液压与气压传动课程设计报告书.docx
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液压与气压传动课程设计报告书
液压与气压传动
院系:
应用技术学院
专业:
机设
班级:
机设0985班
姓名:
朱洋
学号:
200913090506指导老师:
胡竞湘钟定清
一、设计题目3
二、负载分析4
2.1负载与运动分析4
2.2负载图和速度图的绘制4
三、设计方案拟定6
3.1选择液压基本回路7
3.2组成液压系统原理图7
3.3系统图的原理8
四、参数计算8
4.1液压缸参数计算8
4.2液压泵的参数计算12
4.3电动机的选择....12
五、元件选择14
5.1确定阀类元件及辅件14
5.2油管的选择14
5.3油箱容积的确定15
六、液压系统性能验算15
6.1验算系统压力损失15
6.2验算系统发热与温升17
七、小结18
八、参考文献18
液压与气压课程设计任务书
题目卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统设计
姓名黄一鸣专业机械设计制造及其自动化班级0985学号200913090504
指导老师胡竟湘钟定清
-、基本任务及要求:
一台卧式单面多轴钻孔组合机床,动力滑台的工作循环是:
快进t工进t快退t停止。
液压系统的主要性能参数要求如下,轴向切削力为24000N;滑台移动部件总质量为510kg;
加、减速时间为0.2s;采用平导轨,静摩擦系数为0.2,动摩擦系数为0.1,;快进行程为
200mm工进行程为100mm快进与快退速度相等,均为3.5m/min,工进速度为30〜40mm
/min。
工作时要求运动平稳,且可随时停止运动。
试设计动力滑台的液压系统。
课程设计时间为一周,其具体要求为:
1)液压系统原理图(图中应附有液压元件明细
表,各执行元件的动作顺序工作循环图和电器元件动作顺序表);2)液压缸装配图一张(A1);
3)液压缸活塞零件图一张(A3);4)设计计算说明书一份。
二、进度安排及完成时间:
1•宣布设计任务,明确课题任务及要求,收集阅读有关设计资料0.5天
2•液压与气压系统的设计与计算:
1天
1)液压与气压系统工况分析和负载计算;
2)执行元件主要参数的计算与确定;
3)液压系统方案的确定、液压系统原理图的拟订;
4)液压元件的计算和选择、液压系统性能的验算;
3•详细设计:
2.5天
1)液压系统原理图设计
2)液压缸装配图设计及零件图设计
4•撰写设计、计算说明书0.5天
5.设计总结和答辩0.5天
二、负载分析
2.1负载与运动分析
1•工作负载:
工作负载即为轴向切削力Ff=24000
2•摩擦负载:
摩擦负载即为导轨的摩擦阻力:
静摩擦阻力Ffs=0.2X5100=1020.
动摩擦阻力Ffd=01X5100=510
3•惯性负载:
取重力加速度'一,则有移动部件质量为m=510kg<
启动:
序八备=1020N
Fm=XAv+At=510X3.5-60-0.2=148.75N=149N取n=0.95。
Ft=F/n=1020/0.95=1073.7N
Ft=F/n=1169/0.95=1230.5N
加速:
■■■■-:
口…C“=1020+149=1169N
快进:
卩'=510N
Ft=F/n=510/0.95536.8N
Ft=F/n=24510/0.95=25800N
工进:
二[一一~.=24000+510=24510N
快退:
匸'J%=510N
Ft=F/n=510/0.95=536.8N
表1液压缸各阶段的负载和推力
(液压缸的机械效率取n=0.95)
工况
负载组成
液压缸负载
液压缸推力
(Ft)F/n
启动
F二F压
1020
1073.7
加速
F=FH+Fm
1169
1230.5
快进
F=Ffd
510
536.8
工进
F=F向+F*
24510
25800
快退
F=%
510
536.8
注:
不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。
2.2负载图和速度图的绘制
负载图按表1中所示数据绘制,如下图1所示
F/N
258OC
1230.5
5^8
0
\10020030
-536.3
-1230,5
L/nim
图1负载循环图
速度图按如下已知数值绘制:
快进速度〔与快退速度「分别为:
v1=v2=3.5/min
快进行程:
L1=200mm
工进行程:
L2=100mm
快退行程:
L3=L1+L2=300mm
工进速度:
v2=0.03~0.04m/min
速度图如下图2所示
L/mm
图2速度循环图
三、设计方案拟定
1:
确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床,选用双作用叶片泵双泵供油,调速阀进油节流调速的开式回路,溢流阀做定压阀。
为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲,在回路上加背压阀,初定背压值Pb=0.8Mpa.
2选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工作,反向快退,且快进快退速度相等,因
此选用单活塞杆液压缸,快进时差动连接,无杆腔面积Ai等于有杆腔面积A的二倍。
3:
快速运动回路和速度换接回路根据运动方式和要求,采用差动连接和双泵供油二种快速运动回路来实现快速运动。
即快进时,由大小泵同时供油,液压缸实现差动连接。
采用二位二通电磁阀的速度换接回路,控制由快进转为工进。
与采用行程阀相比,电磁阀可直接安装在液压站上,且能实现自动化控制,由工作台的行程开关控制,管路较简单,行程大小也容易调整,另外采用液压顺序阀与单向阀来切断差动油路。
因此速度换接回路为行程阀与压力联合控制形式。
4:
换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求,所以选用电磁换想阀的换向回路。
为便于实现差动连接,所以选用三位五通电磁换向阀。
为提高换向的位置精度,采用死挡铁铁和压力继电器的行程终点返程控制。
5:
组成液压系统绘原理图
将上述选出的液压基本回路组合在一起,并根据要求作必要的修改补充,即组成如图4-1所示的液压系统图。
为便于观察调整压力,在液压泵的进口处,背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点,并设置多点压力表开关。
这样只需一个压力表即能观测各点压力。
图2-1组合机床动力滑台液压系统原理图
液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2-2所示
1Y
2Y
3Y
快进
+
-
-
工进
+
-
+
快退
-
+
-
停止
-
-
-
表2-2电磁铁动作顺序表
四、参数计算
(一)液压缸参数计算
1:
初选液压缸的工作压力
,所设计的动力滑台在工进时负载最大,在其他工况负载都不太高,参考表2和表3初定液压缸的工作压力R=40X105Pa。
表2按负载选择工作压力、
负载/KN
<5
5〜10
10〜20
20〜30
30〜50
>50
工作压力p/MPa
<0.8〜1
1.5〜2
2.5〜3
3〜4
4〜5
>5
表3液压常用设备的工作压力
设备类型
机床
农业机械或中型工程机械
液压机、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p/MPa
0.8〜2
3〜5
2〜8
8〜10
10〜18
20〜32
2:
确定液压缸的主要结构尺寸
要求动力滑台的快进,快退速度相等,现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。
快进时采用差动连接,并取无杆腔有效面积4等于有杆腔有效面积A2的二倍
即A*=2A2。
为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲,在回油路中装有背压阀,按表8-2,初选背压阀Pb=8Xl05Pa。
快进时液压缸虽然作差动连接,但是由于油管中有压降P存在,有杆腔的压力必须大于无杆腔,估算时可取
P5105Pa。
快退时回油腔中有背压,这时Pb也可按5105Pa估算。
表4执行元件背压的估计值
系统类型
背压力內/MPa
中、低压系统0〜
8MPa
简单系统和一般轻载的节流调速系统
0.2〜0.5
回油路带调速阀的调速系统
0.5〜0.8
回油路带背压阀
0.5〜1.5
米用带补液压泵的闭式回路
0.8〜1.5
中高压系统>8〜
16MPa
同上
比中低压系统咼50%-
100%
高压系统>16〜
32MPa
如锻压机械等
初算时背压可忽略不计
由前面的表格知最大负载为工进阶段的负载F=25800N按此计算Ai.则
A,——F-2580071.7103m2液压缸直径
P-Pb40105-8105
22
/4Ar'471.7—「
DjJcm95.5mm
由4=2A2,可知活塞杆直径D=2d,d=0.707D=0.707X95.5mm=67.55mm
按GB/T2348-1993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径,以便采
用标准的密圭寸装置。
圆整后得D=100mmd=70mm
按标准直径算出A,-D2-102cm278.54cm2
44
A2(D2d2)(102702)cm240.05cm2
44
按最低工进速度验算液压缸尺寸,查产品样本,调速阀最小稳定流量
qmin=0.05l/min,因工进速度V=0.03m/min为最小速度,则有
3
A也0.05102cm216.67cm2
Vmin0.0310
22
A1=78.54cm>16.67cm,满足最低速度的要求。
3:
计算液压缸各阶段的工作压力,流量和功率
根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积,可以算出液压缸工作
过程各阶段的压力,流量和功率,在计算工进时背压按Pb=8X105Pa代入,快退
时背压按Pb=5X105Pa代人计算公式和计算结果于下表中
表3-1:
液压缸所需的实际流量,压力和功率
工作
负载
进油压力P
回油压力Pb
所需流量q
输入功率P
循环
F
N
Pa
Pa
L/min
kw
差
P=FPA2
A1A2
Pb=Pj+△P
q=V(A1A)
q=3.5m/minx
P=Pjq
P=6.65x105Pax13.475L/min
动
536.8
P=536.8N0.5Mpax40.05cm2
=11.65x105
(78.54cm2-40.05cm2
=0.149kw
快
78.54cm2140.05cm2
)
进
=6.65x105Pa
=13.475L/min
p_FPbA2
JA1
5
Pb=8x10Pa
q=VA
P=Pq
5
P=36.9x10pax0.314L/min
工进
25800
q=0.03m/minx
=0.0193kw
2
P=258000.8Mpax40.05cm
78.54cm2
2
7854cm2
=0.314L/min
=36.9x105Pa
P=FPbA1
A2
q=VA
P=Pq
q=3.5m/minx
P=11.2x105Pax14.0L/min
快
536.8
2
P=536.8N0.5Mpax78.54cm
5
Pb=5x10Pa
2
40.05cm
=0.2613kw
退
一2
40.05cm
=14.0L/min
5
=11.2x10Pa
注:
1.差动连接时,液压缸的回油口到进油口之间的压力损失厶P=5Xio5Pa,而
Pb=Pj+△Po
2:
快退时,液压缸有杆腔进油,压力为Pj,无杆腔回油,压力为Pb.退时回
油腔中有背压,这时Pb也可按5105Pa估算.
3.69
100200
142
L/mm
各阶段压力图
13„475
0
0.314
\1
100200
1^.0
LZmm
各阶段流量图
P/KT
0.143
100200L/mm
0.2613
液压缸的工况图
(2)液压泵的参数计算
由表3-1可知工进阶段液压缸工作压力最大,若取进油路总压力损失刀△P=5X105Pa,压力继电器可靠动作需要压力差为5X105Pa,则液压泵最高工作压力可按式下式算出
Pp=P1+P+5X105=(36.9+5+5)X105Pa=46.9X105Pa
因此泵的额定压力可取R1.25X46.9X105Pa=58.625X105Pa
由表3-1可知,工进时所需流量最小是0.314/min,设溢流阀最小溢流为2.5L/min。
取泄露系数K=1.1,则小流量泵的流量应为
qp1(1.1X0.314+2.5)L/min=2.8454L/min
快进快退时液压缸所需的最大流量是14.0L/min,则泵的总流量为
qp=1.1X14.0L/min=15.4L/min
即大流量泵的流量qp2qpqp1=15.4-2.8454=12.5546L/min。
根据上面计算的压力和流量,并考虑液压泵存在容积损失,查《液压元件及选用》,选用YB1-10/2.5型的双联叶片泵,该泵额定压力为6.3MPa.额定转速为1450r/min.
(3)电动机的选择
系统为双泵供油系统,其中小泵1的流量
qp1=(3.625103/60)m3/s=0.060103m3/s,大泵流量
qp2(14.5103/60)m3/s=0.242103m3/s。
差动快进,快退时两个泵同时向
系统供油;工进时,小泵向系统供油,大泵卸载。
下面分别计算三个阶段所需的电动机功率P。
1:
差动连接
差动快进时,大泵2的出口压力经单向阀11与小泵1汇合,然后经单向阀2,三位五通阀3,二位二通阀4进入液压缸大腔,大腔的压力
pPj6.65105Pa,由样本可知,小泵的出口压力损失厶P1=4.5x105Pa,大
泵出口到小泵的压力损失P21.5105Pa。
于是计算得小泵的出口压力
5
Pp111.1510Pa(总效率1=0.5),大泵出口压力Pp212.65105Pa
(总效率2=0.5).
电动机功率:
2:
工进
压力差P25105Pa因此工进时小泵的出口压力
Pp1P1
46.910
P1
5Pa
P2
.而大泵的卸载压力取Pp2=2x105Pa
(小泵的总效率
1=0.565,
大泵总效率
2=0.3)。
电动机功率:
3:
快退
1=0.5),大泵出口压力甩=17.2x105Pa(总效率2=0.51).
电动机功率:
功率1.1KW额定转速1400r/min。
五、元件选择
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的实际流量,查阅产品样本,选出
的阀类元件和辅助规格如下表所示。
其中溢流阀12按小流量泵的额定流量选取。
过滤器按液压泵额定流量的2倍选取吸油用线隙式过滤器。
表中序号与系统原理图的序号一致。
表五:
液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量
/L.min-1
型号
备注
价格厂家
1
双联叶片泵
19
YB1-10/2.5
查《液压元件及选用》
表2-58
CLAIR昌林生产
厂家900元
2
单向阀
19
I-25B
查《液压元件及选用》
表4-146
CLAIR昌林生产
厂家50元
3
三位五通电磁阀
38
35D1-63BY
查《液压元件及选用》
表4-170
CCLAIR昌林生
产厂家630元
4
二位二通电磁阀
38
22D1-63BH
查《机械设计手册单行
本》表20-7-164
5
调速阀
3.82
Q-10H8
查《机械设计手册单行
本》表20-7-124
6
压力继电器
DR-63B
查《液压元件及选用》
表4-96
7
单向阀
19
I-25B
查《液压元件及选用》
表4-146
8
液控顺序阀
0.16
XY-25B
查《液压元件及选用》
表4-81
9
背压阀
0.16
B-10B
查《机械设计手册单行
本》表20-7-84
10
液控顺序阀(卸载用)
12
XY-25B
查《液压元件及选用》
表4-81
11
单向阀
12
I-25B
查《液压元件及选用》
表4-146
12
溢流阀
4
Y-10B
查《液压元件及选用》
表4-14
CLAIR昌林生产
厂家110元
13
过滤器
38
XU-B32X
100
查《液压元件及选用》
表5-17
14
压力表开关
K-6B
2:
油管的选择
根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。
液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。
由于本系统液压缸差动连接快进快退时,油管内通
油量最大,其实际流量为泵的额定流量的两倍达38L/min,液压缸进、出油管
直径由下表可知。
为统一规格,按产品样本选取所有油管均为内径15mm外径19mm勺10号冷拔管。
3:
油箱容积的确定
中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5〜7倍,现取7倍,故油箱容积为
V=(7X19)L=133L
六、液压系统性能验算
(一)压力损失的验算及泵压力的调整
1:
工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.314L/min,因此流速很小,所以沿程压力损失和
局部压力损失都非常小,可以忽略不计。
这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失,
R5105Pa回油路上只有背压阀的压力损失,小流量泵的调整压力应等于工
进时的液压缸的工作压力R加上进油路压差R,并考虑压力继电器动作需要,
则
PpPP5105Pa=(36.9+5+5)X105Pa=46.9X105Pa
即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。
2:
快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整
因快退时,液压缸无杆腔的回油量是进油量的2倍,其压力损失比快进时的要大,因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失,以便确定大流量泵的卸载压力。
由于系统管路布局尚未确定,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。
现取进,回油路管道长为l=1.8m,油管直径d=15X
3
103m通过的流量为进油路q^WL/min=0.317X10m3/s,回油路
q2=38L/min=0.633X103m3/s,油的运动粘度取v=1.5cm2/s,油的密度
P=900kg/m3,液压系统元件采用集成块式的配置形式。
(1)确定油流的流动状态按式(2-19)经单位换算为
vd“41.2732q“4
Re=104104
dv
式中v――平均流速(m/s);D油管内径(m);
油的运动粘度(cm3/s)
q通过的流量(m/s)
则进油路中的液流雷诺数为
3
=1.27320.31710_4
e1=310
15101.5
回油路中的液流雷诺数为
1043582300
=1.27320.63310
e2—3
151031.5
由上可知,进油路中的流动都是层流
(2)沿程压力损失刀R由式(2-33)可算出进油路和回油路的压力损失
641.89001.792
179151032
在回油路上,流速为进油路流速的2倍即V=3.58m/s则压力损失为
空丄兰64「890033・5821.24105Pa
Re2d2358151032
(3)局部压力损失由于采用集成块式的液压装置,所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失,通过各阀的局部压力损失按式(1-39)计算,结果于表五中。
表六:
阀类元件局部压力损失
元件名称
额定流量
qn/L.min1
实际通过的流量
q/L.min1
额定压力损失
Pn(105Pa)
实际压力损失
p/(105Pa)
单向阀2
25
16
2
0.82
三位五通电磁
阀3
63
16/32
4
0.26/1.03
单向阀11
25
12
4
1.03
二位二通电磁
阀4
63
32
4
1.03
注:
快退时经过三位五通阀的两油道流量不同,压力损失也不同
若取集成块进油路的压力损失Pj1=0.3x105Pa,回油路压力损失为Pj2=0.5X
105Pa,
则进油路和回油路总的压力损失为
P1
P1
P
pj1=(0.62+0.82+0.26+0.46+0.3)
x105Pa=2.46X
105Pa
P2
P2
P
p2=(1.24+1.03+1.03+0.5)X105
Pa=3.26x105Pa
前面已算出快退时液压缸负载F=536.8N;贝『快退时液压缸的工作压力为
P产(536.8+刀p2A1)/A2=[(536.8+3.26X105X78.54X104)/40.05X
104]Pa=7.733Xio5Pa
可算出快退时泵的工作压力为
Pp=P1+Ep1=(7.733+2.46)X105Pa=10.193X105Pa
因此,大流量泵卸载阀10的调整压力应大于10.193X105Pa。
从以上验算结果可以看出,各个工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值,说明液压系统的油路结构,元件的参数是合理的,满足要求。
(二)液压系统的发热和升温验算
在整个工作循环中。
工进阶段所占用的时间最长,所以系统的发热主要是工进阶段造成的,故按工进工况验算系统升温。
工进时液压泵的输入功率如前面计算P1=655.3W
工进时液压缸的输出功率
P2=FV=(25800X0.03/60)W=12.9W
系统总的发热功率①为:
①=P1-P2=(655.3-12.9)W=642.4W
已知邮箱容积V=133L=1
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