畢業(yè)設(shè)計(jì)11車床托料裝置液壓系統(tǒng)

1 引 言 隨著科學(xué)技術(shù)的迅速發(fā)展，工業(yè)生產(chǎn)進(jìn)入以計(jì)算機(jī)、數(shù)控和液壓技術(shù)為主體的發(fā)展階段，進(jìn)而邁入以網(wǎng)絡(luò)和信息技術(shù)為核心的經(jīng)濟(jì)發(fā)展階段。由于液壓技術(shù)獨(dú)特的優(yōu)越性，使其得到了越來越廣泛 的 應(yīng)用。液壓技術(shù)介于機(jī)械 和 電子技術(shù)之間 ，同時(shí)又包含了機(jī)械和電子的有關(guān)內(nèi)容。所以研究液壓系統(tǒng)的應(yīng)用應(yīng)有很好的應(yīng)有價(jià)值和廣闊的發(fā)展前景。 4 液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個(gè)工業(yè)部門及農(nóng)、林、牧、漁等許多部門得到越來越廣泛的應(yīng)用，而且越先進(jìn)的設(shè)備，其應(yīng)用液壓系統(tǒng)的部分就越多。 在造紙、紡織、塑料、橡膠 等輕工行業(yè)，造紙機(jī)、紡織機(jī)、注塑機(jī)、橡膠壓塊機(jī)等機(jī)械設(shè)備上都大量使用著液壓系統(tǒng)。在礦山、石油、冶金、壓力加工等重工業(yè)中，由于液壓系統(tǒng)能傳遞很大的能量而設(shè)備的重量相對其他傳動方式來說又較小，所以有著更廣泛的應(yīng)用。例如礦井支架、石油鉆井平臺、高爐爐頂設(shè)備、鋼坯連鑄機(jī)、壓力機(jī)、快鍛機(jī)等設(shè)備上液壓系統(tǒng)被更廣泛地應(yīng)用。其他在電力、建筑、水利、交通、船舶、航空、汽車等行業(yè)，液壓系統(tǒng)也是重要的組成部分。至于航天、軍工等廣泛采用先進(jìn)技術(shù)的部門，液壓系統(tǒng)更是得到廣泛應(yīng)用。機(jī)床行業(yè)是最早使用液壓技術(shù)的行業(yè)之一，目前雖然由于電機(jī) 傳動技術(shù)中交流變頻技術(shù)的發(fā)展而使電動機(jī)驅(qū)動奪回不少液壓驅(qū)動的應(yīng)用范圍，但在大功率驅(qū)動或往復(fù)運(yùn)動的場合，液壓系統(tǒng)還是處于不可取代的地位。 本文正是從此處入手，對數(shù)控機(jī)床的 中心架和托料裝置 控制系統(tǒng)進(jìn)行深入研究，并設(shè)計(jì)出專門供數(shù)控 車床中心架和托料裝置 使用的液壓站。 在設(shè)計(jì)的過程當(dāng)中使用了液壓傳動的一般規(guī)律和設(shè)計(jì)原則，最后完成設(shè)計(jì)使其滿足系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求，符合設(shè)計(jì)宗旨。 2 第一章 概述 1.1 液壓 技術(shù)起源 6 液壓 技術(shù)的發(fā)展是與流體力學(xué)的理論研究成果 和工程材料、液壓介質(zhì)等相關(guān)學(xué)科的發(fā)展緊密相聯(lián)的。 1650 年帕斯卡提出了封閉靜止液體中壓力傳播的帕斯卡定律； 1686 年牛頓揭示了粘性流體的內(nèi)摩擦定律；到 18 世紀(jì)，流體力學(xué)的兩個(gè)重要方程連續(xù)性方程和伯努力能量方程相繼建立，這些理論成果為液壓技術(shù)的發(fā)展奠定了理論基礎(chǔ)。 1795年英國人布拉默發(fā)明了世界上第一臺水壓機(jī)，是他首先利用水不僅進(jìn)行了能量傳遞，而且傳遞控制信號，標(biāo)志現(xiàn)代液壓技術(shù)工程應(yīng)用的開始。水壓機(jī)的發(fā)明還與當(dāng)時(shí)鑄鐵等工程材料及一些新的制造方法的出現(xiàn)密切姓關(guān)。 1851年阿姆斯特朗發(fā)明重錘式 蓄能器之后，促使液 壓傳動的應(yīng)用迅速增加，到 19世紀(jì) 90年代，液壓傳動已應(yīng)用于壓力機(jī)、起重機(jī)、卷揚(yáng)機(jī)、包裝機(jī)、實(shí)驗(yàn)機(jī)等許多工業(yè)部門。 由于水的潤滑性差，易產(chǎn)生銹蝕。電力傳動的興起曾一度使水壓傳動應(yīng)用減少。知道 1905-1908年威廉斯和詹尼兩位美國工程師發(fā)明了用油作介質(zhì)的軸向柱塞式液壓傳動裝置以后，液壓技術(shù)這種停滯不前的情況才有所改觀。加之， 1910年肖研制出用油做介質(zhì)的徑向柱塞泵，威克斯于 1936 年又發(fā)明了先導(dǎo)式溢流閥，特別是 20 世紀(jì) 30 年代定睛橡膠等耐油密封材料的出現(xiàn)，使液壓傳動逐步取代了水壓傳動，并迅速發(fā)展。到 了現(xiàn)在，隨著液壓技術(shù)的不斷發(fā)展和完善，它已經(jīng)在工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的各個(gè)部門占據(jù)了主導(dǎo)地位。 1.2 液壓傳動的優(yōu)缺點(diǎn) 1） 易于獲得較大的力或者力矩 液壓傳動是利用液體的壓力來傳遞力或力矩的。液壓泵可以獲得較高的壓力，目前液壓泵可以達(dá)到 35MPa 的壓力，因此液壓剛可獲得很大的力或者力矩。例如一個(gè) 30cm 直徑的液壓缸，壓力為 21MPa 時(shí)，可獲得 1480kN 的推力，因此被廣泛應(yīng)用于需要很大力或者力矩的重型機(jī)械上。 2） 功率重量大 功率重量比是指其輸出功率于其重量的比值。功率重量比大的設(shè)備即重量和體積較小而輸出較大的功率 。例如飛機(jī)上的液壓泵，每 1kW 功率的重量只有 0.209kg，而電動機(jī)每kW的重量將達(dá)到 1.5 2kg。所以在要求傳遞大功率而又不允許有較大體積的情況下應(yīng)采用液壓傳動。 3） 易于實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動 3 液壓缸對實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動是最方便的，而電動機(jī)則須通過齒輪、齒條等機(jī)構(gòu)把旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變成直線往復(fù)運(yùn)動。 4） 易于實(shí)現(xiàn)較大范圍的無級變速 液壓傳動通過調(diào)節(jié)液體的流量就可以方便地實(shí)現(xiàn)無級變速，而且速比范圍大。例如用節(jié)流閥調(diào)節(jié)流量時(shí)，其流量變化可從 0.02 1minL g 變到 100 1minL g 速比可達(dá) 5000，其他傳動形式的速比是無法比擬的。 5） 傳遞運(yùn)動平穩(wěn) 由于液壓流體的控制可以在非常小的流量時(shí)仍然很均勻，所以設(shè)備的運(yùn)動速度可以很平穩(wěn)，例如機(jī)床可以實(shí)現(xiàn) 1 1minmm g 以下的無爬行穩(wěn)定進(jìn)給。 6） 可以實(shí)現(xiàn)快速而且無沖擊的變速和換向 這是由于液壓機(jī)構(gòu)的功率重量比大，所以液壓設(shè)備的慣性小，因此反應(yīng)速度就快。例如液壓馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)慣量不超過同功率電動機(jī)的 10%，故啟動中等功 率電動機(jī)要 1 2s，而同功率的液壓機(jī)械的啟動時(shí)間不超過 0.1s。故在高速換向頻繁的機(jī)床上（如平面磨床、龍門刨床）采用液壓傳動可使換向沖擊大大減少。 7） 與機(jī)械傳動相比易于布局和操縱 液壓傳動部件由管道相連，故在安裝位置上有很大的自由度，各部件可以安放在設(shè)計(jì)人員所希望的位置上。例如把泵源放到不影響機(jī)器布局的地方，把操縱機(jī)構(gòu)放在最方便的地方，這是用機(jī)械傳動很難實(shí)現(xiàn)的，而液壓傳動則沒有困難。 8） 易于防止過載事故 在液壓傳動中可以方便地用壓力閥來控制系統(tǒng)的壓力 ，從而防止過載，避免事故的發(fā)生，而且可以通過裝在系統(tǒng)中的壓力表來了解各處的工作情況和負(fù)載大小，而在機(jī)械傳動中各處的負(fù)載大小就不易觀察。 9） 自動潤滑、元件壽命長 液壓傳動中使用的介質(zhì)大多為礦物油，它對液壓部件產(chǎn)生潤滑作用，因此液壓元件有自動潤滑作用，其壽命較長。 10） 易于實(shí)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化 各種液壓系統(tǒng)都是由液壓元件構(gòu)成，因此對液壓元件實(shí)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化，可大大提高生產(chǎn)效率，降低成本，提高生產(chǎn)質(zhì)量。 與其他傳動形式比較，液壓傳動有以下缺點(diǎn)： 4 1） 易于出現(xiàn)泄漏 ； 2） 油的黏度隨溫度變化，引起動作機(jī)構(gòu)運(yùn) 動不穩(wěn)定 ； 3） 空氣滲入液壓油后會引起爬行、振動、噪聲 ； 4） 用礦物油做液壓介質(zhì)時(shí)，有燃燒危險(xiǎn)，應(yīng)注意防火 ； 5） 礦物油與空氣接觸會發(fā)生氧化，使油變質(zhì)，必須定期換油 ； 6） 液壓件的零件加工質(zhì)量要求較高 。 1.3 液壓系統(tǒng)的發(fā)展方向 3 1）提高效率，降低能耗； 2）提高控制性能，適應(yīng)機(jī)電一體化主機(jī)發(fā)展的需要； 3）發(fā)展集成、復(fù)合、小型化、輕量化元件； 4）加強(qiáng)以提高安全性和保護(hù)環(huán)境為目標(biāo)的研究開發(fā)； 5）提高液壓元件和系統(tǒng)的可靠性； 6）標(biāo)準(zhǔn)化和多樣 化； 7）開拓新的應(yīng)用領(lǐng)域 。 綜上所述，在機(jī)床行業(yè)，尤其是在 中心定位 和拖料架等需要往復(fù)運(yùn)動并且頻繁換向的機(jī)構(gòu)上，選用液壓系統(tǒng)作為其控制系統(tǒng)是最為合理的。在設(shè)計(jì)的過程中，要盡量發(fā)揮液壓傳動與其他傳動形式相比所體現(xiàn)出的長處，把液壓系統(tǒng)的缺點(diǎn)限制到最小，還必須符合重量輕、體積小、成本低、效率高等特點(diǎn)，盡量滿足顧客的所有要求 。 5 第 二 章 液壓系統(tǒng)的 設(shè)計(jì)依據(jù)和 負(fù)載特性 分析 2.1 液壓系統(tǒng)的 設(shè)計(jì)依據(jù) 1 本次設(shè)計(jì)是完成 CK3180QZ-4001 數(shù)控車床上中心架和托料裝置液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。其具體的設(shè)計(jì)要求如下： 托料裝置要實(shí)現(xiàn)“托料油缸進(jìn)料托料油缸卸料托料油缸后退”的行程循環(huán)。中心架定位裝置要完成“ 中心架前進(jìn)中心架 中心 定位中心架后退”的工作循環(huán)。兩個(gè)裝置全部采用滑臺裝置， 其靜摩擦系數(shù)sf 0.2，動摩擦系數(shù)df 0.1，往復(fù)運(yùn)動的加速、減速時(shí)間不希望超過 0.12s： 運(yùn)動行程 如 下表所示： 表 2-1 托料裝置的設(shè)計(jì)要求 Tab.2-1 Design demand of the support material frame 工況 行程 /mm 速度/ 1msg 時(shí)間 /s 運(yùn)動部件自重 /N 托料負(fù)載 /N 快進(jìn) 500 0.07 7 5000 3000 卸料 根據(jù)使用要求 快退 500 0.08 6 表 2-2 中心架裝置的設(shè)計(jì)要求 Tab.2-2 Design demand of the center frame 工 況 行程 /mm 速度 / 1msg 時(shí)間 /s 運(yùn)動部件自重 /N 中心定位卡緊負(fù)載 /N 快 進(jìn) 100 0.06 1.6 2000 2500 定位卡緊 后 退 100 0.08 1.2 2.2 液壓系統(tǒng)的負(fù)載 特性分析 2.2.1 托料油缸的負(fù)載計(jì)算 1） 外負(fù)載 鑒于托料裝置是一個(gè)自動送料裝置，在運(yùn)動過程中，除了承受物料重載外，在水平方向上沒有別的外負(fù)載。 6 2） 慣性負(fù)載 送料過程 mFmt （ 2-1） 0.078000.12 400N 式中 mF 慣性負(fù)載 ； m 物料的質(zhì)量 ； v 速度變化值 ； t 速度變化所需的時(shí)間 。 返回 過程 mFmt0.085000.12 330N 3） 阻力負(fù)載 送料時(shí)，托料架 與 負(fù)載共重 800kg 對動力滑臺的法向力為 nF mg（ 2-2） 800 10 8000N 靜 摩擦 力為 fs s nF f F（ 2-3） 0.2 8000 = 1600N 動摩擦力為 fd d nF f F（ 2-4） 0.1 8000 7 800N 返回時(shí) 托料架自重 為 500kg 對動力滑臺的法向力為 nF mg 500 10 5000N 靜 摩擦 力為 fs s nF f F 0.2 5000 1000N 動摩擦力為 fd d nF f F 0.1 5000 500N 2.2.2 中心架定位裝置負(fù)載計(jì)算 1）外負(fù)載 當(dāng)中心架在定位卡緊時(shí)所受到的外負(fù)載為已知條件， 大小為 2500N 2）慣性負(fù)載 機(jī)床中心架的總體質(zhì)量為 200kg，所以慣性負(fù)載為 mFmt0 .0 5 5200 0 .1 2 110N 3） 阻力負(fù)載 因?yàn)?m 200kg， 對動力滑臺的法向力為 nF mg 200 10 2000N 8 靜 摩擦 力為 fs s nF f F 0.2 2000 400N 動摩擦力為 fd d nF f F 0.1 2000 200N 由此得到了托料 架 油缸和中心 架油缸在工作的各個(gè)階段所受的負(fù)載， 見表 2-3 和表 2-4。 表 2-3 托料油缸的 負(fù)載 分析 Tab.2-3 Loads analyze of the support material frame cylinder 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值 F/N 啟動 F=nsFf1600 加速 F=m fdFF1200 恒進(jìn) F=fdF800 反向啟動 F=fsF1000 加速 F=m fdFF800 恒退 F=fdF500 表 2-4 中心架油缸的負(fù)載分析 Tab.2-4 Loads analyze of the center frame cylinder 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值 F/N 啟動 F=nsFf400 加速 F=m fdFF310 恒進(jìn) F=fdF200 中心定位 F外負(fù)載 2500 9 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值 F/N 反向啟動 F=m fdFF400 加速 F=m fdFF310 恒退 F=fdF200 10 第 三 章 液壓 系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 3.1 系統(tǒng)工作壓力的確定 根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負(fù)載圖可以確定 系統(tǒng)的最大負(fù)載數(shù)，在充分考慮系統(tǒng)所需的流量、性能等因素后，可參照表 3 1 或者 表 3 2 選擇系統(tǒng)的工作壓力 。 表 3-1 按負(fù)載選擇工作壓力 Tab.3-1 Choose actuating pressure according to the loads 負(fù)載 /kN 50 系統(tǒng)壓力 /MPa 5 7 表 3-2 按主機(jī)類型選擇系統(tǒng)工作壓力 Tab.3-2 Choose actuating pressure according to the types 主機(jī)類型 設(shè)計(jì)壓力 /MPa 機(jī)床 精加工機(jī)床 0.8 2 半精加工機(jī)床 3 5 龍門刨床 2 8 拉床 8 10 農(nóng)用機(jī)械、小型工程機(jī)械、工程機(jī)械輔助機(jī)構(gòu)、 10 16 液 壓機(jī)、大中型挖掘機(jī)、中型機(jī)械、起重運(yùn)輸機(jī)械 20 32 地質(zhì)機(jī)械、冶金機(jī)械、地道車輛維護(hù)機(jī)械，各類液壓機(jī)具等 25 100 本設(shè)計(jì)根據(jù)主機(jī)類型是數(shù)控車床，初步選擇系統(tǒng)壓力為 3Mpa。 3.2 執(zhí)行元件主要參數(shù)的確定 3.2.1 托料油缸參數(shù)的確定 根據(jù)公式 （ 3 1） 計(jì)算液壓缸的工作面積 。 12()FA PP （ 3 1） =616000 . 9 3 ( 3 1 . 3 3 0 . 5 ) 1 0 11 =0.0005 2m 式中 A 油缸的有效工作面積 ； F 油缸的外負(fù)載 ； m 油缸的機(jī)械效率，一般取 0.9 0.96； 1p 系統(tǒng)的工作壓力 ； 油缸的速比，可由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得 ； 2p 系統(tǒng)的背壓，本設(shè)計(jì)取 0.5Mpa。 又由 面積 公式 （ 3 2）和速比公式（ 3 3） 得 221 ( )4Dd（ 3 2） =0.0005 222DDd （ 3 3） =1.33 D=0.033m d 0.017m 其中 D 液壓缸內(nèi)徑 ； d 液壓缸內(nèi)活塞桿的直徑 。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，根據(jù)液壓缸的技術(shù)參數(shù)，將兩個(gè)參數(shù)進(jìn)行圓整得 D 40mm d 20mm 3.2.2 中心架油缸參數(shù)的確定 同樣由公式 （ 3 1） 計(jì)算得 12()FA PP =625000 . 9 3 ( 3 1 . 3 3 0 . 5 ) 1 0 12 =0.0007 2m 又由 面積 公式 （ 3 2）和速比公式（ 3 3） 得 221 ( )4Dd=0.0007 222DDd =1.33 D=0.036m d 0.018m 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，根據(jù)液壓缸的技術(shù)參數(shù)，將兩個(gè)參數(shù)進(jìn)行圓整得 D 40mm d 20mm 根據(jù)上述條件經(jīng)計(jì)算 得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如 表 3 3所示。 表 3-3 托料油缸工作循環(huán) 各 階段的壓力、流量和功率 Tab.3-3 The pressure, rate of flow and power of the support material frame at different stage 工作階段 計(jì)算公式 負(fù)載 回油腔壓力 工作腔壓力 輸入流量 輸入功率 /N 2p/MPa 1p/MPa Q/ 1minL g /w 快 啟動 1 2 1 2 ( ) mFp p A A 1600 2.5 加速 Q=21AV1200 0.5 2.0 進(jìn) 恒速 N=1PQ800 0.5 1.5 3.4 71 反向 快 啟動 1 2 2 1 ( ) mFp p A A 1000 1.23 加速 Q=12AV800 0.5 1.0 退 恒退 N=1PQ500 0.5 0.8 6.3 86 13 上表中 1A 油缸的工作腔面積 ； 2A 油缸回油腔面積 ； m 液壓缸機(jī)械效率 ； F 外負(fù)載 。 表 3-4 中心架油缸工作循環(huán)各個(gè)階段的壓力、流量和功率 Tab.3-4 The pressure, rate of flow and power of the center frame at different stage 工作階段 計(jì)算公式 負(fù)載 回油腔壓力 工作腔壓力 輸入 流量 輸入功率 /N 2p/MPa 1p/MPa Q/ 1minL g /w 快 啟動 1 2 1 2 ( ) mFp p A A 400 1.1 加速 Q=21AV310 0.5 1.0 進(jìn) 恒速 N=1PQ200 0.5 0.89 3.4 42 中 心 定 位 2500 0.5 3.5 3.5 163 反向 快 啟動 1 2 2 1 ( ) mFp p A A 400 1.1 加速 Q=12AV310 0.5 1.0 退 恒退 N=1PQ200 0.5 0.89 6.3 89 3.3 執(zhí)行元件流量的確定 液壓缸所需最大流量按其實(shí)際有效工作面積和所要求的 最大速度來計(jì)算，即 m a x m a xvqA （ 3 4） 6.3L 其中 v 執(zhí)行元件的容積效率，取 0.93； A 液壓缸有效工作面積 ； 14 maxv 液壓缸的最大速度 。 同理，液壓缸所需最小流量按其實(shí)際有效工作面積和所要求的最小速度來計(jì)算，即 m i n m i nvqA 3.4L 其中 v 執(zhí)行元件的容積效率，取 0.93； A 液壓缸有效工作面積 ； maxv 液壓缸的最大速度 。 15 第 四 章 液壓系統(tǒng) 的方案選擇和 原理圖的擬定 4.1 基本方案的 擬定 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)是根據(jù)主機(jī)的工作情況、主機(jī)對液壓系統(tǒng)的技術(shù)要求、液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件以及成本、經(jīng)濟(jì)性、供貨情況等諸多因素，進(jìn)行全 面、綜合的設(shè)計(jì)，從而擬訂出一個(gè)各方面比較合理的、可實(shí)現(xiàn)的液壓系統(tǒng)的方案。其內(nèi)容包括： 1） 油路循環(huán)方式的分析與選擇 ； 2） 調(diào)速方案的分析和選擇 ； 3） 油源形式的分析與選擇 ； 4） 液壓回路的分析、選擇與合成 ； 5） 液壓系統(tǒng)原理圖的擬訂 與設(shè)計(jì) 。 4.1.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 液壓系統(tǒng)油路循環(huán)方式分為開式和閉式兩種，他們各自的特點(diǎn)及相互比較見下表 表 4-1 開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較 Tab.4-1 Compare of Hold dyadic system and Shut dyadic system 油液循環(huán)方式 開式 閉式 散熱 條件 較方便，但是油箱較大 較復(fù)雜，需要用輔泵來換油冷卻 抗污 染性 較差，但可采用壓力油箱 或者油箱呼吸器來改善 較好，但是油液過濾要求較高 系統(tǒng) 效率 管路壓力損失較大， 用節(jié)流調(diào)速時(shí)效率低 管路腰里損失較小，容積調(diào)速時(shí)效率較高 限速 制動 形式 用平衡閥進(jìn)行能耗限速， 用制動閥進(jìn)行能耗制動， 引起油液發(fā)熱 液壓泵由電動機(jī)拖動時(shí)，限速及制動過程 中拖動電機(jī)能向電網(wǎng)輸電，回收部分能量， 即是再生限速和再生制動 其他 對泵的自吸 性能要求高 對主泵的自吸性能要求低 油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調(diào)速方式和散熱條件。一般來說，凡是有較大空間可以存放油箱而且不需要另設(shè)散熱裝置的系統(tǒng)， 要求結(jié)構(gòu)盡可能簡單的系統(tǒng)，采 16 用節(jié)流調(diào)速或者容積節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，均宜采用開式系統(tǒng)。在本設(shè)計(jì)中，油泵向兩個(gè)液壓執(zhí)行元件供油而且功率較小，整個(gè)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)也比較簡單，所以本設(shè)計(jì)采用開式系統(tǒng)。 4.1.2 調(diào)速方案的分析和選擇 調(diào)速方案對主機(jī)的性能起到?jīng)Q定性的作用。調(diào)速方案包括節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速和容積節(jié)流調(diào)速三種。 選擇調(diào)速方案時(shí)，應(yīng)根據(jù)液壓執(zhí) 行元件的負(fù)載特性和調(diào)速范圍以及經(jīng)濟(jì)性 能因素， 最后選出合適的調(diào)速方案?？紤]到系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負(fù)載特性，參照表 4 2 本設(shè)計(jì)決定采用容積節(jié)流調(diào)速 表 4-2 各種調(diào)速方式的性能比較 Tab.4-2 various forms of Speed Performance Comparison 主要 性能 節(jié)流調(diào)速 容積調(diào)速回路 容積 -節(jié)流調(diào)速回路 簡式節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 帶壓力補(bǔ)償閥的節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 變量泵 定量馬達(dá) 流量適應(yīng) 功率適應(yīng) 進(jìn)油節(jié)流及回油節(jié)流 旁路節(jié)流 調(diào)速閥在進(jìn)油路 調(diào)速閥在旁油路及溢流節(jié)流調(diào)速回路 負(fù)載特性 速度剛度 差 很差 好 較好 好 承載能力 好 較差 好 較好 好 調(diào)速范圍 大 小 大 較大 大 功率特性 效率 低 較低 低 較低 最高 較高 高 發(fā)熱 大 較大 大 較大 最小 較小 小 成本 低 較低 高 最高 適用范圍 小功率 輕載或者低速的中 低壓系統(tǒng)及工程機(jī)械非經(jīng)常性調(diào)速的場合 大功率高速中高壓系統(tǒng) 負(fù)載變化小，速度剛度要大中小功率，中壓系統(tǒng) 負(fù)載變化大速度剛度較大的中高壓系統(tǒng) 17 液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供，液 壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時(shí)起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。 為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時(shí)間所需流量較小的情況，可增設(shè)蓄能器做輔助油源。 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進(jìn)入系統(tǒng) 的油液根據(jù)被保護(hù)元件的要求，通過相應(yīng)的精過濾器再次過濾。為防止系統(tǒng)中雜質(zhì)流回油箱，可在回油路上設(shè)置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據(jù)液壓設(shè)備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。 本設(shè)計(jì)采用容積 節(jié)流調(diào)速，所以使用變量泵供油。 4.1.3 液壓回路的分析、選擇與合成 1）選擇系統(tǒng)一般都必須設(shè)置的基本回路，包括調(diào)壓回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。 2）根據(jù)系統(tǒng)的負(fù)載特性和特殊要求選擇基本回路，在本系統(tǒng)中考慮到安全的要求，設(shè)置了背壓回路，同時(shí)由于是兩個(gè)執(zhí)行元件先后動作，且沒有順序聯(lián) 動關(guān)系，所以設(shè)置了互不干擾回路。 3）合成系統(tǒng) 選定液壓基本回路之后，配以輔助性回路，如控制油路，潤滑油路、測壓油路等，可以組成一個(gè)完整的液壓系統(tǒng)。 在合成液壓系統(tǒng)時(shí)要注意以下幾點(diǎn)： 防止油路間可能存在的相互干擾；系統(tǒng)應(yīng)力求簡單，并將作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系統(tǒng)要安全可靠，力求控制油路可靠；組成系統(tǒng)的元件要盡量少，并應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)元件；組成系統(tǒng)時(shí)還要考慮節(jié)省能源，提高效率減少發(fā)熱，防止液壓沖擊；測壓點(diǎn)分布合理等。 4.1.4 液壓原理圖的擬定與設(shè)計(jì) 根據(jù)上述 分析，可以擬定整個(gè)液壓系統(tǒng)的原理圖如下： 18 1油箱 2液壓泵 3空氣濾清器 4液位計(jì) 5液壓泵 6電機(jī) 7單向閥 8壓力繼電器 9疊加式節(jié)流閥 10疊加式減壓閥 11疊加式單向閥 12電磁換向閥 圖 4-1 液壓系統(tǒng)的原理圖 Fig.4-1 Hydraulic system diagram 電磁鐵的動作順序見表 4 3 表 4-3電磁鐵動作順序表 Tab.4-3 Action sequence table of the solenoid valve 動 作 電磁鐵工作狀態(tài) 名 稱 YV1 YV2 YV3 YV4 托料油缸進(jìn)料 + - - - 托料油缸退料 - + - - 中心架定位 - - + - 中心架松開 - - - + 19 第 五 章 液壓元件的基本參數(shù)計(jì)算和選型 液壓元件的計(jì)算是指計(jì)算元件在工作中承受的壓力和流量，以便選擇零件的規(guī)格和型號，此外還要計(jì)算原動機(jī)的功率和油箱的容量。選擇元件時(shí)應(yīng)盡量選擇標(biāo)準(zhǔn)件。 5.1 液壓泵的選擇 5.1.1 液壓泵的類型選擇 液壓泵站按照泵組的布置方式可以分為上置式、柜式和非上置式。液壓泵組置于油箱之上的上置式液壓 泵站，分為立式和臥式兩種，上置式液壓泵站結(jié)構(gòu)緊湊，占地小，被廣泛應(yīng)用于中、小功率液壓系統(tǒng)中。 考慮到整個(gè)安裝空間的布置，本設(shè)計(jì)選擇上置式的臥式安裝。 5.1.2 液壓泵站組件的選擇 液壓泵站一般由液壓泵組、油箱組件、過濾器組件和蓄能器組件等組成。根據(jù)系統(tǒng)的實(shí)際需要，本設(shè)計(jì)選擇液壓泵組、油箱組件、過濾器組件。液壓泵組由液壓泵，原 動機(jī)，連軸器及管路附件等組成。油箱組件由油箱面板，空氣濾清器， 液位顯示計(jì)等組成。過濾器組將是保持工作介質(zhì)清潔度必備的組將，可根據(jù)系統(tǒng)對介質(zhì)清潔度的不同要求設(shè)置不同等級的粗過濾器， 精過濾器等。 5.1.3 液壓泵的計(jì)算 與 選擇 液壓泵的最大工作壓力 根據(jù)公式（ 5 1）進(jìn)行計(jì)算。 pp=1maxp p （ 5 1） 其中 1maxp 液壓執(zhí)行元件最大工作壓力 ； p 液壓泵出口大執(zhí)行元件入口之間所有的沿程壓力損失和局部壓力損失之和。初算時(shí)按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)選取：管路簡單，管中流速不大時(shí)，取 p 0.2MPa0.5MPa;管路復(fù)雜而且管中流速較大或者有調(diào)速元件時(shí)，取 p 0.5MPa1.5MPa。 由上述選取 p 0.5MPa，然后帶入 公式（ 5 1） 計(jì)算得 pp=3.5+0.5 4MPa 在選擇泵的額定壓力時(shí)應(yīng)考慮到動態(tài)過程和制造質(zhì)量等因素，要使液壓泵有一定的壓 20 力儲備。一般泵的額定工作壓力應(yīng)比上述最大工作壓力高 20 60，所有最后算得的液壓泵的額定壓力應(yīng)為 4（ 1+0.2） 4.8MPa 液壓泵的流量pq按下式計(jì)算 pq Kmax)q（ 5 2） 式中 K 考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數(shù)，一般取 K 1.1 1.3； max)q 同時(shí)工作的執(zhí)行元件的最大總流量 。 本設(shè)計(jì)取泄漏系數(shù)為 1.1，所以 pq 1.1 6.3 7.0L/min 由維樂樣本查的 VP 12 FA2 低壓變量葉片泵滿足上述估算得到的壓力和流量要求：該泵的額定壓力為 5.5MPa，公稱排量 V 6.67 mL/r，額定轉(zhuǎn)速為 1800r/min。現(xiàn)取泵的容積效率v 0.83，當(dāng)選用轉(zhuǎn)速 n 1450 r/min 的驅(qū)動電機(jī)時(shí)，泵的流量為 pq Vnv（ 5 3） 6.67 0.83 1450 310 8.0L/min 式 中 V 泵的公稱排量 ； n 電機(jī)轉(zhuǎn)速 ； v 泵的容積效率 。 由前面的計(jì)算可知泵的最大功率出現(xiàn)在定位卡緊階段，現(xiàn) 根據(jù)表 5 1 取泵的總效率為p 0.75 則 根據(jù)公式（ 5 4）得 pN ppppq（ 5 4） 633 . 5 1 0 8 1 06 0 0 . 7 5 622W 選用電動機(jī)型號： 由于內(nèi)軸式電動機(jī)可以與相對應(yīng)的泵直接 連接 ，無需用連軸器，從而減少安裝空間，裝配方便。所以由維樂樣本查的 CT 01 1HP 4P 3 J V 式電 動機(jī) 21 滿足上述要求，其轉(zhuǎn)速為 1450r/min，額定功率為 0.735KW。 表 5-1 液壓泵的總效率 Tab.5-1 The total efficiency of hydraulic pumps 液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.6 0.7 0.65 0.80 0.60 0.75 0.80 0.85 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，可計(jì)算出液壓缸在各個(gè)階段的實(shí)際進(jìn)出流量，運(yùn)動速度和持續(xù)時(shí)間，從而為其他液壓元件的選擇及系統(tǒng)的性能計(jì)算奠定了基礎(chǔ)。計(jì)算結(jié)果如下表所示： 表 5-2 托料架油缸的實(shí)際工況 Tab.5-2 The actual working conditions of the support material frame 工 作 無桿腔 有桿腔 速度 時(shí)間 階 段 / 1minL g / 1minL g / 1msg /s 恒 q出=12Aq A進(jìn)q進(jìn)=pq1v=1qA進(jìn)111Lt V 進(jìn) =8 12.569.42=8 = 348 1 06 0 1 2 .5 6 1 0 =0.50.1 =10.6 =0.1 =5s 恒 q進(jìn)=12Aq APq出=q進(jìn) 21AA 2v =2PqA122Lt V 退 =8 12.569.42= 10.6 9.4212.56= 348 1 06 0 9 .4 2 1 0 = 0.50.14 =10.6 =8 =0.14 =3.6s 上表中1A 油缸的工作腔面積 ； 2A 油缸回油腔面積 ； q進(jìn) 進(jìn)油缸流量 ； q出 出油缸流量 ； 12,vv油缸的 運(yùn)動速度 ； 22 12,tt油缸的運(yùn)動時(shí)間 。 表 5-3 中心架油缸的實(shí)際工況 Tab.5-3 The actual working conditions of the center frame 工 作 無桿腔 有桿腔 速度 時(shí)間 階 段 / 1minL g / 1minL g / 1msg /s 恒 q出=12Aq A進(jìn)q進(jìn)=pq1v=1qA進(jìn)111Lt V 進(jìn) =8 12.569.42= 8 = 348 1 06 0 1 2 .5 6 1 0 =0.10.1 =10.6 =0.1 =1s 恒 q進(jìn)=12Aq APq出=q進(jìn) 21AA 2v =2PqA122Lt V 退 =8 12.569.42= 10.6 9.4212.56= 348 1 06 0 9 .4 2 1 0 = 0.10.14 =10.6 =8 =0.14 =0.7s 5.2 液壓控制閥的選擇 根據(jù)本系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求，本系統(tǒng)需要有管式單向閥，疊加式單向節(jié)流閥，減壓閥，疊加式單向閥，電磁換向閥。 閥類元件的規(guī)格應(yīng)按閥所在回路的最大工作壓力和通過該閥的最大流量從產(chǎn)品樣本上選定。選用閥類元件時(shí)應(yīng)考慮其結(jié)構(gòu)形式、特性、壓力等級，等等。選擇壓力控制閥時(shí)，應(yīng)考慮壓力控制閥的壓力調(diào)節(jié)范圍、流量變化 范圍、所要求的壓力靈敏度和平穩(wěn)性等 .選擇流量控制閥時(shí)，應(yīng)考慮流量閥的流量調(diào)節(jié)范圍，流量壓力特性，最小穩(wěn)定流量，壓力補(bǔ)償要求或者溫 度補(bǔ)償要求，對濾油器過濾精度的要求，閥進(jìn)出口壓差的大小以及閥內(nèi)泄漏的大小等。選擇方向控制閥時(shí)，應(yīng)考慮方向閥的換向頻率，響應(yīng)時(shí)間，閥口 的 壓力損失以及閥的內(nèi)泄漏的大小等。 通過各類閥的實(shí)際流量最多不應(yīng)超過其額定流量的 120。 根據(jù)以上要求，現(xiàn)選定 此中心架和托料裝置液壓系統(tǒng)的 液壓 元件 型號如 表 5 4 所示： 23 表 5-4 各種液壓元件的類型選擇 Tab.5-4 Various types of hydraulic components of choice 序號 名稱 通過流量/L 額定流量/ 1minL g 額定壓力/MPa 額定壓降/MPa 型號規(guī)格 1 過濾器 8 MF-02A 2 單向閥 8 40 25 0.1 CIT-02-A1 3 壓力繼電器 6 PS-02-ML 4 壓力表 W-21/2-70-A3 5 疊加式節(jié)流閥 8 40 25 0.1 TVCW-02-LX 6 疊加式減壓閥 8 40 25 0.1 BRVP-02-LB 7 疊加式單向閥 8 40 25 0.1 CVP-02-B 8 三位四通 換向閥 10.6 63 31.5 0.2 D5-02-3C2-D1 9 空氣濾清器 HS-1162 10 液位計(jì) LS-3” 5.3 液壓附件的 參數(shù) 計(jì)算和選擇 5.3.1 管件的尺寸 的 確定 由表 5 2 和 5 3 得知液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實(shí)際最大流量分別為 10.6L/min和 8L/min，按照表 5 5 的推薦值取油管內(nèi)油液的允許流速為 4m/min，按 管徑的 計(jì)算公式（ 5 5） 得 d 4q（ 5 5） 式中 q 通過油管的最大流量； V 油管中允許流速 ； d 油管內(nèi)徑 。 將數(shù)值帶入公式（ 5 5）得 d無 34 1 0 .6 1 060 7.3mm 24 d有 34 8 1060 6.5mm 根據(jù) JB827 66，同時(shí)考慮到制作方便，兩根油管同時(shí)選用 10 1（外徑 10mm，壁厚1mm）的冷拔無縫鋼管。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得管材的抗拉強(qiáng)度為 412MPa，由表 5 6 取安全系數(shù)為 8，按公式 （ 5 6） 對管子的強(qiáng)度進(jìn)行校核： 2bpdn（ 5 6） 式中 p 管內(nèi)最高工作壓力 ； d 油管內(nèi)徑 ； n 安全系數(shù) ； b 管材抗拉強(qiáng)度 ； 油管壁厚 。 將數(shù)值帶入公式（ 5 6）得 6363 . 5 1 0 8 1 0 82 4 1 2 1 0 0.2mm 因?yàn)?0.2mm1mm,所以選的 油管 壁厚安全。 表 5-5 油管中的允許流速 Tab.5-5 the allowing pipeline flow 油液流經(jīng)油管 吸油管 高壓管 回油管 短管及局部收縮處 允許速度（ m/s） 0.5 1.5 2.5 5 1.5 2.5 5 7 表 5-6 安全系數(shù) Tab.5-6 Safety Factor 管內(nèi)最高工作壓力 7 7 17.5 17.5 安全系數(shù) 8 6 4 25 5.3.2 油箱容積 的 確定 液壓系統(tǒng)的散熱主要是靠油箱，油箱大散熱塊，油箱小則油溫 較 高。初始設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)注意以下幾個(gè)方面： 1）油箱必須有足夠大的 容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統(tǒng)停止工作時(shí)應(yīng)能容納系統(tǒng)中的所有工作介質(zhì)；而工作時(shí)又能保持適當(dāng)?shù)囊何弧?2）吸油管及回油管應(yīng)插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的 3倍。吸油管可安裝 100m 左右的網(wǎng)式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器?；赜凸芸谝鼻?45 角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時(shí)也有利于散熱。 3）吸油管和回油管之間的距離要盡可能地遠(yuǎn)些，之間應(yīng)設(shè)置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀 雜質(zhì)的效果。隔板高度為液面高度的 2/3 3/4。 油箱的容積可以按照經(jīng)驗(yàn)公式 （ 5 7） 進(jìn)行計(jì)算： V vq（ 5 7） 式中 vq 液壓泵每分鐘排出的液體體積 ； 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，低壓系統(tǒng)取 2 4，中壓系統(tǒng)取 5 7，高壓系統(tǒng)取 6 12，行走機(jī)械取 1 2。 將數(shù)值帶入公式（ 5 7）得 V 4 8 32L 26 第 六 章 液壓系統(tǒng)性能驗(yàn)算 6.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗(yàn) 算 由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失無法全面的計(jì)算，故只能先估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計(jì)好管路布置圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。 6.1.1 托料油缸的壓力損失驗(yàn)算 在油缸快進(jìn)時(shí)， 油液依次經(jīng)過單向閥，疊加式減壓閥，疊加式單向閥，電磁換向閥 疊加式節(jié)流閥， 。所以進(jìn)油路上的壓力損失 按公式（ 6 1）進(jìn)行計(jì)算。 vp ()QpQ實(shí)壓 降 額（ 6 1） 0.2（ 2863）+0.1 2835（ ）+0.2 2863（ ）+0.1 2835（ ）=0.02MPa 式中 vp 總的壓力損失 ； P壓降 各種閥的壓降 ； Q實(shí) 流經(jīng)閥的設(shè)計(jì)流量 ； Q額 閥的額定流量 。 在油缸快退 時(shí) ，油液依次經(jīng)過疊加式節(jié)流閥，電磁換向閥，所以退油路上的壓力損失為 vp ()QpQ實(shí)壓 降 額 0.2（ 210.663）+0.1（ 210.635） 0.015MPa 由此可以看出，系統(tǒng)閥的壓力損失都小于原先的估計(jì)值，所以滿足系統(tǒng)的使用要求。因?yàn)橹行募苡透椎倪\(yùn)動過程是一樣的， 所以 對此油缸的壓力校驗(yàn)過程和上面的計(jì)算過程是一樣的。如下所示 ： 在油缸快進(jìn)時(shí)，油液依次經(jīng)過單 向閥，疊加式減壓閥，疊加式單向閥，電磁換向閥，疊加式節(jié)流閥。 進(jìn)油路上的壓力損失為 27 vp ()QpQ實(shí)壓 降 額 0.2（ 2863）+0.1 2835（ ）+0.2 2863（ ）+0.1 2835（ ）=0.02MPa 在油缸快退是，油液依次經(jīng)過疊加式節(jié)流閥，電磁換向閥，所以退油路上的壓力損失為 vp ()QpQ實(shí)壓 降 額 0.2（ 210.663）+0.1（ 210.635） 0.015MPa 由此看出各種閥同樣滿足使用要求。 6.2 系統(tǒng)效率 的 估算 由表 4 2 和 4 3 可以看出， 本液壓系統(tǒng)在整個(gè)工作循環(huán)過程中，快進(jìn)和快退是主要的工作過程，所以系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升等可一概用快進(jìn)和快退的數(shù)值計(jì)算。 系統(tǒng)效率的計(jì)算公式為 c11pppqpq（ 6 2） 式中 1p 執(zhí) 行元件的負(fù)載壓力 ； 1q 執(zhí)行元件的負(fù)載流量 ； p 液壓泵的供油壓力 ； pq 液壓泵的供油流量 。 托料架快進(jìn)時(shí) 將數(shù)值帶入公式（ 6 2） 得 c 36631 . 5 3 . 4 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 0.159 托料架快退時(shí)， 將數(shù)值帶入公式（ 6 2） 得 c 36630 . 8 6 . 3 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 28 0.157 中心架快進(jìn)時(shí)， 將數(shù)值帶入公式（ 6 2） 得 c 36630 . 8 9 3 . 4 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 0.095 中心架快退時(shí)， 將數(shù)值帶入公式（ 6 2）得 c 36630 . 8 9 6 . 3 1 0 1 06 0 4 8 1 0 / 6 0 0.175 系統(tǒng)在一個(gè)完整的循環(huán)周期內(nèi)的平均回路效率可按下式計(jì)算： cicitT（ 6 3） 式中 c 一個(gè)周期的平均回路效率 ； ic 各工作階段的液壓回路效率 ； it 各個(gè)工作階段的持續(xù)時(shí)間 T 一個(gè)完整循環(huán)的時(shí)間 。 分別 將 托料架和中心架的數(shù)值 帶入公式（ 6 3） 得 c 0 . 1 5 9 5 0 . 1 5 7 3 . 68 . 6 0.16 c 0 . 0 9 5 1 0 . 1 7 5 0 . 71 . 7 0.13 系統(tǒng)的總效率 按公式（ 6 4）進(jìn)行計(jì)算。 p c a（ 6 4） 式中 p 液壓泵的總效率 ，取 0.75； c 液壓回路的效率 ； a 液壓執(zhí)行元件的總效率 ，取 0.93。 由以上分析，只要帶入較小的一個(gè)效率值就可定出范圍，所以 29 0.75 0.93 0.13 0.09 由于中心架在中心定位時(shí)會使系統(tǒng)形成一個(gè)較高的效率，所以由公式 （ 6 4）