1、1. 工况分析2. 负载分析密封装置产生暂时不考虑回油腔的背压力，可计算工作负载。取液压缸的摩擦阻力 Ff=0.1F，外负载 Fw 包括切削力 Fi 和导轨的摩擦力 Ff。由题知道平导轨静摩擦因数 us=0.2，动摩擦因数 ud=0.1,导轨的正压力 FN 就等于运动部件的重力 G。设导轨的静摩擦阻力 Ffs，动摩擦阻力 Ffd，则Ffs=usFN=0.29.8103N=1960NFfd=udFN=0.19.8103N=980N3. 运动部件启动或制动将产生惯性力 Fi，取启动制动时间为 0.2s，由牛顿第二定律得惯性力为4. 50N2.8912i tgvGF5. 已知切削力 FL=30468
2、N，所以计算出导轨摩擦力和惯性力后，即可算出液压缸各工作阶段的负载，见表 1，液压缸的负载循环图如图 1 所示。6. 运动分析7. 根据已知条件绘制出速度循环图，如图 2 所示8. 确定液压缸尺寸9. 计算液压缸内径10. 查表选取液压缸的工作压力 p=5MPa，液压缸最大工作负载 F=3.592104N，计算液压缸的内径:11. m6.95104.352p641AD12. 取 D=100mm13. 确定活塞杆直径14. 根据条件可知，液压缸快进速度和快退速度相等，在油路上采取差动连接，这时活塞杆的直径:15. d=0.707D=70.7mm16. 取 d=70mm 17. 液压缸实际有效面积
3、18. 无杆腔： 22421 cm5.7810.34DA19. 有杆腔 2c04.d20. 按最低速度验算液压缸有效面积21. 根据速度循环图可知，最低速度就是工进速度，并且u=0.8810-3 ms，工进时无杆腔进油，所以应验算无杆腔有效面积，流量阀的最小稳定流量通常是qmin=0.05Lmin,得：22. ，22223min 5.78cm4.96018.05uA23. 所以上面确定的液压缸尺寸能满足最低速度要求24. 绘制液压缸工况图25. 根据液压缸负载循环图、速度循环图和有效面积，计算液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，结果见表2。根据表 2 画出液压缸工况图，如图 3 所示26.
4、 拟定液压系统原理图27. 确定调速方法28. 为了减小负载变化对液压缸运动速度的影响，满足系统对执行元件速度稳定性的要求，采用调速阀的进油中节流调速。由工况图可知，工进时液压力高，但流量小，快进时压力低，但流量大。为减小功率损失，采用双泵供油29. 确定换向方式30. 为了满足工作台能在任何位置停止以便调整机床，同时考虑到采用差动连接方式以实现快进，故采用滑阀机能为 Y 型的三位五通电磁阀31. 确定工作进给油路32. 使用调速阀和三位五通电磁阀实现工作进给时，液压缸回油腔油液需经换向阀左位流回油箱；同时又为了实现差动连接，回油腔的油液也需经换向阀左位流入进油腔。为了满足这两方面的要求，可在
5、回油路上加一个液控顺序阀33. 运动部件快进时，系统压力较低，顺序阀关闭，实现差动快进，工作进给时系统压力升高，顺序阀打开，回油腔油液经三位五通换向阀和顺序阀流回油箱。图中单向阀的作用是防止高压油液倒流34. 确定快进转工进方案35. 由工况图可知，快进转工进时，流量变化很大，为了保证快进转工进时速度换接平稳可靠，采用行程换向阀比采用电磁换向阀好。为了保证回油腔有一定背压力，防止工作台前冲，可在回油路上设置一个背压阀即溢流阀。36. 液压元件的选择37. 确定液压泵的工作参数38. 估算小流量泵的最大工作压力 39. 根据工况图可知，液压缸在一个工作循环中最大工作压力为 4.58MPa。因为在
6、进油路有调速阀，回油路有背压阀等，所以取油路系统压力损失 ，得MPap1。MPappP58.40. 估算快速移动时的工作压力41. 由工况图可知，快进时的压力 p=0.88MPa，按差动连接计算所需流量是 8.89L/min，加上有杆腔的回油量是9.21L/min，进入液压缸无杆腔的流量是 18.1L/min，这样管道内和阀口的压力损失增大，所以取油路的系统压力损失为 ,得 MPap2.142. pP5843. 液压泵所需流量计算44. 由工况图可知，液压缸所需的最大流量为 9.2L/min，若取回路泄露系数 K=1.1，代入计算，两液压泵的总流量为qp=Kqmini= L/min 45. 工
7、进时液压缸所需流量是 0.05L/min，取溢流阀的溢流量3L/min，代入得46. min/4356maxLqKqP47. 根据上面计算的压力和流量，选用 YB1-4/6 型双联叶片泵48. 估算液压泵的输入功率49. 由工况图可知，液压缸最大功率出现在快速移动阶段，由双联叶片泵型号可知，总流量 qp= L/min，快进估算工作压力 qp= MPa，取叶片泵的效率 得70.p50. 310P51. 选用 Y802-4 型电动机，电动机功率为 7584kW 52. 阀类元件的选择53. 根据液压系统原理图中液压泵的流量及液压缸的有关尺寸，按照前面所讲的有关公式，可以初步估算出液压阀在工作时的最
8、大工作流量。实际工作压力可参考液压泵的工作压力，其值不超过 6.3MPa。按照流量和压力这两个参数，查产品样本确定每个控制阀的规格型号等，见表 3 54. 注意 快进时经过三位五通换向阀的流量为进油路与回油路流量之和，因为无杆腔面积为有杆腔的两倍，所以回油路流量等于双泵提供的流量55. 油管尺寸56. 查表 YB14/6 型双联叶片泵的进油口锥管螺纹是 Z3/4,采用卡套式管接头，按照管接头的接口尺寸，吸油管采用22 1.4 的钢管57. 由表 4 查得，取压油管允许流速为 4m/s，当液压缸快速移动时，油管中的流量最大是 85L/min，可计算出内径muqd897066.458. 油管最大工
9、作压力 p= MPa，无缝钢管的许用应力，压油管的壁厚代入式子计算得MPa4259. mpd7895660. 按标准选用 14 1 的无缝钢管 61. 按标准选用的无缝钢管62. 油箱容量的确定63. pqV420364. 选用容量为 的标准油箱65. 验算液压系统主要技术性能66. 油管的沿程和局部压力损失67. 液压控制阀采用集成装配，假定由集成装置到机床液压缸之间进出油的管道长短都是 m，液压系统选用 N32号液压油，一般按最低工作温度 15计算沿程压力损失，为了确保液压系统在工作时油液流动呈层流状态，首先验算工作温度在 50时的雷诺数。由表查得 N32 号液压油在 50时的运动黏度为
10、0.210-4m2/s，选用油管内径d= mm。由液压系统图可知，快进、快退时和无杆腔连接的油管内油液流量 q= L/min，油液流动时的雷诺数为 5673.21Reduq68. 判断流态为层流。由手册查出 N32 号液压油在 15时的运动黏度是 1.510-4m2/s，所以流态肯定是层流，按公式计算出油管在各种情况下的沿程压力损失、局部压力损失和各段油管的总压力损失,结果计算见表 469. 注意 工进时经过阀的流量小，压力损失略去不计；快进时经过三位五通换向阀的两油道的流量不同，压力损失也不同70. 阀类元件的压力损失计算71. 调速阀和背压阀的压力损失分别取 0.5MPa 和 0.6MPa
11、，液控顺序阀打开时压力损失近似为零，其余根据公式计算得出，计算结果见表 52nvqp72. 计算泵的实际工作压力73. 工进时泵的工作压力计算74. 进油路压力损失75. 阀 的压力损失见表 5；油管的压力损失见表 4。则进油路压力损失为76. MPap65445177. 回油路压力损失78. 阀 的压力损失为 和 MPa ，油管压力损失由表 4 查得，回油路的压力损失为MPap6545279. 工进时的系统压力损失80. PapAp 6544521 由表 2，查得液压缸的工作压力 p=8798MPa ,计算液压泵的供油压力为 MPapp65445快进时的工作压力计算进油路压力损失阀 的压力损
12、失见表 5。因进油路管道短，其管道损失忽略不计，则 MPap64451回油路压力损失阀 压力损失见表 5，管路压力损失见表 4,则Pap654452合流路压力损失阀 压力损失见表 5，管路压力损失见表 4 则MPapAp 65421 81. 系统压力损失82. 由表 2 可知，快进时液压缸工作压力 p=85685MPa ，计算液压泵的压力为83. MPapp6544584. 快退时泵的工作压力计算85. 进油路压力损失86. 阀 和管路的压力损失见表 5 和表 4。进油路总的压力损失为87. MPap65445188. 回油路压力损失89. 阀 和管路压力损失见表 5 和表 4。回油路总的压力
13、损失为90. MPap65445291. 系统压力损失92. 由于有杆腔进油、回油路压力损失折算到进油路时，系统损失为93. MPapAp 6544521 94. 由表 2 可知，快退时液压缸工作压力为 p= MPa，则液压泵的供油压力为95. PaMpp6544596. 确定压力阀的参考调整压力97. 溢流阀 的调整压力98. 取工进时液压泵的工作压力计算值 MPa 99. 卸荷阀 的调整压力100. 由上面计算可知，快退时液压泵的工作压力为 MPa。为了保证快速移动时液压泵 2 的全部流量可靠地流入液压缸，卸荷阀 的调整压力应比该压力高出 MPa，以免在加工过程中误发信号。同时又应比液压缸
14、停止移动时的最高压力即溢流阀的调整压力低。液压缸工作腔的实际压力 p1 等于泵的出口压力减去进油路的压力损失，即101. MPap654451 102. 所以压力继电器的调整压力可取 MPa 103. 电动机功率校核104. 工进时电动机功率计算105. 工作进给时，液压泵 2 卸荷，出口压力为零，电动机功率全部消耗在液压泵 1 上，其压力 pP=898MPa,流量 qP =3L/min。液压泵的效率得106. kWqpPPi 76589103107. 快退时电动机功率计算此时两泵同时供油，所以流量 qP=3L/min。由于快退时泵出口压力 pP=898MPa，大于快进时的压力，故这里只计算快
15、退功率为108. kWqpPPi 76589103109. 因所选电动机的功率是 ，故满足要求110. 液压系统的效率111. 液压系统的效率计算，得 112. PPicoqpFu113. 液压系统发热核算114. 因为油箱的容量 V=878L=87mm2，所以散热面积 115. A=5767V2/3= 116. 又因由上面计算可知，工作进给时泵的输入功率为PPi=kW。由表 取油箱的散热系数 K=8710-3Kw/（m） ，环境温度按夏季室温 30考虑，用式计算出油箱中油箱的温度为 117. 768121KAPti118. 此值低于允许最高温度，满足使用要求。119. 根据以上各项计算，综合判断液压系统设计合格。120.121.
