液压课程设计说明书
液压传动课程设计
题目名称
铣床工作台的液压系统 2014级机械设计制造及其
专业班级 学生姓名 学 号 指导教师
自动化
周磊 [1**********]
李培
机械与车辆工程学院
二○一六年十二月十二日
目 录
一、任务书 ····························································· 3
二、指导教师评阅表 ·················································· 4
三、引言 ································································ 5 四、设计内容
1.专用铣床液压系统设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 1.1技术要求 1.2系统功能设计
2.拟定液压系统原理图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 2.1选择液压回路 2.2组成液压系统
3.系统液压元件、辅件设计 ··················· 13 3.1液压泵及其驱动电机
3.2液压控制阀和部分液压辅助元件 3.3其他辅助元件及液压油液
4.专用铣床液压系统中液压缸的设计„„„„„„„„„„„„„„„„16 4.1液压缸主要尺寸的确定
4.2液压缸的结构设计
五、设计小结 ·························································· 23 六、参考资料 ··········································································· 24 附录 液压系统图 液压缸装配图
蚌埠学院本科课程设计评阅表
学院 专业
引 言
目前,随着电子、信息等高新技术的不断发展及市场需求个性化与多样化,世界各国都把机械制造技术的研究和开发作为国家的关键技术进行优先发展,将其他学科的高技术成果引入机械制造业中。 因此机械制造业的内涵与水平已今非昔比,它是基于先进制造技术的现代制造产业。纵观现代机械制造技术的新发展,其重要特征主要体现在它的绿色制造、计算机集成制造、柔性制造、虚拟制造、智能制造、并行工程、敏捷制造和网络制造等方面。
近年来,我国的工程机械取得了蓬勃的发展,其中,液压传动技术起到了至关重要的作用。而且,随着液压传动技术的快速发展和广泛应用,它已成为农业机械、工程建筑机械等行业不可缺少的重要技术。
然而,尽管液压技术在机械能与压力能的转换方而,已取得很大进展,但它在能量损失和传动效率上仍然存在着问题。因为,在液压系统中,随着油液的流动,有相当多的液体能量损失掉,这种能量损失不仅体现在油液流动过程中的内摩擦损失上,还反映在系统的容积损失上,使系统能量利用率降低,传动效率无法提高。高能耗和低效率又使油液发热增加,使性能达小到理想的状况,给液压技术的进一步发展带来障。因此,探索和研究高效液压传动技术,提高其综合性能就成为了液压技术领域研究的重点之一
设计内容
1 专用铣床液压系统设计
1.1技术要求
铣床采用缸筒固定的液压缸驱动工作台,卧式布置,,完成工件铣削加工时的进给运动;工件采用机械方式夹紧。工作台由液压与电气配合实现的自动循环要求为:快进—→工进—→快退—→停止。工作台除了机动外,还能实现手动。铣床工作台的运动参数和动力参数如表1.1所列。
表1.1 铣床工作台的运动参数和动力参数
1.2系统功能设计
1.2.1负载工况分析
1).工作负载
Fw=1000P/ν=1000P/(πDn/60×1000)=60×106P/πDn
=60×7.5×106/π×300×150 N =3183 N
2).摩擦阻力 静摩擦阻力
Ffj=fj(G1+G2)=0.2×(4000+1800) N=1160 N 动摩擦阻力
Ffd=fd(G1+G2)=0.1×(4000+1800) N=580 N G1-工作台重量 G2-工件和夹具最大重量 3).惯性负荷
Fg=(G1+G2) ν/gt=(4000+1800) ×5/9.8×0.1×60 N
=493.20 N
g –重力加速度9.8m/s2 ν –工进速度 t –往返加减速时间
1.2.2负载图和速度图
取液压缸的机械效率η=0.9,计算液压缸各工作阶段的负载情况 启动:F=Ffj=1160 N
F‵=F/η=1160/0.9 N=1289 N
加速:F=Ffd+Fg=580+493.20=1073.20 N
F‵=F/η=1073.20/0.9=1193 N
快进:F=Ffd=580 N
F‵=F/η=580/0.9=645 N
工进:F=Ffd+Fw=580+3183=3763 N
F‵=F/η=3763/0.9=4182 N
快退:F=Ffd=580 N
F‵=F/η=580/0.9=645 N
表1-2液压缸各阶段负载情况
由表1.1和表1.2数据即可绘制出图一所示液压缸的行程特性(L-t)图、速度特性(v-t)图和负载特性(F-t)图。
图1-1 液压缸的L-t图、v-t图和F-t图
1.2.3 确定主要参数,编制工况图
由参考文献一,初选液压缸的设计压力P1=3MPa.
为了满足工作台进退速度相等,并减小液压泵的流量,今将液压缸的无杆腔作为主工作腔,并在快进时差动连接,则液压缸无杆腔的有效面积A1 与A2应满足A1=2A2(即液压缸内径D和活塞杆直径d间应满足:D=2d.)
为防止工进结束时发生前冲,液压缸需保持一定回油背压。由参考文献一,暂取背压为
0.8MPa,并取液压缸机械效率ηcm=0.9,则可计算出液压缸无杆腔的有效面积。
无杆腔工作面积A1,有杆腔工作面积A2, A1=F/(P1-P2/2)=4182×10-6/(3-0.8/2)m2=0.0016m2 D=(4A1)/=45.13mm
d=0.707D=31.91mm
按GB/T2348-2001将直径元整成就进标准值
D=50mm d=35mm
液压缸两腔的实际有效面积为: A1=πD2/4=19.63×10-4m2 A2=π(D2-d2)/4=10.01×10-4m2
根据上述D与d的值,可估算液压缸在各个工作阶段中的压力
差动连接快进时,液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1;其差值估取△P= P2- P1=0.5MPa,并注意到启动瞬间液压缸尚未移动,此时△P=0;另外,取快退时的回油压力损失为0.5MPa。
根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率,并可绘出其工况图。
图1-2 液压缸的工况图
2 拟定液压系统原理图
2.1选择液压回路
2.1.1选择液压回路 ①调速回路与动力源
由工况图可以看到,液压系统在快速进退阶段,负载压力较低,流量较大,且持续时间较短;而系统在工进阶段,负载压力较高、流量较小,持续时间较长。同时注意到铣削加工过程中铣削里的变化和顺铣及逆铣两种情况,为此,采用回油路调速阀节流调速回路。
这样,可以保证进给运动平稳性和速度稳定。在确定主要参数时,已决定快速进给时液压缸采用差动连接,所以所需动力源的流量较小,从简单经济学观点,此处选用单定量泵供油。
②油路循环方式
由于上已选用节流调速回路,系统必然为开式循环方式。 ③换向与速度换接回路
综合考虑到铣床自动化程度要求较高、但工作台终点位置的定位精度要求不高、工作台可机动也可手动、系统压力低流量小、工作台换向过渡位置不应出现液压冲击等因素,选用三位四通“Y”型中位机能的电磁滑阀作为系统的主换向阀。选用二位三通电磁换向阀实现差动连接。通过电气行程开关控制换向阀电磁铁的通断电即可实现自动换向和速度换接。
④压力控制回路
在泵出口并联一先导式溢流阀,实现系统的定压溢流,同时在溢流阀的远程控制口连接一个二位二通的电磁换向阀,以便一个工作循环结束后,等待装卸工件时,液压泵卸载,并便于液压泵空载下迅速启动。
2.2组成液压系统
方案一:在主回路初步选定的基础上,只要增添一些必要的辅助回路便可组成完整的液压系统了。如:在液压泵进口(吸油口)设置一过滤器;出口设一压力表及压力表开关,以便观测液压泵的压力。
图2-1 专用铣床工作台液压系统
1—过滤器 2—定量叶片泵 3—压力表开关 5—先导式溢流阀 6—二位二通电磁换向阀 7—单向阀 8—三位四通电磁换向阀 9—单向调速阀 10—二位三通电磁换向阀 11—液压缸
表2-1专用铣床液压系统动作顺序表
开关安装在液压缸经过的路径上。
注:“+”——通电;“-”——断电。行程
快进回路:进油:1→2→7→8→11;回油:10→8。
工进回路:进油:1→2→7→8→11;回油:10→9→8→油箱。 快退回路:进油:1→2→7→9→10;回油:11→8→油箱。 卸载:1→2→5→6→油箱。
方案2 在选用备选方案时采用液压书上P343的系统原理
1- 双联叶片液压泵 2-三位五通电液阀 3-行程阀 4-调速阀
5-单向阀 6-单向阀 7-顺序阀 8-背压阀 9-溢流阀
10-单向阀 11-过滤器 12-压力表接点 13-单向阀 14-压力继电器
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油,大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油,由表7可见,快退时液压缸的工作压力为,比快进时大,考虑到快退时进油不通过调速阀,故其进油路压力损失比前者小。采用电磁阀的快慢换接回路,其特点是结构简单。选用简便的电气行程开关和挡铁控制行程方式。
经过比较决定选择方案一,因为方案二虽然多了行程阀和双液压泵更加的安全可靠,操作精度高,但是系统复杂,经济成本高,故觉得不适用。
3 系统液压元件、辅件设计
3.1液压泵及其驱动电机
由液压缸的工况图可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段,p1=2.54MPa。此时缸的输入流量较小,且进油路元件较少,故泵至缸间的进油路压力损失估取为△p=0.5MPa.则液压泵的最高工作压力pp为
Pp≥p1+△p=2.52+0.5=3.04(MPa)
考虑压力储备,液压泵的最高压力为
Pp =3.04*(1+25%)=3.8(MPa)
液压泵的最大供油量qp按液压缸的最大输入流量(5.01L/mm)进行估算。取泄露系数K=1.1,则
QB=KQmax=(1.1x5.01) L/min=5.511 L/min
根据上述计算数据查泵的产品目录,选用YB-A9B定量式叶片泵,输出流量6.9L/min。 由工况图表明,最大功率出现在快退阶段,液压泵总效率η=0.75,则电动机功率为:
P=
p⨯Q(1.62+0.5)⨯6
= kW=0.283 kW
60⨯0.75η
根据此数据按JB/T9616—1999,查阅电动机产品样本选取Y90S型三相异步电动机,其额定功率P=0.75Kw,额定转速n=1000r/min。
根据所选择的液压泵规格及系统工作情况,可算出液压缸在各阶段的实际进、出流量,运动速度和持续时间,从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定基础。
3.2 液压控制阀和部分液压辅助元件
些液压元件的型号及规格,如下表:
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量,可选出这
表3-1液压元件型号及规格
定油管直径
各元件间连接管道的规格按原件接口尺寸决定,液压缸则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同,所以要重新计算,如下表所示。
油液在压油管中的流速取3m/min,
d≥2q/(πυ)=2×(12.24⨯106)/(π⨯3⨯103⨯60)mm=9.3mm
油液在吸油管中的流速取1m/min,
d≥2q/(πυ)=2×6⨯106/(π⨯1⨯103⨯60)mm=11.3mm
两个油管都按GB/T2351-2005选用外径Φ15mm、内径Φ12mm的无缝钢管。
表3-2流量、速度与工况关系
定油箱容积
取ξ为7时,求得其容积为:
V=ξqp=7×6 L=42 L
按JB/T7938-1999规定,取标准值V=100L。
3.3 其他辅助元件及液压油液
3.3.1液压系统的压力损失计算 1)、快进 进油时
∑△pv=[0.2×(6/63)+0.5×(6/6)=(0.019+0.5)MPa=0.519MPa 回油路时
∆p=p2-p1=0.5×(6.24/10)2 =0.195MPa
此值小于原估计值0.5MPa,所以是安全的。
2
2
2)、工进
进油时
p2=[0.2×(6/10)2+0.5×(6/6)]=0.072+0.5MPa=0.572MPa 此值小于原估计值0.8MPa。 重新计算工进时液压缸进油腔压力p1
p1=(F`+p2A2)/A1
=(4182+0.572×106×10.01×10-4)/19.63×106×10-4=2.42MPa
此数值与2.54MPa接近。
3)、快退
2
进油时 ∑△pv1=[0.2×(6/63)2+0.5×(6/6)2+0.3×(12.24/80)
=(0.019+0.5+0.007)MPa =0.526 MPa
此值较小,所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。 回油时
∑∆pv2 =0.5×(11.76/6)2 =1.8MPa 此值与1.62MPa接近,不必重算。 所以快退时液压泵的最大工作压力pp应为 pp=p1+∑△pv1=(2.17+0.567)MPa=2.737MPa
3.3.2液压系统的热量温升验算
]
工进在整个工作循环过程中所占的时间几乎占据整个工作循环周期,所以系统发
热和油液温升可用工进时的情况来计算。
工进时液压缸的有效功率为
4182⨯0.8PO=Fv= kW=0.056 Kw
103⨯60
6
⨯10-360
=0.32Kw
0.75⨯103
液压泵的输入总功率
2.40⨯106⨯
Pi=
由此得液压系统的发热量
Hi=Pi-Po=(0.32-0.056)Kw=0.264kW
油液温升的近似值 △ T=(0.264×103)/
2502℃=6.7℃
温升没有超出允许范围,液压系统中不需要设置冷却器。
4 专用铣床液压系统中液压缸的设计
根据前面设计可知数据: 液压缸的工作压力:p=3Mpa。
无杆腔有效面积:
πD23.14⨯502
==1963(mm2) A1=44
有杆腔有效面积:
ππ
A2=(D2-d2)=x(502-352)=1001(mm2)
44
2
A=A1- A2=962(mm), 液压缸内径:D=50mm,活塞杆直径d=35mm.其中D=2d。 工作行程:L=500mm。
工作循环中最大外负载:F=9550N。
4.1液压缸主要尺寸的确定
4.1.1 缸工作压力的确定 取p=3Mpa。
4.1.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定
为了防止工进结束时发生前冲,液压缸需保持一定回油背压,暂取背压为0.8Mpa,并取机械效率为ηcm=0.9。
D=50mm, d=35mm, 其中D=2d。
对于选定后的液压缸内径D,必须进行最小稳定速度的验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面积A,必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积Amin,即A>Amin
显然,由已知可得满足速度稳定要求。 4.1.3 液压缸壁厚和外径的计算 由公式:δ≥PyD/2[σ]计算。 式中:δ——液压缸壁厚(m); σ——液压缸内径(m);
Py——试验压力,一般取最大工作压力的(1.25~1.5)倍(Mpa); [σ]——缸筒材料的许用应力。在这用高强度铸铁,其值为:[σ]=60Mpa. 计算可得:δ=2.63 (取Py=1.5p=4.5Mpa). 则缸体的外径D1为:
D1≥D+2δ=55.3
4.1.4 液压缸工作行程的确定
已知:L=500mm. 4.1.5 缸盖厚度的确定 前缸盖:
t≥0.433D2
后缸盖:
t≥0.433D2
py[σ]
pyD2
=5.3mm
[σ](D2-D0)
=16.7mm
式中:t——缸盖有效厚度(m);
D2——缸盖止口内径(m); D0——缸盖孔的直径(m)。 4.1.6 最小导向长度的确定
当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度增大,影响液压缸的稳定性,因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。按下式:
式中:L——液压缸的最大行程; D——液压缸的内径。
H≥
LD
+=50mm202
图4-1 液压缸的导向长度
活塞的宽度B一般取:(0.6~1.0)D;缸盖滑动支承面的长度l1,根据液压缸内径D而定: 当D50mm时,取l1=(0.6~1.0)d.
为保证最小导向长度H,若过分增大l1和B都是不适合的,必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值.隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定,即
1
c=H-(l1+B)
2
取l1=0.8D=40mm,B=0.6D=30mm则:C=15mm 4.1.7 缸体长度的确定
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端盖的厚度,一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍。而缸体长度为:
L2=D+t=50+5.3=55.3
显然,满足所需条件。
4.1.8 活塞杆稳定性的验算
活塞杆长度根据液压缸最大行程L而定。对于工作行程中受压的活塞杆,当活塞杆长度L与其直径d之比大于15时,应对活塞杆进行稳定性验算。而L/d=500/35=14.28
4.2液压缸的结构设计
4.2.1 缸体与缸盖的连接形式
一般来说,缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。工作压力p<10MPa时,使用铸铁;p<20MPa时,使用无缝钢管;p>20MPa时,使用铸钢或锻钢。
如图所示为缸筒和缸盖的常见结构形式。图2.2(a)所示为法兰连接式,结构简单,容易加工,也容易装拆,但外形尺寸和重量都较大,常用于铸铁制的缸筒上。图2.2(b)所示为半
环连接式,它的缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度,为此有时要加厚缸壁,它容易加工和装拆,重量较轻,常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。图2.2(c)所示为螺纹连接式,它的缸筒端部结构复杂,外径加工时要求保证内外径同心,装拆要使用专用工具,它的外形尺寸和重量都较小,常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。图2.2(d)所示为拉杆连接式,结构的通用性大,容易加工和装拆,但外形尺寸较大,且较重。图2.2(e)所示为焊接连接式,结构简单,尺寸小,但缸底处内径不易加工,且可能引起变形。
图4-2 缸筒和缸盖结构
(a)法兰连接式(b)半环连接式(c)螺纹连接式(d)拉杆连接式(e)焊接连接式
1—缸盖2—缸筒3—压板4—半环5—防松螺帽6—拉杆
在此使用铸铁,选用法兰连接。
4.2.2 活塞杆与活塞的连接结构
可以把短行程的液压缸的活塞杆与活塞做成一体,这是最简单的形式。但当行程较长时,这种整体式活塞组件的加工较费事,所以常把活塞与活塞杆分开制造,然后再连接成一体。图六所示为几种常见的活塞与活塞杆的连接形式。
图2.3(a)所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接,它适用负载较小,受力无冲击的液压缸中。螺纹连接虽然结构简单,安装方便可靠,但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。图2.3(b)和(c)所示为卡环式连接方式。图2.3(b)中活塞杆5上开有一个环形槽,槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4,半环3由轴套2套住,而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。图2.3(c)中的活塞杆,使用了两个半圆环4,它们分别由两个密封圈座2套住,半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。图2.3(d)所示是一种径向销式连接结构,用锥销1把活塞2固连在活塞
杆3上。这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。
图4-3 常见的活塞组件结构形式
4.2.3 活塞杆导向部分的结构
选用导向套导向。因导向套磨损后便于更换,应用普遍。 4.2.4 活塞及活塞杆处密封圈的选用
图4-4 密封装置
(a)间隙密封(b)摩擦环密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封
图2.4(a)所示为间隙密封,它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力,常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽,以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单,摩擦阻力小,可耐高温,但泄漏大,加工要求高,磨损后无法恢复原有能力,只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图2.4(b)所示为摩擦环
密封,它依靠套在活塞上的摩擦环(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料效果较好,摩擦阻力较小且稳定,可耐高温,磨损后有自动补偿能力,但加工要求高,装拆较不便,适用于缸筒和活塞之间的密封。图2.4(c)、图2.4(d)所示为密封圈(O形圈、V形圈等)密封,它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单,制造方便,磨损后有自动补偿能力,性能可靠,在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。 对于活塞杆外伸部分来说,由于它很容易把脏物带入液压缸,使油液受污染,使密封件磨损,因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈,并放在向着活塞杆外伸的一端。 在此选O形圈加挡圈密封。
4.2.5 液压缸的缓冲装置
缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液,强迫它从小孔或细缝中挤出,以产生很大的阻力,使工作部件受到制动,逐渐减慢运动速度,达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。
在此选三角槽式节流缓冲装置。见参考文献一图2-4。
活塞5的两端开有三角槽,前后缸盖3、8上的钢球7起单向阀的作用。当活塞启动时,压力油顶开钢球进入液压缸,推动活塞运动。当活塞接近缸的端部时,回油路被活塞逐渐封闭,使液压缸油只能通过活塞上轴向的三角槽缓慢排出,形成缓冲液压阻力。节流口的通流面积随活塞的移动而逐渐减小,活塞运动速度逐渐减慢,实现制动缓冲。
4.2.6 液压缸的排气装置
液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时,液压缸里和管道系统中会渗入空气,为了防止执行元件出现爬行,噪声和发热等不正常现象,需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走,也可在最高处设置如图2.5(a)所示的放气孔或专门的放气阀〔见图2.5(b)、(c)〕。
图4-5 放气装置
1—缸盖2—放气小孔3—缸体4—活塞杆
4.2.7 液压缸的安装连接结构
1).液压缸的安装形式
选尾部外法兰连接形式。
2).液压缸进、出油口形式及大小的确定
知进、出油口安装尺寸为:M27×2。
3).液压缸用耳环安装结构采用带轴套的单耳环结构。
4).杆用单耳环国际标准安装尺寸
设计小结
经过长达一个多星期的课程设计学习,我懂得了很多,知道了液压系统的许多知识,收获很多,疑惑也同样多,但是这不影响我对液压学习的热情。液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传递和控制的一种传动形式,相对于机械传动来说,它是一门新技术。你很难想象小小的液压缸能够发挥的大作用。三两拨千斤就是说着这门技术。
这不是夸赞,这是科学,是实事求是的科学。当然我学习的很浅薄,还有许多不知道的,不懂得,例如:在对液压元件的选择上还有一些疑惑,还有在液压回路的运行中是否有什么不当等等。总之,不足还有很多,还要更加的认真学习,同时也希望老师和同学们多多指教,而自己也要虚心受教。本次设计的是铣床的液压系统,同时对其液压缸也进行了设计。掌握了一般的设计理论和方法,能够设计一般的机床液压系统。但由于经验不够丰富,其中也存在很多不足之处,恳请老师指正。
此致
敬礼
参考文献 [1] 王积伟,章宏甲,黄谊. 液压传动. 机械工业出版社.2016.2
[2] 路甬祥.液压气动技术手册.北京.机械工业出版社.2002
[3] 雷天觉.液压工程手册.北京.机械工业出版社.1990
[4] 孔庆华. 液压系统设计指导.哈尔滨工业大学出版社.2012.11
[5] 王晓晶.王昕.王红艳.液压系统设计实例教程.化学工业出版社.2015.1