卧式车床设计内容

./设计容设计说明及计算过程备注一、负载分析1.1工作负载工作负载是液压缸负载的主要组成部分,它与设备的运动情况有关,不同机械的工作负载其形式各不相同,对于机床,切削力是工作负载。工作负载可以是恒定的,也可以是变化的；可能是正值,也可能是负值,负载的方向与液压缸〔或活塞的运动方向相反者为正,相同者为负。1.2摩擦负载摩擦阻力是指主机执行机构在运动时与导轨或支撑面间的摩擦力,其值恒为正值。静摩擦力Ffs=1000N动摩擦力Ffd=500N1.3惯性负载惯性负载是指运动部件在启动或制动过程中,因速度变换由其惯性而产生的负载,可由牛顿第二定律计算。Fs=ma=G/g×△v/△t=32N式中：m——运动部件的质量,Kg；a——运动部件的加速度,m/s2；G——运动部件的重力Ng——重力加速度,m/s2；△v——速度的变化量,m/s；△t——速度变化所需要的时间,s。1.4运动分析按设备的工艺要求,把所研究的执行元件在完成一个工作循环时的运动规律用图表示出来,一般用速度——时间〔v—t或速度——位移〔v—s曲线表示,称执行元件的速度循环图〔速度图。设计容设计说明及计算过程备注二、负载图和速度图速度图负载图设计容设计说明及计算过程备注三、确定液压缸的主要参数3.1液压缸主要尺寸的确定计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。<1>缸筒径D。液压缸的缸筒径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比,求得液压缸的有效工作面积,从而得到缸筒径D,再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒径。根据负载和工作压力的大小确定D：①以无杆腔作工作腔时②以有杆腔作工作腔时<2>活塞杆外径d。活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择,然后再校核其结构强度和稳定性。也可根据活塞杆受力状况来确定,一般为受拉力作用时,d=0.3～0.5D。受压力作用时：pI＜5MPa时,d=0.5～0.55D5MPa＜pI＜7MPa时,d=0.6～0.7DpI＞7MPa时,d=0.7D<3>缸筒长度L。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定,即：L=l+B+A+M+C式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度,一般为<0.6-1>D;A为活塞杆导向长度,取<0.6-1.5>D;M为活塞杆密封长度,由密封方式定；C为其他长度。一般缸筒的长度最好不超过径的20倍。另外,液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H3.2工作压力的确定工作压力可根据负载大小及机器的类型来初步确定,现参阅表1取液压缸工作压力为3。表1液压设备常用的工作压力设备类型机床类型农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.8～2.03～52～88～1010～1620～32表2执行元件背压的估计值系统类型背压中、低压系统0～8简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.2～0.5回油路带调速阀的调速系统0.5～0.8回油路带背压阀0.5～1.0采用带补液液压泵的闭式回路0.8～1.5中高压系统>8～16采用带补液液压泵的闭式回路比中低压系统高～高压系统>16～32锻压机械等初算时背压可忽略不计3.3各阶段压力、流量、功率的计算工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动1111—0.43——加速530p1+Δp0.77——恒速500p1+Δp0.660.50.33工进260000.63.960.84×10-20.033快退启动1111—0.49——加速5300.51.43——恒速5000.51.310.450.59设计容设计说明及计算过程备注四、液压系统图的拟定单头卧式车床的工作循环是：快进→工进→二工进→死挡铁停留→快退→停止。完成这一动作循环的动力滑台液压系统工作原理图如图所示。系统中采用限压式变量液压泵供油,并使液压缸差动连接以实现快速运动。由电液换向阀换向,用行程阀、液控顺序阀实现快进与工进的转换,用二位二通电磁换向阀实现一工进和二工进之间的速度换接。为保证进给的尺寸精度,采用了死挡铁停留来限位。实现工作循环的工作原理如下：快进按下启动按钮,三位五通电液动换向阀5的先导电磁换向阀1YA得电,使之阀芯右移,左位进入工作状态,这时的主油路是：进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→管路4→电液换向阀5的P口到A→管路10,11→形成阀17→管路18→液压缸19左腔；回油路：缸19→右腔管路20→电液换向阀5的B口到T口→管路8→单向阀9→管路11→形成阀17→管路18→缸19左腔。这时形成差动连接回路。因为快进时,滑台的载荷较小,同时进油可以经形成阀17直通油缸左腔,系统中压力较低,所以变量泵2输出流量大,动力滑台快速前进,实现快进。第一次工作进给〔一工进在快进行程结束,滑台上的挡铁压下形成阀17,形成阀上位工作,使管路11和18断开。电磁铁1YA继续通电,电液换向阀5左位仍在工作,电磁换向阀14的电磁铁处于断电状态。进油路必须经调速阀12进入液压缸左腔,与此同时,系统压力升高,将液控顺序阀7打开,并关闭单向阀9,使液压缸实现差动连接的油路切断。回油经顺序阀7和背压阀6回到油箱。这时的主油路是：设计容设计说明及计算过程备注进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→电液换向阀5的P口到A口→管路10→调速阀12→二位二通电磁换向阀14→管路18→液压缸19左腔。这时形成差动连接回路。因为快进时,滑台的载荷较小,同时进油可以经形成阀17直通油缸左腔,系统中压力较低,所以变量泵2输出流量大,动力滑台快速前进,实现快进。第一次工作进给〔一工进在快进行程结束,滑台上的挡铁压下形成阀17,形成阀上位工作,使管路11和18断开。电磁铁1YA继续通电,电液换向阀5左位仍在工作,电磁换向阀14的电磁铁处于断电状态。进油路必须经调速阀12进入液压缸左腔,与此同时,系统压力升高,将液控顺序阀7打开,并关闭单向阀9,使液压缸实现差动连接的油路切断。回油经顺序阀7和背压阀6回到油箱。这时的主油路是：进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→电液换向阀5的P口到A口→管路10→调速阀12→二位二通电磁换向阀14→管路18→液压缸19左腔。回油路：缸19右腔→管路20→电液换向阀5的B口到T口→管路8→顺序阀7→背压阀6→油箱。因为工作进给时油压升高,所以变量泵2的流量自动减小,动力滑台向前作第一次工作进给,进给量的大小可以用调速阀12调节。第二次工作进给<二工进>在第一次工作进给结束时,滑台上的挡铁压下行程开关,使电磁阀14的电磁铁3YA得电,阀14右位接入工作,切断了该阀所在的油路,经调速阀12的油液必须经过调速阀13进入液压缸的右腔,其它油路不变。由于调速阀13的开口量小于阀12,进给速度降低,进给量的大小可由调速阀13来调节。设计容设计说明及计算过程备注死挡铁停留当动力滑台第二次工作进给终了碰上死挡铁后,液压缸停止不动,系统的压力进一步升高,达到压力继电器15的调定值后,经过时间继电器的延时,在发出电信号,使滑台退回。在时间继电器延时动作前,滑台停留在死挡块限定的位置上。快退时间继电器发出信号后,2YA得电,1YA失电,3YA断电,电液换向阀5右位工作,这时的主油路是：进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→管路4→换向阀5的P口到B口→管路20→缸19的右腔。回油路：缸19的左腔→管路18→单向阀16→管路11→电液换向阀5的A口到T口→油箱。这时系统的压力较低,变量泵2输出流量大,动力滑台快速退回。由于活塞杆的面积大约为活塞的一半,所以动力滑台快进、快退的速度大致相等。原位停止当动力滑台退回原始位置时,挡块压下行程开关,这时电磁铁1YA、2YA、3YA都失电,电液换向阀5处于中位,动力滑台停止运动,变量泵2输出油液的压力升高,使泵的流量自动减至最小。电磁铁动作顺序如表3：表3电磁铁和形成阀的动作表工作循环电磁铁形成阀1YA2YA3YA快进+___+___+二工进+_++死挡铁停留+_++快退_+_+/-原位停止____设计容设计说明及计算过程备注通过以上分析可以看出,为了实现自动循环,该液压系统应用了下列一些基本回路：调速回路：采用了有限压式变量泵和调速阀的调速回路,调速阀放在进油路上,回油经过背压阀；快速运动回路：应用限压式变量泵在低压时输出的流量大的特点,并采用差动连接来实现快速前进；换向回路：应用电液换向阀实现换向,工作平稳、可靠,并由压力继电器与时间继电器发出的电信号控制换向信号；快速运动与工作进给的换接回路：采用形成换向阀实现速度的换接,换接的性能较好,同时利用换向后,系统中的压力升高使液控顺序阀接通,系统由快速进给的差动连接转换使回油排回油箱；两种工作进给的换接回路：采用了两个调速阀串联的回路结构。设计容设计说明及计算过程备注五、液压元件的选择5.1液压泵的选择根据压力和流量数值查阅产品样本,并考虑液压泵存在容积损失,最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r,当液压泵的转速np=940r/min时,其理论流量分别为5.6L/min和31L/min。5.2阀类元件及辅助元件的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3所列。其中,溢流阀9按小流量泵的额定流量选取,调速阀4选用Q—6B型,其最小稳定流量为0.03L/min,小于本系统工进时的流量0.5L/min。5.3油管的选择<1>油管径d按下式计算：式中：q为通过油管的最大流量<m3/s>；为管道允许的流速<m/s>。一般吸油管取0.5～5<m/s>；压力油管取2.5～5<m/s>；回油管取1.5～2<m/s>。<2>油管壁厚δ按下式计算：式中：p为管最大工作压力；〔σ〕为油管材料的许用压力,〔σ〕=σb/n；σb为材料的抗拉强度；n为安全系数,钢管p＜7MPa时,取n=8；p＜17.5MPa时,取n=6；p＞17.5MPa时,取n=4。根据计算出的油管径和壁厚,查手册选取标准规格油管。5.4油箱的计算初步确定油箱的有效容积,跟据经验公式来确定油箱的容量：V=式中--液压泵每分钟排出的压力油的容积--经验系数表4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—PV2R12-6/335.1/27.9*16—2三位五通电液换向阀7035DY—100BY1006.30.33行程阀62.322C—100BH1006.30.34调速阀<1Q—6B66.3—5单向阀70I—100B1006.30.26单向阀29.3I—100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY—63B636.30.38背压阀<1B—10B106.3—9溢流阀5.1Y—10B106.3—10单向阀27.9I—100B1006.30.211滤油器36.6XU—80×200806.30.0212压力表开关—K—6B———13单向阀70I—100B1006.30.214压力继电器—PF—B8L—14—表5标准规格油管管路名称通过流量/<L/s>允许流速/<m/s>管道径/m实际取值/m主泵吸油管2.50.80.04210.045主泵排油管2.5640.0170.024表6油箱经验系数表系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金系统1～22～45～76～1210设计容设计说明及计算过程备注六、液压系统性能的运算必要时,对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算,如果有经过生产实践考验的同类设备可供类比参考,或有可靠的实验结果,那么液压可以不再进行验算。6.1压力损失的验算在前面确定液压泵的最高工作压力时,关于压力损失是进行估算的。现在系统的元件、管道直径、管接头等都确定下来了,所以需要验算一下管路系统的压力损失,看其是否在假设围,借此可以较准确地确定液压泵的工作压力,并可确定各种压力阀的调定压力值,保证系统的工作性能。液压泵应用一定的压力储备量,如果计算出的系统调整压力大于液压泵的额定压力的75%,则应该重新选择元件规格和管道尺寸,以减小压力损失,或者另选额定压力较高的液压泵。液压系统的的压力损失包括管道的沿程损失和局部损失以及阀类元件的局部损失三项。计算系统压力损失时,不同的工作阶段要分开来计算。回油路上的压力损失要折算到进油路上。因此,某一工作阶段液压系统的总的压力损失为式中——系统进油路的总压力损失；设计容设计说明及计算过程备注——进油路总的沿程压力损失——进油路总的局部损失——进油路上阀的总损失——阀的额定压力损失,由产品样本中查到；——阀的额定流量；——通过阀的实际流量；——系统回油路的总压力损失；——回油路总的沿程损失；——回油路总的局部损伤；——回油路上阀的总损失,计算方法同进油路；——液压缸进油腔的面积；——液压缸回油腔的面积。设计容设计说明及计算过程备注式中——液压缸工作腔的压力。6.2油液温升验算液流经液压泵、执行元件、溢流阀或其它阀及管道的功率损失都将转化为热能,使系统发热,油温升高。油温升高过多,会造成系统的泄漏增加,运动件动作失灵,油液变质,缩短橡胶圈的寿命等不良后果,所以,为了使液压缸保持正常工作,应使油温保持在许可的围之。〔1系统发热量计算在单位时间液压系统的发热量〔即损失功率可由下式计算。式中——液压系统的发热量〔W；Pp——液压泵的输入功率〔W,Pp=pq/η；Pe——执行元件的有效功率〔W,P=Fv。〔2散热面积计算当油箱的三个边长之比为1：1：1到1：2：3围,且油位是油箱高度的0.8时,其散热面积可用下式计算。A=<m2>〔3系统的温升设计容设计说明及计算过程备注——系统的散热功率,KW；——油液的温升,℃；——油箱散热系数,见表——油箱散热面积,m2。在液压系统中,工作介质温度一般不应超过70℃,因此在进行发热计算时,工作介质温度不应超过65℃,如果计算温度过高,就必须采取增大油箱散热面积或增加冷却器等措施。表7油箱散热系数散热条件散热系统散热条件散热系数通风很差8～9风扇冷却23通风良好15～17.5循环水冷却110～175设计小结这是本学期最有难度的一次课程设计,除了工作量大,相关资料的缺乏是我们遇到的最大困难。本次的设计课题是《单头车床液压系统设计》,设计的主要任务是：单头卧式车床,拟采用零件固定、刀具旋转和进给的加工方式。工作循环是：快进→工作进给Ⅰ→工作进给Ⅱ→快退→原位停止。车床的最大钻削力为Fmax=2000N,钻削头部件质量为m=500kg,快进速度为2m/min；工进Ⅰ速度为0.6m/min；工进Ⅱ速度为0.4m/min；加、减速时间Δt≦0.2s,钻削头部件运动时,静摩擦力Ffs=1000N,动摩擦力Ffd=500N,执行元件的总效率为0.9,系统总压力损失为0.5MPa。这需要我们更多的了解车床的工作原理以及液压回路、液压系统的结构。总之,本次课程设计是我们更好的运用本学期所学的课程,同时未毕业设计打下基础。感想通过对本次单头卧式车床液压系统设计,使我对液压传动有了比较全面的认识,并且将理论应用于实践,巧妙的理论、实际的结合,是我的各项能力有了全面的认识与