【文章內(nèi)容簡介】 上彼此不受嚴格限制； （ 5）由于采用油液為工作介質(zhì)，元件相對運動表面間能自行潤滑，磨損小，使用 壽命長； （ 6）操縱控制簡便，自動化程度高； （ 7）容易實現(xiàn)過載保護 ； （ 8)液壓元件實現(xiàn)了標準化、系列化、通用化、便于設(shè)計、制造和使用。 液壓傳動的缺點 （ 1）使用液壓傳動 對維護的要求高，工作油要始終保持清潔； （ 2）對液壓元件制造精度要求高，工藝復(fù)雜，成本較高； （ 3）液壓元件維修較復(fù)雜，且需有較高的技術(shù)水平； （ 4）液壓傳動對油溫變化較敏感，這會影響它的工作穩(wěn)定性。因此液壓傳動不宜在很高或很低的溫度下工作， 一般工作溫度在 15℃~ 60℃ 范圍內(nèi)較合適。 （ 5）液壓傳動在能量轉(zhuǎn)化的過程中，特別是在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，其壓力大，流量損失大，故系統(tǒng)效率較低。 （ 6）由于液壓傳動中的泄漏和液體的可壓縮性使這種傳動無法保證嚴格的傳動比。 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 6 第 四章 液壓系統(tǒng)工況分析 運動分析 負載分析 負載計算 （ 1）工作負載 工作負載為已知 F=35000N （ 2）摩擦阻力負載 已知采用平導軌，且靜摩擦因數(shù) ju =,動摩擦因數(shù) ud=,則： 靜摩擦阻力 ujF = 35000N=3500N 動摩擦阻力 udF = 35000N=7000N （ 3）慣性負載 aF =ma=G△ u/g△ t=2500/ （ 4）由于動力滑臺為臥式放置，所以不考慮重力負載。 （ 5）關(guān)于液壓缸內(nèi)部密封裝置摩擦阻力 Fm 的影響，計入液壓缸的機械效率中。 （ 6）背壓負載 初算時暫不考慮 液壓缸各階段工作負載計算： （ 1 ）啟動 加 速 度 時 F=(Ff+Fa)/ηm=F(fsG+G/g*Δv/Δt)/ηm=（ *35000+35000/*） /=15714N （ 2）快進時 F=Ff/ηm =fdG/ηm=(*35000)/=3888N （ 4）工進時 F=(Fw+Ff)/ηm=(F+fG)/ηm=(25000+*35000)/=31666N （ 5）快退 時 F=Ff/ηm =fdG/ηm=(*35000)/=3888N 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 7 繪制動力滑臺負載循環(huán)圖，速度循環(huán)圖 （見圖 1） 工作階段 速度 負載 工作階段 速度 負載 啟動加速 15714 工進 最小 ，最大 31666 快進、快退 3888 工進 最小 ，最大 31666 圖 1 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 8 確定液壓缸的工作壓力 參考課本資料 ,初選液壓缸工作壓力 p1=40106 Pa 確定缸筒內(nèi)徑 D，活塞桿直徑 d A=Fmax／ pη =7276 D= 64 4 7 2 7 6 1 0 963 .1 4A m m m m?????? 按 GB/T2348— — 1993，取 D=100mm d==71mm 按 GB/T2348—— 1993，取 d=70mm 液壓缸實際有效面積計算 無桿腔面積 A1=π D2/4=1002/4 mm2=7850mm2 有桿腔面積 A2=π（ D2－ d2） /4=（ 1002－ 702） /4 mm2=4004 mm2 活塞桿面積 A3=π D2/4= 702/4 mm2=3846 mm2 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 最低穩(wěn)定速度驗算 最低穩(wěn)定速度為工 進時 u=50mm/min，工進采用無桿腔進油，單向行程調(diào)速閥調(diào)速，查得最小穩(wěn)定流量 qmin= A1≥ qmin/umin= 滿足最低穩(wěn)定速度要求。 計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量、功率列于表 表（ 1）液壓缸壓力、流量、功率計算 工 況 差 動 快 進 工 進 快 退 啟 動 加 速 恒 速 啟 動 加 速 恒 速 計 算公 式 p= F/A3 q= u3A3 P=pq p=(F+ p2A2) / A1 q= u1 A1 P=pq p=(F+ p2A1) / A2 q= u2 A2 P=pq 速 度m/s u2= u1=3 104~5 103 u3= 有 效面 積m2 A1=7850 106 A2=4004 106 A3=3846 106 負 載N 3266 3000 1633 32744 3266 3000 1633 壓 力MPa 流 量L/min 23 功 率KW 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 10 工 況 差 動 快 進 工 進 快 退 啟 動 加 速 恒 速 啟 動 加 速 恒 速 取 背 壓 力 p2= 取 背 壓 力 p2= 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 11 第五章 擬定液壓系統(tǒng)圖 液壓泵型式的選擇 由工況圖可知，系統(tǒng)循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，而且是順序進行的。從提高系統(tǒng)效率考慮，選用限壓式變量葉片或雙聯(lián)葉片泵教適宜。將兩者進行比較（見表 2）故采用雙聯(lián)葉片泵較好。 表 2 雙聯(lián)葉片泵 限壓式變量葉片泵 1．流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小 1．流量突變時，定子反應(yīng)滯后，液壓沖擊大 2 內(nèi)部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作性能較好。 2．內(nèi)部徑向力不平衡，軸承較大，壓力波動及噪聲較大，工作平衡性差 3．須配有溢流閥、卸載閥組，系統(tǒng)較復(fù)雜 3．系統(tǒng)較簡單 4．有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高 4．無溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升較低 外嚙合雙齒輪泵的結(jié)構(gòu)。一對相互嚙合的齒輪和泵缸把吸入腔和排出腔隔開。齒輪轉(zhuǎn) 動時，吸入腔側(cè)輪齒相互脫開處的齒間容積逐漸增大，壓力降低，液體在壓差作用下進入齒間。隨著齒輪的轉(zhuǎn)動，一個個齒間的液體被帶至排出腔。這時排出腔側(cè)輪齒嚙合處的齒間容積逐漸縮小，而將液體排出。齒輪泵適用于輸送不含固體顆粒、無腐蝕性 、粘度 范圍較大的潤滑性液體。泵的 流量 可至 300 米 3/時，壓力可達 3107 帕。它通常用作 液壓泵 和輸送各類油品。齒輪哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 12 泵結(jié)構(gòu)簡單緊湊 ,制造容易 ,維護方便，有 自吸 能力，但流量、壓力脈動較大且噪聲大。齒輪 泵必須配帶安全閥，以防止由于某種原因如排出管堵塞使泵的出口壓力 超 過容許值而損壞泵或原動機 選擇液壓回路 調(diào)速與速度換接回路 這臺機床的液壓滑臺工作進給速度 低，傳動功率也較小，很適宜選用節(jié)流調(diào)速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時，為了保證切削過程速度穩(wěn)定，采用調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速，回油路背壓閥為好，由液壓缸的圖 vL 曲線知，滑臺由快進轉(zhuǎn)工進時，速度變化較大，故許選用行程閥換接速度，以減小壓力沖擊，繪出部分回路圖，如圖 28（ a）所示。 從液壓缸工作循環(huán)圖可知，動力滑臺在工作進給時是高壓小流量，而快速行程時則是低壓大流量，故可選用雙泵供油回路或變量泵供油回路。 由于左右兩滑臺在工作時要采用互不干擾回路，所以只能選用雙泵供油回路。小流量泵提供高壓油，供兩滑臺工作進給用（也供定位夾緊用）。低壓大流量泵供油以實現(xiàn)兩滑臺的快速運動。為使兩系統(tǒng)（左滑臺系統(tǒng)與右滑臺系統(tǒng)）工作互不干擾，小泵高壓油分別經(jīng)一節(jié)流閥進入各自系統(tǒng)，大泵低壓油分別經(jīng)一單向閥進入各自系統(tǒng)。 換向 回路 此機床快進時，采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進，快退速速基本相等?；_在由停止轉(zhuǎn)快進，工進完畢轉(zhuǎn)快退等換向中，速度變化大。為了保證換向平穩(wěn)，采用有電液換向閥的換向回路，由于液壓缸采 用了差動連接，電液換向閥宜用三位五通閥，為了保證機床調(diào)整時可停在任意位置上，現(xiàn)采用中位機能位 O型。 快進時，液壓缸的油路差動連接，進油路與回油路串通，且又不允許經(jīng)背壓閥回油箱。轉(zhuǎn)為工進后，進油路與回油路則要隔開，回油則經(jīng)背壓閥流回油箱，故須在換向閥處，在進，回路連通的油路上增加一單向閥，在背壓閥后增加一液控順序閥，其控制油與進入換向閥的壓力油連通。由于快進時，液壓缸的回油被液控順序閥切斷（快進空行程時為低壓，此閥打不開），只有經(jīng)單向閥與進油匯合，轉(zhuǎn)工進后，（行程閥斷哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 路），由于調(diào)速閥的作用，系統(tǒng)壓力升 高，液控順序閥才打開，液壓缸的回油可經(jīng)背 圖 選擇液壓回路 壓力控制 回路 高壓小流量泵與低壓大流量泵各設(shè)一溢流閥調(diào)壓。工進時只有小流量泵供油，大流量泵則可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完畢，輸送帶即將裝入第二個工件之瞬刻，才處于不工作狀態(tài)，其間斷時間很短，故不必讓其卸荷。繪出雙泵油源及壓力控制回路圖，如圖 28（ c）所示。 定位，夾緊系統(tǒng)的減壓順序回路 定位，夾緊液壓缸的工作面積，行程均不大，完全可以由高壓小流量泵對其單獨供油。為了保證工件的定位夾緊完全可靠，其換向閥 采用帶定位裝置的電磁閥。夾緊壓力比系統(tǒng)低，且要求既穩(wěn)定，又可調(diào)，故采用減壓閥減壓，減壓閥后設(shè)置一單向閥，這可增加夾緊的可靠性和安全性。先定位后夾緊的順序動作，由順序閥來完成。為了哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 14 使松開工件不受順序閥影響，使單向閥與順序閥并聯(lián)。繪出定位，夾緊系統(tǒng)部分的回路圖，如圖 28（ d）所示。 形成終點的控制 由于機床需加工不通孔，工作部件對終點的位置有一定要求，因此采用死擋鐵停留，并可通過壓力繼電器發(fā)出換向信號。 組成液壓系統(tǒng) 哈爾濱應(yīng)用職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 15 第六章 液壓元件選擇 選擇液壓泵和電機 確定液壓泵的工作壓力 由前面可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為 ，本系統(tǒng)采用調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速，選取進油管道壓力損失為 。 由于采用壓力繼電器，溢流閥的調(diào)整壓力一般應(yīng)比系統(tǒng)最高壓力大 ，故泵的最高壓力為 Pp1=（ ++） MPa= 這是小流量泵的最高工作壓力（穩(wěn)態(tài)），即溢流閥的調(diào)整工作壓力。 液壓泵的公稱工作壓力 Pr 為 Pr= Pp1 = = 大流量泵只在快速時向液壓缸輸油，由壓力圖可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，這時壓力油不通過調(diào)速閥，進油路比較簡單，但流經(jīng)管道和閥的油流量較大。取進油路壓力損失為 ，故快退時泵的工作壓力為 Pp2=（ +） MPa= 這是大流量泵的最高工作壓力，此值是液控順序閥 7 和 8 調(diào)整的參考數(shù)據(jù)。 液壓泵的流量 由 流量圖 4（ b） 可知，在快進時，最大流量值為 23L／ min, 取 K=，則可計算 泵的最大流量 vpq ≥ K(∑ vq )max vpq = 23L／ min=／ min 在工進時，最小流量值為 L／ ，應(yīng)考慮 溢流閥有一定的最小溢流量，取最小溢流量為 1 L／ min（約 103m3／ s）故 小流量泵應(yīng)取 ／ min