卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统(共19页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上。大学液压与气压课程设计说明书题 目卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统专 业机械设计制造及其自动化班 级机制0912姓 名。学 号。指导教师职 称。 2012年10月 14 日专心-专注-专业目 录第一章 明确液压系统的设计要求3第二章 负载与运动分析3第三章 确定液压系统主要参数4第四章 拟定液压系统原理图5第五章 计算和选择液压件8第六章 液压缸设计基础13第七章 验算液压系统性能18设计小结 19参考文献 19引 言 液压传动是用液体作为来传递能量的 液压传动有以下优点 易于获得较大 的力或力矩 功率重量比大 易于实现往复运动 易于实现较大范围的无级变速 传递运动平稳 可实现快速而且无冲击 与机械传动相比易于布局和操纵 易于 防止过载事故 自动润滑、元件寿命较长 易于实现标准化、系列化。 液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量 而液压介质的能量是由其 所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的 压力和流量 因此液压基本回路的作用就是三个方面 控制压力、控制流量的大 小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 液压系统已经在各个部门得到广泛的应用 而且越先进的设备 其应用液压系统的部门就越多。第一章 明确液压系统的设计要求1. 设计要求 设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为用21000N,移动部件总重力为10000N，快进行程为 100mm，快进与快退速度均为 4.2mmin，工进行程为 20mm，工进速度为 0.05mmin，加速、减速时间为0.2s，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，动力滑台可以随时在中途停止运动，试设计该组合机床的液压传动系统。第二章 负载与运动分析 负载分析中 暂不考虑回油腔的背压力 液压缸的密封装置产生的摩擦阻力 在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置 重力的水平分力为零 这样需 要考虑的力有 夹紧力 导轨摩擦力 惯性力。在对液压系统进行工况分析时 本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到 的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载 其他负载可忽略。（1）工作负载 工作负载即为切削阻力 FW =21000N（2） 阻力负载 阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。摩擦负载即为导轨的摩擦阻力，导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为FS,则静摩擦阻力FS=0.2X10000=2000N，同理动摩擦阻力FV=0.1X10000=1000N。 ( 3 ) 惯性负载 最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度 其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为 0.05s 工作台 最大移动速度 即快进、快退速度为 4.2m/min 因此惯性负载可表示为 (4) 运动时间 快进 1.4s 工进 24.1s 快退 设液压缸的机械效率 =0.9，得出液压缸在各阶段的负载和推力，如表1表1 液压缸在各运动阶段的负载和推力（=0.9）工况负载组成液压缸负载液压缸推力启 动加 速快 进工 进反向启动加 速快 退2000135010002200020001350100022221500111124444222215001111 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t 和速度循环图-t，如图1所示。图1 F-t与-t图 图1 速度负载循环图 a)工作循环图 b）负载速度图 c)负载速度图第三章 确定液压系统主要参数1.初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力=3MPa。2计算液压缸主要尺寸 鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。表2按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa< 0.811.522.5334455表3 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032 表4 执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计 表5 按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7 表6 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。 工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.6MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值0.7MPa。工进时液压缸的推力计算公式为因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×109=77mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表4所示。由此绘制的液压缸工况图如图2所示。 表7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动2222.20.44加速1507.9p1+p0.74恒速1111.1p1+p0.660.350.23工进34444.40.63.910.79×10-20.031快退启动2222.20.50加速1507.90.51.40恒速1111.10.51.310.450.59注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5MPa。2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。第三章 拟定液压系统原理图1选择基本回路1) 选择调速回路 由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.79×10-2)44；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.1=0.13。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀。(4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=0.07/(0.83×10-3)84），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。 图2 液压缸工况图 2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如上图所示。在上图中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。第五章 计算和选择液压件1确定液压泵的规格和电动机功率(1) 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.86MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.40MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为 (2) 计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.4×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为 考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.79×10-5 m3/s =0.5L/min，则小流量泵的流量最少应为3.5L/min。(3) 确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速np=910r/min时，其理论流量分别为5.5L/min和24L/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则液压泵的实际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为 根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y90L6型电动机，其额定功率为1.1KW，额定转速为910r/min。2.确定其他元件及辅件 (1) 确定阀类元件及辅件 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。 表8 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/265.0/21.3162三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀<1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀<1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80×200806.30.0212压力表开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器PFB8L14 *注：此为电动机额定转速为910r/min时的流量。 (2) 确定油管 在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。 表9 各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退 、由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。 表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4 m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(3) 确定油箱 油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=57；高压系统，=612。现取=6，得 按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L第六章 液压缸设计基础1.液压缸的轴向尺寸液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度（活塞在缸筒内能够移动的极限距离）、导向套长度、活塞宽度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。图示出了液压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。活塞宽度。活塞有效行程取决于主机运动机构的最大行程，=0.10+0.02=0.12m。导向长度 ，缸筒长度 。2. 主要零件强度校核 1.缸筒壁厚=4mm 因为方案是低压系统，校核公式,式中： -缸筒壁厚（） -实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力 D-缸筒内径 D=0.11m -缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（MPa）,n 为安全系数，取n=5。对于P1<16MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统 因此满足要求。 2.缸底厚度1=11mm (1).缸底有孔时： 其中 (2).缸底无孔时，用于液压缸快进和快退； 其中 3.杆径d , 式中F是杆承受的负载（N）F=34444.4N 是杆材料的许用应力， =100 4.缸盖和缸筒联接螺栓的底径d1 式中 K-拧紧系数，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大负载（N）； z-螺栓个数； -螺栓材料的许用应力， ，为螺栓材料的屈服点 （MPa），安全系数n=1.22.5 5.液压缸稳定性计算液压缸承受的负载F超过某临界值时将会失去稳定性。稳定性可用下式校核： 式中 nc- 稳定性安全系数 ，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞动，由杆材料知硬钢，因此 因此满足稳定性要求。 6.液压缸缓冲压力液压缸设置缓冲压力装置时要计算缓缓从压力，当值超过缸筒、缸底强度计算的时，则以取代。在缓冲时，缓冲腔的机械能力为，活塞运动的机械能为。活塞在机械能守恒中运行至终点。 式中： 通过验算，液压缸强度和稳定性足以满足要求。第七章 验算液压系统性能1验算系统压力损失 由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 1快进 滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10的流量是27.9L/min、通过电液换向阀2的流量是26.3L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合,以流量49.7L/min通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，总压降为 0.11MPa此值小于估计值0.5MPa，所以是安全的。 2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2的流量是0.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2的流量是0.24L/min、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。通过顺序阀7的流量为（0.24+28.1）=28.34L/min，则在进油路上总的压力损失为 此值与表4选取的背压值基本相符。故可按表7的公式重新计算工进时液压缸进油腔的压力p1，即 此略高于表7数值2.86Mpa。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，故溢流阀9的调压为 此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。和快退工况下的压力损失计算如下：3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10的流量为27.9L/min、通过电液换向阀2的流量为26.3L/min。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13的流量都为56L/min,然后返回油箱。在进油路上总的压力损失为 此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为 此值与表7的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力Pp应为 此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据，因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.44Mpa。2验算系统发热与温升 由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 由此可计算出系统的发热功率为 按式计算工进时系统中的油液温升，即 其中传热系数K=15 W/（m2·°C）。设环境温T2=25°C，则热平衡温度为 °C 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器设计小结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间一周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。   这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没有那么简单，虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。从设计过程中，我复习了以前学过的知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。设计是一个系统性的工程，越做到后面，越发现自己知识的局限性，在今后的学习中，还得更加努力学习。参考文献1 王积伟 章宏甲 黄谊.液压传动.第二版.北京 机械工业出版社 206.12 20108 重印 2 马振福.液压与气动传动.第二版.北京 机械工业出版社 2004.1 3 成大先.机械设计手册 单行本液压传动. 北京 化学工业出版社 2004 4 陈启松.液压传动与控制手册M. 上海 上海科学技术出版社 2006