液壓與氣動技術課程設計.doc

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液壓氣動課程設計 目 錄 一．液壓系統(tǒng)原理圖設計計算……………………………….3 二．計算和選擇液壓件……………………………………….8 三．驗算液壓系統(tǒng)性能………………………………………12 四．液壓缸的設計計算………………………………………15 五．設計總結................................................................................17 參考文獻……………………………………………………..18 一．液壓系統(tǒng)原理圖設計計算 技術參數和設計要求 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，其工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。主要參數：軸向切削力為30000N，移動部件總重力為10000N，快進行程為150mm，快進與快退速度均為4.2m/min。工進行程為30mm，工進速度為0.05m/min，加速、減速時間均為0.2s，利用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。要求活塞桿固定，油缸與工作臺聯(lián)接。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。 一 工況分析 首先，根據已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖（圖1-1）： 圖1-1 速度循環(huán)圖 其次，計算各階段的外負載并繪制負載圖,根據液壓缸所受外負載情況，進行如下分析： 啟動時：靜摩擦負載 加速時：慣性負載 快進時：動摩擦負載 工進時：負載 快退時：動摩擦負載 其中，為靜摩擦負載，為動摩擦負載，F(xiàn)為液壓缸所受外加負載，為運動部件速度變化時的慣性負載，為工作負載。 根據上述計算結果，列出各工作階段所受外載荷表1-1，如下： 表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載 工作循環(huán) 外負載（N) 工作循環(huán) 外負載（N) 啟動，加速 2350 工進 31000 快進 1000 快退 1000 根據上表繪制出負載循環(huán)圖，如圖1-2所示： 圖1-2 負載循環(huán)圖 二 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 （1）確定供油方式： 考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進快退時負載較小、速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油。現(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。如下圖: （2）調速方式的選擇： 在專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調速閥。根據專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高，發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負載切削力的能力。如下圖所示： （3）速度換接方式的選擇： 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢換接回路，它的特點是結構簡單、調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差，若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。如下圖所示： 最后把所選擇液壓回路組合起來，即可組合成如附圖所示液壓系統(tǒng)原理圖。 液壓系統(tǒng)原理圖如下。 1---雙聯(lián)葉片泵 2---三位五通電磁閥 3---行程閥 4---調速閥 5---單向閥 6---單向閥 7---順序閥 8---背壓閥 9---益流閥 10---單向閥 11---過濾器 12---壓力表接點 13--單向閥 14—壓力繼電器 液壓系統(tǒng)原理圖 二．計算和選擇液壓件 1.確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表可知液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為3，91Mpa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取油路上的總壓力損失為∑ΔP=0.6Mpa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差ΔPe=0.5Mpa，則小泵的最高工作壓力估算為： 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，快退時液壓缸的工作壓力為P1=1.4Mpa，比快進時大，考慮到快退時供油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失∑ΔP=0.3Mpa，則大流量泵的最高工作壓力估算為: （2）計算液壓泵的流量 由表可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.410-3m3/s,如取回油泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為： 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.7910-5m3/s=0.474L/min,則小泵的流量最少應為3.474L/min. （3）確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率 根據以上壓力和流量數值，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26型葉片泵，其小泵和大泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當液壓泵的轉速Np=720r/min時，其理論流量分別為4.32mL/r和18.72mL/r，若取液壓泵的容積效率為 ηv=0.8，這時液壓泵的實際輸出流量為： 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵的容積效率為ηp=0.8，這時液壓泵的驅動電機功率為： 根據此數值查表，選用規(guī)格相近的Y160M1-8型電動機，其額定功率為4KW，額度轉速為720r/min。 2.確定其它元件及輔件 （1）確定閥類元件及輔件 根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各類閥類元件及輔件的實際流量，查閱手冊，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如列表所示，其中溢流閥按小泵的額定流量選取，調速閥選用Q-6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5 L/min 元件名稱 通過的最大流量 型號 規(guī)格 額定流量 額定壓力 額定壓降 葉片泵 ----- PV2R12-6/22 3.888/16.848 16 ---- 電液換向閥 70 35DY-100BY 100 6.3 0.3 行程閥 62。1 22C-100BH 100 6.3 0.3 調速閥 <1 Q-6B 6 6.3 ---- 單向閥 70 I-100B 100 6.3 0.2 單向閥 29.3 I-100B 100 6.3 0.2 液控順序閥 28.1 XY-63B 63 6.3 0.3 背壓閥 <1 B-10B 10 6.3 ---- 溢流閥 5.1 Y-10B 10 6.3 ---- 單向閥 27.9 I-100B 100 6.3 0.2 濾油器 36.6 XU-80X200 80 6.3 0.02 壓力表開關 ----- K-6B ---- ---- ---- 單向閥 70 I-100B 100 6.3 0.2 壓力繼電器 ----- PF-B8L ---- 14 ---- （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，與原數值不同，重新計算的結果如下表： 快進 工進 快退 q1=39.3L/min q1=0.474L/min q1=20.8L/min q2=18.5L/min q2=0.22L/min q2=44.2L/min v1=0.069m/s v2=0.05m/s v3=0.077m/s t1=2.17s t2=36s t3=2.34s 由上表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 按照上表中的數值，取管道內允許速度v=4m/s,由式： 計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為： 為了統(tǒng)一規(guī)格，按手冊查得選取所有管子均為內徑20mm，外徑28mm的10號冷拔鋼管。 （3）確定油箱 油箱的容積按式估算，其中α為經驗系數，現(xiàn)取α=6得： 三．驗算液壓系統(tǒng)性能 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液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進回油管道長l=2m，油液的運動粘度ν=110-4m2/s。油液的密度ρ=0.9174103 kg / m3 （1）判斷流動狀態(tài) 在快進工進和快退工況下，進回油管路中所通過的流量以快退時回油流量為最大，此時，油液流動的雷諾數 也為最大，小于臨界雷諾數（2000），故可推出：各工況下的進回油路中的油液流動狀態(tài)全為層流。 （2）計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動的狀態(tài)沿程阻力系數和油液在管道內的流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將數據代入得： 在管道結構未確定的情況下，管道的局部壓力損失 閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算： 滑臺在快進、工進、快退工況下的壓力損失計算如下： 1.快進 在進油路上，壓力損失分別為： 在回油路上，壓力損失為： 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便可得到差動快速運動時的總的壓力損失為： 2.工進 在進油路上，在調速閥處的壓力損失為0.5Mpa，在回油路上，在背壓閥處的壓力損失為0.6Mpa，忽略管路沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為： 此值略小于估計值。 在回油路上的總壓力損失為： 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.61Mpa，此值與初算時選取的背壓值基本相符。 重新計算液壓缸的工作壓力為： 此值與前面表中所列數值相符，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Δpe=0.5Mpa，則小流量泵的工作壓力為： 此值與估算值基本相符，是調整溢流閥的調整壓力的主要參考數據。 3.快退 在進油路上總的壓力損失為： 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為： 此值與表中數值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為： 此值是調整液控順序閥的調整壓力的主要參考數據。 2.驗算系統(tǒng)發(fā)熱與升溫 由于工進在整個工作循環(huán)中占90%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與升溫可按工進工況來算，在工進時，大流量泵的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)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 液壓系統(tǒng)的輸出有效功率即為液壓缸的輸出有效功率 由此計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為： 按式 其中傳熱系數 設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為： 油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 四．液壓缸的設計計算 1.液壓缸的主要尺寸的確定 （1） 工作壓力p的確定：工作壓力p可根據負載大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參考相關表取液壓缸的工作壓力為3Mpa。 （2） 計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d：由負載圖可知最大負載為31000N，按照相關表可取背壓為0.5 Mpa液壓缸機械效率可取為0.95，考慮到快進快退速度相等，根據相關表取d/D為0.7。 根據以上條件來求液壓缸的相關尺寸： 1. 液壓缸內徑： 則根據相關表，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=125mm。 2. 活塞桿直徑d： 由d/D=0.7，可求得d=0.7D,則d=87.5，根據表圓整后取為標準系列直徑d=90mm 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度， 由 式中：是由產品樣本查得最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。 由于調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積，即： 即，可得液壓缸能達到所需低速。 3. 液壓缸的壁厚和外徑的計算： 求得： 故液壓缸外徑D1D+2=125+52=177mm 4. 液壓缸工作行程的確定需根據執(zhí)行機構來確定，故這里不做討論。 5. 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 由以上液壓缸的基本尺寸，就可以選擇相配套的液壓元件，這里 不做討論.液壓缸裝配圖如附圖所示 五、設計總結 通過這學期對液壓氣動的研究學習,了解了液壓元件的特性，通過自己和同組人員來設計實驗，激發(fā)了學習興趣。親自動手操作，觀察實驗現(xiàn)象，增加了理論學習的趣味性，能親身感受到液壓的作用。另外使我對液壓系統(tǒng)的基本概況有了充分的理解與掌握。我還查閱了參考資料，加深了對液壓工作的原理的理解，以及其在實際生活中的廣泛應用。因此，通過這次實驗的設計，對今后在液壓這一領域有更深的認識。同時也鍛煉了動手能力，獨立思考解決問題的方法，使我從本質上對液壓有了全新的認識，有利于以后的學習研究。 參考文獻 [1]雷天黨. 新編液壓工程手冊[M]. 北京；北京理工大學出版社 1998 [2]路甬祥. 液壓與氣動技術手冊[M]. 北京；機械工業(yè)出版社 2002 [3]章宏甲. 液壓與氣壓傳動[M]. 北京；機械工業(yè)出版社 2003 [4]林建亞，何存興. 液壓元件[M]. 北京；機械工業(yè)出版社 1988 [5]從莊遠，劉震北. 液壓技術基本理論[M]. 哈爾濱；哈爾濱工業(yè)大學出版社 1989