液壓大作業(yè)82系統(tǒng)設計

1、學院： 物理與機電工程學院系別： 機電工程系年級： 2010級班級： 機械一班液壓系統(tǒng)設計目錄 題目選擇一、 負載分析 3二、 液壓系統(tǒng)方案設計 4三、 液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 6四、 液壓元件的選擇 9五、 驗算液壓系統(tǒng)的性能 10六、 FluidSIM仿真及結果13 選擇題目：一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床，動力滑臺的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)要求如下：軸向切削力Ft=24000N;滑臺移動部件總重5000N；加、減速時間為0.2s采用平導軌，靜摩擦因數(shù)s=0.2,動摩擦因數(shù)a=0.1;快進行程為200mm，工進行程為100mm；快進與快退速度相等，均為3.5m/min,

2、工進速度為3050mm/min.工作時要求運動平穩(wěn)，且可隨時停止運動。試設計動力滑臺的液壓系統(tǒng)。一、 負載分析：負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效中加以考慮。因工作部件是臥室放置，重力的水平分力為零，所以需要考慮的力：切削力、導軌摩擦力、慣性力。靜摩擦力： 動摩擦力： 慣性力：如果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m =0.95，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出：表 1-1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起動 1052加速683快進526工進25789快退526根據(jù)負載計算結果和已知各階段的速度

3、，可繪出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見下圖1。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。(a) 負載圖 (b)速度圖圖1 速度負載圖二、 液壓系統(tǒng)方案設計1、 確定液壓泵類型及調速方式參考同類型組合機床，選用雙作用葉片泵（定量泵）雙泵供油、調速閥進油節(jié)流調速開式回路、溢流閥作定壓閥。為防止鉆通孔時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值pb =0.8MPa。2、 選用執(zhí)行元件因為系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，故選用單活塞桿液壓缸，快進時選用差動連接；且要求差動液壓缸活塞快進和非差動連接時活塞快退的速度相等，無桿腔面積A1是有桿腔面積A2

4、的二倍。3、 快速運動回路和速度換接回路根據(jù)題目要求，本系統(tǒng)快速運動由差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)，即快進時，大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接；本系統(tǒng)采用兩位兩通換向電磁閥的速度換接回路控制由快進轉為工進。另外，采用液控順序閥切斷工進時的差動油路，采用單向閥切斷快退時的差動油路。4、 換向回路的選擇本系統(tǒng)采用電磁換向閥的換向回路。為便于實現(xiàn)快進時的差動連接，選用三位五通換向閥。為提高換向位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。5、 液壓系統(tǒng)原理圖繪制將前面所述選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求做必要的修改補充，組成如圖2所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的

5、進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置側壓點，并設置多點壓力表開關，只需一個壓力表即可觀測各點壓力。液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表1-2所示。表1-2 電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y快進+工進+快退+停止圖2液壓系統(tǒng)圖三、 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算（一） 液壓缸參數(shù)計算1、 初選液壓缸的工作壓力參考同類型的組合機床，初定液壓缸工作壓力為p1=40×105Pa。2、 確定液壓缸的主要結構尺寸本系統(tǒng)采用缸固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，且無桿腔有效面積A1是有桿腔有效面積A2的兩倍,A1=2A2。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖，在回油路裝有背壓閥，初選背壓pb=8×105 P

6、a。由表1-1可知最大負載為工進階段的負載F=25789N。由 A2×pb + F= A1 p1， 液壓缸直徑由A1=2A2知活塞桿直徑d=0.707D=6.75cm按GB/T 2348-1993將D與d圓整到相似的標準直徑，D=10cm d=7cm按標準直徑算出，按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，vmin=0.03m/min，調速閥最小穩(wěn)定流量qmin=0.05L/min，本題A1=78.5cm2>16.7cm2，滿足最低速度的要求。3、 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率計算工進時背壓按pb=8×105 Pa代入，快退時背壓按pb=5×105 Pa代

7、入計算公式，結果列于表1-3中。表1-3 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力pj回油壓力pb所需流量輸入功率PNPaPaL/minkW差動快進11.57×105工進快退注：差動連接時，液壓缸回油口到進油口之間的壓力損失p=5×105 Pa，而pb=pj+p?？焱藭r，液壓缸有桿腔進油，壓力為pj，無桿腔回油，壓力為pb。（二） 液壓泵的參數(shù)計算及選擇由表1-3知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失p=5×105Pa，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為5×105Pa，則液壓泵的最高工作壓力為故泵的額定壓力可取由表1-3可知

8、，工進時所需流量最小是0.236L/min，設溢流閥最小溢流量為2.5L/min，則小流量泵的流量選擇YB1-2.5，排量2.5mL/r，轉速為1450r/min 。qmax=2.5mL/r×1450r/min=3.265L/min。快進快退時液壓缸所需最大流量為14L/min，則泵的總流量為qp=1.1×14 L/min=15.4 L/min即大流量泵的流量選擇YB1-16，排量16mL/r，轉速為960r/min 。qmax=16mL/r×960r/min=15.36L/min。根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產品樣本，選用YB1-2.5/16型雙聯(lián)葉片泵，大泵額

9、定壓力為6.3MPa，額定轉速為960r/min；小泵額定壓力為6.3MPa，額定轉速為1450 r/min。（三） 電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油，小泵流量qp1=(3.625×10-3)/60m3/s0.06×10-3 m3/s大泵流量qp2=（15.36×10-3/60）m3/s=0.256×10-3 m3/s。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(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。1、 差動快進差動快進時，大泵的出口壓力油經單向閥11后與小泵匯合，然后經單向閥2，三位五通閥3，二位二通閥4進入液壓缸大腔，大

10、腔的壓力p1=pj=6.57×105Pa，小泵的出口壓力損失p1=4.5×105Pa，大泵出口到小泵出口的壓力損失p2=1.5×105Pa。所以，小泵的出口壓力pp1=11.67×105Pa（總效率1=0.5），大泵的出口壓力pp2=12.57×105Pa（總效率2=0.5）。電動機功率：2、 工進考慮到調速閥所需最小壓力差p1=5×105Pa。壓力繼電器可靠動作需要壓力差p2=5×105Pa。因此工進時的小泵的出口壓力pp1=p1+p1+p2=46.9×105Pa。大泵的卸載壓力取pp2=2×105Pa

11、（小泵總效率1=0.565，大泵總效率2=0.3）。電動機功率3、 快退類似差動分析知：小泵的出口壓力pp1=14.5×105Pa(總效率1=0.5)；大泵出口壓力pp2=16×105Pa(總效率1=0.51) 。電動機功率綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此選用Y90L-6異步電動機，電動機功率1.1kW，額定轉速910r/min。四、 液壓元件的選擇1、 液壓閥以及過濾器的選擇根據(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，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本題中所有閥的壓力都為63×105Pa，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10，25，63L/min三種規(guī)

12、格，所有元件的規(guī)格型號列于表1-4中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用XU型線隙式過濾器：XU-B32×100，流量為32L/min，壓力2.5MPa，壓降<0.5MPa。表1-4 液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量型號1雙聯(lián)葉片泵18.985YB1-2.5/162單向閥18.985I-25B3三位五通電磁閥37.9735D1-63BY4二位二通電磁閥37.9722D1-63BH5調速閥0.39Q-10B6壓力繼電器DP1-63B7單向閥18.985I-25B8液控順序閥0.16XY-25B9背壓閥0.16B-10B10液控順序閥（卸載用）15.36XY-25B11單

13、向閥15.36I-25B12溢流閥3.625Y-10B13過濾器32XU-B32x10014壓力表開關K-6B2.油管的選擇由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時油管通油量最大，其實際流量為32L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本，選用內徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。3.油箱容積的確定本題取油箱容積為液壓泵額定流量的5倍，油箱容積為V=（5×18.985）L=94.925L,查油箱容量JB/T7938-1999標準，取V=100L。五、 驗算液壓系統(tǒng)性能（一） 壓力損失的驗算及泵壓力的調整1. 工進時壓力損失驗算和小流量泵壓力的調整工進時管路中的流量僅為0.39

14、L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失p1=5×105Pa，回油路上僅有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路的壓差p1，并考慮壓力繼電器動作需要，則 pp=p1+p1+5×105Pa=46.9×105Pa即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調整。2. 快退時壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調整 因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。已知：l=1.8m，d=15m

15、m，q1=18.985L/min=0.316×10-3m3/s，q2=37.97 L/min=0.633×10-3m3/s，液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度15°C，由手冊查出此時油的運動粘度=1.5cm2/s,油的密度是=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。（1） 確定油的運動狀態(tài)其中， v -平均流速（m/s）； d-油管內徑（m）； -油的運動粘度（cm2/s）； q-通過的流量（m3/s）。進油路中液流的雷諾數(shù)為回油路中液流的雷諾數(shù)為由上可知，進回油路中的流動都是層流。（2） 沿程壓力損失p在進油路上，流速，則壓力損失為在回油

16、路上，流速為進油路的兩倍v=3.58m/s，則壓力損失為 （3） 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油路的損失。通過各閥的局部壓力損失計算記過列于表1-5中。表1-5閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量實際通過的流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥22518.98521.15三位五通電磁閥36318.985/37.9740.36/1.44二位二通電磁閥46337.9741.44單向閥112515.3620.76若取集成塊進油路壓力損失pj1=0.3×105Pa，回油路壓力損失為pj2=0.5×105Pa，則進油路和回油路總的壓力損失為查表1

17、-1可知，快退時液壓缸負載F=526N，則快退時液壓缸工作壓力為快退時泵的工作壓力因此，大流量泵卸載閥10的調整壓力應大于11.169×105Pa。從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。（二） 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 整個工作循環(huán)中，工進階段占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。工進時液壓泵的輸出功率 ： p1=668.7W工進時液壓缸的輸出功率： p2=Fv=(25789×0.05/60)W=21.49W系統(tǒng)總得發(fā)熱功率為： = p1- p2=668.7