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液壓與氣壓傳動課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)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(chǔ)，使用液壓泵將機械能轉(zhuǎn)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(shè)備不同的動作需要。 液壓系統(tǒng)的設(shè)計是整機設(shè)計的一部分，它除了應(yīng)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(yīng)當滿足結(jié)構(gòu)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(yīng)經(jīng)在各個工業(yè)部門及農(nóng)林牧漁等許多部門得到越來越多的應(yīng)用，而且越先進的設(shè)備，其應(yīng)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(shè)計一個簡單的液壓系統(tǒng)是非常有意義的。 第二章 設(shè)計要求及工況分析 2.1 設(shè)計題目 設(shè)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(shè)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(shè)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(shè)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(yīng)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(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5 回油路帶調(diào)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(nèi)徑D為： D===0.05768m 根據(jù)無桿腔面積和有桿腔面積關(guān)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(nèi)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(diào)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(shè)計任務(wù)和工況分析，該機床對調(diào)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(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設(shè)計的核心。 3.1 調(diào)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(diào)速閥調(diào)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(diào)速比出口節(jié)流調(diào)速能獲得更低的穩(wěn)定速度，故本機床液壓系統(tǒng)采用調(diào)速閥式進口節(jié)流調(diào)速回路，為防止工作時發(fā)生前沖，在回油路上應(yīng)加背壓閥。由于機床液壓系統(tǒng)采用了進口節(jié)流調(diào)速形式，故液壓回路的結(jié)構(gòu)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(diào)整和增設(shè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(diào)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(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)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(shè)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(zhuǎn)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(diào)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(diào)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(shè)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(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)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(diào)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(diào)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(chǎn)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(zhuǎn)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(shè)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(chǎn)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(guān) — KF3-E3B 13 濾油器 18.24 WU-40180 4.3管路的選擇 油管的內(nèi)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(nèi)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(chǎn)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(zhuǎn)換為熱量，導致系統(tǒng)的溫度升高，從而對系統(tǒng)的工作產(chǎn)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(shè)油箱三個邊的結(jié)構(gòu)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(nèi)，故設(shè)計滿足溫升要求。 5.2系統(tǒng)壓力損失的校核 結(jié)論 液壓系統(tǒng)專用銑床的設(shè)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(shè)計，深刻的認識到理論聯(lián)系實際的必要性。在設(shè)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(guān)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(shè)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(yīng)用能力。 這樣的一次課程設(shè)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(shè)計和將來的工作提供了基礎(chǔ)。 參考文獻：《液壓系統(tǒng)設(shè)計技巧與禁忌》 韓桂華 主編 《液壓傳動設(shè)計手冊》 上海科學技術(shù)出版社 《新編銑工計算手冊》 劉承啟 主編 《機床設(shè)計手冊 液壓系統(tǒng)設(shè)計方法》機械工業(yè)出版社