液壓傳動課程設計

1、液壓傳動課程設計說明書設計題目：半自動液壓專用銑床液壓系統(tǒng)工程技術系機械設計制造及其自動化4班設計者 指導教師 2016 年 12 月 1 日摘 要液壓系統(tǒng)設計計算是液壓傳動課程設計的主要內(nèi)容，包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能等?，F(xiàn)以半自動液壓專用銑床液壓系統(tǒng)為例，介紹液壓系統(tǒng)的設計計算方法。設計一臺多用途大臺面液壓機液壓系統(tǒng)，適用于可塑材料的壓制工藝，如沖壓、彎曲翻邊、落板拉伸等。要求該機的控制方式：用按鈕集中控制，可實現(xiàn)調(diào)整，手動和半自動，自動控制。要求該機的工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據(jù)

2、工藝要求進行調(diào)整。主缸工作循環(huán)為：快降、工作行程、保壓、回程、空懸。頂出缸工作循環(huán)為：頂出、頂出回程（或浮動壓邊）。關鍵字：液壓; 快進; 工進; 快退前 言本課程是機械設計制造及其自動化專業(yè)的主要專業(yè)基礎課和必修課，是在完成液壓與氣壓傳動課程理論教學以后所進行的重要實踐教學環(huán)節(jié)。本課程的學習目的在于使學生綜合運用液壓與氣壓傳動課程及其它先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際知識，進行液壓傳動的設計實踐，使理論知識和生產(chǎn)實際知識緊密結合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。通過設計實際訓練，為后續(xù)專業(yè)課的學習、畢業(yè)設計及解決工程問題打下良好的基礎。(1) 液壓傳動課程設計是一項全面的設計訓練

3、，它不僅可以鞏固所學的理論知識，也可以為以后的設計工作打好基礎。在設計過程中必須嚴肅認真，刻苦鉆研，一絲不茍，精益求精。(2) 液壓傳動課程設計應在教師指導下獨立完成。教師的指導作用是指明設計思路，啟發(fā)學生獨立思考，解答疑難問題，按設計進度進行階段審查，學生必須發(fā)揮主觀能動性，積極思考問題，而不應被動地依賴教師查資料、給數(shù)據(jù)、定方案。(3) 設計中要正確處理參考已有資料與創(chuàng)新的關系。任何設計都不能憑空想象出來，利用已有資料可以避免許多重復工作，加快設計進程，同時也是提高設計質(zhì)量的保證。另外任何新的設計任務又總有其特定的設計要求和具體工作條件，因而不能盲目地抄襲資料，必須具體分析，創(chuàng)造性地設計。

4、(4) 應按設計進程要求保質(zhì)保量的完成設計任務。液壓傳動課程設計一般包括以下內(nèi)容：(1) 明確設計要求進行工況分析；(2) 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)；(3) 擬定液壓系統(tǒng)原理圖；(4) 計算和選擇液壓件；(5) 驗算液壓系統(tǒng)性能；(6) 結構設計及繪制零部件工作圖；(7) 編制技術文件。1 設計要求及工況分析1.1設計要求設計一臺用成型銑刀在加工件上加工出成型面的液壓專用銑床，工作循環(huán)：手工上料自動夾緊工作臺快進銑削進給工作臺快退夾具松開手工卸料。要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：工作臺液壓缸負載力；夾緊液壓缸負載力；工作臺液壓缸移動件重力； 夾緊液

5、壓缸負移動件重力；工作臺快進、快退速度；工作臺工進速度；夾緊液壓缸行程； 夾緊液壓缸運動時間；工作臺液壓缸快進行程；工作臺液壓缸工進行程；導軌面靜摩擦系數(shù)；導軌面動摩擦系數(shù)；工作臺啟動時間；液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。1.2負載與運動分析(1) 工作負載:工作負載即為切削阻力。(2) 摩擦負載:摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力動摩擦阻力(3) 慣性負載 (4) 運動時間 快進工進快退設液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N推力啟動330600加速226453快進150300工進48270536

6、33反向啟動540600加速408453快退270300 2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)2.1初選液壓缸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2和表3，初選液壓缸的工作壓力。2.2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。工進時為防止銑削時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2 按負載選擇工作壓力負載/ KN50工作壓力/MPa0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農(nóng)業(yè)機械小型工程機械建

7、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/MPa0.82352881010182032系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表4 執(zhí)行元件背壓力表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71

8、由式得 則活塞直徑參考表5及表6，得，圓整后取標準數(shù)值得，。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為根據(jù)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7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工作情況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動6001.74加速453p1+p1.68恒速300p1+p1.620.20.36工進536330.55.40.7510-20.04快退啟動6000.08加速4530.50.72恒速3000.50.70.6750.472.

9、3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖2.3.1選擇基本回路 (1) 選擇調(diào)速回路：這臺銑床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，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(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2) 選擇油源形式：在工作循環(huán)內(nèi)，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。最大流量與最小流量之比；其相應的時間之比。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考

10、慮到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。(3) 選擇快速運動和換向回路：本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。(4) 選擇速度換接回路：由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時速度變化大（），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，如圖2c所示。(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題

11、都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。圖2 選擇的基本回路 圖3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖2.3.2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(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。考慮到這臺機床用于鉆孔

12、（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。3 計算和選擇液壓件3.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率3.1.1計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，則小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)

13、取進油路上的總壓力損失，則大流量泵的最高工作壓力估算為3.1.2計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為，工進時的流量為則小流量泵的流量最少應為。3.1.3確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為和，當液壓泵的轉(zhuǎn)速時，其理論流量分別為和，若取液壓泵容積效率，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)

14、品樣本，選用規(guī)格相近的Y90S-6型電動機，其額定功率為0.75KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。3.2確定其它元件及輔件3.2.1確定閥類元件及輔件根據(jù)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(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通電液

15、換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調(diào)速閥1Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥1B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.211濾油器36.6XU80200806.30.0212壓力表開關K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L143.2.2確定油管在選定了液壓泵后，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

16、壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑、外徑的鋼管。3.2.3確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，；中壓系統(tǒng)，；高壓系統(tǒng)，?，F(xiàn)取，得4 驗算液壓系統(tǒng)性能4.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系

17、統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取，油液的密度取。4.1.1判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。4.1.2計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由

18、層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經(jīng)驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的Dpn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：(1) 快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失(2) 工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失