液壓課設(shè)-__臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1、課程設(shè)計(jì) 課程名稱 液壓與氣壓傳動(dòng) 課題名稱 臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床系統(tǒng)設(shè)計(jì) 班 級(jí) 機(jī)制122班 姓 名 高 亮 學(xué) 號(hào) 實(shí)習(xí)地點(diǎn) 實(shí)踐中心6B-108 實(shí)習(xí)時(shí)間 6.236.26 指導(dǎo)老師 朱元右 南京工程學(xué)院2015.6.26目錄液壓與氣壓傳動(dòng)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1一、工況分析21.1工作負(fù)載FW21.2阻力負(fù)載21.3慣性負(fù)載2二、擬定液壓系統(tǒng)原理圖52.1確定供油方式52.2調(diào)速方式的選擇52.3速度換接方式的選擇52.4加緊回路選擇5三、確定液壓缸主要參數(shù)73.1初選液壓缸工作壓力73.2計(jì)算液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)7四、液壓元件的選擇94.1液壓泵及驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率的確定94.1.1液壓泵的選擇

2、94.1.2電動(dòng)機(jī)的選擇94.2元件、輔件選擇104.2.1.液壓閥及過濾器的選擇104.2.2. 油管的選擇114.2.3. 油箱容積的確定11五、液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算125.1壓力損失的驗(yàn)算125.2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算15參考文獻(xiàn)16總 結(jié)16液壓與氣壓傳動(dòng)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題課題：臥式單面多軸組合機(jī)床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)要求如下：（1） 工作循環(huán)為：夾緊快進(jìn)工進(jìn)快退松開停止（2） 移動(dòng)部件總重10000N，向切削力21000N，快進(jìn)行程 100mm，快進(jìn)與快退速度 4.2mmin，工進(jìn)行程 20mm，工進(jìn)速度 0.05mmin（3） 夾緊時(shí)移動(dòng)部件總重量1800N，夾緊力6000N，夾緊缸行程

3、30mm二、設(shè)計(jì)任務(wù)（1）液壓傳動(dòng)系統(tǒng)圖1張（A2/A3，含明細(xì)表、電器動(dòng)作順序表、工作循環(huán)圖）（2）裝配圖1張（A1/A2）（3）零件圖1張（圖幅自定）（4）說明書一份（不少于6000字）三、設(shè)計(jì)進(jìn)度安排（1）第一天：工況分析、擬定液壓原理圖、選擇液壓元件，設(shè)計(jì)計(jì)算。（2）第二天：系統(tǒng)驗(yàn)算、設(shè)繪液壓原理圖。（3）第三天：設(shè)繪裝配圖。（4）第四天：設(shè)繪裝配圖、設(shè)繪零件圖。（5）第五天：編寫說明書，答辯。四、設(shè)計(jì)方案與說明學(xué)號(hào)與設(shè)計(jì)課題設(shè)計(jì)方案供油方式裝配圖零件圖課題一12課題二2627單定量泵供油工作缸活塞342829活塞桿563031夾緊缸缸體783233缸蓋9103435雙定量泵供油工作缸

4、活塞11123637活塞桿13143839夾緊缸缸體1516缸蓋1718變量泵供油工作缸活塞1920活塞桿2122夾緊缸缸體2325缸蓋一、工況分析負(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(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析時(shí)，本設(shè)計(jì)實(shí)例只考慮組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)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。1.1工作負(fù)載FW工作負(fù)載是在工作過程中由于機(jī)器特定的工作情況而產(chǎn)生的負(fù)載，對(duì)于金屬切削機(jī)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(fù)載，即=21

5、000N1.2阻力負(fù)載阻力負(fù)載主要是工作臺(tái)的機(jī)械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動(dòng)摩擦阻力兩部分。導(dǎo)軌的正壓力等于動(dòng)力部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為，則靜摩擦阻力 =0.211800N=2360N動(dòng)摩擦阻力 =0.111800N=1180N1.3慣性負(fù)載最大慣性負(fù)載取決于移動(dòng)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(tái)最大移動(dòng)速度和加速時(shí)間進(jìn)行計(jì)算。已知啟動(dòng)換向時(shí)間為0.1s，工作臺(tái)最大移動(dòng)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Fm=(G/g)(v/t)g-重力加速度；t-加速度或減速度，一般t=0.010.5s；v-t時(shí)間內(nèi)的速度變化量；Fm=1180（4.2/0.1

6、60）=826N根據(jù)上述負(fù)載力計(jì)算結(jié)果，可得出液壓缸在各個(gè)工況下所受到的負(fù)載力和液壓缸所需推力情況，如下表所示；并畫出如圖所示的負(fù)載循環(huán)圖。液壓缸總運(yùn)動(dòng)階段負(fù)載表（單位：N）工況負(fù)載組成負(fù)載值F/N定位夾緊6000啟動(dòng)加速2006快進(jìn)1180工進(jìn)22180快退1180二、擬定液壓系統(tǒng)原理圖2.1確定供油方式 考慮到該機(jī)床在工作進(jìn)給時(shí)負(fù)載較大，速度較低。而在快進(jìn)、快退時(shí)負(fù)載較小，速度較高。從節(jié)省能量減少發(fā)熱，泵源系統(tǒng)宜采用定量泵供油?，F(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式定量泵。2.2調(diào)速方式的選擇 在中小型專用機(jī)床的液壓系統(tǒng)中，進(jìn)給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)鉆孔類類專用機(jī)床工作時(shí)對(duì)低速性能和速度

7、負(fù)載特性都有一定要求的特點(diǎn)，決定采用限壓式定量泵和調(diào)速閥組成的溶劑節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高發(fā)熱少和速度剛性好等特點(diǎn)，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負(fù)載切削力的作用。2.3速度換接方式的選擇 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接平穩(wěn)性差。若要提高系統(tǒng)換接的平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。 2.4加緊回路選擇用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動(dòng)作時(shí)，為了避免工作時(shí)突然失電而松開，應(yīng)采用失電夾緊方式?？紤]到夾緊時(shí)間可調(diào)節(jié)和當(dāng)進(jìn)油路壓力瞬時(shí)下降時(shí)仍能保持夾緊力，所以接入節(jié)流閥調(diào)速和單向閥保壓。在回路中還裝有減壓閥，

8、用來調(diào)節(jié)夾緊力的大小和保持夾緊力的穩(wěn)定。最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可合成下圖所示的液壓系統(tǒng)原理圖。三、確定液壓缸主要參數(shù)3.1初選液壓缸工作壓力由表2可知，取動(dòng)力滑臺(tái)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(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/ KN50工作壓力/ 0.811.522.53344553.2計(jì)算液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)為使液壓缸快進(jìn)與快退速度相等，選用單出桿活塞缸差動(dòng)連接的方式實(shí)現(xiàn)，應(yīng)把液壓缸設(shè)計(jì)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(shí)，由于負(fù)載突然消失，動(dòng)力

9、滑臺(tái)液壓缸有可能會(huì)發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此動(dòng)力滑臺(tái)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=0.8，快退時(shí)回油腔中也是有背壓的，這時(shí)選取被壓值0.6。夾緊液壓缸回油背壓取0，快退時(shí)背壓取0.5。工進(jìn)時(shí)動(dòng)力滑臺(tái)液壓缸的推力計(jì)算公式為，因此，根據(jù)已知參數(shù)，動(dòng)力滑臺(tái)液壓缸無桿腔的有效作用面積可計(jì)算為 夾緊液壓缸無桿腔的有效作用面積 動(dòng)力滑臺(tái)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(dòng)液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707D，因此動(dòng)力滑臺(tái)活塞桿直徑為d=0.70793.4=66.0mm，夾緊缸活塞桿直徑為=0.70775.2=53.2mm圓整后取D

10、=100mm，d=70mm。80mm,=56mm此時(shí)液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積分別為： 工進(jìn)時(shí)采用調(diào)速閥調(diào)速，其最小穩(wěn)定流量，設(shè)計(jì)要求最低工進(jìn)速度，經(jīng)驗(yàn)算可知滿足=m2 3.3計(jì)算液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率 差動(dòng)時(shí)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(jì)算結(jié)果如下表所示。各工況下的主要參數(shù)值工作循環(huán)負(fù)載F/N回油背壓進(jìn)油壓力輸入流量輸入功率P/Kw計(jì)算公式定位夾緊6666.6702.6-快進(jìn)啟動(dòng)加速2228.91.10恒速1311.10.860.270.23工進(jìn)24644.40.83.550.006550.0233 快退起動(dòng)加速2228.90.61

11、.16恒速1311.10.60.930.280.26松開-四、液壓元件的選擇4.1液壓泵及驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率的確定本設(shè)計(jì)所使用液壓元件均為標(biāo)準(zhǔn)液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進(jìn)行選擇即可。4.1.1液壓泵的選擇已知液壓缸最大工作壓力為3.55Mpa,取進(jìn)油路上壓力損失為0.5Mpa-液壓泵最大工作壓力考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，并且為了保障泵的壽命因此泵的額定壓力需滿足液壓泵的最大流量應(yīng)為，此處取對(duì)照產(chǎn)品樣本可選用型葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：額定轉(zhuǎn)速960r/min，容積效率為0.9，額定壓力為6.3Mpa，每轉(zhuǎn)排量為2

12、5mL/r，總效率為0.78。4.1.2電動(dòng)機(jī)的選擇系統(tǒng)為單泵供油系統(tǒng)，首先分別算出快進(jìn)和工進(jìn)兩種不同工況時(shí)的功率，取兩者較大值作為選擇電動(dòng)機(jī)規(guī)格的依據(jù)。由于慢進(jìn)時(shí)泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當(dāng)流量在0.2-1L/min范圍時(shí)，可取首先算快進(jìn)時(shí)的功率，快進(jìn)時(shí)的外負(fù)載為1180N，進(jìn)油路壓力損失為0.3MPa快進(jìn)時(shí)所需電動(dòng)機(jī)功率P為工進(jìn)時(shí)所需電動(dòng)機(jī)功率P為綜合比較，快進(jìn)時(shí)所需功率最大，據(jù)此查樣本選用Y80M1-4異步電動(dòng)機(jī)。Y80M1-4異步電動(dòng)機(jī)主要參數(shù)表功率KW額定轉(zhuǎn)速r/min電流A效率%凈重kg0.5513901.573174.2元件、輔件選擇4.2.1.液壓閥及過濾器的選擇

13、根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中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(hào)及規(guī)格。本系統(tǒng)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，和三種規(guī)格，所有元件的型號(hào)列于表4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。表中序號(hào)與系統(tǒng)原理圖中的序號(hào)一致。 液壓元件明細(xì)表序號(hào)元 件 名 稱通過流量/Lmin-1型 號(hào)1 過濾器21XU-B321002定量葉片泵21YB1-253 壓力表KF3-EA10B4 三位四通電磁閥16.834EF30-E10B5二位三通電磁閥 16.823EF3B-E10B6單向行程調(diào)速閥16.8AQF3-E10B7減壓閥0.4JF3-10B8壓力表KF

14、3-EA10B9單向閥0.4AF3-EA10B10二位四通電磁閥0.424EF3-E10B11壓力繼電器0.4DP1-63B12單向節(jié)流閥0.4ALF-E10B13夾緊缸14工作缸15液壓溢流閥0.4YF3-E10B4.2.2. 油管的選擇油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進(jìn)行計(jì)算。本系統(tǒng)主油路流量為差動(dòng)時(shí)流量q=40L/min，壓油管的允許流速取u=4m/s，內(nèi)徑d為 d=4.6=4.6=13.3mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時(shí)取q=16.8L/min，則可算得油管內(nèi)徑d=9.4mm。 綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為12mm。吸油管同樣可按上式計(jì)算（q=24L

15、/min、v=1.5m/s），現(xiàn)參照YB1-25定量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為25mm。4.2.3. 油箱容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5到7倍，本系統(tǒng)取7倍，故油箱容積為五、液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn)回油管的內(nèi)徑均為 12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m, AC=1.7mm, DE=2mm . 選用L-HL32 液壓油，考慮到油的最低溫度為15 ，差得15 時(shí)該液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度v=150cst=1.5cm2/s,油的密度=920/m35.1壓力損失的驗(yàn)算(1)工作進(jìn)給時(shí)進(jìn)油路壓力損失。運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的最大速度0.1m/min,進(jìn)給時(shí)的最大流

16、量為0.95L/min,則液壓油在管內(nèi)流速v1為管道流動(dòng)雷諾數(shù)為R2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)進(jìn)油管道BC的沿程壓力損失P為查得換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失P=0.0510P忽略油液通過管接頭油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失P為 P=P+P=0.004210+0.0510=0.054210 P(2)工作進(jìn)給時(shí)回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)油管道的二分之一，則回油管道的沿程壓力損失P2-1為查產(chǎn)品樣本知換向閥3WE6A50/AG24的壓力損失P2-2=0.025106pa,換向閥4

17、WE6E50/AG24的壓力損失P2-3=0.025106pa，調(diào)速閥2FRM5-20/6的壓力損失P2-4=0.5106pa?；赜吐房倝毫p失P2為(3）定量泵出口處的壓力PP(4）快進(jìn)時(shí)的壓力損失?？爝M(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接，自匯流點(diǎn)A至液壓缸進(jìn)油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即33.6L/min，AC段管路的沿程壓力損失P1-1為同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失P1-1和P1-3為查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為4EW6E50/AG24的壓力損失P2-1=0.17106pa。據(jù)分析在差動(dòng)連接中，泵的出口壓力PP為 快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算從略。上述驗(yàn)算表明無需修改原

18、設(shè)計(jì)。5.2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算在整個(gè)工作循環(huán)中，工作階段所占的時(shí)間最長，為了簡化計(jì)算，主要考慮工作時(shí)的發(fā)熱量。一般情況下，工進(jìn)速度大時(shí)發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時(shí)，效率相差極大，所以分別計(jì)算最大、最小的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值大者進(jìn)行分析。當(dāng)V=5cm/min時(shí)此時(shí)泵的效率為0.78，泵的出口壓力為3.47MPa,則有此時(shí)的功率損失為可見在工進(jìn)時(shí)，功率損失為0.011kW，發(fā)熱量最大。假定系統(tǒng)的散熱狀況一般取K=1010-3kW/(cm2. )，油箱的散熱面積A為系統(tǒng)的溫升為驗(yàn)算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。參考文獻(xiàn)1. 楊培元. 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)簡明手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，19992. 李新德. 液壓與氣動(dòng)技術(shù). 北京：中國商業(yè)出版社，20063. 雷天覺. 液壓工程手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，19904. 俞啟榮. 液壓傳動(dòng). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，19905. 左健民. 液壓與氣動(dòng)傳動(dòng)