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1、. "液壓與氣壓傳動" 課程設計說明書 設計題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng) ： 班級： **： 分組： 指導教師： 科技學院機電工程系 2016年12月10日 . > . 目錄 設計任務及要求1 一、根本構(gòu)造與動作順序1 二、主要性能參數(shù)1 設計計算分析1 一、確定執(zhí)行元件1 二、負載分析1 1.工作負載1 2.慣性負載1 3.阻力負載1 三、運動分析1 四、液壓系統(tǒng)方案設計1 1.確定液

2、壓泵類型及調(diào)速方式1 2.選用執(zhí)行元件1 3.快速運動回路和速度換接回路1 4.換向回路的選擇1 5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖1 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算1 1. 初步選定液壓缸工作壓力根據(jù)1 2.確定液壓缸主要尺寸1 3.計算最大流量1 六、液壓元件的選擇1 1.液壓泵1 2. 閥類元件的選擇1 3.油管的選擇1 4.油箱容積確實定1 七、驗算液壓系統(tǒng)性能1 1.回路壓力損失驗算1 2.油液溫升驗算1 參考資料1 .

3、 > . 設計任務及要求 一、根本構(gòu)造與動作順序 臥式單面多軸組合機床主要由工作臺、床身、單面動力滑臺、定位夾緊機構(gòu)等組成，加工對象為鑄鐵變速箱體，能實現(xiàn)自動定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下： 工件輸送至工作臺自動定位夾緊動力滑臺快進工進快退夾緊松開定位退回工件送出?！财渲泄ぷ鬏斔拖到y(tǒng)不考慮〕 二、主要性能參數(shù) 1．最大切削力Ft=25kN； 2．運動部件總重量M=15kN； 3．加減速時間?t=0.1s； 4．靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1，采用平導軌； 5．快進展程l1=200mm；工進展程l2=50mm，工進速度30～120mm/min，快進與

4、快退速度均為6m/min； 6．工作臺要求運動平穩(wěn)，但可以隨時停頓運動，兩動力滑臺完成各自循環(huán)時互不干擾，夾緊可調(diào)并能保證。 設計計算分析 一、確定執(zhí)行元件 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)在工作時要求液壓系統(tǒng)主要完成直線運動，故我們應中選用液壓缸為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件。 圖1 臥式單面多軸鉆孔組合機床模型 二、負載分析 我們在負載分析中只考慮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，其他負載對液壓系統(tǒng)影響較小，我們可以忽略不計。 1. 工作負載 工作負載指在工作過程中由于機器特定工作情況而產(chǎn)生的負載。在臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中，工作負載即為最大切削力

5、，且最大切削力Ft=25kN。 2. 慣性負載 最大慣性負載Fm取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，為二者的乘積，由快進與快退速度均為6m/min，快進之前機床無速度得?v=6m/min；又由加減速時間?t=0.1s、運動部件總重量M=15kN；故： 3. 阻力負載 阻力負載即工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦力和動摩擦力兩個局部。 靜摩擦阻力： 動摩擦阻力： 三、運動分析 由上述所得信息分析負載，我們可計算并繪制出下表： 表1 液壓缸中各工況負載 工況 負載組成 負載值F/N 液壓缸推力F'/N F'=F/ηm 起動 F=Ffs 3000 3333 加速

6、F=Ffd+Fm 3031 3368 快進 F=Ffd 1500 1667 工進 F=Ffd+Ft 26500 29444 快退 F=Ffd 1500 1667 注：1.液壓缸的機械效率在此處取ηm=0.9。 2.不考慮動力滑臺上顛覆轉(zhuǎn)矩的作用。 圖2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖 四、液壓系統(tǒng)方案設計 1. 確定液壓泵類型及調(diào)速方式 參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、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。 2. 選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和

7、工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿面積A2的兩倍。 3. 快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)本例的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 4. 換向回路的選擇 本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換向器的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死檔板和壓力繼電器的行程終點返程控制。 5. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 將上述所選定的液壓回路進展組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成如下圖的液壓系統(tǒng)

8、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。 圖3系統(tǒng)工作原理圖 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表。 表2電磁鐵動作順序 1Y 2Y 3Y 快進 + - - 工進 + - + 快退 - - - 停頓 - + - 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 1. 初步選定液壓缸工作壓力根據(jù) 由表1所示負載大小，可得本次設計的臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中工進時負載最大且為29444N。由表2可初定液壓缸的工作壓力p1=4MPa。 表3 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力

9、負載F〔kN〕 <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 壓力p〔MPa〕 <0.8~1.0 1.5~2.0 2.5~3.0 3.0~4.0 4.0~5.0 >5.0~7.0 2. 確定液壓缸主要尺寸 參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路，溢流閥作定壓閥。由于系統(tǒng)的快進快退速度相等，現(xiàn)采用活塞式固定單杠液壓缸，并在快進時采用單作用液壓缸的差動連接方式。使用活塞桿固定，活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D關(guān)系。 為防止在工進時鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖，在回油路中安裝背壓閥，使液壓缸的回油腔有一定的背

10、壓，選取此背壓值p2=0.8MPa。 快進時液壓缸存在降壓△p，有桿腔壓力必然大于無桿腔壓力，估算時初取△p0.5MPa；快退時回油腔同樣有背壓且與工進時相等。 工進時液壓缸的推力計算為： 由該公式得： 根據(jù)GB/T 2348—1993對液壓缸缸筒徑尺寸和液壓缸徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=70mm。 則液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 計算得到液壓系統(tǒng)的實際工作壓力為： 3. 計算最大流量 系統(tǒng)在快進過程中液壓缸差動連接，此時有： 由此可得，組合機床在快進的過程中液壓缸所需流量為： 在組合機床快退過程中液壓缸所

11、需流量為： 由組合機床工進過程中的速度為工進速度30～120mm/min，故取其速度v'1=50mm/min,液壓缸所需流量為： 其中最大的流量為快退速度33.924L/min。 根據(jù)上述值及流量計算結(jié)果，進一步計算液壓缸在各個工作階段的壓力、流量和功率值，如表4所示： 圖4 多軸機床液壓系統(tǒng)工況圖 表4 各工況下的主要參數(shù)值 工作循環(huán) 計算公式 負載F N 回油壓力p2 MPa 進油壓力p1 MPa 所需流量q L/min 輸入功率P kW 快進啟動 3333 0 1.600 / / 快進加速 3368 2.110 1.610 /

12、 / 快進恒速 1667 1.668 1.168 23.094 0.450 工進 29444 0.8 3.570 0.475 0.028 快退啟動 3333 0 1.389 / / 快退加速 3368 0.8 1.395 / / 快退恒速 1667 0.8 1.095 33.924 0.619 六、液壓元件的選擇 1. 液壓泵 液壓缸在循環(huán)中的最大工作壓力為3.570MPa，根據(jù)經(jīng)歷設油路上的壓力損失為0.8MPa，壓力繼電器調(diào)整壓力應比系統(tǒng)最大工作壓力要高0.5MPa，則高壓小流量泵的最大工作壓力為： 低壓大流量泵在

13、快速運動時才向液壓缸輸送液壓油，由快進時液壓缸中工作壓力比快進時大，假設取油路的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： 兩個液壓泵應當提供應液壓缸的最大流量為23.094L/min，假設回路中的泄露按液壓缸輸入流量的10%估算，則兩臺泵的總流量為：。又由溢流閥最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，工進時輸入液壓缸的流量為0.475L/min，固小流量泵的流量規(guī)格最少應到達3.475L/min。 根據(jù)數(shù)據(jù)查詢產(chǎn)品數(shù)值，選取YB-4/25型雙聯(lián)葉片泵。 由于該液壓缸快退時輸入功率最大，這相當于液壓泵輸入壓力為1.668MPa，流量為29L/min時的情況，取雙聯(lián)葉片泵總效率ηp=0.7

14、5，則液壓泵驅(qū)動電動機所需功率為： 查閱電動機產(chǎn)品樣本，選擇Y100L-6異步電動機，其主要參數(shù)如下： 表5 Y100L-6異步電動機主要參數(shù)表 功率KW 額定轉(zhuǎn)速r/min 電流A 效率% 凈重kg 1.5 940 4 77.5 35 2. 閥類元件的選擇 液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的實際流量，如表6的方案： 表6 元件型號與規(guī)格 序號 元件名稱 最大通過流量 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 29 YB-4/25 2 單向閥 60 QCI-63B 3 三位五通電磁閥 60 35DY-63BYZ 4 二位二通電磁閥

15、32 22-63BH 5 調(diào)速閥 <1 QCI-63B 6 壓力繼電器 - D-63B 7 單向閥 45 I-63B 8 液控順序閥 0.16 *Y-25B 9 背壓閥 <1 B-10B 10 液控順序閥 25 *Y-63B 11 單向閥 25 I-63B 12 溢流閥 4 Y-10B 13 過濾器 30 *U-62*100-J 14 壓力表開關(guān) K-3B 15 減壓閥 30 J-63B 16 單向閥 30 I-63B 17 二位四通電磁閥 30 24D-40B 18 單向順序閥

16、- *I-63B 19 壓力繼電器 - D-63B 20 壓力繼電器 - D-63B 3. 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、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達58L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用徑為15mm，外徑為22mm的20號退冷鋼管。 4. 油箱容積確實定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍，本設計取7倍，故油箱容積為： 七、驗算液壓系統(tǒng)性能 1. 回路壓力損失驗算 由于系統(tǒng)具體管路布置未確定，整個回路

17、的壓力損失無法估算，所以本次設計略過此處。 2. 油液溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進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。 工進時液壓泵的輸入功率 q1—小泵的標準流量 q2—大泵的標準流量 Pp1—小泵的出口工進階段壓力 Pp2—大泵的卸載的初選壓力 工進時液壓缸的輸出功率 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： 油箱容積V=203L,則按油箱近似散熱面積A為： 假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則利用可得油液溫升為： 設環(huán)境溫度T2=25℃，則熱平衡溫度為 所以油箱散熱根本可達要求。 參考資料 1."液壓元件與系統(tǒng)"壯云，機械工業(yè)，2011 2."液壓系統(tǒng)設計"郭玲、龔雪，化學工業(yè)，2015 3."機械設計手冊單行本液壓傳動與控制"機械設計手冊編委會，機械工業(yè)，2007 . >