臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)

。大學(xué)液壓與氣壓課程設(shè)計說明書題 目臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺的液壓系統(tǒng)專 業(yè)機(jī)械設(shè)計制造及其自動化班 級機(jī)制0912姓 名。學(xué) 號。指導(dǎo)教師職 稱。 2012年10月 14 日目 錄第一章 明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求3第二章 負(fù)載與運(yùn)動分析3第三章 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4第四章 擬定液壓系統(tǒng)原理圖5第五章 計算和選擇液壓件8第六章 液壓缸設(shè)計基礎(chǔ)13第七章 驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能18設(shè)計小結(jié) 19參考文獻(xiàn) 19引 言 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(diǎn) 易于獲得較大 的力或力矩 功率重量比大 易于實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動 易于實(shí)現(xiàn)較大范圍的無級變速 傳遞運(yùn)動平穩(wěn) 可實(shí)現(xiàn)快速而且無沖擊 與機(jī)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(shí)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。 液壓傳動的基本目的就是用液壓介質(zhì)來傳遞能量 而液壓介質(zhì)的能量是由其 所具有的壓力及力流量來表現(xiàn)的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質(zhì)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。 液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個部門得到廣泛的應(yīng)用 而且越先進(jìn)的設(shè)備 其應(yīng)用液壓系統(tǒng)的部門就越多。第1章 明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求1. 設(shè)計要求 設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，動力滑臺的工作循環(huán)是：快進(jìn)工進(jìn)快退停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力為用21000N,移動部件總重力為10000N，快進(jìn)行程為 100mm，快進(jìn)與快退速度均為 4.2mmin，工進(jìn)行程為 20mm，工進(jìn)速度為 0.05mmin，加速、減速時間為0.2s，利用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1，動力滑臺可以隨時在中途停止運(yùn)動，試設(shè)計該組合機(jī)床的液壓傳動系統(tǒng)。第2章 負(fù)載與運(yùn)動分析 負(fù)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(jī)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(jìn)行工況分析時 本設(shè)計實(shí)例只考慮組合機(jī)床動力滑臺所受到 的工作負(fù)載、慣性負(fù)載和機(jī)械摩擦阻力負(fù)載 其他負(fù)載可忽略。（1）工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力 FW =21000N（2） 阻力負(fù)載 阻力負(fù)載主要是工作臺的機(jī)械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力，導(dǎo)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FS,則靜摩擦阻力FS=0.2X10000=2000N，同理動摩擦阻力FV=0.1X10000=1000N。 ( 3 ) 慣性負(fù)載 最大慣性負(fù)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(jìn)行計算。已知啟動換向時間為 0.05s 工作臺 最大移動速度 即快進(jìn)、快退速度為 4.2m/min 因此慣性負(fù)載可表示為 (4) 運(yùn)動時間 快進(jìn) 1.4s 工進(jìn) 24.1s 快退 設(shè)液壓缸的機(jī)械效率 =0.9，得出液壓缸在各階段的負(fù)載和推力，如表1表1 液壓缸在各運(yùn)動階段的負(fù)載和推力（=0.9）工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載液壓缸推力啟 動加 速快 進(jìn)工 進(jìn)反向啟動加 速快 退2000135010002200020001350100022221500111124444222215001111 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動時間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如圖1所示。圖1 F-t與-t圖 圖1 速度負(fù)載循環(huán)圖 a)工作循環(huán)圖 b）負(fù)載速度圖 c)負(fù)載速度圖第三章 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)1.初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計的動力滑臺在工進(jìn)時負(fù)載最大，在其他工況負(fù)載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=3MPa。2計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進(jìn)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(jìn)時液壓缸差動連接。工進(jìn)時為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/ KN50工作壓力/MPa 0.811.522.5334455表3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī) 床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械液壓鑿巖機(jī)液壓機(jī)大中型挖掘機(jī)重型機(jī)械起重運(yùn)輸機(jī)械磨床組合機(jī)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(bǔ)油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計 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(jìn)油時活塞運(yùn)動速度；2有桿腔進(jìn)油時活塞運(yùn)動速度。由于工作進(jìn)給速度與快速運(yùn)動速度差別較大，且快進(jìn)、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運(yùn)動的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)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(guān)系。 工進(jìn)過程中，當(dāng)孔被鉆通時，由于負(fù)載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.6MPa?？爝M(jìn)時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.7MPa。工進(jìn)時液壓缸的推力計算公式為因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 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(guān)系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707109=77mm，根據(jù)GB/T23481993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積分別為： 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。 表7 液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進(jìn)油腔壓力p1/MPa輸入流量q10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進(jìn)啟動2222.20.44加速1507.9p1+p0.74恒速1111.1p1+p0.660.350.23工進(jìn)34444.40.63.910.7910-20.031快退啟動2222.20.50加速1507.90.51.40恒速1111.10.51.310.450.59注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取p=0.5MPa。2 快退時，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。第3章 擬定液壓系統(tǒng)原理圖1選擇基本回路1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運(yùn)動速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失引起運(yùn)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(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.7910-2)44；其相應(yīng)的時間之比(t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.1=0.13。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(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。(3) 選擇快速運(yùn)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(yùn)動回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動?？紤]到從工進(jìn)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(shí)現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大（1/2=0.07/(0.8310-3)84），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。(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(jìn)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(jìn)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。 圖2 液壓缸工況圖 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，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(jìn)、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(jī)床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運(yùn)動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機(jī)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(dāng)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。第五章 計算和選擇液壓件1確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=2.86MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=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(jìn)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為p1=1.40MPa，比快進(jìn)時大?？紤]到快退時進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 (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0.410-3 m3/s ，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(jìn)時的流量為0.7910-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.5L/min。(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率根據(jù)以上壓力和流量數(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(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=910r/min時，其理論流量分別為5.5L/min和24L/min，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實(shí)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p=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)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Y90L6型電動機(jī)，其額定功率為1.1KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。2.確定其他元件及輔件 (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(shí)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(jìn)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PV2R12-6/265.0/21.3162三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調(diào)速閥1Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥1B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.211濾油器36.6XU80200806.30.0212壓力表開關(guān)K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14 *注：此為電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為910r/min時的流量。 (2) 確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實(shí)際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動階段的運(yùn)動速度、時間以及進(jìn)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(shí)際運(yùn)動速度、時間和流量快進(jìn)工進(jìn)快退 、由表可以看出，液壓缸在各階段的實(shí)際運(yùn)動速度符合設(shè)計要求。 表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 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號冷拔鋼管。(3) 確定油箱 油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=24；中壓系統(tǒng)，=57；高壓系統(tǒng)，=612。現(xiàn)取=6，得 按JB/T7938-1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250L第六章 液壓缸設(shè)計基礎(chǔ)1.液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長度取決于負(fù)載運(yùn)行的有效長度（活塞在缸筒內(nèi)能夠移動的極限距離）、導(dǎo)向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系。活塞寬度。活塞有效行程取決于主機(jī)運(yùn)動機(jī)構(gòu)的最大行程，=0.10+0.02=0.12m。導(dǎo)向長度 ，缸筒長度 。2. 主要零件強(qiáng)度校核 1.缸筒壁厚=4mm 因?yàn)榉桨甘堑蛪合到y(tǒng)，校核公式,式中： -缸筒壁厚（） -實(shí)驗(yàn)壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力 D-缸筒內(nèi)徑 D=0.11m -缸筒材料的許用應(yīng)力。，為材料抗拉強(qiáng)度（MPa）,n 為安全系數(shù)，取n=5。對于P116MPa.材料選45號調(diào)質(zhì)鋼，對于低壓系統(tǒng) 因此滿足要求。 2.缸底厚度1=11mm (1).缸底有孔時： 其中 (2).缸底無孔時，用于液壓缸快進(jìn)和快退； 其中 3.桿徑d , 式中F是桿承受的負(fù)載（N）F=34444.4N 是桿材料的許用應(yīng)力， =100 4.缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1 式中 K-擰緊系數(shù)，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大負(fù)載（N）； z-螺栓個數(shù)； -螺栓材料的許用應(yīng)力， ，為螺栓材料的屈服點(diǎn) （MPa），安全系數(shù)n=1.22.5 5.液壓缸穩(wěn)定性計算液壓缸承受的負(fù)載F超過某臨界值時將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核： 式中 nc- 穩(wěn)定性安全系數(shù) ，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞動，由桿材料知硬鋼，因此 因此滿足穩(wěn)定性要求。 6.液壓缸緩沖壓力液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力，當(dāng)值超過缸筒、缸底強(qiáng)度計算的時，則以取代。在緩沖時，緩沖腔的機(jī)械能力為，活塞運(yùn)動的機(jī)械能為。活塞在機(jī)械能守恒中運(yùn)行至終點(diǎn)。 式中： 通過驗(yàn)算，液壓缸強(qiáng)度和穩(wěn)定性足以滿足要求。第七章 驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能1驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按式估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不考慮。壓力損失的驗(yàn)算應(yīng)按一個工作循環(huán)中不同階段分別進(jìn)行。 1快進(jìn) 滑臺快進(jìn)時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10的流量是27.9L/min、通過電液換向閥2的流量是26.3L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合,以流量49.7L/min通過行程閥3進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，總壓降為 0.11MPa此值小于估計值0.5MPa，所以是安全的。 2工進(jìn)滑臺工進(jìn)時，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2的流量是0.5L/min，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的流量是0.24L/min、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0.6MPa。通過順序閥7的流量為（0.24+28.1）=28.34L/min，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為 此值與表4選取的背壓值基本相符。故可按表7的公式重新計算工進(jìn)時液壓缸進(jìn)油腔的壓力p1，即 此略高于表7數(shù)值2.86Mpa?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓為 此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。和快退工況下的壓力損失計算如下：3快退滑臺快退時，在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10的流量為27.9L/min、通過電液換向閥2的流量為26.3L/min。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13的流量都為56L/min,然后返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為 此值遠(yuǎn)小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力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)，因此大流量液壓泵卸荷的順序