液壓實訓報告

1、液壓與氣動課程設計常州輕工職業(yè)技術學院學 生 實 訓 報 告實訓名稱：液壓與氣動課程設計 指導教師：周蘭美班 級：14機制332姓 名：劉奔學 號：1453713211學 期: 2016 2017 學年 短學期報告時間: 2016 年 7 月 21 日 7 月 30 日鉆床組合機床液壓系統(tǒng)設計計算一明確技術要求某型汽車發(fā)動機機箱加工自動線上的一臺單面多軸鉆孔組合機床，其臥式動力平臺（導軌為水平導軌，其靜摩擦因數(shù)µs0.2，動摩擦因數(shù)µd0.1），擬采用液壓缸驅動，一完成工件鉆削加工時的進給運動；工件的定位和夾緊均采用液壓方式，以保證自動化要求。液壓與電氣配合實現(xiàn)的自動循環(huán)為

2、：定位（插定位銷）夾緊快進工進快退原位停止夾具松開拔定位銷。工作部件終點定位精度無特殊要求。工進情況及動力滑臺的已知參數(shù)如下：表1 工件情況及動力滑臺的已知參數(shù)工件情況動力滑臺鉆孔直徑D/mm數(shù)量切削用量工況行程L/mm速度/(m/s)運動部件重力G/N啟動制動時間t/s主軸轉速n/(r/mm)進給量S/(mm/r)D1:13.914n1:360S1:0.147快進L1:1001:待定98000.2D2:8.52n2:550S2:0.096工進L2:502:待定箱體材料：HT200,硬度：240HB快退L3：1503:待定二執(zhí)行元件的配置根據(jù)上述技術要求，選擇桿固定的單桿活塞缸作為驅動滑臺實現(xiàn)

3、切削進給運動的液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件，定位和夾緊控制則選用缸筒固定的單桿活塞缸作為液壓執(zhí)行元件。三運動分析和動力分析以下著重對動力滑臺液壓缸進行。 運動分析a運動速度。與相近金屬切削機床所類比，確定滑臺液壓缸的的快速進，退的速度相等，且1= 3=0.1m/s。按D1=13.9mm孔的切削用量計算缸的工進速度為2=n1×S1=360×0.147/60m/s=0.88(mm/s)=0.88×10-3m/s。b各工況的工作持續(xù)時間。由行程和運動速度易算得各工況的動作持續(xù)時間為快進t1= L1/1=100×10-3/0.1=1s工進t2= L2/2=50×1

4、0-3/(0.88×10-3)=56.6s快退t3=（L1+ L2）/3=(100+50)×10-3/0.1=1.5s由表1及上述分析計算結果可畫出滑臺液壓缸的行程-時間循環(huán)圖（L-t圖）和速度循環(huán)圖（v-t圖），如下圖所示。圖1 組合機床液壓缸的，和圖圖2 組合機床液壓缸的工況圖 動力分析。動力滑臺液壓缸在快速進給，退階段，啟動時的外負載是導軌靜摩擦阻力加速時外負載是導軌動摩擦阻力和慣性力，恒速時是動摩擦阻力；在工進階段，外負載是工作負載即鉆削阻力負載及動摩擦阻力。計算靜摩擦阻力：Ffs=µs(G+Fn)=0.2×(9800+0)=1960(N)計算動

5、摩擦阻力：Ffd=µd(G+Fn)=0.1×(9800+0)=980(N)計算慣性負載：利用鑄鐵工作鉆孔的軸向鉆削阻力經(jīng)驗公式Fe=25.5DS0.8HB0.6算的工作負載：Fe=14.2×25.5D1S10.8HB0.6+2×25.5D2S20.8HB0.6=14.2×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.82400.6=30903(N)式中：Fe-軸向鉆削阻力，N；D-鉆孔孔徑，mm； S-進給量，mm/r；HB-鑄件硬度?；_液壓

6、缸各工況下的外負載計算結果列于表2，繪制出的負載循環(huán)圖（F-t圖），見圖1。 表2 動力滑臺液壓缸外負載計算結果工況外負載F/N計算公式結果快進啟動F=Ffs1960加速1480恒速F=Fd980工進F=Ffs31448快退啟動1960加速1480恒速F=Fd980四. 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算和工況圖的編制 預選系統(tǒng)設計壓力。本鉆孔組合機床屬于半精加工機床，在和最大時為慢速工進階段，其他工況時載荷都不大，預選液壓缸的設計壓力P14MPa。 計算液壓缸主要結構尺寸，為了滿足滑臺快速進退速度相等，并減小液壓泵的流量，將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，并在快速進時差動連接，則液壓缸無桿腔與有桿腔的有效面積

7、A1與A2應滿足A12A2，即活塞桿直徑d和液壓缸內徑D的關系應為d0.71D。為防止工進結束時發(fā)生前沖，液壓缸需保持一定回油背壓。暫取背壓0.6MPa，并取液壓缸機械效率，則可算的液壓缸無桿腔的有效面積為液壓缸內徑為按GB/T23481993 ，將液壓缸內徑圓整為D=110mm11cm。因 A12A2，故活塞桿直徑為d=0.71D=0.71×110=78.1(m)按GB/T23481993 ，將液壓缸內徑圓整為d80mm8cm。則液壓缸實際有效面積為差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力P2必須大于無桿腔壓力P1，其差值估取，并注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時為零；另外，取快退時的回油

8、壓力損失為0.7MPa。 編制液壓缸的工況圖。根據(jù)上述條件經(jīng)計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和功率見表3，編制出其工況圖見圖2。表3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和功率工作階段計算公式負載F/N回油腔壓力工作腔壓力輸入流量輸入功率P/W快進啟動19600.44加速14801.270.77恒速9801.160.660.5330工進314480.63.9633快退啟動19600.48加速14800.71.86恒速9800.71.730.45780五制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 定液壓回路方案。a 況圖表明，液壓系統(tǒng)功率較小，負載為阻力負載且工作中變化小，故采用調速閥的進油節(jié)

9、流閥回路。為防止在鉆孔通時負載突然消失引其滑臺前沖，回油路設置背壓閥。由于已選用節(jié)流閥調速回路，故系統(tǒng)必然為開始式循環(huán)。b 類型。工況圖表明，系統(tǒng)在快速進，退階段為低壓，大流量的工況且持續(xù)時間較短，而工進階段為高壓，小流量的工況且持續(xù)時間長，兩種工況的最大流量與最小流量之比約達60，從提高系統(tǒng)效率和節(jié)能角度，宜選用高低壓雙泵組合供油或采用限壓式變量泵供油。兩種各有利弊，現(xiàn)決定采用雙聯(lián)葉片泵供油方案。c 閥與速度換接回路。系統(tǒng)已選定差動回路作快速回路，同時考慮到工進 快退時回油量較大，為保證換向平穩(wěn)，故選用三位五通，Y型中位機能電液動換向閥作主換向閥并實現(xiàn)差動連接。由于本機床工作部件終點的定位精

10、度無特殊要求，故采用行程控制方式即活動擋塊壓下電氣行程開關，控制換向閥電磁鐵的通斷電即可實現(xiàn)自動換向和速度換接。d 控制回路。在高壓泵出口并聯(lián)一溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的溢流定壓；在低壓泵出口并聯(lián)一外控順序閥，實現(xiàn)系統(tǒng)高壓工作階段的卸荷。e 位夾緊回路。為了保證工件的夾緊力可靠且能單獨調節(jié)，在該回路上串接減壓閥和單向閥；為保證定位夾緊的順序動作，采用壓力控制方式，即在后動作的夾緊缸進油路上串接單向順序閥，當定位缸達到順序閥的調壓值時，夾緊缸才動作；為保證工件確已夾緊后滑臺液壓缸才能工作，夾緊缸進油口處裝一壓力繼電器。f 回路。在液壓泵進口設置一過濾器以保證吸入液壓泵的油液清潔；出口設一壓力表及其開關，

11、以便各壓力控制元件的調壓和觀測。 擬定液壓系統(tǒng)圖。在制定各液壓回路方案基礎上，經(jīng)整理所組成的液壓系統(tǒng)原理圖如圖3圖所示，圖中附表是電磁鐵及行程閥的動作順序閥，結合該表容易看出系統(tǒng)在各工況下的油液流動路線。圖3 鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)原理圖1雙聯(lián)葉片泵；2三位五通電液動換向閥；3二位二通機動換向閥；4調速閥；5，6，10，13，16單向閥；7外控順序閥；8，9溢流閥；11過濾器；12壓力表開關；14，19，20壓力繼電器；15減壓閥；17二位四通電磁換向閥；18單向順序閥；21定位缸；22加緊缸；23進給缸；24壓力表系統(tǒng)的電磁鐵及行程閥動作順序表工況電磁鐵及行程閥狀態(tài)1YA2YA3YA行程閥定位

12、+夾緊+快進+下位工進+上位快退+上位滑臺原位停止+下位松開拔銷六計算和選擇液壓元件 壓泵及其驅動電動機計算與選定。a液壓泵的最高工作壓力的計算。由工況圖2（或表3）可以查得液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進階段，即，而壓力繼電器的調整壓力應比液壓缸最高工作壓力大0.5MPa。此時缸的輸入流量較小，且進油路元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失估取為則小流量泵的最高工作壓力為大流量泵僅在快速進退時向液壓缸供油，由圖2-2可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，取進油路壓力損失為，則大流量泵最高工作壓力為b壓泵的流量計算。雙泵最小供油流量按液壓缸的最大輸入量流量進行估算。取泄露系數(shù)K=1.2，雙泵最小

13、應為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為，工進時的流量為，小流量泵所需最小流量為大流量泵最小流量為c確定液壓泵的規(guī)格。根據(jù)系統(tǒng)所需流量，擬初選雙聯(lián)液壓泵的轉速為，泵的容積效率，算得小流量泵和大流量泵的排量參考值分別為根據(jù)以上計算結果查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的YB1-40/6.3型雙聯(lián)葉片泵，泵的額定壓力為，小排量為；大泵排量為；泵的額定轉速為。容積效率，總效率。倒推算得小泵和大泵的額定流量分別為雙泵流量為為與系統(tǒng)所需流量相符合。d確定液壓泵驅動功率及電動機的規(guī)格，型號，由工況圖2知，最大功率出現(xiàn)在快退階段，已知泵的總功率為，則液壓泵的快退所需的驅動功率為查表1-12，選用Y系列（IP44）中規(guī)格相近

14、的Y112M-6-B3型臥式三相異步電動機，其額定功率2.2kW，轉速為940r/min。用此轉速驅動液壓泵時，小泵和大泵的實際輸出流量分別為5.33L/min和33.84L/min；查表1-12，選用Y系列（IP44）中規(guī)格相近的Y112M-6-B3型臥式三相異步電動機，其額定功率2.2kW，轉速為940r/min。用此轉速驅動液壓泵時，小泵和大泵的實際輸出流量分別為5.33L/min和33.84L/min；雙泵總流量為39.17 L/min；工進時的溢流量為5.33 L/min0.5 L/min4.83 L/min，仍滿足系統(tǒng)各工況對流量的要求。 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定。首先根據(jù)所

15、選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工況，算出液壓缸在各階段的實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間（表4），以便為其他液壓控制閥及輔件的選擇及系統(tǒng)的性能計算奠定基礎。根據(jù)系統(tǒng)工作壓力與通過各液壓控制閥及部分輔助元件的最大流量，查產(chǎn)品樣本所選擇的元件型號規(guī)格見表5.管件尺寸由選定的標準元件油口尺寸確定。油箱容量計算，本系統(tǒng)屬于中壓系統(tǒng)，但考慮到要將泵組和閥組安裝在油箱頂蓋上，故取經(jīng)驗系數(shù)，的油箱容量為七驗算液壓系統(tǒng)性能驗算系統(tǒng)壓力損失。按選定的液壓元件接口尺寸確定管道直徑為，進，回油管道長度均取為；取油液運動粘度，油液密度，由表4查的工作循環(huán)中進，回油管道中通過的最大流量 發(fā)生在快退階段，由此計算的液流雷諾數(shù)：R

16、e小于臨界雷諾數(shù)，故可推論出，各工況下的進回油路中的液流均為層流。將適用于層流的沿程阻力系數(shù)和管道中液體流速 代入沿程壓力損失計算得表4 液壓缸在各階段的實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間工作階段流量速度時間無桿腔有桿腔快進工進快退表5 鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中控制閥和部分輔助元件的型號規(guī)格序號名稱通過流量/(L/min)額定流量/(L/min)額定壓力/MPa額定壓降/MPa型號1雙聯(lián)葉片泵40/6.36.3YB1-40/6.32三位五通電液動換向閥73.981006.30.335DY-100BY3行程閥73.981006.30.322C-100BH4調速閥<166.3Q-6B5單向閥83

17、.241006.30.2I-100B6單向閥34.81636.30.2I-63B7順序閥33.84636.3XY-63B8背壓閥<1106.3B-10B9溢流閥4.83106.3Y-10B10單向閥33.84636.30.2I-63B11過濾器39.1750XU-50X20012壓力表開關K-6B13單向閥83.241006.30.2I-100B14壓力繼電器6.3DP1-63B15減壓閥33.84636.3J-63B16單向閥33.84636.30.2I-63B17二位四通電磁換向閥33.84406.30.224D-40B18單項順序閥33.84636.30.2I-63B19壓力繼電器

18、6.3DP1-63B20壓力繼電器6.3DP1-63B說明考慮到液壓系統(tǒng)的最大壓力均小于6.3MPa，故選用了廣研中低壓系列液壓元件；調速閥4的最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于系統(tǒng)工進速度時的流量0.5L/min。在管道具體結構尚未確定的情況下，管道局部壓力損失常按以下經(jīng)驗公示計算：各工況下的閥類元件的局部壓力損失計算，即： 以上三式計算出的各工況下的進回油管道的沿程，局部和閥類元件的壓力損失見表6。.表6 各工況下進回油管道的沿程，局部和閥類零件的壓力損失管道壓力損失/Pa工況快進工進快退進油管道1.1051050.006961050.5451050.1111050.0006961050.05451052.10110551050.4601053.24110551051.0596105回油管道0.4841050.003481051.15841050.04841050.0003481050.115841050.66510561054.851051.19710561056.1242105將回油路上的壓力損失折