液压传动课程设计-液压专用铣床设计.doc

液 压 传 动 课 程 设 计 设计题目 专用铣床设计 学 院 专 业 学生姓名 学 号 组 员 指导教师 目录一、概述 1、课程设计目的 2、设计要求和注意事项 3、课程设计题目二、液压系统设计 1、设计要求 2、液压执行元件的载荷、速度极其变化规律，绘制液压系统工况图 （1）载荷的组成和计算 1）工作载荷 2）导轨摩擦载荷 3) 惯性载荷 4) 运动时间 （2）绘制液压系统工况图 3、确定系统工作压力 4、计算执行元件主要参数 （1）液压缸的主要结构尺寸 （2）液压缸所需的流量 5、制定基本方案 6、草拟液压系统原理图 7、液压元件的选择与专用件设计 （1）液压泵的选择 1） 计算液压泵的最大工作压力 2）计算液压泵的流量 3）确定液压泵的规格和电动机功率 （2）液压阀的选择 （3）管道尺寸的确定 （4）油箱容量的确定 8、液压系统性能验算3、 总结与体会 四、参考文献 一、概述1、 课程设计目的液压传动系统课程设计是机械电子工程专业学生在学完流体传动与控制以及其他有关课程，并经过生产实习后进行的课程之后进行的一个重要的实践性教学环节。学生通过本课程设计能够进一步熟悉并掌握液压传动与控制的基本概念、熟悉液压元件结构原理、熟悉液压基本回路、掌握液压系统图的阅读方法与基本技能、能够综合运用本课程及工程力学、机械设计等有关课程的知识，设计一般工程设备液压系统。同时，学生通过本课程设计可在以下几方面得到训练：正确进行工程运算和使用技术文件、技术资料的能力；掌握系统方案设计的一般方法；正确表达设计思想的方法和能力；2、 设计要求和注意事项 （1）认真、仔细、整洁； （2）理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、使用、经济、工艺性好； （3）正确处理继承和创新的关系，正确使用标准和规范； （4）学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾； （5）所绘图纸要求作图准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。3、课程设计题目设计一专用铣床，工作台要求完成快进工作进给快退停止的自动工作循环。铣床工作台总重量为4500n，工件夹具重量为1500n，铣削阻力最大为10000n，工作台快进、快退速度为4.5m/min、工进速度为0.051m/min，往复运动加速、减速时间均为0.1s，工作台采用平导轨，动、静摩擦系数为fs=0.2，动摩擦系数为fd=0.1，工作台快进行程为0.3m，工进行程为0.1m，试设计该机床的液压系统。2、 液压系统设计1、 设计要求其动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退停止。主要参数与性能要求如下：切削阻力fl=10000n；运动部件所受重力g=6000n；快进、快退速度1= 3 =0.075m/s，工进速度2 =501000mm/min；快进行程l1=0.3mm，工进行程l2=0.1mm；往复运动的加速、减速时间t=0.1s；工作台采用平导轨，静摩擦系数s=0.2，动摩擦系数d=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。2、 液压执行元件的载荷、速度极其变化规律，绘制液压系统工况图（1）载荷的组成和计算 1）工作载荷 工作负载即为切削阻力fl=10000n 2）导轨摩擦载荷 摩擦载荷即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 动摩擦阻力 3) 惯性载荷 459.2nn160.08.96000i=dd=tggfu4.5= 4) 运动时间 快进 工进 快退 取液压缸的机械效率cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。工况负载组成液压缸负载f/n液压缸推力f0=f/cm/n启 动12001333加 速14421602快 进600666.7工 进1060011777.8反向启动12001333加 速14421602快 退600666.7表1液压缸各阶段的负载和推力 （2）绘制液压系统工况图 根据液压缸各阶段的载荷，对液压系统作进一步的工况分析，绘制液压系统有关工况图：载荷循环图f-t 和速度循环图-t，如下图所示：液压缸的载荷图液压缸的速度图3、 确定系统工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，负载为11777.8n，参考表2和表3，当负载推力为（10-20）kn时，工作压力可选为（2.5-3）mp，根据表3应选（3-5）mp。所以初选液压缸的工作压力p1=3mp。 负载f/ kn50工作压力p/mpa0.811.522.5334455表2 负载和工作压力之间的关系机械类型磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械 、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、重型机械、大中型挖掘机、起重运输机械工作压力p/mpa0.82352881010182032表3 各种机械常用的系统工作压力4、 计算执行元件主要参数（1） 液压缸的主要结构尺寸 1)由负载循环图可知，最大负载是在工进阶段，采用无杆腔进油，取a1=2a2。以便采用差动连接时，快进和快退的速度相等。工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=1mpa。系统类型背压力pb/mpa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路调速阀的系统0.40.6回油路带背压阀的系统0.51.5带补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表4 执行元件背压力估计值 2）计算活塞缸的内径、活塞杆直径： 由公式 得 232621cm1m105.03m10)20.83(9.011777.8)2(-=-=-=ppfah 则活塞直径 mm80m80.0m1054431=-ppad 圆整后取标准数值得 d=80mm，则 d=0.7d=56mm 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为: a1=d2/4=5.0310-3m2 a2=(d2-d2)/4=2.5610-3m2 （2）液压缸所需的流量 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表5所示：工况推力f0/n回油腔压力p2/mpa进油腔压力p1/mpa输入流量q10-3/m3/s输入功率p/kw计算公式快进启动13331.06加速1602p1+p1.11恒速666.7p1+p（p=0.5）0.790.180.146工进11777.80.82.850.004-0.080.212快退启动13330.52加速16020.51.6恒速6110.51.240.1920.238表5 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值注： p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5mpa。 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p；无杆腔回油，压力为p2。 5、制定基本方案 （1） 选择调速回路 由图1可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止铣完工件时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀，以提高运动平稳性。图1 （2）选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.192/(0.410-2)=48；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(4+5.33)/120=0.00775。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。 （3） 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。 （4） 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，系统的流量变化很大，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。 （5）选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。 （a） （b） （c）图2 选择的基本回路 6、草拟液压系统原理图 将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。图3 液压系统原理图草图 7、液压元件的选择与专用件设计 （1）液压泵的选择 1） 计算液压泵的最大工作压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表6可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.85mpa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.6mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差dpe=0.5mpa，则小流量泵的最高工作压力估算为 p1+p+=2.85+0.6+0.5=3.95 mpa 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.24mpa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.5mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为 p1+p=1.24+0.5=1.74mpa 2）计算液压泵的流量 由表5可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.19210-3 m3/s ，若取回路泄漏系数k=1.2，则两个泵的总流量为 k=1.20.19210-3 m3/s =0.2310-3 m3/s =13.8l/min考虑到溢流阀的最小稳定流量为3l/min，工进时的最大流量为0.08 m3/s =4.8l/min，则小流量泵的流量最少应为7.8l/min。 3）确定液压泵的规格和电动机功率 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取yb-d10/20型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为10ml/r和20ml/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为9.4l/min和23.5l/min，若取液压泵容积效率v=0.84，则液压泵的实际输出流量为 =28l/min由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.7，这时液压泵的驱动电动机功率为 p1.08kw根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的y100l6型电动机，其额定功率为1.5kw，额定转速为940r/min。（2） 液压阀的选择 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用q-10b型，其最小稳定流量为0.05l/min,小于本系统工进时的流量0.24l/min。序号元件名称最大流量额定流量l/min额定压力mpa型号规格额定压降1双联叶片泵-10/20*10yb-d10/20-2三位五通电液阀56636.3e35zm-630.33行程阀56636.322c-63bh0.34调速阀1106.3q-10b-5单向阀56636.3i-63b0.26单向阀28636.3i-63b0.27液控顺序阀18.6636.3xy-63b0.38背压阀1106.3b-10b-9溢流阀5.1106.3y-10b-10单向阀18.6636.3i-63b0.211滤油器33806.3xu-802000.0212压力表开关-k-6b-13单向阀56636.3i-63b0.214压力继电器-14pf-b8l-表6 液压元件规格与型号*此为电动机额定转速为940时的流量r/min以下为选择液压元件规格与型号时所截得表示标准件的图 （3）管道尺寸的确定 在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列：快进工进快退q1=(a1qp)/(a1-a2)=57l/minq1=4.8l/minq1=qp1+qp2=28 l/minq2=(a2q1)/a1=29 l/minq2=(a2q1)/a1=2.44 l/minq2=(a2q1)/a1=14.2l/minv1=qp/(a1-a2)=0.19m/sv2=q1/a1=0.0016m/sv3=q1/a2=0.18m/st1=0.3/0.075=4st2=6-120 st3=0.4/0.075=5.3s表7 各工况实际运动速度、时间和流量管道推荐流速/(m/s)吸油管道051.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53表8 允许流速推荐值 由表7可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。 根据表7的数值，按表8推荐的管道内允许速度取v=4m/s，由式d=计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 d=17.4mm d=12.2mm为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。（4）油箱容量的确定 对油箱容积我们进行估算，取经验数据，故其容积为： v=qp=728l=196 l 取靠其最近的标准值v=200l8、 液压系统性能验算 通过查表得，中低液压阀在公称流量下的压力损失最大值：顺序阀、换向阀和行程阀的压力损失为0.3mp，单向阀的压力损失为0.2mp。 （1）液压系统的压力损失计算 压力损失包括管路的沿程压力损失p1,局部压力损失p1,阀类元件的局部损失p3。总的压力损失p为： p=p1+p2+p3 1）p1和p2的计算 快进 由前面的计算可知，d=20mm，=900kg/,查表得，=50cst取l=8m， 由 =762300 为层流 由，可计算0.84 由，可计算p15.5kpa 由，可计算p2=0.8pa（可忽略） 工进 方法同上，经计算得：re=64，=1，p1=57.6pa，p2=0.8pa（p2可忽略）。 快退 方法同上，经计算得：re=72，=0.89，p1=6.48kpa，p2可忽略。 （2）p3计算 快进 滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上通过单向阀10的流量是 18.6l/min，通过电液换向阀2的流量为28l/min，通过行程阀3的流量为56l/min.因此总压降为 pv1=0.2(18.6/63)2+0.3(28/63)2+0.2(56/63)2=0.23mpa 压力阀不会被打开，油泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28l/min，因此总压降为 pv2=0.2(28/63)2+0.3(28/63)2=0.1mpa 将回油路上的压力损失折算到进油路上，便得到了快进时整个回油路中阀类元件所造成的压力损失 p3=pv1+pv2a2/(a1-a2)=0.24+0.1（2.56/2.47）=0.34mpa 此值小于原估计值0.5mpa，所以是安全的。 工进 进油路：通过换向阀的流量是10l/min，因流量小，压力损失不计；通过调速阀的压力损失为p3=0.5mpa。 回油路：在背压阀8处得压力损失为p3=0.8mpa，通过顺序阀7的流量为（18.6+2）=20.6l/min，因此这时液压缸回油腔的压力p2为 p2=0.8+0.3(20.6/63)2 =0.83mpa 重新计算工进时液压缸进油腔压力p1 p1=(f+p2a2)/a1 =(11777.8+0.831062.5610-3)/5.0310610-3 =2.8mpa此数值与2.85mpa接近。 快退 快退时，油液在进油路上通过换向阀2的流量为28l/min，通过单向阀10流量为18.6 l/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是56l/min，因此进油路上总压降为p3=0.2(18.6/63)2+0.3(28/63)2 +0.7(56/63)2（5.03/2.56） =1.16 mpa （2）计算液压系统的发热功率 公式为： 其中，是液压系统的总输入功率，是输出的有效功率。 =1.3kw =0.61kw 由此可得，液压泵发热量为： =1.3-0.61=0.69kw 由 =20.2 所以，油液温升近似为:t=to+t=20+20.2=40.2=44（44正常工作温度）。 温升没有超过