1、液壓與氣壓傳動課程設計任務書 系 別 機汽學院 專 業 機械制造及其自動化 班 級 機制1111班 姓 名 陳晨 目 錄一、設計任務1二、工況分析1 2.1負載分析1 2.2液壓缸參數計算 2三、擬定液壓系統原理圖3四、液壓元件計算及選型8 4.1設計步驟 8 4.2滑臺受力分析及其計算 9 4.3液壓缸的設計 13 4.4夾緊缸參數的設計 17 4.5管件選擇 20 4.6油箱的選擇 20五、液壓系統性能驗算 21 5.1 計算系統的壓力損失 21 5.2 驗算 23六、參考文獻 24七、小結 24一、設計任務：設計臥式雙面銑削組合機床的液壓系統。機床的加工對象為鑄鐵變速箱箱體，動作順序為夾

2、緊缸夾緊工作臺快速趨近工件工作臺進給工作臺快退夾緊缸松開原位停止。工作臺移動部件的總質量為400kg，加、減速時間為0.2s。采用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1，夾緊缸行程為30mm，夾緊力為 800N。工作臺快進行程為 100mm，快進速度為 3.5mmin，工進行程為 200mm，工進速度為 80300mmin，軸向工作負載為12000N，快退速度為6mmin。要求工作臺運動平穩，夾緊力可調并保壓。二、工況分析2.1負載分析根據加工要求，工件夾緊裝置及滑臺的快進工進快進停止，工件循環擬定采用液壓傳動方式來實現，故決定選取油缸做執行機構。 考慮到進給系統傳動功率不大

3、，且要求低速穩定性好，以及滑臺的速度調節，故擬定選用調速閥，單向閥組成的節流閥調速方式。 為了自動實現上述工作循環并保證滑臺的行程在最大行程內（該行程并無過高的精度要求）擬定采用行程開關及電磁換向閥的控制順序動作暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表2-1。0表2-1 液壓缸各運動階段負載表工況負載組成負載值F/N推力起動800889N加速5

4、17574N快進400444N工進1240013778N快退400444N根據負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（F-l）和速度圖（F-2） 圖2-1負載圖和速度圖2.2液壓缸參數的計算組合機床液壓系統的最大負載約為14000N，初選液壓缸的設計壓力P1=3MPa，為了滿足工作臺快速進退速度要求，并減小液壓泵的流量，這里的液壓缸課選用單桿式的，并在快進時差動連接，則液壓缸無桿腔與有桿腔的等效面積A1與A2應滿足A1=0.37A2（即液壓缸內徑D和活塞桿直徑d應滿足：d=0.607D。為防止銑削后工件突然前沖，液壓缸需保持一定的回油背壓，暫取背壓為0.5MPa，并取液壓缸機械效率=

5、0.9。則液壓缸上的平衡方程1故液壓缸無桿腔的有效面積： 液壓缸內徑： 按GB/T2348-1980，取標準值D=80mm；因A1=0.37A，故活塞桿直徑d=0.607D=50mm（標準直徑）則液壓缸有效面積為：差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力P2必須大于無桿腔壓力P1，其差值估取P2P1=0.5MPa，并注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時P=0；另外取快退時的回油壓力損失為0.5MPa。根據假定條件經計算得到液壓缸工作循環中各階段的壓力.流量和功率，并可繪出其工況圖表21液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工作階段計算公式推力F（N）回油腔壓力P2（MPa）工作腔壓力P1（MPa）輸入

6、流量q（L/min）輸入功率P（KW）快進啟動 8710 0.440 0 快進加速 566 1.57 1.07變化 變化快進恒速 436 1.5 1.00 6.86 0.114工進137690.83.2280.41.50.210.8快退啟動 871 0 0.284 0 0快退加速 566 0.3 0.677 變化 變化快退恒速 436 0.3 0.634 18.378 0.194注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失. 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為液壓缸的工況圖： 圖2-2工況圖 三、 擬定液壓系統工作原理圖 圖3-1雙面銑削組合機床液壓原理圖 表

7、3.1 動作順序表1 夾緊工件按下啟動按鈕，5DT的得電，電磁閥左端接通，電磁閥7切換至左位，主油路的進油路：過濾器4-泵2-單向閥15電磁閥14左端單項節流閥12液壓缸左腔。液壓缸右腔回油單項節流閥13電磁閥14左端油箱。液壓推動火塞向右移動至5J2 滑臺快速趨近銑削頭 1DT,3DT,4DT，5DT得電，電磁閥6接通，在電磁閥6切換至左端主油路進油路：過濾器4泵2電磁閥6左端二位二通換向閥7雙桿活塞缸左腔。液壓缸右腔回油二位二通換向閥11電磁閥6左端油箱。液壓缸移動至1J3 滑臺工進 1DT,4DT，5DT得電，電磁閥6左端接通；主油路進油路：過濾器4泵2電磁閥6左端調速閥8雙桿活塞缸左腔

8、。液壓缸右腔回油二位二通換向閥11電磁閥6左端油箱。液壓缸移動至2J4 滑臺快速離開銑削頭1DT,3DT,4DT，5DT得電，電磁閥6接通，在電磁閥6切換至左端主油路進油路：過濾器4泵2電磁閥6左端二位二通換向閥7雙桿活塞缸左腔。液壓缸右腔回油二位二通換向閥11電磁閥6左端油箱。5 滑臺停止夾松6DT得電，電磁閥14右端通電，主油路的進油路：過濾器4泵2單向閥15電磁閥14右端單向節流閥13液壓缸右腔。液壓缸左腔回油單向節流閥12電磁閥14右端油箱。滑臺松開工件6 夾緊工件 5DT的得電，電磁閥左端接通，電磁閥7切換至左位，主油路的進油路：過濾器4-泵2-單向閥15電磁閥14左端單項節流閥12

9、液壓缸左腔。液壓缸右腔回油單項節流閥13電磁閥14左端油箱。液壓推動火塞向右移動至5J7 滑臺反向快進銑頭2DT,3DT，4DT,5DT得電，電磁閥6接通，在電磁閥6切換至右端主油路進油路：過濾器4泵2電磁閥6右端電磁換向閥7雙桿活塞缸右腔。液壓缸左腔回油二位二通換向閥7三位四通電磁閥6右端油箱。液壓缸移動至3J8 滑臺反向工進2DT,3DT，4DT，5DT得電，電磁閥6右端接通；主油路進油路：過濾器4泵2電磁閥6右端調速閥11雙桿活塞缸右腔。液壓缸左腔回油二位二通電磁閥7-三位四通電磁閥6右端-油箱液壓缸移動至4J9 滑臺反向快離銑頭2DT,3DT,4DT,5DT得電，電磁閥6接通，在電磁閥

10、3切換至右端主油路進油路：過濾器4泵2電磁閥6右端二位二通電磁閥11雙桿活塞缸右腔。液壓缸左腔回油二位二通電磁閥7電磁閥6右端油箱。10 滑臺停止夾松6DT得電，電磁閥14右端通電，主油路的進油路：過濾器4泵2單向閥15電磁閥14右端單向節流閥13液壓缸右腔。液壓缸左腔回油單向節流閥12電磁閥14右端油箱。滑臺松開工件11 卸荷 1DT,2DT,5DT,6DT斷電，閥6閥14處于中立，泵2卸載 四、計算和選擇液壓元件4.1 設計步驟4.1.1 銑刀選擇工件材料：灰鑄鐵HBS=190，銑刀類型：端面銑刀，刀具材料：高速鋼（不用切削液） 銑刀參數；查1 p9-105公式 V=（3-1）查1 表9.

11、4-8得 =23 =0.2 =0.1 =0.4 =0.1 =0.1 m=0.15 =1.0 查表1 9.4-1得：=0.12mm/z查1 表 9.2-11得：銑刀直徑：銑刀直徑：D=250mm Z=26 =4.7mm代入公式（3-1）V=37.78m/min4.1.2 銑刀轉速計算查2p53 n= (3-2)代入（3-2）計算：n=30.08r/min4.1.3 銑削力計算查1 表P9-109公式得：=（3-3）查1 表9.4-10= 294 =1.0 = 0.65 =0.83 =0 =0.83又Z=26 =4.7mm =0.12mm =1.0 n=30.08r/min代入公式（3-3）得：=

12、467.61N銑削力與的關系：逆銑: =1.0-1.2 順銑： =0.8-0.9逆銑時，取=1.1；順銑時，取=0.8=1.1467.61=514.37N =0.8467.61=374.09N銑削力與的關系：逆銑=0.2-0.3 順銑=0.75-0.80逆銑時，取=0.25 順銑時，取=0.775=0.25467.61=116.90N =0.775467.61=362.40N4.2 滑臺受力分析及其計算a,滑臺和夾具及工件的最大總和質量M=700(kg)b, 液壓動力滑臺為矩凹槽平導軌,靜摩擦系數f1=0.27；動摩擦系數f2=0.18 c, 運動過程速度切換的加、減速度時間t=0.05(s)

13、。滑臺受力情況。見 圖3-1 圖4-1 滑臺受力分析 系統功能設計：（1） 工況分析摩擦力F=Mg=0.27 7009.8=1852.2N =Mg=0.187009.8=1234.8N 工進，工退時所需推動 =（Mg-）=0.18（7009.8-116.90）=1213.76（逆銑） =(Mg+)=0.18 (7009.8+362.40)=1300.03（順銑）=M=700=956.67N V1= V2 =956.67 = M=700=816.67N=816.67N工作臺液壓缸外負載計算結果見表3-1表4-1液壓缸負載工況 計算公式及數據液壓缸負載（N）啟動F=F=1852.2N1852.2N

14、加速F=+=2051.47N2051.47N快進F=1234.8N1234.8N工進 F=-=925.94N925.94N快進 F=1234.8N1234.8N啟動F=F=1852.2N1852.2N加速F=+=2051.47N2051.47N快退F=1234.8N1234.8N工退 F=+=1728.13N1728.13N快退F=1234.8N1234.8N工進速 度=0.122630.08=93.85mm/min0.094m/min根據表3-1即可繪制出圖3-2 液壓缸L-t圖 v-t圖和F-t圖圖4-2 液壓缸L-t圖 v-t圖和F-t圖根據圖3-2所示，可知：=0.12*26*30.0

15、8=93.85mm/min恰好滿足設計要求工作時運動速度范圍80-300mm/min4.3液壓缸的設計：4.3.1 液壓缸參數計算由前面的計算知，液壓缸的最大負載F=2051.47N，當=1時，液壓缸的推動=2051.47N查2p188，表8-1，初定液壓缸的工作壓力為 =1MPa 4.3.2 確定液壓缸的主要結構尺寸，初選油缸的工作壓力表4-1 按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/Mpa<0.811.522.5334455表4-2 各種機械常用的系統工作壓力機械類型機 床農業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

16、機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032查3 p127，見表4-1，可選雙桿活塞缸，活塞固定，缸移動即兩缸的工作面積相等，在端面加工時，液壓缸回路油上必須有背壓，為防止滑臺突然前沖，有表4-2，可取=0.5MPa根據活塞受力平衡得：查4p24 公式： A=A+ （4-1）A=41.02A=取d=D/D=51.12mm d=36.15mm按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相似的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得：D=63MM d=40MM液壓缸的實際有效面積為=A=(-)=2311.86mm=18.6 當活塞缸自

17、傲穩定狀態下僅承受軸向載荷時，活塞桿直徑按簡單拉壓強度計算：查2p52 d= （4-2） 取110MPa代入（4-2）得： d=0.0048m=5mm查2p52 （4-3）=1.5=1.51.0=1.5MPa代入公式（4-3）=0.4mm取整由于活塞桿是固定的，所以活塞桿強度和穩定性符合要求。根據上述假定條件經計算得到液壓缸工作循環中各階段的壓力，流量和功率（見表4-1），并繪出其工況圖（圖4-1）表4-1 液壓缸工作循環中各階段的壓力，流量和功率工 況負載F(N)回油腔壓力（mpa）進油腔壓力(MPa)輸入流量Q()輸入公率P(W)計算公式Q=A=AQ=A,P=順 銑啟動1852.2N00.

18、99-加速2051.47N 0.51.60-快進1234.8N 0.51.136.51122.6工進925.94N 0.50.990.172.8快進1234.8 0.51.136.51122.6 逆 銑 啟動 1852.2N 00.99-Q=A=AQ=A,P=加速2051.47N 0.51.60-快退1234.8N 0.51.137.6143.1工進1728.13N 0.51.420.174.02快退1234.8N 0.51.037.6143.1注A=16.8cm=16.8*m V1= V3 =3.5m/min ， V4= V6=4.1m/min =0.094m/m圖4-3液壓缸工作缸工況圖4

19、.4夾緊缸參數的設計（1）液壓缸直徑及活塞桿直徑設計 參數取=3MPa =0.5MPa 最小夾緊力N=8000N-()8000 取 0.090M 取=100mm， d2=80mm=28.26cm（2）活塞桿直徑按簡單拉壓強度計算：查4p15 d= （4-1） 取110MPa代入公式（4-1）得：d=0.03m=30mm已求得d=50mm故滿足要求。 查4p15 （4-2）=1.5=1.5 3=4.5MPa代入公式（4-2）得：=0.002mm 取=3mm由以上校核知液壓缸及活塞桿的強度均滿足要求的選擇取壓力損失0.5MPa, 由液壓的工況圖可知液壓缸的最高工作壓力出現在快進上p=1.6Mpa

20、泵的最大工作壓力=1.6+0.5=2.1MPa液壓缸最大流量為6.51L/min泵的總流量為：=1.1 7.6=8.3L/min查5p87 選擇：Y-6.3型單級葉片泵能滿足上述估算得到的壓力和流量要求：該泵的額定壓力為6.3Mpa，公稱排量V=6.3mL/min 額定轉速為n=1450r/min.估計泵的容積效率為=0.85，當選用n=1400r/min的驅動電動機時，泵的流量為=Vn=6.3*1400*0.85=7.41L/min由工況圖可知，最大功率出現在逆銑的快進，快退階段，查5 p87取泵的總效率為=0.75則P=169.38w查5p175表1-99 選用電機型號：Y90s-4型封閉

21、式三相異步電動機滿足上述要求，其轉速為1400r/min額定功率為1.1KW 根據所選擇的液壓泵規格及系統工作情況，可算出液壓缸在各階段實際進出流量，運動速度和持續時間（見表4-2），從而為其他液壓元件的選擇及系統的性能計算奠定 基礎。表4-2 液壓缸在各階段的實際進出流量，運動速度和持續時間工作階段流量（L/min）速度（m/s）時間（s） 順 銑快進 6.5 V=/A=0.05=0.035min工進 0.17V=/A=0.002=8.5min快進 6.5 V1=/A=0.05=0.035min 逆 銑快退 7.6V=/A=0.068=0.03min工退 0.17V=/A=0.002=8.5

22、min快退 7.6V=/A=0.068=0.03min（3）液壓控制閥和部分液壓輔助元件 根據系統工作壓力與通過各液壓控制閥及部分元件的最大流量，查5所選擇的元件型號規格如表4-3所示表4-3 銑床在液壓系統中控制閥和部分元件的型號規格序號名稱通過流量（L/min）額定流量（L/min）壓力損失型號規格 1過濾器7.6160.2XU-B16*100 2二位二通換向閥7.6150.14WE6.0/A 3三位四通電磁閥7.6150.24WE5E6.0/A 4溢流閥7.6150.2D型直動式溢流閥 5單項閥7.6150.2S10P0 6壓力蓄電器-0.3-4- DP-40B 7單向節流閥 7.610

23、0.2SRCG03HBBBBBBBBBBBBBBSRCG03 8三位四通電磁閥7.6150.24WE5E6.0/A 9調速閥6.5100.52FRM54.5 管件的選擇 由表4-3知油管的實際最大流量為7.6L/min,查5表5-2 可取油管的允許流量為4m/min查4p17（1-10）可算出油管的管徑d d=6.4mm可取內徑為10mm，外徑為18mm根據推薦可選10號無縫鋼管，查6p352 可得鋼管的抗拉強度為412MPa安全系數n=8查4p17（1-11）對管子進行校核：所選的管子管厚安全。 其他油管，可直接按所連接的液壓元，輔件的接口尺寸決定其管徑大小。4.6 油箱的選擇查4p18 公

24、式1-12 取=6，按式算的液壓系統中的郵箱容量為 V=q=6*7.6=45.6L五、液壓系統性能驗算由于本系統的油管布局尚未確定，故只能估算閥類元件的壓力損失。估算時，首先確定管道內液體流動狀態，然后根據公式計算各種工況下的壓力損失，現取進，回油管的長為l=2mm，油液運動黏度去v=1 油液的密度取判斷流量狀態在逆銑時的，快進快退時回油量最大q=7.6L/min，此時的油液雷諾數查7p175 （7-1）代入公式（7-1）得：=506.6也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾2000，故可推出：各工況下的進，回油路中的油液的流動狀態全為層流。5.1計算系統的壓力損失將層流動狀態沿程阻力系數 =

25、和油液在管道內流速 同時代人沿程壓力損失計算公式得： 0.87 q可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是有層流流動所決定的。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失 即 計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失 液壓系統在快進，工進和快退工況下的壓力損失計算如下：5.1.1 快進 =0.87 q=0.87 =0.11MPa =0.1 0.11MPa=0.011MPa= =0.101MPa=+ =0.11+0.011+0.101 =0.323MPa在回油路上，壓力損失分別為=0.87 q=0.87 =0.11MPa =0.011MPa=0.5 =0.262MPa=+ =0.11+0.011+0.262 =0.482MPa=+ =0.323+0.482 =0.805MPa此值與上面計算的數值基本相符，故不必重算5.1.2 工進 油液通過電磁閥3，調速閥8，調速閥9進入液壓缸，在回路上，油液通過單向閥5，電磁閥3.若忽略管道的沿程損失和局部損失，則進油路上的總壓力損失為 =0.2 =0.262MPa 在回油路中的壓力損失為 =0.262MPa5.1.3 快退由于快進時與快退時的輸入流量相同且快進快退所用的液壓器件相同所以快退時的進油路上的壓力損失即為快進時回油路上的壓力損失 =0.482MPa回油路壓力損失即為快進時進