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編 號 無錫太湖學院 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 題目： 液壓兩工位加緊裝置的分析與計算 信 機 系 機 械 工 程 及 自 動 化 專 業(yè) 學 號： 0923050 學生姓名： 張佳睿 指導教師： 陳偉明（職稱：教授） （職稱： ） 2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計 誠 信 承 諾 書 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計 液壓兩工位夾緊裝置 的分析與計算 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的 成果，其內容除了在畢業(yè)設計中特別加以標注引用，表示致謝 的內容外，本畢業(yè)設計不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰 寫的成果作品。 班 級： 機械 91 學 號： 0923050 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 無 錫 太 湖 學 院 信 機 系 機 械 工 程 及 自 動 化 專 業(yè) 畢 業(yè) 設 計 論 文 任 務 書 一、題目及專題： 1、題目液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 2、專題 二、課題來源及選題依據 課題來源：工廠。選題依據：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濟的增 長速度，加快我國現(xiàn)代化建設。 三、本設計（論文或其他）應達到的要求： 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 I 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： 工位夾緊缸夾緊工位夾緊缸松開 工位夾緊缸夾緊工位夾緊缸松開。 四、接受任務學生： 機械 91 班 姓名 張佳睿 五、開始及完成日期： 自 2012 年 11 月 7 日 至 2013 年 5 月 25 日 六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師簽名 簽名 簽名 教 研 室 主 任 學科組組長研究所 所長簽名 系主任 簽名 2013 年 05 月 25 日 II 摘 要 液壓傳動是用液體作為工作介質來傳遞能量和進行控制的傳動方式。液壓傳動和氣壓 傳動稱為流體傳動，是根據 17 世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門 新興技術，是工農業(yè)生產中廣為應用的一門技術。如今，流體傳動技術水平的高低已成 為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。液壓傳動憑借與其他傳動方式相比較具有獨特的 技術優(yōu)勢，應用領域幾乎囊括了國民經濟各工業(yè)部門。 近 30 年來，由于控制技術、微電子技術、計算機技術、傳感檢測技術及材料科學的 發(fā)展，極大的推動了液壓傳動與控制技術的發(fā)展，使其成為集傳動、控制、計算機、傳 感檢測、機電液為一體化的全新的自動控制技術。 本文根據液壓系統(tǒng)的技術指標對數控銑床兩工位夾緊裝置液壓系統(tǒng)進行整體方案設計， 對其功能和工作原理進行動力分析和運動分析，初步確定了系統(tǒng)各回路的基本結構及主 要元件，按照所給機構性能參數和液壓性能參數進行元件的選擇計算，通過對系統(tǒng)性能 的驗算和發(fā)熱校核，以滿足該銑床所要達到的要求。 關鍵詞：液壓系統(tǒng)；工位夾緊；性能參數 III Abstract hydraulic transmission is to use liquid as working medium to transmit energy and control mode of transmission. Hydraulic and pneumatic transmission called fluid drive, which is based on PASCAL hydrostatic pressure transmission principle put forward by the 17th century and developed a new technology, is a technology widely used in industrial and agricultural production. Nowadays, the level of fluid transmission technology has become a national industrial development level of important symbol. Hydraulic transmission by compared with other driving mode has its unique technical advantages, applications almost covers the national economy each industry sector. For nearly 30 years, due to the control technology, microelectronics technology, computer technology, sensing detection technology and the development of materials science, greatly promoted the development of the hydraulic transmission and control technology, making it a set of transmission, control, computer, sensor detection, mechanical and electrical hydraulic automatic control technology for the integration of the new. According to the technical index of the hydraulic system of CNC milling machine two location clamping device hydraulic system overall plan design, dynamic analysis on the function and working principle and motion analysis, and preliminarily determines the systems basic structure and main components of each circuit, and according to the given institutional performance parameters and performance parameters of the hydraulic components selection calculation, through calculating the performance of the system and heating, in order to meet the requirements as to the milling machine. Key words：Hydraulic system；Clamping device；Performance parameters IV 目 錄 摘 要 .....................................................................III ABSTRACT.................................................................IV 目 錄 ......................................................................V 1 緒論 ......................................................................1 1.1 液壓傳動的現(xiàn)狀及展望 .................................................1 1.2 液壓傳動的優(yōu)點缺點 ...................................................1 2 液壓系統(tǒng)的設計 ............................................................3 2.1 技術要求 .............................................................3 2.2 動力分析和運動分析 ...................................................3 2.2.1 工位夾緊缸的負載計算 .........................................3 2.3 液壓系統(tǒng)主要參數的確定 ...............................................5 2.3.1 系統(tǒng)工作壓力 的確定 ...........................................51p 2.4 液壓執(zhí)行器主要結構參數的計算 .........................................6 2.4.1 工位夾緊缸主要結構參數的確定 .................................6 2.4.2 工位夾緊缸主要結構參數的確定 .................................7 2.4.3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率 .......................8 3 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定和方案論證 ...........................................10 3.1 制定基本方案 ........................................................10 3.2 油路循環(huán)方式的分析和選擇 ............................................10 3.3 調速方案的分析和選擇 ................................................10 3.4 液壓動力源的分析與選擇 ..............................................12 3.5 液壓回路的分析、選擇與合成 ..........................................12 3.6 液壓原理圖的擬定與設計 ..............................................12 4 計算和選擇液壓元件 .......................................................14 4.1 液壓泵的選擇 ........................................................14 4.1.1 液壓泵站組件的選擇 ............................................14 4.1.2 液壓泵的計算與選擇 ............................................14 4.2 液壓控制閥的選擇 ....................................................16 4.2.1 選擇依據 ......................................................16 4.2.2 選擇閥類元件應注意的問題 ......................................16 4.3 液壓附件的計算和選擇 ................................................17 4.3.1 確定管件的尺寸 ................................................17 4.3.2 確定油箱容積 ..................................................19 5 液壓系統(tǒng)性能驗算 .........................................................20 5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 ................................................20 V 5.1.1 工位夾緊缸的壓力損失驗算 ....................................20 5.2 估算系統(tǒng)效率 ........................................................21 5.3 系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升 ....................................................22 6 液壓動力源裝置設計........................................................ 24 6.1 液壓泵站的結構形式 ..................................................24 7 液壓裝置的總體配置 .......................................................26 7.1 液壓控制閥的塊式集成 ................................................26 7.2 集成塊設計 ..........................................................26 8 密封裝置的選擇 ...........................................................28 9 液壓系統(tǒng)安裝 .............................................................29 9.1 液壓系統(tǒng)安裝....................................................... 29 9.1.1 在液壓系統(tǒng)中安裝液壓元件時注意事項............................ 29 9.1.2 在液壓系統(tǒng)中安裝液壓泵時注意事項.............................. 29 10 結論.................................................................... 30 致 謝 .....................................................................31 參考文獻................................................................... 32 無錫太湖學院學士學位論文 0 1 緒論 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)了各種數字閥和 數字泵，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 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 1 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。空氣黏度小，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。 液壓傳動的優(yōu)點: 與機械傳動、電氣傳動相比，液壓傳動具有以下優(yōu)點： 1、液壓傳動的各種元件，可以根據需要方便、靈活地來布置。 2、重量輕、體積小、運動慣性小、反應速度快。 3、操縱控制方便，可實現(xiàn)大范圍的無級調速（調速范圍達 2000：1） 。 4、可自動實現(xiàn)過載保護。 5、一般采用礦物油作為工作介質，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長。 6、很容易實現(xiàn)直線運動。 7、很容易實現(xiàn)機器的自動化，當采用電液聯(lián)合控制后，不僅可實現(xiàn)更高程度的自動 控制過程，而且可以實現(xiàn)遙控。 液壓傳動的缺點 1、由于流體流動的阻力和泄露較大，所以效率較低。如果處理不當，泄露不僅污染 場地，而且還可能引起火災和爆炸事故。 2、由于工作性能易受到溫度變化的影響，因此不宜在很高或很低的溫度條件下工作。 3、液壓元件的制造精度要求較高，因而價格較貴。 4、由于液體介質的泄露及可壓縮性影響，不能得到嚴格的傳動比。 5、液壓傳動出故障時不易找出原因；使用和維修要求有較高的技術水平。 8 無錫太湖學院學士學位論文 2 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) ， 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： 工位夾緊缸夾緊工位夾緊缸松開工位夾 緊缸夾緊工位夾緊缸松開。 117654 機床工位夾緊裝置的運動參數和動力參數如表 2-1 所列。 工況 行程 /mm 速度 v/m s 時間 ts-1 運動部件重力 G/N 負載 Fe/N 啟動、 制動時 間 t/s t1夾緊 0.012 3 5000 t2 1 工 位加 緊缸 松開 35 0.035 1 2450 0.05 t3夾緊 0.125 0.2 2000 t4 2 工 位加 緊缸 松開 25 0.25 0.1 1500 0.05 2.2 動力分析和運動分析 2.2.1 工位夾緊缸的負載計算 慣性負載 夾緊： tVgGFi =2450/9.810.012/0.05 =59N 松開： 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 3 tVgGFi =2450/9.810.035/0.05 =175N 靜摩擦負載 nsfFG =0.2（2450+0） = 490N 動摩擦負載 ndf =0.1（2450+0） =245N 2.2.2 工位夾緊缸的負載計算 慣性負載 夾緊： tVgGFi =1500/9.810.125/0.05 =382N 松開： tVgGFi =1500/9.810.25/0.05 =765 靜摩擦負載 nsfFG =0.2（1500+0） = 300N 動摩擦負載 ndf =0.1（1500+0） =150N 由此得工位夾緊缸和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 2-2工位夾緊缸的外負載計算結果 Tab.2-2 The load calculation results of clamping cylinder 無錫太湖學院學士學位論文 4 工況 負載組成 外負載 F/N 啟動 fsF490 加速 tVgGfd304 夾緊 f5245 反向啟動 s490 加速 tgFfd420 松開 f 245 表 2-3工位夾緊缸的外負載計算結果 Tab.2-3 The load calculation results of clamping cylinder 工況 負載組成 外負載 F/N 啟動 fsF300 加速 tVgGfd532 夾緊 f2150 工況 負載組成 外負載 F/N 反向啟動 fsF300 加速 tVgGfd915 松開 f 150 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 Tab.2-4 Choose actuating pressure according to the loads 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 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 5 Tab.2-5 Select system pressure By the types 主機類型 設計壓力 /MPa 精加工機床 0.82 半精加工機床 35 龍門刨床 28 機床 拉床 810 農業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構 1016 液壓機、大中型挖掘機、中型機械、起重運輸機械 2032 地質機械、冶金機械、鐵道車輛維護機械、各類液 壓機具等 25100 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 Tab.2-6 The selection of the Backpressure value 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 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 2.4.1 工位夾緊缸主要結構參數的確定 本設計將工位夾緊缸的有桿腔作為主工作腔，則有公式： （21）cmFAPax121 公式中 液壓缸無桿腔的有效面積 ；421DA2 液壓缸有桿腔的有效面積 ；2d 液壓缸的最大負載力 ；maxFN 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 無錫太湖學院學士學位論文 6 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 的計算公式入如下表1d 表 2-7 根據往返速度比 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。FDDcm41.32414.322 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： 421A 0.5 =19.6 2cm 有桿腔實際有效面積為： 422dDA 8.05 =13.5 2cm 2.4.2 工位夾緊缸主要結構參數的確定 工位夾緊缸的無桿腔作為主工作腔，則有公式： cmFAPax1 則有 FdDDcm414.32014.32 得 D=27.9（mm） 按 GB/T23481980 ,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： 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 7 421DA .3 =8.042cm 有桿腔實際有效面積為： 422dDA 0.3 =4.892cm 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 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 cylinderat different stage 工作 階段 計算公式 負 載 /N 回油腔壓 力 /MPa2p 工作腔壓 力 /MPa1 輸入流量 Q 1min/L 輸入功 率 /w 啟動 490 0.98 加速 304 0.2 0.53 夾緊 211ApFcm1vqN 524 5 0.2 4.38 0.972 70..96 反向 啟動 490 0.40 加速 420 0.2 0.30 松開 121ApFcm2vqN 245 0.2 0.27 4.116 18.52 表 2-9 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 cylinderat different stage 工作 計算公式 負 回油腔壓 工作腔壓 輸入流量Q 1min/L輸入功率 無錫太湖學院學士學位論文 8 階段 載 /N 力 /MPa2p 力 /MPa1p /w 啟動 300 0.39 加速 532 0.2 0.44 夾緊 121ApFcmvqN 215 0 0.2 3.06 6.03 307.53 反向 啟動 300 0.65 加速 915 0.2 0.85 松開 211ApFcmvqN1 150 0.2 0.65 4.116 79.46 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 9 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 無錫太湖學院學士學位論文 10 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。 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。 表 3-2 各種調速方式的性能比較 Tab.3-2 various forms of Speed Performance Comparison 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)主要 性能 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 變量泵 定量馬達 流量適應 功率適應 負載 速度 剛度 差 很差 好 較好 好 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 11 特性 承載 能力 好 較差 好 較好 好 調速 范圍 大 小 大 較大 大 效率 低 較低 低 較低 最高 較高 高功率 特性 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。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。 3.5 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)。 無錫太湖學院學士學位論文 12 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 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 13 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 4.1.1 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。 4.1.2 液壓泵的計算與選擇 液壓泵的最大工作壓力： （41）pmax1p 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 算時按經驗數據選?。汗苈泛唵?，管中流速不大時，取 0.2Mpa0.5Mpa；管路復雜而且管中流速較大或者有調速元件時，取p 0.5MPa1.5MPa。 由上述選取 0.5MPa，然后帶入公式（4-1 ）計算得： 4.38+0.54.88MPap 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 2060，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 0.650.90 0.700.85 0.550.85 0.800.90 液壓泵的流量 按下式計算pq K pqmax （42） 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 K1.11.3， 同時工作的執(zhí)行元件的最大總流量（ 4.116 3=12.348L/min）maxq 無錫太湖學院學士學位論文 14 本設計取泄漏系數為 1.1，所以： 1.112.34813.583L /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 V12 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 n1400 r/min 的驅動電機時，泵的流量為：v Vnpqv 12 mL/rev 0.851400r/min 310 14L/min 由前面的計算可知泵的最大功率出現(xiàn)在工位夾緊階段，現(xiàn)取泵的總效率為 0.85，則：p pNq 633.010.85 840W 選用電動機型號：Y90S4B5 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。 2 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 4-2工位夾緊缸的實際工況 Tab.4-2 The actual working conditions of the clamping cylinder 流量 / 1minL 工作階 段 無桿腔 有桿腔 速度 / 1sm 時間 /s 夾緊 出q21A進 = 0.97.635 =1.41 0.972進q 1v2Aq進 = 3406.5 =0.012 1VLt = 350.2 =3 松開 =進qP = 43 =4.67 =出q進 12A =4.67359.6 3.21 2v1q進 = 34069. =0.039 12VLt = 350.9 1 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 15 表 4-3工位夾緊缸的實際工況 Tab.4-3 The actual working conditions of the clamping cylinder 流量 / 1minL工作階 段 無桿腔 有桿腔 速度 / 1sm 時間 /s 夾緊 6.03q進 出q進 12A =.03489 =3.67 1vq進 = 34068. =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 油缸的運動速度；12,v 油缸的運動時間。t 4.2 液壓控制閥的選擇 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(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 無錫太湖學院學士學位論文 16 Tab.4-4 Various types of hydraulic components of choice 序 號 名稱 通過 流量 /L 額定流量/ 1min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 010 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 ） 0.51 .5 25 5 1.52 .5 57 表 4-6 安全系數 Tab.4-6 Safety Factor 管內最高工作壓力 <7 717.5 17.5 液壓兩工位夾緊裝置的分析與計算 17 安全系數 8 6 4 由表 4-2 和 4-3 得知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，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 vq （43） 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 工位夾緊液壓缸： d無 34.6710 4.9mm 有 3.260 4.1mm 工位夾緊液壓缸： d無 3160 11.1mm 有 34 8.6mm 根據 JB827 66，同時考慮到制作方便， 工位夾緊液壓缸兩根油管同時選用 101（外徑 10mm，壁厚 1mm）的 10 號冷拔無縫鋼管。工位夾緊液壓缸兩根油管同 時選用 141（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： b pdn2 （44） 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 無錫太湖學院學士學位論文 18 油管壁厚。 將數值代入公式（4-4）得： 1mm = 2bpdn 636.10842 0.5mm 1mm = b 636.10 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 2/33/4。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 100m 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?；赜凸芸谝鼻?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 （45） 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 =24，中壓系統(tǒng) =57，高壓 系統(tǒng)取 =1012，對對于行走機械取