液压与气压传动课程设计.doc

液压与气压传动课程设计 说明书青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：液压与气压传动课程设计学 院：机电工程系专业班级：机械设计制造及其自动化 学 号： 20100201099学 生： 侯胜果指导老师： 周 燕青岛理工大学琴岛学院教务处 2012年12月28日液压与气压传动课程设计评阅书题目液压与气压传动课程设计学生姓名侯胜果学号20100201099指导教师评语及成绩指导教师签名： 年 月 日答辩评语及成绩答辩教师签名： 年 月 日教研室意见总成绩： 室主任签名： 年 月 日摘 要随着技术的发展，液压已经成为一种新型的动力源。由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系统在换向方面可以达到较高的频率。不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。液压系统本身有较多的优点，比如：在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。但是液压传动对温度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。对铣削类组合机床，运用液压来控制运动循环，结构简单，所占空间小，而且能满足较大的切削负载要求。设计一台用成型铣刀加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。机床的工作循环为：手工上料工件自动夹紧工作台快进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。关键词：液压系统 铣削机床 同步工作目 录摘 要i1设计任务12 液压回路的工况分析22.1 设计要求22.2负载与运动分析22.3 确定液压系统主要参数23 拟定液压系统原理图73.1选择基本回路73.2组成液压系统84 计算和选择液压件94.1 确定液压泵的规格和电动机功率104.2确定其它元件及辅件105 验算液压系统性能135.1 验算系统压力损失135.2 验算系统发热与温升15总 结17参考文献181设计任务随着技术的发展，液压已经成为一种新型的动力源。由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系统在换向方面可以达到较高的频率。不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。液压系统本身有较多的优点，比如：在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。但是液压传动对温度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。对铣削类组合机床，运用液压来控制运动循环，结构简单，所占空间小，而且能满足较大的切削负载要求。设计一台用成型铣刀加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。机床的工作循环为：手工上料工件自动夹紧工作台快进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。 2 液压回路的工况分析2.1 设计要求要求设计的组合机床实现的工作循环是：手工上料工件自动夹紧工作台快进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。主要性能参数与性能要求如下：运动部件总重，切削力;快进行程，工进行程；快进、快退速度,工进速度，启动时间；夹紧力,行程，夹紧时间。工作台导轨采用平导轨，导轨间静摩擦系数 ，动摩擦系数，要求工作台能在任意位置上停留。2.2负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力。(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 动摩擦阻力 (3) 惯性负载(4) 运动时间: 快进 、工进 快退 设液压缸的机械效率，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2.1所列。2.3 确定液压系统主要参数1初选液压缸工作压力所设计的组合机床在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和相关资料，初选液压缸的工作压力。2计算液压缸主要尺寸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（），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失工况负载组成液压缸负载f/n液压缸推力f0=f/启动加速快进工进反向启动加速快退发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表2.3选此背压为。表2.1 液压缸各阶段的负载和推力表2.2 按负载选择工作压力负载/ kn50工作压力/0.811.522.5334455表2.3 执行元件背压力系统类型背压力/简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路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2.5 按工作压力选取d/d工作压力/5.05.07.07.0d/d0.50.550.620.700.7表2.6 按速比要求确定d/d2/11.151.251.331.461.612d/d0.30.40.50.550.620.71注：无杆腔进油时活塞运动速度；有杆腔进油时活塞运动速度。 参考表2.5及表2.6，得，圆整后取标准数值得 ， 。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 的压力、流量和功率，如表2.7所列。表2.7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进启动0.76加速1,440,94恒速1,360.860.780,67工进1.94快退启动60000.8.加速36131,5.恒速3001.420.751.06注：快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。3 拟定液压系统原理图3.1选择基本回路(1) 选择调速回路 由以上可知，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引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(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;其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1.2+1.8)/44.8=0.067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，为此可选用双泵供油回路。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，最后确定选用低压力大流量的定量泵和一个高压力小流量的的定量泵，如图2-1(a)所示。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液节流调速和双泵供油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。由于使用普通连接方式，所以选用三位四通电液换向阀，如图2-1(b)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，速度变化大（v1/v2=0.1/(0.6710-3)149，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2-1(c)所示。图2-1 基本回路 (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。图2-2 液压系统回路图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2-2所示。在图2-2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。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，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器。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。4 计算和选择液压件4.1 确定液压泵的规格和电动机功率(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2.7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为，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，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的最高工作压力估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表2.7可见，快退时液压缸的工作压力为，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，则大流量泵的最高工作压力估算为.(2) 计算液压泵的流量由表2.7可知，油源向液压缸输入的最大流量为 ，若取回路泄漏系数，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量为则小流量泵的流量最少应为。 (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，最后确定选取大流量泵为yb1-34定量叶片泵，排量为34ml/r，额定转速为,额定流量为92l/min；大流量泵为yb1-6定量叶片泵，排量为6ml/r，额定转速为940r/min，则液压泵的实际输出流量为4.2确定其它元件及辅件(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规格如表4.1所列。其中，溢流阀按小流量泵的额定流量选取，调速阀选用qf3-e10b q6b型，其最小稳定流量为0.03 l/min，小于本系统工进时的流量0.5l/min。表4.1 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/（l/min）规格型号额定流量qn/l/min额定压力pn/mpa额定压降pn/mpa1yb1-100定量叶片泵yb1-51926.32yb1-10定量叶片泵70yb1-6126.33溢流阀120yf3-20b1206.30.34单向阀100af3-ea20b100160.15三位四通电磁换向阀18034f3-e16b1806.30.16二位三通电磁换向阀623f3-e4b66.30.17节流阀25lf3-e6b25160.28调速阀50qf3-e10b50160.29背压阀63yf310l636.310节流阀100lf3-e10b100160.111压力继电器pfb8l1412液压缸50i100b47.54.513行程开关14过滤器160wu-160180 (2) 确定油管在选定了液压泵后，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4.2所列。表4.2 各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退表4.3 允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取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 由表4.2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4.2数值，按表4.3推荐的管道内允许速度取，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径、外径的号冷拔钢管。(3) 确定油箱油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，；中压系统，；高压系统，。现取，得。5 验算液压系统性能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，首先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、回油管道长为，油液的运动粘度取，油液的密度取。(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进时进油流量为最大，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，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和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，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常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的由产品样本查出，和q数值由表4.1和表4.2列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电磁换向阀普通连接。在进油路上，在进油路上，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为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此值略小于估计值。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.5mpa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差=0.5mpa，则小流量泵的工作压力为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。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，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此值远小于估计值，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此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。5.2 验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占87%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有