液壓與氣動技術(shù)課程設計范文.doc
天津廣播電視大學
機械設計制造及其自動化專業(yè)(本科)
《液壓氣動控制技術(shù)》課程設計
題目 液壓氣動控制技術(shù)
姓名
學號
辦學單位
日 期 2014年 12月 20日
目 錄
一.液壓系統(tǒng)原理圖設計計算………………………………2
二.計算和選擇液壓件………………………………………7
三.驗算液壓系統(tǒng)性能………………………………………12
四、液壓缸的設計計算………………………………………14
參考文獻………………………………………………………16
任務書(附頁)
一.液壓系統(tǒng)原理圖設計計算
技術(shù)參數(shù)和設計要求
設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng),其工作循環(huán)是:快進→工進→快退→停止。主要參數(shù):軸向切削力為30000N,移動部件總重力為10000N,快進行程為150mm,快進與快退速度均為4.2m/min。工進行程為30mm,工進速度為0.05m/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,油缸與工作臺聯(lián)接。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。
一 工況分析
首先,根據(jù)已知條件,繪制運動部件的速度循環(huán)圖(圖1-1):
圖1-1 速度循環(huán)圖
其次,計算各階段的外負載并繪制負載圖,根據(jù)液壓缸所受外負載情況,進行如下分析:
啟動時:靜摩擦負載
加速時:慣性負載
快進時:動摩擦負載
工進時:負載
快退時:動摩擦負載
其中,為靜摩擦負載,為動摩擦負載,F(xiàn)為液壓缸所受外加負載,為運動部件速度變化時的慣性負載,為工作負載。
根據(jù)上述計算結(jié)果,列出各工作階段所受外載荷表1-1,如下:
表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載
工作循環(huán)
外負載(N)
工作循環(huán)
外負載(N)
啟動,加速
2350
工進
31000
快進
1000
快退
1000
根據(jù)上表繪制出負載循環(huán)圖,如圖1-2所示:
圖1-2 負載循環(huán)圖
二 擬定液壓系統(tǒng)原理圖
(1)確定供油方式:
考慮到該機床在工作進給時負載較大,速度較低。而在快進快退時負載較小、速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮,泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油。現(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。如下圖:
(2)調(diào)速方式的選擇:
在專用機床的液壓系統(tǒng)中,進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調(diào)速閥。根據(jù)專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點,決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高,發(fā)熱小和速度剛性好的特點,并且調(diào)速閥裝在回油路上,具有承受負載切削力的能力。如下圖所示:
(3)速度換接方式的選擇:
本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢換接回路,它的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便,閥的安裝也較容易,但速度換接的平穩(wěn)性較差,若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性,則可改用行程閥切換的速度換接回路。如下圖所示:
最后把所選擇液壓回路組合起來,即可組合成如附圖所示液壓系統(tǒng)原理圖。
液壓系統(tǒng)原理圖見附圖。
二.計算和選擇液壓件
1.確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率
(1)計算液壓泵的最大工作壓力
小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油,由表可知液壓缸在工進時工作壓力最大,最大工作壓力為3,91Mpa,如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中,選取油路上的總壓力損失為∑ΔP=0.6Mpa,考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差ΔPe=0.5Mpa,則小泵的最高工作壓力估算為:
大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油,快退時液壓缸的工作壓力為P1=1.4Mpa,比快進時大,考慮到快退時供油不通過調(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∑ΔP=0.3Mpa,則大流量泵的最高工作壓力估算為:
(2)計算液壓泵的流量
由表可知,油源向液壓缸輸入的最大流量為0.410-3m3/s,如取回油泄漏系數(shù)K=1.1,則兩個泵的總流量為:
考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min,工進時的流量為0.7910-5m3/s=0.474L/min,則小泵的流量最少應為3.474L/min.
(3)確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率
根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值,并考慮液壓泵存在容積損失,最后確定選取PV2R12-6/26型葉片泵,其小泵和大泵的排量分別為6mL/r和26mL/r,當液壓泵的轉(zhuǎn)速Np=720r/min時,其理論流量分別為4.32mL/r和18.72mL/r,若取液壓泵的容積效率為
ηv=0.8,這時液壓泵的實際輸出流量為:
由于液壓缸在快退時輸入功率最大,若取液壓泵的容積效率為ηp=0.8,這時液壓泵的驅(qū)動電機功率為:
根據(jù)此數(shù)值查表,選用規(guī)格相近的Y160M1-8型電動機,其額定功率為4KW,額度轉(zhuǎn)速為720r/min。
2.確定其它元件及輔件
(1)確定閥類元件及輔件
根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各類閥類元件及輔件的實際流量,查閱手冊,選出的閥類元件和輔件規(guī)格如列表所示,其中溢流閥按小泵的額定流量選取,調(diào)速閥選用Q-6B型,其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min,小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5 L/min
元件名稱
通過的最大流量
型號
規(guī)格
額定流量
額定壓力
額定壓降
葉片泵
-----
PV2R12-6/22
3.888/16.848
16
----
電液換向閥
70
35DY-100BY
100
6.3
0.3
行程閥
62。1
22C-100BH
100
6.3
0.3
調(diào)速閥
<1
Q-6B
6
6.3
----
單向閥
70
I-100B
100
6.3
0.2
單向閥
29.3
I-100B
100
6.3
0.2
液控順序閥
28.1
XY-63B
63
6.3
0.3
背壓閥
<1
B-10B
10
6.3
----
溢流閥
5.1
Y-10B
10
6.3
----
單向閥
27.9
I-100B
100
6.3
0.2
濾油器
36.6
XU-80X200
80
6.3
0.02
壓力表開關
-----
K-6B
----
----
----
單向閥
70
I-100B
100
6.3
0.2
壓力繼電器
-----
PF-B8L
----
14
----
(2)確定油管
在選定了液壓泵后,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,與原數(shù)值不同,重新計算的結(jié)果如下表:
快進
工進
快退
q1=39.3L/min
q1=0.474L/min
q1=20.8L/min
q2=18.5L/min
q2=0.22L/min
q2=44.2L/min
v1=0.069m/s
v2=0.05m/s
v3=0.077m/s
t1=2.17s
t2=36s
t3=2.34s
由上表可以看出,液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。
按照上表中的數(shù)值,取管道內(nèi)允許速度v=4m/s,由式:
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:
為了統(tǒng)一規(guī)格,按手冊查得選取所有管子均為內(nèi)徑20mm,外徑28mm的10號冷拔鋼管。
(3)確定油箱
油箱的容積按式估算,其中α為經(jīng)驗系數(shù),現(xiàn)取α=6得:
三.驗算液壓系統(tǒng)性能
1.驗算系統(tǒng)壓力損失
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?,F(xiàn)取進回油管道長l=2m,油液的運動粘度ν=110-4m2/s。油液的密度ρ=0.9174103 kg / m3
(1)判斷流動狀態(tài)
在快進工進和快退工況下,進回油管路中所通過的流量以快退時回油流量為最大,此時,油液流動的雷諾數(shù)
也為最大,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流動狀態(tài)全為層流。
(2)計算系統(tǒng)壓力損失
將層流流動的狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)的流速同時代入沿程壓力損失計算公式,并將數(shù)據(jù)代入得:
在管道結(jié)構(gòu)未確定的情況下,管道的局部壓力損失
閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算:
滑臺在快進、工進、快退工況下的壓力損失計算如下:
1.快進
在進油路上,壓力損失分別為:
在回油路上,壓力損失為:
將回油路上的壓力損失折算到進油路上去,便可得到差動快速運動時的總的壓力損失為:
2.工進
在進油路上,在調(diào)速閥處的壓力損失為0.5Mpa,在回油路上,在背壓閥處的壓力損失為0.6Mpa,忽略管路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:
此值略小于估計值。
在回油路上的總壓力損失為:
該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.61Mpa,此值與初算時選取的背壓值基本相符。
重新計算液壓缸的工作壓力為:
此值與前面表中所列數(shù)值相符,考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Δpe=0.5Mpa,則小流量泵的工作壓力為:
此值與估算值基本相符,是調(diào)整溢流閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
3.快退
在進油路上總的壓力損失為:
此值遠小于估計值,因此液壓泵的驅(qū)動電機的功率是足夠的。
在回油路上總的壓力損失為:
此值與表中數(shù)值基本相符,故不必重算。
大流量泵的工作壓力為:
此值是調(diào)整液控順序閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
2.驗算系統(tǒng)發(fā)熱與升溫
由于工進在整個工作循環(huán)中占90%,所以系統(tǒng)的發(fā)熱與升溫可按工進工況來算,在工進時,大流量泵的出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失:
液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率
液壓系統(tǒng)的輸出有效功率即為液壓缸的輸出有效功率
由此計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為:
按式
其中傳熱系數(shù)
設環(huán)境溫度,則熱平衡溫度為:
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。
四.液壓缸的設計計算
1.液壓缸的主要尺寸的確定
(1) 工作壓力p的確定:工作壓力p可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定,現(xiàn)參考相關表取液壓缸的工作壓力為3Mpa。
(2) 計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d:由負載圖可知最大負載為31000N,按照相關表可取背壓為0.5 Mpa液壓缸機械效率可取為0.95,考慮到快進快退速度相等,根據(jù)相關表取d/D為0.7。
根據(jù)以上條件來求液壓缸的相關尺寸:
1. 液壓缸內(nèi)徑:
則根據(jù)相關表,將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=125mm。
2. 活塞桿直徑d:
由d/D=0.7,可求得d=0.7D,則d=87.5,根據(jù)表圓整后取為標準系列直徑d=90mm
按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度,
由
式中:是由產(chǎn)品樣本查得最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。
由于調(diào)速閥是安裝在回油路上,故液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積,即:
即,可得液壓缸能達到所需低速。
3. 液壓缸的壁厚和外徑的計算:
求得:
故液壓缸外徑D1D+2=125+52=177mm
4. 液壓缸工作行程的確定需根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)來確定,故這里不做討論。
5. 計算在各工作階段液壓缸所需的流量
2.由以上液壓缸的基本尺寸,就可以選擇相配套的液壓元件,這里不做討論。
3液壓缸裝配圖如附圖所示。
參考文獻
[1]雷天黨. 新編液壓工程手冊[M]. 北京;北京理工大學出版社 1998
[2]路甬祥. 液壓與氣動技術(shù)手冊[M]. 北京;機械工業(yè)出版社 2002
[3]章宏甲. 液壓與氣壓傳動[M]. 北京;機械工業(yè)出版社 2003
[4]林建亞,何存興. 液壓元件[M]. 北京;機械工業(yè)出版社 1988
[5]從莊遠,劉震北. 液壓技術(shù)基本理論[M]. 哈爾濱;哈爾濱工業(yè)大學出版社 1989
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液壓
氣動
技術(shù)
課程設計
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天津廣播電視大學
機械設計制造及其自動化專業(yè)(本科)
《液壓氣動控制技術(shù)》課程設計
題目 液壓氣動控制技術(shù)
姓名
學號
辦學單位
日 期 2014年 12月 20日
目 錄
一.液壓系統(tǒng)原理圖設計計算………………………………2
二.計算和選擇液壓件………………………………………7
三.驗算液壓系統(tǒng)性能………………………………………12
四、液壓缸的設計計算………………………………………14
參考文獻………………………………………………………16
任務書(附頁)
一.液壓系統(tǒng)原理圖設計計算
技術(shù)參數(shù)和設計要求
設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng),其工作循環(huán)是:快進→工進→快退→停止。主要參數(shù):軸向切削力為30000N,移動部件總重力為10000N,快進行程為150mm,快進與快退速度均為4.2m/min。工進行程為30mm,工進速度為0.05m/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,油缸與工作臺聯(lián)接。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。
一 工況分析
首先,根據(jù)已知條件,繪制運動部件的速度循環(huán)圖(圖1-1):
圖1-1 速度循環(huán)圖
其次,計算各階段的外負載并繪制負載圖,根據(jù)液壓缸所受外負載情況,進行如下分析:
啟動時:靜摩擦負載
加速時:慣性負載
快進時:動摩擦負載
工進時:負載
快退時:動摩擦負載
其中,為靜摩擦負載,為動摩擦負載,F(xiàn)為液壓缸所受外加負載,為運動部件速度變化時的慣性負載,為工作負載。
根據(jù)上述計算結(jié)果,列出各工作階段所受外載荷表1-1,如下:
表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載
工作循環(huán)
外負載(N)
工作循環(huán)
外負載(N)
啟動,加速
2350
工進
31000
快進
1000
快退
1000
根據(jù)上表繪制出負載循環(huán)圖,如圖1-2所示:
圖1-2 負載循環(huán)圖
二 擬定液壓系統(tǒng)原理圖
(1)確定供油方式:
考慮到該機床在工作進給時負載較大,速度較低。而在快進快退時負載較小、速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮,泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油?,F(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。如下圖:
(2)調(diào)速方式的選擇:
在專用機床的液壓系統(tǒng)中,進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調(diào)速閥。根據(jù)專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點,決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高,發(fā)熱小和速度剛性好的特點,并且調(diào)速閥裝在回油路上,具有承受負載切削力的能力。如下圖所示:
(3)速度換接方式的選擇:
本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢換接回路,它的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便,閥的安裝也較容易,但速度換接的平穩(wěn)性較差,若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性,則可改用行程閥切換的速度換接回路。如下圖所示:
最后把所選擇液壓回路組合起來,即可組合成如附圖所示液壓系統(tǒng)原理圖。
液壓系統(tǒng)原理圖見附圖。
二.計算和選擇液壓件
1.確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率
(1)計算液壓泵的最大工作壓力
小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油,由表可知液壓缸在工進時工作壓力最大,最大工作壓力為3,91Mpa,如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中,選取油路上的總壓力損失為∑ΔP=0.6Mpa,考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差ΔPe=0.5Mpa,則小泵的最高工作壓力估算為:
大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油,快退時液壓缸的工作壓力為P1=1.4Mpa,比快進時大,考慮到快退時供油不通過調(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∑ΔP=0.3Mpa,則大流量泵的最高工作壓力估算為:
(2)計算液壓泵的流量
由表可知,油源向液壓缸輸入的最大流量為0.410-3m3/s,如取回油泄漏系數(shù)K=1.1,則兩個泵的總流量為:
考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min,工進時的流量為0.7910-5m3/s=0.474L/min,則小泵的流量最少應為3.474L/min.
(3)確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率
根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值,并考慮液壓泵存在容積損失,最后確定選取PV2R12-6/26型葉片泵,其小泵和大泵的排量分別為6mL/r和26mL/r,當液壓泵的轉(zhuǎn)速Np=720r/min時,其理論流量分別為4.32mL/r和18.72mL/r,若取液壓泵的容積效率為
ηv=0.8,這時液壓泵的實際輸出流量為:
由于液壓缸在快退時輸入功率最大,若取液壓泵的容積效率為ηp=0.8,這時液壓泵的驅(qū)動電機功率為:
根據(jù)此數(shù)值查表,選用規(guī)格相近的Y160M1-8型電動機,其額定功率為4KW,額度轉(zhuǎn)速為720r/min。
2.確定其它元件及輔件
(1)確定閥類元件及輔件
根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各類閥類元件及輔件的實際流量,查閱手冊,選出的閥類元件和輔件規(guī)格如列表所示,其中溢流閥按小泵的額定流量選取,調(diào)速閥選用Q-6B型,其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min,小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5 L/min
元件名稱
通過的最大流量
型號
規(guī)格
額定流量
額定壓力
額定壓降
葉片泵
-----
PV2R12-6/22
3.888/16.848
16
----
電液換向閥
70
35DY-100BY
100
6.3
0.3
行程閥
62。1
22C-100BH
100
6.3
0.3
調(diào)速閥
<1
Q-6B
6
6.3
----
單向閥
70
I-100B
100
6.3
0.2
單向閥
29.3
I-100B
100
6.3
0.2
液控順序閥
28.1
XY-63B
63
6.3
0.3
背壓閥
<1
B-10B
10
6.3
----
溢流閥
5.1
Y-10B
10
6.3
----
單向閥
27.9
I-100B
100
6.3
0.2
濾油器
36.6
XU-80X200
80
6.3
0.02
壓力表開關
-----
K-6B
----
----
----
單向閥
70
I-100B
100
6.3
0.2
壓力繼電器
-----
PF-B8L
----
14
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(2)確定油管
在選定了液壓泵后,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,與原數(shù)值不同,重新計算的結(jié)果如下表:
快進
工進
快退
q1=39.3L/min
q1=0.474L/min
q1=20.8L/min
q2=18.5L/min
q2=0.22L/min
q2=44.2L/min
v1=0.069m/s
v2=0.05m/s
v3=0.077m/s
t1=2.17s
t2=36s
t3=2.34s
由上表可以看出,液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。
按照上表中的數(shù)值,取管道內(nèi)允許速度v=4m/s,由式:
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:
為了統(tǒng)一規(guī)格,按手冊查得選取所有管子均為內(nèi)徑20mm,外徑28mm的10號冷拔鋼管。
(3)確定油箱
油箱的容積按式估算,其中α為經(jīng)驗系數(shù),現(xiàn)取α=6得:
三.驗算液壓系統(tǒng)性能
1.驗算系統(tǒng)壓力損失
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?,F(xiàn)取進回油管道長l=2m,油液的運動粘度ν=110-4m2/s。油液的密度ρ=0.9174103 kg / m3
(1)判斷流動狀態(tài)
在快進工進和快退工況下,進回油管路中所通過的流量以快退時回油流量為最大,此時,油液流動的雷諾數(shù)
也為最大,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流動狀態(tài)全為層流。
(2)計算系統(tǒng)壓力損失
將層流流動的狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)的流速同時代入沿程壓力損失計算公式,并將數(shù)據(jù)代入得:
在管道結(jié)構(gòu)未確定的情況下,管道的局部壓力損失
閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算:
滑臺在快進、工進、快退工況下的壓力損失計算如下:
1.快進
在進油路上,壓力損失分別為:
在回油路上,壓力損失為:
將回油路上的壓力損失折算到進油路上去,便可得到差動快速運動時的總的壓力損失為:
2.工進
在進油路上,在調(diào)速閥處的壓力損失為0.5Mpa,在回油路上,在背壓閥處的壓力損失為0.6Mpa,忽略管路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:
此值略小于估計值。
在回油路上的總壓力損失為:
該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.61Mpa,此值與初算時選取的背壓值基本相符。
重新計算液壓缸的工作壓力為:
此值與前面表中所列數(shù)值相符,考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Δpe=0.5Mpa,則小流量泵的工作壓力為:
此值與估算值基本相符,是調(diào)整溢流閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
3.快退
在進油路上總的壓力損失為:
此值遠小于估計值,因此液壓泵的驅(qū)動電機的功率是足夠的。
在回油路上總的壓力損失為:
此值與表中數(shù)值基本相符,故不必重算。
大流量泵的工作壓力為:
此值是調(diào)整液控順序閥的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。
2.驗算系統(tǒng)發(fā)熱與升溫
由于工進在整個工作循環(huán)中占90%,所以系統(tǒng)的發(fā)熱與升溫可按工進工況來算,在工進時,大流量泵的出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失:
液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率
液壓系統(tǒng)的輸出有效功率即為液壓缸的輸出有效功率
由此計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為:
按式
其中傳熱系數(shù)
設環(huán)境溫度,則熱平衡溫度為:
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。
四.液壓缸的設計計算
1.液壓缸的主要尺寸的確定
(1) 工作壓力p的確定:工作壓力p可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定,現(xiàn)參考相關表取液壓缸的工作壓力為3Mpa。
(2) 計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d:由負載圖可知最大負載為31000N,按照相關表可取背壓為0.5 Mpa液壓缸機械效率可取為0.95,考慮到快進快退速度相等,根據(jù)相關表取d/D為0.7。
根據(jù)以上條件來求液壓缸的相關尺寸:
1. 液壓缸內(nèi)徑:
則根據(jù)相關表,將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=125mm。
2. 活塞桿直徑d:
由d/D=0.7,可求得d=0.7D,則d=87.5,根據(jù)表圓整后取為標準系列直徑d=90mm
按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度,
由
式中:是由產(chǎn)品樣本查得最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。
由于調(diào)速閥是安裝在回油路上,故液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積,即:
即,可得液壓缸能達到所需低速。
3. 液壓缸的壁厚和外徑的計算:
求得:
故液壓缸外徑D1D+2=125+52=177mm
4. 液壓缸工作行程的確定需根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)來確定,故這里不做討論。
5. 計算在各工作階段液壓缸所需的流量
2.由以上液壓缸的基本尺寸,就可以選擇相配套的液壓元件,這里不做討論。
3液壓缸裝配圖如附圖所示。
參考文獻
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