汽車變速箱箱體孔系鏜孔專用組合機床的液壓系統(tǒng)

1、一、課程設計題目與其設計要求1二、系統(tǒng)工況分析與方案選擇1三、液壓元件的計算與產品選擇4四、主要部件的結構特點分析與強度校核計算8五、液壓系統(tǒng)驗算10六、課程設計簡單小結15七、參考文獻15一、液壓設計題目與設計要求設計一臺汽車變速箱箱體孔系鯉孔專用組合機床的液壓系統(tǒng)。要求該組合機床液壓系統(tǒng)要完成的工作循環(huán)是：火具夾緊工件T工作臺快進T工作臺1工進T工作臺2工進T終點停留T工作臺快退T工作臺起點停止T夾具松開工件。該組合機床運動部件的重量(含工作臺的多軸箱等部件)為20000N,快進、快退速度為6m/min,1工進的速度為8001000mm/min,2工進的速度為600800mm/min,工作

2、臺的導軌采用山型一平面型組合導軌支撐方式；火具火緊缸的行程為25mm。夾緊力在2000014000之間可調，夾緊時間不大丁1秒鐘。二、系統(tǒng)工況分析與方案選擇1.工況分析根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖1-1所示。計算各階段的外負載，如下：液壓缸所受外負載F包括三種類型，即F=F+Ff+Fa(1-1)式中F工作負載，對丁金屆鉆鯉專用機床，既為工進時的最大軸向切削力，為20000N;Fa運動部件速度變化時的慣性負載；Ff一導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦力阻力，對丁平導軌Ff可由下式求得Ff=f(G+FRn)；G運動部件重力；FRn垂直丁導軌的工作負載，本設計中為零

3、；f一導軌摩擦系數(shù)，在本設計中取靜摩擦系數(shù)為0.2,動摩擦系數(shù)為0.1。則求得Ffs=0.2X20000N=4000N(1-2)Ffa=0.120000N=2000N上式中Ffs為經摩擦阻力,Ffa為東摩擦阻力。iaFa式中g一重力加速度;At一加速或減速時間，一般At=0.010.5s取:t=0.1s。A。一At時間內的速度變化量。F20000a在本設計中6N=4082N9.80.160根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載(見表1-1)，并畫出如圖1-2所示的負載循環(huán)圖。6422003505002200082302000工作循環(huán)外負載F(N)工作循環(huán)外負載F(N)啟動、加速F=Ffs

4、+Fa8230N工進F=Ffa+%22000N快進F=Ffa2000N快退F=Ffa2000N圖1-2負載循環(huán)圖圖1-1速度循環(huán)圖表1-1工作循環(huán)各階段的外負載2.擬定液壓系統(tǒng)原理圖(1) 確定供油方式考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或者變量泵供油。本設計采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。(2) 夾緊回路的選擇采用二位四通電磁閥來控制火緊缸夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應采用進油路裝個單向閥保壓夾緊方式。為了實現(xiàn)夾緊力的大小可調和保持夾緊力的穩(wěn)定，在該回路中裝有減壓閥。并采用壓

5、力繼電器對工進主油路電磁閥發(fā)出信號，使工進缶工動作。圖1-3液壓系統(tǒng)原理圖(4)調速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調速閥。根據(jù)鉆鯉類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定技術要求的特點，采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。(5)速度換接方式的選擇本設計采用電磁閥的快慢速度換接回路，它的特點是結構簡單、調節(jié)行程方便，閥的安裝也容易。最后把所選擇的液壓回路組合起來，既可組成圖13所示的液壓系統(tǒng)原理圖。三、液壓元件的計算與產品選擇(1) 液壓缸主

6、要尺寸的確定。1) 工作壓力P的確定。工作壓力P可根據(jù)負載大小及其機器的類型來初步確定，參閱表2-1取液壓缸工作壓力為3MPa。計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F為23000N,按表2-2可取P2為0.5MPa,吐頃為0.95,按表2-3,取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式4F(2-3)可得D=42200053.14乂40勺0尺0.95乂14V-0-721m=10.04本設計中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積，既A=：D2d2=-102-72cm2=40cm2由式（2-4）得最小有效面積minqmin_0.05103min10cm

7、2=5cm因為滿足AAmin，故液壓缸能達到所需低速。3）計算在各工作階段液壓缸所需的流量222.3q快進d?？爝M乂（7乂10）x6m/min23.04L/minq2工進：223.Dv)2x進一k0.10.7m/min5.495L/min44q1工進223Di工進=x0.1乂0.9m/min7.065L/min44q快退=(D2d2k快退=一乂(0.12_0.072)x6m3/min=24L/min44q夾=:-D2夾=蘭k0.12K30x10J3x60m3/min=14.13L/min44（2）確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格1）泵的工作壓力的確定?？紤]到正常工作中進油路有一定的壓力損失

8、，所以泵的工作壓力為Pp=Pi+P式中Pp液壓泵最大工作壓力;Pi執(zhí)行元件最大工作壓;瓦Ap進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.20.5MPa,復雜系統(tǒng)取0.51.5MPa,本設計取0.5MPa。Pp=Pi+p=30.5MPa=3.5MPa上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力Pn應滿足Pn芝（1.251.6）Pp。中低壓系統(tǒng)取最小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本設計中Pn=1.25Pp=4.4MPa。2）泵的流量確定。液壓泵的最大流量應為qp-kLqmax式中qP液壓泵的

9、最大流量；伐qma-一同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。2系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取=1.11.3,本設計取=1.2。qPNkL伐qmax=1.2x24L/min=28.8L/min3）選擇液壓泵的規(guī)格。根據(jù)以上算得的Pp和qP,查找相關手冊，選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量qo=25Ml/r,泵的額定壓力Pn=6.3MPa,電動機的轉速nH=1450r/min,容積效率為n七=0.88,總效率=0.7。4）與液壓泵匹配的電動機的選定。首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由丁在慢進時泵輸出的流量減少，泵的效率急劇下降，

10、一般當流量在0.21L/min范圍內時，可取n=0.030.14。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算，即(1-6)PBqpn式中Pn所選電動機額定功率；PB限壓式變量泵的限壓力；qP壓力為Pb時，泵的輸出流量。首先計算快進的功率，快進的外負載為3000N,進油路的壓力損失定為0.3MPa,由式（1-4）可得-20006Pp=x10+0.3MPa=0.82MPa-x0.072Amin穩(wěn)定速度的最小有效面積Amin=冬=跟=0.83cmVmin60故可以滿足最小穩(wěn)定速度的要求。(3) 液壓缶工壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計

11、算jG+0.4Py1仲l.3Py-1一100,J110+0.4X3.5X1.25dI2110-1M3.5x1.25=1.75mm(4) 故即可求出缸體的外徑DND+28=100+2乂1.75=103.5mm根據(jù)無縫鋼管標準選取D=120mm液壓缸工作行程的確定(5) 根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表2-6中的系列尺寸可選得進給液壓缸工作行程H=500mm位蓋厚度的確定選取無孔的平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求用下面公式進行近似計算t-.433D2、得t芝0.433一100J351.25=8.64mm故取t=35mm110(6) 最小導向長度的確定對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿

12、足以下要求H芝支+；故可得夾緊缸最小導向長度500,75mm。202活塞的寬度B一般由公式B=(0.61.0)D得進給缸活塞寬度B=0.8X100=80mm；當液壓缸內徑D80mm時，活塞桿滑動支承面的長度=(7) (0.61.0)d故L=0.863=50.4mm；缸體長度的確定一般液壓缸缸體長度不應大丁內徑的2030倍，即缸體長度L100x25=2500mm根據(jù)該液壓系統(tǒng)最大行程并考慮活塞的寬度選取L=590mm(8) 活塞桿穩(wěn)定性的驗算由丁該進給液壓缸支承長度LB=50013xd=13x63=819mm故不須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性和進行驗算。五、液壓系統(tǒng)驗算已知該液壓系統(tǒng)中進、回油管的內勁均

13、為14mm,各段管道的長度分別為：AB=1.7m,AC=0.3m,AD=1.7m,DE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15也時該液壓油的運動粘度曰=150cst=1.5cm2/s，油的密度P=920kg/m3。1. 壓力損失的驗算1)工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為1m/min,進給時的最大流量為7.065L/min,則液壓油在管內流速u為-q1=7d4-347.065102cm/min=150cm/s3.1412Re11d管道流動雷諾系數(shù)Re1為1501.4=1401.5Re110圣冏=0.22KW60此時的功率損失為P=P輸入-P輸出=0.63-

14、0.22KW=0.41KW當u=100cm/min時，q=7.065Lmin，總效率皿=0.7,貝U6.37.065P輸入=KW=0.54KW60乂0.7100/項P輸入=氏=22000勺0亳x10KW=0.37KW60P=P輸入一P輸出=0.540.37KW=0.13KW可見在工進速度低時，功率損失為02.28KW,發(fā)熱量最大。假設系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K=10X10KW/(cm2=C),油箱的散熱面積AA=0.0653V2=0.0653.1602m2=1.92m2系統(tǒng)的溫升為p0.41i=;C=21.4CKA1010*1.92驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內六、課程設計簡單小結通過對本學期的液壓課程設計使我加深了對所學知識的掌握，同時也提高對設計液壓系統(tǒng)的設計步驟和設計思想認識，并能比較熟練地運用CA成進行繪圖;在整個課程設計的過程中通過廣泛地查找有關資料和熟練運用有關的國家標準來進行設計，為今后進行畢業(yè)設計打下一個良好的基礎；同時也感謝老師和同學對我的指導。七、參考文獻液壓系統(tǒng)設計簡明手冊/楊培元，朱福元主編.一一北京：機械工業(yè)出版社，1999.12機電液設計手冊/蔡春源主編中北京：機械工業(yè)出版社東北大學出版社，1997.11. 機械設計手冊.單行本.液壓控制/成大先主編一一化學工業(yè)出版社，2004.1210m根據(jù)表