液壓及氣壓傳動課程設計--臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺系統(tǒng)

1、。液壓課程設計學年論文 臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺系統(tǒng) 起止日期： 20XX 年 XX 月 XX日 至 20XX 年 XX 月XX日學 生 姓 名 XXX 班 級 機設XXX班 學 號 XXXXXXXXXXX 成 績 指 導 教 師（簽 字） XXX 機械工程學院年 月 日 17課程設計任務書1課程設計的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、工作要求等）：設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。1）機床要求的工作循環(huán)是：快速接近工件，然后以工作速度鉆孔，加工完畢后快速退回原始位置，最后自動停止；動力滑臺采用平導軌，往復運動的加速、減速時間為0.2s。2）機床的其他工作參數(shù)（九）如

2、下： 其他參數(shù)運動部件總重力G=24000N切削力Fw=17000N快進行程l1=300mm工進行程l2=80mm快進、快退速度v1=v3=5m/min工進速度v2=100600mm/min靜摩擦系數(shù)fs=0.2動摩擦系數(shù)fd=0.1 3）機床自動化要求：要求系統(tǒng)采用電液結合，實現(xiàn)自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負荷。4）完成：按機床要求設計液壓系統(tǒng)，繪出液壓系統(tǒng)圖。確定滑臺液壓缸的結構參數(shù)。計算系統(tǒng)各參數(shù)，列出電磁鐵動作順序表。選擇液壓元件型號，列出元件明細表。驗算液壓系統(tǒng)性能。 4課程設計工作進度計劃：序號起 迄 日 期工 作 內(nèi) 容12008、12、15理論計算

3、、參數(shù)選擇22008、12、16-17繪制液壓系統(tǒng)圖32008、12、18-19設計說明書撰寫和答辯主指導教師簽名XXX日期： 年 月 日XXXX大學課程設計說明書 課程名稱： 液壓與氣壓傳動 題目名稱： 臥式單面多軸組合鉆床動力滑臺系統(tǒng) 班 級：0X 級 機械設計及其自動化 專業(yè) 0X 班姓 名： XXX 學 號： XXXXXXXXXXX 指導教師： XXX 評定成績：教師評語： 指導老師簽名： 20XX 年 XX月 XX日成績評閱教師日期目錄一：負載分析6二：液壓系統(tǒng)方案設計8三：液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算10四：液壓元件的選擇12五：驗算液壓系統(tǒng)性能13六：參考文獻15七：心得體會15液壓與氣壓

4、傳動課程設計一：負載分析負載分析中，先不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件詩臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力，慣性力和夾緊力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為Ffs,動摩擦力為Ffd, 則 Ffs=fsFN=0.224000N=4800NFfd=fdFN=0.124000N =2400N而慣性力 Fm=mv/t=Gv/gt240005/9.80.260=1020。408163N如果忽略切削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m=0.94，則液壓缸在個工作階段的總機械負載可以

5、算出，如下表：表一：液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載啟動F= Ffs/m510638加速F=( Ffd+ Fm)/ m363873快進F= Ffd/m255319工進F= (Ffd+Ft)/ m20638。19快退F= Ffd/m255319根據(jù)負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪出負載圖（F-l）和速度圖(v-l)。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下是液壓缸活塞退回時的曲線。負載圖 速度圖二：液壓系統(tǒng)方案設計1：確定液壓泵類型及調(diào)速方式 參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖

6、，在回路上加背壓閥，初定背壓值Pb=0.8Mpa.2選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的二倍。3：快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)運動方式和要求，采用差動連接和雙泵供油二種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由泵和蓄能器同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，且能實現(xiàn)自動化控制，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液壓順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接

7、回路為行程閥與壓力聯(lián)合控制形式。4：換向回路的選擇由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用死黨鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。5：組成液壓系統(tǒng)繪原理圖表二：電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y停止-快進+-工進+-+快退-+- 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。如下圖所示，為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。三：液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算（一） 液壓缸參數(shù)計算1：初選液壓缸的工作壓力初定液壓缸的工作壓力P1=40105P

8、a。2：確定液壓缸的主要結構尺寸要求動力滑臺的快進，快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積A1等于有桿腔有效面積A2的二倍，即A1 =2A2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥，按表8-2，初選背壓閥Pb=8105Pa。由前面的表格知最大負載為工進階段的負載F=21579N，按此計算A1.則 A1=F/(P1-1/2Pb)=20638。29/40105-1/2(8105)=57。33cm2液壓缸直徑D=（4A1/）1/2=(457。33/3.14）1/2=8。55cm由A1 =2A2，可知活塞桿直徑d=0.707D=0.7078

9、.55cm=6.05cm按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 D=9cm d=6。3cm按標準直徑算出 A1=D2/4=92/4=63.6cm2 A2=(D2-d2)/4=(92-6。32)/4=32.4cm2按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量qmin=0.05L/min，因工進速度V=0.1m/min為最小速度，則有A1qmin/Vmin=0.05103/0.1102cm2=5cm2A1=63.6cm25cm2,滿足最低速度的要求。3：計算液壓缸各階段的工作壓力，流量和功率 根據(jù)液壓缸的負載圖和速度

10、圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力，流量和功率，在計算工進時背壓按Pb=8105Pa代人，快退時背壓按Pb=5105Pa代人計算公式和計算結果于下表中表三：液壓缸所需的實際流量，壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力Pj回油壓力Pb所需流量輸入功率PNPaPaL/minkw差動快進Pj=（F+PA2）/(A1-A2)q=V(A1-A2)P= Pjq2553198308105133081051560.216工進Pj=(F+PbA2)/A1 q=VA1P=Pjq20638。2940810581051.192。5440.0210.173快退Pj=（F+PA1）/A2q=VA

11、2P=Pjq255319157105510516204239注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失P=5105Pa,而Pb=Pj+P。 2：快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為Pj,無桿腔回油，壓力為Pb.4:畫出工況圖（二） 液壓泵的參數(shù)計算由表一可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失P=5105Pa，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為5105Pa，則液壓泵最高工作壓力可按式8-5算出 Pp=P1+P+5105=(40。8+5+5)105Pa=53。8105Pa 因此泵的額定壓力可取Pr1.2553.8105Pa=67.25105Pa由表三可知，工進時所需流量最小是2

12、.544L/min，設溢流閥最小溢流為2.5L/min，減壓閥工作時的正常泄出為0.5L/min。 取泄露系數(shù)K=1.1,則小流量泵的流量應為qp1(1.12.544+2.5+0.5)L/min=5.3L/min 快進快退時液壓缸所需的最大流量是16.2L/min，則泵的總流量為qp=1.121.18L/min=17.82L/min即蓄能器的流量qp2qp -qp1=17.82-5.3=12.52L/min。根據(jù)上面計算的壓力和流量，并考慮液壓泵存在容積損失，查液壓元件及選用，選用YYB-AA6/36型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為7MPa.表四：中壓雙聯(lián)葉片泵的型號和技術參數(shù)型號規(guī)格幾何排量/

13、（mL/r）額定壓力（MPa）額定功率/（r/min）YYB-AA6/36小排量泵671000(三)電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量qp1=(6.510-3/60)m3/s=0.108310-3m3/s,蓄能器量q2=(1310-3/60)m3/s=0.21710-3m3/s。差動快進，快退時泵和蓄能器同時向系統(tǒng)供油；共進時，泵向系統(tǒng)供油，蓄能器關閉。下面分別計算三個階段所需的電動機功率P。1：差動連接 差動快進時，蓄能器的出口壓力油管后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通閥3，二位二通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力P1=Pj=8.308105Pa,由樣本可知，小泵的出口壓

14、力損失P1=4.5105Pa，于是計算得小泵的出口壓力Pp1=12.808105Pa(總效率1=0.5)，大泵出口壓力Pp2=13105Pa(總效率2=0.5).電動機功率： P1= Pp1q1/ 1+ Pp2q2/ 2=131050.110-3)/0.5=281.58W2:工進 考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差P1=5105Pa。壓力繼電器可靠動作需要壓力差P2=5105Pa因此工進時小泵的出口壓力Pp1=P1+P1+P2=50.8105Pa.而大泵的卸載壓力取Pp2=2105Pa.（小泵的總效率1=0.565）.電動機功率： P2= Pp1q1/ 1+ Pp2q2/ 2=(50.81050.10

15、8310-3)/0.565=974W3：快退 類似差動快進分析知：小泵的出口壓力Pp1=16.5105Pa(總效率1=0.5)，大泵出口壓力Pp2=18105Pa(總效率2=0.51).電動機功率： P3= Pp1q1/ 1+ Pp2q2/ 2=(16.51050.110-3)/0.51=357.39W綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y132M1-6異步電動機，電動機功率4KW。額定轉速960r/min。四：液壓元件的選擇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的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔助規(guī)格如下表所示。其中溢流閥12按小流量泵的額定流量選取

16、。過濾器按液壓泵額定流量的2倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統(tǒng)原理圖的序號一致。表五：液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量/L.min-1型號備注1雙聯(lián)葉片泵16YYB-AA6/36查液壓元件及選用表2-1002單向閥16I-25B查液壓元件及選用表4-1463三位五通電磁閥3235D1-63BY查液壓元件及選用表4-1684二位二通電磁閥3222D1-63BH查機械設計手冊單行本表20-7-1645調(diào)速閥2.544Q-10H8查機械設計手冊單行本表20-7-1246壓力繼電器DP1-63B查液壓元件及選用表4-967單向閥16I-25B查液壓元件及選用表4-1468液控順序閥0.16

17、XY-25B查液壓元件及選用表4-819背壓閥0.16B-10B查機械設計手冊單行本表20-7-8410液控順序閥（卸載用）12XY-25B查液壓元件及選用表4-8111蓄能器13查液壓元件及選用表4-14612溢流閥4Y-10B查液壓元件及選用表4-1413過濾器32XU-B32100查液壓元件及選用表5-1714壓力表開關K-6B2：油管的選擇快進時，q1=A1(qp1+qp2)/(A1-A2)=63.6(4+4.308)/31.2=15.2L/min快退時，q2=A2(qp1+qp2)/A1=32.4（11.392+4.308）/63.6=16.2L/min查產(chǎn)品樣本，取管道內(nèi)允許速度V

18、=4m/s按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管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57倍，現(xiàn)取7倍，故油箱容積為 V=(716)L=112L五：驗算液壓系統(tǒng)性能（一） 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整1：工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為2.544L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失P1=5105Pa，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時的液壓缸的工作壓力P1加上進油路壓差P1，并考慮壓力繼電器動作需要，則Pp=

19、P1+P1+5105Pa=(40.8+5+5)105Pa=50.8105Pa即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調(diào)整。2：快退時的壓力損失驗算和大流量泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的2倍，其壓力損失比快進時的要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。由于系統(tǒng)管路布局尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)?，F(xiàn)取進，回油路管道長為l=1.8m，油管直徑d=1510-3m，通過的流量為進油路q1=16L/min=0.5510-3m3/s，回油路q2=32L/min=0.53310-3m3/s，油的運動粘度取v

20、=1.5cm2/s，油的密度=900kg/m3,液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。（1）確定油流的流動狀態(tài) 按式（1-30）經(jīng)單位換算為Re=Vd104/v=1.2732q104/dv 則進油路中的液流雷諾數(shù)為 Re1=1.2732 0.26710-3104/1510-31.51512300（臨界雷諾數(shù)）回油路中的液流雷諾數(shù)為 Re2=1.2732 0.53410-3103/1510-31.53022300（臨界雷諾數(shù)）由上可知，進油路中的流動都是層流。（2）沿程壓力損失Pl 由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速V=4q1/d2=40.26710-3/3.1415

21、210-6m/s1.51m/s則壓力損失為Pl1=64lV2/Re1d2=641.89001.512/1511510-32Pa=0.52105Pa在回油路上，流速為進油路流速的2倍即V=3.06m/s則壓力損失為Pl2=64lV2/Re1d2=641.89003.022/3021510-32Pa1.04105Pa（3）局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失，通過各閥的局部壓力損失按式（1-39）計算，結果于表五中。表六：閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量qn/L.min-1實際通過的流量q/L.min-1額定壓力損失Pn/(105Pa)實際壓力損

22、失P/(105Pa)單向閥2251620.82三位五通電磁閥36316/3240.26/1.03二位二通電磁閥4633241.03注：快退時經(jīng)過三位五通閥的2油道流量不同，壓力損失也不同若取集成塊進油路的壓力損失Pj1=0.3105Pa,回油路壓力損失為Pj2=0.5105Pa，則進油路和回油路總的壓力損失為P1=Pl1+P+Pj1=（0.52+0.82+0.26+0.4）105Pa=2105PaP2=Pl2+P+Pj2=（1.04+1.03+1.03+0.5）105Pa=3.6105Pa前面已算出快退時液壓缸負載F=2632N；則快退時液壓缸的工作壓力為 P1=(F+P2A1)/A2=(2553.19+3.610563.610-4)/32.410-4Pa=7.07105Pa可算出快退時泵的工作壓力為 Pp=P1+P1=(7.07+2) 105Pa=9.07105Pa因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應大于12.68105Pa。從以上驗算結果可以看出，各個工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，說明