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機械工程課程設計說書 設計題目 指導教師： XXX 設計者： XXX XXX XXX 系 別： 機械工程學院 班 級： 機自XXX班 學 號： XXXX、XXXX、XXXX XXXXXXXXXXXXXX大學 液壓課程設計任務書 （一）設計課題 設計一臺臥式單面多軸鉆孔機床的液壓傳動系統(tǒng)，有三個液壓缸，分別完成鉆削（快進、工進、快退）、夾緊工件（夾緊、松開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作循環(huán)為：定位 夾緊 快進 工進 快退 拔銷松開，如1圖所示： （二）原始數據 1. 主軸數及孔徑：主軸6根，孔徑14mm; 2. 總軸向切削阻力：12400N 3. 運動部件重量：9800N 4. 快進、快退速度：5m/min; 5. 工進速度：0.04~~0.1m/min 6. 行程長度：320mm 7. 導軌形式及摩擦系數：平導軌， 8. 加速、減速時間：大于0.2秒 9. 夾緊力：5000~~6000N 10. 夾緊時間：1~2秒 11. 夾緊液壓缸行程長度：16mm （三）系統(tǒng)設計要求 1. 夾緊后在工作中如突然停電時，要保證安全可靠，當主油路壓力瞬時下降時，夾緊缸保持夾緊力； 2. 快進轉工進時要平穩(wěn)可靠 3. 鉆削是速度平穩(wěn)，不受外載干擾，孔鉆透時不前沖 （四）最后提交內容（電子稿和打印稿各一份） 1. 設計說明書各一份 2. 系統(tǒng)原理圖一份，含電磁鐵動作順序表，主要元件明細表 3. 液壓閥塊二維CAD零件圖（A3，比例1：1或者1：2） 4. 液壓閥塊三位實體圖 5. 可選部分，包含液壓閥塊，閥塊安裝件的三維實體圖 目錄 液壓課程設計任務書I 1工況分析1 1.1動作要求分析 1 1.2設計要求及工況分析1 1.3負載圖和速度圖的繪制 1 2液壓系統(tǒng)方案設計2 2.1確定液壓泵類型及調速方式2 2.2選用執(zhí)行元件2 2.3快速運動回路和速度換接回路2 2.4換向回路的選擇2 2.5定位夾緊回路的選擇2 2.6動作換接的控制方式選擇 2 2.7液壓基本回路的組成3 3液壓系統(tǒng)的參數計算4 3.1液壓缸參數計算4 3.1.1初選液壓缸的工作壓力4 3.1.2計算液壓缸主要尺寸4 3.1.3確定夾緊缸的內徑和活塞直徑6 3.1.4計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率6 3.2確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號7 3.2.1計算液壓泵的壓力7 3.2.2．計算液壓泵的流量7 3.2.3．選用液壓泵規(guī)格和型號7 4液壓原件的選擇8 4.1液壓閥及過濾器的選擇 8 4.2油管的選擇 8 4.3油箱容積的確定8 5驗算液壓系統(tǒng)性能9 5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調整9 5.1.1工進時的壓力損失驗算和泵的壓力調整9 5.1.2快退時的壓力損失驗算9 5.2液壓系統(tǒng)的熱和溫升驗算11 5.2.1系統(tǒng)發(fā)熱量的計算11 5.2.2系統(tǒng)溫升的驗算11 6總結 12 7參考文獻 12 1、工況分析 1.1動作要求分析 根據主機動作要求畫出動作循環(huán)圖如圖1-1 快進 工進 快退 拔銷松開 定位夾緊 圖1-1 動作循環(huán)圖 1.2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，設導軌的靜壓力為Ffs，動摩擦力為Ffd，則 Ffs=fsFN=0.29800N=1960N Ffd=fdFN=0.19800N=980N 而慣性力 Fm=N=417N 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦里的影響，并設液壓缸的機械效率ηm=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 定位夾緊  ━ 5000 快 進 啟動 F=Ffs/ηm 2063 加速 F=(Ffd+Fm)/ ηm 1471 快進 F=Ffd/ηm 1032 工進 F=(Ft+ Ffd)/ ηm 14084 快退 F= Ffd/ηm 1032 1.3負載圖和速度圖的繪制 根據負載計算結果和已知的各個階段的速度，由于行程是320mm，設定快進時的行程L1=250mm，工進時的行程L2=70mm?？衫L出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖1-2a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸退回時的曲線。 a)負載圖 圖1-2 負載速度圖 b)速度圖 2、液壓系統(tǒng)方案設計 2.1確定液壓泵類型及調速方式 參考同類組合機床，由于快進、快退和工進速度相差比較大，為了減少功率損耗，采用限壓式變量葉片泵供油、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Pb=0.8Mpa。 2.2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A1等于有桿腔面積A2的兩倍。由于結構上的原因和為了有較大的有效工作面積，定位缸和夾緊缸也采用單桿活塞液壓缸。 2.3快速運動回路和速度換接回路 根據運動方式和要求，采用差動連接快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。根據設計要求，速度換接要平穩(wěn)可靠，另外是專業(yè)設備，所以可采用行程閥的速度換接回路。若采用電磁閥的速度換接回路，調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。 2.4換向回路的選擇 由速度圖可知，快進時流量不大，運動部件的重量也較小，在換向方面無特殊要求，所以可選擇電磁閥控制的換向回路。為方便連接，選擇三位五通電磁換向閥。 2.5定位夾緊回路的選擇 按先定位后夾緊的要求，可選擇單向順序閥的順序動作回路。通常夾緊缸的工作壓力低于進給缸的工作壓力，并由同一液壓泵供油，所以在夾緊回路中設減壓閥減壓，同時還需滿足；夾緊時間可調，在進給回路壓力下降時能保持夾緊力，所以要接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓。換向閥可連接成斷電夾擊方式，也可以采用帶定位的電磁換向閥，以免工作時突然斷電松開。 2.6動作換接的控制方式選擇 為了確保夾緊后才能進行切削，夾緊與進給的順序動作應采用壓力繼電器控制。當工作進給結束轉為快退時，由于加工零件是通孔，位置精度不高，轉換控制方式可采用行程開關控制。 2.7液壓基本回路的組成 將已選擇的液壓回路，組成符合設計要求的液壓系統(tǒng)并繪制液壓系統(tǒng)原理圖。此原理圖除應用了回路原有的原件外，又增加了液控順序閥6和單向閥等，其目的是防止回路間干擾及連鎖反映。從原理圖中進行簡要分析： 1）工件定位夾緊： （1）先定位 壓力油→減壓閥8→單向閥9→電磁換向閥10→定位缸18無桿腔 定位缸18有桿腔→電磁換向閥10→油箱 （2）再夾緊 工件定位后，壓力油壓力升高到單向順序閥開啟的壓力，單向順序閥開啟。 壓力油→單向順序閥11→單向調速閥12→夾緊缸17無桿腔 夾緊缸17有桿腔→電磁換向閥10→油箱 2）快進：2YA通電，電磁換向閥3左位工作，由于系統(tǒng)壓力低，液控順序閥6關閉，液壓缸有桿腔的回油只能經換向閥3、單向閥5和泵流量合流經單向行程調速閥4中的行程閥進入無桿腔而實現(xiàn)差動快進，顯然不增加閥6，那么液壓缸回油通過閥7回油箱而不能實現(xiàn)差動。 葉片泵1→單向閥2→電磁換向閥3→單向行程調速閥4→主液壓缸19（差動連接） 3）工進：4YA通電，切斷差動油路?？爝M行程到位，擋鐵壓下行程開關，切斷快進油路，4YA通電，切斷差動油路，快進轉工進，系統(tǒng)壓力升高，液控順序閥6被打開，回油腔油液經液控順序閥6和背壓閥7流回油箱，此時，單向閥5關閉，將進、回油路隔開，使液壓缸實現(xiàn)工進。 葉片泵1→單向閥2→電磁換向閥3→單向行程調速閥4→主液壓缸19無桿腔 主液壓缸19有桿腔→電磁換向閥3→液控順序閥6→背壓閥7→油箱 4）快退：3YA通電，工進結束后，液壓缸碰上死擋鐵，壓力升高到壓力繼電器調定壓力，壓力繼電器發(fā)出信息，2YA斷電，3YA、4YA通電。 葉片泵→單向閥4→電磁換向閥3→主液壓缸有桿腔 主液壓缸無桿腔→單向行程閥4→電磁換向閥3→油箱 主液壓缸無桿腔快退到位碰行程開關，行程開關發(fā)信息，下步工件拔銷松夾。 5）拔銷松夾：1YA通電 液壓油→減壓閥8單向閥9→電磁閥10→定位缸18和夾緊缸17的有桿腔 定位缸18無桿腔→電磁閥10→油箱 夾緊缸16無桿腔→單向調速閥12的單向閥→單向順序閥11的單向閥→電磁閥10→油箱 工件松夾后發(fā)出信息，操作人員取出工件。 6）系統(tǒng)組成后，應合理安排幾個測壓點，這些測壓點通過壓力表開關與壓力表相接，可分別觀察各點的壓力，用于檢查和調試液壓系統(tǒng)。 系統(tǒng)原理圖如下 圖2-1 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 表2-1 電磁鐵動作順序表 1Y 2Y 3Y 4Y 定位夾緊 - - - - 快進 - + - - 工進 - + - + 快退 - - + + 拔銷松開 + - - - 3、液壓系統(tǒng)的參數計算 3.1液壓缸參數計算 3.1.1初選液壓缸的工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表3-1和表3-2，根據F=14084N初選液壓缸的工作壓力p1=3MPa。 3.1.2計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止鉆透時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表3-3選此背壓為p2=0.6Mpa。 表3-1 按負載選擇工作壓力 負載/ 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 表3-2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 表3-3執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 由表1-1可知最大負載為工進階段的負載F=14084N，按此計算A1則 A1===54.2cm2 液壓缸直徑D= 由A1=2A2可知活塞桿直徑 d=0.707D=0.7078.31cm=5.87cm 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=9cm d=6.3cm 按標準直徑算出 A1= 則液壓缸的實際計算工作壓力為： 則實際選取的工作壓力P=3MPa滿足要求。 按最低工作速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度。若驗算后不能獲得最小的穩(wěn)定速度是，還需要響應加大液壓缸的直徑，直至滿足穩(wěn)定速度為止。查產品樣本，調速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度v =0.1m/min由課本式（8-11） 本例A1=63.6cm2>12.5cm2，滿足最低速度要求。 3.1.3確定夾緊缸的內徑和活塞直徑 根據夾緊缸的夾緊力=5000N，選夾緊缸工作壓力=1.5MPa可以認為回油壓力為零，則夾緊缸的直徑 根據表3-4取d/D=0.5則活塞桿直徑 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夾=7cm d夾=3.6cm 表3-4按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 3.1.4計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸的工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時的背壓按代人，快退時的背壓按pb=5105Pa代入計算公式和計算結果列于表3-5中 表3-5 液壓缸所需要的實際流量、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 Pb 所需流量 輸入功率 N Pa Pa KW 定位夾緊 5000 0 1.85 0.040 差動快進 1032 15.6 0.221 工作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 回油壓力 Pb 所需流量 輸入功率 N Pa Pa KW 工進 14084 0.32 0.014 快退 1032 16.2 0.351 注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而 2. 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，液壓為 3.2 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號 3.2.1．計算液壓泵的壓力 由表3-5可知工進階段液壓缸的工作壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損，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課本式（8-5）算出 因此泵的額定壓力可取 3.2.2．計算液壓泵的流量 液壓泵的最大流量q泵應為 q泵>K(∑q)max 式中：(∑q)max----同時動作各液壓缸所需流量之和的最大值 K----系統(tǒng)的泄露系數，一般取K=1.1～1.3，現(xiàn)取K=1.2。 由表2-6可知快退時液壓缸所需的最大流量是16.2L/min由于各階段為分時工作，所以 (∑q)max=16.2L/min q泵=K(∑q)max=1.216.2L/min=19.44L/min 3.2.3．選用液壓泵規(guī)格和型號 根據P額、q泵值查閱有關手冊，選用YBX-20型限壓式變量葉片泵。該泵的基本參數為：排量0-20L/min,額定壓力P額=6.3MPa,電動機轉速范圍0-1450r/min,容積效率ηc=0.9,總效率η=0.7 3.2.4．確定電動機功率及型號 由表2-6可知，液壓缸最大輸入功率在快退階段，可按此階段估算電動機功率，由于表中壓力值不包括由泵到液壓缸這段管路的壓力損失，在快退時這段管路的壓力損失若取 △P=0.5MPa,液壓泵總效率η=0.7，則電機功率P電為： 查閱電動機樣本，選用Y90S-4電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1500r/min. 4、液壓原件的選擇 4.1液壓閥及過濾器的選擇 根據液壓閥在液壓系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最高流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格，本題中所有閥的額定壓力都為，額定流量根據各閥通過的流量，確定為三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表4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，表中序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。 表4-1 液壓元件明細表 序號 元件名稱 最大通過流量/ 型號 1 限壓式變量葉片泵 20 YBX-20 2 單向閥 20 I-25B 3 三位五通電磁閥 40 35D1-63BY 4 單向行程調速閥 40 UCF1G-03 5 單向閥 20 I-25B 6 液控順序閥 0.16 XY-25B 7 背壓閥 0.16 B-10B 8 減壓閥 20 JF3-C10B 9 單向閥 20 I-10B 10 二位四通電磁換向閥 20 24D1-63BH 11 單向順序閥閥 20 AXF3-C-B 12 單向調速閥 20 MK-10G 13 壓力繼電器 DP1-63B 14 溢流閥 20 Y-25B 15 過濾器 40 XU-B40100 16 壓力開關表 K-6B 20 電機 Y90S-4 4.2油管的選擇 根據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、輸出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快件快退時，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。 4.3油箱容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5～7倍，本題取7本倍，故油箱容積為 5驗算液壓系統(tǒng)性能 5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調整 由于定位、夾緊回路在夾緊后的流量幾乎為零，所以管路系統(tǒng)的壓力損失主要應在工作臺液壓缸回路中進行計算。 5.1.1工進時的壓力損失驗算和泵的壓力調整 工進時管路中的流量僅為因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，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 即泵的調定壓力應按此壓力調整。 5.1.2快退時的壓力損失驗算 因快退時，液壓缸無缸腔的回油量是進油量的2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。 已知：快退時進油管和回油管長度均為，油管直徑，通過的流量為進油路，回油路q 2=40L/min=0.6710-3m3/s，壓力系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15C，由手冊查出此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1） 確定油的流動狀態(tài)，按式（1-30）經單位換算為： 式中 則進油路中流量的雷諾數為 回油路中液流的雷諾數為 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 在回油路上，流速為進油路上的兩倍，即，則壓力損失為 （3） 局部壓力損失 由于采用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。通過各閥的局部壓力損失按課本式（1-39）計算，結果列于表5-1中。 表5-1閥內元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過的流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 25 20 2 1.28 三位五通電磁閥3 63 20/40 4 0.4/1.61 單向行程調速閥4 63 40 4 1.61 注：快退時進過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。 若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失Δpj1=0.3105Pa，則進油路和回油路總的壓力損失為：查表1-1知快退時液壓缸負載F=1032N；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 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、元件的參數是合理的，滿足要求。 5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 5.2.1系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別速度計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數值大者進行分析。 當v=0.04m／min時 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.62MPa，則有 此時的功率損失為 當v=0.1m／min時，q=0.6410-3總效率η=0.7 則 可見在工進速度低時，功率損失為527.5W，發(fā)熱量最大。即為系統(tǒng)的發(fā)熱功率Φ。 5.2.2系統(tǒng)溫升的驗算 已知油箱容積，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，則利用課本式（8-11）可得油液溫升為 設環(huán)境溫度,則熱平衡溫度為 所以油箱散熱可達要求。 6、總結 通過這段時間的設計，認識到自己的很多不足，自己知識的很多盲點和漏洞，知識和實踐的差距，所以說通過這次設計我深刻的認識到理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。 在這個過程中，遇到了一些困難，但是通過和同學的討論和資料查找還是解決了這些難題，隨著問題的解決，學習的熱情高漲。 本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識還有就是CAD作圖和word文檔的處理。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。 7、參考文獻 [1] 許福玲、陳堯明.液壓與氣壓傳動（第三版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007 [2] 成大先.機械設計手冊（第五版）[M].北京：化學工業(yè)出版社，2008