液壓傳動課程設計專用機床液壓系統(tǒng)

1、攀枝花學院學生課程設計說明書題 目:液壓傳動課程設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):機械設計制造及其自動化 班 級: 2004級機制一班指 導 教 師:陳永強 職稱:副教授 二七 年 十二 月三十一日 摘 要現代機械一般多是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系,結合的一個綜合體。 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)的設計在 現代機械的設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)都開設的一門重要課程。它既是一門理論課,也與生產實際有著密切 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,還應設置 課程設計教學環(huán)節(jié),使學生理論聯(lián)系實際,掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能和方 法。液壓傳動課程設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先修課程的理論知識和生產實際只 是,進行液壓傳動設計實踐,是理論知識和生產實踐機密結合起來,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)設計技能,提高學生分析和嫁接生產實際問題的 能力,為今后的設計工作打下良好的基礎。3、通過設計,學生應在計算、繪圖、運用和熟悉設計資料(包括設計手 冊、產品樣本、標準和規(guī)范以及進行估算方面得到實

3、際訓練。關鍵詞 現代機械,液壓傳動系統(tǒng),液壓傳動課程設計。目 錄摘 要1 液壓傳動課程設計 22 負載與運動分析 33確定 液壓系 統(tǒng)主要參 數 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,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。夾緊缸快進速度:0.07m/s夾緊缸慢進速度:10mm/s最大夾緊力:30KN進給油缸快進速度:0.2m/s進給油缸慢進速度:0.02m/s最大切削力:110KN進給工作部件總質量:100m kg夾緊缸行程:用行程開關調節(jié)(最大 250mm 進給缸行程:用行程開關調節(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 K

5、N =, 由于夾緊工作工作部件總質量很小, 可以忽略。則慣性負載 10m F =,阻力負載 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:用行程開關調節(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 工作部件總質量v 快進或快退速度t 運動的加速、減速時間求得: 慣性負載 1110.21001000.2m v F m N N t = 阻力負載: 靜摩擦阻力 0.21009.8196fS F N N

6、=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 +=。 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:用行程開關調節(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 根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間,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

7、-l 進給缸速度圖 -l 圖 2 - 2 3 確定液壓系統(tǒng)主要參數3.1初選液壓缸工作壓力根據系統(tǒng)中夾緊油缸工作最大負載為 130F KN =,在工進時負載最大,在 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。3.2計算液壓缸主要尺寸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象, 液壓缸的回油腔應有背壓, 參考表 機 械設計手冊選用有桿腔回油路

8、直接油缸,背壓可忽略不計,選此背壓為 p 2=0MPa。無桿腔回油路帶調速閥的系統(tǒng),這時參考機械設計手冊可選取 背壓為 p 2=0.5MPa。由 1122mFp A p A -=, 式(3-1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 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

9、=,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 -,圓整后取標準數值,得夾緊缸 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 -=經檢驗,參考機械設計手冊 ,活

10、塞桿強度和穩(wěn)定性均符合要求。 根據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 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4.1選擇基本回路4.1.1選擇調速回路由圖 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)流調速回路。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式,系統(tǒng)必 然為開式循環(huán)系統(tǒng)。4.1.2選擇油源形式

11、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 minq /q=91.96/18.2=5.05。在工作前可根據加工需要夾緊和進給最大行程可以 隨時調節(jié)。根據該機床工作原理,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。 且兩者都能實現系統(tǒng)功能, 從要求壓力較高、 系統(tǒng)效率、經濟適用的角度來看,最后確定選用雙作用葉片泵方案。4.1.3選擇快速運動和換向回路考慮系統(tǒng)流量較大,系

12、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 4-14.1.4選擇速度換接回路系統(tǒng)由快進轉為工進時,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節(jié),則需 要設置一個行程開關。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,在進給缸旁設置一個壓力繼電器。如圖 4-2所示。 圖 4-24.1.5選擇進油調壓回路在雙缸利用一個雙作用葉片泵供油,根據本機床工作原理和工作參數可知 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。需要設置簡單 的調壓,

13、即在進給系統(tǒng)和夾緊系統(tǒng)中各設置一個溢流閥調節(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系統(tǒng)的動作循環(huán)表 5 計算和選擇液壓件5.1確定液壓泵的規(guī)格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,如在調速閥進口節(jié)流調速回路中,選取進油路上的總壓力 損失 p =0.

14、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 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 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q 輸入的最大流量。則泵提供油缸

15、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 , 根據以上壓力和流量的數值查閱產品樣本,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 =,則當泵的轉速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 =。5.2確定電動機功率由表 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

16、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。這時液壓泵的驅動電動機功率為9. 19119. 9522. 97600. 8p ppp q P kW kW =,根據此數值查閱產品樣本,選用規(guī)格相的 Y225M 6型電動機, 其額定功率為 30KW , 額定轉速為 980r/min。5.3確定其它元件及輔件5.3.1 確定閥類元件及輔件根據系統(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

17、 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 原定數值不同,重新計算的結果如表 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計要求。表 5 2各工況實際運動速度、時間和流量 根據表 5 2數值,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)中相連的油管內徑分別為 jj d =29.38mm = jg d =229.14mm = 由于兩根管道內徑差別大,則不統(tǒng)一選取。查閱產品樣本,選出夾緊缸系 統(tǒng)中選用外徑 14mm 、厚度 1.6mm 的鋼

18、管,進給缸系統(tǒng)中選用外徑 34mm 、 厚度 3mm 的無縫鋼管。5.3.3確定油箱油箱的容量按式 p V q =估算, 其中 為經驗系數, 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 油箱的容量經驗系數 p q 最大工作流量現取 7=,得:7119.95839.65p V q L L = 按 /79381999JB T -規(guī)定,取標準值 1000V L =。6 驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(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,待設計好管路布局圖后,加上管路的

19、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 算應按一個工作中不同階段分別進行。6.1.1夾緊缸系統(tǒng)的驗算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222219.0719.0719.0719.070.350.50

20、.50.212516016050v p =+ (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 、調速閥 4進入液壓缸無桿腔,在調速閥 4處的壓力損失為 0.5MPa 。在回油路上,油液通過電液換向

21、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 A A MPa -=+

22、=+=此值與表 3 2數值很接近。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 閥的調壓 1p A p 應為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22219.0719.0719.070.350.50.51251

23、60160v p =+ (0.0080.0070.007MPa =+0.022MPa =此值較小,因此液壓泵的驅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中的速度數據則不會影響系統(tǒng)安全。6.1.2進給缸系統(tǒng)的驗算(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

24、 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2222119.95119.95119.95119.950.350.50.50.5125160300160v p =+ (0. 3220. 2810. 080. 28M P a =+0. 963M P a = 此值不大, 再參考表 5 2中的速度數據, 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,

25、 再參考表 5 2中的速度數據, 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、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 、調速閥 8進入液壓缸無桿腔,在調 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

26、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 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數值很接近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 p e =0.5MPa, 故溢流閥 12的調壓 1p A p 應 為:118.0680.51570.59.08p A v e p p p p MPa >+=+=此值是調整溢流閥 12的調

27、整壓力的主要參考數據。(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

28、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 液壓傳動課程設計 6.2 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）

29、泵的總輸出功率 為 0 .5 × 10 6 × 19 .0 7 1 9.0 7 × 10 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 設環(huán)境溫 T2=25°C，則