钻镗专用机床液压系统设计.docx
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钻镗专用机床液压系统设计
目录
一.负载与运动分析
二.确定液压缸主要参数
三.拟定液压系统原理图
四.选择液压元件
五.液压缸的设计
六.验算液压系统性能
七.参考书目
1.负载分析
(1)工作负载。
FW=12000N
(2)摩擦负载。
静摩擦负载Ffs=20000×0.2=4000N
动摩擦负载Ffd=20000×0.1=2000N
(3)惯性负载。
Fm=G·Δv/(g·Δt)=20000×0.1/(9.8×0.2)=1020N
(4)液压缸各工作阶段负载如下表所示。
液压缸各工作阶段负载表:
(单位:
N,取
=0.9)
工况
负载组成
负载值F
液压缸推力
=F/
启动
=
4000
4444
加速
=
+
3020
3356
快进
=
2000
2222
工进
=
+FW
14000
15556
反向启动
=
4000
4444
反向加速
=
+
3020
3356
快退
=
2000
2222
2.快进、工进和快退时间
近似求得:
快进时间t1=(0.4-0.2)/0.1=2s
工进最短时间t2=0.2/0.02=10s
工进最长时间t3=0.2/0.0004=500s
快退时间t4=0.4/0.1=4s
3.绘制液压缸的负载图和速度图
根据上表数值,绘制出液压缸的F-t与v-t图如图所示:
二.确定液压缸主要参数
1.初选液压缸工作压力为p1=4MPa
为减小液压泵的最大流量,空程时采用差动快速回路,为了满足工作台快进与快退速度相等,选用液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2:
1,即d=0.71D。
差动连接时,由于管路存在压力损失,液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力,估算时取△p=0.5MPa。
为防止工作台突然前冲,取工进时背压p2=0.8MPa。
取快退时背压为0.5MPa。
2.计算液压缸主要尺寸
由工进时推力计算液压缸无杆腔的直径
按标准选取D=80mm,d=63mm。
由此得出液压缸实际有效面积为:
无杆腔:
有杆腔:
3.绘制液压缸工况图
根据上述A1,A2值,可计算出液压缸各工作阶段的压力,流量和功率。
如下表所示:
工作循环
计算公式
液压缸推力F
进油压力Pj
所需流量Q
输入功率P
差动快进
Pj=(F+△pA2)/(A1-A2)
Q=v*(A1-A2)
P=Pj*Q
2222N
1.02MPa
18.7L/min
318W
工进
Pj=(F+p2A2)/A1
Q=v*A1
P=Pj*Q
15556N
4.6MPa
最小:
0.12L/min
最大:
6.03L/min
最小:
9.2W
最大:
462W
快退
Pj=(F+ΔPA1)/A2
Q=v*A2
P=Pj*Q
2222N
2.48MPa
11.46L/min
474W
绘出液压缸工况图:
三.拟定液压系统原理图
1.调速方式的选择:
由工况得知,液压系统功率较小,工作阻力稳定,因此采用进油调速阀节流调速回路,回油路设置背压阀。
2.确定供油方式:
由工况得知,系统在快进快退时为大流量低压力,工进时为小流量大压力且持续时间长,选用高低压双泵供油方案。
3.选择换向与速度换接回路
系统已选择差动回路做快速回路。
采用行程阀做速度换接环节。
采用挡块下压行程开关控制电磁阀失得电。
系统原理图如附图所示。
四.选择液压元件
1.液压泵及其驱动电机
(1)确定液压泵最高工作压力
由以上计算可知,液压缸整个工作循环中最大工作压力4.6Mpa,在调速阀进油路上的压力损失为0.8Mpa,则泵的最高工作压力为:
Pp1=4.6+0.8=5.4Mpa
大流量泵只在快进快退时向液压缸供油,而快退时压力比快进时大,取进油路压力损失为0.4Mpa,则大流量泵最高工作压力为:
Pp2=2.48+0.4=2.88Mpa
(2)确定液压泵流量
由以上计算可知,液压缸需要的最大流量为18.7L/min,取系统泄露系数为1.1,则两台泵总流量应为:
Qp=1.1*18.7L/min=20.57L/min
由于溢流阀的最小流量2~3L/min,取2L/min,工进时输入液压缸流量为0.12L/min至6.03L/min。
所以小流量液压泵的流量为:
Qmin=2+0.12L/min=2.12L/min
Qmax=2+6.03L/min=8.03L/min
(3)选择液压泵规格
查阅液压产品手册,选取PV2R126/33型双联叶片泵。
(4)选择电动机
由以上计算可知,最大功率出现在快退阶段为474W,选泵总效率为0.75,则所需电机功率为:
P=474/0.75W=0.632KW
根据查样本选用Y90L-6异步电动机。
电动机额定功率1.1Kw,额定转速910r/min
2.阀类元件及辅助元件的选择
(1)阀类元件的选择
根据上述流量及压力计算结果,初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。
见下表:
元件名称
规格
额定流量
型号
外控顺序阀
4.875
XY-F10D-P/O(P1)-1
单向阀
4.875
AF3-Ea10B
溢流阀
3.375
YF3-10B
三位四通电磁换向阀
80
34YF3M-E10B
单向行程调速阀
9.75
AQF3-E10B
二位二通电磁换向阀
25
23EF3-E10B
背压阀
25
FBF3-6B
二位二通换向阀
8.21
22EF3-E10B
滤油器
11.47
XLX-06-80
五.液压缸的设计
1.工作压力的确定
工作压力可根据负载大小及设备类型来初步确定,根据F工=15556N,选P工=4MPa。
2.确定液压缸的内径D和活塞杆直径d
有以上计算可知,D=80mm
d=63mm
则液压缸的实际计算工作压力为:
P=4F/πD=4×15556/(π×0.082)=3.1MPa
则实际选取的工作压力P=4MP满足要求
按最低工作速度验算液压缸的最小稳定速度。
若验算后不能获得最小的稳定速度是,还需要响应加大液压缸的直径,直至满足稳定速度为止。
q/v=0.05/10=5cm2
由于A=32.43cm2>q/v,所以能满足最小稳定速度的要求。
3.液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。
液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度,从材料力学可知,承受内压力的圆筒,其内应力分布规律因壁厚的不同而各异,一般计算时可分为薄壁圆筒,起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料,大多属于薄壁圆筒结构,其壁厚按薄壁圆筒公式计算
ζ≥PD/2[ζ]=3.5×0.08×1.4×90/2×25=8.82mm
故取ζ=10mm
液压缸壁厚算出后,即可求出缸体的外径D1为
D1≥D+2ζ=80+20=100mm
4.液压缸工作行程的确定
L=200+200=400mm
5.缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖,其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算
无孔时:
t≥0.433D(P/【ζ】)=40mm
有孔时:
t≥0.433D{PD/【ζ】(D2-d0)}1/2
式中,t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径
D0----------缸盖孔的直径
6.最小寻向长度的确定
当活塞杆全部外伸时,从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度过小,将使液压缸的初试挠度增大,影响液压缸的稳定性,因此,设计时必须保证有一定的最小导向长度。
对一般的液压缸,最小导向长度H应满足以下要求
H>=L/20+D/2=400/20+80/2=60mm
活塞的宽度B=(0.6~1.0)D1=(0.6~1.0)×110=66~110mm
故取B=70mm.
六..验算液压系统性能
1.回路压力损失验算
管道直径按选定的液压元件接口尺寸确定为d=18mm,进、回油管长度取l=2m,
油液运动粘度取v=1×10^-4m2/s,油液密度取900kg/m3。
工作循环中,进、回油路中的最大流量q=20.57L/min,由此计算雷诺数,得:
Re=vd/v=4×20.57×10^-3/60×3.14×18×10^-3×1×10^-4=243<2300
由此推断管路中油液均为层流。
流速为:
v=q/A=4×20.57×10^-3/60×3.14×(18×10^-3)^-2=1.35m/s
因此沿程压力损失为:
ΔP=(75/243)×(2/18×10^-30)×900×1.35^2/2=0.03×10^-6Pa
根据以上计算结果,压力损失均小于估计值,不会使系统工作压力高于系统压力。
2.系统发热与温升计算
在整个循环中,由于工进阶段所占时间最长,所以考虑工进时的温升。
另外,变量叶片泵随着压力的增加,泄漏也增加,功率损失出增加,效率也很低。
此时泵的效率
p缸=4.47×106Pa
则有:
P泵入=P泵出/η回=p泵q泵/η回
=4.47×106×0.26/0.031
=0.375KW
H发热=P泵入(1-η系统)=P泵入(1-η泵η回η缸)
=3.75×(1-0.031×0.80×0.9)
=0.367KW
式中P泵入—泵的输入功率
P泵出—泵的输出功率
H发热—单位时间进入液压系统的热量(KW)
本系统取油箱容积V=180L,油箱三边尺寸比例在1:
1:
1~1:
2:
3之间,则油液温升ΔT为:
ΔT=H发热×103/V2/3
=0.25×103/1802/3
=11.5.C
通常液压机床取ΔT=25.C~30.C,可以看出,此温升没有超出允许范围,故该液压系统不必设置冷却装置。
七.参考书目:
文献[1] 左建民.液压与气压传动.机械工业出版社第四版
文献[2] 雷天觉新编液压工程手册,北京理工大学出版社第一版
文献[3] 《液压与气动传动》课程设计指导书.
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