1、液壓與氣壓傳動課程設計 題目名稱:設計液壓專用銑床的液壓系統系 別:機械與汽車工程學院專 業:機械設計制造及其自動化班 級:機制 0811班姓 名:田 吟學 號:08116125指導老師:鄔 國 秀目 錄一 . 設計任務書與設計題目 .二 . 設計內容 . 1. 負載與運動分析 . 1.1工作負載 . . 1.2摩擦負載 . . 1.3慣性負載 . .1.4負載圖與速度圖的繪制 .2. 液壓系統主要參數的確定 . 2.1液壓缸的選定 . . 2.2活塞桿穩定性校核 . . 2.3液壓缸各運動階段的壓力,流量和功率 .2.4液壓缸的工況圖 . .3. 液壓系統圖的擬定 . 3.1選擇基本回路 .

2、 .3.2組成液壓系統 . .4. 液壓元件的選擇 . 4.1確定液壓泵的規格和電動機功率 .4.2確定其他元件及輔件 .5. 液壓系統的性能驗算 . 5.1驗算系統壓力損失 . . 5.2系統的發熱與溫升 . .三 . 設計總結 .四 . 參考文獻 .設計任務書I 、設計的目的和要求: 設計的目的液壓傳動課程設計是本課程的一個綜合實踐性教學環節,通過該教學環節,要 求達到以下目的:1.鞏固和深化已學知識,掌握液壓系統設計計算的一般方法和步驟,培養學生 工程設計能力和綜合分析問題、解決問題能力;2.正確合理地確定執行機構,選用標準液壓元件;能熟練地運用液壓基本回 路、組合成滿足基本性能要求的液

3、壓系統;3.熟悉并會運用有關的國家標準、部頒標準、設計手冊和產品樣本等技術資 料。對學生在計算、制圖、運用設計資料以及經驗估算、考慮技術決策、 CAD 技術 等方面的基本技能進行一次訓練,以提高這些技能的水平。 設計的要求1.設計時必須從實際出發,綜合考慮實用性、經濟性、先進性及操作維修方 便。如果可以用簡單的回路實現系統的要求,就不必過分強調先進性。并非是越先 進越好。同樣,在安全性、方便性要求較高的地方,應不惜多用一些元件或采用性 能較好的元件,不能單獨考慮簡單、經濟;2.獨立完成設計。設計時可以收集、參考同類機械的資料,但必須深入理解, 消化后再借鑒。不能簡單地抄襲;3.在課程設計的過程

4、中,要隨時復習液壓元件的工作原理、基本回路及典型系 統的組成,積極思考。不能直接向老師索取答案。4.液壓傳動課程設計的題目均為中等復雜程度液壓設備的液壓傳動裝置設計。 具體題目由指導老師分配,題目附后;5.液壓傳動課程設計一般要求學生完成以下工作:設計計算說明書一份; 液壓傳動系統原理圖一張(3號圖紙,包括工作 循環圖和電磁鐵動作順序表。II 、設計的內容及步驟 設計內容1. 液壓系統的工況分析,繪制負載和速度循環圖;2. 進行方案設計和擬定液壓系統原理圖;3. 計算和選擇液壓元件;4. 驗算液壓系統性能;5. 繪制正式工作圖,編制設計計算說明書。 設計步驟以一般常規設計為例,課程設計可分為以

5、下幾個階段進行。閱讀和研究設計任務書,明確設計任務與要求;分析設計題目,了解原始數 據和工作條件。參閱本書有關內容,明確并擬訂設計過程和進度計劃。做速度 -位移曲線,以便找出最大速度點;做負載 -位移曲線,以便找出最大負載點。液壓缸在各階段所受的負載需要 計算,為簡單明了起見,可列表計算; 確定液壓缸尺寸確定液壓缸尺寸前應參照教材選擇液壓缸的類型,根據設備的速度要求確定 d/D的比值、選取液壓缸的工作壓力,然后計算活塞的有效面積,經計算確定的液 壓缸和活塞桿直徑必須按照直徑標準系列進行圓整。計算時應注意考慮液壓缸的背 壓力,背壓力可參考下表選取。 繪制液壓缸工況圖液壓缸工況圖包括壓力循環圖(p

6、-s 、流量循環圖(q-s 和功率循環圖(P-s ,繪制目的是為了方便地找出最大壓力點、最大流量點和最大功率點。計算過 程可列表計算。 方案設計包括供油方式、調速回路、速度換接控制方式、系統安全可靠性(平 衡、鎖緊及節約能量等性能的方案比較,根據工況分析選擇出合理的基本回路, 并將這些回路組合成液壓系統,初步擬定液壓系統原理圖。驗算液壓系統的效率;驗算液壓系統的溫升 6.繪制正式工作圖,編制課程設計計算說明書液壓傳動系統原理圖一張 (3號圖紙,包括工作循環圖和電磁鐵動作順序 表;整理課程設計計算說明書 7. 設計總結與答辯完成答辯前的準備工作。 參加答辯。設計題目設計一臺用成型銑刀在加工件上加

7、工出成型面的液壓專用銑床,工作循環:手 工上料自動夾緊工作臺快進銑削進給工作臺快退夾具松開 手工卸料。設計參數見下表。其中:工作臺液壓缸負載力(KN :F L 夾緊液壓缸負載力(KN :F c 工作臺液壓缸移動件重力(KN :G 夾緊液壓缸負移動件重力(N :G c 工作臺快進、快退速度(m/min:V 1=V3 夾緊液壓缸行程(mm :L c工作臺工進速度(mm/min:V 2 夾緊液壓缸運動時間(S :t c 設計內容1 夾緊缸工作負載:N G F F d C C l 44081. 0804400=+=+=由于夾緊缸的工作對于系統的整體操作的影響不是很高,所以在系統的設計計 算中把夾緊缸的

8、工作過程簡化為全程的勻速直線運動,所以不考慮夾緊缸的慣性負 載等一些其他的因素。 2 工作臺液壓缸摩擦負載即為導軌的摩擦阻力: (1靜摩擦阻力N G F fs 30015002. 0s = (2動摩擦阻力N G F d fd 15015001. 0=N D v g G t v g G F t i 61. 305. 060/68. 91500 0(1=-=快進 s v L t 360/100. 63003111=工進 s v L t 14. 13760/3580222=快退 s 8. 360/100. 68030033213=+=+=v L L t假設液壓缸的機械效率 9. 0=cm ,得出液壓

9、缸在各工作階段的負載和推力,如表1.1所示。 根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間,即可繪制出負載循環圖 F-t 和 速度循環圖 -t ,如圖 1所示。1 夾緊缸根據負載選擇液壓缸的執行壓力 p=1MPa。2361041. 41014408mp F A -= mm A D 95. 741041. 4443=-根據 4中表 2-4(GBT2348-80, D 取 80mm 。根據穩定性校核 L C /d<10時,液 壓缸能滿足穩定性條件, L C =15mm ,這里取 d=40mm。 液壓缸的有效作用面積:有桿腔:2322'11077. 34/ (m d D A -=-=無桿腔

10、:232' 21003. 54/m D A -= 此時實際工作壓力為:MPa MPa A Fp 1876. 0' 2<=,所以選取工作壓力 1MPa 滿足 要求。2 工作臺液壓缸所設計的動力滑臺在工進時負載最大,參考表 2.1和表 2.2,初選液壓缸的工作壓 力 P 1=4MPa.表 2.1 按負載選擇工作壓力 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 (A 1=2A2,快進時液壓缸差動連接。工進時為防止車銑時負載突然消失發生前 沖現象,液壓缸的回油腔應有背壓,參考表 2.3選定背壓為 MPa p 8. 02=,而液壓 缸快退時背壓取 0.5

11、Mpa 由式 02211F A p A p =-得24-621011025. 710 28. 04(1. 26112m p p F A =-=-=則活塞直徑mm A D 3. 3014. 31025. 74441=-參考表 2.4及表 2.5, mm D d 72. 223271. 071. 0=,取標準值得 mm d mm D 22, 32=。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積:無桿腔:24211004. 8032. 044m D A -=有桿腔: (24222221024. 4022. 0032. 044m d D A -=-=-=實際工作壓力為:MPa MPa A F p 425. 31&

12、lt;=,即選取工作壓力 4MPa 滿足要求。 1 夾緊缸由于夾緊缸的活塞桿直徑是利用穩定性校核來計算的,所以不需要進行校核。 2 工作臺缸因為活塞桿的總行程為 380mm ,活塞桿的直徑是 70mm ,所以 L/d=5.42<10, 所以滿足穩定性要求。2.3液壓缸各運動階段的壓力,流量和功率1 夾緊缸 (23'夾緊時: s mL v A q c /3. 50110101003. 533'2'2=- M P a A F p l 87. 02' 2=, W q p P 7. 43'2' 2' 2=放松時: s mL v A q c/

13、7. 37110101077. 333' 1' 1=- M P a A A p G p c d 61. 01077. 3230263'12' 2'1=+='+=-, W q p P 0. 231' ' 1' 2= 2 工作臺液壓缸快進時,液壓缸無桿腔進油,壓力為 p 1;有桿腔回油,壓力為 p 2。 快退時,液壓缸有桿腔進油,壓力為 p 1;無桿腔回油,壓力為 p 2。由于液壓缸是差動連接,回油口到進油口之間的壓力損失取 MPa p 5. 0=。快 退時,回油路的背壓取 0.5MPa ,即 MPa p 5. 02=。表 2

14、.6 液壓缸各工作階段的壓力、流量和功率 3. 液壓系統圖的擬定1 選擇調速回路由可知這臺機床液壓系統功率較小,滑臺運動速度低,工作負載為阻力負載且 工作中變化小,故可選用進口節流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失發生前 沖現象,在液壓缸的回路上加背壓閥。2 供油方式從工況圖可以清楚看出,在工作循環內,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 17. 14058. 4/642min max =q q ;其相應的時間之比 (050. 01. 137/8. 33231=+=+ (t t t 。這表明在一個工作循環中的大部分時間都處于高壓小

15、流量工作,從提高系統 效率節省能量角度來看,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。同時選用一定量泵作為夾緊缸油源。3 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。考 慮到從工進轉快進快退時回路流量較大,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。4 選擇速度換向回路由于本系統滑臺由快進轉為工進時,速度變化大,為減少速度換向時的液壓沖 擊,選用行程閥控制的換向回路。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。

16、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確定,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 為卸荷,但功率損失較小,故可不許再設卸荷回路。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 3.1所示,在圖 3.1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性,圖中添設了一個 單向閥 13。考慮到這臺機床用于鉆孔(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

17、個壓力繼電器 14。當滑臺碰上死擋塊后,系統壓力升高, 它發出快退信號,操縱電液換向閥換向。4. 液壓元件的選擇1 計算工作液壓缸的泵(1計算液壓泵的最大工作壓力由表 2.6可知,工作臺液壓缸在工進時工作壓力最大,最大工作壓力 p1=MPa。如在調速閥進口節流調速回路中,選取進油路上的總壓力損失 p=1MPa,則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為:M P a p p p 66. 4166. 31max =+=+=(2計算液壓泵的流量由表 2.6可知,油源向液壓缸輸入的最大流量為 q=642mL/s,按 10%的泄露來 計算那么泵的總流量為:(m i n /41. 25/5. 423/. 6104

18、05. 781. 134max 21max L s mL s m v A A K q =-=- 而工進時調速閥的穩定流量是 4.69mL/s,所以泵的穩定輸出流量不得小于工 進時的流量。(3確定液壓泵的規格根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本,最后確定選取 YBX-40型限壓式變量 泵,額定轉速 1450m/min,最大流量為 58L/min, 液壓泵總效率 72. 0=p , 調壓范圍 在 MPa 3. 62,滿足要求。2 計算夾緊液壓缸的泵(1計算液壓泵的最大工作壓力由以上計算可知,夾緊液壓缸在夾緊時工作壓力最大,夾緊缸最大壓力 p2'=0.95MPa。選取進油路上的總壓力損失 p=

19、0.4MPa,則限壓式變量泵的最高 工作壓力估算為:M P a p p p 91. 04. 087. 02max =+=+'=(2計算液壓泵的流量由以上計算可知,油源向液壓缸輸入的最大流量為 s mL q /3. 502=',按 10%的 泄露來計算那么泵的總流量為:m i n /32. 3/3. 5513. 501. 12max L s mL T V K q =' (3確定液壓泵的規格根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本,最后確定選取 41-YB 型葉片泵,額 定轉速 1450r/min,容積效率 8. 0=V ,額定流量為 4.64L/min,滿足要求。3 電動機功率

20、的確定把上述兩液壓泵雙聯由電動機一起帶動,則工作液壓缸在快退時輸入功率最 大,取進油路上的壓力損失為 0.5Mpa ,則液壓泵輸出壓力為 1.53Mpa ,又工作液 壓泵總效率 72. 0=p ,這是液壓泵的驅動電動機的功率為:KW q p P p 33. 172. 03. 62653. 1maxmax = 根據此數值查閱產品樣本,選用電動機 Y90L-4型異步電動機,其額定功率為1.5kW ,額定轉速為 1400r/min, 41-YB 型葉片泵輸出流量為 4.48L/min,仍能滿足 系統要求。(1確定閥類元件及輔件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

21、出的閥類元件和輔件規格如表 4.1所列。其中,溢流閥 9按泵的額定流量選 取,調速閥 4選用 Q-6B 型,其最小穩定流量為 0.03L/min,小于本系統工進時的 流量 0.5L/min。 注:此為電動機額定轉速為 940r/min時的流量。(2確定油管 號冷拔鋼管。(2確定油箱油箱的容量按 pn V q =估算,其中 為經驗系數,低壓系統 =24;中壓系統 =57;高壓系統 =612。現取 =6,得 pn V q L L=+= 5. 液壓系統的性能驗算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,首選確定 管道內液體的流動狀態,然后計算各種工況下總的壓力損失。現取進回油管長

22、l=2m,油液的運動粘度取 42110/v m s -=,油液的密度取 330.917410/kg m =(1判斷流動狀態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 2q =70L/min為最大,此時,油液流動的雷諾數也為最大,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 態全為層流。(2計算系統壓力損失將層流流動狀態沿程阻力系數 75754e dv R q=和油液在管道內流速 24q v d =同時帶入沿程壓力損失計算公式 212vl p q q q d -= 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

23、。 在管道結構尚未確定的情況下,管道的局部壓力損失 p 常按下式作經驗計算 10.1p p =各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算 2( v n nq p p q =,其中的 n p 由產品樣本查出。滑臺在快進工進和快退工況下的壓力損失計算如下: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回合通過行程閥 3 進入無桿腔。 在進油路上，壓力損失分別為 62.3 ×103 pli = 0.5478 ×108 q = 0.5478 ×108 × × 106 MPa =

24、0.05688MPa 60 p = 0.1p i li = 0.1× 0.05688MPa = 0.005688MPa p vi = 0.2 × ( li 27.9 2 33 2 62.3 2 + 0.3 × ( + 0.3 × ( MPa = 0.1647 MPa 100 100 100 i vi p = p + p + p i = (0.05688 + 0.005688 + 0.1647 MPa = 0.2273MPa 在回路上，壓力損失分別為 plo = 0.5478 ×108 q = 0.5478 ×108 × p

25、o 29.3 ×103 ×106 MPa = 0.02675MPa 60 = 0.1pl o = 0.1× 0.02675MPa = 0.002675MPa = 0.3 × ( lo p vo 29.3 2 29.3 2 62.3 2 + 0.2 × ( + 0.3 × ( MPa = 0.1596 MPa 100 100 100 o vo p = p + p + p o = (0.02675 + 0.002675 + 0.1594 MPa = 0.1888MPa 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，使得出差動連接運動時的總的壓力損

26、失 44.7 p = 0.2273 + 0.1888 × 95 MPa = 0.316MPa 5.1.2 工進 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 0.24 0.24 + 27.9 pi = pvo = 0.3 × ( 100 2 + 0.6 + 0.3 × ( 10

27、0 2 MPa = 0.66MPa 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 背壓基本相符。 按表 2.6 的公式重新計算液壓缸的工作壓力 2 Fo + p2 A2 2611.1 + 0.66 × 4.24 ×10 = 3.70MPa p1 = = MPa = MPa 8.04 × 10-3 A1 此略高于表 2.6 數值 考略到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 pe = 0.5MPa ，則泵的工作壓力為 + = = ppl = p1 + pi + pe = 3.70+ 0.5+ 4.20MPa MPa 此值與估算值基

28、本相符，是調整溢流閥 10 的調整壓力的主要參考數據。 5.1.3 快退 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 27.9 33 pi = pvi = 0.2 × ( 100 2 + 0.3 × (100 2 MPa = 0.048MPa 此值遠小于估算值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 70 70 70 po = pvo = 0.2 × (100 2 + 0.3 × (100 2

29、+ 0.2 × (100 2 MPa = 0.343MPa 此值與表 2.6 的數值基本相符，故不必重算。 泵的工作壓力為 1.03 + 0.048 = 1.08MPa pp2 = p1 + pi = 1.43 + 0.048 = 1.48MPa 此值是調整液控順序閥 7 在調整壓力的主要參考數據。 5.2 系統的發熱與溫升 工進在整個工作循環過程中所占的時間比例達 94%以上，所以系統發熱和油 液溫升可按工進時的工況來計算。 變量泵的工作壓力狀態壓力為 4.54Mpa，輸出流量為 4.69mL/s，經計算其輸入功率 為 4.54 × 4.69 P3 = = 29.57W 0.72 定量泵經換向閥中位直接缷荷，