《液壓系統(tǒng)的設計樣本》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《液壓系統(tǒng)的設計樣本（9頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。液壓系統(tǒng)的設計計算液壓系統(tǒng)設計計算是液壓液壓傳動課程設計的主要內(nèi)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(shù)、 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?，F(xiàn)以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例,介紹液壓系統(tǒng)的設計計算方法。1 設計要求工況分析1.1 設計要求要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是:快進工進快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下:切削阻力FL42000 N ;運動部件所受重力G7200N ;快進、 快退速度m s ,工進速度m s ;快進行程 L1260mm ,工進行程 L2130
2、mm ;往復運動的加速時間t0.2s;動力滑臺采用平導軌 ,靜摩擦系數(shù)s0.2 ,動摩擦系數(shù)d0.1 。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。1.2 負載與運動分析( 1)工作負載工作負載即為切削阻力 FL42000 N 。( 2)摩擦負載摩擦負載即為導軌的摩擦阻力:靜摩擦阻力動摩擦阻力FfssG0.2 7200 1440 NFfdd G0.1 7200 720N( 3)慣性負載FiG72000.1 N 360Ng t100.2( 4)運動之間資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。快進工進快退L260 10 3t11s2.6s10.1L213010 3t220.8510 3 s1
3、52.94st3L326013010 30.1s 3.9s3設液壓缸的機械效率cm0.9 ,得出液壓缸在各工作階段的負載和推力,如表 1 所列。表 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 / cm / N啟動FFfs14401600加速FFfdFi10801200快進FFfd720800工進F FfdFL4272047466.67反向啟動FFfs14401600加速FFfdFi10801200快退FFfd720800根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間,即可繪制出負載循環(huán)圖Ft 和速度循環(huán)圖t ,如圖 1 所示。2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)2.1 初
4、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,參考資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。表 2 和表 3,初選液壓缸工作壓力p14.5MPa 。2.2 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 ( ) ,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(xiàn)象 ,液壓 缸的回 油腔 應有背 壓 ,參考 表4 選此 背壓 為p21.0MPa 。表 2按負載選擇工作壓力負載 /KN50工作壓力 /MPa0.811.522.5334455表 3 各種機械常見的系統(tǒng)工作壓力機床農(nóng)業(yè)機械小
5、液壓機大中機械類型型工程機械型挖掘機重組合機床龍門刨床拉床建筑機械液型機械起重磨床壓鑿巖機運輸機械工作壓力 /MPa 0.82352881010182032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 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/D資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。1
6、.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注:無桿腔進油時活塞運動速度;有桿腔進油時活塞運動速度。由式 p1 A1 p2 A2F 得cmA1F42720m2119 10 4 m2cm p1p20.94.51.010 622則活塞直徑4 A14 11910 4m 0.123m 123mmD參考表 5及表 6,得 d0.71D87mm ,圓整后取標準數(shù)值得D 125mm ,d 90mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為A1D 20.125224244m 123 10mA2D 2d 20.12520.092 m259.1 10 4 m244根據(jù)計算出的
7、液壓缸的尺寸,可估計出液壓缸在工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率 ,如表 7 所列 ,由此繪制的液壓缸工況如圖2 所示。表 7液壓缸在各個階段的壓力、流量和功率值推力回油腔壓力進油腔壓輸入流量輸入功率工況q 10 3 / m3計算公式F0 / Np2 / MPa力 p1 / MPa/ sP / KW啟16000.25動F0A2Pp1快加A1A21200p1p0.65進速恒800p1p0.590.64qA1A21速0.38資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。Pp1 qF0p2 A2p1A1工進427201.03.951.0510 20.042qA1 2Pp1 q啟16
8、000.27F0p2 A1動p1A2加快12000.51.24速退qA2 3恒8000.51.180.500.59速Pp1 q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=0.5MPa 。2. 快退時 ,液壓缸有桿腔進油,壓力為 p1 ,無桿腔回油,壓力為p2 。3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1選擇基本回路( 1)選擇調(diào)速回路由圖 2 可知 ,這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小,滑臺運動速度低 ,工作負載為阻力負載且工作中變化小,故可選用進口節(jié)流調(diào)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(diào)速方式,系統(tǒng)必須為開式循環(huán)系統(tǒng)。( 2)選
9、擇油源形式從工況圖能夠清楚看出,在工作循環(huán)內(nèi),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 / qmin0.64/ 1.05 10 261 ;其相應的時間之比資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。（t 1+t 3）/t 22.63.9 /152.940.043。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?？紤]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
10、動,最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案,如圖 2a 所示。( 3)選擇快速運動和幻換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(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,因此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)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時,速度變化大(1 /20.1/ 0.85 103118 ) ,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)壓和卸荷回路問題都已經(jīng)基本解決。即滑臺
11、工進時 , 高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定 , 無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時 , 低壓大流量泵經(jīng)過液控順序閥卸荷 , 高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷 , 但功率損失較小,故可不需再設卸荷回路。圖2選擇的基本回路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(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,為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題,增設了單向閥6。為了避免機床停資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。止工作時回路中的油液流回油箱 , 導致空氣進入系統(tǒng) , 影響滑臺運動的平穩(wěn)性, 圖中
12、添置了一個單向閥 13。考慮到這臺機床用于鉆孔 ( 通孔與不通孔 ) 加工 , 對位置定位精度要求較高 , 圖中增設了一個壓力繼電器 14。當滑臺碰上死擋塊后 , 系統(tǒng)壓力升高 , 它發(fā)出快退信號 , 操縱電液換向閥換向。圖 3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖4 計算和選擇液壓件4.1 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率( 1)計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油,由表 7 可知 ,液壓缸在工進時工作壓力最大,最大壓力為p13.95MPa選取進油路上的總壓力損失p1.0MPa,如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中, 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe0.5MPa ,則小流量泵的最高工作壓
13、力估算為pp1p1ppe(3.951.00.5)MPa5.45MPa大流量泵只在快進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p11.24MPa ,比快進時大?？紤]到快退時進油不經(jīng)過調(diào)速閥,故其進油路壓力損失比前者小,現(xiàn)取進油路上的總壓力損失p0.3MPa ,則大流量泵的最高工作壓力估算為pp 2p1p(1.240.3)MPa1.54 MPa( 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0.6410 3 m3 / s ,若取回路泄漏系數(shù) K1.1,則兩個泵的總流量為qpKq11.1 0.64 10 3 m3 / s0.704 10 3 m3 / s42.24L / min
液壓系統(tǒng)的設計樣本
