液压系统课程设计(共15页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上测控技术基础之液压传动与控制 课程设计说明书设计题目： 液压传动与控制系统设计 半自动液压专用铣床液压系统设计 姓 名： 王冉 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 1班 学 号： 指导教师： 谭宗柒 2013年 6 月 6 日 至 2013年 6 月27 日 半自动液压专用铣床液压系统设计 1设计要求设计一台用成型铣刀在加工件上加工出成型面的液压专用铣床，工作循环：手工上料自动夹紧工作台快进铣削进给工作台快退夹具松开手工卸料。2设计参数工作台液压缸负载力（KN）：FL =2.8 夹紧液压缸负载力（KN）：Fc =4.8 工作台液压缸移动件重力（KN）：G=2.

2、8 夹紧液压缸负移动件重力（N）：Gc =35 工作台快进、快退速度（m/min）：V1=V3=4.5 夹紧液压缸行程（mm）：Lc=10 工作台工进速度（mm/min）：V2=45 夹紧液压缸运动时间（S）：tc=1工作台液压缸快进行程（mm）：L1=350 导轨面静摩擦系数：s=0.2工作台液压缸工进行程（mm）：L2=85 导轨面动摩擦系数：d=0.1工作台启动时间（S）：Dt=0.5 液压传动与控制系统设计一般包括以下内容：1、液压传动与控制系统设计基本内容：(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

3、算液压系统性能；(6) 编制技术文件。学生应完成的工作量：（打印稿和电子版各1份）(1) 液压系统原理图1张；(2) 设计计算说明书1份。（字数：25003000。）设计内容 1)夹紧缸 工作负载： 由于夹紧缸的工作对于系统的整体操作的影响不是很高，所以在系统的设计计算中把夹紧缸的工作过程简化为全程的匀速直线运动，所以不考虑夹紧缸的惯性负载等一些其他的因素。 2)工作台液压缸 工作负载极为切削阻力FL=2.8KN。 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： (1)静摩擦阻 (2)动摩擦阻力快进 工仅 快退 假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1.1所示。工况负载组成液压缸负载F/

4、N液压缸推力启动560622.2加速290322.2快进280311.1工进2800+2803422.2反向启动560622.2加速290322.2快退280311.1根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘出负载循环图F-t和速度循环图。如图1所示。 液压缸的选定1)夹紧缸根据负载选择液压缸的执行压力p=1MPa。 根据4中表2-4（GBT2348-80），D取100mm。根据稳定性校核LC/d10时，液压缸能满足稳定性条件，LC=10mm ，这里取d=40mm。液压缸的有效作用面积：有杆腔：无杆腔：此时实际工作压力为：，所以选取工作压力1MPa满足要求。2)工作台液压缸 所设计的动

5、力滑台在工进时负载最大，初选液压缸的工作压力P1=4MPa.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（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，选定背压为，而液压缸快退时背压取0.5Mpa由式得 则活塞直径 参考表2.4及表2.5，取标准值得。由此求得液压缸两腔的实际有效面积： 无杆腔： 有杆腔： 3)液压缸各运动阶段的压力，流量和功率 1)夹紧缸 （）回油路背压为0.5Mpa 夹紧时： ， 放松时： ，2)工作台液压缸快进时，液压缸无杆腔进油，压力为p1；有杆腔回油，压力为p2。快退时，液压缸有杆腔

6、进油，压力为p1；无杆腔回油，压力为p2。由于液压缸是差动连接，回油口到进油口之间的压力损失取。快退时，回油路的背压取0.5MPa，即。际工作压力为：，即选取工作压力4MPa满足要求 1)选择调速回路 由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发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。 2)供油方式 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，其相应的时间之比。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

7、度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。 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和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快进快退时回路流量较大，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)选择速度换向回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换向时的液压冲击，选用行程阀控制的换向回路。 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

8、力由油源中的溢流阀确定，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为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。 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。 1)计算工作液压缸的泵 (1)计算液压泵的最大工作压力 工作台液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力p1=MPa。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p=1MPa，则限压式变量泵的最高工作压力估算为： (2)计算液压泵的流量由表2.6可知，油源向液压缸输入的最大流量为q=642mL/s，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为

9、： 而工进时调速阀的稳定流量是4.69mL/s，所以泵的稳定输出流量不得小于工进时的流量。 (3)确定液压泵的规格 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取YBN-40M型限压式变量泵，额定转速1450m/min，最大流量为58L/min, 液压泵总效率,调压范围在，满足要求。 2)计算夹紧液压缸的泵 (1)计算液压泵的最大工作压力 由以上计算可知，夹紧液压缸在夹紧时工作压力最大，夹紧缸最大压力p2=0.95MPa。选取进油路上的总压力损失p=0.4MPa，则限压式变量泵的最高工作压力估算为： (2)计算液压泵的流量由以上计算可知，油源向液压缸输入的最大流量为，按10%的泄露来计算那么

10、泵的总流量为： (3)确定液压泵的规格 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取型叶片泵，额定转速1450r/min,容积效率，额定流量为4.64L/min，满足要求。3)电动机功率的确定把上述两液压泵双联由电动机一起带动，则工作液压缸在快退时输入功率最大，取进油路上的压力损失为0.5Mpa，则液压泵输出压力为1.53Mpa，又工作液压泵总效率，这是液压泵的驱动电动机的功率为： 根据此数值查阅产品样本，选用电动机Y90L-4型异步电动机，其额定功率为1.5kW，额定转速为1400r/min，型叶片泵输出流量为4.48L/min，仍能满足系统要求。(1)确定阀类元件及辅件根据系统的最高工

11、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所式。其中，溢流阀9按泵的额定流量选取，调速阀5选用Q-6B型，其最小稳定流量为0.03L/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规格型号额定流量额定压力额定压降1限压式变量泵-YB-40M-6.3-2液控顺序阀28.1XY63B636.30.33三位五通电液换向阀7035DYF3 -C10B806.30.34单向阀70100B1006.30.25调速阀1QF3-E6aB6.3 6.3-6 换向阀30.84SED2080-7单向阀29.

12、3100B1006.30.28背压阀1B10B106.3-9溢流阀5.1Y10B106.3-10单向阀27.9100B1006.30.211滤油器36.6XU-80200806.30.0212压力表开关-k-6B-13单向阀70100B1006.30.214压力继电器-PF-D8L-15叶片泵-6.04.8-5.1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，首选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。现取进回油管长l=2m,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退时回油流量=70

13、L/min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（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和油液在管道内流速同时带入沿程压力损失计算公式，并将已知数据带入后，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。和数值由表8和表9列出。滑台在快进工进和快退工况下的压力损失计算如下：5.1.1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

14、，油液通过单向阀10电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油回合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，使得出差动连接运动时的总的压力损失5.1.2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该值即为液压缸的回油腔压力，可见此值与初算时参考表4选取的背压基本相符。按表7

15、的公式重新计算液压缸的工作压力此略高于表7数值考略到压力继电器的可靠动作要求压差，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。5.1.3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算值，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在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96%，所以系统的发热与

16、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效功率由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即其中传热系数。设环境温度，则热平衡温度为油温在允许范围内，邮箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。 1 双联叶片泵2 三位五通电液换向阀3 行程阀4 调速阀5 单向阀6 单向阀7 液控顺序阀8 背压阀9 溢流阀10 单向阀11 滤油器12 压力表开关13 单向阀14 压力继电器结论经过几周的奋战我的课程设计终于完成了，在没有做这个课程设计以前觉得这

17、个课程设计只是对这三年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做设计发现自己的看法有点太片面。这次设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。在这次设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。我的心得也就这么多了，总之，不管学会的还是学

18、不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。在此要感谢我的指导老师对我悉心的指导，感谢老师给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分

19、体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。参考文献1 机械设计基础 主编：王世辉 重庆大学出版社 2005年。2 机械制造技术课程设计 主编：吴雄彪 浙江大学出版社 2005年。3 机械制造基础 主编：吴建修 机械工业出版社 2007年。4 机械制造技术基础 主编：黄健求 机械工业出版社 2006年。 （第一版，第二版）5 机械工程材料 主编：许德珠 高等教育出版社 2005年。6 机械制造技术 主编：朱正心 机械工业出版社 1999年。7 金属切削原理与刀具 主编：王晓霞 高等教育出版社 2009年。8 机械制图 主编：刘 力 高等教育出版社 2000年。9Pro/ENGINEER模具设计与Mastercam数控加工主编：何满才 人民邮电出版社 2006年。10液压与气压传动（第四版） 主编：左健民 机械工业出版社 2007年。11液压回路与系统 主编：刘延俊 化学工业出版社 2005年。12液压系统设计简明手册 主编：杨培元 机械工业出版社 2008年。专心-专注-专业