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1、 《液壓與氣壓傳動》 課程設計說明書 設計題目： 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： 指導教師： 廣東科技學院機電工程系 2016年12月10日 教學g 目錄 設計任務及要求 1 一、基本結構與動作順序 1 二、主要性能參數(shù) 1 設計計算分析 1 一、確定執(zhí)行元件 1 二、負載分析 1 1.工作負載 1

2、 2.慣性負載 2 3.阻力負載 2 三、運動分析 2 四、液壓系統(tǒng)方案設計 3 1.確定液壓泵類型及調速方式 3 2.選用執(zhí)行元件 3 3.快速運動回路和速度換接回路 3 4.換向回路的選擇 3 5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 3 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 4 1. 初步選定液壓缸工作壓力根據 4 2.確定液壓缸主要尺寸 4 3.計算最大流量 5 六、液壓元件的選擇 7 1.液壓泵 7 2. 閥類元件的選擇 8 3.油管的選擇 9 4.油箱容積的確定 9 七、驗算液壓系統(tǒng)性能 9 1.回路壓力損失驗算 9 2.油液溫升驗算 9 參考資料 10 教學g

3、 設計任務及要求 一、基本結構與動作順序 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，采用平導軌； 5．快進行程l1=200mm；工進

4、行程l2=50mm，工進速度30～120mm/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，夾緊可調并能保證。 設計計算分析 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

5、機器特定工作情況而產生的負載。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

6、 工況 負載組成 負載值F/N 液壓缸推力F/N F=F/ηm 起動 F=Ffs 3000 3333 加速 F=Ffd+Fm 3031 3368 快進 F=Ffd 1500 1667 工進 F=Ffd+Ft 26500 29444 快退 F=Ffd 1500 1667 注：1.液壓缸的機械效率在此處取ηm=0.9。 2.不考慮動力滑臺上顛覆轉矩的作用。 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)方案設計 1. 確定液壓泵類型及調速方式 參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調速閥進油節(jié)流

7、調速的開式回路，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

8、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置測壓點，并設置多點壓力表。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 1Y 2Y 3Y 快進 + - - 工進 + - + 快退 - - - 停止 - + - 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算

9、 1. 初步選定液壓缸工作壓力根據 由表1所示負載大小，可得本次設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） <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 壓力p（MPa） <0.8~1.0 1.5~2.0 2.5~3.0 3.0~4.0 4.0~5.0 >5.0~7.0 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、調速閥進油節(jié)流調速的開式回路，溢流閥作定壓閥。由于系統(tǒng)

10、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GB/T 2348—1993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸內徑尺寸和液壓缸

11、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30～120mm/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。 根據上述值及流量

12、計算結果，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F N 回油壓力p2 MPa 進油壓力p1 MPa 所需流量q L/min 輸入功率P kW 快進啟動 3333 0 1.600 / / 快進加速 3368 2.110 1.610 / / 快進恒速 1667 1.668 1.168 23.094 0.450 工進

13、 29444 0.8 3.570 0.475 0.028 快退啟動 3333 0 1.389 / / 快退加速 3368 0.8 1.395 / / 快退恒速 1667 0.8 1.095 33.924 0.619 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，根據經驗設油路上的壓力損失為0.8MPa，壓力繼電器調整壓力應比系統(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

14、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)格最少應達到3.475L/min。 根據數(shù)據查詢產品數(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ηp=0.75，則液壓泵驅動電動機所需功率為： 查閱

15、電動機產品樣本，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 額定轉速r/min 電流A 效率% 凈重kg 1.5 940 4 77.5 35 2. 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 29 YB-4/25 2 單向閥 60 QCI-63B 3 三位五通電磁閥 60 35DY-63BYZ 4 二位二通電磁閥 32 22-63BH 5 調速閥

16、 <1 QCI-63B 6 壓力繼電器 - D-63B 7 單向閥 45 I-63B 8 液控順序閥 0.16 XY-25B 9 背壓閥 <1 B-10B 10 液控順序閥 25 XY-63B 11 單向閥 25 I-63B 12 溢流閥 4 Y-10B 13 過濾器 30 XU-62*100-J 14 壓力表開關 K-3B 15 減壓閥 30 J-63B 16 單向閥 30 I-63B 17 二位四通電磁閥 30 24D-40B 18 單向順序閥 - XI-63B 19 壓力繼電器

17、 - D-63B 20 壓力繼電器 - D-63B 3. 油管的選擇 根據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按產品樣本，選用內徑為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5~7倍，本設計取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

18、未確定，整個回路的壓力損失無法估算，所以本次設計略過此處。 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，2011 2.《液壓系統(tǒng)設計》郭玲、龔雪，化學工業(yè)出版社，2015 3.《機械設計手冊 單行本 液壓傳動與控制》機械設計手冊編委會，機械工業(yè)出版社，2007 教學g