液压课程设计

《液压与气压传动》课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 班级：专业：机械设计制造及其自动化学号：姓名：联系方式：成绩：一•题目及其要求1、某工厂设计一台钻镗专用机床，要求孔得加工精度为TI6级。要求该液压系统要完成得工作循环就是：工作定位、夹紧一动力头快进一工进一终点停留一动力头快退一工件松开、拔销。该机床运动部件得重量为30000N快进、快退速度为6m/min,工进得速度为20-120mm/min可无级调速，工作台得最大行程为400mm其中工进得总行程为150mm工进时得最大轴向切削力为20000N工作台得导轨采用平轨支撑方式；夹紧缸与拔销缸得行程都为25mm夹紧力为12000-80000N之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。2、设计要求1）完成该液压系统得工况分析、系统计算并最终完成该液压系统工作原理图得设计工作；2）根据已经完成得液压系统工作原理图选择标准液压元件；3）对上述液压系统中得进给缸进行结构设计，完成该液压缸得相关计算与部件装配图设计，并对其中得1-2非标零件进行零件图得设计；4）对上述液压系统中得夹紧缸进行结构设计，完成该液压缸得相关计算与部件装配图设计，其中得1-2非标零件进行零件图设计。5）对上述液压系统中得液压缸进行结构设计，完成该液压缸中得油箱部件与电机液压泵组件得相关计算与装配设计，并对其中得1-2个非标零件进行零件图得设计。二、系统工况分析与 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 选择1、工况分析根据已知条件，绘制运动部件得速度循环图，如图1-1所示。计算各阶段得外负载，如下：液压缸所受外负载F包括三中类型，即FFFfFa（1-1）式中F—工作负载，对于金属钻镗专用机床，即为工进时得最大轴向切削力，为20000NFa—运动部件速度变化时得惯性负载；Ff—导轨摩擦阻力负载。启动时为静摩擦阻力，启动后未动摩擦阻力，对于平导轨R可由下式求得Fff（GFRn）；G-运动部件重力；Fri—垂直于导轨得工作负载，本设计中为零；F—导轨摩擦系数，在本设计中取静摩擦系数为0、2,动摩擦系数为0、1。则求得60000N(1-2)30000NFfa为动摩擦阻力Ffs0.230000NFfa0.130000N上式中Ffs为静摩擦阻力，式中g—重力加速度；t—加速或减速得时间，一般t0.01-0.5s，取t0.1st时间内得速度变化量。在本设计中300009.80.1N603061N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受得外负载（见表1-1）,并画出如图1-2所示得负载循环图图1-1速度循环图图1-2负载循环图表1-1工作循环各阶段得外负载工作循环外负载F（N）工作循环夕卜负载F（N）启动、力卩速FFfsF8061N工进FFfaF23000N快进FFfa3000N快退FFfa3000N2、拟定液压系统原理图（1）确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或者变量泵供油。本设计采用带压力反馈得限压式变量叶片泵。（2）夹紧回路得选择采用二维四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。为了实现加紧时间可调节与当进油路压力瞬时下降时仍然能保持夹紧力，接入节流阀调速与单向阀保压。为了实现夹紧力得大小可调与保持夹紧力得稳定，在该回路中装有减压阀。（3）定位液压缸与夹紧缸动作次序回路得选择定位液压缸与夹紧缸之间得动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发信号启动工作台液压缸工作，以简化电气发信与控制系统，提高系统得可靠性。（4）调速方式得选择在中小型专用机床得液压系统中，进给速度得控制一般采用节流阀或者调速阀。根据钻镗类专用机床工作时对低速性能与速度负载特性都有一定技术要求得特点，采用限压式变量泵与调速阀组成得容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小与速度刚性好得特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力得能力。（5）速度换接方式得选择本设计采用电磁阀得快慢速度换接回路，它得特点就是结构简单、调节行程方便，阀得安装也容易。最后把所选择得液压回路组合起来，即可组成图1-3所示得液压系统原理图。图1-3液压系统原理图三、液压元件得计算与产品选择1、液压缸得主要尺寸得确定工作压力Pi得确定。工作压力Pi可根据负载大小及其机器得类型来初步确定，参阅表2-1取液压缸工作压力为4MPa计算液压缸内径D与活塞杆直径d。由负载图知最大负载F为23000N按表2-2可取P2为0、5MP，cm为0、95,按表2-3，取d/D为0、7。将上述数据代入式DI14F'P2P1cm1-1\P12dD(2-3)可得D423000523.14401050.951——10.740m10.56102m根据表2-4,将液压缸内径圆整为标准系列直径D125mm活塞杆直径d,d按-0.7及表2-5，活塞杆直径系列取d=90mmD按工作要求夹紧力由一个夹紧缸提供，考虑到夹紧力得稳定，夹紧缸得工作压力应低于进给液压缸得工作压力，取油背压力为3.0MP，回油背压力为零，cm为0、95,按式（2-3）可得4120003.1430105m0.958.02102m按表2-4及表2-5液压缸与活塞杆得尺寸系列，取夹紧液压缸得D与d分别为100mn及70mm本设计中调速阀就是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸得实际面积，即AD2d2—10272cm240cm244由式（2-4）得最小有效面积Amin氈min0.0510322cm25cm2因为满足AAmin，故液压缸能达到所需低速。（3）计算在各工作阶段液压缸所需得流量q快进42d快进4（7102)26m/min23.04L/minq工进D2工进0.120.12m3/min0.94L/min44q快退D2d2快退-0.120.07236m/min24L/min44q夹D2夹0.0632251032510360m3/min4.67L/min442、确定液压泵得流量、压力与选择泵得规格（1）泵得工作压力得确定。考虑到正常得工作中进油路有一定得压力损失，所以泵得工作压力为PPPip式中Pp—液压泵最大工作压力；Pi—执行元件最大工作压力p—进油管路中得压力损失，初算时简单系统可取0、2-0、5MPa复杂系统取0、5-1、5MPa本设计取0、5MPaPpPip（40.5MP4.5MI3上述计算所得得Pp就是系统得静态压力，考虑到系统在各种工况得过度阶段出现得动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定得压力储备量，并确保泵得寿命，因此选泵得额定压力R应满足R（1.251.6）R。中低压系统取最小值，高压系统取最大值。在本设计中Ph1.25，Pp5.63MP（2）泵得流量确定液压泵得最大流量应为qpklqmax式中qp—液压泵得最大流量qma—同时动作得各执行元件所需流量之与得最大值。kl—系统泄露系数，一般取kl=1、1-1、3,本设计kl=1、2、qpklqmax1.224L/min28.8L/min（3）选择液压泵得规格。根据以上算得Pp与qp，查找相关手册，选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵得基本参数为：每转排量q025ML/r，泵得额定压力Pn6.3Mia，电动机得转速nH1450r/min，容积效率为0.85，总效率0.7。（4）与液压泵匹配得电动机得选定首先分别算出快进与工进两种不同工况时得功率，去量着较大值作为选择电动机规格得依据。由于在慢进时泵输出得流量减少，泵得效率急剧下降，一般当流量在0、2-1L/min范围内时，可取0.030.14。同时还应注意到，为了使所选择得电动机在经过泵得流量特性曲线最大功率点时不致停转，需要进行验算，即PbqP2Pn（1-6）式中Pi—所选电动机额定功率；FB—限压式变量泵得限压力；qp—压力为FB时，泵得输出流量首先计算快进得功率，快进得外负载为3000N进油路得压力损失定为0、3MPa由式（1-4）可得FP1060.3Mfa1.104Mia—0.0724快进时所需电动机功率为450942P—0-9-2KW0.102KW600.7查阅相关电动机类型标准，选用丫90L-4型电动机，其额定功率为1、5KVy额定转速为1400r/min。根据产品样本可查得YBX-25得流量压力特性曲线。再由已知得快进时流量为23、04L/min，工进时得流量为0、942L/min，压力为3MPa作出泵得实际工作时得流量压力特性曲线，查得该曲线拐点处得流量为23L/min，压力为2MPa该工作点处对应得功率为P——KW1.1KW600.7所选电动机满足式（1-6），拐点处能正常工作3、液压阀得选择本液压系统选定得液压元件如下表1-2所示表1-2液压元件明细表序号元件名称万案通过流量（L/min）1滤油器XU-B32*1002882压力表开关KF3-EA10B3溢流阀JF3-10B84三位四通换向阀E10B24245二位四通换向阀24EF3-E10B7、56保压阀DP-63B247单向节流阀LA-F10D-B-19、48压力继电器DP-63B7、59三位四通换向阀AF3-EA10B7、510单向调速阀24EF3-E10B7、511二位三通换向阀AXF3-E10B7、512液压泵YBX-252887、51.确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用得液压元件接口尺寸而定。综合诸元素，现取有关得内径d为12mm参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为28mm2•液压油箱容积得确定本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵得流量得5-7倍来确定，选取用容量为160L得邮箱。四、主要部件得结构特点分析与强度校核计算1、液压缸工作压力得确定液压缸工作压力主要根据液压设备得类型来确定，对不同用途得液压设备，由于工作条件不同，通常采用得压力范围也不同。设计时，可用类比法来确定。在本系统设计中，由于该系统属于组合机床液压系统，故液压缸工作压力通常为4MPa2、液压缸内径D与活塞杆直径d得确定夹紧缸：D4200003.143.50.910.713.5,d=54、8mm按照液20.6由公式D14F,又由d0.63得,P2d2DP1cm11——P1D压缸内径与活塞杆直径系列取得D=100mmd=63mm液压缸节流腔得有效工作面积A-D2d243.1442(100632）保证最小稳定速度得最小有效面积Aminqminmin600.83cm2，显然有效面积AAmin，故可以满足最小稳定速度得要求。3、液压缸壁厚与外径得计算液压缸得壁厚有液压缸得强度条件来计算由公式0.4Py1.3Py100.1000.43.51.25117521101.33.51.25.故即可求出缸体得外径DD210021.75103.5mm,根据无缝钢管标准选取D=120mm4、液压缸工作行程得确定根据执行机构实际工作得最大行程来确定，并参照表2-6中得系列尺寸可选得进给液压缸工作行程H=500m。5、缸盖厚度得确定选取无孔得平底缸盖，其有效厚度t按强度要求用下面公式进行近似计算0.433D2」旦得t0.4331003.51.258.64mm故取t=35mm&最小导向长度得确定对于一般得液压缸，最小导向长度H应满足以下要求H2oD故可得夹紧缸最小导向长度H500100”75mm202活塞宽度B一般由公式B0.61.0D得进给缸活塞宽度B0.810080mm当液压缸内径D>80mr时，活塞杆滑动支撑面得长度l0.61.0d，故I0.86350.4mm缸体长度得确定一般液压缸缸体长度不应大于内径得20-30倍，即缸体长度L100252500mn根据该液压系统最大行程并考虑活塞得宽度选取L=590mm活塞杆稳定性得验算由于该进给液压缸支撑长度Lb50013d1363819mm，故不需考虑活塞杆弯曲稳定性与进行验算。五、液压系统验算已知该液压系统中进、回油管得内径均为12mm各段管道得长度分别为：AB=03mAD=17mAC=17mDE=2m选用L-HL32液压油，考虑到有得最低温度为15C时该液压油得运动黏度150cst1.5cm2/s，油得密度920kg/m3压力损失得验算TOC\o"1-5"\h\z工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时得最大速度为0、12m/min,进给时得最大流量为0、942L/min，则液压油在管内流速1为q40.94210312cm/min833cm/min13.9cm/s3.141.22d1d13912管道流动雷诺系数Re为Ffe1」亠一一11.11.5Re<2300,可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为:Re111.16.8进油管道BC得沿程压力损失P1p11i12d~2~0.681.70.31.210^920°.1392pa0.1104Pa2查得换向阀得压力损失P10.05106Pa忽略油液通过管接头、油路板等处得局部压力损失，刚进油路总压力损失P1为P1P11P120.11040.05106Pa0.05106Pa（2）工作进给时回油路得压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔得工作面积为无杆腔得工作面积得二分之一，则回油管道得流量为进油管道得二分之一,16.95cm/R^22d6.951.2回油管道得沿程压力损失P2P21ld21.57575Re25.551为：13.59201.3525.5520.695Pa0.5106Pa2查产品得知换向阀34EF30-E10B得压力损失P220.025106Pa，换向阀34EW30-E10B!压力损失为P230.025106Pa，调速阀AQF3-E10B寻压力损失为P240.5106Pa。回油路总压力损失为P2为P2P21P22P23P240.50.0250.0250.5106Pa1.02Pa变量泵出口处得压力Pa为23000/0.9540.0510478.54104F/cmAP2A0.12106Pi0.05106Pa3.65106Pa快进时得压力损失快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间得管路AC中,流量为液压泵出口流量得两倍即为46L/min,AC段管路得沿程压力损失P11为678.5cm/s446103,-cm/s3.141.2260Re11dE「2542.81.5P11l12d~Y~751Re10.13875542.80.1381.71.21029006.7852Pa20.41106Pa同样可求得管道AB段及AD段得沿程压力损失P12与P1P120.28—O'31.210229203.39门Pa20.029106PaP1230.281.71.2109203.392Pa0.168106Pa2上述验算表明,无需修改原 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 。系统得温升验算在整个工作循环中，工作阶段所占得时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时得发热量。一般情况下，工进速度大时得发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时得发热量，然后加以比较，取最大者进行分析。当2cm/min时此时泵得效率为0、1,泵得出口压力为63MPa则有p输入兰0.157KW0.16KWP输入F600.123000—102103KW0.008KW60此时功率损失为P^输入^输出0.160.008KW0.152KW12cm/min时，q0.942L/min，总效率为0.7,则P输入Fp输入空°_942KW0.141KW600.723000一102103KW0.048KW60P^输入^输出0.1410.048KW0.093KW可见在工件速度低时，功率损失为0、152KW寸，发热量最大。假设系统得散热状况一般，取K10103KW/cm2C,油箱得散热面积A为A0.0653V20.06531602m21.92m2系统得温升为tP竖93C5.4CKA10101.92验算表明系统得温升在许可范围内液压系统图