液壓傳動課程設計 題目名稱 專用銑床的液壓系統(tǒng)設計 專業(yè)班級 學生姓名 學 號 指導教師 機械與車輛工程系 二一六年 月 日 目 錄 液壓傳動課程設計任務書 .3 蚌埠學院本科課程設計評閱表 .4 1 分析負載 .6 1.1 負載分析 .6 1.1.1 外負載 .6 1.1.2 慣性負載 .6 1.1.3 阻力負載 .6 2 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) .7 3 設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 .9 3.1 設計液壓系統(tǒng)方案 .9 3.2 選擇基本回路 .10 3.2.1 調(diào)速回路 .10 3.2.2 換向回路和卸荷回路 .10 3.2.3 快速運動回路 .11 3.2.4 壓力控制回路 .11 3.3 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng) .12 4 選擇液壓元件 .13 4.1 液壓缸 .13 4.2 閥類元件及輔助元件 .14 4.3 油管 .15 4.4 油箱 .15 5 驗算液壓系統(tǒng)性能 .15 5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 .15 5.2 驗算油液溫升 .17 設 計 小 結 .18 參 考 文 獻 .19 蚌埠學院機械與車輛工程系 液壓傳動課程設計任務書 班級 姓名 學號指導教師： 一、 設計題目： 設計一臺專用銑床的液壓傳動系統(tǒng)，若工作臺、工件和夾具的總重量力為 14000N，軸向切削力為 10KN，工作臺總行程 300mm，工作行程 180mm，快進 與快退速度均為 6m/min，工進速度為 30-800mm/min，加速和減速時間均為 0.05s，工作臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為 0.2，動摩擦系數(shù)為 0.1，設計 該機床的液壓傳動系統(tǒng)。 二、設計要求： 液壓系統(tǒng)圖擬定時需要提供 2 種以上的設計方案的選擇比較。從中選擇你 認為更好的一種進行系統(tǒng)元件選擇計算。 三、工作量要求 1液壓系統(tǒng)圖 1 張（A1） 2液壓缸裝配圖 1 張 3設計計算說明書 1 份 四、設計時間：2016 年 6 月 6 日-2016 年 6 月 12 日 蚌埠學院本科課程設計評閱表 機械與車輛工程系 2015 級 專 業(yè) 學生姓名 學 號 課題名稱 專用銑床的液壓系統(tǒng)設計 指導教師評語： 指導教師（簽名）： 2016 年 6 月 16 日 評定成績 1 分析負載 1.1 負載分析 1.1.1 外負載 Ft=10KN 1.1.2 慣性負載 機床工作部件的總質(zhì)量 m=1400kg，取 t=0.05s。 Fm=mv/t=14006/（0.0560） =2800N 1.1.3 阻力負載 機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為 Fn=mg=14000N 靜摩擦阻力 Ffs=fsFn=0.214000=2800N 動摩擦阻力 Ffd=fdFn=0.114000=1400N 由此得出液壓缸在各工作階段的負載如下表。 工況 負載組成 負載值 F(N) 起動 F=Fnfs 2800 加速 F=Fnfs+mV/t 4200 快進 F=Fnfd 1400 工進 F=Fnfd+Fg 11400 快退 F=Fnfd 1400 按上表數(shù)值繪制負載圖 由于 V1=V3=6m/min，l 1=120mm，l 2=180mm，快退行程 l3= l1+ l2=300mm，工進速度 V2=0.1m/min，由此可繪出速度圖。 a負載圖 b速度圖 2 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 由資料查得，組合機床在最大負載約為 10000N 時液壓系統(tǒng)宜取壓力 P1=2.5Mpa，鑒于動 力滑臺要求快進、快退速度相等，這里的液壓缸用單活塞桿是的，并在快進時作差動連接。 這種情況下液壓缸無桿腔的工作面積 A1，應為有桿腔工作面積 A2的兩倍，即=A 1/A2=2，而活 塞桿直徑 d 與缸筒直徑 D 成 d=0.707D 的關系。 在銑屑加工時，液壓缸回路上必須具有背壓 P2，以防止銑屑完成時滑臺突然前沖。查表 可得 P2=0.6Mpa?？爝M時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無 桿腔，但其差值較小，可先按 0.3Mpa 考慮，快退時回油腔中是有背壓的，這時 P2也可按 0.6Mpa 估算。 有工進時的負載按上表中的公式計算液壓缸面積 A2= = =27.2710-4m2 F m(p1 -p2) 114000.95（ 2.52-0.6） A1=A 2=2A2=227.2710-4=54.5410-4m2 D= = =0.083m d=0.707D=0.0830.707=0.059m 將這些直徑按 GB/t 2348-2001 圓整成就近標準值得 D=0.09m d=0.06m 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積 A1=D 2/4=63.58510-4m2，A 2=（D 2-d2） /4=35.32510-4m2。經(jīng)驗算，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。 根據(jù)上述 D 和 d 的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，入下表 所示，并據(jù)此繪出工況圖。 工況 負載 F/N 回油腔壓力 p2/Mpa 進油腔壓力 p 1/Mpa 輸入流量 q10-3/m3s-1 輸入功率 P/KW 起動 2800 0 1.043 - - 加速 4200 1.939 - - 快進 （差 動） 恒速 1400 p1+p（ p=0.3Mpa） 0.896 0.2826 0.2532 工進 11400 0.6 2.22 0.0106 0.0235 起動 2800 0 0.834 - - 加速 4200 2.332 - -快退 恒速 1400 0.6 1.497 0.3533 0.5289 工況圖 設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 3.1 設計液壓系統(tǒng)方案 由于該機床是固定式機械，且不存在外負載對系統(tǒng)作功的工況，并有工況圖知，這臺機 床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小。查表可得該液壓系統(tǒng)以采用節(jié)流 調(diào)速方式和開式循環(huán)為宜?，F(xiàn)采用進油路節(jié)流調(diào)速回路，為解決銑削完成時滑臺突然前沖的 問題，回油路上要設置背壓閥。 從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源交替的提 供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量約為最小流量的 33 倍，而快進加快退所需要 的時間 t1和工進所需要的時間 t2分別為 亦即是 t1/t2=26。因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵 作為油源顯然是不合適的，而宜采用大、小兩個液壓泵自動兩級并聯(lián)供油的油源方案。 3.2 選擇基本回路 由于不存在負載對系統(tǒng)作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需要設置平衡及制動 回路。但必須具有快速運動、換向、速度換接以及調(diào)壓、卸荷等回路。 3.2.1 調(diào)速回路 由工況圖可知，該銑床液壓系統(tǒng)功率小，因此選用節(jié)流調(diào)速方式，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(diào)速回路。為防止銑削時負載突然消 失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式 循環(huán)系統(tǒng)?？紤]到銑削加工中有順銑和逆銑兩種工況，宜采用調(diào)速閥來保證速度穩(wěn)定，并將 調(diào)速閥裝在液壓缸回油路上起阻力作用，使工作臺低速運動時比較平穩(wěn)，如下圖 a、b 所示, 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化不大，為減少速度換接時的液壓沖擊，從節(jié)約 成本考慮，而從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，我們選用選用雙聯(lián)葉片泵供油的油源方 案。 a b 3.2.2 換向回路和卸荷回路 銑床工作臺采用單活塞桿液壓缸驅動。由工況圖可知，輸入液壓缸的流量由 17L/min 降 至 0.6L/min，滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊。 當滑臺由工進轉為快退時，回路中通過的流量很大進油路中通過 21L/min，回油路中通 過 21（63.585/35.325）L/min=37.8L/min 。為了保證換向平穩(wěn)起見，宜采用換向時間可 調(diào)的電液換向閥式換接回路。由于這一回路還要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是 五通的，如下圖所示。 3.2.3 快速運動回路 為實現(xiàn)工作臺快速進給，選用三位五通電磁換向閥構成液壓缸的差動連接。這種差動連 接的快速運動回路，結構簡單，也比較經(jīng)濟，如下圖 a 所示。在圖 b 中結構復雜不利于控制， 所以選擇 a 所示的回路，一起同上圖組成的快速換向回路，同樣可以實現(xiàn)差動連接。同時驗 算回路的壓力損失比較簡便，所以不選用圖 b 所示的回路。 a b 3.2.4 壓力控 制回路 由 于液壓 系統(tǒng)流 量很小， 銑床工 作臺工 作進給 時，采 用回油 路節(jié)流 調(diào)速， 故選用 定量泵供油比較、經(jīng)濟，如圖所示。調(diào)壓回路采用先導式溢流閥維持液壓泵出口壓力恒定。 當換裝工件時，工作臺停止運動，液壓泵卸荷回路采用小型二位三通電磁閥控制先導型溢流 閥，實現(xiàn)液壓泵的卸荷。而從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用如圖 b 所示。 a b 3.3 將 液壓 回路綜合成液壓系統(tǒng) 把上面學選出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張液壓系統(tǒng)原理圖，將此圖 仔細檢查一遍，可以發(fā)現(xiàn)該圖所示系統(tǒng)在工作中還存在問題。為了防止干擾、簡化系統(tǒng)并使 其功能更加完善，必須對系統(tǒng)圖進行如下修改： （1） 為了解決滑臺工進時進、回油路相互接通，系統(tǒng)無法建立壓力的問題，必須在換 向回路中串接一個單向閥 a，將進、回油路隔斷。 （2） 為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在 回油路上串接一個液控順序閥 b。這樣，滑臺快進時因負載較小而系統(tǒng)壓力里較低，使閥 b 關閉，便阻止了油液返回油箱。 （3） 為了解決機床停止工作后回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺 運動平穩(wěn)性的問題，必須在電液換向閥的回油口增設一個單向閥 c。 （4） 為了在滑臺工進后系統(tǒng)能自動發(fā)出快退信號，須在調(diào)速閥輸出端增設一個壓力繼 電器 d。 （5） 若將順序閥 b 和背壓閥 8 的位置對調(diào)一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合 并，從而省去一發(fā)。 進過修改、整理后的液壓系統(tǒng)原理圖如圖所示。 4 選擇液壓元件 4.1 液壓缸 液壓缸在整個工作循環(huán)長的最大工作壓力為 2.332Mpa，如取進油路上的壓力損失為 0.8Mpa，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力 0.5Mpa，則 小流量液壓泵的最大工作壓力應為 pp1=（2.332+0.8+0.5）=3.632Mpa 大流量液壓泵在快進、快速運動是才向液壓缸輸油，由工況圖可知，快退時液壓缸的工 作壓力比快進時打，如取進油路上的壓力損失為 0.5Mpa，則大流量液壓泵的最高工作壓力 為 pp2=（1.497+0.5）=1.997Mpa 有工況圖可知，兩個液壓泵應向液壓泵提供的最大流量為 21.198L/min，因系統(tǒng)較簡單， 取泄露系數(shù) KL=1.05，則兩個液壓泵的實際流量應為 qp=1.0521.198=22.258L/min 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為 3L/min，而工進時輸入液壓缸的流量為 0.6L/min，由 小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少應為 3.6L/min。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查詢產(chǎn)品樣本，最后確定選取 YB1-6/20 型雙聯(lián)葉片液壓泵， 其小液壓泵和撒液壓泵的排量分別為 6mL/r 和 20mL/r，當液壓泵的轉速 np=940r/min 時該 液壓泵的理論流量為 5.640L/min，18.8L/min，若取液壓泵的容積效率 v=0.88 則液壓泵的 實際輸出流量為 qp=(6+20) 9400.88/1000=21.5072L/min 由于液壓缸在快退時屬兔功率最大，這時液壓缸工作壓力為 2Mpa、流量為 21.5072L/min。按表取液壓泵的總效率 p=0.75，則液壓泵驅動電動機所需的功率為 P= = kW=0.95kW ppqp p1.99721.5072600.75 根據(jù)此數(shù)值查閱電動機產(chǎn)品樣本選取 Y100L-6 型電動機，其額定功率 Pn=1.5kW，額定專 屬 nn=940r/min。 4.2 閥類元件及輔助元件 根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這 些液壓元件的型號及規(guī)格見表。表中序號與系統(tǒng)圖的元件標號相同。 元件的型號及規(guī)格 序號 元件名稱 估計通過流 量/Lmin -1 額定流量 /Lmin-1 額定壓 力/Mpa 額定壓 降/Mpa 型號、規(guī)格 1 雙聯(lián)葉片泵 - 21.5 17.5 - YB1-6/20 2 三位五通電液閥 60 80 16 <0.5 35DYF3Y-E10B 3 行程閥 50 63 16 <0.3 4 調(diào)速閥 0.5 0.0750 16 - 5 單向閥 60 63 16 0.2 AXQF-E10B qmax=100L/min 6 單向閥 25 63 16 <0.2 AF3-Ea10B 7 液控順序閥 25 63 16 <0.3 XF3-E10B 8 背壓閥 0.3 63 16 - YF3-E10B 9 溢流閥 5 63 16 - YF3-E10B 10 單向閥 25 63 16 <0.2 C 11 濾油器 30 63 - <0.02 XU-6380-J 12 壓力表開關 - - 16 - KF3-E3B 13 單向閥 60 63 16 p1+p 1+p e=2.23+0.5（0.6/80） 2+0.5+0.5=3.23Mpa （3） 快退 快退時，油液在進油路上通過單向閥 10 的流量為 16.544 L/min、通過換向閥 2 的流量 為 21.5072 L/min；油液在回油路上通過單向閥 5、換向閥 2 和單向閥 13 的流量都是 39.33 L/min。因此進油路上總壓降為 p v1=0.2（16.544/63） 2 +0.5（21.5072/80） 2Mpa=0.05Mpa 此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。回油路上總壓降為 p v2=0.2（39.33/63） 2 +0.5（39.33/80） 2+0.2（39.33/63） 2Mpa =0.277Mpa 此值與表中的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的工作壓力 pp應為 pp= p1+p v1=0.05+2332=2.382Mpa 因此大流量液壓泵卸荷的順序閥 7 的調(diào)壓應大于 2.382Mpa。 5.2 驗算油液溫升 工進在整個工作循環(huán)過程中所占的時間比例達 95%，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可按工進 時的工況來計算。為簡便起見，采用系統(tǒng)的發(fā)熱功率計算方法之二來進行計算。 工進時液壓缸的有效功率為 Pe=Fu2=（114000.094）/10 360=0.01786kW 這時大流量液壓泵經(jīng)順序閥 7 卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過順序閥 7 的 流量為 q2=16.544 L/min，有表查得該閥在額定流量 qn=63 L/min 時的壓力損失 p n =0.3Mpa，故此閥在工進時的壓力損失 p=p n（q 2/qn） 2=0.3（16.544/63） 2=0.079Mpa 小液壓泵工進時的工作壓力 pp1=3.23Mpa，流量 q1=4.97L/min，所以兩個液壓泵的總輸入功 率 Pp= =0.3865kW pp1 q1+ p q2 p 由式算得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 P=P p-Pe=0.3865-0.001786=0.36864kW 按式可算出油箱的散熱面積為 A=6.5 =6.5 =1.92m23V2 3（ 160010-3） 2 由表查得油箱的散熱系數(shù) K=9W/（m 2） ，則按式求出油液溫升為 t= 103= 103=21.33 PKA 0.3686491.92 由表知，此溫升值沒有超出允許范圍，故該液壓系統(tǒng)不必設置冷卻器。 設 計 小 結 通過這次課程設計又再次體驗了畫圖的不易，從早上吃過飯就開始畫圖，有的時候畫的 入神就會忘了吃中午飯、甚至下午飯，還會有同學說不畫完就不吃飯，經(jīng)常見到這樣的同學， 當然我也是這樣的一員。記得有兩天同學在機電樓畫圖室畫圖，晚上因為畫的很晚結果就被 樓下看門的大叔罵了，那個時候我們很委屈啊，誰想畫圖畫到這么晚呢！。我真的很害怕課 程設計，上一次的減速器課程設計至今還沒忘記，就像同學說的一樣，打死也不想再來一次 了。不過話又說回來，每到做課程設計的時候，同學又聚到了一起，在一起討論，偶爾看看 你畫的，看看我畫的，累的時候可以聊聊天，玩玩鬧鬧，也許這也算是將來一份美好的回憶 吧。 對于這次課程設計，無論圖再難、亦或再容易如果不認真就會畫錯，那怕一條直線如果 你不在意，就會尺寸畫的不對或者位置畫的不對，這樣不但還浪費你的時間、并且還要擦掉 重畫使得圖紙不干凈，所以這次的課程設計又再次鍛煉了我們的耐力、我們的畫圖能力。 這次的課程設計每四人一組，數(shù)據(jù)一樣，聽老師說可以有八中不同的液壓系統(tǒng)圖，這讓 我明白了液壓的多元性。通過設計，我又明白了相同的工作元件當不同的連接時可以產(chǎn)生不 同的工作效果，不同的元件，采用不同的方法也可以達到相同的效果。例如，液壓缸可以用 單桿活塞式液壓缸，也可以用柱塞式液壓缸。在此設計中，又再次深刻了解了各種基本回路。 最后，無論怎樣我們還是完成了，也許不是很好，但是我相信我們每位同學都認真的做 了。在此也很感謝我的輔導老師王月英老師，感謝在最后上交的時候看了每一位同學的設計 圖，并且指出其中的錯誤使我們知其然、知其所以然。 參 考 文 獻 1 成大先.機械設計手冊.第 5 版.北京：化學工業(yè)出版社，2008. 2 左健民.液壓與氣壓傳動.第 4 版.北京：機械工業(yè)出版社，2012. 3 雷天覺 新編液壓工程手冊.第 1 版.北京：北京理工大學出版社，1998. 4 楊署東等.液壓傳動與氣壓傳動.第 3 版.武漢：華中科技大學出版社，2008. 5 于英華.組合機床設計.第 1 版.北京：清華大學出版社，2012.