液壓課程設計液壓系統(tǒng)畢業(yè)設計組合機床動力滑臺

1、液壓課程設計設計題目：組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)分 院： 專業(yè)班級: 姓 名： 學 號： 指導老師： 設計日期： 2011年6月18日 引言本設計主要是為設計組合機床動力滑臺液壓傳動系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)應用在機床中，可以實現機床自動進給。而且可以使機床的運動更平衡，加工精度更高，效率更高，從而實現機床的自動化。 鉆孔組合機床是以系列化，標準化的通用部件為基礎，配以少量的專用部件組成的專用機床，適于對產品大批大量，一面或多面同時成組多加工的高效機加工設備。液壓動力滑臺是其重要組成部件。通過本題目設計訓練，使我們全面熟悉加工工藝，刀具，切削用量，組合機床，液壓動力滑臺組成和工作原理。在此基礎上，完成給定參

2、數的動力滑臺液壓系統(tǒng)設計。鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 一、設計要求及工況分析11設計要求一臺臥式單面多輪鉆孔組合機床，動力滑臺的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。液壓系統(tǒng)的主要性能參數要求如下，軸向切削力為27000n；滑臺移動部件總質量為510kg；加、減速時間為0.2s；采用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1，；快進行程為200mm，工進行程為100mm，快進與快退速度相等，均為 3.5mmin，工進速度為 3040mmmin。工作時要求運動平穩(wěn)，且可隨時停止運動。試設計動力滑臺的液壓系統(tǒng)。 1.2負載與運動分析工作負載 軸向切削阻力fl=ft=27000 n摩擦負載 摩擦負載即

3、為導軌的摩擦阻力靜摩擦阻力 fs=1300 n 動摩擦阻力 fd=850 n慣性力 fa=480 n 根據上述計算,可確定工作循環(huán)中的負載力如下:滑臺的啟動負載 f=fs=1300 n滑臺的加速負載 f= fd+ fa=850 n+480 n=1330 n滑臺的快進負載 f= fa=850 n滑臺的工進負載 f= fd+ ft=850 n+27000 n滑臺的快退負載 f= fd=850 n設液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載f/n液壓缸推力f0=f/cm/n啟 動加 速快 進工 進反向啟動加 速快

4、退f=fsf= fd+ faf= faf= fd+ ftf=fsf= fd+ faf= fa130013308502785013001330850137814789453094413781478945根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖f-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖1和圖2所示。圖11圖2二、液壓系統(tǒng)主要參數確定2.1初選液壓缸工作壓力根據要求可確定液壓缸為差動式液壓缸。經負載分析和計算可知液壓缸驅動的最大負載是在工進階段為27850n由參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4mpa。2.2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

5、桿式差動液壓缸（a1=2a2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=1mpa。表2 按負載選擇工作壓力負載/ kn50工作壓力/mpa0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/mpa0.82352881010182032表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/mpa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補

6、油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/d工作壓力/mpa5.05.07.07.0d/d0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/d2/11.151.251.331.461.612d/d0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度；2有桿腔進油時活塞運動速度。進而由表4可確定工進時的背壓力為pb=0.51.5,我們取pb=1mpa， =0.96根據差動缸定義有a1=2a2，所以 由gb2348-2003圓整為d=0.11m d=0.08m.根據所確定的d和d算出液壓缸無桿腔有效作

7、用面積。液壓缸有桿腔有效作用面積，液壓缸活塞桿有效作用面積。根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖3所示。工況圖計算：快進時：啟動時進油腔壓力 0.27mpa加速時進油腔壓力 mpa恒速時進油腔壓力 mpa恒速時輸入流量 m3 /s 恒速時輸入功率 kw工進時：進油腔壓力 mpa輸入流量 m3 /s輸入功率 p=p1q=028kw快退時：啟動進油腔壓力 mpa加速進油腔壓力 mpa恒速進油腔壓力 mpa恒速輸入流量 q=v3a2 = m3 /s 恒速輸入功率 p kw 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力f

8、0/n回油腔壓力p2/mpa進油腔壓力p1/mpa輸入流量q10-3/m3/s輸入功率p/kw計算公式快進啟動13780.27加速1478p1+0.30.56恒速945p1+0.30.450.50240.22工進3094413.520.7710-20.028p快退啟動13780.30加速14780.61.6恒速9450.61.480.4470.66注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取p=0.3mpa。2 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。三、擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1主體方案的確定由表7可知，本系統(tǒng)屬于速度變化不大的小功率固定作業(yè)系統(tǒng)，因而

9、首先考慮性能穩(wěn)定的雙定量泵供油，差動缸差動快進和高速閥進口節(jié)流高速的開式系統(tǒng)方案。這樣，既滿足液壓缸工進的高壓小流量要求，既考慮了節(jié)能問題，又兼顧了工作可靠性問題。3.2基本回路確定3.2.1供油回路 按主題方案，供油回路采用雙定量泵供油回路，見圖4所示。3.2.2選擇調速回路 由圖4可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。3.2.3 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進 時，速度變化大（v1/v2=0.

10、1/(0.810-3）=125),為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥制的換接回路，如圖5所示。3.2.4 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖6所示。3.2.5 方向控制回路為了滿足液壓缸停止，啟動，換向和液壓缸差動控制，圖6給出了利用三位五通電液換向閥為主的方向控制回路。圖中的單向閥建立了電液換向閥所需的控制壓力。3.2.6選擇定位夾緊回路 此回路采用順序閥控制的順序動作回路，圖7所示

11、。 這種回路采用了單向自控順序閥對兩缸進給和退回雙向順序控制，起到先定位，夾夾緊再松開，后拔定位銷原位停止的功能。緊再松開，后拔定位銷原位停止的功能。 圖4 圖5 圖6圖73.3液壓系統(tǒng)原理圖綜合將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖8所示。在圖8中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥10。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥8?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器15。圖8四、計算和

12、選擇液壓元件及輔件4.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率4.1.1計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.52mpa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=0.8mpa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差dpe=0.5mpa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=2.43mpa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失p=0.5mpa，則大流量泵的最高工作壓力估算為4

13、.1.2計算液壓泵的流量由表7可知，液壓缸快進時所需最大流量為0.502410-3 m3/s ，若取回路泄漏系數k=1.1，因此，選擇雙聯泵的總流量應滿足液壓缸快進時的流量要求，并考慮系統(tǒng)泄漏量，則兩個泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3l/min，工進時的流量為0.76810-5 m3/s =0.45l/min，則小流量泵的流量最少應為3.45l/min。4.13確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱手冊可知，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取pv2r12-6/26型雙聯葉片泵。其轉速為，容積效率時，雙聯泵同時供油流量為；而。由表7得知，液壓缸在快退時輸入功率最大，

14、若取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為 w=1.18 kw根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的y100l6型電動機，其額定功率為1.5kw，額定轉速為940r/min。4.2確定其它元件及輔件4.2.1 確定閥類元件及輔件根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥4按小流量泵的額定流量選取，調速閥13選用q6b型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 l/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5l/min。表8液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/l/min型號額定流量q/l/min額定壓力/mpa額定壓

15、降/mpa1油箱160-2濾油器29.6xu80200100160.33雙聯葉片泵pv2r12-6/265.1/21.9917.54溢流閥5.1yf3-e10b10165壓力表開關k6b146單向閥23.9af3-ea10b63160.27單向閥57.4af3-ea10b63160.28液控順序閥22.2xy63b63160.39背壓閥1yf3-e10b101610單向閥23.9af3-ea10b63160.211三位五通電液換向閥57.435dy100by63160.312單向閥57.4af3-ea10b63160.213調速閥1axqf-e10b61614行程閥50.422c100bh63

16、160.315壓力繼電器pfb8l1416液壓缸-17三位四通電磁換向閥57.435dyf3y-e10b63160.318順序閥1xf3-e10b63160.319單向閥57.4af3-ea10b63160.220順序閥1xf3-e10b63160.321單向閥57.4af3-ea10b63160.222壓力繼電器pfb8l1423液壓缸-24液壓缸-*注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。4.2.2 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量

17、快進工進快退表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。4.2.3確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經驗系數，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612?，F取=6，得五、液壓缸設計基礎5.1液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長度取決于負載運行的有

18、效長度（活塞在缸筒內能夠移動的極限距離）、導向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯結形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關系?；钊麑挾?。活塞有效行程取決于主機運動機構的最大行程，。導向套滑動面長度c的取值：當，。導向長度，缸筒長度。5.2主要零件強度校核5.2.1缸筒壁厚=4因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式,式中： -缸筒壁厚（）-實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力d-缸筒內徑 -缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度（mpa）,n為安全系數，取n=5。對于p116mpa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統(tǒng)因此滿足要求。5.2.2缸底厚度1=11對于平缸底，厚度 有兩種算法1.缸

19、底有孔時：其中2.缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退；其中5.2.3桿徑d ,式中f是桿承受的負載（n）f=27850n 是桿材料的許用應力，=1005.2.4缸蓋和缸筒聯接螺栓的底徑d1式中 k-擰緊系數，一般取k=1.251.5； f-缸筒承受的最大負載（n）； z-螺栓個數； -螺栓材料的許用應力， ，為螺栓材料的屈服點（mpa），安全系數n=1.22.5 5.2.5液壓缸穩(wěn)定性計算液壓缸承受的負載f超過某臨界值時將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核：式中 nc- 穩(wěn)定性安全系數 ，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞動，由桿材料知硬鋼，因此 式中 l-安裝長度（m）； rc-活塞桿橫截面的最

20、小回轉半徑（m）； -材料柔性系數，取=115； -液壓缸支承末端系數，取=； e-活塞桿材料的彈性模量，可取e=； j-活塞桿橫截面慣性矩，對于實心桿；對于空心桿，d為桿的外徑，d為桿的內徑；-材料強度決定的試驗值，=； a-活塞桿橫截面積； -系數，取=； 因此滿足穩(wěn)定性要求。5.2.6液壓缸緩沖壓力液壓缸設置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力，當值超過缸筒、缸底強度計算的時，則以取代。在緩沖時，緩沖腔的機械能力為，活塞運動的機械能為。活塞在機械能守恒中運行至終點。 式中： 通過驗算，液壓缸強度和穩(wěn)定性足以滿足要求。六、驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估

21、算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m3。6.1.1判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70l/min為最大，此時，油液流動的雷諾數也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。6.1.2計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數和油液在管道內流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數據代入后，得可見，沿程壓力損失的大

22、小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算其中的dpn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：(1) 快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥8、電液換向閥11，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥14進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失(2) 工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥11

23、、調速閥13進入液壓缸無桿腔，在調速閥13處的壓力損失為0.5mpa。在回油路上，油液通過電液換向閥11、背壓閥7和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥6返回油箱，在背壓閥7處的壓力損失為0.5mpa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.6mpa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為p1=(f0+p2a2)/a1=(29010+0.610644.710-4)/94.9910-4106=3.21mpa此略低于表7數值?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差dpe=0.5mpa，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。(3) 快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥4、電液換向閥11進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥12、電液換向閥11和單向閥10返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估計值，因此液