哈工大-液壓大作業(yè)-壓力機液壓系統(tǒng)設(shè)計.doc

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哈爾濱工業(yè)大學(xué) 液壓傳動大作業(yè) 設(shè)計說明書 設(shè)計題目 壓力機液壓系統(tǒng)設(shè)計 機電工程學(xué)院 1308XXX 班 設(shè) 計 者 XXX 201X 年XX 月 XX 日 流體控制及自動化系 哈 爾 濱 工 業(yè) 大 學(xué) 液壓傳動大作業(yè)任務(wù)書 學(xué)生姓名 XXXX 班 號 1308XXX 學(xué) 號 11308XXXXX 設(shè)計題目 壓力機液壓系統(tǒng) 1. 液壓系統(tǒng)用途（包括工作環(huán)境和工作條件）及主要參數(shù)： 單缸壓力機液壓系統(tǒng)，工作循環(huán)：低壓下行→高壓下行→保壓→低壓回程→上限停止。自動化程度為半自動，液壓缸垂直安裝。 最大壓制力：380104N；最大回程力：76104N；低壓下行速度：40mm/s；高壓下行速度：3mm/s；低壓回程速度：40mm/s；工作行程：600mm。 2. 執(zhí)行元件類型：液壓缸 3. 液壓系統(tǒng)名稱：壓力機液壓系統(tǒng)。 設(shè) 計 內(nèi) 容 1. 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖； 2. 選擇系統(tǒng)所選用的液壓元件及輔件； 3. 設(shè)計液壓缸； 4. 驗算液壓系統(tǒng)性能； 5. 編寫上述1、2、3和4的計算說明書。 指導(dǎo)教師 簽 字 教研室主任 簽 字 年 月 日簽發(fā) 一、工況分析 1.主液壓缸 （1）負載 壓制力：壓制時工作負載可區(qū)分為兩個階段。第一階段負載力緩慢地線性增加，達到最大壓制力的10%左右，其上升規(guī)律也近似于線性，其行程為90 mm（壓制總行程為110 mm）第二階段負載力迅速線性增加到最大壓制力3.8106 N，其行程為20 mm。 回程力（壓頭離開工件時的力）：一般沖壓液壓機的壓制力與回程力之比為5～10，本壓力機取為5，故回程力為Fh = 7.6105 N。 因移動件質(zhì)量未知，參考其他液壓機取移動件（包括活塞、活動橫梁及上模）質(zhì)量＝3000 kg。 （2）行程及速度 快速空程下行：行程Sl = 490 mm，速度v1＝40 mm/s； 工作下壓：行程S2 = 110 mm，速度v2＝3 mm/s。 快速回程：行程S3 = 600 mm，速度v3＝40 mm/s。 2.頂出液壓缸 （1）負載：頂出力（頂出開始階段）Fd＝3.6105 N，回程力Fdh = 2105 N。 （2）行程及速度；行程L4 = 120 mm，頂出行程速度v4＝40 mm/s，回程速度v5＝120 mm/s。 液壓缸采用V型密封圈，其機械效率ηcm＝0.91。壓頭起動、制動時間：0.2 s。 設(shè)計要求。本機屬于中小型柱式液壓機，有較廣泛的通用性，除了能進行本例所述的壓制工作外，還能進行沖孔、彎曲、較正、壓裝及沖壓成型等工作。對該機有如下性能要求： （1）為了適應(yīng)批量生產(chǎn)的需要應(yīng)具有較高的生產(chǎn)率，故要求本機有較高的空程和回程速度。 （2）除上液壓缸外還有頂出缸。頂出缸除用以頂出工件外，還在其他工藝過程中應(yīng)用。主缸和頂出缸應(yīng)不能同時動作，以防出現(xiàn)該動作事故。 （3）為了降低液壓泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本機設(shè)有高位充液筒（高位油箱），在移動件快速空程下行時，主缸上部形成負壓，充液筒中的油液能吸入主缸，以補充液壓泵流量之不足。 （4）主缸和頂出缸的壓力能夠調(diào)節(jié)，壓力能方便地進行測量。 （5）能進行保壓壓制。 （6）主缸回程時應(yīng)有頂泄壓措施，以消除或減小換向卸壓時的液壓沖擊。 （7）系統(tǒng)上應(yīng)有適當(dāng)?shù)陌踩Ｗo措施。 二、初定液壓執(zhí)行元件的基本參數(shù) 1.主缸負載分析及繪制負載圖和速度圖 液壓機的液壓缸和壓頭垂直放置，其重量較大，為防止因自重而下滑；系統(tǒng)中設(shè)有平衡回路。因此在對壓頭向下運動作負載分析時，壓頭自重所產(chǎn)生的向下作用力不再計入。另外，為簡化問題，壓頭導(dǎo)軌上的摩擦力不計。 慣性力；快速下降時起動 Faz = m = 3000= 600 N 快速回程時起動與制動 Fas = m = 3000= 600 N 壓制力：初壓階段由零上升到F1 = 3.8106 N0.10 = 3.8105 N 終壓階段上升到F2 = 3.8106 N 循環(huán)中各階段負載見表1.1，其負載圖見圖1.2a。 表1.1 主缸的負載計算 工作階段 負載力FL（N） 液壓缸推力 （N） 快速下行 起動 FL = Fa下 = 600 659 等速 FL = 0 0 壓制 初壓 FL = 3.8105 4.18105 終壓 FL = 3.8106 4.18106 快速回程 起動 FL = F回 = 7.6105 8.35105 等速 FL = mg = 30000 32967 制動 FL = mg- Fa下 = 30000-600 = 29400 32308 運動分析：根據(jù)給定條件，空載快速下降行程490 mm，速度40 mm/s。壓制行程110 mm，在開始的90 mm內(nèi)等速運動。速度為3 mm/s，最后的20 mm內(nèi)速度均勻地減至零，回程以40 mm/s的速度上升。利用以上數(shù)據(jù)可繪制出速度圖，見圖1.2b。 a 壓力機液壓系統(tǒng)負載圖 b 壓力機液壓缸運動速度圖 圖1.2 液壓機主液壓缸負載和速度圖 2.確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 根據(jù)有關(guān)資料，液壓機的壓力范圍為20~30 MPa，現(xiàn)有標準液壓泵、液壓閥的最高工作壓力為32 MPa，如選此壓力為系統(tǒng)工作壓力，液壓元件的工作性能會不夠穩(wěn)定，對密封裝置的要求以較高，泄漏較大。參考系列中現(xiàn)已生產(chǎn)的其它規(guī)格同類液壓機（如63、100、200、300噸液壓機）所采用的工作壓力，本機選用工作壓力為25106Pa。液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d可根據(jù)最大總負載和選取的工作壓力來確定。 1）主缸的內(nèi)徑D D = = 按標準取D =500mm 2）主缸無桿腔的有效工作面積A1 A1=D2 =0.502=0.1963m2=1963 cm2 3）主缸活塞桿直徑d d == 按標準值取d = 400 mm D-d＝500–400＝100 mm＞允許值12.5 mm （據(jù)有關(guān)資料，（D–d）小于允許值時，液壓缸會處于單向自鎖狀態(tài)。） 4）主缸有桿腔的有效工作面積A2 A2 = （D2–d2）= （0.502–0.402）= 0.0707 m2 = 707 cm2 5）主缸的工作壓力 活塞快速下行起動時 p1 = = 初壓階段末 p1 = = 終壓階段末 p1 = = 活塞回程起動時 p2 = = 活塞等速運動時 p2 = = 回程制動時 p2 = = 6）液壓缸缸筒長度 液壓缸缸筒長度由活塞最大行程、活塞長度、活塞桿導(dǎo)向套長度、活塞桿密封長度和特殊要求的其他長度確定。其中活塞長度 B=（0.6~1.0）D；導(dǎo)向套長度A=（0.6~1.5）d。為了減少加工難度，一般液壓缸缸筒長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的20～30倍。 3.計算液壓缸的工作壓力、流量和功率 1）主缸的流量 快速下行時q1 = A1v1 = 19634 = 7852cm3/s = 471.1L/min 工作行程時q2 = A1v2 = 19630.3 = 588.9cm3/s = 35.33 L/min 快速回程時q3 = A2v3 = 7074 = 2828cm3/s = 169.68L/min 2）主缸的功率計算 快速下行時（起動）：P1 = p1q1 = 3358.8785210-6 = 26.37 W 工作行程初壓階段末：P2 = p2q2 = 2.13106588.910-6 = 1254.4W 終壓階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況比較復(fù)雜。壓力p在最后20 mm行程內(nèi)由2.13 MPa增加到21.27 MPa，其變化規(guī)律為 p = 2.13+S = 2.13+0.96S（MPa） 式中S——行程（mm），由壓頭開始進入終壓階段算起。 流量q在20 mm內(nèi)由471.1 cm3/s降到零，其變化規(guī)律為q = 471.1（1－）（cm3/s） 功率為P = pq = 471.1（2.13+0.96S）（1－） 求其極值， = 0得S = 8.89（mm）此時功率P最大 Pmax = 471.1（2.13+0.968.89）（1－）=2790.8 W = 2.8 kW 快速回程時；等速階段P = pq = 0.17510699910-6 = 0.175 kW 起動階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況也比較復(fù)雜。設(shè)啟動時間0.2秒內(nèi)作等加速運動，起動階段活塞行程為 S = 0.5vt = 0.5400.2 = 4mm 在這段行程中壓力和流量均是線性變化，壓力p由21 MPa降為0.47 MPa。其變化規(guī)律為 p = 21–S = 21–5.1S（MPa） 式中 S——行程（mm），由壓頭開始回程時算起。流量q由零增為2828 cm3/s，其變化規(guī)律為 q = S = 707S（cm3/s） 功率為P = pq = 707S（21–5.1S） 求其極值， = 0得S = 2.1（mm），此時功率P最大 Pmax = 7072.1（21–5.12.9） = 9220 W = 9.22 kW 由以上數(shù)據(jù)可畫出主液壓缸的工況圖（壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖）見圖1.3。 3）頂出缸的內(nèi)徑Dd Dd = = 0.1419 m = 142 mm 按標準取Dd = 150 mm a 壓力循環(huán)圖 b 流量循環(huán)圖 c 功率循環(huán)圖 圖1.3 主液壓缸工況圖 4）頂出缸無桿腔的有效工作面積A1d A1d = Dd 2 = 0.152 = 0.0177m2 = 177 cm2 5）頂出缸活塞桿直徑dd dd = = = 0.1063 m = 106 mm 按標準取dd = 110 mm 6）頂出缸有桿腔的有效工作面積A2d A2 d = （D d 2–d d 2）= （0.152–0.112） = 0.00817m2 = 81.7cm2 7）頂出缸的流量 頂出行程q4 = A1 dv4 = 1774 = 708 cm3/s = 42.5L/min 回程q5 = A2 dv5 = 81.712 = 980 cm3/s = 58.8 L/min 頂出缸在頂出行程中的負載是變動的，頂出開始壓頭離工件較大（負載為Fd），以后很快減小，而頂出行程中的速度也是變化的，頂出開始時速度由零逐漸增加到v4；由于這些原因，功率計算就較復(fù)雜，另外因頂出缸消耗功率在液壓機液壓系統(tǒng)中占的比例不大，所以此處不作計算。 三、擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 1. 確定液壓系統(tǒng)方案 液壓機液壓系統(tǒng)的特點是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達到規(guī)定的壓力是系統(tǒng)設(shè)計中首先要考慮的。 確定液壓機的液壓系統(tǒng)方案時要重點考慮下列問題： （1）快速行程方式 液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從工況圖看出，此時需要的流量較大，這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會很大。液壓機常采用的快速行程方式可以有許多種，本機采用自重快速下行方式。因為壓機的運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運動部件的重量快速下行；在壓機構(gòu)的最上部設(shè)計一個充液筒（高位油箱），當(dāng)運動部件快速下行時高壓泵的流量來不及補充液壓缸容積的增加，這時會形成負壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速壓制和回程之用。此方法的優(yōu)點為不需要輔助泵和能源，結(jié)構(gòu)簡單；其缺點為下行速度不易控制，吸油不充分將使升壓速度緩慢，改進的方法是使充液閥通油斷面盡量加大，另外可在下腔排油路上串聯(lián)單向節(jié)流閥，利用節(jié)流造成背壓，以限制自重下行速度，提高升壓速度。由于本例的液壓機屬于小型壓機，下行速度的控制問題不如大型壓機突出，所以本例采用的回路見圖3.9。 在主缸實現(xiàn)自重快速行程時，換向閥4切換到右邊位置工作（下行位置），同時電磁換向閥5斷電，控制油路K使液控單向閥3打開，液壓缸下腔通過閥3快速排油，上腔從充液筒及液壓泵得到油液，實行滑塊快速空程下行。 （2）減速方式 液壓機的運動部件在下行行程中快接近制件時，應(yīng)該由快速變換為較慢的壓制速度。目前減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運動部件接觸制件后負荷增加使系統(tǒng)壓力升高到一定值時自動變換速度；某些工藝過程要求在運動部件接觸制件前就必須減速，本例壓制軸瓦工藝就有這個要求，這時適合選用行程減速方式。本系統(tǒng)擬選用機動控制的伺服變量軸向柱塞泵（CCY型）作動力源，泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時，泵以全流量供油，當(dāng)轉(zhuǎn)換成工作行程（壓制）時，行程擋塊使泵的流量減小，在最后20mm內(nèi)擋塊使泵流量減到零；當(dāng)液壓缸工作行程結(jié)束反向時，行程擋塊又使泵的流里恢復(fù)到全流量。與泵的流量相配合（協(xié)調(diào)），在液壓系統(tǒng)中，當(dāng)轉(zhuǎn)換為工作行程時，電氣擋塊碰到行程并關(guān)，發(fā)信號使電磁換向閥5的電磁鐵3YA得電，控制油路K不能通至液控單向閥8，閥8關(guān)閉，此時單向順序閥2不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強制下行，速度因而減慢（見圖3.9）. 圖3.9 系統(tǒng)回路圖 （3）.壓制速度的調(diào)整 制件的壓制工藝一般要提出一定壓制速度的要求，解決這一問題的方很多，例如可以用壓力補償變量泵來實現(xiàn)按一定規(guī)律變化的壓制速度的要求。本例中采用機動伺服變量泵，故仍利用行程擋塊（塊擋的形狀）來使泵按一定規(guī)模變化以達到規(guī)定的壓制速度。 （4）壓制壓力及保壓 在壓制行程中不同階段的系統(tǒng)壓力決定于負載，為了保證安全，應(yīng)該限制液壓系統(tǒng)的最高壓力，本系統(tǒng)擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯(lián)一只溢流閥作安全閥用。 有時壓制工藝要求液壓缸在壓制行程結(jié)束后保壓一定時間，保壓方法有停泵保壓與開泵保壓兩種，本系統(tǒng)根據(jù)壓機的具體情況擬采用開泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統(tǒng)較為簡單。 （5）泄壓換向方法 液壓機在壓制行程完畢或進入保壓狀態(tài)后，主液壓缸上腔壓力很高，此時由于主機彈性變形和油液受到壓縮，儲存了相當(dāng)大的能量。工作行程結(jié)束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實踐已證明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動和驚人的聲音，甚至?xí)蛞簤簺_擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機中愈加重要。 各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當(dāng)液壓缸下腔油壓尚未升高時，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動換向閥，該閥中位機能是H型，控制換向速度，延長換向時間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖3.10）。此法最為簡單，適合于小型壓機。 （6）主缸與頂出缸的互鎖控制回路 為保障頂出缸的安全，在主缸動作時，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個換向閥適當(dāng)串聯(lián)的方法來實現(xiàn)兩缸的互鎖控制（見圖3.10）。從圖3.10中可見，只有在閥6處于右位工作時，即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時壓力油才會通入換向閥4，主缸才能動作。當(dāng)閥6處于左位工作，頂出缸為上行狀態(tài)時，只有壓力很低的回油通至閥4，主缸才不能動作。 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作見表3.8，液壓元件規(guī)格明細表見表3.9。 3.8 電磁鐵動作循環(huán)表 元件 動作 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 主缸快速下行 - + + - + 主缸慢速下壓 - + - -- + 主缸泄壓 - + - - - 主缸回程 - + - + - 頂出缸頂出 + - - + - 頂出缸回程 - + - + - 原位卸荷 - - - - - 表3.9 液壓元件明細表 序 號 名 稱 型 號 1 液控單向閥 A1Y-Ha32B 2 單向順序閥（平衡閥） XDIF-B20E 3 液控單向閥 A1Y-Ha20B 4 電液換向閥 34DYH-H20B-TZZ 5 電磁換向閥 23D-25B 6 電液換向閥 34DYM-H20B-T 7 順序閥 X2F-L32E 8 溢流閥（安全閥） YF-B20K 9 軸向柱塞泵 63CCYY14-B 10 主液壓缸 11 頂出液壓缸 12 壓力表 Y-100 (0~40)MPa 13 壓力表開關(guān) KF-L8/20E 2. 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 在以上分析的基礎(chǔ)上，擬定了液壓系統(tǒng)原理圖如圖3.10所示。 圖3.10 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖 系統(tǒng)的工作過程如下： 液壓泵起動后，電液換向閥4及6處于中位，泵輸出油液經(jīng)背壓閥7再經(jīng)閥6的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵 2 YA得電，換向閥 6在右位工作，此時5YA得電，換向閥4也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主缸上腔，此時3YA也得電，控制油路經(jīng)閥5通至液控單向閥3，使閥3打開，主缸下腔的油能經(jīng)閥3很快排入油箱，主缸在自重作用下實現(xiàn)快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經(jīng)充液閥（液控單向閥）1吸入主缸。 當(dāng)電氣擋塊碰到行程開關(guān)時3YA失電，控制油路斷開，閥3關(guān)閉，此時單向順序閥（平衡閥）2使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結(jié)束。與此同時用行程擋塊使泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制泵的流量適應(yīng)壓制速度的要求。由壓力表刻度指示達到壓制行程的終點。 行程過程結(jié)束后，可由手動按鈕控制使5YA失電，4YA得電，換向閥4換向，由于閥2帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥4的中位機能是H型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥4再換為左位，此時壓力油經(jīng)閥2的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經(jīng)閥4排回油箱，此時主缸實現(xiàn)快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經(jīng)油管引至油箱。 回程結(jié)束后，閥4換至中位，主缸靜止不動。 1YA得電，2YA失電，閥6換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后1YA失電，2 YA得電，閥6換至右位，頂出缸回程；回程結(jié)束后，2 YA失電，閥6換至中位，工作循環(huán)完成，系統(tǒng)回到原始狀態(tài)。 3.2.5 選擇液壓元件 1. 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件 （1）選擇液壓泵和確定電動機功率 1）液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力 pp = = 因為行程終了時流量q＝0，管路和閥均不產(chǎn)生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。 2）液壓泵的最大流量 Qp≥K（∑Q）max 泄漏系數(shù)K = 1.1~1.3，此處取K = 1.1.由工況圖知快速下降行程中q為最大（q = 471.1L/min），但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數(shù)值計算，而按回程時的流量計算。 qmax = q3 = 168.68L/min qp = 1.1q3 = 1.1168.68=185.6L/min 3）根據(jù)已算出的qP和pP，選軸向杜塞泵型號規(guī)格為125*CY(M)14-1B，其額定壓力為32MPa，滿足25~60％壓力儲備的要求。排量為125mL/r，額定轉(zhuǎn)速為1500r/min，故額定流量為：q = qn = L/min，額定流量比計算出的qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率ηv = 0.92. 4）電動機功率 驅(qū)動泵的電動機的功率可以由工作循環(huán)中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為9.22kW，取泵的總效率為η泵 = 0.85。 則P = = 9.22/0.85 = 10.85kW 選用功率為11kW，額定轉(zhuǎn)速為1460r/min的電動機。電動機型號為：Y160M-4（Y系列三相異步電動機）。 2. 選擇液壓控制閥 閥2、4、6、7通過的最大流量均等于qP，而閥1的允許通過流量為q。q = q1-qP＝471.1-185.6＝285.5L/min，閥3的允許通過流量為 q = q1 = 285.5*707/1963 = 102.8L/min 閥3是安全閥，其通過流量也等于qP。 以上各閥的工作壓力均取p＝32MPa。 閥5通過控制油液，流量很小，工作壓力也很低，可用中低壓閥。 本系統(tǒng)所選用的液壓元件見表3.10。 表3.10 液壓機液壓元件型號規(guī)格明細表 序號 元件名稱 型 號 規(guī) 格 1 液控單向閥 A1Y-Ha32B 32MPa，32通徑，流量200L/min 2 單向順序閥 （平衡閥） XDIF-B20E 32通徑，流量150L/min， 控制壓力（10~30）105Pa 3 液控單向閥 A1Y-Ha20B 32MPa，20通徑，流量100L/min 4 電液換向閥 34DYH-H20B-TZZ 32MPa，20通徑，流量100L/min 5 電磁換向閥 23D-25B 6.3MPa，12通徑，流量25L/min 6 電液換向閥 34DYM-H20B-T 32MPa，20通徑，流量100L/min 7 順序閥 X2F-L32E 32通徑，流量150L/min， 控制壓力（10~30）105Pa 8 溢流閥（安全閥） YF-B20K 20通徑，流量100L/min， 調(diào)壓范圍（14~35）MPa 9 軸向柱塞泵 63CCYY14-B 32MPa，排量63mL/r，1500r/min 10 主液壓缸 自行設(shè)計 11 頂出液壓缸 自行設(shè)計 12 壓力表 Y-100 （0~400）105Pa 13 壓力表開關(guān) KF-L8/20E 3. 選擇輔助元件 （1）確定油箱容量 由資料，中高壓系統(tǒng)（p>6.3MPa）油箱容量 V = （6~12）qP。 本例取V = 8qP = 8185.6 = 1484.8 L（qP用泵的額定流量）. 取油箱容量為1500升。 充油筒容量V1 = （2-3）Vg = 325 = 75（升） 式中 Vg——主液壓缸的最大工作容積。 在本例中，Vg = A1Smax = 196360 = 117780cm3 ≈ 117.8（升） （2）油管的計算和選擇 如參考元件接口尺寸，可選油管內(nèi)徑d = 20mm。 計算法確定：液壓泵至液壓缸上腔和下腔的油管 d = 取v = 4m/s，Q = 65.9L/mm d = = 1.87cm，選d = 20mm. 與參考元件接口尺寸所選的規(guī)格相同。 充液筒至液壓缸的油管應(yīng)稍加大，可參考閥1的接口尺寸確定 選d = 32mm的油管，油管壁厚：δ≥ 選用鋼管：[σ] = ≈ 83.25MPa，取n = 4， σb = 333MPa（10＃鋼）。 σ = = = 3.84mm，取σ = 4mm 4. 選擇液壓油 本系統(tǒng)是高壓系統(tǒng)，油液的泄漏是主要矛盾。為了減少泄漏應(yīng)選擇粘度較大的油，本系統(tǒng)選用68號抗磨液壓油。 3.2.6 液壓系統(tǒng)性能的驗算 1．油路壓力的計算 本系統(tǒng)是容積調(diào)速，系統(tǒng)在各運動階段的壓力由負載決定。本系統(tǒng)在開始設(shè)計時已經(jīng)說明，運動部件在導(dǎo)軌上的摩擦和自重的影響均忽略不計（對實際計算產(chǎn)生的影響很?。?，因此要考慮的僅僅是閥和管路的壓力損失，而本系統(tǒng)對壓力的要求主要是工作行程終了時能達到的最大壓力值，由于此時速度已接近于零，閥門和管路的損失也接近千零，所以本例不詳細計算壓力損失值。 2．確定安全閥、平衡閥和順序閥的調(diào)整壓力 安全閥調(diào)整壓力ps = 1.1p泵 = 1.125106 = 27.5MPa 平衡閥調(diào)整壓力pX = = = 1.59MPa 順序閥7的調(diào)整壓力：該閥的作用是使液壓泵在卸荷時泵的出口油壓不致降為零，出口油壓應(yīng)滿足液控單向閥和電液換向閥所需控制油壓的要求。由資料查的A1Y型液控單向閥的控制壓力≥16105Pa，另外電液換向閥34DY所需的控制油壓不得低于10105Pa，故取順序閥的調(diào)整壓力為（16~18）105Pa 3．驗算電機功率 由工況圖知主缸在快速起動階段中S = 2.1mm處功率為最大，Pmax = 9.22kW 在Pmax時液壓泵的流量較小，管路和閥的損失不大。在選擇電機時也已考慮功率留有一定量的儲備，所以電機功率不必再進行驗算，此處對液壓泵卸荷狀態(tài)下的功率再作一下計算，此時卸荷壓力p卸等于閥7的調(diào)整壓力 p卸＝18105Pa q泵取泵的額定流量qP = 188L/min。 p卸 = p卸qP = （18105188）/6010-3 = 5640W = 5.640kW 將液壓機在工作循環(huán)中的功率進行比較后得知主缸快速回程起動階段的功率為最大，所以用這個功率來計算電機功率是合理的。 （六）繪制正式液壓系統(tǒng)圖 參考例題1所述要求，繪制的正式液壓系統(tǒng)圖見圖3.10。