液压传动课程设计..docx

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1、液压传动课程设计. 摘要 液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。 液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、

2、方向控制回路。 第一章液压传动设计任务 1.1设计任务 设计一台专用铣床，工作台要求完成快进工作进给快退停止的自动工作循环。铣床上工作台重量4000N，工件及家具重量1500N，铣削阻力最大为9000N,工作台快进、快退速度为4.4m/min,工作进给熟读为0.061m/min,往复运动加、 f=0.1,工作台减速时间为0.05s,工作台采用平导轨，静动摩擦分别为S f=0.2, d 快进行程为0.3m.，工进行程为0.1m,试设计该机床的液压系统。 1.2 设计目的 液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的; （1）巩固和深化已学知识，掌握液压系统设

3、计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力； （2）正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统； （3）熟悉并会运用有关的国家标准、行业标准、设计手册和产品样本等技术资料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。 第二章 负载与运动分析 (1)工作负载 对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载 即: F t =21000N (2)惯性负载 已知启动换向时间为0.05s ，工作台最大移动速度，即快进、快

4、退速度为4.2m/min ，因此惯性负载可表示为 N N t v F 3502 .0602 .410 10000m m =? =?= ( 3)阻力负载 导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为f F ，则 静摩擦阻力 N F fs 2000100002.0= = 动摩擦阻力 N F fd 1000100001.0= = 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率w =0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。 表1 液压缸在各工作阶段负载表（单位：N ） 第三章 负载图和速度图的绘制 根据负载计算

5、结果和已知的几个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1 （a ）所示，已知快进和快退速度m/min 2.431=v v ，快进行程l 1=100mm 工进行程l 2=20mm 、快退行程l 3=l 1+l 2=120mm ，工进速度mm/min 502=v 。 快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。 快进 ： s v t 43.160 2.410100l 3 1 11=?=- 工进 ： s v t 2460 05.01020l 3 2 22=?=- 快退 ： s s v l t 71.110002.412060333=? ?= 根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t ）

6、如图1(b),速度循环图（v-t ）如图1(c)所示。 图1 速度负载循环图 a)工作循环图 b)负载速度图 c)负载速度图 第四章 确定液压系统主要参数 4.1确定液压缸工作压力 由液压传动（第2版）表11-2和表11-3可知，组合机床液压系统在最大负载约为22000 N 时宜取P 1=4MP 。 4.2计算液压缸主要结构参数 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，A （无活塞）=2A （有活塞）即活塞杆直径d 与缸筒直径D 呈d=0.707D 的关系。 液压缸的回油腔应设置一定的背压(通

7、过设置背压阀的方式)，根据现代机械设备设计手册选取此背压值为P 2=0.8MPa 。 快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中有压降p ?存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取 p ?0.5MPa 。 快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值2p =0.6MPa 。 工进时液压缸的推力： 11221112/(/2)m F A p A p A p A p =-=-， 式中：F 负载力 m 液压缸机械效率 A 1液压缸无杆腔的有效作用面积 A 2液压缸有杆腔的有效作用面积 p 1液压缸无杆腔压力 p 2液压有无杆腔压力 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔

8、的有效作用面积可计算为 22 11679028 .049.022000 2 mm p p F A m =-=-= 液压缸缸筒直径为 mm A D 45.8641= mm 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=0.707D ，因此活塞杆直径为d=0.70789.46=63.32mm ，将这些直径圆整成就近标准值时得：D=110mm ，活塞杆直径为d=80mm 。 由此求得，液压缸两腔的实际有效面积分别为： 2 219503mm D A = 22224477-mm d D A =）（ 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 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

9、量为 ()min 1.21v -q 121L A A =?=快进 工作台在快退过程中所需要的流量为 min 8.18v q 32L A =?=快退 工作台在工进过程中所需要的流量为 q 工进 =A 1 v 工进=0.34L/min 表2 各工况下的主要参数值 注：m /F F =。 300 0.0860.124.5 25.24 P Q P 12.7 200 100 F/Q/P s/mm 0.1190.98 0.08 15.91 12.2 400 26.5 11.56 4.33 图2 组合机床液压缸工况图 第五章 液压系统方案设计 与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单

10、，成本低，节约能源，工作可靠。 5.1选用执行元件 为了实现快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A 1等于有杆腔面积A 2的两倍。 5.2 液压回路的选择 5.2.1选择调速回路 从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为44，而快进快退所需的时间1t 和工进所需的时间2t 分别为 ()()()()()s s v l v l t 14.310002.41206010002.41006033111=?+?=+= ()s s v l t 24100005.02060222=?

11、= 亦即是2t /1t =8因此从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。 宜选用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，但选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3所示。 图3 双泵供油油源 5.2.2选择快速运动和换向回路 本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进，即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接，所以它的快进快退换向回路采

12、用图4所示的形式。 图4 换向回路 5.2.3选择速度换接回路 所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y 型中位机能。 由组合机床液压缸工况图及前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由21.1L/min降0.475 L/min，滑台速度变化较大，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击。 选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运

13、动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。 图5 速度换接回路 5.3组成液压系统原理图 选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图6所示的液压系统图，在后面进行介绍。 第六章液压元件的选择 6.1确定液压泵 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。 6.1.1计算液压泵的最大工作压力 由于本设计采用双联泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向

14、液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。 对于调速阀进口节流调速回路，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.95MPa,由液压传动（第2版）选取进油路上的总压力损失为0.8MPa ，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为： ()MPa MPa P p 25.45.08.095.21=+= 由组合机床液压缸工况图2可知，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0.5M

15、Pa ，则大流量泵的最高工作压力为： ()MPa MPa P p 92.15.042.12=+= 6.1.2计算总流量 在整个工作循环过程中，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为21.1L/min ，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： min 21.23min 1.211.1L L q p =?= 工作进给时，输入液压缸流量约为0.475L/min ，但由于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3.475L/min 。 据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值查阅产品样本，选取PV2R12-6/26型双联叶片泵，

16、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n p =940r/min 时，液压泵的实际 输出流量为 ()min 1.27221.5min 10009.0960266L L q p =+=?+=）（ 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1.92MPa 、流量为23.21r/min 。取泵的总效率0.75p =，则液压泵驱动电动机所需的功率为： kW kW q p P p p p 99.075 .06021 .2392.1=?= = 根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率 kW P n 5.1

17、=，额定转速min 960r n n =。 6.2确定其它元件及辅助元件 6.2.1阀类元件及辅助元件 根据阀类元件及辅助元件系统油路的最高工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6所列。 表3 液压元件规格及型号 6.2.2 确定油管的直径 在选定了液压泵后，由于液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进、出流量，与原定数值不同，所以要重新计算的结果如表4所示。 表中数值说明，液压缸快进、快退速度与设计要求相近。这表明所选液压缸的型号、规格是适宜的。 表4 液压缸的进、出流量和运动速度 有杆腔相连的油管内径分别为： ()()() mm mm v q d 04.196010 31024.51223 6 =? = 取标准值20mm ； ()()()mm mm v q d 85.1360103101.27223 6 =?= 取标准值15mm 。 因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T23512022选用公称通径为20和15的无缝钢管。