动力滑台课程设计.doc

沈阳理工大学课程设计专用纸- 0 - 沈阳理工大学 目录目录 一一 设计要求及工况分析设计要求及工况分析.- 1 - 1设计要求.- 1 - 2负载与运动分析.- 1 - 二二 确定液压系统主要参数确定液压系统主要参数- 2 - 1初选液压缸工作压力.- 2 - 2计算液压缸主要尺寸.- 3 - 三三 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图.- 5 - 1选择基本回路.- 5 - 2组成液压系统.- 6 - 四四 计算和选择液压件计算和选择液压件.- 7 - 1确定液压泵的规格和电动机功率.- 7 - 2确定其它元件及辅件.- 8 - 五五 验算液压系统性能验算液压系统性能- 10 - 1验算系统压力损失.- 10 - 2验算系统发热与温升.- 12 - 六、液压缸主要尺寸的确定六、液压缸主要尺寸的确定.- 13 - 1.由上述计算液压缸得：- 13 - 2.液压缸壁厚和外径计算：- 13 - 3.液压缸工作行程的确定- 14 - 4.缸盖厚度的确定- 14 - 5.最小寻向长度的确定- 14 - 6.缸体长度的确定- 14 - 七七 参考文献参考文献.- 15 - 沈阳理工大学课程设计专用纸- 1 - 沈阳理工大学 一一 设计要求及工况分析设计要求及工况分析 1设计要求设计要求 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：轴向切削力为 F=20000N，移动部件总重力为 G=10000N,快进行程为 L1=200mm，快进与快退速度为 v1=v3=4m/min,工进行程为 L2=50mm，工进速度为 v2=30-120mm/min,加速、减速时间均为=0.2s,利用平t 导轨，静摩擦系数为=0.2，动摩擦系数为=0.1。要求活塞杆固定，油缸与 s d 工作台连接。 2负载与运动分析负载与运动分析 (1) 工作负载工作负载 工作负载即为切削力 FL=20000N。 (2) 摩擦负载摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 Ffs=G=0.210000=2000N s 动摩擦阻力 Ffd=G=0.110000=1000N d (3) 惯性负载惯性负载 Fi =340N g G t v 8 . 9 10000 602 . 0 4 (4) 运动时间运动时间 快进 t1=ss v L 3 10004 60200 1 1 工进 t2=s v L 50 60 6050 2 2 快退 t3= s v LL v L 75 . 3 10004 60)50200( 3 21 3 3 设液压缸的机械效率 cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表 1 所列。 沈阳理工大学课程设计专用纸- 2 - 沈阳理工大学 表表 1 液压缸各阶段的负载和推力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 加 速 快 进 工 进 反向启动 加 速 快 退 F=Ffs F=Ffd+Fi F=Ffd F=Ffd+FL F=Ffs F=Ffd+Fi F=Ffd 2000 1340 1000 21000 2000 1340 1000 2222 1489 1111 23333 2222 1489 1111 根据液压缸在上述各阶段的负载和运动时间，就可绘制出负载循环图 F-t 和速度循环图 v-t，如图 1 所示。 二二 确定液压系统主要参数确定液压系统主要参数 1初选液压缸工作压力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 沈阳理工大学课程设计专用纸- 3 - 沈阳理工大学 2 和表 3，初选液压缸的工作压力 p1=4MPa。 2计算液压缸主要尺寸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（A1=2A2） ，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 p2=0.6MPa。 表表 2 按负载选择工作压力按负载选择工作压力 负载/ KN50 工作压力 /MPa 0.81 1.522.5334455 表表 3 各种机械常用的系统工作压力各种机械常用的系统工作压力 机 床 机械类型 磨床组合机 床 龙门刨 床 拉床 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 工作压力 /MPa 0.82352881010182032 表表 4 执行元件背压力执行元件背压力 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 表表 5 按工作压力选取按工作压力选取 d/D 工作压力/MPa5.05.07.07.0 d/D0.50.550.620.700.7 表表 6 按速比要求确定按速比要求确定 d/D v2/ v11.151.251.331.461.612 d/D0.30.40.50.550.620.71 沈阳理工大学课程设计专用纸- 4 - 沈阳理工大学 注： v1无杆腔进油时活塞运动速度； v2有杆腔进油时活塞运动速度。 由式 p1A1-p2A2= cm F 得 A1=m2=6.3 10-3 ) 2 p F 2 1cm p （1000000) 2 6 . 0 4(9 . 0 21000 则活塞直径 D=m=0.09m=90mm 100014 . 3 3 . 644 1 A 参考表 5 及表 6，得 d 0.71D =64mm，圆整后取标准数值得 D=90mm， d=60mm。 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 A1= 4 2 D 232 2 103 . 6 4 09 . 0 mm A2=3.53 10-3m2 22222 )06 . 0 09 . 0 ( 4 )( 4 mdD 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 7 所列，由此绘制的液压缸工况图如图 2 所示。 表表 7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值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 启动 22220.8 加速 1489p1+p1.17 快进 恒速 1111p1+p1.040.50.52 P1= 21 20 AA pAF q=(A1-A2)v1 p=p1q 工进233330.64.046.3 10-30.025 P1= 1 220 A APF q=A1v2 p=p1q 启动 22220.63 加速 14890.51.31 快退 恒速 11110.51.210.240.29 P1= 2 120 A APF q=A2v3 p=p1q 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。 沈阳理工大学课程设计专用纸- 5 - 沈阳理工大学 三三 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 1选择基本回路选择基本回路 (1) 选择调速回路选择调速回路 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，系统必然为开式循环系统。 (2) 选择油源形式选择油源形式 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=0.5/(6.310-3) 80；其相应的时间之比(t1+t3) /t2=(3+3.75)/50=0.135。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 （v1/ v2=0.067/10-3=67） ，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。 沈阳理工大学课程设计专用纸- 6 - 沈阳理工大学 2组成液压系统组成液压系统 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。 沈阳理工大学课程设计专用纸- 7 - 沈阳理工大学 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。 四四 计算和选择液压件计算和选择液压件 1确定液压泵的规格和电动机功率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=4.04MPa，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=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求 p 压差=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 c p Pp1 =(4.04+0.6+0.5)MPa=5.14MPa c ppp 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=1.31MPa，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=0.3MPa，则大流 p 量泵的最高工作压力估算为 Pp2=1.31+0.3=1.61MPa pp1 (2) 计算液压泵的流量计算液压泵的流量 由表 7 可知，油源向液压缸输入的最大流量为 0.510-3 m3/s ，若取回路 泄漏系数 K=1.1，则两个泵的总流量为 qpKq1=1.1/s=33L/min 33 105 . 0m 考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min，工进时的流量为 6.310-6 m3/s =0.378L/min，则小流量泵的流量最少应为 3.378L/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 np=940r/min 时，其理论流量分别为 5.6 L/min 和 31L/min，若取液压泵容积效率 v=0.9，则液压泵的实际输出流量为 qp=qp1+qp2 沈阳理工大学课程设计专用纸- 8 - 沈阳理工大学 =(6L/min)1000/9 . 0940331000/9 . 0940 =33L/min 由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率 p=0.8，这时液压 泵的驱动电动机功率为 pKW=1.11KW 3 36 108 . 060 10331061 . 1 p ppq p 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。 2确定其它元件及辅件确定其它元件及辅件 (1) 确定阀类元件及辅件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 0.03 L/min，小于 本系统工进时的流量 0.5L/min。 表表 8 液压元件规格及型号液压元件规格及型号 规格 序号 元件名称 通过的最大流 量 q/L/min 型号额定流量 qn/L/min 额定压 力 Pn/MPa 额定压降 Pn/MPa 1双联叶片 泵 PV2R12-6/33 5.1/27.9* 16 2三位五通 电液换向 阀 7035DY100BY1006.30.3 3行程阀62.322C100BH 1006.30.3 4调速阀1Q6B66.3 5单向阀70I100B1006.30.2 6单向阀29.3I100B1006.30.2 7液控顺序 阀 28.1XY63B636.30.3 8背压阀1B10B106.3 9溢流阀5.1Y10B106.3 10单向阀27.9I100B1006.30.2 11滤油器36.6XU80200 806.30.02 12压力表开 关 K6B 13单向阀70I100B1006.30.2 14压力继电PFB8L14 沈阳理工大学课程设计专用纸- 9 - 沈阳理工大学 器 *注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。 (2) 确定油管确定油管 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。 表表 9 各工况实际运动速度、时间和流量各工况实际运动速度、时间和流量 快进工进快退 q1= 21 211 )( AA qqA pp =75L/minmin/ 3 . 3563 3363 L q1=0.5L/minq1=qp1+qp2 =33L/min q2=q1=75=42 1 2 A A 63 3 . 35 min/Lq2=q1=0.5 1 2 A A 63 3 . 35 =0.28L/min q2=q1=33 2 1 A A 3 . 35 63 =58.9L/min v1= 21 21 AA qq pp = 4 3 10) 3 . 3563(60 1033 =0.07m/s v2= 1 1 A q 4 3 106360 105 . 0 =1.02 10-3m/s v3= 2 1 A q 4 3 10 3 . 3560 1033 =0.076m/s t1=2.86 07 . 0 10200 3 t2=50 3 3 1002 . 1 1050 t3=3.29 076 . 0 10250 3 表表 10 允许流速推荐值允许流速推荐值 管道推荐流速/(m/s) 吸油管道0. 51.5，一般取 1 以下 压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值 回油管道1. 53 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 v=4 m/s，由式 d=计 v q 4 算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 沈阳理工大学课程设计专用纸- 10 - 沈阳理工大学 d=mm=19.9mm v q 4 14 . 3 460 10754 3 3 10 d=mm=17.68mm v q 4 14. 3460 109 .584 3 3 10 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径 20mm、外径 28mm 的 10 号冷拔钢管。 (3) 确定油箱确定油箱 油箱的容量按式 V= 估算，其中 为经验系数，低压系统，=24； pn q 中压系统，=57；高压系统，=612。现取 =6，得 V=6=220L pn qL)316 . 5( 五五 验算液压系统性能验算液压系统性能 1验算系统压力损失验算系统压力损失 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 l=2m，油液的运动粘度取 =，油液的密度取sm /101 24 33 /109174 . 0 mKg (1) 判断流动状态判断流动状态 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退时 回油流量 q2=70L/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数： =625 43 3 10102060 10 9 . 5844 dv q v vd RC 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) 计算系统压力损失计算系统压力损失 将层流流动状态沿程阻力系数 q dv RC4 7575 和油液在管道内流速 2 4 d q v 沈阳理工大学课程设计专用纸- 11 - 沈阳理工大学 同时代入沿程压力损失计算公式 ，并将已知数据代入后，得 d lv p 2 2 1 = =0.5478 d lv p 2 2 1 q d vl 4 2 754 q 8 10 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常按下式作经验计算 p 1 1 . 0pp 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2 )( n nv q q pp 其中的由产品样本查出，qn和 q 数值由表 8 和表 9 列出。滑台在快进、工 n p 进和快退工况下的压力损失计算如下： 1快进快进 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，压力损失为 MPapppp viilii 143 . 0 1001 . 0 003817 . 0 03817 . 0 在回油路上，压力损失分别为 MPapppp vooloo 25 . 0 23 . 0 00187. 00187 . 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 mpap2678 . 0 63 3 . 35 25 . 0 143 . 0 2工进工进 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 mpapp vii 2 . 0 此值略小于估计值。 沈阳理工大学课程设计专用纸- 12 - 沈阳理工大学 在回油路上总的压力损失为 =0.66Mpa voo pp 该值即为液压缸的回油腔压力 p2=0.66MPa，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 =3.99MPa 1 220 1 A APF p 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 Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为 MPapppp cip 69 . 4 5 . 02 . 099 . 3 11 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 mpapp vii 048 . 0 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 mpapp voo 343 . 0 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 Pp2=p1+=1.43+0.048=1.48mpa i p 此值是调整液控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。 2验算系统发热与温升验算系统发热与温升 由于工进在整个工作循环中占 96%，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 pp2=0.3=0.0588mpa 2 n n q q pp 2 ) 63 9 . 27 ( 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 p pppp r qpqp p 2211 沈阳理工大学课程设计专用纸- 13 - 沈阳理工大学 =534.4WW 8 . 0 60 10 9 . 27 100588. 0 60 101 . 5 1069. 4 3 6 3 6 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 Pc=Fv2=21000w=21w 3 101 由此可计算出系统的发热功率为 H=pr-pc=(534.4-21)w=513.4w 按式 计算工进时系统中的油液温升，即 KA H T C 6 . 14 22015065 . 0 4 . 513 065 . 0 3223 VK H T 其中传热系数 K=15 W/（m2C） 。 设环境温 T2=25C，则热平衡温度为 C 55 6 . 1425 121 TTTT 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。 六、液压缸主要尺寸的确定六、液压缸主要尺寸的确定 1.由上述计算液压缸得：由上述计算液压缸得： 液压缸工作压力：P=4MPa 液压缸内径： D=90mm 活塞杆直径： d=60mm 2.液压缸壁厚和外径计算：液压缸壁厚和外径计算： 在工程机械中，液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算，液压缸的壁厚一 般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内 应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒。 液压缸的内径 D 与其壁厚 的比值 D/10 的圆筒