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  確定液壓系統主要參數- 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 擬定液壓系統原理圖- 5 -</p><p>　　1．選擇基本回路- 5 -</p><p>　　2．組成液壓系統- 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  驗算液壓系統性能- 10 -</p><p>　　1．驗算系統壓力損失- 10 -</p><p>　　2．驗算系統發(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的工作循環(huán)是：快進__工進__快退__停止。主

6、要性能參數與性能要求如下：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，靜摩擦系數為=0.2，動摩擦系數為=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; 確定液壓系統主要參數</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 擬定液壓系統原理圖</p><p><b>　　1．選擇基本回路</b></p><p>　　(1) 選擇調速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統功率較小

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。由于系統選用節(jié)流調速方式，系統必然為開式循環(huán)系統。</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，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快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵方案，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快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，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 由于本系統滑臺由快進轉為工進時，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) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調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定，無需另設調壓回路。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</b></p><p>　　將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，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，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，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，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?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現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>　　根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，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，這時液壓泵的驅動電動機功率為</p><p>　　pKW=1.11KW</p><p>

28、;　　根據此數值查閱產品樣本，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>　　根據系統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>　　根據表9數值

31、，按表10推薦的管道內允許速度取 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徑分別為</p><p>　　d==mm=19.9mm</p><p>　　d==mm=17.68mm</p><p>　　為了統一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑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為經驗系數，低壓系統，α=2～4；中壓系統，α=5～7；高壓系統，α=6～12。現取α=6，得</p><p><b>　　V==6=220L</b></p><p>　　五  驗算液壓系統性能</p><p>　　1

33、．驗算系統壓力損失</p><p>　　由于系統管路布置尚未確定，所以只能估算系統壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現取進、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：</p><p><b>　　=625</b></p><p>　　也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（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) 計算系統壓力損失</p><p>　　將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數&

35、lt;/p><p><b>　　和油液在管道內流速</b></p><p>　　同時代入沿程壓力損失計算公式 ，并將已知數據代入后，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驗計算</p><p>　　各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算</p><p>　　其中的由產品樣本查出，qn和q數值由表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、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥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，是調整溢流閥

41、10的調整壓力的主要參考數據。</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>　　此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。</p><p&

43、gt;　　2．驗算系統發(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 計算工進時系統中的油液溫升，即</p><p><b>　　°C</b></p><p>　　其中傳熱系數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，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，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(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根據液壓缸內徑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