液壓傳動課程設計 11010109

《液壓傳動課程設計 11010109》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《液壓傳動課程設計 11010109（30頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、第 30 頁共 30 頁 液壓傳動課程設計說明書 液壓系統(tǒng)課程設計 課程題目 液壓系統(tǒng)課程設計 班 級 11 機一 姓 名 黃 慶 學 號 11010109 前言 液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的，液壓傳動有以下優(yōu)點：易于獲得較大的力或力矩，功率重量比大，易于實現(xiàn)往復運

2、動，易于實現(xiàn)較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現(xiàn)快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現(xiàn)標準化、系列化。?液壓傳動的基本目的就是用液壓介質(zhì)來傳遞能量，而液壓介質(zhì)的能量是由其所具有的壓力及力流量來表現(xiàn)的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質(zhì)的壓力和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方面：控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 液壓傳動與機械傳動，電氣傳動為當代三大傳動形式，是現(xiàn)代發(fā)展起來的一門新技術(shù)?！兑簤簜鲃印氛n是工科機械類專業(yè)的重點課

3、程之一。既有理論知識學習，又有實際技能訓練。為此，在教學中安排一至二周的課程設計。該課程設計的目的是： 1、 綜合運用液壓傳動及其它先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際知識，進行液壓傳動設計實踐，從而使這些知識得到進一步的鞏固，加深和發(fā)展。 2、 熟悉和掌握擬定液壓傳動系統(tǒng)圖，液壓缸結(jié)構(gòu)設計，液壓元件選擇以及液壓系統(tǒng)的計算的方法。 3、 通過課程設計，提高設計、計算、繪圖的基本技能，熟悉設計資料和技術(shù)手冊，培養(yǎng)獨立分析問題和解決問題的能力，為今后畢業(yè)設計及設計工作打下必要的基礎(chǔ)。 目 錄 一 課程設計的主要內(nèi)容 5 1 課程設計題目 5 二 液壓系統(tǒng)設計步

4、驟 6 1 液壓系統(tǒng)的工況分析 6 2 確定系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 8 2.1 確定系統(tǒng)方案 8 2.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 11 3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 14 3.1 液壓缸主要參數(shù)的計算 14 3.2 液壓泵的流量、壓力的計算和選擇泵的規(guī)格 17 3.3 液壓閥的選擇 19 3.4 確定管道尺寸 20 3.5 液壓油箱容積的確定 21 4 液壓系統(tǒng)驗算及技術(shù)文件的編制 22 4.1 壓力損失驗算和壓力閥的調(diào)整壓力 22 4.2 系統(tǒng)溫升的驗算 25 5 繪制工作圖，編制技術(shù)文件 27 三 設計體會 28

5、 四 參考文獻 30 任 務 書 設計課題： 設計一臺專用銑床液壓系統(tǒng)。要求實現(xiàn)“夾緊→快進→工進→快退→原位停止→松開”的自動工作循環(huán)。夾緊力為3500N，工作缸的最大有效行程為400mm、工作行程為200mm、工作臺自重3000N，工件及液壓夾具最大重量為1000N，采用平導軌和V型導軌，水平切削力為10000N，垂直切削力為2000N，快速5m/min，進給速度為50~800mm/min。備注：夾緊行程20mm，時間為1s，進回油管長各為1m。 1、 工況分析 首先根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖1

6、-1所示。然后計算各階段的外負載并繪制負載圖。 液壓缸所受外負載F包括三種類型，即： F=Fw+Ff+Fa 式中，F(xiàn)w—工作負載，對于金屬切削機床來說，即為活塞運動方向的切削力，在本例中Fw為10000N Fa—運動部件速度變化時的慣性負載 Ff—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導軌Ff可由下式求得： Ff=f（G+FRn） G—運動部件重力，G=3000+1000=4000N； FRn—垂直于導軌的工作負載，F(xiàn)Rn=1000N;

7、 f—導軌摩擦系數(shù)，在例中取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.2.則求得： Ffs=0.2×5000=1000N (1-1) Ffa=0.1×5000=500N 上式中Ffs為靜摩擦阻力，F(xiàn)fa為動摩擦阻力。 式中 g—重力加速度； △t—啟動加速或減速制動的時間。機床中進給運動時△t=0.01～0.5秒； △V—△t時間內(nèi)的速度變化量； 題中 Fa= =680N 根據(jù)

8、上述各式計算出各工作階段的負載，列出各工作階段所受的外負載（見圖1-1）,并畫出（如圖1-2）所示的負載循環(huán)圖。 圖1-1 速度循環(huán)圖 圖1-2 負載循環(huán)圖 表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載 工作循環(huán) 計算公式 外負載F/（N） 啟動、加速 F=Ffs+Fa 1500 快進 F=Ffa 500 工進 F=Ffa+Fw 10500

9、 快退 F=Ffa 500 2、確定系統(tǒng)方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 確定液壓系統(tǒng)方案、擬定液壓系統(tǒng)圖，是設計液壓系統(tǒng)關(guān)鍵性的一步。系統(tǒng)方案，首先應滿足工況提出的工作要求（運動和動力）和性能要求。其次，擬定系統(tǒng)圖時，還應力求效率高、發(fā)熱少、簡單、可靠、壽合長、造價低。 2.1 確定系統(tǒng)方案 1．確定系統(tǒng)方案 通過分析負載循環(huán)圖，可初步確定最大負載點，并根據(jù)工況特點和性能要求，用類比法選用執(zhí)行元件工作壓力。有時主機的工況難以類比時，可按負載的大小選取。在選用液壓泵時，應注意所選用液壓泵的類型和額定壓力。由于管路有壓力損失，因此液壓泵的工作壓力應比執(zhí)行元件的工作壓力高。

10、液壓泵的額定壓力應比其工作壓力高25～60%，使泵具有壓力儲備。壓力低的系統(tǒng)，儲備量宜取大些，反之則取小些。初選的執(zhí)行元件工作壓力作為計算執(zhí)行元件尺寸時的參考壓力。然后，在驗算系統(tǒng)壓力時，確定液壓泵的實際工作壓力。 （1） 確定供油方式 考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進，快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量，減小發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量供油?，F(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。 （2） 調(diào)速方法的選擇 在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)銑削類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓

11、式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高，發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)速回路裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。 （3） 速度換接方式的選擇 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換速回路。 (4) 夾緊回路的選擇 用二位四通電磁閥來控制夾緊，松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應采用失電夾緊方式，考慮到夾緊時間可調(diào)節(jié)和當進油路壓力瞬時下降時仍能保持夾緊力，所以接入節(jié)流閥調(diào)速和單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓閥，用來調(diào)節(jié)夾緊力的

12、大小和保持夾緊力的穩(wěn)定。 （5）確定液流流向控制方式 根據(jù)系統(tǒng)中工作循環(huán)、動作變換性能和自動化程度的要求，按書本方向控制回路一節(jié)中選擇結(jié)構(gòu)形式、換向位數(shù)、通路數(shù)、中間滑閥機能和操作方式。 （6）確定順序動作控制的方式 對操作不頻繁，動作順序隨機的，如工程、建筑、起重運輸?shù)茸鳂I(yè)，常采用手動多路換向閥控制。如果操縱力較大，可用手動伺服控制。 行程和速度經(jīng)常變化時，采用伺服系統(tǒng)。 對一般功率不大，換向平穩(wěn)性要求較低，動作順序較嚴格而變化不多的工況下，常采用以下三種控制方式： A 行程控制。靠運動部件移動到預定位置（行程）時，發(fā)出控制信號，使液壓元件動作，實現(xiàn)執(zhí)行元件速度方向的變化。

13、 B 壓力控制。利用油路本身壓力的變化控制閥門啟閉，實現(xiàn)各工作部件依次順序動作。如利用壓力變化的順序?qū)崿F(xiàn)多缸順序動作、快進給工進、低壓轉(zhuǎn)增壓，或到達一定力后實現(xiàn)系統(tǒng)卸荷、互鎖、安全防護等動作。為了防止壓力波引起壓力控制元件誤動作，調(diào)整壓力應比所需動作的壓力高0.5～0.7 MPa。 C 時間控制。在動作轉(zhuǎn)換中需要間隔一定時間時，常采用電氣時間繼電器或延時閥的轉(zhuǎn)換，控制時間的間隔。如液壓機、壓鑄機、塑料注射機中保壓或冷卻一定時間后，實現(xiàn)動作的轉(zhuǎn)換。 有時，為了主機的某一動作更為可靠（如機床，為了定位和夾緊可靠，要求定位行程開關(guān)發(fā)信，而且夾緊后壓力繼電器也發(fā)信，才允許轉(zhuǎn)換動作），可采用行程和

14、壓力聯(lián)合控制的方式。 此外，還可采用其它物理量的變化實現(xiàn)動作的轉(zhuǎn)換。如壓鑄機中、加熱到規(guī)定溫度后，通過溫度傳感器發(fā)信，轉(zhuǎn)換下一個順序動作。有的通過電磁感應、光電感應等發(fā)信，轉(zhuǎn)換下一個順序動作。 2.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 確定液壓系統(tǒng)方案后，可選擇和設計液壓基本回路，并配置輔助性回路或元件（如濾油器及其回路、壓力表及其測壓點布置、控制油路或潤滑油路等），即可組成液壓系統(tǒng)圖。 在擬定液壓系統(tǒng)圖時，應考慮如下幾點： (1) 避免回路之間相互干擾 同一泵源驅(qū)動多個執(zhí)行元件要求同時動作時，由于負載不同會使執(zhí)行元件先后動作，或者保壓油路上，由于其它執(zhí)行元件的負載變化，使油路壓力下降。

15、上述引起速度或壓力干擾的現(xiàn)象必須加以解決。 對速度的同步精度要求不高的場合，可在各進油路上串接節(jié)流閥；速度同步稍有要求時用調(diào)速閥。對同步精度有較高要求時，用流量比例閥或分流-集流閥。 出現(xiàn)壓力干擾，可采用蓄能器與單向閥，使與其它動作的油路隔開。如果時間短，可選用泄漏量較小的換向閥，并用單向閥隔斷。 對于某一執(zhí)行元件必須保持一定壓力，然后允許其它執(zhí)行元件動作的回路，可采用順序閥，使工作臺回轉(zhuǎn)時不會落下。 對于兩個以上需快進與工進的執(zhí)行元件，為了防止快進對工進的干擾，可采用在高壓小流量泵與各換向閥之間都串接一個調(diào)速閥，在低壓大流量泵與各換向閥之間都串接一個單向閥，因此當一個或幾個執(zhí)行元件快

16、進時，其余執(zhí)行元件可繼續(xù)工進。也可采用快進與工進由低壓大流量泵與高壓小流量泵分別供油。 (2) 防止液壓沖擊 液壓系統(tǒng)中由于工作部件運動速度變換、工作負載突變，常會產(chǎn)生液壓沖擊，影響系統(tǒng)的正常工作，故必須采取預防措施，其辦法見表1-3。 表1-3 (3) 力求控制油路可靠 除高壓大流量系統(tǒng)采用單獨低壓油泵供控制油路外，一般在主油路上直接引出控制油路。此時，引出的控制油應滿足液動閥的最低控制壓力。當油泵卸荷時，為保證液動閥能換向，在回油路上安裝背壓閥，或在進油路上安裝順序閥。但應注意，高壓系統(tǒng)中，采用高壓順序閥，當高壓下

17、開啟時間較長時，由于彈簧疲勞、滑閥“卡緊”而不能復位，易產(chǎn)生誤動作。同樣，電液換向閥由于控制壓力較高，在停留時間較長時，也存在不能復位的問題。因此采用面序閥維持開啟壓力，引出的控制油，經(jīng)減壓閥和安全閥限壓后，獲得較穩(wěn)定的低壓控制油源。但在高壓下工作的可靠性比單獨低壓泵供油要差些。 (4) 力求系統(tǒng)簡單 在組合基本回路時，力求元件少。如當二個油缸不同時工作而工作速度相同時，可采用公用閥的回路，即在回油路上并聯(lián)節(jié)流閥下二位二通閥。應盡量選用標準元件，品種規(guī)格要少。只在不得已時，才自行設計元件。在連接油管時，盡量要短，接頭數(shù)量要少。 經(jīng)修改、整理后的液壓系統(tǒng)圖如圖1-4所示： 3

18、、液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 （1） 液壓缸主要尺寸的確定 ?工作壓力p的確定 通過負載循環(huán)圖，初步確定了執(zhí)行元件的最大外負載和系統(tǒng)的工作壓力后，根據(jù)選擇的執(zhí)行元件的類型、密封件的型式和回路的組合情況，計算執(zhí)行元件的主要尺寸。參考主機液壓執(zhí)行器常用的設計壓力表（表2-1、表2-2）可知，專用銑床液壓系統(tǒng)在最大負載約為10500N時宜選液壓缸的設計壓力P=3Mpa。 表2-1 按主機類型選擇執(zhí)行元件工作壓力 主機類型 機床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機械 工程機械輔助機構(gòu) 液壓機 中、大型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床

19、拉床 工作壓力p/MPa 2 3～5 8 8～10 10～16 20～32 表2-2 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力 負載F/KN <5 5～10 10～20 20～30 30～50 >50 工作壓力p/MPa <0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 >5～7 表2-3執(zhí)行元件背壓的估計值 系 統(tǒng) 類 型 背 壓 p2(Mpa) 中、低壓系統(tǒng)0～8Mpa 簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2

20、～0.5 回油路帶調(diào)速閥的調(diào)速系統(tǒng) 0.5～0.8 回油路帶背壓閥 0.5～1.5 采用帶補液壓泵的閉式回路 0.8～1.5 中、高壓系統(tǒng)>8～16Mpa 同上 比中低壓系統(tǒng)高50%～100% 高壓系統(tǒng)>16～32Mpa 如鍛壓機械等 初算時背壓可忽略不計 ?計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d 由負載圖知最大負載F為10500N，按表2-3可取P2為0.5MPa，并取液壓缸機械效率ηcm=0.95，考慮到快進、快退速度相等，取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式（2-3）可得 D==0.072m=7.2cm 根據(jù)表2-4，將液壓缸內(nèi)

21、徑圓整為D=80mm；活塞桿直徑d，按d/D=0.7及表2-5活塞桿直徑系列取d=56mm 表2-4 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80） 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 (90) 100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220) 250 320 400 500 630 表2-5 活塞桿直徑系列（GB2348-80） 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45

22、 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 按工作要求夾緊力由兩個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應低于進給液壓缸的工作壓力，現(xiàn)取夾緊缸的工作壓力為2.5mpa，回油脊壓力為零，ηcm=0.95，則按式（2-3）可得 D==0.0306m 按表2-4，2-5液壓缸和活塞缸的尺系列，取夾緊液壓缸的D和d分別為32mm和22mm。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（2-4）可得 A>q

23、min/vmin=50/4.5=11.11cm2 式中qmin是由產(chǎn)品樣品查的GE系列調(diào)速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min 本例中調(diào)速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效面積應取液壓缸有桿腔的實際面積，即 25.64cm2 可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。 ?計算在各工作階段液壓缸所需的流量： q快進= q工進= q快退= （2） 液壓泵的流量、壓力的計算和選擇泵的規(guī)格 ?泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進油管路一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為pp=p1+ 式中 pp-液壓泵最大工作壓力；

24、 p1-執(zhí)行元件最大工作壓力； -進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.2～0.5Mpa，復雜系統(tǒng)取0.5～1.5Mpa，本題中取0.5Mpa。 pp=p1+=3+0.5=3.5Mpa 上述計算所得的pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力pn（1.25～1.6）pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。本題中取pn=1.25 pp=4.4Mpa。 ?泵的流量確定 液壓泵的最大流量應為qp KL（）max 式中 qp-液壓泵的最大流

25、量； （）max-同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值； KL-系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，現(xiàn)取KL=1.2。 qp=KL（）max=1.212.82=15.38L/min ?選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上算得的pp和qp再查閱有關(guān)手冊，現(xiàn)選YBX-16限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉(zhuǎn)排量ｑ0=16mL/r，泵的額定壓力pn=6.3Mpa，電動機轉(zhuǎn)速nH=960r/min，容積效率ηV=0.85，總效率η=0.7。 ④與液壓泵匹配的電動機的選定 首先分別算出快進和工進兩種不同工況時的功率，取

26、兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.2～1L/min范圍內(nèi)時，可取η=0.03～0.14。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉(zhuǎn)，需進行驗算，即 式中 pn-所選電動機額定功率； pB-限壓是變量葉片泵的限定壓力； qp-壓力為pB時，泵的輸出流量。 首先計算快進時的功率，快進時的外負載為2000N，進油路的壓力損失定為0.3Mpa，所以 快進時所需電動機功率為 工進時所需電動機功率為 查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用Y90S-6型電動機，其額定功率為0

27、.75KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。 （3） 液壓閥的選擇 液壓閥的規(guī)格主要是根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過該閥的最大實際流量從產(chǎn)品樣本中選取的。一般要求所選閥的額定壓力要大于系統(tǒng)的最高工作壓力，選閥的額定流量要大于通過該閥的最大實際流量。如果通過閥的流量超過所選閥的額定流量的20%，將會引起過大的壓力損失、發(fā)熱、噪聲及閥的性能下降。具體的講，選擇壓力閥時應考慮調(diào)壓范圍、流量變化范圍及此范圍內(nèi)的壓力平穩(wěn)性等；選擇流量閥時主要應考慮流量調(diào)節(jié)范圍、最小穩(wěn)定流量、閥的最高工作壓力、閥的最小壓差、閥對壓差和溫度變化的補償作用、工作介質(zhì)的清潔度要求等；在選擇方向控制閥時，除了考慮壓力、流量外，

28、還應考慮其中位機能、換向頻率、閥口的壓力損失和內(nèi)泄漏大小等。此外，在選擇閥時還應注意結(jié)構(gòu)形式、壓力等級、連接方式、集成方式及操縱方式等。 根據(jù)液壓閥在液壓系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最高流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格，選定的液壓元件如表1-9所示。 表1-9 液壓元件明細表 序號 元 件 名 稱 最大通過流量/ 型號 1 單向節(jié)流閥 0.965 ALF-E10B 2 三位四通電磁換向閥 5.03 34EF30-E10B 3 單向調(diào)速閥 5.03 AQF3-E10B 4 液壓泵 15.38 YBX-16 5

29、 單向閥 0.965 AF3-EA10B 6 液控順序閥 12.3 XF3-E10B 7 壓力繼電器 0.965 DP-63B 8 減壓閥 0.965 JF3-10B 9 壓力表開關(guān) AF3-Ea10B 10 二位四通電磁換向閥 0.965 24EF3-E10B 11 壓力繼電器 12.3 DP1-63B 12 濾油器 15.38 XU-B32×1000 （4）確定管道尺寸 一般先按通過油管的最大流量和管內(nèi)允許的流速來選擇油管的內(nèi)徑。也可按流量、流速、管道尺尺寸計算圖直接查出油管尺寸，

30、然后按工作壓力來確定油管的壁厚或外徑。 油管內(nèi)徑d，由下式求得 mm 式中 q—通過油管的最大流量（L/min）； v—油管內(nèi)允許流速（m/s）。對吸油管道取1～2m/s，對壓油管道取2.5～5m/s。 本題中系統(tǒng)主油路流量按快進時取q=38.2L/min，壓油管的允許流速取v=4m/s,則內(nèi)徑d為 mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取q=12.82L/min,則可算得油管內(nèi)徑d=8.2mm。 綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為14mm。吸油管同樣可按上式計算（q=24L/min、v=1.5m/s），參照YBX-16變量泵吸油口連

31、接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為25mm。 （5）液壓油箱容積的確定 油箱的主要作用是儲油和散熱，因此必須有足夠的散熱面積和儲油量。整個液壓系統(tǒng)的能量損失，包括壓力損失、流量損失和機械損失，均轉(zhuǎn)化為熱能，使油溫升高，使油氧化變質(zhì)，影響系統(tǒng)正常工作，故對油溫有一定允許范圍。要保證這一點，最主要的是合理擬定液壓系統(tǒng)，提高系統(tǒng)的效率，減少系統(tǒng)的發(fā)熱。其次要保證油箱有一定的散熱面積，也就是保證油箱有一定的容量。 油箱的有效容量可按下列經(jīng)驗公式概略確定： 在低壓系統(tǒng)中 V=(2～4)qp 在中壓系統(tǒng)中 V=(5～7) qp 在中高壓、高壓大功率系統(tǒng)中（如鍛壓冶金機械） V=(6～12) q

32、p 式中 qp—液壓泵額定流量（L/min）。 所以現(xiàn)選用容器為V=160L的油箱 按上式概略確定的油箱容積，一般情況下能保證正常工作。但在功率較大而連續(xù)工作的工況下，需按發(fā)熱量驗算后確定。 油箱結(jié)構(gòu)設計時，應注意以下幾點： 1) 結(jié)構(gòu)上應考慮清洗、換油方便。油箱頂部要有加油孔，底面應有傾斜度，放油孔開在最低處 . 2) 吸油管及回油管應隔開，中間加隔板，以使回油中夾雜的氣泡和臟物行到沉淀，不至直接進入吸油管。隔板高度不低于油面到箱底高度的3/4，而油面高度是油箱高度的0.8； 3) 吸油管離箱底距離H≥2D，距箱壁大于3D（D為吸油管外徑）；回油管需插入油面以下，距箱底h

33、≥2d（d為回油管外徑），油管切口角為45。，切口面向箱壁。 4、液壓系統(tǒng)的驗算 為了判斷液壓系統(tǒng)工作性能的好壞，和正確調(diào)整系統(tǒng)的工作壓力，常需驗算管路的壓力損失、發(fā)熱后的溫升。對動態(tài)特性有要求的系統(tǒng)，還需驗算液壓沖擊或換向性能。 （1） 壓力損失驗算和壓力閥的調(diào)整壓力 由于系統(tǒng)的具體管路布置尚未清楚，整個回路的壓力損失無法估算，僅只有閥類元件對壓力損失所造成的影響可以看得出來，供調(diào)定壓力值時參考。因快退時，液壓缸無缸腔的回油量是進油量的2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。假定液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15℃，由手冊查出此時

34、油的運動粘度 ，油的密度。 已知：快退時進油管和回油管長度均為，油管直徑d=14mm，通過的流量為進油路q1=40L/min，回油路q2=80L/min。 確定油的流動狀態(tài)，按式經(jīng)單位換算為： 式中 則進油路中流量的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （1） 沿程壓力損失，由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速 則壓力損失為 在回油路上，流速為進油路上的兩倍，即v=8.66m/s，則壓力損失為 （2） 局部壓力損失 由于采用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

35、各閥的局部壓力損失按式計算，結(jié)果列于表1-10中。 表1-10 閥內(nèi)元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過的流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 45 40 0.2 0.128 三位五通電磁閥3 83 40/80 0.4 0.04/0.161 單向行程調(diào)速閥4 83 80 0.4 0.161 注：快退時進過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。 若取集成塊進油路的壓力損失pa，回油路壓力損失pa，則進油路和回油路總的壓力損失為： 查表1-1知快退時液壓缸負載F=2000N；則快退時液壓缸的工作壓力為 按式（8-5）可算

36、出快退時泵的工作壓力為pa 從以上驗算結(jié)果可以看出，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(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 （2）系統(tǒng)溫升的驗算 液壓系統(tǒng)工作時，各種能量損失最終都轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，使油溫升高。油溫升高會使油液粘度下降，泄漏增加；油液通過節(jié)流元件時的節(jié)流特性發(fā)生變化，造成系統(tǒng)性能的變化；油溫上升，還會加速油液氧化變質(zhì)。因此系統(tǒng)必須將油溫控制在允許的范圍內(nèi)。 當v=5cm/min時， q= 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為1.04mpa，則有 此時的功率損失為

37、 =—=0.1004-0.0088=0.0916 當v=100cm/min時，q=5.03L/min，總效率為0.7 則 =—=0.287-0.140=0.15 可見在工進速度低時，功率損失為0.15kw，發(fā)熱量最大 假設系統(tǒng)的散熱狀況一般，取,油箱的散熱面積A為 系統(tǒng)的溫升為 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi) 5、 繪制工作圖，編制技術(shù)文件 選定液壓元件，經(jīng)必要的驗算后，按工況分析和工作性能的要求，反復修

38、改初步擬訂的液壓系統(tǒng)圖，便可繪制正式的液壓系統(tǒng)圖。圖中： 1) 標題欄中應表明液壓元件、輔助元件的規(guī)格、型號和調(diào)整值。 2) 在各執(zhí)行元件的上方標出工作循環(huán)示意圖。對復雜的系統(tǒng)，按各執(zhí)行元件的動作程序繪制動作周期表，應以主機靜止狀態(tài)畫出液壓系統(tǒng)圖。 3) 應繪出電氣行程開/關(guān)布置圖，并附電磁鐵、壓力斷電器等動作程序狀態(tài)表。然后，繪制液壓系統(tǒng)的管路布置示意圖，泵源裝配圖（包括油箱、油泵機架）、閥安裝總體結(jié)構(gòu)（包括通油板或集成塊）和電氣線路圖。 最后，編寫液壓系統(tǒng)設計計算書和液壓系統(tǒng)工作原理、操作、使用說明書，其中包括液壓系統(tǒng)圖。 三 設計體

39、會 這次液壓系統(tǒng)課程設計，是我們第一次較全面的液壓知識的綜合運用，通過這次練習，使得我們對液壓基礎(chǔ)知識有了一個較為系統(tǒng)全面的認識，加深了對所學知識的理解和運用，將原來看來比較抽象的內(nèi)容實現(xiàn)了具體化，初步掊養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用相關(guān)課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展了有關(guān)液壓系統(tǒng)設計方面的知識。 通過制訂設計方案，合理選擇各液壓零件類型，正確計算零件的工作能力，以及針對課程設計中出現(xiàn)的問題查閱資料，大大擴展了我們的知識面，培養(yǎng)了我們在本學科方面的興趣及實際動手能力，對將來我們在此方面的發(fā)展起了一個重要的作用。本次課程設計是我們對所學

40、知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學習方面的一次有意義的實踐。 通過這次銑床的液壓系統(tǒng)的設計，我學到了許多液壓傳動的實際中知識。也體會到了設計一個液壓系統(tǒng)的艱難，以及在液壓系統(tǒng)的設計過程中應注意的問題。這對我在以后的工作和學習中有很大的幫助。通過這段時間的設計，發(fā)現(xiàn)設計是一個系統(tǒng)性的工程，越做到后面，越發(fā)現(xiàn)自己知識的局限性，認識到自己的很多不足，自己知識的很多盲點和漏洞，知識和實踐的差距，所以說通過這次設計我深刻的認識到理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。 在這個過程中，遇到了一些困難，在課程設計中出現(xiàn)的問題主要現(xiàn)在兩個方面：一方面是對以前所學的知識掌握的不牢固，似懂非懂，但到了該使用的時候卻

41、不能夠輕松自由的使用，甚至有些就直接想不起來了。另一方面是對于課外的知識了解的太少，在這次課程設計中發(fā)現(xiàn)上面有很多東西是自己不熟悉的，還有一些是自己根本就沒有聽說過的。在計算過程中，對很多公式不是很理解，計算出數(shù)據(jù)后在圓整方面缺乏經(jīng)驗。主要問題是液壓系統(tǒng)原理圖的設計很困難，對液壓系統(tǒng)的原理還不是很熟練。繪液壓系統(tǒng)原理圖時，有很多液壓元件的畫法存在小的問題。對于一些公式的運用不是非常熟練。。該次液壓傳動課程設計使我學會了綜合運用《液壓與氣壓傳動》課程及其它先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際知識，進行液壓傳動的設計實踐，將理論知識和生產(chǎn)實際知識緊密結(jié)合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。通

42、過設計實際訓練，為后續(xù)專業(yè)課的學習、畢業(yè)設計及解決工程問題打下良好的基礎(chǔ)。 本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識還有就是CAD作圖和word文檔的處理。也使我們很好的將課本上的知識與實際結(jié)合起來，收獲頗多，特別是收集資料和信息的能力，這也是我們大學期間一次難得機會，總之是獲益匪淺。 參考文獻： [1] 《液壓傳動》 丁樹模主編 機械工業(yè)出版社 [2] 《液壓與氣壓傳動》 左健友主編 機械工業(yè)出版社 [3] 《液壓與氣動技術(shù)》 張宏友主編 大連理工大學出版社 [4] 《液壓與氣動傳動》（第二版）馬振福主編 機械工業(yè)出版社 [5] 《機械設計手冊》 成大先主編?化學工業(yè)出版社 [6] 《液壓與氣壓傳動》 游有鵬主編 科學出版社