臥式雙面銑削組合機床的液壓系統(tǒng)設(shè)計

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. 液壓與氣壓傳動技術(shù)課程設(shè)計說明書 專業(yè)： 學(xué)號： 姓名： 指導(dǎo)教師： 2012年6月1日 1設(shè)計題目 臥式雙面銑削組合機床的液壓系統(tǒng)設(shè)計………………2 2設(shè)計要求………………………………………………………………2 3液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算…………………………………………3 3.1分析液壓系統(tǒng)工況………………………………………………3 3.2確定主要參數(shù)……………………………………………………6 1.初定液壓缸的工作壓力…………………………………………6 2.液壓缸主要參數(shù)的確定…………………………………………6 3.繪制液壓系統(tǒng)工況圖…………………………………………6 3.3繪制液壓傳動系統(tǒng)原理圖………………………………………8 1.調(diào)速回路的選擇…………………………………………………8 2.油源及其壓力控制回路的選擇…………………………………9 3.快速運動與換向回路……………………………………………9 4.速度換接回路……………………………………………………9 5.壓力控制回路……………………………………………………9 6.行程終點的控制方式……………………………………………9 7.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖…………………………………………9 3.4計算與選擇液壓元件…………………………………………11 1.液壓泵…………………………………………………………11 2.閥類元件及輔助元件的選擇…………………………………11 3.油管的選擇……………………………………………………11 4.確定油箱容積…………………………………………………11 3.5液壓系統(tǒng)性能驗算……………………………………………12 1壓力損失的驗算………………………………………………13 1.1 工作進給時進油路壓力損失…………………………13 1.2 工作進給時回油路的壓力損失………………………13 1.3 變量泵出口處的壓力Pp………………………………13 1.4 系統(tǒng)壓力損失驗算………………………………………13 2 系統(tǒng)溫升的驗算……………………………………………14 4液壓缸的設(shè)計………………………………………………………15 4.1 液壓缸工作壓力的確定……………………………………15 4.2 液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿d前面已經(jīng)計算…………………15 4.3 液壓缸的壁厚和外徑的計算…………………………………15 4.4 缸蓋厚度的確定………………………………………………15 5設(shè)計小結(jié) ……………………………………………………………16 6參考文獻(xiàn)……………………………………………………………16 1. 設(shè)計題目 臥式雙面銑削組合機床的液壓系統(tǒng)設(shè)計 2.設(shè)計要求 設(shè)計一臺臥式雙面銑削組合機床液壓系統(tǒng)，加工對象為變速箱的兩側(cè)面。動作順序為：夾緊缸夾緊→動力滑臺快進→動力滑臺工進→動力滑臺快退→夾緊缸松開→原位停止?；_工進軸向阻力為11800N，夾緊缸夾緊力為8000N，滑臺移動部件質(zhì)量為204kg。滑臺快進速度為3.5m/min，快退速度為7m/min，滑臺工進速度為100mm/min，加、減速時間為0.2s，滑臺快退行程為500mm，工進行程為200mm，夾緊缸行程為30mm。要求動力滑臺速度平穩(wěn)，可在80~300mm/min范圍內(nèi)調(diào)節(jié)，夾緊缸夾緊后需保壓，夾緊缸內(nèi)徑為70mm，液壓缸效率取0.9。 3.液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算 3.1分析液壓系統(tǒng)工況 負(fù)載分析中，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。因工作部件是臥式放置，重力的的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導(dǎo)軌摩擦力和慣性力。導(dǎo)軌的正壓力等于動力部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為，動摩擦力為,則 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負(fù)載可以算出，見表3-1。 表3-1 液壓缸各運動階段負(fù)載表 運動階段 負(fù)載組成 負(fù)載F/N 推力/N 快進 啟動 399.84 444.27 加速 259.42 288.24 勻速 199.92 222.13 工進 啟動 11942.12 13269.02 勻速 11999.92 13333.24 減速 11998.22 13331.36 快退 啟動 399.84 444.27 加速 318.92 354.36 勻速 199.92 222.13 根據(jù)負(fù)載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，可繪制出負(fù)載圖（F-l）和速度圖（F-2） 圖3-1負(fù)載圖和速度圖 3.2確定主要參數(shù) 1. 初定液壓缸的工作壓力 組合機床液壓系統(tǒng)的最大負(fù)載約為11800N，查表9-2初選液壓缸的設(shè)計壓力。 2. 液壓缸主要參數(shù)的確定 由于差動連接時液壓缸的推力比非差動連接時小，速度比非差動連接時大，當(dāng)加大油泵流量時，可以得到較快的運動速度，因此采用差動連接。為了減小液壓泵的流量，液壓缸選用單桿式的，并在快進時差動連接。為防止銑削后工件突然前沖，液壓缸需保持一定的回油背壓，查表9-4暫取背壓為P2=0.5MPa，并取液壓缸機械效率=0.9。則液壓缸上的平衡方程 故液壓缸無桿腔的有效面積： 液壓缸內(nèi)徑： 按GB/T2348-1980，取標(biāo)準(zhǔn)值D=80mm；因A1=3A2，故活塞桿直徑d=0.816D=63mm（標(biāo)準(zhǔn)直徑） 則液壓缸有效面積為： 3.繪制液壓系統(tǒng)工況圖 差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力P2必須大于無桿腔壓力P1，其差值估取P2－P1=0.5MPa，并注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時△P=0；另外取快退時的回油壓力損失為0.5MPa。根據(jù)假定條件經(jīng)計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力.流量和功率，并可繪出其工況圖 表3—1液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 工作階段 計算公式 推力 F（N） 回油腔壓力 P2（MPa） 工作腔壓力 P1（MPa） 輸入流量 q（L/min） 輸入功率 P（KW） 快進啟動 444.27 0 0.14 —— —— 快進加速 288.24 0.9 0.4 —— —— 快進恒速 222.13 0.88 0.38 10.9 0.069 工進啟動 13269.02 0.5 2.83 —— —— 工進勻速 13333.24 0.5 2.84 0.4~1.5 0.019~0.071 工進減速 13331.36 0.5 2.84 —— —— 快退啟動 444.27 0 0.23 —— —— 快退加速 354.36 0.5 1.5 —— —— 快退恒速 222.13 0.5 1.43 13.36 0.32 注：1.差動連接時，回油到進油之間的壓力損失。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為 液壓缸的工況圖： 圖3-1工況圖 3.3繪制液壓傳動系統(tǒng)原理圖 1.調(diào)速回路的選擇 該機床液壓系統(tǒng)的功率?。?1kw）,速度較低；鉆鏜加工時連續(xù)切削，切削力變化小，故采用節(jié)流調(diào)速的開式回路是合適的，為了增加運動的平穩(wěn)性，進油路夾速度閥。 2.油源及其壓力控制回路的選擇 該系統(tǒng)由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，因此為了節(jié)能，考慮采用葉片泵油源供油。 3.快速運動與換向回路 由于差動連接時液壓缸的推力比非差動連接時小，速度比非差動連接時大，當(dāng)加大油泵流量時，可以得到較快的運動速度因此在雙泵供油的基礎(chǔ)上，快進時采用液壓缸差動連接快速運動回路，快退時采用液壓缸有桿腔進油，無桿腔回油的快速運動回路。為防止銑削后工件突然前沖，液壓缸需保持一定的回油背壓,采用單向閥。 4.速度換接回路 由工況圖可以看出，當(dāng)動力頭部件從快進轉(zhuǎn)為工進時滑臺速度變化較大，可選用行程開關(guān)來控制快進轉(zhuǎn)工進的速度換接，以減少液壓沖擊。 5.壓力控制回路 在大泵出口并聯(lián)一電液比例壓力閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的無極調(diào)壓。在小泵出口并聯(lián)一溢流閥，形成液壓油源。 6.行程終點的控制方式 這臺機床用于鉆、鏜孔（通孔與不通孔）加工，因此要求行程終點的定位精度高因此在行程終點采用死擋鐵停留的控制方式。 7.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，即組成如下圖1-3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1-3液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表3-2所示。 動作名稱 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 定位 + - - - - - 夾緊 + - - - - - 工作臺快進 - - + - + - 工作臺工進 - - - + - + 工作臺快退 - - + + + + 液壓泵卸載 - - - + - + 松開 - + - - - - 拔銷 - + - - - - 3-2電磁鐵動作順序表 3.4計算與選擇液壓元件 1.液壓泵 液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為2.84MP,如取進油路上的壓力損失為0.8MPa,壓力繼電器調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力之值為0.5MPa，則小流量泵的最大工作壓力應(yīng)為 Pp1=(2.84+0.8+0.5)2MPa=8.28MPa 大流量泵是在快速運動時才向液壓缸輸油的，由工況圖可知，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為 Pp2=(1.5+0.5)2MPa=4MPa 由工況圖可知，兩個液壓泵應(yīng)向液壓缸提供的最大流量為13.362L/min，若回路中的泄漏按液壓缸輸入流量的10%估計，則兩個泵的總流量應(yīng)為 。 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min,而工進時輸入液壓缸的流量為0.4~1.5L/min,由小流量泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少為3.4L/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PV2R1-6與PV2R1-23型葉片泵，其小泵和大泵的排量分別為4mL/r和23.4mL/r，又液壓泵的容積效率沒有給出，所以當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速為1450r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這是液壓泵工作壓力為9.1MPa,流量為33.934L/min,取泵的總效率為0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為 根據(jù)此數(shù)值按JB/T10391-2002,，查閱JB/T 9616-1999選取Y90L-4型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。 2.閥類元件及輔助元件的選擇 根據(jù)閥類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，可以選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表3—3 表3—3元件的型號及規(guī)格 序號 元件名稱 估計流量 L/MIN 額定流量 L/MIN 額定壓力 額定壓降 型號、符號 1 過濾器 38.76 63 —— <0.2 XU-63*80J 2 葉片泵 32.76 32.76 —— —— PV2R1-23 3 葉片泵 6 6 —— —— PV2R1-6 4 溢流閥 3.4 63 16 —— YF3-E10B 5 調(diào)速閥 0.4~1.5 0.07~50 16 —— AXQF-Ea10B 調(diào)速閥 0~26.42 0.07~50 16 —— AXQF-Ea10B 6 二位五通閥 26.42 —— —— —— SVK2120 7 單向閥 16.38 63 0.5-16 <0.2 AF3-Ea10B 8 行程開關(guān) —— —— —— —— LX19-121 11 電液比例壓力閥 5 —— —— —— EDG-01-C 12 減壓閥 3 —— 31.5 —— JF-L10 13 三位四通閥 1.39 25 16 <0.5 34EF3Y-H10BT 14 液控單向閥 1.39 11.57 16 —— YAF3-Ea10B 15 單向順序閥 <6 —— —— —— AXF3-10B 16 壓力繼電器 —— —— 10 —— HED1KA/10 3.油管的選擇 各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、輸出的最大流量計算。由于液壓泵的具體選定之后液壓缸在各階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同；又對液壓缸工作時，每一個泵均供兩條支路，所以每條支路所需流量為總流量的一半，重新計算如表3—4所示 表3—4液壓缸的進、出流量和運動速度 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量/(L/min) 排出流量/(L/min) 運動速度/(m/min) 由表中的數(shù)據(jù)可知所選液壓泵的型號、規(guī)格適合。 由表3—4可知，該系統(tǒng)中最大壓力小于3MPa，油管中的流速取3m/s。所以按公式可計算得液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為： 查表JB827—66（5—2），同時考慮制作方便，選182（外徑18mm,壁厚2mm）的10號冷拔無縫鋼管（YB23_70） 4.確定油箱容積： 油箱容積按《液壓傳動》式（7-8）估算，與壓力有關(guān)的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，低壓2～4，中壓5～7，高壓10～12.當(dāng)取為7時，求得其容積 按JB/T7938-1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250L。 3.5液壓系統(tǒng)性能驗算 已知該液壓系統(tǒng)的進、回油管的內(nèi)徑均為18mm，運動粘度為υ= 150cst = 1.5cm2/s 油的密度 ρ= 920kg/m3 油的密度 ρ= 920kg/m3 1壓力損失的驗算 1.1 工作進給時進油路壓力損失 運動部件工作進給時的速度為0.1m/min，進給時的最大流量為0.502L/min，則液壓油在管內(nèi)流速v1為： v1=Q/(πd2/4)=40.5021000/(3.141.52) =2.84(cm/s) 管道流動雷諾數(shù)Re1為 Re1 = v1d/υ=2.841.8/1.8 =2.84< 2300 可見油液在管道中流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)λ1=75，Re1=2.84 進油管道的沿程壓力損失Δp1-1為 Δp1-1=λ(l/d）/(ρv2/2) =75(1/1.5)/(0.0159200.02842/2) =0.09MPa 忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路的總壓力損失 Δp1=0.09(MPa) 1.2 工作進給時回油路的壓力損失 由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積是無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則 v2 = v1/2 = 2.84/2 = 1.42(cm/s) Re2 = v2d/υ= 1.421.5/1.5 = 1.42< 2300 λ2 = 75/Re2 = 75/1.42= 52.82 回油管道的沿程壓力損失Δp2-1為 Δp2-1=λ2(l/d) /( ρv2/2) =52.82(1/1.5)/(0.0159200.01422/2) =0.253Mpa 查產(chǎn)品樣本知換向閥DF—E10B的壓力損失為Δp2-2=0.025MPa，回油路總壓力損失Δp2為 Δp2=Δp2-1+Δp2-2 =0.253+0.025 = 0.278MPa) 1.3 變量泵出口處的壓力Pp Pp = (F/ηcm+A2Δp2)/A1+Δp1 =(13333.24+19.090.278)/50.24+0.09 =2.65(MPa) 1.4 系統(tǒng)壓力損失驗算 工作循環(huán)中進、回油管中通過的最大流量q=29.392 L/min，由此計算雷諾數(shù)得 Re= vd/υ=4q/πdυ=4 29.592 10-3/60 π1510-31.510-4=279.23<2300 由此可推出各工況下的進、出回油中的液流均為層流，管中流速為 V=q/(πd2/4)= 4 30 10-3/60 π(1510-3 )2 =2.79m/s 因此沿程壓力損失為 △pf=75/ Rel/dρρv2/2 =75/279.232/1510-39202.79^2/2=0.13106 Mpa 2 系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，計算如下： v=0.1m/min： 流量Q=v(πd2/4)= π0.120.1/4=0.785(L/min) 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.64Mpa 則有： P(輸入) =3.640.785/(600.1) =0.476(kW) P(輸出)= Fv = 13333.2410/60102103 = 0.022(kW) 此時的壓力損失為： ΔP = P(輸入) - P(輸出) = 0.476Kw-0.022KW=0.454KW 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K=1010-3 =kW/(cm2℃)，油箱的散熱面積A為1.92cm2，則系統(tǒng)的溫升為： ΔT =ΔP/KA = 0.454/(1010-3 1.92) =23.5(℃) 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。 4液壓缸的設(shè)計 4.1 液壓缸工作壓力的確定 選擇5MP 液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設(shè)備類型確定，對不同用途的液壓設(shè)備，由于工作條件不同，通常采用的壓力也不同。 4.2 液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿d前面已經(jīng)計算 D = 80mm ; d =63mm 4.3 液壓缸的壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度，從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計算 ζ≥PD/2[δ] 公式中：ζ為液壓缸壁厚（m） D為液壓缸內(nèi)徑（m） P試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25-1.5倍）（Mpa） [δ]缸筒材料的許用應(yīng)力：鍛鋼110-120，鑄鋼100-110，無縫鋼管100-110 高強度鑄鐵60，灰鑄鐵25， 單位（Mpa） ζ≥PD/2[δ]=1.550.1/（2110） 故取ζ=10mm 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為 D1≥D+2ζ=80+210=100mm 取D1=100 4.4 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進行近似計算 無孔時：t≥0.433D（P／【ζ】） 有孔時：t≥0.433D{PD／【ζ】（D－d）} 式中， t----------缸蓋有效厚度 D---------缸蓋止口內(nèi)直徑 d----------缸蓋孔的直徑 5設(shè)計小結(jié) 剛拿到本次的設(shè)計題目的時候，我很是開心，我覺得這個題目應(yīng)該比較簡單，后來老師一說，我們這一組的題算是比較難的，我就有點后悔，真不應(yīng)該做這一題。但后來經(jīng)老師一分析，覺得也不是特別難，就多加一個工作回路而已。 在明確了自己的設(shè)計目的之后，我按照課本上和網(wǎng)上下的資料的例題步驟開始進行計算，但是由于圖書館里的設(shè)計手冊都被借走了，使我有一些配件的選用無法進行，只能網(wǎng)上收索，也不知道是否正確。如二位五通電磁換向閥的選擇等。 在這二周的課程設(shè)計中，學(xué)到的東西還是很多，我知道了一般機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計框架而且我也掌握了設(shè)計一個液壓系統(tǒng)的步驟，并且熟悉了一些軟件。我想本次課程設(shè)計是我們對所學(xué)知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學(xué)習(xí)方面的一次有意義的實踐。 在本次課程設(shè)計中，我獨立完成了自己的設(shè)計任務(wù)，通過這次設(shè)計，弄懂了一些以前書本中難以理解的內(nèi)容，加深了對以前所學(xué)知識的鞏固。在設(shè)計中，通過老師的指導(dǎo)，使自己在設(shè)計思想、設(shè)計方法和設(shè)計技能等方面都得到了一次良好的訓(xùn)練。在此，表示對老師們的深深謝意！ 6參考文獻(xiàn) [1] 左健民. 液壓與氣動傳動. 北京, 機械工業(yè)出版社, 2005 [2] 機械設(shè)計手冊 單行本+液壓傳動與控制（電子版R1.0）. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社 [3] 機械設(shè)計手冊第20篇 液壓傳動（電子版R1.0）. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社 2004 [4] 張利平，液壓傳動設(shè)計指南，化學(xué)工業(yè)出版社，2009 .