液壓及氣壓傳動課程設(shè)計模版

1、徐州工程學(xué)院機電工程學(xué)院課程設(shè)計說明書機電工程學(xué)院液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說 明 書課題名稱： 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng) 學(xué)生姓名： 沈汝男 學(xué)號： 20100610143 專 業(yè)： 機械制造及其自動化 班級： 10機制一班 成 績： 指導(dǎo)教師簽字： 2013年6月26日20目 錄一、液壓系統(tǒng)的題目及其設(shè)計要求3二、工況分析. 4 2.1負載分析.42.2運動分析.6三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計.73.1液壓缸的計算73.2液壓系統(tǒng)圖的確定9四、液壓元件的選擇114.1液壓泵的參數(shù)計算.11 4.2電動機的選擇.12 4.3液壓閥及過濾器的選擇.13 4.4油管的選擇145、 液壓系統(tǒng)性能的驗

2、算.14 5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整14 5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算.176、 設(shè)計總結(jié)187、 參考文獻.19設(shè)計內(nèi)容計算說明結(jié)論一、 液壓系統(tǒng)的題目及其設(shè)計要求設(shè)計題目：設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)，要求完成工件的定位與夾緊，所需夾緊力不得超過6000N。該系統(tǒng)工作循環(huán)為：快進工進快退停止。機床工作部件總質(zhì)量m900kg,機床快進快退速度約為5.5 mmin，工進速度可在30120mmmin范圍內(nèi)無級調(diào)速, 快進行程為200mm，工進行程為50mm，最大切削力為29.5kN，運動部件總重量為15 kN，加速（減速）時間為0.1s，采用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩

3、擦系數(shù)為0.1。題目5切削力工作部件總重快進速度滑臺最大行程29500N900kg5.5m/min400mm設(shè)計要求：1.液壓系統(tǒng)的工況分析時，要作出負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖；2.擬訂液壓系統(tǒng)原理圖，采用合理的執(zhí)行機構(gòu)，確定正確的調(diào)速方案和速度換接方法，完善系統(tǒng)的調(diào)壓、卸荷及執(zhí)行元件的換向和安全互鎖等要求；3.正確計算液壓缸的主要尺寸以及所需的壓力和流量；正確計算液壓泵的工作壓力、流量和傳動功率；合理選擇液壓泵和電動機的類型和規(guī)格；合理選擇閥類元件和輔助元件的規(guī)格；4.采用AutoCAD繪圖，圖紙應(yīng)符合國家標準。液壓系統(tǒng)原理圖中應(yīng)附有液壓元件明細表、各執(zhí)行元件的動作順序工作循環(huán)圖和電器元件動作順

4、序表；5、編寫液壓課程設(shè)計說明書。二、工況分析2.1負載分析: 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導(dǎo)軌摩擦力，慣性力。在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設(shè)計實例只考慮組合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，其他負載可忽略。（1）工作負載FW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，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即: （2）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。導(dǎo)

5、軌的正壓力等于動力部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為，則靜摩擦阻力 動摩擦阻力 （3）慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.1s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為5.5m/min，因此慣性負載可表示為 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效率=0.9，根據(jù)上述負載力計算結(jié)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，如表1所示。表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N）運動階段計算公式總機械負載F/N起動F=/3333.3加速F=(+)/3225.6快進

6、F=/1666.7工進F=（+）/34444.4快退F=/1666.7根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)繪制負載循環(huán)圖2.1 34444.4 3225.6 3333.3 1666.7 0 100 200 250 1666.7 圖2.1負載循環(huán)圖2.2速度分析 : 根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖2.2（a）所示，所設(shè)計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程L1=200mm、工進行程L2=50mm、快退行程L3=250mm，工進速度。快進、工進和快退的時間可由下式分析求出?？爝M 工進 快退 根據(jù)上述已知

7、數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)繪制速度循環(huán)圖2.2（b）。 快進 工進 停止 快退圖2.2（a）工作循環(huán)圖 5.5 0.05 0 100 200 250 5.5 圖2.2(b)速度循環(huán)圖 三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計3.1液壓缸的參數(shù)計算1初選液壓缸工作壓力參考同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為=40*Pa2確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸本例要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單杠式液壓缸?？爝M時采用差動聯(lián)接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即=2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖，在回油路中裝有背壓閥，按表8-1，初選背壓Pa。由表1-1可知最大負載為工進階段的負載F

8、=34444.4N, 按此計算則 液壓缸直徑由=2 可知活塞桿直徑 d=0.707D=0.707*11.04cm=7.81cm按GB/T23481993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 D=10cm d=7cm按標準直徑算出 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，因工進速度v=0.05m/min為最小速度，則由式 本例=78.510，滿足最低速度的要求。3計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按

9、代入計算公式和計算結(jié)果列于下表中。表二 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力回油壓力所需流量輸入功率PNL/minkW差動快進1666.713.50.146工進34444.40.3140.021快退1666.7140.3273.2液壓系統(tǒng)圖的確定1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)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(shè)置背壓閥，初定背壓值=0.8MPa2.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

10、腔面積等于有桿面積的兩倍。3.快速運動回路和速度換接回路根據(jù)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(jù)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(diào)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(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能

11、觀測各點壓力。液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表：1、 雙聯(lián)葉片泵 12、7、11、16、單向閥 3、三位五通換向閥 5.二位二通換向閥 4、調(diào)速閥 6、19、20壓力繼電器 8、15、液壓順序閥 8、背壓閥 13、溢流閥 2、過濾閥6、 壓力表開關(guān) 10、減壓閥 18、二位四通換向閥 17、單向順序閥定位：二位四通換向閥左接，液壓油由1、液壓泵出油，流經(jīng)10、減壓閥，16單向閥，進入定位缸無桿腔；夾緊：液壓油從定位缸的有桿腔出來，進入夾緊缸的有桿腔，經(jīng)17、單向順序閥回油；快進：當液壓油的壓力滿足19、壓力繼電器的壓力時，繼電器發(fā)出信號，1Y通電，液壓油經(jīng)11、12、單向閥，3、三位五通換向

12、閥，5、二位二通換向閥進油；工進：當壓力油滿足6、壓力繼電器要求時，使3Y通電，油液只能由4、調(diào)速閥進入液壓缸；快退：關(guān)閉3、5、18換向閥，使油液回流；停止：接通2Y，利用3、三位五通換向閥的機能使之停止液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表。電磁鐵動作順序1Y2Y3Y快進+-工進+-+快退-停止-+-四、液壓元件的選擇4.1液壓泵的參數(shù)計算由表二可知工進階段液壓缸壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵 最高工作壓力可按式算出 因此泵的額定壓力可取1.2550.8Pa=63.5Pa。由表二可知，工進時所需要流量最小是0.32L/min，設(shè)溢流閥最小溢流量為2.5

13、L/min，則小流量泵的流量應(yīng)為，快進快退時液壓缸所需的最大流量是14L/min，則泵的總流量為。即大流量泵的流量。根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用YB-4/12型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速960r/min。4.2電動機的選擇系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量，大泵流量。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率P。a.差動快進差動快進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的

14、壓力損失。于是計算可得小泵的出口壓力（總效率=0.5），大泵出口壓力（總效率=0.5）。電動機效率 b、工進考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率=0.565，大泵的總效率=0.3）。電動機功率c.快退類似差動快進分析知：小泵的出口壓力（總效率=0.5）；大泵出口壓力（總效率=0.5）。電動機功率綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90L-6異步電動機。Y90L-6異步電動機主要參數(shù)表功率KW額定轉(zhuǎn)速r/min電流A效率%凈重kg1.19103.1573.5254.3液壓閥及過濾器的選擇根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中

15、的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表三中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表三 液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量型號1雙聯(lián)葉片泵16YB-4/122過濾器XU-B32*1003三位五通電磁閥3235-63BY4調(diào)速閥0.32Q-10B5二位二通電磁閥3222D-63BH6壓力繼電器D-63B7單向閥16I-25B8背壓閥0.16B-10B9液控順序閥0.16XY-25B10 減壓閥20J-63B11單

16、向閥12I-25B12單向閥12I-25B13溢流閥32Y-10B14壓力表開關(guān)K-6B15液控順序閥12XY-25B16單向閥20I-63B17單向順序閥XI-63B18二位四通電磁閥2024D-40B19壓力繼電器D-63B20壓力繼電器D-63B4.4油管的選擇根據(jù)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(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。5、油箱容積的確定中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額

17、定流量的57倍，本設(shè)計取6倍，故油箱容積為五、驗算液壓系統(tǒng)性能5.1壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整1.壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整工進時管路中的流量僅為0.314L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則 即小流量泵的溢流閥12應(yīng)按此壓力調(diào)整。2快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確

18、定大流量泵的卸載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=15m，通過的流量為進油路=16L/min=0.267，回油路=32L/min=0.534。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。、式中 v平均流速（m/s） d油管內(nèi)徑（m） 油的運動粘度（） q通過的流量（）則進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為由上可知，進回油路中的流動都是層流。（2）沿程壓力損失 由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速則壓力損失為在回油路上

19、，流速為進油路流速的兩倍即v=3.02m/s，則壓力損失為（3） 局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式（1-39）計算，結(jié)果列于下表部分閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量實際通過流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥2251620.82三位五通電磁閥6316/3240.26/1.03二位二通電磁閥633241.03單向閥251220.46若去集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為 查表一得快退時液壓缸負載F=526N；則快退時液壓缸的工作壓力為 按式（8-5）可算出快退時泵的工作壓力為 因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應(yīng)大于從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際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)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。5.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和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如前面計算 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=112L=,則按式（8-12）油箱近似散熱面積A為假定通風(fēng)良好，取油箱散熱系數(shù)，則利