《立式組合機(jī)床的動(dòng)力滑臺(tái)》液壓課程設(shè)計(jì)

1、 液壓系統(tǒng)課程設(shè)計(jì)說明書專業(yè)： 機(jī)械電子工程專業(yè)班級(jí)學(xué)號(hào)： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 2016年2月 20日紹興文理學(xué)院目 錄1工況分析12擬定液壓系統(tǒng)原理圖23液壓系統(tǒng)的計(jì)算和選擇液壓元件 8 3.1液壓缸主要尺寸的確定43.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格53.3液壓閥的選擇53.4確定管道尺寸63.5液壓油箱容積的確定74液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算64.1壓力損失的驗(yàn)算64.2系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算8設(shè)計(jì)一立式組合機(jī)床的動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)。已知切削負(fù)載為31000N，滑臺(tái)工進(jìn)速度為50mm/min,快進(jìn)、快退速度為6m/min，滑臺(tái)（包括動(dòng)力頭）的質(zhì)量為1500kg，滑臺(tái)對(duì)導(dǎo)軌的法向壓力為1500N，往復(fù)

2、運(yùn)動(dòng)的加、減速時(shí)間為0.5s，滑臺(tái)采用平面導(dǎo)軌，靜、動(dòng)摩擦系數(shù)分別為0.2和0.1，快速行程為180mm，工進(jìn)行程為50mm，取液壓缸的機(jī)械效率為0.9。（提示：滑臺(tái)下降時(shí)，其自重負(fù)載由系統(tǒng)的平衡回路承受）1工況分析 首先根據(jù)已知條件，繪制運(yùn)動(dòng)部件的速度循環(huán)圖，如圖1.5所示，然后計(jì)算各階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖。 液壓缸所受外負(fù)載F包括三種類型，即 Fw為工作負(fù)載，對(duì)于金屬切削機(jī)床來說，即為沿活塞運(yùn)動(dòng)方向的切削力，在本例中為31000N；Fa運(yùn)動(dòng)部件速度變化時(shí)的慣性負(fù)載；Ff導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載，啟動(dòng)時(shí)為靜摩擦阻力，啟動(dòng)后為動(dòng)摩擦阻力，對(duì)于平導(dǎo)軌可由下式求得G運(yùn)動(dòng)部件重力；FRn垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)

3、載，事例中為零；f導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，本例中取靜摩擦系數(shù)0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)為0.1。求得：Ffs=0.2*14700N=2940NFfa=0.1*14700N=1470N上式中Ffs為靜摩擦阻力，F(xiàn)fa為動(dòng)摩擦阻力。g重力加速度；t加速度或減速度，一般t=0.010.5svt時(shí)間內(nèi)的速度變化量。在本例中根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負(fù)載(見表1.1)，并畫出如圖1.5所示的 負(fù)載循環(huán)圖。 圖1.1速度和負(fù)載循環(huán)圖表1.1工作循環(huán)外負(fù)載F（N）工作循環(huán)外負(fù)載F（N）啟動(dòng)、加速F=F fs+Fa3240工進(jìn)F= Fa+F32470快進(jìn)F=Ffa1470快退F= Fa14702擬定液壓系統(tǒng)原理圖

4、 (1)確定供油方式 考慮到該機(jī)床在工作進(jìn)給時(shí)負(fù)載較大，速度較低。而在快進(jìn)、快退時(shí)負(fù)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)采用限壓式變量葉片泵。 (2)調(diào)速方式的選擇 在中小型專用機(jī)床的液壓系統(tǒng)中，進(jìn)給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)銑削類專用機(jī)床工作時(shí)對(duì)低速性能和速度負(fù)載特性都有一定要求的特點(diǎn)，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(diǎn)，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負(fù)切削力的能力。 (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(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安

5、裝也較容易，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。 (4)夾緊回路的選擇用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動(dòng)作時(shí)，為了避免工作時(shí)突然失電而松開，應(yīng)采用失電夾緊方式?？紤]到夾緊時(shí)間可調(diào)節(jié)和當(dāng)進(jìn)油路壓力瞬時(shí)下降時(shí)仍能保持夾緊力，所以接入節(jié)流閥調(diào)速和單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓閥，用來調(diào)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，即可組合成圖1.1所示的液壓系統(tǒng)原理圖。圖1.2 液壓系統(tǒng)原理圖3液壓系統(tǒng)的計(jì)算和選擇液壓元件3.1液壓缸主要尺寸的確定 1)工作壓力p的確定。工作壓力p可根據(jù)負(fù)載大小及機(jī)器的類型來初步確定，表1.1

6、取液壓缸工作壓力為3MPa。2)計(jì)算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負(fù)載圖知最大負(fù)載F為32470N，按表1.2可取P2為0.5Mpa，cm為0.95，考慮到快進(jìn)、快退速度相等，取dD為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式可得根據(jù)指導(dǎo)書表2.1，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑D=125mm；活塞桿直徑d，按dD= 0.7及表2.2活塞桿直徑系列取d=90mm。 按工作要求夾緊力由兩個(gè)夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應(yīng)低于進(jìn)給液壓缸的工作壓力，現(xiàn)取夾緊缸的工作壓力為2.5MPa， 回油背壓力為零，cm為0.95，可得按表2.1及表2.2液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊液壓缸的D和d分別為125m

7、m及90mm。按最低工進(jìn)速度驗(yàn)算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式可得式中qmin是由產(chǎn)品樣本查得調(diào)速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05Lmin。本例中調(diào)速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選取液壓缸有桿腔的實(shí)際面積，即可見上述不等式能滿足，液壓缸能達(dá)到所需低速。3)計(jì)算在各工作階段液壓缸所需的流量3.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格 1)泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進(jìn)油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 pp液壓泵最大工作壓力； p1執(zhí)行元件最大工作壓力； p進(jìn)油管路中的壓力損失，初算時(shí)簡(jiǎn)單系統(tǒng)可取0.20.5MPa，復(fù)雜系統(tǒng)取 0.51.5MPa，本例取

8、0.5MPa。上述計(jì)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(dòng)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pn應(yīng)滿足pn(1.251.6) pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本例中pn =1.25 pp=4.4MPa。 2)泵的流量確定 液壓泵的最大流量應(yīng)為qp液壓泵的最大流量；(q)min同時(shí)動(dòng)作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時(shí)溢流閥正進(jìn)行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量23Lmin； KL系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.11.3，現(xiàn)取KL=1.2。3)選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上算得的pp和qp，再查閱有關(guān)手冊(cè)

9、， 3.3液壓閥的選擇 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。選定的液壓元件如表1.2所示。表1.2 液壓元件明細(xì)表序 號(hào)元 件 名 稱通過流量/Lmin-1型 號(hào)1過濾器45.72XU-B501002變量葉片泵45.72YBX-403壓力表KF3-EA10B4三位四通電磁閥38.134EF30-E10B5二位三通電磁閥38.123EF3B-E10B6單向行程調(diào)速閥38.1AQF3-E10B7減壓閥0.6JF3-10B8壓力表KF3-EA10B9單向閥0.6AF3-EA10B10二位四通電磁閥0.624EF3-E10B11壓力繼電器0.6DP1-63B12單向節(jié)流

10、閥0.6ALF-E10B3.4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(jìn)行計(jì)算。本系統(tǒng)主油路流量為差動(dòng)時(shí)流量q=76Lmin，壓油管的允許流速取u=4ms，則內(nèi)徑d為若系統(tǒng)主油路流量按快退時(shí)取q=35Lmin，則可算得油管內(nèi)徑d=13mm。綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為16mm。吸油管同樣可按上式計(jì)算(q=45.72Lmin、v=1.5ms)，現(xiàn)參照YBX-40變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為35mm。3.5液壓油箱容積的確定本例為中壓液壓系統(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。 4液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 已知該液壓系統(tǒng)

11、中進(jìn)、回油管的內(nèi)徑均為16mm，各段管道的長(zhǎng)度分別為：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15，查得15時(shí)該液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度=150cst=1.5cm2s，油的密度=920kgm3。 4.1壓力損失的驗(yàn)算 1)工作進(jìn)給時(shí)進(jìn)油路壓力損失。運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的最大速度為0.05mmin，進(jìn)給時(shí)的最大流量為0.6Lmin，則液壓油在管內(nèi)流速v1為管道流動(dòng)雷諾數(shù)Rel為Rel2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)。進(jìn)油管道BC的沿程壓力損失pl-1為查得換向閥4WE6E50AG24的壓力損失pl-2=0.05106pa忽

12、略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失p1為 2)工作進(jìn)給時(shí)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為無桿腔工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)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(chǎn)品樣本知換向閥3WE6A50AG24的壓力損失p2-2=0.025 X 106pa，換向閥4WE6E50AG24的壓力損失p2-3=0.025106pa，調(diào)速閥2FRM5206的壓力損失p2-4= 0.5106pa?；赜吐房倝毫p失p2為 3)變量泵出口處的壓力pp 4)快進(jìn)時(shí)的壓力損失。快進(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接，自匯流點(diǎn)A至液壓缸進(jìn)油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即76.2Lmin，AC段管路的沿程壓力損失p1-l為同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失pl-2和pl-3為查產(chǎn)品樣本知,流經(jīng)各閥的局部壓力損失為4EW6E50/AG24的壓力損失p2-1=0.17106pa；3EW6E50/AG24的壓力損失p2-2=0.17106pa。據(jù)分析在差動(dòng)連接中，泵的出口壓力pp為 快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算從略。上述驗(yàn)算表明無需修改原設(shè)計(jì)。4.2系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算在整個(gè)工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時(shí)間最長(zhǎng)，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，主要考慮工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量。一般情況下，工進(jìn)速度大時(shí)發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時(shí)，效率相差極大，