半自動(dòng)液壓專用銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)

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1、 動(dòng)力機(jī)械綜合設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書 班 級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 設(shè)計(jì)日期： 目錄 一、設(shè)計(jì)參數(shù) ··································1 二、設(shè)計(jì)內(nèi)容 ··································1 1.負(fù)載分析 ····································1 液壓缸負(fù)載分析 ································1 負(fù)載圖與速度圖的繪制 ············

2、···············2 2.確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) ·························3 初選液壓缸的工作壓力 ···························3 計(jì)算液壓缸的主要尺寸 ···························3 繪制液壓缸工況圖 ·······························4 3、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 ···························5 選擇液壓回路 ··································5 擬定液壓原理圖 ····························

3、····5 4、液壓元件的選擇 ·······························6 液壓泵及其驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī) ···························6 閥類元件及輔助元件 ·····························7 5、液壓系統(tǒng)的主要性能驗(yàn)算 ························8 系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算 ·······························8 系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計(jì)算 ·····························8 附錄 ·······································

4、10 半自動(dòng)液壓專用銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 一、設(shè)計(jì)參數(shù) 設(shè)計(jì)參數(shù)見下表。其中： 工作臺(tái)液壓缸負(fù)載力（ KN ）：FL = 夾緊液壓缸負(fù)載力（ KN ）：Fc= 工作臺(tái)液壓缸移動(dòng)件重力（ KN ）：G= 夾緊液壓缸負(fù)移動(dòng)件重力（ N）：Gc=55 工作臺(tái)快進(jìn)、快退速度（ m/min）：V 1=V3= 夾緊液壓缸行程（ mm）：Lc=10 工作臺(tái)工進(jìn)速度（ mm/min）：V 2=45 夾緊液壓缸運(yùn)動(dòng)時(shí)間（ S）：tc=1 工作臺(tái)液壓缸快進(jìn)行程（ mm）： L1 =250

5、 工作臺(tái)液壓缸工進(jìn)行程（ mm）： L2 =70 導(dǎo)軌面靜摩擦系數(shù)： μs= 導(dǎo)軌面動(dòng)摩擦系數(shù)： μd= 工作臺(tái)啟動(dòng)時(shí)間（ S）： t= 二、設(shè)計(jì)內(nèi)容 1.負(fù)載分析 液壓缸負(fù)載分析 液壓缸驅(qū)動(dòng)工作機(jī)構(gòu)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，液壓缸所受的外負(fù)載是 F=Fe+Ff +Fa Fe 為工作負(fù)載，且 Fe= Fc+μd Gc =+ ×55= Ff 為摩擦阻力負(fù)載 則動(dòng)摩擦 Ffd=μdGc=× 55=，靜摩擦 Ffs=μsGc=× 55=11KN Fa 為慣性負(fù)載， Fa = G?ν中?ν= m/mi

6、n=s g?t 則 Fa = G?ν= 1.5 × 0.093= 28.44 ×10 -3 KN = 28.44N g?t 9.81 × 0.5 假設(shè)液壓缸的機(jī)械效率 ηcm = 0.9得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力，液壓缸在各個(gè)工作階段的負(fù)載如表 1 負(fù)載圖與速度圖的繪制 快進(jìn) V 1=V 3= m/min=s，工作臺(tái)速度 V 2 =45 mm/min= m/s 快進(jìn) t 1 = L1 = 250/1000 ν1 0.093 L 70/1

7、000 缸工 t 2 = ν2 = 0.00075 2  = 2.69s = 93.33s 快退 t 3 = L1+L2 = (250+70 ) /1000 = 3.44s ν3 0.093 負(fù)載圖和速度圖如圖 1 表 1 工況 計(jì)算公式 液壓缸負(fù)載 F/N 液壓缸推力 F0 F cm N 啟動(dòng) 11000 加速

8、 快進(jìn) 5500 工進(jìn) 15900 反向啟動(dòng) 11000 加速 快退 5500 圖 1 2.確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)負(fù)載選擇液壓缸的執(zhí)行壓力 p=1MPa ，為了減小液壓泵的最大流量，空程前進(jìn)時(shí)選用差動(dòng)快速回路， 為了滿足工作臺(tái)快進(jìn)與快退速度相等， 選用液壓缸無桿腔面積 A 1 與有桿腔面積 A2 之比為 2:

9、1，即 d=(D 為液壓缸內(nèi)徑， d 為活塞桿直徑 )。差動(dòng)連接時(shí)，由于管路存在壓力損失，液壓缸有桿腔壓力必須大于無 桿腔壓力，估計(jì)時(shí)取 △p=，為防止銑床銑完后突然前沖， 工進(jìn)時(shí)液壓缸回油路上必須存在背壓 p2，取 p2=。取快退時(shí)回油腔中背壓為。 計(jì)算液壓缸的主要尺寸 由工進(jìn)時(shí)的推力計(jì)算液壓缸無桿腔的有效面積 p1 A1 + p2 A2 = F η cm A1 = F p2 ) = 17666.67

10、 = 28.04 ×10-3 m2 - 0.6 η (p 1 ×10 6 cm 2 0.9(1 - 2 ) 則液壓缸的直徑為 D = 4A1 = 4 ×28.04 ×10 -3 = 0.189m √ √ π π 按國標(biāo) GB/T2348— 1993 取標(biāo)準(zhǔn)值 D =200mm，d =142mm，由此可得液壓缸的實(shí)際有效面積為： 2 無桿腔 A1 = πD = 4 有桿腔 A2

11、 = π (D2 -d 2) = 4 繪制液壓缸工況圖 根據(jù)上述 A1 和 A2 值，可計(jì)算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率值，如表 2 所示，并據(jù)此繪出液壓缸工況圖，如圖 2 所示 表 2 各工況所需壓力、流量和功率 回油腔 進(jìn)油腔 工況 計(jì)算公式 F0 /N壓力 壓力 p2/MPa p1/MPa 啟 — 動(dòng) F0 +? pA2 p1 快 加

12、= A1- A2 進(jìn) 速 q = (A - A ) υ 1 2 1 恒P = p1 q 速 p1 F0 + p2 A2 = 工進(jìn) A1 q = A υ 1 2 P = p1 q 啟 — 動(dòng) p1 F0 + p2 A1 快 加 = A2 退 速 q = A2 υ3 恒P = p1 q 速 圖 2 液壓缸工況圖 

13、 輸入 輸入流量 功率 q/(L/min) P/W — — — — 1135 -4 12 × 10 — — — — 565 3、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 選擇液壓回路 1)選擇調(diào)速回路 由可知這臺(tái)機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小， 滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)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)油調(diào)速閥節(jié)流調(diào)速回路。 為防止銑床結(jié)束時(shí)負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，在液壓缸的回路上加背壓閥。 2)選擇油源形式

14、從工況圖可以清楚看出， 在工作循環(huán)內(nèi)， 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，其相應(yīng)的時(shí)間之比 t1 t3 t2 （2.69 3.44）/ 93.33 0.0657 且最大流量與最小流量之比為 88.39 = 224911 0.000393 這表明在一個(gè)工作循環(huán)中的大部分時(shí)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， 為此可選用高低壓雙泵供油回路或者是限壓式變量泵作為油源， 同時(shí)選用一定量泵作為夾緊缸油源?，F(xiàn)選用高低壓雙泵供油方案。 3)選擇快速運(yùn)動(dòng)和換向回路

15、本系統(tǒng)已選定液壓缸差動(dòng)回路和高低壓雙泵供油兩種快速運(yùn)動(dòng)回路實(shí)現(xiàn)快 速運(yùn)動(dòng)?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快進(jìn)快退時(shí)回路流量較大、 速度變化大， 因此采用行程閥作為速度轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)， 由于本機(jī)床工作部件終點(diǎn)的定位精度不高， 因此采用擋塊壓下行程開關(guān)控制換向閥磁鐵失電。 由于快退時(shí)流量較大， 為保證換向平穩(wěn)， 所以選用三位五通電液換向閥作為主換向閥。 4) 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(tái)工進(jìn)時(shí)，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥確定， 無需另設(shè)調(diào)壓回路。 在滑臺(tái)工進(jìn)和停止時(shí)， 低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷， 高壓小流量泵在滑臺(tái)停止時(shí)雖為卸

16、荷，但功率損失較小，故可不許再設(shè)卸荷回路。 擬定液壓原理圖 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。 見附錄 4、液壓元件的選擇 液壓泵及其驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī) (1)確定液壓泵的最大工作壓力 由表 2 可知，工作臺(tái)液壓缸在快退時(shí)工作壓力最大， 最大工作壓力。 如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取 回油路 路上的總壓力損失，則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為： pP1 = 0.89 + 0.4 = 1.29MPa 大流量泵只在快進(jìn)、 快退時(shí)向液壓缸供油

17、， 由表 2 可知快退時(shí)比快進(jìn)時(shí)大沒去進(jìn)油路壓力損失為，則大流量泵最高工作壓力為 pP2 = 0.39 + 0.4 = 0.79MPa 在工進(jìn)中的壓力損失為則為 pP3 = 0.51 + 0.8 = 1.31MPa 故實(shí)際上最大壓力 p P1 = pP3 = 1.31MPa (2)確定液壓泵的流量 由圖 2 可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 q=min，按 10%的泄露來計(jì)算那么泵的總流量為： qP = 1.1 ×88.39 = 97.229L/min 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流流量為 -4 2 L/min ，工進(jìn)時(shí)的輸入液壓缸的流量為

18、 ×10 L/min ，所以小流量液壓泵的流量為 min (3)確定液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本， 最后確定選取 YBN-40M 型限壓式 型雙聯(lián)葉片泵滿足要求。 (3)選擇電動(dòng)機(jī) 由工況圖 2 可知，最大功率出現(xiàn)在快進(jìn)階段，取泵的總效率為 η ， P = 0.75 則所需電動(dòng)機(jī)功率為 0.79 ×106 ×(2.5 + 97.225) ×103 PP qP P = η =

19、0.75 ×60 ×103 = 1.75KW P 選用電動(dòng)機(jī)型號(hào)：查電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本，選用 Y112M-6 型電動(dòng)機(jī)，其額定功率為 閥類元件及輔助元件 根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個(gè)閥類元件及輔助元件的流量， 可選用這些元件的型號(hào)及規(guī)格，如表 3 所示。 表 3 液壓元件表 通過閥的 額定流量 額定壓力 序號(hào) 元件名稱 最大流量 型號(hào) qn / L / min pn / MPa /(L/min) 1 雙聯(lián)

20、葉片泵 - YB-40M - 2 三位五通電 98 35DY-100B 100 液換向閥 Y 3 行程閥 22C-100B 100 H 4 調(diào)速閥 <1 QF3-E6aB 5 單向閥 70 Ι— 100B 100 6 單向閥 Ι— 100B 100 7 背壓閥 <1 B—10B 10 8 液控單向閥 XY-63B 63 9 溢流閥 Y—10B 10

21、 10 濾油器 XU-80 × 80 200 11 單向閥 Ι— 100B 100 12 單向閥 70 Ι— 100B 100 13 壓力繼電器 - PF-D8L - - 14 葉片泵 - 15 單向閥 Ι— 100B 100 16 順序閥 32 XY-63B 63 5、液壓系統(tǒng)的主要性能驗(yàn)算 系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算 管道直徑按選定的液壓元件接口尺寸確定為 d=18mm，進(jìn)、回油管

22、長度均取l=2m，油液的運(yùn)動(dòng)粘度取 v=1× 10-4，油液密度取ρ =900kg/m3。 工作循環(huán)中進(jìn)、回油管中通過的最大流量 q=98L/min ，由此計(jì)算雷諾數(shù)，得 υd 4q Re = v = π dv= 1155 < 2300 由此可推出個(gè)工況下的進(jìn)、回油路中的液流均為層流。 管中流速為 q υ= π 2 = 6.42 m/s 4 d 因此沿程損失為 2 75 l ?P = υ 6 Pa ρ = 0.18 ×10 f

23、 Re d 2 在管道具體結(jié)構(gòu)沒有確定時(shí)，管路局部損失 ?Pr 常按以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 ?Pr = 0.1?Pf 各工況下的閥類元件的局部壓力損失為 q 2 ∑?P =? Ps ( q s ) 式中： q 為閥的實(shí)際流量； qs為閥的額定流量（從產(chǎn)品手冊(cè)中查得） ；?Ps 為閥在額定流量下的壓力損失（從產(chǎn)品手冊(cè)中查得） 。 根據(jù)以上公式計(jì)算出各個(gè)工況下的進(jìn)、 回油管路的壓力損失。 計(jì)算結(jié)果均小于估取值（計(jì)算從略），不會(huì)使系統(tǒng)工作壓力高于系統(tǒng)的最高壓力。 系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計(jì)算 液壓系統(tǒng)工進(jìn)在整個(gè)工作循環(huán)

24、中所占的時(shí)間比例 94%，所以系統(tǒng)發(fā)熱和溫升可用工進(jìn)時(shí)的數(shù)值來計(jì)算。 工進(jìn)時(shí)的回路效率 p1 q1 ηL = pP1 qP1 + pP2 q P2 = 0.06 其中，大流量泵的工作壓力 pP2 就是此泵通過順序閥卸荷時(shí)所產(chǎn)生的壓力損失，因此它的數(shù)值為 pP2 = 0.3 ×0.077 ×10 6 Pa 前面已經(jīng)取雙聯(lián)液壓泵的總效率 ηP = 0.75，現(xiàn)取液壓缸的總效率 ηm = 0.95 ，則可算得本液系統(tǒng)的效率為 η= ηPηm ηL = 0.042 可見工進(jìn)時(shí)液壓系統(tǒng)效率很低，這主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。 工進(jìn)工況液壓泵的輸入功率為 Pi = pP1 qP1 + pP2 q P2 = 280W ηP 根據(jù)系統(tǒng)的發(fā)熱量計(jì)算式可算得工進(jìn)階段的發(fā)熱功率 Q = Pi ( 1 - η) = 268.24W 取散熱系數(shù) K=15W/ （ m·℃），油箱有效容積為 V=216L ，算得系統(tǒng)升溫為 Q Q Δt== 3= 7.7℃ KA 0.065K √V 2 設(shè)機(jī)床工作環(huán)境溫度 t=25℃，加上此溫升后有 t=℃，在正常工作溫度內(nèi)，符合要求。 附錄： 液壓系統(tǒng)原理圖