卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统(共17页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上液压与气压传动课程设计说明书设计题目： 卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统 姓名： 班级： 学号： 分组： 指导教师： 广东科技学院机电工程系2016年12月10日专心-专注-专业目录设计任务及要求一、基本结构与动作顺序卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。工作循环如下：工件输送至工作台 自动定位 夹紧 动力滑台 快进 工进 快退 夹紧松开 定位退回 工件送出。（其中工作输送系统不考虑）二、主要性能参数1最大切削力Ft=25kN；2运动部件总重量M=15kN；3加减速时间t=0.

2、1s；4静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1，采用平导轨；5快进行程l1=200mm；工进行程l2=50mm，工进速度30120mm/min，快进与快退速度均为6m/min；6工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可调并能保证。设计计算分析一、确定执行元件卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统在工作时要求液压系统主要完成直线运动，故我们应当选用液压缸为液压系统的执行元件。图1 卧式单面多轴钻孔组合机床模型二、负载分析 我们在负载分析中只考虑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，其他负载对液压系统影响较小，我们可以忽略不计。 1.

3、工作负载 工作负载指在工作过程中由于机器特定工作情况而产生的负载。在卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统中，工作负载即为最大切削力，且最大切削力Ft=25kN。 2. 惯性负载 最大惯性负载Fm取决于移动部件的质量和最大加速度，为二者的乘积，由快进与快退速度均为6m/min，快进之前机床无速度得v=6m/min；又由加减速时间t=0.1s、运动部件总重量M=15kN；故： 3. 阻力负载 阻力负载即工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦力和动摩擦力两个部分。静摩擦阻力：动摩擦阻力：三、运动分析 由上述所得信息分析负载，我们可计算并绘制出下表：表1 液压缸中各工况负载工况负载组成负载值F/N液压缸推力F/

4、NF=F/m起动F=Ffs30003333加速F=Ffd+Fm30313368快进F=Ffd15001667工进F=Ffd+Ft2650029444快退F=Ffd15001667注：1.液压缸的机械效率在此处取m=0.9。 2.不考虑动力滑台上颠覆转矩的作用。图2 组合机床动力滑台液压系统负载循环图四、液压系统方案设计 1. 确定液压泵类型及调速方式 参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀。 2. 选用执行元件 因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用

5、单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆面积A2的两倍。 3. 快速运动回路和速度换接回路 根据本例的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 4. 换向回路的选择 本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向器的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死档板和压力继电器的行程终点返程控制。 5. 组成液压系统绘原理图 将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸

6、无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表。这样只需一个压力表即能观测各点压力。图3系统工作原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如下表。表2电磁铁动作顺序1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-停止-+-五、液压系统参数计算1. 初步选定液压缸工作压力根据 由表1所示负载大小，可得本次设计的卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统中工进时负载最大且为29444N。由表2可初定液压缸的工作压力p1=4MPa。表3 按负载选择执行元件工作压力负载F（kN）50压力p（MPa）5.07.0 2. 确定液压缸主要尺寸 参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。由于系统的

7、快进快退速度相等，现采用活塞式固定单杠液压缸，并在快进时采用单作用液压缸的差动连接方式。使用活塞杆固定，活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D关系。 为防止在工进时钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中安装背压阀，使液压缸的回油腔有一定的背压，选取此背压值p2=0.8MPa。 快进时液压缸存在降压p，有杆腔压力必然大于无杆腔压力，估算时初取p0.5MPa；快退时回油腔同样有背压且与工进时相等。 工进时液压缸的推力计算为： 由该公式得： 根据GB/T 23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸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=70m

8、m。 则液压缸两腔的实际有效面积分别为： 计算得到液压系统的实际工作压力为：3. 计算最大流量 系统在快进过程中液压缸差动连接，此时有： 由此可得，组合机床在快进的过程中液压缸所需流量为： 在组合机床快退过程中液压缸所需流量为：由组合机床工进过程中的速度为工进速度30120mm/min，故取其速度v1=50mm/min,液压缸所需流量为： 其中最大的流量为快退速度33.924L/min。根据上述值及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段的压力、流量和功率值，如表4所示：图4 多轴机床液压系统工况图表4 各工况下的主要参数值工作循环计算公式负载FN回油压力p2MPa进油压力p1MPa所需流

9、量qL/min输入功率PkW快进启动333301.600/快进加速33682.1101.610/快进恒速16671.6681.16823.0940.450工进294440.83.5700.4750.028快退启动333301.389/快退加速33680.81.395/快退恒速16670.81.09533.9240.619六、液压元件的选择 1. 液压泵 液压缸在循环中的最大工作压力为3.570MPa，根据经验设油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力应比系统最大工作压力要高0.5MPa，则高压小流量泵的最大工作压力为： 低压大流量泵在快速运动时才向液压缸输送液压油，由已知快进时液压缸

10、中工作压力比快进时大，若取油路的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为： 两个液压泵应当提供给液压缸的最大流量为23.094L/min，若回路中的泄露按液压缸输入流量的10%估算，则两台泵的总流量为：。又由溢流阀最小稳定溢流量为3L/min，工进时输入液压缸的流量为0.475L/min，固小流量泵的流量规格最少应达到3.475L/min。根据数据查询产品数值，选取YB-4/25型双联叶片泵。由于该液压缸快退时输入功率最大，这相当于液压泵输入压力为1.668MPa，流量为29L/min时的情况，取双联叶片泵总效率p=0.75，则液压泵驱动电动机所需功率为：查阅电动机产品样本，选择Y1

11、00L-6异步电动机，其主要参数如下：表5 Y100L-6异步电动机主要参数表功率KW额定转速r/min电流A效率%净重kg1.5940477.5352. 阀类元件的选择液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，如表6的方案：表6 元件型号与规格序号元件名称最大通过流量型号1双联叶片泵29YB-4/252单向阀60QCI-63B3三位五通电磁阀6035DY-63BYZ4二位二通电磁阀3222-63BH5调速阀1QCI-63B6压力继电器-D-63B7单向阀45I-63B8液控顺序阀0.16XY-25B9背压阀1B-10B10液控顺序阀25XY-63B11单向阀25I-63B12

12、溢流阀4Y-10B13过滤器30XU-62*100-J14压力表开关K-3B15减压阀30J-63B16单向阀30I-63B17二位四通电磁阀3024D-40B18单向顺序阀-XI-63B19压力继电器-D-63B20压力继电器-D-63B 3. 油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达58L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为22mm的20号退冷钢管。 4. 油箱容积的确定 中压系统的油箱容积一般取液压泵额定

13、流量的57倍，本设计取7倍，故油箱容积为： 七、验算液压系统性能 1. 回路压力损失验算由于系统具体管路布置未确定，整个回路的压力损失无法估算，所以本次设计略过此处。 2. 油液温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率q1小泵的标准流量q2大泵的标准流量Pp1小泵的出口工进阶段压力Pp2大泵的卸载的初选压力 工进时液压缸的输出功率 系统总的发热功率为： 已知油箱容积V=203L,则按油箱近似散热面积A为： 假定通风良好，取油箱散热系数，则利用可得油液温升为： 设环境温度T2=25，则热平衡温度为 所以油箱散热基本可达要求。参考资料1.液压元件与系统李壮云，机械工业出版社，20112.液压系统设计郭玲、龚雪，化学工业出版社，20153.机械设计手册 单行本 液压传动与控制机械设计手册编委会，机械工业出版社，2007