液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)樣本

資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算是液壓液壓傳動課程設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括明確設(shè)計(jì)要求進(jìn)行工況分析、 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、 擬定液壓系統(tǒng)原理圖、 計(jì)算和選擇液壓件以及驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能等?，F(xiàn)以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例,介紹液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算方法。1 設(shè)計(jì)要求工況分析1.1 設(shè)計(jì)要求要求設(shè)計(jì)的動力滑臺實(shí)現(xiàn)的工作循環(huán)是:快進(jìn)工進(jìn)快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下:切削阻力FL42000 N ;運(yùn)動部件所受重力G7200N ;快進(jìn)、 快退速度m s ,工進(jìn)速度m s ;快進(jìn)行程 L1260mm ,工進(jìn)行程 L2130mm ;往復(fù)運(yùn)動的加速時(shí)間t0.2s;動力滑臺采用平導(dǎo)軌 ,靜摩擦系數(shù)s0.2 ,動摩擦系數(shù)d0.1 。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。1.2 負(fù)載與運(yùn)動分析( 1)工作負(fù)載工作負(fù)載即為切削阻力 FL42000 N 。( 2)摩擦負(fù)載摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力:靜摩擦阻力動摩擦阻力FfssG0.2 7200 1440 NFfdd G0.1 7200 720N( 3)慣性負(fù)載FiG72000.1 N 360Ng t100.2( 4)運(yùn)動之間資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。快進(jìn)工進(jìn)快退L260 10 3t11s2.6s10.1L213010 3t220.8510 3 s152.94st3L326013010 30.1s 3.9s3設(shè)液壓缸的機(jī)械效率cm0.9 ,得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力,如表 1 所列。表 1 液壓缸各階段的負(fù)載和推力工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載 F / N液壓缸推力 F0 F / cm / N啟動FFfs14401600加速FFfdFi10801200快進(jìn)FFfd720800工進(jìn)F FfdFL4272047466.67反向啟動FFfs14401600加速FFfdFi10801200快退FFfd720800根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動時(shí)間,即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖Ft 和速度循環(huán)圖t ,如圖 1 所示。2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)2.1 初選液壓缸工作壓力所設(shè)計(jì)的動力滑臺在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大,在其它工況負(fù)載都不太高,參考資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。表 2 和表 3,初選液壓缸工作壓力p14.5MPa 。2.2 計(jì)算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進(jìn)和快退速度相等,這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸 ( ) ,快進(jìn)時(shí)液壓缸差動連接。工進(jìn)時(shí)為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失發(fā) 生前 沖 現(xiàn)象 ,液壓 缸的回 油腔 應(yīng)有背 壓 ,參考 表4 選此 背壓 為p21.0MPa 。表 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 各種機(jī)械常見的系統(tǒng)工作壓力機(jī)床農(nóng)業(yè)機(jī)械小液壓機(jī)大中機(jī)械類型型工程機(jī)械型挖掘機(jī)重組合機(jī)床龍門刨床拉床建筑機(jī)械液型機(jī)械起重磨床壓鑿巖機(jī)運(yùn)輸機(jī)械工作壓力 /MPa 0.82352881010182032表 4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(jì)表 5 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 6 按速比要求確定d/D資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注:無桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動速度;有桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動速度。由式 p1 A1 p2 A2F 得cmA1F42720m2119 10 4 m2cm p1p20.94.51.010 622則活塞直徑4 A14 11910 4m 0.123m 123mmD參考表 5及表 6,得 d0.71D87mm ,圓整后取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值得D 125mm ,d 90mm。由此求得液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積為A1D 20.125224244m 123 10mA2D 2d 20.12520.092 m259.1 10 4 m244根據(jù)計(jì)算出的液壓缸的尺寸,可估計(jì)出液壓缸在工作循環(huán)中各個(gè)階段的壓力、流量和功率 ,如表 7 所列 ,由此繪制的液壓缸工況如圖2 所示。表 7液壓缸在各個(gè)階段的壓力、流量和功率值推力回油腔壓力進(jìn)油腔壓輸入流量輸入功率工況q 10 3 / m3計(jì)算公式F0 / Np2 / MPa力 p1 / MPa/ sP / KW啟16000.25動F0A2Pp1快加A1A21200p1p0.65進(jìn)速恒800p1p0.590.64qA1A21速0.38資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。Pp1 qF0p2 A2p1A1工進(jìn)427201.03.951.0510 20.042qA1 2Pp1 q啟16000.27F0p2 A1動p1A2加快12000.51.24速退qA2 3恒8000.51.180.500.59速Pp1 q注 : 1.p 為液壓缸差動連接時(shí), 回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失, 取p=0.5MPa 。2. 快退時(shí) ,液壓缸有桿腔進(jìn)油,壓力為 p1 ,無桿腔回油,壓力為p2 。3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1選擇基本回路( 1)選擇調(diào)速回路由圖 2 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(shí)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)必須為開式循環(huán)系統(tǒng)。( 2)選擇油源形式從工況圖能夠清楚看出,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 / qmin0.64/ 1.05 10 261 ;其相應(yīng)的時(shí)間之比資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。（t 1+t 3）/t 22.63.9 /152.940.043。這表明在一個(gè)工作循環(huán)中的大部分時(shí)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(shí)液壓沖擊較大,工作平穩(wěn)性差 ,且后者可雙泵同時(shí)向液壓缸供油實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動,最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案,如圖 2a 所示。( 3)選擇快速運(yùn)動和幻換向回路本系統(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(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大,故選用換向時(shí)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(shí)現(xiàn)液壓缸差動連接,因此選用三位五通電液換向閥,如圖2b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(shí),速度變化大(1 /20.1/ 0.85 103118 ) ,為減少速度換接時(shí)的液壓沖擊,選用行程閥控制的換接回路,如圖 2c 所示。( 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)壓和卸荷回路問題都已經(jīng)基本解決。即滑臺工進(jìn)時(shí) , 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(shí) , 低壓大流量泵經(jīng)過液控順序閥卸荷 , 高壓小流量泵在滑臺停止時(shí)雖未卸荷 , 但功率損失較小,故可不需再設(shè)卸荷回路。圖2選擇的基本回路3.2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 3 所示。在圖 3 中,為了解決滑臺工進(jìn)時(shí)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)床停資料內(nèi)容僅供您學(xué)習(xí)參考，如有不當(dāng)或者侵權(quán)，請聯(lián)系改正或者刪除。止工作時(shí)回路中的油液流回油箱 , 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(gè)單向閥 13?？紤]到這臺機(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 , 圖中增設(shè)了一個(gè)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。圖 3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖4 計(jì)算和選擇液壓件4.1 確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率( 1)計(jì)算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油,由表 7 可知 ,液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大,最大壓力為p13.95MPa選取進(jìn)油路上的總壓力損失p1.0MPa,如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中, 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe0.5MPa ,則小流量泵的最高工作壓力估算為pp1p1ppe(3.951.00.5)MPa5.45MPa大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油,由表7 可見 ,快退時(shí)液壓缸的工作壓力為p11.24MPa ,比快進(jìn)時(shí)大。考慮到快退時(shí)進(jìn)油不經(jīng)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p0.3MPa ,則大流量泵的最高工作壓力估算為pp 2p1p(1.240.3)MPa1.54 MPa( 2)計(jì)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0.6410 3 m3 / s ,若取回路泄漏系數(shù) K1.1,則兩個(gè)泵的總流量為qpKq11.1 0.64 10 3 m3 / s0.704 10 3 m3 / s42.24L / min