镗孔专用组合机床的液压系统设计

液压与气压传动课程设计设计题目：镗孔专用组合机床的液压系统清单表： 1、设计计算说明书1份 2、液压缸（或液压站）部件装配图1张 3、非标准零件图1张 4、液压系统原理图1张工程学院机械系机制 1081 班完 成 人赵思佳 学 号3 指导教师 尹凝霞 完成日期 2011 年 1 月 10日成 绩 广东海洋大学工程学院机械工程系液压与气压传动课程设计计算说明书 设计题目：镗孔专用组合机床的液压系统班 级 机制1081 完成人赵思佳学 号3指导教师尹凝霞 2011 年 1 月 10 日广东海洋大学工程学院机械系一，设计题目及其要求题目：设计一台汽车变速箱体孔系镗孔专用组合机床的液压系统。要求该组合机床液压系统要完成的工作循环是：夹具夹紧工件工作台1快进工作台2工进终点停留工作台快退工作台起点停止夹具松开工件。该组合机床运动部件的重量（含工作台基多轴箱）为20000N，快进、快退速度为6m/min，一工进的速度为8001000mm/min，二工进的速度为600800mm/min，工作台的最大行程为500mm，其中工进的总行程为300mm，工进是的最大轴向切削力为20000N，工作台采用山字形平面型组合导轨支撑方式，夹具夹紧缸的夹紧行程为25mm，夹紧力在2000014000N之间可调，夹紧时间不大于一秒钟。设计要求：1）、完成该液压系统的工况分析，系统计算并最终完成该液压系统工作原理图的工作；2）、根据已完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件；3）、对上述液压系统钟的液压缸进行结构设计，完成液压缸的相关计算何部件装配图设计，并对其中的12个非标零件进行零件图设计。二、工况分析动力滑台所受负载见表2-1。其中静摩擦负载：0.50.220000+0.520000cos45=4828N动摩擦负载：0.50.120000+0.120000cos45=2414N. 惯性负载： N式中 、，分别为静、动摩擦因数，分别取=0.2、=0.1。为启动或者制动前后的速度差，本例中=0.1m/s，启动或者制动时间，取=0.05s。设一工进行程200mm，二工进行程100mm。 根据上述计算结果，列出各阶段所受的外负载（见表2-1），并画出如图2-2所示的速度循环图和负载循环图 表2-1工况计算公式外负载（N）启动、加速8910快进24141工进224142工进22414快退2414图2-2三拟定液压系统原理图1.确定供油方式考虑到该机床在工作时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能源、减少发热考虑，泵源系统选限压式变量叶片泵。2.调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据该类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。3.速度换接方式的选择本系统采用电磁阀在快慢速换接回路，它在特点是结构简单是、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度热换接的平稳性较差。进给液压缸在快进时采用差动连接4.夹紧回路的选择 用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应失电夹紧方式。在该该回路中还装有装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。 最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成液压系统原理图与明细表中的液压系统原理图。液压系统原理图如下图3-1：图3-1四液压系统的计算和选择液压元件 1.液压缸主要尺寸的确定 1）工作压力p的确定。工作压力p可根据负载的大小及机器的类型来初步确定，现参阅液压系统设计简明手册取液压缸工作压力为4MPa。 2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知最大负载力为22414N，按手册中表2-2上可取为0.5MPa，为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上述数据代入手册式（2-3）可得 D=m=90mm据表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7,得d=70mm。按工作要求夹紧力由单个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5MPa，回油背压力为零，为0.95，则按式（2-3）可得 D=m=87m按表2-4及表2-5液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧缸的D为100mm,安工作压力取d/D=0.5,得d=50mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（2-4）可得 A=0.83式中是由产品样本查得GE系列调速阀QF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。本设计中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，既A=可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。3）计算各阶段液压缸所需的流量2.确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1） 泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 式中 液压泵最大工作压力； 执行元件最大工作压力； 进油管路中的压力损失，本例取为0.5MPa， 则上述计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并保证泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足（1.25至1.6）。本例中，取。2） 泵的流量确定。液压泵的最大流量应为，取,则 3）选择液压泵的规格。根据以上算得的再查阅有关手册，现选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为:每转排量 4）与液压泵匹配的电动机的选定。分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为3000N，进油路的压力损失定为0.3Mpa，由式（1-4）可得 快进时所需电动机功率为 工进时所需电动机功率P为 查阅电动机产品样本，选用Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1kW，额定转速为1400r/min。 根据产品样本可查得YBX-25的流量压力特性曲线。再由已知的快进时流量为23L/min,工进时的流量为7.9L/min，压力为4.5Mpa，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如下图所示： 1额定流量、压力下的特性曲线 2-实际工作时间的特性曲线查得该曲线拐点处的流量为34L/min,压力为1.8Mpa，该工作点对应的功率为所选电动机功率满足式（1-6），拐点处能正常工作。3.液压阀的选择 本系统采用GE系列的阀，根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如液压系统原理图与元件明细表。4.确定管道尺寸 油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=48L/min,压油管的允许流速取v=5m/s,则内径d为 若系统主油路按快退时取q=24/min,则可算得油路内径d=10.1。综合诸因素，现取油管的内径d为12mm。吸油管同样可按上式计算（q=28.8L/min、v=1.2m/s）,现参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为25mm。5.液压油箱容积的确定本设计中液压系统，液压油箱有效容积按泵的流量的5到7倍来确定（参照表4-1），现选用容量为200L的油箱。 6.液压缸的其它主要尺寸确定（1） 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。由公式得：故即可求出缸体的外径DD+2=100+22.3=104.6mm根据无缝钢管标准选取D=120mm（2） 液压缸工作行程的确定根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表2-6中的系列尺寸可选得进给液压缸工作行程H=500mm 。（3） 缸盖厚度的确定选取无孔的平底缸盖，其有效厚度t按强度要求用下面公式进行近似计算t0.433D得 t0.=9.79mm 故取t=35mm（4） 最小导向长度的确定对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求H 故可得夹紧缸最小导向长度Hmm 。活塞的宽度B一般由公式B=（0.61.0）D 得进给缸活塞宽度B=0.6100=60mm；当液压缸内径D80mm时，活塞杆滑动支承面的长度 =（0.61.0）d 故=0.770=49mm；（5） 缸体长度的确定一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍，即缸体长度L=10025=2500mm根据该液压系统最大行程并考虑活塞的宽度选取L=573mm（6） 活塞杆稳定性的验算 由于该进给液压缸支承长度=50013d=1370=910mm故不须考虑活塞杆弯曲稳定性和进行验算。五.液压系统的验算已知该液压系统中进、回油管的内径均为12mm，各段管道的长度分别为：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DB=2m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15，查得该温度时液压油的运动粘度v=150cst=1.5c/s,油的密度（1） 压力损失的验算 工作进给时进油路压力损失。运动部件进给时的最大速度为1m/min,进给时的最大流量为7.9L/min,则液压油在管内流速为， 查得换向阀34EF30-E10B的压力损失,调速阀QF3-E10B的压力损失为0.5忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为 =+0.634Pa2） 工作进给时回油路的压力损失。由于选用但作用活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的二份之一，则回油管道的流量为进油管道的两倍，则 回油管道的沿程压力损失 查样本知换向阀34EF3B-E10B的压力损失则回油路总压力损失为：=+=0.09Pa3）变量泵出口处的压力 4） 快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即46L/min, 同样可求得管道BD段的沿程压力损失为查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B的压力损失据分析在差动连接中，泵的出口压力为=+=1.87Pa快退时压力损失验算丛略。上述验算表明，无须修改原设计。（2） 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段占的时间比较长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大最小的发热量，然后加以比较取大值进行分析。 当v=60cm/min时 此时泵的效率为0.4，泵的出口压力为3.7MPa，则有 此时的功率损失为 0.52kW当v=120cm/min时，q=9.4L/min,总效率 此时的功率损失为 0.446kW 可见，在工进速度低时，功率损失为0.52kW，发热量最大。 假定系统在散热状况一般，取K油箱在散热面积A为 系统的温升为 验算表明系统在温升在许可范围内。 六系统设计思想的简单小结本系统采用了限压式变量叶片泵和液压缸差动连接，得到了较快的进给速度，能量也能合理利用。系统两次工进速度的换接采用由电磁阀切换的调速阀串联的回路，保证了换接精度。 本次课程设计时间紧张，由于期末考试与设计周挤在一起，加上电脑又出了故障只