【文章內容簡介】 （4）式中：V主——主軸箱的Y向移動速度（毫米/分）；V平——平衡油缸活塞移動速度（毫米/分）；W主——被平衡的重量（公斤）；W平——平衡油缸產生的平衡力（公斤）；P平——平衡壓力（公斤/厘米2）；F平——平衡油缸工作面積（厘米2）；Q平——平衡油缸需要的流量（厘米3/分）。從式（1）可以看出：用動滑輪可使平衡油缸活塞行程減??；從式（3）中可以看出：如提高P平，則F平可縮小，即油缸可適當減小。因此，與重錘配種相比，液壓平衡能做到體積小、重量輕、結構緊湊。本機床對液壓平衡系統(tǒng)有以下要求：a. 主軸箱在Y向上下移動時平衡油缸所產生的平衡力差值越小越好；，即停泵后的一定時間內系統(tǒng)要保持一定壓力；，如果系統(tǒng)能保持平衡壓力，油泵就卸荷；如果系統(tǒng)內壓力降到比平衡壓力低2~4公斤/厘米2時，油泵應供高壓油。根據要求，機床主軸箱采用拖動和平衡分開的形式進行控制。從式（1）可以看出：用動滑輪可使平衡油缸活塞行程減??；從式（3）中可以看出：如提高P平，則F平可縮小，即油缸可適當減小。因此，與重錘配種相比，液壓平衡能做到體積小、重量輕、結構緊湊。本機床對液壓平衡系統(tǒng)有以下要求：a. 主軸箱在Y向上下移動時平衡油缸所產生的平衡力差值越小越好；，即停泵后的一定時間內系統(tǒng)要保持一定壓力；，如果系統(tǒng)能保持平衡壓力，油泵就卸荷；如果系統(tǒng)內壓力降到比平衡壓力低2~4公斤/厘米2時，油泵應供高壓油。 畢業(yè)設計（論文）根據要求，機床主軸箱采用拖動和平衡分開的形式進行控制。平衡系統(tǒng)如圖2所示。工作原理：主軸箱向上運動，平衡油缸的活塞向下運動，油缸上腔增大，泵2輸出的高壓油經粉末燒結過濾器、電磁閥、紙質過濾器、減壓閥、單向閥、平衡閥中的單向閥進入油缸上腔。主軸箱向下運動，活塞向下運動，油缸上腔減小，油被排出進入平衡閥，關閉單向閥，推開滑閥流回油箱。平衡壓力用減壓閥調節(jié)。由平衡系統(tǒng)工作原理可看出，系統(tǒng)中起重要作用的是平衡閥。平衡油缸進油時高壓油經孔P進入平衡閥，從這里一路經孔道5進入油腔3，作用在滑閥2的P面上；另一路推開單向閥1，進入油腔7，作用在滑閥2的B面上。油腔3壓力比油腔7壓力高，再加上彈簧4的作用力就把滑閥推向右端，處于關閉狀態(tài)，油經A孔，進入平衡油缸。油缸排油時，排出油經P孔進入平衡閥油腔7，關閉單向閥，油無出路壓力升高，克服作用在滑閥2A面上的油壓力和彈簧力將滑閥推向左端，油腔7與回油腔6接通，油經O孔流回油箱?；y2推向左端，油腔3縮小，被排出油經孔道油孔P儲存在蓄能器10中。蓄能器的充氣壓力為工作壓力的70%左右。確定平衡壓力為34千克力/厘米2。主軸箱上下移動（即活塞運動）平衡壓力不同，有一個差值ΔP。ΔP=P平下P平上式中：P平下——主軸箱向下移動時平衡壓力；P平上——主軸箱向上移動時平衡壓力；分析系統(tǒng)可知：ΔP由三部分組成：ΔP=ΔP1+ΔP2+ΔP3式中：ΔP1——溢流閥3到平衡閥8之間的壓力損失；ΔP2——平衡閥的壓力損失ΔP2=ΔP21+ΔP22ΔP21——平衡油缸進油時a點和b點的壓差；ΔP22——平衡油缸排油時b點和a點的壓差；ΔP3——平衡閥到平衡油缸之間管路損失；ΔP3=ΔP31+ΔP32ΔP31——平衡油缸進油時b點到油缸口之間的管路損失；ΔP32——平衡油缸排油時油缸口到b點之間的管路損失。ΔPΔP3與主軸箱運動速度V主有關，若V主增加，ΔPΔP3有明顯增加，也就是說，隨著管路中油流速的增加，管路損失（包括局部損失和沿程損失）也增加。ΔP2是由平衡閥本身的性能所決定的，它一方面與閥中兩根彈簧有關，另一方面與閥中油流速和通道彎曲程度有關。了解主軸箱起動停止過程平衡壓力變化情況。由電感位移計給出主軸箱起動信號。平衡油缸壓力變化通過壓力傳感器，經六相應變儀放大，用自動記錄儀同時記錄下主軸箱起動和壓力變化情況。在主軸箱起動、停止過程中壓力都是平滑上升下降，無超調現象。為使主軸箱上下運動配重變化小（即ΔP值?。龅揭韵氯c： a. 平衡閥出口b孔與平衡油缸進口越接近越好，建議平衡系統(tǒng)聯結板放在平衡油缸進口處。b. 在單向閥前加減壓閥，用它保持平衡閥進油口油壓基本不變，減小ΔP1對平衡壓力的影響。c. 設計平衡閥時要使ΔP2盡可能小。要使系統(tǒng)能在停機后保持一定壓力，首要條件就是不漏油。在考慮系統(tǒng)時要選用不帶外泄漏孔的元件（為此減壓閥裝在單向閥之前而不能裝在平衡閥之前、單向閥之后），以免外泄漏，但在系統(tǒng)中不可避免有帶內泄漏的元件如平衡閥和平衡油缸，對這些帶內泄漏的元件就應使其內泄漏盡可能小。油泵卸荷是用壓力繼電器控制的。系統(tǒng)對壓力繼電器有以下要求：a. 發(fā)出信號的重復精度要高；b. 不應受外界干擾而給出誤信號；c. 不靈敏區(qū)越小越好。主軸箱移動部分重量W主=1100千克，平衡油缸活塞直徑D=95毫米，活塞桿直徑d=25毫米，計算得出：V平=1/2V主=2500毫米/分P平=2W主/F平=2W主/（D2d2）≈Q平=F平V平=（）250≈18000厘米3/分計算平衡壓力為34千克力/厘米2。 負載分析FL=G=11002N=21582N 靜取靜摩擦系數fs=，動摩擦系數fd=摩擦負載 Ffs=fsFL=21582N=動摩擦負載 FFD=fdFL=21582N=加速 加速制動 反向加速 反向制動 則液壓缸各階段中的負載如表31所示（） 液壓缸各階段中的負載工況計算公式總負載F/N缸推力F/N起動 加速快上 制動反向啟動反向加速快下 反向制動壓力的選擇根據載荷的大小和設備性能而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間，經濟條件及元件供應情況的限制。在在和一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的機構尺寸。對某些設備來說，尺寸受到限制，從材料消耗角度看也不經濟；反之，壓力選的太高，對液壓泵、液壓缸、液壓閥的元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備的成本。 。 按載荷選工作壓力載荷/KN 5 510 1020 2030 3050 50工作壓力 34 45 ≧5/Mpa 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 工作壓力 磨床 組合機床 35 龍門刨床 28 拉床 810農業(yè)機械、小型工程機械、建筑機械 1018液壓機、大型挖掘機、重型機械、起重運輸機械 2032，本液壓系統(tǒng)的工作載荷在1526KN，且機械類型是組合機床，初選工作壓力為3Mpa。鑒于液壓缸快上和快下速度相差不大，且為了防止主軸箱上升或下降過快，故在回油路上設置有背壓， 。 液壓執(zhí)行件的背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/Mpa 簡單系統(tǒng)和一般輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 回油帶背壓閥 中低壓系統(tǒng) 回油路設流量調節(jié)閥的進給系統(tǒng)滿載工作時 設補油泵的閉式系統(tǒng) 高壓系統(tǒng) 初算時可忽略不計，選取背壓力p2=，則：則活塞直徑：取D=95mm。 液壓平衡系統(tǒng)a. 液壓原理圖的分析 （1） 供油方式 該系統(tǒng)在快上與快下時所需流量