液压课设-__卧式单面多轴钻孔组合机床系统设计

1、课程设计 课程名称 液压与气压传动 课题名称 卧式单面多轴钻孔组合机床系统设计 班 级 机制122班 姓 名 高 亮 学 号 实习地点 实践中心6B-108 实习时间 6.236.26 指导老师 朱元右 南京工程学院2015.6.26目录液压与气压传动课程设计任务书1一、工况分析21.1工作负载FW21.2阻力负载21.3惯性负载2二、拟定液压系统原理图52.1确定供油方式52.2调速方式的选择52.3速度换接方式的选择52.4加紧回路选择5三、确定液压缸主要参数73.1初选液压缸工作压力73.2计算液压缸结构参数7四、液压元件的选择94.1液压泵及驱动电动机功率的确定94.1.1液压泵的选择

2、94.1.2电动机的选择94.2元件、辅件选择104.2.1.液压阀及过滤器的选择104.2.2. 油管的选择114.2.3. 油箱容积的确定11五、液压系统的验算125.1压力损失的验算125.2 系统温升的验算15参考文献16总 结16液压与气压传动课程设计任务书一、设计课题课题：卧式单面多轴组合机床液压系统设计设计要求如下：（1） 工作循环为：夹紧快进工进快退松开停止（2） 移动部件总重10000N，向切削力21000N，快进行程 100mm，快进与快退速度 4.2mmin，工进行程 20mm，工进速度 0.05mmin（3） 夹紧时移动部件总重量1800N，夹紧力6000N，夹紧缸行程

3、30mm二、设计任务（1）液压传动系统图1张（A2/A3，含明细表、电器动作顺序表、工作循环图）（2）装配图1张（A1/A2）（3）零件图1张（图幅自定）（4）说明书一份（不少于6000字）三、设计进度安排（1）第一天：工况分析、拟定液压原理图、选择液压元件，设计计算。（2）第二天：系统验算、设绘液压原理图。（3）第三天：设绘装配图。（4）第四天：设绘装配图、设绘零件图。（5）第五天：编写说明书，答辩。四、设计方案与说明学号与设计课题设计方案供油方式装配图零件图课题一12课题二2627单定量泵供油工作缸活塞342829活塞杆563031夹紧缸缸体783233缸盖9103435双定量泵供油工作缸

4、活塞11123637活塞杆13143839夹紧缸缸体1516缸盖1718变量泵供油工作缸活塞1920活塞杆2122夹紧缸缸体2325缸盖一、工况分析负载分析中，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。1.1工作负载FW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=21

5、000N1.2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，设导轨的静摩擦力为，则静摩擦阻力 =0.211800N=2360N动摩擦阻力 =0.111800N=1180N1.3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。已知启动换向时间为0.1s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.2m/min，因此惯性负载可表示为Fm=(G/g)(v/t)g-重力加速度；t-加速度或减速度，一般t=0.010.5s；v-t时间内的速度变化量；Fm=1180（4.2/0.1

6、60）=826N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，如下表所示；并画出如图所示的负载循环图。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定位夹紧6000启动加速2006快进1180工进22180快退1180二、拟定液压系统原理图2.1确定供油方式 考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量减少发热，泵源系统宜采用定量泵供油。现采用带压力反馈的限压式定量泵。2.2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。根据钻孔类类专用机床工作时对低速性能和速度

7、负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式定量泵和调速阀组成的溶剂节流调速。这种调速回路具有效率高发热少和速度刚性好等特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负载切削力的作用。2.3速度换接方式的选择 本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接平稳性差。若要提高系统换接的平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。 2.4加紧回路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，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在回路中还装有减压阀，

8、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，即可合成下图所示的液压系统原理图。三、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. 表2按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/ 0.811.522.53344553.2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

9、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=0.8，快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值0.6。夹紧液压缸回油背压取0，快退时背压取0.5。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 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=0.70793.4=66.0mm，夹紧缸活塞杆直径为=0.70775.2=53.2mm圆整后取D

10、=100mm，d=70mm。80mm,=56mm此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 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=m2 3.3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， 计算结果如下表所示。各工况下的主要参数值工作循环负载F/N回油背压进油压力输入流量输入功率P/Kw计算公式定位夹紧6666.6702.6-快进启动加速2228.91.10恒速1311.10.860.270.23工进24644.40.83.550.006550.0233 快退起动加速2228.90.61

11、.16恒速1311.10.60.930.280.26松开-四、液压元件的选择4.1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。4.1.1液压泵的选择已知液压缸最大工作压力为3.55Mpa,取进油路上压力损失为0.5Mpa-液压泵最大工作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，并且为了保障泵的寿命因此泵的额定压力需满足液压泵的最大流量应为，此处取对照产品样本可选用型叶片泵，该泵的基本参数为：额定转速960r/min，容积效率为0.9，额定压力为6.3Mpa，每转排量为2

12、5mL/r，总效率为0.78。4.1.2电动机的选择系统为单泵供油系统，首先分别算出快进和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。由于慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2-1L/min范围时，可取首先算快进时的功率，快进时的外负载为1180N，进油路压力损失为0.3MPa快进时所需电动机功率P为工进时所需电动机功率P为综合比较，快进时所需功率最大，据此查样本选用Y80M1-4异步电动机。Y80M1-4异步电动机主要参数表功率KW额定转速r/min电流A效率%净重kg0.5513901.573174.2元件、辅件选择4.2.1.液压阀及过滤器的选择

13、根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本系统中所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为，和三种规格，所有元件的型号列于表4中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图中的序号一致。 液压元件明细表序号元 件 名 称通过流量/Lmin-1型 号1 过滤器21XU-B321002定量叶片泵21YB1-253 压力表KF3-EA10B4 三位四通电磁阀16.834EF30-E10B5二位三通电磁阀 16.823EF3B-E10B6单向行程调速阀16.8AQF3-E10B7减压阀0.4JF3-10B8压力表KF

14、3-EA10B9单向阀0.4AF3-EA10B10二位四通电磁阀0.424EF3-E10B11压力继电器0.4DP1-63B12单向节流阀0.4ALF-E10B13夹紧缸14工作缸15液压溢流阀0.4YF3-E10B4.2.2. 油管的选择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=40L/min，压油管的允许流速取u=4m/s，内径d为 d=4.6=4.6=13.3mm 若系统主油路流量按快退时取q=16.8L/min，则可算得油管内径d=9.4mm。 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=24L

15、/min、v=1.5m/s），现参照YB1-25定量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为25mm。4.2.3. 油箱容积的确定 中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5到7倍，本系统取7倍，故油箱容积为五、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=1.7mm, DE=2mm . 选用L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为15 ，差得15 时该液压油的运动粘度v=150cst=1.5cm2/s,油的密度=920/m35.1压力损失的验算(1)工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度0.1m/min,进给时的最大流

16、量为0.95L/min,则液压油在管内流速v1为管道流动雷诺数为R2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数进油管道BC的沿程压力损失P为查得换向阀4WE6E50/AG24的压力损失P=0.0510P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P为 P=P+P=0.004210+0.0510=0.054210 P(2)工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则回油管道的沿程压力损失P2-1为查产品样本知换向阀3WE6A50/AG24的压力损失P2-2=0.025106pa,换向阀4

17、WE6E50/AG24的压力损失P2-3=0.025106pa，调速阀2FRM5-20/6的压力损失P2-4=0.5106pa。回油路总压力损失P2为(3）定量泵出口处的压力PP(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之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即33.6L/min，AC段管路的沿程压力损失P1-1为同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失P1-1和P1-3为查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为4EW6E50/AG24的压力损失P2-1=0.17106pa。据分析在差动连接中，泵的出口压力PP为 快退时压力损失验算从略。上述验算表明无需修改原

18、设计。5.2 系统温升的验算在整个工作循环中，工作阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工作时的发热量。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，取数值大者进行分析。当V=5cm/min时此时泵的效率为0.78，泵的出口压力为3.47MPa,则有此时的功率损失为可见在工进时，功率损失为0.011kW，发热量最大。假定系统的散热状况一般取K=1010-3kW/(cm2. )，油箱的散热面积A为系统的温升为验算表明系统的温升在许可范围内。参考文献1. 杨培元. 液压系统设计简明手册. 北京：机械工业出版社，19992. 李新德. 液压与气动技术. 北京：中国商业出版社，20063. 雷天觉. 液压工程手册. 北京：机械工业出版社，19904. 俞启荣. 液压传动. 北京：机械工业出版社，19905. 左健民. 液压与气动传动