課程設(shè)計專用紙

1、液壓與氣動技術(shù)課程設(shè)計專用紙 機(jī)械設(shè)計及其自動化專業(yè) 設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果三，液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算1.明確設(shè)計要求 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力為23500N,移動部件總質(zhì)量550kg，快進(jìn)行程為 180mm，快進(jìn)與快退速度均為 3.7mmin，工進(jìn)行程為95mm，工進(jìn)速度為 3040mmmin，加速、減速時間為0.18s，利用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.08，動力滑臺可以隨時在中途停止運(yùn)動，試設(shè)計該組合機(jī)床的液壓傳動系統(tǒng)。2. 工況分析負(fù)載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機(jī)械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力

2、的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：導(dǎo)軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析時，本設(shè)計實例只考慮組合機(jī)床動力滑臺所受到的工作負(fù)載、慣性負(fù)載和機(jī)械摩擦阻力負(fù)載，其他負(fù)載可忽略。(1) 工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力Ft=23500N。(2) 摩擦負(fù)載 摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 Ffs=sG=0.2×5500=1100N (2-1)動摩擦阻力 Ffd=dG=0.08×5500=440N (2-2)(3) 慣性負(fù)載 最大慣性負(fù)載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進(jìn)行計算 (2-3)設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)

3、果(4) 運(yùn)動時間 快進(jìn) (2-4)工進(jìn) (2-5)快退 (2-6)如果忽略切削力引起的力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機(jī)械效率W=0.9，根據(jù)上述負(fù)載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負(fù)載力和液壓缸所需推力情況，如表2-1所示。表2-1 液壓缸總運(yùn)動階段負(fù)載表（單位：N）工況負(fù)載組成負(fù)載值F/N推力F/W/N啟動F=Ffs11001222.222加速F=Ffd+Fm628.43698.256快進(jìn)F=Ffd440488.889工進(jìn)F=Ffd+Ft2394026600反向啟動F=Ffs11001222.222加速F=Ffd+Fm628.43698.256快退F=Ffd440488.

4、889制動F=Ffd-Fm251.57279.522根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動時間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖2-1所示。 圖2-1（a)負(fù)載循環(huán)圖F-t (b)速度循環(huán)圖v-t設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果3.確定主要參數(shù)(1) 確定液壓缸工作壓力由表3-2和表3-3可知，組合機(jī)床液壓系統(tǒng)在最大負(fù)載約為23000 N時宜取3MP。表3-2按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455表3-3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī) 床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械

5、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)床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032(2)計算液壓缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)由于工作進(jìn)給速度與快速運(yùn)動速度差別較大，且快進(jìn)、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運(yùn)動的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)計成無桿腔工作面積A1是有桿腔工作面積A2兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關(guān)系。工進(jìn)過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負(fù)載突然消失，液壓缸有可

6、能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa?？爝M(jìn)時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降p，且有設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取p=0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值p2=0.6MPa。工進(jìn)時液壓缸的推力計算公式為 F=/m=A1p1-A2p2=A1p1-(A1/2)p2 (3-1)式中：F 負(fù)載力 m液壓缸機(jī)械效率 A1液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1液壓缸無桿腔壓力 p2液壓有

7、無桿腔壓力因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 (3-2) 液壓缸缸筒直徑為 (3-3)由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×112=79.18mm，根據(jù)GB/T23481993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： (3-4) (3-5)工作臺在快進(jìn)過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為 （3-6）工作臺在快退過程中所需要的流量為設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果 （3-7）工

8、作臺在工進(jìn)過程中所需要的流量為 （3-8）表3-1 各工況下的主要參數(shù)值工況推力F'/N回油腔壓力P2/MPa進(jìn)油腔壓力P1/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進(jìn)啟動1222.200.689加速698.251.0840.584快速488.881.0350.53518.10.161工進(jìn)266000.63.0820.290.015 快退起動1222.200.273 加速698.250.61.430快退488.880.61.38316.10.371制動279.520.61.34 注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取p=0.5MPa。 2 快

9、退時，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 3. 設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果表3-2 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(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表3-3 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表3-4 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71 注：1無桿腔進(jìn)油

10、時活塞運(yùn)動速度； 2有桿腔進(jìn)油時活塞運(yùn)動速度。根據(jù)計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，如表所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖4-1所示。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果4.擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.1.選擇基本回路(1) 選擇調(diào)速回路 由圖4-1可知，這臺機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運(yùn)動速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失引起運(yùn)動部件前沖，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

11、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=0.3/(0.29×10-2)103；其相應(yīng)的時間之比(t1+t3)/t2=(3+4.58)/190=0.039。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時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)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運(yùn)動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖4-1a所示。(3) 選擇快速運(yùn)動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動回路實現(xiàn)快速運(yùn)動。

12、考慮到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖4-1b所示。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大（1/2=0.06/(0.5×10-3)120），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖4-1c所示。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進(jìn)時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時，低壓大流量泵通過液控

13、順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。圖4-2 選擇的基本回路4.2.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4-3所示。在圖4-3中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機(jī)床停止工作時回路中的油液流 圖4-3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運(yùn)動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。考慮到 圖4-3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果這臺機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖

14、中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。5.液壓元件的計算與選擇5.1.確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.082MPa，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p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 (5-1)大流量泵只在快進(jìn)和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa，比快進(jìn)時大?？紤]到快退時進(jìn)油不

15、通過調(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p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 (5-2)(2) 計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0.3×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為 (5-3)考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時的流量為0.29×10-5 m3/s =0.17L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.5L/min。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機(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PV2R1

16、2-6/33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，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為 (5-4) 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)功率為 (5-5) 根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L6型電動機(jī)，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。5.2確定其它元件及輔件(1) 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)

17、格如表5-1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0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進(jìn)時的流量0.5L/min。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果表5-1液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調(diào)速閥<1Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B100

18、6.30.27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥<1B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.211濾油器36.6XU80×200806.30.0212壓力表開關(guān)K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14*注：此為電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動階段的運(yùn)動速度、時間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表5-2所列。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果表5-2各工況實際運(yùn)動速度、時

19、間和流量快進(jìn)工進(jìn)快退表5-3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，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果由表5-2可以看出，液壓缸在各階段的實際運(yùn)動速度符合設(shè)計要求。根據(jù)表5-2數(shù)值，按表5-3推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為 (5-6) (5-7)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號冷拔鋼管。(3) 確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612。現(xiàn)取=6

20、，得 (5-8)6. 驗算液壓系統(tǒng)性能6.1.驗算系統(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，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進(jìn)、回油管道長為l=2m，油液的運(yùn)動粘度取=110-4m2/s，油液的密度取=0.9174103kg/m3。(1) 判斷流動狀態(tài)在快進(jìn)、工進(jìn)和快退三種工況下，進(jìn)、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)也為最大。因為最大的雷諾數(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狀態(tài)全為層流。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果 (6-1)(2

21、) 計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù) (6-2)和油液在管道內(nèi)流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 (6-3)可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經(jīng)驗計算 (6-4)各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 (6-5)其中的pn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表5-1和表5-2列出?；_在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計算如下：設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果1快進(jìn)滑臺快進(jìn)時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回

22、油匯合通過行程閥3進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，壓力損失分別為 (6-6) (6-7) (6-8) (6-9)在回油路上，壓力損失分別為 (6-10) (6-11) (6-12) (6-13)將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動快速運(yùn)動時的總的壓力損失 (6-14)設(shè)計內(nèi)容設(shè)計說明及計算過程計算結(jié)果2工進(jìn) 滑臺工進(jìn)時，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無桿腔，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 (6-15) 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 (6-16) 該值