液壓與氣壓傳動課程設計--設計一臺臥式單面多軸鉆孔機床的液壓傳動系統(tǒng)

1、<p><b>　　液壓與氣壓傳動</b></p><p><b>　　課程設計</b></p><p>　　班 級 機設 0922 </p><p>　　姓 名 </p><p>　　學 號 </p>&l

2、t;p>　　指導老師 </p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　摘要................................................1</p><p>　　設計任務............................................2&l

3、t;/p><p>　　1、設計課題...........................................2</p><p>　　2、原始數(shù)據(jù)...........................................2</p><p>　　3、系統(tǒng)設計要求.......................................2</

4、p><p>　　三、方案分析............................................3</p><p>　　1、運動分析...........................................3</p><p>　　2、負載分析...........................................3</

5、p><p>　　四、液壓系統(tǒng)方案設計....................................5</p><p>　　1、確定液壓泵類型及調(diào)速方式..........................5</p><p>　　2、選用執(zhí)行元件.................................. ...5</p><p>

6、　　3、快速運動回路和速度換接回路.....................5</p><p>　　4、換向回路的選擇....................................5</p><p>　　5、組成液壓系統(tǒng)繪原理圖..............................6</p><p>　　五、液壓系統(tǒng)的計算.............

7、.........................7</p><p>　　1、液壓缸的主要參數(shù)計算...............................9</p><p>　　2、液壓泵的參數(shù)計算...................................9</p><p>　　3、電動機的選擇...........................

8、............10</p><p>　　六、液壓元件的選擇......................................10</p><p>　　1、液壓閥及過濾器的選擇...............................10 </p><p>　　2、油管的選擇..........

9、................................10</p><p>　　3、油箱容積得確定......................................11</p><p>　　七、驗算液壓系統(tǒng)性能....................................11</p><p>　　1、工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的

10、調(diào)整............11</p><p>　　2、快退時的壓力損失驗算及大流量泵壓力的調(diào)整.............11</p><p>　　3、液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算............................13</p><p>　　八、液壓閥塊的設計......................................14</

11、p><p>　　1、液壓閥塊的二維效果圖................................14</p><p>　　2、液壓閥塊的三維效果圖................................17</p><p>　　九、小結.................................................20</p>

12、;<p>　　十、參考文獻………………………………………………………20</p><p><b>　　一、摘 要</b></p><p>　　本次主要闡述了組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)，能實現(xiàn)的工作循環(huán)：快進—工進—快退—停止。液壓技術是機械設備中發(fā)展速度最快的技術之一，特別是近年來與微電子、計算機技術相結合、使液壓技術進入了一個新的階段。目前，已廣泛

13、應用在工業(yè)各領域。由于近年來微電子、計算機技術的發(fā)展，液壓元器件制造技術的進一步提高，使液壓技術不僅在作為一種基本的傳統(tǒng)形式上占有重要的低位而且以優(yōu)良的靜態(tài)、動態(tài)性能成為一種重要的控制手段。此次液壓設計，除了滿足主機在動作和性能方面的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結構簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認的普遍設計原則。液壓系統(tǒng)的設計主要是根據(jù)已知的條件，來確定液壓工作方案、液壓流量、壓力和液壓泵及其它元件的設計。

14、</p><p>　　關鍵字：組合機床 液壓系統(tǒng) 液壓缸 液壓泵 換向閥 </p><p><b>　　二、設計任務</b></p><p><b>　　1、設計課題</b></p><p>　　設計一臺臥式單面多軸鉆孔機床的液壓傳動系統(tǒng)，有三個液壓缸，分別完成鉆削（快進、工進、快退）、夾緊工件（夾

15、緊、松開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作循環(huán)為：定位→夾緊→快進→工進→快退→拔銷松開，如圖1所示。</p><p><b>　　2、原始數(shù)據(jù)</b></p><p>　　1、主軸數(shù)及孔徑：主軸6根，孔徑Φ14mm；</p><p>　　2、總軸向切削阻力：12400N；</p><p>　　3、運動部件重量：9800

16、N；</p><p>　　4、快進、快退速度：5 m/min；</p><p>　　5、工進速度：0.04~0.1m/min；</p><p>　　6、行程長度：320mm；</p><p>　　7、導軌形式及摩擦系數(shù)：平導軌，f靜=0.2，f動=0.1；</p><p>　　8、夾緊、減速時間：大于0.2秒；<

17、/p><p>　　9、夾緊力：5000~6000N；</p><p>　　10、夾緊時間：1~2秒；</p><p>　　11、夾緊液壓缸行程長度：16mm；</p><p>　　12、快進行程230mm。</p><p><b>　　3、系統(tǒng)設計要求</b></p><p>

18、　　1、夾緊后在工作中如突然停電時，要保證安全可靠，當主油路壓力瞬時下降時，夾緊缸保持夾緊力；</p><p>　　2、快進轉(zhuǎn)工進時要平穩(wěn)可靠；</p><p>　　3、鉆削時速度平穩(wěn)，不受外載干擾，孔鉆透時不氣沖。</p><p><b>　　三、方案分析</b></p><p><b>　　1、運動分析：&

19、lt;/b></p><p>　　根據(jù)已知條件，運動部件的工作循環(huán)為快進-工進-快退-停止。工作循環(huán)圖1如下所示：</p><p><b>　　圖1 工作循環(huán)圖</b></p><p>　　完成一次工作循環(huán)的速度-位移曲線如圖2所示：</p><p><b>　　圖2 速度位移圖</b>&

20、lt;/p><p><b>　　2、負載分析</b></p><p>　　機床工作臺液壓缸負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，</p><p>

21、<b>　　則： </b></p><p><b>　　而慣性力</b></p><p>　　如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見下表</p><p>　　表1液壓缸各運動階段負載表</p><p>　　根據(jù)負載計算結果和

22、已知的各階段的速度，可繪出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖3 a,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><b>　　圖3 負載速度圖</b></p><p>　　a) 負載圖 b) 速度圖</p><p>　　四、液壓系統(tǒng)方案設計</p><p>　　1、確定

23、液壓泵類型及調(diào)速方式</p><p>　　參考同類組合機床，液壓泵我們可以選用單向變量葉片泵或者雙作用定量葉片泵。調(diào)速方式可以選用調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速，溢流閥作為定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，工件加緊后以免出現(xiàn)突發(fā)狀況、不論是停電還是主油路壓力瞬降而要求加緊缸保持加緊力，回油路上宜設置單向閥，初定背壓值Pb=0.8Pa。</p><p><b>　　2、選用執(zhí)行元

24、件</b></p><p>　　因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退的速度相等，因此都選用單活塞桿液壓缸。</p><p>　　3、快速運動回路和速度換接回路</p><p>　　根據(jù)本例的運動方式和要求，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，利由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。</p>&

25、lt;p>　　本例采用二位二通手動電磁換向閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與常采用行程閥相比，手動換向閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路簡單，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油路。因此速度換接回路為行程和壓力聯(lián)合控制形式。</p><p><b>　　4、換向回路的選擇</b></p><p>　　本系統(tǒng)對于換向的平穩(wěn)

26、性有嚴格的要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。為了便于實現(xiàn)快進和快退，選用了三位五通電磁換向閥。為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程控制。</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)要求作必要的補充修改，即組成如圖4、圖5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進口處

27、設置測壓點，并設置多點壓力表開關。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。</p><p>　　液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表二所示。</p><p>　　圖4 單泵供油液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　表2 電磁鐵及手動閘動作順序表 </p><p>　　圖5 雙泵供油液壓系統(tǒng)原理圖</p><p><

28、;b>　　五、液壓系統(tǒng)的計算</b></p><p>　　1、液壓缸的主要參數(shù)計算</p><p>　　(1）初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　參照同類型組合機床，選液壓系統(tǒng)工作壓力。</p><p>　　(2）確定液壓缸的主要結構尺寸</p><p>　　動力滑臺要求快進速度和快退速度相等，

29、選用單桿液壓缸，快進時采用差動連接。因此無桿腔面積等于有桿腔面積的兩倍，即。為防止突然向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值。</p><p>　　易知工進時有最大負載F=23726N,按此負載求液壓缸尺寸A1</p><p><b>　　液壓缸直徑</b></p><p><b>　　由可知活塞桿直徑</b></p

30、><p>　　按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 。</p><p><b>　　按標準直徑算出</b></p><p>　　按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度為最小速度，則由式</p><p>　　本題，滿足最低速

31、度的要求。</p><p>　　(3）計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率</p><p>　　根據(jù)液壓缸的負載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，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結果如表</p><p>　　表3 工作臺液壓缸所需的實際流量、壓力和功率</p><p>　

32、　注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而。</p><p>　　2.快退時液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。</p><p>　　2、液壓泵的參數(shù)計算</p><p>　　確定液壓泵的最大工作壓力 </p><p>　　由表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，壓力繼電器可靠動作需要壓力差5&

33、#215;105Pa，則液壓泵最高工作壓力可按《液壓與氣壓傳動》書中式子</p><p>　　式中 P1————執(zhí)行元件的最高工作壓力；</p><p>　　————執(zhí)行元件進油路上的壓力損失，如對加緊、壓制和定位等工況，在執(zhí)行元件到終點時系統(tǒng)才出現(xiàn)最高工作壓力，則=0；其他工況，液壓元件的規(guī)格和管路長度、直徑未確定時，可初定簡單系統(tǒng)=（2~5）×105Pa，復雜系統(tǒng)=（5~

34、15）×105Pa。</p><p>　　因此泵的額定壓力可取1.25×44.3×105Pa=55.375×105Pa。</p><p>　　由表可知，工進時所需流量最小是0.16L/min，設溢流閥最小溢流量是2.5L/min，則小流量泵的流量按上式應為L/min，快進快退時液壓缸所需的最大流量是24L/min，則泵的總流量為qp=1.1×

35、;24L/min=26.42L/min。即大流量的流量</p><p>　　根據(jù)上面計算的壓力和流量，查《液壓元件手冊》p54頁選雙聯(lián)葉片泵YB1-25/4，額定壓力為6.3MPa,額定轉(zhuǎn)速960r/min。</p><p><b>　　3、電動機的選擇</b></p><p>　　由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.5，

36、小泵的出口壓力，大泵出口壓力，總效率ηp=0.51，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為</p><p><b>　　2036W</b></p><p>　　根據(jù)此數(shù)值查閱《機械設計課程設計》，選用規(guī)格相近的Y112M—6型電動機，其額定功率為2.2KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。</p><p><b>　　六、液壓元件的選擇</b

37、></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。所有元件的規(guī)格型號列于下表中。</p><p>　　表4 液壓元件明細表</p><p>　　2、油管的選擇

38、

39、

40、 </p><p>　　由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接時，油管內(nèi)通油量較大，其實際流量 </p><p>　　為泵的額定流量的兩倍達58L/min，由《液壓元件手冊》p496。 按JB827-66、JB/Z95-67選用內(nèi)徑為15mm,外徑為22mm鋼管。</p><p><b>　　3、油箱容積得確定</b></p>&l

41、t;p>　　中壓系統(tǒng)油箱的容一般取液壓泵額定流量的5～7倍 ，本例取7倍，故油箱容積為</p><p>　　V=7 =7×29L=203L</p><p>　　七、驗算液壓系統(tǒng)性能</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0.16L/min,因此流速很小，所以

42、沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上進考慮調(diào)速閥的壓力損失=5×105Pa，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力P1加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則</p><p>　　PP=P1++5×105Pa=（34.3+5+5）×105Pa=44.3×105Pa</p><p>　

43、　即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調(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量的兩倍，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>　　已知：快退時進油管和回油管長度約為L≈2m,油管直徑d=15×1

44、0-3m,通過的流量為進油路q1=29L/min=0.483×10-3m3/s,回油路q2=58L/min=0.967×10-3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15,由手冊查處此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。</p><p>　?。?）確定油流的流動狀態(tài) 按《液壓與氣壓傳動》中式（1—30）經(jīng)單位換算為 </p><

45、p>　　式中 ——平均流速（m/s）</p><p>　　d——油管內(nèi)徑（m）</p><p>　　——油的運動粘度（cm2/s）</p><p>　　q——通過的流量（m3/s）</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&g

46、t;　　由上可知，進回油路中的流動都是層流。</p><p>　?。?）沿程壓力損失 由《液壓與氣壓傳動》書中式（1-37）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=5.46m/s，則壓力損失為</p><p>　　（3）局部壓力損失 由于

47、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式</p><p>　　計算，結果列于下表中。</p><p>　　表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同，壓力損失也不同</p><p>　　若取集成塊進油路得壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回

48、油路總的壓力損失為</p><p>　　查表一知快退時液壓缸負載F=3095N；則快退時液壓缸的工作壓力為</p><p>　　按式可算出快退時泵的工作壓力為</p><p>　　=（18.57×105+2.86×105）Pa=21.43×105Pa</p><p>　　因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應大于2

49、1.43×105Pa</p><p>　　從以上驗算結果可以看出，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)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。</p><p>　　3、液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算</p><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

50、。</p><p>　　工進時液壓泵的輸入功率</p><p><b>　　P1= </b></p><p>　　工進時液壓缸的輸出功率</p><p>　　P2=Fv=(23726×0.02/60)W=7.9W</p><p><b>　　系統(tǒng)總的發(fā)熱率為：</b>

51、;</p><p>　　已知油箱容積V=203L=203×10-3m3,則按式A=0.065油箱近似散熱面積A為</p><p>　　假定通風條件良好，取油箱散熱系數(shù)CT=15×10-3Kw/( ，則利用式可得油液溫升為</p><p><b>　　=</b></p><p>　　設環(huán)境溫度T2=25

52、,則熱平衡溫度為</p><p>　　T1=T2+=25+23.2=48.2</p><p>　　所以油箱散熱可達到要求。</p><p>　　八、液壓閥塊的設計（3、7、8、9）</p><p>　　1、液壓閥塊的二維效果圖</p><p><b>　　液壓滑塊六視圖</b></p>

53、<p><b>　　主視圖</b></p><p><b>　　后視圖</b></p><p><b>　　俯視圖</b></p><p><b>　　右視圖</b></p><p><b>　　左視圖</b></

54、p><p>　　2.液壓閥塊的三維效果圖</p><p><b>　　九、小 結</b></p><p>　　通過這段時間的設計，意識到自己對所學知識有很多盲點和漏洞，知識和實踐的差距，所以說通過這次設計我深刻的認識到理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。 在這個過程中，遇到了一些困難，但是通過和同學的討論和對資料查找都一一克服了，同時隨著問題的解決，對

55、于液壓的認識有了進一步的了解，同時也感到液壓系統(tǒng)在生活中的重要性。</p><p>　　本次設計不但涉及了液壓傳動的大部分知識，還有就是CAD、proe作圖和word文檔的處理。這使我們更好的將課本上的知識與實際結合起來，綜合利用，特別是收集資料和信息的能力。在設計過程中難免會遇到很多問題，首先問題源于我們對液壓知識的孤陋寡聞；其次就是在時間上的利用，面對與即將來臨的考試，心中總覺得時間有時過的太快，在設計的過程

56、中沒能一心一意的去投入，總想抽取時間來復習。但總的來說，這次的液壓傳動課程的設計讓我獲益匪淺。</p><p><b>　　十、參考文獻</b></p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　【1】《液壓與氣壓傳動》第3版 許福玲 陳堯明 主編；</p><p>　　【2】《