臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計說明書

1、目 錄引 言1、明確液壓系統(tǒng)的設計要求.32、負載與運動分析.3 2.1負載分析.4 2.2速度分析.53、選定液壓系統(tǒng)主要參數.6 3.1初選液壓缸工作力.6 3.2計算液壓缸結構數.74、擬定液壓系統(tǒng)圖.8 4.1選擇基本回路.8 4.2回路的合成.95、液壓元件的選擇.11 5.1液壓泵及驅動電動機功率的確定.11 5.1液壓泵及驅動電動機功率的確定.126、系統(tǒng)油液升溫驗算.13設計小結.14參考文獻.15引 言液壓系統(tǒng)已經在各個部門得到越來越廣泛的應用，而且越先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部門就越多。液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的，液壓傳動有以下優(yōu)點：易于獲得較大的力或力矩，功率重量

2、比大，易于實現往復運動，易于實現較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現標準化、系列化。液壓傳動的基本目的就是用液壓介質來傳遞能量，而液壓介質的能量是由其所具有的壓力及力流量來表現的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質的壓力和流量，因此液壓基本回路的作用就是三個方面：控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 1.明確液壓系統(tǒng)的設計要求 設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

3、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。機床快進快退速度約為6 mmin，工進速度可在30120mmmin范圍內無級調速, 快進行程為200mm，工進行程為50mm，最大切削力為25kN，運動部件總重量為15 kN，加速（減速）時間為0.1s，采用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。2.負載分析與速度分析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，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受

4、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。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，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6m/min，因此慣性負載可表示為 如果忽略切削

5、力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據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，如表1所示。表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N）工況負載組成負載值F/N推力F/N定位夾緊60006666.67啟動加速3029.043365.6快進15001666.66工進2650029444.44快退15001666.662. 2速度分析 根據負載計算結果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖1（a）所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據已知的設計參數進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程L1=200mm、工進行程

6、L2=50mm、快退行程L3=250mm，工進速度?？爝M、工進和快退的時間可由下式分析求出?？爝M 工進 快退 根據上述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)繪制負載圖（F-t）如圖1(b),動力滑臺速度循環(huán)圖如圖1（c)所示。圖1 動力滑臺速度負載循環(huán)圖 a)工作循環(huán)圖 b）負載速度圖 c)負載速度圖3.確定液壓缸主要參數3.1初選液壓缸工作壓力由表2可知，取動力滑臺液壓缸工作壓力4MP，所需夾緊力不得超過6000N ，取夾緊液壓缸工作壓力為1.5MP.表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.533445

7、53.2計算液壓缸結構參數為使液壓缸快進與快退速度相等，選用單出桿活塞缸差動連接的方式實現，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，動力滑臺液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現象，因此動力滑臺液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MP，快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.6MPa。夾緊液壓缸回油背壓取0MPa，快退時背壓取0.5MPa。工進時動力滑臺液壓缸的推力計算公式為，因此，根據已知參數，動力滑臺液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算

8、為夾緊液壓缸無桿腔的有效作用面積動力滑臺液壓缸缸筒直徑為 夾緊液壓缸缸筒直徑為 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此動力滑臺活塞桿直徑為d=0.707×102.1=72.2mm，夾緊缸活塞桿直徑為=0.707×80.8=57.1mm圓整后取D=110mm，d=80mm。80mm,=56mm此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 工進時采用調速閥調速，其最小穩(wěn)定流量，設計要求最低工進速度，經驗算可知滿足3. 計算液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率 差動時液壓缸有桿腔壓力大于無桿腔，取兩腔間回路及閥上壓力損失為0.5MPa， 計算結果如

9、表3所示。表3 各工況下的主要參數值工作循環(huán)負載F/N回油背壓P2/MPa進油壓力P1/MPa輸入流量輸入功率P/Kw計算公式定位夾緊6666.6702.6-快進啟動加速3365.61.12恒速1666.660.780.500.39工進29444.40.83.480.004750.0190.01650.066 快退起動加速3365.60.62.02恒速1666.660.61.650.4480.74松開-4.擬定液壓系統(tǒng)圖4.1選擇基本回路（1）調速回路 因為液壓系統(tǒng)功率較小，且只有正值負載，所以選用進油節(jié)流調速回路。因為有較好的低速平穩(wěn)性和速度負載特性，可選用調速閥調速，并在液壓缸回路上設置背

10、壓。 （2）泵供油回路 由于系統(tǒng)最大流量與最小流量比值為105，且在整個工作循環(huán)過程中的絕大部分時間里泵在高壓小流量狀態(tài)下工作，并且夾緊裝置需要保壓補充缸的泄露，為此采用雙聯泵，以節(jié)省能源提高效率。 （3）速度換接回路和快速回路 由于快進速度與工進速度相差很大，為了換接平穩(wěn)，選用行程閥控制的換接回路?？焖龠\動通過差動回路來實現 （4）換向回路 為了換向平穩(wěn)，選用電液換向閥。為了便于實現液壓缸中位停止和差動連接，采用三位四通閥和兩位兩通閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。 （5）壓力控制回路 系統(tǒng)工作狀態(tài)時高壓小流量泵的工作壓力由溢流閥調整，同時用順序閥來實現低壓

11、大流量泵卸荷。 （6）順序動作回路由于系統(tǒng)工作狀態(tài)為先定位夾緊，后鉆孔加工，且最大夾緊力不得超過6000N,因此選用壓力控制的順序動作回路，利用壓力繼電器和順序閥作為控制元件來控制動作順序。 （7）保壓回路本系統(tǒng)對夾緊液壓缸的保壓性能有嚴格要求，故采用液控單向閥和電接觸式壓力表的自動補油保壓回路，這種回路保壓時間長，壓力穩(wěn)定性高。4.2回路的合成對選定的基本回路在合成時，有必要進行整理、修改和并歸1） 為防止機床停止工作是系統(tǒng)中的油液回油箱，應增設單向閥。2） 要實現差動快進，必須在回油路上設置液控順序閥12，已阻止油液流回油箱。3） 設置壓力表開關及壓力表合并后完整的液壓系統(tǒng)如圖大泵，2、小

12、泵，3、濾油器，4、外控順序閥，5、15、單向閥， 6、溢流閥，7、電液換向閥，8、單向行程調速閥，9、壓力繼電器，10、主液壓缸，11、二位三通電磁換向閥，12、背大壓閥，13、二位二通換向閥，14、減壓閥，16、帶定位裝置的二位四通電磁換向閥，17、單向順序閥，18、夾緊液壓缸，19、定位液壓缸A、工件夾緊：5YA通電定位：壓力油減壓閥14單向閥15電磁閥定位缸19無桿腔 定位缸19有桿腔電磁閥油箱夾緊:工件定位后，壓力油升高到單向順序閥開啟的壓力，單向順序閥開啟，壓力油單向順序閥夾緊缸18無桿腔夾緊缸18有桿腔電磁閥油箱,工件夾緊到位，壓力油壓力升高到壓力繼電器調定壓力，繼電器發(fā)信，1Y

13、A通電，主系統(tǒng)快進。B、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液壓缸有桿腔電磁閥11電液換向閥7單向行程調速閥8主缸C：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調定壓力，進油路高壓油切斷單閥5供油路,打開外控順序閥4，大泵卸荷，接通經背壓閥12通油箱油路。大泵外控順序閥5（卸荷閥）油箱（大泵卸荷）小泵2電液換向閥7單向行程調速閥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背壓閥12油箱D、快退：1YA斷電，2YA、3YA、4YA

14、通電工進結束，液壓缸碰上死擋鐵，壓力升高到壓力繼電器調定壓力，壓力繼電器發(fā)出信息，1YA斷電，2YA、3YA、4YA通電大泵單向閥5電液換向閥7電磁閥11主液壓缸有桿腔小泵2 主液壓缸無桿腔單向行程調速閥8電液換向閥7電磁閥13油箱小泵2 主液壓缸無桿腔快退到位碰行程開關，行程開關發(fā)信，6YA通電，下步工件松夾。E、工件松夾：6YA通電壓力油減壓閥14單向閥15電磁閥定位缸19和定位缸18的有桿腔定位缸19無桿腔電磁閥油箱夾緊缸18無桿腔單向順序閥的單向閥電磁閥油箱 電磁鐵動作表4動作1YA2YA3YA4YA5YA6YADP1DP2工件夾緊 快進 工進 快退 工件松夾 5.液壓元件的選擇5.1

15、液壓泵及驅動電動機功率的確定本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數和規(guī)格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。（1）液壓泵的工作壓力已知液壓缸最大工作壓力為3.48Mpa,取進油路上壓力損失為1Mpa，則小流量泵最高工作壓力為4.48Mpa，選擇泵的額定壓力應為。大流量泵在液壓缸快進快退時工作壓力較高，取液壓缸快進快退時進油路上壓力損失為0.4Mpa，則大流量泵的最高工作壓力為（2.02+0.4）Mpa=2.42Mpa，卸荷閥的調整壓力應高于此值。（2）液壓泵流量的計算 取系統(tǒng)的泄漏系數K=1.2，則泵的最小供油量為 由于工進時所需的最大流量是，溢流閥最小穩(wěn)

16、定流量為，小流量泵最小流量為大流量泵最小流量為（3） 確定液壓泵規(guī)格 對照產品樣本可選用雙聯葉片泵，額定轉速960r/min，容積效率為0.9，大小泵的額定流量分別為34.56L/min和5.44L/min，滿足以上要求。（4） 確定液壓泵驅動功率 液壓泵在快退階段功率最大，取液壓缸進油路上壓力損失為0.5Mpa，則液壓泵輸出壓力為2.15Mpa。液壓泵的總效率液壓泵流量40L/min，則液壓泵驅動快退所需功率P為 據此選用Y112M-6B5立式電動機，其額定功率為2.2KW，轉速為940r/min，液壓泵輸出流量為33.84L/min、5.33L/min，任能滿足系統(tǒng)要求。5.2元件、輔件選

17、擇根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表5所列。 表5 液壓元件規(guī)格及型號編號元件名稱規(guī)格型號額定流量qn/L/min1雙聯葉片泵(34.56+5.44)2濾油器WU-63×180633單向閥DF-B20H2634溢流閥YFB-10B635三位四通電液換向閥34DY-L32H-T1006單向行程調速閥QA-H10407壓力繼電器DP-63型-8背壓閥P-D6B209減壓閥JF3-C10B66.310二位四通電磁換向閥 10011單向順序閥AXF3-C10E636.系統(tǒng)液油升溫驗算 系統(tǒng)在工作中絕大部分時間是處在工作階段，所以

18、可按工作狀態(tài)來計算溫升、設小流量泵工作狀態(tài)壓力為4.48Mpa，流量為5.33L/min，經計算其輸入功率為497W。大流量泵經外控順序閥卸荷，其工作壓力等于閥上的局部壓力損失數值。閥額定流量為63L/min，額定壓力損失為0.3Mpa，大流量泵流量為33.84L/min，則為 大流量泵的輸入功率經計算為70.5W系統(tǒng)單位時間的最小有效功率為系統(tǒng)單位時間內的發(fā)熱量為當油箱的高、寬、長比例在1：1：1到1：2：3范圍內，且油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似為 取油箱有效容積V為0.25，散熱系數K為，得即在溫升許可范圍內設計小結經過近一周的努力，終于有了成果，完成了此次課程設計，再一次系統(tǒng)性的學習了有關液壓方面的知識，此次課程設計，感觸良多，收獲頗豐。通過這次課程設計，讓我們每個人都再一次切身體驗了課程設計的基本模式和相關流程。在這次課程設計中，我學會了怎樣根據老師所給的題目去構思，收集和整理設計中所需要的資料。在這些日子里，我們都夜以繼日的演算相關數據，在參考書上尋找參考資料，使我們真正地嘗試到了作為一名設計者的辛酸與喜悅。通過本次課程設計，我們將理論知識與實際設計相結合，真正做到了理論聯系