動力滑臺課程設計

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　一 設計要求及工況分析- 1 -</p><p>　　1．設計要求- 1 -</p><p>　　2．負載與運動分析- 1 -</p><p>　　二  確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)- 2 -</p><p>　　1．初選液

2、壓缸工作壓力- 2 -</p><p>　　2．計算液壓缸主要尺寸- 3 -</p><p>　　三 擬定液壓系統(tǒng)原理圖- 5 -</p><p>　　1．選擇基本回路- 5 -</p><p>　　2．組成液壓系統(tǒng)- 6 -</p><p>　　四 計算和選擇液壓件- 7 -</p><

3、;p>　　1．確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率- 7 -</p><p>　　2．確定其它元件及輔件- 8 -</p><p>　　五  驗算液壓系統(tǒng)性能- 10 -</p><p>　　1．驗算系統(tǒng)壓力損失- 10 -</p><p>　　2．驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升- 12 -</p><p>　　

4、六、液壓缸主要尺寸的確定- 13 -</p><p>　　1.由上述計算液壓缸得：- 13 -</p><p>　　2.液壓缸壁厚和外徑計算：- 13 -</p><p>　　3.液壓缸工作行程的確定- 14 -</p><p>　　4.缸蓋厚度的確定- 14 -</p><p>　　5.最小尋向長度的確定

5、- 14 -</p><p>　　6.缸體長度的確定- 14 -</p><p>　　七 參考文獻- 15 -</p><p>　　一 設計要求及工況分析</p><p><b>　　1．設計要求</b></p><p>　　要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進__工進__快退__停止。主

6、要性能參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力為F=20000N，移動部件總重力為G=10000N,快進行程為L1=200mm，快進與快退速度為v1=v3=4m/min,工進行程為L2=50mm，工進速度為v2=30-120mm/min,加速、減速時間均為=0.2s,利用平導軌，靜摩擦系數(shù)為=0.2，動摩擦系數(shù)為=0.1。要求活塞桿固定，油缸與工作臺連接。</p><p><b>　　2．負載與運動分析</

7、b></p><p>　　(1) 工作負載 工作負載即為切削力FL=20000N。</p><p>　　(2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：</p><p>　　靜摩擦阻力      Ffs=G=0.2×10000=2000N </p><p>　　動摩擦阻力

8、 Ffd=G=0.1×10000=1000N</p><p>　　(3) 慣性負載 Fi ===340N</p><p><b>　　(4) 運動時間 </b></p><p>　　快進            

9、;  t1=</p><p>　　工進              t2=</p><p>　　快退            &

10、#160; t3=</p><p>　　設液壓缸的機械效率ηcm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。</p><p>　　表1液壓缸各階段的負載和推力 </p><p>　　根據(jù)液壓缸在上述各階段的負載和運動時間，就可繪制出負載循環(huán)圖 F-t和速度循環(huán)圖v-t，如圖1所示。</p><p>　　二

11、0; 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)</p><p>　　1．初選液壓缸工作壓力</p><p>　　所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。</p><p>　　2．計算液壓缸主要尺寸</p><p>　　鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1

12、=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。</p><p>　　表2 按負載選擇工作壓力 </p><p>　　表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 </p><p>　　表4 執(zhí)行元件背壓力 </p><p>　　表5 按工作壓力選取d/D &l

13、t;/p><p>　　表6 按速比要求確定d/D </p><p>　　注： v1—無桿腔進油時活塞運動速度；</p><p>　　v2—有桿腔進油時活塞運動速度。</p><p>　　由式 p1A1-p2A2=</p><p>　　得 A1==m2=6.310-3</p><p>　

14、　則活塞直徑         D=m=0.09m=90mm</p><p>　　參考表5及表6，得d 0.71D =64mm，圓整后取標準數(shù)值得 D=90mm， d=60mm。</p><p>　　由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為</p><p><b>　　A1=

15、=</b></p><p>　　A2==3.5310-3m2</p><p>　　根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。</p><p>　　表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 </p><p>　　注：1.  Δp為液壓缸差動連接

16、時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。</p><p>　　2．快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。</p><p>　　三 擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p><b>　　1．選擇基本回路</b></p><p>　　(1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小

17、，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。</p><p>　　(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/(6.3×

18、10-3) 80；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(3+3.75)/50=0.135。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。</p><p>　　(3

19、) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。</p><p>　　(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大（v1/ v2=0.067/10-3=67），為減少速度換接時的液壓沖

20、擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。</p><p>　　(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。</p><p><b>　　2

21、．組成液壓系統(tǒng)</b></p><p>　　將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。</p><p>　　在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流 回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆

22、孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。</p><p>　　四 計算和選擇液壓件</p><p>　　1．確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率</p><p>　　(1) 計算液壓泵的最大工作壓力</p><p>　　小流量泵在快進和工進時都

23、向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=4.04MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>　　Pp1=(4.04+0.6+0.5)MPa=5.14MPa</p><p>　　大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，

24、快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.31MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>　　Pp2=1.31+0.3=1.61MPa</p><p>　　(2) 計算液壓泵的流量</p><p>　　由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5

25、15;10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為</p><p>　　qpKq1=1.1/s=33L/min</p><p>　　考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為6.3×10-6 m3/s =0.378L/min，則小流量泵的流量最少應為3.378L/min。</p><p>　　(3) 確定液壓泵的規(guī)格和

26、電動機功率</p><p>　　根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為</p><p>　　qp=qp1+qp2&

27、lt;/p><p><b>　　=(6L/min</b></p><p><b>　　=33L/min</b></p><p>　　由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為</p><p>　　pKW=1.11KW</p><p>

28、;　　根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。</p><p>　　2．確定其它元件及輔件</p><p>　　(1) 確定閥類元件及輔件</p><p>　　根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額

29、定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。</p><p>　　表8液壓元件規(guī)格及型號 </p><p>　　*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。</p><p><b>　　(2) 確定油管</b></p><p>　　在選定了液壓

30、泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表9所列。</p><p>　　表9各工況實際運動速度、時間和流量 </p><p>　　表10允許流速推薦值 </p><p>　　由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。</p><p>　　根據(jù)表9數(shù)值

31、，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取 v=4 m/s，由式 d=計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為</p><p>　　d==mm=19.9mm</p><p>　　d==mm=17.68mm</p><p>　　為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。</p><p><b>

32、　　(3) 確定油箱</b></p><p>　　油箱的容量按式V= 估算，其中α為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F(xiàn)取α=6，得</p><p><b>　　V==6=220L</b></p><p>　　五  驗算液壓系統(tǒng)性能</p><p>　　1

33、．驗算系統(tǒng)壓力損失</p><p>　　由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取 =，油液的密度取</p><p>　　(1) 判斷流動狀態(tài)</p><p>　　在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=

34、70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)：</p><p><b>　　=625</b></p><p>　　也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。</p><p>　　(2) 計算系統(tǒng)壓力損失</p><p>　　將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)&

35、lt;/p><p><b>　　和油液在管道內(nèi)流速</b></p><p>　　同時代入沿程壓力損失計算公式 ，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得</p><p><b>　　= =0.5478</b></p><p>　　可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。</p><

36、;p>　　在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失常按下式作經(jīng)驗計算</p><p>　　各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算</p><p>　　其中的由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：</p><p><b>　　1．快進</b></p><

37、;p>　　滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。</p><p>　　在進油路上，壓力損失為</p><p>　　在回油路上，壓力損失分別為</p><p>　　將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 </p>

38、<p><b>　　2．工進</b></p><p>　　滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為</p>

39、<p><b>　　此值略小于估計值。</b></p><p>　　在回油路上總的壓力損失為</p><p><b>　　=0.66Mpa</b></p><p>　　該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。</p><p>　　按表

40、7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為</p><p><b>　　=3.99MPa</b></p><p><b>　　此略高于表7數(shù)值。</b></p><p>　　考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為</p><p>　　此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥

41、10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p><b>　　3．快退</b></p><p>　　滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為</p><p>　　此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。<

42、/p><p>　　在回油路上總的壓力損失為</p><p>　　此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。</p><p>　　大流量泵的工作壓力為</p><p>　　Pp2=p1+=1.43+0.048=1.48mpa</p><p>　　此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p&

43、gt;　　2．驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升</p><p>　　由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失</p><p>　　pp2==0.3=0.0588mpa</p><p>　　液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率</p><p>

44、;<b>　　==534.4W</b></p><p>　　液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率</p><p>　　Pc=Fv2=21000w=21w</p><p>　　由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為</p><p>　　H=pr-pc=(534.4-21)w=513.4w</p><p&

45、gt;　　按式 計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即</p><p><b>　　°C</b></p><p>　　其中傳熱系數(shù)K=15 W/（m2·°C）。</p><p>　　設環(huán)境溫T2=25°C，則熱平衡溫度為</p><p><b>　　°C &l

46、t;/b></p><p>　　油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。</p><p>　　六、液壓缸主要尺寸的確定</p><p>　　1.由上述計算液壓缸得：</p><p>　　液壓缸工作壓力：P=4MPa</p><p>　　液壓缸內(nèi)徑： D=90mm</p><

47、;p>　　活塞桿直徑： d=60mm</p><p>　　2.液壓缸壁厚和外徑計算：</p><p>　　在工程機械中，液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算，液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒。</p><p>　　液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚δ的比值D/δ

48、≥10的圓筒成為薄壁圓筒，此系統(tǒng)的液壓缸用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：</p><p><b>　　δ≥PD/2［δ］</b></p><p>　　式中δ——液壓缸壁厚</p><p><b>　　D——液壓缸內(nèi)徑</b></p><p>　　P——試驗壓力，為1.

49、25×4=5MPa</p><p>　?。郐模荨淄膊牧系脑S用應力，取100MPa</p><p>　　按經(jīng)驗選擇壁厚δ=5mm≥PD/2［δ］=2.25mm</p><p><b>　　故取δ=5mm</b></p><p>　　液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為</p><p&

50、gt;　　D1≥D+2δ=90+2×5=100mm</p><p><b>　　取D1=100mm</b></p><p>　　3.液壓缸工作行程的確定</p><p>　　根據(jù)執(zhí)行機構實際，作最大行程來確定，并參照表2-6中系列尺寸取標準值，則L=250mm</p><p><b>　　4.缸蓋厚度

51、的確定</b></p><p>　　一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進行近似計算</p><p>　　無孔時：t≥0.433D2（P／［δ］）½=0.433×90×（4/100）½=7.8mm</p><p>　　有孔時：t≥0.433D2{PD2／（［δ］（D－d））}½=

52、11.7mm</p><p>　　式中，t——缸蓋有效厚度</p><p>　　D——缸蓋止口內(nèi)直徑</p><p><b>　　d——缸蓋孔的直徑</b></p><p>　　5.最小尋向長度的確定</p><p>　　當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H稱為最小導向

53、長度過小，將使液壓缸的初試撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的最小導向長度。</p><p>　　對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求</p><p>　　H≥L/20+D/2=250/20+90/2=57.5mm</p><p><b>　　取H=58mm</b></p><p>　　式中

54、L——液壓缸的最大行程</p><p><b>　　D——液壓缸的內(nèi)徑</b></p><p>　　活塞的寬度B一般取B=（0.6~1.0）D=54~90mm</p><p>　　缸蓋滑動支撐面的長度L1根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定</p><p>　　∵D≥90mm，故取L1=（0.6~1.0）d=36~60mm</p&

55、gt;<p>　　隔套長度C=H-1/2（A+B）= 58-1/2×（36+54）=13mm</p><p><b>　　6.缸體長度的確定</b></p><p>　　液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般的液壓缸的缸體長度不應大于內(nèi)徑地20~30倍</p><p&g

56、t;<b>　　七 參考文獻</b></p><p>　　【1】宋學義，液壓氣動手冊，北京，機械工業(yè)出版社，1995</p><p>　　【2】左建民，液壓與氣壓傳動，北京，機械工業(yè)出版社，2008</p><p>　　【3】章宏甲，液壓與氣壓傳動，北京，機械工業(yè)出版社，2003</p><p>　　【4】周士昌，液壓系