液壓課程設計

1、液壓與氣壓傳動課程設計班級： 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號: 姓名： 聯系方式： 成績 ： 一題目及其要求1.某工廠設計一臺鉆鏜專用機床，要求孔的加工精度為TI6級。要求該液壓系統要完成的工作循環(huán)是：工作定位、夾緊動力頭快進工進終點停留動力頭快退工件松開、拔銷。該機床運動部件的重量為30000N，快進、快退速度為6m/min，工進的速度為20-120mm/min可無級調速，工作臺的最大行程為400mm，其中工進的總行程為150mm，工進時的最大軸向切削力為20000N，工作臺的導軌采用平軌支撐方式；夾緊缸和拔銷缸的行程都為25mm，夾緊力為12000-80000N之間可調，夾緊時間不大

2、于1秒鐘。2.設計要求1) 完成該液壓系統的工況分析、系統計算并最終完成該液壓系統工作原理圖的設計工作；2) 根據已經完成的液壓系統工作原理圖選擇標準液壓元件；3) 對上述液壓系統中的進給缸進行結構設計，完成該液壓缸的相關計算和部件裝配圖設計，并對其中的1-2非標零件進行零件圖的設計；4) 對上述液壓系統中的夾緊缸進行結構設計，完成該液壓缸的相關計算和部件裝配圖設計，其中的1-2非標零件進行零件圖設計。5) 對上述液壓系統中的液壓缸進行結構設計，完成該液壓缸中的油箱部件和電機液壓泵組件的相關計算和裝配設計，并對其中的1-2個非標零件進行零件圖的設計。二、系統工況分析與方案選擇1.工況分析根據已

3、知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖1-1所示。計算各階段的外負載，如下：液壓缸所受外負載F包括三中類型，即（1-1）式中工作負載，對于金屬鉆鏜專用機床，即為工進時的最大軸向切削力，為20000N；運動部件速度變化時的慣性負載；導軌摩擦阻力負載。啟動時為靜摩擦阻力，啟動后未動摩擦阻力，對于平導軌可由下式求得；G運動部件重力；垂直于導軌的工作負載，本設計中為零；F導軌摩擦系數，在本設計中取靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。則求得(1-2)上式中為靜摩擦阻力，為動摩擦阻力。式中g重力加速度；加速或減速的時間，一般，取。時間內的速度變化量。在本設計中根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負

4、載（見表1-1），并畫出如圖1-2所示的負載循環(huán)圖。圖1-1速度循環(huán)圖 圖1-2負載循環(huán)圖表1-1工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)外負載F(N)工作循環(huán)外負載F（N）啟動、加速8061N工進23000N快進3000N快退3000N2.擬定液壓系統原理圖（1）確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統宜選用雙泵供油或者變量泵供油。本設計采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。（2）夾緊回路的選擇采用二維四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應采用失電夾緊方式。為了實現加緊時間可調節(jié)和當進油路

5、壓力瞬時下降時仍然能保持夾緊力，接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓。為了實現夾緊力的大小可調和保持夾緊力的穩(wěn)定，在該回路中裝有減壓閥。（3）定位液壓缸與夾緊缸動作次序回路的選擇定位液壓缸和夾緊缸之間的動作次序采用單向順序閥來完成，并采用壓力繼電器發(fā)信號啟動工作臺液壓缸工作，以簡化電氣發(fā)信與控制系統，提高系統的可靠性。（4）調速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調速閥。根據鉆鏜類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定技術要求的特點，采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負

6、切削力的能力。（5）速度換接方式的選擇本設計采用電磁閥的快慢速度換接回路，它的特點是結構簡單、調節(jié)行程方便，閥的安裝也容易。最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組成圖1-3所示的液壓系統原理圖。圖1-3 液壓系統原理圖三.液壓元件的計算與產品選擇1.液壓缸的主要尺寸的確定（1）工作壓力的確定。工作壓力可根據負載大小及其機器的類型來初步確定，參閱表2-1取液壓缸工作壓力為4MPa。（2）計算液壓缸內徑D 和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F為23000N，按表2-2可取為0.5，為0.95,按表2-3，取d/D為0.7。將上述數據代入式(2-3)可得根據表2-4，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑；

7、活塞桿直徑d，按及表2-5，活塞桿直徑系列取d=90mm。按工作要求夾緊力由一個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應低于進給液壓缸的工作壓力，取油背壓力為，回油背壓力為零，為0.95，按式（2-3）可得按表2-4及表2-5液壓缸和活塞桿的尺寸系列，取夾緊液壓缸的D和d分別為100mm及70mm。本設計中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應選取液壓缸的實際面積，即由式（2-4）得最小有效面積因為滿足，故液壓缸能達到所需低速。（3）計算在各工作階段液壓缸所需的流量2.確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格（1） 泵的工作壓力的確定?？紤]到正常的工作中進油路有一定的壓力損

8、失，所以泵的工作壓力為式中液壓泵最大工作壓力；執(zhí)行元件最大工作壓力進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統可取0.2-0.5MPa，復雜系統取0.5-1.5MPa，本設計取0.5MPa。上述計算所得的是系統的靜態(tài)壓力，考慮到系統在各種工況的過度階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力應滿足。中低壓系統取最小值，高壓系統取最大值。在本設計中，（2） 泵的流量確定液壓泵的最大流量應為式中液壓泵的最大流量同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。系統泄露系數，一般取=1.1-1.3，本設計=1.2.（3） 選擇液壓泵的規(guī)格。根據以上算的和，查找相

9、關手冊，選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數為：每轉排量，泵的額定壓力，電動機的轉速，容積效率為，總效率。（4） 與液壓泵匹配的電動機的選定首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，去量著較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據。由于在慢進時泵輸出的流量減少，泵的效率急劇下降，一般當流量在0.2-1L/min范圍內時，可取 。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需要進行驗算，即（1-6）式中所選電動機額定功率；限壓式變量泵的限壓力；壓力為時，泵的輸出流量。首先計算快進的功率，快進的外負載為3000N，進油路的壓力損失定為0.3MPa，由式（1-4

10、）可得快進時所需電動機功率為查閱相關電動機類型標準，選用Y90L-4型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為1400r/min。根據產品樣本可查得YBX-25的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時流量為23.04L/min，工進時的流量為0.942L/min，壓力為3MPa，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，查得該曲線拐點處的流量為23L/min，壓力為2MPa，該工作點處對應的功率為所選電動機滿足式（1-6），拐點處能正常工作。3.液壓閥的選擇本液壓系統選定的液壓元件如下表1-2所示表1-2 液壓元件明細表序號元件名稱方案通過流量（L/min）1濾油器XU-B32*10028.82壓力

11、表開關KF3-EA10B3溢流閥JF3-10B84三位四通換向閥E10B24245二位四通換向閥24EF3-E10B7.56保壓閥DP1-63B247單向節(jié)流閥LA-F10D-B-19.48壓力繼電器DP1-63B7.59三位四通換向閥AF3-EA10B7.510單向調速閥24EF3-E10B7.511二位三通換向閥AXF3-E10B7.512液壓泵YBX-2528.87.51. 確定管道尺寸油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定。綜合諸元素，現取有關的內徑d為12mm，參照YBX-25變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為28mm。2. 液壓油箱容積的確定本設計為中低液壓系統，液壓

12、油箱有效容量按泵的流量的5-7倍來確定，選取用容量為160L的郵箱。四.主要部件的結構特點分析與強度校核計算1.液壓缸工作壓力的確定液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。設計時，可用類比法來確定。在本系統設計中，由于該系統屬于組合機床液壓系統，故液壓缸工作壓力通常為4MPa。2.液壓缸內徑D 和活塞桿直徑d的確定由公式,又由得,夾緊缸：,d=54.8mm按照液壓缸內徑和活塞桿直徑系列取得D=100mm，d=63mm液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積，顯然有效面積，故可以滿足最小穩(wěn)定速度的要求。3.液壓

13、缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚有液壓缸的強度條件來計算。由公式得故即可求出缸體的外徑，根據無縫鋼管標準選取D=120mm4.液壓缸工作行程的確定根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表2-6中的系列尺寸可選得進給液壓缸工作行程H=500mm。5.缸蓋厚度的確定選取無孔的平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求用下面公式進行近似計算得故取t=35mm6.最小導向長度的確定對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求故可得夾緊缸最小導向長度活塞寬度B一般由公式得進給缸活塞寬度；當液壓缸內徑D80mm時，活塞桿滑動支撐面的長度，故3. 缸體長度的確定一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20-30倍，即缸

14、體長度根據該液壓系統最大行程并考慮活塞的寬度選取L=590mm。4. 活塞桿穩(wěn)定性的驗算由于該進給液壓缸支撐長度，故不需考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性和進行驗算。五.液壓系統驗算已知該液壓系統中進、回油管的內徑均為12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m，AD=1.7m，AC=1.7m，DE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到有的最低溫度為15時該液壓油的運動黏度，油的密度。1. 壓力損失的驗算（1）工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為0.12m/min，進給時的最大流量為0.942L/min，則液壓油在管內流速為管道流動雷諾系數Re1為Re12300，可見油液在管道內流態(tài)為

15、層流，其沿程阻力系數為：進油管道BC的沿程壓力損失為查得換向閥的壓力損失忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，剛進油路總壓力損失為(2)工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則回油管道的沿程壓力損失為：查產品得知換向閥34EF30-E10B的壓力損失，換向閥34EW30-E10B的壓力損失為，調速閥AQF3-E10B的壓力損失為。回油路總壓力損失為為（3）變量泵出口處的壓力Pa為（4）快進時的壓力損失快進時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即為46L/min，AC段管路的沿程壓力損失為同樣可求得管道AB段及AD段的沿程壓力損失和為 上述驗算表明，無需修改原計劃。