課程設計（論文）臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計

1、沈陽理工大學課程設計專用紙no 26目 錄1 題目 32 技術參數(shù)和設計要求 33 工況分析 34 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 54.1 確定供油方式 54.2 調(diào)速方式的選擇 54.3 速度換接方式的選擇 55 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 65.1 液壓缸主要尺寸的確定 65.1.1 工作壓力p的確定 65.1.2 計算液壓缸內(nèi)徑d和活塞桿直徑d 65.1.3 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 75.2 確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格 75.2.1 泵的工作壓力的確定 75.2.2 泵的流量確定 85.2.3 選擇液壓泵的規(guī)格 85.2.4 與液壓泵匹配的電動機的選定 85.3 液壓閥的選擇

2、 95.4 確定管道尺寸 95.5 液壓油箱容積的確定 96 液壓系統(tǒng)的驗算 106.1 壓力損失的驗算 106.1.1 工作進給時進油路壓力損失 106.1.2 工作進給時回油路的壓力損失 106.1.3 變量泵出口處的壓力pp 116.1.4 快進時的壓力損失 116.2 系統(tǒng)溫升的驗算 127 液壓缸的設計 127.1 液壓缸工作壓力的確定 127.2 液壓缸的內(nèi)徑d和活塞桿d前面已經(jīng)計算 127.3 液壓缸的壁厚和外徑的計算 127.4 缸蓋厚度的確定 137.5 最小導向長度 137.6 導向滑動面長度 137.7 活塞寬度 137.8 隔套的長度 137.9 缸體長度 13 8 結

3、束語 139 參考文獻 13 1. 設計題目：臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計2.技術參數(shù)和設計要求設計一臺臥式鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求完成如下工作循環(huán)：快進 工進 快退 停止。機床的切削力為2 104n，工作部件的重量為7.8103 n，快進與快退速度均為6 m/min，工進速度為0.05 m/min，快進行程為100 mm，工進行程為50 mm，加速、減速時間要求不大于0.2 s，采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。3 工況分析根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖 速度循環(huán)圖液壓缸所受外負載f包括三種類型，即f = fw+ ff + f

4、m式中：fw 工作負載；fm 運動部件速度變化時的慣性負載；ff 導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導軌ff可由下式求得：ff = f gg 運動部件重力； f 導軌摩擦系數(shù)于是可得：ffs = 0.27.8103 =1560nffd = 0.17.8103=780n上式中，ffs為靜摩擦阻力，ffd為動摩擦阻力。fm = gv/(g.t)式中：g 重力加速度；t 加速或減速時間；v t時間內(nèi)的進度變化量在本例中fm = 7.8 1036/(9.80.260) = 398n根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受外負載工作循環(huán)外負載f(n)工作循環(huán)外負載f(n)啟動、

5、加速f=ffs+fm1958工進f=ffd+fw20780快進f=ffd780快退f=ffd7804 擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.1 確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低，而在快進、快退時負載較小，速度較高，從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油，現(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。4.2 調(diào)速方式的選擇在中小型專業(yè)機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)鉆孔類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具

6、有承受負切削力的能力。4.3 速度換接方式的選擇本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便、閥的安裝也較簡單，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。5 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件5.1 液壓缸主要尺寸的確定5.1.1 工作壓力p的確定工作壓力p可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱指導書表2-1取液壓缸的工作壓力為3-5mpa，本系統(tǒng)取液壓缸的工作壓力為5mpa.5.1.2 計算液壓缸內(nèi)徑d和活塞桿直徑d由負載圖知最大負載f為20780n，按指導書表2-2執(zhí)行元件背壓的估算值：可取p2為0.5mpa，cm為0.9

7、5，考慮到快進、快退速度相等，取d/d為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入公式可得d =（420780)/395(1-5(1-0.72)/5 0)1/2=0.084 (m) 圓整為標準值100mm.根據(jù)指導書表2-4液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（gb2348-80），將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑d=100mm，活塞桿直徑d，按d/d=0.7及指導書表2-5活塞桿直徑尺寸系列（gb2348-80）活塞桿直徑系列取d=70mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，可得：aqmin / vmin =0.051000/5=10(cm2)式中：qmin是由產(chǎn)品樣本查得ge系列調(diào)速閥aqf3-e

8、10b的最小穩(wěn)定流量為0.05l/min。a=(d2-d2)/4 =(102-72)/4 = 40(cm2)可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。5.1.3 計算在各工作階段液壓缸所需的流量q(快進) = d2v(快進)/4 =(0.07)26/4 = 23.08(l/min)q(工進) = d2v(工進)/4 =(0.1)20.05/4 = 3.93(l/min)q(快退) = (d2-d2)v(快退)/4 =(0.12-0.072)6/4= 24.02(l/min)5.2 確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格5.2.1 泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以

9、泵的工作壓力為pp = p1 +p式中：pp 液壓泵最大工作壓力；p1 執(zhí)行元件最大工作壓力；p 進油管路中的壓力損失，初算是簡單系統(tǒng)可取0.20.5mpa，復雜系統(tǒng)可取0.51.5mpa。本題中取0.5mpa。因此pp = p1 +p = 5+0.5 = 5.5(mpa)上述計算所得的pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)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貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力pa應滿足pa(1.251.6)pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本題中pa = 1.3pp，pp =5.5mpa。5.2.2 泵的流量確定液壓泵的最大流量應

10、為qp kl(q)max式中：q 液壓泵的最大流量；(q)max 各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進行工作，尚須加1溢流閥的最小流量23 l/min；kl 系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取1.11.3，現(xiàn)取kl = 1.2。因此qp = kl(q)max = 1.224.02= 28.82(l/min) 5.2.3 選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上算得的pp和qp，查閱有關手冊，現(xiàn)選用ybx25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量q = 25ml/r，泵的額定壓力p0 = 7.3mpa，電動機轉速n0 = 1450r/min，容積效率v = 0.85，總效率= 0.72。5.2.4 與液壓

11、泵匹配的電動機的選定首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.21l/min范圍內(nèi)時，可取= 0.030.14。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算，即pb = qp/pd式中：pd 所選電動機額定功率；pb 限壓式變量泵的限定壓力；qp 壓力為pb時，泵的輸出流量。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為780n，進油路的壓力損失定為0.3mpa，由公式可得：pb = 780/(0.072/4) 10-6+0.3 = 0.50mpa快進時

12、所需電機功率為：p = pbqp/= 0.5023.08/(600.72) = 0.267(kw)工進時： pb=20780/(0.12/4) 10-6+0.3 = 2.947(mpa)工進時所需電機功率為： p = pbqp/= 2.9473.93/(600.72) = 0.268(kw)查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用y90s4型電動機，其額定功率為1.1kw，額定轉速為1400r/min。根據(jù)產(chǎn)品樣本可查得ybx25的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時流量為23.08l/min，工進時的流量為3.93l/min，壓力為4.5mpa，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，如圖3-1所示，查得該曲線

13、拐點處的流量為30l/min，壓力為3mpa，該工作點對應的功率為p = 330/（600.7）= 2.14（kw）所選電動機功率滿足要求，拐點處能正常工作。 圖3-1 ybx25液壓泵特性曲線1額定壓力下的特性曲線；2實際工作時的特性曲線5.3 液壓閥的選擇該液壓系統(tǒng)可采用力士樂系列閥或ge系列閥。本題均選用ge系列閥。根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件如下表：序號元件名稱代碼額定流量(l/min)1濾油器xuc32100322液壓泵ybx25303壓力表開關kf3ea10b4三位四通換向閥34ef3pe10b605單向調(diào)速閥qf3e10b50

14、6溢流閥yf310b637二位四通換向閥24ef3me10b605.4 確定管道尺寸油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本系統(tǒng)油路流量為差動時流量q = 55l/min，壓油路的允許流速取v = 4m/s，則內(nèi)徑d = 4.6(q / v)1/2 = 4.6(55 / 4)1/2 = 17.06(mm)若系統(tǒng)主油路流量按快退時取q = 24.02l/min，則可算得油路內(nèi)徑d = 12.28mm。綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為15mm。吸油管同樣可按上式計算，現(xiàn)參照ybx25變量泵吸油口連接尺寸，出吸油管內(nèi)徑d為25mm。5.5 液壓油箱容積的確定本題

15、為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定，現(xiàn)選用容量為160l的油箱。6 液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)的進、回油管的內(nèi)徑均為15mm，各段管道的長度分別為：ab = 0.3m，ac = 1.7m，ad = 1.7m，de = 2m。選用lhl32液壓油，考慮到油的最低溫度為15，查得15時該液壓油的運動粘度為= 150cst = 1.5cm2/s油的密度 = 920kg/m3 6.1 壓力損失的驗算6.1.1 工作進給時進油路壓力損失運動部件工作進給時的速度為0.05m/min，進給時的最大流量為3.93l/min，則液壓油在管內(nèi)流速v1為：v1=q/(d2/4)=43.931

16、000/(3.141.52)=2225(cm/min)=37.08(cm/s)管道流動雷諾數(shù)re1為re1 = v1d/=37.081.5/1.5 = 37.08 2300可見油液在管道中流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)1=75，re1=0.68.進油管道的沿程壓力損失p1-1為p1-1=(l/d）/(v2/2) =0.68(1.7+0.3)/(0.0159200.37082/2) =1.43mpa查得換向閥34ef3pe10b的壓力損失p1-2= 0.5mpa。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路的總壓力損失p1=p1-1+p1-2 = 1.43 + 0.5 = 1.93(mpa

17、)6.1.2 工作進給時回油路的壓力損失由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積是無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則v2 = v1/2 = 37.08/2 = 18.54(cm/s)re2 = v2d/= 18.541.5/1.5 = 18.54 23002 = 75/re2 = 75/18.54 = 4.05回油管道的沿程壓力損失p2-1為p2-1=2(l/d) /( v2/2) =4.05(1.7+0.3)/(0.0159200.18542/2) =3.41mpa查產(chǎn)品樣本知換向閥24ef3me10b的壓力損失為p2-2=0.025mpa，調(diào)速閥q

18、f3e10b的壓力損失p2-3=0.5mpa?；赜吐房倝毫p失p2為p2=p2-1+p2-2 +p2-3 =3.41+0.025+0.5= 3.935(mpa)6.1.3 變量泵出口處的壓力pppp = (f/cm+a2p2)/a1+p1=(20780/0.95+40.050.6100)/0.007854+1.96=3.38(mpa)6.1.4 快進時的壓力損失快進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72.5l/min，ac段管路的沿程壓力損失p1-1為：v1=q/(d2/4)=472.51000/(3.141.5260)=1069(c

19、m/s) re1 = v1d/ = 10691.5/1.5 = 10691 = 75/re1 = 75/1069 = 0.07p1-1=1(l/d) /( v1/2)=0.07(1.7/0.015)/(92010.692/2) =0.154(mpa)同樣可求管道ab段和ad段的沿程壓力損失p1-2和p1-3為：p1-2=0.024mpa、p1-3=0.13mpa查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為：換向閥24ef3me10bp2-1 = 0.15mpa調(diào)速閥qf3e10bp2-2 = 0.15mpa故差動連接時，泵的出口壓力pp為：pp = 2p1-1+p1-2+p1-3+p2-1+p2-2

20、+f/(a2cm) = 2.63(mpa)快退時壓力損失驗算從略，上述驗算表明，無需修改原設計。6.2 系統(tǒng)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，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，計算如下：v=0.05m/min：流量q=v(d2/4)= 0.120.05/4=0.393(l/min)此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.38mpa則有：p(輸入) = 3.380.393/(600.1) = 0.221(kw)p(輸入)= fv = 2078010/60102103 = 0.0346(kw)此時的壓力損失為：p = p(輸入) - p(輸

21、入) = 0.221k-0.0346kw=0.1864kw假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取k=1010-3 =kw/(cm2)，油箱的散熱面積a為1.92cm2，則系統(tǒng)的溫升為：t =p/ka = 0.1864/(1010-3 1.92) = 9.708()驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。7 液壓缸的設計7.1 液壓缸工作壓力的確定選擇5mp液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備類型確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力也不同。7.2 液壓缸的內(nèi)徑d=100mm7.3 液壓缸的壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度，從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算pd/2公式中：為液壓缸壁厚（m） d為液壓缸內(nèi)徑（m） p試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25-1.5倍）（mpa） 缸筒材料的許用應力