數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設(shè)計-畢業(yè)設(shè)計論文

摘要作為現(xiàn)代機械設(shè)備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段，液壓技術(shù)在國民經(jīng)濟(jì)各領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用.與其他傳動方式相比較，液壓傳動具有其獨特的技術(shù)優(yōu)勢，其應(yīng)用領(lǐng)域幾乎囊括了國民經(jīng)濟(jì)各工業(yè)部門。本文根據(jù)數(shù)控銑床的用途﹑特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。數(shù)控銑床的液壓系統(tǒng)，外形新穎美觀，動力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、動作靈敏可靠。本文通過對數(shù)控銑床的工況分析,給出了對于一般夾緊裝置分析的方法,對于提高制造質(zhì)量、實際生產(chǎn)具有一定的指導(dǎo)意義。關(guān)鍵詞：現(xiàn)代機械；數(shù)控銑床；夾緊裝置；液壓系統(tǒng)設(shè)計ABSTRACTAsamodernmachineryequipmentrealizationtransmissionandcontrolofimportanttechnicalmeans,hydraulictechnologyinthefieldofnationaleconomyhasbeenwidelyusedwithothertransmissionway.Comparedwithitsunique,hydraulictransmissiontechnologyadvantage,itsapplicationfieldalmostincludethenationaleconomiceachindustrialsectors.Thisarticleaccordingtotheusage,characteristicsandrequirementsofthepurposesofCNCmillingmachineusesthebasicprincipleofhydraulictransmission,drawsupareasonablehydraulicsystemandundergoesthenecessarycalculationtodeterminetheparametersofhydraulicsystemwhichdeterminetochoosehydrauliccomponentsandsystemstructureofthespecification.ThehydraulicsystemofCNCmillingmachineisnewandoriginalbeautiful,thedrivingforcesystemadoptshydraulicpressuresystemthatmakesthestructuresimpleandcompact,theactionquickandreliable.ThispaperanalyzedtheoperationconditionoftheCNCmillingmachine,andgivestheanalysisforaverageclampingdevicetoimprovethemethod,manufacturingquality,theactualproductionhascertaindirectivesignificanceKeywords：Modernmachinery；CNCmillingmachine；Clampingdevice；Hydraulicsystemdesign目錄摘要 IABSTRACT II目錄 III1液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r以及優(yōu)缺點 11.1國內(nèi)液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r 11.2國外液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r 11.3液壓傳動的優(yōu)缺點 11.3.1液壓傳動有以下一些優(yōu)點 11.3.2液壓傳動的缺點 22液壓系統(tǒng)的設(shè)計 32.1設(shè)計要求 32.2工況分析 32.2.1Ⅰ工位夾緊缸的負(fù)載計算 32.2.2Ⅱ工位夾緊缸的負(fù)載計算 42.3液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 62.3.1系統(tǒng)工作壓力的確定 62.4液壓執(zhí)行器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算 72.4.1Ⅰ工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 72.4.2Ⅱ工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定 82.4.3液壓缸工作循環(huán)中各階段的各項參數(shù) 83液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 103.1油路循環(huán)方式的分析和選擇 103.2調(diào)速方案的分析和選擇 103.3液壓動力源的分析與選擇 113.4液壓回路的分析、選擇與合成 123.5液壓原理圖的擬定與設(shè)計 124液壓元件的計算和選擇 144.1液壓泵的確定 144.2閥類的選擇 174.2.1選擇依據(jù) 174.2.2選擇閥類元件應(yīng)注意的問題 174.3液壓附件的計算和選擇 184.3.1確定管件的尺寸 184.3.2確定油箱容積 195估算液壓系統(tǒng)性能 215.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 215.2系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 226結(jié)論 25致謝 26參考文獻(xiàn) 271液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r以及優(yōu)缺點1.1國內(nèi)液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r近年來，我國液壓氣動密封行業(yè)堅持技術(shù)進(jìn)步，加快新產(chǎn)品開發(fā)，取得良好成效，涌現(xiàn)出一批各具特色的高新技術(shù)產(chǎn)品。北京機床所的直動式電液伺服閥、杭州精工液壓機電公司的低噪聲比例溢流閥（擁有專利）、寧波華液公司的電液比例壓力流量閥（已申請專利），均為機電一體化的高新技術(shù)產(chǎn)品，并已投入批量生產(chǎn)，取得了較好的經(jīng)濟(jì)效益。北京華德液壓集團(tuán)公司的恒功率變量柱塞泵，填補了國內(nèi)大排量柱塞泵的空白，適用于冶金、鍛壓、礦山等大型成套設(shè)備的配套。天津特精液壓股份的三種齒輪泵，具有結(jié)構(gòu)新穎、體積小、耐高壓、噪聲低、性能指標(biāo)先進(jìn)等特點。榆次液壓件的高性能組合齒輪泵，可廣泛用于工程、冶金、礦山機械等領(lǐng)域。另外，還有廣東廣液公司的高壓高性能葉片泵、寧波永華公司的超高壓軟管總成、無錫氣動技術(shù)研究所為各種自控設(shè)備配套的WPI新型氣缸系列都是很有特色的新產(chǎn)品。

為應(yīng)對我國飛速發(fā)展的經(jīng)濟(jì)形勢，我國液壓行業(yè)各企業(yè)加速科技創(chuàng)新，不斷提升產(chǎn)品市場競爭力，一批優(yōu)質(zhì)產(chǎn)品成功地為國家重點工程和重點主機配套，取得較好的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。1.2國外液壓傳動的發(fā)展?fàn)顩r20世紀(jì)80年代以來，逐步完善和普及的計算機控制技術(shù)和集成傳感技術(shù)為液壓技術(shù)與電子技術(shù)相結(jié)合創(chuàng)造了條件。隨著微電子、計算機技術(shù)的發(fā)展，出現(xiàn)了各種數(shù)字閥和數(shù)字泵，并出現(xiàn)了把單片機直接裝在液壓組件上的具有位置或力反饋的閉環(huán)控制液壓元件及裝置。近年來，由于世界能源的緊缺，各國都把液壓傳動的節(jié)能問題作為液壓技術(shù)發(fā)展的重要課題。20世紀(jì)70年代后期，德、美等國相繼研制成功負(fù)載敏感泵及低功率電磁鐵等。最近美國威克斯公司又研制成功用于功率匹配系統(tǒng)的CMX閥。1.3液壓傳動的優(yōu)缺點工程機械廣泛應(yīng)用的傳動方式主要有機械傳動、電氣傳動、氣壓傳動和液壓傳動。它們各有優(yōu)缺。1.3.1液壓傳動有以下一些優(yōu)點1）液壓傳動可在運行過程中方便地實現(xiàn)大范圍的無級調(diào)速，調(diào)速范圍可達(dá)1000：1。液壓傳動裝置可在極低的速度下輸出很大的力，如果采用機械傳動裝置減速，其減速器結(jié)構(gòu)往往十分龐大；2）在輸出相同功率的情況下，液壓傳動裝置的體積小、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小。由于液壓系統(tǒng)中的壓力比電樞磁場中單位面積上的磁力大30倍～40倍，液壓傳動裝置的體積和質(zhì)量只占相同功率電動機的12%左右。因此，液壓傳動易于實現(xiàn)快速啟動、制動及頻繁幻想，每分鐘的換向次數(shù)可達(dá)500次（左右擺動）、1000次（往復(fù)移動）；3）液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，特別是采用電液和氣液傳動時，可實現(xiàn)復(fù)雜的自動控制；4）液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護(hù)。當(dāng)液壓系統(tǒng)超負(fù)荷（或系統(tǒng)承受液壓沖擊）時，液壓油可以經(jīng)溢流閥排回油箱，系統(tǒng)得到過載保護(hù)；5）易于設(shè)計、制造。液壓元件已實現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化。液壓系統(tǒng)的設(shè)計、制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也有很大的靈活性。1.3.2液壓傳動的缺點1）不能保證嚴(yán)格的傳動比。著是由于液壓介質(zhì)的可壓縮性和不可避免的泄露等因素引起的；系統(tǒng)工作時，對溫度的變化較為敏感。液壓截至的粘性隨溫度變化而變化，從而使液壓系統(tǒng)不易保證在高溫和低溫下都具有良好的工作穩(wěn)定性；在液壓傳動中，能量需經(jīng)過兩次變換，且液壓能在傳遞過程中有流量和壓力的損失，所以系統(tǒng)能量損失較大，傳動效率較低；元件的制造精度高、造價高，對其使用和維護(hù)提出了較高的要求；出現(xiàn)故障時，比較難于查找和排除，對維修人員的技術(shù)水平要求較高。從液壓傳動的優(yōu)缺點來看，優(yōu)點大于缺點。采用液壓傳動符合本次設(shè)計的工位夾緊裝置的工作條件。2液壓系統(tǒng)的設(shè)計2.1設(shè)計要求本設(shè)計是完成某機床需要對零件進(jìn)行兩工位裝夾裝置（裝夾裝置靜動摩擦因數(shù)，）的設(shè)計，擬采用缸筒固定的液壓缸驅(qū)動夾緊裝置，完成工件裝夾運動。夾緊裝置由液壓與電氣配合實現(xiàn)的自動循環(huán)要求為：Ⅰ工位夾緊缸夾緊→Ⅰ工位夾緊缸松開→Ⅱ工位夾緊缸夾緊→Ⅱ工位夾緊缸松開。機床工位夾緊裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)如表2-1所列。表2-1機床工位夾緊裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)工況行程/mm速度時間/運動部件重力G/N負(fù)載/N啟動、制動時間Ⅰ工位夾緊缸夾緊350.012245050000.053松開0.035—1Ⅱ工位夾緊缸夾緊250.125150020000.050.2松開0.25—0.12.2工況分析2.2.1Ⅰ工位夾緊缸的負(fù)載計算慣性負(fù)載夾緊：=2450/9.81×0.012/0.05=59N松開：=2450/9.81×0.035/0.05=175N靜摩擦負(fù)載=0.2×（2450+0）=490N動摩擦負(fù)載=0.1×（2450+0）=245N2.2.2Ⅱ工位夾緊缸的負(fù)載計算此處省略

NNNNNNNNNNNN字。如需要完整說明書和設(shè)計圖紙等.請聯(lián)系

扣扣：九七一九二零八零零另提供全套機械畢業(yè)設(shè)計下載！該論文已經(jīng)通過答辯2.3液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定2.3.1系統(tǒng)工作壓力的確定根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負(fù)載表可以確定系統(tǒng)的最大負(fù)載數(shù)，在充分考慮系統(tǒng)所需的流量、性能等因素后，可參照表2-4或者2-5選擇系統(tǒng)的工作壓力表2-4按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/kN<55-1010-2020-3030-50>50系統(tǒng)壓力/MPa<0.8-11.6-22.5-33-44-5>5-7表2-5按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力主機類型設(shè)計壓力/MPa機床精加工機床0.8～2半精加工機床3～5龍門刨床2～8拉床8～10農(nóng)業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構(gòu)10～16液壓機、大中型挖掘機、中型機械、起重運輸機械20～32地質(zhì)機械、冶金機械、鐵道車輛維護(hù)機械、各類液壓機具等25～100本設(shè)計根據(jù)主機類型是數(shù)控銑床，初步選擇系統(tǒng)壓力為4MPa。為了防止夾緊時發(fā)生沖擊，液壓缸需保持一定回油背壓。參考表2-6液壓執(zhí)行器的背壓力取0.2表2-6液壓執(zhí)行器的背壓力系統(tǒng)類型背壓力(MPa)中低壓系統(tǒng)簡單系統(tǒng)和和一般輕栽節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油帶背壓閥調(diào)整壓力一般為0.51.5回油路設(shè)流量調(diào)節(jié)閥的進(jìn)給系統(tǒng)滿載工作時0.5設(shè)補油泵的閉式系統(tǒng)0.81.5高壓系統(tǒng)初算是可忽略不計2.4液壓執(zhí)行器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算2.4.1Ⅰ工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定本設(shè)計將Ⅰ工位夾緊缸的有桿腔作為主工作腔，則有公式：（2－1）公式中——液壓缸無桿腔的有效面積；——液壓缸有桿腔的有效面積；——液壓缸的最大負(fù)載力；——液壓缸的機械效率（一般取0.9-0.97）本設(shè)計取0.95；——液壓缸工作腔壓力；——系統(tǒng)的背壓，本設(shè)計取0.2Mpa。當(dāng)計算液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)時，還需確定活塞桿直徑與液壓缸內(nèi)徑的關(guān)系，以便在計算出液壓缸內(nèi)徑D時，利用這一關(guān)系獲得活塞桿的直徑d。通常是由液壓缸的往返速比確定這一關(guān)系，即，按這一關(guān)系得到的d的計算公式入如下表表2-7根據(jù)往返速度比計算活塞桿直徑d的公式往返速度比31.461.612活塞桿直徑d0.3D0.4D0.5D0.55D0.62D0.7D油缸的速比，可由機械設(shè)計手冊查得。本設(shè)計取=1.33。則由上表查得d=0.5D。得D=49.9（mm）按GB/T2348-1980,取標(biāo)準(zhǔn)值：D=50（mm）又d=0.5D，得d=25（mm），取標(biāo)準(zhǔn)值d=28（mm）則液壓缸無桿腔實際有效面積為：=19.6有桿腔實際有效面積為：=Ⅱ工位夾緊缸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定Ⅱ工位夾緊缸的無桿腔作為主工作腔，則有公式：則有得D=27.9（mm）按GB/T2348—1980,取標(biāo)準(zhǔn)值：D=32（mm）又d=0.5D，得d=16（mm），取標(biāo)準(zhǔn)值d=20（mm）則液壓缸無桿腔實際有效面積為：=8.04有桿腔實際有效面積為：=4.892.4.3液壓缸工作循環(huán)中各階段的各項參數(shù)根據(jù)上述假定條件經(jīng)計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如下表所示：表2-8Ⅰ工位夾緊缸工作循環(huán)個階段的壓力、流量和功率工作階段計算公式負(fù)載/N回油腔壓力/MPa工作腔壓力/MPa輸入流量Q輸入功率/w啟動490—0.98——加速3040.20.53——夾緊52450.24.380.97270..96反向啟動490—0.40——加速4200.20.30——松開2450.20.274.11618.52表2-9Ⅱ工位夾緊缸工作循環(huán)各個階段的壓力、流量和功率工作階段計算公式負(fù)載/N回油腔壓力/MPa工作腔壓力/MPa輸入流量Q輸入功率/w啟動300—0.39——加速5320.20.44——夾緊21500.23.066.03307.53反向啟動300—0.65——加速9150.20.85——松開1500.20.654.11679.463液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證3.1油路循環(huán)方式的分析和選擇液壓系統(tǒng)油路循環(huán)方式分為開式和閉式兩種，他們各自的特點及相互比較見下表表3-1開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較油液循環(huán)方式開式閉式散熱條件較方便，但是油箱較大較復(fù)雜，需要用輔泵來換油冷卻抗污染性較差，但可采用壓力油箱或者油箱呼吸器來改善較好，但是油液過濾要求較高系統(tǒng)效率管路壓力損失較大，用節(jié)流調(diào)速時效率低管路腰里損失較小，容積調(diào)速時效率較高限速制動形式用平衡閥進(jìn)行能耗限速，用制動閥進(jìn)行能耗制動，引起油液發(fā)熱液壓泵由電動機拖動時，限速及制動過程中拖動電能向電網(wǎng)輸電，回收部分能量，即是再生限速和再生制動其他對泵的自吸性能要求高對主泵的自吸性能要求低油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調(diào)速方式和散熱條件。一般來說，凡是有較大空間可以存放油箱而且不需要另設(shè)散熱裝置的系統(tǒng)，要求結(jié)構(gòu)盡可能簡單的系統(tǒng)，采用節(jié)流調(diào)速或者容積節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，均宜采用開式系統(tǒng)。在本設(shè)計中，油泵向兩個液壓執(zhí)行元件供油而且功率較小，整個系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)也比較簡單，所以本設(shè)計采用開式系統(tǒng)。3.2調(diào)速方案的分析和選擇調(diào)速方案對主機的性能起到?jīng)Q定性的作用。相應(yīng)的調(diào)整方式有節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速以及二者的結(jié)合—容積節(jié)流調(diào)速。

節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來調(diào)節(jié)速度。此種調(diào)速方式結(jié)構(gòu)簡單，由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥，故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。

容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達(dá)的排量來達(dá)到調(diào)速的目的。其優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調(diào)速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。容積節(jié)流調(diào)速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調(diào)節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應(yīng)。此種調(diào)速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性較好，但其結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。

節(jié)流調(diào)速又分別有進(jìn)油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進(jìn)油節(jié)流起動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負(fù)載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。

調(diào)速回路一經(jīng)確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。

節(jié)流調(diào)速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結(jié)構(gòu)簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。容積調(diào)速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí)行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結(jié)構(gòu)緊湊，但散熱條件差?？紤]到系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負(fù)載特性，本設(shè)計決定采用節(jié)流調(diào)速。3.3液壓動力源的分析與選擇液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。

為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設(shè)蓄能器做輔助油源。油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進(jìn)入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護(hù)元件的要求，通過相應(yīng)的精過濾器再次過濾。為防止系統(tǒng)中雜質(zhì)流回油箱，可在回油路上設(shè)置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據(jù)液壓設(shè)備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。本設(shè)計采用節(jié)流調(diào)速，所以使用定量泵供油3.4液壓回路的分析、選擇與合成1）選擇系統(tǒng)一般都必須設(shè)置的基本回路，包括調(diào)壓回路、向回路、卸荷回路及安全回路等。2）根據(jù)系統(tǒng)的負(fù)載特性和特殊要求選擇基本回路，在本系統(tǒng)中考慮到安全的要求，設(shè)置了背壓回路，同時由于是兩個執(zhí)行元件先后動作，且沒有順序聯(lián)動關(guān)系，所以設(shè)置了互不干擾回路。3）合成系統(tǒng)選定液壓基本回路之后，配以輔助性回路，如控制油路，潤滑油路、測壓油路等，可以組成一個完整的液壓系統(tǒng)。在合成液壓系統(tǒng)時要注意以下幾點：防止油路間可能存在的相互干擾；系統(tǒng)應(yīng)力求簡單，并將作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系統(tǒng)要安全可靠，力求控制油路可靠；組成系統(tǒng)的元件要盡量少，并應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)元件；組成系統(tǒng)時還要考慮節(jié)省能源，提高效率減少發(fā)熱，防止液壓沖擊；測壓點分布合理等。3.5液壓原理圖的擬定與設(shè)計根據(jù)上述分析，可以擬定整個液壓系統(tǒng)的原理圖如下：1－油箱2－空氣濾清器3－液位計4－吸油過濾器5－液壓泵6－單向閥7－壓力表開關(guān)8－壓力表9－通道體10－疊加式溢流閥11－疊加式減壓閥12－疊加式雙單向節(jié)流閥13－電磁換向閥14－疊加式雙液控單向閥15－壓力繼電器16－電動機圖3-1液壓系統(tǒng)的原理圖Fig.4-1Hydraulicsystemdiagram4液壓元件的計算和選擇液壓元件的計算是指計算元件在工作中承受的壓力和流量，以便選擇零件的規(guī)格和型號，此外還要計算原動機的功率和油箱的容量。選擇元件時應(yīng)盡量選擇標(biāo)準(zhǔn)件。4.1液壓泵的確定液壓泵的最大工作壓力：>=＋（4－1）其中——液壓執(zhí)行元件最大工作壓力；——液壓泵出口大執(zhí)行元件入口之間所有的沿程壓力損失和局部壓力損失之和。初算時按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選取：管路簡單，管中流速不大時，取＝0.2Mpa～0.5Mpa；管路復(fù)雜而且管中流速較大或者有調(diào)速元件時，?。?.5MPa～1.5MPa。由上述選?。?.5MPa，然后帶入公式（4-1）計算得：≥4.38+0.5＝4.88MPa在選擇泵的額定壓力時應(yīng)考慮到動態(tài)過程和制造質(zhì)量等因素，要使液壓泵有一定的壓力儲備。一般泵的額定工作壓力應(yīng)比上述最大工作壓力高20％－60％，所有最后算得的液壓泵的額定壓力應(yīng)為：4.88×（1+0.25）＝6.1MPa表4-1液壓泵的總效率液壓泵類型齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵總效率0.65～0.900.70～0.850.55～0.850.80～0.90液壓泵的流量按下式計算＝K（4－2）式中K——考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數(shù)，一般取K＝1.1～1.3，——同時工作的執(zhí)行元件的最大總流量（4.1163=12.348L/min）本設(shè)計取泄漏系數(shù)為1.1，所以：＝1.1×12.348＝13.583L/min由液壓元件產(chǎn)品樣本查得CBN-E312齒輪泵滿足上述估算得到的壓力和流量要求：該泵的額定壓力為16MPa，公稱排量V＝12mL/rev，額定轉(zhuǎn)速為1800r/min?，F(xiàn)取泵的容積效率＝0.85，當(dāng)選用轉(zhuǎn)速n＝1400r/min的驅(qū)動電機時，泵的流量為：＝Vn＝12mL/rev×0.85×1400r/min×＝14L/min由前面的計算可知泵的最大功率出現(xiàn)在Ⅱ工位夾緊階段，現(xiàn)取泵的總效率為＝0.85，則：＝＝＝840W選用電動機型號：Y90S—4B5型封閉式三相異步電動機滿足上述要求，其轉(zhuǎn)速為1400r/min，額定功率為1.5kW。電動機與泵之間采用連軸器聯(lián)結(jié)。根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，可計算出液壓缸在各個階段的實際進(jìn)出流量，運動速度和持續(xù)時間，從而為其他液壓元件的選擇及系統(tǒng)的性能計算奠定了基礎(chǔ)。計算結(jié)果如下表所示：表4-2Ⅰ工位夾緊缸的實際工況工作階段流量/速度/時間/s無桿腔有桿腔夾緊＝==1.41＝0.972＝==0.012==3松開===4.67==4.67×＝3.21＝==0.039=＝1表4-3Ⅱ工位夾緊缸的實際工況工作階段流量/速度/時間/s無桿腔有桿腔夾緊＝6.03＝==3.67＝==0.125==0.2松開==14×＝23.02==14＝==0.48=＝0.05上表中——油缸的工作腔面積；——油缸回油腔面積；——進(jìn)油缸流量；——出油缸流量；——油缸的運動速度；——油缸的運動時間。4.2閥類的選擇4.2.1選擇依據(jù)選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等。4.2.2選擇閥類元件應(yīng)注意的問題1)應(yīng)盡量選用標(biāo)準(zhǔn)定型產(chǎn)品，除非不得已時才自行設(shè)計專用件；2)閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應(yīng)按液壓泵的最大流量選取。選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，應(yīng)考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求；3)一般選擇控制閥的額定流量應(yīng)比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%；根據(jù)以上要求，現(xiàn)選定各類閥和組將的型號如表4-4所示：表4-4各種液壓元件的類型選擇序號名稱通過流量/L額定流量/額定壓力/MPa額定壓降/MPa型號規(guī)格1吸油過濾器1420——MF-022單向閥144025<0.1CIT-03-A13壓力繼電器——25—MJCS-02B-HH4壓力表——0～10—W-2-1/2-100-A15壓力表開關(guān)142110—GCT-026疊加式溢流閥143525<0.12MRF-02P-K1-207疊加式減壓閥143525<0.2MPR-02P-K1-028疊加式單向閥143521<0.1MPC-02W-05-309二位四通換向閥23.028025<0.2D5-02-3N2-D210疊加式單向節(jié)流閥23.023521<0.15MTC-02W-K-I-2011二位四通換向閥148025<0.2D5-02-3N2-D212疊加式單向節(jié)流閥143521<0.15MTC-02W-K-I-2013空氣濾清器————AB-116214液位計————LS-3”4.3液壓附件的計算和選擇4.3.1確定管件的尺寸表4-5油管中的允許流速油液流經(jīng)油管吸油管高壓管回油管短管及局部收縮處允許速度（m/s）0.5－1.52．5－51.5－2.55－7表4-6安全系數(shù)管內(nèi)最高工作壓力<77－17.517.5安全系數(shù)864由表4-2和4-3得知Ⅰ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流量分別為3.21L/min和4.67L/min，Ⅱ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流量分別為14L/min和23.02L/min，按照表4-5的推薦值取油管內(nèi)油液的允許流速為4m/min，按計算公式：d＝（4－3）式中q——通過油管的最大流量；V——油管中允許流速；d——油管內(nèi)徑。將數(shù)值代入公式（4-3）得Ⅰ工位夾緊液壓缸：＝＝4.9mm＝＝4.1mmⅡ工位夾緊液壓缸：＝＝11.1mm＝＝8.6mm根據(jù)JB827－66，同時考慮到制作方便，Ⅰ工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用10×1（外徑10mm，壁厚1mm）的10號冷拔無縫鋼管。Ⅱ工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用14×1（外徑14mm，壁厚1mm）的10號冷拔無縫鋼管。由機械設(shè)計手冊查得管材的抗拉強度為412MPa，由表4-6取安全系數(shù)為8，按公式對管子的強度進(jìn)行校核：≥（4－4）式中p——管內(nèi)最高工作壓力；d——油管內(nèi)徑；n——安全系數(shù)；——管材抗拉強度；——油管壁厚。將數(shù)值代入公式（4-4）得：＝1mm≥=＝0.5mm＝1mm≥=＝0.7mm所以選的管子壁厚安全。其他油管，可直接按所連接的液壓元、輔件的接口尺寸決定其管徑的大小。4.3.2確定油箱容積油箱的作用是儲油，散發(fā)油的熱量，沉淀油中雜質(zhì)，逸出油中的氣體。其形式有開式和閉式兩種：開式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與大氣隔絕。開式油箱應(yīng)用較多。油箱設(shè)計要點：1）油箱應(yīng)有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應(yīng)保證系統(tǒng)中油液全部流回油箱時不滲出，油液液面不應(yīng)超過油箱高度的80%；2）吸箱管和回油管的間距應(yīng)盡量大，之間應(yīng)設(shè)置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質(zhì)的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4。吸油管及回油管應(yīng)插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。吸油管可安裝100μm左右的網(wǎng)式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱；3）油箱底部應(yīng)有適當(dāng)斜度，泄油口置于最低處，以便排油；4）注油器上應(yīng)裝濾網(wǎng)；5）油箱的箱壁應(yīng)涂耐油防銹涂料。油箱的容積可以按照下列經(jīng)驗公式進(jìn)行計算：V＝（4－5）式中V——油箱的有效容積/L；——液壓泵的總額定流量/；——與系統(tǒng)壓力有關(guān)的經(jīng)驗系數(shù)：低壓系統(tǒng)取=2～4，中壓系統(tǒng)=5～7，高壓系統(tǒng)取=10～12，對對于行走機械取或經(jīng)常間斷作業(yè)的設(shè)備，系數(shù)取較小值；對于安裝空間允許的固定機械，或需藉助油箱頂蓋安裝液壓泵及電動機和液壓閥集成裝置時，系數(shù)可適當(dāng)取較大值。本設(shè)計取=6，將數(shù)值代如公式（4-5）得：V＝6×14＝84L

5估算液壓系統(tǒng)性能5.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗算由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面的計算，故只能先估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布置圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。在油缸夾緊時，油液依次經(jīng)過單向閥，疊加式減壓閥，疊加式溢流閥，電磁換向閥，疊加式雙單向節(jié)流閥，。所以進(jìn)油路上的壓力損失為＝（5－1）=0.0009MPa式中——總的壓力損失；——各種閥的壓降；——流經(jīng)閥的設(shè)計流量；——閥的額定流量。在油缸松開時，退油路上的壓力損失為＝）＝0.0097MPa由此可以看出，系統(tǒng)閥的壓力損失都小于原先的估計值，所以滿足系統(tǒng)的使用要求。因為Ⅱ工位夾緊缸的運動過程是一樣的，使用對此油缸的壓力校驗過程和上面的計算過程是一樣的。如下所示在油缸夾緊時，油液依次經(jīng)過單向閥，電磁換向閥，疊加式雙單向閥，疊加式雙單項節(jié)流閥。進(jìn)油路上的壓力損失為：＝=0.017MPa在油缸松開時，退油路上的壓力損失為：＝＝0.2Mpa由此看出各種閥同樣滿足使用要求。5.2系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構(gòu)成總的能量損失，這些能量損失都將轉(zhuǎn)化為熱量，是系統(tǒng)的油溫升高，產(chǎn)生一系列不良的影響。為此，必須對系統(tǒng)進(jìn)行發(fā)熱和溫升計算，以便對系統(tǒng)溫升進(jìn)行控制?？砂聪率焦浪阆到y(tǒng)的發(fā)熱能量：H＝（1－）（5－5）式中H——系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量；——液壓泵的輸入功率。將數(shù)值代入公式（5-5）得：H＝＝1264w表5-1各種機械允許油溫液壓設(shè)備類型正常工作溫度/最高允許溫度/數(shù)控機床30～5055～70一般機床30～5555～70機車車輛40～6070～80船舶30～6080～90冶金機械、液壓機407～060～90工程機械、礦山機械50～8070～90液壓系統(tǒng)中產(chǎn)生的熱量，由系統(tǒng)中各個散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是主要散熱面。因為管道的散熱面相對較小，且與其自身的壓力損失產(chǎn)生的熱量基本平衡，故一般濾去不計。當(dāng)只考慮油箱散熱時，其散熱量可按下式計算：＝KA（5－6）式中K——散熱系數(shù)（），計算時可選用推薦值：通風(fēng)很差K＝8；通風(fēng)良好K＝14－20；風(fēng)扇冷卻時，K＝20－25；用循環(huán)水冷卻時，K＝110－175；A——油箱散熱面積；——系統(tǒng)溫升。當(dāng)系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量H等于其散發(fā)出去的熱量時，系統(tǒng)達(dá)到平衡，此時：＝H/KA當(dāng)六面體油箱長、寬、高比例為1：1：1－1：2：3且液面高度是油箱高度的0.8倍時，其散熱面積的近似計算公式為：A=0.056所以可以導(dǎo)出：＝（5－7）式中V——油箱的有效容量。取散熱系數(shù)K=15，將數(shù)值代入公式（5-7）得：＝＝67.6此溫升超過了許用范圍，＝30－50，增大油箱面積，取V＝8×14＝112L，并且取系數(shù)K=20，重新帶入數(shù)值計算得：＝＝41.8所以滿足了許用溫升要求。至此，系統(tǒng)校核完畢，從整個過程來看，此設(shè)計滿足使用需求。

6結(jié)論在本次關(guān)于數(shù)控銑床兩工位夾緊裝置液壓系統(tǒng)的畢業(yè)設(shè)計中，我通過查閱現(xiàn)有資料，應(yīng)用液壓傳動的一般原理及液壓系統(tǒng)的設(shè)計原理，進(jìn)行了液壓系統(tǒng)的功能原理設(shè)計、執(zhí)行元件的選擇、閥類元件的選型、集成塊設(shè)計、密封及液壓油的選擇等工作。通過對液壓系統(tǒng)的性能計算和校核使系統(tǒng)符合最初設(shè)計，能夠完成設(shè)計要求。并在滿足原有要求的情況下實現(xiàn)重量輕、體積小、成本低、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、使用維護(hù)方便等的要求。在設(shè)計過程當(dāng)中，由于實踐經(jīng)驗和知識水平的不足，關(guān)于設(shè)計計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計以及校核等方面都會有不完善之處。在今后的工作學(xué)習(xí)中我會更加詳盡的學(xué)習(xí)，提高設(shè)計的科學(xué)性和效率。使之更加完善，符合實際工程機械的要求。

致謝本設(shè)計是在李實老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下完成的。在這期間老師給我提供了不少參考資料，在我設(shè)計遇到困難而無法繼續(xù)做下去時老師給我耐心講解，并且一講就是幾個小時。老師廣博的專業(yè)學(xué)識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度以及執(zhí)著的事業(yè)追求使我受益匪淺，他嚴(yán)緊的科學(xué)作風(fēng)和實事求是的科學(xué)態(tài)度給我留下了深刻的印象。在李老師艱辛教導(dǎo)下，經(jīng)過這短短幾個月時間，我不僅學(xué)到了豐富的專業(yè)設(shè)計知識和技巧，更重要的是使我學(xué)到了科學(xué)研究的方法和態(tài)度。

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ilityisaseriousproblemasitcancauseinjurytohumanoperatorsordamagetoequipment.Whenasystembecomesunstableitusuallystartstooscillateviolently.Toavoidinstabilityincurrentsystems,thedesignerseithersacrificecertainfunctionswhicharedesirable,oraddcomplexityandcost.Forexample,inthecraneshowninFigure1,itwouldbedesirabletohavecontroloverthespeed.Butduetothesafetysystemthatcranesarerequiredtohave,standardspeedcontrolisnotstable.Toaddspeedcontrolrequiresamorecomplexandmoreexpensivemechanicalsystem.Theparametersofahydraulicsystem,suchastemperatureorloadforce,alsoaffectstability.Asystemthatisstablewithonesetofparametersmightbeunstablewithanotherset.Toensurestabilityovertheentireoperatingrangeofthesystem,performancemustsometimesbesacrificedatoneoftheparameterrange.HighcostCurrentsystemsarepurelyhydraulic-mechanical,soiftheuserwantsacertainfunction,theuserbuysacertainhydraulic-mechanicalcomponent.Becausemostuserhavedifferentrequirements,therearemanydifferentvariationsofthesamebasiccomponent.Thismeansthatmanyspecializedcomponentsmustbemanufacturedratherthanonestandardproduct.Thisdrivesupthecostofcomponents.2.2.3InefficiencyOneformofinefficiencyincurrentsystemsisduetothelinkbetweentheflowsofthetwoportsofthecylinder.Thisisbecausemostvalvesuseasinglespooltocontroltheflowinbothports.Becauseofthislink,itisimpossibletosetthepressurelevelsinthetwosidesofthecylinderindependently.Therefore,theoutletsidewilldevelopabackpressurewhichactsinoppositiontothedirectionoftravel,whichincreasesthepressurerequiredontheinletsidetomaintainmotion.Sincetheforcegeneratedbytheactuatorisproportionaltothepressuredifferencebetweenthetwosides,theactualpressuresinthecylinderdon’taffecttheactionofthecylinder.Forexample,theactionofthecylinderfor0psi/600psiwouldbethesameas1000psi/1600psi.However,inthesecondcase,thepowersupplywouldhavetosupplymuchmorepower.Thisextrapoweriswasted.DifferentOptionsforControlSystemsCurrentcontrolsystemsusehydraulicactuatorswithdirectional/proportionalvalvestocontrolthemovement.Howevertherearemanydifferentoptionsforcontrollingacylinder.Optionsrangefromnewhighperformanceelectro-hydraulicvalves,toseparatemeterin/separatemeterout(SMISMO)valves,tohydraulicbussystems,tointelligentactuatorswithbuiltinpowersupplies,topumpbasedcontrolstrategies.Thesesystemsallhaveadvantagesanddisadvantageswhichneedtobeanalyzedifthemostoptimumsolutionistobechosen.NearFutureSolutionItisexpectedthatevenifitisproventhatacompletelynewsystemtopologyistheoptimumconfiguration,thecranemanufacturersandcomponentmanufacturerswillnotacceptthenewtechnologyovernight.Thiswillmostlikelytaketime,soaninterimsolutionwillbedeveloped.ThissolutionwillbemadeupofmicrocomputercontrolledSeparateMeterIn/SeparateMeterOut(SMISMO)valves(Elfving,Palmberg1997;Jansson,Palmberg,1990;Mattila,Virvalo1997).SMISMOvalveswillmakeitpossibletoimplementnewcontrolstrategieswhicharemoreefficientandstable.Themicrocomputerwillmakeitpossibletointroduceflexibilitytovalves.Variantscanbeprogrammedinsoftware.Thiseliminatestheneedtomanufacturehundredsofdifferentvariants.Thecranemanufacturerwillbeabletochoosetheexactfunctionshewantsinhisvalve,whilethecomponentmanufacturerwillhavetomanufactureonlyonevalve.Thiswilllowerthecost,eventhoughtheperformancewillhaveincreased.AnalysisofHigherPerformanceSolutionsThisanalysiswilldependontheresultsoftheanalysisofdifferenttopologies.Ifitisshownthatpumpbasedcontrolistobethewayofthefutureforexample,thenanalysiswillbeperformedinthisarea.Anotherareawhichwillalsobeexplored,istoolpositioncontrol.LABORATORYFACILITIESAsthefocusofthisthesisisondevelopingcontrolstrategiesthatcanbeimplementedoncommercialmachinery,muchemphasiswillbeplacedonexperimentalresults.Experimentalresultswillbeobtainedfromtwosystems.Thefirst,asimpleonedegreeoffreedomcrane,wasdesignedasanexperimentalplatform.ThesecondisarealcranewhichwasdonatedtotheUniversitybyHojbjergMaskinfabrik(HMF)aDanishcranemanufacturer.RefertoFigure