汽車變速箱箱體孔系鏜孔專用組合機床的液壓系統(tǒng)

1、文檔供參考，可復(fù)制、編制，期待您的好評與關(guān)注！ 目 錄1、 課程設(shè)計題目與其設(shè)計要求························12、 系統(tǒng)工況分析與方案選擇················

2、83;·········13、 液壓元件的計算與產(chǎn)品選擇························44、 主要部件的結(jié)構(gòu)特點分析與強度校核計算··········&

3、#183;·85、 液壓系統(tǒng)驗算····································106、 課程設(shè)計簡單小結(jié)········&#

4、183;·······················157、 參考文獻·························

5、;···············15一、液壓設(shè)計題目與設(shè)計要求設(shè)計一臺汽車變速箱箱體孔系鏜孔專用組合機床的液壓系統(tǒng)。要求該組合機床液壓系統(tǒng)要完成的工作循環(huán)是：夾具夾緊工件工作臺快進工作臺1工進工作臺2工進終點停留工作臺快退工作臺起點停止夾具松開工件。該組合機床運動部件的重量（含工作臺的多軸箱等部件）為20000N，快進、快退速度為6m/min，1工進的速度為8001000 mm/min，2工進的速度為600800 mm/min，工作臺的導(dǎo)軌采用山

6、型平面型組合導(dǎo)軌支撐方式；夾具夾緊缸的行程為25mm。夾緊力在2000014000之間可調(diào)，夾緊時間不大于1秒鐘。2、 系統(tǒng)工況分析與方案選擇1.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1-1所示。計算各階段的外負載，如下：液壓缸所受外負載F包括三種類型，即F=F+F+F (1-1)式中F工作負載，對于金屬鉆鏜專用機床，既為工進時的最大軸向切削力，為20000N；F運動部件速度變化時的慣性負載；F導(dǎo)軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦力阻力，對于平導(dǎo)軌F可由下式求得 F= f ( G + F );G運動部件重力；F垂直于導(dǎo)軌的工作負載，本設(shè)計中為零； f導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，

7、在本設(shè)計中取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。則求得F = 0.2 20000N = 4000N （1-2）F = 0.1 20000N = 2000N 上式中F為經(jīng)摩擦阻力，F(xiàn)為東摩擦阻力。F = 式中g(shù)重力加速度； 加速或減速時間，一般 = 0.010.5s,取 = 0.1s。 時間內(nèi)的速度變化量。在本設(shè)計中F = N = 4082N根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負載（見表1-1），并畫出如圖1-2所示的負載循環(huán)圖。 圖1-1 速度循環(huán)圖 圖1-2 負載循環(huán)圖表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)外 負 載 F (N)工作循環(huán)外 負 載 F （N）啟動、加速F=F+F82

8、30N工進F=F+F22000N快進F=F2000N快退F=F2000N2擬定液壓系統(tǒng)原理圖（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)宜選用雙泵供油或者變量泵供油。本設(shè)計采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。（2）夾緊回路的選擇 采用二位四通電磁閥來控制夾緊缸夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應(yīng)采用進油路裝個單向閥保壓夾緊方式。為了實現(xiàn)夾緊力的大小可調(diào)和保持夾緊力的穩(wěn)定，在該回路中裝有減壓閥。并采用壓力繼電器對工進主油路電磁閥發(fā)出信號，使工進缸動作。圖1-3 液壓系統(tǒng)原理圖（4）調(diào)速方式的選

9、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)流閥或者調(diào)速閥。根據(jù)鉆鏜類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定技術(shù)要求的特點，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，具有承受負切削力的能力。（5）速度換接方式的選擇本設(shè)計采用電磁閥的快慢速度換接回路，它的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)行程方便，閥的安裝也容易。最后把所選擇的液壓回路組合起來，既可組成圖13所示的液壓系統(tǒng)原理圖。三、液壓元件的計算與產(chǎn)品選擇（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)負載大小及其機器的類型來初步確定，參閱表2

10、-1取液壓缸工作壓力為3MPa。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23000N，按表2-2可取P為0.5MPa，為0.95，按表2-3，取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式 （2-3）可得 m = 10.04 m根據(jù)表2-4，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑D = 100mm；活塞桿直徑d，按d/D = 0.7及表2-5，活塞桿直徑系列取d = 70mm。按工作要求夾緊力由一個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應(yīng)低于進給液壓缸的工作壓力，取油背壓力為2.5MPa,回油背壓力為零，為0.95，則按式（2-3）可得 m = 8.96m按表2-4及表2-5液壓缸和活

11、塞桿的尺寸系列，取加緊液壓缸的D和d分別為100mm及70mm。本設(shè)計中調(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際面積，既 A = = cm = 40 cm由式（2-4）得最小有效面積 A = = cm= 5cm因為滿足A> A，故液壓缸能達到所需低速。3）計算在各工作階段液壓缸所需的流量q = d = = q = D = = q1 = D = = q = = = q = D = = （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?？紤]到正常工作中進油路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為P = P + 式中 P液壓泵最大工作壓力； P執(zhí)

12、行元件最大工作壓； 進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.20.5MPa，復(fù)雜系統(tǒng)取0.51.5 MPa，本設(shè)計取0.5 MPa。P = P + = MPa = 3.5MPa 上述計算所得的P是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(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儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力P應(yīng)滿足P P。中低壓系統(tǒng)取最小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本設(shè)計中P = 1.25 P = 4.4MPa。2）泵的流量確定。液壓泵的最大流量應(yīng)為q k式中 q液壓泵的最大流量； 同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。k系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取k = 1.1 1.3

13、，本設(shè)計取k = 1.2。q k = 1.2 = 28.8 L/min3)選擇液壓泵的規(guī)格。根據(jù)以上算得的P和q，查找相關(guān)手冊，選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉(zhuǎn)排量q = 25Ml/r,泵的額定壓力P = 6.3MPa，電動機的轉(zhuǎn)速n = 1450r/min,容積效率為 = 0.88，總效率 = 0.7。4）與液壓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少，泵的效率急劇下降，一般當(dāng)流量在0.21L/min范圍內(nèi)時，可取 = 0.030.14。同時還應(yīng)注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)

14、過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉(zhuǎn)，需進行驗算，即 （1-6）式中 P所選電動機額定功率； P限壓式變量泵的限壓力； q壓力為P時，泵的輸出流量。 首先計算快進的功率，快進的外負載為3000N，進油路的壓力損失定為0.3MPa,由式（1-4）可得P = MPa = 0.82MPa快進時所需電動機功率為P = = KW = 0.45KW 工進時所需電動機功率為P = KW = 0.59KW 查閱相關(guān)電動機類型標(biāo)準(zhǔn)，選用Y90L4型電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉(zhuǎn)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28.8L/min，工進時的流量

15、為7.065 L/min，壓力為3.5MPa，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，查得該曲線拐點處的流量為24 L/min，壓力為2.6MPa，該工作點處對應(yīng)的功率為P = KW = 1.48KW 所選電動機滿足式（1-6）,拐點處能正常工作。 （3）液壓閥的選擇本液壓系統(tǒng)可采用力士樂系統(tǒng)的閥，控制液壓缸部分選用力士樂系列的閥，其夾緊部分選用疊加閥。選定的液壓元件如下表1-2所示。表1-2 液壓元件明細表序 號元 件 名 稱方 案通過流量（L/min） 1濾 油 器XUB3210032 2液 壓 泵YBX-2528.8 3壓 力 表開 關(guān)KF3-EA10B20 4三位四通換向閥34EF30-

16、E10B20 5 單 向 閥AF3-EA10B20 6二位四通換向閥24EF3-E10B9.47壓 力 繼 電 器DP-63B9.4 9壓 力 表 開 關(guān)KF3-EA10B20 10減 壓 閥JF3-C10B9.4 11單 向 閥AF3-EA10B9.4 12二位二通換向閥22EF3-E10B9.4 13調(diào) 速 閥QF3-E10B20 15二位三通行程閥AXLF3-EA10B20（4）確定管道尺寸油管內(nèi)勁尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定。綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為24mm。參照YBX-25變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為25mm。（5）液壓郵箱容積的確定本設(shè)計為中低液壓系統(tǒng)，

17、液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定，取選用容量為160L的郵箱。4、 主要部件的結(jié)構(gòu)特點分析與強度校核計算 1.液壓缸的設(shè)計（1）液壓缸工作壓力的確定液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設(shè)備的類型來確定，對不同用途的液壓設(shè)備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。設(shè)計時，可用類比法來確定。在本系統(tǒng)設(shè)計中，由于該系統(tǒng)屬于組合機床液壓系統(tǒng)，故液壓缸工作壓力通常為4MPa 。（2） 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定由公式D=又由得夾緊缸： d=54.8mm 按照液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑系列取得D=100mm d=63mm 液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積= 顯然有效工作面積A

18、>故可以滿足最小穩(wěn)定速度的要求。（3） 液壓缸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。由公式得：故即可求出缸體的外徑DD+2=100+21.75=103.5mm根據(jù)無縫鋼管標(biāo)準(zhǔn)選取D=120mm（4） 液壓缸工作行程的確定根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，并參照表2-6中的系列尺寸可選得進給液壓缸工作行程H=500mm 。（5） 缸蓋厚度的確定選取無孔的平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求用下面公式進行近似計算t0.433D得 t0.433100=8.64mm 故取t=35mm（6） 最小導(dǎo)向長度的確定對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求H 故可得夾緊缸最小導(dǎo)向長度

19、Hmm 。活塞的寬度B一般由公式B=（0.61.0）D 得進給缸活塞寬度B=0.8100=80mm；當(dāng)液壓缸內(nèi)徑D>80mm時，活塞桿滑動支承面的長度 =（0.61.0）d 故=0.863=50.4mm；（7） 缸體長度的確定一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的2030倍，即缸體長度L10025=2500mm根據(jù)該液壓系統(tǒng)最大行程并考慮活塞的寬度選取L=590mm（8） 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 由于該進給液壓缸支承長度=500<13d=1363=819mm故不須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性和進行驗算。 五、液壓系統(tǒng)驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進、回油管的內(nèi)勁均為14mm，各段管道的長度分別為：AB =

20、1.7m,AC = 0.3m,AD = 1.7m,DE = 2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15C時該液壓油的運動粘度=150cst =1.5cm/s，油的密度= 920kg/m。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為1m/min，進給時的最大流量為7.065L/min，則液壓油在管內(nèi)流速為 = = cm/min = 150cm/s 管道流動雷諾系數(shù)Re為Re = = = 140Re1<2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)1=0.68。進油管道BC的沿程壓力損失p為 查得換向閥34EF30-E10B的壓力損失p=0

21、.0510Pa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，剛進油路總壓力損失為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為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，則回油管道的沒種壓力損失為：查產(chǎn)品樣本知換向閥34EF30-E10B的壓力損失=0.02510Pa，換向閥34EW30-E10B的壓力損失，調(diào)速閥2FRM5-20/6的壓力損失=0.5。回油路總壓力損失為為=+=（0.04+0.025+0.025+0.025）=0.62Pa3）變量泵出口處的壓力為= = 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既為46L/min，AC段管路的沿程壓力損失為Re = = = 465=75/465=0.161 同樣可求得管道AB段及AD段的沿程壓力損失和為Re = = = 23