喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 液壓傳動系統(tǒng)設計與計算 1 明確設計要求進行工況分析 在設計液壓系統(tǒng)時，首先應明確以下問題，并將其作為設計依據(jù)。 主機的用途、工藝過程、總體布局以及對液壓傳動裝置的位置和空間尺寸的要求； 主機對液壓系統(tǒng)的性能要求，如自動化程度、調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、換向定位精度以及對系統(tǒng)的效率、溫升等的要求；液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境，如溫度、濕度、振動沖擊以及是否有腐蝕性和易燃物質(zhì)存在等情況。 在上述工作的基礎上，應對主機進行工況分析，工況分析包括運動分析和動力分析，對復雜的系統(tǒng)還需編制負載和動作循環(huán)圖，由此了解液壓缸或液壓馬達的負載和速度隨時間變化的規(guī)律，以下對工況分析的內(nèi)容作具體介紹。 1.1 運動分析 主機的執(zhí)行元件按工藝要求的運動情況，可以用位移循環(huán)圖(L—t)，速度循環(huán)圖(v—t)，或速度與位移循環(huán)圖表示，由此對運動規(guī)律進行分析。 1.1.1 位移循環(huán)圖L—t 圖1.1為液壓機的液壓缸位移循環(huán)圖，縱坐標L表示活塞位移，橫坐標t表示從活塞啟動到返回原位的時間，曲線斜率表示活塞移動速度。 圖1.1 位移循環(huán)圖 1.1.2 速度循環(huán)圖v—t(或v—L) 工程中液壓缸的運動特點可歸納為三種類型。圖1.2為三種類型液壓缸的v—t圖，第一種如圖1.2中實線所示，液壓缸開始作勻加速運動，然后勻速運動， ? 圖1.2 速度循環(huán)圖 最后勻減速運動到終點；第二種，液壓缸在總行程的前一半作勻加速運動，在另一半作勻減速運動，且加速度的數(shù)值相等；第三種，液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加速度作勻加速運動，然后勻減速至行程終點。v—t圖的三條速度曲線，不僅清楚地表明了三種類型液壓缸的運動規(guī)律，也間接地表明了三種工況的動力特性。 1.2 動力分析 動力分析，是研究機器在工作過程中，其執(zhí)行機構(gòu)的受力情況，對液壓系統(tǒng)而言，就是研究液壓缸或液壓馬達的負載情況。 1.2.1 液壓缸的負載及負載循環(huán)圖 1.2.1.1 液壓缸的負載力計算 工作機構(gòu)作直線往復運動時，液壓缸必須克服的負載由六部分組成： 　　 (1.1) 式中：Fc為切削阻力；Ff為摩擦阻力；Fi為慣性阻力；Fg為重力；Fm為密封阻力；Fb為排油阻力。 1.2.1.2液壓缸運動循環(huán)各階段的總負載力 液壓缸運動循環(huán)各階段的總負載力計算，一般包括啟動加速、快進、工進、快退、減速制動等幾個階段，每個階段的總負載力是有區(qū)別的。 (1)啟動加速階段：這時液壓缸或活塞處于由靜止到啟動并加速到一定速度，其總負載力包括導軌的摩擦力、密封裝置的摩擦力(按缸的機械效率=0.9計算)、重力和慣性力等項，即： (1.2) (2)快速階段：  　(1.3) (3)工進階段：  　(1.4) (4)減速： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 (1.5) 對簡單液壓系統(tǒng)，上述計算過程可簡化。例如采用單定量泵供油，只需計算工進階段的總負載力，若簡單系統(tǒng)采用限壓式變量泵或雙聯(lián)泵供油，則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。 1.2.2 液壓馬達的負載 工作機構(gòu)作旋轉(zhuǎn)運動時，液壓馬達必須克服的外負載為：  　　　 (1.6) 1.2.2.1 工作負載力矩Me。工作負載力矩可能是定值，也可能隨時間變化，應根據(jù)機器工作條件進行具體分析。 1.2.2.2 摩擦力矩Mf。為旋轉(zhuǎn)部件軸頸處的摩擦力矩，其計算公式為： (1.7) 式中：G為旋轉(zhuǎn)部件的重量(N)；f為摩擦因數(shù)，啟動時為靜摩擦因數(shù)，啟動后為動摩擦因數(shù)；R為軸頸半徑(m)。 1.2.2.3 慣性力矩Mi。為旋轉(zhuǎn)部件加速或減速時產(chǎn)生的慣性力矩，其計算公式為： (1.8) 式中：ε為角加速度(r/s2)；Δω為角速度的變化(r/s)；Δt為加速或減速時間(s)；J為旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量()，。 式中：為回轉(zhuǎn)部件的飛輪效應()。 各種回轉(zhuǎn)體的可查《機械設計手冊》。 根據(jù)式(1.6)，分別算出液壓馬達在一個工作循環(huán)內(nèi)各階段的負載大小，便可繪制液壓馬達的負載循環(huán)圖 2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 2.1 液壓缸的設計計算 2.1.1 初定液壓缸工作壓力 液壓缸工作壓力主要根據(jù)運動循環(huán)各階段中的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮以下因素： 2.1.1.1 各類設備的不同特點和使用場合。 2.1.1.2 考慮經(jīng)濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重；壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的制造精度，密封性能要求高。 所以，液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式：一是根據(jù)機械類型選；二是根據(jù)切削負載選。 如表2.1、表2.2所示。 表2.1 按負載選執(zhí)行文件的工作壓力 負載/N ＜5000 500～10000 10000～20000 20000～30000 30000～50000 ＞50000 工作壓力/MPa ≤0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 ＞5 表2.2 按機械類型選執(zhí)行文件的工作壓力 機械類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械 工程機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa a≤2 3～5 ≤8 8～10 10～16 20～32 2.2 液壓馬達的設計計算 2.2.1 計算液壓馬達排量 液壓馬達排量根據(jù)下式?jīng)Q定： 　　　 (2.1) 式中：T為液壓馬達的負載力矩(N·m)；為液壓馬達進出口壓力差()；為液壓馬達的機械效率，一般齒輪和柱塞馬達取0.9～0.95，葉片馬達取0.8～0.9。 2.2.2 計算液壓馬達所需流量液壓馬達的最大流量 　　　　 (2.2) 式中：Vm為液壓馬達排量(m3/r)；nmax為液壓馬達的最高轉(zhuǎn)速(r/s)。 3 液壓元件的選擇 3.1 液壓泵的確定與所需功率的計算 3.1.1 液壓泵的確定 3.1.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力。液壓泵所需工作壓力的確定，主要根據(jù)液壓缸在工作循環(huán)各階段所需最大壓力p1，再加上油泵的出油口到缸進油口處總的壓力損失ΣΔp，即  (3.1) 包括油液流經(jīng)流量閥和其他元件的局部壓力損失、管路沿程損失等，在系統(tǒng)管路未設計之前，可根據(jù)同類系統(tǒng)經(jīng)驗估計，一般管路簡單的節(jié)流閥調(diào)速系統(tǒng)為(2～5)×105Pa，用調(diào)速閥及管路復雜的系統(tǒng)為(5～15)×105Pa，也可只考慮流經(jīng)各控制閥的壓力損失，而將管路系統(tǒng)的沿程損失忽略不計，各閥的額定壓力損失可從液壓元件手冊或產(chǎn)品樣本中查找，也可參照表1.3選取。 表3.1 常用中、低壓各類閥的壓力損失(Δpn) 閥名 Δpn(×105Pa) 閥名 Δpn (×105Pa) 閥名 Δpn (×105Pa) 閥名 Δpn (×105Pa) 單向閥 0.3～0.5 背壓閥 3～8 行程閥 1.5～2 轉(zhuǎn)閥 1.5～2 換向閥 1.5～3 節(jié)流閥 2～3 順序閥 1.5～3 調(diào)速閥 3～5 3.1.2 確定液壓泵的流量qB 泵的流量qB根據(jù)執(zhí)行元件動作循環(huán)所需最大流量qmax和系統(tǒng)的泄漏確定。 3.1.2.1多液壓缸同時動作時，液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸(或馬達)所需的最大流量，并應考慮系統(tǒng)的泄漏和液壓泵磨損后容積效率的下降，即 　　(3.2) 式中：K為系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；為同時動作的液壓缸(或馬達)的最大總流量(m3/s)。 3.1.2.2選擇液壓泵的規(guī)格：根據(jù)上面所計算的最大壓力pB和流量qB，查液壓元件產(chǎn)品樣本，選擇與pB和qB相當?shù)囊簤罕玫囊?guī)格型號。 表3.2 液壓泵的總效率 液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.6～0.7 0.65～0.80 0.60～0.75 0.80～0.85 ? 按上述功率和泵的轉(zhuǎn)速，可以從產(chǎn)品樣本中選取標準電動機，再進行驗算，使電動機發(fā)出最大功率時，其超載量在允許范圍內(nèi)。 3.2 閥類元件的選擇 3.2.1 選擇依據(jù) 選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等。 3.2.2 選擇閥類元件應注意的問題 3.2.2.1 應盡量選用標準定型產(chǎn)品，除非不得已時才自行設計專用件。 3.2.2.2 閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選??；選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，應考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求。 3.3 蓄能器的選擇 3.3.1 蓄能器用于補充液壓泵供油不足時，其有效容積為： 　　　 (3.3) 式中：A為液壓缸有效面積(m2)；L為液壓缸行程(m)；K為液壓缸損失系數(shù)，估算時可?。耍?.2；qB為液壓泵供油流量(m3/s)；t為動作時間(s)。 3.3.2 蓄能器作應急能源時，其有效容積為： 　 (3.4) 當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統(tǒng)中的一個環(huán)節(jié)與其關聯(lián)部分一起綜合考慮其有效容積。 根據(jù)求出的有效容積并考慮其他要求，即可選擇蓄能器的形式。 3.4 管道的選擇 3.4.1 油管類型的選擇 液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉(zhuǎn)彎和截面突變。 3.4.1.1 鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。 3.4.1.2 銅管：紫銅管工作壓力在6.5～10MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。 3.4.2 油管尺寸的確定 3.4.2.1 油管內(nèi)徑d按下式計算： d= (3.5) 式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；v為管道內(nèi)允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；壓力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。 3.4.2.2 油管壁厚δ按下式計算： (3.6) 式中：p為管內(nèi)最大工作壓力；n為安全系數(shù)，鋼管p＜7MPa時，取n=8；p＜17.5MPa時，取n=6；p＞17.5MPa時，取n=4。 根據(jù)計算出的油管內(nèi)徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管。 3.5 油箱的設計 油箱的作用是儲油，散發(fā)油的熱量，沉淀油中雜質(zhì)，逸出油中的氣體。 3.5.1 油箱設計要點 3.5.1.1 油箱應有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應保證系統(tǒng)中油液全部流回油箱時不滲出，油液液面不應超過油箱高度的80%。 3.5.1.2 吸箱管和回油管的間距應盡量大。 3.5.1.3 油箱底部應有適當斜度，泄油口置于最低處，以便排油。 3.6 濾油器的選擇 選擇濾油器的依據(jù)有以下幾點： 3.6.1 承載能力： 按系統(tǒng)管路工作壓力確定。 3.6.2 過濾精度： 按被保護元件的精度要求確定。 3.6.3 通流能力： 按通過最大流量確定。 3.6.4 阻力壓降： 應滿足過濾材料強度與系數(shù)要求。  4 液壓系統(tǒng)性能的驗算 為了判斷液壓系統(tǒng)的設計質(zhì)量，需要對系統(tǒng)的壓力損失、發(fā)熱溫升、效率和系統(tǒng)的動態(tài)特性等進行驗算。 4.1 管路系統(tǒng)壓力損失的驗算 當液壓元件規(guī)格型號和管道尺寸確定之后，就可以較準確的計算系統(tǒng)的壓力損失，壓力損失包括：油液流經(jīng)管道的沿程壓力損失、局部壓力損失和流經(jīng)閥類元件的壓力損失，即： (4.1) 系統(tǒng)的調(diào)整壓力： (4.2) 式中：P0為液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力；P1為執(zhí)行件的工作壓力。 如果計算出來的比在初選系統(tǒng)工作壓力時粗略選定的壓力損失大得多，應該重新調(diào) 整有關元件、輔件的規(guī)格，重新確定管道尺寸。 4.2 系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算 系統(tǒng)發(fā)熱來源于系統(tǒng)內(nèi)部的能量損失，如液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失、溢流閥的溢流損失、液壓閥及管道的壓力損失等。 系統(tǒng)發(fā)熱功率P的計算: 　　(4.3) 式中：PB為液壓泵的輸入功率(W)；η為液壓泵的總效率。 若一個工作循環(huán)中有幾個工序，則可根據(jù)各個工序的發(fā)熱量，求出系統(tǒng)單位時間的平均發(fā)熱量： (4.4) 式中：T為工作循環(huán)周期(s)；ti為第i個工序的工作時間(s)；pi為循環(huán)中第i個工序的輸入功率(W)。 4.3 系統(tǒng)效率驗算 液壓系統(tǒng)的效率是由液壓泵、執(zhí)行元件和液壓回路效率來確定的。 液壓回路效率nc一般可用下式計算： (4.5) 式中：p1，q1；p2，q2；……為每個執(zhí)行元件的工作壓力和流量；pB1，qB1；pB2，qB2為每個液壓泵的供油壓力和流量。 液壓系統(tǒng)總效率： (4.6) 式中：為液壓泵總效率；為執(zhí)行元件總效率；為回路效率。 5 繪制正式工作圖和編寫技術文件 經(jīng)過對液壓系統(tǒng)性能的驗算和必要的修改之后，便可繪制正式工作圖，它包括繪制液壓系統(tǒng)原理圖、系統(tǒng)管路裝配圖和各種非標準元件設計圖。 正式液壓系統(tǒng)原理圖上要標明各液壓元件的型號規(guī)格。對于自動化程度較高的機床，還應包括運動部件的運動循環(huán)圖和電磁鐵、壓力繼電器的工作狀態(tài)。 5.1 確定液壓系統(tǒng)參數(shù) 由工況分析中可知，工進階段的負載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負載力計算，根據(jù)液壓缸與負載的關系，選p1=40×105Pa。本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸回油腔應有背壓，設背壓p2=6×105Pa，為使快進快退速度相等，選用差動油缸，假定快進、快退的回油壓力損失為Δp=7×105Pa。 5.2 選擇液壓元件 5.2.1 選擇液壓泵和電動機 5.2.1.1 確定液壓泵的工作壓力。 前面已確定液壓缸的最大工作壓力為40×105Pa，選取進油管路壓力損失Δp=8×105Pa，其調(diào)整壓力一般比系統(tǒng)最大工作壓力大5×105Pa，所以泵的工作壓力PB＝(40＋8＋5)×105＝53×105Pa 這是高壓小流量泵的工作壓力。 液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，取其壓力損失Δp′＝4×105Pa，則快退時泵的工作壓力為： PB=(16.4＋4)×105＝20.4×105Pa 這是低壓大流量泵的工作壓力。 5.2.1.2 液壓泵的流量?？爝M時的流量最大，其值為30L/min，最小流量在工進時，其值為0.51L/min，取K＝1.2， 則： qB＝1.2×0.5×10-3=36L/min 由于溢流閥穩(wěn)定工作時的最小溢流量為3L/min，故小泵流量取3.6L/min。 根據(jù)以上計算，選用YYB-AA36/6B型雙聯(lián)葉片泵。 5.2.1.3 確定管道尺寸:根據(jù)工作壓力和流量，按式(3.5)、式(3.6)確定管道內(nèi)徑和壁厚。(從略) 5.2.1.4 確定油箱容量油箱容量可按經(jīng)驗公式估算，取V＝(5～7)q。 本例中：V＝6q＝6(6＋36)＝252L有關系統(tǒng)的性能驗算從略。