車床滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計

車床滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計,車床滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計,車床,液壓,系統(tǒng),設(shè)計 東華理工大學長江學院畢業(yè)設(shè)計（論文） 扉頁 西安航空職業(yè)技術(shù)學院 畢業(yè)設(shè)計（論文） 課 題 名 稱： 車床滑臺液壓系統(tǒng) 專 業(yè) 班 級： 學 生 姓 名： 指 導 教 師： 二O一四 年 29 摘 要 作為現(xiàn)代機械設(shè)備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段，液壓技術(shù)在國民經(jīng)濟各領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。與其他傳動控制技術(shù)相比，液壓技術(shù)具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調(diào)速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過載保護﹑易于實現(xiàn)自動化和機電液一體化整合﹑系統(tǒng)設(shè)計制造和使用維護方便等多種顯著的技術(shù)優(yōu)勢，因而使其成為現(xiàn)代機械工程的基本技術(shù)構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術(shù)要素。 本課題研究的主要內(nèi)容是車床滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計。液壓系統(tǒng)的設(shè)計是整個機器設(shè)計的一部分，它的任務(wù)是根據(jù)機器的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后對液壓系統(tǒng)的主要性能進行驗算。 關(guān)鍵字：車床滑臺液壓系統(tǒng)；液壓系統(tǒng)； ABSTRACT 目 錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 1 緒 論 1 2 設(shè)計任務(wù)書 2 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計算 3 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設(shè)計要求分析 3 3.2 負載分析 4 3.2.1 工作負載 4 3.2.2 摩擦負載 5 3.2.3 慣性負載 5 3.2.4 液壓缸在各階段的負載值 5 3.2.5 負載圖與速度圖的繪制 6 3.3 液壓缸主要參數(shù)的確定 6 3.4 計算和確定液壓缸的主要尺寸 7 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 17 3.6液壓系統(tǒng)的工作原理 18 3.7 計算與選擇液壓元件 19 3.7.1 液壓泵及驅(qū)動電機計算與選定 19 3.7.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 21 3.7.3油管的選擇 21 3.7.4液壓系統(tǒng)的驗算 24 4 設(shè)計小結(jié) 28 致 謝 29 參考文獻 30 1 緒 論 本課題來源于生產(chǎn)實踐，液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，從而驅(qū)動工作機構(gòu)，實現(xiàn)直線往復運動和回轉(zhuǎn)運動。其中的液體稱為工作介質(zhì)，一般為礦物油，它的作用和機械傳動中的皮帶、傳動它是以液壓油為工作介質(zhì)，通過動力元件將原動機的機械能變?yōu)橐簤河偷膲毫︽湕l和齒輪等傳動元件相類似。液壓能，再通過控制元件，然后借助執(zhí)行元件將壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，驅(qū)動負載實現(xiàn)直線或回轉(zhuǎn)運動，且通過對控制元件擾動時，執(zhí)行元件的輸出量一般要偏離原有調(diào)定值，產(chǎn)生一定的誤差。液壓系統(tǒng)主要由：動力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質(zhì)等五部分組成。在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統(tǒng)，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。液壓傳動有許多突出的優(yōu)點，因此它的應(yīng)用非常廣泛。 未來社會是一個環(huán)保的，低污染，低消耗的社會，這就要求我們在改善液壓系統(tǒng)的技術(shù)方面下功夫，作為即將走進社會的我們更應(yīng)該關(guān)注新技術(shù)的應(yīng)用和開發(fā)。 2 設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計1車床滑臺液壓系統(tǒng)，(給定條件：軸向切削力12000N,工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進行程為300 mm，工進行程為100 mm,快進、快退速度4m/min,工進速度20-1000mm/min,往復運動加、減速時間0.5s,工作臺采用平導軌) 本題目為新課題，培養(yǎng)學生綜合應(yīng)用所學知識，結(jié)合實踐知識，初步具有設(shè)計一個中等復雜液壓系統(tǒng)的能力。 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計算 液壓系統(tǒng)設(shè)計是指組成一個新的能量傳遞系統(tǒng)，以完成一項專門的任務(wù)。系統(tǒng)功能原理設(shè)計是根據(jù)主機的工藝目的或用途、工作循環(huán)、負載條件和主要技術(shù)要求，通過配置執(zhí)行元件，負載分析、運動分析及編制執(zhí)行元件的工況圖，對同類主機及其傳動系統(tǒng)的分析比較，選擇設(shè)計參數(shù)，確定液壓系統(tǒng)的工作壓力、流量和執(zhí)行元件主要幾何參數(shù)等，擬定液壓系統(tǒng)方案和傳動系統(tǒng)原理圖，并對組成系統(tǒng)的各標準液壓元件輔件進行選型，最后對液壓系統(tǒng)的主要性能（壓力損失、發(fā)熱溫升等）進行驗算。 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設(shè)計要求分析 設(shè)計題目 設(shè)計工作循環(huán)為：快進→工進→快退→停止。 1.已知參數(shù) 設(shè)計一車床滑臺的液壓系統(tǒng)，實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力12000N,工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進行程為300 mm，工進行程為100 mm,快進、快退速度4m/min,工進速度20-1000mm/min,往復運動加、減速時間0.5s,工作臺采用平導軌 2 明確設(shè)計要求 該液壓系統(tǒng)的功率較大，空行程和加壓行程速度差異較大，因此要求功率利用合理。且該系統(tǒng)的壓制力較大，因此對于工作的平穩(wěn)性、安全性要求較大。 3 設(shè)計方案 根據(jù)已知參數(shù)和表2-1所示液壓系統(tǒng)工作臺的執(zhí)行元件為單桿活塞缸， 活塞桿 3.2 負載分析 3.2.1 工作負載 工作負載Fe 液壓缸的常見工作負載有重力、切削力、擠壓力等。阻力負載為正，超越負載為負。 工作臺重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，軸向切削力力F=FL=12000N 3.2.2 摩擦負載 假設(shè)靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1 3.2.3 慣性負載 慣性負載Fi 慣性負載時運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，其平均值可按下式計算 Fi =G/g*?v/?t (N) 式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s2 ?v=速度變化量， m/s2 ?t=啟動或制動時間，s 一般機械?t =0.1~0.5s， 3.2.4 液壓缸在各階段的負載值 （1） 查液壓缸的機械效率，可計算出液壓缸在各工作階段的負載情況，如下表表1所示： 表1 　液壓缸各階段的負載情況 工　況 負載計算公式 液壓缸負載 液壓缸推力/N 啟　　動 2700 3000 加　　速 2038.78 2265.31 快　　進 1350 1500 工　　進 12130 13477.78 快　　退 1350 1500 3.2.5 負載圖與速度圖的繪制 根據(jù)工況負載和以知速度和及行程S，可繪制負載圖和速度圖，如下圖（圖1、圖2）所示： 圖1(負載圖) 圖2（速度圖） 3.3 液壓缸主要參數(shù)的確定 （1）液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿的內(nèi)徑 表3-1 按負載選擇工作壓力[1] 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力[1] 機械類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械 工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 車床滑臺 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/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 ①初選系統(tǒng)壓力P=16Mpa 3.4 計算和確定液壓缸的主要尺寸 1 液壓缸缸徑的計算 內(nèi)徑D可按下列公式初步計算： 液壓缸的負載為推力 式（3-1） 式中F—液壓缸實際使用推力13477.78（N）(最大負載的情況下)； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設(shè)計中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=16MPa； 故根據(jù)實際需要，可能會超載，稍微取大一點，查缸筒內(nèi)徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為40mm。 液壓氣動系統(tǒng)及元件 缸內(nèi)徑及活塞桿外徑 標準編號：GB/T 2348-1993 表 GB/T 2348-1993 直徑系列 直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 ④根據(jù)下表3-1： 由于快進速度和快退速度相等，屬于差動連接， 可以得到d=0.707D, 代入計算并取標準直得d=28.107mm，根據(jù)標準系列，取d=28mm 2活塞寬度的確定 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）×40=（24-40）mm 取=32mm 3缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部的長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應(yīng)大于缸體內(nèi)徑的20-30倍。 即：缸體內(nèi)部長度快進行程L1=300mm，工進行程L2=100mm 總行程L= L1+ L2=400 mm 4缸筒壁厚的計算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時，必須進行強度校核。 當時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式為 式（3-2） 式中，—缸筒內(nèi)最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當時，一般取。 當時,按式（3-3）計算 (該設(shè)計采用無縫鋼管) 式（3-3） 根據(jù)缸徑查手冊預取=30 此時 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以： =161.5=24MP []=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計算為 滿足要求，就取壁厚為5mm。 5 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 A.活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 式中，為活塞桿上的作用力； 為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。 滿足要求 B.液壓缸穩(wěn)定性計算 活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當活塞桿的細長比時 b.當活塞桿的細長比時 式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關(guān)，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。 表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值 支承方式 支承說明 末端系數(shù) 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3-3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。 此設(shè)計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。 6缸筒壁厚的驗算 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4） 根據(jù)式（3-4）得到： 顯然，額定油壓==16MP，滿足條件； B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6） 先根據(jù)式（3-6）得到： =41.21 顯然，滿足條件； C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內(nèi)，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。 各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當額定壓力時 （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力： (MPa） 式（3-7） 因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3-7）得到： 至于耐壓試驗壓力應(yīng)為： 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內(nèi)徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸耐壓試驗壓力（）； —缸筒發(fā)生爆破時壓力（）； —缸筒材料抗拉強度（）； —缸筒材料的屈服強度（； —缸筒材料的彈性模量（）； —缸筒材料的泊桑系數(shù) 鋼材：=0.3 7缸筒的加工要求 缸筒內(nèi)徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨； 熱處理：調(diào)制，HB240； 缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半； 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 8法蘭設(shè)計 液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計選擇法蘭式端蓋 （缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進行計算： 式（3-8） 式中， -法蘭厚度（m）； —密封環(huán)內(nèi)經(jīng)d=40mm（m）； 密封環(huán)外徑（m）；=50mm 系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa 附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa； 螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm 密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm 法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa —法蘭受力總合力（m） 所以=13.2mm 為了安全取=14mm 9缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 連接圖如下： 圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-前端蓋；2-缸筒 螺栓強度根據(jù)下式計算： 螺紋處的拉應(yīng)力: (MPa) 式（3-9） 螺紋處的剪應(yīng)力 (MPa) 式（3-10） 合成應(yīng)力 (MPa) 式（3-11） 式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是 —螺紋預緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內(nèi)徑； —缸體螺紋外徑； —螺紋內(nèi)經(jīng)； —螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個數(shù)。 最大推力為： 使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12 根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應(yīng)力為： = 根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應(yīng)力為： 根據(jù)式（3-11）得到合成應(yīng)力為： ==367.6MPa 由以上運算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級為12.9級； 查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級合適。 10密封件的選用 A.對密封件的要求 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應(yīng)范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾取? 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內(nèi)泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調(diào)節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經(jīng)濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設(shè)計選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象； b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長； c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3-2 密封方式圖 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 擬定液壓系統(tǒng)圖 圖3-2液壓車床滑臺液壓系統(tǒng)原理圖 3.6液壓系統(tǒng)的工作原理 液壓缸的工作循環(huán)為止，現(xiàn)對各個狀態(tài)進行分析。 1)快速下行 電磁鐵2DT和3DT通電，電液換向閥6和電磁換向閥8均換至右工位，后者使液控單向閥9打開。此時液壓缸進回液路區(qū)暢通。 進油路：主液壓泵1 →電液換向閥6 → 單向閥13 → 液壓缸18上（無桿）腔； 回油路：液壓缸18下（有桿）腔 → 液控單向閥9 →電液換向閥6 → 油箱。此時液壓缸滑塊16因自重而快速下降，主液壓泵1全部流量尚不能滿足快速要求的流量，液壓缸18上腔形成局部真空，呈泵工況，油箱（置于液壓缸頂部）中油液在大氣壓力下經(jīng)液控充液閥（液控單向閥）14充入，避免了上述不利現(xiàn)象產(chǎn)生。 2)慢速接近工件和逐步加壓 擋鐵17壓下行程開關(guān)XK2時，電磁鐵3DT斷電，電磁換向閥8處于常態(tài)（圖示位置），液控單向閥9關(guān)閉，閥芯緊閉。 進油路：主液壓泵1 →電液換向閥6 → 單向閥13 →液壓缸18上腔； 回油路：液壓缸18下腔 → 順序閥10 → 電液換向閥6 → 油箱。順序閥10使下腔建立起背壓，滑塊靠自重不能下降，主液壓泵1供給的壓力油使之下行。這時上腔壓力升高，充液閥（液控單向閥）14關(guān)閉，活塞速度降低。當滑塊慢速接觸工件時，阻力（負載）急劇增加，主液壓泵1工作壓力急劇升高，排量自動減小，液壓缸活塞速度進一步降低，以極慢的速度對工件加壓。 4)快速回程 保壓結(jié)束后，時間繼電器發(fā)出信號使電磁鐵2DT斷電，1DT通電，電液換向閥6切至左位，同時進油路控制油液使充液閥（液控單向閥）14打開，為液壓缸18退回做好準備。這時： 進油路：主液壓泵1 → 電液換向閥6 → 液控單向閥9 → 液壓缸18下腔； 回油路：液壓缸18上腔 →充液閥（液控單向閥）14→ 油箱。 需要說明的是，電液換向閥6切至左位時，液壓缸18還未泄壓時，上腔壓力很高，卸荷閥11（帶阻尼孔）呈開放狀態(tài)，主液壓泵1的輸出油液經(jīng)此閥阻尼孔回油箱，這時主液壓泵1工作壓力較低，不足以使液壓缸回程，但可使充液閥（液控單向閥）14開啟，使液壓缸18上腔泄壓；當液壓缸上腔壓力降到定值時，卸荷閥11關(guān)閉，此時主液壓泵1才開始向液壓缸18下腔供液，液壓缸快速回程。 5)停止 液壓缸位于其反向行程末端時，擋鐵下壓行程開關(guān)XK1，電磁鐵1DT斷電，電液換向閥6處于中位，液壓缸被鎖而停止。主液壓泵1此時處于卸荷狀態(tài)。在使用中，可隨時手動控制1DT斷電，使液壓缸隨時處于停止狀態(tài)。 其工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表如表3-1所示。 表3-1液壓車床滑臺工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表 動作名稱 信號來源 換向滑閥工作狀態(tài) 電磁鐵動態(tài)狀態(tài) 電液換向閥6 電磁換向閥8 1DT 2DT 3DT 液 壓 缸 快速下行 2DT和3DT通電 右位 右位 + + 慢速加壓 擋鐵行程開關(guān)XK2，3DT斷電，4DT通電 右位 常態(tài) + 保壓延時 壓力繼電器12發(fā)出信號，2DT斷電 中位 — 快速回程 壓力繼電器12發(fā)出信號，1DT通電 左位 + 停止 行程開關(guān)XK1發(fā)出信號，1DT斷電 中位 — 3.7 計算與選擇液壓元件 3.7.1 液壓泵及驅(qū)動電機計算與選定 （1）、液壓泵的選擇 液壓泵的最高工作壓力計算 由工況圖4-1可以查得液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進階段，即由于進油路元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失估取為。則液壓泵的最高工作壓力為 所需的液壓泵最大供油量qp按液壓缸的最大輸入流量估算。取泄漏系數(shù)K=1.1則 qp=1.1* 18.4=20.24(L/min) 暫取泵的容積效率?v=0.90可算得泵的排量參考值為 Vg=1000qv/n?v=1000*20.24/1500*0.9=14.9mL/r 根據(jù)以上計算結(jié)果查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的25YCY14—1B壓力補償變量型斜盤式軸向柱塞泵，其額定壓力Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容積效率?v=0.92，qp=Vn?v=25*1500*0.92=34.5L/min，符合系統(tǒng)對流量的要求 （2）、電動機的選擇 固定設(shè)備的液壓系統(tǒng)，其液壓泵通常用電動機驅(qū)動。 根據(jù)算出的功率和液壓泵的轉(zhuǎn)速及其使用環(huán)境，從產(chǎn)品樣本或手冊中選定其型號規(guī)格[額定功率、轉(zhuǎn)速、電源、結(jié)構(gòu)形式（立式、臥式，開式、封閉式的等）]，并對其進行核算，以保證每個工作階段電動機的峰值超載量都低于25%。 由于液壓泵通常在空載下啟動，故對電動機的啟動轉(zhuǎn)矩沒有過高的要求，負荷變化比較平穩(wěn)，啟動次數(shù)不多，故可采用籠型三相異步電動機。但若液壓系統(tǒng)功率較大而電網(wǎng)容量不大時，可采用繞線轉(zhuǎn)子電動機。對于采用變頻調(diào)節(jié)流量方案的液壓泵，則應(yīng)采用變頻調(diào)速或電磁調(diào)速控制的交流異步電動機驅(qū)動液壓泵。 由工況圖知，最大功率出現(xiàn)在終壓階段t=0.395s時，由此時的液壓缸工作壓力和流量可算得此時液壓泵的最大理論功率 Pt=（p+?p）Kq=（8+0.5）*（1.1*4.7）/60=0.73Kw 取泵的總效率為?p=0.85，則算得液壓泵驅(qū)動功率為 Pp=Pt/?p=0.73/0.85=0.86Kw 查手冊，選用規(guī)格相近的Y90L1—4型封閉式三相異步電動機，轉(zhuǎn)速1440r/min，額定功率為1.5Kw。 按所選電動機轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵的最大實際流量為 大于計算所需流量20.24L/min,滿足使用要求。 3.7.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格和系統(tǒng)的工作情況，容易選擇系統(tǒng)的其他液壓元件，一并列入表8-1 序號 元件名稱 估計通過流量 型號 規(guī)格 1 斜盤式柱塞泵 25 25YCY14－1B 32Mpa，驅(qū)動功率24.6KN 2 WU網(wǎng)式濾油器 25 WU-25*180 15通徑，壓力損失0.01MPa 3 直動式溢流閥 12 YEF-10B 10通徑，32Mpa，板式聯(lián)接 4 背壓閥 63 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯(lián)接 5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B 6 三位四通電磁閥 60 34F3-Ea6B 6通徑，壓力31.5MPa 7 液控單向閥 40 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 8 調(diào)速閥 80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa 9 調(diào)速閥 80 QF3-E10B 10通徑，16MPa 10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa 11 壓力繼電器 － DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa 12 壓力表開關(guān) － KF3-E3B 32Mpa，6測點 13 油箱 14 液控單向閥 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 15 上液壓缸 16 下液壓缸 17 單向節(jié)流閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 18 單向單向閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 19 三位四通電磁換向閥 25 34EF30-E6B 6通徑，16MPa 20 減壓閥 40 JF3-10B 10通徑，板式連接 3.7.3油管的選擇 油管系統(tǒng)中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環(huán)境和工作壓力來正確選用。本設(shè)計中油管采用鋼管，因為本設(shè)計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設(shè)計在彎曲的地方可以用管接頭來實現(xiàn)彎曲。 尼龍管用在低壓系統(tǒng)；塑料管一般用在回油管用。 膠管用做聯(lián)接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。 1. 管接頭的選用： 管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯(lián)接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。 管接頭的種類很多，液壓系統(tǒng)中油管與管接頭的常見聯(lián)接方式有： 焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國際標準米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統(tǒng)；細牙螺紋密封性好，常用于高壓系統(tǒng)，但要求采用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也采用紫銅墊圈。 2.管道內(nèi)徑計算： （1） 式中 Q——通過管道內(nèi)的流量 v——管內(nèi)允許流速 ，見表： 表3.2：液壓系統(tǒng)各管道流速推薦值 油液流經(jīng)的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管 0.5～1.5 液壓系統(tǒng)壓油管道 3～6，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5～2.6 (1). 液壓泵壓油管道的內(nèi)徑： 取v=4m/s 根據(jù)《簡明手冊》P111查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm; 管接頭聯(lián)接螺紋M27×2。 (2) . 液壓泵回油管道的內(nèi)徑： 取v=2.4m/s d=21mm 根據(jù)《簡明手冊》P111查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm; 管接頭聯(lián)接螺紋M33×2。 3. 管道壁厚的計算 式中： p——管道內(nèi)最高工作壓力 Pa d——管道內(nèi)徑 m ——管道材料的許用應(yīng)力 Pa， ——管道材料的抗拉強度 Pa n——安全系數(shù)，對鋼管來說，時，取n=8；時， 取n=6； 時，取n=4。 根據(jù)上述的參數(shù)可以得到： 我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度=600MPa; (1). 液壓泵壓油管道的壁厚 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 3.7.4液壓系統(tǒng)的驗算 前述液壓系統(tǒng)的初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)的情況下進行的，當液壓系統(tǒng)原理圖，組成元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對設(shè)計的系統(tǒng)進行各項性能分析計算，其目的在于對液壓系統(tǒng)的設(shè)計質(zhì)量作出評價和評判，若出現(xiàn)問題，則應(yīng)對液壓系統(tǒng)某些不合理的設(shè)計進行修正或重新調(diào)整，或采取其他的必要的措施，性能驗算內(nèi)容一般包括壓力損失，效率，發(fā)熱與升溫，液壓沖擊等，對于較重要的系統(tǒng)，還應(yīng)對其動態(tài)性能進行驗算或計算機仿真。計算時通常只采用一些簡化公式以求得概略結(jié)果。 1、液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 上面已經(jīng)計算出該液壓系統(tǒng)中進，回油管的內(nèi)徑分別為20mm,25mm。 但是由于系統(tǒng)的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。（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50mm/s，進給時的最大流量為18.7L/min，則液壓油在管內(nèi)流速為 管道雷諾數(shù)為 ，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù) 進油管道BC的沿程壓力損失為 查得換向閥34EF30-E6B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，則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(chǎn)品樣本知換向閥23EF3B-E10B的壓力損失，換向閥34EF30-E10B的壓力損失，調(diào)速閥AQF3-E10B壓力損失。 回油路總壓力損失為 （3）變量泵出口處得壓力 （4）快進時的壓力損失?？爝M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390L/min，AC段管路的沿程壓力損失為 同樣可求管道AB段及AD段得沿程壓力損失和為 查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34EF30-E10B的壓力損失，23EF3B-E10B的壓力損失 據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明，無需修改原設(shè)計。 2、液壓系統(tǒng)效率η的估算 估算液壓系統(tǒng)效率η時，主要應(yīng)考慮液壓泵的總效率ηp、液壓執(zhí)行元件的總效率ηA及液壓回路的效率ηC。 η=ηPηCη 3、系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的發(fā)熱量，然后取其值進行分析。 當V=10mm/s時，即v=600mm/min 即q=7.4L/min 此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為20MP，則有 kw 此時的功率損失為： 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取， 油箱的散熱面積A為 系統(tǒng)的溫升為 油箱中溫度一般推薦30-50 所以驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。 4 設(shè)計小結(jié) 隨著大學四年生活的即將結(jié)束，我們業(yè)即將踏上建設(shè)祖國的征途。大學四年生活的點點滴滴都斗匯聚到這幾個月。經(jīng)過幾個月的苦戰(zhàn)我的畢業(yè)設(shè)計終于要完成了。在以前我們也做過設(shè)計，所以也就認為畢業(yè)設(shè)計沒有什么難的，只是對以前所學的知識的檢驗。但是真正做過了這次畢業(yè)設(shè)計以后我才發(fā)現(xiàn)原來我們以前做的并不能叫做設(shè)計，至少不那么規(guī)范。而對于即將作為社會的主人的我們這一點是必須的。以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次畢業(yè)設(shè)計，我才明白原來學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應(yīng)該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質(zhì)。 畢業(yè)設(shè)計是我們專業(yè)課程知識綜合應(yīng)用的訓練，是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程?！鼻Ю镏?，始于足下”,通過這次畢業(yè)設(shè)計，我深深體會到這句千古名言的真正含義，我今天認真的進行畢業(yè)設(shè)計，學會腳踏實地的邁開這一步，就是為明天能夠穩(wěn)健的在社會大潮奔跑打下堅實的基礎(chǔ)。 在這次設(shè)計過程中，體現(xiàn)出自己單獨設(shè)計的能力以及綜合運用知識的能力，體會了學以致用、突出自己勞動成果的喜悅心情，從中發(fā)現(xiàn)自己平時學習的不足和薄弱環(huán)節(jié)，從而加以彌補。 經(jīng)過了這么多的過程一個合格的設(shè)計過程才能交完成。通過這次設(shè)計我學到了很多東西，這不僅僅是知識層面上的，我們在做人上也要一步一個腳印，踏踏實實的。最后預祝我們在將來的人生中做一個合格的人。 致 謝 首先，我要感謝學校這3年來的培養(yǎng)，讓我有機會在更深的層次上進行學習。同時我要感謝3年來各位老師朋友對我的關(guān)心指導。在此我要特別感謝老師在畢業(yè)設(shè)計中對我的悉心指導。 在論文研究和撰寫過程中，本人得到了指導教師老師的悉心指導。在課題研究過程中，老師淵博的學識、踏實嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度以及精益求精的工作作風使我獲益匪淺。在生活中，老師認真負責的良師風范使我懂得了很多為人的道理。在此，謹向老師表示最衷心的感謝！ 感謝和我同組的各位同學，我們一起探討問題，一起解決問題，在整個設(shè)計過程中，他們給了我很大的鼓勵和支持。 感謝我的室友們，我們來自四面八方，是你們的友情支撐我走過了這漫長的四年。四年了，仿佛就在昨天。只是，只是我們以后也許在難相見了，沒關(guān)系，預祝大家前程似錦，珍重。我會記住我們在一起的美好時光。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，得到了很多多位同學們的支持與幫助，在此一并表示感謝，我們永遠是朋友，今生勿忘！ 參考文獻 [1]張利平.液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計及使用. 化學工業(yè)出版社，2004 [2]楊培元. 液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2008 [3]機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊第四卷.北京：機械工業(yè)出版社，2007 [4]王積偉.液壓與氣壓傳動.北京：北京出版社，2005 [5]張利平.液壓與氣壓技術(shù)速查手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2006 [6]張利平.現(xiàn)代液壓技術(shù)應(yīng)用220例.北京：化學工業(yè)出版社，2007 [7]王守成.液壓元件及選用.北京：化學工業(yè)出版社，2007 [8]鄧樂.液壓傳動.北京：北京郵電大學出版社，2010 [9]劉延俊.液壓元件使用指南.北京：化學工業(yè)出版社，2007 [10]Anthony Esposito.Fluid Power With Applications.New Jersey:Prentice-rlass.lnc.1980 [11]Rob Walter.Improring systems with accumulaters means big saeings. 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