數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設計（含6張CAD圖紙和說明書、答辯稿）

本科生畢業(yè)論文（設計）任務書 論文題目 數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設計 學院名稱 姓名 專業(yè)班級 指導教師 課題類型 設計 畢業(yè)論文（設計）的內容摘要 1. 查閱數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設計技術相關文章及機構，了解國內外相關機械及工作原理。 2. 采用多種方式（機構設計）設計數(shù)控銑床夾緊裝置液壓系統(tǒng)設計構。 3. 畫出液壓系統(tǒng)原理圖。 4. 畫出液壓站裝配圖。 畢業(yè)論文（設計）基本要求及工作量要求 1、論文基本要求：畢業(yè)論文（設計）按照工程學院基本要求的要求進行撰寫，注意可視界面設計的美化和完整性。 2、工作量要求：圖紙3張 畢業(yè)論文（設計）的主要階段計劃（分前期、中期、后期） 前期：2009年3月02日至4月10日根據(jù)論文的基本條件進行資料查閱。 中期：2009年4月11日至5月14日確定方案，初步計算編輯和設計。 后期：2009年5月15日至5月30日論文撰寫與修改，準備答辯。 任務下發(fā)日期 完成日期 系主任 主管教學院長審批（簽字）：  目錄 前言 1 1 概述 2 1.1 液壓傳動的現(xiàn)狀及展望 2 1.2 液壓傳動的優(yōu)點缺點 2 2 液壓系統(tǒng)的設計 5 2.1技術要求 5 2.2動力分析和運動分析 5 2.2.1 Ⅰ工位夾緊缸的負載計算 5 2.2.2 Ⅱ工位夾緊缸的負載計算 6 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 8 2.3.1系統(tǒng)工作壓力的確定 8 2.4液壓執(zhí)行器主要結構參數(shù)的計算 9 2.4.1Ⅰ工位夾緊缸主要結構參數(shù)的確定 9 2.4.2Ⅱ工位夾緊缸主要結構參數(shù)的確定 10 2.4.3液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率 11 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 13 3.1 制定基本方案 13 3.2 油路循環(huán)方式的分析和選擇 13 3.3調速方案的分析和選擇 14 3.4液壓動力源的分析與選擇 15 3.5 液壓回路的分析、選擇與合成 16 3.6液壓原理圖的擬定與設計 16 4 計算和選擇液壓元件 18 4.1 液壓泵的選擇 18 4.1.2 液壓泵站組件的選擇 18 4.1.3 液壓泵的計算與選擇 18 4.2 液壓控制閥的選擇 21 4.2.1 選擇依據(jù) 21 4.2.2 選擇閥類元件應注意的問題 21 4.3 液壓附件的計算和選擇 22 4.3.1 確定管件的尺寸 22 4.3.2 確定油箱容積 24 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 26 5.1液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 26 5.1.1Ⅰ工位夾緊缸的壓力損失驗算 26 5.2 估算系統(tǒng)效率 27 5.3 系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 29 6 液壓動力源裝置的設計 31 7 液壓裝置的總體配置 33 7.1液壓控制閥的塊式集成 33 7.2集成塊設計 33 8 液壓系統(tǒng)的污染控制 35 8.1污染物的形態(tài)和來源 35 8.2油液污染對液壓系統(tǒng)的危害 35 8.3污染控制措施 36 8.4油液的過濾 37 9 液壓系統(tǒng)泄露控制與密封 38 9.1泄露及其危害 38 9.2 液壓系統(tǒng)防漏與治漏的主要措施 38 9.3液壓裝置泄露控制的基本準則 39 9.4 密封裝置的選擇 40 10 液壓系統(tǒng)噪聲的控制 41 11液壓介質的選擇 42 11.1液壓油的主要性能 42 11.2液壓油的質量要求 42 11.3液壓油的選用 43 12 液壓系統(tǒng)安裝、調試、維護和檢修 44 12.1 液壓系統(tǒng)的安裝 44 12.1.1在液壓系統(tǒng)中安裝液壓元件時的注意事項 44 12.1.2在液壓系統(tǒng)中安裝液壓泵時的注意事項 44 12.2液壓系統(tǒng)調試 44 12.2.1 調試前的檢查 45 12.2.2 使用液壓系統(tǒng)要注意的問題 45 12.2.3 系統(tǒng)耐壓試驗 46 12.3液壓系統(tǒng)的維護和檢修 47 12.3.1液壓站使用中的注意事項 48 12.3.2檢修液壓系統(tǒng)時的注意事項 48 13 結論 50 致謝 51 參考文獻 52 附錄A 譯文 53 附錄Ｂ 外文文獻 66 前言 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(jīng)濟各工業(yè)部門。隨著科學技術的發(fā)展，機電產品日趨精密復雜。產品的精度要求越來越高、更新?lián)Q代的周期也越來越短，從而促進了現(xiàn)代制造業(yè)的發(fā)展。用普通的機床加工精度低，效率低，勞動度大，已經(jīng)無法滿足生產要求，從而一種新型的數(shù)字程序控制的機床應運而生。這種機床是一種綜合應用了計算機技術、自動控制技術、精密測量和機械設計等新技術的機電一體化的產品。數(shù)控機床是一種裝有程序控制系統(tǒng)的自動化機床，它對加工精度和自動化都有嚴格的要求。數(shù)控車床上的工位夾緊裝置對于加工的精度有著直接的關系，以往的機床的工位夾緊裝置使用簡單的機械裝置，在加工時容易產生大的加工誤差。隨著數(shù)控車床自動化程度的提高，使用液壓系統(tǒng)控制這一過程已經(jīng)大大提高了自動化和加工精度。液壓傳動在機械設備中的應用非常廣泛。有的設備是利用其能傳遞大的動力，且結構簡單、體積小、重量輕的優(yōu)點，如工程機械、礦山機械、冶金機械等；有的設備是利用它操縱控制方便，能較容易地實現(xiàn)較復雜工作循環(huán)的優(yōu)點，如各類金屬切削機床、輕工機械、運輸機械、軍工機械、各類裝載機等。所以研究液壓系統(tǒng)有很好的應用價值和廣闊的前景。我國進入世界貿易組織之后，對我國的機械行業(yè)是個機遇，更是一個艱難的挑戰(zhàn)。因此作為二十一世紀的主人，我們更應該通過作大量的設計制造和廣泛地使用各種先進的機器，以便能加快我國國民經(jīng)濟的增長速度，加快我國現(xiàn)代化建設。 1 概述 1.1 液壓傳動的現(xiàn)狀及展望 目前，液壓傳動及控制技術不僅用于傳統(tǒng)的機械操縱、助力裝置，也用于機械的模擬加工、轉速控制、發(fā)動機燃料進給控制，以及車輛動力轉向、主動懸掛裝置和制動系統(tǒng)，同時也能夠擴展到航空航天和海洋作業(yè)等領域。當前液壓技術正在繼續(xù)向以下幾個方面發(fā)展。 1）節(jié)能 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。 2）液壓與微電子、計算機技術相結合 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(xiàn)了各種數(shù)字閥和數(shù)字泵，并出現(xiàn)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。 3）提高液壓傳動的可靠性 由于有限元法在液壓元件設計中的應用，可靠性實驗、研究工作的廣泛開展以及新材料、新工藝的發(fā)展等，是液壓元件的壽命得到提高。由于對飛機、船舶、冶金等一些重要液壓系統(tǒng)采用多裕度設計，并在系統(tǒng)中設置旁路凈化回路及具有初級智能的自動故障檢測儀表等，加強了油液的污染度控制。上述領域內的一些重要成果，使液壓系統(tǒng)的可靠性逐年提高。 4）高度集成化 疊加閥、集成塊、插裝閥的應用以及把各種控制閥集成于液壓泵及液壓執(zhí)行元件上形成組合元件，有些還把單片機等集成在其控制機構上，達到了集機、電、液于一體的高度集成化。 此外，高壓、高轉速、低噪聲組件的研究，高效濾材的研究，環(huán)保型工作介質及其相應高壓液壓組件的研究等也是值得關注的動向。 1.2 液壓傳動的優(yōu)點缺點 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。 機械傳動是發(fā)展最早而且應用最普遍的一種傳動方式。具有傳動準確可靠，操作簡單，機構直觀易掌握，負荷變化對傳動比影響小等優(yōu)點。但是對自動控制的情況，單純靠機械傳動來完成就顯得結構復雜而笨重，而且遠距離操縱困難、操作力度大、安裝位置變化的自由度小等缺點。 電氣傳動是通過電來進行傳動和控制的，利用交流電機來傳動，簡單而且價廉，應用最廣，也是各種傳動的組成部分。但交流電機一般難于進行無級變速，而直流電機雖然可以實現(xiàn)無級變速，但支流電源價格比較昂貴。電氣控制，特別是電子計算機控制，具有信號變化方便，遠距離操縱容易等獨特優(yōu)點，在自動化程度要求高的場合是必不可少的。 氣壓傳動是以壓縮空氣為傳動介質，可通過調節(jié)氣量很容易的實現(xiàn)無級變速。同時有傳遞及變換信號方便、反應快、結構簡單、無污染等優(yōu)點?？諝怵ざ刃?，故管道壓力損失小，流速大，而且可獲得高速度。但是氣動傳動的致命弱點是空氣壓縮性大，無法獲得均勻而穩(wěn)定的運動。此外為減少泄漏，提高效率，氣動系統(tǒng)的壓力不能太高。這使其不能用于大功率場合。 液壓傳動是用液體作為介質來傳遞能量的，液壓傳動與上述三種傳動比較有以下一些優(yōu)點： 1）液壓傳動可在運行過程中方便地實現(xiàn)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(xiàn)快速啟動、制動及頻繁幻想，每分鐘的換向次數(shù)可達500次（左右擺動）、1000次（往復移動）； 3）液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，特別是采用電液和氣液傳動時，可實現(xiàn)復雜的自動控制； 4）液壓裝置易于實現(xiàn)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(jīng)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(xiàn)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。 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(jīng)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(xiàn)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。 2 液壓系統(tǒng)的設計 2.1技術要求 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(shù)，）的設計，擬采用缸筒固定的液壓缸驅動夾緊裝置，完成工件裝夾運動。夾緊裝置由液壓與電氣配合實現(xiàn)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(shù)和動力參數(shù)如表2-1所列。 表2-1 機床工位夾緊裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) Tab.2-1 The movement and dynamic parameters of Machinist - clamping device 工況 行程 /mm 速度 時間 / 運動部件重力 G/N 負載 /N 啟動、制動時間 Ⅰ工位夾緊缸 夾緊 35 0.012 2450 5000 0.05 3 松開 0.035 — 1 Ⅱ工位夾緊缸 夾緊 25 0.125 1500 2000 0.05 0.2 松開 0.25 — 0.1 2.2動力分析和運動分析 2.2.1 Ⅰ工位夾緊缸的負載計算 慣性負載 夾緊： =2450/9.81×0.012/0.05 =59N 松開： =2450/9.81×0.035/0.05 =175N 靜摩擦負載 =0.2×（2450+0） = 490N 動摩擦負載 =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： =1500/9.81×0.125/0.05 =382N 松開： =1500/9.81×0.25/0.05 =765 靜摩擦負載 =0.2×（1500+0） = 300N 動摩擦負載 =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 Tab.2-2 The load calculation results of clamping cylinderⅠ 工況 負載組成 外負載F/N 啟動 490 加速 304 夾緊 5245 反向啟動 490 加速 420 松開 245 表2-3Ⅱ工位夾緊缸的外負載計算結果 Tab.2-3 The load calculation results of clamping cylinderⅡ 工況 負載組成 外負載F/N 啟動 300 加速 532 夾緊 2150 工況 負載組成 外負載F/N 反向啟動 300 加速 915 松開 150 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2.3.1系統(tǒng)工作壓力的確定 根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負載表可以確定系統(tǒng)的最大負載數(shù)，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 Tab.2-4 Choose actuating pressure according to the loads 負載 /kN <5 5-10 10-20 20-30 30-50 >50 系統(tǒng)壓力/MPa <0.8-1 1.6-2 2.5-3 3-4 4-5 >5-7 表2-5 按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力 Tab.2-5 Select system pressure By the types 主機類型 設計壓力/MPa 機床 精加工機床 0.8～2 半精加工機床 3～5 龍門刨床 2～8 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(jù)主機類型是數(shù)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0.2 表2-6液壓執(zhí)行器的背壓力 Tab.2-6 The selection of the Backpressure value 系統(tǒng)類型 背壓力(MPa) 中低壓系統(tǒng) 簡單系統(tǒng)和和一般輕栽節(jié)流調速系統(tǒng) 0.20.5 回油帶背壓閥 調整壓力一般為0.51.5 回油路設流量調節(jié)閥的進給系統(tǒng)滿載工作時 0.5 設補油泵的閉式系統(tǒng) 0.81.5 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(shù)的計算 2.4.1Ⅰ工位夾緊缸主要結構參數(shù)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： （2－1） 公式中 ——液壓缸無桿腔的有效面積； ——液壓缸有桿腔的有效面積； ——液壓缸的最大負載力； ——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； ——系統(tǒng)的背壓，本設計取0.2Mpa。 當計算液壓缸的結構參數(shù)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的計算公式入如下表 表2-7根據(jù)往返速度比計算活塞桿直徑d的公式 Tab.2-7 The recommended values of The piston rod diameter d 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。 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： =19.6 有桿腔實際有效面積為： =13.5 2.4.2 Ⅱ工位夾緊缸主要結構參數(shù)的確定 Ⅱ工位夾緊缸的無桿腔作為主工作腔，則有公式： 則有 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： =8.04 有桿腔實際有效面積為： =4.89 2.4.3液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率 根據(jù)上述假定條件經(jīng)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 Tab.2-8 The pressure, rate of flow and power of the clamping cylinderⅠat different stage 工作階段 計算公式 負載 /N 回油腔壓力 /MPa 工作腔壓力 /MPa 輸入流量 Q 輸入功率 /w 啟動 490 — 0.98 — — 加速 304 0.2 0.53 — — 夾緊 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 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 Tab.2-9 The pressure, rate of flow and power of the clamping cylinderⅡat different stage 工作階段 計算公式 負載 /N 回油腔壓力 /MPa 工作腔壓力 /MPa 輸入流量 Q 輸入功率 /w 啟動 300 — 0.39 — — 加速 532 0.2 0.44 — — 夾緊 2150 0.2 3.06 6.03 307.53 反向啟動 300 — 0.65 — — 加速 915 0.2 0.85 — — 松開 150 0.2 0.65 4.116 79.46 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 3.1 制定基本方案 液壓系統(tǒng)的設計，除了滿足主機在動作和性能方面規(guī)定的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結構簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認的普遍設計原則。本液壓系統(tǒng)設計的內容大致為： 1）油路循環(huán)方式的分析與選擇； 2）調速方案的分析和選擇； 3）液壓動力源的分析與選擇； 4）液壓回路的分析、選擇與合成； 5）液壓系統(tǒng)原理圖的擬訂。 3.2 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 Tab.3-1 Compare of Hold dyadic system and Shut dyadic system 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(wǎng)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)。 3.3調速方案的分析和選擇 調速方案對主機的性能起到?jīng)Q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。 ????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(jīng)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(jīng)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。 表3-2各種調速方式的性能比較 Tab.3-2 various forms of Speed Performance Comparison 主要 性能 節(jié)流調速 容積調速回路 容積節(jié)流調速回路 簡式節(jié)流調速系統(tǒng) 帶壓力補償閥的節(jié)流調速系統(tǒng) 變量泵 定量馬達 流量適應 功率適應 進油節(jié)流及回油節(jié)流 旁路節(jié)流 調速閥在進油路 調速閥在旁油路及溢流節(jié)流調速回路 負載 速度剛度 差 很差 好 較好 好 特性 承載能力 好 較差 好 較好 好 調速范圍 大 小 大 較大 大 功率特性 效率 低 較低 低 較低 最高 較高 高 發(fā)熱 大 較大 大 較大 最小 較小 小 成本 低 較低 高 最高 適用范圍 小功率 輕載或者低速的中 低壓系統(tǒng)及工程機械非經(jīng)常性調速的場合 大功率高速中高壓系統(tǒng) 負載變化小，速度剛度要大的中小功率，中壓系統(tǒng) 負載變化大速度剛度較大的中高壓系統(tǒng) 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。 3.4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(jīng)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(shù)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(jù)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。根據(jù)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。 3.5 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(jù)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。 3.6液壓原理圖的擬定與設計 根據(jù)上述分析，可以擬定整個液壓系統(tǒng)的原理圖如下： 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 4 計算和選擇液壓元件 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 液壓泵的選擇 4.1.2 液壓泵站組件的選擇 液壓泵站一般由液壓泵組、油箱組件、過濾器組件和蓄能器組件等組成。根據(jù)系統(tǒng)的實際需要，本設計選擇液壓泵組、油箱組件、過濾器組件。液壓泵組由液壓泵，原動機，連軸器及管路附件等組成。油箱組件由油箱面板，空氣濾清器，，液位顯示計等組成。過濾器組將是保持工作介質清潔度必備的組將，可根據(jù)系統(tǒng)對介質清潔度的不同要求設置不同等級的粗過濾器，精過濾器等。 4.1.3 液壓泵的計算與選擇 液壓泵的最大工作壓力： >=＋ （4－1） 其中 ——液壓執(zhí)行元件最大工作壓力； ——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(jīng)驗數(shù)據(jù)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＝4.88MPa 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 Tab.4-1 The total efficiency of hydraulic pumps 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 ＝K （4－2） 式中 K——考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數(shù)，一般取K＝1.1～1.3， ——同時工作的執(zhí)行元件的最大總流量（4.1163=12.348L/min） 本設計取泄漏系數(shù)為1.1，所以： ＝1.1×12.348＝13.583L/min 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。現(xiàn)取泵的容積效率＝0.85，當選用轉速n＝1400 r/min的驅動電機時，泵的流量為： ＝Vn ＝12 mL/rev×0.85×1400r/min× ＝14L/min 由前面的計算可知泵的最大功率出現(xiàn)在Ⅱ工位夾緊階段，現(xiàn)取泵的總效率為 ＝0.85，則： ＝ ＝ ＝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(jù)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 Tab.4-2 The actual working conditions of the clamping cylinderⅠ 工作階段 流量 / 速度 / 時間 /s 無桿腔 有桿腔 夾緊 ＝ = =1.41 ＝0.972 ＝ = =0.012 = =3 松開 = = =4.67 = =4.67× ＝3.21 ＝ = =0.039 = ＝1 表4-3Ⅱ工位夾緊缸的實際工況 Tab.4-3 The actual working conditions of the clamping cylinderⅡ 工作階段 流量 / 速度 / 時間 /s 無桿腔 有桿腔 夾緊 ＝6.03 ＝ = =3.67 ＝ = =0.125 = =0.2 松開 = =14× ＝23.02 = =14 ＝ = =0.48 = ＝0.05 上表中——油缸的工作腔面積； ——油缸回油腔面積； ——進油缸流量； ——出油缸流量； ——油缸的運動速度； ——油缸的運動時間。 4.2 液壓控制閥的選擇 4.2.1 選擇依據(jù) 選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)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(jù)流經(jīng)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(jù)以上要求，現(xiàn)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 Tab.4-4 Various types of hydraulic components of choice 序號 名稱 通過流量/L 額定流量/ 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 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 Tab.4-5 Allow the pipeline flow 油液流經(jīng)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(shù) Tab.4-6 Safety Factor 管內最高工作壓力 <7 7－17.5 17.5 安全系數(shù) 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＝ （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(shù)值代入公式（4-3）得 Ⅰ工位夾緊液壓缸： ＝ ＝4.9mm ＝ ＝4.1mm Ⅱ工位夾緊液壓缸： ＝ ＝11.1mm ＝ ＝8.6mm 根據(jù)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(shù)為8，按公式對管子的強度進行校核： ≥ （4－4） 式中 p——管內最高工作壓力； d——油管內徑； n——安全系數(shù)； ——管材抗拉強度； ——油管壁厚。 將數(shù)值代入公式（4-4）得： ＝1mm≥= ＝0.5mm ＝1mm≥= ＝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(wǎng)式或線隙式過濾器，安裝位置要便于裝卸和清洗過濾器?；赜凸芸谝鼻?5°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(wǎng)； 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(jīng)驗公式進行計算： V＝ （4－5） 式中 V——油箱的有效容積/L； ——液壓泵的總額定流量/； ——與系統(tǒng)壓力有關的經(jīng)驗系數(shù)：低壓系統(tǒng)取=2～4，中壓系統(tǒng)=5～7，高壓系統(tǒng)取=10～12，對對于行走機械取或經(jīng)常間斷作業(yè)的設備，系數(shù)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(shù)可適當取較大值。 本設計取=6，將數(shù)值代如公式（4-5）得： V＝6×14 ＝84 L 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 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。 5.1.1Ⅰ工位夾緊缸的壓力損失驗算 在油缸夾緊時，油液依次經(jīng)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） =0.0009MPa 式中 ——總的壓力損失； ——各種閥的壓降； ——流經(jīng)閥的設計流量； ——閥的額定流量。 在油缸松開時，退油路上的壓力損失為 ＝） ＝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 在油缸夾緊時，油液依次經(jīng)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： ＝ =0.017MPa 在油缸松開時，退油路上的壓力損失為： ＝ ＝0.2Mpa 由此看出各種閥同樣滿足使用要求。 5.2 估算系統(tǒng)效率 由表4-2和4-3可以看出，本液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中，液壓缸夾緊是主要的工作過程，所以系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升等可一概用夾緊時的數(shù)值計算。 系統(tǒng)效率的計算公式為： ＝ （5－2） 式中 ——執(zhí)行元件的負載壓力； ——執(zhí)行元件的負載流量； ——液壓泵的供油壓力； ——液壓泵的供油流量。 Ⅰ工位夾緊缸夾緊時，將數(shù)值代如公式（5-2）得： ＝ ＝0.06 Ⅱ工位夾緊缸夾緊時，將數(shù)值代入公式（5-2）得： ＝ ＝0.27 系統(tǒng)在一個完整的循環(huán)周期內的平均回路效率可按下式計算： ＝ （5－3） 式中 —— 一個周期的平均回路效率； ——各工作階段的液壓回路效率； ——各個工作階段的持續(xù)時間； T——一個完整循環(huán)的時間。 分別將Ⅰ、Ⅱ工位夾緊缸夾緊時的數(shù)值代入公式（5-3）得： ＝ ＝0.073 則系統(tǒng)的總效率為： ＝ （5－4） 式中 ——液壓泵的總效率，取0.85； ——液壓回路的效率； ——液壓執(zhí)行元件的總效率，取0.95。 所以： ＝0.85×0.95×0.073 ＝0.06 本系統(tǒng)的效率是0.06。 整個系統(tǒng)的效率很低，主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。 5.3 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－） （5－5） 式中 H——系統(tǒng)產生的熱量； ——液壓泵的輸入功率。 將數(shù)值代入公式（5-5）得： H＝ ＝1264w 表5-1各種機械允許油溫 Tab.5-1 The allowing temperature of the Machinery 液壓設備類型 正常工作溫度/ 最高允許溫度/ 數(shù)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： ＝KA （5－6） 式中 K——散熱系數(shù)（），計算時可選用推薦值：通風很差K＝8；通風良好 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 所以可以導出： ＝ （5－7）式中 V——油箱的有效容量。 取散熱系數(shù)K=15，將數(shù)值代入公式（5-7）得： ＝ ＝67.6 此溫升超過了許用范圍，＝30－50，增大油箱面積，取V＝8×14＝112L，并且取系數(shù)K=20，重新帶入數(shù)值計算得： ＝ ＝41.8 所以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。 6 液壓動力源裝置的設計 液壓動力源（即液壓泵站）是多種元、附件組合而成的整體。是為一個或幾個系統(tǒng)存放一定清潔度的工作介質，并輸出一定壓力、流量的液體動力，兼作整體式液壓站安放液壓控制裝置基座的整體裝置。，液壓動力源是整個液壓系統(tǒng)或液壓站的一個重要部件，其設計質量的優(yōu)劣，對液壓設備性能關系很大。 6.1 液壓泵站的結構形式 ????液壓泵站上泵組的布置方式分成上置式和非上置式。泵組置于油箱上的上置式液壓泵站中，采用立式電動機并將液壓泵置于油箱之內時，稱為立式（圖6-1）；采用臥式電動機時稱為臥式（圖6-2）。非上置式液壓泵站中，泵組與油箱并列布置的為旁置式（圖6-3）；泵組置于油箱下面時為下置式（圖6-4）； ???????????????? 圖6-1???????????????? ?圖6-2? Fig.6-1 Fig.6-2 ????????????? 圖6-3???????????????????? 圖6-4? Fig.6-1 Fig.6-1 按泵組流量特性分為定量型和變量型；按泵組驅動方式分為電動型、機動型和手動型。 本設計采用上置式液壓動力源，即泵組布置在油箱之上的動力源，當電動機臥式安裝，液壓泵置于油箱之上時，稱為臥式液壓動力源。當電動機立式安裝，液壓泵置于油箱內時，稱為立式液壓動力源。上置式液壓動力源站地面積小，結構緊湊，液壓泵置于油箱內的立式安裝動力源，噪聲低且便于收集漏油。這種結構在中、小功率液壓站中被廣泛采用。本次設計即采用這種結構。當采用臥式動力源時，由于液壓泵置于油箱之上，必須注意各類液壓泵的吸油高度，以防液壓泵進油口產生過大的真空度，造成吸空或氣穴現(xiàn)象。而立式安裝的動力源則可避免這種情況的發(fā)生。 7 液壓裝置的總體配置 液壓裝置按其總體配置分為分散配置型和集中配置型兩種主要結構類型。 集中配置型液壓裝置通常是將系統(tǒng)的執(zhí)行器安放在主機上，而將液壓泵及其驅動電機、輔助元件等獨立安裝在主機之外，即集中設置所謂液壓站。 液壓站按控制裝置位置和液壓站功能分為動力型和復合型。其中復合型又分為整體式和分離式；按液壓站規(guī)模分為單機型、機組型和中央型；按通用化程度分為專用型和通用型。本次設計采用復合型整體液壓站設計。 復合型液壓站是將系統(tǒng)中液壓泵及其驅動電機、油箱及其附件、液壓控制裝置及其他輔助元件等均安