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文檔簡介
1、液壓與氣壓傳動課程設計說明書設計題目:組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)專業(yè):機械設計制造及其自動化班級:機設1302學 號:1312110220姓名:柳團洋扌旨導老師:舁右芳完成日期:2015年12月30 1=1一、課程設計任務 二、負載分析2. 1負載計算2. 2負載速度圖三、液壓系統(tǒng)方案設計3. 1方案的分析3. 2組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖4. 1液壓缸參數(shù)計算4. 2液壓泵的參數(shù)計算1043電動機的選擇11五、液壓元件的選擇125. 1液壓附件1215155. 2液壓主元件六、驗算液壓系統(tǒng)性能6.1液壓損失的驗算及泵壓力的調(diào)整156. 2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算18七. 心得體會19八、參
2、考文獻19、課程設計任務書課程名稱:液壓與氣壓傳動課程設計設計題目:組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)內(nèi)容及任務"55 co 稈支=1 - 過 胡varn o <1 夬 亠n. oc4(o m 。 岡 竹紹 95 一一 口 結(jié)荷 出 動明 一廠/ 辦 ° 0 液負 繪。鐵件 f' 憲發(fā) 電向 ,數(shù)磁元 九te:蠹 歸反 憲蓼電出 仍;fr系 壓對 採的 系構(gòu)出列 攵jj'$ 擦 液:。統(tǒng)量 壓結(jié)列,。 議;t77/摩 臺壬軌系定 液的,號能 彥onoo/動 滑祕導號一 計缸數(shù)型性 術(shù)50102;力酬平要受 設ffi-參件統(tǒng) 技=40.2動何用 承 求液各元系 贊
3、:g60- 床出采 站能量要臺統(tǒng)壓壓 、三力 -z 與機處臺 超,乍床滑系液液 胡 動 e 矽合歸滑 訛定出機定算擇算 陽 總 :數(shù) 詡組對力 動稔 口按確計選驗 洶件必m'母臺腰分泊要洶®1®帥 設郤 速 擦 設 蹄 麻妾設 1 前遊摩 2計機山權(quán)詢3 1.運 工 靜1 .設1 )停。2)且1 .進度安排81111 11 20 11 11 11 201413 1a 1a 1a 20主要參考資料230反92c劭 7 9 2 - 丁 1x - 一 hdt?懺版皿 械常三學 機帥第化 卷冊勸冊 5罰傳可 第廿壓命 編鐘礙諭 主f t"指導教師(簽字):系(教研
4、室)主任(簽字):二、負載分析組合機床是由通用部件和部分專用部件組成的高效、專用、自動化程度較 主的機床。它能完成鉆、擴、較、鎮(zhèn)、銃、攻螺紋等加工工序。動力滑臺是組合 機床的通用部件,它上面安裝著各種旋轉(zhuǎn)刀具,常用液壓或機械裝置驅(qū)動滑臺按 一定的動作循環(huán)完成進給運動。組合機床要求動力滑臺空載時速度快、推力??;工進時速度慢、推力大, 速度穩(wěn)定;速度換接平穩(wěn);功率利用合理、效率高、發(fā)熱少。根據(jù)課程設計任務書,要求設計一臺組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。機床要 求的工作和循環(huán)是:要求實現(xiàn)工作快進、工進、快退過程,最后自動停止;動力 滑臺采用平導軌。機床自動化耍求:要求系統(tǒng)釆用電液結(jié)合,實現(xiàn)自動循環(huán),速度換
5、接無沖 擊,且速度要穩(wěn)定,能承受一定量的反向負載。液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件, 經(jīng)濟性與成木等方面的要求。負載特性分析和運動參數(shù)分析兩部分。通過計算確定液壓執(zhí)行元件的負載大小和方向,并分析執(zhí)行元件在工作過 程屮可能產(chǎn)和的沖擊、振動及過載等情況。負載分析中,暫不考慮冋油腔的背壓力,液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻 力在機械效率屮加以考慮。因是平導軌,重力的水平力為零,需要考慮的力有: 切削力,導軌摩擦力和慣性力。2. 1負載計算1工作負載導軌的正壓力等于有動力部件的重力運動部件總重力g二4500n切削力化=9500n2. 摩擦負載靜摩擦力 ffs二f/ fn=0. 2x9500=1900n動摩擦力
6、 fd二fdxfz二0. 1 x 9500=950n3. 慣性負載慣性力 fm二ma二g/gx a v/ a t二4500x4. 5/9. 8x0. 5 x 60=294n4. 齊工況負載若忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響,并設液壓缸的機械效 率 =0.95,則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出,如下:啟動 f二ffs/ 嘰二 1900/0. 95二2000加速 f二(ffd+fj/ g二(950+61.2)/0. 95二 1064快進 f二ffd/ 嘰二950/0. 95二 1000工進 f二(fu+fq/ 嘰二(9500+950)/0. 95二 11000快退 f二陥/ 嘰二
7、950/0. 95=1000表2.1液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載f (n)啟動2000加速尸=(© +化)/久1064快進1000工進11000快退f = ffd 嘰10005. 快進、工進和快退時間和速度并繪制負載時間圖和速度時間圖 研究主機依據(jù)工藝要求應對何種運動規(guī)律完成一個工作循環(huán),即研究運動 形式(是平移、回轉(zhuǎn)或擺動)、運動的速度大小和變化范圍、運動行程長短,運 動變化規(guī)律(循環(huán)過程與周期)等。22負載速度圖根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的各階段的速度,可繪制出負載(f1)和速度 圖(v1),見圖1 (a)、(b)o橫坐標以上為液壓缸前進時的曲線,以下為液壓 缸
8、活 塞 缸 退 回 時 的 曲 線。l/mm1 a液壓缸各階段負載圖v/m/min300390l/nn5圖1b液壓缸各階段速度圖三、液壓系統(tǒng)方案設計液壓系統(tǒng)方案設計是根據(jù)主機的工作情況、主機對液壓系統(tǒng)的技術(shù)要求、液 壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件以及成本,經(jīng)濟性、供貨情況等諸多因素,進行全 面、綜合的設計,從而擬定出一個各方面比較合理的、可實現(xiàn)的液壓系統(tǒng)的方案 來。其內(nèi)容包括:油路循環(huán)方式的分析與選擇,油源形式的分析與選擇,液壓回 路的分析、選擇與合成,液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、設計與分析。3. 1選擇基本回路(1)液壓泵種類的確定參考同類組合機床,選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開 式
9、回路,溢流閥作定壓閥。為防止鉆通時滑臺突然失去負載向前沖,回油路上設 置背壓閥(定壓式),初定背閥值fh=mpa.因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作,方向快退,且快進、快退速度相等, 因此選用單桿活塞液壓缸,快進時差動連接,無桿腔面積人等于有桿腔面積a2的 兩倍。工作臺要完成單向進給運動,先采用固定的單活塞桿液壓缸。其動作如上 圖所示。(2)快速、換向和速度換接冋路確定根據(jù)該設計的運動方式和要求,采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動冋路來實現(xiàn)快速運動。即快進時,由大小泵同時供油,液壓缸實現(xiàn)差動連接。該系統(tǒng)對換向要求平穩(wěn)較高,選用電液換向閥的換向回路。為便于實現(xiàn)差動, 選用三位五通閥。為提高換向的位
10、置精度,采用死扌當鐵和壓力繼電器的行程終點 往返控制。(3) 調(diào)速回路與油路循環(huán)方式的確定選定調(diào)速方案和液壓基本回路后,再增添一些必耍的元件和配置一些輔助性 油路,如控制油路、潤滑油路、測壓油路等,并對回路進行歸并和整理,就可將 液壓冋路合成為液壓系統(tǒng)。a快進按下啟動按鈕,電磁鐵1y得電,電磁換向閥7處于左位,在控制油咱的驅(qū) 動卜,液動換向閥6切換至左位。主油路的進油路:小泵1-單向閥2-順序閥 5 (預控壓力閥)一液動閥6左位一行程閥11-液壓缸右腔。由于快進時動力滑 臺負載小,泵的出口壓力較低,液控順序閥9關閉。所以液壓缸左腔冋油一液動 閥6左位一單向閥8行程11 一液壓缸右腔。液壓缸實現(xiàn)
11、差動連接,且此吋兩泵 同時供量流量最大,滑臺右向快進。b.工進快進到預定位置,滑臺上的行程擋塊壓下行程閥11,切斷了原來進入液壓 缸右腔的油路。此時,從電磁換向閥6左位來的油液一調(diào)速閥12-液壓缸右腔。 由于調(diào)速閥的接入使系統(tǒng)的壓力升高,達到或超過卸載閥3的調(diào)定壓力,大流量 泵通過卸載閥3卸載,單向閥2自動關閉,只冇小流量泵向系統(tǒng)供油,滑臺慢速 向右工進。c快退當滑臺碰到死扌肖鐵后停止運動。這時,泵的壓力升高,流量減小,直至輸出 流量僅能補償系統(tǒng)內(nèi)部泄漏為止。此時,液壓缸右腔壓力隨之升高,壓力繼電器 動作并發(fā)出快退信號,1y失電,2y得電,電磁先導閥7、液動換向閥6處于右 位。主油路的進油路:
12、泵1-順序閥5-液動閥6右位一液壓缸左腔。回油路: 液壓缸右腔一行程閥11-流動閥6右位一油箱。由于此時空載,泵的供油壓力 低,輸出流量大,滑臺快速退冋。d.原位停止當滑臺快退到遠位時,擋塊壓下行程閥開關,使電磁鐵1y, 2y失電,液動 閥6、電磁先導閥7處于中位,滑臺停止運動,泵1通過液動閥6處于中位卸載。 為了使卸載狀態(tài)下控制油路保持一定預控壓力,泵1和液動閥6 z間裝冇參院控 壓力閥5。3. 2組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖組成液壓系統(tǒng)原理圖、電磁鐵動作順序表表3. 1為該滑臺的電磁鐵動作順序表1y2y壓力繼電器15行程閥11快進+通工進+斷快退+斷通原位停止-通四. 液壓系統(tǒng)的參數(shù)的計
13、算液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)設計是指確定液壓執(zhí)行元件的工作壓力和最大流量。 液壓執(zhí)行元件的工況圖是選擇系統(tǒng)中其它液壓元件和液壓基木回路的依據(jù),也是 擬定液壓系統(tǒng)方案的依據(jù)。液壓執(zhí)行元件的類型,根據(jù)主機所要實現(xiàn)的運動形式(移動、轉(zhuǎn)動或擺動) 和性質(zhì)(速度和負載的大小)而定。4. 1液壓缸參數(shù)計算1 初選液壓缸的工作壓力按課本中表8-1即表2,初定液壓缸的工作壓力為p=30xw5pa表4.1液壓缸參考背壓系統(tǒng)類型背壓 p2 /(lxlo5ptz)回油路上有節(jié)流閥的調(diào)速系統(tǒng)25回汕路上有調(diào)速閥的調(diào)速系統(tǒng)58回油路上裝有背壓閥515帶補油泵的閉式回路8152.計算液壓缸的主耍尺寸該設計要求動力滑臺的快進、快退
14、速度相等,故采用活塞桿固定的單桿式 液壓缸??爝M吋采用差動邊接,并取無桿腔有效面積a1等于有桿腔有效面積a2 的兩倍,即a1二2a2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖,在回油路中安裝冇背壓閥,按課本屮表8-2,初選背壓pb=0.smpao負載分析得最大負載為工進階段的負載f=10421n,按此計算a1,則m2 = 2.9xl0"3m2f _10421p,-ph 30x105-|x8x105二29cm2液壓缸宜徑由a,= 2a2可知活塞桿直徑d二0. 707d二0. 707x6. 08=4. 30cm按gb/ t2348-1993將所讓算的d與d值分別圓整到相近的標準直徑,以便 采用標
15、準的密封裝置。圓整后得:d=6. 3cm d=4. 5cm按標準直徑算出a產(chǎn)彳cp = 31.2c加2a, =-(z)2-j2) = 15.3cm2 -4按最低工進速度驗算液壓缸尺寸查機械設計手冊,調(diào)速閥最小流定量紐血=0.051/min ,因工進速度v二0. 06m/min為最小速度,則有式£ = qmin/vmin的:9min _0.05x100.06 xlo2cm2 = 8.33cm2故滿足最低速度的要求。3計算液壓缸在工作循環(huán)中齊工作階段的工作壓力了、流量和功率。根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的冇效而積,可以算出液壓缸工 作過程各階段的壓力、流量和功率,在計算工進吋背壓
16、按人二0.8mpa代入公式, 快退市背壓按£二0. 5mpa代入計算公式,如下:片 + r m 快進 q =-) = 45x15.9x10_2£/min = 7.15l/minpl/+嚴 10421 +星0空.3><血=30乜31.2xl(r4工進 nlin = 4vmin =31.2xl0"2 xo.6l/min = °87l/minqax = a vr = 31.2x10 2 x 10£/min = 3-12l/minmaxmax= 37.3x10,32xl060= 194w = 0.194wpj =£ + pb 他a
17、2947.4 + 5乂1015.3><10"15.3x10 一 4112m£快退 q = va =45xl5.3xl02li min = 6.88厶/minp = pjq = 11.2x105x« = 1281v = 0.128kw計算結(jié)果列于表3屮表4.2液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)負載 f(n)進油壓力p (bar)$回油壓力pb (bar)所需流量 q (l/min)輸入功率p (kw)差動 快進100010.715.77. 150. 128工進1100037.380. 1870. 194快退100011. 256. 880. 128
18、注:1、差動連接時,液壓缸的回路口到進汕口之間的壓力損失ap二05mpa,而ph= pj +apo2、快退時,液壓缸有桿腔進油,壓力為號,無桿腔冋油壓力為。液壓能源裝置吋是液壓系統(tǒng)的重要組成部分。通常有兩種形式:一種是液壓 裝置與主機分離的液壓泵站;一種是液壓裝置與主機合為一體的液壓泵組(包括 單個液壓泵)。4.2液壓泵的參數(shù)計1 選擇液壓泵(1) 液壓泵工作壓力的計算由以上計算的相關數(shù)據(jù)可知,工進階段液壓缸的工作壓力最大,若取進油 力損失!ap = 05mpa,壓力繼電器可靠動作需要壓力0. 5mpa,則液壓泵最高工 作壓力可按 pp二呂+ap+05mpa二(37. 3+5+5) xlo5
19、pa=4. 73mpa故泵的額定壓力可取pr=l. 25x4. 73mpa=5. 9mpa(2) 液壓泵流量的計算工進吋所需最小流量是0. 187l/min,設溢流閥最小溢流量為2. 5l/min,小 泵流量按 (1.1 x0.187 + 2.50)l/min = 2.7l/min,快進快退時液壓所需要的最大流量是7. 15l/min,則泵的總流量為=1. 1 x 7. 15=7. 865l/min大泵流量 -= 7.865 -2.7 = 5.165厶/min(3) 液壓泵的確定根據(jù)計算的壓力和流量差表,選用yb1型葉片泵,給泵的額定壓力為6. 3mpa, 轉(zhuǎn)速為960-1450r/min,公
20、稱排量為2.5-100ml/ro大泵取6l/min,轉(zhuǎn)速為 960r/mino屯動機的選擇系統(tǒng)為雙葉泵供油系統(tǒng),其中小泵1的流量4 x ()q. =ni3 / s = 0.067 x 10 " in' / sp 60大泵流量= 6x10 0 s'/s乳60差動快進是,快退時兩泵同時向系統(tǒng)供油;工進時,小泵向系統(tǒng)供油,大泵 卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率p。4. 3電動機的選擇1、快進快退差動快進時,大泵的出口壓力油經(jīng)單向閥2后于小泵回匯合,然后經(jīng) 順序閥5三位五通電液換向閥6、7及行程閥11進入液壓缸的大腔,犬腔的壓力 p = =10.7xl05pd,差
21、樣本可知,小泵的出口壓力損失aa=4.5x10"g,大 泵的出口壓力損失 £=1.5x10'。于是計算可得小泵的出口壓力為15. 2xl05 pa (總效率為0.5),大泵出口壓力為16. 7xl05pa (總效率為0. 5)0 電動機功率n 片血 ppr 15.2xl05x 0.067x1 o'316.7xl05 xo.lxlo-3 ti7r = - + 丄=+w1 a 2().5().5=538w2.工進考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差4p=5x05pao壓力繼電器可靠動作需要壓力 差4 £=5x10pg。因此工進時小泵的出口壓力=a + ar +
22、ap 產(chǎn)(37.3 + 5 + 5)x10 =47.5x10po而大泵的卸載壓力取pp = 02mpa (小泵的總效率為0.565,大泵的總效率 為 0.3)電動機的功率0.5加險 + 生 j5xl()'x().()67xl()6.5xl()'x().lxl()l7i %0.5二628w3、快進類似差動快進分析知:小泵的出口壓力5產(chǎn)l5mpa,(總效率為0.5);出口壓力位16. 5mpao屯動機效率強 + 生=15xl0'x0.067xl(t3 + 16.5xl05x0.1xl(rs巾 ?20.50.51=524w由以上結(jié)果,快進時的功率最大。據(jù)此可以選擇相應的電動機
23、為y90s1-6型,額定功率為o. 75kw,滿載轉(zhuǎn)速960 r/min,同步轉(zhuǎn)速1000r/mino五、液壓元件的選擇5.1液壓附件(1)各元件和輔件列表1)過濾器的選擇為了保證液壓系統(tǒng)的止常工作和可靠性,必須對液壓油液污染進行控制,因 此就需要過濾油液。過濾的功用就是過濾掉油液中的雜質(zhì),維護油液的清潔,防 止油液污染,保證油液系統(tǒng)正常工作。選用的過濾器的精度應滿足系統(tǒng)耍求,要有做夠的通路能力,結(jié)合過濾裝置 在液壓系統(tǒng)小的安裝位置,根據(jù)相關資料來選取。按表5所示,可知道系統(tǒng)的過 濾精度,因此課程機械設計手冊得到合適的過濾器,井得過濾器的型號為xu-c63x100o表5. 1各種液壓系統(tǒng)的過濾
24、精度要求系統(tǒng)類型潤滑系統(tǒng)傳動系統(tǒng)伺服系統(tǒng)特殊要求系統(tǒng)壓力0-2. 5<7>7<35<21<35顆粒度/mm<0.1<0.05< 0.025< 0.005<0.05< 0.001該設計屮,過濾器安裝在泵的吸油口,防止大顆粒雜質(zhì)進入泵內(nèi),同吋有較大的通流能力,防止空穴現(xiàn)象。2)熱交換的選用熱交換器是泠卻器和加熱器的總稱。液壓系統(tǒng)油液溫度一般控制在正常工作溫度范圍(2065)內(nèi)。因此在過泠 或過熱的環(huán)境屮就需要加熱或領泠卻,以控制油溫在合理范圍內(nèi)。a. 泠卻器對泠卻器基本要求是在保證散熱面積足夠大,散熱功率和壓力損失大小的 前提下,要
25、求結(jié)構(gòu)緊湊、堅固、體積小和重量輕,冇自動控溫裝置以保證油溫控 制的準確性。此處,采用最簡單常用的方法是多管水冷式冷卻器。b. 加熱器該設計選用電加熱器。電加熱器使用方便,易于自動控制溫度,故采用電加熱器。 發(fā)熱部分全部浸在油液流動處,便于熱量交換,電加熱器表面溫度功率密度不得超過3w/cm2,以免油液局部溫度過高而變質(zhì)。3)壓力表輔件壓力表輔件主要包括壓力表及壓力表開關。a. 壓力表液壓系統(tǒng)各工作點的壓力一般都用壓力表來觀測,以調(diào)整到要求的工作壓力。該 設計采用最常用的彈簧管式壓力表,在選用壓力表時,其量程比液壓系統(tǒng)壓力要 高,應為系統(tǒng)最高工作壓力的1.5倍左右。選用精度等級2. 5的壓力表。
26、b. 壓力表開關壓力表開關用于切斷忽然接通壓力表與油的通道,壓力表相當于一個小型截止閥。 該設計采用六點壓力表開關,型號為k-6,其中四點四個測點油路相通,測得相 應的油液壓力。(2) 管路尺寸a. 油管的選擇根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進出油管按輸入、排 出的最大流量來計算。由于該系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時油管內(nèi)流量最人, 其實際流量為泵的額定流量的兩倍達20l/niin,液壓缸進出油管直徑d,按機 械設計手冊查得,選用內(nèi)徑為8mm,外徑為14mm,鋼管接頭螺紋為m14xl.5, 管子壁厚為2mm。c. 管接頭的選擇 管接頭用于管道與管道式管道與液壓元件之間的連接,
27、必須在強度足夠的前提下, 安裝、拆卸方便,抗振動、沖擊,密封性能好,外形尺寸小、加工工藝性好。該 液壓系統(tǒng)為不超過8mpa的屮低壓系統(tǒng),可采用結(jié)構(gòu)簡單,性能良好、體積小、 加工方便、成本低和重復使用性好的擴口式管接頭。(3) 油箱容量油箱在液壓系統(tǒng)中主要功能是儲存液壓系統(tǒng)所需要的足夠油液,散發(fā)油液的 熱量,分離油液中氣體及沉淀物。采用分離式油箱,它是一個單獨的與主機分開的裝置,布置靈活,維修保養(yǎng) 方便,減少油箱發(fā)熱和油液振動對工作精度的影響,便于采用通用化、系列化的 產(chǎn)品,得到廣泛的應用。a. 油箱容量的確定 油箱容積的確定,是油箱設計的關鍵。主要根據(jù)熱 平衡來確定。通常油箱的容量去液壓泵額定
28、流量57倍進行估算,此處取7倍。 此外,述要考慮到液壓系統(tǒng)回油到油箱不至于溢出來,油而高度一般不超過油箱 高度的80% o油箱的容積v二7q二7x10二70lb. 油箱中設冇吸油過濾器,要冇足夠的通流能力??紤]到要經(jīng)常清洗過濾 器,油箱結(jié)構(gòu)要便于拆卸。c. 油箱底部做成適當斜度,并設冇放油塞。油箱箱蓋上設有通氣孔,-其大 小在最大吸油量和冋油量時能保證在正常氣壓下供油。在較臟的工作環(huán)境中。則 加設空氣過濾器,其通氣量不小于泵流量的15倍,以保證具有良好的抗污能力。d. 油箱側(cè)壁安裝油位指示器,用來指示最低、最高油位。主油器應帶冇濾 網(wǎng)。油箱上裝設有溫度計。并在新油箱內(nèi)壁經(jīng)噴丸、酸洗和表面清洗后
29、涂一層與 工作油液相溶的塑料薄膜或耐油清漆,以防銹、防凝水。e. 吸油管和冋油管要盡量離遠些,增加油液循環(huán)的距離,使油液有足夠的 吋間分離氣泡、沉淀雜質(zhì)。吸油管理油箱底面距離hm2d(d吸油管內(nèi)徑),距離 箱壁不小于3d,以利于吸油暢通?;赜凸懿迦胱畹陀兔嬉韵?,防止回油時帶入 空氣,距離油箱底面h22d(d回油管內(nèi)徑),回油管排油口應面向箱壁,管端切 成45。,以增大通流而積。吸油側(cè)和回油側(cè)用隔板分開,用來分離回油帶來的 氣泡和臟物。隔板高度不低于油面到箱底高度的3/4o5. 2液壓主元件根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量,可選在這些元 件的型號及規(guī)格。該設墳中所有的閥的額定
30、壓力都為63/cm2,額定流量根據(jù) 各閥通過的流量,確定為10l/min, 25l/min和63l/n)in三種規(guī)格,所有元件的規(guī)格型號列于表6中。表中的序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。5. 2液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量l/min)型號1雙葉泵4/6yb1-4, yb1-62單向閥6df-b10k33液壓順序閥(卸載)6xy-10b4溢流閥4yf-b8b5預控壓力閥10q-10b6流動閥2035y-25b7電磁先導閥0.235d-25b8單向閥10dk-b10k39液壓順序閥0. 093xy-25b10背壓閥(定壓式)0. 093b-10b11二位二通行程閥2022c-63b12調(diào)速
31、閥0. 187q-10b13過濾器20xu-j25x8014壓力表開關k-6b15壓力繼電器11ed20a/10z六、液壓系統(tǒng)主要系能驗算6. 1液壓損失的驗算級泵壓力的調(diào)整1、系統(tǒng)壓力損失、效率的計算(1)工進時的壓力損失驗算的小流量泵壓力的調(diào)整工進時管路屮的最大流量僅為0. 187/min,因此流蘇很小,所以沿程壓力損 失和局部壓力損失都非常小,可以忽略不計。這是進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力 損失ap,=5xlo5pa,回油路上只冇背壓閥的壓力損失,小流量泵的調(diào)整壓力等 于工進時液壓缸的工作壓力r加上上進油路壓app并考慮壓力繼電器動作需 要,則pp =p1+ap1+5xlo5pa = (3
32、7.34-5+5)xlo5pa = 47.3xlo5pa即小流量泵的溢流閥4應該按此壓力pp=47.3xlo5pa進行調(diào)整。(2)快退時進油管和回油管長度按22.0m計算,油管直徑d = 8xlo-3m,通過 的流量為進油路qi=10l/min = 0.167xl0-3m3/5, 回油路q2 = 20l/min = 0.333x 1 o'3m3 /5 o液壓系統(tǒng)選用n32號液壓油,考慮最低工作溫度為15 °c ,由手冊查出此時油的運動粘度u = 1.5st = 1.5cn?/s ,油的密度= 900kg/m3,液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 a、確定油液的流動狀態(tài)按式
33、re = x104 = l2732x104vdv式中v平均油速(m/s);d油管內(nèi)徑(m);v油的運動粘度(cm2/5);q通過的流量(n?/s )<>則進油路屮的液流的雷諾數(shù)為«177 < 23001.2732x0 167x10-3 x1q48x10'3x1.5冋油路中液流的雷諾數(shù)為1.2732x0.333x1078xl03xl.5xl04« 353 <2300由上可知,進油路中的流動都是層流。b、沿程壓力損失工ap久由式ap廠書存;可算出進油路和回油路的壓加員失。在進油路上,流速心知鉛黑如3.32皿,則壓力損失為= 64x2x900x3.
34、322pa = ()135mpa177x8x10"3x2在回油路上,流速為進油流速的兩倍即v = 6.64m/5,則壓力損失為eg 264 .,64x2x900x5.96-pa%q899mpa318x8x10_3x2c、局部壓力損失由于采用集成塊式的液壓裝置,所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按式ap,=aps()2計算式中q通過閥的實際流量(l/min)qs閥的額定流量(l/min)aps閥在額定流量匕下的壓力損失。計算結(jié)果列于表6.1中。表6.1閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量q5 /l min-1實際通過的流量q! lmin-1額定壓力損失p
35、,/(lxl0%)實際壓力損失a/?j(1x105p6z)單向閥230620. 08順序閥5252021.28三位五通電 液換向閥62510/2040. 64/2. 56二位二通行程閥11252042. 56注:快退與經(jīng)過三位五通液動閥的兩汕道流暈不同,壓力損失也不同。若取集成快進汕路的壓力損失pf=03x05paf回汕路壓力損失為ap/2 =0.5x105九,則進油路和回油路總的壓力損失為工片=zapll+a+apfl =(0.135+ 0.08+ 0.64+ 1.28 + 0.3)x10%= 2.435x10%zp2 =zap;2+ae +pf2 = (0.899 4- 2.68 + 2.56 + 0.5) x 105 pa= 6.52x10%由表1-1可知快退的液壓缸負載f=947. 4n;快退時的液壓缸的工作壓力為片=(f +鬥人)/人2 =(47.4 + 6.52xl05 x31.2xl0_4)/15.3xl0_4pa= 19.49x1()5 刊按式打=人+工ar可算出快退時泵的工
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