液压系统的设计样本

资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。液压系统的设计计算液压系统设计计算是液压液压传动课程设计的主要内容包括明确设计要求进行工况分析、 确定液压系统主要参数、 拟定液压系统原理图、 计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例,介绍液压系统的设计计算方法。1 设计要求工况分析1.1 设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是:快进工进快退停止。主要性能参数与性能要求如下:切削阻力FL42000 N ;运动部件所受重力G7200N ;快进、 快退速度m s ,工进速度m s ;快进行程 L1260mm ,工进行程 L2130mm ;往复运动的加速时间t0.2s;动力滑台采用平导轨 ,静摩擦系数s0.2 ,动摩擦系数d0.1 。液压系统执行元件选为液压缸。1.2 负载与运动分析( 1)工作负载工作负载即为切削阻力 FL42000 N 。( 2)摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力:静摩擦阻力动摩擦阻力FfssG0.2 7200 1440 NFfdd G0.1 7200 720N( 3)惯性负载FiG72000.1 N 360Ng t100.2( 4)运动之间资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。快进工进快退L260 10 3t11s2.6s10.1L213010 3t220.8510 3 s152.94st3L326013010 30.1s 3.9s3设液压缸的机械效率cm0.9 ,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力,如表 1 所列。表 1 液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载 F / N液压缸推力 F0 F / cm / N启动FFfs14401600加速FFfdFi10801200快进FFfd720800工进F FfdFL4272047466.67反向启动FFfs14401600加速FFfdFi10801200快退FFfd720800根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间,即可绘制出负载循环图Ft 和速度循环图t ,如图 1 所示。2 确定液压系统主要参数2.1 初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大,在其它工况负载都不太高,参考资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。表 2 和表 3,初选液压缸工作压力p14.5MPa 。2.2 计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸 ( ) ,快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发 生前 冲 现象 ,液压 缸的回 油腔 应有背 压 ,参考 表4 选此 背压 为p21.0MPa 。表 2按负载选择工作压力负载 /KN50工作压力 /MPa0.811.522.5334455表 3 各种机械常见的系统工作压力机床农业机械小液压机大中机械类型型工程机械型挖掘机重组合机床龙门刨床拉床建筑机械液型机械起重磨床压凿岩机运输机械工作压力 /MPa 0.82352881010182032表 4执行元件背压力系统类型背压力 /MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表 5 按工作压力选取d/D工作压力 /MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表 6 按速比要求确定d/D资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注:无杆腔进油时活塞运动速度;有杆腔进油时活塞运动速度。由式 p1 A1 p2 A2F 得cmA1F42720m2119 10 4 m2cm p1p20.94.51.010 622则活塞直径4 A14 11910 4m 0.123m 123mmD参考表 5及表 6,得 d0.71D87mm ,圆整后取标准数值得D 125mm ,d 90mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A1D 20.125224244m 123 10mA2D 2d 20.12520.092 m259.1 10 4 m244根据计算出的液压缸的尺寸,可估计出液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率 ,如表 7 所列 ,由此绘制的液压缸工况如图2 所示。表 7液压缸在各个阶段的压力、流量和功率值推力回油腔压力进油腔压输入流量输入功率工况q 10 3 / m3计算公式F0 / Np2 / MPa力 p1 / MPa/ sP / KW启16000.25动F0A2Pp1快加A1A21200p1p0.65进速恒800p1p0.590.64qA1A21速0.38资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。Pp1 qF0p2 A2p1A1工进427201.03.951.0510 20.042qA1 2Pp1 q启16000.27F0p2 A1动p1A2加快12000.51.24速退qA2 3恒8000.51.180.500.59速Pp1 q注 : 1.p 为液压缸差动连接时, 回油口到进油口之间的压力损失, 取p=0.5MPa 。2. 快退时 ,液压缸有杆腔进油,压力为 p1 ,无杆腔回油,压力为p2 。3 拟定液压系统原理图3.1选择基本回路( 1)选择调速回路由图 2 可知 ,这台机床液压系统功率较小,滑台运动速度低 ,工作负载为阻力负载且工作中变化小,故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲,在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式,系统必须为开式循环系统。( 2)选择油源形式从工况图能够清楚看出,在工作循环内,液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax / qmin0.64/ 1.05 10 261 ;其相应的时间之比资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。（t 1+t 3）/t 22.63.9 /152.940.043。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看,选用单定量泵油源显然是不合理的,为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大,工作平稳性差 ,且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动,最后确定选用双联叶片泵方案,如图 2a 所示。( 3)选择快速运动和幻换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大,故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路,以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接,因此选用三位五通电液换向阀,如图2b所示。( 4)选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时,速度变化大(1 /20.1/ 0.85 103118 ) ,为减少速度换接时的液压冲击,选用行程阀控制的换接回路,如图 2c 所示。( 5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后 , 调压和卸荷回路问题都已经基本解决。即滑台工进时 , 高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定 , 无需另设调压回路。在滑台工进和停止时 , 低压大流量泵经过液控顺序阀卸荷 , 高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷 , 但功率损失较小,故可不需再设卸荷回路。图2选择的基本回路3.2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起,并经修改和完善,就可得到完整的液压系统工作原理图,如图 3 所示。在图 3 中,为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题,增设了单向阀6。为了避免机床停资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。止工作时回路中的油液流回油箱 , 导致空气进入系统 , 影响滑台运动的平稳性, 图中添置了一个单向阀 13。考虑到这台机床用于钻孔 ( 通孔与不通孔 ) 加工 , 对位置定位精度要求较高 , 图中增设了一个压力继电器 14。当滑台碰上死挡块后 , 系统压力升高 , 它发出快退信号 , 操纵电液换向阀换向。图 3 整理后的液压系统原理图4 计算和选择液压件4.1 确定液压泵的规格和电动机功率( 1)计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油,由表 7 可知 ,液压缸在工进时工作压力最大,最大压力为p13.95MPa选取进油路上的总压力损失p1.0MPa,如在调速阀进口节流调速回路中, 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe0.5MPa ,则小流量泵的最高工作压力估算为pp1p1ppe(3.951.00.5)MPa5.45MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油,由表7 可见 ,快退时液压缸的工作压力为p11.24MPa ,比快进时大。考虑到快退时进油不经过调速阀,故其进油路压力损失比前者小,现取进油路上的总压力损失p0.3MPa ,则大流量泵的最高工作压力估算为pp 2p1p(1.240.3)MPa1.54 MPa( 2)计算液压泵的流量由表 7 可知 ,油源向液压缸输入的最大流量为0.6410 3 m3 / s ,若取回路泄漏系数 K1.1,则两个泵的总流量为qpKq11.1 0.64 10 3 m3 / s0.704 10 3 m3 / s42.24L / min