1300毫米钢坯冷锯机的液压系统课程设计.doc

键入文字 液压与气压传动 课程设计说明书 学 院 系 机械工程学院 专 业 过程控制与装备 学 生 姓 名 班 级 过控 071 班 指导教师姓名 李 硕 职称 副教授 最终评定成绩 2010 年 06 月 14 日 至 2010 年 06 月 18 日 1 目录 1 1 设计题目分析及相关参数确定设计题目分析及相关参数确定 0 1 1 1 1 设计题目设计题目 0 1 1 1 加减速时间及摩擦系数查取 0 1 1 2 机构相关参数确定 1 1 1 2 2 各行程确定各行程确定 2 2 2 分析负载分析负载 2 3 3 液压系统方案设计液压系统方案设计 1 3 3 1 1 确定液压泵类型及调速方式确定液压泵类型及调速方式 1 3 3 2 2 选用执行元件选用执行元件 1 3 3 3 3 快速运动回路和速度换接回路快速运动回路和速度换接回路 1 3 3 4 4 换向回路的选择换向回路的选择 1 3 3 5 5 组成液压系统绘原理图组成液压系统绘原理图 2 4 4 液压系统的参数设计液压系统的参数设计 0 4 1 液压缸参数计算液压缸参数计算 0 4 1 1 初选液压缸的工作压力 0 4 1 2 确定液压缸的方根结构尺寸 0 4 1 3 计算各工作阶段的工作压力 流量和功率 0 4 2 液压泵的参数计算液压泵的参数计算 0 4 3 电动机的选择电动机的选择 0 4 3 1 差动快进 0 4 3 2 工进 0 4 3 3 快退 0 5 5 液压元件的选择液压元件的选择 0 5 15 1 液压阀及过滤器的选择液压阀及过滤器的选择 0 5 25 2 油管的选择油管的选择 0 5 35 3 油箱容积的确定油箱容积的确定 0 2 6 6 验算液压系统性能 验算液压系统性能 0 6 1 压力损失的验算及泵压力的调整压力损失的验算及泵压力的调整 0 6 1 1 工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 0 6 1 2 快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整 0 6 26 2 液压系统的发热和温升验算液压系统的发热和温升验算 0 7 7 参考文献 参考文献 1 键入文字 课课 程程 设设 计计 任任 务务 书书 2009 2010 学年第二学期 机械工程学院 学院 系 部 过程控制与装备 专业 071 班级 课程名称 液 压 与 气 压 传 动 设计题目 1300 毫米钢坯冷锯机液压系统设计 完成期限 2010 年 06 月 14 日 至 2010 年 06 月 18 日 内 容 及 任 务 一 设计的主要技术参数 锯片直径 1300 毫米 锯切钢坯最大直径为 410 毫米 锯切速度为 进锯速度为 返回速度为 min 19 5 9mmin 70mmmin 2300mm 进锯力为 夹紧力为N27480N76340 1300 毫米钢坯冷锯机传动示意图如下图所示 二 设计任务 1 按技术参数设计液压系统 绘出液压系统 图 2 确定锯片进给油缸的参数 3 计算系统各参数并列出电磁铁动作顺序表 4 选择液压元件型号并列出元件明细表 5 验算液压系统性能 三 设计工作量 1 设计说明书一份 2 液压系统原理图一张 起 止 日 期工 作 内 容 2010 06 14 2010 06 16进行相关计算并编辑设计计算说明书 2010 06 17 2010 06 17绘制液压系统图 进 度 安 排 2010 06 18 2010 06 18整理资料并打印 上交资料并答辩 参 考 资 料 1 液压工程手册 或 新编液压工程手册 雷天觉 2 液压设计手册 3 机械设计手册 化学工业出版社 成大先 4 液压元件及选用 化学工业出版社 王守城 段俊勇 5 液压系统设计图集 机械工业出版社 周士昌 6 其他关于液压传动系统设计的资料 指导教师 签章 年 月 日系 教研室 主任 签章 年 月 1 坯料夹紧缸 2 夹钳 3 钢坯 4 锯片 5 锯片进给缸 1 日 键入文字 1 1 设计题目分析及相关参数确定设计题目分析及相关参数确定 1 1 1 1 设计题目设计题目 设计 1300 毫米钢坯冷锯机的液压系统 设计主要参数锯片直径 1300 毫 米 钢锯坯最大直径为 4100mm 锯切速度为 9 5 19m min 进锯速度为 70mm min 返回速度为 2300mm min 进锯力为 27480N 夹紧力为 76340N 1 1 11 1 1 加减速时间及摩擦系数查取加减速时间及摩擦系数查取 1300 毫米钢坯冷锯机切割的工作循环为快进 工进 快退 停止 有相关资料的查取 确定加减速的时间 t 0 1s 静摩擦系数 0 18 动摩擦 s u 系数 0 12 d u 该机构中 在液压缸工作时 倾斜一定角度 液压缸活塞在退回的终点处 停止 最高点不超过缸体与锯刀相接触的长度 1 1 1 21 1 2 机构相关参数确定机构相关参数确定 a 钢坯冷据机机构图 结合机构的实物图 执行机构为锯刀及其固定支撑结构 设锯片的几何中 心 O 且三角形 AOC 为刚体 机构绕 A 点做定长旋转 液压缸绕 B 点一定角 度内摆动 缸体与锯刀机构在 C 点相互转动 假设机构中的一些尺寸 AO 850mm OC 950mm 选取机构处于水平位置时 即 AC 水平位置时 锯刀完全锯断钢坯 由于 AOC 为钢体且围绕 A 点旋转 钢体内任意一点都未圆周运动 因此利用对称性 假设锯刀中心在完全切断处 的对称点 O 为锯切的起始点 有几何图形关系可以得出 O O 2d 由几何图形 关系可以得出此时缸体总伸长度为 2300mm 当锯刀机构逆时针旋转到一定角度 2 时 锯刀与液压缸会相干扰 由几何关系可以得出此极限位置时 缸体总长度 为 2800mm 当取 AC 与 BC 垂直时 BC 1400mm 再由 d 4100mm 可计算得 活塞工进长度 960mm 1 1 2 2 各行程参数确定各行程参数确定 由以上计算可以得到以下结果 因此取快进行程为 340mm 工进行程 960mm 快退行程为 340mm 注 以上数据采用实验法 经多次设置改进 取整优化而得出最优结构 2 分析负载 负载分析中 暂不考虑回油腔的背压力 液压缸的密封装置产生的摩擦阻 力在机械效率中加以考虑 因工作部件是倾斜放置 计算摩擦力需将重力分解 故考虑的力有 切削力 导轨摩擦力和惯性力 设导轨的静摩擦力为 F 动摩 fs 擦力为 F 则 fd 由 液压系统设计方法 第二章惯性负载分析知 一般机械启动载制动 时间 t 0 1s 由 液压系统设计方法 表 2 2 1 查得 开启时 静摩擦系数 us 0 18 低速时 摩擦系数 ud 0 12 由 液压气动技术速查手册 查得公式 cosFGus fs cosGuF dfd 故 NNGud1474cos1000018 0 cosFfs NGud98335cos1000012 0 cosFfd 惯性力 N t v g G t v mFm388 601 08 9 10230010000 3 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响 并设液压缸的 机械效率 0 95 则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出 见下表 1 1 m 键入文字 表表 1 11 1 液压缸各运动阶段负载表液压缸各运动阶段负载表 运动阶段计算公式总机械负载 F N 起动 msmfs GuF cos F 1552 加速 mMfd FFF 1443 快进 mfd FF 1035 工进 mfdt FFF 29951 快退 mfd FF 1035 根据负载计算结果和已知的各阶段的速度 可绘制出负载图 F l 和 速度图 v l 见图 1 a 1 b 横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线 以下为液压缸活塞退回时的曲线 a 负载图 b 速度图 图 1 速度负载图 1 3 液压系统方案设计 3 3 1 1 确定液压泵类型及调速方式确定液压泵类型及调速方式 由于系统压力 P 故满足最低速度的要求 1 2 95cm A 4 1 3 4 1 3 计算各工作阶段的工作压力 流量和功率计算各工作阶段的工作压力 流量和功率 根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积 可以算出液压缸工作 过程各阶段的压力 流量和功率 在计算工进时背压按 p 10代入 快 b Pa 5 10 退时背压按 p 5 代入计算公式 并将计算结果列于下表 3 中 b Pa 5 10 键入文字 表表 3 3 液压缸所需的实际流量 压力和功率液压缸所需的实际流量 压力和功率 负载 F进油压力 p j 回油压力 Pb 所需流量输入功率 P 工作循环计算公式 NPaPaL minkW 差动快进 P j 21 2 AA PAF q v A A 12 P P q j 1035 10 9 105 5 9 5 10 11 60 211 工进 p j 1 2 A APF b q A v 1 P P q j 2996136 2 5 10 10 5 10 0 6650 040 快退 p j 2 1 A APF b q A v 2 P P q j 103523 6 5 10 5 5 10 10 30 405 注 1 差动连接时 液压缸的回油口到进油口之间的压力损失 5Pa 而 P 5 10 b P j P P 2 快退时 液压缸由杆腔进油 压力为 Pj 无杆腔回油 压力为 Pb 4 2 液压泵的参数计算液压泵的参数计算 由表 3 可知工进阶段液压缸工作压力最大 若取进油路总压力损失 p Pa 压力继电器靠动作需要压力差为Pa 则液压泵最高工作压力可 5 105 5 105 按 液压与气压传动 式 8 5 算出 Pb P 36 2 5 5 Pa 46 2 Pa 1 5 105p 5 10 5 10 键入文字 由 液压气动技术速查手册 表 9 23 查得液压泵饿的额定压力比 Pb高 25 60 取 25 因此泵的额定压力可取 55 1 25 46 2 1059 10 r PPaPa 由表 3 可知 工进时所需流量最小是 0 665 L min 由 液压气动技术速查手 册 查得 2 3L min 取 2 5 L min 小流量泵的流量按 液压与气压传动 式 8 6 应为 q 1 1 0 665 2 5 L min 3 23L min 快进快退时液压缸所需的最大流 1p 量是 11 6 L min 则泵的总流量为 即大流1 1 11 6L min12 76L min p q 量泵的流量 q q 12 76 3 23 L min 9 53 L min 2p p q 1p 根据上面计算的压力和流量 由 液压气动技术速查手册 选用 Y 4 12B 型的双联叶片泵 该泵额定压 6 3MPa 额定转速 960r min 4 3 电动机的选择电动机的选择 系统为双泵供油系统 其中小泵 1 的流量 q 4 0 0667 1 sm 60 10 33 大泵流量 q 12 r min 0 2 r min 差动快进 快sm 3 2 60 10 3 3 10 退时两个泵同时向系统供油 工进时 小泵向系统供油 大泵卸载 下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率 P 4 3 1 4 3 1 差动快进差动快进 差动快进时 大泵 2 的出口压力油经单向阀 11 后与小泵 1 汇合 然后经单 向阀 2 三位四通阀 3 二位二通阀 4 进入液压缸小腔 小腔的压力 pa 查样本可知 小泵的出口压力损失 大 5 1 10 9 10 j pp a pp 5 1 105 4 泵出口到小泵出口的压力损失 于是计算可得小泵的出口压 a pp 5 2 105 1 力 15 4 大泵出口压力 16 9 1p P a p 5 10 2p P a p 5 10 由 液压气动技术速查手册 查得 取 1 2 0 75 电动机功率 P 551W 1 1 11 qPp 2 22 qPp 53 46 2 100 0667 10 0 565 53 16 9 100 2 10 0 75 键入文字 4 3 2 4 3 2 工进工进 考虑到调整阀所需最小压力差 压力继电器可靠动作需要 a pp 5 1 105 压力差 因此工进时小泵的出口压力 Pp1 2 p 5 5 10 a p P1 36 2 5 5 46 2 而大泵的卸载压力取 2P 12 p 5 10 pa 5 10 2p P 小泵的总效率 大泵总效率 a p 5 10 565 0 1 3 0 2 由 液压气动技术速查手册 查得 取 1 0 565 2 0 3 电动机功率 P W 678W 2 1 11 qPp 2 22 qPp 53 46 2 100 0667 10 0 565 53 2 100 2 10 0 3 4 3 3 4 3 3 快退快退 类似差动快进分析知 小泵的出口压力 17 6 总效率 1p P a p 5 10 大泵出口压力 总效率 5 0 1 2p P 5 19 1 10 a p 51 0 2 电动机功率 P W 984W 3 1 11 qPp 2 22 qPp 53 17 6 100 0667 10 0 5 53 19 1 100 2 10 0 51 综合比较 快退时所需功率最大 据此查 液压气动技术速查手册 选用 Y90L 6 异步电动机 电动机功率 1 1kw 额定转速 910 r min 5 5 液压元件的选择液压元件的选择 5 15 1 液压阀及过滤器的选择液压阀及过滤器的选择 根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量可选出这些 元件的型号及规格 本例中所有阀的额定压力都为 额定流量根据 a P 5 1063 各阀通过的流量 确定为 12 L min 24L min 和 60L min 三种规格 所有元件 的规格型号列于下表 4 中 过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式 过滤器 表中序号与系统原理图中的序号一致 键入文字 表表 1 41 4 液压元件明细表液压元件明细表 序号元件名称最大通过流量 L min型号 1 双联叶片泵 16YB 4 12 2 单向阀 15CIT 03 3 三位四通电磁阀 300C14 4 二位二通电磁阀 30 22D 63BH 1 5 调速阀 0 665QF B10C 6 压力继电器 DP 63B 1 7 单向阀 15CIT 03 8 指压阀 0 665B 10B 9 溢流阀 4YF3 10 液控顺序阀 卸载 10XY 25B 11 单向阀 10CIT 03 12 过滤器 32XH B32100 13 压力表开关 K 6B 5 25 2 油管的选择油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸 键入文字 液压缸的进 出油管按输入 排出的最大流量来计算 由于本系统液压 缸差动连接快进快退时 油管内通油量最大 其实际流量为泵的额定流量的两 倍达 30L min mm 6 16 3 214 3 103044 3 v Q d 按油管直径 d 样本 选用内径为 18mm 钢管 5 35 3 油箱容积的确定油箱容积的确定 中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的 5 7 倍 该系统中取 7 倍 故油箱容积为 V 7 16 112L 6 6 验算液压系统性能 验算液压系统性能 6 1 压力损失的验算及泵压力的调整压力损失的验算及泵压力的调整 6 1 1 6 1 1 工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 工进时管路中的流量仅为 0 665L min 因此流速很小 所以沿程压力损失 和局部压力损失都非常小 可以忽略不计 此时进油路上仅考虑调整阀的压力 损失 5 回油路上只有背压阀的压力损失 小流量泵的调整压力应P 1a P 5 10 等于工进时液压缸的工作压力 P 加上进油路压差 并考虑压力继电器动作 1 P 1 需要 则 Pp P1 36 2 5 5 46 2P 1a P 5 105 a p 5 10 a p 5 10 即小流量泵的溢流阀 9 应按此压力调整 6 1 2 6 1 2 快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整 因快退时 液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍 其压力损失比快进时要 大 因此必须计算快退时的进油吃点与回油路的压力损失 以便确定大流量泵 的卸载压力 键入文字 已知 快退时进油管和回油管长度均为 l 2m 油管直径 d 18m 通过 3 10 的流量为进油路 q 15L min 0 25m s 回油路 q 30L min 0 5m 1 3 10 3 2 3 10 s 3 液压系统选用 N32 号液压油 考虑最低工作温度为 15 C 由手册查出此时 油的动力粘度 油的密度 液压系统元件采用scmst 5 15 1 2 3 900mkg 集成块式的配置形式 1 确定油流的流动状态 按 液压与气压传动 式 1 30 经单位换算 为 Re vd 4 10 4 10 2732 1 dv q 式中 v 平均流速 m s d 油管内径 m 油的动力粘度 scm 2 q 通过的流量 m s 3 则进油路中的液流的雷诺数为 Re 118 2300 1 3 3 1 2732 0 25 10 18 101 5 4 10 回油路中液流的雷诺数为 Re 236 2300 2 3 3 1 2732 0 5 10 18 101 5 4 10 由上可知 进回油路中的流动都是层流 2 沿程压力损失 由 液压与气压传动 式 1 37 可算出进油路 1 P 和回油路的压力损失 在进油路上 流速 v 0 99m s 则压力损失为 2 1 4 d q 3 26 4 0 25 10 3 14 1810 2Re 64 2 1 1 v d l P 2 3 64 1 8 900 1 89 188 15 102 a P 5 0 66 10 a P 在回油路上 流速为进油路流速的两倍即 v 3 78 m s 则压力损失为 2 2 1 64 Re2 lv P d 2 3 64 2 900 1 98 236 18 102 a P 5 0 52 10 a P 1 3 局部压力损失 由于采用集成块式的液压装置 所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压 力损失 通过各阀的局部压力损失按 液压与气压传动 式 1 39 计算 结 果列于表 1 5 中 表表 1 51 5 阀类元件局部压力损失阀类元件局部压力损失 元件名称 额定流量 1 min Lqn 实际通过的流量 1 min Lq 额定压力损失 10 5 n p 实际压力损失 10 5 p 单向阀 2 241520 78 三位五通电磁阀 3 6015 3040 25 1 二位二通电磁阀 4 603041 单向阀 11 201020 5 注 快退时经过三位五通阀的两油道流量不同 压力损失也不同 若取集成块进油路的压力损失 0 3Pa 回油路压力损失为 1 j P 5 10 0 5Pa 则进油路和回油路总的压力损失为 2j P 5 10 0 26 0 78 0 25 0 5 0 3 111j PPPP 5 10 a P 2 09 5 10 a P 0 52 1 1 0 5 3 02 222j PPPP 5 10 a P 5 10 a P 查表 1 1 知快退时液压缸负载 F 1035N 则快退时液压缸的工作压力为 F 1035 3 0295 44 7 1 P 12A P A 2 5 10 4 10 4 10 a P 8 73 5 10 a P 按 液压与气压传动 式 8 5 可算出快退时泵的工作压力为 Pp 8 73 2 09 10 82 1 P 1 P 5 10 5 10 a P 5 10 a P 因此 大流量泵卸载阀 10 的调整压力应大于 10 82 5 10 a P 键入文字 从以上验算可以看出 各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损 失值 而且比较接近 说明液压系统的油路结构 元件的参数是合理的 满足 要求 6 26 2 液压系统的发热和温升验算液压系统的发热和温升验算 在整个工作循环中 工进阶段所占用的时间最长 所以系统的发热主要是工 进阶段造成的 故按工进工况验算系统温升 工进时液压泵的输入功率如前面计算 P 678W 1 工进时液压缸的输出功率 P Fv 27480 0 07 60 32 06W 2 系统总的发热功率为 678 32 06 W 645094W 1 P 2 P 已知油箱容积 V 112L 112L 则按式 8 12 油箱近似散热面积 A 为 3 10 A 0 065 0 065m 1 51 m 32 V 32 112 22 假定通风良好 取油箱散热系数 C 16KW mC 则利用式 8 T 3 10 2 11 可得油液温升 26 7 C 3 3 645 94 10 16 101 51 设环境温度 T 25 C 则热平衡温度为 2 T T 25 C 26 7 C 51 7 C 12 T 由 液压系统设计图集 查得 一般液压系统的允许温度为 30 55 C T 51 7 C55 C 1 所以油箱散热基本可达到要求 7 7 参考文献 参考文献 1 许福玲 陈尧明主编 液压与气压传动 机械工业出版社 2007 年 6 月 A T C T 1 2 章宏甲等编 液压与气压传动 机械工业出版社 2004 年 2 月 3 何存兴主编 液压传动与气压传动 华中科技大学出版社 2