液壓與氣壓傳動課程設計四軸臥式鉆孔專用機床液壓系統(tǒng)設計

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1、 液壓與氣壓傳動 課程設計專用紙 機制專業(yè)0704班 機電工程系 液壓與氣壓傳動 課程設計 題 目： 四軸臥式鉆孔專用機床液壓系統(tǒng)設計 專 業(yè)： 機械設計制造及自動化 班 級： XXXXXX 姓 名： X X 學 號： XXXXXXX 指導教師： XXX XXX

2、 2011.6.25 目錄 一、分析負載 3 1.1外負載 3 1.2慣性負載 3 1.3阻力負載 3 二、確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 4 2.1確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 4 三、設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 5 3.1設計液壓系統(tǒng)方案 5 設計內(nèi)容 6 設計說明及計算過程 6 備注 6 3.2選擇基本回路 6 3.3將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng) 8 四、選擇液壓元件 10 4.1液壓泵 10 4.2閥類元件及輔助元件 11 4.3油管 12 4.4油箱 12 五、驗算液壓系統(tǒng)性能 1

3、3 5.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值 13 5.2驗算油液溫升 15 設計小結 16 參考文獻 16 感想 16 液壓與氣壓傳動課程設計任務書 一、主要任務與目標 任務：四軸臥式鉆孔專用機床液壓系統(tǒng)設計 鉆孔動力部件質量m=200kg，液壓缸的機械效率ηw=0.9，鉆削力Fe=16000N，工作循環(huán)為：快進→工進→死擋鐵停留→快退→原位停止。行程長度為1500mm，其中，工進長度為50mm，快進、快退速度為75mm/s,工進速度為1.67mm/s。導軌為矩形，啟動、制動時間為0.5s.要求快進轉工進平穩(wěn)可靠，工作臺能在任意位置停住。 目標：通過

4、本題目的課程設計，使學生對所學的《液壓與氣壓傳動》課程知識有一個全面深刻的認識，熟悉液壓系統(tǒng)設計的基本方法和過程；提高學生的動手能力和工程實踐能力。 二、主要內(nèi)容 （1）熟悉設計任務，明確設計及目標。 （2）根據(jù)設計要求和已學過的設計流程，擬定系統(tǒng)工作原理圖。 （3）計算各元件的參數(shù)并驗算。 （4）元件選型。 （5）編制文件，繪制速度、負載圖譜。 三、工作量要求 完成規(guī)定的任務，總字數(shù)3000～4000字。 四、時間要求 本課程設計于2010-6-15前完成 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 一、 分 析 負 載 1.1外負載

5、 由已知可得鉆削力Fg=30468N 1.2慣性負載 機床工作部件總質量m=980kg 導軌為矩形，啟動、制動時間為t=0.2s 快進、快退速度為0.1m/s 1.3阻力負載 查表8-2得 靜摩擦阻力為 動摩擦阻力為 液壓缸在個工作階段的負載 如表6-1 已知 ηw=0.9 工況 計算公式 外負載（F1) 工作負載F=F1/ηw 啟動 F1=Ffs 1960 2178 加速 F1=Ffd+Fm 1470 1633 快進 F1=Ffd 980 1089 工進 F1=Ffd+Fg 31448 349

6、42 反向啟動 F1=Ffs 1960 2178 反向加速 F1=Ffd+Fm 1470 1633 后退 F1=Ffd 980 1089 已知快進、快退的速度 為100mm/s,工進速度為0.88mm/s，工進長度50mm 行程150mm。 由已知條件和上表數(shù)值繪制速度圖、負載圖如下圖（圖6-1,圖6-2） 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 二、 確 定 執(zhí) 行 元 件 主 要 參 數(shù) 負載圖6-1 速度圖6-2

7、 2.1確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 由表6-1可知機床最大負載 查表8-7 8-8得液壓系統(tǒng)取工作壓力 d=0.707D =/=2 查表8-3得液壓缸回油路背壓 d=0.707D=0.0707m 圓整D=0.1m d=0.07m D為缸筒直徑d為活塞桿直徑，A1為無桿腔的工作面積，A2為有桿腔的工作面積 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 三、 設 計 液 壓 系 統(tǒng) 方 案 和 擬 定 液 壓 系 統(tǒng) 原 理 圖 由此求的液壓缸兩腔的實際有效面積為 經(jīng)驗算，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。

8、 3.1設計液壓系統(tǒng)方案 根據(jù)D d 估算壓力、流量、功率 如表6-2 工況 負載F/N 回油腔壓力P2/Mpa 進油腔壓力P1/Mpa 輸入油量q10-3/m3s-1 輸出功率P/kw 計算公式 快進 （差動） 啟動 3267 0 0.852 — — P1=(F+A2ΔP)/(A1-A2) q=（A1-A2)v1 P=p1q 加速 2513 P1+ΔP（ΔP=0.3Mpa） 0.656 — — 恒速 2178 0.56 0.2885 0.162 工進 19956 0.6 2.80 0.013

9、 0.0332 P1=(F+P2A2)/A1 q=A1v2 P=p1q 快 退 啟動 3267 0 0.825 — — P1=(F+P2A1)/A2 q=A2v3 P=p1q 加速 2513 0.6 1.61 — — 恒速 2178 1.52 0.3003 0.457 在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，快進加快退的時間t1，工進所需的時間t2分別為  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 三、 設 計 液 壓 系 統(tǒng) 方 案 和 擬 定 液 壓 系 統(tǒng)

10、原 理 圖 ， 因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來看 應采用兩個適宜的液壓泵自動兩級并聯(lián)供油的油源方案。如圖下圖6-3 圖6-3 3.2選擇基本回路 由于不存在負載對系統(tǒng)做功的工況也不存在負載制動過程，故不需要設置平衡及制動回路。但必須有快速運動、換向、速度換接以及調壓、卸荷等回路。 3.2.1確定換向方式 為了滿足工作臺在任意位置停止，液壓缸差動連接采用滑閥機能為 Y 型的三位五通電磁換向閥。（如下圖6-4） 3.2.2選擇工作進給油路 為了實現(xiàn)工

11、進時液壓缸回油腔油液能經(jīng)換向閥左位流回油箱；快進時液壓缸回油腔油液能經(jīng)換向閥左位流入油腔以及防止高壓油液倒流。在回油路上設置一只液控順序閥一只單向閥。（如下圖6-5）  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 三、 設 計 液 壓 系 統(tǒng) 方 案 和 擬 定 液 壓 系 統(tǒng) 原 理 圖 圖6-4 圖6-5 3.2.3確定快進轉工進方案 為了使快進平穩(wěn)的轉換為

12、工進，采用行程換向閥使快進轉工進（如圖6-6）  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 三、 設 計 液 壓 系 統(tǒng) 方 案 和 擬 定 液 壓 系 統(tǒng) 原 理 圖 圖6-6 3.2.4選擇調壓和卸荷回路 油源中有溢流閥（見圖6-3），調定系統(tǒng)工作壓力，因此調壓問題已在油源中解決，無需另外設置調壓回路。 在圖6-3所示的雙液壓泵自動兩級供油的油源中設有卸荷閥，當滑臺工進和停止時，低壓、大流量液壓泵都可以經(jīng)此閥卸荷。由于工進在整個循環(huán)周期

13、占了絕大部分時間，且高壓、小流量液壓泵的功率較小，故可以認為卸荷問題已基本解決，就不需要在設置卸荷回路。 3.3將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng) 把上面選出的各種液壓回路組合畫在一起，就可得到一張下圖6-7所示的液壓系統(tǒng)原理圖。 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 三、 設 計 液 壓 系 統(tǒng) 方 案 和 擬 定 液 壓 系 統(tǒng) 原 理 圖 圖6-7  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 四、 選 擇 液 壓 元

14、 件 4.1液壓泵 液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大壓力為2.54Mpa，如果進油路上的壓力損失為0.8Mpa，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力0.5Mpa，則小油量液壓泵的最大工作壓力應為 大流量液壓泵在快進、快退運動時才才向液壓缸輸油，由表6-2可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5Mpa，則大流量液壓泵的最高工作壓力為 由表6-2可知，兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為17.31L/min，因系統(tǒng)較簡單，取泄漏系數(shù)KL=1.1,則兩個液壓泵的實際流量應為 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，而

15、工進時輸入液壓缸的流量為0.78L/min，由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少應為3.78L/min。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取PV2R12-6/19型雙葉片液壓泵其小液壓泵和大液壓泵的排量分別為6ml/r和19ml/r,當液壓泵的轉速np=940r/min時該液壓泵的理論流量為23.5L/min，若取液壓泵的容積效率，則液壓泵的實際輸出流量為 =[(6+19)9400.9/1000]L/min=(5.1+16.1)L/min=21.2L/min 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.02Mpa、流量為21.2L/min。按

16、表8-13去液壓泵的總效率ηp=0.75，則液壓泵的電動機所需的功率為  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 四、 選 擇 液 壓 元 件 根據(jù)此數(shù)據(jù)值查閱電機產(chǎn)品樣本選取Y100L-6型電動機，其額定功率Pn=0.95KW，額定轉速nn=940r/min。 4.2閥類元件及輔助元件 根據(jù)閥類元件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6-3,表中序號與圖6-7的元件標號相同。 編號 元件名稱 估計通過流量L/min 額定流量 L/min 額定壓力 Mpa 額定壓降 Mpa

17、型號 規(guī)格 1、2 雙聯(lián)葉片泵 — （5.1+16.1） 17.5 — PV2R12-6/19 VP=(6+19)ml/r 9 三位五通電磁閥 60 80 16 <0.5 35DYF3Y-E10B 12 溢流閥 50 63 16 - YF3-E10B 7a 7b 7c 行程閥 調速閥 單向閥 50 0.5 60 63 0.07～50 63 16 16 16 <0.5 - <0.2 AXQF-E10B單向行程調速閥 3 液控順序閥 5 63 16 <0.3 XF3-E

18、10B 4 液控順序閥 25 63 16 <0.3 XF3-E10B 5 背壓閥 0.3 63 16 - YF3-E10B 10、11、6 單向閥 25 63 16 <0.2 AF3-Ea10B Qmax=80L/min 8 壓力繼電器 - - 10 - HED1KA/10 13 濾油器 30 60 - <0.2 XU-6380-J 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 四、 選 擇 液 壓 元 件 4.3油管 各元件連接的規(guī)格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進、

19、出油管則按輸入、排除的最大流量計算。由于液壓泵選定后液壓在各個工作階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算如表6-4所示 快進 工進 快退 輸入油量L/min q1=(A1qp)/(A1-A2)=(78.521.2)/(78.5-40.03)=54.62 q1=0.78 q1=qp=21.2 排除油量L/min q2=(A2q1)/A1=(40.0354.62)/78.5=27.85 q2=(A2q1)/A1=(40.030.78)/78.5=0.4 q2=(A1q1)/A2=(78.521.2)/40.03=41.57 運動速度m/min v1=qp/(

20、A1-A2)=(19.0410)/(78.5-40.03)=4.95 v2=q1/A1=(0.7810)/78.5=0.099 v3=q1/A2=(21.210)/40.03=5.30 由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合要求。 根據(jù)表6-4中數(shù)值，并按課本第二章第七節(jié)推薦取油液在壓油管的流速v=3m/s，按式d=2算的與液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為 d=22mm mm 這兩根油管都按GB/T2351－2005選用內(nèi)徑φ15mm、外徑φ18mm的冷拔無縫鋼管。 4.4油箱 郵箱容積按式V=ξqp估算，取經(jīng)驗數(shù)據(jù)ξ=7，故其容積為 

21、設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 五、 驗 算 液 壓 系 統(tǒng) 性 能 V=ξ=721.2L=148.4L 按JB/T7398－1999規(guī)定，區(qū)最靠近的標準值V=160L。 5.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值 由于系統(tǒng)的管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按課本（8-13）式估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局后，加上管路的沿程損失即可。壓力損失驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 5.1.1快進 滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表6-3和表6-4可知，進油路單向閥11的流量是16.1L/min，通過電液閥9的流量是

22、21.2L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量54.62L/min通過行程閥7a并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為 此值不大，不會是壓力閥打開，故能確保兩個液壓泵的流量全部進入液壓缸。 會有路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥9和單向閥6的流量都是27.85L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥7a流入無桿腔。由此可計算快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。 此值與原估計值0.3Mpa（見表6-2）基本相符。 5.1.2工進 工進時，油液在進油路上通過電液換向閥9的流量為  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 五、 驗 算

23、 液 壓 系 統(tǒng) 性 能 0.78L/min，在調速閥7c處的壓力損失為0.5Mpa；油液在回 油路上通過換向閥9的流量0.4L/min，在背壓閥5處的壓力損失為0.6Mpa，通過順序閥3的流量為（0.4+16.1）L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力P2為 可見此值略大原估計值0.6Mpa。故可以按表6-2表中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力P1，即 此值略高于表6-2中數(shù)值 考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓力差ΔPe=0.5Mpa，故溢流閥12的調壓應為 >P1+∑?P+ΔPe=[3.14+0.5()2+0.5+0.5]Mpa =4.14Mp

24、a 5.1.3快退 快退時，油液在進路上通過單向閥11的流量為16.1L/min，通過換向閥9的流量為21.2L/min；油液在回油路上通過單向閥7b、換向閥9和單向閥14的流量都是41.57L/min。 因此進油路上的總壓降為 此值較小所以液壓泵驅動電機的功率足夠的?；赜吐飞峡倝航禐? =0.31Mpa 此值與表6-2中的估值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的工作壓降PP為 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 五、 驗 算 液 壓 系 統(tǒng) 性 能 因此大流量液壓泵卸荷的順序閥5的調壓應大于1.688Mpa。 5.2驗算油液溫升

25、 工進在整個工作循環(huán)過程中所占時間比例達95%，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油溫升可按工況工進來計算。 工進時液壓缸的有效功率為 這時大流量液壓泵經(jīng)順序閥3卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過順序閥3的流量為q2=16.1L/min，由表6-3查的該閥在額定流量qn=63L/min時的壓力損失ΔPn=0.3Mpa，故此閥在工進的壓力損失 ΔP=ΔPn=（)2=0.3（）2Mpa=0.020Mpa 小液壓泵工進時的工作壓力PP1=4.14Mpa。流量q1=5.1L/min，所以兩個液壓泵的總輸出功率為 Mpa=0.4693KW 由式（8-21）算得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 ΔP=P

26、P-Pe=（0.4693-0.033）KW=0.4363KW 按式（8-26）可算得郵箱的算熱面積為 1.92m2 由表8-18查的郵箱的散熱系數(shù)K=9W/(m2℃)，則按式（8-24）求出油液溫升為 Δt=103=℃=25.24℃ 由表8-19知，此溫升值沒有超出范圍，故該系統(tǒng)不必設置冷卻器。  設計小結 該四軸臥式鉆孔專用機床的液壓系統(tǒng)是實現(xiàn)機床的“快進——工進——死擋鐵停留——快退——原位停止”，所以在設計該液壓系統(tǒng)時應確保液壓系統(tǒng)傳動的準確性，合理選取各執(zhí)行原件和控制原件，以保證機床對工件的精

27、確加工。同時對液壓傳動系統(tǒng)有更深刻認識和了解，統(tǒng)原理圖的繪制過程中學會了用AutoCAD軟件制圖，也學會了熟練應用AutoCAD制圖軟件。提高我自己的動手能力。 參考文獻 液壓與氣壓傳動技術 第二版 機械工業(yè)出版社2005（2009.6重?。? 液壓控制系統(tǒng) 第二版 機械工業(yè)出版社2000 新編液壓工程手冊 北京理工大學出版社1998 感想 通過本次對四軸臥式鉆孔專用機床液壓系統(tǒng)的設計，使我對液壓傳動有了全面深刻的認識，并且

28、將理論應用于實踐，巧妙的理論、實際相結合，使我的各項能力都有了全方面的提高。特別是我作為一名即將畢業(yè)的大三學生，通過此次的課程設計，對我以后的學習和工作都用很大的幫助。 在本次的課程設計過程中，老師、同學都幫助著我，才能使我能順利完成本次設計。特別是要感謝我們的XX老師，作為我們的液壓傳動的代課老師，每堂課都繪聲繪色的講解著與液壓傳動有關的知識，使我們對液壓傳動全方面的認識和了解，同時也擴展了我們的視野和眼界，XX老師獨特的講課方式深受我們?nèi)嗤瑢W的喜歡，課堂氣氛十分活躍。XX老師的確是我們的良師益友，深受我們的尊敬和愛戴。在今后的學習和工作中我將努力學習、工作，用優(yōu)異的成績回報XX老師對我的希望！ - 17 -