臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)

.液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書設(shè)計題目： 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng) 姓名： 班級： 學號： 分組： 指導(dǎo)教師： 廣東科技學院機電工程系2016年12月10日.目錄設(shè)計任務(wù)及要求1一、基本結(jié)構(gòu)與動作順序1二、主要性能參數(shù)1設(shè)計計算分析1一、確定執(zhí)行元件1二、負載分析11.工作負載12.慣性負載23.阻力負載2三、運動分析2四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計31.確定液壓泵類型及調(diào)速方式32.選用執(zhí)行元件33.快速運動回路和速度換接回路34.換向回路的選擇35.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖3五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算41. 初步選定液壓缸工作壓力根據(jù)42.確定液壓缸主要尺寸43.計算最大流量5六、液壓元件的選擇71.液壓泵72. 閥類元件的選擇83.油管的選擇94.油箱容積的確定9七、驗算液壓系統(tǒng)性能91.回路壓力損失驗算92.油液溫升驗算9參考資料10.設(shè)計任務(wù)及要求一、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 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(dǎo)軌；5快進行程l1=200mm；工進行程l2=50mm，工進速度30120mm/min，快進與快退速度均為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。設(shè)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(yīng)當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，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部分。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/NF=F/m起動F=Ffs30003333加速F=Ffd+Fm30313368快進F=Ffd15001667工進F=Ffd+Ft2650029444快退F=Ffd15001667注：1.液壓缸的機械效率在此處取m=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(shè)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(shè)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行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成如圖所示的液壓系統(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。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1Y2Y3Y快進+-工進+-+快退-停止-+-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(shè)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)行元件工作壓力負載F（kN）<5510102020303050>50壓力p（MPa）<0.81.01.52.02.53.03.04.04.05.0>5.07.0 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 23481993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸內(nèi)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需流量為：由組合機床工進過程中的速度為工進速度30120mm/min，故取其速度v1=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FN回油壓力p2MPa進油壓力p1MPa所需流量qL/min輸入功率PkW快進啟動333301.600/快進加速33682.1101.610/快進恒速16671.6681.16823.0940.450工進294440.83.5700.4750.028快退啟動333301.389/快退加速33680.81.395/快退恒速16670.81.09533.9240.619六、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)驗設(shè)油路上的壓力損失為0.8MPa，壓力繼電器調(diào)整壓力應(yīng)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： 低壓大流量泵在快速運動時才向液壓缸輸送液壓油，由已知快進時液壓缸中工作壓力比快進時大，若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(yīng)當提供給液壓缸的最大流量為23.094L/min，若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(yīng)達到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p=0.75，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kg1.5940477.5352. 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29YB-4/252單向閥60QCI-63B3三位五通電磁閥6035DY-63BYZ4二位二通電磁閥3222-63BH5調(diào)速閥<1QCI-63B6壓力繼電器-D-63B7單向閥45I-63B8液控順序閥0.16XY-25B9背壓閥<1B-10B10液控順序閥25XY-63B11單向閥25I-63B12溢流閥4Y-10B13過濾器30XU-62*100-J14壓力表開關(guān)K-3B15減壓閥30J-63B16單向閥30I-63B17二位四通電磁閥3024D-40B18單向順序閥-XI-63B19壓力繼電器-D-63B20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，油管內(nèi)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，選用內(nèi)徑為15mm，外徑為22mm的20號退冷鋼管。 4. 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量的57倍，本設(shè)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，整個回路的壓力損失無法估算，所以本次設(shè)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： 已知油箱容積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(shè)環(huán)境溫度T2=25，則熱平衡溫度為 所以油箱散熱基本可達要求。參考資料1.液壓元件與系統(tǒng)李壯云，機械工業(yè)出版社，20112.液壓系統(tǒng)設(shè)計郭玲、龔雪，化學工業(yè)出版社，20153.機械設(shè)計手冊 單行本 液壓傳動與控制機械設(shè)計手冊編委會，機械工業(yè)出版社，2007.