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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動力滑臺液壓系統(tǒng)專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化班 級： 074 班 學 號： 07405100343設 計 人：許 圓 指導老師：高 老 師完成日期 ：2010年1月15日課程設計任務書20092010 學年第 1 學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計 專業(yè)074 班級課程名稱： 液壓與氣壓傳動 設計題目： 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 完成期限：自 2010年 1月 11 日至 2010 年 1 月 16日共 1 周內(nèi)容及任務（一）已知技術(shù)參數(shù)和設計要求機床的工作參數(shù)如下：機床有主軸16根，鉆14個13.
2、9mm的孔，2個8.5mm的孔。機床要求的工作循環(huán)是：快速接近工件，然后以工作速度鉆孔，加工完畢后快速退回原始位置，最后自動停止。動力滑臺采用平導軌，往復運動的加速、減速時間為0.2s。假設運動部件重G9800N，切削力Fw=30500N；快進快退速度v10.1m/s；動力滑臺采用平導軌，靜、動摩擦因數(shù)s=0.2，d=0.1；往復運動的加速、減速時間為0.2s；快進行程L1=100mm；工進行程L2=50mm。試設計計算其液壓系統(tǒng)。（二）機床自動化要求：要求系統(tǒng)采用電液結(jié)合，實現(xiàn)自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負荷。（三）要求完成的工作內(nèi)容完成如下工作：按機床要求設計
3、液壓系統(tǒng)，繪出液壓系統(tǒng)圖。確定滑臺液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)。計算系統(tǒng)各參數(shù)，列出電磁鐵動作順序表。選擇液壓元件型號，列出元件明細表。驗算液壓系統(tǒng)性能。進度安排起止日期工作內(nèi)容2010111老師講授設計的一般步驟和方法和要求、布置設計題目201011214按任務要求進行設計201011516教師檢查驗收，學生撰寫、打印設計報告主要參考資料1徐灝 主編 機械設計手冊 第5卷 機械工業(yè)出版社 19922金清肅 主編 機械設計課程設計手冊 華中科技大學出版社20073許福玲 陳堯明 主編 液壓與氣壓傳動 第三版 機械工業(yè)出版社20073張利平 主編 液壓氣動技術(shù)速查手冊 化學工業(yè)出版社2007指導教師（簽字）
4、： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 目 錄一.組合機床的工況分析41.1 負載的分析41.2 繪制負載圖（F-l）和速度圖（v-l）41.2.1.計算工進速度41.2.2.計算快進、工進時間和快退時間4二液壓系統(tǒng)方案設計52.1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式52.2選用執(zhí)行元件52.3快速運動回路和速度換接回路52.3.1選擇快速運動和換向回路62.3.2選擇速度換接回路62.3.3 組成液壓系統(tǒng)繪制原理圖6三、確定液壓系統(tǒng)參數(shù)73.1液壓缸參數(shù)設計73.1.1 初選液壓缸工作壓力73.1.2 計算液壓缸尺寸83.1.3 計算液壓缸各階段的工作壓力，流量和功率83.2液壓泵的參數(shù)
5、設計93.2.1確定液壓泵的工作壓力93.2.2液壓泵的流量。93.3選擇電動機：9四.液壓元件的選擇94.1 閥類元件及輔助元件94.2油管的選擇104.2.1油管類型的選擇104.2.2 油管尺寸的確定114.3 油箱容積的確定11五.驗算液壓系統(tǒng)性能115.1壓力損失的驗算及泵的壓力調(diào)整115.1.1工進時的壓力的驗算及泵壓力的調(diào)整115.1.2快退時的壓力損失驗算及大流量的泵卸載壓力的調(diào)整115.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算12參考文獻13一.組合機床的工況分析1.1 負載的分析由切削原理可知，高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft，已知為30500N.因工作作部件是臥式放置，重力的水平
6、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。慣性力為：摩擦阻力為：靜摩擦阻力：Fs=G=0.29800=1960N動摩擦阻力：Fd=G=0.19800=980N液壓缸的機械效率取0.9由此得出液壓缸在各工作階段的負載如下表。 表1 液壓缸工作階段負載值工 況計算公式液壓缸負載F/N啟 動F=1960加 速F= 1480快 進F=980工 進F=Ft+31480反向啟動F=1960加 速F=1480快 退F=9801.2 繪制負載圖（F-l）和速度圖（v-l）1.2.1.計算工進速度工進速度可按加工13.9的切削用量計算主軸轉(zhuǎn)速n1360r/min，每轉(zhuǎn)進給量S1=0.147mm/
7、r，v2=n1S1=360/600.147=0.88mm/s=0.8810-3m/s1.2.2.計算快進、工進時間和快退時間已知v1=0.1m/s,L1 =100mm,L2=50 mm,快速行程L3=L1+L2=150mm快進： t1=L1/v1=10010-3/0.1=1s工進： t2=L2/v2=5010-3/0.8810-3=56.6s快退： t3=(L1+L2)/v1= (100+50)10-3/0.1=1.5s根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，繪制負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖一.橫坐標以上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。二液壓系統(tǒng)方案設計2.1
8、.確定液壓泵類型及調(diào)速方式這臺機床液壓系統(tǒng)的概率小，滑臺運動的速度低，工作負載的變化小，可采用進口節(jié)流的調(diào)速形式。為了解決進口節(jié)流調(diào)速回路在鉆孔通時滑臺突然前沖的現(xiàn)象，回油路上要設置背壓閥。由于液壓系統(tǒng)選用了節(jié)流調(diào)速的方式，系統(tǒng)中的油液循環(huán)必然是開式的。從工況圖可以清楚的看出，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸交替的要求油源提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/0.8310-260，而快進快退所需的時間t1和工作進給所需的時間t2分別為：t1=2.5st2=56.8st1/t2=56.8/2.527因此從提高系統(tǒng)效率，節(jié)約能量的角度上來看，采用單個
9、定量泵作為油源顯然是不合適的，根據(jù)該情況，宜選用國內(nèi)比較成熟的產(chǎn)品雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源2.2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，因此選用單桿活塞液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1為有桿腔面積A2的兩倍。2.3快速運動回路和速度換接回路2.3.1選擇快速運動和換向回路系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路，不管采用什么油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸的兩腔，已實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中，單桿液壓缸要做差動連接與雙作用葉片泵雙泵供油，調(diào)速閥進油節(jié)流閥調(diào)速的方式。溢流閥作定壓閥。2.3.2選擇速度換接回路當滑臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，輸入液壓缸的流量急劇的減少，滑臺
10、的速度變化較大，宜采用行程閥來控制速度的換接，以減少液壓的沖擊。當滑臺由工進轉(zhuǎn)為快退時，回路中通過的流量很大，為了保證換向的平穩(wěn)，可采用電液換向閥式換接回路，由于這一回路要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通的。最后再考慮壓力控制回路，系統(tǒng)的調(diào)壓問題已在油源中解決，卸荷問題如采用中位機能為H型的三位換向閥來實現(xiàn)，就不須再設置專用的元件活油路2.3.3 組成液壓系統(tǒng)繪制原理圖組成系統(tǒng)在所選定基本回路的基礎上,就可以大概的畫出液壓系統(tǒng)圖，在以上的回路中，還要考慮其他一些有關因素：1. 為了保證雙泵供油實現(xiàn)快進與工進替換，須采用串聯(lián)單向閥12。2. 在滑臺快進時，為阻止回油路接通油箱，此時無法
11、實現(xiàn)差動連接，必須在回油路上串接一個背壓閥，在工進時，為了實現(xiàn)單向小流量泵供油。須在回油路上串聯(lián)一個液控順序閥。3. 機床停止工作時，系統(tǒng)中的油液會流回油箱，此時空氣會進入系統(tǒng)，影響滑臺下次工作的平穩(wěn)性，另外考慮到電磁換向閥的啟動問題，必須在電磁換向閥的出口出加一個單向閥。4. 便于系統(tǒng)自動的發(fā)出快速退回信號，在調(diào)速閥輸出端加一個壓力繼電器。5. 如果將順序閥和背壓閥的位置對調(diào)一下，就可將順序閥與油源處的卸荷閥合并。 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表2 表2 電磁鐵動作順序表1Y2Y行程閥快進+-通工進+-斷快退-+通停止-通以下是上述各個步驟畫出來的完整液壓系統(tǒng)圖，見附圖一三、確定液壓系統(tǒng)參
12、數(shù)3.1液壓缸參數(shù)設計3.1.1 初選液壓缸工作壓力在液壓缸負載表可以看出工進階段的負載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負載力計算，根據(jù)液壓缸與負載的關系，按表1選p1=4MPa。本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸回油腔應有背壓，參考表2選擇背壓p2=0.6MPa，鑒于動力滑臺要求快進，快退速度相等，這里的液壓缸可選用單桿式，并在快進時做差動連接，選用A1=2A2差動油缸，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關系。表1 按負載選擇工作壓力負載/KN55-1010-2020-3030-5050工作壓力/MPa0.8-11.5-22.5-33-44-55表2.執(zhí)行元
13、件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.2-0.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.4-0.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.5-1.5系統(tǒng)類型背壓力/MPa用補油泵的閉式回來0.8-1.5回油路較復雜的工程機械1.2-3回油路較短且直接回油可忽略不計3.1.2 計算液壓缸尺寸由式(p1A1-p2A2)cm=F得：液壓缸直徑：D=取標準直徑：D110 mm d=0.707D=1100.707mm80mm則液壓缸有效面積：A1=D2/4=112/4=95cm2A2=/4 (D2-d2)=/4 (112-82)=47cm2經(jīng)檢驗，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。3.1.3 計算液壓缸各階段的
14、工作壓力，流量和功率根據(jù)上述的D與d值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力，流量和功率。在計算工進時背壓按pb=0.6Mpa代入計算，快退時背壓按pb=0.4Mpa計算。計算的結(jié)果如表3表3 液壓缸工作循環(huán)各階段壓力、流量和功率計算表工況計算公式負載F0/N回油腔壓力P2/pa進油腔壓力P1/pa輸入流量Q/(l/min)輸入功率P/kw快進（差動）P1=（F+A2p）Q=(A1-A2) v1P=p1q198014910528.80.5工進p1=(F+p2A2)/A1q=A1V2p=p1q31480P2=6105401050.50.033快退P1=（F+p2A1）/A2Q=A2V2P=p1q9
15、80P2=710516.410528.20.83.2液壓泵的參數(shù)設計3.2.1確定液壓泵的工作壓力前面已確定液壓缸的最大工作壓力為40105Pa，選取進油管路壓力損失p=8105Pa，其調(diào)整壓力一般比系統(tǒng)最大工作壓力大5105Pa，所以泵的工作壓力pB(4085)10553105Pa因此泵的額定壓力可取pr1.2553105Pa=66.25Pa液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，取其壓力損失p4105Pa，則快退時泵的工作壓力為： pB=(16.44)10520.4105Pa3.2.2液壓泵的流量。由表2可知，快進時的流量最大，其值為28.8L/min，最小流量在工進時，其值為0.5L/min，
16、根據(jù)式，取K1.2，則按式QpKqmaxQp1.228.8L/min =36L/min由于溢流閥穩(wěn)定工作時的最小溢流量為3L/min按式qp1(1.20.5+3)，故小泵流量取3.6L/min。根據(jù)以上壓力及流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品目錄，選用YYB-AA36/6B型雙聯(lián)葉片泵。3.3選擇電動機：由P-t圖可知，最大功率出現(xiàn)在快退工況，其數(shù)值如下式計算：P=1923W式中：B為泵的總效率，取0.7；q136L/min0.610-3m3/s，為大泵流量；q23.6L/min0.0610-3m3/s，為小泵流量。根據(jù)以上計算結(jié)果，查電動機產(chǎn)品目錄，選取與上述功率和泵的轉(zhuǎn)速相適應的電動機J02-32-6型電
17、動機。其額定功率為2.2kw。四.液壓元件的選擇4.1 閥類元件及輔助元件1）.選擇依據(jù)選擇依據(jù)為：額定壓力，最大流量，動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等。2）.選擇閥類元件應注意的問題(1)應盡量選用標準定型產(chǎn)品，除非不得已時才自行設計專用件。(2)閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選??；選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，應考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求。(3)一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些，必要時，允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過閥的實際流量選
18、擇元、輔件，其型號和參數(shù)如下表所示。所選液壓元件的型號、規(guī)格序號元件名稱通過最大流量q/l/min型號額定流量額定壓力額定壓降1雙聯(lián)葉片泵YYB-AA36/636/66.3-2三位五通電液換向閥8435DY-100BY1006.30.33行程閥8422C-100BH1006.30.34調(diào)速閥-Q-6B66.3-5單向閥84I-100B1006.30.26單向閥32.1I-100B1006.30.27液控順序閥30XY-63B636.30.38背壓閥1B-10B106.3-9溢流閥6Y-10B106.3-10濾油器32XU-80200806.30.211外控順序閥30XY-63B636.30.3
19、12單向閥84I-100B1006.30.213單向閥84I-100B1006.30.214壓力繼電器PF-B8L-14-4.2油管的選擇4.2.1油管類型的選擇液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉(zhuǎn)彎和截面突變。(1)鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.510MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。(3)軟管：用于兩個相對運動件
20、之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.58MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調(diào)速閥之間。4.2.2 油管尺寸的確定(1)油管內(nèi)徑d按下式計算：d= 式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；一般為泵額定流量的兩倍計算，v為管道內(nèi)允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.55(m/s)；壓力油管取2.55(m/s)；回油管取1.52(m/s)。 本列中d=19mm為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm，外徑28mm的10冷拔鋼管。4.3 油箱容積的確定確定
21、油箱容量油箱容量可按經(jīng)驗公式估算，取Vaq=(57)q。其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612。本例中：V6q6(636)252L具體結(jié)構(gòu)的設計略五.驗算液壓系統(tǒng)性能5.1壓力損失的驗算及泵的壓力調(diào)整5.1.1工進時的壓力的驗算及泵壓力的調(diào)整當液壓元件規(guī)格型號和管道尺寸確定之后，就可以較準確的計算系統(tǒng)的壓力損失，壓力損失包括：油液流經(jīng)管道的沿程壓力損失pL、局部壓力損失pc和流經(jīng)閥類元件的壓力損失pV，p=pL+pc+pV工進時管道中的流量僅為0.5/min,因此流速很小，所以局部壓力損失和沿程壓力損失都很小，可以忽略不計，這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失p=
22、0.8Mpa，回油路上有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力p1加上進油壓差，并考慮壓力動作需要，則：Pp=p1+p+5105Pa=(40+8+5)105Pa=53105Pa即小流量的泵的溢流閥12按此壓力調(diào)整5.1.2快退時的壓力損失驗算及大流量的泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時還要大，因此必須計算快退時的進油路與會油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運
23、動粘度取=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9103kg/m3。通過的流量為進油路1） 確定油流的流動狀態(tài) 按照回油管路中所通過的流量以快退時最回大油流量q2=84L/min計算 =891.7式中v-為平均流速（m/s）d為油管內(nèi)徑(m)油的運動粘度(cm2/s)q通過的流量（m3/s）也為最大。進油路上的雷諾數(shù)為=445.85因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。2） 計算系統(tǒng)壓力損失1. 沿程壓力損失由式可以算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速2.23m/s則壓力損失為=0.16105Pa在回油路上，流速為進油
24、路流速的兩倍即v=4.46m/s 則壓力損失為=0.321052. 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可以按式計算式中 q為通過閥的實際流量，qs為理論上可以通過量，為理論上通過該閥壓力差計算步驟略計算系統(tǒng)壓力損失的目的，是為了正確確定系統(tǒng)的調(diào)整壓力和分析系統(tǒng)設計的好壞。系統(tǒng)的調(diào)整壓力：p0p1+p式中：p0為液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力；p1為執(zhí)行件的工作壓力。如果計算出來的p比在初選系統(tǒng)工作壓力時粗略選定的壓力損失大得多，應該重新調(diào)5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和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)
25、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考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差p1 =5105Pa，壓力繼電器可靠動作所需壓力差p2=5105Pa因此工進時小泵的出口壓力Pp1 =50105 Pa. q136L/min0.610-3m3/s，為大泵流量；q26L/min0.110-3m3/s，為小泵流量。大泵的卸荷壓力取Pp2=2105Pa(小泵的總效率取0.7，大泵的總效率取0.3) P1= 1114W 工進時液壓泵的輸出功率為P2=Fv=（350000.8810-3*）W=30.8W系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為=P1-P2=(1114-30.8)=1083.2W已知油箱的容積
26、V=252L=25210-3m3，則油箱多的近似散熱面積A為 A=0.065=0.065=2.59m2假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)CT=1610-3kW/（m2.C）則由式T=得到油液溫升為T=C=26.1C設環(huán)境溫度T2=25C，則熱平衡溫度為T1=T2+T=25C+26.1C=51.1CT1所以油箱的散熱基本可以達到。參考文獻 1.許福玲 陳堯明.液壓與氣壓傳動.（第三版）機械工業(yè)出版社2007. P195-202. 2.周世昌 液壓系統(tǒng)設計圖集.機械工業(yè)出版社.2004. P45-47.3.張利平 液壓控制系統(tǒng)及設計.化學工業(yè)出版社.2006.P120-129.4.機械設計手冊編委會.機械設計手冊.機械工業(yè)出版社.2007.P1002-1083.13
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