卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计.doc

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书机电工程学院液压与气压传动课程设计说 明 书课题名称：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计 学生姓名： 胡冬鸣 学号： 20100609207 专 业： 机械设计及其自动化 班级： 10机设2班 成 绩： 指导教师签字： 2013年6月20日23目 录引言1 设计题目及其要求32、负载与运动分析.3 2.1负载分析.3 2.2速度分析.53、选定液压系统主要参数.7 3.1初选液压缸工作力.7 3.2计算液压缸结构数.74、拟定液压系统图.10 4.1选择基本回路.10 4.2回路的合成.125、液压元件的选择.14 5.1液压泵及驱动电动机功率的确定.14 5.2元件、辅件选择 .156、系统油液升温验算.17设计小结.19参考文献.20设计内容计算说明结论引 言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 设计内容计算说明结论1、 设计题目及其要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与夹紧，所需夹紧力不得超过6000n。该系统工作循环为：快进工进快退停止。机床快进快退速度约为0.15 ms，工进速度可在0.0009ms范围内无级调速, 快进行程为l1=0.1m，工进行程为l2=0.06m，最大切削力为25kn，加速（减速）g惯性力为=0.8，采用平导轨，静摩擦阻力为=1.5，动摩擦阻力为=0.9。2. 负载分析与速度分析2.1负载分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。设计内容计算说明结论（1）工作负载 工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即。 （2）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，静摩擦阻力为=1.5kn，动摩擦阻力为=0.9kn。 （3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。惯性负载可表示为 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。设计内容计算说明结论表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：n）工况负载组成负载值f/n推力f/n定位夹紧60006666.67启动加速17001888.89快进9001000工进2590028777.78快退90010002.2速度分析根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度、快进行程l1=0.1m、工进行程l2=0.06m、工进速度。快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进 工进 设计内容计算说明结论根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（f-t）如图1(b),动力滑台速度循环图如图1（c)所示。图1 动力滑台速度负载循环图 a) 工作循环图 b）负载速度图 c)负载速度图设计内容计算说明结论3.确定液压缸主要参数3.1初选液压缸工作压力由表2可知，取动力滑台液压缸工作压力4mp，所需夹紧力不得超过6000n ，取夹紧液压缸工作压力为1.5mp.负载/ kn50工作压力/mpa 0.811.522.5334455表2按负载选择工作压力3.2计算液压缸结构参数为使液压缸快进与快退速度相等，选用单出杆活塞缸差动连接的方式实现，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径d呈d = 0.707d的关系。 工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，动力滑台液压缸有可能会发生前冲的现象，因此动力滑台液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8mp，快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值0.6mpa。夹紧液压缸回油背压取0mpa，快退时背压取0.5mpa。工进时动力滑台液压缸的推力计算公式为，因此，根据已知参数，动力滑台液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为设计内容计算说明结论夹紧液压缸无杆腔的有效作用面积动力滑台液压缸缸筒直径为 夹紧液压缸缸筒直径为 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707d，因此动力滑台活塞杆直径为d=0.7070.1009=0.0713m，夹紧缸活塞杆直径为=0.7070.0752=0.0532m圆整后取d=110mm，d=80mm。80mm,=56mm此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 设计内容计算说明结论工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量，设计要求最低工进速度，经验算可知满足2. 计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率 差动时液压缸有杆腔压力大于无杆腔，取两腔间回路及阀上压力损失为0.5mpa， 计算结果如表3所示。表3 各工况下的主要参数值工作循环负载f/n回油背压p2/mpa进油压力p1/mpa定位夹紧6666.6702.6快进启动加速1888.891.12恒速10000.78工进28777.780.83.48快退起动加速1888.890.62.02恒速10000.61.65松开-设计内容计算说明结论输入流量输入功率p/kw计算公式-0.500.390.004750.0190.01650.0660.4480.74-4.拟定液压系统图4.1选择基本回路设计内容计算说明结论（1）调速回路 因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选用进油节流调速回路。因为有较好的低速平稳性和速度负载特性，可选用调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。（2）泵供油回路 由于系统最大流量与最小流量比值为105，且在整个工作循环过程中的绝大部分时间里泵在高压小流量状态下工作，并且夹紧装置需要保压补充缸的泄露，为此采用双联泵，以节省能源提高效率。 （3）速度换接回路和快速回路 由于快进速度与工进速度相差很大，为了换接平稳，选用行程阀控制的换接回路。快速运动通过差动回路来实现 （4）换向回路 为了换向平稳，选用电液换向阀。为了便于实现液压缸中位停止和差动连接，采用三位四通阀和两位两通阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。 （5）压力控制回路 系统工作状态时高压小流量泵的工作压力由溢流阀调整，同时用顺序阀来实现低压大流量泵卸荷。 （6）顺序动作回路由于系统工作状态为先定位夹紧，后钻孔加工，且最大夹紧力不得超过6000n,因此选用压力控制的顺序动作回路，利用压力继电器和顺序阀作为控制元件来控制动作顺序。 （7）保压回路本系统对夹紧液压缸的保压性能有严格要求，故采用液控单向阀和电接触式压力表的自动补油保压回路，这种回路保压时间长，压力稳定性高。设计内容计算说明结论4.2回路的合成对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和并归1） 为防止机床停止工作是系统中的油液回油箱，应增设单向阀。2） 要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀12，已阻止油液流回油箱。3）设置压力表开关及压力表合并后完整的液压系统图见附页a、工件夹紧：5ya通电定位：压力油减压阀14单向阀15电磁阀定位缸19无杆腔 定位缸19有杆腔电磁阀油箱夹紧:工件定位后，压力油升高到单向顺序阀开启的压力，单向顺序阀开启，压力油单向顺序阀夹紧缸18无杆腔夹紧缸18有杆腔电磁阀油箱,工件夹紧到位，压力油压力升高到压力继电器调定压力，继电器发信，1ya通电，主系统快进。b、快进：1ya通电，电液换向阀左位工作,大泵单向阀5电液换向阀7行程阀14主液压缸无杆腔小泵2液压缸有杆腔电磁阀11电液换向阀7单向行程调速阀8主缸c：工进：3ya通电，切断差动油路，快进行程到位，挡铁压下行程阀8，切断快进油路，3ya通电，切断差动油路，快进转工进，液压系统工作压力升高到溢流阀5调定压力，进油路高压油切断单阀5供油路,打开外控顺序阀4，大泵卸荷，接通经背压阀12通油箱油路。大泵外控顺序阀5（卸荷阀）油箱（大泵卸荷）小泵2电液换向阀7单向行程调速阀8主液压缸无杆腔主液压缸有杆腔电磁阀11电液换向阀7背压阀12油箱设计内容计算说明结论d、快退：1ya断电，2ya、3ya、4ya通电工进结束，液压缸碰上死挡铁，压力升高到压力继电器调定压力，压力继电器发出信息，1ya断电，2ya、3ya、4ya通电大泵单向阀5电液换向阀7电磁阀11主液压缸有杆腔小泵2 主液压缸无杆腔单向行程调速阀8电液换向阀7电磁阀13油箱小泵2 主液压缸无杆腔快退到位碰行程开关，行程开关发信，6ya通电，下步工件松夹。e、工件松夹：6ya通电压力油减压阀14单向阀15电磁阀定位缸19和定位缸18的有杆腔定位缸19无杆腔电磁阀油箱夹紧缸18无杆腔单向顺序阀的单向阀电磁阀油箱设计内容计算说明结论电磁铁动作表4动作1ya2ya3ya4ya5ya6yadp1dp2工件夹紧 快进 工进 快退 工件松夹 5. 液压元件的选择5.1液压泵及驱动电动机功率的确定本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1）液压泵的工作压力已知液压缸最大工作压力为3.48mpa,取进油路上压力损失为1mpa，则小流量泵最高工作压力为4.48mpa，选择泵的额定压力应为。大流量泵在液压缸快进快退时工作压力较高，取液压缸快进快退时进油路上压力损失为0.4mpa，则大流量泵的最高工作压力为（2.02+0.4）mpa=2.42mpa，卸荷阀的调整压力应高于此值。设计内容计算说明结论（2）液压泵流量的计算 取系统的泄漏系数k=1.2，则泵的最小供油量为 由于工进时所需的最大流量是，溢流阀最小稳定流量为，小流量泵最小流量为大流量泵最小流量为（3） 确定液压泵规格 对照产品样本可选用双联叶片泵，额定转速960r/min，容积效率为0.9，大小泵的额定流量分别为34.56l/min和5.44l/min，满足以上要求。（4） 确定液压泵驱动功率 液压泵在快退阶段功率最大，取液压缸进油路上压力损失为0.5mpa，则液压泵输出压力为2.15mpa。液压泵的总效率液压泵流量40l/min，则液压泵驱动快退所需功率p为 据此选用y112m-6b5立式电动机，其额定功率为2.2kw，转速为940r/min，液压泵输出流量为33.84l/min、5.33l/min，任能满足系统要求。5.2元件、辅件选择根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表5所列。设计内容计算说明结论表5 液压元件规格及型号编号元件名称规格型号额定流量qn/l/min1双联叶片泵(34.56+5.44)2滤油器wu-63180633单向阀df-b20h2634溢流阀yfb-10b635三位四通电液换向阀34dy-l32h-t1006单向行程调速阀qa-h10407压力继电器dp-63型-8背压阀p-d6b209减压阀jf3-c10b66.310二位四通电磁换向阀100设计内容计算说明结论11单向顺序阀axf3-c10e636.系统液油升温验算 系统在工作中绝大部分时间是处在工作阶段，所以可按工作状态来计算温升、设小流量泵工作状态压力为4.48mpa，流量为5.33l/min，经计算其输入功率为497w。大流量泵经外控顺序阀卸荷，其工作压力等于阀上的局部压力损失数值。阀额定流量为63l/min，额定压力损失为0.3mpa，大流量泵流量为33.84l/min，则为 大流量泵的输入功率经计算为70.5w系统单位时间的最小有效功率为系统单位时间内的发热量为当油箱的高、宽、长比例在1：1：1到1：2：3范围内，且油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似为 设计内容计算说明结论取油箱有效容积v为0.25，散热系数k为，得即在温升许可范围内设计内容计算说明结论设计小结经过近一周的努力，终于有了成果，完成了此次课程设计，再一次系统性的学习了有关液压方面的知识，此次课程设计，感触良多，收获颇丰。通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。在这些日子里，我们都夜以继日的演算相关数据，在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。通过本次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并