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1、液壓傳動課程設計 姓 名： 儀忠山 學 號： 20100460246 班 級： 10機械本科2班 指導教師： 谷曉妹 完成日期: 2012-12-29 機電工程學院課程設 計任務書 題目 臥式鉆、鏜組合機床的液壓系統(tǒng)設計 設計一臺臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)。該機床用于加工鑄鐵箱形零 件的孔系，運動部件總重 G=10000N，液壓缸機械效率為0 . 9，加工時 最大切削力為12000N，工作循環(huán)為：“快進一一工進一一死擋鐵停留一 —決退一一原位停止”。行程長度為0.4m，工進行程為0.1 m。快進

2、和快 退速度為0.1m /s，工過速度范圍為3 X10-4?5 X10-3m /s,采用平導軌, 啟動時間為0.2s。要求動力部件可以手動調(diào)整，快進轉(zhuǎn)工進平穩(wěn)、可靠。 設計要求： 1 ）、繪制液壓原理圖。 2 ）、設計液壓站和油缸的裝配圖 包括：① 泵、電機和閥的選用 ②油箱、油缸、閥座的零件設計 3）、課程設計計算說明書一份。 設計起止時間 2012年12月23日 至 2012年12月30日 學生簽名 年 月 日 指導教師簽名 年 月 日 目錄 第一章緒論 4 1.1開發(fā)背景及系統(tǒng)特點 4 第二章負載分析 4 第三章負載圖和速度圖的繪制 5

3、第四章 液壓缸主要參數(shù)的確定 6 第五章液壓系統(tǒng)的擬定 8 5.1液壓回路的選擇 8 5.2液壓回路的綜合 11 第六章液壓元件的選擇 11 6.1液壓泵 11 6.2閥類元件及輔助元件 13 6.3油管和油箱 13 1.4. 第七章液壓系統(tǒng)性能的驗算 7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 14 7.2油液溫升驗算 16 第八章設計總結 17 參考文獻 17 臥式鉆、鏜組合機床的液壓系統(tǒng)設計說明書 第一章緒論 1.1開發(fā)背景及系統(tǒng)特點 本次課程設計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計為例，介紹該組合機床液 壓系統(tǒng)的設計方法和設計步驟，其中

4、包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的工況分 析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗算 等。 組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用 部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。 組合機床一般采用多軸、多刀、多 工序、多面或多工位同時加工的方式， 生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。 組 合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點， 在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應用，并可用 以組成自動生產(chǎn)線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方 式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產(chǎn)效 率比通用機床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具

5、有結構簡單、動作靈活、操作方 便、調(diào)速范圍大、可無級連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用。 第二章負載分析 、工作負載 工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，即 Fw =12000N 、慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度。已知加、減速時間為 0.2s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為 0.1m/s，因此慣性負載為: Fm 10000 0.1 9.8 0.2 510.2N 三、阻力負載 阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部 分。 靜摩擦阻力 Ffs fsFN 0.2 10000 20

6、00N 根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液 壓缸所需推力情況，如下表所示： 注：1、液壓缸的機械效率為0.9 2、不考慮動力滑臺上的顛覆力矩的作用。 液壓缸各運動階段負載表 運動階段 負載組成 負載 F/N /N 力" 推 F R 起動 F = Ffs 2000 2222.2 加速 F = Ffd+ Fm 1510.2 1687 快進 F = Ffd 1000 1111.1 工進 F Fw Ffd 13000 14444.4 快退 F Ffd 1000 1111.1 第三章負載圖和速度圖的繪制

7、按上面計算的數(shù)值以及已知條件進行繪制， 即可繪制出負載和速度圖，如下 所示: V 0,1 □.Q05 oo I M X斗斗 1&S7 1111.1 3Q0 4W 1111 : Ei?Ei?e ann 速度圖 l/nm 負載圖 第四章 液壓缸主要參數(shù)的確定 由《液壓傳動》表11-2和表11-3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約 為14444.4N是宜取R=4MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取背壓 值 F2=O.6MPa。 取液壓缸無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的 2倍 F / m A1P1 A2P2 APi (A/2)P2

8、 4F工 (Pi - kp2) d = 0.707D=0.707 75.83mm X75.83=53.62mm 根據(jù) GB/T2348 — 2001 對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的 故有A — m F2 14444.4 3 2 R 2 4.012 10 3m2 1 2 , 0.8 木 4—— 10 2 快進速度V快=0.1m/s ，工進速度V工進=0.005m/s,相差很大，應進行差動換接, 取 k= A 2/ A i=0.5,則: 規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為 D=80mm，活塞桿直徑為d=60mm 中低壓液壓系統(tǒng)，由

9、其切削加工性能確定液壓缸筒壁厚，按薄壁圓筒計算壁 厚： 額定工作壓力： Pn=7MPa<16MPa 試驗壓力為： Py=1.5P n=1.5 X7=10.5MPa 許用應力取： 11000N /mm2 ( b /n 取安全系數(shù) n=5 ) PyD 2 38mm 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為: A D2 /4 5.03 10 3m2 A2 (D2 d2)/4 2.20 10 3m2 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量 q=0.05L/min 因工進速度為0.00265m/s為最小速度，則有 " 2 2 A-i》q/v=50

10、000/15.9 mm =3145 mm 因為A =5024 mm2 >3145 mm2，滿足最低速度的要求。 初步確定液壓缸流量為： 快進：Ql vA1 =30L/min Q2 vA2=i5L/mi n Qp Q1 Q2=15L/mi n 工進：Q工 v"1 =0.8L/min 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中 的壓力、流量和功率值，如下表所示： 工 進油壓力 回油壓力 所需流量Q 輸入功 作 計算公式 負載F Pj (Mpa ) Pb (L/min ) 率 循 (N) (Mpa ) P(k

11、w) 環(huán) Pj=(F+ △ p 差 A2)/ (A1-A2) 動 Q=v x 1111.1 0.78 0.5 16.95 0.22  快 (Ai-A 2) 進 P= Pj XQ Pj=(F+Ph 工 A2)/A 1 進 Q=v XA1 14444. 3.23 0.8 1.51 0.081 P= Pj XQ 44 Pj=(F+Ph 快 A1

12、)/ A 2 退 Q=v X A2 1111.1 1.68 0.6 13.19 0.369 P= Pj XQ 1 第五章液壓系統(tǒng)圖的擬定 5.1液壓回路的選擇 首先要選擇調(diào)速回路。這臺機床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工 作負載變化小，故采用節(jié)流調(diào)速的開式回路是合適的，為了增加運動的平穩(wěn)性， 防止鉆孔時工件突然前沖，系統(tǒng)采用調(diào)速閥的進油節(jié)流調(diào)速回路，并在回油路 中加背壓閥。 從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，液壓缸要求 油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油源。最大流量和最小流量之比約 為11，而快

13、進快退的時間 和工進所需的時間 分別為： I 1! a p kr P J. 即是/ =3。因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度上來說，采用單個 定量泵作為油源顯然是不合適的，而宜選用大、小兩個液壓泵自動并聯(lián)供油的油 源方案。如下圖所示： 1—r ? 2 V3 h C -Jk 雙泵供油油源 其次是選擇快速運動和換向回路。系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路后，不管采用什 么油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸的兩腔， 以實現(xiàn)快速運動。本系 統(tǒng)中，單桿液壓缸要作差動連接，所以它的快進快退換向回路，如下圖所

14、示： 換向回路 再次是選擇速度緩解回路，工況圖可以看出，當動力頭部件從快進轉(zhuǎn)為工進 時滑臺速度變化較大，可選用行程閥來控制快進轉(zhuǎn)工進的速度換接， 以減少液壓 沖擊，圖如下所示: 速度換接回路 夾緊回路的選擇，用三位四通電磁閥來控制夾緊、 松開換向動作時，為了避 免工作時突然失電而松開，應采用失電夾緊方式?？紤]到夾緊時間可調(diào)節(jié)和當進 油路壓力瞬時下降時仍能保持夾緊力， 所以單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓 閥，用來調(diào)節(jié)夾緊力的大小和保持夾緊力的穩(wěn)定， 圖示如下所示： 5.2液壓回路的綜合 液壓回路的綜合和整理 第六章液壓元件的選擇 p=0.5MPa

15、,壓力繼電 6.1液壓泵 工進階段液壓缸工作壓力最大，取進油總壓力損失工 器可靠動作需要壓力差0.5MPa,則液壓泵最高工作壓力 Pp= p1 + 藝 p +0.5MPa=4.8MPa 因此泵的額定壓力 Pr>1.25 X4800000Pa=6MPa 工進時所需要流量最小是 0.8L/min,設溢流閥最小流量為2.5L/min,則小流 量泵的流量 qpi >(1.1*0.32+2.5 ) L/min=2.85L/min 快進快退時液壓缸所需的最大流量為 15.4L/min,則泵總流量 qp=1.1*15.4L/mi n=16.9L/mi n 。即大流量泵的流量 qp2

16、 >qp- qpi = （16.9-2.85 ） L/min=14L/min 根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力 6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速 960r/min 二、電動機的驅(qū)動功率 系統(tǒng)為雙泵共有系統(tǒng)，其中小泵的流量 qpi=（ 0.04/60）m3/s=0.000667 m3/s 大泵的流量 q2= （ 0.012/60）m3/s=0.0002 m3/s 差動快進，快退時的兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸 載?？爝M時，小泵的出口壓力損失 0.45MPa，大泵出口損失0.15MPa。 小泵出口壓力Pp1=1.26MPa（總功率 =

17、0.5） 大泵出口壓力Pp2=1.41MPa （總功率 =0.5） 電動機功率 p1= Pp1 qj + pp2 q2/ =0.73Kw 工進時調(diào)速閥所需要最小壓力差 0.5MPa。壓力繼電器可靠需要動力差 0.5MPa。因此工進時小泵的出口壓力 Pm= p1+0.5+0.5=4.8Pa. 大泵的卸載壓力取Pp2 =0.2Pa 小泵的總功率 =0.565 大泵總功率 =0.3 電動機功率 P2= Pm q/ + Pp2 q2/ =0.7Kw 快退時小泵出口壓力Pp1=1.65MPa（總功率 =0.5） 大泵出口壓力Pp2=1.8MPa（總功率 =0.5） 電動機功

18、率 P3= Ppi qi/ + Pp2 q2/ =0.9Kw 快退時所需的功率最大。根據(jù)查樣本選用 丫90L-6異步電動機，電動機功率 1.1Kw。額定轉(zhuǎn)速 910r/min 6.2閥類元件及輔助元件 液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、 換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、 空 氣濾清器等輔助元件。 閥類元件的選擇 序號 元件名稱 最大通過 流量 L/mi n 1 規(guī)格 額定流 量 L/mi n 1 額定壓力 MPa 型號 1 三位五通電 磁閥 20 63 6.3 35 D1-63BY 2 行程閥 20 63 6.3 AXQF-E10B

19、 3 調(diào)速閥 1.51 10 6.3 （單向行程調(diào)速閥） 4 單向閥 20 25 6.3 5 單向閥 18 25 6.3 AF3-Ea10B 6 液控順序閥 16 25 6.3 XF3-E10B 7 背壓閥 0.125 10 6.3 YF3-E10B 8 溢流閥 4 10 6.3 YF3-E10B  9 單向閥 16 25 6.3 AF3-Ea10B 10 單向閥 16 25 6.3 AF3-Ea10B 11 過濾器 30 60 —— XU-63x80-J 12 壓力繼電器 —

20、— —— —— HED1kA/10 6.3油管和油箱 各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定， 液壓缸進、出油管則按輸 入、輸出的最大流量計算。由于液壓泵的具體選定之后液壓缸在各階段的進、出 流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算如表所示 液壓缸的進、出流量和運動速度 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量 /(L/mi n) q1 v A1 A qp 38.93 q1 1.51 q qp 21.888 排出流量 /(L/mi n) q2 A2 q /A1 16.97 q2 A2 5 / A 0.66 q2 q1 /A2 50.01 運動

21、速度 /(m/mi n) V1 7.75 V2 q1 / A[ 0.30 v3 q1 / A2 0.69  當油液在壓力管中流速取3m/mi n 時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相 連的油管內(nèi)徑分別為: 2 2 38.93 106 3 103 60 16.59mm 21.888 106 3 103 60 12.44mm 這兩根有關按GB/T2351-2005 選用外徑16mm、內(nèi)經(jīng)13mm的無縫鋼管 油箱容積按公式計算，當去 K為6時，求得其容積為V=6 X40=240L，按 GB2876-81規(guī)定，取最靠近的標準值 V=250L 。 第七章液壓系統(tǒng)

22、性能的驗算 7.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 一、 工進 工進時管路的流量僅為0.8L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部 損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的損失 0.5MPa，回 油路上只有背壓閥損失，小流量泵的調(diào)整壓力： Pp= +0.5+0.5=4.8MPa 二、 快退時的壓力損失及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 快退時進油管和回油管長度為1.8m，有油管直徑d=0.015m，通過的流量 為進油路=16L/min，回油路=32L/min。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮 最低工作溫度為 15 C,有手冊查出此時油的運黏度 V=1.5st，油的

23、密度 P=900kg/ ，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式 vd Re * 10000 12732q/dv 則進油路中的液流雷諾數(shù)為： R=10000vd/r=151<2300 回油路中液流的雷諾數(shù)為：R=302<2300 由上可知，進回油路的流動都是層流 進油路上，流速v 4Q.「d2 1.5m/ s 則壓力損失為：工=64lp /Rd2=0.52MPa 在回油路上，流速為進油路速的兩倍即 V=3.02m/s , 則壓力損失為：工=1.04MPa 三、局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際流量 額定壓力損 失 實際壓力損 失 單向閥 25 16

24、2 0.082 電液換向閥 25 16 2 0.082 電磁閥 63 16 4 0.026 順序閥 63 16 4 0.026 取集成塊進油路的壓力損失 0.03MPa，回油路壓力損失為0.05MPa，則進 油路和回油路總的壓力損失為： P仁0.082+0.082+0.026+0.082+0.03=0.275MPa P2=0.082+0.082+0.026+0.082+0.026+0.05=0.348MPa 快退負載時液壓缸負載F=1111N，則快退時液壓缸的工作壓力 P= (F+P2A1 ) /A2=1.16MPa 快退時工作總壓力為 P+P

25、1=1.435MPa 大流量泵卸載閥的調(diào)整壓力應大于 1.435MPa 綜上，各種工況下世紀壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近, 說明液壓系統(tǒng)滿足要求 7.2油液溫升驗算 系統(tǒng)的主要發(fā)熱是在工進階段造成的 工進時輸入功率：P1=701Kw 工進時液壓缸的輸出功率： P2=FV=(14444 X0.00265)W=38.3W 系統(tǒng)總發(fā)熱功率①=P1-P2=662.7W 已知油箱容積V=250L，則油箱近似散熱面積 A=2.58 假定通風良好，取消散熱系數(shù) Cr=0.015Kw/( C)可得油液升溫為 T1=①/CrA=17.1 C 設環(huán)境溫度T2=25 C則熱平衡

26、溫度為 T=T1+T2=42.5 C<55 C 所以油箱散熱可達到要求 第八章設計總結 本次液壓傳動課程設計耗費了整整一個周的時間。在這一周的課程設計中， 能學到的東西真的很有限，但是不能說一點收獲都沒有，我想我知道了一般機床 液壓系統(tǒng)的設計框架而且我也掌握了設計一個液壓系統(tǒng)的步驟， 本次課程設計是 我們對所學知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學習方面的一次有意義的實 踐。 一開始做課程設計時自己根本就不知道從哪兒開始做， 看著書本的以及各種 參考書費了很長時間才慢慢的搞懂， 本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識， 也 使我們很好的將課本上的知識與實際結合起來， 收獲頗多，特別是

27、收集資料和信 息的能力，這也是我們大學期間一次難得機會，總之是獲益匪淺。 參考文獻 1.《液壓與氣壓傳動》 2 .《液壓傳動》 3.《液壓系統(tǒng)設計元器件選型手冊》 曾億山.合肥工業(yè)大學出版社 王積偉.章宏甲.機械工業(yè)出版社 周恩濤.機械工業(yè)出版社 4.《液壓傳動與控制》（第二版） 國防工業(yè)出版社  臥式鉆、鏜組合機床的液壓動力系統(tǒng)圖 DP2 11 3YA 1YA 2YA 4YA r 5o 山13 1、大泵，2、小泵，3、濾油器，4、外控順序閥，5、單向閥，6溢流閥，，7、 電液換向閥，8、單向行程調(diào)速閥，，9、壓力繼電器，10、主液壓缸，11

28、、二位 三通電磁換向閥，12、背壓閥，13、二位二通換向閥, A、快進： 1YA通電，電液換向閥左位工作， 大泵f單向閥5f電液換向閥7f行程閥14f主液壓缸無桿腔 小泵2f單向閥5f電液換向閥7f行程閥14f主液壓缸無桿腔 液壓缸有桿腔f電磁閥11 f電液換向閥7f單向行程調(diào)速閥8f油箱（差 動換接） B:工進： 3YA通電，切斷差動油路， 快進行程到位，擋鐵壓下行程閥8,切斷快進油路，3YA通電，切斷差動油 路，快進轉(zhuǎn)工進，液壓系統(tǒng)工作壓力升高到溢流閥5調(diào)定壓力，進油路高壓油切 斷單向閥5供油路，打開外控順序閥4，大泵卸荷，接通經(jīng)背壓閥12通油箱油路。 大泵f外控

29、順序閥4 （卸荷閥）f油箱（大泵卸荷） 小泵2ff電液換向閥7f單向行程調(diào)速閥8f主液壓缸無桿腔 主液壓缸有桿腔f電磁閥11 f電液換向閥7f背壓閥12 f油箱 C、快退： 1YA斷電，2YA、3YA、4YA通電 工進結束，液壓缸碰上死擋鐵，壓力升高到壓力繼電器調(diào)定壓力， 壓力繼電 器發(fā)出信息，1YA斷電，2YA、3YA、4YA通電 大泵f單向閥5f電液換向閥7f電磁閥11 f主液壓缸有桿腔 小泵2f單向閥5f電液換向閥7f電磁閥11 f主液壓缸有桿腔 主液壓缸無桿腔f單向行程調(diào)速閥 8f電液換向閥7f電磁閥13 f油箱 小泵2f單向行程調(diào)速閥8f電液換向閥7f電磁閥13 f油箱

30、 主液壓缸無桿腔快退到位碰行程開關， 行程開關發(fā)信，6YA通電，下步工 件松夾。 D、工件松夾： 6YA通電 壓力油f減壓閥14f單向閥15f電磁閥f定位缸19和定位缸18的有 桿腔 定位缸19無桿腔f電磁閥f油箱 夾緊缸18無桿腔f單向順序閥的單向閥f電磁閥f油箱 工件松夾后發(fā)出信息，操作人員取出工件 機電工程學院 《液壓傳動》課程設計考核報告單 2012-2013 學年度第二學期期末 選課課號：(2012-2013-1 )-2005119-09268 — 1 批閱日期： 年 月 日 姓名 10機械本二 儀忠山 班級 班 學號納00460246 評分 標準 及

31、 得分 評分標準 滿分 得分 課程設計過程中學習認真，平時每個階段都能按進 度要求完成任務，遵守紀律，每天都能按指導教師的要 求在固疋教室做設計。 10 設計過程表現(xiàn)出獨立的工作能力，能按老師布置的 課程設計任務，獨立元成總體方案的設計，設計結構正 確。 20 設計計算說明書完整、符合標準要求，各部分的 設計計算過程正確，校核合理。 30 設計圖紙繪制清晰、正確，各種技術要求、結構尺 寸表達清楚，裝配圖能夠清楚的表達各個零件之間的裝 配關系。 20 答辯過程回答問題。要求對老師提問問題能夠有條 理的做出回答。 20  考核 成績 折合 成績 任課教師 簽名