液压与气压传动课程设计.ppt

1 液压与气压传动课程设计 2 设计任务布置 3 一 设计题目设计题目 卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统 设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统 动力滑台的工作循环是 快进 工进 快退 停止 并且可以随时在中途停止运动 利用平导轨 静摩擦系数fs 0 2 动摩擦系数fd 0 1 其余参数与性能要求如下 1 轴向切削力Ft 21kN 2 移动部件总重力G 10kN 3 快进行程l1 100mm 快进速度v1 4 2m min 4 工进行程l2 20mm 工进速度v2 0 05m min 5 加速和减速时间 t 0 2s 6 快退速度v3 v1 4 2m min 4 二 设计任务1 完成液压系统的设计 计算 编写设计说明书一份 2 在A3图纸上绘制完成液压系统原理图一张 三 设计要求1 设计的液压传动系统能正确完成规定的工作循环 2 图纸绘制正确 符合国家标准 图面清晰整洁 3 计算步骤完整 结果正确 4 设计说明书内容完整 字体端正 编排符合规范 四 设计进度安排课程设计时间总共为五天 进度安排如下 5 五 参考资料 1 左健民 液压与气压传动 第4版 北京 机械工业出版社 2012 2 杨曙东等 液压传动与气压传动 第3版武汉 华中科技大学出版社 2008 3 成大先 机械设计手册 第5版 北京 化学工业出版社 2008 4 雷天觉 新编液压工程手册 第1版 北京 北京理工大学出版社 1998 5 于英华 组合机床设计 第1版 北京 清华大学出版社 2012 6 附 参数数据分配表 7 第一阶段工况分析 8 一 运动分析1 作动作循环图如图1所示 2 作一个工作循环的速度 位移曲线如图2a 所示 二 负载分析1 负载计算1 工作负载FLFL Ft 21kN2 摩擦负载Ff静摩擦负载Ffs fsG 0 2 10 2kN动摩擦负载Ffd fdG 0 1 10 1kN 9 3 惯性负载Fa 4 各阶段总负载F计算液压缸各阶段中的总负载F 和液压缸推力F 考虑密封等阻力 取 m 0 9 则F F m计算结果见表1所示 10 表1液压缸各中的负载 11 2 作一个工作循环的负载 位移曲线如图2b 所示 12 三 液压缸主要参数确定1 初选液压缸的工作压力按负载大小根据表2选择液压缸工作压力 表2按负载选择执行元件工作压力 由表2初定液压缸工作压力p 3 0MPa 2 计算液压缸尺寸按最大负载Fmax计算缸筒面积A得 计算缸筒内径D得 13 按计算结果根据表3选择缸筒内径标准值 表3液压缸内径和活塞杆直径标准系列 GB T2348 1993 mm 按标准取 D 100mm 根据快进和快退速度相等要求 拟定液压系统在快进时采用差动连接 设活塞杆直径为d 于是有 计算得 按标准取 d 70mm 计算液压缸有效作用面积为 14 3 各工作阶段的时间计算1 快进阶段 15 3 快退阶段 2 工进阶段工进阶段制动加速度很小 制动行程很短 可忽略不计 16 4 计算液压缸流量 压力和功率1 流量计算 2 压力计算 17 3 功率计算 4 绘制工况图工作循环中液压缸各阶段压力 流量和功率如表4所示 由表绘制液压缸的工况图如图3所示 表4液压缸各阶段压力 流量和功率 18 19 第二阶段液压系统设计 20 一 液压系统图的拟定1 选用执行元件由系统动作循环图 选定单活塞杆液压缸做为执行元件 根据快进和快退速度相等的要求 拟定在快进时采用差动连接 因此应使无杆腔有效面积为有杆腔有效面积的两倍 2 确定供油方式由工况图分析可知 液压缸在快进 快退时所需流量较大 但持续时间较短 而在工进时所需流量较小 但持续时间较长 因此从提高系统效率 节省能源的角度考虑 系统供油方式不宜采用单个定量泵 而宜采用双泵或变量泵 因此参考同类组合机床 选用双作用叶片泵双泵供油方式 3 调速方式选择由工况图可知 快进和快退时有速度要求 因此在有杆腔油口处统一采用调速阀调速 工进时速度低 考虑到系统负载变化小 所以采用调速阀进油节流调速回路 21 4 速度换接选择快进和工进之间速度需要换接 为便于对换接的位置进行适当的调整 因此采用二位二通行程阀来实现速度的换接 另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动回路 因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式 5 换向方式选择采用三位五通电磁阀进行换向 以满足系统对换向的各种要求 选用三位阀的中位机能为M型 以实现可以随时在中途停止运动的要求 为提高换向的位置要求 拟采用止挡块和压力继电器的行程终点返回控制 6 其它选择为便于观察调整压力 在液压泵的出口处和液压缸的两接口处均设置测压点 并配置多点压力表开关 以便利用一个压力表即能观测各点压力 完成以上各项选择后 作出拟定的液压系统原理图和各电磁铁的动作顺序表如图4所示 22 电磁铁动作表 23 二 液压系统的工作原理1 快进按下起动按钮 电磁铁1YA通电 电磁换向阀8的阀芯右移 换向阀工作在左位 实现快进 油路为 进油路 泵2 换向阀8左位 行程阀13下位 液压缸左腔 回油路 液压缸右腔 调速阀14 换向阀8左位 单向阀9 行程阀13下位 液压缸左腔 形成差动连接 2 工进当滑台快速运动到给定位置时 滑台上的撞块压下行程阀13阀芯 切断通道 使压力油经调速阀10进入液压缸左腔 由于油液流经调速阀 系统压力上升 打开液控顺序阀7 此时单向阀9关闭 切断液压缸差动回路 实现工进 油路为 进油路 泵2 换向阀8左位 调速阀10 液压缸左腔 回油路 液压缸右腔 调速阀14 换向阀8左位 顺序阀7 背压阀6 油箱 24 3 快退当滑台工进完毕之后 停留在止挡块处 系统压力升高 直到压力继电器12的调整值时 压力继电器动作 2YA通电 电磁换向阀8工作在右位 滑台快退返回 快退油路为 进油路 泵2 调速阀14 换向阀8右位 液压缸右腔 回油路 液压缸左腔 单向阀11 换向阀8右位 油箱 三 液压元件的选择1 确定液压泵的型号及电动机功率1 计算液压泵压力估算压力损失经验数据 一般节流调速和管路简单的系统取 pl 0 2 0 5MPa 有调速阀和管路较复杂的系统取 pl 0 5 1 5MPa 液压缸在整个工作循环中最大工作压力为3 11MPa 由于系统有调速阀 但管路简单 所以取压力损失 pl 0 5MPa 计算液压泵的工作压力为pp p pl 3 11 0 5 3 61MPa 25 2 计算所需液压泵流量考虑泄漏的修正系数K K 1 1 1 3 液压缸在整个工作循环中最大流量为16 8L min 取回路泄漏修正系数K 1 1 计算得所需两个液压泵的总流量为qp 1 1 16 8 18 48L min由于溢流阀最小稳定流量为3L min 工进时液压缸所需流量为0 4L min 所以高压泵的流量不得少于3 4L min 3 选用液压泵由 3 第5卷P158选用YB1 10 16型的双联叶片泵 液压泵额定压力为6 3MPa 排量分别为10mL r和16mL r 取容积效率 pV 0 85 总效率 0 8 额定转速分别为1450r min和960r min 4 选用电动机拟选Y系列三相异步电动机 满载转速960r min 按此计算液压泵实际输出流量为qp 10 16 10 3 960 0 85 21 22L min 26 计算所需电动机功率为 由 3 第4卷P569选用Y132S 6电动机 电动机额定功率为3KW 满载转速为960r min 2 选择阀类元件及辅助元件1 标准件根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的流量 由产品目录确定这些元件的型号及规格如表5所示 2 非标件a 油管油管尺寸根据实际流量类比确定 采用内径为16mm 外径为20mm的紫铜管 b 油箱油箱容积计算如下V 5 7 qp 5 7 21 22 106 1 148 54L取V 150L 27 表5液压元件型号及规格 28 第三阶段验算性能完成设计 29 一 液压系统的性能验算1 压力损失验算按液压泵的实际输出流量估算压力损失 1 油液在油管中的流速进油管流速v 回油管流速v 2 沿程压力损失 Pf设系统采用L HM32液压油 室温为20 时粘度为 1 0 10 4m2 sa 进油沿程压力损失 Pf1 层流状态 1 75 Re1 75 552 0 14 30 b 回油沿程压力损失 层流状态 2 75 Re2 75 281 0 27 取油液的密度为 890kg m3 进 回油管长度均为2m 得进油沿程压力损失为 c 总沿程压力损失 31 3 局部压力损失 Pr局部压力损失包括液压阀的压力损失及管道和管接头的压力损失 液压阀的损失很小 可以忽略不计 管道和管接头压力损失一般取沿程压力损失的10 计算 于是 pr 10 pf 0 1 0 48 0 05MPa4 总压力损失 p p pf pr 0 48 0 05 0 53MPa原设 p 0 5MPa 与计算结果非常接近 2 调定压力的确定双联泵系统中卸荷阀的调定值为 取p卸 4 1MPa溢流阀的调定值应大于卸荷阀调定压力0 3 0 5MPa 取p溢 4 5MPa 32 顺序阀的调定值应为p顺 0 29 p 0 29 0 95 1 24MPa背压阀的调定值取为p背 0 3MPa3 系统温升验算工进时间在整个工作循环中所占的时间比例达87 所以系统温升可按工进计算 工进时液压缸的有效功率为 工进时大流量泵卸荷 卸荷压力为0 3MPa 小流量泵在高压3 64MPa下供油 两个泵的总输出功率为 33 由此得液压系统单位时间的发热量为 设油箱的三个边长在1 1 1 1 2 3范围内 计算散热面积为 按通风良好取散热系数h 15