【導讀】工作及取得的研究成果；得其他教育機構的學位而使用過的材料；寫文獻綜述、開題報告、畢業(yè)設計說明書。以下設計技術條件。參數(shù)：公稱壓力:6300kN：最大工作壓力：25MPa；開口高度：1500mm；滑塊最。大行程：900mm：工作臺面有效尺寸（長X寬）：1600mmX1600mm。實施可行性，按實際條件確定方案。圖設計及三維建模。按湖南工程學院畢業(yè)設計說明書相關標準要求撰寫畢業(yè)設計說明書。進行畢業(yè)答辯準備，完成畢業(yè)答辯。

　　

【正文】 ..250Bar,4… 20 3 威卡 高壓球閥 1 YJZQJ15N(G1/2) 24 MHA 高壓球閥 2 YJZQJ20N(G1) 4 奉化朝日 板式冷卻器 BL50C40D 1 江陰保德 分流馬達 FD219+19GN 1 麥塔雷斯 蓄能器 含安全開關 1 朝日 蓄能器 NXQL1620H 含回油開關 1 朝日 換向閥 1 4WE10E3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥 2 4WE10J3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥 3 4WE10EA3X/AG24NZ5L 4WE10EB3X/AG24NZ5L 1 立新力士樂 換向閥 4 4WE6EB6X/AG24NZ5L 2 立新力士樂 換向閥 5 4WE6E6X/AG24NZ5L 4 立新力士樂 換向閥 6 4WE6C6X/EG24NZ5L 4 立新力士樂 換向閥 7 4WE6Y6X/EG24NZ5L 1 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DB230/15Y 2 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DA230/15Y 1 立新力士樂 疊加式減壓閥 ZDR6DP230/15YM 3 立新力士樂 疊加式單向節(jié)流閥 Z2FS63X/ 2 29 溢流閥 1 DBW10B5X/20G24Z5L 1 立新力士樂 溢流閥 2 DB105X/20 1 外泄式液控單向閥 SV10PB130/ 3 單向節(jié)流閥 1 NDRV12PB 更改過 12 西德福 單向節(jié)流閥 2 DRVP1010 5 立新力士樂 單向節(jié)流閥 3 Z1S6P130/ 3 單向閥 2 RVP1210/ 5 立新力士樂 比例壓力閥 1 RZGOA033/21031 2 ATOS 放大器 EMI01FAC/RR 2 ATOS 油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。 管接頭 1變徑三通 2∮ 25/1∮ 16三通 20 余姚通用管件廠 管接頭 2端直通 G1/2∮ 16端直通 JB96677 160 余姚通用管件廠 管接頭 3端直通 G1∮ 25端直通 JB96677 12 余姚通用管件廠 管接頭 5光桿端直通 G1/2∮ 16端直通 JB98877 4 余姚通用管件廠 管接頭 6中間接頭 ∮ 16∮ 16 JB97777 10 余姚通用管件廠 管接頭 8三通 ∮ 14卡套式三通 JB194877 8 余姚通用管件廠 管接頭 9中間直角 ∮ 14中間直角 JB194677 2 余姚通用管件廠 管接頭 10端直通 G3/8∮ 14端直通 JB194277 10 余姚通用管件廠 管接頭 11端直通 G1/8∮ 6端直通 JB194277 20 余姚通用管件廠 管接頭 12壓力表 壓力表接頭 M14*∮6 JB195777 25 余姚通用管件廠 變徑過渡管接頭 M48*2－ Z1（內(nèi)螺紋） 2 余姚通用管件廠 變徑過渡管接頭 M48*2－ G1（內(nèi)螺紋） 8 余姚通用管件廠 管接頭 13端直通 G1∮ 28端直通 JB96677 16 余姚通用管件廠 管接頭 14端直通接頭體 Z1∮ 28端直通接頭體 JB192177 4 管接頭 13端直通 G1∮ 25端直通 JB96677 12 余姚通用管件廠 管接頭 17端直通 M22*∮ 16端直通 JB96677 4 余姚通用管件廠 30 第 4 章 驗算液壓系統(tǒng)性能 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為 ，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計 [1]。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失51 5 10p Pa? ? ? ，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力 1p 加上進油路壓差 1p? ，并考慮壓力繼電器動作需要，則：aaap PPPppp 55511 )(105 ??????????? 即小流量泵的溢流閥應按此壓力調(diào)整。 2．快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便于確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為 l=，油管直徑 d=25 310?? m，通過的流量為進油路 1q =? ， 回油路 2q =45L/min= / 33? 。液壓系統(tǒng)選用 N32 號液壓油，考慮最低工作溫度為 15 攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度 v== 2/cms ，油的密度3900 /kg m?? ，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （ 1）確 定油流的流動狀態(tài) 按式 ?vdRe ?經(jīng)單位換算為： 44 ???? ?? d qvdRe （ 61） 式中 v———— 平均流速（ m/s） d———— 油管內(nèi)徑（ m） 31 ? ———— 油的運動粘度（ 2/cms ） q———— 通過的流量（ 3/ms） 則進油路中液流 的雷諾數(shù)為： 23 0019910 43 34 ????? ????? ?vdR e 回油路中液流的雷諾數(shù)為： 23 43 34 ????? ????? ?vdR e 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （ 2）沿程壓力損失的計算：2642??? ????? dlRp e （ 62） 在進油路上，流速 sms /62321 ??? ???? ??則壓力損失為： PaPadlRpe53 221 1????? ????????? ??? 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即 v=，則壓力損 失為： PaPadlRp e 53222 2????? ????????? ??? （ 3）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式 2q )(psqsp??? ?計算，結果列于下表： 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量1/ minnqL ?? 實際通過流量1/ minqL ?? 額定壓力損失5/ ( 10 )np Pa?? 實際壓力損失5/ ( 10 )p Pa??? 32 單向閥 2 25 16 2 三位四 通電磁閥 63 16/32 4 二位二通電磁閥 63 32 4 單向閥 25 12 2 若 取 集 成 塊 進 油 路 的 壓 力 損 失 51 0. 3 10jp Pa? ? ? ， 回 油 路 壓 力 損 失 為52 0. 5 10jp Pa? ? ? ，則進油路和回油路總的壓力損失為： PaPapppp j 5511 )(1 ??????????????????? ??PaPapppp j 5522 ). 0 (2 ?????????????????? ?? 查表一得 液壓缸負載 F=521N；則快退時液壓缸的工作壓力為： PaAApFp ]) 0 5 3[(/)( 4452121 ?? ?????????? PaP 51 ?? 計算快退時泵的工作壓力： 11 pppp ???? （ 63） 而 PaPappp p 55511 )( ?????????? 因此，大流量泵卸載閥 10 的調(diào)整壓力應大于 5 P? 。 從以上驗算可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的 油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 33 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算： WP 7981 ? 工進時液壓缸的輸出功率： WWFvP )60/ 6 3 1 6(2 ???? 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率 ? 為： WWPP )(21 ????? 已知油箱容積為 V=315L= 3310315 m? ,則油箱近似散熱面積 A為： 223 23 2 ???? VA （ 64） 假定通風良好，取油箱散熱系數(shù) 3215 10 k / ( mTC W C?? ? ?? ），則油液溫升為： 33?? ???? ??ACT T?℃≈ ℃ （ 65） 設環(huán)境溫度 2=25TC? ，則熱平衡溫度為： TTT ??? 21 =25℃ +℃ =℃ ? [T]=55℃ 所以油箱散熱基本可達要求。 34 第 5 章 液壓站的設計 液壓站簡介 液壓站的結構型式有分散式和集中式兩種類型。 (1)分散式 這種型式將機床液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調(diào)節(jié)裝置分散在機床的各處。例如利用機床床身或底座作為液壓油箱存放液壓油。把控制調(diào)節(jié)裝置放任便于操作的地方。這種結構的優(yōu)點是結構緊湊，泄漏油易回收，節(jié)省占地面積，但安裝維修不方使。同時供油裝置酌振動、液壓油的發(fā)熱都將對機床的工作精度產(chǎn)生不良影響，故較少采用，一般非標設備不推薦使用。 (2)集中式 這種型 式將機床按壓系統(tǒng)的供油裝置 , 控制調(diào)節(jié)裝置獨立于機床之外，單獨設置一個液壓站。這種結構的優(yōu)點是安裝維修方便，按壓裝置的振動、發(fā)熱都與機床隔開；缺點是液壓站增加了占地面積。 本次采用的集中式。 油箱設計 在開式傳動的油路系統(tǒng)中，油箱是必不可少的，它的作用是，貯存油液，凈化油液，使油液的溫度保持在一定的范圍內(nèi)，以及減少吸油區(qū)油液中氣泡的含量。因此，進行油箱設計時候，要考慮油箱的容積、油液在油箱中的冷卻、油箱內(nèi)的裝置和防噪音等問題。 油箱有效容積的確定 （一）油箱的有效容積 油箱應貯存液壓裝置所 需要的液壓油，液壓油的貯存量與液壓泵流量有直接關系，在一般情況下，油箱的有效容積可以用經(jīng)驗公式確定： 35 1v kQ? （ ） 式中， 1v —— 油箱的有效容積（ L）； Q —— 油泵額定流量（ L/min）； K —— 系數(shù)； 查參考文獻 [1]， P47，取 K=7，油泵額定流量 Q= L/min，代入公式 ，計算得： 1v =6 = L 油箱有效容積確定后，還需要根據(jù)油溫升高的允許植，進行油箱容積的驗算。 油箱容積的驗算 液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構成總的能量損失，這些能量損失轉(zhuǎn)化為熱量，使系統(tǒng)油溫升高，由此產(chǎn)生一系列不良影響。為此，必須對系統(tǒng)進行發(fā)熱計算，以便對系統(tǒng)溫升加以控制。 液壓系統(tǒng)發(fā)熱的主要原因，是由于液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失以及溢流閥的溢流損失所造成的，當液壓油溫度升高后，會引起油液粘度下降，從而導致液壓元件性能 的變化，壽命降低以及液壓油老化。因此，液壓油必須在油箱中得到冷卻 ,以保證液壓系統(tǒng)正常工作。 1 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率 H是估算得來的，查參考文獻 [1]， P 46，得系統(tǒng)總的發(fā)熱公率 H估算公式： 0 ()H N N KW?? （ ） 式中， N—— 液壓泵輸入功率（ KW）； 0N —— 執(zhí)行元件的有效功率（ KW）； 36 若一個工作循環(huán)中有幾 種工況，則應求出其總平均有效功率， 系統(tǒng)總的發(fā)熱公率： H=N（ 1η） （ ） 式中 η —— 系統(tǒng)總效率。 由查參考文獻 [5]，液壓泵輸入功率： N=Ndη 1 （ ） 式中 Nd—— 電動機功率（ KW）； η 1—— 聯(lián)軸器傳動效率。 查參考文獻 [5] P7，取η =，代入公式 得： N= = 所以，液壓泵輸入功率 N=。 將 N= 代入公式 ，得： H= N（ 1η） =（ ） KW=。 2 散熱功率及溫升 油路系統(tǒng)的散熱 ,主要靠油箱表面散熱 ,油箱的散熱功率 0H 可以用下式進行估算： 0H =KA T (KW) （ ） 式中 , K—— 油箱的散熱系數(shù)（ KW/ 2m? ℃）； A—— 油箱散熱面積（ 2m ）； T —— 系統(tǒng)溫升植（℃）。 其中，油箱的散熱面積可以用下