臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計

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1、臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 　　課程設(shè)計說明書 XX大學 題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 院系：機械工程與自動化學院 專業(yè)：機械 班級： 姓名： 指導教師： 日期：2015 前 言 液壓與氣壓傳動，又稱液壓氣動技術(shù)，是機械設(shè)備中發(fā)展速度最快的技術(shù)之一，特別是近年來，隨著機電一體化的發(fā)展，與微電子，計算機技術(shù)相結(jié)合，液壓與氣壓傳動進入了一個新的發(fā)展階段。 　　液壓與氣壓傳動是以流體（液壓油液或壓縮空氣）為工作介質(zhì)進行能量傳遞和控制的一種傳動形式。它們通過各種元件組成不同功能的基本回路，再由若干回路有機的組合成不同功能的傳動系

2、統(tǒng)。 　　液壓傳動具有以下優(yōu)點：易于獲得較大的力和力矩，功率重量比大，易于實現(xiàn)往復運動，易于實現(xiàn)較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現(xiàn)快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，容易防止過載事故，自動潤滑，元件壽命較長，易于實現(xiàn)標準化，系列化。 　　通過對該課程的學習，掌握了基本的液壓與氣壓傳動的相關(guān)知識，本文就是相關(guān)的一個應(yīng)用。 　　 目 錄 第一篇 明確設(shè)計要求 1 （一）基本結(jié)構(gòu)與動作順序 1 （二）主要性能參數(shù) 1 第二篇 負載分析 1 第三篇 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 3 3.1 確定液壓泵類型及調(diào)速方式 3 3.2 選用執(zhí)行元件 3 3.3 快速運動回路

3、和速度換接回路 3 3.4 換向回路的選擇 3 3.5 組成液壓系統(tǒng)繪制原理圖 3 第四篇 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 4 （一） 液壓缸參數(shù)計算 4 4.1.1 初選液壓缸的工作壓力 4 4.1.2 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 4 4.1.3 計算液壓缸各工作階段的工作壓力，流量和功率 5 （二）液壓泵的參數(shù)計算 6 （三） 電動機的選擇 6 4.3.1 差動快進 6 4.3.2 工進 7 4.3.3快退 7 第五篇 液壓元件的選擇 7 5.1 液壓閥及過濾器的選擇 7 5.2 油管的選擇 8 5.3 油箱容積的確定 8 第六篇 驗算壓力系統(tǒng)性能 8 （一） 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 8 6.1.

4、1 工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整 9 6.1.2 快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整。 　　9 6.1.2.1 確定油流的流動狀態(tài) 9 6.1.2.2 沿程壓力損失 9 6.1.2.3 局部壓力損失 10 （二） 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升計算 10 第七篇 繪制正式的工作圖（見附圖） 11 第八篇 參考文獻 11 第一篇 明確設(shè)計要求： （一）基本結(jié)構(gòu)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

5、 夾緊 動力滑臺快進 工進 快退 夾緊松開 定位退回 工件送出。（其中工作輸送系統(tǒng)不考慮） （二）主要性能參數(shù) 1．軸向切削力Ft=24000N； 2．滑臺移動部件質(zhì)量m=510kg； 3．加減速時間?t=0.2s； 4．靜摩擦系數(shù)f s=0.2,動摩擦系數(shù)f d=0.1，采用平導軌； 5．快進行程l1=200mm；工進行程l2=100mm，工進速度30～50mm/min，快進與快退速度均為3.5m/min； 6．工作臺要求運動平穩(wěn)，但可以隨時停止運動，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。 　　第二篇 負載分析： 負載分析中，為了

6、便于計算分析，暫不考慮回油腔的背壓力，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。因為工作部件是臥式裝置，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(shè)導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，則有： 0.25109.8=999.6 0.15109.8=499.8 慣性力為 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(shè)液壓缸的機械效率，則液壓缸在各個工作階段的總機械負載可以算出： 啟動： 加速： 快進： 工進： 快退： 列表如下： 液壓缸各運動階段負載表2-1 運動階段 計算公式 總機械負

7、載F/N 啟動 1052 加速 683 快進 526 工進 25789 快退 526 根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（）和速度圖（）,見下圖。其中，橫坐標以上的為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。 　　 （a） (b) 負載速度圖 （a）負載圖 （b）速度圖 第三篇 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 3.1 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，溢流閥做定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設(shè)置背壓閥，初定被壓值為Pb=0.8MPa。 　　

8、 3.2 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，因此選用但活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積=有桿腔面積的兩倍。 　　 3.3 快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)本題的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸采用差動連接。 　　 本題采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的的行程開關(guān)控制，管路簡單，形成大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動回路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)

9、合控制形式。 　　 3.4 換向回路的選擇 本系統(tǒng)對換向回路的平穩(wěn)性沒有嚴格要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。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。采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。 　　 3.5 組成液壓系統(tǒng)繪制原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求做必要的修改補充，及組成如圖3-5-1所示的液壓系統(tǒng)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(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表開關(guān)。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 　　 圖3-5-1 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如圖3-5-2所示

10、 1Y 2Y 3Y 快進 + - - 工進 + - + 快退 - + - 停止 - - - 圖3-5-2 第四篇 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 （一） 液壓缸參數(shù)計算 4.1.1 初選液壓缸的工作壓力 參考同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為=40Pa. 4.1.2 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 本題要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥，參考書本表8-2可知，初選背壓8Pa. 由表2-1可知，最大負載為工進階段的負載F=25789N,以

11、此計算,則 液壓缸直徑 由可知活塞桿直徑 按GB/T2348—1993將所計算的與分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后可得 按標準直徑算出 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度為最小速度，則有公式 本題中，滿足最低速度要求。 　　4.1.3 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，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力，流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算則有 表4-1-3

12、-1 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負載 進油壓 回油壓 所需流量 輸入功率P N Pa Pa L/min KW 差動快進 工進 快退 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，無桿腔回油，壓力為. （二）液壓泵的參數(shù)計算 由表4-1-3-1可知，工進階段液壓缸工作壓力最大，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，則液壓缸最高工作壓力可按下式算出 因此泵的

13、額定壓力可取。 　　 由上表可知，工進時所需流量最小是0.3L/min，設(shè)溢流閥最小流量為2.5L/min,則小流量泵的流量按式計算應(yīng)為，快進快退時液壓缸所需的最大流量為，則泵的總流量為。即大流量泵的流量。 　　根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用YB-4/12型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為6.3Mp，額定轉(zhuǎn)速為960r/min。 　?。ㄈ?電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量 大泵流量 。 　　差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。 　　4.3.1 差動快進 差動快

14、進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通換向閥3，二位三通換向閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失為。于是計算可得小泵的出口壓力（總效率），大泵出口壓力（總效率），電動機的功率 =649.94W 4.3.2 工進 考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差，壓力繼電器可靠動作需要壓力差，因此工進時小泵的出口壓力： 而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率大泵的總效率）。 　　電動機功率 =687W 4.3.3快退 類似差動快進分析可知：小泵的出口壓力（總效率） 大泵出口壓力（總效率），電動機功率

15、 =821W 綜合比較，快退時所需功率最大。查樣本選用Y90L-6異步電動機，其參數(shù)如下表所示： Y90L-6異步電動機參數(shù)表 功率(KW) 額定轉(zhuǎn)速(r/min) 電流(A) 效率(%) 凈重(kg) 1.1 910 3.15 73.5 25 第五篇 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。本例中所有閥的額定壓力都為Pa，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)格型號列于表5-1-1中。過濾器按液壓泵流量泵的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序列

16、號與系統(tǒng)原理圖的序號一致。 　　表5-1-1 液壓元件明細表 序號 原件名稱 最大通過流量（L/min） 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 16 YB-4/12 2 單向閥 16 1-25B 3 三位五通電磁換向閥 32 35-63BY 4 二位二通電磁換向閥 32 22-63BH 5 調(diào)速閥 0.32 Q-10B 6 壓力繼電器 D-63B 7 單向閥 16 1-25B 8 液控順序閥 0.16 XY-25B 9 背壓閥 0.16 B-10B 10 液控順序閥 12 XY-25B 11 單向閥 12 1-25B 12 溢流閥 4 Y-10B 13 過濾器 32 XU-B32100 14 壓力表開關(guān)

17、 K-6B 15 減壓閥 20 J-63B 16 單向閥 20 I-63B 17 三位四通電磁換向閥 20 24D-40B 18 單向順序閥 16 X1-64B 19 壓力繼電器 D-63B 20 壓力繼電器 D-63B 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，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32L/min,則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為15mm,外徑為19mm的10號冷拔油管。 　　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

18、量的5--7倍，本例取7倍，故油箱容積為 第六篇 驗算壓力系統(tǒng)性能 （一） 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 6.1.1 工進時的壓力損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0.3L/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，可忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失Pa,回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則 PaPa 即小流量泵的溢流閥12應(yīng)按次壓力調(diào)整。 　　6.1.2 快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整。 　　因快退時，液壓缸無

19、桿腔的回油量是進油量的兩倍，以便確定大流量泵的卸載壓力。 　　已知：快退時進油管和回油管長度均為，油管直徑，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,由手冊查出此時油的運動粘度，油的密度，液壓元件采用集成塊式的配置形式。 　　6.1.2.1 確定油流的流動狀態(tài) 按公式計算雷諾數(shù)為 式中 ——平均流速（）； ——油管內(nèi)徑（）； ——油的運動粘度（）； ——通過的流量（）。 　　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，進回油路中的流動都是

20、層流。 　　6.1.2.2 沿程壓力損失 沿程壓力損失，由書本公式（1-37）可算得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 PaPa 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即，則壓力損失為 PaPa 6.1.2.3 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書本式（1-29）計算，結(jié)果如下表所示 表6-1-2-3-1 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2 25 16 2 0.82 三位五通電磁閥3 63 16/32 4 0.26/1.03 二

21、位二通電磁閥4 63 32 4 1.03 單向閥11 25 12 2 0.46 注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。 　　若取集成集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路的壓力損失為 有上述計算可知，快退時液壓缸負載;則快退時液壓缸的工作壓力為 快退時泵的工作壓力為 因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應(yīng)大于 從以上運算結(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，這在一定程度上說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)，元件參數(shù)是合理的，滿足要求。 　?。ǘ?液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升計算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占

22、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，所以按工進工況驗算系統(tǒng)升溫。 　　工進時液壓泵的輸入功率日前所算 工進時液壓缸的輸出功率 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為 已知油箱容積，則郵箱近似散熱面積為 加入通風良好，取油箱散熱系數(shù),則油液溫升為 設(shè)環(huán)境溫度,則熱平衡溫度為 所以油箱散熱基本可達要求。 　　第七篇 繪制正式的工作圖（見附圖） 第八篇 參考文獻 1.雷天覺.液壓工程手冊.北京 機械工業(yè)出版社， 1990 2.李登萬.液壓與氣壓傳動.江蘇 東南大學出版社， 2004 3.張利平.液壓站設(shè)計與使用.北京 海洋大學出版社， 2004 4.李勝海.液壓機構(gòu)及其組合.北京 清華大學出版社， 1992 5.許福玲.陳堯明.液壓與氣壓傳動， 機械工業(yè)出版社， 2002