臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 液壓與氣壓傳動課程設(shè)計

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1、液 壓 與 氣 壓 傳 動 設(shè) 計 說 明 書 題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化 指導(dǎo)教師： 日期：2011年1月3日 目 錄 一、設(shè)計基本要求 ……………………………………………………-4- 1.1主要性能參數(shù) …………………………………………………-4- 1.2基本結(jié)構(gòu)與動作順序 …………………………………………-4- 二、負(fù)載分析……………………………………………………………-4- 三、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計…………………………………………………-5

2、- 3.1確定液壓泵類型及調(diào)速方式 …………………………………-5- 3.2選用執(zhí)行元件 …………………………………………………-5- 3.3快速運動回路和速度換接回路 ………………………………-5- 3.4換向回路的選擇 ………………………………………………-5- 3.5組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 ………………………………………-5- 四、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 ……………………………………………-5- （一）液壓缸參數(shù)計算 ………………………………………………-5- 1.初選液壓缸的工作壓力…………………………………………-5- 2.確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸……………………

3、………………-6- 3.計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率……………-6- （二）液壓泵的參數(shù)計算…………………………………………… -7- （三）電動機的選擇………………………………………………… -7- 1.差動快進…………………………………………………………-8- 2.工進………………………………………………………………-8- 3.快退………………………………………………………………-8- 五、液壓元件的選擇……………………………………………………-9- 5.1液壓閥及過濾器的選擇………………………………………-9- 5.2油管的選擇…………………………………

4、…………………-9- 5.3郵箱容積的確定………………………………………………-9- 六、驗算液壓系統(tǒng)性能…………………………………………………-10- （一）壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整………………………………-10- 1.工進時的壓力損失驗算及泵壓力的調(diào)整………………………-10- 2.快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整…………-10- 3.局部壓力損失……………………………………………………-11- （二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算……………………………………-11- 七、個人總結(jié)……………………………………………………………-12- 八、參考文獻…………………

5、…………………………………………-12- 一、設(shè)計基本要求： (一)、基本結(jié)構(gòu)與動作順序 臥式單面多軸組合機床主要由工作臺、床身、單面動力滑臺、定位夾緊機構(gòu)等組成，加工對象為鑄鐵變速箱體，能實現(xiàn)自動定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下： 工件輸送至工作臺 自動定位 夾緊 動力滑臺快進 工進 快退 夾緊松開 定位退回 工件送出。（其中工作輸送系統(tǒng)不考慮） (二)、主要性能參數(shù) 1．軸向切削力Ft=24000N； 2．滑臺移動部件質(zhì)量m=5

6、10kg； 3．加減速時間?t=0.2s； 4．靜摩擦系數(shù)fs=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1，采用平導(dǎo)軌； 5．快進行程l1=200mm；工進行程l2=100mm，工進速度30～50mm/min，快進與快退速度均為3.5m/min； 6．工作臺要求運動平穩(wěn)，但可以隨時停止運動，兩動力滑臺完成各自循環(huán)時互不干擾，夾緊可調(diào)并能保證。 設(shè)計計算分析： 二、負(fù)載分析 負(fù)載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導(dǎo)軌摩擦力和慣性力。導(dǎo)軌的正壓力等于動力部件的重力，設(shè)導(dǎo)

7、軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，則 ==0.2*4998=999.6 ==0.1*4998=499.8 而慣性力 ==148.75 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效率=0.95，則液壓缸在各工作階段的總機械負(fù)載可以算出，見表1-1。 表1-1 液壓缸各運動階段負(fù)載表 運動階段 計算公式 總機械負(fù)載F/N 起動 F=/ 1052 加速 F=(+)/ 683 快進 F=/ 526 工進 F=（+）/ 25789 快退 F=/ 526 三、液壓系

8、統(tǒng)方案設(shè)計 1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式 參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負(fù)載向前沖，回油路上設(shè)置背壓閥，初定背壓值=0.8MPa 2.選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積等于有桿面積的兩倍。 3.快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)本例的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 4換向回路的選擇 本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴(yán)

9、格的要求，所以選用電磁換向器的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死檔板和壓力繼電器的行程終點返程控制。 5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成如圖所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表。 電磁鐵動作順序 1Y 2Y 3Y 快進 + - - 工進 + - + 快退 - - - 停止 - + -

10、 四、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 （一）液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 1.初選液壓缸的工作壓力 參考同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為=40*Pa 2確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 本例要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單杠式液壓缸?？爝M時采用差動聯(lián)接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即=2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖，在回油路中裝有背壓閥，按表8-1，初選背壓Pa。 由表1-1可知最大負(fù)載為工進階段的負(fù)載F=25789N, 按此計算則 液壓缸直徑 由=2 可知活塞桿直徑 d=0.707D=0.707*9.

11、55cm=6.75cm 按GB/T2348—1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標(biāo)準(zhǔn)直徑，以便采用標(biāo)準(zhǔn)的密封裝置。圓整后得 D=10cm d=7cm 按標(biāo)準(zhǔn)直徑算出 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度v=0.05m/min為最小速度，則由式 本例=6.36》10，滿足最低速度的要求。 3計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據(jù)液壓缸的負(fù)載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算

12、出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結(jié)果列于下表中。 表二 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負(fù)載F 進油壓力 回油壓力 所需流量 輸入功率P N L/min kW 差動快進 526 13.5 0.146 工進 25789 0.314 0.019 快退 526 14 0.266 （二）液壓泵的參數(shù)計算 由表二可知工進階段液壓缸壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵 最高工作壓力可按式算

13、出 因此泵的額定壓力可取1.2546.9Pa=59Pa。 由表二可知，工進時所需要流量最小是0.32L/min，設(shè)溢流閥最小溢流量為2.5L/min，則小流量泵的流量應(yīng)為，快進快退時液壓缸所需的最大流量是14L/min，則泵的總流量為。即大流量泵的流量。 根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用YB-4/12型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速960r/min。 （三）電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量，大泵流量。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。 1.差動快

14、進 差動快進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是計算可得小泵的出口壓力（總效率=0.5），大泵出口壓力（總效率=0.5）。 電動機效率 2工進 考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率=0.565，大泵的總效率=0.3）。 電動機功率 3.快退 類似差動快進分析知：小泵的出口壓力（總效率=0.5）；大泵出口壓力（總效率=0.5）。電動機功率 綜合比

15、較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90L-6異步電動機。 Y90L-6異步電動機主要參數(shù)表 功率KW 額定轉(zhuǎn)速r/min 電流A 效率% 凈重kg 1.1 910 3.15 73.5 25 五、液壓元件的選擇 1.液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表三中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。 表三 液壓元件明細(xì)表 序號 元件名

16、稱 最大通過流量 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 16 YB-4/12 2 單向閥 12 I-25B 3 三位五通電磁閥 32 35-63BY 4 二位二通電磁閥 32 22-63BH 5 調(diào)速閥 0.32 Q-10B 6 壓力繼電器 D-63B 7 單向閥 16 I-25B 8 液控順序閥 0.16 XY-25B 9 背壓閥 0.16 B-10B 10 液控順序閥 12 XY-25B 11 單向閥 12 I-25B 12 溢流閥 4 Y-10B 13 過濾器 32 XU-B32*100 14

17、 壓力表開關(guān) K-6B 15 減壓閥 20 J-63B 16 單向閥 20 I-63B 17 二位四通電磁閥 20 24D-40B 18 單向順序閥 XI-63B 19 壓力繼電器 D-63B 20 壓力繼電器 D-63B 2、油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達(dá)32L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。 3、油箱

18、容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍，本設(shè)計取6倍，故油箱容積為 六、驗算液壓系統(tǒng)性能 （一）壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 1.壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為0.314L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則 即小流量泵的溢流閥12應(yīng)按此壓力調(diào)整。 2快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的

19、兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=15m，通過的流量為進油路=16L/min=0.267，回油路=32L/min=0.534。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。、 式中 v————平均流速（m/s） d————油管內(nèi)徑（m） ————油的運動粘度（） q————通過的流量（） 則進油路中液流的雷諾

20、數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （2）沿程壓力損失 由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。 在進油路上，流速則壓力損失為 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=3.02m/s，則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式（1-39）計算，結(jié)果列于下表 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 25 16 2 0.82

21、 三位五通電磁閥 63 16/32 4 0.26/1.03 二位二通電磁閥 63 32 4 1.03 單向閥 25 12 2 0.46 若去集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為 查表一得快退時液壓缸負(fù)載F=526N；則快退時液壓缸的工作壓力為 按式（8-5）可算出快退時泵的工作壓力為 因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應(yīng)大于 從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足

22、要求。 （二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算 工進時液壓缸的輸出功率 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： 已知油箱容積V=112L=,則按式（8-12）油箱近似散熱面積A為 假定通風(fēng)良好，取油箱散熱系數(shù)，則利用式（8-11）可得油液溫升為 設(shè)環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為

23、 所以油箱散熱基本可達(dá)要求。 七、個人總結(jié) 這次液壓的課程設(shè)計，是我們第一次較全面的運用液壓綜合知識。通過這次設(shè)計，使得我們對液壓基礎(chǔ)知識有了一個較為系統(tǒng)全面的認(rèn)識，加深了對所學(xué)知識的理解和運用，講原來比較抽象的內(nèi)容實體化，初步培養(yǎng)了我們理論結(jié)合實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練了綜合運用相關(guān)課程的理論。結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程問題的能力，鞏固、加深和擴展了有關(guān)液壓系統(tǒng)設(shè)計方面的知識。 通過制定設(shè)計方案，合理選擇各液壓零件類型，正確計算零件的工作能力，以及針對課程設(shè)計中出現(xiàn)的內(nèi)容查閱資料，大大擴展了我們的知識面，培養(yǎng)了我們在本學(xué)科方面的興趣和實際動手能力，對將來我們在工作方面有很

24、大的幫助。本次課程設(shè)計是我們所學(xué)知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學(xué)習(xí)方面的一次有意義的實踐。 在本次課程設(shè)計中，我獨立完成了自己的設(shè)計任務(wù)，通過這次設(shè)計，弄懂了一些書本中難以理解的內(nèi)容，加深了對以前所學(xué)知識的鞏固。在設(shè)計中，通過老是的指導(dǎo)，使自己在設(shè)計思想、設(shè)計方法和設(shè)計技能等方面都得到了一次良好的訓(xùn)練。 八、參考文獻 1.明仁雄，萬會雄.液壓與氣壓傳動，國防工業(yè)出版社，2003 2.液壓氣壓技術(shù)速查手冊.張利平.化學(xué)工業(yè)出版社，2007 3.雷天覺.液壓工程手冊.北京 機械工業(yè)出版社， 1990 4.李登萬.液壓與氣壓傳動.江蘇 東南大學(xué)出版社，2004 5.張利平.液壓站設(shè)計與使用.北京 海洋出版社，2004 6.李勝海.液壓機構(gòu)及其組合.北京 清華大學(xué)出版社， 1992 7.許福玲，陳堯明.液壓與氣壓傳動，機械工業(yè)出版社，2002 13/13