液壓傳動課程設(shè)計

1、 液壓與氣壓傳動課程設(shè)計 班級 機(jī)制1211 姓名 學(xué)號2012116102 指導(dǎo)老師 鄔國秀 目錄 一.設(shè)計要求及工況分析 3 1.負(fù)載與運動分析 2.負(fù)載循環(huán)圖.速度循環(huán)圖 二.確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 4 1.初選液壓缸工作壓力 2.計算液壓缸主要尺寸 三.擬定液壓系統(tǒng)原理圖 7 1.選擇基本回路 2.組成液壓系統(tǒng) 四.計算和選擇液壓件 9 確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率 五.附表與附圖 11 六.參考文獻(xiàn) 13 (1) 、設(shè)計要求及工況分析 設(shè)計要求1、設(shè)計一臺專用銑床，工作臺要求完成快進(jìn)工作進(jìn)給快退停止的自動工作循環(huán)。銑床工作臺重量4000N，工件夾具重量為1500N，銑削阻力最大為900

2、0N，工作臺快進(jìn)、快退速度為4.5mmin，工作進(jìn)給速度為0.061mmin，往復(fù)運動加、減速時間為0.05s工作采用平導(dǎo)軌，靜、動摩擦分別為fs0.2，fd0.1，工作臺快進(jìn)行程為0.3m。工進(jìn)行程為0.1m，試設(shè)計該機(jī)床的液壓系統(tǒng)1、負(fù)載與運動分析(1) 工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力FL=30000N。(2) 摩擦負(fù)載 摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3) 慣性負(fù)載 N842N05×60.08.95500i´=DD=tgGFu4.5= (4) 運動時間 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 設(shè)液壓缸的機(jī)械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力，如表1所

3、列。表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載F/N液壓缸推力F0=F/cm/N啟 動加 速快 進(jìn)工 進(jìn)反向啟動加 速快 退1100139255030550110013925501222154761133944122215476112、 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運動時間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，見附圖（二） 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1初選液壓缸工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工進(jìn)時負(fù)載最大，在其它工況負(fù)載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進(jìn)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（A1=2A

4、2），快進(jìn)時液壓缸差動連接。工進(jìn)時為防止車銑時負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2 按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0.811.522.5334455表3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī) 床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械液壓鑿巖機(jī)液壓機(jī)大中型挖掘機(jī)重型機(jī)械起重運輸機(jī)械磨床組合機(jī)床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表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(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)

5、置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補(bǔ)油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進(jìn)油時活塞運動速度；2有桿腔進(jìn)油時活塞運動速度。 式得242621cm1m1092m10)26.04(9.030550)2(-´=´-´=-=ppFAh 則活塞直徑 mm108m108.0m10924441=&

6、#180;´=-ppAD參考表5及表6，得d 0.71D =77mm，圓整后取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值得 D=110mm， d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為根據(jù)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7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進(jìn)油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進(jìn)啟動12220.69加速1547p1+p0.75恒速611p1+p0.570.40.23工進(jìn)339440.63.861.58×10-2

7、0.061快退啟動12220.27加速15470.51.41恒速6110.51.200.340.41注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取p=0.5MPa。2 快退時，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。（三） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖1選擇基本回路圖1(1) 選擇調(diào)速回路 由圖1可知，這臺機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止銑完工件時負(fù)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(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)

8、，液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.4/(1.58×10-2)25；其相應(yīng)的時間之比(t1+t3)/t2=(3.3+5.3)/90=0.096。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，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。(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接和雙

9、泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大（1/2=4.5/0.145），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，如圖2c所示。 (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進(jìn)時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停

10、止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。 圖3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖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(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機(jī)床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。（四）計算和選擇液壓件(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在

11、工進(jìn)時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.86MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)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Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進(jìn)和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.41MPa，比快進(jìn)時大?？紤]到快退時進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 (2) 計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.4×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總

12、流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時的流量為1.58×10-5 m3/s =0.95L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.95L/min。(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L6型電動機(jī)，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。附表與附圖表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載F/N液壓缸推力F0=F/cm/N啟 動加 速快 進(jìn)工 進(jìn)反向啟動