液壓傳動課程設(shè)計臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)

1、湖南工業(yè)大學課程設(shè)計說明書 課程名稱： 液壓傳動課程設(shè)計 設(shè)計題目： 臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng) 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 機械0804班 學生姓名: 學 號: 0812110405 指導(dǎo)教師: 湖南工業(yè)大學教務(wù)部 制2011年 1月 2 日目錄一設(shè)計要求及工況分析11.1設(shè)計要求11.2負載與運動分析1二負載圖和速度圖的繪制3三確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)43.1初選液壓缸工作壓力53.2計算液壓缸主要尺寸5四擬定液壓系統(tǒng)原理圖74.1選擇基本回路74.2組成液壓系統(tǒng)8五計算和選擇液壓件105.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率105.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力1

2、05.1.2計算液壓泵的流量105.1.3確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率105.2確定其它元件及輔件115.2.1確定閥類元件及輔件115.2.2確定油管125.2.3確定油箱12六驗算液壓系統(tǒng)性能136.1驗算系統(tǒng)壓力損失136.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升14七設(shè)計小結(jié)15一設(shè)計要求及工況分析1.1設(shè)計要求 設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，動力滑臺的工作循環(huán)時快進工進快退停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：切削力ft=20000n，移動部件總重量g10000n；快進行程l1100mm；工進行程l250mm；快進、快退的速度為5m/min，工進速度為0.1m/min；加速減速實

3、踐t0.15s，靜摩擦系數(shù)fs0.2；動摩擦系數(shù)fd0.1。該動力滑臺采用水平放置的平導(dǎo)軌，動力滑臺可在任意位置停止。1.2負載與運動分析 (1) 工作負載 工作負載即為切削阻力fl=20000n。 (2) 摩擦負載 摩擦負載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3) 慣性負載 表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載f/n液壓缸推力啟動20002223加速15561729快進10001112工進2100023333快退10001112注：1.液壓缸的機械效率取 2.不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用二負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面數(shù)值繪制，如下圖a所示。速度圖按已知數(shù)值和工

4、進速度繪制，如下圖b所示圖a 負載圖圖b 速度圖三確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 表2 按負載選擇工作壓力負載/kn50工作壓力/mpa0.811.522.5334455 表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農(nóng)業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/mpa0.82352881010182032 表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/mpa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計

5、 表5 按工作壓力選取d/d工作壓力/mpa5.05.07.07.0d/d0.50.550.620.700.7 表6 按速比要求確定d/d2/11.151.251.331.461.612d/d0.30.40.50.550.620.71 注：1無桿腔進油時活塞運動速度； 2有桿腔進油時活塞運動速度。3.1初選液壓缸工作壓力 參考表2和表3，所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，初選液壓缸的工作壓力p1=4mpa。鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（a1=2a2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回

6、油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6mpa。3.2計算液壓缸主要尺寸 由工進時的推力式（53）計算液壓缸面積 故有 當按gb/t23482001和表5、表6將這些直徑圓整成就進標準值時得：d=90mm,d=70mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為： 經(jīng)檢驗，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。 根據(jù)上述d和d的值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表7所示，并據(jù)此繪出工況圖如下圖所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力f/n回油腔壓力進油腔壓力輸入流量輸入功率p/kw計算公式快進啟動222300.557加速17290.791恒速11120.59419.940

7、.1974工進233330.83.8890.6500.0429快退啟動222300.885加速17290.62.24恒速11121.99212.560.4169注：四擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.1選擇基本回路 (1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最

8、小流量之比約為56，而快進快退所需的時間和工進所需的時間分別為 亦即是。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如下圖所示。 (3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位

9、五通電液換向閥，如下圖所示。 (4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如下圖所示。 (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。4.2組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進

10、、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。五計算和選擇液壓件5.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率5.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為3.589mpa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失0.8mpa，

11、考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差為0.5mpa，則小流量泵的最高工作壓力估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大。考慮到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失為0.5mpa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 5.1.2計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為19.94l/min，若取回路泄漏系數(shù)k=1.1，則兩個泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3l/min，工進時的流量為0.65l/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.65l/min。5.1.3確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據(jù)以上壓

12、力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取pv2r12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6ml/r和26ml/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速時，若取液壓泵容積效率v=0.9，則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，若取液壓泵總效率，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的y100l6型電動機，其額定功率為1.5kw，額定轉(zhuǎn)速為750r/min。5.2確定其它元件及輔件5.2.1確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流

13、量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用q6b型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 l/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5l/min。表8液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/l/min規(guī)格型號額定流量qn/l/min額定壓力pn/mpa額定壓降pn/mpa1雙聯(lián)葉片泵pv2r12-6/265.1/22*16/142三位五通電液換向閥5035dyf3y-e10b80160.53行程閥60axqf-e10b(單向行程調(diào)速閥)63160.34調(diào)速閥0.50.0750165單向閥6063160.26單向閥25af3-fa10b63160.27液控順序閥22xf3-e10b63160.38背壓閥0.3yf

14、3-e10b63169溢流閥5.1yf3-e10b631610單向閥22af3-ea10b63160.211濾油器30xu6380-j630.0212壓力表開關(guān)kf3e3b3測點1613單向閥60af3-ea10b63160.214壓力繼電器hed1ka/1010*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為750r/min時的流量。5.2.2確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量流量、速度快進工進快退輸入流量=35.2=21.6排出流量=13.6=0.25=55.89

15、運動速度=5.4=0.1=8.59 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼5.2.3確定油箱 油箱的容量按式估算，當取為7時，求得其容積為，按jb/t7983-1999規(guī)定，取標準值v=250l。六驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。 1快進 滑臺快進時，液壓缸通

16、過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 2工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5mpa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.5mpa。因此這時液壓缸回油腔的壓力p2為可見此值小于原估計值0.8mpa。故可按表7中公式重新計算工進時液壓缸進油腔

17、壓力p1，即此值與表7中數(shù)值相近。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，故溢流閥9的調(diào)壓應(yīng)為3快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。因此進油路上總壓降為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞峡倝航禐榇酥蹬c表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。所以快退時的最大工作壓力pp應(yīng)為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。6.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占95%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。 工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為 在工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油，所以兩個液壓泵的總輸入功率（即系統(tǒng)輸入功率）為 = =0.57662kw由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 求出油液溫升近似值 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。七設(shè)計小結(jié) 課程設(shè)計是液壓傳動當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間一周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。