液压传动课程设计说明书.doc

目 录 1 1 课程设计的目的和基本要求课程设计的目的和基本要求2 1.11.1 课程设计的目的课程设计的目的.2 1.21.2 课程设计的基本要求课程设计的基本要求2 2 2 课程设计的主要内容课程设计的主要内容2 2.12.1 课程设计题目课程设计题目 .2 2.22.2 课程设计要完成的主要内容课程设计要完成的主要内容.2 3 3 液压系统设计方法液压系统设计方法.2 3.13.1 工况分析工况分析2 3.1.13.1.1 运动分析运动分析.2 3.1.23.1.2 负载分析负载分析.2 3.23.2 负载图和速度图的绘制负载图和速度图的绘制3 3.3.13.3.1 初选液压缸的工作压力初选液压缸的工作压力3 3.3.23.3.2 计算液压缸的尺寸计算液压缸的尺寸4 3.3.33.3.3 求液压缸的最大流量求液压缸的最大流量4 3.3.43.3.4 绘制工况图绘制工况图.4 3.43.4 确定系统方案，拟定原理图确定系统方案，拟定原理图5 3.4.13.4.1 确定系统方案确定系统方案.5 3.4.23.4.2 拟定液压系统图拟定液压系统图.6 3.53.5 液压元件的选择和参数计算液压元件的选择和参数计算6 3.5.13.5.1 确定液压泵的型号及电动机的功率确定液压泵的型号及电动机的功率6 3.5.23.5.2 阀类元件及辅助元件阀类元件及辅助元件6 3.63.6 液压系统的性能验算液压系统的性能验算8 3.6.13.6.1 压力损失验算和压力阀的调整压力压力损失验算和压力阀的调整压力8 总结总结.9 参考文献参考文献 .10 致谢致谢.10 附图附图.11 1 课程设计的目的和基本要求 1.11.1 课程设计的目的课程设计的目的 1、巩固和深化已学的理论知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤。 2、锻炼机械制图，结构设计和工程运算能力。 3、熟悉并会用有关国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。 4、提高学生使用计算机绘图软件（如 AUTOCAD、PRO/E 等）进行实际工程 设计的能力。 1.21.2 课程设计的基本要求课程设计的基本要求 (1) 液压传动课程设计是一项全面的设计训练，它不仅可以巩固所学的理 论知识，也可以为以后的设计工作打好基础。在设计过程中必须严肃认真，刻 苦钻研，一丝不苟，精益求精。 (2) 液压传动课程设计应在教师指导下独立完成。教师的指导作用是指明 设计思路，启发学生独立思考，解答疑难问题，按设计进度进行阶段审查，学 生必须发挥主观能动性，积极思考问题，而不应被动地依赖教师查资料、给数 据、定方案。 (3) 设计中要正确处理参考已有资料与创新的关系。任何设计都不能凭空 想象出来，利用已有资料可以避免许多重复工作，加快设计进程，同时也是提 高设计质量的保证。另外任何新的设计任务又总有其特定的设计要求和具体工 作条件，因而不能盲目地抄袭资料，必须具体分析，创造性地设计。 (4) 学生应按设计进程要求保质保量的完成设计任务。 2 课程设计的主要内容 2.12.1 课程设计题目课程设计题目 设计一台专用卧式铣床的液压系统，要求液压系统完成“快进工进快 退停止”的工作循环。已知：铣头驱动电动机功率为 8.5kw，铣刀直径为 70mm，转速为 350r/min，工作台、工件和夹具的总重量为 7500N，工作台快进 行程为 250mm，工进行程为 150mm，快进、快退速度为 5m/min，工进速度为 601000mm/min，加、减速时间为 0.05s，工作台采用平导轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1。 2.22.2 课程设计要完成的主要内容课程设计要完成的主要内容 (1) 明确设计要求进行工况分析； (2) 确定液压系统主要参数； (3) 拟定液压系统原理图； (4) 计算和选择液压件； (5) 验算液压系统性能； (6) 结构设计及绘制零部件工作图； (7) 编制技术文件。 学生应完成的工作量： (1) 液压系统原理图 1 张；A3 手绘 (2) 部件装配图 A3 和零件工作图至少两张； (3) 设计计算说明书 1 份。 3 3 液压系统设计方法液压系统设计方法 3.1 工况分析 3.1.1 运动分析 按题目要求，我们小组设计一台专用卧式铣床的液压系统，要求液压系统 完成“快进工进快退停止”的工作循环。因此，该系统应按照“快进 工进快退停止”的工作循环进行运动。 3.1.2 负载分析 切削力：根据题意，由公式 P=T n/9550 、Ft=T/R 得，Ft =6616N。 导轨静摩檫力： NFfs150075002 . 0 导轨动摩擦力： NFfd75075001 . 0 惯性力： NmaFm1274 05 . 0 60 5 81 . 9 7500 重力阻力：因为工作部件是卧式放置，顾重力阻力 FG=0 密封阻力：作为内负载阻力，考虑计入液压缸的机械效率，取液压缸的机 械效率为 m=0.9 由此可得出液压缸的在各工作阶段的负载如表 2-1 表 2-1 液压缸的在各工作阶段的负载 工况负载组成负载值 F/N 推力(N) m /F 启动 fs FF 15001667 加速 mfd FFF 20242249 快进 fd FF 750833 工进 tfd FFF 73668184 快退 fd FF 750833 3.23.2 负载图和速度图的绘制负载图和速度图的绘制 根据表 2-1 中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如 图 3-1 所示。 图 3-1 负载循环图 根据已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图 3-2 所示。 图 3-2 速度循环图 3.33.3 液压缸主要参数的确定液压缸主要参数的确定 3.3.1 初选液压缸的工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为 8184N，其它工况时的负载 都相对较低，参考液压与气压传动 （第二版）课本 182 表 9-2 和表 9-3 按照 负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作 压力 p1=2MPa。 3.3.2 计算液压缸的尺寸 由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等， 从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。这种 情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积 A1 是有杆腔工作面积 A2 两倍的形 式，即活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 呈d =D 的关系。 2 工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前 冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压，选取此背压值为 p2=0.6MPa。 工进时液压缸的推力计算公式为 ， 11221112 /(/ 2) m FA pA pA pAp 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 262 11 14.48) 2 6 . 0 2/(108184) 2 /(cm P P F A m 液压缸缸筒直径为 mm A D 3 . 78 1014.4844 6 1 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d =D，因此活塞 2 杆直径为 d=78.3/=55.4mm，参考设计手册并取整后取液压缸缸筒直径为 2 D=80mm，活塞杆直径为 d=56mm。 此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 2 4 2 1 1024.504mDA 2 4 22 1 1062.254)(mdDA 3.3.3 求液压缸的最大流量 工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为 q 快进 =（A1-A2）v1=12.31L/min 工作台在快退过程中所需要的流量为 q 快退 =A2v2=12.81L/min 工作台在工进过程中所需要的流量为 q 工进 =A1v1=0.305.02 L/min 其中最大流量为快进流量为 12.81L/min。 3.3.4 绘制工况图 根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段 中的压力、流量和功率值，如表 3-1 所示。 表 3-1 各工况下的主要参数值 工况 推力 F/N 回油腔压 力 P2/MPa 进油腔 压力 P1/MPa 输入流 量 q/L.min -1 输入功 率P/Kw 计算公式 快 进 启动 166700.33 P1= q=(A1-A2)v1 加速 22491.531.23 恒速 8330.950.6512.310.13 P=p1q p2=p1+p 工进 81840.61.93 0.305 .02 0.060 .16 P1=(F+p2A2)/A1 q=A1v2 P=p1q 起动 166700.65 加速 22490.62.05 快 退 恒速 8330.61.512.810.32 P1=(F+p2A1)/A2 q=A2v3 P=p1q 把表 3-1 中计算结果绘制成工况图，如图 3-3 所示。 图 3-3 液压缸工况图 3.43.4 确定系统方案，拟定原理图确定系统方案，拟定原理图 3.4.1 确定系统方案 (1)选择调速回路 该机床功率小，速度低，故采用节流调速的开式回路。为了增加运动 的平稳性，防止钻通时工件部件突然前冲，系统采用调速阀的进油节流调 速回路，并在回路中加背压阀。 （2）油源及其压力控制回路的选择。 该系统由低压大流量和高压小流量组成，因此，选用双联叶片泵油 源供油。 （3）快速运动与换向回路 由于系统要求快进与快退速度相等，因此在双泵供油的基础上，快 进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油、 无杆腔回油的快速运动回路，并将液压缸两腔作用面积比设计为 A12A2. (4)速度换接回路 由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化 较大，可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。 (5）行程终点的控制方式 这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点 的定位精度高。为保证“清根” ，使刀具在工进结束前，有一个短暂的停 留时间，因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。 3.4.2 拟定液压系统图 见附图 3.53.5 液压元件的选择和参数计算液压元件的选择和参数计算 3.5.1 确定液压泵的型号及电动机的功率 （1）计算液压泵的最大压力 根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液 压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。 对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失 ，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压 p0.8MPa 力与最大工作压力的压差为 0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为 a23 . 3 a5 . 08 . 093 . 1 max1 MPMPppppp）（ 继电器损 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图 3-3 表明，快退时液压缸中 的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 0.5MPa，则大流量泵的 最高工作压力为： MPaMPaMPpppp0 . 2)5 . 050. 1 (a)( 12 损 (2)计算总流量 表 3-1 表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大 流量出现在快退工作阶段，为 12.81 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液 压缸输入流量的 5%计算，则液压油源所需提供的总流量为： min45.13min81.1205 . 1 LLqp 工作进给时，液压缸所需最小流量约为 0.30 L/min，但由于要考虑溢流阀 的最小稳定溢流量 3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为 3.3L/min。 据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取 PV2R126/26 型双联叶片泵，其中小泵的排量为 6mL/r，大泵的排量为 26mL/r，若取液压泵的容积效率 V=0.9，则当泵的转速 np=940r/min 时，液压 泵的实际输出流量为 min072.27221 . 5min10009 . 0940266LLqp）（ 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为 2.0MPa、流量 为 27.072L/min。取泵的总效率 p=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为： kWkW qp P p pp 21 . 1 75 . 0 60 1 . 270 . 2 根据上述功率计算数据以及题目数据，此系统选取 Y160L-6 型电动机，其 额定功率 Pn=11kW，额定转速 n=970r/min。 3.5.2 阀类元件及辅助元件 (1) 确定油管 各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油 管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之 后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和 出油连接管路重新进行计算，如表 3-2 所示。 表 3-2 液压缸的进、出油流量和运动速度 流量、速度快进工进快退 输入流量 1 / minL 5 . 56 )6 . 20 . 5( ) 1 .270 . 5( )()( 2111 AAqAq p 02 . 5 3 . 0 1 q 1 27.1 p qq 排出流量 1 / minL 81.28 2 q 56 . 2 15 . 0 2 q 14.53 2 q 运动速度 1 / minm V1=11.02 0 . 106 . 0 2 v V3=22.07 根据表 4-3 中数值，当油液在压力管中流速取 3m/s 时，可算得与液压缸无 杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： mmmmvqd99.196010310 5 . 5622 36 取标准值 20mm； ， mmmmvqd85.136010310 1 . 2722 36 取标准值 15mm 因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为 20 和 15 的无缝钢管或高压软管。又由于我们小组的液压缸采用活塞杆固定式，所以液 压缸相连的两根油管采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接 在缸筒上。 （2）确定阀类元件及辅件 表 3-3 阀类元件的选择 序号元件名称通过最大实际流 量（L/min） 型号 1 双联式叶片泵 27.1 PV2R126/26 2 单向阀 27.1AF3-Ea10B 3 三位五通换向阀 54.235DYE10B 4 溢流阀 5.1YF3E10B 5 背压阀 0.3YF3E10B 6 顺序阀 22YF3E10B 7 调速阀 0.51AXQFE10B 8 二位二通换向阀 54.222D1-63BH 3.63.6 液压系统的性能验算液压系统的性能验算 3.6.1 压力损失验算和压力阀的调整压力 快进 滑台快进时，液压缸差动连接，由表 3 和表 4 可知，进油路上油液通过单 向阀的流量是 12.3L/min，通过三位五通换向阀换向阀的流量是 27.1L/min，然 后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 39.4L/min 通过二位二通换向阀并进入 无杆腔。因此进油路上的总压降为 MPa MPapv 1823 . 0 63 4 . 39 3 . 0 80 1 . 27 5 . 0 63 3 . 12 2 . 0 222 此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个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的流量是 27.1L/min，然 后与液压泵的供油合并，经流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 p2 与无 杆腔压力 p1 之差。 MPa MPappp 2794 . 0 63 2 . 54 3 . 00 80 1 . 27 5 . 0 22 12 此值小于原估计值 0.5MPa，所以是偏安全的。 工进 工进时，油液在进油路上通过电液换向阀的流量为 0.51L/min，在调速阀处 的压力损失为 0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀的流量是 0.04L/min，在背 压阀处的压力损失为 0.5MPa，通过顺序阀的流量为 22.04L/min，因此这时液压 缸回油腔的压力为 p2 为 可见此值小于原 估计值 0.8MPa。故可重新计算工进时液压缸进油腔压力 p1，即 此值与表 3 中数值 2.0MPa 相近。 快退 快退时，油液在进油路上通过单向阀的流量为 22L/min，通过换向阀的流 量为 27.1L/min；油液在回油路上通过换向阀的流量是 54.2L/min。因此进油路 上总压降为 MPaMPapv082. 0 80 1 . 27 5 . 0 63 22 2 . 0 22 2 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为 MPaMPa A ApF p93 . 1 101024.50 1062.25106 . 08184 64 46 1 22 1 MPaMPap5369. 0 63 104.22 3 . 05 . 0 80 04 . 0 5 . 0 22 2 MPaMPap525. 0 63 2 . 54 2 . 0 80 2 . 54 5 . 0 63 2 . 54 2 . 0 222 2 此值与估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为 MPaMPappp vp 012. 2082 . 0 93 . 1 11 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀的调压应大于 2.012MPa。 3.6.2 系统油液温升验算 液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所 消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机 器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升 T 在允许的范围内，如 一般机床= 2530 ；数控机床 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆 = 35 40 。 液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量（kW）可表示为 21 PP 对于本次设计的铣床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比 例达 99.9%。 因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为 kWkWFvP008184 . 0 6010 06. 08184 3 0 这时大流量泵通过顺序阀 1 卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总 输出功率（即系统输入功率）为： kW kW qpqp P p pppp i 432 . 0 1075 . 0 10 63 1 . 5 1084 . 3 10 60 22 63 22 103 . 0 3 363 2 6 211 2 由此得液压系统的发热量为 kWkWPPH ii 4238 . 0 008184. 0432. 0 0 即可得油液温升近似值： cCT 00 3 2 3 68.10250104238 . 0 温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。 % 9 . 99 05 . 0 150 150 21 2 tt t 总结 在这一周来的课程设计，终于体会设计并非自己想的那么简单，首先是很 难克服起床晚这个问题，再加上课程是非常之赶的，而很多知识自己任然处在 比较不懂的状态下，特别是原理图和零件的选择上，我们组觉得很难，但我从 中的确学习到了许多，补充了许多我不知道的知识。这次的课程设计，让我们 深深的知道了从事设计工作的艰辛，也让我们对自己的耐心和细心的到一个较 大的提高，因为课