液压传动课程设计设计 液压专用铣床的液压系统

1、液压与气压传动课程设计 题目名称:设计液压专用铣床的液压系统系 别:机械与汽车工程学院专 业:机械设计制造及其自动化班 级:机制 0811班姓 名:田 吟学 号:08116125指导老师:邬 国 秀目 录一 . 设计任务书与设计题目 .二 . 设计内容 . 1. 负载与运动分析 . 1.1工作负载 . . 1.2摩擦负载 . . 1.3惯性负载 . .1.4负载图与速度图的绘制 .2. 液压系统主要参数的确定 . 2.1液压缸的选定 . . 2.2活塞杆稳定性校核 . . 2.3液压缸各运动阶段的压力,流量和功率 .2.4液压缸的工况图 . .3. 液压系统图的拟定 . 3.1选择基本回路 .

2、 .3.2组成液压系统 . .4. 液压元件的选择 . 4.1确定液压泵的规格和电动机功率 .4.2确定其他元件及辅件 .5. 液压系统的性能验算 . 5.1验算系统压力损失 . . 5.2系统的发热与温升 . .三 . 设计总结 .四 . 参考文献 .设计任务书I 、设计的目的和要求: 设计的目的液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节,通过该教学环节,要 求达到以下目的:1.巩固和深化已学知识,掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤,培养学生 工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力;2.正确合理地确定执行机构,选用标准液压元件;能熟练地运用液压基本回 路、组合成满足基本性能要求的液

3、压系统;3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资 料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、 CAD 技术 等方面的基本技能进行一次训练,以提高这些技能的水平。 设计的要求1.设计时必须从实际出发,综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方 便。如果可以用简单的回路实现系统的要求,就不必过分强调先进性。并非是越先 进越好。同样,在安全性、方便性要求较高的地方,应不惜多用一些元件或采用性 能较好的元件,不能单独考虑简单、经济;2.独立完成设计。设计时可以收集、参考同类机械的资料,但必须深入理解, 消化后再借鉴。不能简单地抄袭;3.在课程设计的过程

4、中,要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系 统的组成,积极思考。不能直接向老师索取答案。4.液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。 具体题目由指导老师分配,题目附后;5.液压传动课程设计一般要求学生完成以下工作:设计计算说明书一份; 液压传动系统原理图一张(3号图纸,包括工作 循环图和电磁铁动作顺序表。II 、设计的内容及步骤 设计内容1. 液压系统的工况分析,绘制负载和速度循环图;2. 进行方案设计和拟定液压系统原理图;3. 计算和选择液压元件;4. 验算液压系统性能;5. 绘制正式工作图,编制设计计算说明书。 设计步骤以一般常规设计为例,课程设计可分为以

5、下几个阶段进行。1.明确设计要求阅读和研究设计任务书,明确设计任务与要求;分析设计题目,了解原始数 据和工作条件。参阅本书有关内容,明确并拟订设计过程和进度计划。2.进行工况分析做速度 -位移曲线,以便找出最大速度点;做负载 -位移曲线,以便找出最大负载点。液压缸在各阶段所受的负载需要 计算,为简单明了起见,可列表计算; 确定液压缸尺寸确定液压缸尺寸前应参照教材选择液压缸的类型,根据设备的速度要求确定 d/D的比值、选取液压缸的工作压力,然后计算活塞的有效面积,经计算确定的液 压缸和活塞杆直径必须按照直径标准系列进行圆整。计算时应注意考虑液压缸的背 压力,背压力可参考下表选取。 绘制液压缸工况

6、图液压缸工况图包括压力循环图(p-s 、流量循环图(q-s 和功率循环图(P-s ,绘制目的是为了方便地找出最大压力点、最大流量点和最大功率点。计算过 程可列表计算。 方案设计包括供油方式、调速回路、速度换接控制方式、系统安全可靠性(平 衡、锁紧及节约能量等性能的方案比较,根据工况分析选择出合理的基本回路, 并将这些回路组合成液压系统,初步拟定液压系统原理图。选择液压基本回路,最主要的就是确定调速回路。应考虑回路的调速范围、低速稳 定性、效率等问题,同时尽量做到结构简单、成本低。 4.计算和选择液压组件计算液压泵的工作压力计算液压泵的流量选择液压泵的规格计算功 率,选择原动机选择控制阀选择液压

7、辅助元件 5.验算液压系统性能验算液压系统的效率;验算液压系统的温升 6.绘制正式工作图,编制课程设计计算说明书液压传动系统原理图一张 (3号图纸,包括工作循环图和电磁铁动作顺序 表;整理课程设计计算说明书 7. 设计总结与答辩完成答辩前的准备工作。 参加答辩。设计题目设计一台用成型铣刀在加工件上加工出成型面的液压专用铣床,工作循环:手 工上料自动夹紧工作台快进铣削进给工作台快退夹具松开 手工卸料。设计参数见下表。其中:工作台液压缸负载力(KN :F L 夹紧液压缸负载力(KN :F c 工作台液压缸移动件重力(KN :G 夹紧液压缸负移动件重力(N :G c 工作台快进、快退速度(m/min

8、:V 1=V3 夹紧液压缸行程(mm :L c工作台工进速度(mm/min:V 2 夹紧液压缸运动时间(S :t c工作台液压缸快进行程(mm :L 1 导轨面静摩擦系数:s =0.2 工作台液压缸工进行程(mm :L 2 导轨面动摩擦系数:d =0.1 设计内容1. 负载与运动分析 1.1工作负载1 夹紧缸工作负载:N G F F d C C l 44081. 0804400=+=+=由于夹紧缸的工作对于系统的整体操作的影响不是很高,所以在系统的设计计 算中把夹紧缸的工作过程简化为全程的匀速直线运动,所以不考虑夹紧缸的惯性负 载等一些其他的因素。 2 工作台液压缸工作负载极为切削阻力 F L

9、 =2.2KN。 1.2摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力: (1静摩擦阻力N G F fs 30015002. 0s = (2动摩擦阻力N G F d fd 15015001. 0=1.3惯性负载N D v g G t v g G F t i 61. 305. 060/68. 91500 0(1=-=1.4负载图与速度图的绘制快进 s v L t 360/100. 63003111=工进 s v L t 14. 13760/3580222=快退 s 8. 360/100. 68030033213=+=+=v L L t假设液压缸的机械效率 9. 0=cm ,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力

10、,如表1.1所示。 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间,即可绘制出负载循环图 F-t 和 速度循环图 -t ,如图 1所示。2. 液压系统主要参数的确定 2.1液压缸的选定1 夹紧缸根据负载选择液压缸的执行压力 p=1MPa。2361041. 41014408mp F A -= mm A D 95. 741041. 4443=-根据 4中表 2-4(GBT2348-80, D 取 80mm 。根据稳定性校核 L C /d10时,液 压缸能满足稳定性条件, L C =15mm ,这里取 d=40mm。 液压缸的有效作用面积:有杆腔:232211077. 34/ (m d D A -=-=无

11、杆腔:232 21003. 54/m D A -= 此时实际工作压力为:MPa MPa A Fp 1876. 0 2=,所以选取工作压力 1MPa 满足 要求。2 工作台液压缸所设计的动力滑台在工进时负载最大,参考表 2.1和表 2.2,初选液压缸的工作压 力 P 1=4MPa.表 2.1 按负载选择工作压力 鉴于动力滑台快进和快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸 (A 1=2A2,快进时液压缸差动连接。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 2.3选定背压为 MPa p 8. 02=,而液压 缸快退时背压取 0.5Mpa 由式 02211

12、F A p A p =-得24-621011025. 710 28. 04(1. 26112m p p F A =-=-=则活塞直径mm A D 3. 3014. 31025. 74441=-参考表 2.4及表 2.5, mm D d 72. 223271. 071. 0=,取标准值得 mm d mm D 22, 32=。由此求得液压缸两腔的实际有效面积:无杆腔:24211004. 8032. 044m D A -=有杆腔: (24222221024. 4022. 0032. 044m d D A -=-=-=实际工作压力为:MPa MPa A F p 425. 31=,即选取工作压力 4MP

13、a 满足要求。 2.2活塞杆稳定性校核1 夹紧缸由于夹紧缸的活塞杆直径是利用稳定性校核来计算的,所以不需要进行校核。 2 工作台缸因为活塞杆的总行程为 380mm ,活塞杆的直径是 70mm ,所以 L/d=5.4210, 所以满足稳定性要求。2.3液压缸各运动阶段的压力,流量和功率1 夹紧缸 (23223 11003. 5, 1077. 3m A m A -=回油路背压为 0.5Mpa夹紧时: s mL v A q c /3. 50110101003. 53322=- M P a A F p l 87. 02 2=, W q p P 7. 432 2 2=放松时: s mL v A q c/

14、7. 37110101077. 333 1 1=- M P a A A p G p c d 61. 01077. 323026312 21=+=+=-, W q p P 0. 231 1 2= 2 工作台液压缸快进时,液压缸无杆腔进油,压力为 p 1;有杆腔回油,压力为 p 2。 快退时,液压缸有杆腔进油,压力为 p 1;无杆腔回油,压力为 p 2。由于液压缸是差动连接,回油口到进油口之间的压力损失取 MPa p 5. 0=。快 退时,回油路的背压取 0.5MPa ,即 MPa p 5. 02=。表 2.6 液压缸各工作阶段的压力、流量和功率 2.4液压缸的工况图3. 液压系统图的拟定3.1选

15、择基本回路1 选择调速回路由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。为防止孔钻通时负载突然消失发生前 冲现象,在液压缸的回路上加背压阀。2 供油方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 17. 14058. 4/642min max =q q ;其相应的时间之比 (050. 01. 137/8. 33231=+=+ (t t t 。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

16、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。同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。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 虑到从工进转快进快退时回路流量较大,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。4 选择速度换向回路由于本系统滑台由快进转为工进时,速度变化大,为减少速度换向时的液压冲 击,选用行程阀控制的换向回路。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

17、确定,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 为卸荷,但功率损失较小,故可不许再设卸荷回路。3.2组成液压系统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 3.1所示,在图 3.1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,图中添设了一个 单向阀 13。考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔加工,对位置定位精度要 求较高,图中增设了一个压力继电器 14。当滑台碰上死挡块

18、后,系统压力升高, 它发出快退信号,操纵电液换向阀换向。4. 液压元件的选择4.1确定液压泵的规格和电动机功率1 计算工作液压缸的泵(1计算液压泵的最大工作压力由表 2.6可知,工作台液压缸在工进时工作压力最大,最大工作压力 p1=MPa。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=1MPa,则限压式变量泵的最高工作压力估算为:M P a p p p 66. 4166. 31max =+=+=(2计算液压泵的流量由表 2.6可知,油源向液压缸输入的最大流量为 q=642mL/s,按 10%的泄露来 计算那么泵的总流量为:(m i n /41. 25/5. 423/. 61040

19、5. 781. 134max 21max L s mL s m v A A K q =-=- 而工进时调速阀的稳定流量是 4.69mL/s,所以泵的稳定输出流量不得小于工 进时的流量。(3确定液压泵的规格根据以上压力和流量数值查阅产品样本,最后确定选取 YBX-40型限压式变量 泵,额定转速 1450m/min,最大流量为 58L/min, 液压泵总效率 72. 0=p , 调压范围 在 MPa 3. 62,满足要求。2 计算夹紧液压缸的泵(1计算液压泵的最大工作压力由以上计算可知,夹紧液压缸在夹紧时工作压力最大,夹紧缸最大压力 p2=0.95MPa。选取进油路上的总压力损失 p=0.4MPa

20、,则限压式变量泵的最高 工作压力估算为:M P a p p p 91. 04. 087. 02max =+=+=(2计算液压泵的流量由以上计算可知,油源向液压缸输入的最大流量为 s mL q /3. 502=,按 10%的 泄露来计算那么泵的总流量为:m i n /32. 3/3. 5513. 501. 12max L s mL T V K q = (3确定液压泵的规格根据以上压力和流量数值查阅产品样本,最后确定选取 41-YB 型叶片泵,额 定转速 1450r/min,容积效率 8. 0=V ,额定流量为 4.64L/min,满足要求。3 电动机功率的确定把上述两液压泵双联由电动机一起带动,

21、则工作液压缸在快退时输入功率最 大,取进油路上的压力损失为 0.5Mpa ,则液压泵输出压力为 1.53Mpa ,又工作液 压泵总效率 72. 0=p ,这是液压泵的驱动电动机的功率为:KW q p P p 33. 172. 03. 62653. 1maxmax = 根据此数值查阅产品样本,选用电动机 Y90L-4型异步电动机,其额定功率为1.5kW ,额定转速为 1400r/min, 41-YB 型叶片泵输出流量为 4.48L/min,仍能满足 系统要求。4.2确定其他元件及辅件(1确定阀类元件及辅件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

22、规格如表 4.1所列。其中,溢流阀 9按泵的额定流量选 取,调速阀 4选用 Q-6B 型,其最小稳定流量为 0.03L/min,小于本系统工进时的 流量 0.5L/min。 注:此为电动机额定转速为 940r/min时的流量。(2确定油管 号冷拔钢管。(2确定油箱油箱的容量按 pn V q =估算,其中 为经验系数,低压系统 =24;中压系统 =57;高压系统 =612。现取 =6,得 pn V q L L=+= 5. 液压系统的性能验算5.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定,所以只能估算系统压力损失。估算时,首选确定 管道内液体的流动状态,然后计算各种工况下总的压力损失。现取进回油管

23、长 l=2m,油液的运动粘度取 42110/v m s -=,油液的密度取 330.917410/kg m =(1判断流动状态在快进工进和快退三种工况下,进回油管路中所通过的流量以快退时回 油流量 2q =70L/min为最大,此时,油液流动的雷诺数也为最大,因为最大的雷诺 数小于临界雷诺数(2000,故可推出:各工况下的进回油路中的油液的流动状 态全为层流。(2计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数 75754e dv R q=和油液在管道内流速 24q v d =同时带入沿程压力损失计算公式 212v l p d =,并将已知数据带入后,得 34814344750.9174101102

24、4750.547810223.14(2010vl p q q q d -= 可见,沿程压力损失的大小与流量成正比,这是由层流流动所决定的。 在管道结构尚未确定的情况下,管道的局部压力损失 p 常按下式作经验计算 10.1p p =各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2( v n nq p p q =,其中的 n p 由产品样本查出。滑台在快进工进和快退工况下的压力损失计算如下:5.1.1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接，在进油路上，油液通过单向 阀 10电液换向阀 2，然后与液压缸有杆腔的回油回合通过行程阀 3 进入无杆腔。 在进油路上，压力损失分别为 62.3 103

25、 pli = 0.5478 108 q = 0.5478 108 106 MPa = 0.05688MPa 60 p = 0.1p i li = 0.1 0.05688MPa = 0.005688MPa p vi = 0.2 ( li 27.9 2 33 2 62.3 2 + 0.3 ( + 0.3 ( MPa = 0.1647 MPa 100 100 100 i vi p = p + p + p i = (0.05688 + 0.005688 + 0.1647 MPa = 0.2273MPa 在回路上，压力损失分别为 plo = 0.5478 108 q = 0.5478 108 p o 2

26、9.3 103 106 MPa = 0.02675MPa 60 = 0.1pl o = 0.1 0.02675MPa = 0.002675MPa = 0.3 ( lo p vo 29.3 2 29.3 2 62.3 2 + 0.2 ( + 0.3 ( MPa = 0.1596 MPa 100 100 100 o vo p = p + p + p o = (0.02675 + 0.002675 + 0.1594 MPa = 0.1888MPa 将回油路上的压力损失折算到进油路上去，使得出差动连接运动时的总的压力损失 44.7 p = 0.2273 + 0.1888 95 MPa = 0.316M

27、Pa 5.1.2 工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀 2调速阀 4 进入液压缸无杆 腔，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀 2 背压阀 8 和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀 7 返回油箱，在背压阀 8 处的压 力损失为 0.6MPa,若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的 压力损失为 0.24 0.24 + 27.9 pi = pvo = 0.3 ( 100 2 + 0.6 + 0.3 ( 100 2 MPa = 0.66MPa 该值即为液压缸的回油腔压力 p2 = 0.66MPa ，可见此值与初算时参考表 4 选取的

28、 背压基本相符。 按表 2.6 的公式重新计算液压缸的工作压力 2 Fo + p2 A2 2611.1 + 0.66 4.24 10 = 3.70MPa p1 = = MPa = MPa 8.04 10-3 A1 此略高于表 2.6 数值 考略到压力继电器的可靠动作要求压差 pe = 0.5MPa ，则泵的工作压力为 + = = ppl = p1 + pi + pe = 3.70+ 0.5+ 4.20MPa MPa 此值与估算值基本相符，是调整溢流阀 10 的调整压力的主要参考数据。 5.1.3 快退 滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 10电液换向阀 2 进入液压缸有 杆腔。在回油路上，

29、油液通过单向阀 5电液换向阀 2 和单向阀 13 返回油箱。在 进油路上总的压力损失为 27.9 33 pi = pvi = 0.2 ( 100 2 + 0.3 (100 2 MPa = 0.048MPa 此值远小于估算值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。 在回油路上总的压力损失为 70 70 70 po = pvo = 0.2 (100 2 + 0.3 (100 2 + 0.2 (100 2 MPa = 0.343MPa 此值与表 2.6 的数值基本相符，故不必重算。 泵的工作压力为 1.03 + 0.048 = 1.08MPa pp2 = p1 + pi = 1.43 + 0.048 = 1.48MPa 此值是调整液控顺序阀 7 在调整压力的主要参考数据。 5.2 系统的发热与温升 工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达 94%以上，所以系统发热和油 液温升可按工进时的工况来计算。 变量泵的工作压力状态压力为 4.54Mpa，输出流量为 4.69mL/s，经计算其输入功率 为 4.