液壓與氣壓傳動課程設計

1液壓與氣壓傳動課程設計2

設計任務布置3

一、設計題目

設計題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統。

設計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統。動力滑臺的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止，并且可以隨時在中途停止運動。利用平導軌，靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fd=0.1。其余參數與性能要求如下：

1）軸向切削力Ft=21kN；

2）移動部件總重力G=10kN；

3）快進行程l1=100mm，快進速度v1=4.2m/min；

4）工進行程l2=20mm，工進速度v2=0.05m/min；

5）加速和減速時間△t=0.2s；

6）快退速度v3=v1=4.2m/min。4

二、設計任務

1、完成液壓系統的設計、計算，編寫設計說明書一份；

2、在圖紙上繪制完成液壓系統原理圖、相關工程圖紙1套（包含液壓或氣動系統原理圖、集成油路圖、液壓閥組裝配圖、液壓泵站裝配圖、執(zhí)行元件裝配圖、液壓站總成裝配圖、零件工作圖等）

三、設計要求

1、設計的液壓傳動系統能正確完成規(guī)定的工作循環(huán)；

2、圖紙繪制正確，符合國家標準，圖面清晰整潔；

3、計算步驟完整，結果正確；

4、設計說明書內容完整，字體端正、編排符合規(guī)范。

四、設計進度安排

課程設計時間總共為2周，進度安排如下：設計準備方案分析設計計算系統校核與驗算繪工程圖編說明書設計總結0.5天1.5天2.5天1天3天1天0.5天5序號切削力Ft（kN）總重力G（kN）工進速度v（m/min）序號切削力Ft（kN）總重力G（kN）工進速度v（m/min）序號切削力Ft（kN）總重力G（kN）工進速度v（m/min）124100.051825100.083522110.05222120.061921100.073621120.06321120.072020120.063725100.08425140.052122100.083821100.07521100.072223100.063922100.08620120.062320120.064022120.05722100.082423120.074123100.07823100.082522120.084220120.08920120.072622120.074323110.081023110.052723100.084422120.061122120.082820120.074522100.071222100.082923110.054623110.071323110.073022120.064721120.061421120.063122100.084824100.081524100.073223110.064922100.071622140.063321130.075021110.051721120.053424100.065123120.06

附：

參數數據分配表6

第一階段工況分析7

一、運動分析

1、作動作循環(huán)圖如圖1所示。圖1動力滑臺動作循環(huán)圖快進快退工進

2、作一個工作循環(huán)的速度—位移曲線如圖2a）所示。

二、負載分析

1、負載計算

1）工作負載FLFL=Ft=21kN

2）摩擦負載Ff

靜摩擦負載Ffs=fsG=0.2×10=2kN

動摩擦負載Ffd=fdG=0.1×10=1kN83）慣性負載Fa

4）各階段總負載F

計算液壓缸各階段中的總負載F'和液壓缸推力F?？紤]密封等阻力，取ηm=0.9，則

F=F'/ηm

計算結果見表1所示。9

工況

計算公式

總負載F'（N）

缸推力F（N）啟動F=Ffs20002222.22加速F=Ffd+Fa113571507.78快進F=Ffd10001111.11減速F=Ffd﹣Fa2647718.89工進F=Ffd+FL2200024444.44制動F=Ffd+FL﹣Fa32199624440.00反向加速F=﹣Ffd﹣Fa4﹣1357﹣1507.78快退F=﹣Ffd﹣1000﹣1111.11制動F=﹣Ffd+Fa5﹣643﹣714.44表1液壓缸各中的負載10

2、作一個工作循環(huán)的負載—位移曲線如圖2b）所示。

F(N)s(mm)b）2222.221507.781111.11718.8924444.4424440.00﹣1507.78﹣1111.11﹣714.44圖2液壓缸的速度圖及負載圖v(m/min)s(mm)1004.2-4.21200.05a）11

三、液壓缸主要參數確定

1、初選液壓缸的工作壓力按負載大小根據表2選擇液壓缸工作壓力。負載F（kN）<55~1010~2020~3030~50>50壓力p（MPa）<0.8~1.01.5~2.02.5~3.03.0~4.04.0~5.0>5.0~7.0表2按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力

由表2初定液壓缸工作壓力p=3.0MPa。

2、計算液壓缸尺寸按最大負載Fmax計算缸筒面積A得

計算缸筒內徑D得12

按計算結果根據表3選擇缸筒內徑標準值。液壓缸內徑D…40、50、63、80、(90)、100、(110)、125、(140)、160…活塞桿直徑d…32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110…表3液壓缸內徑和活塞桿直徑標準系列（GB/T2348—1993）mm

按標準?。篋=100mm。根據快進和快退速度相等要求，擬定液壓系統在快進時采用差動連接。設活塞桿直徑為d，于是有

計算得

按標準?。篸=70mm。計算液壓缸有效作用面積為133、各工作階段的時間計算

1）快進階段143）快退階段2）工進階段工進階段制動加速度很小，制動行程很短，可忽略不計。154、計算液壓缸流量、壓力和功率

1）流量計算2）壓力計算163）功率計算4、繪制工況圖工作循環(huán)中液壓缸各階段壓力、流量和功率如表4所示。由表繪制液壓缸的工況圖如圖3所示。工況時間t（s）壓力p（MPa）流量q（L/min）功率P（W）快進1.630.2916.278.30工進24.003.110.420.73快退1.910.2816.878.40表4液壓缸各階段壓力、流量和功率17圖3液壓缸的工況圖t(s)p(MPa)3.110.290.28q(L/min)16.816.20.4t(s)P(W)78.30t(s)78.4020.73快進工進快退18

第二階段液壓系統設計19

一、液壓系統圖的擬定

1、選用執(zhí)行元件由系統動作循環(huán)圖，選定單活塞桿液壓缸做為執(zhí)行元件。根據快進和快退速度相等的要求，擬定在快進時采用差動連接，因此應使無桿腔有效面積為有桿腔有效面積的兩倍。

2、確定供油方式由工況圖分析可知，液壓缸在快進、快退時所需流量較大，但持續(xù)時間較短；而在工進時所需流量較小，但持續(xù)時間較長。因此從提高系統效率，節(jié)省能源的角度考慮，系統供油方式不宜采用單個定量泵，而宜采用雙泵或變量泵。因此參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油方式。

3、調速方式選擇由工況圖可知，快進和快退時有速度要求，因此在有桿腔油口處統一采用調速閥調速。工進時速度低，考慮到系統負載變化小，所以采用調速閥進油節(jié)流調速回路。204、速度換接選擇快進和工進之間速度需要換接，為便于對換接的位置進行適當的調整，因此采用二位二通行程閥來實現速度的換接。另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動回路。因此速度換接回路為行程與壓力聯合控制形式。

5、換向方式選擇采用三位五通電磁閥進行換向，以滿足系統對換向的各種要求。選用三位閥的中位機能為M型，以實現可以隨時在中途停止運動的要求。為提高換向的位置要求，擬采用止擋塊和壓力繼電器的行程終點返回控制。

6、其它選擇為便于觀察調整壓力，在液壓泵的出口處和液壓缸的兩接口處均設置測壓點，并配置多點壓力表開關，以便利用一個壓力表即能觀測各點壓力。完成以上各項選擇后，作出擬定的液壓系統原理圖和各電磁鐵的動作順序表如圖4所示。21

動作

快進

工進

快退1YA2YA電磁鐵動作表快進快退工進圖4液壓系統原理圖1YA2YA1516123456789101112131422

二、液壓系統的工作原理

1、快進按下起動按鈕，電磁鐵1YA通電，電磁換向閥8的閥芯右移，換向閥工作在左位，實現快進，油路為：

進油路：泵2→換向閥8左位→行程閥13下位→液壓缸左腔；回油路：液壓缸右腔→調速閥14→換向閥8左位→單向閥9→行程閥13下位→液壓缸左腔，形成差動連接。

2、工進當滑臺快速運動到給定位置時，滑臺上的撞塊壓下行程閥13閥芯，切斷通道，使壓力油經調速閥10進入液壓缸左腔。由于油液流經調速閥，系統壓力上升，打開液控順序閥7，此時單向閥9關閉，切斷液壓缸差動回路，實現工進，油路為：進油路：泵2→換向閥8左位→調速閥10→液壓缸左腔；回油路：液壓缸右腔→調速閥14→換向閥8左位→順序閥7→背壓閥6→油箱。233、快退當滑臺工進完畢之后，停留在止擋塊處，系統壓力升高，直到壓力繼電器12的調整值時，壓力繼電器動作，2YA通電，電磁換向閥8工作在右位，滑臺快退返回。快退油路為：進油路：泵2→調速閥14→換向閥8右位→液壓缸右腔；回油路：液壓缸左腔→單向閥11→換向閥8右位→油箱。

三、液壓元件的選擇

1、確定液壓泵的型號及電動機功率

1）計算液壓泵壓力估算壓力損失經驗數據：一般節(jié)流調速和管路簡單的系統取∑△pl=0.2~0.5MPa，有調速閥和管路較復雜的系統取∑△pl=0.5~1.5MPa。液壓缸在整個工作循環(huán)中最大工作壓力為3.11MPa，由于系統有調速閥，但管路簡單，所以取壓力損失∑△pl=0.5MPa，計算液壓泵的工作壓力為

pp=p+∑△pl=3.11+0.5=3.61MPa242）計算所需液壓泵流量考慮泄漏的修正系數K：K=1.1~1.3。液壓缸在整個工作循環(huán)中最大流量為16.8L/min。取回路泄漏修正系數K=1.1，計算得所需兩個液壓泵的總流量為

qp=1.1×16.8=18.48L/min

由于溢流閥最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時液壓缸所需流量為0.4L/min，所以高壓泵的流量不得少于3.4L/min。

3）選用液壓泵由[3]第5卷P158選用YB1—10/16型的雙聯葉片泵。液壓泵額定壓力為6.3MPa，排量分別為10mL/r和16mL/r，取容積效率ηpV=0.85，總效率η=0.8，額定轉速分別為1450r/min和960r/min.4）選用電動機擬選Y系列三相異步電動機，滿載轉速960r/min，按此計算液壓泵實際輸出流量為

qp=（10+16）×10﹣3×960×0.85=21.22L/min25

計算所需電動機功率為

由[3]第4卷P569選用Y132S-6電動機。電動機額定功率為3KW，滿載轉速為960r/min。

2、選擇閥類元件及輔助元件

1）標準件根據系統的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，由產品目錄確定這些元件的型號及規(guī)格如表5所示。

2）非標件

a）油管油管尺寸根據實際流量類比確定，采用內徑為16mm，外徑為20mm的紫銅管。

b）油箱油箱容積計算如下

V=（5~7）qp=（5~7）×21.22=106.1~148.54L

取V=150L。26序號名稱通過流量qmax(L/min)型號及規(guī)格1濾油器24.96XU-C32×100B2雙聯葉片泵21.22YB1—10/163溢流閥8.11Y-10B4單向閥13.61I-25B5順序閥13.61X-B25B6溢流閥8.37Y-10B7順序閥8.37XB-25B8三位五通電磁換向閥21.2235D-25BM9單向閥8.37I-25B10調速閥16.20Q-25B11單向閥16.80I-25B12壓力繼電器DP-25B13二位二通行程閥24.5722D-25B14調速閥21.22Q-25B15壓力表開關K-3B16壓力表Y-100T17電動機Y132S-6表5液壓元件型號及規(guī)格27

第三階段驗算性能完成設計28

一、液壓系統的性能驗算

1、壓力損失驗算按液壓泵的實際輸出流量估算壓力損失。

1）油液在油管中的流速進油管流速v'回油管流速v"2）沿程壓力損失△Pf

設系統采用L-HM32液壓油，室溫為20℃時粘度為

ν=1.0×10﹣4m2/sa）進油沿程壓力損失△Pf1

層流狀態(tài)：λ1=75/Re1=75/552=0.1429b）回油沿程壓力損失

層流狀態(tài)：λ2=75/Re2=75/281=0.27

取油液的密度為ρ=890kg/m3，進、回油管長度均為2m，得進油沿程壓力損失為c）總沿程壓力損失303）局部壓力損失△Pr

局部壓力損失包括液壓閥的壓力損失及管道和管接頭的壓力損失。液壓閥的損失很小，可以忽略不計。管道和管接頭壓力損失一般取沿程壓力損失的10%計算，于是△pr=10%△pf=0.1×0.48=0.05MPa4）總壓力損失∑△p∑△p=∑△pf+∑△pr=0.48+0.