液壓傳動課程設(shè)計專用機床液壓系統(tǒng)

1、攀枝花學院學生課程設(shè)計說明書題 目:液壓傳動課程設(shè)計專用機床液壓系統(tǒng)學生姓名:蒲 根 軍 學 號:200410627089 所在院 (系 :機電工程學院專 業(yè):機械設(shè)計制造及其自動化 班 級: 2004級機制一班指 導(dǎo) 教 師:陳永強 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(shè)計在 現(xiàn)代機械的設(shè)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(shè)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

2、中系統(tǒng)講授以外,還應(yīng)設(shè)置 課程設(shè)計教學環(huán)節(jié),使學生理論聯(lián)系實際,掌握液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計的技能和方 法。液壓傳動課程設(shè)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(guān)先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際只 是,進行液壓傳動設(shè)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(shè)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(shè)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(shè)計工作打下良好的基礎(chǔ)。3、通過設(shè)計,學生應(yīng)在計算、繪圖、運用和熟悉設(shè)計資料(包括設(shè)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

3、際訓練。關(guān)鍵詞 現(xiàn)代機械,液壓傳動系統(tǒng),液壓傳動課程設(shè)計。目 錄摘 要1 液壓傳動課程設(shè)計 22 負載與運動分析 33確定 液壓系 統(tǒng)主要參 數(shù) 6 3. 1初選液壓缸工作壓力 63. 2計算液壓缸主要尺寸 64 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 10 4. 1選擇基本回路 104. 2組成液壓系統(tǒng) 125 計算和選擇液壓件 14 5. 1.確定液壓泵的規(guī)格 14 5. 2 確定電動機功 155. 3 確定其它元件及輔件 156驗算液壓系統(tǒng)性能 19 6. 1驗算系統(tǒng)壓力損失 19 6. 2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 24 參考文獻 26 致 謝 271 液壓傳動設(shè)計題目:在某專用機床上有一夾緊進給液壓系統(tǒng),完成工

4、件的先夾緊后、后 進給任務(wù),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 達到進給終點 快速退回夾緊油缸快速退回。夾緊缸慢進速度:10mm/s最大夾緊力:30KN最大切削力:110KN進給工作部件總質(zhì)量:100m kg夾緊缸行程:用行程開關(guān)調(diào)節(jié)(最大 250mm 進給缸行程:用行程開關(guān)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 130F KN =,液壓缸的機械 效率取 0.9m =, 則推力 133.33m F KN =, 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 10m F =,阻力負載

5、110fs fd F F =。夾緊缸快進、快退速度:11v = 13v =0.07m/s,夾緊缸慢進速度:12v =10mm/s。夾緊缸行程:用行程開關(guān)調(diào)節(jié)最大 250mm已知最大切削力為 110KN ,則進給油缸工作負載 2110F KN =。由式 m v F m t= 式 (2 1 式(2 1中 m 工作部件總質(zhì)量v 快進或快退速度t 運動的加速、減速時間m v F m N N t = 阻力負載: 靜摩擦阻力 0.21009.8196fS F N N =動摩擦阻力 0.11009.898fd F N N =液壓缸的機械效率取 0.9m =, 則推力 (2122331fd m F F N +

6、=。 進給油缸快進、快退速度:111v =113v =0.2m/s,進給油缸慢進速度:112v =0.02m/s,進給缸行程:用行程開關(guān)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 2 1和表 2 2。表 2 1夾緊缸各工作階段的負載 F(N 2 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)根據(jù)系統(tǒng)中夾緊油缸工作最大負載為 130F KN =,在工進時負載最大,在

7、 其它工況負載很小參考表 3-1, 初選液壓缸的工作壓力 p 1=4MPa。 進給油缸工作 最大負載為 2124F KN =, 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 p 1=8MPa。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 (A 1=2A 2 。 工進時為防止沖擊現(xiàn)象, 液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓, 參考表 機 械設(shè)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 p 2=0MPa。無桿腔回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng),這時參考機械設(shè)計手冊可選取 背壓為 p 2=0.5MPa。由 1122mFp A p A -=, 式(3

8、-1在式(3-1中 1p 、 2p 分別為缸的工作壓力、回油路背壓1A 、 2A 分別為缸的無桿腔工作面積、有桿腔工作面積F 缸的工作負載m 液壓缸的機械效率,取 0.9m =再根據(jù) 122A A =, 得 1212m F A p p =- 計算得:夾緊油缸無桿腔工作面積 1210.0083A m =,進給油缸無桿腔工作面積 210.015A m =,由 D =得, 夾緊油缸活塞直徑 11102.8D mm =,進給油缸活塞直徑 1139.5D mm =,由 d 0.707D 得,11d 72.7mm =, 21d 98.67mm =。參考 /23481993GB T -,圓整后取標準數(shù)值,得

9、夾緊缸 11102D mm =, 11d 72mm =, 進給缸 1140D mm =, 1d 98mm =。 由 214D A =, (2224D d A -=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 142181.710A m -=,242140.910A m -=進給缸兩腔的實際有效面積為 1422151.710A m -=,242276.310A m -=經(jīng)檢驗,參考機械設(shè)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 3 2和表 3 3所列, 由此繪制的液壓缸工況圖如圖 3-1, 圖

10、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 注:快退時,液壓缸有桿腔進油,壓力為 p 1,無桿腔回油,壓力為 p 2。4 擬定液壓系統(tǒng)原理圖由圖 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)。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max minq /q=0.287/0.268=1.07, 而在進給系統(tǒng)中最大流量與最小流量之比 max m

11、inq /q=91.96/18.2=5.05。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。考慮系統(tǒng)流量較大,系統(tǒng)中選用電磁換向閥換向回路,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 4-1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(shè)置一個行程開

12、關(guān)。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(shè)置一個壓力繼電器。如圖 4-2所示。 圖 4-2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(shè)置簡單 的調(diào)壓,即在進給系統(tǒng)和夾緊系統(tǒng)中各設(shè)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

13、系統(tǒng)的動作循環(huán)表 5 計算和選擇液壓件5.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力由表 2 1和表 2 2可知, 進給缸在工進時工作壓力最大, 最大工作壓力為 p 1=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 p e =0.5MPa,則泵 的最高工作壓力估算為由式 11p e p p p p + 式(5-1 在式(5-1中 1p p 最高工作壓力1p 最大工作壓力p 總壓力損失e p 動作要求壓差11(8.090.60.5 9.19p e p p p p MPa MPa +=+=5.1.2 計算液壓泵的流量由表 3

14、 2和表 3 3可知,油源向進給缸輸入的最大流量為 1.136×10-3 m 3/s ,若取回路泄漏系數(shù) K =1.1,由式 p q Kq 式(5-2 式(5-2中 p q 缸最大的流量K 回路泄漏系數(shù)q 輸入的最大流量。則泵提供油缸最大的流量為13311.11.13610/100.716/min p q Kq m s L -=考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3L/min,則泵的總流量 103.716/min p q L , 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 24136PV R -型葉片 泵,排量為 136/p q mL r =。若取液壓泵的容積效率為 0.9v =,

15、則當泵的轉(zhuǎn)速980/min p n r =時:液壓泵的實際輸出流量為:1369800.9/1000/min 119.95/min p q L L =。由表 3 2和表 3 3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 p ppp q P =式(5-3式(5-3中 P 電動機功率,p p 工作壓力, p q 工作流量 ,p 液壓泵總效率。這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為9. 19119. 9522. 97600. 8p ppp q P kW kW =,根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本,選用規(guī)格相的 Y225M 6型電動機, 其額定功率為

16、 30KW , 額定轉(zhuǎn)速為 980r/min。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 5 1所列。 5.3.2 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 5 2所列。由表 5 2可以看出,液壓缸 在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。表 5 2各工況實際運動速度、時間和流量 根據(jù)表 5 2數(shù)值,系統(tǒng)中當油液在壓力管中流速取 v=3m/min由式d = 計算得各液壓缸系統(tǒng)中相

17、連的油管內(nèi)徑分別為 jj d =29.38mm = jg d =229.14mm = 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 14mm 、厚度 1.6mm 的鋼管,進給缸系統(tǒng)中選用外徑 34mm 、 厚度 3mm 的無縫鋼管。油箱的容量按式 p V q =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 p V q = 式(5-4 式(5-4中 V 油箱的容量經(jīng)驗系數(shù) p q 最大工作流量現(xiàn)取 7=,得:7119.95839.65p V q L L = 按 /79381999JB T -規(guī)定,取標準值 100

18、0V L =。6 驗算液壓系統(tǒng)性能由于系統(tǒng)管路布置尚未確定, 整個系統(tǒng)的壓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(shè)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(yīng)按一個工作中不同階段分別進行。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 5.3/min L , 然后進入液壓缸無桿腔。由式 2sn v n en q p p q = 式(6-1 式(6-1中 vp 總壓力總損失 n p 元件壓力損失sn q 實際通

19、過流量en q 額定通過最大流量在進油路上,由式(6-1得壓力總損失為(0.0530.0070.0070.029MPa =+0.096MPa =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 42.2/min L ,流入回 油箱。在回油路上,由式(6-1計算壓力損失為238.140.50.0284160v p MPa = 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 5.6/min L 、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

20、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2224.94.94.90.350.50.50.5125160160v p =+ (0.00050.00050.00050.5MPa =+0.5015MPa =在回油路上由式(6-1計算總的壓力損失為29.850.50.002160v p MPa = 該值微略大于液壓缸的回油腔壓力 p 2=0MPa,可見此值與初算時選取的背壓值 基本相符。按表 3 2的公式重新計算液壓缸的工作壓力為(4610221/333330.00240.9100/81.710104.08p F P

21、 A A MPa -=+=+=此值與表 3 2數(shù)值很接近。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 p e =0.5MPa,故由式(5-1溢流 閥的調(diào)壓 1p A p 應(yīng)為114.080.50150.55.0815p A v e p p p p MPa >+=+=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 19.9/min L ,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 9.85/min L , 返回油箱。 在 進油路上由式(6-1總的壓力損失為22219.0719.0719.070.

22、350.50.5125160160v p =+ (0.0080.0070.007MPa =+0.022MPa =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2229.859.859.850.50.350.516040160v p =+ (0.0020.0210.002MPa =+0.025MPa =該值小于表 3 2液壓缸的回油腔壓力 p 2=0.5MPa, 但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖 擊很小,再參考表 5 2中的速度數(shù)據(jù)則不會影響系統(tǒng)安全。(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 過電液換向閥 2、再通過電液換向閥

23、3a 、通過二位二通電磁換向閥 7的流量都 為 119.95/min L ,然后進入液壓缸無桿腔。在進油路上,壓力總損失失 (0. 3220. 2810. 080. 28M P a =+0. 963M P a = 此值不大, 再參考表 5 2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 238.49/min L ,流入 回油箱。在回油路上,壓力損失為2238.490.50.314300v p MPa = 此值不大, 再參考表 5 2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

24、、通過電液換向閥 2、再通過電液換向閥 3a 的流量都為是 18.2/min L 、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,則在進油路上總的壓力損失 為22218.218.218.20.350.50.50.5125160300v p =+ (0.00740.00650.00180.5MPa =+0.5157MPa =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236.40.50.0074300v p MPa = 該值微略大于液壓缸的回油腔壓力 p

25、2=0MPa,可見此值與初算時選取的背壓值 基本相符。按表 3 3的公式重新計算液壓缸的工作壓力為(4610221/1223310.007476.3100/151.710108.068p F P A A MPa -=+=+=此值與表 3 3數(shù)值很接近。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 p e =0.5MPa, 故溢流閥 12的調(diào)壓 1p A p 應(yīng) 為:118.0680.51570.59.08p A v e p p p p MPa >+=+=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

26、為 119.95/min L ,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 58.8/min L ,返回油箱。在進油路上為 總的壓力損失222119.95119.95119.950.350.50.5125160300v p =+ 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22258.858.858.80.350.50.5125160300v p =+ 0.164MPa =該值小于表 3 3液壓缸的回油腔壓力 p 2=0.5MPa, 但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖 擊很小,則不會影響系統(tǒng)安全。攀枝花學院 液壓傳動課程設(shè)計 6

27、.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 系統(tǒng)工進在整個工作循環(huán)中占 90%以上，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進 工況來計算。根據(jù)機床工作原理夾緊缸和進給缸不會同時工作， 則分別計算。 由式 式（6-2）中 Po = Fv Po 輸出功率， F 工作負載， 式（6-2） v 工作速度 對于夾緊缸工進時液壓系統(tǒng)的有效功率即系統(tǒng)的輸出功率由式（6-2）為 Po = Fv = 30000 × 0.009 = 0.27 Kw 103 在工進時，系統(tǒng)流量通過溢流閥 11 來控制，由式（5-3）泵的總輸出功率 為 0 .5 × 10 6 × 19 .0 7 1 9.0 7 × 10

28、3 + 4.0 8 × 1 0 6 × × 1 0 3 2 50 250 Kw 0 .8 × 1 0 3 Pi = = p pq p = 3 8.1 4 + 3 1 1.2 2 Kw 0 .8 × 1 0 3 = 0 .4 36 K w 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 H i = Pi Po = ( 0.436 0.27 Kw = 0.166 Kw 按式 T = H 3 V 2 × 103 計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 T = 0.166 × 103 3 0 1000 2 C = 1.66 0C 設(shè)環(huán)境溫 T2=25°C，則油液溫升近似值 T1 = T2 + T = 25 + 1.66 T1 =