刨床液壓系統(tǒng)改造設計【優(yōu)秀課程畢業(yè)設計5張CAD圖紙帶任務書】-jxsj71

刨床液壓系統(tǒng)改造設計

摘   要

本次設計題目是刨床液壓系統(tǒng)改造設計。即用液壓系統(tǒng)代替機械結構來實現(xiàn)刨床的主運動和橫向進給運動。該液壓系統(tǒng)設計包括：液壓系統(tǒng)方案的擬定，液壓油箱設計，液壓缸設計，液壓站設計。設計思路是從刨床的性能和動作要求入手，并參照國內刨床或和液壓系統(tǒng)的設計規(guī)范，查閱相關技術文現(xiàn)和資料，提出了刨床液壓系統(tǒng)改造方案。圖紙采用Auto CAD 繪制。并經過認真地設計計算,查找資料撰寫設計說明書。

液壓刨床的優(yōu)點是：傳動平穩(wěn)，由于采用液壓傳動，滑枕的運動速度均勻，且可實現(xiàn)無級調速；負荷能力比一般機械傳動的牛頭刨床大；滑枕可以在任何位置上立刻停止或起動；工作臺的橫向進給運動也采用液壓傳動，進給量可以在一定范圍內任意調整；機床由液壓安全閥做保護，過載時不容易損壞機床的零部件；零件在油里工作不易磨損，因而機床使用壽命長；操縱簡單，使用方便。改造出來的刨床液壓系統(tǒng)具有尺寸精確、生產效率高，勞動強度低，產品質量好的優(yōu)點。

關鍵詞：液壓牛頭刨床      液壓系統(tǒng)      液壓缸

提綱

一、緒　　論

（一）本課題研究的目的意義

（二）本課題國內外發(fā)展概況及存在的問題

（三）本課題解決的主要問題

二、牛頭刨床系統(tǒng)分析與設計

（一）設計思想

（二）牛頭刨床系統(tǒng)分析

三、液壓系統(tǒng)的計算

（一）牛頭刨床液壓系統(tǒng)設計

（二）液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件

（三）液壓系統(tǒng)性能驗算

四、液壓缸的設計

（一）選擇液壓缸類型安裝方式

（二）液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸

（三）液壓缸的參數(shù)計算

（四）活塞的設計

（五）活塞桿

（六）活塞桿的導向套、密封和防塵

（七）液壓缸緩沖裝置的設計

五、液壓站的設計

（一）確定液壓站的結構類型方案

（二）液壓控制裝置（液壓閥站的集成）

（三）液壓動力源裝置（液壓泵站）的設計

（四）液壓泵組的結構設計

（五）液壓站的結構總成  

（六）液壓站總圖的設計與繪制

六、結    論

參 考 文 獻

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刨床液壓系統(tǒng)改造設計.doc

刨床裝配圖.dwg

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油箱裝配圖.dwg

液壓工作站.dwg

液壓系統(tǒng)原理圖.DWG

液壓缸裝配圖.dwg

第 1 頁 共 50 頁 摘 要 本次設計題目是刨床液壓系統(tǒng)改造設計。即用液壓系統(tǒng)代替機械結構來實現(xiàn)刨床的主運動和橫向進給運動。該液壓系統(tǒng)設計包括：液壓系統(tǒng)方案的擬定，液壓油箱設計，液壓缸設計，液壓站設計。設計思路是從刨床的性能和動作要求入手，并參照國內刨床或和液壓系統(tǒng)的設計規(guī)范，查閱相關技術文現(xiàn)和資料，提出了刨床液壓系統(tǒng)改造方案。圖紙采用 制。并經過認真地設計計算 ,查找資料撰寫設計說明書。 液壓刨床的優(yōu)點是： 傳動平穩(wěn)，由于采用液壓傳動，滑枕的運動速度均勻，且可實現(xiàn)無級調速；負荷能力比一般機械傳動的牛頭刨床 大；滑枕可以在任何位置上立刻停止或起動；工作臺的橫向進給運動也采用液壓傳動，進給量可以在一定范圍內任意調整；機床由液壓安全閥做保護，過載時不容易損壞機床的零部件；零件在油里工作不易磨損，因而機床使用壽命長；操縱簡單，使用方便 。 改造出來的刨床液壓系統(tǒng)具有尺寸精確、生產效率高，勞動強度低，產品質量好的優(yōu)點。 關鍵詞： 液壓牛頭刨床 液壓系統(tǒng) 液壓缸 第 2 頁 共 50 頁 寫 作 提 綱 一、緒 論 （一）本課題研究的目的意義 （二）本課題國內外發(fā)展概況及存在的問題 （三）本課題解決的主要問題 二、牛頭刨床系 統(tǒng)分析與設計 （一） 設計思想 （二） 牛頭刨床 系統(tǒng)分析 三、液壓系統(tǒng)的計算 （一）牛頭刨床液壓系統(tǒng)設計 （二） 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 （三）液壓系統(tǒng)性能驗算 四、液壓缸的設計 （一）選擇液壓缸類型安裝方式 （二）液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸 （三）液壓缸的參數(shù)計算 （四）活塞的設計 （五）活塞桿 （六）活塞桿的導向套、密封和防塵 （七）液壓缸緩沖裝置的設計 五、液壓站的設計 （一）確定液壓站的結構類型方案 （二）液壓控制裝置（液壓閥站的集成） （三）液壓動力源裝置（液壓泵站）的設計 （四）液壓泵組的結 構設計 （五）液壓站的結構總成 （六）液壓站總圖的設計與繪制 六、結 論 參 考 文 獻 第 3 頁 共 50 頁 一、緒 論 （一）本課題研究的目的意義 機械式牛頭刨床是一種由機械傳動來實現(xiàn)平面、臺階、曲面及各種溝槽等表面加工的機床。 隨著技術水平的提高，這些機械式牛頭刨床已越來越難以滿足生產的需要，然而國內還有許多工廠擁有大量的機械式牛頭刨床，對牛頭刨床進行技術改造升級勢在必行，而液壓傳動的牛頭刨床有許多優(yōu)點，能滿足社會生產的需要。而且用液壓 傳動 來實現(xiàn)對牛頭刨床運動的控制，在現(xiàn)有的技術條件和經濟條 件下是可行的，也是經濟的。 （二）本課題國內外發(fā)展概況及存在的問題 目前，機械式牛頭刨床已非常落后，按驅動形式來分，牛頭刨床大體分為兩種方式：一、采用機械驅動。它是由機械傳動來實現(xiàn)機床的各種運動，采用機械傳動形式的牛頭刨床叫機械式牛頭刨床，使用較為普遍。二、采用液壓驅動。它是由液壓傳動來實現(xiàn)機床的各種運動，這類牛頭刨床叫做液壓牛頭刨床，它是一種新型的牛頭刨床。而現(xiàn)在國內使用機械式牛頭刨床來加工的占了大多數(shù)，使用液壓的相對較少。 在總結目前國內外牛頭刨床的發(fā)展現(xiàn)狀以及今后的發(fā)展趨勢的情況下，當前牛頭刨床還有著 以下的幾點不足： 1、生產率較低?，F(xiàn)在有的牛頭刨床不論是機械式的還是液壓式的，由于其主運動都是直線往復運動，在一次往復行程中只刨削一次。而且，機械方式的噪音較大，對工人及周邊的損害也嚴重，不人性化。 2、機械式牛頭刨床在刨削中的沖擊較大，因而限制了加工精度、表面質量和切削速度的提高。 3、牛頭刨床只用于單件小批量生產和機修車間。 （三）本課題解決的主要問題 由機械式的牛頭刨床改造出的液壓式牛頭刨床能滿足當前市場的需要，有效地規(guī)避了當前機械式牛頭刨床的不足。采用液壓傳動來代替機械傳動，能有效地克服上述不足，并且傳動 平穩(wěn)，出力較大，從整體來看單位體積的出力比機械傳動方式大得多。改造后的液壓系統(tǒng)具有尺寸精確，勞動強度低，產品質量好的優(yōu)點。 液壓系統(tǒng)的計算 第 4 頁 共 50 頁 二、牛頭刨床系統(tǒng)分析與設計 （一） 設計思想 本課題是以機器使用功能多樣、經濟性好、可靠性高、壽命長、 結構簡單、可維修性好為設計思想。 （二） 牛頭刨床 系統(tǒng)分析 在現(xiàn)有的機械式牛頭刨床的基礎上進行改造。根據(jù)機械式牛頭刨床的原理，設計相應的液壓系統(tǒng)來代替機械傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)液壓式牛頭刨床的要求。 目前市場上常用的牛頭刨床可分為大、中、 小三種類型。小型刨削長度在 400內；中型刨削長度為 400— 600削長度超過 600665B 型牛頭刨床的技術參數(shù)如下：最大刨削長度為 650滑枕行程為 95— 650復行程次數(shù)為 73 次 /分，底面到工作臺距離為 65— 370作臺上工作面尺寸（長 ? 寬）為 650? 450工作面中央 T 形槽寬度為 18大行程，水平為 605直為 305形尺寸為（長 ? 寬 ? 高） 2320? 1450? 1750 2 牛頭刨床 是 一種由機械傳動來實現(xiàn)平面、臺階、曲面及各種溝槽等表面加工的機床。 通過分析機械式牛頭刨床 ，當用液壓來代替時，需要實現(xiàn)滑枕的往復直線運動。即用液壓能來驅動輸出主運動。 統(tǒng)方案的比較與選用 用液壓能夠實現(xiàn) 往 復直線 運動的有很多種方式，其中有 :是能夠實現(xiàn) 往復直線 運動的方式。在此比較第一種和第二種這兩種情況。因為這兩種在工業(yè)上用的比較多，市場上有標準系列產品，且實現(xiàn)起來相對容易些。 用液壓馬達與液壓缸方案的比較： ⑴從執(zhí)行元件性能方面來比較 用液壓馬達來實現(xiàn)，它的所能輸出轉矩較小，起始負載轉矩也不能太大。且有泄漏；液壓缸能輸出較大的推力（通過改變活塞的有效面積來實現(xiàn)），無泄漏，效率高于液壓馬達，無噪聲。液壓缸優(yōu)于液壓馬達。 ⑵從經濟性方面比較 一般來說，液壓馬達的價格比液壓缸的高 ，但它的壽命不如液壓缸長，且液壓馬達的可維修性不如液壓缸，使用成本也較高。 ⑶從空間的占用方面比較 液壓缸的占用的空間較液壓馬達的小，液壓馬達可選用雙速馬達，分別實現(xiàn)工進與快退。 ⑷從整體系統(tǒng)性能方面比較通過以上分析與比較，我們可以確定采用液壓缸來實現(xiàn)這一功能比較適合本題要求，初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如下圖 1： 液壓系統(tǒng)的計算 第 5 頁 共 50 頁 56824793p 1p 2p 1p 2104 刨床液壓系統(tǒng)原理圖 機械方面在此采用棘輪機構，只是進給運動由液壓和機械傳動配合傳動，因此進給量可以在一定的范圍內實現(xiàn)無級 調速；主運動的往復直線運動由以前的曲柄擺桿機構該為由液壓缸來實現(xiàn)，由于采用液壓傳動，所以滑枕運動速度的變化較均勻，不像機械傳動的牛頭刨床那樣切削速度變化較大，且由于液壓傳動具有緩沖吸振的作用，故滑枕在換向過程中沖擊和振動也較?。煌瑫r，機床的工作壓力由安全閥控制，如遇有機床過載時，也不易損壞部件；另外，機床的操縱也變得方便、省力、加工精度高。 液壓系統(tǒng)的計算 第 6 頁 共 50 頁 三、液壓系統(tǒng)的計算 要進行液壓系統(tǒng)計算，先應計算工件刨削時所需的刨削力，即牛頭刨床刨刀所遇到的刨削阻力，這對后面計算與設計有著重要的意義。這也是決 定牛頭刨床功率的依據(jù)。但牛頭刨床刨削工件的過程是一個較為復雜的過程，在這個過程中，主要是工作阻力，還有摩擦力，慣性負載，重力負載，背壓阻力，并且在每一工況（啟動、加速、快進、工進、制動、快退、制動）時的力是不同的。必須把這個過程的力分析清楚，并將每一工況下的力計算出來。為了便于計算， 應估算出一個在啟動或制動時間， 一般機床的主運動取 給運動取 床取 作部件較輕或運動速度較低時取小值。做這樣的估算，在這種類型的機床上是可行的，工業(yè)上也是允許的。 （一）牛 頭刨床液壓系統(tǒng)設計 液壓系統(tǒng)要實現(xiàn)加工的目的，完成的工作循環(huán)是：啟動 —— 加速 —— 快進 —— 工進 —— 制動 —— 快退—— 制動。運動部件的重力為 6517N，工進時，液壓缸負載為 8720N；快退時 , 液壓缸負載為 665N。初選系統(tǒng)工作壓力。 ⑴計算外負載 當機床上的液壓缸作直線往復運動時，液壓缸必須克服的外負載 ????（ 式 3 其中； 工作負載； 摩擦負載； 慣性負載； 重力負載； 背壓負載。 ⑵工作負載的計算 工作負載與機床的工作性質有關，它可能是定值，也可能是變值。一般工作負載是時間的函數(shù)，即)(需根據(jù)具體情況分析決定。若負載方向與進給方向相同稱正值負載，若負載方向與進給方向相反稱負值負載?；硭艿墓ぷ髫撦d與進給方向相同，其刨削阻力由切削力公式計算如下： 據(jù)公式：???（ 式 3 其中： ?， ??? 1875? 1? 故 ????????所以： 055??。 ⑶摩擦力的計算 液壓系統(tǒng)的計算 第 7 頁 共 50 頁 液壓缸驅動工作部件工作時要克服機床導軌處的摩擦力，它與導軌形狀、安放位置及工作臺的運動狀態(tài)有關。一般機床上常見的有兩種導軌形式，其摩擦阻力的估算公式如下： 平導軌 )(（ 式 3 （ 式 3 其中： 移動部件的重力： 切削力垂直于導軌上的正壓力： ? —— f —— 導軌摩擦系數(shù)，啟動時按靜摩擦系數(shù)余按動摩擦系數(shù)考如下表 1： 表 1 導軌摩擦系數(shù)表 導軌種類 導軌材料 工作狀態(tài) 摩擦系數(shù) 滑動導軌 鑄鐵對鑄鐵 啟動時 低速（ ）時 高速（ ）時 潤滑良好時 ???滾動導軌 鑄鐵導軌對滾柱（珠） 啟動時或運動時 ??ds 鑄鐵對鑄鐵 啟動時或運動時 ds 忽略顛覆力矩的影響，則 靜摩擦阻力 3 1 0106 6 ?????動摩擦 阻力 ?????⑷慣性負載的計算 工作部件在啟動時和制動過程中產生慣性力，可按牛頓第二定律求出，即： m ?????式中 m —— 工作部件總重量； v? —— 加（減）速度時的變化量； t? —— 啟動或制動時間，一般機床的主運動取 給運動取 作部件較輕或運動速度較低時取小值。慣性阻力包括以下兩部分⑸、⑹。 ⑸滑枕快進時慣性阻力向啟動加速和快退減速制動的加速度相等，選取 ，由于滑枕啟動加速、反向啟動加速和快退減速制動這一階段為勻加速運動，所以 1025223 ?????? ?，故慣性阻力為： m ??????? 液壓系統(tǒng)的計算 第 8 頁 共 50 頁 ⑹滑枕工進時慣性阻力 /進轉換到制動是減 速，取 1020 3???? ， ，故慣性阻 力為：m 0206 6 5 3 ?????????? ? ⑺重力負載的計算 當工作部件垂直運動或傾斜放置時，它的自重也是一種負載，向上移動時為正負載，向下運動時為負負載。當工作部件水平放置時， 0? 由于刨床滑枕為水平放置，所以負載不考慮重力。 以上為液壓缸所克服的外負載，實際上，液壓缸工作時還必須 克服其內部密封裝置產生的摩擦阻力包括活塞及活塞桿處的摩擦力，其值與密封裝置的類型、液壓缸制造質量和油液工作壓力有關，計算比較復雜。 此外，液壓缸還必須克服回油路上的阻力，稱為背壓阻力值為： ? （ 式 3 其中： A —— 回油腔工作面積 液壓缸背壓，在系統(tǒng)方案、結構尚未確定之前，一般按經驗數(shù)據(jù)估算一個數(shù)值，如進油節(jié)流調速時取ab 10)5~2( ??；回油路上有背壓閥或調速閥時取ab 10)15~5( ??；對于閉式回路ab 10)15~8( ??。 根據(jù)以上分析，計算各工況負載，該刨床滑枕所受負載也為液壓缸所受負載，詳見下表 2。 表 2 液壓缸驅動力和負載 注：取液壓機械效率m?= ⑻繪制負載圖和速度圖 根據(jù)已給的快進、快退、工進的行程和速度，配合表 2 中相應負載的數(shù)值，可繪制液壓缸的 F— t與 v— 及近似計算快進、快退、工進的時間如下： 工況 計算公式 液壓缸負載 F（ N） 液壓缸驅動力?0（ N） 啟動 f F?1310 1456 加速 d G MF f F F??798 887 快進 f F?665 739 工進 d G LF f F F??8720 9689 制動 d G MF f F F ???638 7退 f F?665 739 制動 d G MF f F F??522 580 液壓系統(tǒng)的計算 第 9 頁 共 50 頁 ①快進 111 ???? ? ②工進所需時間 010201060033222 ????? ?? ③快退 106 50 3333 ???? ④繪制負載圖和速度圖 其中： 012 ?圖 2 圖 圖 3 圖 t F(N) 1456 887 739 9689 o t1 t2 t3 v× 310? m/s O t 100 20 t1 t2 液壓系統(tǒng)的計算 第 10 頁 共 50 頁 液壓缸工作壓力的選擇是否合理，直接影響到整個系統(tǒng)設計的合理性，確定時不能只考慮滿足負載要求，應全面考慮液壓裝置的性能要求和經濟性。如果液壓缸的工作壓力選定較高，則泵、缸、閥和管道尺寸可選得小些，這樣結構較為緊湊、輕巧，加速時慣性負載也小，易于實現(xiàn)高速運動的要求。但工作壓力太高，對系統(tǒng)的密封性能要求也相應提高了，制造較困難，同時縮短了液壓裝置的使用壽命。此外，高壓會使構件彈性變形增大，運動部件容易產生振動。對于各類機床的液壓系統(tǒng)，由于各自特 點和使用場合不同，其液壓缸的工作壓力亦不同，一般常用類比法。參考如下兩表（表 3、表 4）： 表 3 液壓缸負載工作壓力對應表 負載 )(5000? 5000～ 10000 10000～ 20000 20000～ 30000 30000～ 50000 50000? 液壓缸工作壓力)(10 5 ＜ 8～ 10 15～ 20 25～ 30 30～ 40 40～ 50 ≥ 50～ 70 表 4 液壓缸機床類型工作壓力對應表 機床類型 磨床 車鏜銑床 珩磨機 組合機床 齒輪加工機床 拉床、龍門刨床 液壓缸工作壓力 )(10 5 ≤ 20 20～ 40 20～ 50 30～ 50 ﹤ 63 ﹥ 100 由于液壓技術的發(fā)展，當前國內外許多人認為，就目前材質情況和生產水平，取液壓系統(tǒng)壓力為 左右為最經濟，并有資料論證低壓系統(tǒng)的價格比高壓系統(tǒng)的價格高 2 倍。為此，國內液壓行業(yè)正在研制高壓系列的泵、閥，以供各 種液壓系統(tǒng)使用。為此刨床液壓系統(tǒng)的工作壓力，一般為 (15～20)× 105照上表 3）本課題初選液壓缸工作壓力 0× 105防止刨削時滑枕發(fā)生前沖，液壓缸回油腔應有背壓，背壓 0× 105定快進、快退回油壓力損失 2 103 ??? 。 液壓缸類型選雙作用差動液壓缸，活塞行程終了時減速制動，減速值不變。安裝方式選擇底座安裝2。 ⑴按最大負載初選液壓 缸的結構尺寸 計算液壓缸的有效面積時，還要考慮往返行程的速比v?，活塞桿受拉或受壓的情況以及背壓力系統(tǒng)方案尚未擬定，回油路結構尚未確定之前，背壓力是無法估算的。這里只能參考背壓力利用液壓相關知識和公式求出液壓缸左右有效工作面積 1A 及 2A 、直徑 D 和活塞桿直徑 d 等的值。 ⑵按液壓缸最低運動速度驗算其有效工作面積 有效工作面積決定于負載和速度兩個因素。用負載和初選壓力計算出來的有效工作面積，還必須按下式進行檢驗： A ? （ 式 3 液壓系統(tǒng)的計算 第 11 頁 共 50 頁 式中： 液壓缸的最低工進速度： A —— 液壓缸的有效工作面積： 液壓缸最小的穩(wěn)定流量。在節(jié)流調速系統(tǒng)中， 定于調速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量，其值可在產品樣本性能表上查到。在容積調速系統(tǒng)中，液壓缸的最小穩(wěn)定流量決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。 如果有效工作面積 A 不能滿足上式，則應適當加大液壓缸直徑。將確定的液壓缸直徑和活塞桿直徑圓整化為規(guī)定的標準值（見如下表 5，表 6），以便采用標準的密封件和標準的工藝裝備。 由于本題取液壓缸前、后腔有效面積之比 2： 1，因此得液壓缸無桿腔有效面積 1A 為： 2452101 2120(9689)21(????????表 5 液壓缸內徑系列表 20 25 32 40 50 55 63 (65) 70 (75) 80 (85) 90 (95) 100 (105) 110 125 130 140 (150) 160 180 200 (220) 250 (280) 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 表 6 活塞桿外徑系列表 10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 注：括號內的尺寸盡可能不用。 取 241 1055 ?? 故液壓缸內徑 41 ? ?????? ?? 按上表取標準值 108 ??? 所以根據(jù)公式計算活塞桿直徑： ??? （標準直徑）； 液壓缸尺寸取標準值之后的有效工作面積為 無桿腔面積 242221 108(? ??????? ? 有桿腔面積 液壓系統(tǒng)的計算 第 12 頁 共 50 頁 24422222 ( ? ???????? ? 活塞桿面積 244213 0( ? ??????? 根據(jù)資料 [3]中表 20壓缸活塞行程取 00? ，因行程與活塞桿直徑比 1555800 ??不需要做壓桿穩(wěn)定性驗算。 因工作速度低，需驗算液壓缸尺寸，即要滿足如下式子，（參照資料 [6]） ? （ 式 3 其中，式中 液壓缸的最低工進速度： A —— 液壓缸的有效工作面 積： 液壓缸最小的穩(wěn)定流量。在節(jié)流調速系統(tǒng)中， 定于調速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量，其值可在產品樣本性能表上查到。在容積調速系統(tǒng)中，液壓缸的最小穩(wěn)定流量決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。 本設計中為 s,而在本設計中，節(jié)流閥是安裝在進油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應取液壓缸無桿腔實際面積，即：2452101 2120(9689)21(????????比較可知： 2424 ? ?????，滿 足要求，液壓缸能達到所需低速。 q v=, 其中， 2m ）； m/s）。 快進時的流量： 33411 102 3 ? ??????工進快退時的流量： 33412 ? ??????快退有效作用面積： 342 ?? 繪制液壓 缸工況圖如下，工況圖包括壓力圖，流量循環(huán)圖，和功率循環(huán)圖。它們是調整系統(tǒng)參數(shù)，選擇液壓泵，閥等元件的依據(jù)。工作循環(huán)中工作階段的液壓缸壓力和功率如表 7所示。 液壓系統(tǒng)的計算 第 13 頁 共 50 頁 表 7 工作過程中的各參數(shù)表 注：取工進時的最大速度 32 2 0 1 0 /v m s???。 以上在算反向壓力時，取背壓為 公式：2301 ?? 來計算；計算正向壓力時，背壓取為 0，由301 來計算。 工況圖的作用是：通過工況圖找出最大壓力、最大流量點和最大功率點，將各工作階段中壓力、流量變化的規(guī)律，作為選擇液壓泵和控制閥的依據(jù)。其中： 02 ? 由上表繪制出液壓缸工況圖如下所示： 工況 計算公式 0F（ N） 液壓缸 液壓缸工作壓力 流量 功率 52 10p ? （ 51 10p? （ 310??Q （ 2m /s） 310?P (W) 快 進 啟動 加速 快進 2301 ?? 13 ?? 1 1456 887 739 02 ??p 32 ??p 32 ??p 進 0 211 2F ?? 12Q P 689 5 退 啟動 加速 快退 制動 01222 21Q P 456 887 739 522 3 3 3 液壓系統(tǒng)的計算 第 14 頁 共 50 頁 a )圖 ( b )圖 ( c )圖 4 液壓缸工況圖 液壓系統(tǒng)的計算 第 15 頁 共 50 頁 ⑴ 制定基本方案 ① 調速方式的選擇 刨床工作時，要求低速運動平穩(wěn)性好，速度負載特性好。由圖可知，液壓缸快速和工進時功率都較小，負載變化也較小，因此采用調速閥的進油節(jié)流調速回路。為防止工作負載突然消失引起的前沖現(xiàn)象，在回油路上加背壓閥。 ②油 路循環(huán)方式： 本課題以選用差動缸（ 21 2 ）實現(xiàn)“快、慢、快”的回路，即采用快進和快退速度相等的差動回路作為快退回路。工進快退利用壓力繼電器來實現(xiàn)。由工 況圖可以清晰的看出，其系統(tǒng)特點是快速時低壓大流量時間短，工進時高壓小流量時間長。顯然選用定量泵效率底，系統(tǒng)發(fā)熱量大，故應采用變量葉片泵或限壓式變量泵，兩者比較見下表 8。本機床要求系統(tǒng)壓力平穩(wěn)，工作可靠，為此采用變量葉片泵。 表 8 變量葉片泵的比較表 變量葉片泵 限壓式變量葉片泵 1、流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小 1、流量突變時，定子反應滯后，液壓沖擊較大 2、內部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作性能好 2、內部徑向力不平衡，軸承負載較大，壓力波動及噪聲較大，工作 性能差 3、須配有溢流閥一卸荷閥組，系統(tǒng)較復雜 3、系統(tǒng)較簡單 4、有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高 4、沒溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升較低 ③液壓系統(tǒng)的組合 在所選擇基本回路的基礎上，再綜合考慮其它因素的影響和要求，便可組成完整的系統(tǒng)圖。在液壓系統(tǒng)圖中為了使液壓缸快退實現(xiàn)差動連接，在系統(tǒng)中增設一個單向閥 8 及液控順序閥 6；在液壓泵 1 和電磁換向閥 2 的出口處，分別增設單向閥 7 和 8，以免當液壓系統(tǒng)較長時間不工作時，在“油柱”的壓力下油液流回油箱，形成局部真空，由于系統(tǒng)不可能絕對密封，使空氣滲入系統(tǒng)，影響 系統(tǒng)工作平穩(wěn)性。單向閥7 的另一個作用是防止液壓系統(tǒng)在電機停轉時反轉。為了過載保護或行程終了利用壓力控制來實現(xiàn)切換油路，在系統(tǒng)中還裝有壓力繼電器 9，為觀察和調整系統(tǒng)壓力，應在系統(tǒng)圖所示 3 處設置測壓點，為減少壓力表，設置一個多點壓力表開關 10。 ④換 向回路： 綜上所述，本系統(tǒng)的主要液壓回路為進油節(jié)流調速回路與差動回路。為實現(xiàn)這兩種回路的要求，可以有多種不同形式的進油節(jié)流調速回路與差動回路的組合。本題擬采用兩個三位四通 電磁換向閥來實現(xiàn)換向功能。 ⑤壓力控制回路： 在泵出口并聯(lián)一溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的定壓溢流同 時在該溢流閥的遠程控制口連接一個 三位四通 電磁換向閥，以便于通過電信號來控制刨床的進給運動。 ⑵確定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)前面初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖。經過修改和更正后，使之更符合本設計的要求，再由上述計算結果 液壓系統(tǒng)的計算 第 16 頁 共 50 頁 和技術要求，在主回路初步選定基礎上，只要再增加一些必要的輔助回路便可組成較完整的液壓系統(tǒng)了。所擬定 擬定的系統(tǒng)工作循環(huán)表（表 9）及液壓系統(tǒng)原理圖如圖 5 所 示。 表 9 系統(tǒng)工作循環(huán)表 電磁鐵動作循環(huán) 1進 + - - - 工作進給 + - - - 快退 - + - - 停止（中途停止） - - - - 工作臺橫向進給 - - + - 返回 - - - + 56824793p 1p 2p 1p 2104 刨床液壓系統(tǒng)原理圖 （二） 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 力和選擇泵的規(guī)格 ⑴泵的最大工作壓力 執(zhí)行元件在工作行程終點運動停止時才需要最大壓力，如液壓機的壓制、成形、校準，機床的定位夾緊等。液壓泵的最大工作壓力等 于執(zhí)行元件的最大工作壓力。 對于執(zhí)行元件運動過程中需要最大壓力，液壓缸的工作壓力為： ? ??? （ 式 3 其中 1P —— 執(zhí)行元件在穩(wěn)定工況下的最高工作壓力； ??P —— 進油路上的沿程和局部損失。初算時按經驗數(shù)據(jù)選取，如管路簡單的節(jié)流調速系統(tǒng)取 液壓系統(tǒng)的計算 第 17 頁 共 50 頁 ??P =(2～ 5)× 105路復雜，進油路采用調速閥系統(tǒng)，取 ??P =(5～ 15)× 105可參照同類系統(tǒng)選取。 由工況圖和刨床液壓系統(tǒng)圖可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為 ?10系統(tǒng)采用調速閥進油節(jié)流調速，選取進油管路壓力損失為 8× 510于采用壓力繼電器，溢流閥的調整壓力一般應比 系統(tǒng)最高壓力大 5× 510泵的最高工作壓力為 551 ( 2 4 . 3 8 5 ) 1 0 3 7 . 3 1 0pP p a? ? ? ? ? ? 這是泵的最高工作壓力（穩(wěn)態(tài)），即溢流閥的調整壓力。 前面計算的液壓泵壓力統(tǒng)工作時還存在有動態(tài)超壓力，其值總是超過穩(wěn)態(tài)壓力。所以選擇液壓泵規(guī)格時，其公稱壓力應比計算的最大壓力高 25%～ 60%，液壓泵的公稱工作壓力 5511 . 2 5 1 . 2 5 3 7 . 3 1 0 4 6 . 6 1 0p p a? ? ? ? ? ? ? 泵在快速時向液壓缸輸油，由前面分析可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時小，這時壓力油不通過調速閥，進油路較簡單，但是流經管道和閥的油流量較大，取進油壓力損失為 5× 510快退時，泵的最高工作壓力為 p 552 ????? 這是泵的最高工作壓力，其值是液控順序閥 6調整時的參考數(shù)據(jù)。 ⑵泵的流量 單液壓泵供給多個執(zhí)行元件同時工作時， 泵的流量要大于液壓執(zhí)行元件所需要最大流量的總和，并考慮系統(tǒng)泄露和液壓泵磨損后的容積效率下降等因素，即 m ?? p（ 式 3 其中： K —— 系統(tǒng)泄露的修正系數(shù)，一般取 ?Q—— 多個執(zhí)行元件同時工作時所需最大流量。對動作復雜的系統(tǒng)，將同時工作的執(zhí)行元件的流量循環(huán)圖組合在一起，從中求?Q，其中 Q? 為系統(tǒng)總泄漏量。 對于工作過程中采用節(jié)流調速的系統(tǒng)，確定液壓泵的流量時，還需要加溢流閥穩(wěn)定工作所需的最小溢流量 即 m m ? ?（ 式 3 采用差動連接液壓缸時，液壓泵流量為 m a ( p ???（ 式 3 式中： 12, 分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的有效工作面積； 活塞或液壓缸的最大移動速度。 當系統(tǒng)采用蓄能器存儲壓力油時，液壓泵的流量按系統(tǒng)在一個周期中的平均流量選擇 ??? ni （ 式 3 式中； T —— 主機工作周期； 液壓系統(tǒng)的計算 第 18 頁 共 50 頁 各執(zhí)行元件在工作周期內的耗油量； n —— 執(zhí)行元件的個數(shù)； 泵的公稱流量與系統(tǒng)計算的 由圖 (a)可知，最大流量在快進時，其值為 3?? 。按上式可求的泵的最大流量， ,所以： p / 33 ?? ????? （ ） 最小流量在工 進時，其值為 10100 3?? ，為保證工進時系統(tǒng)壓力較穩(wěn)定，應考慮溢流閥有一定的最小溢流量，取最小溢流量為 1001 3? 。 ⑶選擇泵的規(guī)格 根根據(jù)以上數(shù)值，選用葉片泵型號為 25? ⑷確定液壓泵的驅動功率 在工作循環(huán)中，當泵的壓力和功率比較恒定時，驅動泵的電動機功率 ? （ 式 3 式中： 液壓泵的最高工作壓力； 液壓泵的流量； p?—— 液壓泵的總效率。各種泵在公稱壓力下的總效率可參考下表 10，液壓泵規(guī)格大時取大值，小時取小值。 表 10 各種泵在公稱壓力下的總效率對應表 液壓泵名稱 齒輪泵 葉片泵 徑向柱塞泵 軸向柱塞泵 總效率 該指出，當液壓泵的工作壓力只有公稱直徑的 10%，泵的總效率將顯著下降，有時只達 外，當變量泵的流量為公稱流量的 1/4或 1/3以下時，容積效率和總效率都要下降很多，因此，設計時必須注意。 限量式變量葉片泵的驅動功率，可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計算，一般拐點流量的壓力在泵最大壓力 80%處，即： ? ????? m a （ 式 3 式中 通常，限量式變量葉片泵在工作時， 流量很小，效率很低?？砂聪率酱致怨浪泸寗庸β?，即 ??? （ 式 3 式中： , 泵的實際工作壓力和流量； p? —— 般機床常用的限量式變量葉片泵在壓力 的功率損耗，可按下表 11 選取限量式變量葉片泵 液壓系統(tǒng)的計算 第 19 頁 共 50 頁 表 11 限量式變量葉片泵壓力功率對應表 液壓泵壓力10? 15 20 25 30 35 40 功率損耗10?? 工作循環(huán)過程中，液壓泵的工作壓力和流量變化較大時，液壓泵的驅動功率應按各工作階段的功率進行計算，然后取平均值： ??? ????2122121 （ 式 3 式中： 1, , , nt t t—— 在整個工作循環(huán)中各 階段對應的時間； 12, , , np p p—— 在整個工作循環(huán)中各階段對應的功率。 按上式算得的功率和液壓泵要求的工作轉速，可以從產品樣本中選取標準電動機，然后必須檢查每一階段電動機的超載量是否都在允許范圍內。一般規(guī)定電動機在短時間內可超載 25%，否則就按最大功率選取電動機。 由液壓缸工況圖（ c） 可知，最大功率出現(xiàn)在快退階段，其數(shù)值按上式計算， 0) 35212 ??????? ?? 其中： 1Q 為大泵流量， 31 ??? ； 2Q 為小泵流量， 32 ??? ； p?為液壓泵總效率，取 按樣品本選用 4速為 1440r/112 ? 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，可算出液壓缸在各階段的實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間，從而為其他液壓元件的選擇及系統(tǒng)的性能計算奠定基礎。 壓輔助元件選擇 ⑴液壓閥的選擇 主要依據(jù)是根據(jù)閥在系統(tǒng)工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其它還需考慮閥的動作方式、安裝固定方式、壓力損失數(shù)值、工作性能參數(shù)和工作壽命等條件來選擇標準閥類的規(guī)格。 ⑵選擇控制閥應注意以下幾個問題 ①應盡量選擇標準定型產品，要求非標準元件盡量少，不得已時才自行設計制造專用閥或其它液壓元件。 ②選擇溢流閥時，按泵的最大流量選取，使泵的全部流量能回油箱，選擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機床執(zhí)行機構第素性能的要求。 ③一般選擇控制閥的公稱流量比管路系統(tǒng)實際通過的流 量大一些。必要時允許通過閥的流量超過公稱 液壓系統(tǒng)的計算 第 20 頁 共 50 頁 流量的 20%。 ④應注意差動液壓缸由于面積差形成不同回油量對控制閥的影響。 根據(jù)液壓泵的工作壓力和通過閥的實際流量，選擇各種液壓元件和輔助元件的規(guī)格。由于當前液壓行業(yè)正在更新各種液壓元件，即將生產新型高壓規(guī)格的元件，以取代中、低液壓元件，現(xiàn)根據(jù)工作壓力及流經各元件的實際流量逐一選定，列于下表 12中 表 12 液壓元件規(guī)格及型號 編號 元件名稱 技術數(shù)據(jù) 510P?Q× 310? /60( 3m /s 規(guī)格及型號 1 葉片泵 p=63 三位四通電磁換向閥 p=63； Q=25 行程流量控制閥 p=63； Q=25； Q ； p? =1 溢流閥 P=63；4； Q=10；卸荷壓力 ，滿足要求。 查 [1]表 23壓缸活塞第一行程系列選取活塞行程為 800 根據(jù)油缸的整體設計，將液壓缸進、出 油口分別設計在缸底和缸頭上，同時進、出口連接形式采用螺孔聯(lián)接。 液壓缸油口直徑應根據(jù)活塞最高運動速度 u 和油口最高液流速度0照資料 [1]中，由下式來計算： 00 13.0 （式 4 其中：0d—— 液壓缸油口直徑（ m）； D —— 液壓缸內 徑（ m）； 液壓缸的設計 第 32 頁 共 50 頁 u —— 液壓缸最大輸出速度， .1 ； 0u—— 油口液流速度 ( ) 則； 000 . 1 3 2 4 m 查 [3]表 7及考慮到后面的油管所用的管接頭 ,選取油口安裝尺寸為 227?M 。 底厚度計算 一般液壓缸為平形缸底，在本設計中缸底有油孔，按 [1]來計算缸底蓋的厚度 h ： ? ?y )(??（式 4 式中 , h —— 缸底厚度（ m） D —— 液壓缸內徑（ m） 試驗壓力，由前面計算得 0d—— 缸底油孔直徑（ m），在此為 ??s —— 缸體的許用應力（ 為 270底與缸筒的材料是相同的。代入數(shù)據(jù)，則： ? ?63336036 . 5 1 0 8 0 1 00 . 4 4 2 0 . 4 4 2 8 0 1 0( ) ( 8 0 2 4 ) 1 0 2 7 0 1 01 0 . 4 1 0 1 0 . 4d ??? ? ?? ? ? ? ?? ? ? ? ?? ? ?由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所不同。但考慮到缸頭端容腔所受的壓力比缸底端容腔的小得多，（在工進時缸頭在液壓缸的回油腔）故在此為了簡化計算，取 缸頭的厚度與缸底相同 H= 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離 下圖。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的的穩(wěn)定性。因此，設計時必須保證有一定的最小導向長度。 圖 6 液壓缸示意圖 對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足以下要求 H≥ L/20+D/2 （式 4 式中， L —— 液壓缸的最大行程為 800 液壓缸的設計 第 33 頁 共 50 頁 D —— 液壓缸的內徑為 80 所以： 02802080 0220 ?????， 活塞寬度 B 一般取，Ｂ =（ =（ 80=48～ 80,根據(jù)活塞寬度范圍 ,適中取60B 。 缸蓋滑動支承面的長度 1l ，即導向套長度，根據(jù)液壓缸內徑 D 而定（參考資料 [6]），因 80 60D ??，取1 ( 0 . 6 1 . 0 ) 0 . 8 5 5 4 4l d m m? ? ? ?， d 為活塞桿直徑。 為保證最小導向長度 若過分增大 1l 和 B 都 是不適宜的。在此，用在活塞與導向導之間的缸頭的厚度來保證。即缸頭的軸向長度至少要達到 c ： 8)6044(2180)(21 1 ??????? 液壓缸缸體的內部長度應等于活塞的行程和活塞寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端蓋的厚度，同時液壓缸缸體的長度不應大于內徑的 20～ 30 倍。 缸筒長度 S ： 6080060 ????? ； 缸筒外形長度 8 9403044158 6 0121 ???????????總；（其中， 1K 為缸底總長度 30 2K 為缸頭總長度取 40一般應小于 20D ，即 20? 80=1600 989<1600，所以滿足要求。 （四）活塞的設計 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既 不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 根據(jù)密封裝置的形式來選用活塞的結構形式（密封裝置則按工作條件選定）。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。整體活塞在活塞周圍上下開溝槽，安裝密封圈，結構簡單，但給活塞的加工帶來難度，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。組合式活塞結構多樣，主要受密封型式決定。組合式活塞大多數(shù)可以多次拆裝，密封件使用壽命長。隨著耐磨 的導向套環(huán)的大量使用，多數(shù)密封圈與導向套環(huán)聯(lián)合使用，大大降低了活塞的加工成本。所以在該設計中選用組合式活塞。 液壓缸的活塞與活塞桿的連接方式很多種型式，所有型式均需要鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開，同時在活塞與活塞桿之間需要設置靜密封。油缸在一般的工作條件下，活塞與活塞桿的連接采用螺紋連接，但當油缸工作壓力較大、工作機械振動較大時，采用半環(huán)連接。根據(jù)具體情況，也有把活塞與活塞桿做成一個整體。所以根據(jù)系統(tǒng)工作條件在本設計中選用螺紋連接。活塞多采用此種結構，該結構不僅應用在機床 上，工程機械也廣泛采用。 連接方式分為 ⑴卡環(huán)型 液壓缸的設計 第 34 頁 共 50 頁 圖 7 卡環(huán)型圖 兩半環(huán)卡入環(huán)槽后回松脫，需要套上卡環(huán)帽，再裝上彈性擋圈。裝拆方便，低速時使用廣泛。 ⑵螺母型 圖 8 螺母型圖 ⑶焊接型 圖 9 焊接型圖 根據(jù)設計要求，選用螺母型連接方式，最適用本設計要求。 液壓缸是依靠密封的工作容積變化來傳遞動力和運動的。因此要求兩個有相對運動的零件之間形成的空間應是密封的。不使油液從進油腔泄漏至回油腔，更不允許泄漏到缸體外面，若密封不良不僅使液壓缸的性能和效率降低，甚致失去工 作能力，因此，對液壓缸的密封提出以下要求： 在額定工作壓力下，保證良好的密封，使其減少泄漏。 相對運動的零部件間，密封裝置引起的摩擦力要小，不允許有卡死或爬行現(xiàn)象。 密封元件的加工工藝和裝配簡單。即制造容易，成本低，適于組織集中生產和標準化生產。 耐磨性好，工作壽命長，磨損后在一定程度上能自動補償。 這些要求往往是有矛盾的，選擇哪一種密封裝置，要根據(jù)液壓缸的工作壓力、運動特點、使用條件而定，液壓缸中的密封裝置類型很多主要有以下幾種 : ⑴間隙密封 間隙密封是依靠相對運動的零件的配合表面間的微小縫隙來防 止泄漏，活塞上一般做出環(huán)槽，如下圖10