液壓傳動課程設計報告

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1、 課程設計說明書 （2016-2017學年第二學期） 課程名稱 液壓傳動與控制技術課程設計 設計題目 臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統 院（系） 機 電 工 程 系 專業(yè)班級 14級機械設計制造及其自動化x班 姓 名 陳瑞玲 學 號 20141032100 地 點 教學樓B301 時 間 2017年5月25日—2017年6月22日

2、 成績： 指導老師：藍瑩 目 錄 液壓傳動與控制技術課程設計任務書 3 1．概述 3 1.1 課程設計的目的 3 1.2 課程設計的要求 3 2. 液壓系統設計 3 2.1 設計要求及工況分析 3 2.1.1設計要求 3 2.1.2 負載與運動分析 3 2.2 確定液壓系統主要參數 3 小結 3 參考文獻 3 液壓傳動與控制技術課程設計任務書 課程編號 020869 課程名稱 液壓傳動與控制技術課程設計

3、 學時 16 實施地點 教學樓B301 班級 14級機械專業(yè)02班 人數 41 起止時間 2017.05.25至2017.06.22 形式 √集中 □分散 指導教師 藍瑩 論文 （設計） 進度 安排 2017.05.25日：閱讀、研究設計任務書，明確設計內容和要求，了解原始數據和工作條件；收集有關資料并進一步熟悉課題。 2017.06.08日：明確設計要求進行工況分析；確定液壓系統主要參數。 2017.06.13日：擬定液壓系統原理圖。 2017.06.22日：計算和選擇液壓件；驗算液壓系統性能；。 論文 （設計） 內容 設計題目： 臥式組

4、合鉆床動力滑臺液壓系統 設計主要內容： 設計的動力滑臺實現的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止 主要性能參數與性能要求如下： 切削阻力FL=30468N； 運動部件所受重力G=4900N 快進、快退速度1= 3=0.05m/s 工進速度：2=0.9210-3m/s； 快進行程L1=100mm， 工進行程L2=50mm； 往復運動的加速時間Δt=0.2s； 動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數μs=0.2，動摩擦系數μd=0.1。 液壓系統執(zhí)行元件選為液壓缸，機械效率ηcm=0.9。 要求 (包括紀律要求和報告書要求) (1) 明確設計要求進行工況分析； (2)

5、確定液壓系統主要參數； (3) 擬定液壓系統原理圖； (4) 計算和選擇液壓件； (5) 驗算液壓系統性能； (6) 液壓系統原理圖； (7) 設計計算說明書。 要求：勤奮自覺、獨立多思、耐心細致、交流合作。 1．概述 1.1 課程設計的目的 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實際知識，進行液壓傳動的設計實踐，使理論知識和生產實際知識緊密結合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。通

6、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。 1.2 課程設計的要求 (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。 (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。 (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量的保證。另外任何新的設計任務又總有其特定的

7、設計要求和具體工作條件。 (4) 學生應按設計進程要求保質保量的完成設計任務。 2. 液壓系統設計 液壓系統設計計算是液壓傳動課程設計的主要內容，包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統主要參數、擬定液壓系統原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統性能等?，F以一臺臥式組合鉆床動力滑臺液壓系統為例，介紹液壓系統的設計計算方法。 2.1 設計要求及工況分析 2.1.1設計要求 要求設計的動力滑臺實現的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止。 主要性能參數與性能要求如下： 切削阻力FL=30468N； 運動部件所受重力G=4900N； 快進、快退速度1= 3=0.5m

8、/s， 工進速度2=0.9210-3m/s； 快進行程L1=100mm， 工進行程L2=50mm； 往復運動的加速時間Δt=0.2s； 動力滑臺采用平導軌： 靜摩擦系數μs=0.2， 動摩擦系數μd=0.1。 液壓系統執(zhí)行元件選為液壓缸，機械效率ηcm=0.9。 2.1.2 負載與運動分析 (1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=30468N。 (2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力： 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3) 慣性負載 (4) 運動時間 快進 工進 快

9、退 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。 表1液壓缸各階段的負載和推力 工況 負載組成 液壓缸負載F/N 液壓缸推力F0=F/ηcm/N 啟 動 980 1089 加 速 615 683 快 進 490 544 工 進 30958 34398 反向啟動 980 1089 加 速 915 1017 快 退 490 544 根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循

10、環(huán)圖-t，如圖1所示。 2.2 確定液壓系統主要參數 2.2.1初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，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。 2.2.2計算液壓缸主要尺寸 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)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。 表2 按負載選擇工作壓力 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作

11、壓力/MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3 各種機械常用的系統工作壓力 機械類型 機 床 農業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 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 表4 執(zhí)行元件背壓力 系統類型 背壓力/MPa 簡單系統或輕載節(jié)流調速系統 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路

12、 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表5 按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 表6 按速比要求確定d/D 2/1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注：1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。 由式 得 則活塞直徑

13、 mm 108 m 108 . 0 m 10 92 4 4 4 1 = = = = - p p A D 參考表5及表6，得d0.71D =77mm，圓整后取標準數值得 D=110mm， d=80mm。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 根據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。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa 進油腔壓力 p1/MPa 輸入流量 q

14、10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 1089 — 0.43 — — 加速 683 p1+Δp 0.77 — — 恒速 544 p1+Δp 0.66 0.5 0.33 工進 34398 0.6 3.95 0.8410-2 0.033 快退 啟動 1089 — 0.49 — — 加速 683 0.5 1.45 — — 恒速 544 0.5 1.31 0.45 0.59 注：1. Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=

15、0.5MPa。 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。 2.3 擬定液壓系統原理圖 1．選擇基本回路 圖2 液壓缸工況圖 (1) 選擇調速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統功率較小，滑臺運動速度低，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。由于系統選用節(jié)流調速方式，系統必然為開式循環(huán)系統。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，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

16、=0.5/(0.8410-2)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快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵方案，如圖2a所示。 (3) 選擇快速運動和換向回路 本系統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快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓

17、沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。 (4) 選擇速度換接回路 由于本系統滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（1/2=0.1/(0.9210-3)110），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。 (5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調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定，無需另設調壓回路。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。 圖2 選擇的基本回路 2．組成液壓系統

18、 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，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 圖3 整理后的液壓系統原理圖 回油箱，導致空氣進入系統，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，系統壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 2.4 計算和選擇液壓件 1．確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 (1) 計算液壓泵的最大工

19、作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.96MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，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Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 ( ) MPa 05 . 5 MPa 5 . 0 6 . 0 95 . 3 e 1 1 p = + + = D + D + p p 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=1.43MP

20、a，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 ( ) MPa 75 . 1 MPa 3 . 0 45 . 1 1 2 p = + = D + p p p (2) 計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.510-3 m3/s ，若取回路泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.8410-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應

21、為3.5L/min。 (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，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，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和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 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，這時液壓泵的驅動電動機功率為 根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為940r/min。

22、 2．確定其它元件及輔件 (1) 確定閥類元件及輔件 根據系統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，小于本系統工進時的流量0.5L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 雙聯葉片泵 — PV2R12-6/33 5.1/27.9* 16 — 2 三位五通電液換向閥

23、70 35DY—100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C—100BH 100 6.3 0.3 4 調速閥 <1 Q—6B 6 6.3 — 5 單向閥 70 I—100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I—100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 28.1 XY—63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 <1 B—10B 10 6.3 — 9 溢流閥 5.1 Y—10B 10 6.3 — 10 單向閥 27.9 I—100B 100

24、 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU—80200 80 6.3 0.02 12 壓力表開關 — K—6B — — — 13 單向閥 70 I—100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 — PF—B8L — 14 — *注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。 (2) 確定油管 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，與原定數值不同，重新計算的結果如表9所列。 表9各工況實際運動速度、時間和流量 快進 工進 快退

25、 表10允許流速推薦值 管道 推薦流速/(m/s) 吸油管道 0. 5～1.5，一般取1以下 壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1. 5～3 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。 根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取=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徑分別為 為了統一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。 (3) 確定油箱 油箱的容量按式估算，其中α為經驗系數，低壓系統，α=2～4；中壓系統，α=5～7；高

26、壓系統，α=6～12?，F取α=6，得 2.5 驗算液壓系統性能 1．驗算系統壓力損失 由于系統管路布置尚未確定，所以只能估算系統壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F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r=0.9174103kg/m3。 (1) 判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流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 也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（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

27、為層流。 (2) 計算系統壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數 和油液在管道內流速 同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數據代入后，得 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。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算 其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數值由表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： 1．快進 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

28、行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 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 2．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為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 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.6

29、6MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。 按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 MPa 93 . 3 MPa 10 10 95 10 7 . 44 10 66 . 0 34398 6 4 4 6 1 2 2 0 1 = + = + = - - A A p F p 此略高于表7數值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為 MPa 93 . 4 5 . 0 5 . 0 93 . 3 e i 1 1

30、p = + + = D + D + = p p p p 此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。 3．快退 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 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 此值與表7的數值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 MPa 98 . 3 048 . 0 93 . 3 1 2 p = +

31、 = D + = i p p p 此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。 2．驗算系統發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統的發(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 液壓系統的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 W 99 . 557 W 8 . 0 60 10 9 . 27 10 0588 . 0 60 10 1 . 5 10 93 . 4 3 6 3 6 p 2 p 2 p 1 p 1 p

32、 r = + = + = - - h q p q p P 液壓系統輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 W 243 . 27 W 10 88 . 0 30958 3 2 c = = = - u F P 由此可計算出系統的發(fā)熱功率為 ( ) W 75 . 530 24 . 27 99 . 557 c r = - = - = P P H 按式計算工進時系統中的油液溫升，即 536. 7 D = =

33、 = 14.93 K V 2 3 2 3 0 . 065 0 . 065 15 220 H T 其中傳熱系數K=15 W/（m2C）。 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，且油位高占油箱高80%時，其散熱面積 設環(huán)境溫T2=25C，則熱平衡溫度為 油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。

34、 小結 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，學習的熱情高漲。 本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識還有就是數據計算和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。

35、 參考文獻 [1]左健民.液壓與氣壓傳動（M）.北京：機械工業(yè)出版社，2005.8 [2]章宏甲.液壓與氣壓傳動（M）.北京：機械工業(yè)出版社,2005 [3]劉延俊.液壓與氣壓傳動（M）.北京：機械工業(yè)出版社,2005.12 [4]徐灝主編.機械設計手冊（M）.北京：機械工業(yè)出版社，1991.9 [5]雷天覺主編.液壓工程手冊（M）.北京：機械工業(yè)出版社，1992.7 [6]張利平.液壓站設計與使用（M）.北京：海洋出版社，2004.7 [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 [8]賈銘新.液壓傳動與控制.北京:國防工業(yè)大學出版社,2001.1