液壓傳動系統(tǒng)設計與計算-說明書

1、1明確液壓系統(tǒng)的設計要求 設計臥式雙面銑削組合機床的液壓系統(tǒng)。機床的加工對象為鑄鐵變速箱箱體，動作順序為夾緊缸夾緊工作臺快速趨近工件工作臺進給工作臺快退夾緊缸松開原位停止。工作臺移動部件的總質(zhì)量為400kg，工作臺快進行程為 100mm，快進、快退速度為 3.5mmin，工進行程為 200mm，工進速度為 80300mmmin，軸向工作負載為14000N，加、減速時間為0.2s。采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1，夾緊缸行程為30mm，夾緊力為 800N，夾緊時間為1s。要求工作臺運動平穩(wěn)，夾緊力可調(diào)并保壓。2 負載與運動分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置

2、產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。（1）工作負載FW Fw=14000（2）阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，則靜摩擦阻力(G=1000N)動摩擦阻力 （3）慣性負載最大慣性負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行計算。已知加速減速時間為

3、0.2s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為3.5m/min，因此慣性負載可表示為 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=0.9，根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表1所示。表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N）工況負載組成負載值F/N推力F/N啟動800889加速517574快進400444工進1440016000快退4004443 負載圖和速度圖的繪制 根據(jù)負載計算結果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖1（a）所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設計參數(shù)進行繪制，已知

4、快進和快退速度3.5快進行程L1=100mm、工進行程L2=200mm、快退行程L3=300mm，工進速度80-300mm/min快進、工進和快退的時間可由下式分析求出?？爝M 工進 快退 根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)繪制負載圖（F-t）b圖,速度循環(huán)圖c圖. a b c在此處鍵入公式。4 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4.1確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為16000時宜取3MPa。表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓

5、力機械類型機 床農(nóng)業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.823528810101820324.2計算液壓缸主要結構參數(shù)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 A1=Fmas/P1-0.5P2=16000/3X106 則活塞直徑為 mm根據(jù)經(jīng)驗公式，因此活塞桿直徑為d=58.3mm，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=80mm，活塞桿直徑為d=56mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，進一步計算液壓缸在各個工

6、作階段中的壓力、流量和功率值，如表4所示。表4 各工況下的主要參數(shù)值工況推力F/N進油腔壓力P1/MPa回油腔壓力P2/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進444.440.350.8517.60.026工進160003.50.60.41.50.021 0.08 快退444.441.150.590.0265 液壓系統(tǒng)方案設計根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本

7、低，節(jié)約能源，工作可靠5.1確定調(diào)速方式及供油形式由表4可知，該組合機床工作時，要求低速運動平穩(wěn)行性好，速度負載特性好。由工況圖可知，液壓缸快進和工進時功率都較小，負載變化也較小，故宜采用調(diào)速閥的進油節(jié)流調(diào)速方式及開式循環(huán)系統(tǒng)。為解決鉆孔 通時滑臺突然前沖的問題，回油路上要設置背壓閥。由表4可知，液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是合適的，因此可采用單泵來供油。單泵泵因結構簡單、噪聲小、壽命長、成本低、故被采用。如圖2 圖2 5.2 組成液壓系統(tǒng)原理圖 圖31雙聯(lián)葉片泵 2二位二通電磁閥 3背壓閥 4溢流閥5調(diào)速閥 6單向閥 8壓力繼電器

8、 9三位五通電液換向閥 10濾油器表5 元件工況1YA2YA3YA快進+-+工進+-快退-+停止-5.3系統(tǒng)圖的原理1 快進 快進如圖3所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，3YA接通。這時的主油路為： 進油路：泵 三位五通換向閥（1YA得電）經(jīng)過行程閥液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥（1YA得電油箱2 工進 快進終了時，二位二通電磁閥通電（3YA得電），這時的主油路為：進油路：泵1 三位五通換向閥（1YA得電）調(diào)速閥液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥（1YA得電油箱。3 快退工進到達終點時，時間繼電器發(fā)出信號，使三位五通換向閥6的右側2YA得電 ，形成換向油路，這時的

9、主油路為：進油路：泵1 三位五通換向閥6（2YA得電）液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄欢欢〒Q向閥（右側）三位五通換向閥6油箱。4 停止當滑臺退回到原位時，使三位五通換向閥右側2YA斷電，換向閥處于中位，泵輸出的油液被三位五通換向閥堵住，液壓缸停止運動。液壓缸左側的油液經(jīng)單向閥7回到油箱，做到卸荷的作用。6 液壓元件的選擇6.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。（1）計算液壓泵的最大工作壓力由表4可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為1.15Mpa,本系統(tǒng)采用調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速

10、，選取進油路壓力損失為。考慮到壓力 繼電器的動作可靠要求壓差為，故泵的最高工作壓力為：此壓力即為小流量泵的最高工作壓力，也即溢流閥的調(diào)整壓力。大流量泵僅在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，考慮到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路上的壓力損失比工進時小，現(xiàn)取進油路損失為，則大流量泵的最高壓力估算為： （2）計算總流量由表4可知，快進時需要最大供油量，其值為17.6L/min。計算液壓泵的最大流量，取回路泄漏修正系數(shù)K=1.15，則泵的總流量為：最小流量在工進時，其值為0.4L/min。為保證工進時系統(tǒng)壓力穩(wěn)定，應考慮溢流閥有一定的最小溢流量，取其額定流量的

11、10%，約為2.0L/min。故小流量泵的流量最小應為2.4L/min。根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取PV2T12-6/33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，當液壓泵的轉速=940r/min時，該液壓泵的理論流量為 36.66L/min，若取液壓泵的容積效率率=0.9，則雙泵供油時，液壓泵的實際輸出流量為：小流量泵單獨供油時：（3）計算總流量由于液壓缸在工進時輸入功率最大，其值為0.08KW，若取泵的總效率為，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。6.2確定其它元

12、件及輔件(1) 確定閥類元件及輔件根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件的型號及規(guī)格見表6。表中序號與圖4元件標號相同。表6 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過流量額定流量額定壓力額定壓降型號、規(guī)格1雙聯(lián)葉片泵-5.08/27.9216/14-Pv2R12-6/332二位二通電磁閥62.4636.30.3E22DH-633背壓閥<1636.30.3B-63B4溢流閥5.1106.3Y-10B5調(diào)速閥<1106.30.3Q-10B6單向閥28636.30.2I-53B7單向閥33636.30.2I-63B8壓力繼電器14

13、PF-B8L9三位五通電液換向閥701006.30.335DY-100BY10濾油器36.7806.30.2XU-80200*注：此為電動機額定轉速為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、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表7所列。表7各工況實際運動速度和流量流量、速度快進工進快退輸入流量/(L/min）取排出流量/(L/min）運動速度/(L/min）由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)選定的液壓閥的連接尺寸確定油管尺寸，也可接管路中允許流速計算。設管道內(nèi)允許流速V=4

14、m/s。根據(jù)表7中的數(shù)值，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：取標準值20mm；由于本系統(tǒng)液壓缸快進時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為約泵額定流量的兩倍，則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)經(jīng)20mm、外徑為28mm的10號冷拔鋼管。（3）油箱的設計 油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按JB/T79381999標準估算，取時，求得其容積為6.3主要零件強度校核1 缸筒壁厚=8因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式, 式

15、中：缸筒壁厚（） 實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力 D缸筒內(nèi)徑 D=0.08M 缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度（MPa）,n為安全系數(shù)，取n=5。對于P1<16MPa.材料選45號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng)因此滿足要求。2 缸底厚度=10對于平缸底，厚度 有兩種情況：a. 缸底有孔時：其中b. 缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退；其中7.1驗算系統(tǒng)壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，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的總的壓力損失。已知：系統(tǒng)采用N32液壓油，室溫為20°C時，油液密度。設進、回油管的長

16、度均為2m。（1）判斷流動狀態(tài) 在快進、工進、快退、三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快時回油流量 為最大，此時油液流動具有最大雷諾數(shù)，為：由此可推斷，各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)均為層流。（2）計算系統(tǒng)壓力損失層流流動狀態(tài)下沿程壓力損失的表達式為：由于管道結構尚未確定，管道的局部壓力損失按經(jīng)驗公式計算，即：閥類元件的局部壓力損失按式（8-15）計算，即：其中，由產(chǎn)品樣本查出，和q數(shù)值由表6和表7列出。利用上面公式，滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：1）快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過電液換向閥，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合后通過

17、電磁換向閥進入無桿腔。在進油路上, 壓了損失包括:油液流經(jīng)管道的損失局部壓力的損失和流經(jīng)法閥類原件的損失Pw,即: 在回油路上，壓力損失為： 式中：q為通過管道的流量(m3/s)；L為管道長度(m)；d為管道內(nèi)徑(mm)；為油液的運動粘度(m2)。局部壓力損失可按下式估算： 閥類元件的pV值可按下式近似計算： 式中：為閥的額定流量(m3/s)；為通過閥的實際流量(m3/s)；為閥的額定壓力損失(Pa)。 將回油中上的壓力損和算到進油路上去，便得到快進運動的總的壓力損失 ： 由快進工況下壓力損失計算過程可以看出，在總的壓力損失中 ，閥類元件的局部壓力損失所占份額較大，而沿程壓力損失和管道局部壓力

18、損失則較小。2）工進工進時管路中流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失夠非常小，可以忽略不計。這時進油路僅需考慮調(diào)速閥的壓力損失=0.5Mpa，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器的動作需要，則 ： 此即溢流閥4調(diào)定壓力。3）快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥2、單向閥5、電液換向閥6進人液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過電磁換向閥11、電液換向閥6和單向閥7返回油箱。忽略沿此值略小于估計值，故不必重算。 則大流量泵的工作壓力為：此值是調(diào)整液控順序閥3調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。7.2油液溫升驗算在整個工作循環(huán)中 ，工進階段所占用的時間最長，所以

19、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，大流量泵經(jīng)液控順序閥9卸荷，其中出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失。液壓系統(tǒng)的總的輸人功率即為液壓泵的輸人功率：液壓系統(tǒng)輸出有效功率即為液壓缸輸出有效功率：液壓系統(tǒng)總效率為：則由式（8-16）計算系統(tǒng)的發(fā)熱功率為：由式（8-20）近似計算油箱散熱面積：假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)則利用式（8-19）計算油液溫升：設環(huán)境溫度，則熱平衡穩(wěn)定為：油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。即可得油液溫升近似值：溫升小于普通機床允許的溫升范圍，因此液壓系統(tǒng)中不需設置冷卻器。心得體會通過此次課程設計，使我更加扎實的掌握了有關液壓與傳動方面的知識設計過程