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1、 液压与气压传动课程设计 说明书青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：液压与气压传动课程设计学 院：机电工程系专业班级：机械设计制造及其自动化 学 号： 20100201099学 生： 侯胜果指导老师： 周 燕青岛理工大学琴岛学院教务处 2012年12月28日液压与气压传动课程设计评阅书题目液压与气压传动课程设计学生姓名侯胜果学号20100201099指导教师评语及成绩指导教师签名： 年 月 日答辩评语及成绩答辩教师签名： 年 月 日教研室意见总成绩： 室主任签名： 年 月 日摘 要随着技术的发展，液压已经成为一种新型的动力源。由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系
2、统在换向方面可以达到较高的频率。不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。液压系统本身有较多的优点，比如：在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。但是液压传动对温度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。对铣削类组合机床，运用液压来控制运动循环，结构简单，所占空间小，而且能满足较大的切削负载要求。设计一台用成型铣刀加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件
3、，并能同时加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。机床的工作循环为：手工上料工件自动夹紧工作台快进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。关键词：液压系统 铣削机床 同步工作目 录摘 要I1设计任务12 液压回路的工况分析22.1 设计要求22.2负载与运动分析22.3 确定液压系统主要参数23 拟定液压系统原理图73.1选择基本回路73.2组成液压系统84 计算和选择液压件94.1 确定液压泵的规格和电动机功率104.2确定其它元件及辅件105 验算液压系统性能135.1 验算系统压力损失135.2 验算系统发热与温升15总 结17参考文献181设计任务随
4、着技术的发展，液压已经成为一种新型的动力源。由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系统在换向方面可以达到较高的频率。不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。液压系统本身有较多的优点，比如：在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。但是液压传动对温度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。对铣削类组合机床，运用液压来控制运动循环，结构简单，所占空间小
5、，而且能满足较大的切削负载要求。设计一台用成型铣刀加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。机床的工作循环为：手工上料工件自动夹紧工作台快进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。 2 液压回路的工况分析2.1 设计要求要求设计的组合机床实现的工作循环是：手工上料工件自动夹紧工作台快进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。主要性能参数与性能要求如下：运动部件总重，切削力;快进行程，工进行程；快进、快退速度,工进速度，启动时间；夹紧力,行程，夹紧时间。工作台导轨采用平导轨，导轨间静摩擦系数 ，
6、动摩擦系数，要求工作台能在任意位置上停留。2.2负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力。(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 动摩擦阻力 (3) 惯性负载(4) 运动时间: 快进 、工进 快退 设液压缸的机械效率，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2.1所列。2.3 确定液压系统主要参数1初选液压缸工作压力所设计的组合机床在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和相关资料，初选液压缸的工作压力。2计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失工
7、况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/启动加速快进工进反向启动加速快退发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表2.3选此背压为。表2.1 液压缸各阶段的负载和推力表2.2 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/0.811.522.5334455表2.3 执行元件背压力系统类型背压力/简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表2.5 按工作压力选取d/D工作压力/5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700
8、.7表2.6 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：无杆腔进油时活塞运动速度；有杆腔进油时活塞运动速度。 参考表2.5及表2.6，得，圆整后取标准数值得 ， 。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 的压力、流量和功率，如表2.7所列。表2.7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进启动0.76加速1,440,94恒速1,360.860.780,67工进1.94快退启动60000.8.加速36131,5.恒速3001.420.751.06注：快退时，液压缸有杆腔进油
9、，压力为，无杆腔回油，压力为。3 拟定液压系统原理图3.1选择基本回路(1) 选择调速回路 由以上可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比;其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1.2+1.8)/44.8=0.067在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工
10、作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用双泵供油回路。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用低压力大流量的定量泵和一个高压力小流量的的定量泵，如图2-1(a)所示。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液节流调速和双泵供油快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于使用普通连接方式，所以选用三位四通电液换向阀，如图2-1(b)所示。(4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（V1/
11、V2=0.1/(0.6710-3)149，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2-1(c)所示。图2-1 基本回路 (5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。图2-2 液压系统回路图3.2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图2-2所示。在图2-2中，为了解决滑台工进时进
12、、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。4 计算和选择液压件4.1 确定液压泵的规格和电动机功率(1) 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表2.7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的最高工作压力估算为大流量泵只在快
13、进和快退时向液压缸供油，由表2.7可见，快退时液压缸的工作压力为，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失，则大流量泵的最高工作压力估算为.(2) 计算液压泵的流量由表2.7可知，油源向液压缸输入的最大流量为 ，若取回路泄漏系数，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量为则小流量泵的流量最少应为。 (3) 确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取大流量泵为YB1-34定量叶片泵，排量为34mL/r，额定转速为,额定流量为92L/min；大流量泵为YB1-6定量叶片泵，排量为6mL/r，额定转速为940r/min，则液压泵的实际输出流量为
