機電1304-16-設計說明書課件

1、畢業(yè)設計說明書設計題目: 臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓控制系統(tǒng)及主油缸設計 二級學院 航空機械制造工程學院 專 業(yè) 機電一體化 班 級 機電1304 學 號 16 姓 名 楊君濤 指導老師 洪曉麗 二一五年 12 月 16 日誠信聲明本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計，是本人在指導老師的指導下，獨立進行研究所取得的成果。盡我所知，除設計中特別加以標注的地方外，設計中不包含其他人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果。本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔。畢業(yè)設計作者簽名： 指導教師簽名： 年 月 日 年 月 日目 錄摘 要- 4 -1. 負載分析- 4 -2. 液壓系統(tǒng)方案設計- 7 -2.1. 確定液

2、壓泵類型及調(diào)速方式- 7 -2.2. 選用執(zhí)行元件- 7 -2.3. 快速運動回路和速度換接回路- 7 -2.4. 換向回路的選擇- 7 -2.5. 定位夾緊回路的選擇- 7 -2.6. 動作換接的控制方式選擇- 7 -2.7. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖- 7 -3. 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算- 9 -3.1. 液壓缸參數(shù)計算- 9 -3.1.1. 初選液壓缸的工作壓力- 9 -3.1.2. 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸- 9 -3.1.3. 確定夾緊缸的內(nèi)徑和活塞直徑- 10 -3.1.4. 計算夾緊缸的壓力和流量- 11 -3.1.5. 液壓缸的長度L的確定- 11 -3.1.6. 液壓缸壁厚的確定-

3、11 -3.1.7. 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率- 12 -3.2. 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號- 13 -3.2.1. 計算液壓泵的壓力- 13 -3.2.2. 計算液壓泵的流量- 13 -3.2.3. 選用液壓泵規(guī)格和型號- 13 -4. 電動機的選擇- 14 -5. 液壓元件的選擇- 15 -5.1. 液壓閥及過濾器的選擇- 15 -5.2. 油管的選擇- 16 -5.3. 油箱容積的確定- 16 -6. 驗算液壓系統(tǒng)性能- 17 -6.1. 壓力缺失的驗算及泵壓力的調(diào)整- 17 -6.2. 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算- 19 -摘 要液壓系統(tǒng)是以電機提供動力為基礎(chǔ)

4、，使用液壓泵將機械能轉(zhuǎn)化為壓力，推動液壓油。通過控制各種閥門改變液壓油的流向，從而推動液壓缸做出不同行程、不同方向的動作。完成各種設備不同的動作需要。液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個工業(yè)部門及農(nóng)林牧漁等許多部門得到愈來愈廣泛的應用，而且愈先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部分就愈多。本次設計的主要任務是設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)。其工 作循環(huán)為：“定位夾緊快進工進快退原位停止拔銷松開”在介紹了液壓的作用和對工況進行分析的基礎(chǔ)上，設計出液壓系統(tǒng)原理圖、液 壓缸，并繪制液壓缸組件裝配圖，最后撰寫設計說明書，并對本次設計進行全面總結(jié)。關(guān)鍵詞：液壓系統(tǒng)、臥式單面、多軸鉆孔、組合機床1. 負載分析負載分析中

5、，暫不考慮油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)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，設導軌的靜摩擦力為Ffs，動摩擦力為Ffd，則而慣性力 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出見表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定位夾緊5000啟動2105加速1410快進1052工進13684快退1052表1-1 液壓缸各運動階段負載表根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的個階段的速度，由于行程是320cm，設定

6、快進時的行程L1=250mm，工進時的行程L2=70，可繪制出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），如圖（a）負載圖。橫坐標以下為液壓缸活塞前進是的曲線，以下為液壓缸活塞退回的曲線。如圖（b）速度圖（a） 負載圖（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(diào)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(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)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，初定背壓閥Pb=0.8Mpa2.2. 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

7、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。2.3. 快速運動回路和速度換接回路根據(jù)本設計的運動方式和要求，采用差動連接這種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(diào)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. 換向回路的選擇本設計對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，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

8、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(diào)，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(diào)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(jié)束轉(zhuǎn)為快退時，由于加工零件是通孔，位置精度不高，轉(zhuǎn)換控制方式可采用行程開關(guān)控制。2.7. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖圖2-1臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成圖2-1臥式單面多軸鉆孔

9、機床液壓系統(tǒng)原理圖 。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表2- 1 電磁閥動作順序表。表2- 1 電磁閥動作順序表1Y2Y3Y4Y定位夾緊快進+工進-快退拔銷松開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，在其他工況負載都不太高，參考表3- 1 按負載選擇工作壓力表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力，根據(jù)F=13684N，初定液壓缸工作壓力為p1=30105Pa。3.1.2. 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺

10、寸本系統(tǒng)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3-2 執(zhí)行元件背壓力，選此背壓為pb=0.8Mpa。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(nèi)徑和活塞直徑根據(jù)夾緊缸的夾緊力Fp=5000N，選夾緊缸工作壓力P夾=1.5Mpa，可以認為回油壓力為零，則夾緊缸的直徑取D=63mm 符合缸徑尺寸 根據(jù)活塞桿工作中受壓，活塞桿直徑適當取大點按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別

11、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=63mm d夾=35mm表3- 3 按工作壓力選取d/D工作壓力/Mpa5.05.0-7.07.0d/D0.5-0.550.62-0.700.73.1.4. 計算夾緊缸的壓力和流量進油腔壓力輸入流量Q為3.1.5. 液壓缸的長度L的確定為了穩(wěn)定性的滿足，L取15d即：L=(1215) d=756945mm，按液壓缸行程尺寸系列，取L=800mm 3.1.6. 液壓缸壁厚的確定根據(jù)結(jié)構(gòu)工藝的要求，用下式對缸體壁厚進行驗算：公式得到公式中：試驗壓力（），一般取=（1.21.3）PP液壓缸的最高工作壓力（）D液壓缸內(nèi)徑（mm）缸體內(nèi)材料的許

12、用應力（Pa），當P10時，可用鑄鐵，=60MPa ,當P20M時，用鋼材=(100116)根據(jù)上面的計算結(jié)合相關(guān)的設計標準，確定液壓缸壁厚=6mm3.1.7. 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，可以算出液壓工作過程各階段的壓力、流量、功率，在計算工進時背壓按Pb=8105Pa代入，快退時背壓按Pb=5105Pa代入計算公式和計算結(jié)果列入表3-5中表3-4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pj回油壓力pb所需流量輸入功率PNPaPaL/minkW定位夾緊50001310501.850.040差動快進10528

13、.510513.510515.60.221工進1368426.210581050.320.014快退105213105510516.20.351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 pj，無桿腔回油，壓力為pb3.2. 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失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為0.5Mpa，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表3-5進油路壓力損失經(jīng)驗值系統(tǒng)結(jié)構(gòu)情況總壓力損失p/Mpa一般節(jié)流調(diào)速

14、及管路簡單的系統(tǒng)0.2-0.5進油路有調(diào)速閥及管路復雜的系統(tǒng)0.5-1.53.2.2. 計算液壓泵的流量由根據(jù)結(jié)構(gòu)工藝的要求，用下式對缸體壁厚進行驗算：公式得到公式中：試驗壓力（），一般取=（1.21.3）PP液壓缸的最高工作壓力（）D液壓缸內(nèi)徑（mm）缸體內(nèi)材料的許用應力（Pa），當P10時，可用鑄鐵，=60MPa ,當P20M時，用鋼材=(100116)根據(jù)上面的計算結(jié)合相關(guān)的設計標準，確定液壓缸壁厚=6mm3.2.3. 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，可以算出液壓工作過程各階段的壓力、流量、功率，在計算工進時背壓按Pb=8105P

15、a代入，快退時背壓按Pb=5105Pa代入計算公式和計算結(jié)果列入表3-5中表3-4液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率可知，工進時所需流量最小是0.32L/min，設溢流閥最小流量為2.5L/min，則泵的流量應為：快進快退時液壓缸所需的最大流量是16.2L/min，則泵的總流量為：3.2.4. 選用液壓泵規(guī)格和型號根據(jù)上面計算的壓力和流量，查閱相關(guān)手冊，選用YBX-25型限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：排量 O25ml/r，額定壓力 6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速600-1500r/min 1，驅(qū)動功率 4KW,容積效率0.8-0.95(此處選0.9)，總效率n=0.70.85（此處選0.8）.4

16、. 電動機的選擇由根據(jù)結(jié)構(gòu)工藝的要求，用下式對缸體壁厚進行驗算：公式得到公式中：試驗壓力（），一般取=（1.21.3）PP液壓缸的最高工作壓力（）D液壓缸內(nèi)徑（mm）缸體內(nèi)材料的許用應力（Pa），當P10時，可用鑄鐵，=60MPa ,當P20M時，用鋼材=(100116)根據(jù)上面的計算結(jié)合相關(guān)的設計標準，確定液壓缸壁厚=6mm4.1.1. 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，可以算出液壓工作過程各階段的壓力、流量、功率，在計算工進時背壓按Pb=8105Pa代入，快退時背壓按Pb=5105Pa代入計算公式和計算結(jié)果列入表3-5中表3-4液壓缸

17、所需要的實際流量、壓力和功率可知，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有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=6105，液壓泵總效率=0.8，則電機功率P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(zhuǎn)速為1400r/min。因該電動機驅(qū)動液壓泵是時，泵的實際最大輸出流量為2514000.8/1000=28 L/min19.44L/min，所以滿足要求。 5. 液壓元件的選擇5.1. 液壓閥及過濾器的選擇根據(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。本設計中所有閥的額

18、定壓力都為63105Pa，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格想好列于表5-1 液壓元件明細表中。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，表中序號與原理圖中的序號一致。表5-1 液壓元件明細表5.2. 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、排出得最大流量來計算，由于系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)通油量最大，則液壓缸的進、出油管直徑選用內(nèi)徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。5.3. 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，本設計取6倍，故

19、油箱容積為 V=（625）L=150L6. 驗算液壓系統(tǒng)性能6.1. 壓力缺失的驗算及泵壓力的調(diào)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。6.1.1. 工進時的壓力缺失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整工進時管路中的流量僅為0.32L/min，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(diào)速閥和背壓閥的壓力損失，一般取調(diào)速閥的壓力損失p1=5105Pa，背壓閥的壓力損失p2=8105，則工進時總的壓力損失為：Pp=26.2105+5105+8105 Pa=39.2105即泵的調(diào)定壓力應按此壓力調(diào)整。6.

20、1.2. 快退時的壓力損失驗算因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，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，以便確定泵的卸載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=1510-3m，通過的流量為進油路回油路液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15，由手冊查出此時油的運動粘度=1.5st=1.5cm2/s，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。確定油流的流動狀態(tài) 式中 v平均流速（m/s） d油管內(nèi)徑（m） 油的運動粘度（cm2/s） q通過的流量（m3/s）則進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為由上可知，

21、進回油路中的流動都是層流。沿程壓力損失沿程壓力損失，由文獻【1】式（137）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速，則壓力損失為在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=4.72m/s，則壓力損失為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(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按文獻【1】（1-39）計算，結(jié)果列于表6-1閥類元件局部壓力損失中。表6-1閥類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4635021.26三位五通電磁閥36325/5040.63/2.52注：快退時通過三位五通閥的兩邊流量不同，壓力損失也不同。若取

22、集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為 ，則進油路和回油路總的壓力損失為查根據(jù)結(jié)構(gòu)工藝的要求，用下式對缸體壁厚進行驗算：公式得到公式中：試驗壓力（），一般取=（1.21.3）PP液壓缸的最高工作壓力（）D液壓缸內(nèi)徑（mm）缸體內(nèi)材料的許用應力（Pa），當P10時，可用鑄鐵，=60MPa ,當P20M時，用鋼材=(100116)根據(jù)上面的計算結(jié)合相關(guān)的設計標準，確定液壓缸壁厚=6mm6.1.3. 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，可以算出液壓工作過程各階段的壓力、流量、功率，在計算工進時背壓按Pb=8105Pa代入，快退時背壓按Pb=51

23、05Pa代入計算公式和計算結(jié)果列入表3-5中表3-4液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率知快退時液壓缸負載F=1032N；則快退時液壓缸的工作壓力為 快退時泵的工作壓力為從以上驗算結(jié)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，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。6.2. 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算在整個工作循環(huán)中，工件階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。當v=0.04m/min時=A1=63.610-40.04 =2.5410-4m3/min=0.254 L/min此時泵的效率為0.1，取泵的出口壓力損失為10 105，則有此時的功率損失為當v=0.1m/min時=0.64L/min總效率=0.7則 可見在工進速度較低時，功率損失為527.5W，發(fā)熱量最大，即為系統(tǒng)的發(fā)熱功率系統(tǒng)溫升的驗算已知油箱的容積V=140L=14010-3m3，則按文獻【1】式（8-12）油箱近似散熱面積A為假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則按文