1、測控技術基礎之液壓傳動與控制 課程設計說明書設計題目： 液壓傳動與控制系統設計 半自動液壓專用銑床液壓系統設計 姓 名： 王冉 專 業： 機械設計制造及其自動化 班 級： 1班 學 號： 2010105126 指導教師： 譚宗柒 2013年 6 月 6 日 至 2013年 6 月27 日 半自動液壓專用銑床液壓系統設計 1設計要求設計一臺用成型銑刀在加工件上加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。2設計參數工作臺液壓缸負載力（KN）：FL =2.8 夾緊液壓缸負載力（KN）：Fc =4.8 工作臺液壓缸移動件重力（KN）：G=2.8

2、夾緊液壓缸負移動件重力（N）：Gc =35 工作臺快進、快退速度（m/min）：V1=V3=4.5 夾緊液壓缸行程（mm）：Lc=10 工作臺工進速度（mm/min）：V2=45 夾緊液壓缸運動時間（S）：tc=1工作臺液壓缸快進行程（mm）：L1=350 導軌面靜摩擦系數：s=0.2工作臺液壓缸工進行程（mm）：L2=85 導軌面動摩擦系數：d=0.1工作臺啟動時間（S）：Dt=0.5 液壓傳動與控制系統設計一般包括以下內容：1、液壓傳動與控制系統設計基本內容：(1) 明確設計要求進行工況分析；(2) 確定液壓系統主要參數；(3) 擬定液壓系統原理圖；(4) 計算和選擇液壓件；(5) 驗算液

3、壓系統性能；(6) 編制技術文件。學生應完成的工作量：（打印稿和電子版各1份）(1) 液壓系統原理圖1張；(2) 設計計算說明書1份。（字數：25003000。）設計內容1.負載與運動分析 1.1工作負載 1)夾緊缸 工作負載： 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 工作負載極為切削阻力FL=2.8KN。 1.2摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力： (1)靜摩擦阻 (2)動摩擦阻力1.3負載圖與速度圖的繪制快進 工僅 快退 假設液壓缸的機械效率，得出液

4、壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1.1所示。工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力啟動560622.2加速290322.2快進280311.1工進2800+2803422.2反向啟動560622.2加速290322.2快退280311.1根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪出負載循環圖F-t和速度循環圖。如圖1所示。2.液壓系統主要參數的確定 液壓缸的選定1)夾緊缸根據負載選擇液壓缸的執行壓力p=1MPa。 根據4中表2-4（GBT2348-80），D取100mm。根據穩定性校核LC/d<10時，液壓缸能滿足穩定性條件，LC=10mm ，這里取d=40mm。液壓缸的有效作用

5、面積：有桿腔：無桿腔：此時實際工作壓力為：，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，初選液壓缸的工作壓力P1=4MPa.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=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，選定背壓為，而液壓缸快退時背壓取0.5Mpa由式得 則活塞直徑 參考表2.4及表2.5，取標準值得。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積： 無桿腔： 有桿腔： 3)液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率 1)夾緊缸 （）回油路背壓為0.5Mpa 夾緊時： ， 放松

6、時： ，2)工作臺液壓缸快進時，液壓缸無桿腔進油，壓力為p1；有桿腔回油，壓力為p2。快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1；無桿腔回油，壓力為p2。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。快退時，回油路的背壓取0.5MPa，即。際工作壓力為：，即選取工作壓力4MPa滿足要求3.液壓系統圖的擬定3.1選擇基本回路 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

7、行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液，其相應的時間之比。這表明在一個工作循環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

8、，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。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。3.2組成液壓系統 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。4.液壓元件的選擇4.1確定液壓泵的規格和電動機功率 1)計算工作液壓缸的泵 (1)計算液壓泵的最大工作壓力 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

9、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： (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： 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YBN-40M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,調壓范圍在，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

10、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=0.4MPa，則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為： (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，按10%的泄露來計算那么泵的總流量為： (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，最后確定選取型葉片泵，額定轉速1450r/min,容積效率，額定流量為4.64L/min，滿足要求。3)電動機功率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，這是液壓泵的驅動電動

11、機的功率為： 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，型葉片泵輸出流量為4.48L/min，仍能滿足系統要求。4.2確定其他元件及輔件(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，選出的閥類元件和輔件規格如表所式。其中，溢流閥9按泵的額定流量選取，調速閥5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。表4.1 液壓元件規格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規格型號額定流量額定壓力額定壓降1限壓式變量泵-YB-40M-

12、6.3-2液控順序閥28.1XY63B636.30.33三位五通電液換向閥7035DYF3 -C10B806.30.34單向閥70100B1006.30.25調速閥<1QF3-E6aB6.3 6.3-6 換向閥30.84SED2080-7單向閥29.3100B1006.30.28背壓閥<1B10B106.3-9溢流閥5.1Y10B106.3-10單向閥27.9100B1006.30.211濾油器36.6XU-80×200806.30.0212壓力表開關-k-6B-13單向閥70100B1006.30.214壓力繼電器-PF-D8L-15葉片泵-6.04.8-5.液壓系統的

13、性能驗算5.1驗算系統壓力損失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l=2m,油液的運動粘度取，油液的密度取(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=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和油液在管道內流速同時帶入沿程壓力損失計算公式，并將已知數據帶入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正

14、比，這是由層流流動所決定的。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各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算，其中的由產品樣本查出。和數值由表8和表9列出。滑臺在快進工進和快退工況下的壓力損失計算如下：5.1.1快進滑臺快進時，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，壓力損失分別為在回路上，壓力損失分別為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失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

15、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該值即為液壓缸的回油腔壓力，可見此值與初算時參考表4選取的背壓基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力此略高于表7數值考略到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，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

16、13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估算值，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此值與表7的數值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為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驗算系統發熱與溫升由于工進在整個工作循環中占96%，所以系統的發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液壓系統的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率液壓系統輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率由此可計算出系統的發熱功率為按式計算工進時系統中的油液溫升，即其中傳熱系數。設環境溫度，則熱平衡溫度為油溫在允許

17、范圍內，郵箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 1 雙聯葉片泵2 三位五通電液換向閥3 行程閥4 調速閥5 單向閥6 單向閥7 液控順序閥8 背壓閥9 溢流閥10 單向閥11 濾油器12 壓力表開關13 單向閥14 壓力繼電器結論經過幾周的奮戰我的課程設計終于完成了，在沒有做這個課程設計以前覺得這個課程設計只是對這三年來所學知識的單純總結，但是通過這次做設計發現自己的看法有點太片面。這次設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺。自己要學習的東西還太多，以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次設計，我

18、才明白學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。在這次設計中也使我們的同學關系更進一步了，同學之間互相幫助，有什么不懂的大家在一起商量，聽聽不同的看法對我們更好的理解知識，所以在這里非常感謝幫助我的同學。我的心得也就這么多了，總之，不管學會的還是學不會的的確覺得困難比較多，真是萬事開頭難，不知道如何入手。最后終于做完了有種如釋重負的感覺。此外，還得出一個結論：知識必須通過應用才能實現其價值！有些東西以為學會了，但真正到用的時候才發現是兩回事，所以我認為只有到真正會用的時候才是真的學會了。在此要感謝我的指導老師對我悉心的指導，感謝老師給我的幫助。在設計過程中，我通過查閱大量有關資料，與同學交流經驗和自學，并向老