(精选word)卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统课程设计

1、(完整word版)卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统课程设计(完整word版)卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统课程设计PAGE14 PAGE 14(完整word版)卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统课程设计目 录TOC o 1-3 h u HYPERLINK l _Toc6 一 明确液压系统的设计要求 PAGEREF _Toc6 h 3 HYPERLINK l _Toc7 二 负载与运动分析 PAGEREF _Toc7 h 4 HYPERLINK l _Toc8 三 负载图和速度图的绘制 PAGEREF _Toc8 h 6 HYPERLINK l _Toc9 四 确定液压系

2、统主要参数 PAGEREF _Toc9 h 7 HYPERLINK l _Toc0 确定液压缸工作压力 PAGEREF _Toc0 h 7 HYPERLINK l _Toc1 计算液压缸主要结构参数 PAGEREF _Toc1 h 7 HYPERLINK l _Toc2 绘制液压缸工况图 PAGEREF _Toc2 h 9 HYPERLINK l _Toc3 五 液压系统方案设计 PAGEREF _Toc3 h 10 HYPERLINK l _Toc4 选用执行元件 PAGEREF _Toc4 h 10 HYPERLINK l _Toc5 速度控制回路的选择 PAGEREF _Toc5 h 1

3、0 HYPERLINK l _Toc6 选择快速运动和换向回路 PAGEREF _Toc6 h 11 HYPERLINK l _Toc7 速度换接回路的选择 PAGEREF _Toc7 h 11 HYPERLINK l _Toc8 组成液压系统原理图 PAGEREF _Toc8 h 12 HYPERLINK l _Toc9 系统图的原理 PAGEREF _Toc9 h 13 HYPERLINK l _Toc0 六 液压元件的选择 PAGEREF _Toc0 h 16 HYPERLINK l _Toc1 确定液压泵的规格和电动机功率 PAGEREF _Toc1 h 16 HYPERLINK l

4、_Toc2 确定其它元件及辅件 PAGEREF _Toc2 h 17 HYPERLINK l _Toc3 主要零件强度校核 PAGEREF _Toc3 h 19 HYPERLINK l _Toc4 七 液压系统性能验算 PAGEREF _Toc4 h 21 HYPERLINK l _Toc5 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 PAGEREF _Toc5 h 21 HYPERLINK l _Toc6 油液温升验算 PAGEREF _Toc6 h 22一 明确液压系统的设计要求 要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现的动作顺序为：启动加速快进减速工进快退停止。液压系统

5、的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和Fg=12700N，移动部件总重量G20000N；行程长度400mm（其中工进行程100mm）快进、快退的速度为7m/min，工进速度（201000）mm/min，其中20mm/min为粗加工， 1000mm/min为精加工；启动换向时间t；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数fs；动摩擦系数fd。液压系统的执行元件使用液压缸。 二 负载与运动分析负载分析中，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

6、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）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（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 动摩擦阻力 （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，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为min，因此惯性

7、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=，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。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向回路 b.速度换接回路图4 换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=。组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并

8、对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动加速快进减速工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表5 电磁铁的动作顺序表图 5 液压系统图系统图的原理快进 快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为： 进油路：泵 向阀10三位五通换向

9、阀2（1YA得电）行程阀3液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2（1YA得电）单向阀6行程阀3液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。减速当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压下行程阀3，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀4，电磁换向阀16进入液压缸的左腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀4开口向适应，此时液控顺序7打开，单向阀6关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，从而实现减速，其主油路为： 进油

10、路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4电磁换向阀16液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。工进 减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4调速阀15液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。死挡铁停留 当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压

11、缸左腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（2YA得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀5三位五通换向阀2（右位）油箱。原位停止 当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。系统图的动

12、作顺序表如表5所示。六 液压元件的选择确定液压泵的规格和电动机功率（1）计算液压泵的最大工作压力 根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。 对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为，则大流量泵的最高工作压力为： （2）计算总流量 表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出

13、现在快进工作阶段，为 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： 工作进给时，液压缸所需流量约为 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R126/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率=，则当泵的转速=940r/min时，液压泵的实际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为、流量为min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计

14、算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。确定其它元件及辅件(1) 确定阀类元件及辅件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6所列。表6 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/26+22)16/142三位五通电液换向阀5035DYF3YE10B8016 3行程阀60AXQFE10B6316 4调速阀1AXQFE10B6165单向阀60AXQFE10B63166单向阀25AF3-Ea10B631

15、67液控顺序阀22XF3E10B63168背压阀YF3E10B63169溢流阀YF3E10B631610单向阀22AF3-Ea10B6316 11滤油器30XU6380-J63 12压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀60AF3-Fa10B10014压力继电器PFB8L0*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列。表7各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min）排出流量/(L/min）运动速

16、度/(L/min）由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：取标准值20mm；取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。（3）油箱的设计 油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按

17、照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。主要零件强度校核缸筒壁厚=4因为方案是低压系统，校核公式, 式中：-缸筒壁厚（） -实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力 D-缸筒内径 D= -缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。对于P116MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统因此满足要求。缸底厚度=11对于平缸底，厚度 有两种情况：缸底有孔时：其中缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；其中杆径d由公式：式

18、中：F是杆承受的负载（N），F=12700N 是杆材料的许用应力，=100 缸盖和缸筒联接螺栓的底径d1式中 K拧紧系数，一般取K=； F缸筒承受的最大负载（N）； z螺栓个数； 螺栓材料的许用应力， ，为螺栓材料的屈服点（MPa），安全系数n= 七 液压系统性能验算 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表3和表4可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路

19、上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。此值小于原估计值（见表2），所以是偏安全的。 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为min，在调速阀4处的压力损失为；油液在回油路上通过换向阀2的流量是min，在背压阀8处的压力损失为，通过顺序阀7的流量为（0162+22）L/min=min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为 可见此值小于原估计值。故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即 此值与表3中数值相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差pe=，故溢流阀9的调压pp1A应为 快退快退时，