液壓傳動(dòng)課程設(shè)計(jì)-液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)舉例

1、精品文檔精品文檔(1)工作負(fù)載(2)摩擦負(fù)載靜摩擦阻力FfssG =0.2 9800 = 1960 N動(dòng)摩擦阻力Ffd =，G =0.1 9 8 00 9 80N(3)慣性負(fù)載FiG V9800 0.1 =N = 500 N g t 9.80.2(4)運(yùn)動(dòng)時(shí)間快進(jìn)工進(jìn)快退設(shè)液壓缸的機(jī)械效率t1t33工也旦s=1s0.1L2- 2疆燈56.8s4 = (100 50) 10s = 1.5s0.1m=0.9,得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力，如表1所列。液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算舉例液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算是液壓傳動(dòng)課程設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容，包括明確設(shè)計(jì)要求進(jìn)行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計(jì)算和

2、選擇液壓件以及驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能等?，F(xiàn)以一臺(tái)臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)為例，介紹液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算方法。1設(shè)計(jì)要求及工況分析1.1 設(shè)計(jì)要求要求設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)實(shí)現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進(jìn)工進(jìn)快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：切削阻力Fl=30468N;運(yùn)動(dòng)部件所受重力G=9800N;快進(jìn)、快退速度U1=3=0.1m/s,工進(jìn)速度u2=0.88x10-3m/s；快進(jìn)行程L二100mm,工進(jìn)行程L2=50mm;往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加速時(shí)間At=0.2s；動(dòng)力滑臺(tái)采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)內(nèi)=0.2,動(dòng)摩擦系數(shù)也=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。1.2 負(fù)載與運(yùn)動(dòng)分析工作負(fù)載即為切削阻力Fl=304

3、68N。摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載F/N液壓缸推力F0=F/rcm/N啟動(dòng)F=Ffs19602180力口速F=Ffd+Fi14801650快進(jìn)F=Ffd9801090工進(jìn)F=Ffd+Fl3144834942反向啟動(dòng)F=Ffs19602180力口速F=Ffd+Fi14801650快退F=Ffd9801090根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動(dòng)時(shí)間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F-t和速度循環(huán)圖U-W如圖1所示。2確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)2.1 初選液壓缸工作壓力所設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大，在其它工況負(fù)載都不太高，參考表2和表3,初選液壓缸的工作壓力P

4、i=4MPa。2.2 計(jì)算液壓缸主要尺寸鑒于動(dòng)力滑臺(tái)快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動(dòng)液壓缸（Ai=2A2）,快進(jìn)時(shí)液壓缸差動(dòng)連接。工進(jìn)時(shí)為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為P2=0.6MPa。表2按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/KN50工作壓力/MPa5表3各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類(lèi)型機(jī)床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械液壓鑿巖機(jī)液壓機(jī)大中型挖掘機(jī)重型機(jī)械起重運(yùn)輸機(jī)械磨床組合機(jī)床龍門(mén)刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表4執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類(lèi)型背壓力/MPa簡(jiǎn)單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥

5、的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補(bǔ)油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計(jì)表5按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求確定d/D。2/以1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注:u1一無(wú)桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度;由式 得p1A1 - p2 A2 =cm31448cm(p1-T)0.9(4-0.62_42m =94 10 m)106則活塞直徑m = 0.109m = 109mm.2一有桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度參考表5及表6

6、,得d球0.71D=77mm,圓整后取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值得D=110mm,d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積為二D2A1二4二 0.1122m4二95 10m2&22&.2_22_-42A2=(D-d)=(0.11-0.8)m=44.710m44根據(jù)計(jì)算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率,如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進(jìn)油腔壓力p1/MPa輸入流量qx10-3/m3/s輸入功率P/KW計(jì)算公式快進(jìn)啟動(dòng)2180一0.43一一F04A2占P1一入上2q=(A-42P=pq

7、加速1650Pi+AP0.77一一恒速1090p1+Ap0.660.50.33工進(jìn)349420.63.960.84X10-20.033F04132A2p1一A1q=A”P(pán)=p1q快退啟動(dòng)2180一0.49一一F04p2A1P1-Aq=A23P=p1q加速16500.51.43一一恒速10900.51.310.450.59注：1.Ap為液壓缸差動(dòng)連接時(shí)，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取為=0.5MPa。2.快退時(shí)，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為pv無(wú)桿腔回油，壓力為的。3.1選擇基本回路圖2液壓缸工況圖3擬定液壓系統(tǒng)原理圖(1)選擇調(diào)速回路由圖2可知，這臺(tái)機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度低，工作負(fù)載

8、為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失引起運(yùn)動(dòng)部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開(kāi)式循環(huán)系統(tǒng)。(2)選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84X10-2)-60;其相應(yīng)的時(shí)間之比(ti+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。這表明在一個(gè)工作循環(huán)中的大部分時(shí)間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來(lái)看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)

9、葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時(shí)液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時(shí)向液壓缸供油實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。(3)選擇快速運(yùn)動(dòng)和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動(dòng)連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動(dòng)回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)。考慮到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大，故選用換向時(shí)間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。(4)選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺(tái)由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí)，速度變化大(Ui/U2=0.1/(0.88X10-3)%114),為減少速度換接時(shí)的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。(5)選

10、擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問(wèn)題都已基本解決。即滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無(wú)需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺(tái)工進(jìn)和停止時(shí)，低壓大流量泵通過(guò)液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺(tái)停止時(shí)雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。圖2選擇的基本回路3.2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一 起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓 系統(tǒng)工作原理圖，如圖 3所示。在圖3中， 為了解決滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng) 壓力無(wú)法建立的問(wèn)題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機(jī)床停止工作時(shí)回路中的油液流回 油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)， 影響滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)的 平穩(wěn)性，圖中添置了

11、一個(gè)單向閥13?？紤]到這臺(tái)機(jī)床用于鉆孔(通孔與不通孔)加工, 對(duì)位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個(gè) 壓力繼電器14。當(dāng)滑臺(tái)碰上死擋塊后，系 統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號(hào)，操縱電液換 向閥換向。(1)計(jì)算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油,4計(jì)算和選擇液壓件4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大,最大工作壓力為Pi=3.96MPa,如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失三？p=0.6MPa,考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差A(yù)Pe=0.5MPa,則小流量泵的最高工作壓力估算為Ppi-R八PPe=3.960.60.5MPa=5

12、.06MPa大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油，由表7可見(jiàn)，快退時(shí)液壓缸的工作壓力為pi=1.43MPa,比快進(jìn)時(shí)大。考慮到快退時(shí)進(jìn)油不通過(guò)調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失三？p=0.3MPa,則大流量泵的最高工作壓力估算為Pp2一pi，p=1.430.3MPa=1.73MPa(2)計(jì)算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5X10-3m3/s，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1,則兩個(gè)泵的總流量為一_33_33_一一qp_Kq1=1.10.510m/s=0.5510m/s=33L/min考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min,工進(jìn)時(shí)的流量為0.84X

13、10-5m3/s=0.5L/min,則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.5L/min。(3)確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r,當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時(shí)，其理論流量分別為5.6L/min和31L/min,若取液壓泵容積效率功=0.9,則液壓泵的實(shí)際輸出流量為qp=qpqp2=69400.9/1000339400.9/1000L/min=5.127.9L/min=33L/min由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，若取液壓泵總效率rp=0

14、.8,這時(shí)液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率為Ppqpnp根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本, 額定轉(zhuǎn)速為940r/min 。KW =1.19KW1.731063310“3600.810選用規(guī)格相近的Y100L6型電動(dòng)機(jī)，其額定功率為1.5KW,4.2確定其它元件及輔件(1)確定閥類(lèi)元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過(guò)各閥類(lèi)元件及輔件的實(shí)際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類(lèi)元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于本系統(tǒng)工進(jìn)時(shí)的流量0.5L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號(hào)序號(hào)元件名稱通過(guò)的最大流量q/L/min規(guī)格型號(hào)額定流量qn/L

15、/min額定壓力Pn/MPa額定壓降?Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵一PV2R12-6/33*5.1/27.916一2三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調(diào)速閥1Q6B66.3一5單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥1B10B106.3一9溢流閥5.1Y10B106.3一10單向閥27.9I100B1006.30.211濾油器36.6XU80X200806.30.0212壓力表開(kāi)關(guān)一K6B一一一13單向閥70I100B1006.

16、30.214壓力繼電器一PFB8L一14一*注：此為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為940r/min時(shí)的流量。(2)確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實(shí)際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動(dòng)階段的運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計(jì)算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間和流量快進(jìn)工進(jìn)快退A(qp1+qp2)q1A-A295M(5.1+27.9)口.=lL/min95-44.7=62.3L/minq1=0.5L/minq1=qp1+qp2=(5.1+27.9)L/min=33L/minAq2=。不A444.7一62.3父L/min95=29.3L/minA2q2=q1-Ai44.7=0.5

17、父L/min95=0.24L/minA2qf95一33ML/min44.7=70L/minqp1+qp2R-A-A2_3(5.1+27.9)父10,u=曳2Ai_30.5-10,u=93A_333x10,-_4m/s60M(95-44.7)父10=0.109m/s一am/s60M95M10=0.88父10二m/s一空m/s60X44.7X10=0.123m/s,100M10工,50M或,150M1011一s0.109=0.92st2-qs0.88X10=56.8st3s0.123=1.22s表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.51.5,一般取1以下壓油管道36,壓力高，管道

18、短，粘度小取大值回油管道1.53由表9可以看出，液壓缸在各階段的實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度符合設(shè)計(jì)要求。d=根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取V=4m/s,由式4q、加計(jì)算得與液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為,4q462.310”2d10mm=18.2mm二，603.144例:4701010mm=19.3mm二,603.144為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號(hào)冷拔鋼(3)確定油箱油箱的容量按式V=aqpn估算，其中a為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=24；中壓系統(tǒng)，=7;高壓系統(tǒng)，燈612?，F(xiàn)取0=6,得V=qpn=6(5.631)L=220L5驗(yàn)算液壓系統(tǒng)

19、性能5.1驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時(shí)，首先確定管道內(nèi)液體的流動(dòng)狀態(tài)，然后計(jì)算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進(jìn)、回油管道長(zhǎng)為l=2m,油液的運(yùn)動(dòng)粘度取v=1M0-4m2/s,油液的密度取P=0.9174M103kg/m3。(1)判斷流動(dòng)狀態(tài)c _ dRe二一 V4q二d,4 70 10”60 二 20 104 1 10” 743在快進(jìn)、工進(jìn)和快退三種工況下，進(jìn)、回油管路中所通過(guò)的流量以快退時(shí)回油流量q2=70L/min為最大，此時(shí)，油液流動(dòng)的雷諾數(shù)也為最大。因?yàn)樽畲蟮睦字Z數(shù)小于臨界雷諾數(shù)(2000),故可推出：各工況下的進(jìn)、回油路中的油液的流動(dòng)狀態(tài)全

20、為層流。(2)計(jì)算系統(tǒng)壓力損失將層流流動(dòng)狀態(tài)沿程阻力系數(shù)75750h=Re4q和油液在管道內(nèi)流速4qLpl=1P同時(shí)代入沿程壓力損失計(jì)算公式d2,并將已知數(shù)據(jù)代入后，得一一一-34_475：.l4750.9174101102一8Pi=4q=3-4q=0.547810q2二d423.14(2010)4可見(jiàn)，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動(dòng)所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pi常按下式作經(jīng)驗(yàn)計(jì)算各工況下的閥類(lèi)元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計(jì)算Pv=；Pn!qn其中的mn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出。滑臺(tái)在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計(jì)算如下：

21、10、電1.快進(jìn)液換向閥2, 損失分別為滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)，液壓缸通過(guò)電液換向閥差動(dòng)連接。在進(jìn)油路上，油液通過(guò)單向閥然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過(guò)行程閥3進(jìn)入無(wú)桿腔。在進(jìn)油路上，壓力0.05688 MPa8862.31041=0.547810q=0.54781010MPa60%p-八0.1Pli=0.10.05688MPa=0.005688MPa一,27.9y.332.62.32工Apvi=0.2父27+0.3父一3+0.34-3MPa=0.1647MPa1100)100)100)“pi八plip-八pvi=0.056880.0056880.1647MPa=0.2273MPa在回油路上，壓力損失分別

22、為一-3.8829310plo=0.5478108q=0.547810810MPa=0.02675MPa602%。=0.1如。=0.1M0.02675MPa=0.002675MPapvApvo=0.3M，空+0.2MI空+0.3XI623；MPa=0.1594MPa1100J1100!1100J2po=Apio+ZAPi。十Apvo=(0.02675+0.002675+0.1594)MPa=0.1888MPa將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動(dòng)快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的總的壓力損失 .：p = 0.2273 0.188844.795MPa =0.316MPa2 .工進(jìn)滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)，在進(jìn)油路上，油液

23、通過(guò)電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無(wú)桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過(guò)電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為22、2ZAp.=Apvi=|0.3父驗(yàn)+0.5MPa=0.5MPail100.此值略小于估計(jì)值。在回油路上總的壓力損失為一0.3,040.6 0.31000.24+27.91MPa=0.66MPa該值即為液壓缸的回油腔壓力 相符。63)p2=0.66MPa,可見(jiàn)此值與初算時(shí)參考表4選取的背壓值基本按表7的公式重新計(jì)算液壓缸的工作壓力為p1 =F0p2A2A134942 0.66 106 44.7 10”95 104 106MPa = 3.99MPa此略高于表7數(shù)值?？紤]到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差A(yù)pe=0.5MPa,則小流量泵的工作壓力為pp1=Pi八piPe=3.990.50.5=4.99MPa此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。3 .快退滑