工况参考资料分析.docx
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工况参考资料分析
1.工况分析
2.负载分析密封装置产生
暂时不考虑回油腔的背压力,可计算工作负载。
取液压缸的摩擦阻力Ff=0.1F,外负载Fw包括切削力Fi和导轨的摩擦力Ff。
由题知道平导轨静摩擦因数us=0.2,动摩擦因数ud=0.1,导轨的正压力FN就等于运动部件的重力G。
设导轨的静摩擦阻力Ffs,动摩擦阻力Ffd,则
Ffs=usFN=0.2×9.8×103N=1960N
Ffd=udFN=0.1×9.8×103N=980N
3.运动部件启动或制动将产生惯性力Fi,取启动制动时间为0.2s,由牛顿第二定律得惯性力为
4.
5.已知切削力FL=30468N,所以计算出导轨摩擦力和惯性力后,即可算出液压缸各工作阶段的负载,见表1,液压缸的负载循环图如图1所示。
6.运动分析
7.根据已知条件绘制出速度循环图,如图2所示
8.确定液压缸尺寸
9.计算液压缸内径
10.查表选取液压缸的工作压力p=5MPa,液压缸最大工作负载F=3.592×104N,计算液压缸的内径:
11.
12.取D=100mm
13.确定活塞杆直径
14.根据条件可知,液压缸快进速度和快退速度相等,在油路上采取差动连接,这时活塞杆的直径:
15.d=0.707D=70.7mm
16.取d=70mm
17.液压缸实际有效面积
18.无杆腔:
19.有杆腔
20.按最低速度验算液压缸有效面积
21.根据速度循环图可知,最低速度就是工进速度,并且u=0.88×10-3m/s,工进时无杆腔进油,所以应验算无杆腔有效面积,流量阀的最小稳定流量通常是qmin=0.05L/min,得:
22.
,
23.所以上面确定的液压缸尺寸能满足最低速度要求
24.绘制液压缸工况图
25.根据液压缸负载循环图、速度循环图和有效面积,计算液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率,结果见表2。
根据表2画出液压缸工况图,如图3所示
26.拟定液压系统原理图
27.确定调速方法
28.为了减小负载变化对液压缸运动速度的影响,满足系统对执行元件速度稳定性的要求,采用调速阀的进油中节流调速。
由工况图可知,工进时液压力高,但流量小,快进时压力低,但流量大。
为减小功率损失,采用双泵供油
29.确定换向方式
30.为了满足工作台能在任何位置停止以便调整机床,同时考虑到采用差动连接方式以实现快进,故采用滑阀机能为Y型的三位五通电磁阀
31.确定工作进给油路
32.使用调速阀和三位五通电磁阀实现工作进给时,液压缸回油腔油液需经换向阀左位流回油箱;同时又为了实现差动连接,回油腔的油液也需经换向阀左位流入进油腔。
为了满足这两方面的要求,可在回油路上加一个液控顺序阀
33.运动部件快进时,系统压力较低,顺序阀关闭,实现差动快进,工作进给时系统压力升高,顺序阀打开,回油腔油液经三位五通换向阀和顺序阀流回油箱。
图中单向阀的作用是防止高压油液倒流
34.确定快进转工进方案
35.由工况图可知,快进转工进时,流量变化很大,为了保证快进转工进时速度换接平稳可靠,采用行程换向阀比采用电磁换向阀好。
为了保证回油腔有一定背压力,防止工作台前冲,可在回油路上设置一个背压阀即溢流阀。
36.液压元件的选择
37.确定液压泵的工作参数
38.估算小流量泵的最大工作压力
39.根据工况图可知,液压缸在一个工作循环中最大工作压力为4.58MPa。
因为在进油路有调速阀,回油路有背压阀等,所以取油路系统压力损失
,得
。
40.估算快速移动时的工作压力
41.由工况图可知,快进时的压力p=0.88MPa,按差动连接计算所需流量是8.89L/min,加上有杆腔的回油量是9.21L/min,进入液压缸无杆腔的流量是18.1L/min,这样管道内和阀口的压力损失增大,所以取油路的系统压力损失为
得
42.
43.液压泵所需流量计算
44.由工况图可知,液压缸所需的最大流量为9.2L/min,若取回路泄露系数K=1.1,代入计算,两液压泵的总流量为qp=Kqmini=L/min
45.工进时液压缸所需流量是0.05L/min,取溢流阀的溢流量3L/min,代入得
46.
47.根据上面计算的压力和流量,选用YB1-4/6型双联叶片泵
48.估算液压泵的输入功率
49.由工况图可知,液压缸最大功率出现在快速移动阶段,由双联叶片泵型号可知,总流量qp=L/min,快进估算工作压力qp=MPa,取叶片泵的效率
得
50.
51.选用Y802-4型电动机,电动机功率为7584kW
52.阀类元件的选择
53.根据液压系统原理图中液压泵的流量及液压缸的有关尺寸,按照前面所讲的有关公式,可以初步估算出液压阀在工作时的最大工作流量。
实际工作压力可参考液压泵的工作压力,其值不超过6.3MPa。
按照流量和压力这两个参数,查产品样本确定每个控制阀的规格型号等,见表3
54.注意快进时经过三位五通换向阀的流量为进油路与回油路流量之和,因为无杆腔面积为有杆腔的两倍,所以回油路流量等于双泵提供的流量
55.油管尺寸
56.查表YB1–4/6型双联叶片泵的进油口锥管螺纹是Z3/4〞,采用卡套式管接头,按照管接头的接口尺寸,吸油管采用22×1.4的钢管
57.由表4查得,取压油管允许流速为4m/s,当液压缸快速移动时,油管中的流量最大是85L/min,可计算出内径
58.油管最大工作压力p=MPa,无缝钢管的许用应力
,压油管的壁厚代入式子计算得
59.
60.按标准选用14×1的无缝钢管
61.按标准选用的无缝钢管
62.油箱容量的确定
63.
64.选用容量为的标准油箱
65.验算液压系统主要技术性能
66.油管的沿程和局部压力损失
67.液压控制阀采用集成装配,假定由集成装置到机床液压缸之间进出油的管道长短都是m,液压系统选用N32号液压油,一般按最低工作温度15℃计算沿程压力损失,为了确保液压系统在工作时油液流动呈层流状态,首先验算工作温度在50℃时的雷诺数。
由表查得N32号液压油在50℃时的运动黏度为0.2×10-4m2/s,选用油管内径d=mm。
由液压系统图可知,快进、快退时和无杆腔连接的油管内油液流量q=L/min,油液流动时的雷诺数为
68.判断流态为层流。
由手册查出N32号液压油在15℃时的运动黏度是1.5×10-4m2/s,所以流态肯定是层流,按公式计算出油管在各种情况下的沿程压力损失、局部压力损失和各段油管的总压力损失,结果计算见表4
69.注意工进时经过阀的流量小,压力损失略去不计;快进时经过三位五通换向阀的两油道的流量不同,压力损失也不同
70.阀类元件的压力损失计算
71.调速阀和背压阀的压力损失分别取0.5MPa和0.6MPa,液控顺序阀打开时压力损失近似为零,其余根据公式
计算得出,计算结果见表5
72.计算泵的实际工作压力
73.工进时泵的工作压力计算
74.进油路压力损失
75.阀的压力损失见表5;油管的压力损失见表4。
则进油路压力损失为
76.
77.回油路压力损失
78.阀的压力损失为和MPa,油管压力损失由表4查得,回油路的压力损失为
79.工进时的系统压力损失
80.
由表2,查得液压缸的工作压力p=8798MPa,计算液压泵的供油压力为
快进时的工作压力计算
进油路压力损失
阀的压力损失见表5。
因进油路管道短,其管道损失忽略不计,则
回油路压力损失
阀压力损失见表5,管路压力损失见表4,则
合流路压力损失
阀压力损失见表5,管路压力损失见表4则
81.系统压力损失
82.由表2可知,快进时液压缸工作压力p=85685MPa,计算液压泵的压力为
83.
84.快退时泵的工作压力计算
85.进油路压力损失
86.阀和管路的压力损失见表5和表4。
进油路总的压力损失为
87.
88.回油路压力损失
89.阀和管路压力损失见表5和表4。
回油路总的压力损失为
90.
91.系统压力损失
92.由于有杆腔进油、回油路压力损失折算到进油路时,系统损失为
93.
94.由表2可知,快退时液压缸工作压力为p=MPa,则液压泵的供油压力为
95.
96.确定压力阀的参考调整压力
97.溢流阀的调整压力
98.取工进时液压泵的工作压力计算值MPa
99.卸荷阀的调整压力
100.由上面计算可知,快退时液压泵的工作压力为MPa。
为了保证快速移动时液压泵2的全部流量可靠地流入液压缸,卸荷阀的调整压力应比该压力高出MPa,以免在加工过程中误发信号。
同时又应比液压缸停止移动时的最高压力即溢流阀的调整压力低。
液压缸工作腔的实际压力p1等于泵的出口压力减去进油路的压力损失,即
101.
102.所以压力继电器的调整压力可取MPa
103.电动机功率校核
104.工进时电动机功率计算
105.工作进给时,液压泵2卸荷,出口压力为零,电动机功率全部消耗在液压泵1上,其压力pP=898MPa,流量qP=3L/min。
液压泵的效率得
106.
107.快退时电动机功率计算
此时两泵同时供油,所以流量qP=3L/min。
由于快退时泵出口压力pP=898MPa,大于快进时的压力,故这里只计算快退功率为
108.
109.因所选电动机的功率是,故满足要求
110.液压系统的效率
111.液压系统的效率计算,得
112.
113.液压系统发热核算
114.因为油箱的容量V=878L=87mm2,所以散热面积
115.A=5767V2/3=
116.又因由上面计算可知,工作进给时泵的输入功率为PPi=kW。
由表取油箱的散热系数K=87×10-3Kw/(m·℃),环境温度按夏季室温30℃考虑,用式计算出油箱中油箱的温度为
117.
℃≈℃
118.此值低于允许最高温度,满足使用要求。
119.根据以上各项计算,综合判断液压系统设计合格。
120.
121.
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- 工况 参考资料 分析