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1、液 壓 與 氣 壓 傳 動 設 計 說 明 書 題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指導教師： 日期：2011年1月3日 目 錄 一、設計基本要求 ……………………………………………………-4- 1.1主要性能參數(shù) …………………………………………………-4- 1.2基本結構與動作順序 …………………………………………-4- 二、負載分析……………………………………………………………-4- 三、液壓系統(tǒng)方案設計…………………………………………………-5

2、- 3.1確定液壓泵類型及調速方式 …………………………………-5- 3.2選用執(zhí)行元件 …………………………………………………-5- 3.3快速運動回路和速度換接回路 ………………………………-5- 3.4換向回路的選擇 ………………………………………………-5- 3.5組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 ………………………………………-5- 四、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 ……………………………………………-5- （一）液壓缸參數(shù)計算 ………………………………………………-5- 1.初選液壓缸的工作壓力…………………………………………-5- 2.確定液壓缸的主要結構尺寸……………………

3、………………-6- 3.計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率……………-6- （二）液壓泵的參數(shù)計算…………………………………………… -7- （三）電動機的選擇………………………………………………… -7- 1.差動快進…………………………………………………………-8- 2.工進………………………………………………………………-8- 3.快退………………………………………………………………-8- 五、液壓元件的選擇……………………………………………………-9- 5.1液壓閥及過濾器的選擇………………………………………-9- 5.2油管的選擇…………………………………

4、…………………-9- 5.3郵箱容積的確定………………………………………………-9- 六、驗算液壓系統(tǒng)性能…………………………………………………-10- （一）壓力損失的驗算及泵壓力的調整………………………………-10- 1.工進時的壓力損失驗算及泵壓力的調整………………………-10- 2.快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調整…………-10- 3.局部壓力損失……………………………………………………-11- （二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算……………………………………-11- 七、個人總結……………………………………………………………-12- 八、參考文獻…………………

5、…………………………………………-12- 一、設計基本要求： (一)、基本結構與動作順序 臥式單面多軸組合機床主要由工作臺、床身、單面動力滑臺、定位夾緊機構等組成，加工對象為鑄鐵變速箱體，能實現(xiàn)自動定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下： 工件輸送至工作臺 自動定位 夾緊 動力滑臺快進 工進 快退 夾緊松開 定位退回 工件送出。（其中工作輸送系統(tǒng)不考慮） (二)、主要性能參數(shù) 1．軸向切削力Ft=24000N； 2．滑臺移動部件質量m=5

6、10kg； 3．加減速時間?t=0.2s； 4．靜摩擦系數(shù)fs=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1，采用平導軌； 5．快進行程l1=200mm；工進行程l2=100mm，工進速度30～50mm/min，快進與快退速度均為3.5m/min； 6．工作臺要求運動平穩(wěn)，但可以隨時停止運動，兩動力滑臺完成各自循環(huán)時互不干擾，夾緊可調并能保證。 設計計算分析： 二、負載分析 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導

7、軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，則 ==0.2*4998=999.6 ==0.1*4998=499.8 而慣性力 ==148.75 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.95，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表1-1。 表1-1 液壓缸各運動階段負載表 運動階段 計算公式 總機械負載F/N 起動 F=/ 1052 加速 F=(+)/ 683 快進 F=/ 526 工進 F=（+）/ 25789 快退 F=/ 526 三、液壓系

8、統(tǒng)方案設計 1.確定液壓泵類型及調速方式 參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調速閥進油節(jié)流調速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值=0.8MPa 2.選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積等于有桿面積的兩倍。 3.快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)本例的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 4換向回路的選擇 本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴

9、格的要求，所以選用電磁換向器的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死檔板和壓力繼電器的行程終點返程控制。 5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成如圖所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表。 電磁鐵動作順序 1Y 2Y 3Y 快進 + - - 工進 + - + 快退 - - - 停止 - + -

10、 四、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 （一）液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 1.初選液壓缸的工作壓力 參考同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為=40*Pa 2確定液壓缸的主要結構尺寸 本例要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單杠式液壓缸?？爝M時采用差動聯(lián)接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即=2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖，在回油路中裝有背壓閥，按表8-1，初選背壓Pa。 由表1-1可知最大負載為工進階段的負載F=25789N, 按此計算則 液壓缸直徑 由=2 可知活塞桿直徑 d=0.707D=0.707*9.

11、55cm=6.75cm 按GB/T2348—1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 D=10cm d=7cm 按標準直徑算出 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產品樣本，調速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度v=0.05m/min為最小速度，則由式 本例=6.36》10，滿足最低速度的要求。 3計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算

12、出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結果列于下表中。 表二 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 回油壓力 所需流量 輸入功率P N L/min kW 差動快進 526 13.5 0.146 工進 25789 0.314 0.019 快退 526 14 0.266 （二）液壓泵的參數(shù)計算 由表二可知工進階段液壓缸壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵 最高工作壓力可按式算

13、出 因此泵的額定壓力可取1.2546.9Pa=59Pa。 由表二可知，工進時所需要流量最小是0.32L/min，設溢流閥最小溢流量為2.5L/min，則小流量泵的流量應為，快進快退時液壓缸所需的最大流量是14L/min，則泵的總流量為。即大流量泵的流量。 根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產品樣本，選用YB-4/12型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為6.3MPa，額定轉速960r/min。 （三）電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量，大泵流量。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。 1.差動快

14、進 差動快進時，大泵2的出口壓力油經單向閥11后與小泵1匯合，然后經單向閥2，三位五通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是計算可得小泵的出口壓力（總效率=0.5），大泵出口壓力（總效率=0.5）。 電動機效率 2工進 考慮到調速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率=0.565，大泵的總效率=0.3）。 電動機功率 3.快退 類似差動快進分析知：小泵的出口壓力（總效率=0.5）；大泵出口壓力（總效率=0.5）。電動機功率 綜合比

15、較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90L-6異步電動機。 Y90L-6異步電動機主要參數(shù)表 功率KW 額定轉速r/min 電流A 效率% 凈重kg 1.1 910 3.15 73.5 25 五、液壓元件的選擇 1.液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表三中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。 表三 液壓元件明細表 序號 元件名

16、稱 最大通過流量 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 16 YB-4/12 2 單向閥 12 I-25B 3 三位五通電磁閥 32 35-63BY 4 二位二通電磁閥 32 22-63BH 5 調速閥 0.32 Q-10B 6 壓力繼電器 D-63B 7 單向閥 16 I-25B 8 液控順序閥 0.16 XY-25B 9 背壓閥 0.16 B-10B 10 液控順序閥 12 XY-25B 11 單向閥 12 I-25B 12 溢流閥 4 Y-10B 13 過濾器 32 XU-B32*100 14

17、 壓力表開關 K-6B 15 減壓閥 20 J-63B 16 單向閥 20 I-63B 17 二位四通電磁閥 20 24D-40B 18 單向順序閥 XI-63B 19 壓力繼電器 D-63B 20 壓力繼電器 D-63B 2、油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。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，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本，選用內徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。 3、油箱

18、容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍，本設計取6倍，故油箱容積為 六、驗算液壓系統(tǒng)性能 （一）壓力損失的驗算及泵壓力的調整 1.壓力損失的驗算及泵壓力的調整 工進時管路中的流量僅為0.314L/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速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則 即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調整。 2快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調整 因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的

19、兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=15m，通過的流量為進油路=16L/min=0.267，回油路=32L/min=0.534。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。、 式中 v————平均流速（m/s） d————油管內徑（m） ————油的運動粘度（） q————通過的流量（） 則進油路中液流的雷諾

20、數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （2）沿程壓力損失 由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。 在進油路上，流速則壓力損失為 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=3.02m/s，則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式（1-39）計算，結果列于下表 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 25 16 2 0.82

21、 三位五通電磁閥 63 16/32 4 0.26/1.03 二位二通電磁閥 63 32 4 1.03 單向閥 25 12 2 0.46 若去集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為 查表一得快退時液壓缸負載F=526N；則快退時液壓缸的工作壓力為 按式（8-5）可算出快退時泵的工作壓力為 因此，大流量泵卸載閥10的調整壓力應大于 從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際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)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足

22、要求。 （二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算 工進時液壓缸的輸出功率 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： 已知油箱容積V=112L=,則按式（8-12）油箱近似散熱面積A為 假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則利用式（8-11）可得油液溫升為 設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為

23、 所以油箱散熱基本可達要求。 七、個人總結 這次液壓的課程設計，是我們第一次較全面的運用液壓綜合知識。通過這次設計，使得我們對液壓基礎知識有了一個較為系統(tǒng)全面的認識，加深了對所學知識的理解和運用，講原來比較抽象的內容實體化，初步培養(yǎng)了我們理論結合實際的設計思想，訓練了綜合運用相關課程的理論。結合生產實際分析和解決工程問題的能力，鞏固、加深和擴展了有關液壓系統(tǒng)設計方面的知識。 通過制定設計方案，合理選擇各液壓零件類型，正確計算零件的工作能力，以及針對課程設計中出現(xiàn)的內容查閱資料，大大擴展了我們的知識面，培養(yǎng)了我們在本學科方面的興趣和實際動手能力，對將來我們在工作方面有很

24、大的幫助。本次課程設計是我們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。 在本次課程設計中，我獨立完成了自己的設計任務，通過這次設計，弄懂了一些書本中難以理解的內容，加深了對以前所學知識的鞏固。在設計中，通過老是的指導，使自己在設計思想、設計方法和設計技能等方面都得到了一次良好的訓練。 八、參考文獻 1.明仁雄，萬會雄.液壓與氣壓傳動，國防工業(yè)出版社，2003 2.液壓氣壓技術速查手冊.張利平.化學工業(yè)出版社，2007 3.雷天覺.液壓工程手冊.北京 機械工業(yè)出版社， 1990 4.李登萬.液壓與氣壓傳動.江蘇 東南大學出版社，2004 5.張利平.液壓站設計與使用.北京 海洋出版社，2004 6.李勝海.液壓機構及其組合.北京 清華大學出版社， 1992 7.許福玲，陳堯明.液壓與氣壓傳動，機械工業(yè)出版社，2002 13/13