数控镗铣床变速操纵机构及液压平衡系统毕业设计

数控镗铣床变速操纵机构及液压平衡系统设计
摘要
本文着重对数控镗铣床的主轴箱变速操纵机构和液压平衡系统两个部分做了研究和设计。

在对变速操纵机构的设计中，对其工作原理进行分析。

依据传动轴的安装、齿轮在轴上的布置和排列、相啮合齿轮的宽度进行机构整体设计。

对液压系统的设计中先考虑主轴箱与平衡液压缸的连接，完成两者之间连接结构的初步设计；对液压系统进行分析设计，完成了液压缸的结构和参数设计、液压缸稳定性的校核、液压系统的性能验算等工作。

关键词：变速操纵机构；液压平衡系统；平衡液压缸
The design of the speed change and controls mechanism and hydraulic balanced system of numerical control
boring-milling machine
Abstract
The thesis focuses on researching and designing the spindle box in speed change and controls mechanism and hydraulic balanced system of numerical control boring-milling machine. In the design of speed change and controls mechanism, and analyze its principle to make it meet requirements, then designed entirety of the mechanism accordance with installation of the transmission shaft,configuration and lacing of gear on the axis,width of gears which are meshes with each other. In the design of hydraulic system, the link of main spindle box and balancing hydraulic cylinder have been taken into account, the preliminary structural design was finished; according to analyze and design hydraulics system, the design of the structures and parameters of the hydraulic cylinder, stability check criterion of hydraulic cylinder, the calculation of hydraulic system’s behavior was finished.
Key words: the spindle box in speed change and controls mechanism;hydraulic balanced system;balanced hydraulic cylinder
目录
摘要
Abstract
1 绪论 (1)
1.1 数控镗铣床概述 (1)
1.2 数控镗铣床的结构组成 (1)
1.3 数控镗铣床的发展动向 (2)
1.4 液压技术 (3)
1.4.1 液压技术的现状及其发展 (3)
1.4.2 液压技术的特点 (3)
2 数控镗铣床变速操纵机构设计 (4)
2.1 主轴箱变速操纵机构工作原理 (4)
2.2 主轴箱变速操纵机构中传动轴的安装 (5)
2.3 齿轮在轴上的布置和排列 (5)
2.4 相啮合齿轮的宽度 (5)
3 液压平衡系统设计计算 (6)
3.1 负载分析 (6)
3.2 负载图和速度图的绘制 (7)
3.3 液压缸主要参数的确定 (8)
3.3.1 初选液压缸的工作压力 (8)
3.3.2 计算液压缸的尺寸 (8)
3.3.3 活塞杆稳定性校核 (9)
3.3.4 求液压缸的最大流量 (10)
3.3.5 绘制工况图 (10)
3.4 液压平衡系统图的拟定与回路分析 (11)
3.4.1 液压平衡系统图的分析 (11)
3.4.2 液压平衡系统原理分析 (12)
3.5 液压元件的选择 (12)
3.5.1 确定液压泵的型号及电动机功率 (12)
3.5.2 选择阀类元件及辅助元件 (13)
3.6 液压系统的性能验算 (13)
3.6.1 压力损失及调定压力的确定 (13)
3.6.2 系统的发热与温升 (15)
4 平衡液压缸设计 (16)
4.1 液压缸的组成 (16)
4.2 平衡液压缸的计算 (18)
4.3 平衡液压缸与主轴箱的连接 (19)
5 结论 (20)
参考文献
致谢
数控镗铣床变速操纵机构及液压平衡系统设计
1 绪论
1.1 数控镗铣床概述
图1-1 立式数控镗铣床实物图图1-2 卧式数控镗铣床实物图
数控镗铣床也称“加工中心”机床，是一种新型机床，是一种具有自动换刀装置和任意分度数控转台的点位-直线数字控制机床。

工件在一次装夹后能自动完成几个侧面的钻、铣、镗、铰、攻丝等多种工序的加工，有立式和卧式之分，如图1-1和图1-2所示。

在机械零件中，箱体类零件占相当大的比重，例如变速箱、气缸体、气缸盖等。

这类零件往往重量较大，形状复杂，加工的工序多。

如果能在一台机床上，一次装夹自动地完成大部分工序，对于提高生产率，提高加工质量和自动化程度将有很大的意义。

箱体类零件的加工工序，主要是铣端面和钻孔、攻螺纹、镗孔等孔加工。

因此，数控镗铣床集中了钻床、铣床和镗床的功能，有下列特点：
（1）工序集中。

集中了铣削和不同直径的孔加工工序。

（2）自动换刀。

按预定加工程序，自动地把各种刀具换到主轴上去，把用过的刀具换下来。

因此，要有刀库、换刀机械手等。

（3）精度高。

各孔的中心距全靠各坐标的精度来保证，不用钻、镗模。

有的机床，还有自动转位工作台，用来保证各孔各面间的角度。

镗孔时，还可先镗这个壁上的孔，然后工作台转180度，再镗对面壁上的孔。

两孔要保证达到一定的同轴度。

1.2 数控镗铣床的结构组成
如图1-3所示，数控机床主要由机床本体、自动换刀装置、数控转台、液压油箱、数控电柜、主轴驱动调速控制柜、机床电气柜、主轴箱润滑冷却用自动油温调节器和空气干燥器等组成。

（1）机床本体。

数控镗铣床常按主轴在空间所处的状态，分为立式数控镗铣床和卧
式数控镗铣床。

机床本体是用来支撑机床的工作以达到加工生产目的，主要由床身和立柱组成。

（2）主轴结构。

主轴部件既要满足精加工时精度较高的要求，又要具备粗加工时高效切削的能力，因此在旋转精度、刚度、抗振性和热变形等方面，都有很高的要求。

在布局结构方面，对于具有自动换刀功能的数控镗铣床，其主轴部件除主轴、主轴轴承和传动件等一般组成部分外，还有刀具自动加紧、主轴自动准停和主轴装刀孔吹净等装置。

（3）数控转台。

数控转台可以进行任意角度定位，它的功用有两个：一是使工作台进行圆周进给运动，二是使工作台进行分度运动。

（4）换刀装置。

数控镗铣床为了能在工件一次装夹中完成多种甚至所有加工工序，以缩减辅助时间和减少多次安装工件所引起的误差，必须带有自动换刀装置。

其主要有刀库、横梁升降机构、滑座伸缩机构、手架回转机构、装刀手和卸刀手组成。

（5）机床导轨。

导轨主要用来支承和引导运动部件沿一定的轨道运动。

在导轨副中，运动的一方叫运动导轨，不动的一方叫支撑导轨。

运动导轨相对于支撑导轨的运动，通常是直线运动或回转运动。

1-电动机2-换刀机械手3-数控柜4-刀库5-主轴箱6-操作面板7-电源柜8-工作台9-滑座10-床身
图1-3 数控镗铣床示意图
1.3 数控镗铣床的发展动向
近年来，数控镗铣床正在向高速度、高精度和高度自动化方向发展。

（1）高速度数控镗铣床向高速度发展的主要目的是提高生产率，主要措施是提高
主轴转速、提高进给速度和缩短辅助时间。

（2）高精度在工厂的一般情况下，数控镗铣床的加工精度可达到IT7级，经过努力可以达到IT6级。

镗孔加工时，如提高主轴组件的刚度和精度，其加工孔径公差可达到IT4级提高数控镗铣床加工精度的主要措施是提高编程时的圆弧插补精度、机床定位精度和精度补偿技术。

（3）高度自动化为了进一步提高自动化程度，数控镗铣床的硬件和软件采取了许多改进措施。

例如采用对话系统，可使操作方便、操作简单、检验及时以及差错率少。

1.4 液压技术
1.4.1 液压技术的现状及其发展
液压传动是流体传动的一种，它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标志。

它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂用的涡轮机调速机构、核发电厂等；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、舰船减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。

液压传动相对于机械传动是一门新学科。

但对于计算机等新技术，它又是一门较老的技术。

如果从17世纪帕斯卡提出静压传递原理、18世纪英国制成世界上第一台水压机算起，液压传动已有两百多年的历史。

只是由于早期没有成熟的液压传动技术和液压元件，而使它没有得到普遍的应用。

随着科学技术的不断发展，各行各业对传动技术有了不断的需求。

特别是在第二次世界大战期间，有军事上迫切地需要反应快、重量轻、功率大的各种武器装备，而液压传动技术适应了这一需求，所以使液压传动技术获得了发展，在战后的50年代中，液压传动技术迅速地转向其它各个部门，并得到了广泛的应用。

由于采用集成、叠加、插装技术，使装配容易，造价低，比起机械等传动来，它是一种最为经济的选择。

目前，它分别在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪音、长寿命、高度集成化、小型化与轻量化、一体化和执行件柔性化等方面取得了很大的进展。

同时，由于与微电子技术密切的配合，实现了智能化和自动化，静液压传动装置替代了传统的液力变矩-齿轮箱传动，能在尽可能小的空间内传递尽可能大的功率并加以准确的控制，从而更使得它在各行各业中发挥出巨大的作用。

1.4.2 液压技术的特点
随着液压技术的不断发展，液压设备的年增长率远远大于其他设备的年增长率，其原因是由于液压传动在许多领域是机械等传动无法取代的。

液压传动能实现低速大吨位运动；采用适当的节流技术可使运动机构的速度十分均匀稳定；使用伺服。

仿形、调速等机构可使执行元件的运动精度达到很高，可以微米计；液压系统各部分间是用管道连接的，其布局安装有很大的灵活性，而其体积重量比却比机械传动小得多，因此能构成其它方法难以完成的复杂系统；液压传动可以用很小功率控制速度。

方向；液压元件体积小，重量轻。

标准化程度高，便于集中大批量生产。

这也是就在数控镗铣床主轴箱平衡机构的设计中，比起机械传动、PLC和单片机等控制的设计，为什么要选用液压来控制的原因。

2 数控镗铣床变速操纵机构设计
2.1 主轴箱变速操纵机构工作原理
主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。

如果主轴与变速机构分离，则除主轴箱外还有变速箱。

主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声要低，振动要小，操纵方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外型美观等。

如图2-2所示主轴箱中采用两个液压缸，经拨叉带动齿轮移动而实现主轴变速。

上油缸使拨叉拨动轴右边双联滑移齿轮变速；油缸5和8组成的差动油缸B，可使轴左边的双联滑移齿轮获得三个位置。

即当油缸8进压力油，油缸5回油时，活塞套和柱塞均被推向左边，柱塞用拨叉拨动轴上的双联滑移齿轮到左边位置；当油缸5和8同时进压力油时，则活塞套右移，到拨叉碰活塞套时，拨叉两边压力相等，双联滑移齿轮停在中间位置，处于空档；若油缸5进油，油缸8回油时，拨叉拨动双联滑移齿轮移至右边位置。

图2-1和图2-2两个图合起来反映了变速操纵机构中几个液压缸的位置及其双联滑移齿轮变速的关系。

1-行程开关2-拨叉2-液压缸4-滑移齿轮组件
图2-1 主轴箱变速操纵机构（a)
5-液压缸6-拨叉7-行程开关8-液压缸9-箱体
图2-2 主轴箱变速操纵机构（b)
2.2 主轴箱变速操纵机构中传动轴的安装
传动轴的轴承以深沟球轴承为主，也可用圆锥滚子轴承。

前者噪声小、发热小，应用较多。

后者装配方便，承载能力较大，还可以承受轴向载荷，因而也有采用的。

载荷较大的地方还可以用圆柱滚子轴承。

考虑到工作时，轴的温度将高于箱体。

为使轴有热膨胀的余地，装深沟球轴承的传动轴，常一端轴向固定，一端轴向自由，如图2-3、图2-4所示。

图2-3为“固定”端的结构，轴承内圈与轴的定位，一端靠轴肩，另一端则可用端盖。

图2-4为“自由”端的结构，自由端的外圈在孔内轴向不定位。

孔可与装配后用堵塞堵住。

图2-3 传动轴一端固定方式图2-4 传动轴一端轴向自由方式
2.3 齿轮在轴上的布置和排列
在变速传动组内应尽量使较小的齿轮成为滑移齿轮，使滑移省力。

滑移齿轮必须使原处于啮合状态的齿轮完全脱开后，另一个齿轮才开始啮合。

因此，双联滑移齿轮传动组占用的轴向长度为B>4b,如图2-5所示。

图2-5 双联滑移齿轮轴向长度
2.4 相啮合齿轮的宽度
在一般情况下，一对相啮合的齿轮，宽度应该是相同的。

但是，考虑到操纵机构的定位不可能很精准，拨叉也存在着误差和磨损，使用时往往会发生错位。

这时只有部分齿宽参与工作，会使齿轮局部磨损，降低寿命。

如果轴向尺寸并不要求很紧凑，可以使小齿轮比相啮合的大齿轮宽1～2mm。

带来的缺点是轴向尺寸将有所增加。

3 液压平衡系统设计计算
如图3-1所示，为了保证主轴箱在上升与下降过程中的平衡性，故要设计一液压系统来满足要求。

根据任务书可知主轴箱重量1100Kg ，主轴箱最大移动距离500mm ，液压缸活塞上升的最小速度24 mm/s ，液压缸活塞下降的最小速度21 mm ，液压缸启动加减速时间0.5s 。

1-主轴箱 2-平衡液压缸
图3-1 保持主轴箱稳定的上下移动
3.1 负载分析
1.工作负载
N N G F L 21582
28.91100=⨯⨯== 2.摩擦负载 取静摩擦系数2.0=s f ，动摩擦系数1.0=d f
静摩擦负载 N N F f F L s f s 4.4316215822.0=⨯=⨯=
动摩擦负载 N N F f F L d f d 2.2158215821.0=⨯=⨯=
3.惯性负载
加速 N N t v g G F a 6.1055
.0024.081.9215821=⨯=∆∆⨯= 加速制动 N F F a a 6.10512==
反向加速 N N t v g G F a 4.925.0021.081.9215823=⨯=∆∆⨯=
反向制动 N F F a a 4.9234==
则液压缸各阶段中的负载如表3-1所示（90.0=m η）
表3-1 液压缸各阶段中的负载
工况 计算公式
总负载F/N 缸推力F/N 启动 L f F F F s -= -17265.6 -15539.04 加速 L a f F F F F d -+=1 -19318.2 -17386.38 快上 L f F F F d -= -19423.8 -17481.42 制动 L a f F F F F d --=2 -19529.4 -17576.46 反向启动 L f F F F s += 25898.4 23308.56 反向加速 L a f F F F F d ++=3 23832.6 21449.34 快下 L f F F F d += 23740.2 21366.18 反向制动
L a f F F F F d +-=4
23647.8
21283.02
3.2 负载图和速度图的绘制
按照前面的负载分析结果及已知的速度要求、形成限制等，绘制出负载图及速度图如图3-2所示
图3-2 液压缸的负载图及速度图
3.3 液压缸主要参数的确定
3.3.1 初选液压缸的工作压力
压力的选择根据载荷的大小和设备的性能而定。

还要考虑执行元件的装配空间，经济条件及元件供应情况等的限制。

在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的机构尺寸。

对某些设备来说，尺寸受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选的太高，对液压泵、液压缸、液压阀的元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备的成本。

具体选择参考表3-2和表3-3。

表3-2 按载荷选工作压力
载荷/KN <5 5～10 1～20 20～30 30～50 >50 工作压力/MPa
<0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
≥5
表格 3-3 各种机械常用的系统工作压力 机械类型
工作压力/MPa 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床
农业机械、小型工程机械、建筑机械、液压凿石机 液压机、大型挖掘机、重型机械、起重运输机械
0.8～2 3～5 2～8 8～10 10～18 20～32
由表3-2和表3-3可知，本液压系统的工作载荷在15～26KN ，且机械类型是组合机床，初选工作压力为3MPa 。

3.3.2 计算液压缸的尺寸
鉴于液压缸快上和快下速度相差不大，故选用单活塞杆液压缸，且为了防止主轴箱上升或下降过快，故在回油路上设置有背压，如表3-4。

表 3-4 液压执行件的背压力
根据表3-4可知，选取背压为2p =0.5MPa ，则：
2226
2
111018.9410)2
5.03(9.056
.23308)2
(m m p p F
A m -⨯=⨯-=
-
=
η
则活塞直径：
系统类型
背压力/MPa
中低压系统
简单系统和一般轻载节流调速系统 0.2～0.5
回油带背压阀
调整压力一般0.5～1.5
回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时 0.5 设补油泵的闭式系统
0.8～1.5 高压系统
初算时可忽略不计
m m A D 24
1
1095.101018.9444--⨯=⨯⨯=
=
π
π
按标准取D =110mm 。

根据快上快下的速度比值来确定活塞杆的直径：
21
24
222=-d D D
解得d =39mm 。

表3-5 液压缸的的活塞杆外径尺寸系列（mm ）
活塞杆外径尺寸系列
4 5 6 8 10 12 14 16
18 20 22 25 28 32 36 40
45 50 56 63 70 80 90 100
110 125 140 160 180 200 220 250
280 320 360
根据表3-5液压缸的活塞杆外径尺寸系列可知，按标准取d=40mm 。

则液压缸的有效作用面积为： 无杆腔面积： 2222
199.94114
4
cm cm D A =⨯=
=
π
π
有杆腔面积： 2222
199.94114
4cm cm D A =⨯==ππ
3.3.3 活塞杆稳定性校核
因为活塞杆总行程为500mm ,而活塞杆直径长为40mm ,l/d=500/40=12.5>10,需进行稳定性校核，由材料力学中的有关公式，根据该液压缸一端支承一端铰接取末端系数22=ϕ，活塞杆材料用普通碳钢则：材料强度试验值Pa f 8109.4⨯=,系数5000/1=α，柔性系数
851=ϕ。

104404====
d A J r K ，因为1202855010
50021==<==ϕϕK r l ,所以有其临界载荷K F ：
N N r l fA
F K
K 05.61243910500500021110404
109.412
6
282
2=⎪
⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯+
⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+
=
-π
ϕα
当安全系数4=K n 时，
N N N n F K K 56.2330876.1531094
05.612439>== 所以满足稳定性条件。

3.3.4 求液压缸的最大流量
min /68.13/1098.227/m 10241099.943633-4-1L s m s V A q =⨯=⨯⨯⨯=⨯=-快上快上 min /46.10/1041.174/m 10211005.833633-4-2L s m s V A q =⨯=⨯⨯⨯=⨯=-快下快下
3.3.5 绘制工况图
工作循环中各个工作阶段的液压缸压力、流量和功率如表3-6所示
表3-6 各个工作阶段的液压缸压力、流量和功率
压力P/MPa 流量q /(L/min )
功率功率P /W 公式
快上
1.84
13.68
419.60
1
2
2A A P F P ⨯+=
q P P ⨯=功率
快下
2.25
10.46
392.33
由表3-6可绘制出液压缸的工况图，如图3-3所示。

3.4 液压平衡系统图的拟定与回路分析
3.4.1 液压平衡系统图的分析
液压平衡系统图的拟定，主要考虑以下几个方面的问题：
（1）供油方式
从工况图分析可知，该系统在快上与快下时所需流量较大且比较接近。

因此，从降低系统发热、节能角度和提高系统效率来考虑，可采用定量泵来供油的方案。

（2）压力控制方式
设计此系统目的是为了保证主轴箱上下移动时来满足它的稳定性，液压系统的工作压力必须与所承受的负载相适应，对于定量泵供油的液压系统，系统压力采用溢流阀（与泵并联）进行控制
为了使系统中的某部分油路具有较低的稳定力，故采用减压回路。

通过定值减压阀来与主油路相连，并在其出口串联一个单向阀，以使高压主油路的压力阀快速动作，而低于减压阀设定压力时，起到短时保压作用。

在回路中，采用两位四通电磁换向阀，以防止电气系统发生故障时拨开工件。

活塞上下运动时，要求液压缸在其行程终止时，保持一段时间压力，故采用蓄能器来保压，在必要时可作为油源。

为了防止垂直放置的液压缸和与之相连的主轴箱因为自重而自行落下，故采用单向顺序阀来使其稳定移动。

（3）速度调节方式
由于本系统是为了保持主轴箱在上下移动时的稳定性，速度变化来源于主轴箱上下移动的速度，故本液压系统不设计速度调节装置。

（4）辅助回路方式
净化装置是液压系统中不可缺少的部分，故在泵的入口与出口分别设置粗、精过滤器，并在溢流阀的出口处设置冷却器。

为了满足系统压力的调整与观测要求，在液压泵等处设置观测点。

（5）组成液压平衡系统
将上文选出的液压基本回路组合在一起，并修改和完善，就可以得到了完整的液压系统工作原理图，如图3-4。

1-主轴箱2-平衡液压缸3-压力继电器4-平衡阀5-压力表6-蓄能器7-单向阀8-减压阀9-两位四通电磁换向阀10-溢流阀11-粗过滤器12-冷却器13-电动机14-液压泵15-精过滤器16-油箱
3.4.2 液压平衡系统原理分析
如图3-4所示，平衡机构的液压系统由油泵14供油，减压阀8调节平衡压力,溢流阀10调节系统压力。

并由蓄能器6和两个压力继电器使主轴箱上下运动，停止时的平衡压力基本稳定。

当主轴箱向上运动时，平衡油缸2的活塞向下运动，同时电磁铁通电，油泵14供给的高压油经换向阀9.减压阀8.平衡阀4向平衡油缸2上腔补充压力油。

若主轴箱向下运动时，平衡油缸活塞向上运动，平衡阀4中的单向阀和油路系统中的单向阀7关闭，油缸2上腔的压力油经平衡阀4中的滑阀而流回油箱。

此时，由于压力继电器使电磁铁断电，泵14向系统供给的压力油经换向阀9直接流回油箱。

主轴箱停止时，活塞不动。

平衡压力超过一定压力时，压力继电器控制电磁铁断电，泵14卸荷，系统控制的平衡压力由蓄能器6保证。

当平衡压力低于压力继电器设定压力时，压力继电器控制电磁铁通电，泵向系统供油，保持平衡压力基本稳定。

3.5 液压元件的选择
3.5.1 确定液压泵的型号及电动机功率
液压缸在整个工作循环中最大工作压力为 2.25MPa ,由于该系统比较简单，所以取其压力损失∑=∆MPa P 5.0，算得泵的工作压力为：
∑=+=∆+=MPa MPa P P P p 75.2)5.025.2(
所需的液压泵最大供油流量p q 按液压缸的最大输入流量（13.68L/min ）进行估算，取泄漏系数K =1.3，则：
min /784.17min /68.133.1max L L q K q q V p =⨯=⨯=≥
表3-7 液压泵的选择
项目
工作压力（MPa ）
原动机为柴油机、汽油机；主机为行走机构
系统采用节流调速回路或对速度无调节要求
系统要求高效节能
系统有多个执行元件
≤21
＞21
液压泵 齿轮泵、
双作用
叶片泵
柱塞泵 齿轮泵、双作用泵
定量泵或手动变量泵
变量泵 多泵供油
根据表3-7和系统所需流量，拟初选YB-25型的叶片泵，其额定压力为16MPa ,转速1000r/min ,容积效率85.0=pv η，总效率75.0=p η，所以驱动该泵的电动机功率可由泵的工作压力（2.75MPa ）和输出流量
min /25.21min /1085.01000253L L V q pv n p =⨯⨯⨯=⨯=-η
符合系统对流量的要求。

W
75.0=p η，这时液压泵的驱动电机功率为：
KW W W P P p
p
p 30.110299.160
75.01025.211075.2q 33
6=⨯=⨯⨯⨯⨯=⨯=
-η功率
查电机产品目录，拟选用电动机的型号为Z2-41，额定功率为1500W ，额定转速为1000r/min 。

3.5.2 选择阀类元件及辅助元件
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，查阅产品样本选出的阀类元件和辅助元件的型号及规格，如表3-8所示。

表3-8 液压元件型号及规格
序号 名称
型号及规格
1 电动机 Z2-41
2 压力表 Y-100T
3 叶片泵 YB-25
4 溢流阀 DB10
5 二位四通阀 24D-40B
6 减压阀 J-63B
7 单向顺序阀 I-100B
8 粗过滤器 XLX-25×180 9 精过滤器 XLX-25×80 10 过滤器
XLX-25×100 11 电磁压力继电器 DP 1-63B
12
蓄能器
NXQ1-LF25/10-H
（1）油管 油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可接管路中允许流速计算。

故出油口采用内径为8mm ，外径为10mm 的紫铜管。

（2）油箱 油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积V =（5～7）p q ，即V =150L 。

3.6 液压系统的性能验算
3.6.1 压力损失及调定压力的确定
根据计算快下时功率损失最大，因而必须以快下为依据来计算溢流阀的调定压力，由于供油量的变化，其快下时液压缸的速度为：
s mm s m s m A q v p
/36/036.0/10
6005.8310784.174
3
21==⨯⨯⨯==-- 此时油液在进油管中的流速为：
s m s m A q v p /90.5/60
1084
10784.17623
=⨯⨯⨯⨯=
=
--π
（1）沿程压力损失 首先要判别管中的流态，设系统用N 32液压油。

室温为C 。

20时，
s m /100.124-⨯=ν，所以有：
232047210
0.110890.5Re 4
3
<=⨯⨯⨯==--νvd
管中为层流，则阻力损失系统16.0472
75
Re 75===
λ,若取进、回油管长度均为2m ，油液的密度3/890m Kg =ρ，则其进油路上的沿程压力损失为：
MPa Pa Pa v d l p 62.01020.690.52
890108216.0252321=⨯=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯
=∆-ρλλ （2）局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10%；而后者则
与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为n q 和n p ∆。

则当通过阀的流量为q 时的阀的压力损失v p ∆为：
2
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯∆=∆n n v q q p p （3-1）
由于通过每一个阀的最大流量仅为17.784L/min ，所以通过整个阀的压力损失很小，且可以忽略不计。

同理，快下时回油路上的流量：
min /55.15min /99
.9405
.83784.172112L L A A q q =⨯=⨯=
则回油路油管中的流速：
s m s m v /16.5/10
84
601055.156
2
3=⨯⨯⨯
⨯=
--π
由此可计算出：
层流）(8.412100.110816.5Re 4
3=⨯⨯⨯==--νvd
182.0Re
75
==
λ 所以回油路上的沿程压力损失为：
MPa Pa Pa v d l p 539.01039.516.52
890
1082182.02523
2=⨯=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=∆-ρλλ （3）总的压力损失 由（3-1）式和上面的计算结果所得可求出：
()()MPa MPa p A A p p 2.10539.0539.099.9405.83062.062.02121=⎥⎦
⎤⎢⎣⎡
+++=∆⨯+
∆=∆∑
原设∑=∆MPa p 5.0，这与计算略有差异，应用计算出的结果来确定系统中压力阀的调定值。

（4）压力阀的调定值 叶片定量泵系统中溢流阀的调定值应该满足快下的要求，保证泵同时向系统供油，而溢流阀的调定值应略大于快下时泵的供油压力：
∑=++=∆+=
MPa MPa p A F
p p 95.35.02.125.22
所以溢流阀的调定压力应取4MPa 为宜。

平衡阀的调定压力以主轴箱自重为依据，即
Pa Pa P p 27.2102.227a 1099.9481.92110044
-=⨯=⨯⨯⨯≥背 取背p =2.3MPa 。

3.6.2 系统的发热与温升
根据以上的计算可知，在快上时电动机的输入功率为：
W W q p P p
p p P 8.158075
.06010784.17104361
11=⨯⨯⨯⨯=⨯=
-η
在快下时电动机的输入功率为：
W W q p P p
p p P 62.69175
.060108922.8105.3362
22=⨯⨯⨯⨯=⨯=
-η
而快上时其有用功率：
W W P 2.88975
.06010784.171025.23
61=⨯⨯⨯⨯=
- 快下时的有效功率为392.33W ；所以快上时的功率损失为691.6W ,大于快下时的功率损失299.29W ，现以较大的值来校核其热平衡，求出发热温升。

设油箱的三个边长1：1：1～1：2：3范围内，则散热面积为：
22323283.1150065.0065.0m m V A ===
假设通风良好，取）。

C m KW h ⋅⨯=-23/(1015，所以油液的温升为：
C C A h H t 。

19.2583
.110156916.03
=⨯⨯=⨯=∆- 室温为C 。

20.热平衡温度为C 。

19.45<C 。

65，没有超出允许范围。