成型銑刀在加工件上加工出成型面的液壓專用銑床的課程設計 (2)

1、<p>　　液壓與氣壓傳動課程設計</p><p>　　專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　班 級 機械 0612 </p><p>　　姓 名 </p><p>　　指 導 教 師

2、 </p><p><b>　　設計任務書</b></p><p>　　一、設計的目的和要求：</p><p><b>　?、逶O計的目的</b></p><p>　　液壓傳動課程設計是本課程的一個綜合實踐性教學環(huán)節(jié)，通過該教學環(huán)節(jié)，要求達到以下目的： </p>&l

3、t;p>　　1.鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和綜合分析問題、解決問題能力； </p><p>　　2.正確合理地確定執(zhí)行機構，選用標準液壓元件；能熟練地運用液壓基本回路、組合成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)； </p><p>　　3.熟悉并會運用有關的國家標準、部頒標準、設計手冊和產(chǎn)品樣本等技術資料。對學生在計算、制圖、運用設計資料以及

4、經(jīng)驗估算、考慮技術決策、CAD技術等方面的基本技能進行一次訓練，以提高這些技能的水平。</p><p><b>　?、嬖O計的要求</b></p><p>　　1.設計時必須從實際出發(fā)，綜合考慮實用性、經(jīng)濟性、先進性及操作維修方便。如果可以用簡單的回路實現(xiàn)系統(tǒng)的要求，就不必過分強調(diào)先進性。并非是越先進越好。同樣，在安全性、方便性要求較高的地方，應不惜多用一些元件或采用性

5、能較好的元件，不能單獨考慮簡單、經(jīng)濟；</p><p>　　2.獨立完成設計。設計時可以收集、參考同類機械的資料，但必須深入理解，消化后再借鑒。不能簡單地抄襲；</p><p>　　3.在課程設計的過程中，要隨時復習液壓元件的工作原理、基本回路及典型系統(tǒng)的組成，積極思考。不能直接向老師索取答案。</p><p>　　4.液壓傳動課程設計的題目均為中等復雜程度液壓設備

6、的液壓傳動裝置設計。具體題目由指導老師分配，題目附后；</p><p>　　5.液壓傳動課程設計一般要求學生完成以下工作：</p><p>　?、旁O計計算說明書一份； </p><p>　?、埔簤簜鲃酉到y(tǒng)原理圖一張（3號圖紙，包括工作循環(huán)圖和電磁鐵動作順序表）。</p><p>　　二、設計的內(nèi)容及步驟</p><p>

7、;<b>　?、逶O計內(nèi)容</b></p><p>　　1. 液壓系統(tǒng)的工況分析，繪制負載和速度循環(huán)圖；</p><p>　　2. 進行方案設計和擬定液壓系統(tǒng)原理圖；</p><p>　　3. 計算和選擇液壓元件；</p><p>　　4. 驗算液壓系統(tǒng)性能；</p><p>　　5. 繪制正式工作

8、圖，編制設計計算說明書。</p><p><b>　　設計步驟</b></p><p>　　以一般常規(guī)設計為例，課程設計可分為以下幾個階段進行。</p><p><b>　　1.明確設計要求</b></p><p>　?、砰喿x和研究設計任務書，明確設計任務與要求；分析設計題目，了解原始數(shù)據(jù)和工作條件

9、。</p><p>　?、茀㈤啽緯嘘P內(nèi)容，明確并擬訂設計過程和進度計劃。</p><p><b>　　2.進行工況分析</b></p><p>　　⑴做速度-位移曲線，以便找出最大速度點；</p><p>　?、谱鲐撦d-位移曲線，以便找出最大負載點。液壓缸在各階段所受的負載需要計算，為簡單明了起見，可列表計算；<

10、/p><p>　　注：ηcm——缸的機械效率，取ηcm=0.9</p><p><b>　?、谴_定液壓缸尺寸</b></p><p>　　確定液壓缸尺寸前應參照教材選擇液壓缸的類型，根據(jù)設備的速度要求確定d/D的比值、選取液壓缸的工作壓力，然后計算活塞的有效面積，經(jīng)計算確定的液壓缸和活塞桿直徑必須按照直徑標準系列進行圓整。計算時應注意考慮液壓缸的背

11、壓力，背壓力可參考下表選取。</p><p><b>　?、壤L制液壓缸工況圖</b></p><p>　　液壓缸工況圖包括壓力循環(huán)圖（p-s）、流量循環(huán)圖（q-s）和功率循環(huán)圖（P-s），繪制目的是為了方便地找出最大壓力點、最大流量點和最大功率點。計算過程可列表計算。</p><p>　　3.進行方案設計和擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p>

12、<p>　　方案設計包括供油方式、調(diào)速回路、速度換接控制方式、系統(tǒng)安全可靠性（平衡、鎖緊）及節(jié)約能量等性能的方案比較，根據(jù)工況分析選擇出合理的基本回路，并將這些回路組合成液壓系統(tǒng)，初步擬定液壓系統(tǒng)原理圖。</p><p>　　選擇液壓基本回路，最主要的就是確定調(diào)速回路。應考慮回路的調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性、效率等問題，同時盡量做到結構簡單、成本低。</p><p>　　4.計算和

13、選擇液壓組件</p><p>　?、庞嬎阋簤罕玫墓ぷ鲏毫?lt;/p><p><b>　　⑵計算液壓泵的流量</b></p><p><b>　?、沁x擇液壓泵的規(guī)格</b></p><p>　　⑷計算功率，選擇原動機</p><p><b>　　⑸選擇控制閥</b

14、></p><p><b>　?、蔬x擇液壓輔助元件</b></p><p>　　5.驗算液壓系統(tǒng)性能</p><p>　?、膨炈阋簤合到y(tǒng)的效率</p><p>　　⑵驗算液壓系統(tǒng)的溫升</p><p>　　6.繪制正式工作圖，編制課程設計計算說明書</p><p>　

15、?、乓簤簜鲃酉到y(tǒng)原理圖一張（3號圖紙，包括工作循環(huán)圖和電磁鐵動作順序表）</p><p>　?、普碚n程設計計算說明書</p><p>　　液壓系統(tǒng)原理圖的標題欄如下所示：</p><p><b>　　7.設計總結與答辯</b></p><p>　　⑴完成答辯前的準備工作。</p><p><

16、;b>　?、茀⒓哟疝q。</b></p><p><b>　　三、進度安排</b></p><p>　　按教學計劃安排，液壓傳動課程設計總學時數(shù)為1周，其進度及時間大致分配如下：</p><p><b>　　設計課題</b></p><p>　　設計一臺用成型銑刀在加工件上加工出成型

17、面的液壓專用銑床，工作循環(huán)：手工上料——自動夾緊——工作臺快進——銑削進給——工作臺快退——夾具松開——手工卸料。</p><p>　　設計參數(shù)見下表。其中：</p><p>　　工作臺液壓缸負載力（KN）：FL =28 夾緊液壓缸負載力（KN）：Fc =4.8 </p><p>　　工作臺液壓缸移動件重力（KN）：G=

18、1.5 夾緊液壓缸負移動件重力Gc=55N </p><p>　　工作臺快進、快退速度（m/min）：V1=V3=5.6 夾緊液壓缸行程（mm）：Lc=10 </p><p>　　工作臺工進速度（mm/min）：V2 =45 夾緊液壓缸運動時間（S）：tc=1S </p><p>　　工作臺液壓缸快進行程（mm）

19、：L1 =250 導軌面靜摩擦系數(shù)：μs=0.2</p><p>　　工作臺液壓缸工進行程（mm）：L2 =70 導軌面動摩擦系數(shù)：μd=0.1</p><p>　　工作臺啟動時間（S）：t=0.5 </p><p><b>　　1.負載與運動分析</b></p><p>　　1.

20、1 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=28000N。</p><p>　　1.2 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：</p><p><b>　　靜摩擦阻力</b></p><p><b>　　動摩擦阻力</b></p><p><b>　　1.3 慣性負載 </b>&l

21、t;/p><p><b>　　1.4 運動時間 </b></p><p>　　快進 </p><p>　　工進 </p><p>　　快退 </p><p>　　設液壓缸的機械效率ηcm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載

22、和推力，如表1所列。</p><p>　　表1液壓缸各階段的負載和推力</p><p>　　根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖1所示。</p><p>　　2. 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)</p><p>　　2.1初選液壓缸工作壓力</p><p>　　所設計的動力

23、滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。</p><p>　　2.2計算液壓缸主要尺寸</p><p>　　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（A1=2A2），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發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。<

24、/p><p>　　表2 按負載選擇工作壓力</p><p>　　表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力</p><p>　　表4 執(zhí)行元件背壓力</p><p>　　表5 按工作壓力選取d/D</p><p>　　表6 按速比要求確定d/D</p><p>　　注：1—無桿腔進油時活塞運動速度；</

25、p><p>　　2—有桿腔進油時活塞運動速度。</p><p><b>　　由式得</b></p><p>　　則活塞直徑 </p><p>　　參考表5及表6，得d0.71D =77mm，圓整后取標準數(shù)值得 D=110mm， d=80mm。</p><p>　　由此求得液壓缸兩腔的

26、實際有效面積為</p><p>　　根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。</p><p>　　表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值</p><p>　　注：1. Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。</p><p&g

27、t;　　2． 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。</p><p>　　3. 擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p><b>　　3.1選擇基本回路</b></p><p>　　(1) 選擇調(diào)速回路 由圖2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(diào)速回路。為防止孔鉆

28、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(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。</p><p>　　(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，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qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2)60；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.0

29、44。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。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，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]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，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。</p><p>　　(3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快

30、速運動。考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。</p><p>　　(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（1/2=0.1/(0.88×10-3)114），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2c所示。</p>&l

31、t;p>　　(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)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(diào)定，無需另設調(diào)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。</p><p><b>　　3.2組成液壓系統(tǒng)</b></p><p&

32、gt;　　將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。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13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出

33、快退信號，操縱電液換向閥換向。</p><p>　　4. 計算和選擇液壓件</p><p>　　4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率</p><p>　　(1) 計算液壓泵的最大工作壓力</p><p>　　小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.96MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回

34、路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>　　大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)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∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為</p&g

35、t;<p>　　(2) 計算液壓泵的流量</p><p>　　由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為</p><p>　　考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.84×10-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為3.5L/min。</

36、p><p>　　(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率</p><p>　　根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為<

37、;/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=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為</p><p>　　根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為940r/min。</p><p>　　4.2確定其它元件及輔件</p><p>　　(1) 確定閥類元件及輔件<

38、/p><p>　　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(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B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。</p><p>　　表8液壓元件規(guī)格及型號</p><p>　　*注：此為電動機額定轉速為940r/mi

39、n時的流量。</p><p><b>　　(2) 確定油管</b></p><p>　　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、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9所列。</p><p>　　表9各工況實際運動速度、時間和流量</p><p>　　表10允許流速推

40、薦值</p><p>　　由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。</p><p>　　根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為</p><p>　　為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。</p><p>&l

41、t;b>　　(3) 確定油箱</b></p><p>　　油箱的容量按式估算，其中α為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F(xiàn)取α=6，得</p><p>　　5. 驗算液壓系統(tǒng)性能</p><p>　　5.1驗算系統(tǒng)壓力損失</p><p>　　由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算

42、系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)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l=2m，油液的運動粘度取=110-4m2/s，油液的密度取=0.9174103kg/m3。</p><p>　　(1) 判斷流動狀態(tài)</p><p>　　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退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)</

43、p><p>　　也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），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。</p><p>　　(2) 計算系統(tǒng)壓力損失</p><p>　　將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)</p><p><b>　　和油液在管道內(nèi)流速</b></p><p>　　同

44、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</p><p>　　可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。</p><p>　　在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算</p><p>　　各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算</p><p>　　其中的pn由產(chǎn)品樣本查出，q

45、n和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：</p><p><b>　　5.1.1快進</b></p><p>　　滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為</p><p>　　在回油路

46、上，壓力損失分別為</p><p>　　將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失</p><p><b>　　5.1.2工進</b></p><p>　　滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)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

47、泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。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</p><p><b>　　此值略小于估計值。</b></p><p>　　在回油路上總的壓力損失為</p><p>　　該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的

48、背壓值基本相符。</p><p>　　按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為</p><p><b>　　此略高于表7數(shù)值。</b></p><p>　　考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為</p><p>　　此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。<

49、;/p><p><b>　　5.1.3快退</b></p><p>　　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</p><p>　　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。</p><p&g

50、t;　　在回油路上總的壓力損失為</p><p>　　此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。</p><p>　　大流量泵的工作壓力為</p><p>　　此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p>　　5.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升</p><p>　　由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱

51、與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)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</p><p>　　液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率</p><p>　　液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率</p><p>　　由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為</p><p>　　按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即&

52、lt;/p><p><b>　　C</b></p><p>　　其中傳熱系數(shù)K=15 W/（m2·C）。</p><p>　　設環(huán)境溫T2=25C，則熱平衡溫度為</p><p>　　C </p><p>　　油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面

53、積符合要求，不必設置冷卻器</p><p><b>　　結 論</b></p><p>　　一周的《液壓系統(tǒng)設計》在忙碌充實中度過了，通過這次液壓系統(tǒng)設計中，我基本掌握了一臺銑床的液壓系統(tǒng)的主要設計步驟及其原理。通過對液壓系統(tǒng)各個工作過程的詳細分析，對于液壓系統(tǒng)的了解有了長足進步。取得了不少的收獲。</p><p>　　課程設計使我們在課堂中所

54、學的理論知識得到了靈活運用的機會，使我們的設計能力得到了不小的提高。雖然，這次設計花了大量時間，查閱了不少資料，礙于初次設計及水平有限，肯定有一些不足之處，希望老師的批評指正，為以后在工作中有更好的設計努力！</p><p><b>　　參 考 文 獻</b></p><p>　　官中范主編《液壓傳動系統(tǒng)》（第二版）機械工業(yè)出版社出版；</p><

55、p>　　王積偉、章寵甲、黃誼主編．《液壓傳動》（第2版）．機械工業(yè)出版社；</p><p>　　席偉大光、楊光、李波主編．《機械設計課程設計》．高等教育出版社；</p><p>　　左鍵民主編《液壓與氣壓傳動》（第二版）機械工業(yè)出版社出版；</p><p>　　雷秀主編《液壓與氣壓傳動》機械工業(yè)出版社；</p><p>　　《機械設計師