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液壓與氣壓傳動課程設計 計算說明書 設計題目 專用銑床液壓系統(tǒng) 專 業(yè) 機械 班 級 10-2班 姓 名 蔡春彬 學 號 1001010239 指導教師 韓桂華 ＿＿＿＿年＿＿月＿＿日 機械電子工程系 第一章 緒論 液壓系統(tǒng)是以電機提供動力基礎，使用液壓泵將機械能轉為壓力，推動液壓油。通過控制各種閥門改變液壓油的流向，從而推動液壓缸做出不同行程，不同方向的動作，完成各種設備不同的動作需要。 液壓系統(tǒng)的設計是整機設計的一部分，它除了應符合主機動作循環(huán)和靜、動態(tài)性能等方面的要求外，還應當滿足結構簡單、工作安全可靠、效率高、壽命長、經(jīng)濟型好、使用維護方便等條件。 液壓系統(tǒng)應經(jīng)在各個工業(yè)部門及農林牧漁等許多部門得到越來越多的應用，而且越先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部分越多。所以，像我們這樣的大學生學習和親手設計一個簡單的液壓系統(tǒng)是非常有意義的。 第二章 設計要求及工況分析 2.1 設計題目 設計一臺專用銑床液壓系統(tǒng)，工作臺要求完成快進——銑削進給—— 快退——停止等自動循環(huán)，工作臺采用平導軌，主要性能參數(shù)見下表。 負載力 （N） 工作臺重量（N） 工件及夾具重量（N） 行程（mm） 速度（m/min） 啟動時間（S） 靜摩擦系數(shù)fs 動摩擦系數(shù)fs 快進 工進 快進 工進 快退 3600 1100 530 110 50 5 0.1 5 0.2 0.2 0.1 2.2 設計要求 （1） 液壓系統(tǒng)工作要求的明確和工況分析（負載循環(huán)圖、速度循圖）。 （2） 液壓原理圖的擬定。 （3） 主要液壓原件的設計計算（例油缸、油箱）和液壓原件，輔助裝置的選擇。 （4） 液壓系統(tǒng)性能的校核。 （5） 繪制液壓系統(tǒng)圖（包括電磁鐵動作順序表、工作循環(huán)圖、液壓原件名稱）一張。 （6） 編寫設計說明書一份（5000字）。 2.3 工況分析 （1）負載分析 ①切削阻力 工作負載既為切削力FL =3600N ②摩擦阻力 Fg=1100+530=1630N Ffs=Fgfs=16300.2=326N Ffd=Fgfd=16300.1=163N ③慣性阻力 Fm=ma===69N ④重力負載Fg 因工作部件是臥式安裝，故重力阻力為零，即Fg=0. ⑤密封阻力負載Fs 將密封阻力考慮在液壓缸的機械效率中去，取液壓缸機械效率 ηm=0.9 ⑥背壓阻力負載Fb 背壓力Fb由表2.3選取，背壓阻力Fb無法進行計算，只能先按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選取一個數(shù)值，在系統(tǒng)方案確定后再進行計算。 根據(jù)上述分析可算出液壓缸在各動作階段中的負載如表2.1 表2.1 液壓缸各動作階段中的負載 工況 計算公式 液壓缸負載F(N) 液壓缸推力F/ηm (N) 啟動 F=Ffs 326 362 加速 F=Ffd+Fm 232 258 快進 F=Ffd 163 181 工進 F=FL+Ffd 3763 4181 快退 F=Ffd 163 181 (2)負載圖、速度圖 快進速度V1與快退速度V3相等，即V1=V3=5m/min,行程分別為L1=110mm.L3=160mm；工進速度V2=0.1m/min,行程L2=50mm。根據(jù)這些數(shù)據(jù)和表2.1中的數(shù)值繪制液壓缸的F-L負載圖和V-L速度圖，如圖2.1所示 圖2.1 液壓缸的負載圖和速度圖 2.4 初定液壓缸的結構尺寸 （1）初選液壓缸的工作壓力p1 銑床的最大負載F=4181N，根據(jù)下表2.2可得： 表2.2 按負載選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力 載荷/kN <5 5～10 10～20 20～30 30～50 >50 工作壓力（MPa） 0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 5～7 初選液壓缸的工作壓力 p1=2MPa (2)計算液壓缸的結構尺寸 因機床要求滑臺快進與快退速度相同，即V1=V3，故選用單桿式液壓缸，使A1=2A2，于是d=0.707D，且快進時液壓缸差動連接。 考慮到銑床可能受到負值負載，所以回油路中應有背壓，由表2.3暫取背壓pB=p2=0.8MPa。 表2.3 液壓缸的背壓阻力 系統(tǒng)類型 背壓阻力/MPa 中低壓系統(tǒng)或請在節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2～0.5 回油路帶調速閥或背壓閥的系統(tǒng) 0.5～1.5 采用輔助泵補油的閉式油路系統(tǒng) 1～1.5 采用多路閥的復雜的忠告系統(tǒng) 1.2～3 快進時，液壓缸差動連接 p1A1=p2A2+F,A1=2A2 A1= ==2.61312510-3m2 則液壓缸內徑D為： D===0.05768m 根據(jù)無桿腔面積和有桿腔面積關系式A1=2A2，可求得液壓缸活塞直徑d為： d==0.707D=0.7070.05768=0.04078m 根據(jù)標準GB/T2348-1993,將液壓缸的內徑和活塞桿的直徑分別圓整到相近的標準值為： D=63mm、d=40mm 由D、d可求得液壓缸無桿腔和有桿腔的實際有效工作面積分別為 無桿腔面積 A1= ==3.1210-3m2 有桿腔面積 A2= ==1.8610-3m2 當按照最低工進時的速度驗算液壓缸的尺寸時，查得調速閥最小穩(wěn)定流量為qmin=0.05L/min，且液壓缸的工進速度V2=0.1m/min,則： =0.510-3 m2 < A1=3.1210-3m2 故滿足最低速度要求。 2.5 計算液壓缸工作循環(huán)各階段的流量、壓力和功率。 根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖及液壓缸的有效工作面積，可計算出液壓缸在工作循環(huán)各階段的流量、壓力和功率。當液壓缸做差動連接快進時，由于管路中有壓力損失，，液壓缸的有桿腔的壓力必須大于無桿腔，此處選壓力損失Δp=0.5MPa，則有桿腔壓力為p2=p1+Δp。液壓缸工進時回油腔的背壓力p2=0.8MPa，快退時回油腔中的背壓力為 p1=0.5MPa。 ① 液壓缸差動快進時無桿腔進油壓力、輸入流量、輸入功率和有桿腔壓力分別為： p2=p1+Δp p1A1=(p1+Δp)A2+F p1啟動===1.03MPa p1加速===0.943Mpa p1快進===0.882MPa q=V(A1-A2)=5(3.1210-3-1.8610-3) 103=6.3L/min P=p1快進q=0.8821066.310-3/60=92.61W p2=p1快進+Δp=0.882MPa＋0.5MPa=1.382MPa ② 液壓桿工進階段時進油壓力、輸入流量、輸入功率和有桿腔壓力為： p1A1=p2A2+F p1===1.82MPa q=A1V2=3.1210-30.1103=0.312L/min P=p1q=1.821060.31210-3/60=9.464W P2=0.8MPa ③ 液壓缸快退時無桿腔壓力、輸入流量、輸入功率和有桿腔壓力分布為： p1=0.5MPa p2A2=p1A1+F P2啟動===1.03MPa P2加速===0.98Mpa p2快退===0.94MPa q=A2V3=1.8610-35103=9.3L/min P=p2快退q=0.941069.310-3/60=145.7W 表2.4 液壓缸工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率 工況 負載 F/N 進油腔壓力 輸入流量 q/ 輸入功率 P/kW 快進 (差動) 啟動 362 1.03 — — 加速 258 0.943 — — 快進 181 0.882 6.3 92.61 工進 4181 1.82 0.312 9.464 快退 啟動 362 1.03 — — 加速 258 0.98 — — 快退 181 0.94 9.3 145.7 根據(jù)上表液壓缸的各個工作階段的壓力、流量和功率，可繪制液壓缸的工況圖如下圖所示。 圖2.2組合機床液壓缸的工況圖 第三章 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 根據(jù)銑床的設計任務和工況分析，該機床對調整范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題，速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。 3.1 調速回路的選擇 本機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度負載特性，故采用調速閥調速。本系統(tǒng)為小功率系統(tǒng)，效率和發(fā)熱問題并不突出；連續(xù)加工，切削力變化不大，而且是正負載，在其它條件相同的情況下，進口節(jié)流調速比出口節(jié)流調速能獲得更低的穩(wěn)定速度，故本機床液壓系統(tǒng)采用調速閥式進口節(jié)流調速回路，為防止工作時發(fā)生前沖，在回油路上應加背壓閥。由于機床液壓系統(tǒng)采用了進口節(jié)流調速形式，故液壓回路的結構形式是開式循環(huán)回路。 由上表2.4和圖2.2液壓工的工況圖中的壓力-位移曲線和流量-位移曲線知，液壓系統(tǒng)的工作主要為低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，若采用兩個單獨的定量泵，顯然會增大系統(tǒng)的功率損失、使效率降低。針對這一情況，為了提高系統(tǒng)效率和節(jié)約能源，供油方式采用雙泵對系統(tǒng)進行供油。 3.2 換向回路和速度換接回路的選擇 本系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不是很高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路。為便于差動連接，選用三位五通電磁換向閥；為了便于調整和增設液壓夾緊支路，選用Y型中位機能。 由液壓缸工況圖中的流量-位移曲線可知，當滑臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由6.3L/min降為0.312L/min，速度變化大，故選用二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少液壓沖擊。同時，由工進轉為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。 3.3 壓力控制回路的選擇 由于采用雙泵供油回路進行調壓和卸荷，故采用液控順序閥對低壓大流量泵進行卸荷，采用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔的進口設置測壓點。 3.4行程終點的控制方式 為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，此處采用擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制方式。 3.5液壓系統(tǒng)原理圖 將上述所選定的液壓基本回路進行組合，同時根據(jù)需要進行必要的修改和調整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖(如圖3.1)。 1-雙聯(lián)葉片泵;2-溢流閥;3-4,8-單向閥;5-三位五通電磁換向閥;6-壓力繼電器;7-單向行程調速閥;9-背壓閥;10-外控順序閥;13-濾油器 第4章 液壓元件的計算與選擇 液壓元件的計算主要是計算元件的工作壓力和流量，此外還包括電機的功率和油箱容量的計算。而在選擇液壓元件是盡量選用標準件，只有在特殊的情況下才設計專用元件。 4.1 確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率 （1）液壓泵工作壓力的計算 ①確定小流量液壓泵的工作壓力pp1 小流量液壓泵在快進、快退和工進時都向系統(tǒng)供油，根據(jù)表2.4或液壓缸工況圖2.2可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為p1=1.82MPa，在調速閥進口節(jié)流調速回路中，進油路上的壓力損失可由表2.3取值，取壓力損失Δp=1MPa 則小流量液壓泵的最高工作壓力為： pp1=p1+Δp=1.82+1=2.82MPa ②確定大流量泵的工作壓力pp2 大流量泵只在快進、快退向系統(tǒng)供油，根據(jù)表2.4或液壓缸工況圖2.2可知，系統(tǒng)快退時的最大工作壓力為p2=1.03MPa，此時壓力油不通過調速閥，此時Δp=0.5MPa，則大流量液壓泵的最高工作壓力為： pp2=p2+Δp=1.03+0.5=1.53MPa ③液壓泵的額定壓力pr pr≥1.252.82=3.525MPa (2)液壓泵流量的計算 由表2.4或液壓缸工況圖2.2可知，快進快退時油液向液壓缸輸入的最大流量為9.3L/min，若取回路泄露折算系數(shù)為K=1.1，則兩個泵的總流量為qp=1.19.3=10.23L/min. 工進時的流量為0.312L/min. 考慮到節(jié)流調速系統(tǒng)中溢流閥的性能特點，尚需加上溢流閥穩(wěn)定工作的最小溢流量，一般取為3L/min，所以小流量泵的流量為： qp1=31.1+0.312=3.612 L/min 則大流量泵的流量為qp2=qp-qp1=10.23-3.612L/min. ⑶液壓泵規(guī)格的確定 根據(jù)上述計算的液壓泵的最高工作壓力和流量，查閱產品樣本，選擇小泵的排量為V1=4mL/r ,大泵的排量為V2=16mL/r 的YB1型雙聯(lián)葉片泵,其額定轉速為n=960r/min,容積效率為0.95,額定壓力為6.3MPa. 小泵的額定流量為:qp3=V1nηpv=410-39600.95=3.648L/min;大泵的額定流量為:qp4=V2nηpv=1610-39600.95=14.592L/min >10.23L/min；雙聯(lián)葉片泵的額定流量為qp=qp3+qp4=3.648L/min+14.592L/min =18.24L/min>10.23L/min。 滿足了設計要求。 故本系統(tǒng)選用的液壓泵為YB1-4/16型雙聯(lián)葉片泵。 ⑷液壓泵電機功率的確定 根據(jù)液壓工況圖可知，液壓缸快退時的功率最大，故按照快退工作階段估算電機的功率。若取快退時進油路的壓力損失為∑Δp=0.5MPa，液壓泵的總效率為ηp=0.75，則電機所需功率為： Pp===620.2W 查電動機產品樣本（見下圖） 選用Y80M1-2型異步電動機，P=0.75kW,n=2825r/min，η=0.75 4.2閥類元件和輔助元件的選擇 根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，計算分析液壓泵的工作壓力和通過各閥的實際流量，選擇出各閥的規(guī)格下表所示。 序號 元件名稱 最大通過流量（L/min） 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 18.24 YB1-4/16 2 溢流閥 3.648 Y-10B 3 單向閥 14.592 I-25B 4 單向閥 3.648 I-10B 5 三位五通電磁換向閥 36.48 34E-63B 6 壓力繼電器 — DP-40B 7 單向行程 換向閥 36.48、18.24 0.312 QC11-63B 8 單向閥 9.12 I-25B 9 背壓閥 0.156 B-10B 10 外控順序閥 14.748 XY-25B 11 壓力表 — Y-100 12 壓力表開關 — KF3-E3B 13 濾油器 18.24 WU-40180 4.3管路的選擇 油管的內徑一般參考所選擇的液壓元件的油口尺寸進行確定，也可按照管路允許的流速來進行計算。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進、快退時，油管內的通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的2倍，即為36.5L/min，則液壓缸的進、出油管直徑d按照產品樣本，取管路直徑d=24mm，故可選用直徑24mm的無縫鋼管。且進、出油管長度l均為l=2m。 4.4油箱容積的確定 對于低壓系統(tǒng)，油箱容量V等于2~4倍液壓泵的容量；對于中壓系統(tǒng)，油箱容量等于5~7倍液壓泵的流量；對于高壓系統(tǒng)，油箱的容量等于6~12倍液壓泵的容量。 本系統(tǒng)采用中壓系統(tǒng)，故油箱容量為5~7倍的液壓泵的流量，此處取7倍，則油箱的容積為V=718.24=127.68L，取液壓泵站油箱的公稱容量V=160L。 第5章 機床液壓系統(tǒng)主要性能的校核 主要進行壓力損失的校核和發(fā)熱溫升的校核。 5.1系統(tǒng)發(fā)熱溫升的校核 在液壓系統(tǒng)中，所有的能量損失都轉換為熱量，導致系統(tǒng)的溫度升高，從而對系統(tǒng)的工作產生一些不利的影響，故需要進行發(fā)熱溫升的校核。 由于工進在整個工作循環(huán)中所占的時間比例是最長的，所以系統(tǒng)發(fā)熱溫升可按工進時的工況來計算。 工進時液壓缸的有效功率為： Pe=p2q2=Fv2=41810.1/60=6.97W 工進時大流量泵卸荷，小流量泵在2.82MPa下供油，故輸出功率為P0=（2.8210631210-6）/（600.9）=18.1W 由此的液壓系統(tǒng)的單位時間的發(fā)熱量為H=18.1-6.97=11W 設油箱三個邊的結構尺寸比例為1:1:1~1:2:3之間，油平面高度為油箱高度的0.8倍時，其散熱面積可近似用下式計算 A=0.065V2/3 式中 V—油箱有效容積 則： A=0.0651602/3=1.92m2 取油箱的散熱系數(shù)為CT=1510-3時，油液溫升近似為： ΔT=Hi/CTＡ＝１１１０－３/(1510-31.92)=0.382℃ 熱平衡計算值哎允許范圍內，故設計滿足溫升要求。 5.2系統(tǒng)壓力損失的校核 結論 液壓系統(tǒng)專用銑床的設計總共耗時3天，期間，認識到自己的很多不足，自己知識有很多盲點和漏洞，知識和實踐的差距很大，通過這次設計，深刻的認識到理論聯(lián)系實際的必要性。在設計過程中，遇到了一些困難，但是 通過和同學的討論和上網(wǎng)查找資料和查閱有關書籍，還是將這些難題解決了，那種成就感時無法言語的。本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識還有就是CAD作圖和word文檔的應用能力。 這樣的一次課程設計對于我們這些還未正式步入社會的學生來說是很有意義的，為我們將來的畢業(yè)設計和將來的工作提供了基礎。 參考文獻：《液壓系統(tǒng)設計技巧與禁忌》 韓桂華 主編 《液壓傳動設計手冊》 上?？茖W技術出版社 《新編銑工計算手冊》 劉承啟 主編 《機床設計手冊 液壓系統(tǒng)設計方法》機械工業(yè)出版社