液压传动课程设计报告

《液压与气压传动课程设计》说明书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083学号：学生：指导老师：2011年12月23日《液压与气压传动课程设计》说明书《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学号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《液压与气压传动课程设计》说明书《液压与气压传动课程设计》说明书I摘要本次为立式双头钻床液压系统设计，可以实现双钻头同时快进→工进→死党铁停留→快退→停止的动作，而且快进和快退速度不相等。快进采用差动连接加带补正措施的串联同步回路。在快进工程中使用一个二位二通的电磁换向阀短接调速阀，这样可以用较大的流量实现快进动作，在工进过程中使这个二位二通的电磁换向阀的电磁铁得电使油液经过调速阀以减小流量实现工进的慢速。在快退时用是向有杆腔进油，这样可以实现较大的快退速度。关键字：差动连接补正措施串联同步回路快进快退。《液压与气压传动课程设计》说明书目录《液压与气压传动课程设计》说明书11设计任务学生通过《液压与气压传动》课的课堂学习，初步掌握了基本理论知识。本课程设计即为了给学生创造一个运用课堂理论知识，解决较复杂的问题的平台，锻炼学生综合利用所学知识的能力。液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。本次设计的是一台立式双轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。要求设计的立式双头动力钻床实现的工作循环是：快进→工进→死档铁停留→快退→停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力NFL15200；运动部件所受重力NG4879；快进、快退速度min/531mVV，工进速度V2=0.06m/min；快进行程mmL2501，工进行程mmL1002；系统启动时间st2.01；系统制动时间st2.02。动力滑台采用平导轨，静摩擦系数2.0s，动摩擦系数1.0d。液压系统执行元件选为液压缸。《液压与气压传动课程设计》说明书22液压回路的工况分析工作负载工作负载即为切削阻力FL=15200N。摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力NGFsfs976=48790.2(2-1)动摩擦阻力48848790.1NGFdds(2-2)惯性负载NtvgGFi207602.058.94879运动时间快进svLt125.308.0102503111工进svLt100001.0101003222快退svLLt375.408.010)100250(33213设液压缸的机械效率9.0cm，得出液压缸在各阶段的负载和推力，如表1所示：表2.1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/ηcm/N启动加速快进工进反向启动加速快退fsFFifdFFFfdFFLfdFFFfsFFifdFFFfdFF976118348815688976118348887062044017548870620440所设计的动力滑台在工作时负载最大，在其他工况下负载都不高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力MPap31。鉴于动力滑台快进和快退速度相等，拟定采用双泵。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压供油的快进回路和用流量控制阀的同步回路，选此背压为MPap5.02。《液压与气压传动课程设计》说明书3表2.2按负载选择工作压力负载/KN55~1010~2020~3030~5050工作压力/MPa0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表2.3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32表2.4执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.2~0.5回油路带调速阀的系统0.4~0.6回油路设置有背压阀的系统0.5~1.5用补油泵的闭式回路0.8~1.5回油路较复杂的工程机械1.2~3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/MPa≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表2.6按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.611d/D0.30.40.50.550.620.71注：1v—无杆腔进油时活塞运动速度；2v—有杆腔进油时活塞运动速度。由式：cmFApAp2211得：2422111065)26.03(9.015793)2(mmppFAcm《液压与气压传动课程设计》说明书4则活塞直径：mmmmAD161161.010654441参考表5及表6，得mmDd11471.0，圆整后取标准数值得D=160mm，d=110mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：24222110200416.044mmDA2422222210106)11.016.0(4)(4mmdDA根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、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F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动870—0.093——21201AAPAFp121)(vAAqqpP1加速620p1+Δp0.630——恒速440p1+Δp0.6110.7520.460工进175480.61.202×10-20.02412201AApFp21vAqqpP1快退启动870—0.08——21201AApFp32vAqqpP1加速6200.51.00——恒速4400.50.980.850.83注：1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。3拟定液压系统原理图3.1初选液压件及基本回路(1)选择调速回路由于这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载《液压与气压传动课程设计》说明书5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45)102/(85.0/2minmaxqq；其相应的时间之比075.0/)(231ttt。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用变量泵供油。(3)选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和单泵供油两种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磁换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位四通电磁换向阀。(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80/21vv，为减少速度换接时的液压冲击，选用电磁阀控制的换接回路。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，详情见设计图。4计算和选择液压件及验算液压系统性能4.1确定液压泵的规格和电动机功率《液压与气压传动课程设计》说明书6(1)计算液压泵的最大工作压力由表2.7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为MPap20.11，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MPap6.0，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差MPape5.0，则油泵的最高工作压力估算为：MPaMPappppeP30.2)5.06.020.1(1(4-1)(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sm/1085.033，若取回路泄漏系数K=1.1，则泵的总流量为：min/1.56/10935.0/1085.01.133331LsmsmKqqp考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为min/2.1/10235Lsm，则泵的流量最少应为4.2L/min。(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YBX—40型叶片泵。其排量为40ml/r，额定压力为6.3MPa，驱动压力为9.8kW，转速为1500r/min。取液压泵容积效率9.0v。4.2确定其他元件及辅件(1)确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表4.2所列：表4.2各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退mmLLKqqv/6.44min/9.010752.01.131min/2.11LqmmLLKqqv/5.50min/9.01085.01.131min/7.23min/2001066.441212LLAAqqmin/64.0min/2001062.11212LLAAqqmin/7.26min/2001065.501212LLAAqq《液压与气压传动课程设计》说明书7smsmdqv/079.0/60)11.0(14.3106.444423211smAqv/1013112smAqv/079.0213st58.2079.01025031st10010110100332st42.4079.010350334.3允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.5～1.5，一般取1以下压油管道3～6，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5～3综合表4.2和表4.3按产品样本选取所有管子均为内径15mm、外径22mm的10号冷拔钢管。(2)确定油箱油箱的容量按式pnqV估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=4，得：LLqVpn2251.564(4-2)4.3验算液压系统性能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为ml2，油液的运动粘度取sm/10124，油液的密度取=0.9174103kg/m333/109174.0mkg。(1)判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数：378101101560107.2644433dqvdRe(4-3)也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数qdvRe47575(4-4)《液压与气压传动课程设计》说明书8油液在管道内流速24dqv(4-5)同时代入沿程压力损失计算公式221vdlp，并将已知数据代入后，得：qqqdlp843434110731.1)1015(14.322101109174.07542754可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ