液压与气动技术课程设计

液压气动课程设计内容一、液压系统原理图的设计与计算3二。液压元件的计算和选择8三。检查液压系统12的性能四.15号液压缸的设计计算V.设计总结.17参考文献18一、液压系统原理图的设计与计算技术参数和设计要求设计了卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。它的工作周期是：快进工作前进快退停止。主要参数：轴向切削力为30000牛顿，运动部件总重力为10000牛顿，快进行程为150毫米，快进和快退速度为4.2米/分钟。工作进程为30毫米，工作速度为0.05米/分钟，加减速时间均为0.2秒，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。活塞杆需要固定，油缸与工作台连接。设计了组合机床的液压传动系统。一种工况的分析首先，根据已知条件，画出运动部件的速度循环图(图1-1):图1-1速度循环图其次，计算各阶段的外载荷，绘制载荷图。根据液压缸的外部载荷，进行如下分析：启动时：静摩擦负载加速时：惯性负载快进：动态摩擦负载工作时间：负载快速后退：动态摩擦负载其中，为静摩擦载荷、动摩擦载荷，f为液压缸承受的外载荷、运动部件速度变化时的惯性载荷和工作载荷。根据以上计算结果，表1-1列出了各工作阶段的外荷载：表1-1工作循环各阶段的外部载荷工作循环外部负载(n)工作循环外部负载(n)开始，加速2350工作进展31000快速进带1000快速撤退1000根据上表，绘制负荷周期图，如图1-2所示：图1-2负载循环图2.绘制液压系统示意图(1)确定供油方式：考虑到机床工作进给时负载大、速度慢。但是，当快进和快退时，负载较小，速度较高。为了节能和减少供热，泵源系统应使用双泵供油。目前，采用带压力反馈的限压变量叶片泵。下图：(2)调速方式的选择：在专用机床的液压系统中，通常采用节流阀或调速阀来控制进给速度。根据特种机床工作时对低速性能和速度负荷特性有一定要求的特点，决定采用由限压变量泵和调速阀组成的容积节流调速。调速回路具有效率高、发热低、速度刚性好的特点，调速阀安装在回油回路上，具有承受负载切削力的能力。如下图所示：(3)速度转换模式的选择：该系统采用电磁阀的快、慢切换电路，结构简单，行程调节方便，阀门安装容易，但速度切换稳定性差。为了提高系统的切换稳定性，可以采用行程阀的速度切换回路。如下图所示：最后，将选定的液压回路组合起来，形成如图所示的液压系统示意图。液压系统示意图如下。1-双叶片泵2-三位五通电磁阀3冲程阀4速控制阀5-止回阀6-止回阀7-顺序阀8-背压阀9-受益阀10-单向阀11-过滤器12-压力表触点13-止回阀14-压力继电器液压系统示意图二。液压元件的计算和选择1.确定液压泵的规格和马达的功率(1)计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工作期间向液压缸供油。该表显示，工作时液压缸的工作压力最大，最大工作压力为3，91兆帕。例如，在此高流量泵仅在快进和快退期间向液压缸供油。快速倒档时液压缸的工作压力为P1=1.4兆帕，大于快速前进时的工作压力。考虑到在快速倒档期间供油不通过速度调节阀，进油回路的压力损失小于前者。现在进油回路上的总压力损失p取为0.3 MPa，大流量泵的最大工作压力估计为：(2)计算液压泵的流量从表中可以看出，从油源到液压缸的最大输入流量为0.410-3m3/s。如果检索到漏油系数K=1.1，则两个泵的总流量为：考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/分钟，工作时的流量为0.7910-5 m3/s=0.474升/分钟，小泵的流量至少应为3.474升/分钟。(3)确定液压泵的规格和电机的功率根据上述压力和流量值，并考虑液压泵的容积损失，最终选择PV2R12-6/26叶片泵。小泵和大泵的排量分别为6毫升/小时和26毫升/小时。当液压泵转速NP为720转/分钟时，理论流量分别为4.32毫升/分钟和18.72毫升/分钟。如果液压泵的容积效率取为当液压泵的实际输出流量为：由于液压缸快速后退时输入功率最大，如果液压泵的容积效率取p=0.8，则液压泵驱动电机的功率为：根据该数值查找表，选择了类似规格的Y160M1-8电机，额定功率为4KW，额定转速为720转/分。2.确定其他组件和附件(1)确定阀门组件和附件根据系统的最高工作压力和通过各种阀门组件和附件的实际流量，参考手册，所选阀门组件和附件的规格如表所示。其中溢流阀根据小泵的额定流量选择，调速阀为Q-6B。其最小稳定流量为0.03升/分钟，系统运行时小于0.5升/分钟。组件名称最大流量模型规格额定流量额定压力额定压降叶片泵-PV2R12-6/223.888/16.84816-电液换向阀7035DY-100BY1006.30.3冲程阀62 .122C-100BH1006.30.3调速阀1Q-6B66.3-止回阀70I-100B1006.30.2止回阀29.3I-100B1006.30.2液压顺序阀28.1XY-63B636.30.3背压阀1B-10B106.3-溢流阀5.1Y-10B106.3-止回阀27.9I-100B1006.30.2机油滤清器36.6XU-80X200806.30.02压力表开关-K-6B-止回阀70I-100B1006.30.2压力继电器-PF-B8L-14-(2)确定油管选择液压泵后，液压缸在实际快进、前进和后退运动阶段的运动速度、时间和进出液压缸的流量都不同于原始值。重新计算的结果如下：快速进带工作进展快速撤退q1=39.3L升/分钟q1=0.474L升/分钟q1=20.8L升/分钟q2=18.5L升/分钟q2=0.22L升/分钟q2=44.2L升/分钟v1=0.069m米/秒v2=0.05m米/秒v3=0.077m米/秒t1=2.17st2=36st3=2.34s秒从上表可以看出，各阶段液压缸的实际运动速度满足设计要求。根据上表中的数值，取管道中允许速度v=4m/s，公式如下：液压缸无杆腔和无杆腔连接的油管的计算内径如下：为了统一规格，根据手册，发现所有管子都是10 #冷拉钢管，内径为20毫米，外径为28毫米(3)确定油箱油罐容积按公式估算，其中为经验系数，取=6，得到：三。检查液压系统性能1.检查系统压力损失由于系统管道布置尚未确定，因此只能估计系统压力损失。在估算过程中，首先确定管道中液体的流动状态，然后计算各种工况下的总压损失。目前，进、回油管长度l=2m，油的运动粘度为110-4m2/s，油密度=0.9174103 kg/m3(1)判断fl滑台在快进、快进和快退工况下的压力损失计算如下：1.快速进带在进油口，压力损失为：在回油通道上，压力损失为：当回油通道上的压力损失转换为进油通道时，差动快速运动期间的总压力损失可由下式获得：2.工作进展在进油通道上，调速阀处的压力损失为0.5兆帕，在回油通道上，背压阀处的压力损失为0.6兆帕，不计管道沿线的压力损失和局部压力损失，进油通道上的总压力损失为：该值略小于估计值。回油通道上的总压力损失为：该值为液压缸回油腔的压力=0.61兆帕，与初始计算时选择的背压值基本一致。按如下方式重新计算液压缸的工作压力：该值与上表中列出的值一致。考虑到压力继电器的可靠运行需要压差PE=0.5兆帕，小流量泵的工作压力为：该值与估计值基本一致，是调整安全阀调节压力的主要参考数据。3.快速撤退进油口的总压力损失为：该值比估计值小得多，因此液压泵驱动马达的功率足够。回油通道上的总压力损失为：该值与表中的值基本一致，因此不需要重新计算。大流量泵的工作压力为：该值是调节液压控制顺序阀调节压力的主要参考数据。2.检查系统的加热和加温由于工作循环占总工作循环的90%，系统的发热和温升可根据工况计算。在工作过程中，大流量泵的出口压力是通过液压控制顺序阀的油压损失：液压系统的总输入功率是液压泵的输入功率液压系统的有效输出功率就是液压缸的有效输出功率。由此，系统的加热功率计算如下：按压类型其中传热系数如果设置了环境温度，热平衡温度为：油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求。没有必要设置冷却器。四.液压缸的设计与计算1.液压缸主要尺寸的确定(1)工作压力P的确定：工作压力P可根据负荷大小和机器类型初步确定。现在参考相关表格，将液压缸的工作压力取为3Pa。(2)计算液压缸内径D和活塞杆直径D:根据载荷图，最大载荷为31000牛顿牛顿，根据相关表格，背压为0.5兆帕的液压缸的机械效率为0.95。考虑到快进和快退速度相等，根据相关表格，d/D为0.7。根据以上条件找出液压缸的相关尺寸：1.液压缸内径：根据相关表格，液压缸的圆形内径为标准系列直径d=125毫米2.活塞杆直径d:从d/D=0.7，我们可以得到d=0.7D，然后d=87.5，这是根据表四舍五入后的标准系列直径d=90mm毫米。根据最小工作速度检查液压缸的最小稳定速度，经过其中：从产品样品中发现的最小稳定流速为0.05升/分钟。由于调速阀安装在回油通道上，液压缸节流腔的有效工作面积应为液压缸杆腔的实际面积，即：也就是说，可用的液压缸可以达到所需的低速。3.液压缸壁厚和外径的计算：获取：因此，液压缸外径d1d2=125 52=177毫米4.液压缸的工作行程应根据致动器来确定，因此这里不再讨论。5.