液壓傳動課程液壓系統(tǒng)舉例

液壓系統(tǒng)設(shè)計計算舉例液壓系統(tǒng)設(shè)計計算是液壓傳動課程設(shè)計的主要內(nèi)容，包括明確設(shè)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(shè)計 計算方法。1設(shè)計要求及工況分析1.1設(shè)計要求要求設(shè)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 Fl=30468N ;運動部件所受重力 G=9800N ;快進、快退速度 1 =回3=0.1m/s，工進速度日2=0.88氷0-3m/s；快進行程L1=100mm，工進行程L2=50mm ;往復運動的加速時間At=0.2s;動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)怡=0.2，動摩擦系數(shù)q=0.1。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Fl=30468N。(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(3慣性負載(4運動時間快進工進快退設(shè)液壓缸的機械效率ncm=0.9，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 Fo=F/nm/N啟動加速快進工進反向啟動加速快退1 = 1LdLd1 = 1LdI9601480980314481960148098021801650109034942218016501090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 F-t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初選液壓缸工作壓力所設(shè)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，參考表 2和表3,初選液壓缸的工作 壓力 p1=4MPa。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<A1=2A2），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P2=0.6MPa。表2按負載選擇工作壓力負載/KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0.811.522.533445> 5表3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農(nóng)業(yè)機械 小型項目機械建筑機械 液壓鑿巖機液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械磨床組合機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)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的項目機械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/MPa< 5.05.07.0> 7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求確定d/D:.2/自 11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：i無桿腔進油時活塞運動速度;2有桿腔進油時活塞運動速度由式得則活塞直徑 參考表5及表6,得d0.71D =77mm，圓整后取標準數(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進油腔壓力p"MPa輸入流量q X103.3./m /s輸入功率P/KW計算公式快進啟動21800.43匸3加速1650P1 + Ap0.77I恒速1090p1 + Ap0.660.50.33工進349420.63.96-20.84 X1020.033快退啟動21800.49加速16500.51.43恒速10900.51.310.450.59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，取侔=0.5MPa。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p,，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2(1> 選 擇 調(diào) 速 回 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。因為系統(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 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、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/qmin=0.5/(0.8410->60；其相應的時間之比(ti+t3>/t2=(1+1.5>/56.8=0.044。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。因為要實現(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 路因為本系統(tǒng)滑 臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大 <1/2=0.1/(0.88 10K3> 114),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)壓回高壓小流量泵在滑臺停止路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷, 時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)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(shè) 了單向閥6。為了避免機床停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，圖中添置了一個 單向閥13?？紤]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(shè)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。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7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為Pi=3.96MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力 損失刀?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差APe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為0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P!=1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(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刀？p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為0(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0.5 XI0-3m3/s,若取回路泄漏系數(shù) K=1.1，則兩個泵的總流量為0考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.84 10-5m3/s=0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為3.5L/min。(3確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(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，當液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為 5.6L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率 n=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為因為液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率n=o.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L 6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。4.2確定其它元件及輔件(1確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q 6B型，其最小穩(wěn)定流量為 0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min 。表8液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降？Pn1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/335.1/27.9162三位五通電液換向閥7035DY 100BY1006.30.33行程閥62.322C 100BH1006.30.34調(diào)速閥<1Q6B66.35單向閥70I 100B1006.30.26單向閥29.3I 100B1006.30.27液控順序閥28.1XY 63B636.30.38背壓閥<1B 10B106.39溢流閥5.1Y 10B106.310單向閥27.9I 100B1006.30.211濾油器36.6XU 80 >200806.30.0212壓力表開關(guān)K6B13單向閥70I 100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為 940r/min時的流量。(2確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及 進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退呂1_2SlES.EJE表10允許流速推薦值推薦流速/(m/s>吸油管道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5 3由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=43m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管(3>確定油箱油箱的容量按式估算，其中a為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=24;中壓系統(tǒng)，a=57;高壓系統(tǒng)，a=612?，F(xiàn)取a=6,得5驗算液壓系統(tǒng)性能5.1驗算系統(tǒng)壓力損失因為系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi) 液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1 10-4m2/s，油液的密度??；-=0.9174 103kg/m3。(1>判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q> =70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)<2000)，故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。(2>計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失？ p Z常按下式作經(jīng)驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的Pn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下 的壓力損失計算如下：1 快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失2.工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為該值即為液壓缸的回油腔壓力P2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表 4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此略高于表7數(shù)值?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差.：Pe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為0此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。3.快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥 5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失 為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。5.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升因為工進在整個工作循環(huán)中占 96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在 工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥 7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率1 X I液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即£VW/<m O。其中傳熱系數(shù)K=15-V:油箱體積，當油箱的3個邊長之比在1:1:1:2:3范圍內(nèi)，且油位高占抽箱高80%時，其散熱面積設(shè)環(huán)境溫T2=25 C,則熱平衡溫度為油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。申明:所有資料為本人收集整理，僅限個人學習使用, 途。勿做商業(yè)用