液壓課程設計-- 設計一臺臥式鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)

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1、目錄 0.摘要.......................................................1 1. 設計要求..................................................2 2.負載與運動分析...........................................2 2.1負載分析..................................................2 2.2快進、工進和快退時間......................................3 2.3

2、液壓缸F-t圖與v-t圖......................................3 3.確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)...................................4 3.1初選液壓缸工作壓力........................................4 3.2計算液壓缸主要尺寸........................................4 3.3繪制液壓缸工況圖..........................................5 4. 擬定液壓系統(tǒng)的工作原理圖.............

3、.................7 4.1擬定液壓系統(tǒng)原理圖........................................7 4.2原理圖分析................................................8 5.計算和選擇液壓件........................................8 5.1液壓泵及其驅動電動機......................................8 5.2閥類元件及輔助元件的選....................................10 6.

4、液壓系統(tǒng)的性能驗算.....................................10 6.1系統(tǒng)壓力損失驗算..........................................10 6.2系統(tǒng)發(fā)熱與溫升驗算........................................11 7. 課設總結..................................................12 0．摘要 液壓傳動技術是機械設備中發(fā)展最快的技術之一，特別是近年來與微電子、計算技術結合，使液壓技術進入了一個新的發(fā)展階段，機、電、液、氣一體是當

5、今機械設備的發(fā)展方向。在數(shù)控加工的機械設備中已經廣泛引用液壓技術。作為機械制造專業(yè)的學生初步學會液壓系統(tǒng)的設計，熟悉分析液壓系統(tǒng)的工作原理的方法，掌握液壓元件的作用與選型是十分必要的。 液壓傳動在國民經濟的各個部門都得到了廣泛的應用，但是各部門采用液壓傳動的出發(fā)點不盡相同：例如，工程機械、壓力機械采用液壓傳動的主要原因是取其結構簡單、輸出力大；航空工業(yè)采用液壓傳動的主要原因取其重量輕、體積??；機床上采用液壓傳動的主要原因則是取其在工作過程中能無級變速，易于實現(xiàn)自動化，能實現(xiàn)換向頻繁的往復運動等優(yōu)點。 關鍵詞：鉆孔 組合機床 臥式 動力滑臺 液壓系統(tǒng) 1.設計要求 設計一臺臥式鉆

6、孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求完成如下工作循環(huán)式：快進→工進→快退→停止。機床的切削力為25000N，工作部件的重量為9800N，快進與快退速度均為7m/min，工進速度為0.05m/min，快進行程為150mm，工進行程40mm，加速、減速時間要求不大于0.2s，動力平臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1 。要求活塞桿固定，油缸與工作臺連接。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。 2.負載與運動分析 2.1負載分析 （1）工作負載： =25000N （2）摩擦負載： 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力 靜摩擦阻力： = G=1960

7、N 動摩擦阻力：=G=980N （3）慣性負載： ==500N （4）液壓缸在個工作階段的負載。 設液壓缸的機械效率 =0.9，得出液壓缸在各個工作階段的負載和推力，如表1所示。 表1液壓缸各階段的負載和推力 工況 計算公式 外負載F/N 液壓缸推力 F0= F / /N 啟動 F= 1960 2178 加速 F=+ 1480 1644 快進 F= 980 1089 工進 F=+ 25

8、980 28867 反向啟動 F= 1960 2178 加速 F=+ 1480 1644 快退 F= 980 1089 2.2快進、工進和快退時間 由下式近似求出 快進： = =1.3s 工進： ==48s 快退：==1.6stu 2.3液壓缸F-t圖與v-t圖 3.確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 3.1初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他情況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=4MPa。 3.2計算液壓缸主要尺寸

9、 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為=0.6MPa。 由式 = 由工進的推力計算液壓缸無桿腔 == =7.8 則液壓缸內徑 D==m=0.0997m=99.7mm 按GB/T2348-1993圓整后取標準數(shù)值D=100mm 參考表5及表6得活塞桿直徑d0.71D=71mm ，按GB/T2348-1993圓整后取標準數(shù)值d=70mm 由此球的液壓缸兩端的實際有效面積為 ===

10、 === 3.3繪制液壓缸工況圖 根據(jù)計算出的液壓缸尺寸，可算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段壓力、流量和功率值，如表7所列，并據(jù)此繪出液壓缸工況圖，如圖3所示。 表7液壓缸在各階段的壓、流量和功率值 推力 Fo/力 回油腔壓力 / 進油腔壓力 P/MPa 輸入流量 輸入功率P/W 計算公式 快 進 啟動 1733 - 0.97 - - P1= q=() P=p 加速 1309 1.36 0．86 - - 恒速 867 1.24 0.74 0.385 285 工 進 23089 0.6 3.25

11、 0.0065 21.1 P1= q= P= 快 退 啟動 1733 - 1.61 - - P1= q= P= 加速 1309 0.7 1.70 - - 恒速 867 0.7 1.59 0.4 616 注：為液壓缸差動連接時，回油口之間的損失取=0.5MPa 4. 擬定液壓系統(tǒng)的工作原理圖 4.1擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4.2原理圖分析： 為了保證快進快退速度相等，并減小液壓泵的流量規(guī)格，擬選用差動連接回路。 ① 快進：按下啟動按鈕，三位五通電液換向閥2 1YA通電，左位進入工作狀態(tài)，這時的主油路是： 進油路：

12、濾油器11→液壓泵1→電液換向閥2的P口到A口→行程閥3→液壓缸右腔 回油路：液壓缸左腔→電液換向閥2的B口到T1口→單向閥6→行程閥3→液壓缸右腔 這時形成差動連接回路。因為快進時，滑臺載荷較小，同時進油可以經過閥3直通油缸右腔，系統(tǒng)中壓力較低，所以液壓泵1輸出流量大，動力滑臺快速前進實現(xiàn)快進。 ②工進：在快速行程結束時，滑臺上的擋鐵壓下行程閥3，行程閥上位工作，使通過行程閥3的油路斷開，電磁鐵1YA繼續(xù)通電，電液換向閥2左位仍在工作，油路必須經調速閥4進入液壓缸右腔，與此同時，系統(tǒng)壓力升高，將液控順序閥8打開，并關閉單向閥6，使液壓缸實現(xiàn)差動連接的油路切斷，回油

13、經背壓閥7和順序閥8回到油箱，這時的主油路： 進油路：濾油器11→液壓泵1→電液動換向閥2的P口到A口→調速閥4→液壓缸右腔 回油路：液壓缸左腔→電液換向閥2的B口到T1口→背壓閥7→順序閥8→油箱 ③死擋鐵停留：當動力滑臺工作進給終了碰上死擋鐵臺，液壓缸停止不動，系統(tǒng)的壓力進一步升高，達到壓力繼電器14的調定壓力值時，經過時間繼電器的延時，再發(fā)出電信號，使滑臺退回。 ④快退：時間繼電器發(fā)出信號后，2YA通電，1YA關電。電液換向閥2右位工作，這時的主油路是： 進油路：濾油器11→液壓泵1→電液換向閥2的P口到B口→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→單向閥5→電液換向閥

14、2的A口到T2口→單向閥13→油箱 ⑤原位停止：當動力滑臺退回到原始位置時，擋塊壓下行開關，這時1YA，2YA都斷電，電液換向閥2處于中位，動力滑臺停止運動。 5.計算和選擇液壓件 5.1液壓泵及其驅動電動機 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為=3.25MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求，則小流量的最高工作壓力估算為： +=（3.25+0.6+0.5）MPa=4.35MPa 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，

15、由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失=0.3MPa，則大流量的最高工作壓力估算為 +=1.91MPa （2）計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為，若取回路泄漏系數(shù)K=1.2，則 泵的總流量為 === 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為2，工進時輸入液壓缸的流量為0.39，所以小流量液壓泵的最小流量為2.4，大流量液壓泵的最小流量為28.8。 （3）確定液壓泵的規(guī)格和電動機的功率 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱液壓泵產品手冊，現(xiàn)選用YB

16、1-40/6.3型雙聯(lián)液片泵，泵的額定壓力為=6.3 Mpa，小泵排量為V1=6.3mL/r,大泵排量為V2=40 mL/r;泵的額定轉速為n=960r/min,容積效率為v=0.9，總效率p=0.8。推算的小泵和大泵的額定流量分別為： qp1=V1nv=6.39600.9=5.44L/min qp2=V2nv=409600.9=34.56L/min 雙泵流量為qp=qp1+qo2=5.44+34.56=40L/min 由工況圖可知，最大功率出現(xiàn)在快退階段，取泵的總效率為=0.80，則所需驅動電動機功率為： ===1.591KW 查電動機手冊選Y112M-6-

17、B3型臥式三相異步電動機，其額定功率為2.2Kw，轉速為940r/min。用此轉速驅動液壓泵時，小泵和大泵的實際輸出流量分別為5.33L/min和33.84L/min；雙泵總流量為39.17L/min；工進時的溢流量為5.33-0.5=4.83L/min,仍能滿足系統(tǒng)各工況對流量的要求。 5.2閥類元件及輔助元件的選擇 根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件的流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格，下表為選擇元件的一種方案。 表8 液壓元件的選擇 序號 元件名稱 通過閥的最大流量 規(guī)格 額定流量 額定壓力MPa 型號 1 三位五通電液換向閥2 73.9 100

18、 6.3 35DY-100BY 2 行程閥3 73.9 100 6.3 22C-100BH 3 調速閥4 <1 6 6.3 Q-6B 4 單向閥5 83.2 100 6.3 I-100B 5 單向閥6 34.8 63 6.3 I-63B 6 背壓閥7 <1 10 6.3 B-10B 7 順序閥8 33.8 63 6.3 XY-63B 8 溢流閥9 4.8 10 6.3 Y-10B 9 單向閥10 33.8 63 6.3 I-63B 10 過濾器11 39.2 50 6.3 XU-50

19、200 11 單向閥13 83.2 100 6.3 I-100B 12 雙聯(lián)葉片泵1 40/6.3 6.3 YB1-40/6.3 6.液壓系統(tǒng)的性能驗算 6.1系統(tǒng)壓力損失驗算 管道直徑按選定的液壓元件接口尺寸確定為d=18mm,進、回油管長均取l=2m油液的運動粘度取v=1 ,油液密度取ρ =900kg/m3。 工作循環(huán)中進、回油管中通過的最大流量q=83.2L/min,由此計算雷諾數(shù)，得 Re=vd/V=4q/πdv =981<2300 由此可推出各工況下的進、回油路中的液流均為層流。 管中流速為 V=q/πd2/4=5.45m/s 因此

20、沿程壓力損失為 Dpf=75/Rel/dρv2/2=0.1Mp 在管路具體結構沒有確定時，管路局部損失Dpr=Dps(q/qs)2 式中：q為閥的實際流量；qs為閥的額定流量(從產品手冊中查得)；Dps為閥在額定流量下的壓力損失（從產品手冊中查得）。 根據(jù)以上公式計算出各個工況下的進、回油管路的壓力損失，計算結果均小于估取值，不會使系統(tǒng)工作壓力高于系統(tǒng)的最高壓力。 6.2系統(tǒng)發(fā)熱與溫升驗算 液壓系統(tǒng)工進在整個工作循環(huán)中所占的時間比例打94%，所以系統(tǒng)發(fā)熱和溫升可用工進時的數(shù)值來計算。 工進時的回路效率 η 1=p1q1/ (Pp1*qp1+Pp2*qp2)=0.067 其中，

21、大流量泵的工作壓力Pp2就是此泵通過順序閥8卸荷時所產生的壓力損失，因此其數(shù)值為： Pp2=0.3（33.84/63)2=0.087Mp 前面已經取雙聯(lián)液壓泵的總效率=0.8，現(xiàn)取液壓缸的總效率為m=0.95，則可算得本液壓系統(tǒng)的效率為： =0.75*0.067*0.95=0.048 可見工進時液壓系統(tǒng)效率很低，這主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。工進工況液壓泵的輸入功率為： Pi=（Pp1*qp1+Pp2*qp2)/=611.24W 根據(jù)系統(tǒng)的發(fā)熱量計算式（9-24）可得工進階段的發(fā)熱功率為: Q=Pi*(1-η )=611.24*(1-0.048)=581.90 W 當油

22、箱的高、寬、長比例在1:1:1到1:2:3范圍內，且油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似為 式中 V—油箱有效容積（）; A—散熱面積（）。 取油箱有效容積為0.4，散熱系數(shù)K為15W/㎡·℃ 算得系統(tǒng)溫升為：T= Q/KA=10.7℃ 設機床工作環(huán)境溫度t=25℃，加上此溫升后有t=25+10.7=35.7℃，在正常工作溫度內，符合要求。 7.課設總結 本次課程設計時間一周雖然略顯得倉促一些，但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，自己還是受益匪淺，從中學到了很多東西。 這次課程設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂

23、，不知從何入手，但在老師的耐心指導，和小組同學的共同努力下，我還是順利完成了本次課設。通過本次課設，使自己學到了很多在課堂上學不到的東西，鍛煉了自己的設計能力，以及查閱有用資料整合知識的能力，使我深刻的認識到自己在課堂上學的知識還遠遠不足，必須加強理論聯(lián)系實際的能力，提高自己的動手能力。在以后的工作和學習中我會繼續(xù)好好學習，豐富自己的知識，全面提高自己，使自己成為一個綜合素質過硬的當代大學生。 參考文獻： 謝群，崔廣臣，王健等主編.液壓與氣壓傳動.北京：國防工業(yè)出版社，2011 陸望龍主編.典型液壓元件結構.北京：化學工業(yè)出版社，2009 成大先主編.機械設計手冊（第五版）.北京：化學工業(yè)出版社，2010 張利平編著.液壓傳動系統(tǒng)設計與使用.北京：化學工業(yè)出版社，2010