單面多孔鉆床液壓系統(tǒng)課程設計.doc

武漢紡織大學課程設計液壓課程設計任務書（一）設計課題設計一臺臥式單面多軸鉆孔機床的液壓傳動系統(tǒng)，有三個液壓缸，分別完成鉆削（快進、工進、快退）、夾緊工件（夾緊、松開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作循環(huán)為：定位 夾緊 快進 工進 快退 原位停止 松開，如1圖所示：（二）原始數(shù)據(jù)1. 主軸數(shù)及孔徑：主軸6根，孔徑14mm;2. 總軸向切削阻力：20000N3. 運動部件重量：30000N4. 快進、快退速度：6m/min;5. 工進速度：0.021.2m/min6. 行程長度：250mm7. 導軌形式及摩擦系數(shù)：平導軌，8. 加速、減速時間：大于0.2秒9. 夾緊力：4000N10. 夾緊時間：12秒11. 夾緊液壓缸行程長度：16mm（三）系統(tǒng)設計要求1. 夾緊后在工作中如突然停電時，要保證安全可靠，當主油路壓力瞬時下降時，夾緊缸保持夾緊力；2. 快進轉工進時要平穩(wěn)可靠3. 鉆削是速度平穩(wěn)，不受外載干擾，孔鉆透時不前沖（四）最后提交內容（電子稿和打印稿各一份）1. 設計說明書各一份2. 系統(tǒng)原理圖一份，含電磁鐵動作順序表，主要元件明細表3. 液壓閥塊二維CAD零件圖（A3，比例1：1或者1：2）4. 液壓閥塊三位實體圖5. 可選部分，包含液壓閥塊，閥塊安裝件的三維實體圖21目錄液壓課程設計任務書I1工況分析1 1.1動作要求分析 1 1.2設計要求及工況分析1 1.3負載圖和速度圖的繪制 1 2液壓系統(tǒng)方案設計22.1確定液壓泵類型及調速方式22.2選用執(zhí)行元件22.3快速運動回路和速度換接回路22.4換向回路的選擇22.5定位夾緊回路的選擇22.6動作換接的控制方式選擇 22.7液壓基本回路的組成33液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算43.1液壓缸參數(shù)計算43.1.1初選液壓缸的工作壓力43.1.2計算液壓缸主要尺寸43.1.3確定夾緊缸的內徑和活塞直徑63.1.4計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率63.2確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號7 3.2.1計算液壓泵的壓力73.2.2計算液壓泵的流量7 3.2.3選用液壓泵規(guī)格和型號74液壓原件的選擇84.1液壓閥及過濾器的選擇 84.2油管的選擇 84.3油箱容積的確定85驗算液壓系統(tǒng)性能95.1壓力損失的驗算及泵壓力的調整95.1.1工進時的壓力損失驗算和泵的壓力調整95.1.2快退時的壓力損失驗算95.2液壓系統(tǒng)的熱和溫升驗算115.2.1系統(tǒng)發(fā)熱量的計算115.2.2系統(tǒng)溫升的驗算116總結 127參考文獻 121、工況分析1.1動作要求分析根據(jù)主機動作要求畫出動作循環(huán)圖如圖1-1快進工進快退拔銷松開定位夾緊圖1-1 動作循環(huán)圖1.2負載分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產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，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜壓力為Ffs，動摩擦力為Ffd，則Ffs=fsFN=0.230000N=60000NFfd=fdFN=0.130000N=3000N而慣性力 Fm=N=1530.6N 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦里的影響，并設液壓缸的機械效率m=0.95，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表1-1 表1-1 液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載F/N定位夾緊 4000快進啟動F=Ffs/m6315.8加速F=(Ffd+Fm)/ m4769.1快進F=Ffd/m3157.9工進F=(Ft+ Ffd)/ m24210.5快退F= Ffd/m3157.91.3負載圖和速度圖的繪制根據(jù)負載計算結果和已知的各個階段的速度，由于行程是250mm，設定快進時的行程L1=200mm，工進時的行程L2=50mm?？衫L出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖1-2a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸退回時的曲線。 a)負載圖 圖1-2 負載速度圖 b)速度圖2、液壓系統(tǒng)方案設計2.1確定液壓泵類型及調速方式參考同類組合機床，由于快進、快退和工進速度相差比較大，為了減少功率損耗，采用限壓式變量葉片泵供油、調速閥進油節(jié)流調速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8Mpa。2.2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A1等于有桿腔面積A2的兩倍。由于結構上的原因和為了有較大的有效工作面積，定位缸和夾緊缸也采用單桿活塞液壓缸。2.3快速運動回路和速度換接回路根據(jù)運動方式和要求，采用差動連接快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。根據(jù)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，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。2.4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。2.5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壓力，并由同一液壓泵供油，所以在夾緊回路中設減壓閥減壓，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擊方式，也可以采用帶定位的電磁換向閥，以免工作時突然斷電松開。2.6動作換接的控制方式選擇為了確保夾緊后才能進行切削，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。2.7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(tǒng)并繪制液壓系統(tǒng)原理圖。此原理圖除應用了回路原有的原件外，又增加了液控順序閥6和單向閥等，其目的是防止回路間干擾及連鎖反映。從原理圖中進行簡要分析：1）工件定位夾緊：（1）先定位 壓力油減壓閥8單向閥9電磁換向閥10定位缸18無桿腔定位缸18有桿腔電磁換向閥10油箱（2）再夾緊 工件定位后，壓力油壓力升高到單向順序閥開啟的壓力，單向順序閥開啟。壓力油單向順序閥11單向調速閥12夾緊缸17無桿腔 夾緊缸17有桿腔電磁換向閥10油箱2）快進：2YA通電，電磁換向閥3左位工作，由于系統(tǒng)壓力低，液控順序閥6關閉，液壓缸有桿腔的回油只能經換向閥3、單向閥5和泵流量合流經單向行程調速閥4中的行程閥進入無桿腔而實現(xiàn)差動快進，顯然不增加閥6，那么液壓缸回油通過閥7回油箱而不能實現(xiàn)差動。 葉片泵1單向閥2電磁換向閥3單向行程調速閥4主液壓缸19（差動連接）3）工進：4YA通電，切斷差動油路?？爝M行程到位，擋鐵壓下行程開關，切斷快進油路，4YA通電，切斷差動油路，快進轉工進，系統(tǒng)壓力升高，液控順序閥6被打開，回油腔油液經液控順序閥6和背壓閥7流回油箱，此時，單向閥5關閉，將進、回油路隔開，使液壓缸實現(xiàn)工進。 葉片泵1單向閥2電磁換向閥3單向行程調速閥4主液壓缸19無桿腔 主液壓缸19有桿腔電磁換向閥3液控順序閥6背壓閥7油箱4）快退：3YA通電，工進結束后，液壓缸碰上死擋鐵，壓力升高到壓力繼電器調定壓力，壓力繼電器發(fā)出信息，2YA斷電，3YA、4YA通電。葉片泵單向閥4電磁換向閥3主液壓缸有桿腔 主液壓缸無桿腔單向行程閥4電磁換向閥3油箱主液壓缸無桿腔快退到位碰行程開關，行程開關發(fā)信息，下步工件拔銷松夾。5）拔銷松夾：1YA通電液壓油減壓閥8單向閥9電磁閥10定位缸18和夾緊缸17的有桿腔 定位缸18無桿腔電磁閥10油箱夾緊缸16無桿腔單向調速閥12的單向閥單向順序閥11的單向閥電磁閥10油箱 工件松夾后發(fā)出信息，操作人員取出工件。6）系統(tǒng)組成后，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(tǒng)。 系統(tǒng)原理圖如下圖2-1 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖表2-1 電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y4Y定位夾緊-快進-+-工進-+-+快退-+原位停止+-拔銷松開+-3、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算3.1液壓缸參數(shù)計算3.1.1初選液壓缸的工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表3-1和表3-2，根據(jù)F=24210.5N初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。3.1.2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止鉆透時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表3-3選此背壓為p2=0.6Mpa。表3-1 按負載選擇工作壓力負載/ KN50工作壓力/MPa25cm2，滿足最低速度要求。3.1.3確定夾緊缸的內徑和活塞直徑根據(jù)夾緊缸的夾緊力=4000N，選夾緊缸工作壓力=1MPa可以認為回油壓力為零，則夾緊缸的直徑根據(jù)表3-4取d/D=0.5則活塞桿直徑按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 D夾=8cm d夾=3.6cm表3-4按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D050.55.0.620.700.73.1.4計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸的工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時的背壓按代人，快退時的背壓按pb=5105Pa代入計算公式和計算結果列于表3-5中表3-5 液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力回油壓力Pb所需流量輸入功率NPaPaKW定位夾緊4000015.240.078差動快進3157.99.920.063工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力回油壓力Pb所需流量輸入功率NPaPaKW工進24210.515.240.553快退3157.95.320.190注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而2. 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，液壓為3.2 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號3.2.1計算液壓泵的壓力由表3-5可知工進階段液壓缸的工作壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損，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課本式（8-5）算出因此泵的額定壓力可取3.2.2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(tǒng)的泄露系數(shù)，一般取K=1.11.3，現(xiàn)取K=1.2。由表2-6可知快退時液壓缸所需的最大流量是16.2L/min由于各階段為分時工作，所以(q)max=16.2L/minq泵=K(q)max=1.216.2L/min=19.44L/min3.2.3選用液壓泵規(guī)格和型號根據(jù)P額、q泵值查閱有關手冊，選用YBX-20型限壓式變量葉片泵。該泵的基本參數(shù)為：排量0-20L/min,額定壓力P額=6.3MPa,電動機轉速范圍0-1450r/min,容積效率c=0.9,總效率=0.73.2.4確定電動機功率及型號由表2-6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，由于表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=0.5MPa,液壓泵總效率=0.7，則電機功率P電為： 查閱電動機樣本，選用Y90S-4電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1500r/min.4、液壓原件的選擇4.1液壓閥及過濾器的選擇根據(jù)液壓閥在液壓系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最高流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格，本題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，確定為三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表4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，表中序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。表4-1 液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量/型號1限壓式變量葉片泵20YBX-202單向閥20I-25B3三位五通電磁閥4035D1-63BY4單向行程調速閥40UCF1G-035單向閥 20I-25B6液控順序閥0.16XY-25B7背壓閥0.16B-10B8減壓閥20JF3-C10B9單向閥20I-10B10二位四通電磁換向閥2024D1-63BH11單向順序閥閥20AXF3-C-B12單向調速閥20MK-10G13壓力繼電器DP1-63B14溢流閥20Y-25B15過濾器40XU-B4010016壓力開關表K-6B20電機Y90S-44.2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、輸出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快件快退時，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本，選用內徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。4.3油箱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57倍，本題取7本倍，故油箱容積為5驗算液壓系統(tǒng)性能5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調整由于定位、夾緊回路在夾緊后的流量幾乎為零，所以管路系統(tǒng)的壓力損失主要應在工作臺液壓缸回路中進行計算。5.1.1工進時的壓力損失驗算和泵的壓力調整工進時管路中的流量僅為因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計，這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失,回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應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，則即泵的調定壓力應按此壓力調整。5.1.2快退時的壓力損失驗算因快退時，液壓缸無缸腔的回油量是進油量的2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。已知：快退時進油管和回油管長度均為，油管直徑，通過的流量為進油路，回油路q 2=40L/min=0.6710-3m3/s，壓力系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15C，由手冊查出此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。（1） 確定油的流動狀態(tài)，按式（1-30）經單位換算為：式中則進油路中流量的雷諾數(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，流速在回油路上，流速為進油路上的兩倍，即，則壓力損失為（3） 局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按課本式（1-39）計算，結果列于表5-1中。表5-1閥內元件局部壓力損失元件名稱額定流量實際通過的流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥2252021.28三位五通電磁閥36320/4040.4/1.61單向行程調速閥4634041.61注：快退時進過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失pj1=0.3105Pa，則進油路和回油路總的壓力損失為：查表1-1知快退時液壓缸負載F=1032N；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從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值