順序動作液壓傳動系統(tǒng)及液壓缸設計 說明書

1、課程設計說明書課程設計說明書 課程名稱： 專業(yè)課程設計 題 目： 順序動作液壓傳動系統(tǒng)及液壓缸設計 學 院： 機電工程學院 系： 機械系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 105 班 學 號： 5901110176 學生姓名： 張順祥 起訖日期： 2013.12.9 2013.12.29 指導教師： 職稱： 教授 系分管主任： 審核日期： - 1 -目錄目錄第一章 課程設計的要求和內(nèi)容.- 3 -一、設計目的一、設計目的.- 3 -二、設計任務二、設計任務.- 3 -三、進度安排三、進度安排.- 3 -四、技術要求四、技術要求.- 3 -第二章 工況分析、計算.- 4 -一、動力分析

2、一、動力分析.- 4 -二、運動分析二、運動分析.- 5 -三、繪制負載圖、負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖三、繪制負載圖、負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖.- 5 -第三章 確定主要技術參數(shù) .- 7 -一、初選液壓缸壓力一、初選液壓缸壓力.- 7 -二、確定液壓缸主要尺寸二、確定液壓缸主要尺寸.- 7 -三、計算最大流量三、計算最大流量.- 9 -第四章 擬定系統(tǒng)原理圖.- 11 -一、速度控制回路的選擇一、速度控制回路的選擇.- 11 -二、速度換接回路的選擇二、速度換接回路的選擇.- 12 -三、油源的選擇和能耗的控制三、油源的選擇和能耗的控制.- 13 -四、組成完整液壓系統(tǒng)四、組成完整液壓系統(tǒng).- 1

3、5 -五、液壓系統(tǒng)工作原理五、液壓系統(tǒng)工作原理.- 16 - 2 -第五章 液壓元件的選擇 .- 17 -一、確定液壓泵及電動機規(guī)格一、確定液壓泵及電動機規(guī)格.- 17 -二、閥類元件和輔助元件的選擇二、閥類元件和輔助元件的選擇.- 19 -第六章 液壓系統(tǒng)性能驗算.- 21 -一、驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值一、驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值.- 21 -二、油液溫升驗算二、油液溫升驗算.- 24 -第七章 液壓缸的設計.- 25 -一、液壓缸基本尺寸的確定及校核一、液壓缸基本尺寸的確定及校核.- 25 -二、液壓缸的結構設計二、液壓缸的結構設計.- 27 -結語.- 30 -

4、參考文獻 .- 30 - 3 -第一章第一章 課程設計的要求和內(nèi)容課程設計的要求和內(nèi)容一、設計目的1、應用液壓傳動及控制課程及其相關的理論知識，進行液壓傳動及控制系統(tǒng)綜合設計實踐，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深、提高和擴展。2、在設計過程中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)學生設計技能，提高分析和解決實際問題的初步能力。3、通過設計，學生應在計算、繪圖和熟悉設計資料（包括設計手冊、產(chǎn)品樣本、標準和規(guī)范）以及進行設計估算等方面得到實際訓練。二、設計任務1、進行工況分析、計算，擬定液壓傳動系統(tǒng)；2、主要液壓元件的設計計算和選擇；3、液壓輔助裝置（油箱、

5、濾油器、蓄能器、管路等）的計算、設計或選擇；4、液壓傳動系統(tǒng)的驗算和校核；5、液壓傳動系統(tǒng)的繪制；6、液壓傳動系統(tǒng)部件裝配圖、零件圖的繪制；7、編寫設計計算說明書。三、進度安排第一周：設計準備、液壓傳動系統(tǒng)的設計與計算。第二周：液壓部件或零件裝配圖的設計及繪制。第三周：編寫設計計算說明書及答辯。四、技術要求設計順序動作液壓系統(tǒng)，要求：實現(xiàn)快進工進二工進快退停止的- 4 -動作循環(huán)。移動部件承受的總重力 G=6000N，一工進承受的外負載=8000N，1F二工進承受的外負載=15000N，快進行程=100mm，一工進行程 LN1=50mm，2FRL二工進行程 LN1=20mm，快進快退速度 VR

6、=3.6m/min，一工進速度 VN1= 0.06m/min，二工進速度 VN2= 0.04m/min，靜摩擦系數(shù)=0.25，動摩擦系數(shù)Sf=0.12。Df第二章第二章 工況分析、計算工況分析、計算一、動力分析一、動力分析在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計只考慮組合機床動力滑臺所受的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。（二）工作負載（二）工作負載工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，對于組合機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載與液壓缸的運動方向相反是為正值，方向相同為負值。工作負載可能是恒定值，也可能是隨時間變化的，其大小需要根據(jù)具體情況

7、進行計算，本設計的工作負載如下：一工進外負載：=8000N。1F二工進外負載：=15000N。2F快進、快退時外負載為 0。（2 2）阻力負載阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦力和動摩擦力兩部分。靜摩擦力：。NGF150025. 06000fsfs動摩擦力：。NGFDD72012. 06000ff（3 3）慣性負載慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺的最大移動速度和加速時間進行計算，假設往復加、減速時間最大為0.2s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為 3.6m/min，因此慣性負載可- 5 -表示為：。NF67.1832 .

8、 0606 . 381. 96000tvmm根據(jù)上述負載力計算結果，由公式（取）可得出液壓缸在mFF 9 . 0m各個工況下所受到的的負載力和液壓缸所需的推力情況，結果如表 1 所示。表表 1工況負載組成負載值 F/N液壓缸推力/NF啟動F=fsF15001666.67加速mfFFFD903.671004快進F=DFf720800一工進F=1fFFD87209688.89二工進F=2fFFD1572017466.67反向啟動F=fsF15001666.67加速mfFFFD903.671004快退F=DFf720800二、運動分析二、運動分析快進行程=100mm，一工進行程=50mm，二工進行程

9、=20mm，快RL1NL2NL進快退速度=3.6m/min，一工進速度= 0.06m/min，二工進速度= RV1NV2NV0.04m/min，三、繪制負載圖、負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖三、繪制負載圖、負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖根據(jù)表 1 計算結果，繪制組合機床動力滑臺系統(tǒng)的負載圖如圖 1 所示，負載循環(huán)圖如圖 2 所示。圖 2 表明，當組合機床動力滑臺系統(tǒng)處于第二次工作進給狀態(tài)時，負載力最大為 1766.67N，其他情況下負載力較小。- 6 -根據(jù)上述得到的數(shù)據(jù)，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖 3 所示。圖圖 1 1 負載圖負載圖圖圖 2 2 負載循環(huán)圖負載循環(huán)圖- 7 -圖 3 速度

10、循環(huán)圖第三章第三章 確定主要技術參數(shù)確定主要技術參數(shù)一、初選液壓缸壓力由圖 2 所示組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖表明，本次設計的動力滑臺液壓系統(tǒng)在第二次工進時負載最大，其值為 1766.67N，其他工況時負載較低，參考液壓系統(tǒng)經(jīng)典設計實例表 1-2 和表 1-3 按照載大小及應用場合來選擇工作壓力的方法，初選工作壓力=3Mpa。1p二、確定液壓缸主要尺寸二、確定液壓缸主要尺寸由于工作進給速度與快速運動的速度差別較大，且設計要求的快進、快退速度相等，從降低流量需求的角度考慮，采用單作用液壓缸的差動連接方式。利用差動連接液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油空的有利條件，采用活塞桿固定，而

11、液壓缸缸體隨滑臺運動的安裝形式。在這種情況下，液壓缸- 8 -設計成無桿腔的工作面積是有桿腔工作面積的 2 倍的形式，即活塞桿的直1A2A徑 d 與缸筒內(nèi)徑 D 呈 d=0.707D 的關系。工作過程中可能會因為負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖現(xiàn)象，因此在液壓缸的回油腔設置一定的背壓（通過設置背壓閥的方式） ，參考液壓系統(tǒng)經(jīng)典設計實例表 1-4 中所建議采用的執(zhí)行元件被壓力數(shù)值，選取背壓值為=0.6Mpa。2p快進是液壓缸雖然采用差動連接（即液壓缸的有桿腔和無桿腔均與液壓泵來油連接，如圖 4） ，但連接管路中仍不可避免的存在著壓降，且有桿腔的p壓力必須大于無 桿腔，參考液壓系統(tǒng)經(jīng)典設計實例

12、表 1-4，估算時取=0.5Mpa?？焱藭r液壓缸沒有背壓。p圖圖 4 4 差動連接示意圖差動連接示意圖工進時液壓缸的推力計算公式為：21112211mp2-pp-p）（AAAAFF式中：F負載力，N;液壓缸推力，N；F液壓缸機械效率；m液壓缸無桿腔有效作用面積，;1A2m液壓缸有桿腔有效作用面積，;2A2m液壓缸無桿腔壓力，取 3Mpa；1p液壓缸有桿腔壓力，取 0.6Mpa；2p因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔有效作用面積可計算為：- 9 -26211m006468. 01026 . 0-367.174662p-p）（FA液壓缸缸筒內(nèi)徑為：D=90.7556mm6110006469. 04)

13、4(A根據(jù)前述差動液壓缸缸筒與活塞桿直徑之間的關系 d=0.707D，可算出：d=0.707 90。5576=64.16mm。根據(jù) GB/T 2348-1993 對液壓缸缸筒直徑和活塞桿直徑的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑 D=90mm，活塞桿直徑 d=63mm。此時液壓缸兩腔有效面積分別為：0.0063617254)1090(42321DA2m=0.003244479841063-10904)d(23-23-222】）（）【（DA2m因此，可得液壓系統(tǒng)實際工作壓力為：=3.051587Mpa006361725. 0109 . 00032444798. 067.17466pp61221AAF三、

14、計算最大流量三、計算最大流量 組合機床工作臺在進過程中，液壓缸采用差動連接，此時有 q+=q+=， qRA v2RAv1因此，組合機床在快進是需要的流量為：=（0.00636-0.0032） 3.6=11.222L/minRAAvq21）（快進310組合機床在快退過程中液壓缸所需的流量為：=0.0032444=11.68L/minRA vq2快退3106 . 3組合機床在一工進時所需的流量為：=0.00636 0.06=0.3817L/min111vqNNA310組合機床在二工進時所需的流量為：=0.00636=0.254469L/min2qN21vNA31004. 0其中最大流量為快退是的流

15、量 11.68L/min。根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，結果如表 2 所示。- 10 -把表 2 中的計算結果繪成工況圖，結果如圖 5 所示。根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。表表 2工況推力/NF回油腔壓力/Mpa2p進油腔壓力/Mpa1p輸入流量q/(L/min)輸入功率P/kw計算公式啟動1666.

16、6701.55069加速10041.4424870.842487快進恒速8001.770450.77704511.2220.1453，=0.2121ppAAAFp5,qp1Pppp12一9688.890.61.8289970.38170.011635工進二17466.670.63.0515870.2544690.01294，1221ppAAF qp1P啟動1666.670.30.513694加速10040.30.8977快退恒速8000.30.834811.680.1621211ppAAF - 11 -圖圖 5 5 工況圖工況圖第 4 章 擬定系統(tǒng)原理圖根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析

17、，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。一、速度控制回路的選擇工況圖表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)

18、速。工作過程中中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。工進時存- 12 -在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。二、速度換接回路的選擇所設計的液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現(xiàn)差動連接，換向閥可選用一個三位五通電磁換向閥，或選用一個三位四通閥加一個兩位三通閥，如圖 6 所示。為了使結構簡單，且便于在間歇工作時手動調(diào)整工作臺的位置和在系統(tǒng)不工作時方便卸荷，選用一個三位

19、五通電磁換向閥并選用 M 型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由11.222 L/min 降 0.38 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊。為了實現(xiàn)兩次速度不同的工進，采用二位二通電磁閥進行速度換接，控制工作臺由第一次工進轉為第二次工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調(diào)整，如圖 7 所示。另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路，如圖 8 所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼

20、電器的行程終點轉換控制。圖圖 6 6 換向回路換向回路- 13 -圖圖 7 7 速度換接回路速度換接回路圖圖 8 8 切斷差動回路切斷差動回路三、油源的選擇和能耗的控制從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工1t進所需的時間分別為：2t- 14 - ssvlvltRR5 . 410006 . 31706010006 . 31006011svlvltNNNN8010006 . 3)6020(100006. 0506022112）（亦即=17，因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定12tt量泵作

21、為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用單個定量泵供油方式，液壓泵所輸出流量假設為液壓缸所需的最大流量 11.68L/min，如果忽略油路中所有壓力損失，液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率可估算為：=0.205kw601068.1110055. 1qp3-6max1快進P=3.56844kw601068.1110828997. 1qp3-6max1一工進P=0.594kw601068.111005. 3qp3-6max1二工進P=0.1kw601068.1110246578. 0qp3-6max1快退P可見，在整

22、個工作過程中，工進時消耗的功率最大。如果采用限壓式變量泵，則整個工作循環(huán)過程中所消耗的功率可估算為:=0.1973kw6010222.1110055. 1qp3-6max1快進P=0.011635469kw60103817. 010828997. 1qp3-6max1一工進P=0.129422338kw601025. 01005. 3qp3-6max1二工進P=0.1kw601068.1110246578. 0qp3-6max1快退P可見，與單個定量泵供油方式相比，如果采用限壓是變量泵供油的設計方案，在工進時系統(tǒng)所消耗的功率將大大降低。亦可采用雙聯(lián)泵供油，但本設計中流量很小，雙聯(lián)泵中小流量泵的

23、額定流量都比所需流量大，因此采用限壓式變量泵，盡管其 結構復雜、成本高、流量突變時沖擊較大，工作穩(wěn)定性差，但可節(jié)省資源。限壓式變量泵供油示意圖如圖 9 所示。- 15 -圖圖 9 9 限壓式變量泵供油限壓式變量泵供油四、組成完整液壓系統(tǒng)將上述所選定的的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作出必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖 10 所示，電磁閥和行程閥動作順序表如表 3 所示。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關，這樣只需一個壓力表即能觀察各壓力。為了提高系統(tǒng)精度，圖中增設了壓力繼電器 9，當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器

24、發(fā)出快退信號，操縱電磁換向閥 4 換向。表表 3 3 電磁閥和行程閥動作順序表電磁閥和行程閥動作順序表動作快進一工進二工進快退停止1YA+-2YA-+-3YA-+-行程閥右位左位左位左位右位- 16 -圖圖 1010 液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)原理圖五、液壓系統(tǒng)工作原理1、快進按下啟動按鈕，電磁鐵 1YA 通電，由泵輸出地壓力油經(jīng) 2 三位五通換向閥的左側，這時的主油路為：進油路：泵 單向閥 3 三位五通換向閥 4（1YA 得電）行程閥 11液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥 2（1YA 得電）單向閥 5行程閥3液壓缸左腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現(xiàn)差動快進，由于快進負載壓力小，系統(tǒng)壓

25、力低，變量泵輸出最大流量。2、一工進當滑臺快到預定位置時，擋塊壓下行程閥 11，切斷了該通路，電磁閥繼續(xù)通電，這時，壓力油只能經(jīng)過調(diào)速閥 6，電磁換向閥 8 進入液壓缸的左腔。由于減速時系統(tǒng)壓力升高，變量泵的輸出油量便自動減小，且與調(diào)速閥 4 開口向- 17 -適應，此時液控順序 2 打開，單向閥 5 關閉，切斷了液壓缸的差動連接油路，液壓缸右腔的回油經(jīng)背壓閥 1 流回油箱，這樣經(jīng)過調(diào)速閥就實現(xiàn)了液壓油的速度下降，從而實現(xiàn)減速，其主油路為：進油路：泵 單向閥 3三位五通換向閥 4（1YA 得電）調(diào)速閥 6電磁換向閥 8液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥 4液控順序閥 2背壓閥 1油箱

26、。3、二工進一工進終了時，擋塊還是壓下，行程開關使 3YA 通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經(jīng)調(diào)速閥 6 和 7 才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調(diào)速閥 15 的開口相適應，故進給量大小由調(diào)速閥 15 調(diào)節(jié)，其主油路為：進油路：泵 但向閥 3三位五通換向閥 2（1YA 得電）調(diào)速閥 6調(diào)速閥 7液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥 4液控順序閥 2背壓閥 1油箱。4、快退滑臺停留時間結束后，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁鐵 1YA、3YA 斷電，2YA 通電，這時三位五通換向閥 2 接通右位， ，因滑臺返回時的負載小，系統(tǒng)壓力下降，變量

27、泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵 但向閥 3三位五通換向閥 2（2YA 得電）液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄粏蜗蜷y 10三位五通換向閥 2（右位）油箱。5、原位停止當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使 2YA 斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經(jīng)換向 2 直接回油箱，泵在低壓下卸荷。系統(tǒng)圖的動作順序表如表 3 所示。第五章第五章 液壓元件的選擇液壓元件的選擇本設計所使用的液壓元件均為標準元件，因此只需確定個液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格、- 18 -一、確定液壓泵及電動機規(guī)格（一）計算液壓泵的最大工作壓力（一）計

28、算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用限壓式變量泵供油方式，液壓泵會根據(jù)需要自動調(diào)整輸出流量。根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失p0.8MPa ，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為 0.5MPa，則泵的最高工作壓力可估算為=3.051587+0.8+0.5=4.051587Mpa壓力繼電器pppp1P(2)(2)計算總流量計算總流量表 2 表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為 11

29、.68 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的 10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：min848.1268.111 . 1qpL據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，查閱機械設計手冊，選擇 YBX-ABN 型限壓是變量泵，其參數(shù)如表 4 所示。泵的最大排量為 16Ml/r，若取液壓泵的容積效率v=0.9，則當泵的轉速為額定轉速 1500r/min 時，液壓泵的最大輸出流量為min/241000150016qLP該流量能夠滿足液壓缸的需要。表表 4 4轉速/(r/min)型號最大排量/（mL/r）調(diào)壓范圍/Mpa驅動功率/kw額定最小最大YBX-A16L160.7-

30、1.80.915006002000 （三）確定電動機規(guī)格（三）確定電動機規(guī)格由于液壓缸在快推時輸入功率最大，這時液壓缸工作壓力為 0.8348MPa，選取進油路上的總壓力損失 0.5Mpa，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為 0.5MPa，則泵的最高工作壓力可估算為- 19 -pa8348. 15 . 05 . 08348. 0ppM液壓缸所需流量為 11.222L/min。取泵的總效率0.75p，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：kw45. 075. 060222.118348. 1qppppP根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，所選電動機參數(shù)如表 5 所示：表表 5

31、 5型號額定功率/kw滿載轉速/（r/min）額定轉矩/（N m）同步轉速/(r/min)凈重/kgY801-40.5513902.2150017二、閥類元件和輔助元件的選擇圖 10 所示的液壓原理圖中包含調(diào)速閥、換向閥、單向閥、行程閥、順序閥、背壓閥等閥類元件，也包括過濾器、壓力表開關、壓力繼電器等輔助元件。 （一）確定油管（一）確定油管圖 10 中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來確定，液壓缸進、出油的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量計算。由于液壓泵在選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油管路重新進行計算。結果如表 6 所示。表表 6 液

32、壓缸的進、出油流量和運動速度液壓缸的進、出油流量和運動速度流量、速度快進一工進二工進快退輸入流量/(L/min）1836.250032.000636.034.1200636.02111AAqAqp3817. 01q254469. 01q484.121pqq- 20 -排出流量/(L/min）84.1259.631836.250032.01122AqAq1947. 0006361725. 00032. 03817. 01122AqAq129779. 0006371725. 00032. 02545. 01122AqAq192666.250032444. 0484.1200636. 02112Aq

33、Aq運動速度/(L/min）9586. 30032. 000636. 0101 .273-211AAqvp06. 000636. 0103817. 03-112Aqv04. 000636. 0102545. 03-112Aqv96. 30032444. 010484.123-213Aqv由表 6 可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)表中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取 3m/s 時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連油管內(nèi)徑分別為：=13.3468，取標準值 16mm；vq2d160310192776.252d31=9.5，取標準值 10mm。vq2d26031034.122d3

34、1因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為和的無1610縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。（二）設計油箱（二）設計油箱 油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按 JB/T79381999 標準估算，取7時，求得其容積為=89.936LLV848.12

35、7qp容按 JB/T79381999 規(guī)定，取標準值 V=100L。( (三三) )過濾器過濾器- 21 -按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的 2 倍原則，取過濾器的流量為泵流量的 2,5 倍。由于所設計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有：min/2 .295 . 2484.125 . 2qqpL過濾器所選擇的的過濾器如表 7 所示表表 7 過濾器過濾器型號流量/(L/min)額定壓力/Mpa過濾精度/m初始壓降/Mpa重量/kgXU-32 200326.182000.064.35（四（四) )確定閥類元件確定閥類元件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件

36、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。表表 8 8 液壓元件規(guī)格及型號液壓元件規(guī)格及型號規(guī)格序號元件名稱估計流量q/L/min型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1背壓閥0,587FBF3-6B250.5-6.32順序閥0.587AXF3E10B630.5-16 0.33單向閥12.484CIT-03-35-503025 0.24三位五通換向閥2735D63M63160.55單向閥12.484CIT-03-35-503025 0.26調(diào)速閥0.5872FRM-20/66217調(diào)速閥0.5872FRM-20/66218電磁閥0.5872

37、2EB10H306.30.39壓力繼電器YF3E10B631610單向閥12.484CIT-03-35-503025 0.211行程閥2622C-63B636.3 0.2512壓力表開關KF-L8/14E35- 22 -第六章第六章 液壓系統(tǒng)性能驗算液壓系統(tǒng)性能驗算本次設計的系統(tǒng)為壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無迅速啟動、制動要求，不必進行沖擊驗算，進驗算系統(tǒng)壓力損失，并對系統(tǒng)進行溫升驗算。一、驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，只能先估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的

38、壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。（一）快進（一）快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表 2、表 6 可知，進油路上油液通過單向閥 3 的流量是 12.43L/min，通過電磁換向閥 4 的流量是 12.43L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量 25.1836L/min 通過行程閥 11 并進入無桿腔。如果額定流量下單向閥最大壓降為 0.2Mpa，電磁換向閥 4 的最大壓降為0,5Mpa，行程因此進油路上的總壓降為212423vqqpqqpqqpp）（）（）（額實額實額實 =222261836.2525. 06343.125 . 03043

39、.122 . 0）（）（）（ =0.0343344+0.01946+0.2345 =0.288Mpa此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸?；赜吐飞希簤焊子袟U腔中的油液通過電液換向閥 4 和單向閥 5 的流量都是 12.84L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥 11 流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力 p2 與無桿腔壓力 p1 之差。211242512vqqpqqpqqp-ppp）（）（）（額實額實額實 =222261836.2525. 06348.125 . 03048.122 . 0）（）（）（ =0.0343344+0.01946+0.2345 =0

40、.288Mpa- 23 -此值小于原估計值 0.5MPa，所以是偏安全的。（二）一工進（二）一工進一工進時，油液在進油路上通過電磁換向閥 4 的流量為 0.3817L/min，在調(diào)速閥 6 處的壓力損失為 0.5MPa，單向閥 3 的流量為 0.3817L/min，額定流量下壓力損失為 0.2Mpa。由表 6 可知，油液在回油路上通過換向閥 4 的流量是0.0162L/min，其額定流量下壓力損失為 0.5Mpa，在背壓閥 2 處的壓力損失為0.5MPa，通過順序閥 7 的流量為 0.1974L/min，其額定流量下壓力損失為0.2Mpa 因此這時液壓缸回油路的壓力損失為為 224212vpq

41、qpqqppp）（）（額實額實 =5 . 0631974. 05 . 0631974. 02 . 022）（）（ =0.5Mpa可見此值與估計值 0.6MPa 相近。進油路上的壓力損失為：21162423vqqppqqpqqpp）（）（）（額實額實額實 =222263817. 025. 05 . 0633817. 05 . 0303817. 02 . 0）（）（）（ =0.5Mpa（三）二工進（三）二工進二工進時，油液在進油路上通過電磁換向閥 4 的流量為 0.254469L/min，額定流量下壓力損失為 0.5Mpa，單向閥 3 的流量也為 0.3817L/min，額定流量下壓力損失為 0.

42、2Mpa。在調(diào)速閥 6 和 7 處的壓力損失都為 0.5MPa，由表 6 可知，油液在回油路上通過換向閥 4 的流量是 0.129776L/min，其額定流量下壓力損失為 0.5Mpa，在背壓閥 2 處的壓力損失為 0.5MPa，通過順序閥 7 的流量為0.129776L/min，其額定流量下壓力損失為 0.2Mpa 因此這時液壓缸回油路的壓力損失為 224212vpqqpqqppp）（）（額實額實- 24 - =5 . 063129779. 05 . 063129779. 02 . 022）（）（ =0.5Mpa可見此值與估計值 0.6MPa 相近。進油路上的壓力損失為：762423vppq

43、qpqqpp）（）（額實額實 =5 . 05 . 0633817. 05 . 0303817. 02 . 022）（）（ =1Mpa（四）快退（四）快退快退時，油液在進油路上通過單向閥 3 的流量為 12。848L/min，通過換向閥 12.848 的流量為 27.1L/min；油液在回油路上通過單向閥 10、換向閥 4 流量都是 25.4469L/min。因此進油路上總壓降為2423vqqpqqpp）（）（額實額實 =2263848.125 . 030848.122 . 0）（）（ =0.03668+0.02 =0.05668Mpa此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞峡倝航?/p>

44、為 24210vqqpqqpp）（）（額實額實 =2263192776.255 . 026192776.2525. 0）（）（ =0.2347+0.07995 =0.31465Mpa此值與表 2 的估計值 0.3 相近，故符合要求。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力pp應為 pa95438. 005668. 08977. 0pppv1pM此值遠小于估算值，因此液壓泵是合格的。- 25 -二、油液溫升驗算液壓傳動系統(tǒng)在工作時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量大多都轉化為熱能，使油液溫度升高，導致油液的粘度下降、油液變質(zhì)、機器零件變形等，影響系統(tǒng)的正常工作。由第四章第四節(jié)計算可知

45、，快進快退的時間=4.5s，工進時間=80s，工1t2t進過程在整個工作循環(huán)過程中所占的比例為94%5 . 48080ttt212因此，整個系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升可用工進時的發(fā)熱量來估算。一工進時的有效功率為：kw008. 0601006. 08000v3111NNNFP此時泵的輸入功率為：=0.01975kwppv1ppp1iqppqp）（NP33106075. 0100.38170.51.828997）（此時，發(fā)熱功率為=0.01975-0.008=0.01175kw11ii1NNPPH二工進時的有效功率為：kw01. 0601004. 015000v3222NNNFP此時溫升近似值為296

46、. 0685.3975.112501001175. 0323T此時泵的輸入功率為：=0.0229kwppv1ppp1iqppqp）（NP33106075. 0100.2544691051587. 3 ）（此時，發(fā)熱功率為=0.0229-0.01=0.0129kw22ii2NNPPH此時溫升近似值為624. 0685.399 .22250100229. 0323T溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)不需設置冷卻器。- 26 -第七章第七章 液壓缸的設計液壓缸的設計一、液壓缸基本尺寸的確定及校核（一）液壓缸壁厚和外徑的計算（一）液壓缸壁厚和外徑的計算由前面的計算可知，液壓缸內(nèi)徑 D=90mm。液壓缸的壁

47、厚由液壓缸的強度條件來計算。采用灰鑄鐵 HT200，其壁厚按薄壁圓筒公式計算 yp D2式中 液壓缸壁厚(m)； 液壓缸內(nèi)徑(m)；D 試驗壓力，取最大工作壓力的 1.5 倍（MPa） ；yp 缸筒材料的許用應力。無縫鋼管。 100MPamm210029035 . 1 液壓缸壁厚算出后，可求出缸體的外徑mm94229021DD按照工程機械標準液壓缸外徑尺寸系列3，所以取外徑為 108mm（二）活塞桿直徑和缸蓋螺栓的校核（二）活塞桿直徑和缸蓋螺栓的校核先活塞桿直徑，由前面的計算可知，活塞桿直徑 d=63mm。選 45 號鋼為其材料。用下式校核=7.2mm4 . 160067.1746644dF因

48、此合格。缸蓋螺栓直徑用下式校核- 27 -mmKF2 . 65 . 1355867.174665 . 12 . 5 z2 . 5ds用 M8，材料為 45 鋼的螺栓。（三）液壓缸工作行程的確定（三）液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定，參照液壓缸活塞行程參數(shù)系列選用工作行程為 180mm。（四）缸底厚度的確定（四）缸底厚度的確定本液壓缸采用平底缸蓋，缸蓋采用灰鑄鐵 HT200， 【】=60 且缸底有油孔60)014. 009. 0(09. 035 . 109. 0433. 0dp433. 0h0y】）【（DDDmm6 .11式中 h缸底有效厚度(m)；

49、D液壓缸內(nèi)徑(m)； 油孔直徑(m)。0d（5 5）最小導向長度的確定最小導向長度的確定最小導向長度由下式確定=54mm20180220DLH取 60mm。 （6 6）計算活塞寬度計算活塞寬度活塞寬度有下式確定B=0.6D=54mm取 60mm。（七）缸體長度（七）缸體長度液壓缸剛體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩短端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的 2030 倍。因此取缸體長度=403mm。（8）活塞桿穩(wěn)定性校核活塞桿長度與直徑之比，因此不需校核。10635 .571rl- 28 -二、液壓缸的結構設計（一）缸體與缸蓋的連接形式（一）缸體與缸蓋的連

50、接形式缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。主要連接形式有法蘭連接、螺紋連接、半環(huán)連接。法蘭連接的優(yōu)點有結構簡單、成本低，容易加工、便于裝拆，強度較大、能承受高壓，缺點有徑向尺寸較大，重量比螺紋連接的大，用鋼管焊上法蘭、工藝過程復雜些。螺紋連接優(yōu)點為外形尺寸小，重量較輕，其缺點缺點為端部結構復雜、工藝要求較高，裝拆時需用專用工具，擰端蓋時易損壞密封圈。半環(huán)連接的優(yōu)點為結構較簡單，加工裝配方便，缺點為外形尺寸大，缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒厚度比較各連接形式，本設計選取法蘭連接的形式。（二）活塞桿與活塞的連續(xù)結構（二）活塞桿與活塞的連續(xù)結構 活塞桿與活塞的連接結構有幾種常用的形式，分整體式結構和組合式結構。組合式結構又分螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。整體式結構的特點是結構簡單，適用于缸徑較小的液壓缸。螺紋連接的特點是結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。半環(huán)連接的特點結構簡單，裝拆方便，不易松動，但會出現(xiàn)軸向間隙。多應用在