1、1、 課程設計題目與其設計要求························12、 系統(tǒng)工況分析與方案選擇·····················

2、·····13、 液壓元件的計算與產(chǎn)品選擇························44、 主要部件的結構特點分析與強度校核計算············85、 液壓系統(tǒng)驗算·

3、···································106、 課程設計簡單小結·············

4、;···················157、 參考文獻·····························&#

5、183;··········15一、液壓設計題目與設計要求設計一臺汽車變速箱箱體孔系鏜孔專用組合機床的液壓系統(tǒng)。要求該組合機床液壓系統(tǒng)要完成的工作循環(huán)是：夾具夾緊工件工作臺快進工作臺1工進工作臺2工進終點停留工作臺快退工作臺起點停止夾具松開工件。該組合機床運動部件的重量（含工作臺的多軸箱等部件）為20000N，快進、快退速度為6m/min，1工進的速度為8001000 mm/min，2工進的速度為600800 mm/min，工作臺的導軌采用山型平面型組合導軌支撐方式；夾具夾緊缸的行程為25mm。

6、夾緊力在2000014000之間可調，夾緊時間不大于1秒鐘。2、 系統(tǒng)工況分析與方案選擇1.工況分析根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖1-1所示。計算各階段的外負載，如下：液壓缸所受外負載F包括三種類型，即F=F+F+F (1-1)式中F工作負載，對于金屬鉆鏜專用機床，既為工進時的最大軸向切削力，為20000N；F運動部件速度變化時的慣性負載；F導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦力阻力，對于平導軌F可由下式求得F= f ( G + F );G運動部件重力；F垂直于導軌的工作負載，本設計中為零；f導軌摩擦系數(shù)，在本設計中取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。則求得

7、F = 0.2 20000N = 4000N （1-2）F20000N = 2000N 上式中F為經(jīng)摩擦阻力，F(xiàn)為東摩擦阻力。F = 式中g重力加速度；加速或減速時間，一般 = 0.010.5s,取 = 0.1s。時間內的速度變化量。在本設計中F = N = 4082N根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載（見表1-1），并畫出如圖1-2所示的負載循環(huán)圖。圖1-1 速度循環(huán)圖 圖1-2 負載循環(huán)圖表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)外 負 載 F (N)工作循環(huán)外 負 載 F （N）啟動、加速F=F+F8230N工進F=F+F22000N快進F=F2000N快退F=F2000N2擬定

8、液壓系統(tǒng)原理圖（1）確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或者變量泵供油。本設計采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。（2）夾緊回路的選擇 采用二位四通電磁閥來控制夾緊缸夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應采用進油路裝個單向閥保壓夾緊方式。為了實現(xiàn)夾緊力的大小可調和保持夾緊力的穩(wěn)定，在該回路中裝有減壓閥。并采用壓力繼電器對工進主油路電磁閥發(fā)出信號，使工進缸動作。圖1-3 液壓系統(tǒng)原理圖（4）調速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調速閥。根據(jù)鉆

9、鏜類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定技術要求的特點，采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。（5）速度換接方式的選擇本設計采用電磁閥的快慢速度換接回路，它的特點是結構簡單、調節(jié)行程方便，閥的安裝也容易。最后把所選擇的液壓回路組合起來，既可組成圖13所示的液壓系統(tǒng)原理圖。三、液壓元件的計算與產(chǎn)品選擇（1）液壓缸主要尺寸的確定。1）工作壓力P的確定。工作壓力P可根據(jù)負載大小及其機器的類型來初步確定，參閱表2-1取液壓缸工作壓力為3MPa。2）計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知

10、最大負載F為23000N，按表2-2可取P為0.5MPa，為0.95，按表2-3，取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式 （2-3）可得 m根據(jù)表2-4，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D = 100mm；活塞桿直徑d，按d/D = 0.7及表2-5，活塞桿直徑系列取d = 70mm。按工作要求夾緊力由一個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應低于進給液壓缸的工作壓力，取油背壓力為2.5MPa,回油背壓力為零，為0.95，則按式（2-3）可得 m按表2-4及表2-5液壓缸和活塞桿的尺寸系列，取加緊液壓缸的D和d分別為100mm及70mm。本設計中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效

11、工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積，既 A = = cm = 40 cm由式（2-4）得最小有效面積 A = = cm= 5cm因為滿足A> A，故液壓缸能達到所需低速。3）計算在各工作階段液壓缸所需的流量q = d = = q = D = = q1 = D = = q = = = q = D = = （2）確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格1）泵的工作壓力的確定。考慮到正常工作中進油路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為P = P + 式中 P液壓泵最大工作壓力；P執(zhí)行元件最大工作壓；進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.20.5MPa，復雜系統(tǒng)取0.51.5 MPa，本設計

12、取0.5 MPa。P = P + = 上述計算所得的P是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力P應滿足P P。中低壓系統(tǒng)取最小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本設計中P = 1.25 PMPa。2）泵的流量確定。液壓泵的最大流量應為q k式中 q液壓泵的最大流量；同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。k系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取k = 1.1 1.3，本設計取k = 1.2。q k = 28.8 L/min3)選擇液壓泵的規(guī)格。根據(jù)以上算得的P和q，查找相關手冊，選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基

13、本參數(shù)為：每轉排量q = 25Ml/r,泵的額定壓力P = 6.3MPa，電動機的轉速n = 1450r/min,容積效率為 = 0.88，總效率 = 0.7。4）與液壓泵匹配的電動機的選定。首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減少，泵的效率急劇下降，一般當流量在0.21L/min范圍內時，可取 = 0.030.14。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算，即（1-6）式中 P所選電動機額定功率； P限壓式變量泵的限壓力； q壓力為P時，泵的輸出流量。 首先計算快進的功率，

14、快進的外負載為3000N，進油路的壓力損失定為0.3MPa,由式（1-4）可得P = 快進時所需電動機功率為P = = 工進時所需電動機功率為P = 查閱相關電動機類型標準，選用Y90L4型電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1400r/min。根據(jù)產(chǎn)品樣本可查得YBX25的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時流量為28.8L/min，工進時的流量為7.065 L/min，壓力為3.5MPa，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，查得該曲線拐點處的流量為24 L/min，壓力為2.6MPa，該工作點處對應的功率為P = 所選電動機滿足式（1-6）,拐點處能正常工作。 （3）液壓閥的選擇本液

15、壓系統(tǒng)可采用力士樂系統(tǒng)的閥，控制液壓缸部分選用力士樂系列的閥，其夾緊部分選用疊加閥。選定的液壓元件如下表1-2所示。表1-2 液壓元件明細表序 號元 件 名 稱方 案通過流量（L/min） 1濾 油 器XUB3210032 2液 壓 泵YBX-25 3壓 力 表開 關KF3-EA10B20 4三位四通換向閥34EF30-E10B20 5 單 向 閥AF3-EA10B20 6二位四通換向閥24EF3-E10B7壓 力 繼 電 器DP-63B 9壓 力 表 開 關KF3-EA10B20 10減 壓 閥JF3-C10B 11單 向 閥AF3-EA10B 12二位二通換向閥22EF3-E10B 13調

16、 速 閥QF3-E10B20 15二位三通行程閥AXLF3-EA10B20（4）確定管道尺寸油管內勁尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定。綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內徑d為24mm。參照YBX-25變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為25mm。（5）液壓郵箱容積的確定本設計為中低液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定，取選用容量為160L的郵箱。4、 主要部件的結構特點分析與強度校核計算（1）液壓缸工作壓力的確定液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。設計時，可用類比法來確定。在本系統(tǒng)設計中，由于該系統(tǒng)屬于組合

17、機床液壓系統(tǒng)，故液壓缸工作壓力通常為4MPa 。（2） 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定由公式D=又由得夾緊缸： d=54.8mm 按照液壓缸內徑和活塞桿直徑系列取得D=100mm d=63mm 液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積= 顯然有效工作面積A>故可以滿足最小穩(wěn)定速度的要求。（3） 液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。由公式得：故即可求出缸體的外徑DD+2=100+21.75=103.5mm根據(jù)無縫鋼管標準選取D=120mm（4） 液壓缸工作行程的確定根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表2-6中的系列尺寸可選得進給液壓缸工作

18、行程H=500mm 。（5） 缸蓋厚度的確定選取無孔的平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求用下面公式進行近似計算t得 t100=8.64mm 故取t=35mm（6） 最小導向長度的確定對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求H 故可得夾緊缸最小導向長度Hmm 。100=80mm；當液壓缸內徑D>80mm時，活塞桿滑動支承面的長度 =1.0）d 故63=50.4mm；（7） 缸體長度的確定一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的2030倍，即缸體長度L10025=2500mm根據(jù)該液壓系統(tǒng)最大行程并考慮活塞的寬度選取L=590mm（8） 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 由于該進給液壓缸支承長度=500<

19、13d=1363=819mm故不須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性和進行驗算。五、液壓系統(tǒng)驗算已知該液壓系統(tǒng)中進、回油管的內勁均為14mm，各段管道的長度分別為：AB = 1.7m,AC = 0.3m,AD = 1.7m,DE = 2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15C時該液壓油的運動粘度/s，油的密度= 920kg/m。1.壓力損失的驗算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1m/min，進給時的最大流量為7.065L/min，則液壓油在管內流速為 = = cm/min = 150cm/s 管道流動雷諾系數(shù)Re為Re = = = 140Re1<2300，可見

20、油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)1=0.68。進油管道BC的沿程壓力損失p為查得換向閥34EF30-E10B的壓力損失p10Pa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，剛進油路總壓力損失為P=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，則回油管道的沒種壓力損失為：查產(chǎn)品樣本知換向閥34EF30-E10B的壓力損失10Pa，換向閥34EW30-E10B的壓力損失，調速閥2FRM5-20/6的壓力損失。回油路總壓力損失為為=+=（0.04+0.025+0.025+0.025）3）變量泵出口處的壓力為= = 4）快進時的壓力損失。快進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