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1、1.工况分析2.负载分析密封装置产生暂时不考虑回油腔的背压力，可计算工作负载。取液压缸的摩擦阻力FrO.lF,外负载Fw包括切削力Fi和导轨的摩由题知道平导轨静摩擦因数Us=0.2,动摩擦因数Ud=O・l，导轨的正压力Fn就等于运动部件的重力Go设导轨的静摩擦阻力Ffs，动摩擦阻力Ffd，则Ffs=usFN=0.2x9.8x103N=1960NFfd=UdFN=O」><9・8xi（）3n=980N3.运动部件启动或制动将产生惯性力Fi，取启动制动时间为0.2s,由牛顿第二定律得惯性力为4.GAvg&29800x0.19.8x0.
2、2=500Nu95.66mm4人_4x3.592x10°7rpv3.14x5xl0运动分析取D=100mm确定活塞杆直径根据条件可知，液压缸快进速度和快退速度相等，在油路上采取差动连接，这时活塞杆的直径：d=0.707D=70.7mm取d=70mm液压缸实际有效面积无杆腔：A.=-D2=^xl04c/n2=78.5cm244有杆腔A,=-（D2-J2）=^x（104-702!^2=40.04cm24'/4'根据已知条件绘制出速度循环图，如图2所示&确定液压缸尺寸9.计算液压缸内径io.查表选取液压缸的工作压力p=5MPa,液压缸
3、最大工作负载F=3.592xlO°N,计算液压缸的内径:按最低速度验算液压缸有效面积根据速度循环图可知，最低速度就是工进速度，并且u=0.88xl0-3m/s,工进时无杆腔进油，所以应验算无杆腔有效而积，流量阀的最小稳定流量通常是qmin=0.05L/min,得：A>^Umiin0.05x10’0.88x10_3x102x60cm2«9.47cm2<78.5t7n2所以上面确定的液压缸尺寸能满足最低速度要求绘制液压缸工况图根据液压缸负载循环图、速度循环图和有效面积，计算液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，结果见表2。根据表2
4、画出液压缸工况图，如图3所示26.拟定液压系统原理图27.确定调速方法26.为了减小负载变化对液压缸运动速度的影响，满足系统对执行元件速度稳定性的要求，采用调速阀的进油屮节流调速。由工况图可知，工进时液压力高，但流量小，快进时压力低，但流量大。为减小功率损失，采用双泵供油27.确定换向方式28.为了满足工作台能在任何位置停止以便调整机床，同时考虑到采用斧动连接方式以实现快进，故采用滑阀机能为Y型的三位五通电磁阀29.确定工作进给油路32•使用调速阀和三位五通电磁阀实现工作进给吋，液压缸回油腔油液需经换向阀左位流回油箱；同时又为了
5、实现差动连接，回油腔的油液也需经换向阀左位流入进油腔。为了满足这两方而的要求，可在回油路上加一个液控顺序阀33.运动部件快进时，系统压力较低，顺序阀关闭，实现差动快进，工作进给时系统压力升高，顺序阀打开，回油腔油液经三位五通换向阀和顺序阀流回油箱。图中单向阀的作用是防止高压油液倒流34.确泄快进转工进方案35.由工况图可知，快进转工进时，流量变化很大，为了保证快进转工进时速度换接平稳可靠，采用行程换向阀比采用电磁换向阀好。为了保证回油腔有一定背压力，防止工作台前冲，可在回油路上设置一个背压阀即溢流阀。33.液压元件的选择34.确
6、定液压泵的工作参数3&估算小流量泵的最大工作压力39.根据工况图可知，液压缸在一个工作循环中最大工作压力为4.58MPa。因为在进油路有调速阀，回油路有背压阀等,所以取油路系统压力损失工Ap=lMPa,得Pp=/?+》△#=5.5SMPao40.估算快速移动时的工作压力41.由工况图可知，快进时的压力p=0.88MPa,按差动连接计算所需流量是8.89L/min,加上有杆腔的回油量是9.21L/min,进入液压缸无杆腔的流量是l&lL/min,这样管道内和阀口的压力损失增大，所以取油路的系统压力损失为工®=1.2MPa,得42.
7、pp=p+》=5.5SMPa43.液压泵所需流量计算44.由工况图可知，液压缸所需的最大流量为9.2L/min,若取回路泄露系数K=l.l,代入计算，两液压泵的总流量为qp=Kqmini=L/min45•工进时液压缸所需流量是0.05L/min,取溢流阀的溢流量3L/min,代入得qp=Kq^ax+Aq=43546乙/min根据上面计算的压力和流量，选用YB1-4/6型双联叶片泵估算液压泵的输入功率由工况图可知，液压缸最大功率出现在快速移动阶段，由双联叶片泵型号可知，总流量qp=L/min,快进估算工作压力qp=MPa,取叶片泵
8、的效率％=0.70得p=Mlx10-3=选用Y802-4型电动机，电动机功率为7584kW阀类元件的选择根据液压系统原理图中液压泵的流量及液压缸的有关尺寸，按照前面所讲的有关公式，可以初步估算出液压阀在工作时的最大工作流量。实际工作压力可参考液压泵的工作压力，其
