液壓與氣動技術課程設計范文.doc

天津廣播電視大學 機械設計制造及其自動化專業(yè)（本科） 《液壓氣動控制技術》課程設計 題目 液壓氣動控制技術 姓名 學號 辦學單位 日 期 2014年 12月 20日 目 錄 一．液壓系統(tǒng)原理圖設計計算………………………………2 二．計算和選擇液壓件………………………………………7 三．驗算液壓系統(tǒng)性能………………………………………12 四、液壓缸的設計計算………………………………………14 參考文獻………………………………………………………16 任務書（附頁） 一．液壓系統(tǒng)原理圖設計計算 技術參數(shù)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(shù)：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(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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?，F(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。如下圖: （2）調(diào)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(diào)速閥。根據(jù)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(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高，發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)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(diào)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)原理圖見附圖。 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(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)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(diào)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(shù)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(jù)以上壓力和流量數(shù)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(jù)此數(shù)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(jù)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(diào)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(diào)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(shù)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(shù)值，取管道內(nèi)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(nèi)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(nèi)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(jīng)驗系數(shù)，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(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(shù) 也為最大，小于臨界雷諾數(shù)（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(shù)和油液在管道內(nèi)的流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將數(shù)據(jù)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(jù)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(diào)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(shù)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(diào)整溢流閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 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(shù)值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為： 此值是調(diào)整液控順序閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 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(shù) 設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為： 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。 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(jù)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(nèi)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(jù)相關表取d/D為0.7。 根據(jù)以上條件來求液壓缸的相關尺寸： 1. 液壓缸內(nèi)徑： 則根據(jù)相關表，將液壓缸內(nèi)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(jù)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(chǎn)品樣本查得最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。 由于調(diào)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(jù)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 2.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。 3液壓缸裝配圖如附圖所示。 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