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1、 機械制造與自動化專業(yè) 《液壓傳動》課程設計說明書 班級： 機制124 學號： 姓名: 楊志宇 根據上述數據繪液壓缸F-t與| v | -t 圖 4 一、液壓傳動課程設計的目的 1、鞏固和深化已學的理論知識，掌握液壓系統設計計算的一般方法和步 驟。 2、鍛煉機械制圖，結構設計和工程運算能力。 3、熟悉并

2、會用有關國家標準、部頒標準、設計手冊和產品樣本等技術資 料。 4、提高學生使用計算機繪圖軟件(如AUTOCAD、PRO/E等)進行實際工程設 計的能力。 二、液壓課程設計題目 題目(一)設計一臺臥式單面多軸鉆鍵兩用組合機床液壓系統，要求完成如 下的動作循環(huán)：夾緊—快進一一工進一一死擋鐵停留—快退一一松開一一原 位停止；機床有16個主軸，鉆削加工。的孔14個，。的孔2個，工件材料為鑄 鐵，硬度HB240。動力滑臺采川平導軌，工進速度要求無級調速，如用高速剛鉆 頭進行加工，其他參數如下表所示。 、、 數 參 據 \ 數 數 據 I II III IV V V 運動部件自

3、重(N) 9810 10000 9990 9500 11000 快進快退速度 (m/min) 7 8 快進行程(mm) 100 120 110 95 120 1：進行程(mm) 50 60 65 70 60 工進速度 (mm/min) 30~90 30~90 30~90 30"90 30~90 靜摩擦系數f 動摩擦系數fd 啟動制動時間t (s) 試完成以下工作： 1、進行工況分析，繪制工況圖。 2、擬定液壓系統原理圖(A3) o 3、計算液壓系統，選擇

4、標準液壓元件。 4、繪制液壓缸裝配圖(Al) o 5、編寫液壓課程設計說明書。 機床加工示意圖如下： 圖1臥式動力滑臺加工示意圖 臥式單面多軸鉆鍵兩用組合機床液壓系統 第一章組合機床工況分析 工作負載分析 工作負載即為切削阻力。 L計算切削阻力鑄鐵鉆孔時，其軸向切削力可用以下公式計算 F = 25.5>Ss 硬贊 6 式中，D—鉆頭直徑(mm) S—每轉進給量(mm/r) 鉆。的孔時，主軸轉速勺=360"nin ,每轉進給量4=0.147“7帆"，鉆C孔時, 主軸轉速〃2 =550”nin ,每轉進給量4=0.096“〃r 工=14乂25.5。15廣硬度"6+2乂2

5、5.502523硬度116 則 =14x25.5x13.9x0.14708 x24O06 +2x25.5x8.5x0.096。$ x24O06 =3O5OO7V 慣性負載分析 阻力負載分析 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力： 靜摩擦阻力 % =.f&G = 0.15x11000 = 1650 N 動摩擦阻力 弓=/G = 0.14x"000 =1540 TV 工進速度選擇 工進速度取工進時的最大速度90mm/min 運動時間 快進 120x10-3 %0 S = 0.95 工進，2=七=養(yǎng)-$ = 4。$ 快退 (120 + 60)x10-3 =1.355

6、 運動分析 設液壓缸的機械效率〃小，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所 列。 表1液壓缸負載的計算 工況 計算公式 液壓缸負載F/N 液壓缸驅動力F/〃 JN 啟動 1650 1833 正向加速 快進 1540 1711 工進 32040 35600 反向啟動 1650 1833 反向加速 快退 1540 1711 制動 根據上述數據繪液壓缸F-t與| v|-t圖（如圖1） 圖1 F-t與7 -t圖 第二章擬定液壓系統圖 選擇液壓回路 (1)調速

7、方式由工況得知，該液壓系統功率小，滑臺運動速度低，工作負載為阻 力負載且工作中變化小，故可選用進油路節(jié)流調速，為防止鉆通孔時負載突然消失引 起運動部件的前沖現象，在回油路上加背壓閥。由雙聯葉片泵和背壓閥組成的調速系 統，使動力滑臺獲得穩(wěn)定的低速運動和較大的調速范圍。 (2)液壓泵形式的選擇系統工作循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組 成，最大流量與最小流量的時間之比G/乙=44.44。根據該情況，選葉片泵較適宜， 在本方案中，選用雙聯葉片泵。 (3)速度換接方式因鉆孔工序對位置精度及工作平穩(wěn)性要求不高，可選用行程調 速閥和電磁換向閥。動作可靠，轉換精度較高。 (4)快速回路與工進轉

8、快退控制方式的選擇為使快進快退速度相等，選用差動回 路作快速回路。 (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調定，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 泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。 (6)夾緊油路中串接減壓閥，課根據工件夾緊力的需要調節(jié)并穩(wěn)定其壓力，即使 主油路壓力低于減壓閥所調壓力，因為有單向閥的存在，夾緊系統也能維持其壓力 (保壓)。二位四通閥的常態(tài)位置是夾緊工件，保證了操作安全可靠。 組成系統 將上面選出的液

9、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所示。在圖3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(wěn)性，圖中添置了一個單向閥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 設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統壓力升高，它發(fā)出快退信號， 操縱電液換向閥換向 第三章計算和選擇液壓元件 液壓缸的設計計算 初定液壓缸工作壓力 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

10、 力計算，選/A =40x10?！?，本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發(fā)生前沖現象， 液壓缸回油腔應有背壓，取背壓〃2=6xl()5R/,為使快進快退速度相等，選用 4=24差動油缸，假定快進、快退的回油壓力損失為AP = 7xl0Pa。 由式尸=(pm -q/：)久得 液壓缸直徑D =秒=后等機=H.07c/n 取標準直徑) = 11 1/77/77 因為A1=2A2,所以“=氏80〃〃〃 則，液壓缸有效面積A[== % x 11 ? I%/ cm2 = 96.7c/??2 液壓缸的快進流量q快進=(4 -=(96.7-46.48)xSxlQ-4 xlO3 =40.18〃min

11、 液壓缸的工進流量C匚進=4匕=96.7x90x1()7 = 0.87 L/nin 液壓缸的工進流量縱退=Av,= 46.48 x 8 x 1。7 x 103 = 37.18〃min 液壓缸的快進壓力私「譚干= 液壓缸的工進壓力進 液壓缸的快退壓力?？焱?F上… 液壓缸在工作循環(huán)中各階段壓力、流量和功率（見表2） 工作階段 負載 工作腔壓力 輸入流量q 輸入功率 快進 1711 工進 35600 快退 1711 A t/s 壓力工況圖 q/ ， /tUmin) t/s 流量工況圖 t/S 快退

12、 （液壓缸的工況圖） 液壓缸的結構基本上可分成缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝 置，以及排氣裝置五個部分。 1）缸體與缸蓋的連接形式，采用常用的法蘭連接，其形式與工作壓力、缸 體材料、工作條件有關。 2）活塞桿與活塞的連接結構 采用常見的整體式結構。 3）活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、 導向套的結構，以及密封、防塵、鎖緊裝置等。 4）活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據 密封部位、使用部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇0型的密 封圈。 5）液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質量大，

13、 運動速度較高，則在達到行程終點時，會產生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋 產生機械碰撞。為防止此現象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。常見的緩沖裝 置有環(huán)狀間隙節(jié)流緩沖裝置，三角槽式節(jié)流緩沖裝置，可調緩沖裝置。 6）液壓缸排氣裝置 對于速度穩(wěn)定性要求的機床液壓缸，則需要設置排氣 裝置。 1）盡量使液壓缸有不同情況下有不同情況，活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最 大負載。 2）考慮到液壓缸有不同行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題，缸內 如無緩沖裝置和排氣裝置，系統中需有相應措施。 3）根據主機的工作要求和結構設計要求，正確確定液壓缸的安裝、固定 方式，但液壓缸只能一端定位。 4）液壓缸各部分的

14、結構需根據推薦結構形式和設計標準比較，盡可能做 到簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。 1）缸體 材料-一灰鑄鐵：HT200,HT350;鑄鋼：ZG25, ZG45 粗糙度--液壓缸內圓柱表面粗糙度為4=。.2 ~ 04顆 技術要求：a內徑用H8-H9的配合 b缸體與端蓋采用螺紋連接，采用6H精度 2）活塞 材料一一灰鑄鐵:HT150, HT200 粗糙度一-活塞外圓柱粗糙度凡=0.8~1.6加〃 技術要求：活塞外徑用橡膠密封即可取f7、f9的配合，內孔與活塞桿 的配合可取H8。 3）活塞桿 材料-一實心：35鋼，45鋼；空心：35鋼，45鋼無縫鋼管 粗糙度 桿外圓柱粗糙

15、度為R。= 0.4 ~ 0.8/〃〃 技術要求：a調質20~25HRC b活塞與導向套用〃8//7的配合，與活塞的連接可用 H8/h8 4）缸蓋 材料一-35鋼，45鋼；作導向時用（耐磨）鑄鐵 粗糙度-一導向表面粗糙度為凡=0.8?1 技術要求：同軸度不大于0.。3?！? 5)導向套 材料--青銅，球墨鑄鐵 粗糙度---導向表面粗糙度為凡=0.8〃〃？ 技術要求：a導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%~80% b外徑D內孔的同軸度不大于內孔公差之半 液壓泵的確定與所需功率的計算 (1)確定液壓泵的最大工作壓力前面已經確定液壓缸的最大工作壓力為 = 3.97MPa ,選取

16、進油管路壓力損失如= 0.8MP〃，所以泵的工作壓力 %=(3.97+0.8)MPa =4.77Mpa。這是高壓小流量的工作壓力。 由液壓系統圖知液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，取其壓力損失為 △p = Q3MPa,則快退時泵的工作壓力為Pp=(1.616+0.3)MPa = L916M〃a這是低壓 大流量泵的工作壓力。 ⑵液壓泵的流量由液壓系統圖知，快進時流量最大，其值為min,若取系統泄漏 系數 K=，則兩泵的總流量為％, = L2x40.18L/min =48.216L/min 最小流量在工進時，其值為min,取K二 貝 lj qp = 1.2 x 0.87 L/ mill

17、 = 1.044 L /nin 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min。 根據以上計算，選用YB-D32/4型雙聯葉片泵。 (3)選擇電動機系統最大功率出現在快退工況，其數值如下式計算 式中力——泵的總效率，取為二0-8。 根據以上計算結果，查電動機產品目錄，選Yll2M-6型異步電動機，轉速為 940r/min,功率為。 根據系統的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可選用這些元件的型號 及規(guī)格(見下表) 序號 元件名稱 通過最大流 量/(L/min) 規(guī)格 型號 公稱流量 /(L/min) 公稱壓力 /Mpa 1 雙聯葉片泵

18、 — YB-32/4 32/4 10 2 三位五通電液換向閥 76 35DY-100B 100 3 行程閥 76 22C-100BH 100 4 調速閥 <1 Q-D6B-3 ~3 10 5 單向閥 76 A-F20D 100 20 6 單向閥 32 A-F10D 40 20 7 液控順序閥 32 XY-63B 63 8 背壓閥 <1 P-D6B 20 9 溢流閥 Y-D6B 20 10 10 單向閥 32 A-F10D 40 20 11 濾油器 36 XU-6

19、3X100 63 12 壓力表開關 — KF3-E3B — 10 13 單向閥 76 A-F20D 100 20 14 壓力繼電器 — DP-63B — 10 ⑴油管類型的選擇 系統的工作壓力在以下，為了便于裝配，使用軟管油路。 ⑵油管尺寸的確定吸油管 = 1.13x = 1.13x叫40.18x10% x3 5 = 15.63〃〃〃 油箱容量可按經驗公式估算，取丫 = (5~7)外 根據液壓泵站的油箱公稱容量系列(JB/T7938-1995),取油箱容量為315L 油箱公稱容量JB/T7938-1995 (L) 4 63.

20、 10 25 10 63 100 160 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 3150 4000 5000 6300 設計心得 液壓傳動課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)，通過這次課程設計使我從各個 方面都受到了專業(yè)課程設計的訓練，對液壓系統的有關各個零部件的有機結合有了更 加深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣 那樣的問題，如：在選擇計算標準件時可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸 進的，計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠。 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用液壓傳動課程及其他課程的理論知識在實際 生產中應用所學知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團 隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到 了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和 團結。 參考文獻 1、教材相應章節(jié)。 2、《機械零件設計手冊》（液壓與氣動部分） 冶金出版社 3、《機械設計手冊》下冊 化學工業(yè)出版社 4、《組合機床設計》（液壓傳動部分） 機械工業(yè)出版社 5、《液壓工程手冊》上、下冊 機械工業(yè)出版社