液壓課設-__臥式單面多軸鉆孔組合機床系統(tǒng)設計

1、課程設計 課程名稱 液壓與氣壓傳動 課題名稱 臥式單面多軸鉆孔組合機床系統(tǒng)設計 班 級 機制122班 姓 名 高 亮 學 號 實習地點 實踐中心6B-108 實習時間 6.236.26 指導老師 朱元右 南京工程學院2015.6.26目錄液壓與氣壓傳動課程設計任務書1一、工況分析21.1工作負載FW21.2阻力負載21.3慣性負載2二、擬定液壓系統(tǒng)原理圖52.1確定供油方式52.2調速方式的選擇52.3速度換接方式的選擇52.4加緊回路選擇5三、確定液壓缸主要參數(shù)73.1初選液壓缸工作壓力73.2計算液壓缸結構參數(shù)7四、液壓元件的選擇94.1液壓泵及驅動電動機功率的確定94.1.1液壓泵的選擇

2、94.1.2電動機的選擇94.2元件、輔件選擇104.2.1.液壓閥及過濾器的選擇104.2.2. 油管的選擇114.2.3. 油箱容積的確定11五、液壓系統(tǒng)的驗算125.1壓力損失的驗算125.2 系統(tǒng)溫升的驗算15參考文獻16總 結16液壓與氣壓傳動課程設計任務書一、設計課題課題：臥式單面多軸組合機床液壓系統(tǒng)設計設計要求如下：（1） 工作循環(huán)為：夾緊快進工進快退松開停止（2） 移動部件總重10000N，向切削力21000N，快進行程 100mm，快進與快退速度 4.2mmin，工進行程 20mm，工進速度 0.05mmin（3） 夾緊時移動部件總重量1800N，夾緊力6000N，夾緊缸行程

3、30mm二、設計任務（1）液壓傳動系統(tǒng)圖1張（A2/A3，含明細表、電器動作順序表、工作循環(huán)圖）（2）裝配圖1張（A1/A2）（3）零件圖1張（圖幅自定）（4）說明書一份（不少于6000字）三、設計進度安排（1）第一天：工況分析、擬定液壓原理圖、選擇液壓元件，設計計算。（2）第二天：系統(tǒng)驗算、設繪液壓原理圖。（3）第三天：設繪裝配圖。（4）第四天：設繪裝配圖、設繪零件圖。（5）第五天：編寫說明書，答辯。四、設計方案與說明學號與設計課題設計方案供油方式裝配圖零件圖課題一12課題二2627單定量泵供油工作缸活塞342829活塞桿563031夾緊缸缸體783233缸蓋9103435雙定量泵供油工作缸

4、活塞11123637活塞桿13143839夾緊缸缸體1516缸蓋1718變量泵供油工作缸活塞1920活塞桿2122夾緊缸缸體2325缸蓋一、工況分析負載分析中，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：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。1.1工作負載FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即=21

5、000N1.2阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，則靜摩擦阻力 =0.211800N=2360N動摩擦阻力 =0.111800N=1180N1.3慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.1s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為4.2m/min，因此慣性負載可表示為Fm=(G/g)(v/t)g-重力加速度；t-加速度或減速度，一般t=0.010.5s；v-t時間內的速度變化量；Fm=1180（4.2/0.1

6、60）=826N根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如下表所示；并畫出如圖所示的負載循環(huán)圖。液壓缸總運動階段負載表（單位：N）工況負載組成負載值F/N定位夾緊6000啟動加速2006快進1180工進22180快退1180二、擬定液壓系統(tǒng)原理圖2.1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，泵源系統(tǒng)宜采用定量泵供油?，F(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式定量泵。2.2調速方式的選擇 在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調速閥。根據(jù)鉆孔類類專用機床工作時對低速性能和速度

7、負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式定量泵和調速閥組成的溶劑節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高發(fā)熱少和速度剛性好等特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負載切削力的作用。2.3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，調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接平穩(wěn)性差。若要提高系統(tǒng)換接的平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。 2.4加緊回路選擇用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應采用失電夾緊方式?？紤]到夾緊時間可調節(jié)和當進油路壓力瞬時下降時仍能保持夾緊力，所以接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓。在回路中還裝有減壓閥，

8、用來調節(jié)夾緊力的大小和保持夾緊力的穩(wěn)定。最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可合成下圖所示的液壓系統(tǒng)原理圖。三、確定液壓缸主要參數(shù)3.1初選液壓缸工作壓力由表2可知，取動力滑臺液壓缸工作壓力4MP，所需夾緊力不得超過6000N ，取夾緊液壓缸工作壓力為1.5MP. 表2按負載選擇工作壓力負載/ KN50工作壓力/ 0.811.522.53344553.2計算液壓缸結構參數(shù)為使液壓缸快進與快退速度相等，選用單出桿活塞缸差動連接的方式實現(xiàn)，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，動力

9、滑臺液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此動力滑臺液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8，快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.6。夾緊液壓缸回油背壓取0，快退時背壓取0.5。工進時動力滑臺液壓缸的推力計算公式為，因此，根據(jù)已知參數(shù)，動力滑臺液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 夾緊液壓缸無桿腔的有效作用面積 動力滑臺液壓缸缸筒直徑為 夾緊液壓缸缸筒直徑為 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此動力滑臺活塞桿直徑為d=0.70793.4=66.0mm，夾緊缸活塞桿直徑為=0.70775.2=53.2mm圓整后取D

10、=100mm，d=70mm。80mm,=56mm此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 工進時采用調速閥調速，其最小穩(wěn)定流量，設計要求最低工進速度，經驗算可知滿足=m2 3.3計算液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率 差動時液壓缸有桿腔壓力大于無桿腔，取兩腔間回路及閥上壓力損失為0.5MPa， 計算結果如下表所示。各工況下的主要參數(shù)值工作循環(huán)負載F/N回油背壓進油壓力輸入流量輸入功率P/Kw計算公式定位夾緊6666.6702.6-快進啟動加速2228.91.10恒速1311.10.860.270.23工進24644.40.83.550.006550.0233 快退起動加速2228.90.61

11、.16恒速1311.10.60.930.280.26松開-四、液壓元件的選擇4.1液壓泵及驅動電動機功率的確定本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產品進行選擇即可。4.1.1液壓泵的選擇已知液壓缸最大工作壓力為3.55Mpa,取進油路上壓力損失為0.5Mpa-液壓泵最大工作壓力考慮到系統(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，并且為了保障泵的壽命因此泵的額定壓力需滿足液壓泵的最大流量應為，此處取對照產品樣本可選用型葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：額定轉速960r/min，容積效率為0.9，額定壓力為6.3Mpa，每轉排量為2

12、5mL/r，總效率為0.78。4.1.2電動機的選擇系統(tǒng)為單泵供油系統(tǒng)，首先分別算出快進和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0.2-1L/min范圍時，可取首先算快進時的功率，快進時的外負載為1180N，進油路壓力損失為0.3MPa快進時所需電動機功率P為工進時所需電動機功率P為綜合比較，快進時所需功率最大，據(jù)此查樣本選用Y80M1-4異步電動機。Y80M1-4異步電動機主要參數(shù)表功率KW額定轉速r/min電流A效率%凈重kg0.5513901.573174.2元件、輔件選擇4.2.1.液壓閥及過濾器的選擇

13、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。本系統(tǒng)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，和三種規(guī)格，所有元件的型號列于表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。 液壓元件明細表序號元 件 名 稱通過流量/Lmin-1型 號1 過濾器21XU-B321002定量葉片泵21YB1-253 壓力表KF3-EA10B4 三位四通電磁閥16.834EF30-E10B5二位三通電磁閥 16.823EF3B-E10B6單向行程調速閥16.8AQF3-E10B7減壓閥0.4JF3-10B8壓力表KF

14、3-EA10B9單向閥0.4AF3-EA10B10二位四通電磁閥0.424EF3-E10B11壓力繼電器0.4DP1-63B12單向節(jié)流閥0.4ALF-E10B13夾緊缸14工作缸15液壓溢流閥0.4YF3-E10B4.2.2. 油管的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，也可按管路允許流速進行計算。本系統(tǒng)主油路流量為差動時流量q=40L/min，壓油管的允許流速取u=4m/s，內徑d為 d=4.6=4.6=13.3mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取q=16.8L/min，則可算得油管內徑d=9.4mm。 綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內徑d為12mm。吸油管同樣可按上式計算（q=24L

15、/min、v=1.5m/s），現(xiàn)參照YB1-25定量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為25mm。4.2.3. 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5到7倍，本系統(tǒng)取7倍，故油箱容積為五、液壓系統(tǒng)的驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內徑均為 12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m, AC=1.7mm, DE=2mm . 選用L-HL32 液壓油，考慮到油的最低溫度為15 ，差得15 時該液壓油的運動粘度v=150cst=1.5cm2/s,油的密度=920/m35.1壓力損失的驗算(1)工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度0.1m/min,進給時的最大流

16、量為0.95L/min,則液壓油在管內流速v1為管道流動雷諾數(shù)為R2300，可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)進油管道BC的沿程壓力損失P為查得換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失P=0.0510P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P為 P=P+P=0.004210+0.0510=0.054210 P(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的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則回油管道的沿程壓力損失P2-1為查產品樣本知換向閥3WE6A50/AG24的壓力損失P2-2=0.025106pa,換向閥4

17、WE6E50/AG24的壓力損失P2-3=0.025106pa，調速閥2FRM5-20/6的壓力損失P2-4=0.5106pa?；赜吐房倝毫p失P2為(3）定量泵出口處的壓力PP(4）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33.6L/min，AC段管路的沿程壓力損失P1-1為同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失P1-1和P1-3為查產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為4EW6E50/AG24的壓力損失P2-1=0.17106pa。據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力PP為 快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明無需修改原

18、設計。5.2 系統(tǒng)溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工作階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工作時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，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、最小的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值大者進行分析。當V=5cm/min時此時泵的效率為0.78，泵的出口壓力為3.47MPa,則有此時的功率損失為可見在工進時，功率損失為0.011kW，發(fā)熱量最大。假定系統(tǒng)的散熱狀況一般取K=1010-3kW/(cm2. )，油箱的散熱面積A為系統(tǒng)的溫升為驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內。參考文獻1. 楊培元. 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，19992. 李新德. 液壓與氣動技術. 北京：中國商業(yè)出版社，20063. 雷天覺. 液壓工程手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，19904. 俞啟榮. 液壓傳動. 北京：機械工業(yè)出版社，19905. 左健民. 液壓與氣動傳動