液压传动课程设计 卧式组合钻床动力滑台液压系统

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1、广东海洋共修才金禽癌CUNJIN COLLEGE OF GUANGDONG OCEAN UNIVERSITY课程设计说明书（2016-2017学年第二学期）课程名称液压传动与控制技术课程设计 设计题目卧式组合钻床动力滑台液压系统院（系）机电工程系专业班级14级机械设计制造及其自动化x班姓名陈瑞玲学号 学141032100 地点教学楼B301时间2017年5月25日 2017年6月22日成绩：指导老师：蓝莹目录目录液压传动与控制技术课程设计任务书 31概述 41.1 课程设计的目的 41.2 课程设计的要求 42.液压系统设计 42.1 设计要求及工况分析 42.1.1 设计要求 42.1.2

2、负载与运动分析 52.2 确定液压系统主要参数 7小结 17参考文献 18任务书液压传动与控制技术课程设计任务书w程编号020869 课程名称液压传动与控制技术课程设计学时16实施地点教学楼B301班级14级机械专业02班人数41起止时间2017.05.25 至2017.06.22形式2集中口分散指导教师蓝莹论文(设计)进度安排2017.05.25日：阅读、研究设计任务书，明确设计内容和要求，了 解原 始数据和工作条件；收集有关资料并进一步熟悉课题。2017.06.08日：明确设计要求进行工况分析；确定液压系统主要参数。2017.06.13日：拟定液压系统原理图。2017.06.22日：计算和

3、选择液压件；验算液压系统性能；。论文(设计)内容设计题目：卧式组合钻床动力滑台液压系统设计主要内容：设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进 快退 停止主要性能参数与性能要求如下：切削阻力Fl=30468N运动部件所受重力G=4900N快进、快退速度 1= 3=0.05m/s工进速度： 2=0.92 x 10-3m/s ；快进行程L1=100mm工进行程L2=50mrp往复运动的加速时间 t=0.2s ;动力滑台采用平与轨，静摩擦系数P s=0.2,动摩擦系数 P d=0.1 o液压系统执行元件选为液压缸，机械效率n cm=0.9 o要求(包括纪律 要求和报 告书要求)(1)明确设计要求进行工

4、况分析；(2)确定液压系统主要参数；(3)拟定液压系统原理图；(4)计算和选择液压件；(5)验算液压系统性能；(6)液压系统原理图；(7)设计计算说明书。要求：勤奋自觉、独立多思、耐心细致、交流合作。1 .概述1.1 课程设计的目的本课程是机械设计制造及其自动化专业的主要专业基础课和必修课，是在完成液压与气压传动课程理论教学以后所进行的重要实践教学环节。本课程的 学习 目的在于使学生综合运用 液压与气压传动课程及其它先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压传动的设计实践，使理论知识和生产实际知识紧密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。通过设计实际训练，为后续专业课的学习、毕

5、业设计及解决工程问题打下良好的基础。1.2 课程设计的要求(1)液压传动课程设计是一项全面的设计训练，它不仅可以巩固所学的理论 知 识，也可以为以后的设计工作打好基础。 在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻 研， 一丝不苟，精益求精。(2)液压传动课程设计应在教师指导下独立完成。教师的指导作用是指明设计思路，启发学生独立思考，解答疑难问题，按设计进度进行阶段审查。(3)设计中要正确处理参考已有资料与创新的关系。任何设计都不能凭空想象出来，利用已有资料可以避免许多重复工作，加快设计进程，同时也是提高设 计质量的保证。另外任何新的设计任务又总有其特定的设计要求和具体工作条件。(4)学生应按设计进程要求

6、保质保量的完成设计任务。2.液压系统设计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。现以一台卧式组合钻床动力滑台液压系统为例，介绍液 压系统的设计计算方法。2.1 设计要求及工况分析2.1.1 设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退停止主要性能参数与性能要求如下：切削阻力FL=30468N ;运动部件所受重力G=4900N;快进、快退速度仁3=0.5m/s,工进速度：2=0.92 x 10-3m/s ;快进行程L1=100mm ,工进行程L2=50mm ;往复运动

7、的加速时间 At=0.2s ;动力滑台采用平与轨：静摩擦系数口 =0.2,动摩擦系数庙0.1n cn=0.9 o液压系统执行元件选为液压缸，机械效率2.1.2 负载与运动分析(1)工作负载工作负载即为切削阻力 FL=30468N(2)摩擦负载摩擦负载即为与轨的摩擦阻力：静摩擦阻力Fts -sG =0.2 4900 = 980N动摩擦阻力Ftd -dG =0.1 4900 = 490N(3)惯性负载m =mG 4900t gt入=125N9.80.2(4)运动时 问快进tL100 10=2s10.05工进tt3 一L2V2L1L2V3500.9210,10,3s(100 50)0.0510”-3

8、s液压缸的机械效率 列。n cn=0.9,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表表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F =F/ nm/N启动F = Fts9801089加速F f”td+ Fm615683快进F = Ftd490544工进F = Ftd + Ft3095834398反向启动F = Fts9801089加速F = F + Fm9151017快退F = Ftd490544根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t,如图1所示。2.2 确定液压系统主要参数2.2.1 初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负

9、载最大，在其它工况负载都不太高，参考表 2和表3,初选液压缸的工作压力 pi=4MPa。222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(A=2A2),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发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa o表2按负载选择工作压力负载/KN50工作压力/MPa 5表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/MPa0.82352881010182032表4执

10、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0.20.5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5按工作压力选取d/D工作压力/MPa 7.0d/D八0.50.550.620.700.7表6按速比要求确定d/D2/。11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.62:0.71注：1一无杆腔进油时活塞运动速度;2 一有杆腔进油时活塞运动速度。由式PlAl P2A2cm4 92 10 鼻m = 0.108m =108mm则活塞直

11、径二 D220.11 2 m 4:2A2 (D-d 2)4参考表5及表6,得d ” 0.71D =77mm圆整后取标准数值得 D=110mm , d=80mm由此 求得液压缸两腔的实际有效面积为42=95 10 m2 J.2224 2(0.11 2 -0.82)m2 =44.7 10 m 24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7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表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 x 10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动1089一0.43

12、一一p _ F0 也 ZPP1Ai 4q = (A - A 2)J1P= P2加速683p1 + Ap0.77一一恒速544p1 + Ap0.660.50.33工进343980.63.950.84 X 10-20.033F0 4P2A2Pi , A1q = Ao 2P= P2快退启动1089一0.49一一F0 +P2A1p1 _A2q = Ao 3P= P2加速6830.51.45一一恒速5440.51.310.450.59注：1. Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取侔=0.5MPa。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为Pi,无杆腔回油，压力为 P2。2.3 拟定液压系统

13、原理图1 ?选择基本回路(1)选择调速回路 由图2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0.8-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。最斗2大流量与最小流量之比 qmax/qmin=0.5/(0.84 X 10- )fc 60;其图2液压缸工况图相应的时间之比(ti+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044

14、。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，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。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，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。(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双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液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。(4)选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转

15、为工进时，速度变化大(i厂2=0.1/(0.92 X 10-3) ? 110),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2c所示。(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LS 11tL图2选择的基本回路卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。2 .组成液压系统图3整理后的液压系统原理图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3所示。在图3中，

16、为了解决滑台工进时 进、回油路串通使系统 压力无法建立的问题，增设 了单向阀6。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13。考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔)加工，对位置 定位精度要求较高，图中增设了一个 压力继电器 14。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。2.4计算和选择液压件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7可知，液压缸在工进时工作压力最大最大工作压力为 P1=3.96MPa ,如在调速阀进口节流

17、调速回路中，选取进油路上的总压力损失刀？p=0.6MPa ,考虑到压力继电器的可靠动作要求压差=Pe=0.5MPa ,则小流量泵的最高工作压力估算为Pp3 R + 送 Ap+也 pe =( 3.95+0.6大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表p1=1.43MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，的总压力损失E?p=0.3MPa ,则大流量泵的最高工作压力估算为0.5) MPa = 5.05MPa7可见，快退时液压缸的工作压力为故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上Pp2 A R 也 p=( 1.45 十 0.3 )MPa=1.75MPa(2)计算液压泵的流量0.5X 10-3

18、 m3/s,若取回路泄漏系数 K=1.1由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为 则两个泵的总流量为-3 3qp-Kq1=1.1 0.5 10 m/s = 0.55 10 m/s=33L/min考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.84 x 10-5 m3/s =0.5L/min，则小流量泵的流量最少应为3.5L/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PV2R12-6/33型双联叶片泵。具小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r,当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别

19、为5.6 L/min和31L/min ,若取液压泵容积效率n=0.9,则液压泵的实际输出流量为qp = qp1 qp2=6 940 0.9/1000 33 940 0.9/1000 L/min二 5.1 27.9 L/min =33L/min由于液压缸在快退时输入功率最大,若取液压泵总效率n=0.8 ,这时液压泵的驱动电动机功率为KW -1.19KWPpQp 1.73 10 6 33 10选用规格相近的Y100L 6型电动机，具额定功率为1.5KW,60 0.8 103根据此数值查阅产品样本额定转速为940r/min。2 ?确定其它元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过

20、各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q-6B型，其最小稳定流量为 0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。表8液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降?Pn/MPa1双联叶片泵一PV2R12-6/335.1/27.9 *16一2三位五通电液 换向阀7035DY 一100BY1006.30.33行程阀62.322C 100BH1006.30.34调速阀1Q 6B66.3一5单向阀70I 100B1006

21、.30.26单向阀29.3I 100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY 63B636.30.38背压阀 qpn估算，其中a为经验系数，低压系统，a=2? 4 ；中压系统，a=5 - 7；高压系统，a=6? 12。现取a=6,得V =6 (5.6 31)L=220L2.5验算液压系统性能1 .验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只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l=2m,油液的运动粘度取=1 10 m/s ,油液的密度取 =0.9174 10 kg/m。(1)判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下

22、，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4X70K10，v60汉兀汉20汉10 2 1汉10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7575 二 d、4q和油液在管道内流速4q同时代入沿程压力损失计算公式d2,并将已知数据代入后，得4 汽 75PW =4 汉 75 汉 0.9174 汉 103 汉 1 汉4。q =0.547810* 汇 2 2 二 d4 q 2 3.14 (20 10 丁可见，沿程压力损失的大小与流量成

23、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？ p z常按下式作经验计算Pz= 0.1 Pi各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算Apv 二3|一 !10 J其中的.巾n由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况 下的压力损失计算 如下：1 ?快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2,然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为62 3x10v ： pH =0.5478 10 8q =0.5478 10 810 MPa = 0.05688 M

24、Pa60pz 工嘉 0.1 p=0.1 0.05688MPa = 0.005688MPav APvi =0.2 心 丫 +0 一色 J 1100 J 100 Ji_62.3r(100 JMPa =0.1647 MPaP i = Pi Pzr up - 0.05688 0.005688 0.1647 MPa =0.2273MPa在回油路上，压力损失分别为8:pio =0.5478 10 q =0.5478 108 29 3 X 10-360610 MPa = 0.02675 MPaPz 八 0.1 p% =0.1 0.02675MPa =0.002675MPapvo(29.3 21000.23+

25、03100警MPa=0.1594MPa100送却。=瓦 邙 10 + 送 Apz + 瓦也 pvo =( 0.02675 + 0.002675 + 0.1594)MPa = 0.1888MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失0.188844.7 MPa =0.316MPa952.工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失

26、，则在进油路上总的压力损失为送人 p.= Apvi =0.3 汉i +0.5 MPa=0.5MPaI M00 J此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力 相符。0 240 24 . 27( 0.24+ 0.6 + 0.3 汉 -+ .9 iMPa=0.66MPa丫 63 JTooP2=0.66MPa ,可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为F0P2A234398 0.66 10 6 44.7 10 上495 10 L 106MPa = 3.93MPa此略高于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Pe=0.5MPa ,则小

27、流量泵的工作压力为Ppi = R + 送 Apj + 山 Pe = 3.93 + 0.5 + 0.5 = 4.93MPa此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。3.快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀 5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力 损失为f27 9 丫33 殳 I送心 P.二送 邹叱 0. 2 汉 一-I +0.3 汉匕 I MPa =0.048MPa(100 J000 J此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的*70 100卫I20.3100在回油路上总的压力

28、损失为0.2MPa 二 0.343MPa此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为Pp2 = R + 瓦也 R =3.93 +0.048 =3.98MPa此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。2 ?验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占96%,所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失q-27.9： p0， I 63 j MPa =0.0588MPaC|n J液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率P _ P/PIPp2 qp227.9 10 ;60 W = 557.99rp4.93

29、1065.1 100.0588 10 6600.8液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率匕=尸氏=30958X0.8800W=27.243 w由此可计算出系统的发热功率为557 A 27 24 530 75WHKA计算工进时系统中的油液温升，即H0.065K3 V2536. 70.065 15 3 2202=14.93其中传热系数K=15 W/ (m2? C)。80%时，其V:油箱体积，当油箱的3个边长之比在1:1:1 1:2:3范围内，且油位高占油箱高散热面积A=0.065 3V2设环境温T2=25 C,则热平衡温度为=T2 T =25 14.93=39.93 : 55 C油温在允许

30、范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。小结小结通过这段时间的课程设计，认识到自己的很多不足，自己知识有很多盲点和漏洞，知识和实践的差距很大，所以说，通过这次设计，我深刻的认识到理论联系实际的能力还急需提高。在这个过程中，遇到了一些困难，但是通过和同学的讨论和资料查找还是将这些难题解决了，学习的热情高涨。本次设计涉及了液压传动的大部分知识还有就是数据计算和word文档的处理。也是我们很好得将课本上的知识与实际结合起来，收获颇多，特别是收集资料和信息的能力，这也是我们大学期间一次难得的机会，真是受益匪浅。参考文献参考文献1左健民.液压与气压传动（M） 2章宏甲.液压与气压传动（M） 3刘延俊.液压与气压传动（M） 4徐激主编.机械设计手册（M） 雷天觉主编.液压工程手册（八 矶京：机械工业出版社,2005.8 匕京：机械工业出版社，2005 矶京：机械工业出版社,2005.12 匕京：机械工业出版社，1991.9.北京：机械工业出版社，1992.7张利平？夜压站设计与使用（M）.北京：海洋出版社，2004.77崔哓利，崔洪斌，赵霞中文版AutoCAD工程制图（2006版）.北京：清华大学 出版 社,2005.8网 贾铭新.液压传动与控制 就京:国防工业大学出版社,2001.1