1、机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 1 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸1目录全套图纸，加 153893706前言 2第一章 机床的设计要求和工况分析 31.1 液压系统的设计要求 .31.2.1 数控双柱立式铣车床 CKX52100 的基本情况 31.2.2 液压传动系统的工作压力 31.2.4 初定液压系统流量 4第二章 设计原理及原理图的拟定 5第三章 液压元件的计算与选择 63.1 静压导轨的相关计算 .63.1.1 静压导轨的工作原理及相关要求 .63.1.2 液体静压导轨的优点 .63.1.3 导轨的技术要求 63.1.4 液体静压导轨原理图分析
2、 73.1.5 静压导轨平均刚度 .103.1.6 油膜厚度对加工精度的影响 .113.1.7 静压导轨的供油方式 113.1.8 消除导轨爬行现象的途径 133.2 多头泵的设计 .143.2.1 工作原理 .143.2.2 性能及特点 .143.2.3 多头泵静压系统 .15机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 2 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸23.2.4 验证多头泵参数的合理性 .163.2.5 多头泵油路块的设计 .163.2.6 油液粘度对油膜厚度的影响 173.3 液压泵的选择 .173.3.1 液压泵工作压力的确定 .173.3.2 液压泵流
3、量的确定 .183.3.3 液压泵验算： .183.4 液压泵电动机的选择 .193.5 液压元件选择与设计 .203.5.1 液压阀的选择 .203.5.2 高压过滤器的选择 .203.5.3 集成块设计 .203.6 油管内径计算 .213.7.1 确定油箱的有效容积 .213.7.2 油箱尺寸的确定 .223.8 压力表与压力表开关的选择 .223.9 液压系统性能验算 .223.9.1 验算回路中的压力损失 .223.9.2 液压系统的发热温升计算 .23第四章 总结 26参考文献 27致谢 28机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 3 页 共 30 页井冈
4、山大学毕业设计用纸3前言 1 静压系统现状机床的静压装置代表了最新的科学技术，是支持和指导现代机床发展的原动力。机床的制造者和使用者总是希望机器能足够地紧凑，以减小振动和使运动精确，但同时又希望机器具有足够的灵活性和良好的润滑性，以减小摩擦和磨损。静压系统可以满意地解决这些矛盾。它可以消除磨损、减小摩擦和获得以前从来没有过的更大的精确度，是未来精密机床不可缺少的组成部分。在国外机床的静压系统发展于20世纪60年代，近年来，国内引进随着带静压系统的机床不断增多，研究也在不断深入，带静压概念的机床产品也在不断地涌现。2 静压装置介绍静压装置的开发，可以使机器设计接近于理想状态。它形成一个非常薄的液
5、体油膜将机器的两个运动元件相互分开，并在它们之间形成一个（油膜）结构。该液体薄膜应该被认为是机器的一个结构部件，而不是简单的作为一个润滑介质。这个结构支撑了所有的载荷，包括滑块重量。由于它不是一个实际意义上的润滑剂，在一定场合下，这种液体薄膜可以是包括水在内的各种液体。静压的目标是在液体膜上支撑载荷并控制膜的厚度保持恒定。在载荷变化的情况下系统控制油膜厚度的能力称为刚度。如果系统不管载荷如何变化都能保持恒定的油膜厚度，就说它具有无穷的刚度。我们期望所设计的系统有无穷刚度，就象一个封闭体内的液体那样。所有的静压系统都是由油箱、泵、油过滤器、马达、冷却器（ 视需要） 、液垫、流量控制器和回油路所组
6、成。每个系统都可服务于大量的液垫，每个液垫有其自己的流量控制器。每个系统的执行能力取决于所使用的流量控制器的类型，其操作原理、结构和刚度各不相同。对于 CKX5210060/160 这些大、重型机床，由于运动部件自身的重力和巨大外载（工作力）的作用，在移动导轨上产生的比压很大，有些机床由于机床自身结构特点，其作用力集中的部位产生比压就特别大，这使得两相对运动面产生的摩擦力很大。由于以上原因，会产生以下几种不良后果：（1）移动部件移动时会出现爬行现象，低速运动时更为明显，严重影响机床的正常运行和使用；（2）导轨面磨损大，直接影响加工工件精度，缩短机床使用寿命；（3）移动部件传动功率增大，消耗能源
7、。基于以上原因，在大、重型机床和精密机床运动部件上普遍采用液体静压导轨来保证机床的正常工作所设计的液压站向 CKX5210060/160 机床静压导轨供油，形成承载油膜，使导轨面之间处于纯液体摩擦状态，消除了低速爬行现象，且静压导轨摩擦系数小，能耗低，导轨使用寿命长。机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 4 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸4第一章 机床的设计要求和工况分析 由于 CKX5210060/160 机床是大、重型机床，由于运动部件自身的重力和巨大外载（工作力）的作用，在移动导轨上产生的压力比较大。机床的静压部分在回转工作台上，回转工作台的底座上开有
8、静压腔，所设计的液压站向静压腔供油，使工作台在纯液体摩擦下工作，达到设计的要求。1.1 液压系统的设计要求1回转工作台运动时，保证工作台的平稳性。2保证静压垫与导轨表面的油膜厚度。保证油膜厚度在 0.030.06mm 之间，以保证导轨在纯液体摩擦下工作。3回转工作台运行不受影响，不产生爬行现象，保证运动精度和加工精度。1.2 工况分析 1.2.1 数控双柱立式铣车床 CKX52100 的基本情况外形尺寸(mm):20147938818108回转工作台直径：7200mm回转工作台自重：约为 100 t，即 10010009.8（N）=9.810 5（N）回转工作台载重：250 t，即 25010
9、39.8（N）=2.4510 6（N）回转工作台浮起量：30um-60um机床最大车削直径 10000mm,机床最大工件高度 6000mm,进给速度 0.14000mm/min,主轴电动机功率 143kW,1.2.2 液压传动系统的工作压力由于 CKX5210060/160 机床是大、重型机床。机床的总负载查表得 1-1 工作压力为 57/MPat350max载空 F表 1-1 按负载选择液压系统的工作压力负载 F/N 50000工作压力/MPa =57机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 5 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸51.2.3 静压支承由于 CKX
10、5210060/160 机床是大、重型机床。旋转工作台较大，因此需要减小摩擦。故液压系统在回转工作台上，要静压支承是在摩擦副中引入外加压力油液，在摩擦面产生一个与负载相反的力，形成油膜，减少摩擦。由于形成与压力油膜，抵抗了巨大的负载，完全平衡型静压支承摩擦力很小，可以避免磨损，工作可靠，但不可避免地要有一定的油泄漏。表 1-2 静压支承压力分布图静压支承受力分析（1）压力油进入油腔内具有 Pr 的压强（2）油腔内的压力油通过包围油腔的壁缝泄漏，这个壁缝称为节流边。（3）节流边内油膜厚度为 ,一般仅几个微米。（4）如果油腔压强不变，支承能力也就不变，但负载却往往是变动的，这样，油腔内压强不变的支
11、承就不能适应可变负载。为了适应可变负载，必须采取措施，使油腔内压强在一定范围内能使外负载的增减而增减。办法是在油腔进口前装置阻尼器，使支承具有双重阻尼，即进口阻尼器和支承节流边。后者主要控制支承的泄漏量，前者与后者协同调节油腔压强 Pr。这是因为通过阻尼器流量与通过节流边的泄漏量度 q 是相等的。当负载 F 增加时，油膜厚度减小，使泄漏量减小而降低了阻尼器上的压降，使油腔内压强 Pr 增大。与负载重新达到了平衡也就是由于采用了双重阻尼，引起油腔内压强的反馈作用，构成一个自动调节的闭环系统，使支承能适应负载变化。1.2.4 初定液压系统流量根据液压回转工作台浮起的高度，及回转台承受的工作压力，初
12、步液压系统需要的流量为 1.5L/min2.5L/min机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 6 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸6第二章 设计原理及原理图的拟定所有的静压系统都是由油箱、泵、滤油器、电机、冷却器（ 视需要） 、液垫、流量控制器和回油路所组成。图 2-1 CKX5210060/160 静压原理图 当工作时，电机4带动齿轮泵3通过吸油过滤器吸油，送入8多头泵，由于齿轮泵泵的供油流量较大，在进入多头泵之前需安装溢流阀6，对压力及流量进行调节，进入多头泵的吸油口。由于多头泵对液压油的精度要求比较高，故在多头泵吸油口装有高压过滤器5，使油的精度达到多头
13、泵的精度要求。由多头泵出油口对静压油腔进行供油。由于液压系统要求的性能比较高，且工作时会出现压力损失，故在需要的地方安装了压力表7机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 7 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸7第三章 液压元件的计算与选择根据原理图可以看出来所设计的液压供油系统，是往静压导轨供油。因此，要计算出静压导轨大小，根据液垫和导轨表面之间浮起所需的压力来计算出所需流量和压力，由此，需要先设计出回转工作台的静压导轨及静压腔，计算出静压导轨和静压腔的尺寸和所需的压力来对静压供油系统进行设计。3.1 静压导轨的相关计算3.1.1 静压导轨的工作原理及相关要求静压
14、导轨是在 2 个相对的导轨间通入压力油，在压力的作用下，将运动部件顶起，通常称为浮起。工作过程中，移动部件在运动或静止状态下，始终与导轨间称为纯液体摩擦状态，从而大大减小了两导轨面相对运动时的摩擦力。常见的为床身导轨。由于动导轨沿静导轨作定向运动，回转运动响应到系统的工作精度。因此导轨在机电一体化系统中具有重要的作用。导轨设计的基本要求是：导向精度高、刚度大、耐磨、运动灵活和平稳。一些高精度的导轨，还要求导轨的承载面与导向面严格分开，对承载大的动导轨设置卸荷装置、设计导轨的支承时必须符合运动学原理或误差平均原理。导向精度是导轨副主要技术指标。导向精度是指导轨副中运动件沿给定方向作直线或旋转运动
15、的准确程度。运动件实际运动方向对于给定方向的偏差越小，说明导轨精度愈高。一般高精度的导轨要求精度为 0.1um/1000mm。所以，导向精度首先是指导轨自身形状的准确性，其次是与其他有关基准相互位置的准确性。3.1.2 液体静压导轨的优点（1）摩擦系数很小（启动摩擦系数可小至 0.0005） ，可驱动功率大大降低，运动轻便灵活，低速时无爬行现象。（2）导轨工作表面不直接接触，基本上没有磨损，能长期保持原始精度，寿命长。（3）承载能力大，刚度好。（4）摩擦发热小导轨温度升小。（5）油液具有吸振作用，抗振性好。3.1.3 导轨的技术要求（1）导轨间隙 导轨间隙（即油膜厚度 h。 ）越大，流量越大，
16、刚度越小，导轨易出现飘移。导轨间隙小，流量也小，刚度增大，运动平稳性好。由于导轨的几何精度，表面粗糙度，零部件刚度和节流器尺寸的影响，导轨间隙不能无机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 8 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸8限制取小。目前，空载时的导轨间隙常取为 h。=0.010.08mm，根据设备的大小 h。相应取偏大或偏小。（2）导轨的几何精度 根据摩擦性质，静压导轨在工作中应始中有一层油膜将两导轨分开。所以，在导轨的接触长度范围内，导轨的几何精度误差总和应小于导轨的间隙。一般取短熬过全长的直线度和平行度不超过导轨间隙的1/31/4。（3）导轨的刚度 导轨
17、及其相关零部件如工作台、机身及同地基联接件的刚度不足将造成导轨变形而丧失几何精度。若变形量超过了导轨间隙，则会造成静压导轨失去作用，所以要核算在载荷作用下，导轨及其支承的刚度，使其变形量小于导轨间隙。（4）导轨的防护 为了防止尘屑和其他杂物进入导轨副的润滑油中，导轨应加防护罩，并设置封闭的回油装置3.1.4 液体静压导轨原理图分析图 3-1 开式静压导轨原理静压导轨是在 2 个相对的导轨间通入压力油，在压力的作用下，将运动部件顶起，通常称为浮起。工作过程中，移动部件在运动或静止状态下，始终与导轨间称为纯液体摩擦状态（46 号抗磨液压油摩擦因数只有 0.0005） ，从而大大减小了两导轨面相对运
18、动时的摩擦力。机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 9 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸9图 3-1 是静压导轨的最基本的类型。压力由溢流阀 6 调定，为 p1。当压力油经过节流器 9 后，由于节流器阻尼作用，使得压力降为 p2进入导轨油腔，当压力达到足以克服运动部件载荷 F（运动部件自身重力+外负载）时，运动部件被浮起。当浮升达到 h 时，导轨间的压力与运动部件载荷 F 相平衡，运动部件停留在平衡位置上，油液始终从厚度 h 值的间隙中向外流出。这时的床身与运动部件由 h 厚度的油膜隔开，他们之间的运动摩擦成为纯液体摩擦。当运动部件的载荷 F 增大时动部件有下
19、沉的趋势，由于节流器的阻尼作用，油膜被压缩时，间隙的油液外流液阻增大，使得压力 p1增大，与部件载荷达到新的平衡。在最大承载能力范围内，负责变化时，油膜相对于负载的变化率称之为油膜刚度，这是静压导轨设计时的一个重要指标。油膜刚度越大，静压导轨性能越好。系统中9是流量控制器的目的是控制静压液的流量，使载荷变化对油膜厚度的影响最小化。就是说，尽可能给系统提供一个高的刚度。因此，系统的刚度将取决于所使用的流量控制器的特性。对流量控制器的理想要求是，液垫中的压力总是正比于它所支撑的载荷，载荷增加时，压力就增加，以达到一个恒定的油膜厚度。理想的流量控制器具有无穷刚度，当液垫压力变化时，可以给系统传递液垫
20、流量变化的信息。流量控制器主要有四种：毛细管式、节流孔式（ 也称为小孔式） 、恒流式、变流式（也称为反馈式） 。从图3-2可以看出变流限流器是由一种薄的金属隔膜组成，当压力变化时隔膜发生偏转。当液垫压力增加时，流量增加，且其关系曲线在液垫压力变化很宽的范围内 和理想直线很接近。 图3-2 各种限流器的性能 3.1.4静压导轨的尺寸计算根据机床工作台与底座设计主要技术参数来计算导轨的主要尺寸（1）确定导轨宽度机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 10 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸10根据 maxFBpLu式中： 为导轨宽度（cm） ；ax导轨最大承载力（N）
21、 ；比压系数；Lu为静压导轨长度（cm） ；p为导轨材料许用平均比压（Pa） ；求得 B= 20cm（2）确定导轨油腔个数和封油边导轨油腔数量的一般选用原则：对于载荷不均匀，刚性差一些的导轨应尽可能多一些油腔。CKX5210060/160 为回转工作台，选择油腔个数为 10 个。油腔的中径为 R 中 =3000mm 。导轨封油边宽度由下列公式可求出：导轨封油边宽度 b1 2BLlB、 b为油腔尺寸，见图 3-3， 、 l为油腔中径对应的弧长；封油边的宽度选择原则：导轨宽度在 150200mm 时，导轨封油边宽度在2530mm 之间选取；导轨宽度大于 200mm 时，导轨封油边宽度在 3040m
22、m之间选取。选定导轨封油边宽度 10mm， =0.003cm 。已知导轨宽度 B和油腔个数，则 b、则 b、L、l 确定，分别为 b=15cm，L=110cm ，l=100cm。图 3-3 静压导轨油腔尺寸由此，得出静压导轨、静压腔的尺寸如下：导轨宽度 B 100mm 导轨外径 R 3100mm封油边宽度 b 10mm 二层油腔外径 R1530mm机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 11 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸11油腔宽度 b1 150mm 最内层宽度 30mm油腔长度 l1000mm二层油腔内径r1 500mm油边长度 L 1100mm 导轨内径
23、 r 2900mm由结算结果，绘出静压导轨图，如图 3-4 所示。图 3-4 静压腔分布图（3）外两层每个静压腔承压面积=7152.5 =002936)RrAe（2cm-105.72式中： 为一个静压承压面积R 导轨外径r 导轨内径为了使输入油腔的流量相同及压力设计的最内部的静压腔的面积和外部静压腔的面积相同。(3)空载时一个油腔的压力 pa1307.5.710)(892e0 MNAWP(4)满载时一个油腔的压力 1-6e2max.)45=0.53MPa (5) 静压油腔流量计算： 13hpQA式中：h 为油膜高度 m1065- 为润滑油动力粘度选用 HM46#抗磨液 压油，查得动力粘度值 0
24、.042Pas 为油腔压力p机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 12 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸12 节流边系数 = = =13.75jb405计算得 Q=200mL3.1.5 静压导轨平均刚度在最大承载能力范围内，平均刚度为 max01FJ=158371N/ m计算结果表明，工作台位移量很小，即导轨刚度很大，满足导轨工作要求。3.1.6 油膜厚度对加工精度的影响大、重型精密机床中，因加工的工件重量可以在较大范围内变化，负载的变化将导致静压导轨中油膜厚度的变化，按平行缝隙中的流体力学公式 312pBwlq式中 单位宽度的流量, ms 缝隙高度( 即工作
25、台浮起量 ),l缝隙长度,流体动力粘度系数, pasp两端的压差,B缝隙单位宽度, m从公式中可得出，当工件重量加重或变化时， P将产生变化，其变化量与wq成反比关系，而目前所采用的多头泵供油是定流量供油，设 增大时，假定其他参数为定值。当工作台工件负载变化时，缝隙高度 与压差 p的关系为：0131p式中： 0p为某一工件在工作台形成静压时所产生的缝隙两端压差1为同一工件负载变化后工作台形成静压时所产生的缝隙两端压差设 02，则有 000032133 1.261 02.79ppddddd不难看出当工件加重 1 倍时，则缝隙高度（即缝隙浮起量）降低 21% 。3.1.7 静压导轨的供油方式（1）
26、恒压供油方式油泵供油压力用溢流阀调整，始终将压力控制在某个合理数据上。机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 13 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸13图 3-4 恒压供油方式(2)恒流供油方式每个油腔均有一个油泵全流量供油，一般用多头泵供油（多头恒流量分油器）图 3-5 恒流供油方式（2）恒流和恒压供油 比较表 3-1 恒流和恒压供油比较恒压 恒流由于工作重量不均匀、基础刚度有限、卡紧力引起局部变形。基础件加工精度、粗糙度和安装调试要求特高和稳定，均难达到由此导轨各个油腔压力不可能均匀，若某个油腔达到或接近一定的油泵压力时，静压就无法建立没有溢流阀，只要有足够
27、地流量，就能够保持导轨之间脱离接触，形成纯液体摩擦。该系统的压力储备大，过载能力强机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 14 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸14由于外界飞扬尘埃、运转中某些剥离下金属、油中析出的杂质、以及基础件内腔中某些残存赃物会使油污染液压元件一旦被堵塞，恒压导轨的油腔失压，破坏了静压无堵塞现象发生，工作安全可靠性高，但润滑油仍需要精密过滤，以防研伤导轨发热量:油膜剪切力系统功率消耗溢流阀要溢流，该部分溢流既消耗功率，又产生热量，结构油温升高，导致机床热变形大，降低机床运动精度，甚至于还有可能使静压导轨不能正常工作只有油膜剪切力所消耗的功率
28、油膜刚度 油膜变化大，刚度要差些恒流供油方式是比较好的根据上述二者之利弊,目前选择恒流供油方式是比较合理的。3.1.8 消除导轨爬行现象的途径爬行是影响进给精度的主要因素。为了提高进给精度，必须消除爬行现象，主要从提高传动系统的刚度和减少摩擦力的变化这两个方面采取措施。（1）提高传动系统的刚度a.在条件允许的情况下，适当提高各传动件或组件的刚度，减小各传动轴的跨度，合理布置轴上零件的位置。如适当的加粗传动丝杆的直径，缩短传动丝杆的长度，减少和消除各传动副之间的间隙。b.尽量缩短传动链、减小传动件数和弹性变形量。c.合理分配传动比，使多数传动件受力较小，变形也小。d.对于丝杆螺母机构，应用整体螺
29、母结构，以提高丝杆螺母的接触刚度和传动刚度。（2）减少摩擦力的变化a.用滚动摩擦、流体摩擦代替滑动摩擦，如采用滚珠丝杆、静压螺母、滚动导轨和静压导轨等，从根本上改变摩擦面间的摩擦性质，基本上可以消除爬行。b.选择适当的摩擦副材料，降低摩擦系数。c.降低作用在导轨面的正压力，如减轻运动部件的重量，采用各种卸荷装置，机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 15 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸15以减少摩擦阻力。d.提高导轨的制造与装置质量，采用导轨油等可以减少摩擦力的变化。3.2 多头泵的设计3.2.1 工作原理多头泵是一种多齿轮啮合的齿轮泵，最基本形式是一个大主
30、动齿轮同若干个小齿轮在一个紧密配合的壳体内相互啮合旋转，这个壳体的内部类似“梅花”形，齿轮装在里面，齿轮的顶圆及两侧与壳体紧密配合，大小齿轮模数相同，齿厚相等，同步旋转，连续排出流量相等的流体。图 3-5 多头泵示意图 来自于前给泵的流体，在多头泵吸油口进入齿轮中间，并充满这一空间，随着齿轮的旋转，最后在两齿啮合时排出。由于齿的不断啮合，这一现象就连续在发生，泵每转一圈，排出的流量是一样的。随着驱动轴的不间断地旋转，泵也就不间断地排出流体。泵的流量直接与电机转速有关。3.2.2 性能及特点多头泵有一个吸油口，若干个流量相同的压油口，各压油口之间流量误差很小，各自独自建立自己的压力而互不干扰，它
31、所组成的静压系统称为一泵一腔恒流静压系统，每个静压油腔的压力由各自承担的负载决定，优点最为显著，现广泛应用于机床、冶金等大型设备的静压系统中。多头泵供油的液压系统中，设置一前给泵为多头泵供油，供油满足静压系统压力，减小多头泵工作负荷，延长多头泵使用寿命。前给泵供给流量应大于系统总流量，多余流量通过溢流阀排出。小流量多头泵供油的静压系统，可用于恒压控制，控制方式和普通油泵相同。大多数使用场合为恒流控制，采用多头泵恒流控制的特点，每个油腔均可得到一个或多个全流量供油，没有旁路，只需静压油腔所需流量与多头泵匹配，静压力在多头泵额定压力范围内，均可以形成稳定油膜。因此系统的压力储备大，过载能力强，系统
32、中没有阻尼，不会因阻尼堵塞而静压不稳定或失效，故机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 16 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸16可靠性好，且没有调整阻尼麻烦，利于系统设计、调试和故障判断。多头泵除作为静压泵使用外，还可作为润滑泵使用。图 3-6 多头泵内部结构特点多头泵主要是给各静压油腔提供恒定流量的润滑油。3.2.3 多头泵静压系统静压产生要靠一定压力和流量的润滑油供给才能工作。为了安全工作和油路系统平稳可靠，要求润滑油清洁并保持一定的粘度，还需在油路中设置安全保护装置。因此需要一个合理可靠的供油装置。静压系统结构：多头泵供油的静压系统大多用于恒流静压系统，
33、结构相对于节流供油系统简单，不需进行流量和压力调整。所以，前期的油腔结构尺寸、油腔数量及布置设计，流量、承载能力、支承刚度计算至关重要。每个油腔的输入流量：=0.2L/min1Q满载的总流量：=10 =2L/min1所以供油泵的流量大于 1.5Q,因此；供油泵流量为 3L/min多头泵选择原则：多头泵种类很多，额定流量、额定压力和头数是多头泵的主要参数。本文用设计值流量 Q，最大承载压力 maxp，油腔个数，选择符合或接近计算值的多头泵。原则是流量 尽可能一致；泵的额定压力尽可能大；泵的头数尽可能与油腔数量一致或多几个。如果计算值与多头泵参数差距较大，就要修正导轨油腔几何参数、改变头数等，使其
34、与多头泵相匹配。机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 17 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸17由以上计算结果及多头泵的选用原则，选择 DCB-B15010 多头泵，其头数为 10 个头，单头流量为 Q=200ml/s 。3.2.4 验证多头泵参数的合理性多头泵的单头流量 =200ml/s （1）空载时导轨的浮升空载时， ，得空载时工作台浮升为：pa1307.5.710)(892e0 MNAWP301pQa=0.004543cm=0.04543mm（2）最大载荷下导轨的浮升最大负载时， =0.53MPa，得工作台1-65e21max 0.7)42()89(0A
35、P的浮升为： 30maxpQ= 0.002996cm=0.02996mm验证后得出，油腔尺寸和选择的多头泵可行。综上述分析以外，还有一个重要因素，油液的温度变化，对动力粘度 影响较大，因此在系统中设置油温控制装置，使油液温度控制在一定范围内。（3）油膜剪切功率计算： hnrAN27105.A 底座上的静压导轨与工作台导轨实际接触面积（油腔 径向回油槽不计算在内）r 导轨宽度的几何中心道导轨圆心的半径n 工作台最高转速（r/min）=0.14000mm/min,当工作台旋转时，油在导轨间受剪切，必须消耗功率。工作台导轨与底座导轨的相对速度，使油受剪切，其剪切力大小与润滑油动力粘度 面积 相对速度
36、成正比根据油膜剪切消耗功率计算，若储油箱容量用选用大于 600L，测油液温度升只在左右，足以保持安全可靠工作.023.2.5 多头泵油路块的设计由于多头泵一共有十个出油口为使液压系统更好地保证密封性，防止泄露，保证加工精度，因此要设计油路块机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 18 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸18图 3-7 多头泵油路块3.2.6 油液粘度对油膜厚度的影响油液的粘度主要受压力与温度的影响，在一般压力范围内，压力对粘度的影响可以忽略，但是在压力变化大于 20MPa 或在超高压（大于 60MPa） ，压力对粘度的影响不能忽视。液压油粘度对温度
37、的变化十分敏感，温度上升，粘度下降，在一定温度范围内（2080oC） ，粘度与温度的关系为： 0()1tue液压油粘度与压力的近似关系为 0pp综合两个公式，粘度随温度与压力的变化的关系为： 0()ptpouepu压力为 ，温度为 t时的粘度0压力为 1 大气压，温度为 0时的粘度粘压系数油压的粘温系数从上述公式可以看出，温度越高，粘度越小；压力越大，粘度越大。将公式 0()ptpoue代入公式312pBwlq得到：()0123ptolueB从公式可以看出，在加工中有是恒定（与原始设定值比较）的油膜值，负载与温度对油膜厚度的没有影响。3.3 液压泵的选择3.3.1 液压泵工作压力的确定液压泵的
38、最大工作压力 Pp 按下列公式计算:PpP 1+p P1 为多头泵的额定工作压力,根据所选 DCB-B15010 多头泵,得到 P1 的值为P1=2 MPa 。机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 19 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸19p 为液压泵（前给泵）到多头泵入口之间总的管路损失。由系统图可见，从液压泵到多头泵之间并联着一电磁溢流阀和一高压过滤器，管路结构简单，取p=0.2MPa 。则液压泵的工作压力为:Pp=2Mpa+0.2MPa=2.2MPa3.3.2 液压泵流量的确定液压泵的的输出流量为:QpK(Qmax) K 为系统泄漏系数Qmax 多头泵的
39、总流量，由于工作过程中还用了电磁溢流阀，故还应加上溢流阀的最小溢流量，取 0.510-4m3/s。由于多头泵采用的为恒流多头泵，故Qmax=1.5L/min。取泄漏系数 K=1.2,代入公式 3-13 求得液压泵的流量：Qp=1.2（10 150 10-3）L/min +0.5 10-1 60 L/min =4.8L/min根据表 3-1 齿轮泵参数，选用 CB-B6 齿轮泵，额定压力为 2.5MPa，额定流量为 8.7L/min。 表 3-2 齿轮泵参数（部分）型 号 排量/（mL/r) 额定压力/MPa 转速（r/min) 容积效率/% 驱动功率/kW 质量/kgCB-B2.5 2.5 7
40、0 0.13 2.5CB-B4 4 0.21 2.8CB-B6 6 0.31 3.2CB-B10 10800.51 3.5CB-B16 16 0.82 5.2CB-B20 20 1.02 5.4CB-B25 252.5 1450901.3 5.53.3.3 液压泵验算：液压泵供油压力应略高于静压油腔工作时的压力，并满足下列不等式：P1- P2max0.5MPa 上式中：P1 为前给泵供油压力，即多头泵进油压力，其值由设计规定。Pmax 为静压油腔工作压力根据公式 3-14 得 P1- P2max =2.5-0.53MPa0.5MPa ，所以 CB-B6 齿轮泵适用。机电工学院 机械系 机械设计
41、制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 20 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸203.4 液压泵电动机的选择由于本液压系统为静压导轨供油系统，采用的是多头泵供油，在工作循环中，系统的压力和流量变化都不大，且比较恒定。所需功率变化也不大，电动机的功率按下式计算：P= pQ 式中： p-液压泵的最大工作压力（Pa） ；Q-液压泵的流量（m 3/s） ；p-液压泵的总效率，参照表 3-3 选择。代入公式得：P=632.510=694.4W 油计算结果，参照图 3-7，选用 A02-8024 电动机。其额定功率 750W，额定电压 380V，转速 1400r/min。表 3-3液压泵类型 齿轮泵
42、螺杆泵 叶片泵 柱塞泵总效率 0.6-0.7 0.65-0.80 0.60-0.75 0.80-0.85图 3-7 A02 系列电机参数图机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 21 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸213.5 液压元件选择与设计3.5.1 液压阀的选择液压阀的选择主要根据发的工作压力和通过阀的流量，溢流阀按液压泵的最大流量选取。因此选择 DG-02-1/4-20 板式溢流阀（日本油研）参见表 3-3。表 3-4 液压阀的参数表名称 公称直径/in 型号 调压范围/MPa 最大流量/(L/min) 质量/kg遥控溢流阀 1/8 DT-01-22D
43、G-01-22 0.525.0 2 1.61.4直动溢流阀 1/4DT-02-22DG-02-22B:0.57.0C:3.514.0H:7.021.016 1.51.53.5.2 高压过滤器的选择液压系统中，所用到的液压元件除了溢流阀，还有高压过滤器，而对于高压过滤器的选择，主要的因素为滤油精度。滤油精度的选取，主要参照多头泵对油污的要求，所选取的多头泵，对输入多头泵的油过滤精度为 20um。因此高压过滤器的滤油精度应为 20um，根据图 3-6 参数，选择 QU-H1020P 型号的高压过滤器。图 3-6 过滤器参数机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 22 页
44、共 30 页井冈山大学毕业设计用纸223.5.3 集成块设计集成块的材料为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强震场合要用锻钢。块体加工成正方形或长方形。在本液压系统中所用到的集成块为锻钢，在溢流阀和出油口外接油管处用到集成块。由溢流阀的尺寸设计溢流阀出集成块外形尺寸为 505240mm，详细图见图纸。3.6 油管内径计算表 3-4 允许流速推荐值管道 推荐流速（m/s）液压泵吸油管道 0.51.5，一般取 1 以下液压系统压油管道 36，压力高，管道短，粘度小，取大 值液压系统回油管道 1.52.6本系统管路较为简单，按管路内径计算公式： 4Qdvp=式中：Q-通过管道内的流量（m 3/s
45、）v-管内允许流速（m/s） ，见表 3-4。相关参数及计算结果列于表 3-5。表 3-5 主要管道内径机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 23 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸23管路名称 通过流量 （L/s） 允许流速 （m/s） 管路内径 （m） 实际取值 （m）液压泵吸油管 0.6 0.5 0.039 0.040液压泵排油管 0.6 3 0.016 0.0203.7 油箱的确定3.7.1 确定油箱的有效容积油箱容量的经验公式为： VaQv=式中： vQ-液压泵每分钟排出压力油的容积（m 3） ；a-经验系数，见表 3-6。表 3-6 经验系数 a系数
46、类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金系统a12 24 57 612 10已知所选泵的总流量为 8.7L/min，这样液压泵每分钟排出压力油的体积为8.710-3m3。参照表 3-7。取 a=6，代入公式 3-17 计算，得有效容积为：V=68.7 10-3m3=5.2210-2m33.7.2 油箱尺寸的确定前面所求得油箱的有效容积为 0.0522 m3；考虑到液压泵及其元件的安装问题，将油箱的容量予以增大，现将油箱大小调整为 0.6 m3。根据油箱有效容积计算公式： 0.8Vabh求得油箱各边之积： abh=V/0.8=0.6/0.8=0.75 m3油箱的容积确定后，需设计液压油箱的外形尺
47、寸，一般尺寸比（长：宽：高）为 1:1:11:2:3。故分别取 ， ， 为 1 m， 1 m，0.75 m。3.8 压力表与压力表开关的选择液压系统的静态压力测量一般采用弹簧管式压力表。测量单点压力时采用单点压力表开关；若要求一个压力表检测多点的压力，可用多点压力表开关。在压力表开关与压力表之间应设置缓冲阻尼器，以保护压力表不因动态压力冲机电工学院 机械系 机械设计制造及其自动化班 学生 毕业设计 第 24 页 共 30 页井冈山大学毕业设计用纸24击而损坏。3.9 液压系统性能验算3.9.1 验算回路中的压力损失压力损失包括管路的沿程损失 1pD，管路的局部压力损失 2pD和阀类元件的局部损
48、失 3pD，总得压力损失为： 123=+2vldr， 2vpzr， 2()Qpn=式中： l-管道的长度（m） ；d-管道的内径（m） ；v-液压流的平均速度（m/s） ；-液压油密度(kg/m 3)；-沿程阻力系数，可从相关液压手册的线图查得；-局部阻力系数，其具体数值可根据局部阻力装置的类型从相关手册查得；nQ-阀的额定流量(m 3/s)（从产品型录或手册中查得） ；-通过阀的实际流量（m 3/s） （从产品型录或手册中查得） ；npD-阀的额定压力损失（Pa） （从产品型录或手册中查得） ；（1）沿程压力损失 此管路长为 30cm，管内径为，管路通过流量，选用46 号抗磨液压油，正常运转后油的运动粘度 =46mm2/s,油的密度=920kg/m3。油在管路中的实际流速 2/4Qvdp=320.614/-=0.48 m/seR=417.42300油在管路中呈层流流动状态，其沿程压力损失可忽略不计。（2）局部压力损失 局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处得管路局部压力损失 2p，以及通过控制阀的局部压力损失 3p。其中管路局部压力损失相对来说小的多， 可忽略，故主要计算通过控制阀的局部压力损失。查看系统原理图可知，从液压泵到多头泵之间通过了电磁溢流阀和高压过滤器。电磁溢流阀的额定流量为 16L/min,额定压力损失为 0.2MPa。高压过滤器机电工
