臥式鉆、鏜組合機床的液壓系統(tǒng)設計

1、.液壓傳動課程設計姓 名： 儀忠山 學 號： 20100460246 班 級： 10機械本科2班 指導教師： 谷曉妹 完成日期： 2012-12-29 機電工程學院課程設計 任務書題 目臥式鉆、鏜組合機床的液壓系統(tǒng)設計設計內(nèi)容及基本要求 設計一臺臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)。該機床用于加工鑄鐵箱形零件的孔系，運動部件總重g=10000n，液壓缸機械效率為09，加工時最大切削力為12000n，工作循環(huán)為：“快進工進死擋鐵停留決退原位停止”。行程長度為0.4m，工進行程為0.1 m?？爝M和快退速度為0.1ms，工過速度范圍為310-4510-3ms，采用平導軌，啟動時間為0.2s。要求動力部件可以手

2、動調(diào)整，快進轉工進平穩(wěn)、可靠。設計要求：1）、繪制液壓原理圖。2）、設計液壓站和油缸的裝配圖包括： 泵、電機和閥的選用 油箱、油缸、閥座的零件設計3）、課程設計計算說明書一份。設計起止時間2012 年 12 月 23 日 至 2012年 12 月 30 日學生簽名年 月 日指導教師簽名年 月 日.目錄第一章 緒論 4 1.1 開發(fā)背景及系統(tǒng)特點4第二章 負載分析 4第三章 負載圖和速度圖的繪制 5第四章 液壓缸主要參數(shù)的確定 6第五章 液壓系統(tǒng)的擬定 8 5.1 液壓回路的選擇 8 5.2 液壓回路的綜合 11第六章 液壓元件的選擇 11 6.1 液壓泵 11 6.2 閥類元件及輔助元件 13

3、 6.3 油管和油箱 13第七章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 14 7.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 14 7.2 油液溫升驗算 16第八章 設計總結 17參考文獻 17臥式鉆、鏜組合機床的液壓系統(tǒng)設計說明書第一章 緒論1.1 開發(fā)背景及系統(tǒng)特點本次課程設計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計為例，介紹該組合機床液壓系統(tǒng)的設計方法和設計步驟，其中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗算等。組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、

4、多面或多工位同時加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具有結構簡單、動作靈活、操作方便、調(diào)速范圍大、可無級連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用。第二章 負載分析一、工作負載工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，即 =12000n 二、慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度。已知加、減速時間為0.2s

5、，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為0.1m/s，因此慣性負載為： 三、阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。靜摩擦阻力 動摩擦阻力 根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如下表所示： 注：1、液壓缸的機械效率為0.9 2、不考慮動力滑臺上的顛覆力矩的作用。液壓缸各運動階段負載表運動階段負載組成負載f/n推力/n起動=20002222.2加速=+1510.21687快進=10001111.1工進1300014444.4快退10001111.1 第三章 負載圖和速度圖的繪制按上面計算的數(shù)值以及已知條件進行繪

6、制，即可繪制出負載和速度圖，如下所示：速度圖負載圖第四章 液壓缸主要參數(shù)的確定由液壓傳動表11-2和表11-3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為14444.4n是宜取=4mpa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取背壓值=0.6mpa。取液壓缸無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的2倍 故有 快進速度v快=0.1m/s，工進速度v工進=0.005m/s,相差很大,應進行差動換接,取k= a2/ a1=0.5,則：d = 0.707d=0.70775.83=53.62mm，根據(jù)gb/t23482001對液壓缸缸筒內(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=80mm，活塞桿直徑

7、為d=60mm。中低壓液壓系統(tǒng),由其切削加工性能確定液壓缸筒壁厚，按薄壁圓筒計算壁厚： 額定工作壓力： pn=7mpa16mpa 試驗壓力為： py=1.5pn=1.57=10.5mpa許用應力?。?（ 取安全系數(shù)n=5） 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量q=0.05l/min因工進速度為0.00265m/s為最小速度，則有q/v=50000/15.9=3145因為=50243145，滿足最低速度的要求。初步確定液壓缸流量為：快進：=30l/min =15l/min =15l/min工進：=0.8l/min根據(jù)上述液壓缸直徑及流

8、量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如下表所示：工作循環(huán)計算公式負載f（n）進油壓力（mpa）回油壓力（mpa）所需流量q（l/min）輸入功率p(kw)差動快進pj=(f+p a2)/（a1-a2）q=v（a1-a2）p= pjq 1111.10.780.516.950.22工進pj=(f+ph a2)/a1q=v a1p= pjq14444.443.230.81.510.081快退pj=(f+ph a1)/ a2q=v a2p= pjq1111.111.680.613.190.369第五章 液壓系統(tǒng)圖的擬定5.1液壓回路的選擇首先要選擇調(diào)速回路。這臺機床液壓系

9、統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，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，防止鉆孔時工件突然前沖，系統(tǒng)采用調(diào)速閥的進油節(jié)流調(diào)速回路，并在回油路中加背壓閥。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油源。最大流量和最小流量之比約為11，而快進快退的時間和工進所需的時間分別為： 即是/=3。因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度上來說，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，而宜選用大、小兩個液壓泵自動并聯(lián)供油的油源方案。如下圖所示：雙泵供油油源其次是選擇快速運動和換向回路。系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路后，不管采用什么油源形

10、式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸的兩腔，以實現(xiàn)快速運動。本系統(tǒng)中，單桿液壓缸要作差動連接，所以它的快進快退換向回路，如下圖所示：換向回路再次是選擇速度緩解回路，工況圖可以看出，當動力頭部件從快進轉為工進時滑臺速度變化較大，可選用行程閥來控制快進轉工進的速度換接，以減少液壓沖擊，圖如下所示：速度換接回路夾緊回路的選擇，用三位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應采用失電夾緊方式?？紤]到夾緊時間可調(diào)節(jié)和當進油路壓力瞬時下降時仍能保持夾緊力，所以單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓閥，用來調(diào)節(jié)夾緊力的大小和保持夾緊力的穩(wěn)定，圖示如下所示：5.2液壓回路的綜合液壓回路的綜

11、合和整理 第六章 液壓元件的選擇6.1液壓泵工進階段液壓缸工作壓力最大，取進油總壓力損失=0.5mpa,壓力繼電器可靠動作需要壓力差0.5mpa,則液壓泵最高工作壓力pp=+0.5mpa=4.8mpa因此泵的額定壓力pr1.254800000pa=6mpa工進時所需要流量最小是0.8l/min,設溢流閥最小流量為2.5l/min,則小流量泵的流量（1.1*0.32+2.5）l/min=2.85l/min快進快退時液壓缸所需的最大流量為15.4l/min,則泵總流量qp=1.1*15.4l/min=16.9l/min。即大流量泵的流量qp-=（16.9-2.85）l/min=14l/min根據(jù)上

12、面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力6.3mpa，額定轉速960r/min二、電動機的驅動功率系統(tǒng)為雙泵共有系統(tǒng)，其中小泵的流量=（0.04/60）/s=0.000667/s大泵的流量=（0.012/60）/s=0.0002/s差動快進，快退時的兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載?？爝M時，小泵的出口壓力損失0.45mpa，大泵出口損失0.15mpa。小泵出口壓力=1.26mpa(總功率=0.5)大泵出口壓力=1.41mpa（總功率=0.5)電動機功率=/+/=0.73kw工進時調(diào)速閥所需要最小壓力差0.5mpa。壓力繼電器可靠需要動力差0.5mpa。

13、因此工進時小泵的出口壓力=+0.5+0.5=4.8pa.大泵的卸載壓力取=0.2pa小泵的總功率=0.565大泵總功率=0.3電動機功率=/+/=0.7kw快退時小泵出口壓力=1.65mpa(總功率=0.5)大泵出口壓力=1.8mpa(總功率=0.5)電動機功率=/+/=0.9kw快退時所需的功率最大。根據(jù)查樣本選用y90l-6異步電動機，電動機功率1.1kw。額定轉速910r/min6.2閥類元件及輔助元件液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。 閥類元件的選擇序號元件名稱最大通過流量規(guī)格額定流量額定壓力mpa型號1三位五通電磁閥20636.33

14、5-63by2行程閥20636.3axqf-e10b(單向行程調(diào)速閥)3調(diào)速閥1.51106.34單向閥20256.35單向閥18256.3af3-ea10b6液控順序閥16256.3xf3-e10b7背壓閥0.125106.3yf3-e10b8溢流閥4106.3yf3-e10b9單向閥16256.3af3-ea10b10單向閥16256.3af3-ea10b11過濾器3060xu-63x80-j12壓力繼電器hed1ka/106.3油管和油箱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

15、不同，所以要重新計算如表所示液壓缸的進、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)當油液在壓力管中流速取3m/min時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為：這兩根有關按gb/t2351-2005選用外徑mm、內(nèi)經(jīng)mm的無縫鋼管。油箱容積按公式計算，當去k為6時，求得其容積為v=640=240l，按gb2876-81規(guī)定，取最靠近的標準值v=250l。第七章 液壓系統(tǒng)性能的驗算7.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值一、工進工進時管路的流量僅為0.8l/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，

16、可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的損失0.5mpa，回油路上只有背壓閥損失，小流量泵的調(diào)整壓力：pp= +0.5+0.5=4.8mpa二、快退時的壓力損失及大流量泵卸載壓力的調(diào)整快退時進油管和回油管長度為1.8m，有油管直徑d=0.015m，通過的流量為進油路 =16l/min，回油路 =32l/min。液壓系統(tǒng)選用n32號液壓油，考慮最低工作溫度為15，有手冊查出此時油的運黏度v=1.5st，油的密度p=900kg/ ，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式則進油路中的液流雷諾數(shù)為：r=10000vd/r=1512300回油路中液流的雷諾數(shù)為：r=3022300由上可知，進回油路的流動都是

17、層流進油路上，流速 則壓力損失為： =64lp /rd2=0.52mpa在回油路上，流速為進油路速的兩倍即v=3.02m/s，則壓力損失為： =1.04mpa三、局部壓力損失元件名稱額定流量實際流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥251620.082電液換向閥251620.082電磁閥631640.026順序閥631640.026取集成塊進油路的壓力損失0.03mpa，回油路壓力損失為0.05mpa，則進油路和回油路總的壓力損失為：p1=0.082+0.082+0.026+0.082+0.03=0.275mpap2=0.082+0.082+0.026+0.082+0.026+0.05=0.348

18、mpa快退負載時液壓缸負載f=1111n，則快退時液壓缸的工作壓力p=（f+p2a1）/a2=1.16mpa快退時工作總壓力為p+p1=1.435mpa大流量泵卸載閥的調(diào)整壓力應大于1.435mpa綜上，各種工況下世紀壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)滿足要求7.2 油液溫升驗算系統(tǒng)的主要發(fā)熱是在工進階段造成的工進時輸入功率：p1=701kw工進時液壓缸的輸出功率：p2=fv=(144440.00265)w=38.3w系統(tǒng)總發(fā)熱功率=p1-p2=662.7w已知油箱容積v=250l，則油箱近似散熱面積a=2.58 假定通風良好，取消散熱系數(shù)cr=0.015kw/( )可

19、得油液升溫為t1=/cra=17.1設環(huán)境溫度t2=25則熱平衡溫度為t=t1+t2=42.555所以油箱散熱可達到要求第八章 設計總結本次液壓傳動課程設計耗費了整整一個周的時間。在這一周的課程設計中，能學到的東西真的很有限，但是不能說一點收獲都沒有，我想我知道了一般機床液壓系統(tǒng)的設計框架而且我也掌握了設計一個液壓系統(tǒng)的步驟，本次課程設計是我們對所學知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學習方面的一次有意義的實踐。一開始做課程設計時自己根本就不知道從哪兒開始做，看著書本的以及各種參考書費了很長時間才慢慢的搞懂，本次設計涉及了液壓傳動的大部分知識，也使我們很好的將課本上的知識與實際結合起來，收獲頗

20、多，特別是收集資料和信息的能力，這也是我們大學期間一次難得機會，總之是獲益匪淺。參考文獻1.液壓與氣壓傳動 曾億山.合肥工業(yè)大學出版社2液壓傳動 王積偉.章宏甲.機械工業(yè)出版社3.液壓系統(tǒng)設計元器件選型手冊 周恩濤.機械工業(yè)出版社4. 液壓傳動與控制（第二版） 國防工業(yè)出版社臥式鉆、鏜組合機床的液壓動力系統(tǒng)圖 1、大泵，2、小泵，3、濾油器，4、外控順序閥，5、單向閥， 6、溢流閥，7、電液換向閥，8、單向行程調(diào)速閥，9、壓力繼電器，10、主液壓缸，11、二位三通電磁換向閥，12、背壓閥，13、二位二通換向閥，a、快進： 1ya通電，電液換向閥左位工作， 大泵單向閥5電液換向閥7行程閥14主液壓缸無桿腔小泵2單向閥5電液換向閥7行程閥14主液壓缸無桿腔液壓缸有桿腔電磁閥11電液換向閥7單向行程調(diào)速閥8油箱（差動換接）b：工進： 3ya通電，切斷差動油路，快進行程到位，擋鐵壓下行程閥8，切斷快進油路，3ya通電，切斷差動油路，快進轉工進，液壓系統(tǒng)工作壓力升高到溢流閥5調(diào)定壓力，進油路高壓油切斷單向閥5供油路,打開外控順序閥4，大泵卸荷，接通經(jīng)背壓閥12通油箱油路。大泵外控順序閥4（卸荷閥）油箱（大泵卸荷）小泵2電液換向閥7單向行程調(diào)速閥8主液壓缸無桿腔主液壓缸有桿腔電磁閥11電液換向閥7