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1、 液壓與氣壓傳動課程設計 說明書青島理工大學琴島學院課程設計說明書課題名稱：液壓與氣壓傳動課程設計學 院：機電工程系專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化 學 號： 20100201099學 生： 侯勝果指導老師： 周 燕青島理工大學琴島學院教務處 2012年12月28日液壓與氣壓傳動課程設計評閱書題目液壓與氣壓傳動課程設計學生姓名侯勝果學號20100201099指導教師評語及成績指導教師簽名： 年 月 日答辯評語及成績答辯教師簽名： 年 月 日教研室意見總成績： 室主任簽名： 年 月 日摘 要隨著技術的發(fā)展，液壓已經成為一種新型的動力源。由于液壓元件的制造精度越來越高，再配合電信號的控制，使液壓系
2、統(tǒng)在換向方面可以達到較高的頻率。不管是在重型機械和精密設備上都能滿足要求。液壓系統(tǒng)本身有較多的優(yōu)點，比如：在同等的體積下，液壓裝置產生的動力更大；由于它的質量和慣性小、反映快，使液壓裝置工作比較平穩(wěn)；能夠實現(xiàn)無級調速，特別是在運動中進行調速；液壓裝置自身能實現(xiàn)過載保護；實現(xiàn)直線運動遠比機械傳動簡單。但是液壓傳動對溫度的變化比較敏感，不宜在很高或很低的溫度下工作。液壓系統(tǒng)應用在機床上，實現(xiàn)對工作臺和夾緊工件的循環(huán)控制起著重要的作用。對銑削類組合機床，運用液壓來控制運動循環(huán)，結構簡單，所占空間小，而且能滿足較大的切削負載要求。設計一臺用成型銑刀加工的液壓專用銑床，要求機床工作臺上一次可安裝兩只工件
3、，并能同時加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夾緊及工作臺進給由液壓系統(tǒng)完成。機床的工作循環(huán)為：手工上料工件自動夾緊工作臺快進銑削進給（工進）工作臺快退夾具松開手工卸料。關鍵詞：液壓系統(tǒng) 銑削機床 同步工作目 錄摘 要I1設計任務12 液壓回路的工況分析22.1 設計要求22.2負載與運動分析22.3 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)23 擬定液壓系統(tǒng)原理圖73.1選擇基本回路73.2組成液壓系統(tǒng)84 計算和選擇液壓件94.1 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率104.2確定其它元件及輔件105 驗算液壓系統(tǒng)性能135.1 驗算系統(tǒng)壓力損失135.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升15總 結17參考文獻181設計任務隨
4、著技術的發(fā)展，液壓已經成為一種新型的動力源。由于液壓元件的制造精度越來越高，再配合電信號的控制，使液壓系統(tǒng)在換向方面可以達到較高的頻率。不管是在重型機械和精密設備上都能滿足要求。液壓系統(tǒng)本身有較多的優(yōu)點，比如：在同等的體積下，液壓裝置產生的動力更大；由于它的質量和慣性小、反映快，使液壓裝置工作比較平穩(wěn)；能夠實現(xiàn)無級調速，特別是在運動中進行調速；液壓裝置自身能實現(xiàn)過載保護；實現(xiàn)直線運動遠比機械傳動簡單。但是液壓傳動對溫度的變化比較敏感，不宜在很高或很低的溫度下工作。液壓系統(tǒng)應用在機床上，實現(xiàn)對工作臺和夾緊工件的循環(huán)控制起著重要的作用。對銑削類組合機床，運用液壓來控制運動循環(huán)，結構簡單，所占空間小
5、，而且能滿足較大的切削負載要求。設計一臺用成型銑刀加工的液壓專用銑床，要求機床工作臺上一次可安裝兩只工件，并能同時加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夾緊及工作臺進給由液壓系統(tǒng)完成。機床的工作循環(huán)為：手工上料工件自動夾緊工作臺快進銑削進給（工進）工作臺快退夾具松開手工卸料。 2 液壓回路的工況分析2.1 設計要求要求設計的組合機床實現(xiàn)的工作循環(huán)是：手工上料工件自動夾緊工作臺快進銑削進給（工進）工作臺快退夾具松開手工卸料。主要性能參數(shù)與性能要求如下：運動部件總重，切削力;快進行程，工進行程；快進、快退速度,工進速度，啟動時間；夾緊力,行程，夾緊時間。工作臺導軌采用平導軌，導軌間靜摩擦系數(shù) ，
6、動摩擦系數(shù)，要求工作臺能在任意位置上停留。2.2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，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表2.1所列。2.3 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1初選液壓缸工作壓力所設計的組合機床在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和相關資料，初選液壓缸的工作壓力。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（），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失工
7、況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/啟動加速快進工進反向啟動加速快退發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表2.3選此背壓為。表2.1 液壓缸各階段的負載和推力表2.2 按負載選擇工作壓力負載/ KN50工作壓力/0.811.522.5334455表2.3 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(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2.5 按工作壓力選取d/D工作壓力/5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700
8、.7表2.6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：無桿腔進油時活塞運動速度；有桿腔進油時活塞運動速度。 參考表2.5及表2.6，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 的壓力、流量和功率，如表2.7所列。表2.7 液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力回油腔壓力進油腔壓力輸入流量輸入功率計算公式快進啟動0.76加速1,440,94恒速1,360.860.780,67工進1.94快退啟動60000.8.加速36131,5.恒速3001.420.751.06注：快退時，液壓缸有桿腔進油
9、，壓力為，無桿腔回油，壓力為。3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1選擇基本回路(1) 選擇調速回路 由以上可知，這臺機床液壓系統(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)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，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(t1+t3)/t2=(1.2+1.8)/44.8=0.067在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工
10、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，為此可選用雙泵供油回路。考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，最后確定選用低壓力大流量的定量泵和一個高壓力小流量的的定量泵，如圖2-1(a)所示。(3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液節(jié)流調速和雙泵供油快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于使用普通連接方式，所以選用三位四通電液換向閥，如圖2-1(b)所示。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（V1/
11、V2=0.1/(0.6710-3)149，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2-1(c)所示。圖2-1 基本回路 (5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。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定，無需另設調壓回路。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2-2 液壓系統(tǒng)回路圖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，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖2-2所示。在圖2-2中，為了解決滑臺工進時進
12、、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥。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，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器。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。4 計算和選擇液壓件4.1 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率(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2.7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，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
13、進和快退時向液壓缸供油，由表2.7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速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)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.(2) 計算液壓泵的流量由表2.7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)，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) 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)值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取大流量泵為YB1-34定量葉片泵，排量為34mL/r，額定轉速為,額定流量為92L/min；大流量泵為YB1-6定量
14、葉片泵，排量為6mL/r，額定轉速為940r/min，則液壓泵的實際輸出流量為4.2確定其它元件及輔件(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，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表4.1所列。其中，溢流閥按小流量泵的額定流量選取，調速閥選用QF3-E10B 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4.1 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/MPa1YB1-100定量葉片泵YB1-51926.32YB1-10定
15、量葉片泵70YB1-6126.33溢流閥120YF3-20B1206.30.34單向閥100AF3-Ea20B100160.15三位四通電磁換向閥18034F3-E16B1806.30.16二位三通電磁換向閥623F3-E4B66.30.17節(jié)流閥25LF3-E6B25160.28調速閥50QF3-E10B50160.29背壓閥63YF310L636.310節(jié)流閥100LF3-E10B100160.111壓力繼電器PFB8L1412液壓缸50I100B47.54.513行程開關14過濾器160WU-160180 (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、
16、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表4.2所列。表4.2 各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退表4.3 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4.2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4.2數(shù)值，按表4.3推薦的管道內允許速度取，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑、外徑的號冷拔鋼管。(3) 確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，；中壓系統(tǒng)，；高壓系統(tǒng)，?，F(xiàn)取
17、，得。5 驗算液壓系統(tǒng)性能5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(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，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進、回油管道長為，油液的運動粘度取，油液的密度取。(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進時進油流量為最大，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)，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。(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
18、正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失常按下式作經驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的由產品樣本查出，和q數(shù)值由表4.1和表4.2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，液壓缸通過電磁換向閥普通連接。在進油路上，在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為2工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥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液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。
19、若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.5MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。3快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此
20、值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。5.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占87%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 其中傳熱系數(shù)K=15 W/（m2C）。設環(huán)境溫T2=25C，則熱平衡溫度為油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器?？?結 本次課程設計是我們在學習完液
21、壓相應的課程后進行的一次設計操作。一，對我們學習的知識進行了相應的實踐加強，進一步進行了鞏固；二，在通過課程設計過程中，我們在相互交流和幫助下，共同詢問相關老師或者查閱相關資料對我們相關的液壓知識的學習有了進一步的了解，我們進一步得到了提高。所以，在此，感謝在課程設計過程中給予我過幫助的老師和同學，謝謝你們的幫助。其次，在此次課程設計中我也在計算，畫圖等相關設計操作中也遇到了一些問題，主要表現(xiàn)在：一方面是對以前所學的知識掌握的不牢固，似懂非懂，感覺自己明明知道，但到了該使用的時候卻不能夠輕松自由的使用，甚至有些就直接想不起來了。另一方面是對于課外的知識了解的太少，在這次課程設計中發(fā)現(xiàn)上面有很多東西是自己不熟悉的，還有一些是自己根本就沒有聽說過的。故我感覺自己還有很多要學習和研究。最后，通過這次課程設計，我對課本知識有了一個相對系統(tǒng)的再次復習，收獲很多，感觸頗深。我對液壓相關的研究也產生了濃厚的興趣，對對來相關方面的發(fā)展奠定了一定的基礎，再次，感謝相關老師和同學在課程設計過程中對我的相關幫助和指導。 參考文獻1 液壓與氣壓傳動左建民主編第4版北京：機械工業(yè)出版社，2007.52 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊楊培元，朱福元主編北京：機械工業(yè)出版社，1999.1217
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