液压与气压传动课程设计说明书 机械设计制造及其自动化论文

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083学号20080201093学生毛云龙指导老师王鑫慧青岛理工大学琴岛学院教务处2011年12月22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毛云龙学号20080201093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本次为立式双头钻床液压系统设计，可以实现双钻头同时快速进给、工进、快退的动作，而且快进和快退速度相等。快进采用差动连接加带补正措施的串联同步回路。关键字差动连接补正措施串联同步回路目录摘要I1设计任务12液压回路的工况分析221设计要求及工况分析222确定液压系统主要参数323各种机械常用的系统工作压力33拟定液压系统原理图631初选液压件及基本回路632组成液压系统64计算和选择液压件及验算液压系统性能741确定液压泵的规格和电动机功率742确定油管及压力843验算液压系统性能844验算系统发热与温升10总结12参考文献131设计任务学生通过液压与气压传动课的课堂学习，初步掌握了基本理论知识。本课程设计即为了给学生创造一个运用课堂理论知识，解决较复杂的问题的平台，锻炼学生综合利用所学知识的能力，初步接触一下“设计”的味道。液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。本次设计的是一台立式双轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。要求设计的动力滑台实现的工作循环是快进工进斯当铁停留快退停止。主要性能参数与性能要求如下切削阻；运动部件NFL1460所受重力；快进、快退速度，工进速度NG190MIN/531V；快进行程，工进行程；往复运动的加MIN/52VL2012速时间；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数，动摩擦系数ST0S。液压系统执行元件选为液压缸。10D2液压回路的工况分析21设计要求及工况分析1工作负载工作负载即为切削阻力。NFL14602摩擦负载静摩擦阻力（21）GFSF39820动摩擦阻力（22）DF10（3）惯性负载（23）NTGVFI6842065891（4）运动时间快进（2SVLT460512314）工进SVLT48605132快退SVT23321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90CM表21液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0F/CM/N启动加速快进工进反向启动加速快退FSFIDFLFSIDFF39828361991558039828361994223152211731142231522122确定液压系统主要参数1初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表22和表23，初选液压缸的工作压力。MPA312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（）【1】，快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突21A然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表24选此背压为。MPA602表22按负载选择工表负载/KN50工作压力/MPA0811522533445523各种机械常用的系统工作压力机床机械类型磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械工作压力/MPA082352881010182032表24执行元件背压力系统类型背压力/MPA简单系统或轻载节流调速系统0205回油路带调速阀的系统0406回油路设置有背压阀的系统0515用补油泵的闭式回路0815回油路较复杂的工程机械123回油路较短且直接回油可忽略不计表25按工作压力选取D/D工作压力/MPA50507070D/D0505506207007表26按速比要求确定D/D2/11151251331461611D/D030405055062071注1V无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。由式得CMFAP21（25）42211106039158MC则活塞直径（26）MAD9641参考表25及26得，圆整后取标准数值得D160MM，D110MM。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为242211063409A242222814MDD1244063MA查表得出59根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表27所列，表27液压缸在各阶段的压力、流量和功率值缸1工况推力F0/N回油腔压力P2/MPA进油腔压力P1/MPA输入流量Q103/M3/S输入功率P/KW计算公式启动422065加速315112062快进恒速221109059026015210APFP121VQP1工进17311062725331000141201AFP2VQPP1启动422013加速31505108快退恒速221051050270282101APF32VQP1缸2工况推力F0/N回油腔压力P2/MPA进油腔压力P1/MPA输入流量Q103/M3/S输入功率P/KW计算公式启动422007加速315055005快进恒速22105300305280016210APFP121VQP1工进17311061411031000141201AFP2VQPP1启动422007加速31505005快退恒速2210500405002201AF32Q1注1P为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取P05MPA。2快退时，液压缸有杆腔进油，压力为P1，无杆腔回油，压力为P2。3拟定液压系统原理图31初选液压件及基本回路1选择调速回路由于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。5103/172/64MINAXQ108/231TT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，选用限压式变量叶片泵。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选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回105/21V路。5选择调压和卸荷回路在限压式变量叶片泵的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。32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，详情见设计图。4计算和选择液压件及验算液压系统性能41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泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表27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，MPAP134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60压差，则小流量泵的最高工作压力估算为MPAPE50（41）MPAPE2351341由表27可见，快退时液压缸的工作压力为，比快进时大。P1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P03MPA，则大流量泵的最高工作压力估算为（42）PAMPP1630112计算液压泵的流量由表27可知，油源向液压缸输入的最大流量为053103M3/S，若取回路泄漏系数K11，则两个泵的总流量为L/IN/S105/SM105331PQ考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/MIN，工进时的流量为1105M3/S06L/MIN，则小流量泵的流量最少应为36L/MIN。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YBX40限压式变量叶片泵【2】。其流量范围为040ML/R转速范围6001500R/MIN，若取液压泵容积效率V09，流量范围060L/MIN由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率P08，这时液压泵的驱动电动机功率为（43）KWQPP78010863413根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机【3】，其额定功率为15KW，额定转速为940R/MIN。42确定油管及压力表41各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退MLQ/6831MIN/601LQMIN/301LQ081VSM/32108VSM/083VSM/T42ST41T21表41允许流速推荐值管道推荐流速/M/S吸油管道0515，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道153由表41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41数值，按表42推荐的管道内允许速度取4M/S，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VQD4MVQD218439为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20MM、外径28MM的10号冷拔钢管。确定油箱油箱的容量按式PNQV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LQPN2043验算液压系统性能验算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L2M，油液的运动粘度取1104M2/S，油液的密度取09174103KG/M3。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Q232L/MIN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QDVRE475和油液在管道内流速24DQV同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得1LPQQQDLP84341105470243219705275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LP10各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算2NVQ其中的PN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、电液换向阀，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为MPAPLI0568LII1VI47MPAAPPVIILII27301605806在回油路上，压力损失分别为MPLO27AP065VO194MPAAPPVL180194027000将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失PMA369541802732工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀、调速阀进入液压缸无杆腔，在调速阀处的压力损失为05MPA。在回油路上，油液通过电液换向阀、背压阀的卸荷油液一起返回油箱，在背压阀处的压力损失为06MPA。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MPAPVII50此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为V600该值即为液压缸的回油腔压力P2066MPA，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。重新计算液压缸的工作压力为MPAAF931201考虑到压力继电器的可靠动作要求压差PE05MPA，则小流量泵的工作压力为APPEIP9450931此值与估算值基本相符，是调整溢流阀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、电液换向阀进入液压缸杆腔。在回油路上，油液通过单向阀、电液换向阀和单向阀返回油箱。在进油路上总的压力损失为MPAPVII048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VOO3数值基本相符，故不必重算。44验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占96，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，经液控顺序阀卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失MPAQPNP05822液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率WQPPPR45621液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率WFVPC72由此可计算出系统的发热功率为HCR536按式计算工进时系统中的油液温升，即KAHTCVKT150632其中传热系数K15W/（M2