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液压设计

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液压设计

测控技术基础课程设计说明书设计题目半自动液压专用铣床系统设计姓名***专业机械设计制造及其自动化班级20091053(1班)学号***************指导教师****2012年1月6日至2012年1月12日目录1设计要求及工况分析2确定液压系统主要参数3拟定液压系统原理图4计算和选择液压件5验算液压系统性能6、参考文献液压系统设计1设计要求及工况分析1.1设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是手工上料自动夹紧工作台快进铣削进给工作台快退夹具松开手工卸料。主要性能参数与性能要求如下铣削阻力FL68000N;运动部件所受重力G1800N;快进、快退速度135m/min,工进速度235mm/min;快进行程L1400mm,工进行程L2100mm;工作台的启动时间Δt0.5s;动力滑台采用平导轨,静摩擦系数μs0.2,动摩擦系数μd0.1。液压系统执行元件选为液压缸。1.2负载与运动分析(1)夹紧液压缸工作负载工作负载即为夹紧液压缸负载力Fc4800N。2工作台液压缸工作负载工作负载即为铣削阻力FL68000N。3工作台液压缸摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力FussuG0.2x1800360N动摩擦阻力FudduG0.1x1800180N夹紧液压缸工进时摩擦阻力F1duGc0.1x808N工作台液压缸工进时摩擦阻力F2NFGuLd69806800018001.0(4)惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度,其中最大加速度可通过最大移动速度,即快进、快退速度为5m/min,因此惯性负载可表示为NtgGtmFm6.305.060058.91800(5运动时间工作台液压缸快进svLt7.3605.64.0111工作台液压缸工进svLt4.17160035.01.0222工作台液压缸快退svLLt66051.04.03213设液压缸的机械效率ηcm0.92,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F0F/ηcm/N夹紧启动加速快进工进反向启动加速快退FcFF1fsFFifdFFFfdFFLfdFFFfsFFifdFFFfdFF4808360210.618068180360210.61805226.1391.3228.9195.774108.7391.3228.9195.72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,参考表2和表3,初选夹紧液压缸的工作压力p0.8MPa,工作台液压缸的工作压力p15MPa。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。工进时为防止铣削完成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p20.5MPa。表2按负载选择工作压力负载/KN50工作压力/MPa0.811.522.533445≥5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032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/MPa≤5.05.07.0≥7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注1无杆腔进油时活塞运动速度;2有杆腔进油时活塞运动速度。设夹紧液压缸为匀速运动液压缸的面积为A,夹紧液压缸与活塞杆的面积差为A。得mApApF其中P0则233.65cmpFAm则活塞直径mmAD2.9110033.6544参考表5及表6,得d0.62D56.5mm,圆整后取标准数值得D100mm,d63mm。由此求得夹紧液压缸两腔的实际有效面积为2225.7841.04A22234.474DA设工作台液压缸与活塞杆的面积差为2A,液压缸的面积为1A。采用差动连接时,快进的速度1V21AAq。快退时的速度23AqV。又已知快进的速度与快退时的速度相等。所以212AAA,即212AA。由表可知最大负载为工进阶段的负载为F68180N,按此计算1A,则由得mApApF221122111562cmppFAm则活塞直径mmAD9.140100156441参考表5及表6,得d0.71D100.0mm,圆整后取标准数值得D140mm,d100mm。由此求得工作台液压缸两腔的实际有效面积为222186.153414.04A222236.754DA根据计算出的液压缸的尺寸,可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率,夹紧液压缸的进油腔压力MPaAFp64.01036.75480820输入流量smvAq/1054.7110101036.753534输入功率WqpP3.481064.01054.765如表7所列,由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表7工作台液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动391.30.529212201AAApFp121AAqqpP1加速228.90.5590.509恒速195.70.5550.5050.650.33工进741080.65.068.9810-30.04512201AApFp21AqqpP1快退启动391.30.55221201AApFp32AqqpP1加速228.90.50.530恒速195.70.50.5260.6280.33注1.Δp为液压缸差动连接时,回油口到进油口之间的压力损失,取Δp0.5MPa。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。为防止铣削结束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,系统必然为开式循环系统。2选择油源形式从工况图可以清楚看出,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/qmin0.65/8.9810-372.4;其相应的时间之比t1t3/t23.76/171.40.057。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,所以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/25/3510-3142.9),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,调压和卸荷问题都已基本解决。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,低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷,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液压缸工况图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。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,最大工作压力为p15.06MPa,如在调速阀进口节流调速回路中,选取进油路上的总压力损失∑∆p0.5MPa,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MPappppep06.65.05.006.511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p10.552MPa,比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀,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MPapppp852.03.0552.0122计算液压泵的流量图2选择的基本回路由表7可知,油源向液压缸输入的最大流量为0.6510-3m3/s,若取回路泄漏系数K1.2,则两个泵的总流量为min8.461078.01065.02.13331LsmKqqp考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min,工进时的流量为8.9810-6m3/s0.54L/min,则小流量泵的流量最少应为3.54L/min。3确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本,并考虑液压泵存在容积损失,最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r,当液压泵的转速np940r/min时,其理论流量分别为5.6L/min和31L/min,若取液压泵容积效率ηv0.9,则液压泵的实际输出流量为L/min33L/min9.271.5L/min1000/9.0940331000/9.094062p1ppqqq由于液压缸在快退时输入功率最大,若取液压泵总效率ηp0.8,这时液压泵的驱动电动机功率为KWKWqppppp585.0108.060103310852.0336根据此数值查阅产品样本,选用规格相近的Y100L6型电动机,其额定功率为1.5KW,额定转速为940r/min。4.2确定其它元件及辅件1确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量,查阅产品样本,选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中,溢流阀9按小流量泵的额定流量选取,调速阀4选用Q6B型,其最小稳定流量为0.03L/min,小于本系统工进时的流量0.53L/min。表8液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降∆Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80806.30.0220012压力表开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器PFB8L14*注此为电动机额定转速为940r/min时的流量。2确定油管在选定了液压泵后,液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量,与原定数值不同,重新计算的结果如表9所列。表9各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退min/68.64min/36.7586.1539.271.586.153212111LLAAqqAqppmin/53.01Lqmin/33min/9.271.5211LLqqqppmin/68.31min/86.15336.7568.641212LLAAqqmin/359.0min/86.15336.7553.01212LLAAqqmin/38.67min/36.7586.153332112LLAAqqsmsmAAqqvpp/071.0/1036.7586.15360109.271.54321211smsmAqv/00057.0/1086.153601053.043112smsmAqv/073.0/1036.7560103323431svLt6.5071.0104003111svLt4.17500057.0101003222svLLt85.6073.01010040033213表10允许流速推荐值管道推荐流速/m/s吸油管道0.5~1.5,一般取1以下压油管道3~6,压力高,管道短,粘度小取大值回油管道1.5~3由表9可以看出,液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表9数值,按表10推荐的管道内允许速度取4m/s,由式vqd4计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为mmmmvqd5.1810414.3601068.644433mmmmvqd1.1310414.3601068.314433为了统一规格,按产品样本选取所有管子均为内径22mm、外径28mm的10号冷拔钢管。3确定油箱油箱的容量按式pnqV估算,其中α为经验系数,低压系统,α2~4;中压系统,α5~7;高压系统,α6~12。现取α6,得LLqVpn6.219316.565验算液压系统性能5.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定,所以只能估算系统压力损失。估算时,首先确定管道内液体的流动状态,然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l2m,油液的运动粘度取110-4m2/s,油液的密度取0.9174103kg/m3。1判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下,进、回油管路中所通过的流量以快进时回油流量q164.68L/min为最大,此时,油液流动的雷诺数624101022601068.6444433dvqvdRe也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000),故可推出各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。2计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数qdR47575e和油液在管道内流速24dq同时代入沿程压力损失计算公式221dlp,并将已知数据代入后,得qqqdlp74343411074.310222210109174.07542754可见,沿程压力损失的大小与流量成正比,这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下,管道的局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算lζ1.0pp各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算2nnvqqpp其中的pn由产品样本查出,qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下1.快进滑台快进时,液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上,油液通过单向阀10、电液换向阀2,然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上,压力损失分别为MPaMPaqpli0403.010601068.641074.31074.36377MPaMPapplii00403.010601068.641074.31.01.0637MPaMPapvi2126.0]10068.643.0100333.01009.272.0[222MPaMPappppviilii257.02126.000403.00403.0在回油路上,压力损失分别为MPaMPaqplo0197.010601068.311074.31074.36377MPaMPapploo00197.010601068.311074.31.01.0637MPaMPapvo212.0]10068.643.010068.312.010068.313.0[222MPaMPappppvooloo234.0212.000197.00197.0将回油路上的压力损失折算到进油路上去,便得出差动快速运动时的总的压力损失MPaMPap372.086.15336.75234.0257.02.工进滑台工进时,在进油路上,油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔,在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上,油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱,在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上总的压力损失为MPaMPappvii5.0]5.010053.03.0[2此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为MPaMPappv63.0]1009.2741.03.06.010041.03.0[2200该值即为液压缸的回油腔压力p20.63MPa,可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为MPaMPaAAPFp74.4101086.1531036.751063.068180644612201此略高于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe0.5MPa,则小流量泵的工作压力为MPappppeip74.55.05.074.411此值与估算值基本相符,是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。3.快退滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上,油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为MPa048.0MPa100333.01009.272.022viipp此值远小于估计值,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为MPaMPappv37.0]10038.673.010038.673.010038.672.0[22200此值与表7的数值基本相符,故不必重算。大流量泵的工作压力为MPaMPapppip94.0048.089.012此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。5.2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占91,所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时,大流量泵经液控顺序阀7卸荷,其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率MP059.0MP639.273.022nn2pqqpppWWqpqpPpppppr1.5238.060109.2710059.060101.51060.436362211液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率WWFPc6.3000053.0681802由此可计算出系统的发热功率为WWPPHcr5.5196.31.523按式KAHT计算工进时系统中的油液温升,即6.146.21915065.05.519065.03232VKHTC其中传热系数K15W/(m2C)。V油箱体积,当油箱的3个边长之比在111123范围内,且油位高占油箱高80时,其散热面积设环境温T225C,则热平衡温度为55][6.1425121TTTTC油温在允许范围内,油箱散热面积符合要求,不必设置冷却器。6、参考文献液压与气压传动武汉理工大学出版社(陈奎生主编)机械设计手册机械工业出版社忽略此处..32065.0VA

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