液壓傳動課程設計-臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng)

1、<p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　?。?016-2017學年第二學期）</p><p>　　課程名稱 液壓傳動與控制技術課程設計</p><p>　　設計題目 臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng) </p><p>　　院（系） 機

2、電 工 程 系</p><p>　　專業(yè)班級 14級機械設計制造及其自動化x班 </p><p>　　姓 名 陳瑞玲</p><p>　　學 號 20141032100 </p><p>　　地 點

3、教學樓B301 </p><p>　　時 間 2017年5月25日—2017年6月22日</p><p>　　成績： 指導老師：藍瑩 </p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　液壓傳動與控制技術課程設計任務書3</p>

4、<p><b>　　1．概述4</b></p><p>　　1.1 課程設計的目的4</p><p>　　1.2 課程設計的要求4</p><p>　　2. 液壓系統(tǒng)設計4</p><p>　　2.1 設計要求及工況分析4</p><p>　　2.1.1設計要求4&

5、lt;/p><p>　　2.1.2 負載與運動分析5</p><p>　　2.2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)7</p><p><b>　　小結(jié)17</b></p><p><b>　　參考文獻18</b></p><p>　　液壓傳動與控制技術課程設計任務書</p&g

6、t;<p><b>　　1．概述</b></p><p>　　1.1 課程設計的目的</p><p>　　本課程是機械設計制造及其自動化專業(yè)的主要專業(yè)基礎課和必修課，是在完成《液壓與氣壓傳動》課程理論教學以后所進行的重要實踐教學環(huán)節(jié)。本課程的學習目的在于使學生綜合運用《液壓與氣壓傳動》課程及其它先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際知識，進行液壓傳動的設計實踐，

7、使理論知識和生產(chǎn)實際知識緊密結(jié)合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。通過設計實際訓練，為后續(xù)專業(yè)課的學習、畢業(yè)設計及解決工程問題打下良好的基礎。</p><p>　　1.2 課程設計的要求</p><p>　　(1) 液壓傳動課程設計是一項全面的設計訓練，它不僅可以鞏固所學的理論知識，也可以為以后的設計工作打好基礎。在設計過程中必須嚴肅認真，刻苦鉆研，一絲不茍，精益求精。&

8、lt;/p><p>　　(2) 液壓傳動課程設計應在教師指導下獨立完成。教師的指導作用是指明設計思路，啟發(fā)學生獨立思考，解答疑難問題，按設計進度進行階段審查。</p><p>　　(3) 設計中要正確處理參考已有資料與創(chuàng)新的關系。任何設計都不能憑空想象出來，利用已有資料可以避免許多重復工作，加快設計進程，同時也是提高設計質(zhì)量的保證。另外任何新的設計任務又總有其特定的設計要求和具體工作條件。&l

9、t;/p><p>　　(4) 學生應按設計進程要求保質(zhì)保量的完成設計任務。</p><p>　　2. 液壓系統(tǒng)設計</p><p>　　液壓系統(tǒng)設計計算是液壓傳動課程設計的主要內(nèi)容，包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能等?，F(xiàn)以一臺臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統(tǒng)為例，介紹液壓系統(tǒng)的設計計算方法。<

10、;/p><p>　　2.1 設計要求及工況分析</p><p><b>　　2.1.1設計要求</b></p><p>　　要求設計的動力滑臺實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止。</p><p>　　主要性能參數(shù)與性能要求如下：</p><p>　　切削阻力FL=30468N；</

11、p><p>　　運動部件所受重力G=4900N；</p><p>　　快進、快退速度1= 3=0.5m/s，</p><p>　　工進速度2=0.92×10-3m/s；</p><p>　　快進行程L1=100mm，</p><p>　　工進行程L2=50mm；</p><p>　　往復運

12、動的加速時間Δt=0.2s；</p><p>　　動力滑臺采用平導軌：</p><p>　　靜摩擦系數(shù)μs=0.2，</p><p>　　動摩擦系數(shù)μd=0.1。</p><p>　　液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸，機械效率ηcm=0.9。</p><p>　　2.1.2 負載與運動分析</p><p&

13、gt;　　(1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=30468N。</p><p>　　(2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：</p><p>　　靜摩擦阻力 </p><p><b>　　動摩擦阻力 </b></p><p><b>　　(3) 慣性負載</b></p

14、><p><b>　　(4) 運動時間</b></p><p>　　快進 </p><p>　　工進 </p><p>　　快退 </p><p>　　液壓缸的機械效率ηcm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。

15、</p><p>　　表1液壓缸各階段的負載和推力</p><p>　　根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖1所示。</p><p>　　2.2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)</p><p>　　2.2.1初選液壓缸工作壓力</p><p>　　所設計的動力滑臺在工進時

16、負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。</p><p>　　2.2.2計算液壓缸主要尺寸</p><p>　　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。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。</p&g

17、t;<p>　　表2 按負載選擇工作壓力</p><p>　　表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力</p><p>　　表4 執(zhí)行元件背壓力</p><p>　　表5 按工作壓力選取d/D</p><p>　　表6 按速比要求確定d/D</p><p>　　注：1—無桿腔進油時活塞運動速度；</p>

18、;<p>　　2—有桿腔進油時活塞運動速度。</p><p><b>　　由式</b></p><p><b>　　得</b></p><p>　　則活塞直徑 </p><p>　　參考表5及表6，得d0.71D =77mm，圓整后取標準數(shù)值得 D=110mm， d=

19、80mm。</p><p>　　由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為</p><p>　　根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。</p><p>　　表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值</p><p>　　注：1. Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口

20、之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。</p><p>　　2． 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。</p><p>　　2.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p><b>　　1．選擇基本回路</b></p><p>　　(1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動

21、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(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。</p><p>　　(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，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qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2

22、)60；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。這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或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。</p><p>　　(3) 選擇

23、快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。</p><p>　　(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大（1/2=0.1/(0.92×10-3)110），為減少速度換接時的

24、液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。</p><p>　　(5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。</p><p><b>

25、　　2．組成液壓系統(tǒng)</b></p><p>　　將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3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6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求

26、較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。</p><p>　　2.4 計算和選擇液壓件</p><p>　　1．確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率</p><p>　　(1) 計算液壓泵的最大工作壓力</p><p>　　小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工

27、進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.96MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>　　大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的

28、總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>　　(2) 計算液壓泵的流量</p><p>　　由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為</p><p>　　考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.84×10-5 m3

29、/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為3.5L/min。</p><p>　　(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率</p><p>　　根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和

30、31L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為</p><p>　　由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為</p><p>　　根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。</p><p>　　2．確定其它元件及輔件&l

31、t;/p><p>　　(1) 確定閥類元件及輔件</p><p>　　根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，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。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。</p><p>　　表8液壓元件規(guī)格及型號</

32、p><p>　　*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。</p><p><b>　　(2) 確定油管</b></p><p>　　在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。</p><p>　　表9各工況實際運動速

33、度、時間和流量</p><p>　　表10允許流速推薦值</p><p>　　由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。</p><p>　　根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為</p><p>　　為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、

34、外徑28mm的10號冷拔鋼管。</p><p><b>　　(3) 確定油箱</b></p><p>　　油箱的容量按式估算，其中α為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F(xiàn)取α=6，得</p><p>　　2.5 驗算液壓系統(tǒng)性能</p><p>　　1．驗算系統(tǒng)壓力損失<

35、;/p><p>　　由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=110-4m2/s，油液的密度取=0.9174103kg/m3。</p><p>　　(1) 判斷流動狀態(tài)</p><p>　　在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流

36、量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)</p><p>　　也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。</p><p>　　(2) 計算系統(tǒng)壓力損失</p><p>　　將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)</p><p><b>　　和油液在

37、管道內(nèi)流速</b></p><p>　　同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得</p><p>　　可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。</p><p>　　在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算</p><p>　　各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式

38、計算</p><p>　　其中的pn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：</p><p><b>　　1．快進</b></p><p>　　滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路

39、上，壓力損失分別為</p><p>　　在回油路上，壓力損失分別為</p><p>　　將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失</p><p><b>　　2．工進</b></p><p>　　滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失

40、為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為</p><p><b>　　此值略小于估計值。</b></p><p>　　在回油路上總的壓力損失為</p><p>　　該值即為液壓

41、缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。</p><p>　　按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為</p><p><b>　　此略高于表7數(shù)值。</b></p><p>　　考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為</p><p>　　此值

42、與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p><b>　　3．快退</b></p><p>　　滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為</p><p>　　此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動

43、電動機的功率是足夠的。</p><p>　　在回油路上總的壓力損失為</p><p>　　此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。</p><p>　　大流量泵的工作壓力為</p><p>　　此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p>　　2．驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升</p><p&

44、gt;　　由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失</p><p>　　液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率</p><p>　　液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率</p><p>　　由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為</p>

45、<p>　　按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即</p><p>　　其中傳熱系數(shù)K=15 W/（m2·C）。</p><p>　　V: 油箱體積，當油箱的3個邊長之比在1:1:1 ~ 1:2:3范圍內(nèi)，且油位高占油箱高80%時，其散熱面積</p><p>　　設環(huán)境溫T2=25C，則熱平衡溫度為</p><p>　　油溫在

46、允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。</p><p><b>　　小結(jié)</b></p><p>　　通過這段時間的課程設計，認識到自己的很多不足，自己知識有很多盲點和漏洞，知識和實踐的差距很大，所以說，通過這次設計，我深刻的認識到理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。在這個過程中，遇到了一些困難，但是 通過和同學的討論和資料查找還是將這些難題解決了，學

47、習的熱情高漲。 </p><p>　　本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識還有就是數(shù)據(jù)計算和word文檔的處理。也是我們很好得將課本上的知識與實際結(jié)合起來，收獲頗多，特別是收集資料和信息的能力，這也是我們大學期間一次難得的機會，真是受益匪淺。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 左健民.&

48、#160;液壓與氣壓傳動（M）.北京：機械工業(yè)出版社，2005.8 </p><p>　　[2] 章宏甲. 液壓與氣壓傳動（M）.北京：機械工業(yè)出版社,  2005 </p><p>　　[3] 劉延俊. 液壓與氣壓傳動（M）.北京：機械工業(yè)出版社,  2005.12  

49、                    </p><p>　　[4] 徐灝主編.機械設計手冊（M）.北京：機械工業(yè)出版社，1991.9 </p><p>　　[5]

50、0;雷天覺主編.液壓工程手冊（M）. 北京：機械工業(yè)出版社，1992.7 </p><p>　　[6] 張利平.液壓站設計與使用（M）. 北京：海洋出版社，2004.7 </p><p>　　[7]崔嘵利,崔洪斌,趙霞.中文版AutoCAD工程制圖(2006版) . 北京: 清華大學出版社,2005.8