液壓課程設(shè)計---組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、<p>　　液壓與氣動設(shè)計說明書</p><p>　　起止日期： 2010 年 1 月 11 日 至 2010 年 1 月 16 日</p><p><b>　　機械工程學院（部）</b></p><p>　　2010 年 1 月 14 日</p><p>　　機械工程學院課程設(shè)計計劃安排表</

2、p><p>　　200 9 —2010學年第 1 學期</p><p>　　機械工程 學院（系、部） 機械設(shè)計 專業(yè) 073、074 班級</p><p>　　課程名稱： 液壓與氣動 </p><p>　　設(shè)計題目：機床液壓系統(tǒng)設(shè)計</p><

3、p>　　設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。</p><p>　　機床要求的工作循環(huán)是：要求實現(xiàn)工件快進、工進、快退等過程，最后自動停止。</p><p>　　具體參數(shù)及其他詳細要求分組擬訂。</p><p>　　完成期限：自 2008 年 01 月 14 日至 2008年01月18日共 1 周</p><p>　　指導教師

4、（簽字）： 年 月 日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　液壓系統(tǒng)工況分析 ………………………………………………………………（4）</p><p>　　液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 ………………………………………………………………（6）<

5、;/p><p>　　確定液壓缸主要參數(shù)……………………………………………………………（8）</p><p>　　（一）液壓缸參數(shù)設(shè)計………………………………………………………………（8）</p><p>　?。ǘ┮簤罕玫膮?shù)計算……………………………………………………………（10）</p><p>　?。ㄈ╇妱訖C的選擇………………………………

6、…………………………………（11）</p><p>　　液壓元件的選擇………………………………………………………………… （13）</p><p>　　驗算液壓系統(tǒng)性能………………………………………………………………（14）</p><p>　　（一）壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整…………………………………………（14）</p><p>　?。?/p>

7、二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算………………………………………………（17）</p><p>　　心得體會 …………………………………………………………………………（18）</p><p>　　參考文獻 …………………………………………………………………………（18）</p><p>　　根據(jù)題目工況要求和動力滑臺的結(jié)構(gòu)安排，應(yīng)采用液壓缸為執(zhí)行元件，由液壓缸筒與滑臺固結(jié)

8、完成工作循，活塞桿固定在床身上。由于要求快進與快退的速度相等地，為減速少液壓泵的供油量，決定采用差動型液壓缸，取液壓缸前、后腔的有效工作面積為2：1，活塞桿較粗，結(jié)構(gòu)上可允許油管通過，進、出油管穿過活塞桿，直接使用硬管與液壓裝置或液壓泵連接。這就避免了由于較長軟管的彈性變形引起動力滑臺在轉(zhuǎn)換中產(chǎn)生“前沖”、“后沖”現(xiàn)象。使液壓缸無桿腔為高壓工作腔，這樣能得到較大的輸出動力，并可得到較低的穩(wěn)定工作速度，以便滿足加工要求。下面按設(shè)計步驟進行

9、計算</p><p>　　液壓系統(tǒng)主要參數(shù)與性能要求如下：</p><p>　　一、液壓系統(tǒng)工況分析</p><p><b>　　1．運動分析 </b></p><p>　　動力滑臺的工作循環(huán)圖如圖1-1所示。</p><p>　　圖1-1動力滑臺的工作循環(huán)圖</p><p&

10、gt;<b>　　2．負載分析</b></p><p><b>　?。?）阻力計算</b></p><p><b>　　1）切削阻力</b></p><p>　　切削阻力為已知 </p><p>　　2）摩擦阻力 靜摩擦系數(shù) ，動摩擦系數(shù)，則：</p&

11、gt;<p>　　靜摩擦阻力 </p><p>　　動摩擦阻力 </p><p>　　3）慣性阻力 動力滑臺起動加速、減速時間 ，故慣性阻力為：</p><p>　　4）由于動力滑臺為臥式放置，所以不考慮重力負載。</p><p>　　5）關(guān)于液壓缸內(nèi)部密封裝置摩擦阻力的影響，計入液壓缸的機械效率中設(shè)液壓缸

12、飛機械效率為0.9。</p><p>　　6）背壓力 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力。</p><p>　?。?）則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表1-1：</p><p>　　表1-1 液壓缸各運動階段負載表</p><p>　　（3）根據(jù)上述負載計算結(jié)果和已知各階段的速度，可繪制動力滑臺負載圖（F—l）和速度圖（v—

13、l），見圖1-2a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。 </p><p>　　a）負載圖 b）速度圖</p><p>　　圖1-2 負載速度圖</p><p>　　二、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計</p><p>　　1．確定液壓泵類型及調(diào)速方式</p>&l

14、t;p>　　參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設(shè)置背壓閥，初定背壓值。</p><p><b>　　2．選用執(zhí)行元件</b></p><p>　　因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面

15、積等于有桿腔面積的兩倍。</p><p>　　3．快速運動回路和速度換接回路</p><p>　　根據(jù)題目的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。</p><p>　　采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制油快進轉(zhuǎn)為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可以直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)

16、控制，管路較簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。</p><p><b>　　4．換向回路的選擇</b></p><p>　　本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。為了便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通換向閥。為了提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返還控

17、制。</p><p>　　5．組成液壓系統(tǒng)繪原理圖</p><p>　　將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求做必要的修改補充，即組成如圖1-3所示的液壓系統(tǒng)圖。為了便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔的進口處設(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表開關(guān)，這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。</p><p>　　液壓系統(tǒng)中各電磁閥的動作順序如表1-2所示

18、。 </p><p>　　表1-2 電磁鐵動作順序表</p><p>　　圖1-3 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　三、確定液壓缸主要參數(shù)</p><p>　　（一）液壓缸參數(shù)設(shè)計</p><p>　　1.初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　參考同類型組合機床，初定

19、液壓缸的工作壓力為。</p><p>　　2.確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　本例要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸。快進時采用差動聯(lián)接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路裝有背壓閥,初選背壓。</p><p>　　由表1-1可知最大負載為工進階段的負載，按此計算 &l

20、t;/p><p><b>　　液壓缸直徑 </b></p><p><b>　　由,可知活塞桿直徑</b></p><p>　　按GB/T2348—1993，將所計算的D與d值分別圓整到近似的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得</p><p><b>　　，</b><

21、/p><p><b>　　按標準直徑算出</b></p><p><b>　　無桿腔面積 </b></p><p><b>　　有桿腔面積 </b></p><p><b>　　活塞桿面積 </b></p><p>　

22、　按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，單向行程調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量為，因工進速度為最小速度，則</p><p>　　因，滿足最低速度的要求。</p><p>　　3.計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量、功率</p><p>　　根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，計算公式和結(jié)果列于表1-3中。

23、</p><p>　　表1-3 液壓缸壓力、流量、功率計算</p><p>　　（二）液壓泵的參數(shù)計算</p><p>　　由表1-3可知，工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器靠動作需要壓力差為5×10Pa，則液壓泵最高工作壓力</p><p>　　因此泵的額定壓力可取。</p><p&

24、gt;　　由表1-3可知，工進時所需流量最小是0.16L/min，設(shè)溢流閥最小溢流量為2.5L/min，取泄露系數(shù)，則小流量泵的流量應(yīng)為</p><p>　　快進快退時液壓缸所需的最大流量24L/min，則泵的總流量為</p><p><b>　　即大流量泵的流量</b></p><p>　　根據(jù)上面計算的壓力和流量，根據(jù)文獻【3】表3-16，

25、查產(chǎn)品樣本，選用YB-4/25型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速960r/min。</p><p><b>　?。ㄈ╇妱訖C的選擇</b></p><p>　　系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量</p><p><b>　　大泵流量</b></p><p>　　差動快進、快退時兩個泵

26、同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。</p><p><b>　　1．差動快進</b></p><p>　　差動快進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通閥3，二位三通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是計算可得小泵

27、的出口壓力（總效率），大泵出口壓力（總效率）。電動機功率</p><p><b>　　2．工進</b></p><p>　　考慮到調(diào)整閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率，大泵總效率）。 電動機功率</p><p><b>　　3．快退</b><

28、/p><p>　　類似差動快進分析知：小泵的出口壓力（總效率=0.5）；大泵出口壓力（總效率=0.51）。電動機功率</p><p>　　綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查文獻【3】表9-24 Y系列電動機主要技術(shù)參數(shù)，選用Y132S-6異步電動機，電動機功率3kW。額定轉(zhuǎn)速960r/min。</p><p><b>　　四、液壓元件的選擇</b>

29、;</p><p>　　1．液壓閥及過濾器的選擇</p><p>　　根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量可選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力都為6.3MPa，額定流量根據(jù)各閥通過的流量確定為10L/min,25L/min,63L/min,100 L/min四種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表1-4中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號

30、與圖1-3中的序號一致。</p><p>　　表1-4 液壓元件明細表</p><p><b>　　2．油管的選擇</b></p><p>　　根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達，取允許流速。則液壓缸

31、進、出油管直徑</p><p>　　按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為20mm，外徑為24mm的10號冷拔鋼管。</p><p><b>　　3．油箱容積的確定</b></p><p>　　中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍，此處取7倍，故油箱容積為</p><p>　　五、驗算液壓系統(tǒng)性能</p>&l

32、t;p>　?。ㄒ唬毫p失的驗算及泵壓力的調(diào)整</p><p>　　1．工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整</p><p>　　工進時管路中的流量僅為0.16~0.94L/min，因此流速較小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考

33、慮壓力繼電器動作需要，則</p><p>　　即小流量泵的溢流閥12應(yīng)該按此壓力調(diào)整。</p><p>　　2．快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整</p><p>　　因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。</p><p>　　已

34、知：快退時進油管和回油管長度均為，</p><p><b>　　油管直徑，</b></p><p>　　通過的流量為進油路，</p><p><b>　　回油路。</b></p><p>　　液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度，由手冊查出此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式

35、的配置形式。</p><p>　　(1) 確定油流的流動狀態(tài) </p><p><b>　　按式經(jīng)單位換算為</b></p><p>　　式中 ——平均流速（m/s）</p><p><b>　　——油管內(nèi)徑（m）</b></p><p><b>　　——油

36、的運動粘度</b></p><p><b>　　——通過的流量（）</b></p><p>　　則進油路中液流的雷諾數(shù)為</p><p>　　回油路中液流的雷諾數(shù)為</p><p>　　由上可知，進回油路上的流動都是層流。</p><p>　?。?）沿程壓力損失 </p>

37、<p>　　由式可算出進油路和回油路的壓力損失。</p><p>　　在進油路上，流速，則壓力損失為</p><p>　　在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即，則壓力損失為</p><p>　?。?）局部壓力損失 </p><p>　　由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按

38、式計算，結(jié)果列于下表1-5中。</p><p>　　表1-5 閥類元件局部壓力損失</p><p>　　注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不通，壓力損失也不通</p><p>　　若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為</p><p>　　查表1-1知快退時液壓缸負載；則快退時液壓缸的工作壓力為<

39、;/p><p>　　按式可算出快退時泵的工作壓力為</p><p>　　因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應(yīng)大于。</p><p>　　從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。</p><p>　?。ǘ┮簤合到y(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算</p>

40、<p>　　在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。</p><p>　　工進時液壓泵的輸入功率如前面計算</p><p>　　工進時液壓缸的輸出功率</p><p><b>　　系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為</b></p><p>　　已知油箱容積，

41、則按式油箱近似散熱面積A為</p><p>　　假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則利用公式可得油液溫升為</p><p>　　設(shè)環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為</p><p>　　式中 ——最高允許油溫，對于一般機床，；對于粗加工機械、工程機械，。</p><p>　　所以油箱散熱基本可以達到要求。</p><p>&l

42、t;b>　　六、心得體會</b></p><p>　　經(jīng)過一周的努力，我終于完成了此次液壓課程設(shè)計。從中得到了以前許多注意的問題。</p><p>　　通過這次實踐設(shè)計，我們在收獲知識的同時，還收獲了閱歷，收獲了成熟。在此過程中，我們通過查找大量資料，請教老師，以及不懈的努力，不僅培養(yǎng)了獨立思考、動手操作的能力，在各種其它能力上也都有了提高。更重要的是，我們學會了很多學習

43、的方法，而這是日后最實用的，真的是受益匪淺。要面對社會的挑戰(zhàn)，只有不斷的學習、實踐，再學習、再實踐。</p><p>　　真誠的感謝輔導老師對我們的指導和幫助。由于我們對所學知識不夠徹底，而且時間較短，又缺乏經(jīng)驗，設(shè)計書中難免會存在疏漏和欠缺之處，懇請老師批評指正，以便在以后的工作和學習中不犯類似的錯誤。</p><p><b>　　七、參考文獻</b></p&

44、gt;<p>　　文獻【1】 液壓與氣壓傳動 劉忠偉 主編 北京:化學工業(yè)出版社 2007.7</p><p>　　文獻【2】 液壓與氣壓傳動 許福玲 陳堯明 主編 北京:機械工業(yè)出版社 2007.5</p><p>　　文獻【3】 機械設(shè)計手冊 液壓傳動與控制/《機械設(shè)計手冊》編委會 北京:機械工業(yè)出版社 2007.2</p><p>