液壓與氣壓傳動課程設計

1、液壓與氣壓傳動課程設計說明書院 系 機械與汽車工程學院 班 級 機制1312 姓 名 無名氏 學 號 201311xxxx 指 導 老 師 鄔國秀 13目錄1、 設計要求及設計參數.3 1、設計要求.3 2、設計參數.32、 負載與運動分析.3 1、負載分析.3 A)夾緊缸.3 B)工作臺液壓缸.4 2、運動分析.4 3、負載圖F-t和速度圖v-t圖的繪制.53、 確定液壓系統(tǒng)主要參數.5 1、液壓缸的選定.5 A)夾緊缸.5 B)工作臺液壓缸.5 2、活塞桿穩(wěn)定性校核.7 3、液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率.7 A）夾緊缸.7 B）工作臺液壓缸.8 4、液壓缸的工況圖.94、 擬定液壓系

2、統(tǒng)原理圖.105、 液壓元件的選擇.11 1、確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率.11 2、選擇閥類元件及輔助元件.116、 液壓系統(tǒng)發(fā)熱與升溫的驗算.127、 結論 .13 8、 參考文獻.13一、設計要求及設計參數1設計要求設計一臺用成型銑刀在加工件上加工出成型面的液壓專用銑床，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。2設計參數設計參數如下：工作臺液壓缸負載力（KN）：FL=28KN                

3、    工作臺液壓缸移動件重力（KN）：G=1.5KN          工作臺快進、快退速度（m/min）：V1=V3=5.6m/min工作臺工進速度（mm/min）：V2 =45mm/min        工作臺液壓缸快進行程（mm）：L1 =250mm       工作臺液壓缸工進行程（mm）：L2 =70mm 

4、     工作臺啟動時間（S）：t=0.5 s 夾緊液壓缸負載力（KN）：FC=4.8KN夾緊液壓缸負移動件重力（N）：GC=55N 夾緊液壓缸行程（mm）：LC=10mm夾緊液壓缸運動時間（S）：tC=1s導軌面靜摩擦系數：C=0.2導軌面動摩擦系數：d=0.1FLFcGGcV1V2L1L2Lctc284.81.5555.645250701012、 負載與運動分析1、 負載分析A)夾緊缸 工作負載： 由于夾緊缸的工作對于系統(tǒng)的整體操作的影響不是很高，所以在系統(tǒng)的設計計算中把夾緊缸的工作過程簡化為全程的勻速直線運動，所以不考慮夾緊缸的

5、慣性負載等一些其他的因素。B)工作臺液壓缸1、工作負載 工作負載極為切削阻力FL=28KN。2、摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力： (1)靜摩擦阻力 (2)動摩擦阻力 3、 慣性負載 4、 運動時間 快進 工進 快退 假設液壓缸的機械效率，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所示。 表1 液壓缸各階段的負載和推力 工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力啟動300333.3加速178.57198.4快進150166.7工進2815031277.8反向啟動300333.3加速178.57198.4快退150166.72、 運動分析 手工上料加緊缸自動加緊工作臺快進工作臺切削進給工作臺快退

6、松開夾具卸料3、負載圖F-t和速度圖v-t圖的繪制三、確定液壓系統(tǒng)主要參數1、液壓缸的選定A)夾緊缸根據負載選擇液壓缸的執(zhí)行壓力p=1MPa。 根據GBT2348-1993規(guī)定,D取80mm。根據穩(wěn)定性校核LC/d<10時，液壓缸能滿足穩(wěn)定性條件，LC=10mm,這里取d=40mm。液壓缸的有效作用面積：有桿腔：無桿腔：此時實際工作壓力為：，所以選取工作壓力1MPa滿足要求。B)工作臺液壓缸 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa.表2 按負載選擇工作壓力負載/KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0

7、.811.522.533445表3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032 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。工進時為防止車銑時負載突然消失發(fā)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選定背壓為，而液壓缸快退時背壓取0.5Mpa由式得 則活塞直徑 參考表5及表6，取標準值得。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積： 無桿腔：23 22110.12.24125.04mDA-&

8、#180;=´=pp 有桿腔： 實際工作壓力為：，即選取工作壓力4MPa滿足要求。工進時采用調速閥調速，其穩(wěn)定流量，設計要求最低工進速度，經驗算合格。 表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.5

9、0.550.620.71 注：1無桿腔進油時活塞運動速度； 2有桿腔進油時活塞運動速度。2、活塞桿穩(wěn)定性校核A)夾緊缸由于夾緊缸的活塞桿直徑是利用穩(wěn)定性校核來計算的，所以不需要進行校核。 B)工作臺缸因為活塞桿的總行程為320mm，活塞桿的直徑是90mm，所以L/d=3.56<10，所以滿足穩(wěn)定性要求。3、 液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率A) 夾緊缸 （）回油路背壓為0.5Mpa 夾緊時： ，放松時： ，B)工作臺液壓缸分析可知，快進時，液壓缸無桿腔進油，壓力為p1；有桿腔回油，壓力為p2。 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1；無桿腔回油，壓力為p2。由于液壓缸是差動連接，回油口到

10、進油口之間的壓力損失取?？焱藭r，回油路的背壓取0.5MPa，即。表7 液壓缸各工作階段的壓力、流量和功率工作循環(huán)計算公式負載F/N回油背壓進油壓力輸入流量輸入功率P/W快進起動加速恒速198.4166.70.530.527 0.569 300工 進31277.80.8 2.56 23.424快退起動加速恒速198.4166.70.5 0.51.031.027 0.569 584.364、 液壓缸的工況圖 四、擬定液壓系統(tǒng)原理圖1、 供油方式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，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 ；其相應的時間之比。這

11、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1作為工作液壓缸油源，同時選用一定量泵作為夾緊缸油源。2、 調速回路 由工況圖可知，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)流調速回路。為有較好的低速平穩(wěn)性和速度負載特性，可選用調速閥調速，并在液壓缸回路上設置背壓。3、 速度換接回路由工況圖中的可知，當滑臺從快進轉為工進時，滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊。當滑臺由工進轉為快退時，回路中通過的流量很大進油路中通過，回油路中

12、通過。為了保證換向平穩(wěn)其見，宜采用換向時間可調的電液換向閥換接回路。由于這一回路換要實現液壓缸的差動連接，所以換向閥選擇五通的。4、差動回路為實現工作臺缸的快進的效果，在系統(tǒng)中設置一個差動回路。5、鎖緊回路夾緊回路中采用電磁換向閥，并在油路上安裝兩個液控單向閥。 當液壓缸處于夾緊狀態(tài)時，不會因為泄漏或外力的作用而移動。液壓系統(tǒng)原理圖詳見附圖此圖中，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。表8 元件動作順序表電磁鐵行程閥液壓缸工作循環(huán)夾緊缸夾緊快進工進快退夾緊缸放松1YA+2YA+3YA+4YA+行程閥下位下位上位上位下位五、液壓元件的選擇1、確定液壓泵的規(guī)格和電

13、動機的功率 (1)計算工作液壓缸的泵1）計算液壓泵的最大工作壓力 由表7可知，工作臺液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力p1=2.56MPa。如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=1MPa，則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為： 2)計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為q=569mL/s，按10%的泄露來計算那么泵的總流量為： 而工進時調速閥的穩(wěn)定流量是9.15mL/s，所以泵的穩(wěn)定輸出流量不得小于工進時的流量。3)確定液壓泵的規(guī)格 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，最后確定選取YBX-40型限壓式變量泵，額定轉速1450m/min，最大流量為58L

14、/min, 液壓泵總效率,調壓范圍在，滿足要求。（2）計算夾緊液壓缸的泵1）計算液壓泵的最大工作壓力 由以上計算可知，夾緊液壓缸在夾緊時工作壓力最大，夾緊缸最大壓力p2'=0.95MPa。選取進油路上的總壓力損失p=0.4MPa，則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為： 2)計算液壓泵的流量由以上計算可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為，按10%的泄露來計算那么泵的總流量為： 3)確定液壓泵的規(guī)格 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，最后確定選取型葉片泵，額定轉速1450r/min,容積效率，額定流量為4.64L/min，滿足要求。 （3）電動機功率的確定把上述兩液壓泵雙聯(lián)由電動機一起帶動，

15、則工作液壓缸在快退時輸入功率最大，取進油路上的壓力損失為0.5Mpa，則液壓泵輸出壓力為1.53Mpa，又工作液壓泵總效率，這是液壓泵的驅動電動機的功率為： 根據此數值查閱產品樣本，選用電動機Y90L-4型異步電動機，其額定功率為1.5kW，額定轉速為1400r/min，型葉片泵輸出流量為4.48L/min，仍能滿足系統(tǒng)要求。2、 選擇閥類元件及輔助元件 根據實際工作壓力以及流量大小即可選擇液壓元輔件（詳見附圖）。油箱容積取液壓泵流量的6倍，管道由元件連接尺寸確定。在系統(tǒng)管路布置確定以前，回路上壓力損失無法計算，以下僅對系統(tǒng)油液溫升進行驗算。6、 液壓系統(tǒng)發(fā)熱與升溫的驗算工進在整個工作循環(huán)過程中所占的時間比例達94%以上，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可按工進時的工況來計算。變量泵的工作壓力狀態(tài)壓力為3.56Mpa，輸出流量為10mL/s，經計算其輸入功率為 定量泵經換向閥中位直接缷荷，輸入功率忽略。工作液壓缸的有效功率為系統(tǒng)單位時間的發(fā)熱量為當油箱的高、寬、長比例在1：1：1到1：2：3范圍內，且油面高度為油箱高度的80時