設計一臺雙面鉆通孔臥式組合機床液壓進給系統(tǒng)及其裝置

1、 TOC o 1-5 h z 一、設計題目2二、工況分析3三、負載圖和速度圖的繪制 4四、液壓缸主要參數(shù)的確定 6五、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 8六、液壓元件的選擇12七、液壓系統(tǒng)性能的驗算17八、參考文獻20設計題目:設計一臺雙面鉆通孔臥式組合機床的液壓進給系統(tǒng)及 其裝置。機床的工作循環(huán)為：工件夾緊一左、右動力部件 快進-左右動力部件工進-左動力部件快退、右動力部件 繼續(xù)工進一左動力部件停止、右動力部件快退一左、右動力部件皆停止、工件松開。已知工件的夾緊力為8*103 N,兩側加工切削負載皆為15*103N,工件部件的重量皆為9.8*103N,快進、快退速度為5m/min,快進行程為100mm,

2、左動力部件工進行程50mm,右動力部件工進行程80mm, vmin=80200mm/min,往復運動的加、減速時間為 0.2s,滑 臺為平與軌，靜、動摩擦系數(shù)分別為 0.2和0.1。二、工況分析首先根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如 圖1所示，然后計算各階段的外負載并繪制負載圖。液壓缸所受外負載F包括三種類型，即F Fw Ff FaFw為工作負載，為15000N;Fa一運動部件速度變化時的慣性負載；Ff一導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導軌可由下式求得Ff f G FRnG運動部件重力；FRn一垂直于導軌的工作負載。f一導軌摩擦系數(shù)，本例中取靜摩擦系數(shù)

3、0.2,動摩擦系數(shù)為0.1。求得：Ffs=0.2*9800N=1960NFfa=0.1*9800n=980N上式中Ffs為靜摩擦阻力,Ffa為動摩擦阻力。G _vg tg一重力加速度;t一加速度或減速度,股4 t=0.01 0.5s vZt時間內(nèi)的速度變化量。在本題中/ v = 5-0=5m/min980059.80.2 60417N表1工作各階段左、右液壓缸活塞負載工況負載組成負載值F推力F/ m起動F=Ffs19602178加速F=Ffa+Fa13971552快進F= Ffa9801088工進F= Fw+Fa1598017756快退F= Ffa9801088、負載圖和速度圖的繪制根據(jù)上述計

4、算結果，列出各工作階段所受的外負載(見表1),并畫出如圖1所示的負載循環(huán)圖圖1速度和負載循環(huán)圖四、液壓缸主要參數(shù)的確定由液壓傳動中表11-2和表11-3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為17760N時宜取P1=3MPa鑒于左右運動部件要求快進、快退速度相同，這里的液 壓缸可選用單桿式，并在快進時作差動連接。由第五章得 知，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積 A應為有桿腔工作 面積A的兩倍，即活塞桿直徑d與缸筒直徑呈d=0.7D的關 系。在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓P2,以防孔被鉆通時滑臺突然前沖。根據(jù)現(xiàn)代機械設備設計手冊 中推存數(shù)值，可取p2=0.8MPa快退時回油腔中有背壓的， 這

5、是P2可按0.6MPa估算。計算液壓缸面積：2 TOC o 1-5 h z P2d3.14pincm 11一PiD可得:95.7(mm)D -4 17760,50.52儼14 30 105 0.9 1 1 0.7d=0.7D=66.99mm當按JB826-66將這些直徑圓整成就近標準值： D=95mm, d=65mm由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為：Ai=02/4=70.88 X 10-4ni,A2= (D2-d2)/4=37.7 X10-4m。經(jīng)檢驗, 活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。根據(jù)上述D和d的值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率,如表2所小表2液壓缸在不同工作階段的壓

6、力、 流量和功率值工況推力F/ m回油腔 壓力p2/MPa進油 腔壓 力P1/MP a輸入 流量 q/L*m 一 -1 in輸入 功率 F/kW計算式快進起動217800.656P1F / mA2 p / A1A2qA1A2 v1p pq加速1552P1 pp 0.3MF1.036恒速1088a0.89616.60.248工進177560.82.390.710.035p1F / m p2A2 /Aq A1V2p pq快退起動217800.578p1 F/ mp2 A2 / AqA2V3ppq加速15520.61.54恒速10881.41718.850.445五、擬定液壓系統(tǒng)原理圖(1)確定供油

7、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(2)調(diào)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(diào)速閥。根據(jù)銃削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，具有承受負切削力的能力。(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，它的特點是結 構簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安

8、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。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(diào)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(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 2所示的液壓系統(tǒng)原理圖。圖2.液壓系統(tǒng)原理圖六、液壓元件的選擇(一)液壓泵1)泵的工作壓力的確定?？紤]到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為Pp Pl p(1-13)p

9、p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，初算時簡單系統(tǒng)可取0.20.5MPa,復雜系統(tǒng)取0.5 1.5MPa,本題取0.5MP8pp p1p 2.93 0.5 3.43MPa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pn應滿足pn(1.251.6) p po中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本題中pn =1.25 p p=4.30MPa2）泵的流量確定。液壓泵的最大流量應為qp KL A max（1-14）qp液壓泵的最大流量；（匯q）max一

10、同時動作的各執(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，尚須加溢流閥的最小溢 流量23L/min;Kl一系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.11.3，現(xiàn)取KL=1.2cqp Kl Amin 1.2 36.2L/min 43.44L/min3）選擇液壓泵的規(guī)格。根據(jù)以上算得的pp和qp,再查閱 有關手冊，現(xiàn)選用YBS-63變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為： 泵的額定壓力6.2MPa,泵的額定流量為6.3 L/min,電動 機轉速 1000r/min。4）與液壓泵匹配的電動機的選定。根據(jù)所選液壓泵的技 術參數(shù)由液壓技術手冊查得與液壓泵匹配的電動機的功率 為 P 3kW。（二）閥類元件及輔助元件

11、根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表3序號元件名稱額定流量/ L , min-1額定 壓力 /MPa型號、規(guī)格、廠家1過濾器80XU-25X 100（沈陽黃河五金液壓廠）2變量葉片泵63YBS-633溢流閥4016YF-L10B （上海嘯力液壓傳動設備有限公 司）4壓力表16KF3-EA10B5減壓閥2016JF-L10G （上海維嘉液壓 氣動元件有限公司6壓力表16KF3-EA10B7單向閥2516DIF-L10H1 （昌林液壓氣動有限公司 ）8二位四通閥301624D0-B10H-T （深圳市儷駿自動化科技有限公司）9單向節(jié)

12、流閥2516LI-2510壓力繼電器2210DP1-63B （上海富繼電氣公司）11r夾緊液壓缸1612三位四通閥301634D0-B10C-T13單向行程閥2516QCI-25（泰興市斯德液壓 制造有限公司）14二位三通閥301624D0-B10C-T15左動力液壓缸1616三位四通閥301634D0-B10C-T17單向行程閥2516QCI-2518二位三通閥301624D0-B10C-T19右動力液壓缸16（三）油管各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液 壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液 壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進出流量已與原定 數(shù)值不同，所以要重新計

13、算表 4所示。表中數(shù)值說明，液 壓缸快進快退的速度ViV3與設計要求相近。這表明所選液 壓泵的型號規(guī)格是適宜的。表4液壓缸的進出流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量/L min-1q1A1qp / Ai A2(70.88 16.6)/(70.88-37.7)35.46q10.71q1 21.85排除流量/L min-1q2Aq1 / A(37.7 35.46)/70.8818.86q2 Aq1 /A1 (0.71 37.7)/70.880.378q2Aq1 /A(70.88 21.85)/37.741.08運動速度/m , min-1V1 qp / A A(10 16.6)/(70.8

14、-37.7)5.02V2 q1 /A1(0.71 10)/70.880.100V3q1 / A221.85 10/37.75.8根據(jù)表4中的數(shù)值，當油液在壓力管中流速取 3m/min,可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔的油管內(nèi)徑分別為：d 2 q/( v) 2 (35.46 106/60/( 3 103) 15.8mm1A2d 2 . (27.1 106/60/( 3 103) 13.85mm這兩根油管都按 GB/T2351-93選用外徑16mm內(nèi)徑 12的無縫鋼管。（四）油箱油管容積估算，當取 為7時，求得容積為V=qp=743.44L=304.08L按JB/T 7938-1999規(guī)定，取標準值

15、V=400L七、液壓系統(tǒng)性能的驗算一、驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力 損失無法全面估算，故只能先估算閥類元件的壓力損失， 待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失 即可。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別 進行。1.快進時滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表 3和表4可知，進 油路上油液通過電液換向閥12的流量是16.6L/min ,有桿 腔內(nèi)油液通過電液換向閥14流量是18.86L/min ,兩方面 油液匯合后一同進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為pV 0.5 （坐）2 0.5 （I8：86）2 0.35MPa3030回油路上，液壓缸有桿腔中的

16、油液通過電液換向閥14的流量是18.86L/min ,然后與液壓泵的供油合并流入無桿 腔。由此可算出快進時有桿腔壓力P2與無桿腔壓力3之差：16.6 218.86 2P P2 5 0.5 （量 0.5 F）0.35MPa此值與設計估算值0.3MPa基本相符。.工進時工進時，油液在進油路上通過電液換向閥12的流量為0.71L/min ;油液在回油路上通過電液換向閥14的流量是0.378L/min ,在單向行程閥13處的壓力損失為0.6MP 通過電液換向閥12流量為0.378L/min ,液壓缸回油控的 壓力P2為0.378 20.378 2P20.5 ()2 0.6 0.5 ()2 0.6MPa

17、3030可見此值略小于原估計值。重新計算工進時液壓缸進油腔壓力FPi,P2 A2 amP1 A15980 0.6 106 37.7 10 470,88 10 4 1062.57MPaPe 0.5MPa ,故工進0.5 3.57MPa考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差 時溢流閥9的調(diào)壓Py應為2C -C L0.71 c LPyP1P1Pe 2.570.50.530.快退時快退時，油液在進油路上通過電磁換向閥12的流量為21.85L/min、通過單向行程閥13的流量21.85L/min、通過電磁換向閥14的流量為21.85L/min ;回油路通過單向行程閥12的流量PV1此值小于估計值， 回油路是總壓降為41.08L/min 。因此進油路上總壓降為220.2 21850.5 紅空 0.371MPa3030所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的O241.08Pv2 0.50.938MPa30所以，快退時液壓泵的工作壓力Pp應為Pp P1PV1 1.54 0.371 1.911MPa:、驗算油液溫升工進在整個工作循環(huán)過程中所占的時間比例達95% (見前)，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升按工進時的工況來計算。工進時液壓缸的有效功率為PeFv215980 0.100 0.027kW601000液壓泵工進時的工作壓力 泵的總輸入功率為p 6.2MPa ,流量 qi 6.3L/min ,液壓