液压传动课程设计-液压系统设计举例

1、精品文档精品文档(1)工作负载(2)摩擦负载静摩擦阻力FfssG =0.2 9800 = 1960 N动摩擦阻力Ffd =，G =0.1 9 8 00 9 80N(3)惯性负载FiG V9800 0.1 =N = 500 N g t 9.80.2(4)运动时间快进工进快退设液压缸的机械效率t1t33工也旦s=1s0.1L2- 2疆灯56.8s4 = (100 50) 10s = 1.5s0.1m=0.9,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。液压系统设计计算举例液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和

2、选择液压件以及验算液压系统性能等。现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例，介绍液压系统的设计计算方法。1设计要求及工况分析1.1 设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力Fl=30468N;运动部件所受重力G=9800N;快进、快退速度U1=3=0.1m/s,工进速度u2=0.88x10-3m/s；快进行程L二100mm,工进行程L2=50mm;往复运动的加速时间At=0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数内=0.2,动摩擦系数也=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。1.2 负载与运动分析工作负载即为切削阻力Fl=304

3、68N。摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：表1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/rcm/N启动F=Ffs19602180力口速F=Ffd+Fi14801650快进F=Ffd9801090工进F=Ffd+Fl3144834942反向启动F=Ffs19602180力口速F=Ffd+Fi14801650快退F=Ffd9801090根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图U-W如图1所示。2确定液压系统主要参数2.1 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2和表3,初选液压缸的工作压力P

4、i=4MPa。2.2 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（Ai=2A2）,快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为P2=0.6MPa。表2按负载选择工作压力负载/KN50工作压力/MPa5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机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磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032表4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0.20.5回油路带调速阀

5、的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表5按工作压力选取d/D工作压力/MPa7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求确定d/D。2/以1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注:u1一无杆腔进油时活塞运动速度;由式 得p1A1 - p2 A2 =cm31448cm(p1-T)0.9(4-0.62_42m =94 10 m)106则活塞直径m = 0.109m = 109mm.2一有杆腔进油时活塞运动速度参考表5及表6

6、,得d球0.71D=77mm,圆整后取标准数值得D=110mm,d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为二D2A1二4二 0.1122m4二95 10m2&22&.2_22_-42A2=(D-d)=(0.11-0.8)m=44.710m44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,如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量qx10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动2180一0.43一一F04A2占P1一入上2q=(A-42P=pq

7、加速1650Pi+AP0.77一一恒速1090p1+Ap0.660.50.33工进349420.63.960.84X10-20.033F04132A2p1一A1q=A”P=p1q快退启动2180一0.49一一F04p2A1P1-Aq=A23P=p1q加速16500.51.43一一恒速10900.51.310.450.59注：1.Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取为=0.5MPa。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pv无杆腔回油，压力为的。3.1选择基本回路图2液压缸工况图3拟定液压系统原理图(1)选择调速回路由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载

8、为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，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)选择油源形式从工况图可以清楚看出，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。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84X10-2)-60;其相应的时间之比(ti+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。这表明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

9、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，如图2a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，如图2b所示。(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(Ui/U2=0.1/(0.88X10-3)%114),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2c所示。(5)选

10、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。图2选择的基本回路3.2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，如图 3所示。在图3中， 为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统 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

11、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。(1)计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油,4计算和选择液压件4.1确定液压泵的规格和电动机功率由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大,最大工作压力为Pi=3.96MPa,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三？p=0.6MPa,考虑到压力继电器的可靠动作要求压差APe=0.5MPa,则小流量泵的最高工作压力估算为Ppi-R八PPe=3.960.60.5MPa=5

12、.06MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为pi=1.43MPa,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三？p=0.3MPa,则大流量泵的最高工作压力估算为Pp2一pi，p=1.430.3MPa=1.73MPa(2)计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.5X10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1,则两个泵的总流量为一_33_33_一一qp_Kq1=1.10.510m/s=0.5510m/s=33L/min考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min,工进时的流量为0.84X

13、10-5m3/s=0.5L/min,则小流量泵的流量最少应为3.5L/min。(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PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r,当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6L/min和31L/min,若取液压泵容积效率功=0.9,则液压泵的实际输出流量为qp=qpqp2=69400.9/1000339400.9/1000L/min=5.127.9L/min=33L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率rp=0

14、.8,这时液压泵的驱动电动机功率为Ppqpnp根据此数值查阅产品样本, 额定转速为940r/min 。KW =1.19KW1.731063310“3600.810选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定功率为1.5KW,4.2确定其它元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件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。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。表8液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L

15、/min额定压力Pn/MPa额定压降?Pn/MPa1双联叶片泵一PV2R12-6/33*5.1/27.916一2三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.3一5单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.3一9溢流阀5.1Y10B106.3一10单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80X200806.30.0212压力表开关一K6B一一一13单向阀70I100B1006.

16、30.214压力继电器一PFB8L一14一*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(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A(qp1+qp2)q1A-A295M(5.1+27.9)口.=lL/min95-44.7=62.3L/minq1=0.5L/minq1=qp1+qp2=(5.1+27.9)L/min=33L/minAq2=。不A444.7一62.3父L/min95=29.3L/minA2q2=q1-Ai44.7=0.5

17、父L/min95=0.24L/minA2qf95一33ML/min44.7=70L/minqp1+qp2R-A-A2_3(5.1+27.9)父10,u=曳2Ai_30.5-10,u=93A_333x10,-_4m/s60M(95-44.7)父10=0.109m/s一am/s60M95M10=0.88父10二m/s一空m/s60X44.7X10=0.123m/s,100M10工,50M或,150M1011一s0.109=0.92st2-qs0.88X10=56.8st3s0.123=1.22s表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.51.5,一般取1以下压油管道36,压力高，管道

18、短，粘度小取大值回油管道1.53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。d=根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取V=4m/s,由式4q、加计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为,4q462.310”2d10mm=18.2mm二，603.144例:4701010mm=19.3mm二,603.144为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢(3)确定油箱油箱的容量按式V=aqpn估算，其中a为经验系数，低压系统，a=24；中压系统，=7;高压系统，灯612。现取0=6,得V=qpn=6(5.631)L=220L5验算液压系统

19、性能5.1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。现取进、回油管道长为l=2m,油液的运动粘度取v=1M0-4m2/s,油液的密度取P=0.9174M103kg/m3。(1)判断流动状态c _ dRe二一 V4q二d,4 70 10”60 二 20 104 1 10” 743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退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000),故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全

20、为层流。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数75750h=Re4q和油液在管道内流速4qLpl=1P同时代入沿程压力损失计算公式d2,并将已知数据代入后，得一一一-34_475：.l4750.9174101102一8Pi=4q=3-4q=0.547810q2二d423.14(2010)4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?pi常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算Pv=；Pn!qn其中的mn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：

21、10、电1.快进液换向阀2, 损失分别为滑台快进时，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0.05688 MPa8862.31041=0.547810q=0.54781010MPa60%p-八0.1Pli=0.10.05688MPa=0.005688MPa一,27.9y.332.62.32工Apvi=0.2父27+0.3父一3+0.34-3MPa=0.1647MPa1100)100)100)“pi八plip-八pvi=0.056880.0056880.1647MPa=0.2273MPa在回油路上，压力损失分别

22、为一-3.8829310plo=0.5478108q=0.547810810MPa=0.02675MPa602%。=0.1如。=0.1M0.02675MPa=0.002675MPapvApvo=0.3M，空+0.2MI空+0.3XI623；MPa=0.1594MPa1100J1100!1100J2po=Apio+ZAPi。十Apvo=(0.02675+0.002675+0.1594)MPa=0.1888MPa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 .：p = 0.2273 0.188844.795MPa =0.316MPa2 .工进滑台工进时，在进油路上，油液

23、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22、2ZAp.=Apvi=|0.3父验+0.5MPa=0.5MPail100.此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为一0.3,040.6 0.31000.24+27.91MPa=0.66MPa该值即为液压缸的回油腔压力 相符。63)p2=0.66MPa,可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为p1 =F0p2A2A134942 0.66 106 44.7 10”95 104 106MPa = 3.99MPa此略高于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Ape=0.5MPa,则小流量泵的工作压力为pp1=Pi八piPe=3.990.50.5=4.99MPa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。3 .快退滑