專用鉆床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)

課課 程程 設(shè)設(shè) 計(jì)計(jì) 說說 明明 書書 題題 目目 專用鉆床液壓傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 學(xué)生姓名 劉劉 陳陳 張張 班班 級(jí) 級(jí) 學(xué)學(xué) 院 院 機(jī)械工程學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院 專專 業(yè) 業(yè) 指導(dǎo)教師 指導(dǎo)教師 評(píng)定成績(jī)?cè)u(píng)定成績(jī) 優(yōu)優(yōu) 良良 中中 及格及格 不及格不及格 天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué)天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué) 課課 程程 設(shè)設(shè) 計(jì)計(jì) 任任 務(wù)務(wù) 機(jī)械工程 學(xué)院 班 學(xué)生 課程設(shè)計(jì)課題 專用鉆床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 一 課程設(shè)計(jì)工作日自2012 年 12 月 31 日至 2013 年 1 月 6 日 二 同組同學(xué) 三 課程設(shè)計(jì)任務(wù)要求 包括課程來源 類型 目的和意義 基本要求 完成 時(shí)間 主要參考資料等 1 目的 1 鞏固和深化已學(xué)的理論知識(shí) 掌握液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算的一般步驟和方法 2 正確合理的的確定執(zhí)行機(jī)構(gòu) 運(yùn)用液壓基本回路組合成滿足基本性能要求 的高效的液壓系統(tǒng) 3 熟悉并運(yùn)用有關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 設(shè)計(jì)手冊(cè)和產(chǎn)品樣本等技術(shù)資料 2 設(shè)計(jì)參數(shù) 試設(shè)計(jì)一專用鉆床的液壓系統(tǒng) 要求完成 快進(jìn) 工作 快退 停止 卸荷 的工作循環(huán) I 設(shè)計(jì)參數(shù) 學(xué)號(hào)尾數(shù) 0 切削阻力 Ft KN 17 運(yùn)動(dòng)部件重力G KN 9 快進(jìn) 快退速度V m min 5 6 往復(fù)運(yùn)動(dòng)加減速時(shí)間t S 0 3 工進(jìn)速度 V2 m min 1 工進(jìn)行程 s1 mm 128 快進(jìn)行程 s2 mm 388 動(dòng)摩擦系數(shù) fd 0 1 靜摩擦系數(shù) fs 0 2 機(jī)械效率m 0 95 3 設(shè)計(jì)要求 1 負(fù)載分析 繪制負(fù)載 速度圖 工作循環(huán)圖 2 確定執(zhí)行元件 液壓缸 的主要參數(shù) 3 繪制液壓系統(tǒng)圖原理圖 液壓缸裝配圖和電磁鐵動(dòng)作循環(huán)表 3 選擇各類元件及輔件的形式和規(guī)格 II 目錄目錄 一 一 前言前言 1 二 鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析 3 三 液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計(jì) 5 3 1 供油方式 5 3 2 調(diào)速方式的選擇 3 3 3 速度換接方式的選擇 6 3 4 繪制液壓系統(tǒng)圖 8 四 液壓系統(tǒng)的計(jì)算和液液壓系統(tǒng)的計(jì)算和液壓壓元件的選擇元件的選擇 10 4 1 工作壓力 P 的確定 4 2 液壓缸的主要尺寸的確定 14 4 3 穩(wěn)定速度的驗(yàn)算 16 4 4 計(jì)算在各工作階段液壓缸的所需流量 19 4 5 液壓泵的選擇 21 4 6 電動(dòng)機(jī)的選擇 23 4 7 液壓閥的選擇 4 8 液壓油管的設(shè)計(jì) 4 9 油箱容量的選擇 五 液壓系統(tǒng)性能驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能驗(yàn)算 24 5 1 壓力損失的驗(yàn)算 5 2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算 六 液壓缸轉(zhuǎn)配圖液壓缸轉(zhuǎn)配圖 26 七 總結(jié)及感想總結(jié)及感想 30 八 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn) 32 0 一 前言一 前言 液壓傳動(dòng)是一門新的學(xué)科 雖然從 17 世紀(jì)中葉帕斯卡提出靜壓傳動(dòng)原理 18 世紀(jì) 末英國(guó)制成世界上第一臺(tái)水壓機(jī)算起 液壓傳動(dòng)技術(shù)已有二三百年的歷史 但直到 20 世紀(jì) 30 年代它才較普遍地用于起重機(jī) 機(jī)床及工程機(jī)械 在第二次世界大戰(zhàn)期間 由 于戰(zhàn)爭(zhēng)需要 出現(xiàn)了由響應(yīng)迅速 精度高的液壓控制機(jī)構(gòu)所裝備的各種軍事武器 第 二次世界大戰(zhàn)結(jié)束后 液壓技術(shù)迅速轉(zhuǎn)向名用工業(yè) 液壓技術(shù)不斷應(yīng)用于各種自動(dòng)機(jī) 及自動(dòng)生產(chǎn)線 20 世紀(jì) 60 年代以后 液壓技術(shù)隨著原子能 空間技術(shù) 計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展而迅速 發(fā)展 因此 液壓傳動(dòng)真正的發(fā)展也只是近三四十年的事 當(dāng)前液壓技術(shù)正向迅速 高壓 大功率 高效 低噪聲 經(jīng)久耐用 高度集成化的方面發(fā)展 同時(shí) 新型液壓 元件和液壓系統(tǒng)的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì) CAD 計(jì)算機(jī)輔助測(cè)試 CAT 計(jì)算機(jī)直接控 制 CDC 機(jī)電一體化 可靠性技術(shù)等方面也是當(dāng)前液壓傳動(dòng)及控制技術(shù)發(fā)展和研究 的方向 我國(guó)的液壓技術(shù)最初應(yīng)用于機(jī)床和鍛壓設(shè)備 后來又用于拖拉機(jī)和工程機(jī)械上 我國(guó)在從國(guó)外引進(jìn)一些液壓元件 生產(chǎn)技術(shù)的同時(shí) 也進(jìn)行自行研制和設(shè)計(jì) 液壓元 件現(xiàn)已形成了系列 并在各種機(jī)械設(shè)備上得到了廣泛的使用 液壓傳動(dòng)是用液體作為工作介質(zhì) 利用液體的壓力能來實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)和力的傳遞的一 種的傳動(dòng)方式 現(xiàn)今 采用液壓傳動(dòng)的程度已成為衡量一個(gè)國(guó)家工業(yè)水平的重要標(biāo)志 之一 液壓技術(shù)在實(shí)現(xiàn)高壓 高速 大功率 高效率 低噪聲以及液壓元件和系統(tǒng)的 經(jīng)久耐用 高度集成化等方面取得了重大進(jìn)展 將液壓傳動(dòng)技術(shù)應(yīng)用到鉆床中 使它 具有成本低 效率高 機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單 工作可靠 使用和維修方便等特點(diǎn) 專用鉆床是應(yīng) 用液壓技術(shù)較廣泛的領(lǐng)域之一 采用液壓傳動(dòng)技術(shù)與控制的機(jī)床 可在較寬范圍內(nèi)進(jìn) 行無級(jí)調(diào)速 具有良好的換向及速度換接性能 易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)工作循環(huán) 對(duì)提高生產(chǎn) 效率 改進(jìn)產(chǎn)品質(zhì)量和改善勞動(dòng)條件 都起著十分重要的作用 本文針對(duì)專用鉆床的 液壓系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì) 1 2 2 鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析鉆床的液壓系統(tǒng)工況分析 根據(jù)所給設(shè)計(jì)參數(shù)繪制運(yùn)動(dòng)部件的速度循環(huán)圖 如圖 2 1 所示 然后計(jì)算各階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖 液壓缸所受外負(fù)載 F 包括三種類型 即 2 1 afw FFFF 式中 工作負(fù)載 對(duì)于金屬切削機(jī)床來說 即為沿活塞運(yùn)動(dòng)方向的切削力 w F 在本設(shè)計(jì)中為 17000 w FN 運(yùn)動(dòng)部件速度變化時(shí)的慣性負(fù)載 a F 導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載 啟動(dòng)時(shí)為靜摩擦阻力 對(duì)于平導(dǎo)軌可由下式得 f F f F 2 2 rnf FGfF 式中 運(yùn)動(dòng)部件重力 G 垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)載 本設(shè)計(jì)中為零 rn F 導(dǎo)軌摩擦系數(shù) 在本設(shè)計(jì)中取靜摩擦系數(shù)為 0 2 動(dòng)摩擦系數(shù)為 0 1 f 則求得 N F 180090002 0 fs N F 90090001 0 fs 式中 靜摩擦阻力 fs F 動(dòng)摩擦阻力 fa F 2 3 t v g G a F 2 式中 重力加速度 g 加速或減速時(shí)間 取 0 3 t 速度差 v 在本設(shè)計(jì)中 NFa286 603 0 6 5 8 9 9000 根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果 列出各工作階段所受的外負(fù)載 見表 2 1 并畫出如圖 2 2 所 示的負(fù)載循環(huán)圖 圖 2 2 負(fù)載循環(huán)圖 表表 2 1 工作循環(huán)各階段的外負(fù)載工作循環(huán)各階段的外負(fù)載 工作循環(huán)外負(fù)載NF工作循環(huán)外負(fù)載NF 啟動(dòng) 加速 af FFF 2086工進(jìn) faw FFF 17900 快進(jìn) F fa F 900快退 F fa F 900 3 三 三 液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設(shè)計(jì) 3 1 供油方式供油方式 考慮到該機(jī)床在工作進(jìn)給時(shí)負(fù)載較大 速度較低 而在快進(jìn) 快退時(shí)負(fù)載較小 速度較高 從節(jié)省能量 減少發(fā)熱考慮 泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油 現(xiàn) 采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵 3 2 調(diào)速方式的選擇調(diào)速方式的選擇 調(diào)速方案對(duì)液壓系統(tǒng)的性能起到?jīng)Q定性的作用 調(diào)速方案包括節(jié)流調(diào)速 容積調(diào) 速 和容積 節(jié)流調(diào)速三種 選擇調(diào)速方案時(shí) 應(yīng)根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負(fù)載特性 液壓缸 活 塞桿的運(yùn)動(dòng)情況和調(diào)速范圍以及經(jīng)濟(jì)性能因素 最后選出合適的調(diào)速方案 需考慮到 系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負(fù)載特性 參照表 3 1 表表 3 1 各種調(diào)速方式的性能比較各種調(diào)速方式的性能比較 節(jié)流調(diào)速 容積 調(diào)速回路 容積 節(jié)流調(diào)速回路 簡(jiǎn)式節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)帶壓力補(bǔ)償閥的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 主要 性能 進(jìn)油節(jié)流及 回油節(jié)流 旁路 節(jié)流 調(diào)速閥在 進(jìn)油路 調(diào)速閥在旁油路及 溢流節(jié)流調(diào)速回路 變量泵 定量馬達(dá) 流量 適應(yīng) 功率適應(yīng) 速度 剛度 差很差好較好好 負(fù)載 特性承載 能力 好較差好較好好 調(diào)速 范圍 大小大較大大 4 效率低較低低較低最高較高高 功率 特性 發(fā)熱大較大大較大最小較小小 成本低較低高小最高 液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供 液壓源的核心是液壓泵 節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油 在無其他輔助油源的情況下 液壓泵的供油量 要大于系統(tǒng)的需油量 多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱 溢流閥同時(shí)起到控制并穩(wěn)定油源 壓力的作用 容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油 用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的 一般泵的入口要裝有粗過濾器 進(jìn)入系 統(tǒng)的油液根據(jù)被保護(hù)元件的要求 通過相應(yīng)的精過濾器再次過濾 為防止系統(tǒng)中雜質(zhì) 流回油箱 本設(shè)計(jì)采用容積 節(jié)流調(diào)速 所以使用變量泵供油 3 3 速度換接方式的選擇速度換接方式的選擇 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路 它的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 調(diào)節(jié)行程比較方便 閥的安裝也比較容易 但速度換接的 平穩(wěn)性較差 若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性 則可改用行程閥切換的速度換接回路 3 4 液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)原理圖 5 圖 3 4 液壓系統(tǒng)原理圖 1 雙作用液壓缸 2 二位三通電磁換向閥 3 單向調(diào)速閥 4 三位四通電磁換向閥 5 壓力表 6 溢流閥 7 液壓泵 8 電動(dòng)機(jī) 9 油箱 表表 3 2 電磁鐵動(dòng)作順序表電磁鐵動(dòng)作順序表 1YA2YA3YA 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 注 表示得電 表示失電 6 四 液壓系統(tǒng)的計(jì)算和液壓元件四 液壓系統(tǒng)的計(jì)算和液壓元件的選擇的選擇 4 1 工作壓力工作壓力的確定 的確定 p 工作壓力可根據(jù)負(fù)載大小查表取液壓缸工作壓力為 3 pMPa 4 2 液壓缸的液壓缸的主要尺寸的確定主要尺寸的確定 1 缸筒內(nèi)徑 缸筒內(nèi)徑 D 液壓缸的缸筒內(nèi)徑 D 是根據(jù)負(fù)載的大小來選定工作壓力或往返運(yùn)動(dòng)速度比 求得 液壓缸的有效工作面積 從而得到缸筒內(nèi)徑 D 再?gòu)?GB2348 80 標(biāo)準(zhǔn)中選取最近的 標(biāo)準(zhǔn)值作為所設(shè)計(jì)的缸筒內(nèi)徑 根據(jù)負(fù)載和工作壓力的大小確定 D D 4 1 cm P F 1 max 4 式中 p 缸工作腔的工作壓力 可根據(jù)機(jī)床類型或負(fù)載的大小來確定 1 F 最大作用負(fù)載 max 負(fù)載圖知最大負(fù)載為 17900 查表可取為 0 5 為 0 95 考慮到快FN 2 pMPa cm 進(jìn) 快退速度相等 取為 0 7 上述數(shù)據(jù)代入公式 D d 2 1 2 1 1 1 4 D d p p cm p F D 可得 mD094 0 2 7 01 30 5 195 0 5 103014 3 179004 查表將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑 D 100mm 2 活塞桿外徑 活塞桿外徑d d 7 活塞桿直徑 d 按 d 0 7D 及查表活塞桿直徑系列去 d 70mm 3 液壓缸壁厚和外徑的計(jì)算 液壓缸壁厚和外徑的計(jì)算 液壓的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度 一般分為薄壁圓筒和厚壁圓筒 本設(shè) 計(jì)采用薄壁圓筒 其計(jì)算公式 2 DPy 式中 液壓缸壁厚 m D 液壓內(nèi)徑 m y P 試驗(yàn)壓力 一般取最大工作壓力的 1 25 1 5 倍 Mpa 缸筒材料的許用應(yīng)力 取無縫鋼管 100Mpa 按上式計(jì)算得 3 1025 2 1002 1 05 13 在中低壓液壓系統(tǒng)中 按上式計(jì)算所得液壓缸的壁厚往往很小 使缸體的剛度往往很 不夠 因此 上式一般不做計(jì)算 按經(jīng)驗(yàn)選取 必要時(shí)按上式進(jìn)行校核 取 6mm 則外徑 D1D 2 112mm 4 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長(zhǎng)度 可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作的最大行程來確定 并參照表 2 6 中 的系列尺寸來選取標(biāo)準(zhǔn)值 表 2 6 液壓缸活塞行程參數(shù)第一系列 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 5 缸蓋厚度的確定 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋 其有效厚度 t 按強(qiáng)度要求可用下列兩式進(jìn)行近似計(jì)算 8 無孔時(shí) 取 t 10mm 2 433 0 t y p D 有孔時(shí) 取 t 18mm 02 2 d D D 2 433 0t y p D 式中 t 為缸蓋有效厚度 D2為缸蓋止口內(nèi)徑 d0為缸蓋孔的直徑 6 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定 對(duì)一般的液壓缸 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度 H 應(yīng)滿足以下要求 mm80 2 100 20 600 2 D 20 L H 7 缸體長(zhǎng)度的確定 缸體長(zhǎng)度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和 缸體外形長(zhǎng)度還要考慮到 兩端端蓋的厚度 一般液壓缸缸體長(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑的 20 30 倍 缸筒長(zhǎng)度 L 由最大工作行程長(zhǎng)度加上各種結(jié)構(gòu)需要來確定 即 L l B A M C 4 2 式中 l 活塞的最大工作行程 B 活塞寬度 一般為 0 6 1 D A 活塞桿導(dǎo)向長(zhǎng)度 取 0 6 1 5 D M 活塞桿密封長(zhǎng)度 由密封方式定 C 其他長(zhǎng)度 一般缸筒的長(zhǎng)度最好不超過內(nèi)徑的 20 倍 另外 液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸還有最小導(dǎo)向長(zhǎng)度 H 取 L 650mm 4 3 穩(wěn)定速度的穩(wěn)定速度的驗(yàn)算驗(yàn)算 要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積 必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效A 面積 即 min AA min A 9 4 3 min min min v q A 式中 的最小穩(wěn)定流量 一般從選定流量閥的產(chǎn)品樣本中查得 min q 缸的最低速度 由設(shè)計(jì)要求給定 min v 如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積不大于計(jì)算所得最小有效面積 則說明A min A 液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度 此時(shí)必須增大液壓缸的內(nèi)徑 以滿足速度穩(wěn)定的要求 液壓缸壁厚和外徑的計(jì)算 液壓缸壁厚由液壓缸的強(qiáng)度條件來計(jì)算 液壓缸壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度 從材料力學(xué)可知 承受內(nèi)壓力的 圓筒 其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而異 一般計(jì)算時(shí)可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒 按最低工進(jìn)速度演算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 由公式 4 3 可得 A 2 3 min min 5 0 100 1005 0 cm v q 是由產(chǎn)品樣本查得 GE 系列調(diào)速閥 LCA6 10 的最小穩(wěn)定流量為 0 05 min qminL 本設(shè)計(jì)中調(diào)速閥是安裝在回油路上 故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選取液壓缸 有桿腔的實(shí)際面積 即 22222 40 710 4 4 cmdDA 可見上述不等式能滿足 液壓缸能達(dá)到所需低速 4 4 計(jì)算在各工作階段液壓缸所需的流量 計(jì)算在各工作階段液壓缸所需的流量 快進(jìn)快進(jìn) vdq 2 4 6 5 107 4 22 minL54 211054 21 3 工進(jìn)工進(jìn) vq 2 D 4 10 min 85 711 0 4 2 L 快退快退 vdDq 22 4 6 5 07 0 1 0 4 22 minL42 221042 22 3 4 5 液壓泵的選擇液壓泵的選擇 4 5 1 液壓泵的壓力液壓泵的壓力 考慮到正常工作中進(jìn)油管路有一定的壓力損失 所以泵的工作壓力為 4 4 pppp 1 式中 液壓泵為最大工作壓力 p p 執(zhí)行元件最大工作壓力 現(xiàn)根據(jù)負(fù)載大小選取液壓缸工作壓力為 1 p 3MPa 進(jìn)油管路中的壓力損失 初算時(shí)簡(jiǎn)單系統(tǒng)可取 0 2 0 5 復(fù)雜p a MP 系統(tǒng)取 0 5 1 5 本系統(tǒng)取 0 5 a MP a MP ap MPppp5 35 03 1 上述計(jì)算所得的 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力 考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn) p p 的動(dòng)態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力 另外 考慮到一定壓力儲(chǔ)備量 并確保泵的壽命 因 此選泵的額定壓力應(yīng)滿足公式 中低壓系統(tǒng)取小值 高壓系統(tǒng)取 p p pn pp 6 1 25 1 最大值 4 5 2 液壓泵的流量液壓泵的流量 液壓泵的最大流量應(yīng)為 4 5 max qKq Lp 11 式中 泵的最大流量 p q 動(dòng)作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值 如果這時(shí)溢流閥正進(jìn) max q 行工作 尚需加溢流閥的最小溢流量 2 3 minL 泄露系數(shù) 一般取 1 1 1 3 現(xiàn)取 1 2 L K L KminL L K min 9 2642 222 1 max LqKq Lp 4 5 3 液壓泵規(guī)格的選擇液壓泵規(guī)格的選擇 根據(jù)以上所得 查液壓產(chǎn)品目錄選泵型號(hào) YBX 20 限壓式變量葉片泵 qppp 額定壓力為 6 3 Mpa 排量為 20mL r 轉(zhuǎn)速為 1450r min 該泵的輸出流量為 min 29145020 10 3 LQ 4 6 電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的選擇 首先分別算出快進(jìn)與共進(jìn)兩種不同工況時(shí)的功率 取兩者較大值作為選擇電動(dòng)機(jī) 規(guī)格的依據(jù) 由于在慢進(jìn)時(shí)泵輸出的流量減小 泵的效率急劇降低 一般當(dāng)流量在 0 2 1范圍內(nèi)時(shí) 可取 同時(shí)還應(yīng)注意到 為了使所選則的電動(dòng)minL 0 1403 0 機(jī)在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點(diǎn)時(shí)不致停轉(zhuǎn) 需進(jìn)行驗(yàn)算 即 4 6 n pB P qp 2 式中 所選電動(dòng)機(jī)額定功率 n P 限壓式變量泵的限定壓力 B p 為時(shí) 泵的輸出流量 p q B p 首先計(jì)算快進(jìn)時(shí)的功率 快進(jìn)時(shí)的外負(fù)載為 900N 進(jìn)油路的壓力損失定為 0 3 由式 3 6 可得 a MP 12 ap MPp52 0 3 010 07 0 4 900 6 2 快進(jìn)時(shí)所需電動(dòng)機(jī)功率為 kW qp P pp 27 0 7 060 54 2152 0 工進(jìn)時(shí)所需電動(dòng)機(jī)功率為 kW qp P pp 65 0 7 060 85 7 5 3 查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本 選用 Y90S 4 型電動(dòng)機(jī) 其額定功率為 1 1 額定轉(zhuǎn)速kW 為 1400 minr 4 7 液壓閥的選擇液壓閥的選擇 液壓控制閥是液壓系統(tǒng)中用來控制液流的壓力 流量和流動(dòng)方向的控制元件 是 影響液壓系統(tǒng)性能 可靠性和經(jīng)濟(jì)性的重要元件 序號(hào)元件名稱最大通流量型號(hào)規(guī)格 1限壓式變量葉片泵30YBX 20 2溢流閥25Y 25B 3三位四通換向閥25 34E1 25B 4單向調(diào)速閥25LCA6 10 5二位四通電磁閥25 24E1 25B 6壓力表開關(guān)3KB C6 7過濾器25 WU 25 180 4 8 液壓油管的設(shè)計(jì)液壓油管的設(shè)計(jì) 油管類型的選擇此次設(shè)計(jì)中我采用的管道是無縫鋼管 油管內(nèi)徑尺寸一般可參照 選用的液壓元件接口尺寸而定 現(xiàn)取油管內(nèi)徑 d 為 12mm 13 4 9 油箱容量的選擇油箱容量的選擇 本例為中壓液壓系統(tǒng) 液壓油箱有效容量按泵的流量的 5 7 倍來確定 現(xiàn)選用容 量為 160L 的油箱 五 液壓系統(tǒng)性能驗(yàn)算 已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn) 回油管的內(nèi)徑均為 12mm 各段管道的長(zhǎng)度分別為 AB 0 5m AC 2m AD 2m DE 3m 選用 L HL32 液壓油 考慮到油的最低溫度 為 15 查得 15 時(shí)該液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度 v 150cst 1 5 2 cm s 油的密度為 920kg m3 5 15 1 壓力損失的驗(yàn)算 壓力損失的驗(yàn)算 1 工作近給時(shí)進(jìn)油路壓力損失 運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)給時(shí)的最大速度為 1m min 進(jìn)給時(shí)的最大流量為 7 85L min 則液壓油在 管內(nèi)流速 v1 為 s cm116min cm6944 14 3 85 7 4 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 管道流動(dòng)雷諾數(shù) Re1 8 92 5 1 2 1116 v v1d Re1 2300 可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流 其沿程阻力系數(shù)為81 0 8 92 75 e1 75 1 R 進(jìn)油管道 BC 的沿程壓力 a1 0 2 920 2 1 5 02 81 0 2d l p 10 39 1 10 v 6 2 2 2 1 1 P 查得換向閥 34E1 25B 的壓力值是a05 0 10 6 21 PP 忽略油液通過管接頭 油路板等處的局部壓力損失 則進(jìn)油路總壓力損失 a15 0 05 0 1 0 101010 666 21111 PPPP 2 工作進(jìn)給時(shí)回油路的壓力損失 由于選用單活塞桿液壓缸 切液壓缸有桿腔的工作 14 面積為無桿腔的工作面積的 1 2 則回油管道的流量為進(jìn)油管道的 1 2 則 s cm58 2 1 2 V V Re2 4 46 5 1 2 158 v dv2 62 1 4 46 75 e 75 2 2 R 回油管道的沿程壓力損 a05 0 2 920 2 1 3 62 1 2d l p 10 58 0 10 v 6 2 2 2 1 2 P 查產(chǎn)品樣本知換向閥 24E1 25B 的壓力損失 換向閥 34E1 25Ba025 0 10 6 22 PP 的壓力損失 調(diào)速閥 LCA6 10 的壓力損失 a025 0 10 6 32 PP a5 0 10 6 42 PP 回油路總壓力損失 a6 05 0025 0 025 005 0 1010 66 423222122 PPPPPP 3 變量泵出口處的壓力a85 2 10 6 1 1 22 PP A PAF CM PP 4 快進(jìn)時(shí)的壓力損失 快進(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接 自匯流點(diǎn) A 至液壓缸進(jìn)油口 C 之 間的管路 AC 中 流量為液壓泵出口流量的 2 倍 即 45L min AC 段管路的沿程壓力 損失 11 P 為 s cm663 6014 3 454 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 Re1 530 5 1 2 1663 v v1d 142 0 530 75 e1 75 1 R a46 0 2 920 2 1 2 142 0 2d l p 10 63 6 10 v 6 2 2 2 1 1 P 同樣可求管道 AB 段及 AD 段的沿程壓力損失 21 P 和為 31 P 15 s cm332 6014 3 5 224 4 q v2 2 1 10 d 2 3 2 Re2 256 5 1 2 1332 v v2d 29 0 256 75 e2 75 2 R a018 0 2 32 3 920 2 1 5 0 29 0 10 10 6 2 2 21 PP a245 0 2 32 3 920 2 1 2 29 0 10 10 6 2 2 31 PP 查產(chǎn)品樣本知 流經(jīng)個(gè)閥的局部壓力損失為 34E1 25B 的壓力損失a17 0 10 6 12 PP 24E1 25B 的壓力損失a17 0 10 6 22 PP 據(jù)分析在差動(dòng)連接中 泵的廚樓壓力 a76 1 2 10 6 2 2212312111 P A F PPPPP CM PP 快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算從略 上述驗(yàn)算表明 無需修改原設(shè)計(jì) 5 2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算 在整個(gè)工作循環(huán)中 工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量最大 工進(jìn)速度 V 100cm min 時(shí) q 7 85L min 總效率 則7 0 KWP533 0 7 060 85 7 85 2 輸入 KWFP29 0 533 0 100 17900v 1010 32 輸出 功率損失為 KWPPP243 029 0 533 0 輸出輸入 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般 取 K KW cm2 油箱的散熱面積為 10 3 10 23232 m92 1160063 0063 0 VA 16 系統(tǒng)的溫升為 6 12 92 1 243 0 t 1010 3 KA P 驗(yàn)算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi) 6 液壓缸裝配圖液壓缸裝配圖 6 1 液壓缸裝配圖液壓缸裝配圖 6 2 液壓缸系數(shù)液壓缸系數(shù) 17 元件 參數(shù) D 缸內(nèi) 徑 d 活塞 直徑