液壓與氣壓傳動課程設計液壓氣動系統(tǒng)系統(tǒng)設計與分析

寧波理工學院液壓氣動系統(tǒng)系統(tǒng)設計與分析姓名朱賢暉學號3100612086專業(yè)班級機械電子工程102分院機電與能源工程學院完成日期2013年12月19日目錄1.設計任務書 21.1課程設計題目 21.2課程設計的目的和要求 22.負載分析 23.液壓系統(tǒng)設計方案 43.1確定液壓泵類型 43.2選用執(zhí)行元件 43.3快速運動回路和速度換接回路 43.4換向回路的選擇 43.5組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 44.液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 64.1液壓缸參數(shù)計算 64.1.1初選液壓缸的工作壓力 64.1.2確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 64.1.3計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 74.2液壓泵的參數(shù)計算 84.3電動機的選擇 85.液壓元件的選擇 95.1液壓閥及過濾器的選擇 95.2油管的選擇 105.3油箱容積的確定 106.驗算液壓系統(tǒng)性能 116.1壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 116.1.1工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整 116.1.2快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 116.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 137.閥塊的3D結(jié)構(gòu) 148.總結(jié)及感謝 178.1設計小結(jié) 178.2設計所得及感謝 179.參考文獻 181.設計任務書1.1課程設計題目設計一臺上料機的液壓傳動系統(tǒng)。1）工作臺的工作循環(huán)過程：“快速上升－慢速上升－停留－快速下降”。2）工作參數(shù)：工件的重量為500Kg，滑臺的重量為100Kg，快速上升要求>=45mm/s,慢速上升要求>=8mm/s，快速下降要求>=55mm/s,滑臺采用V型導軌，導軌面夾角為90°，滑臺與導軌的最大間隙為2mm，氣動加速與減速時間均為0.5s，液壓缸的機械效率為0.91（考慮密封阻力）。1.2課程設計的目的和要求通過設計液壓傳動系統(tǒng)，使學生獲得獨立設計能力，分析思考能力，全面了解液壓系統(tǒng)的組成原理。明確系統(tǒng)設計要求；分析工況確定主要參數(shù)；擬訂液壓系統(tǒng)草圖；選擇液壓元件；驗算系統(tǒng)性能。2.負載分析 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力的機械效率中加以考慮。因工作部件的臥式防止，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，社導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，,則而慣性力如果忽略切削力英氣的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見下表1表1液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載F/N啟動1222加速1528快進611工進10611快退611根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（F-l)和速度圖（v-l），見圖1a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。a）負載圖b）速度圖圖1負載速度圖3.液壓系統(tǒng)設計方案3.1確定液壓泵類型參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值3.2選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積等于有桿腔面積的兩倍。3.3快速運動回路和速度換接回路根據(jù)本例的運動方式和要求，采用差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路來事先快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。本例采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)控制，管路較簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形成。3.4換向回路的選擇本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。3.5組成液壓系統(tǒng)繪原理圖將上述所旋動的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求做必要的修改補充，即組成如下圖2所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表考官。這樣只需一個壓力表即能觀測個點壓力。液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表2所示。表2電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y快進+--工進+-+快退-+-停止圖2液壓系統(tǒng)原理圖4.液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算4.1液壓缸參數(shù)計算4.1.1初選液壓缸的工作壓力初定液壓缸的工作壓力為。4.1.2確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸本例要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔面積的兩倍，即。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中轉(zhuǎn)悠背壓閥，按表8-2，初選背壓。由表1可知最大負載為工進階段的負載，按此計算則液壓缸直徑由可知活塞桿直徑按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得按標準直徑算出按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度，則由式（8-11）本例，滿足最低速度的要求。4.1.3計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結(jié)果列入表3中。表3液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力回油壓力所需流量輸入功率PNPaPaL/minkW差動快進6117.1550.136工進106110.320.021快退61112.90.281注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失,而。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。4.2液壓泵的參數(shù)計算由表3可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作壓力差為，則液壓泵工作最高壓力可按式（8-5）算出因此泵的額定壓力可取由表8-5可知，工進時所需流量最小是，設溢流閥最小溢流量為2.5L/min,則小流量泵的流量按式應為快進快退時液壓缸所需的最大流量是6.885L/min,則泵的總流量為即大流量泵的流量根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用YB-4/12型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力6.3MPa,額定轉(zhuǎn)速960r/min。4.3電動機的選擇系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)其中小泵1的流量大泵流量。差動快進快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率p。1.差動快進差動快進時，大泵2的出口壓力由經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通閥3，二位二通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是計算可得小泵的出口壓力（總效率），大泵出口壓力（總效率）。電動機功率2.工進考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差。壓力續(xù)電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率，大泵的總效率）。電動機功率3.快退類似差動快進分析知：小泵的出口壓力（總效率）；大泵出口壓力（總效率）。電動機功率綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90L-6異步電動機，電動機功率1.1KW。額定轉(zhuǎn)速910r/min。5.液壓元件的選擇5.1液壓閥及過濾器的選擇根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)工作中的最高中作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min,25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表8-6中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。表4液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量/型號1雙聯(lián)葉片泵16YB-4/122單向閥16I-25B3三位五通電磁閥324二位二通電磁閥325調(diào)速閥0.32Q-10B6壓力繼電器7單向閥16I-25B8液控順序閥0.16XY-25B9背壓閥0.16B-10B10液控順序閥（卸載用）12XY-25B11單向閥12I-25B12溢流閥4Y-10B13過濾器32XU-B32x10014壓力表開關(guān)K-6B5.2油管的選擇根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。5.3油箱容積的確定中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍，本題取7倍，故油箱容積為V=(7x16)L=112L6.驗算液壓系統(tǒng)性能6.1壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整6.1.1工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整工進時管路中的流量僅為0.187L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力因等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調(diào)整。6.1.2快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m,油管直徑，通過的流量為進油路，回油路。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為,由手冊查出此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。確定油流的流動狀態(tài)按式（1-30）經(jīng)單位換算為式中v-平均流速（m/s）;d-油管內(nèi)徑（m）;-油的運動粘度（）；q-通過的流量（）。則進油路中液流的雷諾數(shù)為回油路中液流的雷諾數(shù)為由上可知，進回油路中的流動都是層流。（2）沿程壓力損失由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速則壓力損失為在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=3.02m/s，則壓力損失為局部壓力損失由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按式（1-39）計算，結(jié)果列于表5中。表5閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量實際通過的流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥2251620.82三位五通電磁閥36316/3240.26/1.03二位二通電磁閥4633241.03單向閥11251220.46注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。若取集成塊進油路的壓力損失,回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為查表3可算出快退時泵的工作壓力為按式（8-5）可算出快退時泵的工作壓力為因此，大流量泵卸載閥10德爾調(diào)整壓力應大于。從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。6.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。工進時液壓泵的輸入功率如前面計算工進時液壓缸的輸出功率系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為：已知油箱容積，則按式（8-12）油箱近似散熱面積A為假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則利用式（8-11）可得油液溫升為設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為所以溫升超出允許范圍，油箱散熱不能達到要求，液壓系統(tǒng)中需要設置冷卻器。7.閥塊的3D結(jié)構(gòu)7.1調(diào)