动力滑台驱动系统设计

动力滑台驱动系统设计目录引言 .11 设计的技术要求和设计参数 .31.1 系统要求 .31.2 系统设计参数 .32 工况分析 .42.1 立置动力滑台外负载计算 .42.2 卧置动力滑台外负载计算 .53 液压系统方案设计 .74 液压系统的计算和液压元件的选择 .104.1 液压缸的主要尺寸的确定 .104.1.1 立置动力滑台液压缸的主要尺寸的确定 .104.1.2 卧置动力滑台液压缸的主要尺寸的确定 .104.1.3 验算立置液压缸稳定性 .114.1.4 验算卧置液压缸稳定性 .114.1.5 立置液压缸工作各阶段所需的流量 .114.1.6 卧置液压缸工作各阶段所需的流量 .124.2 液压元件的选择 .124.2.1 确定液压泵的规格 .124.2.2 电动机的选择 .134.2.3 液压阀的选择 .164.2.4 确定管道尺寸 .174.3 液压系统性能验算 .174.3.1 立置液压缸压力损失验算 .174.3.2 卧置液压缸压力损失验算 .214.4 系统温升的验算 .245 液压集成块设计 .265.1 液压集成回路设计 .265.2 液压集成块及其设计 .27动力滑台驱动系统设计6 液压油箱和液压装置设计 .316.1 液压油箱设计 .316.1.1 液压油箱有效容积的确定 .316.1.2 液压油箱的外形尺寸 .326.1.3 液压油箱的结构设计 .326.2 液压装置设计 .357 液压系统故障产生原因分析研究 .377.1 工件爬行 .377. 油温升高 .387.3 空气侵入到液压系统 .397.4 系统中流量不足 .407.5 噪声 .40结论 .42致谢语 .43参考文 献 .44动力滑台驱动系统设计0引言液压传动和气压传动成为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。第一个使用液压原理的是 1795 年英国约瑟夫 布拉曼（Joseph Braman,1749-1814）在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。1905 年又将工作介质水改为油，进一步得到改善 1。第一次世界大战（1914-1918）后液压传动广泛应用，特别是 1920 年以后，发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的 20 年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯（F.Vikers）发明了压力平衡式叶片泵，为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁尼斯克（G Constantimsco）对能量波动传递所进行的理论及实际研究；1910 年对液力传动（液力联轴节、液力变矩器等）方面的贡献，使这两方面领域得到了发展 2。我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60 年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油、以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。目前我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新兴元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电液数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅猛发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和家具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低动力滑台驱动系统设计1成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连续调速等优点，在组合机床中得到了广泛应用。作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。由于液压系统具有许多优点，因此本次进行的动力滑台驱动系统设计，采用液压传动系统。该滑台是重要机械装置组合机床的重要组成部分。本设计叙述了动力滑台驱动液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的确定、液压元件的选择以及液压系统性能验算等。液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动。机械装备与国民经济和国防技术的发展密切相关，涉及机械装备具有现实意义。动力滑台驱动系统设计21 设计的技术要求和设计参数1.1 系统要求分别用立置动力滑台和卧置动力滑台加工精度较高的垂直孔（圆柱孔及圆锥孔）和水平孔（不通孔） ，要求两滑台互不干扰，同时实现工作自动循环。该动力滑台驱动系统采用液压传动。系统应完成工作循环：立置动力滑台快进第工进第工进死挡块停留快退至原位停止。卧置动力滑台快进工进停留快退至原位停止。1.2 系统设计参数 立置动力滑台技术参数如下：轴向切削力工进 1.7104N，工进 1.1104N，移动部件总重 2.1104N。快进、快退速度 6.7510-2m/s，工进速度 5.110-4m/s，工进速度 3.110-4m/s。快进行程 0.24m，工进行程 0.04m，工进行程0.02m，快退行程 0.30m。启动、制动时间 0.2s。滑台宽 0.34m，采用平面导轨，静摩擦系数 0.2，动摩擦系数 0.1。 卧置动力滑台技术参数如下：轴向切削力 8103N，移动部件总重 9103N。快进、快退速度 810-2m/s，工进速度 2.210-4m/s。快进行程 0.20m，工进行程 0.05m，快退行程 0.25m。启动、制动时间 0.1s。滑台宽 0.25m，采用平面和 V 型组合导轨（导轨夹角 =90） ，静摩擦系数 0.2，动摩擦系数 0.1。动力滑台驱动系统设计32 工况分析2.1 立置动力滑台外负载计算液压缸所受外负载 F 包括三种类型 ，即3(2-1)afF式中 工作负载，N 。对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，F立置动力滑台轴向切削力工进 1.7104N，工进 1.1104N；卧置动力滑台轴向切削力为 8103 N。运动部件速度变化时的惯性负载，N；a导轨摩擦阻力负载， N。启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对fF于平导轨 可由下式求得f（2-RnfFG2）对于 V 形导轨可由下式求得（2-2sinNfF3）其中 G移动部件的重量，N；工作阻力垂直于导轨上的正压力,N；RV 形导轨的夹角,度。 。4（2-GFfs2.04）（2-fa1.5） 上式中 为静摩擦阻力，N。 为动摩擦阻力，N。fsFfaF动力滑台驱动系统设计4（2-tvgGFa6）式中 重力加速度， ；g2sm加速或减速时间，s；t 时间内的速度变化量， 。t s立置动力滑台各阶段的负载情况如下：启动加速：NtgGFaj 2.732.017568.9124工进：NRh417.工进：Fh40.反向启动：NtvgGaj 2.73.01568.91224制动：tvgFaji 2.732.01568.9124根据上述计算结果，作出如图 2-1 速度循环图和图 2-2 负载循环图：图 2-1 速度循环图 图 2-2 负载循环图动力滑台驱动系统设计52.2 卧置动力滑台外负载计算启动加速：NFasj 3.5081.8.9045sin1092. 233 快进：fah 8.2745sin109.3工进:NRFfah .018.273反向启动：Nafsj 3.5081.8.945sin109. 233 快退：NFfah 8.2745sin109.3制动：Nafji 1.438.018.945sin109. 233 根据上述计算结果，作出如图 2-3 速度循环图和图 2-4 负载循环图：图 2-3 速度循环图 图 2-4 负载循环图动力滑台驱动系统设计63 液压系统方案设计液压系统方案设计最重要的环节是液压系统原理图的拟定，它的好坏从根本上影响整个液压系统。液压系统原理图的拟定一般方法是：先根据具体的动作性能要求选择液压基本回路，然后将基本回路加上必要的连接措施有机地组合成一个完整的液压系统。在选择基本回路时既要考虑调速、调压、换向、卸荷、顺序动作，也要考虑到节约能源、减少发热量、减少冲击、保证动作的精度等问题。其具体内容为以下几点。（1）确定供油方式考虑到该机床在工作时负荷较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较大。从节省能量、减少发热以及减少噪声方面考虑，泵源系统采用单级叶片泵。（2）调速方式的选择由工况要求所知，执行元件采用油缸实现往复运动；组合机床进给功率较小，同时为了增加进给运动的平稳性，因此采用回油路节流调速方案。为了保证切削过程速度稳定性，选用调速阀调速。（3）速度换接方式的选择本动力滑台在调整时，需停在任意的位置上，故须采用三位五通换向阀进行换向。当动力滑台由差动快进换为工进时，与调速阀并联的二位二通电磁阀关闭，泵压升高，使液控顺序阀逐渐打开，使差动油路断开，油缸回油经调速阀、三位五通电磁阀和液控顺序阀流回油箱。这样可以使速度换接平稳。（4）液压系统的组合立置与卧置滑台的负载不同，速度要求也不同，要保证同时动作、又不互相干扰，两回路组合时，在其中一个回路上安装减压阀和单向阀，泵的调节流量应大于两个动力滑台同时快进时通过两个节流阀的流量。测压点布置在泵源出口和减压阀、单向阀之后，便于调整泵和液控顺序阀的压力。动力滑台驱动系统设计7本动力滑台驱动液压系统，过滤精度要求不高，故在泵进口处安装网式滤油器即可。综合考虑各方面因素并参照国家标准绘制出相应的液压系统原理，如图 3-1 所示。1滤油器；2单级叶片泵；3压力表开关；4溢流阀；5减压阀；6单向阀；7卸荷阀；8单向阀；9三位五通换向阀；10调速阀；11二位二通换向阀；12卧置液压缸；13卸荷阀；14单向阀；15三位五通换向阀；16调速阀；17二位二通换向阀；18调速阀；19二位二通换向阀；20立置液压缸图 3-1 液压系统原理图该系统的工作过程如表 3-1 和表 3-2 所示。表3-1 立置滑台电磁铁动作顺序表电磁铁元件动作顺序4YA 5YA 6YA 7YA动力滑台驱动系统设计8快进 + - + +工进 + - - +工进 + - - -停留 + - - -快退 - + + +原位 - - - -表 3-2 卧置滑台电磁铁动作顺序表电磁铁元件动作顺序1YA 2YA 3YA快进 + + -工进 + - -停留 + - -快退 - + +原位 - - -动力滑台驱动系统设计94 液压系统的计算和液压元件的选择4.1 液压缸的主要尺寸的确定 4.1.1 立置动力滑台液压缸的主要尺寸的确定立置动力滑台液压缸工作压力取 P1=3MPa ，由于立置液压缸工作最大负载3，取背压估计值 P2=0.5MPa， cm=0.95， ，NF4107.7.0Dd21214dFDcmm226410.97.01359.034.7缸内径圆整为标准 D=100mm ，活塞杆 ，活塞杆直径系列取 d=0.70mm。 .Dd4.1.2 卧置动力滑台液压缸的主要尺寸的确定卧置动力滑台液压缸工作压力取 P1=3MPa ，由于立置液压缸工作最大负载3，取背压估计值 P2=0.5MPa， cm=0.95， ，NF8.10727.0Dd21214dFDcmm6 105.7.0359.0314. 87动力滑台驱动系统设计10缸内径圆整为标准 D=80mm ，活塞杆 ，活塞杆直径系列取 d=56mm。3 7.0Dd4.1.3 验算立置液压缸稳定性按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由此可得24min 8.6min601.3i5. cdLvqA式中 是产品样本调速阀 QF3-E10B 正常工作的最小稳定流量，为 。minq min05.L5本系统中调速阀安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即22240714.34cdDA上述不等式满足要求，液压缸能达到所需低速。4.1.4 验算卧置液压缸稳定性按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由此可得24min 8.37min6012.i5. cdLvqA式中 是产品样本调速阀 QF3-E10B 正常工作的最小稳定流量，为 。minq in05.L5本系统中调速阀安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即222 6.5.841.34cmdDA由于 ，故该设计不符合要求，扩大缸的内径取 D=100mm，d=70mm。minvqA22240714.34cd得 ，上述不等式满足要求，液压缸能达到所需低速。minvq动力滑台驱动系统设计114.1.5 立置液压缸工作各阶段所需的流量minL58.1in60175.104.3vd 3222 快 进快 进 q i4.im.D3422 工 进 工 进inL15.0i610.341.v4 3422 工 进 工 进 qmin21.6i67.dD3222快 退快 退4.1.6 卧置液压缸工作各阶段所需的流量inL47.18min60180741.3vd 3222 快 进快 进 qi.i.D3422 工 进 工 进minL21.9in601807.14.3vd4 3222 快 退快 退 q4.2 液压元件的选择 4.2.1 确定液压泵的规格 先根据系统设计要求确定液压泵的类型，然后根据液压泵的最高供油压力和最大供油量来选择液压泵的规格。（1）确定液压泵的最高工作压力 p液压泵的最高工作压力是在系统正常工作时泵所能提供的最高压力，对于定量泵系统来说这个压力是由溢流阀调定的。除了执行元件的压力外还要考虑正常工作中油液在管路系统中流动时产生的总压力损失，即(4-1)pp1动力滑台驱动系统设计12式中 液压泵最大工作液力， MPa；p执行元件最大工作压力，MPa；1进油管路中的压力损失，MPa 。初算简单系统取 0.20.5MPa，复杂3系统取 0.51.5MPa，在本液压系统中取 0.5MPa。MPa5.).0(pp1 上述计算所得的 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外为了达到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力 应满足 。中低压系统取小值，高压系统取大值。npnp1.625.在本系统中 。MPa4.325.1（2）泵的流量的确定液压泵的最大流量应为 (4-2)pqmaxKL式中 液压泵的最大流量， ；pqin同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值， 。如果这时溢maxminL流阀正进行工作，尚需加溢流阀的最小溢流量 23L/min；系统泄漏系数，一般取 ，现取 。LK3.1LK2.1LKin504in69.maxqLp 取泵的流量为 43L/min。（3）选择液压泵的规格根据以上算得的 和 在查阅液压元件产品样本 ，现选用 YB-B48B 单级叶片泵，pq6该泵的基本参数为：额定压力 ，流量为 45.7L/min，输入功率为MPan9.4P=4.92KW，容积效率 ，总效率为 。85.0v7.04.2.2 电动机的选择进行与液压泵匹配的电动机的选定时，首先分别算出快进与工进两种不同工况时动力滑台驱动系统设计13的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在 L/min 范围内时，可取 。同时12.0 14.03.还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即 3 (4-3)pBqnP2式中 所选电动机额定功率，kW；nP液压泵的限定压力，MPa；Bp压力为 时，泵的输出流量， 。qBpminL该液压系统在各工况下功率消耗情况计算如下。立置液压缸各个工况下的功率消耗如下：快进时外负载为 723.2N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以MPapAFp 49.03.107.4236快进时电动机所需的功率kWqpP18.07.60519工进时外负载为 N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以417.MPapAFp 7.43.017.0462工进时电动机所需的功率kWqpP026.7.60工进时外负载为 N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以41.MPapAFp 2.3.017.0462动力滑台驱动系统设计14工进时电动机所需的功率kWqpP01.7.60523快退时外负载为 723.2N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以MPapAFp 48.03.107.4236快退时电动机所需的功率 kWqPp 15.068卧置液压缸各个工况下的功率消耗如下：快进时外负载为 2172.8N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以MPapAFp 86.03.107.4826快进时电动机所需的功率kWqpP38.07.6018工进时外负载为 10172.8N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以MPapAFp 94.23.017.04826工进时电动机所需的功率kWqpP07.7.06192快退时外负载为 2172.8N，仅油路的压力损失定为 0.3MPa，所以MPapAFp 86.03.107.4826快退时电动机所需的功率kWqpP38.07.6018动力滑台驱动系统设计15综上可知，当立置液压缸快退时功率为 0.185kW，卧置液压缸快进或快退时功率为0.38kW，所以最大功率为两液压缸同时工作时kWP57.019.380查阅电动机产品样本 ，选用 Y100L2-4 型电动机，其额定功率为 3kW,额定转速为71430r/min。由于液压泵 YB-B48B 的限定压力为 4.9MPa，限压时输出的流量为 45.7L/min，在该状态下对应的功率为kWkP632.57.0649所选的电动机符合要求，能正常工作。4.2.3 液压阀的选择根据确定的液压系统原理图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件 如表 4-1 所示。8表 4-1 液压元件明细表序号 元件名称 型号 通过流量（L/min）1 滤油器 XU-B50100 45.72 单级叶片泵 YB-B48B 45.73 压力表开关 KF3-E3B -4 溢流阀 YDF3-10B 3.165 减压阀 JF-10B 18.476 单向阀 AF3-Ea10B 18.477 卸荷阀 X3F-B10D 0.1048 单向阀 AF3-Ea10B 18.479 三位五通换向阀 35D2-B10 19.2310 调速阀 QF3-E10B 0.10411 二位二通换向阀 22DO-B10C 18.4712 卸荷阀 X3F-B10D 0.2413 单向阀 AF3-Ea10B 15.5814 三位五通换向阀 35D2-B10 16.22动力滑台驱动系统设计1615 调速阀 QF3-E10B 0.1516 二位二通换向阀 22DO-B10C 16.2217 调速阀 QF3-E10B 0.2418 二位二通换向阀 22DO-B10C 16.224.2.4 确定管道尺寸本系统主油路流量为两液压缸差动时流量 q=218.47 =36.94L/min，压油管的允许流速取 m/s，则内径 d 为4vmvq0.149.36.46. 若系统主油路流量按快退时取 q=19.23L/min，得油路管径d1.0423.96.综上所述，现取油管的内径 d=14.0mm。吸油管内径为mvqd1.5436.4参照泵 YB-B48B 单级叶片泵的吸油口连接尺寸，取吸油管内径 d=48mm。本系统为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵流量的 57 倍来确定 ，已知3YB-B48B 单级叶片泵的额定压力为 45.7L/min，现选用容量为 320L 的油箱。4.3 液压系统性能验算4.3.1 立置液压缸压力损失验算已知该液压系统中进、回油管路的内径均为 14mm，如图 3-1，立置液压缸支路各段管道的长度分别为：AB=0.3m，BC=1.7m，BD=1.7m，DE=2m，选用 L-HL32 液压油，考虑到油液的最低温度为 15，查得在 15时该液压油的运动粘度 ，油的scm25.1密度为 。3920mkg（1） 工作进给压力损失验算 5动力滑台驱动系统设计17运动部件工作进给时最大速度 ，进给的最大流量min106.310.524sv为 ，液压油在管内流速为min24.0Lqscccmdqv 6.2in15in4.13024321 管道流动雷诺数 Re1为43.25.16Re1dv，可见油液在管内为层流，其沿程阻力系数230Re1。 86.304.27e1进油管道 AC 的沿程压力损失 为pPaPavdlp 62221 104.06.914.3078631 查得换向阀 35D2-B10 的压力损失 。p625.8忽略油液通过管接头、油路板等出的局部压力损失，则进油路总压力损失 为1pPaPap 66211 104.10.04. （2）工作进给回油路的压力损失验算由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则scmv3.126.122.5.4Re2d.61.7e2回油管道沿程压力损失 为12pPaavdlp 622212 10.03.94.30761 动力滑台驱动系统设计18查得换向阀 22DO-B10C 的压力损失 ，调速阀的压力损失为Pap62105.8，换向阀 35D2-B10 压力损失 。Pap632105. 642.工进时回油路总压力损失Pappp 6423212 105.工进时回油路总压力损失642312.2 ，（3）立置液压缸支路口的压力PapAFpcm 6464112 104.105.78.9.0Pa609.2（4）立置液压缸快进时的压力损失快进时液压杆为差动连接，由 B 点至 C 点之间管路 BC 中，流量为液压支路入口的两倍，即 ，则min16.3258.1Lscmscdqv 5.37604.1342321 1.57Re1v23801PaPavdlp 622211 108.75.94.738.0 同样可求得管道 AB 段和 BD 段压力损失为scmscdqv 8.1604.1358423232 5.7.6Re2动力滑台驱动系统设计19476.0Re5232PaPavdlp 622221 103.8.194.176.0 l 6222331 7.6.0.查产品样本得，流经阀 35D2-B10 的压力损失为 ，换向阀Pap61205.822DO-B10C 的压力损失为 。Pap62105.在差动连接过程中立置液压缸支路的入口压力为 cmp AFp2123121 Pa015.0.076.08. 6Paa619.2153.（5）立置液压缸快退时的压力损失快退时液压杆为由 A 点至 D 点之间管路 AD 中，为 ，则min2.16Lscscdqv 7.504.13264321 164.75Re1v01PaPavdlp 622211 1093.75.94.375.0 查产品样本得，流经阀 35D2-B10 的压力损失为 ，换向阀p612.822DO-B10C 的压力损失为 。Pap62105.在差动连接过程中立置液压缸支路的入口压力为 cmp AFp2121动力滑台驱动系统设计20Pa0125.0.093. 6Pa618.4.3.2 卧置液压缸压力损失验算(1) 工作进给压力损失验算如图 3-1，卧置液压缸支路各段管道的长度分别为：AF=0.6m，FG=1.7m，FH=1.7m，HI=2m，运动部件工作进给时最大速度，进给的最大流量为 ，液压油在管内min1032.102.4sv min104.Lq流速为scccdqv 13.in6.7in4.13042323管道流动雷诺数 Re1为05.1.Re3v，可见油液在管内为层流，其沿程阻力系数230Re14.7105.e3进油管道 AF 的沿程压力损失 为1pPaavdlp 6222313 10.13.904.7 查得换向阀 35D2-B10 的压力损失 。Pp6235.8忽略油液通过管接头、油路板等出的局部压力损失，则进油路总压力损失 为1paap 662313 105.10.0. (2) 工作进给回油路的压力损失验算由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回回油管道的流量为进油管道的二分之一，则scmscv56.0213.4动力滑台驱动系统设计2153.0.146Re4dv.754回油管道沿程压力损失 为14pPaavdlp 622241 10.057.9.3075查得调速阀 QF3-E10B 的压力损失 ，换向阀 35D2-B10 压力损Pp6241.8失 。则工进时回油路总压力损失为Pap6341025.Paap 66423424 1052.025.0. (3) 卧置液压缸支路口的压力 apAFpcm 6463142 105.105.78.9.01Pa607.(4) 卧置液压缸快进时的压力损失快进时液压杆为差动连接，由 F 点至 G 点之间管路 FG 中，流量为液压支路入口的两倍，即 ，则min94.3627.18Lscmsdqv4064.13942321 3.75.0Re1v2e1PaPavdlp 62211 1078.4904.70同样可求得管道 AF 段和 FH 段压力损失为 scmsdqv2064.1378423232 7.1865.4Redv动力滑台驱动系统设计224.071865Re232PaPavdlp 622221 103.94.0l 6222331 89.1.7查产品样本得，流经换向阀 35D2-B10 的压力损失为 ，换向Pap61205.8阀 22DO-B10C 的压力损失为 。Pap6205.在差动连接过程中立置液压缸支路的入口压力为 cmp AF2123121 Pa 95.01.4827105.0.89.0.78. 46Paa661.14.(5) 卧置液压缸快退时的压力损失快退时液压杆由 A 点至 H 点之间管路 AH 中，流量为 ，则min23.19Lscscdqv .0864.13294321 4.195.08Re1v36.71Paavdlp 622211 10.94.104.386.0 查产品样本得，流经换向阀 35D2-B10 的压力损失为 ，换向p6125.8阀 22DO-B10C 的压力损失为 。Pap62105.在差动连接过程中立置液压缸支路的入口压力为 cmp AF2121动力滑台驱动系统设计23Pa 95.01.48271025.0.146Pa673.上述验算表明，该设计符合要求，无需修改设计。4.4 系统温升的验算在整个系统的工作循环过程中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，所以分别计算各工进速度时候的发热量，取数值大的进行分析 。3立置液压缸的发热计算如下：工进时，min106.310.524svin24.0i4i6341. 3222 LDq 取泵的效率为 0.1，泵出口处的压力为 2.9MPa，则有kWP16.0.09输 入Fv 87.517. 344输 出kk87.1输 出输 入工进时，min106.10.324svmin146.0i4in8641. 33222 LvDq kWkP7.1.09输 入Fv 3.3. 344输 出kk062.76.2 输 出输 入卧置液压缸的发热计算如下。工进时，min1032.102.4sv动力滑台驱动系统设计24min104.in104.min1032.41.3 332 LvDq 取泵的效率为 0.1，泵出口处的压力为 2.9MPa，则有kWkP5.69输 入Fv 02.102810734输 出k48.3输 出输 入综上，系统最大的消耗功率为WkP153.0.1073.31 可见，在系统同时工进时，功率最大损失为 0.1553kW，发热量最大。假定系统的散热状况一般，取 ，油箱的散热面积 A 为23cmK232 04.31605.V056.A系统的温升为 .4.31KPt验算表明系统的温升在许可的范围内，不需设置冷却器。动力滑台驱动系统设计255 液压集成块设计通常使用的液压元件有板式和管式两种结构。管式元件通过油管来实现相互之间的连接，液压元件的数量越多，连接的管件越多，结构越复杂，系统压力损失越大，占用 空间也越大，维修、保养和拆装越困难。因此，管式元件一般用于结构简单的系统。 板式元件固定在板件上，分为液压油路板连接、集成块连接和叠加阀连接。把液压元件分别固定在几块集成块上，再把各集成块按设计规律装配成一个液压集成回路，这 种方式与油路板比较，标准化、系列化程度高，互换性能好，维修、拆装方便，元件更 换容易；集成块可进行专业化生产，其质量好、性能可靠而且设计生产周期短。使用近年来在液压油路板和集成块基础上发展起来的新型液压元件叠加阀组成回路也有其独 特的优点，它不需要另外的连接件，由叠加阀直接叠加而成。其结构更为紧凑，体积更小，重量更轻，无管件连接，从而消除了因油管、接头引起的泄漏、振动和噪声 。95.1 液压集成回路设计 （1）把液压回路划分为若干单元回路，每个单元回路一般由三个液压元件组成，采用通用的压力油路 P 和回油路 T，这样的单元回路称液压单元集成回路。设计液压单元集成回路时，优先选用通用液压单元集成回路，以减少集成块设计工作量，提高通用性 。 3（2）把各个液压单元集成回路连接起来，组成液压集成回路，一个完整的液压集成回路由底板、供油回路、压力控制回路、方向回路、调速回路、顶盖及测压回路等单元液压集成回路组成。液压集成回路设计完成后，要和液压回路进行比较，分析工动力滑台驱动系统设计26作原理是否相同，否则说明液压集成回路出了差错 。5综上所述，本液压系统的的液压集成回路如图 5-1 所示。图 5-1 液压系统集成块回路图5.2 液压集成块及其设计 动力滑台液压系统的集成块装配总图如图 5-2 所示，它由底板 、压力块、方向调速块、方向调速换向块、压力块、方向块、方向调速块、和顶盖组成，由四个紧固螺栓把它们连接起来，再由四个螺钉将其紧固在液压油箱上，液压泵通过油管与底板连接，组成液压装置，液压元件分别固定在各集成块上，组成一个完整的液压系统 。4（1）底板及供油块设计 底板块及供油块的作用是连接集成块组。液压泵供应的压力油 P 由底板引入各集成块，液压系统回油路 T 经底板引入液压油箱冷却沉淀。 （2）顶盖及测压块设计 动力滑台驱动系统设计27顶盖的主要用途是封闭主油路，安装压力表开关及压力表来观察液压泵及系统各部分工作压力的。设计顶盖时，要充分利用顶盖的有效空间。1底板；2压力块；3方向块；4方向调速块；5压力块；6方向块；7方向调速块；8顶块图 5-2 动力滑台液压系统集成块装配图（3）集成块设计 集成块的设计步骤如下 。 3 制作液压元件样板。根据产品样本，对照实物绘制液压元件顶视图轮廓尺寸虚线绘出液压元件底面各油口位置的尺寸，按照轮廓线剪下来，便是液压元件样板。若产品样本与实物有出入，则以实物为准。 决定通道的孔径。集成块上的公用通道，即压力油孔 P回油孔 T泄油孔L(有时不用)及四个安装孔。压力油孔由液压泵流量决定，回油孔一般不小于压力油孔。动力滑台驱动系统设计28直接与液压元件连接的液压油孔由选定的液压元件规格确定。孔与孔之间的连接孔（即工艺孔）用螺塞在集成块表面堵死。与液压油管连接的液压油孔可采用米制细牙螺纹或英制管螺纹。 集成块上液压元件的布置。把制作好的液压元件样板放在集成块各视图上进行布局，有的液压元件需要连接板，则样板应以连接板为准。 电磁阀应布置在集成块的前后面上，要避免电磁阀两端的电磁铁与其它部分进行相碰。液压元件的布置应以在集成块上加工的孔最少为好。孔道相通的液压元件尽可能布置在同一水平面，或在直径 d 的范围内，否则要钻垂直中间油孔，不通孔之间的最小壁厚 h 必须进行强度校核。 液压元件在水平面上的孔道若与公共孔相通，则应尽可能地布置在同一垂直位置或在直径 d 范围内，否则要钻中间孔道，集成块前后与左右连接的孔道应互相垂直，不然也要钻中间孔道。设计专用集成块时，要注意其高度应比装在其上的液压元件的最大横向尺寸大2mm，以避免上下集成块上的液压元件相碰撞，影响集成块紧固。 集成块上液压元件布置程序。电磁换向阀布置在集成块的前面和后面，先布置垂直位置后布置水平位置，要避免电磁换向阀的固定螺孔与阀口通道集成块固定螺孔相通。液压元件泄油孔可考虑与回油孔合并。水平位置孔道可分三层进行布置。根据水平孔道布置的需要，液压元件可以上下左右移动一段距离。溢流阀的先导部分可伸出集成块外，有的元件如单向阀，可以横向布置。 设计出的该液压系统卧置液压缸的调速块如图 5-3 所示。动力滑台驱动系统设计29图 5-3 卧置液压缸方向调速块 集成块零件图的绘制 。集成块的六个面都是加工面，其中有三个面要装液压10元件，一个侧面引出管道。块内孔道纵横交错，层次多，需要由多个视图和 23 个剖视图才能表达清楚。孔系的位置精度要求较高，因此尺寸公差及表面粗糙度应标注清楚，技术要求也应予说明。集成块的视图比较复杂，视图应尽可能少用虚线表达。 为了便于检查和装配集成块，应把单向集成回路图和集成块上液压元件布置图绘在旁边。而且应将各孔道编上号，列表说明各个孔的尺寸深度以及与哪些孔相交等情况。动力滑台驱动系统设计306 液压油箱和液压装置设计 6.1 液压油箱设计 液压油箱的作用是贮存液压油、分离液压油中的杂质和空气，同时还起到散热的作用 。36.1.1 液压油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件和很多，通常按压力范围来考虑。液压油箱的有效容量 V 可概略地确定为：在低压系统中（ p2.5MPa）可取：（6-pqV421）在中压系统中（ p6.3MPa）可取：（6-pq752）在中高压系统中（ p6.3MPa）可取：动力滑台驱动系统设计31（6-3）pqV126式中 V液压油箱有效容积， 。3m液压泵额定流量， 。pqinL本液压系统液压泵的额定流量为 45.7L/min，额定压力 ，属于中压系MPapn9.4统，液压油箱的有效容积为LLV3209.17.45应当注意：设备停止运转后，设备中的那部分油液会因重力作用下而