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指導教師：李實,數控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設計,班級：07機自二班學生：張宏學號：14071900503,,論文的結構和主要內容,第一部分：液壓系統(tǒng)的研究概述第二部分：液壓系統(tǒng)的設計第三部分：液壓原理圖的擬定和方案驗證第四部分：液壓元件的計算和選擇第五部分：估算液壓系統(tǒng)性能,背景：機電產品日趨精密復雜，對數控銑床的要求越來越高，液壓技術在國民經濟各領域得到了廣泛的應用。目的：通過對數控銑床的工況分析，設計出一個能夠提高加工精度，結構簡單，便于操縱的夾緊裝置液壓系統(tǒng)。方法：構思---查閱---篩選---組合---請教---修補,研究概述,液壓系統(tǒng)總體結構,工作原理：本設計采用缸筒固定液壓缸驅動夾緊裝置，夾緊裝置由液壓與電氣配合實現自動循環(huán)：Ⅰ工位夾緊缸夾緊→Ⅰ工位夾緊缸松開→Ⅱ工位夾緊缸夾緊→Ⅱ工位夾緊缸松開。以完成工件裝夾運動,液壓系統(tǒng)原理圖的方案論證,調速方案的分析和選擇：設計系統(tǒng)本身屬于小功率輕載，低速中壓系統(tǒng)且工程機械非經常性調速，故采用節(jié)流調速。油路循環(huán)方式的分析和選擇：液壓系統(tǒng)油路循環(huán)方式分為開式和閉式兩種，節(jié)流調速一般采用開式循環(huán)方式，其結構簡單散熱性好。,液壓系統(tǒng)原理圖的方案論證,液壓動力源的分析與選擇：節(jié)流調速系統(tǒng)一般用定量泵供油在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。液壓回路的分析選擇與合成：根據系統(tǒng)的負載特性和特殊要求選擇基本回路，在本系統(tǒng)中考慮到安全的要求，設置了背壓回路，同時由于是兩個執(zhí)行元件先后動作，且沒有順序聯(lián)動關系，所以設置了互不干擾回路配以輔助性回路，如控制油路，潤滑油路、測壓油路等，可以組成一個完整的液壓系統(tǒng),液壓原理圖的擬定,,液壓元件的選擇依據,液壓泵：>=＋≥4.38+0.5＝4.88MPa==840WY90S—4B5型封閉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1.5kW。閥類：一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%,,,,,,,,,液壓元件的選擇依據,管件：Ⅰ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流量分別為3.21L/min和4.67L/min，Ⅱ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流量分別為14L/min和23.02L/mind==4.9m=4.1m(Ⅰ工位夾緊液壓缸)=11.1m=8.6m(Ⅱ工位夾緊液壓缸)同時考慮到制作方便，Ⅰ工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用10×1（外徑10mm，壁厚1mm）的10號冷拔無縫鋼管。Ⅱ工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用14×1（外徑14mm，壁厚1mm）的10號冷拔無縫鋼管。油箱容積：V=V=6×14=84L,,,,,,,估算液壓系統(tǒng)性能,液壓系統(tǒng)壓力損失驗算:油缸夾緊時:==0.0009MP（Ⅰ）=0.017MP(Ⅱ)油缸松開時:==0.0097MP(Ⅰ)=0.2MP（Ⅱ）系統(tǒng)閥的壓力損失都小于原先的估計值，所以滿足系統(tǒng)的使用要求。系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升=H/KA=41.8滿足了許用溫升要求。至此，系統(tǒng)校核完畢，從整個過程來看，此設計滿足使用需求。,,,,,,,,,,,結論,在本次關于數控銑床兩工位夾緊裝置液壓系統(tǒng)的畢業(yè)設計中，我通過查閱現有資料，應用液壓傳動的一般原理及液壓系統(tǒng)的設計原理，進行了液壓系統(tǒng)的功能原理設計、執(zhí)行元件的選擇、閥類元件的選擇等工作。通過對液壓系統(tǒng)的性能計算和校核使系統(tǒng)符合最初設計，在設計過程當中，由于實踐經驗和知識水平的不足，關于設計計算、結構設計以及校核等方面都會有不完善之處。在今后的工作學習中我會更加詳盡的學習，提高設計的科學性和效率。使之更加完善，符合實際工程機械的要求,大學本科的學習生活即將結束。在此，我要感謝所有曾經教導過我的老師和關心過我的同學，他們在我成長過程中給予了我很大的幫助。本文能夠順利完成，要特別感謝我的導師李實老師，感謝各位系的老師的關心和幫助。,致謝, 學號： 14071900503 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 題 目 ： 數 控 銑 床 夾 緊 裝 置 液 壓 系 統(tǒng) 設 計 作 者 ： 屆 別 ： 院 別 ： 機 械 工 程 學 院 指 導 教 師 ： 專 業(yè) ： 機 械 設 計 制 造 及 其 自 動 化 職 稱 ： 講 師 完 成 時 間 ： 2011 年 5 月 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） I 摘要 作為現代機械設備實現傳動與控制的重要技術手段，液壓技術在國民經濟 各領域得到了廣泛的應用.與其他傳動方式相比較，液壓傳動具有其獨特的技術 優(yōu)勢，其應用領域幾乎囊括了國民經濟各工業(yè)部門。 本文根據數控銑床的用途﹑特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定 出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數，然后按照這 些參數來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結構設計。數控銑床的液壓系統(tǒng)， 外形新穎美觀，動力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。 本文通過對數控銑床的工況分析, 給出了對于一般夾緊裝置分析的方法, 對于提高制造質量、實際生產具有一定的指導意義。 關鍵詞：現代機械；數控銑床；夾緊裝置；液壓系統(tǒng)設計 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） II ABSTRACT As a modern machinery equipment realization transmission and control of important technical means, hydraulic technology in the field of national economy has been widely used with other transmission way. Compared with its unique, hydraulic transmission technology advantage, its application field almost include the national economic each industrial sectors. This article according to the usage, characteristics and requirements of the purposes of CNC milling machine uses the basic principle of hydraulic transmission, draws up a reasonable hydraulic system and undergoes the necessary calculation to determine the parameters of hydraulic system which determine to choose hydraulic components and system structure of the specification. The hydraulic system of CNC milling machine is new and original beautiful, the driving force system adopts hydraulic pressure system that makes the structure simple and compact, the action quick and reliable. This paper analyzed the operation condition of the CNC milling machine, and gives the analysis for average clamping device to improve the method, manufacturing quality, the actual production has certain directive significance Key words：Modern machinery；CNC milling machine；Clamping device；Hydraulic system design 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） III 目錄 摘要 ............................................................................................................................................................I ABSTRACT.............................................................................................................................................II 目錄 .........................................................................................................................................................III 1 液壓傳動的發(fā)展狀況以及優(yōu)缺點 ........................................................................................................1 1.1 國內液壓傳動的發(fā)展狀況 .....................................................1 1.2 國外液壓傳動的發(fā)展狀況 .....................................................1 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 ...........................................................1 1.3.1 液壓傳動有以下一些優(yōu)點 ...................................................................................................1 1.3.2 液壓傳動的缺點 ...................................................................................................................2 2 液壓系統(tǒng)的設計 ....................................................................................................................................3 2.1 設計要求 .............................................................................................................................................3 2.2 工況分析 ....................................................................3 2.2.1Ⅰ工位夾緊缸的負載計算 ....................................................................................................3 2.2.2 Ⅱ工位夾緊缸的負載計算 ..................................................................................................4 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數的確定 .....................................................6 2.3.1 系統(tǒng)工作壓力 1p的確定 .....................................................................................................6 2.4 液壓執(zhí)行器主要結構參數的計算 ................................................7 2.4.1Ⅰ工位夾緊缸主要結構參數的確定 ......................................................................................7 2.4.2 Ⅱ工位夾緊缸主要結構參數的確定 .....................................................................................8 2.4.3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的各項參數 .................................................................................8 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 ..................................................................................................10 3.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 ...................................................10 3.2 調速方案的分析和選擇 .......................................................10 3.3 液壓動力源的分析與選擇 .....................................................11 3.4 液壓回路的分析、選擇與合成 .................................................12 3.5 液壓原理圖的擬定與設計 .....................................................12 4 液壓元件的計算和選擇 ......................................................................................................................14 4.1 液壓泵的確定 ..............................................................14 4.2 閥類的選擇 ................................................................17 4.2.1 選擇依據 ............................................................................................................................17 4.2.2 選擇閥類元件應注意的問題 ............................................................................................17 4.3 液壓附件的計算和選擇 ......................................................18 4.3.1 確定管件的尺寸 ................................................................................................................18 4.3.2 確定油箱容積 ....................................................................................................................19 5 估算液壓系統(tǒng)性能 ..............................................................................................................................21 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 .......................................................21 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） IV 5.2 系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 ..........................................................22 6 結論 ......................................................................................................................................................25 致謝 .........................................................................................................................................................26 參考文獻 .................................................................................................................................................27 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 1 1 液壓傳動的發(fā)展狀況以及優(yōu)缺點 1.1 國內液壓傳動的發(fā)展狀況 近年來，我國液壓氣動密封行業(yè)堅持技術進步，加快新產品開發(fā)，取得良 好成效，涌現出一批各具特色的高新技術產品。北京機床所的直動式電液伺服 閥、杭州精工液壓機電公司的低噪聲比例溢流閥（擁有專利） 、寧波華液公司的 電液比例壓力流量閥（已申請專利） ，均為機電一體化的高新技術產品，并已投 入批量生產，取得了較好的經濟效益。北京華德液壓集團公司的恒功率變量柱 塞泵，填補了國內大排量柱塞泵的空白，適用于冶金、鍛壓、礦山等大型成套 設備的配套。天津特精液壓股份有限公司的三種齒輪泵，具有結構新穎、體積 小、耐高壓、噪聲低、性能指標先進等特點。榆次液壓件有限公司的高性能組 合齒輪泵，可廣泛用于工程、冶金、礦山機械等領域。另外，還有廣東廣液公 司的高壓高性能葉片泵、寧波永華公司的超高壓軟管總成、無錫氣動技術研究 所有限公司為各種自控設備配套的 WPI 新型氣缸系列都是很有特色的新產品。 為應對我國飛速發(fā)展的經濟形勢，我國液壓行業(yè)各企業(yè)加速科技創(chuàng)新，不 斷提升產品市場競爭力，一批優(yōu)質產品成功地為國家重點工程和重點主機配套， 取得較好的經濟效益和社會效益。 1.2 國外液壓傳動的發(fā)展狀況 20 世紀 80 年代以來，逐步完善和普及的計算機控制技術和集成傳感技術 為液壓技術與電子技術相結合創(chuàng)造了條件。隨著微電子、計算機技術的發(fā)展， 出現了各種數字閥和數字泵，并出現了把單片機直接裝在液壓組件上的具有位 置或力反饋的閉環(huán)控制液壓元件及裝置。 近年來，由于世界能源的緊缺，各國都把液壓傳動的節(jié)能問題作為液壓技 術發(fā)展的重要課題。20 世紀 70 年代后期，德、美等國相繼研制成功負載敏感 泵及低功率電磁鐵等。最近美國威克斯公司又研制成功用于功率匹配系統(tǒng)的 CMX 閥。 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 工程機械廣泛應用的傳動方式主要有機械傳動、電氣傳動、氣壓傳動和液 壓傳動。它們各有優(yōu)缺。 1.3.1 液壓傳動有以下一些優(yōu)點 1）液壓傳動可在運行過程中方便地實現大范圍的無級調速，調速范圍可達 1000：1。液壓傳動裝置可在極低的速度下輸出很大的力，如果采用機械傳動裝 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 2 置減速，其減速器結構往往十分龐大； 2）在輸出相同功率的情況下，液壓傳動裝置的體積小、質量輕、結構緊湊、 慣性小。由于液壓系統(tǒng)中的壓力比電樞磁場中單位面積上的磁力大 30 倍～40 倍，液壓傳動裝置的體積和質量只占相同功率電動機的 12%左右。因此，液壓 傳動易于實現快速啟動、制動及頻繁幻想，每分鐘的換向次數可達 500 次（左 右擺動）、1000 次（往復移動）； 3）液壓傳動易于實現自動化，特別是采用電液和氣液傳動時，可實現復雜 的自動控制； 4）液壓裝置易于實現過載保護。當液壓系統(tǒng)超負荷（或系統(tǒng)承受液壓沖擊） 時，液壓油可以經溢流閥排回油箱，系統(tǒng)得到過載保護； 5）易于設計、制造。液壓元件已實現了標準化、系列化和通用化。液壓系 統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也有很大的靈活性。 1.3.2 液壓傳動的缺點 1）不能保證嚴格的傳動比。著是由于液壓介質的可壓縮性和不可避免的泄 露等因素引起的； 2）系統(tǒng)工作時，對溫度的變化較為敏感。液壓截至的粘性隨溫度變化而變 化，從而使液壓系統(tǒng)不易保證在高溫和低溫下都具有良好的工作穩(wěn)定性； 3）在液壓傳動中，能量需經過兩次變換，且液壓能在傳遞過程中有流量和 壓力的損失，所以系統(tǒng)能量損失較大，傳動效率較低； 4）元件的制造精度高、造價高，對其使用和維護提出了較高的要求； 5）出現故障時，比較難于查找和排除，對維修人員的技術水平要求較高。 從液壓傳動的優(yōu)缺點來看，優(yōu)點大于缺點。采用液壓傳動符合本次設計的 工位夾緊裝置的工作條件。 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 3 2 液壓系統(tǒng)的設計 2.1 設計要求 本設計是完成某機床需要對零件進行兩工位裝夾裝置（裝夾裝置靜動摩擦 因數 ， ）的設計，擬采用缸筒固定的液壓缸驅動夾緊裝置，完0.2s??.1d 成工件裝夾運動。夾緊裝置由液壓與電氣配合實現的自動循環(huán)要求為： Ⅰ工 位夾緊缸夾緊→Ⅰ工位夾緊缸松開→Ⅱ工位夾緊缸夾緊→Ⅱ工位夾緊缸松開。 機床工位夾緊裝置的運動參數和動力參數如表 2-1 所列。 表 2-1 機床工位夾緊裝置的運動參數和動力參數 工況 行程/mm 速度 /vms??A時間 / 1t? 運動部件重力 G/N 負載 /NeF 啟動、制動時間 t?/s1 夾緊 0.012 3 50002tⅠ工位夾緊缸 松開 35 0.035 1 2450 — 0.053t 夾緊 0.125 0.2 20004tⅡ工位夾緊缸 松開 25 0.25 0.1 1500 — 0.05 2.2 工況分析 2.2.1Ⅰ工位夾緊缸的負載計算 慣性負載 夾緊： iGFgt??? =2450/9.81×0.012/0.05 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 4 =59N 松開： iGFgt??? =2450/9.81×0.035/0.05 =175N 靜摩擦負載 ??fsnFG??? =0.2×（2450+0） = 490N 動摩擦負載 ??fdnFG??? =0.1×（2450+0） =245N 2.2.2 Ⅱ工位夾緊缸的負載計算 慣性負載 夾緊： iGFgt??? =1500/9.81×0.125/0.05 =382N 松開： iGFgt??? =1500/9.81×0.25/0.05 =765 靜摩擦負載 ??fsnFG??? 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 5 =0.2×（1500+0） = 300N 動摩擦負載 ??fdnFG??? =0.1×（1500+0） =150N 由此得Ⅰ工位夾緊缸和Ⅱ工位夾緊缸在工作的各個階段所受的負載，由 表 2-2 所示 表 2-2Ⅰ工位夾緊缸的外負載計算結果Ⅰ 工況 負載組成 外負載 F/N 啟動 fsF490 加速 fdGgt???304 夾緊 efd5245 反向啟動 fsF490 加速 fdGgt???420 松開 fd245 表 2-3Ⅱ工位夾緊缸的外負載計算結果 工況 負載組成 外負載 F/N 啟動 fsF300 加速 fdGgt???532 夾緊 efd2150 工況 負載組成 外負載 F/N 反向啟動 fsF300 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 6 加速 fdGFgt???915 松開 fd150 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數的確定 2.3.1 系統(tǒng)工作壓力 的確定1p 根據液壓執(zhí)行元件的負載表可以確定系統(tǒng)的最大負載數，在充分考慮系統(tǒng) 所需的流量、性能等因素后，可參照表 2-4 或者 2-5 選擇系統(tǒng)的工作壓力 表 2-4 按負載選擇工作壓力 負載 /kN 50 系統(tǒng)壓力/MPa 5-7 表 2-5 按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力 主機類型 設計壓力/MPa 精加工機床 0.8～2 半精加工機床 3～5 龍門刨床 2～8 機床 拉床 8～10 農業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構 10～16 液壓機、大中型挖掘機、中型機械、起重運輸機械 20～32 地質機械、冶金機械、鐵道車輛維護機械、各類液壓機具等 25～100 本設計根據主機類型是數控銑床，初步選擇系統(tǒng)壓力為 4MPa。 為了防止夾緊時發(fā)生沖擊，液壓缸需保持一定回油背壓。參考表 2-6 液壓 執(zhí)行器的背壓力取 0.2MPa 表 2-6 液壓執(zhí)行器的背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力(MPa) 簡單系統(tǒng)和和一般輕栽節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2 0.5? 回油帶背壓閥 調整壓力一般為 0.5 1.5 回油路設流量調節(jié)閥的進給系統(tǒng)滿載工作時 0.5中低壓系統(tǒng) 設補油泵的閉式系統(tǒng) 0.8 1.5? 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 7 高壓系統(tǒng) 初算是可忽略不計 2.4 液壓執(zhí)行器主要結構參數的計算 2.4.1Ⅰ工位夾緊缸主要結構參數的確定 本設計將Ⅰ工位夾緊缸的有桿腔作為主工作腔，則有公式： 121maxcPAF??? （2－1） 公式中 ——液壓缸無桿腔的有效面積 ；214AD????2 ——液壓缸有桿腔的有效面積 ；??2d? ——液壓缸的最大負載力 ；maxF??N ——液壓缸的機械效率（一般取 0.9-0.97）本設計取 0.95；? ——液壓缸工作腔壓力；1p ——系統(tǒng)的背壓，本設計取 0.2Mpa。2 當計算液壓缸的結構參數時，還需確定活塞桿直徑與液壓缸內徑的關系， 以便在計算出液壓缸內徑 D 時，利用這一關系獲得活塞桿的直徑 d。通常是由 液壓缸的往返速比 確定這一關系，即 ，按這一關系得到的 d???1d??? 的計算公式入如下表 表 2-7 根據往返速度比 計算活塞桿直徑 d 的公式 往返速度比 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2 活塞桿直徑 d 0.3D 0.4D 0.5D 0.55D 0.62D 0.7D 油缸的速比 ，可由機械設計手冊查得。本設計取 =1.33。?? 則由上表查得 d=0.5D。??2 243.140.314cmDdDF?? ?????? ? 得 D=49.9（mm） 按 GB/T2348-1980 ,取標準值： D=50（mm） 又 d=0.5D，得 d=25（mm） ，取標準值 d=28（mm） 則液壓缸無桿腔實際有效面積為： 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 8 214AD?? 5.0? =19.6??2cm 有桿腔實際有效面積為： 224ADd??? ??25.08 =13.5 cm 2.4.2 Ⅱ工位夾緊缸主要結構參數的確定 Ⅱ工位夾緊缸的無桿腔作為主工作腔，則有公式： 12maxcPAF??? 則有 ??2243.40.34cmDDdF? ????? ? 得 D=27.9（mm） 按 GB/T2348—1980 ,取標準值： D=32（mm） 又 d=0.5D， 得 d=16（mm） ， 取標準值 d=20（mm） 則液壓缸無桿腔實際有效面積為： 214AD?? 3.? =8.04??2cm 有桿腔實際有效面積為： 224ADd??? ??23.0 =4.89 cm 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 9 2.4.3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的各項參數 根據上述假定條件經計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功 率，如下表所示： 表 2-8 Ⅰ工位夾緊缸工作循環(huán)個階段的壓力、流量和功率 工作 階段 計算公式 負載 /N 回油腔壓力 /MPa2p工作腔壓力 /MPa1p輸入流量Q 1/minL?A輸入功率 /w 啟動 490 — 0.98 — — 加速 304 0.2 0.53 — — 夾緊 211()cmFpA???21qvNp? 5245 0.2 4.38 0.972 70..96 反向 啟動 490 — 0.40 — — 加速 420 0.2 0.30 — — 松開 211()cmFA??2qv?1Np 245 0.2 0.27 4.116 18.52 表 2-9 Ⅱ工位夾緊缸工作循環(huán)各個階段的壓力、流量和功率 工作 階段 計算公式 負載 /N 回油腔壓力 /MPa2p工作腔壓力 /MPa1p輸入流量Q 1/minL?A輸入功率 /w 啟動 300 — 0.39 — — 加速 532 0.2 0.44 — — 夾緊 211()cmFpA???qv1Np? 2150 0.2 3.06 6.03 307.53 反向 啟動 300 — 0.65 — — 加速 211()cmFA??2qv? 915 0.2 0.85 — — 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 10 松開 1Npq?150 0.2 0.65 4.116 79.46 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 11 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 3.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 液壓系統(tǒng)油路循環(huán)方式分為開式和閉式兩種，他們各自的特點及相互比較 見下表 表 3-1 開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較 油液循 環(huán)方式 開式 閉式 散熱 條件 較方便，但是油箱較大 較復雜，需要用輔泵來換油冷卻 抗污 染性 較差，但可采用壓力油 箱或者油箱呼吸器來改善 較好，但是油液過濾要求較高 系統(tǒng) 效率 管路壓力損失較大，用節(jié) 流調速時效率低 管路腰里損失較小，容積調速時效率較高 限速 制動 形式 用平衡閥進行能耗限速， 用制動閥進行能耗制動， 引起油液發(fā)熱 液壓泵由電動機拖動時，限速及制動 過程中拖動電能向電網輸電，回收部分能量， 即是再生限速和再生制動 其他 對泵的自吸性能要求高 對主泵的自吸性能要求低 油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調速方式和散熱條件。一般來 說，凡是有較大空間可以存放油箱而且不需要另設散熱裝置的系統(tǒng)，要求結構 盡可能簡單的系統(tǒng)，采用節(jié)流調速或者容積節(jié)流調速的系統(tǒng)，均宜采用開式系 統(tǒng)。在本設計中，油泵向兩個液壓執(zhí)行元件供油而且功率較小，整個系統(tǒng)的結 構也比較簡單，所以本設計采用開式系統(tǒng)。 3.2 調速方案的分析和選擇 調速方案對主機的性能起到決定性的作用。 相應的調整方式有節(jié)流調速、容積調速以及二者的結合—容積節(jié)流調速。 節(jié)流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元 件的流量來調節(jié)速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥， 故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 12 容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其優(yōu)點是 沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵 。此種調速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。 容積節(jié)流調速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調節(jié)輸入或輸出液 壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應。此種調速回路效率也較高 ，速度穩(wěn)定性較好，但其結構比較復雜。 節(jié)流調速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進油節(jié)流起 動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。 調速回路一經確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。 節(jié)流調速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓 力油流經系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油 箱體積大，容易混入空氣。 容積調速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí) 行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結構緊湊，但散熱條件差 。 考慮到系統(tǒng)本身的性能要求和一些使用要求以及負載特性，本設計決 定采用節(jié)流調速。 3.3 液壓動力源的分析與選擇 液壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調速 系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于 系統(tǒng)的需油量，多余的油經溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源 壓力的作用。容積調速系統(tǒng)多數是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓 力。 為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對 在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量 泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。 油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器， 進入系統(tǒng)的油液根據被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防 止系統(tǒng)中雜質流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 13 根據液壓設備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。 本設計采用節(jié)流調速，所以使用定量泵供油 3.4 液壓回路的分析、選擇與合成 1）選擇系統(tǒng)一般都必須設置的基本回路，包括調壓回路、向回路、卸荷回 路及安全回路等。 2）根據系統(tǒng)的負載特性和特殊要求選擇基本回路，在本系統(tǒng)中考慮到安全 的要求，設置了背壓回路，同時由于是兩個執(zhí)行元件先后動作，且沒有順序聯(lián) 動關系，所以設置了互不干擾回路。 3）合成系統(tǒng) 選定液壓基本回路之后，配以輔助性回路，如控制油路，潤 滑油路、測壓油路等，可以組成一個完整的液壓系統(tǒng)。 在合成液壓系統(tǒng)時要注意以下幾點：防止油路間可能存在的相互干擾；系 統(tǒng)應力求簡單，并將作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路；系統(tǒng) 要安全可靠，力求控制油路可靠；組成系統(tǒng)的元件要盡量少，并應盡量采用標 準元件；組成系統(tǒng)時還要考慮節(jié)省能源，提高效率減少發(fā)熱，防止液壓沖擊； 測壓點分布合理等。 3.5 液壓原理圖的擬定與設計 根據上述分析，可以擬定整個液壓系統(tǒng)的原理圖如下： 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 14 1－油箱 2－空氣濾清器 3－液位計 4－吸油過濾器 5－液壓泵 6－單向閥 7－壓力表開關 8－壓力表 9－通道體 10－疊加式溢流閥 11－疊加式減壓閥 12－疊加式雙單向節(jié)流閥 13－電磁換向閥 14－疊加式雙液控單向閥 15－壓力繼電器 16－電動機 圖 3-1 液壓系統(tǒng)的原理圖 Fig.4-1 Hydraulic system diagram 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 15 4 液壓元件的計算和選擇 液壓元件的計算是指計算元件在工作中承受的壓力和流量，以便選擇零件 的規(guī)格和型號，此外還要計算原動機的功率和油箱的容量。選擇元件時應盡量 選擇標準件。 4.1 液壓泵的確定 液壓泵的最大工作壓力： >= ＋ （4－1）p1maxp?? 其中 ——液壓執(zhí)行元件最大工作壓力；1maxp ——液壓泵出口大執(zhí)行元件入口之間所有的沿程壓力損失和局部壓力?? 損失之和。初算時按經驗數據選?。汗苈泛唵?，管中流速不大時， 取 ＝0.2Mpa ～0.5Mpa；管路復雜而且管中流速較大或者有p 調速元件時，取 ＝0.5MPa ～1.5MPa。?? 由上述選取 ＝0.5MPa，然后帶入公式（4-1）計算得：?? ≥4.38+0.5＝4.88MPap 在選擇泵的額定壓力時應考慮到動態(tài)過程和制造質量等因素，要使液壓泵 有一定的壓力儲備。一般泵的額定工作壓力應比上述最大工作壓力高 20％－60％，所有最后算得的液壓泵的額定壓力應為： 4.88×（1+0.25）＝6.1MPa 表 4-1 液壓泵的總效率 液壓泵類型 齒輪泵 螺桿泵 葉片泵 柱塞泵 總效率 0.65～0.90 0.70～0.85 0.55～0.85 0.80～0.90 液壓泵的流量 按下式計算pq ＝K （4－2）pmax)q?? 式中 K——考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數，一般取 K＝1.1～1.3， 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 16 ——同時工作的執(zhí)行元件的最大總流量（4.116 3=12.348L/min）max)q?? ? 本設計取泄漏系數為 1.1，所以： ＝1.1×12.348＝13.583L/minpq 由液壓元件產品樣本查得 CBN-E312 齒輪泵滿足上述估算得到的壓力和流 量要求：該泵的額定壓力為 16MPa，公稱排量 V＝12 mL/rev，額定轉速為 1800r/min?，F取泵的容積效率 ＝0.85，當選用轉速 n＝1400 r/min 的驅動電機v? 時，泵的流量為： ＝Vnpqv ＝12 mL/rev×0.85×1400r/min× 310? ＝14L/min 由前面的計算可知泵的最大功率出現在Ⅱ工位夾緊階段，現取泵的總效率 為 ＝0.85，則： ＝p?pNpq? ＝ 633.010.85???? ＝840W 選用電動機型號：Y90S—4B5 型封閉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 1.5kW。電動機與泵之間采用連軸器聯(lián)結。 根據所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，可計算出液壓缸在各個階段的 實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間，從而為其他液壓元件的選擇及系統(tǒng)的性 能計算奠定了基礎。計算結果如下表所示： 表 4-2Ⅰ工位夾緊缸的實際工況 流量 / 1minL?A工作階段 無桿腔 有桿腔 速度 / 1ms?A時間 /s 夾緊 ＝q出 12進 = 0.97.635? ＝0.972q進 ＝1v2q進 1LtV? 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 17 =1.41 = 34106.5??????? =0.012 = 3510.2?? =3 松開 =q進 3P = 14 =4.67 =q出 進 21A =4.67× 3.596 ＝3.21 ＝2v1q進 = 3409.6?????? =0.039 12LtV? = 350.9?? ＝1 表 4-3Ⅱ工位夾緊缸的實際工況 流量 / 1minL?A工作階段 無桿腔 有桿腔 速度 / 1ms?A時間 /s 夾緊 ＝ 6.03q進 ＝q出 21進 = 6.03489? =3.67 ＝1vq進 = 34068.1?????? =0.125 1LtV? = 3250.?? =0.2 松開 =q進 進 12A =14× 8.049 ＝23.02 =q出 p =14 ＝2vqA進 = 34106.89???? =0.48 2LtV? = 3510.8?? ＝0.05 上表中 ——油缸的工作腔面積；1A ——油缸回油腔面積；2 ——進油缸流量；q進 ——出油缸流量；出 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 18 ——油缸的運動速度；12,v ——油缸的運動時間。t 4.2 閥類的選擇 4.2.1 選擇依據 選擇依據為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失 數值，工作性能參數和工作壽命等。 4.2.2 選擇閥類元件應注意的問題 1)應盡量選用標準定型產品，除非不得已時才自行設計專用件； 2)閥類元件的規(guī)格主要根據流經該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選 擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選取。選擇節(jié)流閥和調速閥時，應考慮其 最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求； 3)一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要 時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的 20%； 根據以上要求，現選定各類閥和組將的型號如表 4-4 所示： 表 4-4 各種液壓元件的類型選擇 序 號 名稱 通過流 量 /L 額定流量/ 1minL?A額定壓力 /MPa 額定壓降 /MPa 型號規(guī)格 1 吸油過濾器 14 20 — — MF-02 2 單向閥 14 40 25 <0.1 CIT-03-A1 3 壓力繼電器 — — 25 — MJCS-02B-HH 4 壓力表 — — 0～10 — W-2-1/2-100-A1 5 壓力表開關 14 21 10 — GCT-02 6 疊加式溢流閥 14 35 25 <0.12 MRF-02P-K1-20 7 疊加式減壓閥 14 35 25 <0.2 MPR-02P-K1-02 8 疊加式單向閥 14 35 21 <0.1 MPC-02W-05-30 9 二位四通換向閥 23.02 80 25 <0.2 D5-02-3N2-D2 10 疊加式單向節(jié)流 閥 23.02 35 21 <0.15 MTC-02W-K-I-20 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 19 11 二位四通換向閥 14 80 25 <0.2 D5-02-3N2-D2 12 疊加式單向節(jié)流 閥 14 35 21 <0.15 MTC-02W-K-I-20 13 空氣濾清器 — — — — AB-1162 14 液位計 — — — — LS-3” 4.3 液壓附件的計算和選擇 4.3.1 確定管件的尺寸 表 4-5 油管中的允許流速 油液流經油管 吸油管 高壓管 回油管 短管及局部收縮處 允許速度（m/s） 0.5－1.5 2．5－5 1.5－2.5 5－7 表 4-6 安全系數 管內最高工作壓力 <7 7－ 17.5 17.5 安全系數 8 6 4 由表 4-2 和 4-3 得知Ⅰ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實際最大流 量分別為 3.21L/min 和 4.67L/min，Ⅱ工位夾緊液壓缸有桿腔和無桿腔油管的實 際最大流量分別為 14L/min 和 23.02L/min，按照表 4-5 的推薦值取油管內油液 的允許流速為 4m/min，按計算公式： d＝ 4q?? （4－3） 式中 q——通過油管的最大流量； V——油管中允許流速； d——油管內徑。 將數值代入公式（4-3）得 Ⅰ工位夾緊液壓缸： ＝d無 34.6710???? ＝4.9mm 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 20 ＝d有 34.2106???? ＝4.1mm Ⅱ工位夾緊液壓缸： ＝d無 34106???????? ＝11.1mm ＝d有 34106???? ＝8.6mm 根據 JB827－ 66，同時考慮到制作方便， Ⅰ工位夾緊液壓缸兩根油管同時 選用 10×1（外徑 10mm，壁厚 1mm）的 10 號冷拔無縫鋼管。Ⅱ工位夾緊液壓 缸兩根油管同時選用 14×1（外徑 14mm，壁厚 1mm）的 10 號冷拔無縫鋼管。 由機械設計手冊查得管材的抗拉強度為 412MPa，由表 4-6 取安全系數為 8，按 公式對管子的強度進行校核： ≥ ?2bpdn? （4－4） 式中 p——管內最高工作壓力； d——油管內徑； n——安全系數； ——管材抗拉強度；b? ——油管壁厚。? 將數值代入公式（4-4）得： ＝1mm≥ =?Ⅰ 2bpdn?636.10842?? ＝0.5mm 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 21 ＝1mm≥ =?Ⅱ 2bpdn?636.10842????? ＝0.7mm 所以選的管子壁厚安全。 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的大小。 4.3.2 確定油箱容積 油箱的作用是儲油，散發(fā)油的熱量，沉淀油中雜質，逸出油中的氣體。其 形式有開式和閉式兩種：開式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與 大氣隔絕。開式油箱應用較多。 油箱設計要點： 1）油箱應有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應保證系統(tǒng)中油液全部流 回油箱時不滲出，油液液面不應超過油箱高度的 80%； 2）吸箱管和回油管的間距應盡量大，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的 途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質的效果。隔板高度為液面高度的 2/3～3/4。吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產生氣 泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的 3 倍。吸油管可安裝 100μm 左右 的網式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器。回油管口要斜切 45°角并面向箱壁，以防止回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱； 3）油箱底部應有適當斜度，泄油口置于最低處，以便排油； 4）注油器上應裝濾網； 5）油箱的箱壁應涂耐油防銹涂料。 油箱的容積可以按照下列經驗公式進行計算： V＝ pq? （4－5） 式中 V——油箱的有效容積/L； ——液壓泵的總額定流量/ ；pq1minL?? ——與系統(tǒng)壓力有關的經驗系數：低壓系統(tǒng)取 =2～4，中壓系統(tǒng)? ? 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 22 =5～ 7，高壓系統(tǒng)取 =10～12，對對于行走機械取或經常間斷作?? 業(yè)的設備，系數取較小值；對于安裝空間允許的固定機械，或需藉 助油箱頂蓋安裝液壓泵及電動機和液壓閥集成裝置時，系數可適當 取較大值。 本設計取 =6，將數值代如公式（4-5）得：? V＝6×14 ＝84 L 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 23 5 估算液壓系統(tǒng)性能 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面的計算， 故只能先估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布置圖后，加上管路的沿程 損失和局部損失即可。 在油缸夾緊時，油液依次經過單向閥，疊加式減壓閥，疊加式溢流閥，電 磁換向閥，疊加式雙單向節(jié)流閥， 。所以進油路上的壓力損失為 ＝ （5－1）vp??()Q?實壓 降 額 ?? 222220.970.970.970.971148353.1.6.535??????????????????????????????? =0.0009MPa 式中 ——總的壓力損失；vp?? ——各種閥的壓降；P壓 降 ——流經閥的設計流量；Q實 ——閥的額定流量。額 在油缸松開時，退油路上的壓力損失為 ＝ ）vp??()Q?實壓 降 額 ?? 222224.674.674.674.6701001015833.3.5.59??????????????????????????????? ＝0.0097MPa 由此可以看出，系統(tǒng)閥的壓力損失都小于原先的估計值，所以滿足系統(tǒng)的 使用要求。因為Ⅱ工位夾緊缸的運動過程是一樣的，使用對此油缸的壓力校驗 過程和上面的計算過程是一樣的。如下所示 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 24 在油缸夾緊時，油液依次經過單向閥，電磁換向閥，疊加式雙單向閥，疊 加式雙單項節(jié)流閥。進油路上的壓力損失為： ＝vp??()Q?實壓 降 額 2222226.036.036.036.031.14558.74.895.????????????????????????????? =0.017MPa 在油缸松開時，退油路上的壓力損失為： ＝vp??()Q?實壓 降 額2222221414140.0.0.0.353588.5.3.9????????????????????????????? ＝0.2Mpa 由此看出各種閥同樣滿足使用要求。 5.2 系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構成總的能量損失，這些能量損失都將 轉化為熱量，是系統(tǒng)的油溫升高，產生一系列不良的影響。為此，必須對系統(tǒng) 進行發(fā)熱和溫升計算，以便對系統(tǒng)溫升進行控制?？砂聪率焦浪阆到y(tǒng)的發(fā)熱能 量： H＝ （1－ ） ipN? （5－5） 式中 H——系統(tǒng)產生的熱量； ——液壓泵的輸入功率。ipN 將數值代入公式（5-5）得： H＝ ?? 634.89710401.6.5?? 湖南理工學院畢業(yè)設計（論文） 25 ＝1264w 表 5-1 各種機械允許油溫 液壓設備類型 正常工作溫度/ C?最高允許溫度/ C? 數控機床 30～50 55～70 一般機床 30～55 55～70 機車車輛 40～60 70～80 船舶 30～60 80～90 冶金機械、液壓機 407～0 60～90 工程機械、礦山機械 50～80 70～90 液壓系統(tǒng)中產生的熱量，由系統(tǒng)中各個散熱面散發(fā)至空氣中，其中油箱是 主要散熱面。因為管道的散熱面相對較小，且與其自身的壓力損失產生的熱量 基本平衡，故一般濾去不計。當只考慮油箱散熱時，其散熱量 可按下式計算：0H ＝KA 0H?? （5－6） 式中 K——散熱系數（ ） ，計算時可選用推薦值：通風很差 K＝8；通/WmC?A 風良好 K＝14－20；風扇冷卻時，K＝20－25；用循環(huán)水冷卻時， K＝110－175； A——油箱散熱面積； ——系統(tǒng)溫升。?? 當系統(tǒng)產生的熱量 H 等于其散發(fā)出去的熱量時，系統(tǒng)達到平衡，此時： ＝H/KA?? 當六面體油箱長、寬、高比例為 1：1：1－1：2：3 且液面高度是油箱高 度的 0.8 倍時，其散熱面積的近似計算公式為： A=0.056 32