液压课程设计说明书

1 一 液压传动的工作原理和组成 液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式 液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能 通过液 体压力能的变化来传递能量 经过各种控制阀和管路的传递 借助于 液压执行元件 缸或马达 把液体压力能转换为机械能 从而驱动工 作机构 实现直线往复运动和回转运动 驱动机床工作台的液压系统 是由邮箱 过滤器 液压泵 溢流阀 开停阀 节流阀 换向阀 液 压缸以及连接这些元件的油管 接头等组成 1 工作原理 1 电动机驱动液压泵经滤油器从邮箱中吸油 油液被加压后 从泵的输出口 输入管路 油液经开停阀 节流阀 换向阀进入液压缸 推动活塞 而使工作台左右移动 液压缸里的油液经换向阀和回油管排回邮箱 2 工作台的移动速度是通过节流阀来调节的 当节流阀开大时 进入液压缸 的油量增多 工作台的移动速度增大 当节流阀关小时 进入液压 缸的油量减少 工作台的移动速度减少 由此可见 速度是油量决定 的 2 液压系统的基本组成 1 能源装置 液压泵 它将动力部分所输出的机械能转换成 液压能 给 系统提供压力油液 2 2 执行装置 液压机 通过它将液压能转换成机械能 推动 负载做功 3 控制装置 液压阀 通过它们的控制调节 使液流的压力 流速和方 向得以改变 从而改变执行元件的力 速度和方向 4 辅助装置 邮箱 管路 储能器 滤油器 管接头 压力 表开关等 通过这些元件把系统联接起来 以实现各种工作循环 5 工作介质 液压油 绝大多数液压油采用矿物油 系统用 它来传递能 量和信息 二 设计要求 1 设计一台组合机床动力滑台液压系统 2 已知技术参数和设计要求 1 机床要求的工作循环是 要求实现工件快进 工进 快退等过程 最后 自动停止 动力滑台采用平导轨 2 机床的其他工作参数如下 参数七 运动部件总重力G 4500N 切削力 Fw 9500N 快进 快退速度v1 v3 4 5m min 工进速度v2 60 1000mm min 行程l 400mm 启动时间 t 0 5s 静摩擦系数fs 0 2 3 3 机床自动化要求 要求系统采用电液结合 实现自动循环 速度换接无 冲击 且速度要稳定 能承受一定量的反向负荷 由设计要求取工进速度为 100mm min 快进行程为 300mm 工进行程为 100mm 三 液压系统工况分析 1 运动分析 绘制动力滑台的工作循环图 2 负载分析 1 负载计算 1 工作负载分析 Fw 工作负载与主机的工作性质有关 它可能 是定值 也可能为变值 对于金属切削机床来说 沿液压缸轴线方 动摩擦系数fd 0 1 4 向的切削力即为工作负载 所以 Fw 9500N 2 导轨摩擦阻负载 导轨摩擦负载是指液压驱动运动部件所受 的摩擦力 已知采用平导轨 且静摩擦系数 fs 0 2 动摩擦系数 fd 0 1 正压力 FN 4500N 则 静摩擦阻力 Ffs 0 2FN 900N 动摩擦阻力 Ffd 0 1FN 450N 3 惯性力负载 Fm 惯性负载是运动部件在启动加速或制动减速 时产生的惯性力 Fm ma 4500 9 8 4 5 60 0 5 68 88N 4 重力负载 Fg 因为执行元件水平放置 所以 Fg 0 5 密封负载 Fs 无法计算 未完成设计 不知道密封装置的参 数 6 背压负载 Fb 背压负载是指液压缸回油腔背压所造成的阻 力 在系统方案及液压缸结构尚未确定之前 Fb 也无法计算 2液压缸各运动阶段负载 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响 并设定液压 缸的机械效率 0 95 则液压缸在各个工作阶段的总负载 F 可以算出 见下表 运动阶段计算公式总负载 F N 起动 fs FF 947 37 加速 mfd FFF 546 19 快进 fd FF 473 68 5 工进 fdt FFF 10473 68 快退 fd FF 473 68 3 绘制动力滑台负载循环图 速度循环图 四 液压系统方案设计四 液压系统方案设计 1 选择调速回路 这台机床液压系统功率较小 滑台运动速度低 工作负载为阻力负载且 工作中变化小 故可选用进口节流调速回路 为防止负载突变 在回油路上 加背压阀 由于系统选用节流调速方式 系统必然为开式循环系统 2 选择油源形式 在工作循环内 液压缸要求油源提供快进 快退行程的低压大流量和工 进行程的高压小流量的油液 在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小 流量工作 从提高系统效率 节省能量角度来看 选用单定量泵油源显然是 不合理的 为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源 考虑到前者流 量突变时液压冲击较大 工作平稳性差 且后者可双泵同时向液压缸供油实 现快速运动 最后确定选用双联叶片泵方案 如下图所示 3 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运 动 考虑到从工进转快退时回油路流量较大 故选用换向时间可调的电液换 向阀式换向回路 以减小液压冲击 由于要实现液压缸差动连接 所以选用 三位五通电液换向阀 如下图所示 6 4 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时 速度变化大 为减少速度换接时的 液压冲击 选用行程阀控制的换接回路 如图下图所示 5 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后 调压和卸荷问题都已基本解决 即滑台 工进时 高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定 无需另设调压回 路 在滑台工进和停止时 低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷 高压小流量 泵在滑台停止时虽未卸荷 但功率损失较小 故可不需再设卸荷回路 6 组成液压系统 将上面选出的液压基本回路组合在一起 并经修改和完善 就可得到完整 的液压系统工作原理图 如右图所示 为了解决滑台工进时进 回油路串通使 7 系统压力无法建立的问题 增设了单向阀 6 为了避免机床停止工作时回路中 的油液流回油箱 导致空气进入系统 影响滑台运动的平稳性 图中添置了一 个单向阀 13 考虑到这台机床用于钻孔 通孔与不通孔 加工 对位置定位精 度要求较高 图中增设了一个压力继电器 14 当滑台碰上死挡块后 系统压力 升高 它发出快退信号 操纵电液换向阀换向 四 确定液压系统主要参数四 确定液压系统主要参数 1 初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大 在其它工况负载都不太高 参考表 1 和表 2 初选液压缸的工作压力 p1 3MPa 2 计算液压缸主要尺寸 鉴于动力滑台快进和快退速度相等 这里的液压缸可选用单活塞杆式差动 液压缸 A1 2A2 快进时液压缸差动连接 工进时为防止负载突变采用背压 参考表 4 选此背压为 pb 0 8MPa 表 1 按负载选择工作压力 负载 KN50 工作压力 MPa 0 8 1 1 5 22 5 33 44 5 5 表 2 各种机械常用的系统工作压力 机 床 机械类型 磨床组合机 床 龙门刨 床 拉 床 农业机械 小型工程 机械 建筑机械 液压凿岩 机 液压机 大中型挖 掘机 重型机械 起重运输 机械 工作压力 MPa 0 8 2 3 52 88 1 0 10 1820 32 表 3 执行元件背压力 系统类型背压力 MPa 简单系统或轻载节流调速系 统 0 2 0 5 回油路带调速阀的系统0 4 0 6 8 回油路设置有背压阀的系统0 5 1 5 用补油泵的闭式回路0 8 1 5 回油路较复杂的工程机械1 2 3 回油路较短且直接回油可忽略不计 表 4 按工作压力选取 d D 工作压力 MPa 5 0 5 0 7 0 7 0 d D0 5 0 550 62 0 700 7 表 5 按速比要求确定 d D 2 1 1 151 251 331 461 612 d D0 30 40 50 550 620 71 注 1 无杆腔进油时活塞运动速度 2 有杆腔进油时活塞运动速度 液压缸活塞杆外径尺寸系列 摘自 GB T2348 1993 mm 42056160 52263180 62570200 82880220 103290250 1236100280 1440110320 1645125360 1850140 由公式可得 2211 FApAp 232 66 21 1 mm1088 3 106 0 2 1 103 68 10473 2 1 m pp F A 则活塞直径 mm A D30 70 1088 3 44 3 1 9 参考表 4 及表 5 得 d 0 71D 49 91mm 圆整后取标准数值得 D 70mm d 50mm 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 2 2 1 5 3846 4 mm D A 2 22 2 1884 4 mm dD A 根据计算出的液压缸的尺寸 可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力 流量和功率 如下表所列 表 6 液压缸所需的实际流量 压力和功率 负载 F进油压力回油压力所需流 量 输入功 率 P 工作 循环 计算公式 N pjpbL minKW 差动 快进 21 2 AA pAF Pj 121 AAq qpP j 473 68 6 1001 1 6 1051 1 8 830 15 工进 1 2 A ApF P b j 21 Aq qpP j 10473 68 6 1046 3 5 108 0 310 018 快退 2 1 A ApF P b j 32 Aq qpP j 473 68 6 1027 1 5 105 8 480 18 注 1 p 为液压缸差动连接时 回油口到进油口之间的压力损失 取 p 0 5MPa 2 快退时 液压缸有杆腔进油 压力为 pj 无杆腔回油 压力为 pb pj p 3 计算工进是背压按 pb 0 8Mpa 代入 4 快退时背压按 pb 0 5Mpa 代入 10 3 液压泵的参数计算 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油 由表 6 可知 液压缸在工进时 工作压力最大 最大工作压力为 p1 3 46MPa 如在调速阀进口节流调速回路中 选取进油路上的总压力损失 p 0 6MPa 考虑到压力继电器的可靠动作要求压 差 p 0 5MPa 则小流量泵的最高工作压力估算为 MpappPPp56 4 5 06 046 3 1 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油 由表 6 可见 快退时液压缸的 工作压力为 p1 1 27MPa 比快进时大 考虑到快退时进油不通过调速阀 故其 进油路压力损失比前者小 现取进油路上的总压力损失 p 0 3MPa 则大流量 泵的最高工作压力估算为MpapPPp57 1 3 027 1 11 因此泵的额定压力可取MPaMPaPr7 556 4 25 1 2 计算液压泵的流量 由表 6 可知 油源向液压缸输入的最大流量为 8 83L min 若取回路泄漏 系数 K 1 1 则两个泵的总流量为 min 713 9min 83 81 1 1 LLKqqp 考虑到溢流阀的最小稳定流量为 2 5L min 工进时的流量为 0 51L min 则小流 量泵的流量小流量泵的流量最少应为min 061 3 5 251 0 1 1 1 Lqp 3 1L min 所以大流量泵的流量min 613 61 3731 9 12 Lqqq ppp 3 确定液压泵的规格和电动机功率 根据以上压力和流量数值查阅产品样本 并考虑液压泵存在容积损失 最 后确定选取 PV2R12 6 15 型双联叶片泵 其小流量泵和大流量泵的排量分别为 6mL min 和 15mL min 当液压泵的转速 np 970r min 时 其理论流量 分别为 5 6 L min 和 14 02L min 若取液压泵容积效率 v 0 9 则液 nVq 压泵的实际输出流量为 min 338 18min 10 13238 5 min 1000 9709 0151000 9709 06 21 LL L qqq ppp 由于液压缸在快退时输入功率最大 若取液压泵总效率 p 0 8 这时液压 泵的驱动电动机功率为 Kw qp P p pp 60 0 10608 0 10338 181057 1 3 36 11 根据此数值查阅产品样本 选用规格相近的 Y90S 6 型电动机 其额定功 率为 0 75KW 额定转速为 910r min 五 液压元件的选择五 液压元件的选择 1 液压阀及过滤器的选择 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量 查阅产品 样本 选出的阀类元件和辅件规格如表 8 所列 本例中搜有阀的额定压力都高 于 6 8MPa 其中 溢流阀 9 按小流量泵的额定流量选取 调速阀 4 选用 Q 6B 型 其最小稳定流量为 0 03 L min 小于本系统工进时的流量 0 51L min 表 8 液压元件规格及型号 规格 序 号 元件名 称 通过的最大 流量 q L min 型号额定流 量 qn L m in 额定压 力 Pn MP a 额定压 降 Pn M Pa 1双联叶 片泵 PV2R12 6 15 5 1 27 9 16 2三位五 通电液 换向阀 70 35DY 100BY 1006 30 3 3行程阀62 3 22C 100BH 1006 30 3 4调速阀 1 Q 6B 66 3 5单向阀70 I 100B 1006 30 2 6单向阀29 3 I 100B 1006 30 2 7液控顺 序阀 28 1XY 63B636 30 3 8背压阀 1 B 10B 106 3 9溢流阀5 1 Y 10B 106 3 10单向阀27 9 I 100B 1006 30 2 11滤油器36 6 XU 80 200 806 30 02 12压力表 开关 K 6B 12 13单向阀70 I 100B 1006 30 2 14压力继 电器 PF B8L 14 注 此为电动机额定转速为 910r min 时的流量 2 油管的选择 根据选定的液压阀的链接油口尺寸确定管道尺寸 液压缸的进 出油管输 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 油量最大 其实际流量为泵额定流量的两倍达 18 338L min 为了统一规格 液 压缸进 出油管直径 d 按产品样本 选用内径为 10mm 外径 15mm 的 10 号冷 拔钢管 2 确定油管 在选定了液压泵后 液压缸在实际快进 工进和快退运动阶段的运动速度 时 间以及进入和流出液压缸的流量 与原定数值不同 重新计算的结果如表 9 所 列 表 9 各工况实际运动速度 时间和流量 快进工进快退 3 12 21 211 1 AA qqA q pp min 31 0 1 Lq 338 18 211 pp qqq min 03 6 846 3 884 1 3 12 1 2 12 L A A qq min 63 0 884 1 846 3 31 0 1 2 12 L A A qq min 98 8 846 3 884 1 338 18 2 1 12 L A A qq sm AA qq v pp 156 0 10 84 1846 38 60 10338 18 4 3 21 21 1 sm A q v 08 0 846 3 31 0 1 1 2 sm A q v 77 4 884 1 98 8 2 1 2 st92 1 156 0 10300 1 3 s t 25 1 08 0 10100 2 3 s st 08 0 77 4 10400 3 3 表 10 允许流速推荐值 管道推荐流速 m s 13 吸油管道0 5 1 5 一般取 1 以下 压油管道3 6 压力高 管道短 粘度小取大 值 回油管道1 5 3 由表 9 可以看出 液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求 根据表 9 数值 按表 10 推荐的管道内允许速度取 6 m s 由式 计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 v q d 4 mmmm v q d6 710 5 414 3 60 10 3 1244 3 3 mmmm v q d510 5 414 3 60 1077 4 44 3 3 为了统一规格 按产品样本选取所有管子均为内径 10mm 外径 15mm 的 10 号冷拔钢管 3 油箱的选择 油箱的容量按式估算 其中 为经验系数 低压系统 2 4 pn aqV 中压系统 5 7 高压系统 6 12 现取 7 得 LaqV pn 5 213 265 4 7 六 验算液压系统性能六 验算液压系统性能 1 验算系统压力损失 由于系统管路布置尚未确定 所以只能估算系统压力损失 估算时 首先 确定管道内液体的流动状态 然后计算各种工况下总的压力损失 液压系统选 用 L HG32 号液压油 现取进 回油管道长为 l 1 8m 油液的运动粘度取 1 5 10 4m2 s 油液的密度取 0 90 103kg m3 1 1 判断流动状态 在快进 工进和快退三种工况下 进 回油管路中所通过的流量以快进时 进油流量 q1 12 3L min 为最大 快退时 q2 18 338L min 此时 油液流动的雷诺 数 快进时 快退时2300556 105 1101560 10 3 396 43 3 1 vd Re 14 因为最大的雷诺数小于临界雷诺数 2300 故可推出 各工况下的进 回油路 中的油液的流动状态全为层流 1 2 计算系统压力损失 油液在管道内流速 进油路sm d q v 82 4 101514 3 1060 3 5544 23 3 2 进油路压力损失 pa dR vl p e 5 3 2 1 2 1 1003 1 21015783 82 4 9008 164 2 64 回油路上 流速是进油路的两倍即 v 9 64m s 则压力损失为 papap 5 3 2 2 1078 5 21015556 64 9 9008 164 可见 沿程压力损失的大小与流量成正比 这是由层流流动所决定的 在管道结构尚未确定的情况下 管道的局部压力损失 p 常按下式作经验计 算 l 1 0pp 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2 n nv q q pp 其中的 pn由产品样本查出 qn和 q 数值由表 8 和表 9 列出 滑台在快进 工 进和快退工况下的压力损失计算如下 1 21 快进 滑台快进时 液压缸通过电液换向阀差动连接 在进油路上 油液通过单 向阀 10 电液换向阀 2 然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀 3 进入无 杆腔 在进油路上 压力损失分别为 Mpapap i 103 0 1003 1 5 1 Mpapp ii 0103 0 103 0 1 01 0 1 MPa1647 0 MPa 100 3 62 3 0 100 33 3 0 100 9 27 2 0 222 vi p MpaMpapppp viiii 2807 0 1647 0 0103 0 103 0 1 在回油路上 压力损失分别为 Mpapap578 0 1078 5 5 10 Mpapp0578 0 578 0 1 01 0 100 15 MPa1594 0 MPa 100 3 62 3 0 100 3 29 2 0 100 3 29 3 0 222 vo p MpaMpapppp vi 7952 0 1594 00578 0 578 0 0010 将回油路上的压力损失折算到进油路上去 便得出差动快速运动时的总的 压力损失 MpaMPap6864 0 846 3 884 1 7952 0 2807 0 1 22 工进 滑台工进时 在进油路上 油液通过电液换向阀 2 调速阀 4 进入液压缸 无杆腔 在调速阀 4 处的压力损失为 0 5MPa 在回油路上 油液通过电液换向 阀 2 背压阀 8 和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀 7 返回油箱 在背压 阀 8 处的压力损失为 0 6MPa 若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失 则 在进油路上总的压力损失为 MPa5 0MPa5 0 100 5 0 3 0 2 vi i pp 此值略小于估计值 在回油路上总的压力损失为 MpaMpapp v 86 0 63 9 2724 0 3 08 0 100 24 0 3 0 22 0 该值即为液压缸的回油腔压力 p2 0 86MPa 可见此值与初算时参考表 3 选取的 背压值基本相符 按表 6 的公式重新计算液压缸的工作压力为 Mpa A ApF p25 3 1 22 1 此略高于表 6 数值 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p 0 5MPa 则小流量泵的工作压 力为 MpaMpapppp ip 25 45 05 025 3 11 此值与估算值基本相符 是调整溢流阀 10 的调整压力的主要参考数据 1 23 快退 滑台快退时 在进油路上 油液通过单向阀 10 电液换向阀 2 进入液压缸 有杆腔 在回油路上 油液通过单向阀 5 电液换向阀 2 和单向阀 13 返回油箱 在进油路上总的压力损失为 MPa048 0 MPa 100 33 3 0 100 9 27 2 0 22 vi i pp 此值远小于估计值 因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的 16 在回油路上总的压力损失为 MPa343 0 MPa 100 70 2 0 100 70 3 0 100 70 2 0 222 vo o pp 此值与表 7 的数值基本相符 故不必重算 大流量泵的工作压力为