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1、機電工程系液壓與氣壓傳動課程設計題目：臥式單面鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計專業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：機制7班姓名：李XX學1094014251（2012 年 12 月 30 日）液壓與氣壓傳動課程設計任務書一、主要任務與目標任務：臥式單面鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計8-7一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床，動力滑臺的工作循環(huán)是：快進 一工進一快退-停止。液壓系統(tǒng)的主要性能參數(shù)要求如下，軸向切削力 錯誤!未找到引用源。=24000N ;滑臺移動部件總質量為510Kg;力口、 減速時間為0.2s;采用平導軌，靜摩擦因數(shù)錯誤!未找到引用源。=0.2, 動摩擦因數(shù)錯誤!未找到引用源。=0.1;快進行程為20
2、0mm，工進行程 為100mm ;快進與快退速度相等，均為 3.5m/min,工進速度為 30-40mm/min.工作時要求運動平穩(wěn)，且隨時停止運動。試設計動力 滑臺的液壓系統(tǒng)。目標：通過本題目的課程設計，使學生對所學的液壓與氣壓傳動 課程知識有一個全面深刻的認識，熟悉液壓系統(tǒng)設計的基本方法和過 程；提高學生的動手能力和工程實踐能力。二、主要內容(1)熟悉設計任務，明確設計及目標。(2)根據(jù)設計要求和已學過的設計流程，擬定系統(tǒng)工作原理圖。(3)計算各元件的參數(shù)并驗算。(4)元件選型。(5)編制文件，繪制速度、負載圖譜。三、工作量要求完成規(guī)定的任務，總字數(shù) 30004000字。設計內容設計說明及
3、計算過程備注四、時間目錄一、分析負載 3（一）外負載3（二）慣性負載3（三）阻力負載3二、確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 4三、設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 6（一）設計液壓系統(tǒng)方案 6（二）選擇基本回路 81 .選擇快進運動和換向回路 82 .選擇速度換接回路 93 .選擇調壓和卸荷回路 9（三）將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng) 9四、選擇液壓元件 12（一）液壓泵12（二）閥類元件及輔助元件 13（三）油管14（四）油箱15五、設計小結 16六、參考文獻 17七、感想18、 分析負載（一） 夕卜負載Fg=Ft=24000N（二）慣性負載機床工作部件的總質量m=510kg,取t=0.2sFm=m v/
4、t=510 X3.5/（60 x 0.2）=148.75N（三）阻力負載機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為：Fn=mg=510X 9.8N=4998N靜摩擦阻力 F fs=fsFn=0.2 X4998N=999.6NFfd=fdFn=0.1 X4998N=499.8N由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表1所示。表1液壓缸在各工作階段負載F（單位：N）工況負載組成負載值F工 況負載組成負載值F啟 動F4昔誤！未找到引 用源。999.6工 進F鄒誤!未找 到引用源。+ 錯誤!未找到 引用源。24499.8加 速F4昔誤！未找到引用源。+mA v/ A t648.55快 退F鄒誤!未找 到引用源。
5、499.8快 進F=t誤！未找到引 用源。499.8按上表數(shù)值繪制負載圖如圖1a所示。由于 vi=V3=3.5m/min、li=200mm、l2=100mm、快退行程l3=li+l2=300mm ,工進速度 v2=3040mm/min ,由此可繪出速度如圖 1所示。圖1組合機床液壓缸負載圖額速度圖確定執(zhí)行元件主要參數(shù)由課本中表8-7和表8-8可知，組合機床在最大負載約為25000N時液壓系統(tǒng)宜取壓力 pi=4MPa鑒于動力滑臺要求快進、快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式的，并在快進時作差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔的工作面積A應為有桿腔工作面積 A2的兩倍，即。=A/A2=2,而活塞
6、卞f直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關系。在加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓P2,以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。按課本中表8-3取p2=0.8MPa。快進時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無桿腔，但其差值較小，可先按0.3MPa考慮?？焱藭r回油腔中是有背壓的，這時P2也可按0.8MPa估算。由工進時的負載值按課本中表8-9中的公式計算液壓缸面積：A2=錯誤！未找到引用源。=24499.8/0.96（4X 2-0.8） X106m2=35.45 X 10-4吊A=（f）A2=2A2=70.89 X 10-4吊D=錯誤！未找到引用源。=0.095md=0.707D=0
7、.067m將這些直徑按GB/T2348-2001圓整成就近標準值得：D=0.1m、d=0.07m由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為Ai = ti D2/4=78.54 X 10-4n2, A2=兀（D2-d 2）/4=40.06 X 10-4n2o經驗算，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。根據(jù)上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表2所示，并據(jù)此繪出工況圖如圖2所示。表2液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工衲小回油控壓力 p-ZiTi進院睦任 力方急nPa輅人汽量#1。3 T葡人功率 Fa1VUJltf動）我說0027二pH打針心與】風4=（也 AjjViP-
8、P再tn號隨55Pi 恒通2 2245-:0 00520.019PL” TlwLPd； Al q-A產 再決包超亦SW.60支既-q=A;vs p=p當加逢648.551.6L7S陸亶海g s17nQ2J370 J973.73(13.47L/mi n) _ _ 0.22450.1010.480.4480.0190.0051.71.730.3970.2337(14.02L/min )圖2液壓缸工況圖三、設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖（一）設計液壓系統(tǒng)方案由于該機床是固定式機械，且不存在外負載對系統(tǒng)作功的工況，并由圖8-12知，這臺機床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小。根據(jù)課
9、本中工具表 8-5,8-6該液壓系統(tǒng)以采用節(jié)流調速方式和開示循環(huán)為宜?，F(xiàn)采用進油路節(jié)流調速回路，為解決孔鉆通時滑臺突然前沖的 問題，回油路上要設置背壓閥。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量約為最小流量的55倍，而加進加快退所需的時間t1和工進所需的時間t2分別為：錯誤！未找到引用源。=錯誤！未找到引用源。/錯誤！未找到引用源。+ 錯誤！未找到引用源。/錯誤！未找到引用源。=(60*200/3.5*1000+60*300/3.5*1000)s=8.57s錯誤！未找到引用源。 =l2/v2=60*100/1000*0
10、.04=150s亦即是錯誤！未找到引用源。/錯誤！未找到引用源。=17.5。因此從提高系統(tǒng)效率，節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是不圖3油源及液壓回路的選擇a）液壓源b） 換向回路 c）速度換接回路（二）選擇基本回路由于不存在負載對系統(tǒng)作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需 要設置平衡制動回路。但必須具有快速運動，換向、速度換接以及調壓， 卸荷等回路。1 .選擇快速運動和換向回路系統(tǒng)中采用節(jié)流調速回路后，不論采用何種油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔，以實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中，快進，快退換向回路應采用圖3b所示的形式。2 .選擇速度換接回路在工況圖（圖2）中的q
11、-l曲線可知，當滑臺快進轉為工進時，輸入液壓缸的流量由13.47L/min降至0.3L/,in,滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊（見圖3c）。當滑臺由工進轉為快退時，回路中通過的流量很大 進油路中通過14.02L/min, 回油路中通過 14.02*（78.54/40.06）L/min=27.492L/min。為了保證換向平穩(wěn)起見，宜采用換向時間可調的點也換向閥式換接回路（見圖3b）。由于這一回路還要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通的。3 .選擇調壓和卸荷回路油源中有溢流閥（見圖3a）,調定系統(tǒng)工作壓力，因此調壓問題已在油源中解決，無需另外再設置調壓回
12、路。而且，系統(tǒng)采用進油節(jié)流調速，故溢流閥常開，即時滑臺卡主，系統(tǒng)壓力也不會超過溢流閥的調定值，所以又起安全作用。再圖3a中所示的雙液壓泵自動兩級供油的油源中設有卸荷閥，當滑臺工進和停止時，低壓，大流量液壓泵都可經此閥卸荷。由于工進在整個工作循環(huán)周期中占了絕大部分時間，且高壓，小流量液壓泵的功率較小，故可以認為卸荷問題已基本解決，就/、需要再設置卸荷回路。（三）將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng)把上面現(xiàn)出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張液壓系統(tǒng)原理圖(不包括點畫線圓框內的元件)。將此圖自習檢查一遍，可以發(fā)現(xiàn)，該圖所示系統(tǒng)的工作中還存在問題。為了防止干擾，簡化系統(tǒng)并使其功能更加完善，必須對系統(tǒng)進行
13、如下修正：1) 為了解決防滑臺工進時圖中進，回油路相互接通，系統(tǒng)無法建立壓力的問題，必須在換回回路中串接一個單向閥，將進，回 油路隔斷。2) 為了解決滑臺快進時回油路接通郵箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥。這樣，滑臺 快進時因負載較小而系統(tǒng)壓力較低，使閥關閉，便組織了油液 返回油箱。3) 為了解決機床停止工作后回路中的油液流向油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響回臺運動平穩(wěn)性的問題，必須在電液換向閥的回 油口增設一個單向閥。4) 為了在滑臺工進后系統(tǒng)能自動發(fā)出快退信號，須在調速閥輸出端增設一個壓力繼電器。5) 若將順序閥和背壓閥的位置對調一下，就可以將順序閥與油源處的
14、卸荷閥合并，從而省去一個閥。經過修改，整理后的液壓系統(tǒng)原理圖4所示。34圖4整理后的液壓系統(tǒng)原理框圖1-雙葉片液壓泵2-三位五通電液閥3-行程閥4-調速閥5-單向閥6-單向閥7-順序閥8-被壓閥 9-溢流閥10-單向閥11-過濾器12-壓力表節(jié)接點 13-單向閥14-壓力繼電器四、選擇液壓元件(一)液壓泵液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為3.25MPa,如取進油路上的壓力損失為0.8MPa,為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力 0.5MPa,則小流量液壓泵的最大工作壓力應為Pp1=(3.25+0.8+0.5)MPa=4.55Mpa 。大流量液壓泵在快進，快速運動時才
15、向液壓缸輸油，由圖2可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa(因為此時進油不經調速閥故壓力損失減小)，則大流量液壓泵的最高工作壓力為 Pp2=(1.7+0.5)=MPa=2.2Mpa 。由圖2可知，兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為30.16L/min,因系統(tǒng)較簡單，取泄露指數(shù) 錯誤！未找到引用源。=1.05,則2個液壓泵的 實際流量為錯誤！未找到引用源。=1.05*13.47L/min=14.1435L/min。由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min ,而工進時輸入液壓缸的流量為0.31L/min ,由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最 少
16、應為3.3L/min 。根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產品樣本，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片液壓泵，其小液壓泵和大液壓泵的排量分別為6mL/r和26mL/r ,當液壓泵的轉速 錯誤！未找到引用源。=940r/min時該 液壓泵的埋論流量為 31.96L/min，若取液壓泵的容積效率錯誤！未找到引 用源。=0.9,則液壓泵的實際輸出流量為：錯誤！未找到引用源。=(6+26)*940*0.9/1000L/min=27.1L/min。由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力位2.2MPa,流量為27.1L/min 。按課本中表8-13取液壓泵的總效率刀p=0.75,則液壓泵驅
17、動電動機所需的功率為：P=錯誤！未找到引用源。=2.2*27.1/60*0.75=1.2KW根據(jù)此數(shù)值查閱電動機產品樣本選取Y100L6型電動機，其額定功率 Pn=1.5KW/ 額定轉速 Nn=940r/min。(二)閥類元件及輔助元件根據(jù)發(fā)類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表3。表中序號與圖4的元件標號相同。表3元件的型號及規(guī)格序號zd牛名怖估計通過流 量/L*minT褊定流量 /L*iuiii-1器定醫(yī)力/MPa瓶定壓降/MPa代號、規(guī)格1理聯(lián)葉片泵(5.1+E2)1九5PV2RI 2-6Z2&Vp=(6+26)nt./r2三包五
18、通電 液同60300.535DYP H-EJDB孑行崔間5063160.3(4句行程啊速4碟速博ClE0. OT-60165單向閥6063150,26單向閩2F150.2A? 3-Eli C6n般挖慢序倒2E佑單向閥25E3160. 2PJa-Eal %：山二履小n濾祜器SO630.02XU-F 曲 *i-Jn王力表開關10J5F3-E3B3測點13單向四60能150,3WB-E-alOB二口14ttr生常IQTHEDIKn/10注：此電動機額定轉速 錯誤！未找到引用源。=940r/min時液壓泵輸出的實際流量（三）油管各元件間連接管道的規(guī)格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進，出油管則按輸入
19、，排出的最大流量計算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進，出流量已與原定數(shù)值不向，所以重新計算如表4所示。由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)表4中數(shù)值，并按第二章第七節(jié)推薦取油液在壓油管的流速V=3m/s,按式（2-30）算的與液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內徑分別 為：d=2*錯誤！未找到引用源。=2*錯誤！未找到引用源。mm =19.71mm；=2*錯誤！未找到引用源。mm =13.85mm這兩根油管都按 GB/T23512005選用內徑e 15mm外彳18mm勺 冷拔無縫鋼管。表4液壓缸的進出流星快進工進快退輸入流 量/L? 錯誤！ 未找到 引用
20、 源。錯誤！未找到引用源。=（錯誤！未找到引用 源。）/（錯誤！未找到引 用源。-錯誤！未找到引 用源。）=（79*27.1）/（79-40）=54.89錯誤！未找到引 用源。=0.312錯誤！未找到引 用源。=錯誤！未 找到引用源。=27.1輸出流 量/L? 錯誤！ 未找到 引用 源。錯誤！未找到引用源。=（錯誤！未找到引用 源。）/錯誤！未找到引用 源。=（40*54.89）/79=27.8錯誤！未找到引 用源。=（錯誤！ 未找到引用 源。）/錯誤！未找 到引用源。=（40*0.312）/79 =0.16錯誤！未找到引 用源。=（錯誤！ 未找到引用 源。）/錯誤！未 找到引用源。=（79*
21、27.1）/40 =53.52運動速 度/L? 錯誤！未找到 引用 源。錯誤！未找到引用源。= 錯誤！未找到引用源。/(錯誤！未找到引用源。-錯誤！未找到引用源。) =(27.1*10)/(79-40)=6.95錯誤！未找到引 用源。=錯誤！未 找到引用源。/ 錯誤！未找到引 用源。=(0.312*10)/79 =0.04錯誤！未找到引 用源。=錯誤！未 找到引用源。/ 錯誤！未找到引 用源。=27.1*10/40=6.772(四)油箱油箱容積按式(2-19)估算，取經驗數(shù)據(jù)1 =7,故其容積為：VM 錯誤！未找到引用源。=7*27.1L=189.7L按照JB/T7938 1999規(guī)定，取最靠
22、近的標準值V=200L。五、設計小結1 .系統(tǒng)采用了 “雙葉片液壓泵 -調速閥-被壓閥”式調速回路。它保 證液壓缸穩(wěn)定的低速運動，較好的速度剛性和較大的調速范圍?；赜吐飞霞颖粔洪y防止空氣進入系統(tǒng)，并能使滑臺承受負向負載。2 .系統(tǒng)采用了雙葉片液壓泵和液壓缸差動鏈接兩項措施來實現(xiàn)塊 進，可得到較大的快進速度，且能量利用也比較合理?；_停止運動時， 采用了單向閥，被壓閥，溢流閥等來使液壓泵在低壓時卸荷，既減少能量損失，又控制油路保持一定的壓力，以保正下一工作循環(huán)的順利啟動。3 .系統(tǒng)采用了行程閥和順序閥等實現(xiàn)快進與工進的換接，不僅簡化 了油路和電路，而且使動作可靠， 轉換的位置精度也比較高， 由于
23、速度比 較低，采用了閥體切換和調速閥串聯(lián)回路，既保證了必要的轉換精度，又使油路的布局比較簡單，靈活。定位準確，重復精度高。4 .采用了電液閥來切換主油路，使滑臺的換向更加平穩(wěn)，沖擊和噪 聲小。同時，電液換向閥的五通結構使滑臺進和退時分別從兩條油路回油， 這樣滑臺快退時，系統(tǒng)沒有被壓，也減少了壓力損失。總之，這個液壓系統(tǒng)設計比較合理，它使用的元件不多，但卻能完 成較為復雜的半自動工作循環(huán)，且性能良好。六、參考文獻1 王積偉.液壓與氣壓傳動 M.北京.機械工業(yè)出版社，2009.2 雷天覺.新編液壓工程手冊 M.北京.機械工業(yè)出版社，1998.3 成大先.機械設計手冊：第4、5卷M.北京：化學工業(yè)出
24、版社，2002.4 官中范.液壓傳動系統(tǒng)M.北京.機械工業(yè)出版社，19985 王春行.液壓控制系統(tǒng)M.2 版，北京.機械工業(yè)出版社，2000.七、感想既讓我們懂得了怎樣把理論應用于實際，又讓我們懂得了在實踐中遇到的問題怎樣用理論去解決。在本次設計中，我們還需要大量的以前沒有學到過的知識，于是圖書館和INTERNET了我們很好的助手。在查閱資料的過程中，我們要判斷 優(yōu)劣、取舍相關知識，不知不覺中我們查閱資料的能力也得到了很好的鍛 煉。我們學習的知識是有限的， 在以后的工作中我們肯定會遇到許多未知 的領域，這方面的能力便會使我們受益非淺。在設計過程中，總是遇到這樣或那樣的問題。有時發(fā)現(xiàn)一個問題的時 候，需要做大量的工作，花大量的時間才能解決。自然而然，我的耐心便 在其中建立起來了。為以后的工作積累了經驗，增強了信心。盛年不重來，一日難再晨。及時宜自勉，歲月不待人
臥式單面鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計
