液壓與氣壓傳動課程設計說明書機械設計制造及其自動化論文

1、液壓與氣壓傳動課程設計說明書青島理工大學琴島學院課程設計說明書課題名稱：液壓與氣壓傳動課程設計學院：機電工程系專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化083學 號：20080201093學 生：毛云龍指導老師：王鑫慧青島理工大學琴島學院教務處2011年12月22日液壓與氣壓傳動課程設計評閱書題目液壓與氣壓傳動課程設計學生姓名毛云龍學號 20080201093指導教師評語及成績指導教師簽名：年 月日答辯評語及成績答辯教師簽名：年 月日教研室意見總成績：室主任簽名：年月日液壓與氣壓傳動課程設計說明書摘 要本次為立式雙頭鉆床液壓系統(tǒng)設計，可以實現雙鉆頭同時快速進給、工進、快退的 動作，而且快進和快退速度相等

2、?？爝M采用差動連接加帶補正措施的串聯(lián)同步回路。 關鍵字：差動連接補正措施串聯(lián)同步回路I目 錄摘 要 I1設計任務 12液壓回路的工況分析 22.1設計要求及工況分析 22.2確定液壓系統(tǒng)主要參數 22.3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 33擬定液壓系統(tǒng)原理圖 63.1初選液壓件及基本回路 63.2 組成液壓系統(tǒng) 64計算和選擇液壓件及驗算液壓系統(tǒng)性能 74.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 74.2確定油管及壓力 84.3驗算液壓系統(tǒng)性能 84.4驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 10總 結 12參考文獻 13液壓與氣壓傳動課程設計說明書1設計任務學生通過液壓與氣壓傳動課的課堂學習，初步掌握了基本理論知識。本

3、課程設計即為了給學生創(chuàng)造一個運用課堂理論知識，解決較復雜的問題的平臺， 鍛煉學生綜合利用所學知識的能力，初步接觸一下“設計”的味道。液壓系統(tǒng)設計計算是液壓傳動課程設計的主要內容，包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能等。本次設計的是一臺立式雙軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓 系統(tǒng)。要求設計的動力滑臺實現的工作循環(huán)是： 快進一工進一斯當鐵停留一快退一 停止。主要性能參數與性能要求如下：切削阻Fl =14600N ;運動部件所受重力G =1900N ;快進、快退速度 w =V3 =5m/min，工進速度v? =0.05m/min ;快

4、進行程L200mm,工進行程L50mm ;往復運動的加速時間0.2s ;動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數 亠=0.2，動摩擦系數 亠=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件 選為液壓缸。152液壓回路的工況分析2.1設計要求及工況分析(1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL J4600N。摩擦負載靜摩擦阻力 Ffs=G=0.2 1900=398N( 2 1)動摩擦阻力 Ffd - -G =0.1 1900=190N(2 2)(3)慣性負載19005X.9.860 0.2= 84.6N(23)(4)運動時間快進t1L1200 10V|5= 2.4S(24)60工進L2V240 100.05= 48s60快退t

5、1丄V3(20040) 10；5= 2.8S60設液壓缸的機械效率創(chuàng)=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力表2.1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/ n cm/N啟動F = Ffs398422加速F = Ffd + Fi2836315快進F譏199221工進F = Ffd + Fl1558017311反向啟動F下398422加速F = Ffd + Fi2836315快退F譏1992212.2確定液壓系統(tǒng)主要參數1.初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2.2和表2.3，初選液壓缸的工作壓力 P =3MPa。

6、2.計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液 壓缸（A =2幾）【1】，快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然 消失發(fā)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表2.4選此背壓為P = 0.6MP a。表2.2 按負載選擇工表負載/KN50工作壓力/MPa 52.3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農業(yè)機械 小型工程機械建筑機械 液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機 重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表2.4執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5

7、回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表2.5按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa 7.0d/D0.50.550.620.700.7表2.6按速比要求確定d/D5/51.151.251.331.461.611d/D0.30.40.50.550.620.71注：V1 無桿腔進油時活塞運動速度;V2 有桿腔進油時活塞運動速度。由式： PiA! - p2A2F得 得 ncmA =(pi -守)1558024 2m2 =64匯 10 m20.6)T)0.9 (3 -(2 5)4 64

8、 10*cm則活塞直徑：D二m = 0.09m = 90mm(26)參考表2.5及2.6得，圓整后取標準數值得 D=160mm d=110mm由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為：二 D2-m2 =63.6 10*m24： 2 2嚴22)31 X4(0.112-0.82)m2 =32.4 10*m2A = A4A, =63.6 10* m2D = 125mm d = 90mm查表得出根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、 流量和功率，如表2.7所列，表2.7 液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值缸1工況推力Fa/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力pMPa輸入流量qx10

9、-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動4220.65Fo + AP仆八P1 一q (AA?)/A -人2p = P1q加速3151.120.62恒速2211.090.590.260.15工進173110.62.725.3漢100.014F + P2A25 一A1q = Av2P = P2快退啟動4220.13F0 + P2 AAp1一八q 一 A2v3Ap = P1q加速3150.51.08恒速2210.51.050.270.28缸2工況推力Fo/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力pMPa輸入流量qx10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動4220.07P1 -q-(A-A2

10、)wA A2p = P1q加速3150.550.05恒速2210.530.030.5280.016工進173110.61.4110X100.014F。+ P2A2P1 -A1q = AV2P = P1q快退啟動4220.07F。+ P2A 一一q A2 V3p = P1q加速3150.50.05恒速2210.50.040.50.02注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取 p=0.5MPa2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為pi，無桿腔回油，壓力為P23擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1初選液壓件及基本回路(1) 選擇調速回路由于這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載

11、為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2) 選擇油源形式在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的 低壓大流 量和工進行程的高壓小流量 的油液。最大 流量與最小流量之 比 qmax/qmin -(2.7 10冷/(5.3 10”)： 51 ;其相應的時間之比(ti t3)/t2 =0.108。這 表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、 節(jié)省能量角度來看，選用限壓式變量葉片泵。(3) 選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連

12、接快速運動回路實現快速運動。考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。(4) 選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大W/V2 =5/0.05 =100，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回 路。(5) 選擇調壓和卸荷回路在限壓式變量葉片泵的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。3.2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，詳情見設計圖。4計算和選擇液壓件及驗算液壓系統(tǒng)性能4.1確定液壓泵的規(guī)格

13、和電動機功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表2.7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為Pi=4.13MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失.p= 0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差.：p0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為：pP1 亠 口+ Ape = (4.13 + 0.6 +0.5)MPa =5.23MPa ( 4)由表2.7可見，快退時液壓缸的工作壓力為 p1.13MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小， 現取進油路上的 總壓力損失刀?p=0.3MPa則大流

14、量泵的最高工作壓力估算為(42)330.53 x 10- m/s，若取回pP1 _ 5=(1.13 0.3)MPa =1.16MPa(2) 計算液壓泵的流量由表2.7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 路泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為qp_Kq1.1 0.5 10 m3/0.55 10 m3/s = 33L/min考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為1 x 10-5 mVs=0.6L/min，則小流量泵的流量最少應為 3.6L/min 。(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取YBX-40限壓式變

15、量葉片泵【2】。其流量范圍為040ml/r轉速范圍 6001500r/min，若取液壓泵容積效率 n v=0.9，流量范圍060L/min 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率n p=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為P - p 二 1.13 1034.8 ,10 KW 二 0.78KW(43)np60況0.8匯10根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L 6型電動機【3】，其額定功率為1.5KW額定轉速為940r/min 。4.2確定油管及壓力表4.1各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退q =31.68L/mmq =0.6L/minq1 = 30L / minW

16、= 0.08 m/sv2 =0.8漢10 m/sv3 = 0.08 m/st| =2.4s1 = 48st| = 2.8s表4.1 允許流速推存值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0. 51.5, 一般取1以下壓油管道36,壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5 3由表4.1可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求根據表4.1數值，按表4.2推薦的管道內允許速度取=4 m/s,由式d -計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為=18.2mm20mm 外徑 28mm的 10為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑 號冷拔鋼管。確定油箱油箱的容量按式V Ppn估算，其中a為

17、經驗系數，低壓系統(tǒng)，a =24;中壓系統(tǒng)，a =57;高壓系統(tǒng)，a =612。現取a =6,得4.3驗算液壓系統(tǒng)性能驗算壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確 定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F取進、回油管 道長為L=2m油液的運動粘度取 =1 10-4m/s，油液的密度取=0.9174 103kg/m3。(1)判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回 油流量q2=32L/min為最大，因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數(2000)，故可推 出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。(2)

18、計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數和油液在管道內流速冬 _ 75二dvRe4q4qI2同時代入沿程壓力損失計算公式,：p 丄1，并將已知數據代入后，得d 22 3.14 (20 10冷4獸q/ 7 09174 JI。3 丄廠爲=0.5478 108q 2二 d可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失 ？Pz常按下式作經驗計 p =0.1p各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算其中的Pn由產品樣本查出，滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如 下：1 .快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路

19、上，油液通過單向 閥、電液換向閥，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 Pi =0.05688MPa p * 二為0.1 卩“ =0.005688MPa7 ：Pvi=0.1647MPa 巾iP ：Pi 認 =(0.056880.005688 0.1647)MPa =0.2273MPa在回油路上，壓力損失分別為、p。=0.02675MPa 、 p 0 =0.002675MPa % =0.1594MPa Po p0 :p 0 、：pv。=(0.02675 0.002675 0.1594)MPa = 0.1888MPa 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得

20、出差動快速運動時的總的壓力損失44 7 ：p 二0.2273 0.1888 MPa 二 0.316MPa952.工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥、調速閥進入液壓缸無桿腔， 在調速閥處的壓力損失為 0.5MP&在回油路上，油液通過電液換向閥、背壓閥 的卸荷油液一起返回油箱，在背壓閥處的壓力損失為0.6MPa若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為、p = X；pVj =0.5MPa此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為a ：p.：pv0.66MPa該值即為液壓缸的回油腔壓力 p2=0.66MPa可見此值與初算時選取的背壓值基本 相符。重新計算液壓缸的工

21、作壓力為山塑=3.99MPaA1考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差.ipe=o.5MPa則小流量泵的工作壓力 為pP1 = 口 亠 1 巾 二 Pe = 3.99 0.5 0.5 = 4.99MPa此值與估算值基本相符，是調整溢流閥的調整壓力的主要參考數據。3 .快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥、電液換向閥進入液壓缸桿腔。 在回油路上，油液通過單向閥、電液換向閥和單向閥返回油箱。 在進油路上總的 壓力損失為 =Pi 八 ：pVi 二 0.048MPa此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為芒 PoPvo = 0.343 MPa數值基本相符，故不必重算。4.4驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占96%所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來 計算。在工進時，經液控順序閥卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓 力損失Pp2P =J： Pn( q )2 =0.0588MPaqn液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率PEPp2qp2 =564