《液壓與氣壓傳動課程設計-設計一臺專用銑床液壓系統(tǒng)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《液壓與氣壓傳動課程設計-設計一臺專用銑床液壓系統(tǒng)（35頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

液壓與氣壓傳動課程設計說明書專 業(yè)：機械設計制造及其自動化班 級： 13 機 二 學 號： 姓 名： 指導教師： 常州工學院機械與車輛工程學院2016 年 1 月 8 日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來傳遞能量，而液壓介質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。 《液壓與氣壓傳動》課是工科機械類專業(yè)的重點課程之一。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，液壓缸結構設計，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。221目 錄一 任務書 .5二 液壓系統(tǒng)設計步驟 .6 1 液壓系統(tǒng)的工況分析 .6 2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 .8 3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 143.1 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)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)驗算及技術文件的編制 22 3214.1 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，編制技術文件 27三 設計體會 .28 四 參考文獻 30421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 形導軌，水平切削力 11000N，垂直切削力2000N，快速 4m/min，進給速度為 40~1000mm/min。備注：夾緊行程20mm，時間為 1s，進回油管長各為 1m。5211、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 1-1 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： afwF??式中， —工作負載，對于金屬切削機床來說，即為活塞運動wF方 向的切削力，在本例中 為 11000Nw—運動部件速度變化時的慣性負載a—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動fF摩擦阻力，對于平導軌 可由下式求得：fF)(RnfG??—運動部件重力， =3000+1000=4000N；—垂直于導軌的工作負載， =1000N;RnFRnF—導軌摩擦系數(shù)，在這里取靜摩擦系數(shù)為 0.2，動摩擦f系數(shù)為 0.1.則求得： =0.2×5000=1000N fsF=0.1×5000=500Nfa上式中 為靜摩擦阻力， 為動摩擦阻力。fs faaGVFmgt???式中 g—重力加速度；621△t—啟動加速或減速制動的時間。機床中進給運動時一般取△t=0.01～0.5 秒；△V—△t 時間內(nèi)的速度變化量；題中 = aF5460.8.940??根據(jù)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 721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 afsF??1544快進 f 500工進 wfa11500快退 fF?5002 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8211．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。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，它的特點是結構簡單、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921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)中選擇結構形式、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?？窟\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。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實現(xiàn)多缸順序動作、快進給工進、低壓轉增壓，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。1021C 時間控制。在動作轉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，要求定位行程開關發(fā)信，而且夾緊后壓力繼電器也發(fā)信，才允許轉換動作） ，可采用行程和壓力聯(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。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。1121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 1-31221(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。1321(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、液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件1421（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11500N 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)行元件工作壓力表 2-2 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力負載 F/KN 50工作壓力 p/MPa 5～7機床液壓機、重型械、起重運輸機械主機類型磨床 組合機床龍門刨床拉床農(nóng)業(yè)機械小型工程機械工程機械輔助機構工作壓力 p/MPa 0.8～2.5 3～5 2～8 8～10 10～16 20～321521表 2-3 執(zhí)行元件背壓的估計值系 統(tǒng) 類 型 背 壓(Mpa)2P簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.2～0.5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中、低壓系統(tǒng)0～8Mpa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表 2-4 液壓缸內(nèi)徑 D 與活塞桿直徑 d 的關系按機床的類型選取 d/D 按液壓缸工作壓力選取 d/D機床類別d/D工作壓力p/(Mpa)d/D磨床、珩床及研磨機床0.2～0.3 2?0.2～0.31621插床、拉床、刨床0.5 2～5 0.5～0.58鉆、鏜、車、銑床0.7 5～7 0.62～0.70- - 7 0.7?計算液壓缸內(nèi)徑 D 和活塞桿直徑 d fcFpFp ????2212 )(44?? 122212 )()( pdDpDfc?式中 ——液壓缸工作壓力，初算時可取系統(tǒng)工作壓力 ；1P pP——液壓缸回油腔背壓力，初算時無法準確計算，可2先根據(jù)表 2-3 估計；——活塞桿直徑與液壓缸內(nèi)徑比，可按表 2-4 選??；Dd——工作循環(huán)中最大的外負載；F——液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不以求得，常cf用液壓缸的機械效率 進行估算。cm?cmfcFF??由負載圖知最大負載 F 為 11500N，按表 2-3 可取 為 0.5MPa，2P并取液壓缸機械效率 =0.95，考慮到快進、快退速度相等，取cm?d/D 為 0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式（2-3）可得1721D= =0.075m=7.5cm????0.49-1/695.0134.4??根據(jù)表 2-5，將液壓缸內(nèi)徑圓整為 D=80mm；活塞桿直徑 d，按d/D=0.7 及表 2-6 活塞桿直徑系列取 d=56mm表 2-5 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80） 8 10 12 16 20 25 3240 50 63 80 (90) 100 (110)125 (140) 160 (180) 200 (220) 250320 400 500 630表 2-6 活塞桿直徑系列（GB2348-80）4 5 6 8 10 12 14 16 1820 22 25 28 32 36 40 45 5056 63 70 80 90 100 110 125 140160 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1821D= =0.0306m95.0124.37?按表 2-5，2-6 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cm5.1240mini??vqA式中 是由產(chǎn)品樣品查的 GE 系列調(diào)速閥 AQF3-E10B 的最小穩(wěn)minq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cm64.254).8(4)(22????????dDA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：min/85.94056.4Vd422 Lq ??????快 進快 進i/.1)8.(D22?工 進工 進 in/25.104)056(4Vd-4 2-22 Lq ??????快 退快 退 ）（ min/.3)0.(D22 L?夾夾夾（2）確定液壓泵的流量、壓力的計算和選擇泵的規(guī)格1921?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： ????ppp1式中 ——液壓泵最大工作壓力p——執(zhí)行元件最大工作壓力；1——進油管路中的壓力損失，初算時簡單p??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。?????? Mpapapp 5.3)5.03(1上述計算所得的 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工p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。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。本題pnp)6.1~25.(?中取 。Ma25.3??泵的流量確定液壓泵的最大流量應為 ??maxqKqLp??2021式中 ——液壓泵的最大流量；pq——同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的max）（ ?最大值，如果這時溢流閥正在工作，尚須加溢流閥的最小溢流量2～3L/min； K L-系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 KL=1.1～1.3，現(xiàn)取 KL=1.2。min/3.125.02.1q)(maxqLp ?????選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上算得的和 和 再查閱有關手冊，現(xiàn)選 YBX-25 限壓pq式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量ｑ 0=25mL/r，泵的額定壓力 = 6.3Mpa，電動機轉速 =600～1500r/min ，容積效率npHn，總效率 。85.0v??7.0??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，需進行驗算，即 ： np2qpB??式中 ——所選電動機額定功率；n——限壓是變量葉片泵的限定壓力；Bp——壓力為 時，泵的輸出流量。pqBp21首先計算快進時的功率，快進時的外負載為 500N，進油路的壓力損失定為 0.3Mpa，所以 Mpa50.31056.4p6-2?????快進時所需電動機功率為 KW82.07.693qpP????工進時所需電動機功率為 4025查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用 Y90S-6 型電動機，其額定功率為0.75KW，額定轉速為 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，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構形式、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。2221表 1-9 液壓元件明細表表 1-9 液壓元件明細表序號 元 件 名 稱 最大通過流量/ 1min??L型號1 單向節(jié)流閥 0.965 ALF-E10B2 三位四通電磁換向閥 5.03 34EF30-E10B3 單向調(diào)速閥 5.03 AQF3-E10B4 液壓泵 15.38 YBX-165 單向閥 0.965 AF3-EA10B6 液控順序閥 12.3 XF3-E10B7 壓力繼電器 0.965 DP-63B8 減壓閥 0.965 JF3-10B9 壓力表開關 AF3-Ea10B10 二位四通電磁換向閥 0.965 24EF3-E10B11 壓力繼電器 12.3 DP1-63B12 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，然后按工作壓力來確定油管的壁厚或外徑。2321油管內(nèi)徑 d，由下式求得 mm vq6.4d?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)主油路流量按差動流量時取 q=20L/min，壓油管的允許流速取 v=4m/s,則內(nèi)徑 d 為mm3.104264d??vq若系統(tǒng)主油路流量按快退流量時取 q=10.25L/min,，則可算得油管內(nèi)徑m36.7425.1064d??vqd=7.36mm。綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑 d 為 9mm。吸油管同樣可按上式計算（q=24L/min、v=1.5m/s） ，參照 YBX-16 變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑 d 為 35mm。（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，均轉化為熱能，使油溫升高，使油氧化變質，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：2421在低壓系統(tǒng)中 V=(2～4) pq在中壓系統(tǒng)中 V=(5～7) p在中高壓、高壓大功率系統(tǒng)中（p6.3Mpa),可取 V=(6～12) pq式中 V——液壓油箱有效容積 ——液壓泵額定流量（L/min） 。pq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。油箱結構設計時，應注意以下幾點：1) 結構上應考慮清洗、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≥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。2521（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℃，由手冊查出此時油的運動粘度 ，21.5.stcms??油的密度 。390Kgm??已知：該液壓系統(tǒng)中進、回油管的內(nèi)徑均為 9mm,各管道的長度分別為：AB=0.3m,AC=0.7m,AD=0.7m,DE=1m.?工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為 1m/min,進給時的最大流量為 5.025L/min，則液壓油在管內(nèi)的流動速度 為：1v scmcdq /132in/7903.14.302542321 ?????管道流動雷諾數(shù) 為：1Re2.795.032e1???vd2300，可見油液在管道內(nèi)流動狀態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)1R，進油管道 BC 的沿程壓力損失 為95.027e51?? 1??p6221 083901 ???????vdlp?2621查得換向閥 34EF30-E10B 的壓力損失 ，pap621105.????忽略油液通過管接頭、油路板等處局部壓力損失，則進油管總壓力損失 為1p? pap 6662111 108.105.1083. ????????????工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則： scmv/621?6.395.10Re2??vd8.6397e52??回油管道的沿程壓力損失為： pavdlp 622212 104.6.09109.8.1 ???????????查產(chǎn)品樣本得換向閥 23EF3B-E10B 的壓力損失 ，pap615.??換向閥 34EF30-E10B 的壓力損失 ，調(diào)速閥ap63-25.AQF3-E10B 的壓力損失 ，回路總壓力損失：64210.???? papp 66423212 104.10)5.02.( ??????????變量泵出口處壓力 p27212421106.54mDA????2422.)d?（ paPAFcmp6 64-6112082.3 108.0.50.9.?? ??????④快進時的壓力損失。快進時液壓缸為差動連接，自匯流點 A 至液壓缸進油口 C 之間的管路 AC 中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即20L/min，AC 管路的沿程損耗為 為：1??pscmcdqv /524in/3459.014.3221 ?????4.315.1Re1??v24.0.37e51? pavdlp 62221 103.4.590.0724. ?????????同樣可求管道 AB 段及管道 AD 段的沿程損耗 和 為21??312821scmcdqv /26in/15729.04.312322 ?????2.157.16Re2??v48.02.57e12? pavdlp62221 105.6.90.0348. ?????????pavdlp 62231 10.6.90.0748. ??????????查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為：34EF30-E10B 的壓力損失 pap61207.????23EF3B-E10B 的壓力損失 62.?據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力 為p??paAFpp cm6 462123121108. 95.01.5070.5.32?? ?????? ?????????? ?快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明，無需修改原設計。2921（2）系統(tǒng)溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值大者進行分析。當 v=4cm/min 時，min/201.4.)08.(4 vD22 Lq????此時泵的效率為 0.1，泵的出口壓力為 3.2Mpa，則有KW1072602.3P???輸 入.455-Fv輸 出此時的功率損失為 KWPP 095.07.172.0??????輸 出輸 入當 v=100cm/min 時，q=5.025L/min，總效率為 0.7則 K38.07.625.3P???輸 入W192.0601v5???F輸 出KP38.???輸 出輸 入可見在工進速度低時，功率損失為 0.191kw，發(fā)熱量最大。