第9九章液壓傳動系統(tǒng)的設計

1 第九章液壓系統(tǒng)的設計與計算 蘇州大學機電工程學院 2 本章主要介紹液壓傳動系統(tǒng)設計計算的主要內(nèi)容 步驟和方法 本章是本課程液壓傳動部分的綜合章節(jié) 重點 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 選用液壓元件 難點 液壓系統(tǒng)選用限壓式變量泵和節(jié)流閥的容積節(jié)流調(diào)速回路的功率計算 計劃學時 2學時 3 設計一個液壓傳動系統(tǒng) 應按下列步驟進行 1 明確設計依據(jù) 進行工況分析2 初步確定液壓系統(tǒng)參數(shù)3 擬定液壓系統(tǒng)圖4 計算 選擇或設計液壓元件5 液壓系統(tǒng)的性能驗算和繪制工作圖 編寫技術(shù)文件 4 第一節(jié)概述 在前幾章中 對液壓傳動的基本原理 液壓元件的結(jié)構(gòu) 工作原理和基本回路等進行了分析 本章的任務是應用已學基本知識來討論液壓傳動系統(tǒng)設計 計算的步驟和方法 液壓系統(tǒng)的設計必須重視調(diào)查研究 注意借鑒前人的經(jīng)驗 液壓系統(tǒng)設計應著重解決的主要問題是滿足工作部件對力和運動兩方面的要求 在滿足工作性能和工作可靠性的前提下 應力求系統(tǒng)簡單 經(jīng)濟且維修方便 5 性能驗算包括系統(tǒng)壓力損失驗算和液壓系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升驗算 正式工作圖一般包括正式的液壓系統(tǒng)工作原理圖 系統(tǒng)管路裝配圖和各種非標準液壓元件的裝配圖和零件圖 應該指出 在實際設計過程中 根據(jù)所設計機器的用途和掌握的資料情況 上述步驟有的可以省略 有的可以合并 同時 各設計步驟是相互聯(lián)系 相互影響的 設計中往往是互相穿插 交叉進行 有時還要經(jīng)過多次反復才能完成 6 設計的基本內(nèi)容和一般流程如下 明確系統(tǒng)設計要求 分析系統(tǒng)工況 確定主要參數(shù) 擬訂液壓系統(tǒng)草圖 選擇液壓元件 驗算液壓系統(tǒng)性能 繪制工作圖 編制技術(shù)文件 是否符合要求 否 是 7 第二節(jié)明確系統(tǒng)設計要求 進行工況分析 一 明確系統(tǒng)設計要求1 主機的用途 主要結(jié)構(gòu) 總體布局 主機對液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件在位置布置和空間尺寸上的限制 2 主機的工作循環(huán) 液壓執(zhí)行元件的運動方式 移動 擺動或轉(zhuǎn)動 及其工作范圍 3 液壓執(zhí)行元件的負載和運動速度的大小及其變化范圍 8 4 主機各液壓執(zhí)行元件的動作順序或互鎖要求 5 對液壓系統(tǒng)工作性能 如工作平穩(wěn)性 轉(zhuǎn)換精度等 工作效率 自動化程度等方面的要求 6 液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境和工作條件 7 其它方面的要求 9 二 執(zhí)行元件工況分析 對液壓系統(tǒng)進行工況分析 就是要查明它的每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的運動速度和負載的變化規(guī)律 這是滿足主機規(guī)定的動作要求和承載能力所必需具備的 分析系統(tǒng)工況的重要性 10 液壓系統(tǒng)承受的負載 可由主機的規(guī)格規(guī)定 可由樣機通過實驗測定 可由理論分析確定 當用理論分析確定系統(tǒng)的實際負載時 必須仔細考慮它所有的組成項目 例如 工作負載 切削力 擠壓力 彈性塑性變形拉力 重力等 慣性負載和阻力負載 摩擦力 背壓力 等 并把它們繪成圖形 11 圖9 2工作循環(huán)圖 圖9 3速度循環(huán)圖 運動分析就是分析主機按其工藝要求 以何種運動規(guī)律完成一個工作循環(huán) 要求畫出速度循環(huán)圖 圖9 2 9 3分別為一組合機床動力滑臺的工作循環(huán)圖和速度循環(huán)圖 一 運動分析 12 二 動力分析 1 液壓缸的負載分析 1 工作阻力Ft 沿液壓缸運動方向的切削分力 重力 擠壓力等 2 摩擦阻力Fm 液壓缸工作機構(gòu)工作時所要克服的機械摩擦力 對于機床來說 既導軌摩擦阻力 它與導軌形狀 放置情況以及運動狀態(tài)有關 13 選最常見的兩種導軌型式 圖9 4 為例 14 其摩擦阻力計算公式為 對平導軌 對V形導軌 式中 FG 運動部件的總重 N 對平導軌為垂直于導軌方向上的切削分力 對V型導軌為沿V形導軌橫剖面中心線方向作用于導軌上的切削分力 V型導軌的夾角 一般為90 f 摩擦系數(shù) 它有靜摩擦系數(shù)和動摩擦系數(shù)之分 在機床滑動導軌上 一般fj 0 2 0 3 fd 0 05 0 1 啟動時按靜摩擦系數(shù)計算 運動時按動摩擦系數(shù)計算 15 3 慣性阻力Fg 工作部件在啟動和制動過程中的慣性力 式中 a 工作部件的加速度 t 啟動加速或減速制動的時間 對一般機床主運動 t 0 25 0 5s 進給運動 t 0 1 0 5s 磨床 t 0 01 0 05s 低速輕載運動部件取較小值 反之取較大值 v 在 t時間內(nèi)的速度變化量 慣性阻力有正有負 啟動時為正 制動時為負 16 4 重力FG 垂直或傾斜放置的工作部件 5 密封阻力Fmm 密封件在相對運動中產(chǎn)生的摩擦阻力 6 背壓阻力Fb 液壓缸回油路上的阻力 17 1 啟動階段 2 加速階段 3 快進階段 4 工進階段 5 制動階段 2 機床液壓缸在各工作階段總外負載Ff 的計算 式中 Fmj 靜摩擦阻力Fmd 動摩擦阻力 18 當液壓執(zhí)行元件為液壓馬達時 對其負載轉(zhuǎn)矩M的分析和計算 思考方法與液壓缸相同 圖9 5液壓缸負載圖 3 繪液壓缸負載圖 19 第三節(jié) 執(zhí)行元件主要參數(shù)的確定 一 確定執(zhí)行元件的類型根據(jù)工作部件所需的運動形式 速度 負載的性質(zhì)和工作環(huán)境參考表9 1 確定執(zhí)行元件的類型 20 表9 1常用執(zhí)行元件的應用 21 二 初選執(zhí)行元件的工作壓力 液壓缸工作壓力主要根據(jù)運動循環(huán)各階段中的最大總負載力來確定 此外 還需要考慮以下因素 1 各類設備的不同特點和使用場合 2 考慮經(jīng)濟和重量因素 壓力選得低 則元件尺寸大 重量重 壓力選得高一些 則元件尺寸小 重量輕 但對元件的制造精度 密封性能要求高 所以 液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式 一是根據(jù)機械類型選 二是根據(jù)切削負載選 22 表9 2按負載大小選擇液壓缸工作壓力 表9 3設備常用的工作壓力 23 三 執(zhí)行元件主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 1 液壓缸主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定當液壓缸工作速度很低時 尚須按速度要求驗算缸的有效工作面積 以滿足最低穩(wěn)定速度的要求 即A應滿足下式 式中 A 液壓缸有效工作面積 qmin 流量閥或變量泵的最小穩(wěn)定量 由產(chǎn)品樣本查得 Vmin 主機要求的最低工作速度 24 式中AjG 液壓缸進油腔的有效工作面積Vmax 液壓缸的最大運動速度 液壓缸所需的最大流量 25 2 執(zhí)行元件的工況圖工況圖是在執(zhí)行元件結(jié)構(gòu)參數(shù)確定之后 根據(jù)設計任務要求 算出不同階段中的實際工作壓力 流量和功率之后作出的 26 圖9 6執(zhí)行元件工況圖a 壓力圖b 流量圖c 功率圖t1 快進時間t2 共進時間t3 快退時間 27 工況圖的作用是 1 通過工況圖找出最大壓力 最大流量點和最大功率點 分析各工作階段中壓力 流量變化的規(guī)律 作為選擇液壓泵和控制閥的依據(jù) 2 驗算各工作階段所確定參數(shù)的合理性 例如當功率圖上各階段的功率相差太大時 可在工藝情況允許的條件下 調(diào)整有關階段的速度 以減小系統(tǒng)需用的功率 當系統(tǒng)有多個液壓缸工作時 應把各液壓缸的功率圖按循環(huán)要求疊加后進行分析 若最大功率點互相重合 功率分布很不均衡 則同樣應在工藝條件允許情況下 適當調(diào)整參數(shù) 避開或削減功率 高峰 增加功率利用的合理性 以提高系統(tǒng)的效率 28 3 通過對工況圖的分析 可以合理地選擇系統(tǒng)主要回路 油源形式和油路循環(huán)形式等 如果在一個循環(huán)內(nèi)流量變化很大 則不適宜采用單定量泵 也不宜采用蓄能器 而適宜采用 大小泵 的雙泵供油回路或限壓式變量泵供油回 以上分析 計算和調(diào)整 有利于擬定出較為合理 完善的液壓系統(tǒng)方案 29 第四節(jié)系統(tǒng)原理圖的擬定 一 調(diào)速方案的確定1 在小壓力 小功率 2 3kW以下 工作平穩(wěn)性要求不高的系統(tǒng) 宜采用節(jié)流閥節(jié)流調(diào)速回路 2 負載變化較大 速度穩(wěn)定性要求較高的系統(tǒng) 宜采用調(diào)速閥節(jié)流調(diào)速回路 3 中等功率 3 5kW 溫升小的系統(tǒng) 可采用節(jié)流調(diào)速回路或容積調(diào)速回路或采用容積 節(jié)流調(diào)速回路 要求工作平穩(wěn)性好 4 高壓大功率 5kW以上 系統(tǒng) 宜采用容積調(diào)速回路 以提高液壓系統(tǒng)效率 在調(diào)速回路確定后 油路的循環(huán)形式基本上也就確定了 30 二 快速回路和速度換接方式的選擇三 油源的選擇四 其它回路的選擇 31 在擬定液壓系統(tǒng)原理圖時 應盡量避免回路之間互相干擾或采用防干擾回路 在液壓基本回路中 盡可能去掉相同作用的元件 力求系統(tǒng)簡單 工作可靠 元件品種規(guī)格要少 盡量選用標準件 力求提高液壓系統(tǒng)的工作效率 防止系統(tǒng)過熱 防止液壓沖擊 采用蓄能器消除液壓沖擊 或在油缸進口處安裝過載溢流閥及設計緩沖裝置 還可以增設緩沖回路等 為了調(diào)整和檢修上的方便 擬定液壓系統(tǒng)原理圖時 應在泵源出口 系統(tǒng)中壓力閥等處設置必要的測壓點 可由測壓點處壓力表觀察系統(tǒng)是否正常工作 五 液壓系統(tǒng)的組合 32 第五節(jié)液壓系統(tǒng)元件的選擇 一 液壓泵的選定 一 確定液壓泵的最高工作壓力pppp p1 p式中 p1 執(zhí)行元件的最高工作壓力 p 進油路上管路壓力損失的總和 初算時 簡單系統(tǒng) p取 2 5 105Pa 復雜系統(tǒng) p取 5 15 105Pa 33 二 確定液壓泵的最大流量qp qp K q max式中 K 系統(tǒng)泄漏系數(shù) 一般K 1 1 1 3 q max 執(zhí)行元件同時工作時 系統(tǒng)所需最大流量 當采用蓄能器的系統(tǒng)時 泵的最大流量qp 根據(jù)系統(tǒng)在一個工作循環(huán)中執(zhí)行元件的平均流量與回路泄漏量之和 采用差動回路時 應按差動連接的最大流量進行計算 34 三 選擇液壓泵規(guī)格型號 液壓泵的主要參數(shù)為額定壓力和流量 選取額定壓力比pp高25 50 流量與系統(tǒng)所需的qp相當?shù)谋?35 四 確定液壓泵電動機功率 36 二 液壓控制閥的選擇 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過該閥的最大流量由產(chǎn)品樣本選擇液壓控制閥的規(guī)格型號 特殊需要時才自行設計專用控制閥 37 三 液壓輔件的選擇 液壓輔件如油箱 蓄能器 濾油器 管件和密封件的選擇 可按照第六章中有關論述選用 38 板式配置 四 液壓裝置結(jié)構(gòu)形式的選擇 39 2集成塊式配置3疊加閥式配置 40 第六節(jié)液壓系統(tǒng)的驗算及技術(shù)文件的編制 一 液壓系統(tǒng)的驗算 一 壓力損失的計算和確定壓力閥的調(diào)整壓力1 管路系統(tǒng)的壓力損失管路系統(tǒng)的壓力損失計算 一般要根據(jù)管路裝配草圖的進油管路和回油管路分別進行 公式為 p pL pJ pF MPa 41 p pL pJ pF MPa 式中 p 油液流經(jīng)管路時的總壓力損失 pL 油液流經(jīng)管路時的沿程壓力損失 pJ 油液流經(jīng)管接頭 變徑管等處的局部壓力損失 pF 油液流經(jīng)管路上閥類元件時的壓力損失 主要是局部壓力損失 42 沿程壓力損失除可按液壓流體力學中的公式計算外 還可在管流為層流時 用下式估算 pL 105 MPa 式中 油的運動粘度 cst q 通過管道的流量 1 min 1 管道長度 m d 管道內(nèi)徑 mm 43 管道上的局部壓力損失可按 pJ 0 05 0 15 pL進行估算 閥類元件額定流量下的壓力損失 Pe 可查產(chǎn)品樣本 在實際流量不為閥的額定流量時 其壓力損失可按下式估算 pF pe MPa 44 式中 pn 閥在額定流量下的壓力損失 MPa q 通過閥的實際流量 m3 s qn 閥的額定流量 m3 s 2 確定溢流閥的調(diào)整壓力pypy pjG pj MPa 式中 pjG 液壓缸進口的壓力 Pa pj 液壓缸進油路上的總壓力損失 Pa 45 二 系統(tǒng)發(fā)熱量的估算各種液壓機械油溫升高的溫度在允許值應在 表9 5 中的范圍內(nèi) 才能保證系統(tǒng)正常工作 表9 5各種機械允許油溫 46 1 系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 油泵 油馬達能量損失所轉(zhuǎn)換的熱量H1為H1 N 1 860 kcal h 式中 N 驅(qū)動油泵或油馬達的功率 kw 油泵或油馬達的總效率 其中 1kw 860kcal h 47 若在整個過程中有功率變化 則根據(jù)各工作階段的發(fā)熱量求出總的平均發(fā)熱量 即 kcal h 式中 T 工作循環(huán)的周期 h t1 某一工作階段所需時間 h i 在t1所對應的工作階段中油泵或油馬達的總效率 N1 t1所對應的工作階段中油泵或油馬達的驅(qū)動效率 kw 48 溢流閥溢流損失所轉(zhuǎn)換的熱量H2為 kcal h 式中 1kcal 427 10N mpy 溢流閥的調(diào)整壓力 qy 溢流閥的溢流流量 49 同理 油液通過其他閥壓力損失所產(chǎn)生的熱量H3為 kcal h 式中 p 通過該閥的壓力損失 q 通過該閥的流量 系統(tǒng)的總發(fā)熱量H為 kcal h 50 kcal h 式中 K 油液的散熱系數(shù) kcal m2 h 見表11 6 A 油箱散熱面積 m2 T1 允許的最高油溫 T2 環(huán)境溫度 T 油