[畢業(yè)設計精品]液壓傳動課程設計專用機床液壓系統(tǒng)

1、 學生課程設計說明書題 目： 液壓傳動課程設計 專用機床液壓系統(tǒng) 學生姓名： 學 號：9 所在院(系)： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 2004級機制一班 指 導 教 師： 職稱： 副教授 二七年十二月三十一日 摘 要 現(xiàn)代機械一般多是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系，結(jié)合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式，液壓傳動系統(tǒng)的設計在現(xiàn)代機械的設計工作中占有重要的地位。因此，液壓傳動課程是工科機械類各專業(yè)都開設的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產(chǎn)實際有著密切的聯(lián)系。為了學好這樣一門重要課程，除了在教學中系統(tǒng)講授以外，還應設置課程設計教學環(huán)節(jié)，使

2、學生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能和方法。液壓傳動課程設計的目的主要有以下幾點： 1、綜合運用液壓傳動課程及其他有關先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際只是，進行液壓傳動設計實踐，是理論知識和生產(chǎn)實踐機密結(jié)合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深提高和擴展。 2、在設計實踐中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)設計技能，提高學生分析和嫁接生產(chǎn)實際問題的能力，為今后的設計工作打下良好的基礎。 3、通過設計，學生應在計算、繪圖、運用和熟悉設計資料（包括設計手冊、產(chǎn)品樣本、標準和規(guī)范）以及進行估算方面得到實際訓練。關鍵詞 現(xiàn)代機械，液壓傳動系統(tǒng)，液壓傳動課

3、程設計。目 錄摘 要1 液壓傳動課程設計 22 負載與運動分析 33確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)631初選液壓缸工作壓力 632計算液壓缸主要尺寸 64 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1041選擇基本回路 1042組成液壓系統(tǒng) 125 計算和選擇液壓件 1451確定液壓泵的規(guī)格 1452 確定電動機功 1553 確定其它元件及輔件 156驗算液壓系統(tǒng)性能 1961驗算系統(tǒng)壓力損失 19 62驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升24參考文獻26致 謝 27 1 液壓傳動設計題目：在某專用機床上有一夾緊進給液壓系統(tǒng)，完成工件的先夾緊后、后進給任務，工作原理如下：夾緊油缸：快進 慢進 達到夾緊力后啟動進給油缸工作進給油缸：快進 慢進

4、達到進給終點 快速退回夾緊油缸快速退回。夾緊缸快進速度：0.07m/s夾緊缸慢進速度：10mm/s最大夾緊力：30kn 進給油缸快進速度：0.2m/s進給油缸慢進速度：0.02m/s最大切削力：110kn進給工作部件總質(zhì)量：夾緊缸行程：用行程開關調(diào)節(jié)（最大250mm）進給缸行程：用行程開關調(diào)節(jié)（最大1000mm）2 負載與運動分析已知最大夾緊力為30kn，則夾緊油缸工作負載，液壓缸的機械效率取，則推力，由于夾緊工作工作部件總質(zhì)量很小，可以忽略。則慣性負載，阻力負載。夾緊缸快進、快退速度：= =0.07m/s，夾緊缸慢進速度：=10mm/s。夾緊缸行程：用行程開關調(diào)節(jié)最大250mm已知最大切削力

5、為110kn，則進給油缸工作負載。 由式 式（21）式（21）中 工作部件總質(zhì)量快進或快退速度運動的加速、減速時間求得： 慣性負載 阻力負載： 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 液壓缸的機械效率取，則推力。進給油缸快進、快退速度：=0.2m/s，進給油缸慢進速度：=0.02m/s，進給缸行程：用行程開關調(diào)節(jié)最大1000mm。綜上所訴得出液壓缸在各工作階段的負載表21和表22。表21 夾緊缸各工作階段的負載f(n)工況負載組合負載值工況負載組合負載值啟動0工進30000加速0快退0快進0表22 進給缸各工作階段的負載f(n)工況負載組合負載值工況負載組合負載值啟動196工進110098加速198快退98快

6、進98根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載圖f-l和速度圖-l，如圖2-1，圖2-2所示。 夾緊缸負載圖f-l 進給缸負載圖f-l 圖2-1 夾緊缸速度圖-l 進給缸速度圖-l 圖2 - 2 3 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)3.1初選液壓缸工作壓力根據(jù)系統(tǒng)中夾緊油缸工作最大負載為，在工進時負載最大，在其它工況負載很小參考表3-1，初選液壓缸的工作壓力p1=4mpa。進給油缸工作最大負載為，在工進時負載最大，在其它工況負載較小，參考表3-1，初選液壓缸的工作壓力p1=8mpa。3.2計算液壓缸主要尺寸鑒于液壓缸快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式即液壓缸有（a1=2a2）

7、。工進時為防止沖擊現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表機械設計手冊選用有桿腔回油路直接油缸，背壓可忽略不計，選此背壓為p2=0mpa。無桿腔回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)，這時參考機械設計手冊可選取背壓為p2=0.5mpa。由 ， 式（3-1）在式（3-1）中 、分別為缸的工作壓力、回油路背壓、分別為缸的無桿腔工作面積、有桿腔工作面積缸的工作負載液壓缸的機械效率，取再根據(jù) ， 得 計算得：夾緊油缸無桿腔工作面積，進給油缸無桿腔工作面積 ，由 得，夾緊油缸活塞直徑，進給油缸活塞直徑，由 得，。參考，圓整后取標準數(shù)值，得夾緊缸，進給缸，。 由，求得液壓缸兩腔的實際有效面積為夾緊缸兩腔的實際有效面積為，進給缸

8、兩腔的實際有效面積為，經(jīng)檢驗，參考機械設計手冊，活塞桿強度和穩(wěn)定性均符合要求。根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表32和表33所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖3-1，圖3-2所示 進給缸的工況圖圖3-1 夾緊缸的工況圖圖3-2表3-1按工作壓力選取d/d工作壓力/mpa5.05.07.07.0d/d0.50.550.620.700.7表32夾緊缸在各階段的壓力、流量和功率值夾緊缸工況推力f0/n回油腔壓力p2/mpa進油腔壓力p1/mpa輸入流量q10-3/m3/s輸入功率p/kw計算公式快進00.287夾緊3889004.080.0817快退0.

9、50.2683表33進給缸在各階段的壓力、流量和功率值進給缸工況推力f0/n回油腔壓力p2/mpa進油腔壓力p1/mpa輸入流量q10-3/m3/s輸入功率p/kw計算公式快進啟動217.800.289加速2200.789恒速108.90.65090.480.98工進12233108.0618.22.4快退啟動218.70.50.285加速2201.28恒速108.91.13692.562.31注： 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 4 擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.1選擇基本回路4.1.1 選擇調(diào)速回路 由圖3-1可知，機床液壓系統(tǒng)功率與運動速度，工作負載為阻力負載且工

10、作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。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)。4.1.2 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作中兩個液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。夾緊系統(tǒng)中最大流量與最小流量之比，而在進給系統(tǒng)中最大流量與最小流量之比。在工作前可根據(jù)加工需要夾緊和進給最大行程可以隨時調(diào)節(jié)。根據(jù)該機床工作原理，則系統(tǒng)兩個油缸可公用一個泵，為此可選用限壓式變量泵或葉片泵作為油源。且兩者都能實現(xiàn)系統(tǒng)功能，從要求壓力較高、系統(tǒng)效率、經(jīng)濟適用的角度來看，最后確定選用雙作用葉片泵方案。4.1.3 選擇快速運動和換向回路考慮系統(tǒng)流量較大，系統(tǒng)中選用電

11、磁換向閥換向回路，控制進油方向選用三位四通電液換向閥，控制液壓缸選用三位四通電液換向閥，如圖4-1所示。 圖4-14.1.4 選擇速度換接回路 系統(tǒng)由快進轉(zhuǎn)為工進時，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。為了給進給缸快退發(fā)出信號，由于最大行程可以隨時調(diào)節(jié)，則需要設置一個行程開關。為了便于進給缸動作完成后系統(tǒng)能自動為夾緊缸發(fā)出快退信息，在進給缸旁設置一個壓力繼電器。如圖4-2所示。 圖4-24.1.5 選擇進油調(diào)壓回路 在雙缸利用一個雙作用葉片泵供油，根據(jù)本機床工作原理和工作參數(shù)可知兩個油缸不是同時進行工作且兩個油缸所需要的供油壓力不同。需要設置簡單的調(diào)壓，即在進給系統(tǒng)和夾緊系統(tǒng)

12、中各設置一個溢流閥調(diào)節(jié)壓力。如圖4-3所示。 圖4-34. 2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖4-4所示。在圖4-4中，為了避免機床夾緊工作停止后，夾緊油缸回路中無法保持夾緊力，圖中在夾緊缸旁添置了蓄能器。圖4-4表4-1系統(tǒng)的動作循環(huán)表運動名稱信號來源電磁鐵工作狀態(tài)液壓元件工作狀態(tài)1ya2ya3ya4ya5ya6ya7ya閥2閥3a閥3b閥4閥7夾緊缸快進起動按鈕+-+-左位中位左位右位右位夾緊過程壓下行程開關10a+-+-左位進給缸快進壓力繼電器15a -+-右位左位中位進給缸工進壓下行程開關10b-+-+左位進給缸快退

13、壓下行程開關10c-+-+-右位右位夾緊缸快退壓力繼電器15b+-+-左位中位右位右位5 計算和選擇液壓件5.1確定液壓泵的規(guī)格5.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力由表21和表22可知，進給缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=8.09mpa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=0.6mpa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差dpe=0.5mpa，則泵的最高工作壓力估算為由式 式（5-1）在式（5-1）中 最高工作壓力 最大工作壓力總壓力損失動作要求壓差5.1.2 計算液壓泵的流量由表32和表33可知，油源向進給缸輸入的最大流量為1.13610-3 m3/s ，若取

14、回路泄漏系數(shù)k=1.1， 由式 式（5-2）式（5-2）中 缸最大的流量回路泄漏系數(shù) 輸入的最大流量。則泵提供油缸最大的流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3l/min，則泵的總流量，根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取型葉片泵，排量為。若取液壓泵的容積效率為，則當泵的轉(zhuǎn)速時：液壓泵的實際輸出流量為：。5.2確定電動機功率由表32和表33可知，進給油缸工進時輸入功率最大，這時液壓泵最大工作壓力為9.42mpa，若取液壓泵總效率p=0.8，由式 式（5-3）式（5-3）中 電動機功率， 工作壓力，工作流量 ，液壓泵總效率。這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為 ，根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)

15、格相的y225m6型電動機，其額定功率為30kw，額定轉(zhuǎn)速為980r/min。5.3確定其它元件及輔件5.3.1 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)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(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表51所列。表51液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱估計通過的最大流量q/l/min規(guī)格型號額定流量qn/l/min額定壓力pn/mpa額定壓降pn/mpa1雙作用葉片泵119.95142三位四通電液換向閥120160250.53a三位四通電液換向閥250300250.5b三位四通電液換向閥451604行程閥200.0750160.55調(diào)速閥66單向閥100.27二位二通電

16、磁換向閥12010000/600.2120.58調(diào)速閥2050169單向閥60125250.3510行程開關11溢流閥19.9250100.512溢流閥119.95250100.513濾油器120160320.3514單向閥120125250.3515壓力繼電器1016液控單向閥1040250.3517蓄能器105.3.2 確定油管各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，由于液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表52所列。由表52可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 表52各工況實際運動速度、時間和

17、流量參 數(shù)快進工進快退夾緊缸輸入流量排除流量運動速度進給缸輸入流量排除流量運動速度根據(jù)表52數(shù)值，系統(tǒng)中當油液在壓力管中流速取由式計算得各液壓缸系統(tǒng)中相連的油管內(nèi)徑分別為 由于兩根管道內(nèi)徑差別大，則不統(tǒng)一選取。查閱產(chǎn)品樣本，選出夾緊缸系統(tǒng)中選用外徑、厚度1.6mm的鋼管，進給缸系統(tǒng)中選用外徑、厚度3mm的無縫鋼管。5.3.3確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612。由式 式（5-4）式（5-4）中 油箱的容量 經(jīng)驗系數(shù)最大工作流量現(xiàn)取，得：按規(guī)定，取標準值。6 驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓

18、力損失無法全面估算，所以只能估算閥類元件壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路壓力損失可以不考慮。壓力損失的驗算應按一個工作中不同階段分別進行。 6.1.1夾緊缸系統(tǒng)的驗算1）快進快進時，液壓缸通過電液換向閥連接。在進油路上，油液通過單向閥10、通過電液換向閥7、再通過電液換向閥2、通過行程閥3的流量都為，然后進入液壓缸無桿腔。由式 式（6-1）式（6-1）中 總壓力總損失元件壓力損失實際通過流量額定通過最大流量在進油路上，由式（6-1）得壓力總損失為此值不大，不會影響提供液壓缸所需壓力。在回油路上，無腔桿中油液通過通過單向閥10流量為，流

19、入回油箱。在回油路上，由式（6-1）計算壓力損失為此值不大，不會影響提供液壓缸系統(tǒng)。2）夾緊夾緊過程，在進油路上，油液通過單向閥10、通過電液換向閥7、再通過電液換向閥2的流量都為、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5mpa。在回油路上，油液通過電液換向閥7返回油箱。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上由式（6-1）計算總的壓力損失為在回油路上由式（6-1）計算總的壓力損失為該值微略大于液壓缸的回油腔壓力p2=0mpa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。按表32的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此值與表32數(shù)值很接近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差dp

20、e=0.5mpa，故由式（5-1）溢流閥的調(diào)壓應為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7、電液換向閥10的流量都為，然后進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、液控單向閥2和電液換向閥1流量都為，返回油箱。在進油路上由式（6-1）總的壓力損失為此值較小，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。在回油路由式（6-1）上總的壓力損失為該值小于表32液壓缸的回油腔壓力p2=0.5mpa，但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖擊很小，再參考表52中的速度數(shù)據(jù)則不會影響系統(tǒng)安全。6.1.2進給缸系統(tǒng)的驗算（1）快進快進時，液壓缸通過電液換向閥連接。在進油路上，油液通過單向閥14、通過電

21、液換向閥2、再通過電液換向閥3a、通過二位二通電磁換向閥7的流量都為，然后進入液壓缸無桿腔。在進油路上，壓力總損失失 此值不大，再參考表52中的速度數(shù)據(jù)，不會太影響提供液壓缸所需壓力和速度。在回油路上，無腔桿中油液通過通過單向閥3a流量為，流入回油箱。在回油路上，壓力損失為此值不大，再參考表52中的速度數(shù)據(jù)，不會太影響提供液壓缸所需壓力和速度（2）工進夾緊過程，在進油路上，油液通過單向閥14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥3a的流量都為是、調(diào)速閥8進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥8處的壓力損失為0.5mpa。在回油路上，油液通過電液換向閥3a返回油箱。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在

22、進油路上總的壓力損失為此值略大于估計值0.5mpa但基本相符。在回油路上總的壓力損失為該值微略大于液壓缸的回油腔壓力p2=0mpa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。按表33的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此值與表33數(shù)值很接近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差dpe=0.5mpa，故溢流閥12的調(diào)壓應為：此值是調(diào)整溢流閥12的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。（3）快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥14、電液換向閥2、電液換向閥3a的流量都為，然后進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥9和電液換向閥3a流量都為，返回油箱。在進油路上為總的壓力損失此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為該值小于表33液壓缸的回油