厚安全。 其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。 定油箱容积 油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱 油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。 油箱设计要点： 1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的 80%； 2）吸箱管和回油管的间距应尽量大， 之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的 2/3 3/4。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的 3 倍。吸油管可安装 100装位 置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切 45角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热 ； 3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油； 4）注油器上应装滤网； 24 5）油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。 油箱的容积可以按照下列经验公式进行计算： V 4 5） 式中 V 油箱的有效容积 /L； 液压泵的总额定流量 / 1 ； 与系统压力有关的经验系数：低压系统取 =2 4，中压系统 =5 7，高压系统取 =10 12，对对于行走机械取或经常间断作业的设备，系数取较小值；对于安装空间允许的 固定机械，或需藉助油箱顶盖安装液压泵及电动机和液压阀集成装置时，系数可适当取较大值。 本设计取 =6，将数值代如公式（ 4： V 614 84 L 25 5 液压系统性能验算 压系统压力损失验算 由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好 管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。 位夹紧缸的压力损失验算 在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电磁换向阀，叠加式双单向节流阀，。所以进油路上的压力损失为 ()实压 降 额（ 5 1） 2 2 2 220 . 9 7 2 0 . 9 7 2 0 . 9 7 2 0 . 9 7 20 . 1 0 . 2 0 . 1 0 . 1 54 0 8 0 3 5 3 51 . 4 1 1 9 . 60 . 1 5 0 . 13 5 1 3 . 5 =中 总的压力损失； 各种阀的压降； 流经阀的设计流量； 阀的额定流量。 在油缸松开时，退油路上的压力损失为 ()实压 降 额） 2 2 2 224 . 6 7 4 . 6 7 4 . 6 7 4 . 6 70 . 1 0 . 2 0 . 1 0 . 1 54 0 8 0 3 5 3 54 . 6 7 1 3 . 50 . 1 5 0 . 13 5 1 9 . 6 此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求。因为工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的。如下所示 26 在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠加式双单项节流阀。进油路上的压力损失为： ()实压 降 额2 2 2 2226 . 0 3 6 . 0 3 6 . 0 3 6 . 0 30 . 1 0 . 1 2 0 . 2 0 . 24 0 3 5 3 5 8 06 . 0 3 3 . 6 7 4 . 8 90 . 1 5 0 . 1 53 5 3 5 8 . 0 4 =油缸松开时，退油路上的压力损失为： ()实压 降 额2 2 2 2221 4 1 4 1 4 1 40 . 1 0 . 1 2 0 . 2 0 . 24 0 3 5 3 5 8 01 4 2 3 . 0 2 8 . 0 40 . 1 5 0 . 1 53 5 3 5 4 . 8 9 此看出各种阀同样满足使用要求。 算系统效率 由表 4 4以看出，本液压系统在整个工作循环过程中，液压缸夹紧是主要的工作过程，所以系统效率、发热和温升等可一概用夹紧时的数值计算。 系统效率的计算公式为： c115 2） 式中 1p 执行元件的负载压力； 1q 执行元件的负载流量； p 液压泵的供油压力； 液压泵的供油流量。 工位夹紧缸夹紧时，将数值代如公式（ 5： 27 c 36634 . 3 8 1 0 1 06 0 4 . 8 8 1 4 1 0 / 6 0 工位夹紧缸夹紧时，将数值代入公式（ 5： c 36636 . 0 3 3 . 0 6 1 0 1 06 0 4 . 8 8 1 4 1 0 / 6 0 统在一个完整的循环周期内的平均回路效率可按下式计算： c（ 5 3） 式中 c 一个周期的平均回路效率； 各工作阶段的液压回路效率； 各个工作阶段的持续时 间； T 一个完整循环的时间。 分别将、工位夹紧缸夹紧时的数值代入公式（ 5： c 0 . 0 6 3 0 . 2 7 0 . 23 . 2 系统的总效率为： p c a（ 5 4） 式中 p 液压泵的总效率，取 c 液压回路的效率； a 液压执行元件的总效率，取 所以： 系统的效率是 整个系统的效率很低，主要是由于溢流损失和节流损失造成的。 28 统的发热和温升 液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失都将转化为热量，是系统的油温升高，产生一系列不良的影响。为此，必须对系统进行发热和温升计算，以便对系统温升进行控制。可按下式估算系统的发热能量： H1 ） （ 5 5） 式中 H 系统产生的热量； 液压泵的输入功率。 将数值代入公式（ 5： H 634 . 8 9 7 1 0 1 4 1 0 6 0 1 0 . 0 60 . 8 5 1264w 表 5种机械允许油温 he of 液 压设备类型 正常工作温度 /C 最高允许温度 /C 数控机床 30 50 55 70 一般机床 30 55 55 70 机车车辆 40 60 70 80 船舶 30 60 80 90 冶金机械、液压机 407 0 60 90 工程机械、矿山机械 50 80 70 90 液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的 热量基本平衡，故一般滤去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量0 0H （ 5 6） 式中 K 散热系数（ /W m C ），计算时可选用推荐值：通风很差 K 8；通风良好 K 14 20；风扇冷却时， K 20 25；用循环水冷却时， K 110 175； A 油箱散热面积； 29 系统温升。 当系统产生的热量 H 等于其散发出去的热量时，系统达到平衡，此时： H/六面体油箱长、宽、高比例为 1： 1： 1 1： 2： 3 且液面高度是油箱高度的 时，其散热面积的近似计算公式为： A= 2V 所以可以导出： 3 V（ 5 7）式中 V 油箱的有效容量。 取散热系数 K=15，将数值代入公式（ 5： 2312641 5 0 . 0 6 5 8 4 此温升超过了许用范围， 30 C 50 C ，增大油箱面积，取 V 814 112L，并且取系数 K=20W m C ，重新带入数值计算得： 3 212642 0 0 . 0 6 5 1 1 2 所以满足了许用温升要求。至此，系统校核完毕，从整个过程来看，此设计满足使用需求。 30 6 液压动力源装置的设计 液压动力源（即液压泵站）是多种元、附件组合而成的整体。是为一个或几个系统存放一定清洁度的工作介质，并输出一定压力、流量的液体动力，兼作整体式液压站安放液压控 制装置基座的整体装置。，液压动力源是整个液压系统或液压站的一个重要部件，其设计质量的优劣，对液压设备性能关系很大。 压泵站的结构形式 液压泵站上泵组的布置方式分成上置式和非上置式。泵组置于油箱上的上置式液压泵站中，采用立式电动机并将液压泵置于油箱之内时，称为立式（图 6采用卧式电动机时称为卧式（图 6非上置式液压泵站中，泵组与油箱并列布置的为旁置式（图6泵组置于油箱下面时为下置式（图 6； 图 6 图6 31 6 图6 泵组流量特性分为定量型和变量型；按泵组驱动方式分
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