课程设计专用纸

液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第3页共23页设计内容设计说明及计算过程计算结果三，液压系统的设计计算1.明确设计要求液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为23500N,移动部件总质量550kg，快进行程为180mm，快进与快退速度均为3.7m／min，工进行程为95mm，工进速度为30~40mm／min，加速、减速时间为0.18s，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.08，动力滑台可以随时在中途停止运动，试设计该组合机床的液压传动系统。2.工况分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。(1)工作负载工作负载即为切削阻力Ft=23500N。(2)摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力Ffs=μsG=0.2×5500=1100N(2-1)动摩擦阻力Ffd=μdG=0.08×5500=440N(2-2)(3)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工作台最大移动速度和加速时间进行计算NN43.18860×0.183.7×105500ΔtΔυgGFm(2-3)设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第4页共23页(4)运动时间快进sLt31000×0.06180υ111(2-4)工进ssLt1905.095υ222(2-5)快退ssLLt58.41000×06.095180υ3213(2-6)如果忽略切削力引起的力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率ηW=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表2-1所示。表2-1液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/ηW/N启动F=Ffs11001222.222加速F=Ffd+Fm628.43698.256快进F=Ffd440488.889工进F=Ffd+Ft2394026600反向启动F=Ffs11001222.222加速F=Ffd+Fm628.43698.256快退F=Ffd440488.889制动F=Ffd-Fm251.57279.522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F-t和速度循环图-t，如图2-1所示。图2-1（a)负载循环图F-t(b)速度循环图v-t设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第5页共23页3.确定主要参数(1)确定液压缸工作压力由表3-2和表3-3可知，组合机床液压系统在最大负载约为23000N时宜取3MP。表3-2按负载选择工作压力负载/KN55~1010~2020~3030~5050工作压力/MPa0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表3-3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/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32(2)计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降△p，且有设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第6页共23页杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取△p=0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p2=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为F=/ηm=A1p1-A2p2=A1p1-(A1/2)p2(3-1)式中：F——负载力m——液压缸机械效率A1——液压缸无杆腔的有效作用面积A2——液压缸有杆腔的有效作用面积p1——液压缸无杆腔压力p2——液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为2211985226.039.0239402mmppFAm(3-2)液压缸缸筒直径为mmAD112π41(3-3)由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×112=79.18mm，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：22195034πmmDA(3-4)222244774-πmmdDA）（(3-5)工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为min1.18v-121LAAq快进（3-6）工作台在快退过程中所需要的流量为设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第7页共23页min1.16vq32LA快退（3-7）工作台在工进过程中所需要的流量为L/min0.29=v×A=q21工进（3-8）表3-1各工况下的主要参数值工况推力F'/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动1222.200.689————212'1AApAFp121vAAqqpP1ppp12加速698.251.0840.584————快速488.881.0350.53518.10.161工进266000.63.0820.290.0151221'AApFp21vAqqpP1快退起动1222.200.273————2121'AApFP32vAqqpP1加速698.250.61.430————快退488.880.61.38316.10.371制动279.520.61.34————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Δp=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.m/'FF设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第8页共23页表3-2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0.2~0.5回油路带调速阀的系统0.4~0.6回油路设置有背压阀的系统0.5~1.5用补油泵的闭式回路0.8~1.5回油路较复杂的工程机械1.2~3回油路较短且直接回油可忽略不计表3-3按工作压力选取d/D工作压力/MPa≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表3-4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。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，如表所列，由此绘制的液压缸工况图如图4-1所示。设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第9页共23页4.拟定液压系统原理图4.1.选择基本回路(1)选择调速回路由图4-1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/qmin=0.3/(0.29×10^-2)103；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(3+4.58)/190=0.039。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4-1a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4-1b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/2=0.06/(0.5×10-3)120），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4-1c所示。设计内容设计说明及计算过程计算结果液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第10页共23页(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。4.2.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4-3所示。在图4-3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。考虑到设计内容设计说明及计算过程计算结果图4-2选择的基本回路图4-3整理后的液压系统原理图图4-3整理后的液压系统原理图液压与气动技术课程设计专用纸机械设计及其自动化专业第11页共23页这台机床用于钻孔（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。5.液压元件的计算与选择5.1.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p1=3.082MPa，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∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为MPaMPapppPep182.4)5.06.0082.3(11(5-1)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p1=1.43MPa，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∑∆p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为MPaMPapppp73.1)3.043.1(12(5-2)(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0.3×10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为min/8.19/103.01