钻镗专用机床液压系统设计

Nq目录 T负载与运动分析确定液压缸主要参数拟定液压系统原理图四•选择液压元件五•液压缸的设计验算液压系统性能参考书目负载分析工作负载。FW=12000N摩擦负载。静摩擦负载Ffs=20000X0.2=4000N动摩擦负载Ffd=20000X0.1=2000N惯性负载。Fm=G・Av/(g・△t)=20000X0.1/(9.8X0.2)=1020N液压缸各工作阶段负载如下表所示。液压缸各工作阶段负载表：(单位：N,取耳=0.9)m工况负载组成负载值F液压缸推力F'=F/nm启动F=Ffs40004444加速F=F+Ffd m30203356快进F=Ffd20002222工进F=F+FWfd1400015556反向启动F=Ffs40004444反向加速F=F+Ffd m30203356快退F=Ffd200022222.快进、工进和快退时间t1=(0.4-0.2)/0.1=2st2=0.2/0.02=10st3=0.2/0.0004=500st4=0.4/0.1=4s近似求得：快进时间工进最短时间工进最长时间快退时间t1=(0.4-0.2)/0.1=2st2=0.2/0.02=10st3=0.2/0.0004=500st4=0.4/0.1=4s3.绘制液压缸的负载图和速度图根据上表数值，绘制出液压缸的F-t与v-t图如图所示：二•确定液压缸主要参数初选液压缸工作压力为pl=4MPa为减小液压泵的最大流量，空程时采用差动快速回路，为了满足工作台快进与快退速度相等，选用液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2:1，即d=0.71D。差动连接时，由于管路存在压力损失，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估算时取厶p=0.5MPa。为防止工作台突然前冲，取工进时背压p2=0.8MPa。取快退时背压为0.5MPa。计算液压缸主要尺寸由工进时推力计算液压缸无杆腔的直径4FrD= □——=74mm严Cpi-p2/2J按标准选取D=80mm,d=63mm。由此得出液压缸实际有效面积为:无杆腔：1Al=-nD2=5026.5mm24有杆腔：1A2=-ti(D2—巧=1909.3mm24

绘制液压缸工况图根据上述Al,A2值，可计算出液压缸各工作阶段的压力，流量和功率。如下表所示:工作循环计算公式液压缸推力F进油压力Pj所需流量Q输入功率P差动快进p=(F+ApA2)/(A]-A2)Q=v*(A]-A2)P=P*Qj2222N1.02MPa18.7L/min318W工进Pj=(F+p2A2)/A]Q=v*A]P=P*Qj15556N4.6MPa最小：0.12L/min最大：6.03L/min最小：9.2W最大：462W快退P.=(F+Apa)/Acj 12Q=v*A2P=P*Qj2222N2.48MPa11・46L/min474W绘出液压缸工况图:三•拟定液压系统原理图1•调速方式的选择：由工况得知，液压系统功率较小，工作阻力稳定，因此采用进油调速阀节流调速回路，回油路设置背压阀。确定供油方式： ：由工况得知，系统在快进快退时为大流量低压力，工进时为小流量大压力且持续时间长，选用高低压双泵供油方案。选择换向与速度换接回路 :系统已选择差动回路做快速回路。采用行程阀做速度换接环节。采用挡块下压行程开关控制电磁阀失得电。系统原理图如附图所示。四•选择液压元件液压泵及其驱动电机 [确定液压泵最高工作压力 ：由以上计算可知，液压缸整个工作循环中最大工作压力4.6Mpa,在调速阀进油路]上的压力损失为0.8Mpa，则泵的最高工作压力为：Pp1=4.6+0.8=5.4Mpa大流量泵只在快进快退时向液压缸供油，而快退时压力比快进时大，取进油路压力损失为0.4Mpa，则大流量泵最高工作压力为：Pp2=2.48+0.4=2.88Mpa |确定液压泵流量由以上计算可知，液压缸需要的最大流量为18.7L/min，取系统泄露系数为1.1，|则两台泵总流量应为：Qp=1.1*18.7L/min=20.57L/min由于溢流阀的最小流量2〜3L/min，取2L/min，工进时输入液压缸流量为0.12|L/min至6.03L/min。所以小流量液压泵的流量为：Qmin=2+0.12L/min=2.12L/minQmax=2+6.03L/min=8.03L/min选择液压泵规格查阅液压产品手册，选取PV2R126/33型双联叶片泵。 I选择电动机由以上计算可知，最大功率出现在快退阶段为474W，选泵总效率为0.75，则所需电机|功率为：ZP=474/0.75W=0.632KW根据查样本选用Y90L-6异步电动机。电动机额定功率1.1Kw，额定转速910r/min]2•阀类元件及辅助元件的选择(1)阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。见下表：:= I元件名称规格1额定流量L/min型号外控顺序阀4.875XY-F10D-P/O(P1)-1单向阀4.875AF3-Ea10B溢流阀3.375YF3-10B三位四通电磁换向阀8034YF3M-E10B单向行程调速阀9.75AQF3-E10B二位二通电磁换向阀2523EF3-E10B背压阀25FBF3-6B二位二通换向阀8.2122EF3-E10B滤油器11.47XLX-06-80五•液压缸的设计工作压力的确定工作压力可根据负载大小及设备类型来初步确定，根据F=15556N，选P=4MPa。工 工确定液压缸的内径D和活塞杆直径d有以上计算可知，D=80mmd=63mm则液压缸的实际计算工作压力为：P=4F/nD=4X15556/(nXO.O82)=3.1MPa则实际选取的工作压力P=4MP满足要求按最低工作速度验算液压缸的最小稳定速度。若验算后不能获得最小的稳定速度是，还需要响应加大液压缸的直径，直至满足稳定速度为止。q/v=0.05/10=5cm2由于A=32.43cm2>q/v,所以能满足最小稳定速度的要求。液压缸的壁厚和外径的计算—液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。Nq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，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算z$PD/2[Z]=3.5X0.08X1.4X90/2X25=8.82mm故取Z=10mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D12D+2Z=80+20=100mm液压缸工作行程的确定:■L=200+200=400mm缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算:无孔时：t$0.433D（P/【Z】）=40mm有孔时:t$0.433D{PD/【Z】（D2-d0）}1/2式中，t 缸盖有效厚度TOC\o"1-5"\h\zD 缸盖止口内直径 |D0 缸盖孔的直径 |6•最小寻向长度的确定Z当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为|Z '最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。Z对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求 |Z 'H>=L/20+D/2=400/20+80/2=60mmZZ '活塞的宽度B=（0.6〜1.0）D1=（0.6〜1.0）X110=66〜110mm故取B=70mm. 1六••验算液压系统性能1.回路压力损失验算管道直径按选定的液压元件接口尺寸确定为d=18mm，进、回油管长度取l=2m，:油液运动粘度取v=1X10人-4m2/s，油液密度取900kg/m3。工作循环中，进、回油路中的最大流量q=20.57L/min，由此计算雷诺数，得：Re=vd/v=4X20.57X10A-3/60X3.14X18X10A-3X1X10人-4=243V2300由此推断管路中油液均为层流。流速为：v=q/A=4X20.57X10人-3/60X3.14X(18X10A-3)A-2=1.35m/s因此沿程压力损失为：AP=(75/243)X(2/18X10A-30)X900X1.35人2/2=0.03X10A-6Pa根据以上计算结果，压力损失均小于估计值，不会使系统工作压力高于系统压力。2•系统发热与温升计算在整个循环中，由于工进阶段所占时间最长，所以考虑工进时的温升。另外，变

量叶片泵随着压力的增加，泄漏也增加，功率损失出增加，效率也很低。此时泵的q=1.56Lmin泵iq=1.56Lmin泵i泵 缸则有：p=p/n=pq/n泵入 泵岀回 泵泵回=4.47X106X0.26/0.031=0.375KW缸)h=p (1—n )=p (1—缸)发热 泵入 系统 泵入 泵回=3.75X(1-0.031X0.80X0.9=0.367KW式中P—泵的输入功率泵入P’一泵的输出功率泵出带一单位时间进入液压系统的热量(KW)TOC\o"1-5"\h\z发执 ■本系统取油箱容积V=180L，油箱三边尺寸比例在1:1