鉆鏜專用機床液壓系統設計【6張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】
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目 錄一 液壓課程設計任務書2二 液壓系統的設計與計算31進行工況分析32繪制液壓缸的負載圖和速度圖3三 擬訂液壓系統原理圖51調速回路的選擇52快速回路的選擇53速度換接回路的選擇54換向回路的選擇55油源方式的選擇56定位夾緊回路的選擇57動作轉換的控制方式選擇58液壓基本回路的組成5四 確定執(zhí)行元件主要參數71工作壓力的確定72確定液壓缸的內徑D和活塞竿直徑d73.確定夾緊缸的內徑和活塞桿直徑74. 計算液壓缸各運動階段的壓力,流量和功率75.計算夾緊缸的壓力9五 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號101計算液壓泵的壓力102計算液壓泵的流量103選用液壓泵規(guī)格和型號104確定電動機功率及型號115.液壓元件及輔助元件的選擇116油箱容量的確定12六 驗算液壓系統性能131回路壓力損失驗算132液壓系統的溫升驗算15七 參考書目16一 液壓課程設計任務書(一)設計題目設計鉆鏜專用機床液壓系統,其工作循環(huán)定位夾緊快進工進死擋鐵停留快退停止拔銷松開等自動循環(huán),采用平導軌主要性能參數見下表。液壓缸負載力(N)工作臺重 量(N)工作臺及夾具重量(N)行程(mm)速度 (m/min)啟動時間(s)靜摩擦系數fs動摩擦系數ft快進工進快進工進快退進給缸夾緊缸2500019001500600150703.50.250.30.210.11(二)設 計 內 容 1)液壓傳動方案的分析。2)液壓原理圖的擬定 3)主要液壓元件的設計計算(例油缸)和液壓元件,輔助裝置的選擇。 4)液壓系統的驗算。 5)繪制液壓系統圖(包括電磁鐵動作順序表,動作循環(huán)表,液壓元件名稱);繪制集成塊液壓原理圖;繪制集成塊零件圖 6)編寫設計計算說明書一分(5000字左右)。二 液壓系統的設計與計算1進行工況分析 液壓缸負載主要包括:切削阻力,慣性阻力,重力,密封阻力和背壓閥阻力等 (1)切削阻力F切F切=25000N(2),摩擦阻力F靜,F動F靜=F法f靜=15000.21=315NF動=F法f動=15000.11=165N 式中:F法運動部件作用在導軌上的法向力f靜靜摩擦系數f動動摩擦系數(3)慣性阻力F慣=Gv/(gt)=15005/(9.80.560)=25.5N式中: g重力加速度 G運動部件重力 v在t時間內變化值 t啟動加速度或減速制動時間(4)重力F:因運動部件是水平位置,故重力在水平方向的分力為零。(5)密封阻力F阻一般按經驗取F阻=0.1F總 (F為總負載)。(6)背壓阻力這是液壓缸回油路上的阻力,初算時,其數值待系統確定以后才可以定下來。 根據以上分析,可以計算出液壓缸各動作中的負載表如下:工況計算公式液壓缸的負載N啟動F啟=F靜F密F啟=315/0.9=350加速F加=F動F貫F密F加=(165+25.5)/0.9=0.9快進F快=F動F密F快=165/0.9=183工進F工=F切F動F密F工=(25000+165)/0.9=27961快退F快=F動F密F快=165/0.9=1832繪制液壓缸的負載圖和速度圖根據上表數值,繪制出液壓缸的負載圖和轉速圖,這樣便于計算幾分析液壓系統。液壓缸的負載圖及轉速圖如下:三 擬訂液壓系統原理圖1調速回路的選擇根據液壓系統要求是進給速度平穩(wěn),孔鉆透時不前沖,可選用調速閥的進口節(jié)流調速回路,出口加背壓。2快速回路的選擇根據設計要求v快進=3.55m/min,v快退=5m/min,而盡量采用較小規(guī)格的液壓泵,可以選擇差動連接回路。3速度換接回路的選擇根據設計要求,速度換接要平穩(wěn)可靠,另外是專業(yè)設備,所以可采用行程閥的速度換接回路。若采用電磁閥的速度換接回路,調節(jié)行程比較方便,閥的安裝也較容易,但速度換接的平穩(wěn)性較差。4換向回路的選擇由速度圖可知,快進時流量不大,運動部件的重量也較小,在換向方面又無特殊要求,所以可選擇電磁閥控制的換向回路。為方便連接,選擇三位五通電磁換向閥。5油源方式的選擇由設計要求可知,工進時負載大速度較低,而快進、快退時負載較小,速度較高。為節(jié)約能源減少發(fā)熱。油源宜采用雙泵供油或變量泵供油。選用雙泵供油方式,在快進、快退時,雙泵同時向系統供油,當轉為共進時,大流量泵通過順序閥卸荷,小流量泵單獨向系統供油,小泵的供油壓力由溢流閥來調定。若采用限壓變量泵葉片泵油源,此油源無溢流損失,一般可不裝溢流閥,但有時為了保證液壓安全,仍可在泵的出口處并聯一個溢流閥起安全作用。6定位夾緊回路的選擇按先定位后夾緊的要求,可選擇單向順序閥的順序動作回路。通常夾緊缸的工作壓力低于進給缸的工作,并由同一液壓泵供油,所以在夾緊回路中應設減壓閥減壓,同時還需滿足:夾緊時間可調,在進給回路壓力下降時能保持夾緊力,所以要接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓。換向閥可連接成斷電夾緊方式,也可以采用帶定位的電磁換向閥,以免工作時突然斷電而松開。7動作轉換的控制方式選擇為了確保夾緊后才進行切削,夾緊與進給的順序動作應采用壓力繼電器控制。當工作進給結束轉為快退時,由于加工零件是通孔,位置精度不高,轉換控制方式可采用行程開關控制。8液壓基本回路的組成將已選擇的液壓回路,組成符合設計要求的液壓系統并繪制液壓系統原理圖。此原理圖除應用了回路原有的元件外,又增加了液壓順序閥5和單向閥等,其目的是防止回路間干擾及連鎖反應。從原理圖中進行簡要分析:1) 快進時,閥2左位工作,由于系統壓力低,液控順序閥5關閉,液壓缸有桿腔的回油只能經換向閥2、單向閥4和泵流量合流經單向行程調速閥3中的行程閥進入無桿腔而實現差動快進,顯然不增加閥5,那么液壓缸回油通過閥6回油箱而不能實現差動。2) 工進時,系統壓力升高,液控順序閥5被打開,回油腔油液經液控順序閥5和背壓閥6流回油箱,此時,單向閥4關閉,將進、回油路隔開,使液壓缸實現工進。3) 系統組合后,應合理安排幾個測壓點,這些測壓點通過壓力表開關與壓力表相接,可分別觀察各點的壓力,用于檢查和調試液壓系統。液壓系統原理圖如下:四 確定執(zhí)行元件主要參數1工作壓力的確定,工作壓力可根據負載大小及設備類型來初步確定,現參閱表21,根據F工=27961N,選P工=4MPa。2確定液壓缸的內徑D和活塞竿直徑d按P2=0,油缸的機械效率=1,將數據代入下式:D=(4F工/P工)1/2 = (427961/(106)1/2 =0.094m根據液壓缸尺寸系列表25,將直徑圓整成標準直徑D=100mm根據液壓缸快進快退速度相近,取d/D=0.7,則活塞桿直徑d=0.7100mm=70mm。按活塞桿系列表26,取d=70mm。根據已取缸徑和活塞竿內徑,計算出液壓缸實際有效工作面積,無竿腔面積A1和有竿腔面積A2分別為A1=D2/4=3.140.12/4=78.510-4A2= (D2-d2)/4=3.14(0.12-0.72)/4=4010-4則液壓缸的實際計算工作壓力為:P=4F/ D=427961/(0.12)=3.6MPa則實際選取的工作壓力P=4MP滿足要求按最低工作速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度。若驗算后不能獲得最小的穩(wěn)定速度是,還需要響應加大液壓缸的直徑,直至滿足穩(wěn)定速度為止。q/v=(50/5)10-4=1010-4由于Aq/v,所以能滿足最小穩(wěn)定速度的要求。3.確定夾緊缸的內徑和活塞桿直徑根據夾緊缸的夾緊力=1900N,選夾緊缸工作壓力=1.0MPa可以認為回油壓力為零,夾緊缸的機械效率=1,按式21可得:D=(4F夾/P夾)1/2 = (41900/(106)1/2 =0.049m根據表25取D=50mm根據活塞桿工作受壓,活塞桿直徑適當取大時,活塞桿直徑d為:D=0.5D=0.550=25mm根據表26取D=25mm4. 計算液壓缸各運動階段的壓力,流量和功率根據上述所確定的液壓缸的內徑D和活塞竿直徑d,以及差動快進時的壓力損失時P=0.5MPa,工進時的背壓力P=0.8MPa,快進快退時是P=0.5MPa,則可以計算出液壓缸各工作階段的壓力,流量和功率。如下表:工況負載F(N)回油腔壓力P2 (MPa)進油腔壓力P1 (MPa)輸入流量q10-4 (m3/s)輸出流量p(Kw)計算公式快進啟動3500.61P1=(FA2P)/(A1-A2)q=(A1-A2)v快P=p1q快進加速2121.070.57變化值變化值快進恒速1831.0670.5672.250.128工 進279610.84.00.260.104p1=(FA2P2)/ A1;q=A1vI;p=p1q快退啟動3500.088p1=(FA1P2)/ A2q=A2v快P=P1q快退加速2120.51.034變化值變化值快退恒速1830.51.0272.30.24根據上表可以用坐標法繪制出“液壓工況圖”,此圖可以直觀看出液壓缸各運動階段的主要參數變化情況。液壓工況圖如下:液壓缸結構如下:5.計算夾緊缸的壓力進油腔壓力p1為 =F夾/ A1=1900/0.00785Pa=0.24MPa五 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號1計算液壓泵的壓力液壓泵的工作壓力應當考慮液壓缸最高有效工作壓力和管路系統的壓力損失。所以泵的工作壓力為:P泵=P1+P式中:P泵-液壓泵最大工作壓力 P1-液壓缸最大有效工作壓力 P -管路系統的壓力損失,由于進口節(jié)流,出口加背壓閥的調速方式,取P=1MPa。P泵= P1+P= F1/ A1+1MPa=27961N/0.00785m2+1MPa=4.6MPa。上述計算所得的P泵是系統的靜態(tài)壓力,考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力,另外考慮到一定的壓力儲蓄量,提高泵的壽命,所以選泵的額定壓力應滿足P額=1.251.6P泵。本系統為中低壓系統應去小值,故取P額=1.25 P泵=5.75MPa2計算液壓泵的流量液壓泵的最大流量q泵應為q泵K(q)max式中:(q)max-同時動作各液壓缸所需流量之和的最大值 K-系統的泄露系數,一般取K=1.11.3,現取K=1.2。q泵=K(q)max=1.22.3=2.810-4m3/s 3選用液壓泵規(guī)格和型號根據P額、P泵值查閱有關手冊,選用YB-16型單級葉片泵。該泵的基本參數為:排量16L/min,額定壓力P額=6.3MPa,電動機轉速960r/min,容積效率c=0.9,總效率=0.7單泵分塊圖如下:4確定電動機功率及型號由工況圖可知,液壓缸最大輸入功率在快退階段,可按此階段估算電動機功率,由于工況圖中壓力值不包括由泵到液壓缸這段管路的壓力損失,在快退時這段管路的壓力損失若取P=0.2MPa,液壓泵總效率=0.7,則電機功率P電為: P電= P泵q泵/=2.41062.810-4/0.7=2.3KW查閱電動機樣本,選用Y132S-40電動機,其額定功率為3.0KW,額定轉速為960r/min.5.液壓元件及輔助元件的選擇(1)液壓元件的選擇根據所擬訂的液壓原理圖,進行計算和分析通過各液壓元件的最大流量和最高工作壓力選擇液壓元件規(guī)格。(2)油管的計算和選擇油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定,也可以按管路允許流速進行計算,流量q=30l/min,壓油管的允許流速取v=4m/s則壓油管內徑d為:d=(4q/v) 1/2 =(40.0005/3.144) 1/2 =1.2cm可選內徑為d=11mm的油管。流量q=12 l/min,吸油管的允許流速取v=1.5m/s則吸油管內徑d為:d=(4q/v) 1/2 =(412/3.141.5) 1/2 =1.02cm可選內徑為d=12mm的油管。關于定位夾緊油路的管徑,可按元件接口尺寸選擇。6油箱容量的確定該方案為中壓系統,液壓油箱的有效容量按泵的流量57倍來確定,油箱的容量V為:V=(57) q泵=(57) 16.8=(84120)L按GB2876-81規(guī)定,且考慮散熱因素,取靠近的標準值V=250L。六 驗算液壓系統性能1回路壓力損失驗算主要驗算液壓缸在各運動階段中的壓力損失。若驗算后與原估算值相差較大,就要進行修改。壓力算出后,可以確定液壓泵各運動階段的輸出壓力機某些元件調整壓力的參考值。 具體計算可將液壓系統按工作階段進行,例如快進,工進,快退等,按這些階段,將管路劃分成各條油流進液壓缸,而后液壓油從液壓缸流回油箱的路線的管路,則每條管路的壓力損失可由下式計算:式中: 某工作階段總的壓力損失;液壓油沿等徑直管進入液壓缸沿程壓力損失值之和; 液壓油沿等徑直管從液壓缸流回油箱的沿程壓力損失值之和; 液壓油進入液壓缸所經過液壓閥以外的各局部的壓力損失值之總和,例如液壓油流進彎頭,變徑等; 液壓油從液壓缸流回油箱所經過的除液壓閥之外的各個局部壓力損失之總和; 液壓油進入液壓缸時所經過各閥類元件的局部壓力損失總和; 液壓油從液壓缸流回油箱所經過各閥類元件局部壓力損失總和; 液壓油進入液壓缸時液壓缸的面積; 液壓油流回油箱時液壓缸的面積。 和的計算方法是先用雷諾數判別流態(tài),然后用相應的壓力損失公式來計算,計算時必須事先知道管長L及管內徑d,由于管長要在液壓配管設計好后才能確定。所以下面只能假設一個數值進行計算。 和是指管路彎管、變徑接頭等,局部壓力損失可按下式:式中局部阻力系數(可由有關液壓傳動設計手冊查得); 液壓油的密度 液壓油的平均速度此項計算也要在配管裝置設計好后才能進行。 及是各閥的局部壓力損失,可按下列公式:式中液壓閥產品樣本上列出的額定流量時局部壓力損失; q 通過液壓閥的實際流量; 通過液壓閥的額定流量。另外若用差動連接快進時,管路總的壓力損失應按下式計算:式中AB段總的壓力損失,它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失; BC段總的壓力損失,它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失; BD段總的壓力損失,它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失; 大腔液壓缸面積; 小腔液壓缸面積。現已知該液壓系統的進、回油管長度均為1m,吸油管內徑為,壓油管內徑為,局部壓力損失按進行估算,選用L-HL32液壓油,其油溫為時的運動粘度,油的密度。按上述計算方法,得出各工作階段壓力損失數值經計算后見表3。快進時(MPa)工進時(MPa)快退時(MPa)沿程損失忽略不計閥件局部損失三位四通電磁閥0.07忽略不計0.25單向行程調速閥(行程閥)0.56單向行程調速閥(調速閥)0.5單向行程調速閥(單向閥)0.44單向閥0.74背壓閥0.41總損失1.60.911.46隨后計算出液壓泵各運動階段的輸出壓力,計算公式及計算數值見表4所示9.1。計算公式液壓泵輸出壓力(Pa)快進時P快進=350/(0.00785-0.004)+1.6106=1.69106工進時P工進=27961/0.00785+0.91106=4.47106快退時P快退=183/0.004+1.46106=1.51106表4液壓泵在各階段的輸出壓力,是限壓變量葉片泵和順序閥調壓時的參考數據,在調壓時應當符合下面要求:其中限定壓力 快進時泵的壓力 順序閥調定壓力 工進時泵的壓力從上述驗算表明,無須修改原設計。(1)液壓回路的效率在各工作階段中,工進所占的時間較長。所以液壓回路的效率按工進時為計算。 回=p缸q缸/p泵q泵 =3.561060.26/(4.471060.26) =0.82液壓系統的溫升驗算 在整個循環(huán)中,由于工進階段所占時間最長,所以考慮工進時的溫升。另外,變量葉片泵隨著壓力的增加,泄漏也增加,功率損失出增加,效率也很低。此時泵的效率 p缸=4.47106Pa 則有: P泵入= P泵出/回= p泵q泵/回 =4.471060.26/0.031 =0.375KWH發(fā)熱= P泵入(1-系統)= P泵入(1-泵回缸)=3.75(1-0.0310.800.9)=0.367 KW 式中 P泵入泵的輸入功率 P泵出泵的輸出功率 H發(fā)熱單位時間進入液壓系統的熱量 (KW) 本系統取油箱容積V=180L ,油箱三邊尺寸比例在 1:1:11:2:3之間,則油液溫升T為: T= H發(fā)熱103/V2/3 =0.25103/1802/3 =11.5.C 通常液壓機床取T=25.C30.C ,可以看出,此溫升沒有超出允許范圍,故該液壓系統不必設置冷卻裝置。七 參考書目文獻1劉延俊液壓與氣壓傳動. 機械工業(yè)出版社 文獻2機械零件設計手冊,冶金工業(yè)出版社鉆鏜專用機床液壓系統設計目 錄一 課程設計任務書11.1設計要求11.2設計參數11.3設計內容1二 液壓系統工況分析22.1工作參數22.2系統工況分析22.2.1 運動分析22.2.2 負載分析3三 液壓系統總體設計53.1確定主要參數53.1.1液壓缸的工作壓力的確定53.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定53.1.3 液壓缸工況圖的繪制73.2液壓回路選擇83.2.1工作臺部分83.2.2定位夾緊部分103.2.3組成液壓系統原理圖11四 液壓缸的設計124.1 液壓缸壁厚和外徑的計算124.2 液壓缸工作行程的確定134.3 缸蓋厚度的確定134.4 最小導向長度的確定144.5 缸體長度的確定144.6 固定螺栓得直徑14五 液壓元件的計算和選擇155.1確定液壓泵和電機的規(guī)格155.2 油箱的設計155.2.1液壓油箱有效容積的確定155.2.2液壓油箱的外形尺寸155.3閥類元件和輔助元件的選擇155.4其它元件的選擇165.4.1過濾器的選擇165.4.2 壓力表及壓力表開關的選擇175.4.3 液位計的選擇175.4.4油管的選擇17六 液壓系統的驗算186.1 壓力損失的驗算186.2發(fā)熱溫升的驗算20參考文獻2121一 課程設計任務書1.1設計要求設計一臺鉆鏜機床液壓系統,工作循環(huán):定位夾緊快進工進死擋鐵停留快退停止拔銷松開等自動循環(huán),采用平導軌。1.2設計參數設計參數見表1。其中:進給缸負載力(KN):FL;工作臺液壓缸移動件重力(KN):G;工作臺快進速度(m/min):V1;工作臺快退速度(m/min):V3 ;工作臺工進速度(mm/min):V2 ;工作臺液壓缸快進行程(mm):L1;導軌面靜摩擦系數:s=0.2;工作臺液壓缸工進行程(mm):L2;導軌面動摩擦系數:d=0.1;工作臺啟動時間(S):t=0.3;夾緊缸負載力:1.9KN;工作臺及夾具重量:0.6KN;液壓缸效率為0.9。表1 設計參數序號FLGV1V3V2L1L211302.54.55.146290901.3設計內容(1)液壓系統原理圖(A1);(2)液壓缸裝配圖1張(A1);(3)電氣控制線路圖1張(A1);(4)設計說明書1份。二 液壓系統工況分析2.1工作參數選定專用鉆鏜機床的要求參數如下:要求工作循環(huán):定位夾緊快進工進死擋鐵停留快退停止拔銷松開等自動循環(huán);進給缸負載力:FL=30(KN)工作臺液壓缸移動件重力:G=2.5(KN)工作臺快進速度:V1=4.5(m/min)工作臺快退速度:V3=5.1(m/min)工作臺工進速度:V2=46(mm/min)工作臺液壓缸快進行程:L1=290(mm)導軌面靜摩擦系數:s=0.2工作臺液壓缸工進行程:L2=90(mm)導軌面動摩擦系數:d=0.1工作臺啟動時間:t=0.3=(S)夾緊缸負載力:1.9KN工作臺及夾具重量:0.6KN液壓缸效率為0.9。2.2系統工況分析2.2.1 運動分析根據設計要求,該專用鉆鏜機床的工作循環(huán)可分解為:工作臺主缸:快進工進加工到位后停留快退原位停止夾緊缸:工件夾緊工件松開定位缸:工作定位定位銷拔出快進速度為:V1=4.5m/min快退速度為:V3=5.1m/min工進速度為:V2=00.046m/min繪制運動部件的速度循環(huán)圖如圖2-1所示。圖2-1速度循環(huán)圖2.2.2 負載分析液壓缸所受外載荷F包括三種類型,分別為工作負載、摩擦阻力負載、慣性負載即:F = Fw+ Ff+ Fa1)工作負載Fw對于金屬切削機床來說,即為沿活塞運動方向的切削力,在本設計中工進工作負載為:Fw=30000N2)導軌摩擦阻力負載Ff啟動時為靜摩擦力,啟動后為動摩擦力,對于平行導軌Ff可以由下式求的:Ff = f ( G + FRn ) G 運動部件重力3100N; FRn 垂直于導軌的工作負載,此設計中為零; f導軌摩擦系數,取靜摩擦系數為0.2,動摩擦系數為0.1。求得Ffs = 0.23100N = 620NFfa = 0.13100N = 310N上式中Ffs 為靜摩擦力,Ffa 為動摩擦力。3)運動部件速度變化時的慣性負載FaFa = 式中g重力加速度; 加速或減速時間,本設計中=0.3s; 時間內的速度變化量。故:Fa = N =79N根據上述計算結果,列出各工作階段所受的外負載(見表2-1),并畫出如圖2-2所示的負載循環(huán)圖。表2-1工作循環(huán)各階段的外負載序工作循環(huán)外負載F(N)1啟動、加速F = Ffs + Fa6992快進F = Ffa3103工進F = Fw+ Ffa303104快退啟動加速F = Ffs + Fa6995快退F = Ffa310圖2-2 負載循環(huán)圖三 液壓系統總體設計3.1確定主要參數3.1.1液壓缸的工作壓力的確定執(zhí)行元件的工作壓力可以根據負載循環(huán)圖中的最大負載來選取,也可以根據主機的類型了確定(見表3-1和表3-2)。表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力負載/ KN50工作壓力/MPa0.811.522.5334455表3-2 各種機械常用的系統工作壓力設備類型機 床農業(yè)機械或中型工程機械液壓機、重型機械等磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力0.82.0352881010162032所設計的動力滑臺在工進時負載最大,其值為30310N,其它工況時的負載都相對較低,參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統應用場合來選擇工作壓力的方法,初選液壓缸的工作壓力。在鏜孔加工時,為了防止孔被鏜通時負載突然消失而產生的鏜頭前沖,液壓缸回油腔應有一定的背壓,查液壓工程手冊(回油路帶背壓閥)取背壓為。表3-3 執(zhí)行元件背壓的估計值系 統 類 型背壓p1 (MPa)中、低壓系統08MPa簡單的系統和一般輕載的節(jié)流調速系統0.20.5回油路帶調速閥的調速系統0.50.8回油路帶背壓閥0.51.5采用帶補液壓泵的閉式回路0.81.5中高壓系統816MPa同上比中低壓系高50%100%高壓系統1632MPa如鍛壓機等出算可忽略3.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求,且往復快速運動速度相等,這樣就給液壓缸內徑D和活塞桿直徑d規(guī)定了的關系。由此求得液壓缸無桿腔面積為:活塞桿直徑可以由值算出,由計算所得的D與d的值分別按表3-4和表3-5圓整到相近的標準直徑,以便采用標準的密封元件。表3-4 液壓缸內徑尺寸系列 (GB2348-1980) (mm)810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250320400500630注:括號內數值為非優(yōu)先選用值表3-5 活塞桿直徑系列 (GB2348-1980) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由GB/T2348-1980查得標準值為D=125mm,d=90mm。由此計算出液壓缸的實際有效面積為:對選定后的液壓缸內徑D,必須進行穩(wěn)定速度的驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A,必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效工作面積,即A = 式中 流量閥的最小穩(wěn)定流量,一般從選定流量閥的產品樣本中查得。 液壓缸的最低速度,由設計要求給定。如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效工作面積,則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度,此時必須增大液壓缸的內徑,以滿足速度穩(wěn)定的要求。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度,由式(3-4)可得A=cm2 =10cm23.1.3 液壓缸工況圖的繪制油缸各工況的壓力、流量、功率的計算如下:(1)計算各工作階段液壓缸所需的流量(2)計算各工作階段液壓缸壓力快速進給時液壓缸做差動連接。由于管路中有壓力損失,取此項損失為P= P2- P1=0.5MPa,同時假定快退時回油壓力損失為0.5MPa。(3)計算各工作階段系統輸入功率根據以上數據,可以計算出液壓缸在一個工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率,如表3-6所示,并根據此繪制出其工況圖如圖3-1所示。表3-6液壓缸在不同階段所需壓力、流量和功率工作階段系統負載/N回油腔壓力/MPa工作腔壓力/MPa輸入流量q/L/min輸入功率P/W快速前進10891.0360.63628.62240工作進給288670.62.640.5632快速退回10890.51.2230.14430注:取液壓缸機械效率圖3-1 液壓缸的工況圖3.2液壓回路選擇3.2.1工作臺部分(1)調速方式的選擇由于機床液壓系統調速是關鍵問題,因此首選調速回路。有工況圖可知:所設計的機床液壓系統功率小,為了防止孔被鉆通時負載突然消失而產生的鉆頭前沖,液壓缸回油腔應有一定的背壓,故可采用回油路調速閥調速回路。(2)調速與速度換接回路這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低,傳遞功率也較小,很適宜選用節(jié)流調速方式,由于鉆孔時切削力變化小,而且是正負載,同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定,采用調速閥進口節(jié)流調速,為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性,在回油路設置背壓閥,分析液壓缸的V-L曲線可知,滑臺由快進轉工進時,速度變化較大,選用行程閥換接速度,以減小壓力沖擊。圖3-2調速與速度換接回路從工況圖上可以清楚地看到:整個工作循環(huán)過程中,液壓缸要求交替提供快行程的低壓大流量和慢行程的高壓小流量油液。最大流量與最小流量之比約為24。而快進、快退所需時間為:工進時間為:則有:因此該液壓系統運行過程中93%的時間處于小流量工進狀態(tài),從降低成本的角度出發(fā),不宜選用雙聯泵,只需用單個定量泵就可以?,F確定定量泵方案如圖3-3所示。圖3-3 泵供油油源(3)換向回路此鉆鏜機床快進時采用液壓缸差動連接方式,使其快速往返運動,即快進、快退速度基本相等?;_在由停止轉快進,工進完畢轉快退等換向中,速度變化較大,為了保證換向平穩(wěn),采用有電液換向閥的換向回路,由于液壓缸采用了差動連接,電液換向閥宜采用三位四通閥,為了保證機床調整時可停在任意位置上,現采用中位機能O型。圖3-4換向回路3.2.2定位夾緊部分本系統采用了電磁閥換向控制系統動作迅速,由二位二通電磁閥控制。保證工作迅速可靠。油泵也采用變量泵供油,在定位夾緊過程中,壓力較低,流量較大,當定位、夾緊后需要壓力較高。流量較小,排油量隨壓力變化的限壓式變量泵正好滿足這種要求。同時可減少功率損失,降低溫升。夾緊后,系統壓力升高,達到壓力繼電器調定值后,壓力繼電器發(fā)出信號,開始工進。3.2.3組成液壓系統原理圖根據上面選定的基本回路,在綜合考慮設計要求,便可組成完整的液壓系統原理圖,如圖3-5所示。圖3-5 鉆鏜機床液壓系統圖四 液壓缸的設計4.1 液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸,一般采用無縫鋼管,大多屬于薄壁圓筒結構,其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算 式中 液壓缸壁厚(m)。 D液壓缸內徑(m)。 試驗壓力,一般取最大工作壓力的(1.251.5)倍(MPa)。額定壓力16Mpa,取=1.5 MPa。 缸筒材料的許用應力。 = ,其中為材料抗拉剛度,n為安全系數,一般取n = 5。的值為:鍛鋼: = 110120 MPa;鑄鋼: = 100110 MPa;無縫鋼管: = 110110 MPa;高強度鑄鐵: = 60MPa;灰鑄鐵: = 25MPa。對于D/10時,應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。對于脆性材料以及塑性材料 液壓缸壁厚算出后,即可以求出缸體的外徑為: +式中值應該按無縫鋼管標準,或者按有關標準圓整為標準值。在設計中,取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍,即 = 1.53MPa =4.5MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。應用公式 得, 下面確定缸體的外徑,缸體的外徑 + = 125+214.06mm = 153.12mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 = 155mm。在根據內徑D和外徑重新計算壁厚, = = mm = 15mm。4.2 液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度,可以根據執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定,并且參照表4-1中的系列尺寸來選取標準值。表4-1液壓缸活塞行程參數系列 (mm)255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注:液壓缸活塞行程參數依、次序優(yōu)先選用。由已知條件知道最大工作行程為380mm,參考上表系列,取液壓缸工作行程為400mm。4.3 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋,其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。無孔時: 有孔時: 式中 缸蓋有效厚度(m)。 缸蓋止口內徑(m)。 缸蓋孔的直徑(m)。在此次設計中,利用上式計算可取t=40mm4.4 最小導向長度的確定對于一般的液壓缸,最小導向長度H應滿足以下要求式中 液壓缸的最大行程。 液壓缸的內徑。為了保證最小導向長度H,如果過分增大和B都是不適宜的,必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定,即在此設計中,液壓缸的最大行程為400mm,液壓缸的內徑為125mm,所以應用公式的 =mm =72.5mm?;钊膶挾菳一般取得B =(0.61.0)D;缸蓋滑動支撐面的長度,根據液壓缸內徑D而定。當D80mm時,?。划擠80mm時,取。活塞的寬度B =(0.61.0)d =5490mm,取70mm4.5 缸體長度的確定液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內徑的2030倍。缸體長度L = 400+100mm=500mm。4.6 固定螺栓得直徑液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算:式中 F液壓缸最大負載。 Z固定螺栓個數。 k螺紋擰緊系數,k = 1.121.5。根據上式求得 = = 10.3mm五 液壓元件的計算和選擇5.1確定液壓泵和電機的規(guī)格由工況圖可知,整個工作循環(huán)過程中液壓缸的最大工作壓力為3.12MPa。選取油路總壓力損失為0.8MPa。則泵的最大工作壓力為:其次確定液壓泵的最大供油量,由工況圖可知,液壓缸所需的最大流量為38.2L/min,若取系統泄漏系數K=1.05,則泵的流量為最后根據以上計算數據查閱產品樣本,確定選擇YB-40型葉片泵,當液壓泵轉速為n=960r/min時,液壓泵的輸出流量為40L/min。由于液壓缸在快退時輸入功率最大,如果取泵的效率為,這時驅動液壓泵所需電動機功率為根據此數據查閱電動機產品目錄,選擇Y110L-6型電動機,其額定功率,額定轉速。5.2 油箱的設計5.2.1液壓油箱有效容積的確定液壓油箱在不同的工作條件下,影響散熱的條件很多,通常按壓力范圍來考慮。液壓油箱的有效容量v可概略的確定為:已知該系統為中壓系統(p=3MP)?。篤=(57)=200L280L取V=250L式中,V 液壓油箱的有效容積 液壓泵的額定流量5.2.2液壓油箱的外形尺寸液壓油箱的有效容積確定后,需設計液壓油箱的外形尺寸,一般尺寸為(長:寬:高)1:1:11:2:3,為提高冷卻效率,在安裝位置不受限制時,可將液壓油箱的容量予以增大。5.3閥類元件和輔助元件的選擇圖2-6液壓系統原理圖中包括調速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。表5-1 閥類元件的選擇序號元件名稱通過的最大流量L/min規(guī)格型號額定流量L/min 額定壓力/MPa額定壓降/MPa1葉片泵YB1-2530.086.32三位四通電磁換向閥5034D0-B10H-T*256.30.33兩位兩通電磁換向閥30.0822D-25256.30.34調速閥1Q-10B106.30.55單向閥71.83I-63B636.30.26兩位兩通電磁換向閥30.0822D-25256.30.37溢流閥3.5Y-63B636.38空氣濾清器QUQ29濾油器WU-6580-J10壓力表開關K-6B注:此為電動機額定轉速時液壓泵輸出的實際流量。5.4其它元件的選擇5.4.1過濾器的選擇按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則,取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設計組合機床液壓系統為普通的液壓傳動系統,對油液的過濾精度要求不高,故有因此系統選取通用型WU系列網式吸油過濾器,參數如表5-2所示。(1)濾油器安裝本系統濾油器安裝在油泵的吸油管上。這種安裝能直接防止大顆粒雜質進入液壓泵內,保證了液壓系統中所有設備不受雜質的影響,但增長了油泵的吸油阻力,而且當濾油器堵塞時,使油泵工作條件惡化。為了避免油泵的損壞,通常在油泵的吸入口安裝過濾精度低的線隙式過濾器。(2)排油孔螺塞為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱座底部油池低處設有排油孔,平時排油孔用螺塞及封油墊封住。排油孔螺塞材料一般用Q235,封油墊材料可用石棉橡膠紙,排油孔螺塞的直徑可按箱座壁厚的34倍選取,M=24X1.5。表5-2 通用型WU系列網式吸油中過濾器參數型號通徑mm公稱流量過濾精度尺寸M(d)HDWU6580-J32125631205.4.2 壓力表及壓力表開關的選擇液壓泵的出口、安裝壓力控制元件處、與主油路壓力不同的支路及控制油路、蓄能器的進油口等處,均應設置測壓點,以便用壓力表對壓力調節(jié)或系統工作中的壓力數值及其變化情況進行觀測。壓力表測量范圍應大于系統的工作壓力的上線,即壓力表量程約為系統最高壓力的1.5倍左右。在本次設計中,經計算壓力表量程約為MPa。根據使用要求,選用K-1型的壓力表開關,壓力表的精度等級選2.5級。5.4.3 液位計的選擇液位計的下刻線至少應比吸油過濾器或吸油管口上緣高出75mm,以防吸入空氣。液位計的上刻線對應著油液的容量。液位計與油箱的連接處油密封措施。對于油溫有嚴格要求的液壓裝置,可采用傳感式液位溫度計,其溫度計是利用靈敏度較高的雙金屬片的熱脹冷縮原理來測油溫的。在本次設計中,液位計選取YWZ-80型。5.4.4油管的選擇油管的內徑可按照所連接元件的接口尺寸確定,也可以按照管路中允許的流速來計算。本例中,由表5-3推薦取油液在壓油管的流速v=3m/s,按式4.1算得液壓缸無桿強及有桿腔相連的油管的內徑為 (5.1)式中 q通過油管的流量; v推薦管道中油液的流速,可按表5-3數值選取。取d=15mm。取d=15mm。最后,參照計算由選定的液壓元件連接油口尺寸確定油管內經。六 液壓系統的驗算6.1 壓力損失的驗算1)工作進給時的進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為0.046m/mmin。進給時的最大流量為0.56L/min。則液壓油在管內流速v1為v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min管道流動雷諾數為: = = = 1112300,可見油液在管道內流態(tài)為層流,其沿程阻力系數 = = = 0.68進油管道BC的沿程壓力損失為: = = Pa查閱換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失 = Pa。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失,則進油路總壓力損失為 = + = Pa = Pa2)工作進結時的回油路壓力損失 = = 69.5cm/s = = = 55.5 = = = 1.39回油管道的沿程壓力損失為 = = Pa = Pa查產品樣本知換向閥3WE6A50/ OAG24的壓力損失 = 0.025Pa,換向閥4WE6E50/OAG24的壓力損失 = 0.025Pa,調速閥2FRM5-20/6的壓力損失為 = 0.5Pa?;赜吐房倝毫p失為=+=(0.05+0.025+0.025+0.5)Pa =0.6Pa3)變量泵出口處的壓力 = + =3.2Pa4)快進時的壓力損失??爝M時液壓缸為差動連接,自匯流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中,流量為液壓泵出口流量的兩倍即40 L/min,管路AC中的沿程壓力損失為 = = cm/s = 590cm/s = = = 472 = = = 0.159 = = Pa = Pa同意可以求得管道AB段以及AD段的沿程壓力損失和分別為 = = cm/s = 295cm/s = = = 236 = = = 0.32 = Pa = Pa = Pa = Pa查閱產品樣本知,流經各閥的局部壓力損失為:4WE6E50/OAG24的壓力損失為 = Pa3WE6A50/OAG24的壓力損失為 = Pa據分析在差動連接中,泵的出口壓力為 = + + = Pa= 1.93Pa,上述驗算表明,不需要修改原設計。6.2發(fā)熱溫升的驗算在整個工作循環(huán)中,工進階段所占的時間最長,為了簡化計算,注意考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下工進速度大時發(fā)熱量大,由于限壓式變量泵在流量不同時,效率相差極大,所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量,然后加以比較,取數值最大者進行分析。當v = 10cm/min時 = = = 0.785L/min此時泵的效率為0.1,泵的出口壓力為3.2MPa,則有 = kw = 0.42 kw = Fv = kw = 0.034kw此時的功率損失為: = - = (0.718-0.41kw = 0.31kw可見在工進速度低時,功率損失為0.386kw,發(fā)熱量最大。假定系統的散熱狀況一般,取K =kw/(.),油箱的散熱面積A為A = 0.065 = 0.065 = 1.92系統的溫升為: = = = 20.1數控機床油液溫升應該小于25,故滿足要求。參考文獻1 楊爾莊.二十一世紀液壓技術現狀及發(fā)展趨勢J.液壓與氣動,1, 6:12 賈培起.液壓缸M.北京:北京科學技術出版社,19873 左健民.液壓與氣壓傳動第4版M.北京:機械工業(yè)出版社,20074 張世偉,朱福元.液壓系統的計算與結構設計.寧夏:寧夏人民出版社5 陳秀寧,施高義.機械設計課程設計.浙江:浙江大學出版社6 上海煤礦機械研究所.液壓傳動設計手冊.上海:上海人民出版社7 何存興.液壓元件M. 北京:機械工業(yè)出版社,19828 Mennesmann Rexro. Hydraulic Components. Mennesmann Rexro Gmbh
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