卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计

液压与气压传动课程设计说明书设计题目 ： 卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计 姓名（学号）： 专业班级： 指导老师： 院系名称： 时 间： 2015年7月 目 录合肥工业大学课程设计任务书3液压传动课程设计教学大纲41. 设计基本要求：51.1 基本结构与动作顺序51.2 主要性能参数52. 工况分析53. 拟定液压系统原理图63.1确定供油方式63.2调速方式的选择73.3速度换接方式的选择73.4液压系统原理图74. 液压系统的计算和选择液压元件84.1液压缸主要尺寸的确定84.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格94.3 液压阀的选择104.4 确定管道尺寸104.5 液压油箱容积的确定115. 液压系统的参数计算115.1液压系统的参数计算115.2确定液压缸的主要结构尺寸115.3计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率125.4液压泵的参数计算125.5电动机的选择136. 其它尺寸的确定146.1油管的选择146.2油箱容积的确定157. 验算液压系统性能157.1压力损失的验算及泵压力的调整157.2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整157.3 液压系统的发热和温升验算178. 课程设计总结189. 教材及参考书19设 计题 目卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计成绩主要内容单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力为24000N；滑台移动部件总质量为510kg；加、减速时间为0.2s；采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，；快进行程为200mm，工进行程为100mm，快进与快退速度相等，均为 3.5mmin，工进速度为 3040mmmin。工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。试设计动力滑台的液压系统。指导教师意见签名： 200 年 月 日液压传动课程设计教学大纲一、 课程性质与任务（一）课程性质液压传动课程设计是学生学习液压与气压传动课程后进行的一个十分重要的实践性环节。（二）课程任务培养学生综合运用液压与气压传动课程的理论知识和生产实际知识分析、解决工程实际问题的能力，以进一步巩固、深化、扩展本课程所学到的理论知识。通过设计基本技能的训练，使学生掌握液压与气压传动系统设计的一般方法和步骤，为以后的毕业设计乃至实际工程设计奠定必要的基础。二、课程基本要求（一）掌握液压与气动系统设计的基本方法和步骤； （二）能查阅和液压与气动有关的国家标准、规范、手册、图册等技术资料；（三）掌握液压与气动元件的结构、工作原理与性能，并能合理地选用；（三）掌握液压与气动典型基本回路的工作原理与特点，并能合理地应用；（四）能正确地绘制和阅读液压与气动系统图；（五）能根据液压与气动系统图和各个元件的标准设计液压与气动系统的集成块；三、课程内容（一）基本内容： 1、设计液压与气动系统的工作原理图；2、设计并绘制液压与气动系统的集成块；（二）基本要求：1、掌握对液压与气动系统的集成块设计2、能根据液压与气动系统图和各个元件的标准设计液压与气动系统的集成块；（三）设计工作量：1、液压与气动系统、集成块装配图各一张，2A12、液压与气动系统、集成块设计说明书一份，5000字。四、课程与其它课程的关系本课程为专业基础课，为以后的毕业设计乃至实际工程设计奠定必要的基础。液压传动课程设计说明书1. 设计基本要求：1.1 基本结构与动作顺序卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。工作循环如下：工件输送至工作台 自动定位 夹紧 动力滑台快进 工进 快退 夹紧松开 定位退回 工件送出。（其中工作输送系统不考虑）1.2 主要性能参数1轴向切削力Ft=24000N；2滑台移动部件质量m=510kg；3加减速时间t=0.2s；4静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，采用平导轨；5快进行程l1=200mm；工进行程l2=100mm，工进速度3050mm/min，快进与快退速度均为3.5m/min；6工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可调并能保证。2. 工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.1所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。 液压缸所受外负载F包括三种类型，即 F=Fw + Ff + Fa FW为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本例中为30000N； Fa-运动部件速度变化时的惯性负载； Ff-导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可出下式求得 Ff=f（G+FRn） G-运动部件动力； FRn-垂直于导轨的工作负载，事例中为零 f-导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1。求得： FfS=0.211000N=2200N Ffa=0.111000N=1100N上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。 Fa=(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。在本例中 Fa=（11000/9.8）（4.5/0.160）=842N 根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1.1），并画出如图1.1所示的负载循环图 Fa=(G/g)（v/t）图1.1速度和负载循环图表 1.1 工作阶段所受的外负载工作循环外负载F（N）工作循环外负载F（N）启动、加速F=Ffs+Fa3042工进F=Ffs+Fw31100快进F=Ffa1100快退F=Ffa11003. 拟定液压系统原理图3.1确定供油方式 该机床在工作进给时负载不是很大，速度较低。在快进、快退时负载较小，速度较高。现采用定量泵和溢流阀共有。3.2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。根据钻削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，决定采用单向调速阀回油路调速。3.3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。 3.4液压系统原理图4. 液压系统的计算和选择液压元件 4.1液压缸主要尺寸的确定4.1.1工作压力p的确定。工作压力p可确定根据负载大小及机器的类型来初步确定，表1.1取液压缸工作压力为4MPa。4.1.2计算液压缸内径D和活塞杆直径d。有负载图知最大负载F为31100N，按表1.2可取P2为0.5Mpa，cm为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上数据代入式可得 D= =105mm 根据指导书表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=110mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2.2活塞杆直径系列取d=80mm。按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，先去夹紧缸的工作压力为3.5MPa，回油背压力为零，为0.95，可得D=33.9mm按表2.1及2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为40mm及28mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式可得A= cm2=25 cm2本例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由杆腔的实际面积，即A= cm2=45 cm2可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。4.1.3计算在各工作阶段液压缸所需的流量q快进=22.610-3 m3/min=22.6L/minq工进=0.1120.1=0.9510-3 m3/min=0.95L/minq快退=2010-3m3/min=20L/minq夹=1.5110-3m3/min =1.51L/min4.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格4.2.1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Pp=P1+pPP液压泵最大工作压力；P1执行元件最大工作压力p进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MPa，复杂系统取0.51.5MPa，本题取0.5MPa。pP=p1+P=（4+0.5）=4.5MPa上述计算所得的Pp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，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力Pn应满足Pn（1.251.6）Pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本题中Pn=1.3 Pp=5.85MPa。4.2.2泵的流量确定 液压泵的最大流量应为 qpKL(q)minqp液压泵的最大流量；（q）min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量23L/min；KL系统泄露系数，一般取KL=1.11.3，现取KL=1.2qpKL(q)min=1.245L/min=54L/min4.2.3选择液压泵的规格根据以上算得的qp和qp，再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量16mL/r，泵的额定压力6.3MPa，电动机转速1450r/min，容积效率0.85，总效率0.7。4.3 液压阀的选择本液压系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。方案一：控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案二：均选用GE系列阀。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。选定的液压元件如表所示： 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24XU-B321002定量叶片泵24YBX-163 压力表KF3-EA10B4 三位四通电磁阀2034EF30-E10B5二位三通电磁阀 2023EF3B-E10B6单向调速阀20AQF3-E10B7先导溢流阀9.4YF3-10BC8压力表KF3-EA10B9单向阀9.4AF3-EA10B4.4 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=40L/min，压油管的允许流速取u=4m/s，内径d为 d=4.6=4.6=15.4mm 若系统主油路流量按快退时取q=20L/min，则可算得油管内径d=10.3mm。 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/min、v=1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为28mm。4.5 液压油箱容积的确定本题为中压液压系统，液压油箱有效容积按泵的流量的57倍来确定，现选用容量为400L的油箱。5. 液压系统的参数计算5.1液压系统的参数计算5.1.1.初选液压缸的工作压力参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为=40*Pa5.2确定液压缸的主要结构尺寸本例要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杠式液压缸。快进时采用差动联接，并取无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的两倍，即=2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-1，初选背压Pa。由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=25789N, 按此计算则 液压缸直径由=2 可知活塞杆直径 d=0.707D=0.707*9.55cm=6.75cm按GB/T23481993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得 D=10cm d=7cm按标准直径算出 按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度v=0.05m/min为最小速度，则由式 本例=6.3610，满足最低速度的要求。5.3计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果列于下表中。表5.1 液压缸所需的实际流量、压力和功率工作循环计算公式负载F进油压力回油压力所需流量输入功率PNL/minkW差动快进52613.50.146工进257890.3140.019快退526140.2665.4液压泵的参数计算由表二可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压泵 最高工作压力可按式算出 因此泵的额定压力可取1.2546.9Pa=59Pa。由表二可知，工进时所需要流量最小是0.32L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为，快进快退时液压缸所需的最大流量是14L/min，则泵的总流量为。即大流量泵的流量。根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa，额定转速960r/min。5.5电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量，大泵流量。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。5.5.1.差动快进差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率=0.5），大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机效率 5.5.2工进考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力。而大泵的卸载压力取。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。电动机功率5.5.3.快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力（总效率=0.5）；大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机功率综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-6异步电动机。表5.2 Y90L-6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kg1.19103.1573.5256. 其它尺寸的确定6.1油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。6.2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57倍，本设计取6倍，故油箱容积为7. 验算液压系统性能7.1压力损失的验算及泵压力的调整7.1.1.压力损失的验算及泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.314L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。7.2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径d=15m，通过的流量为进油路=16L/min=0.267，回油路=32L/min=0.534。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。、式中 v平均流速（m/s） d油管内径（m） 油的运动粘度（） q通过的流量（）则进油路中液流的雷诺数为 回油路中液流的雷诺数为由上可知，进回油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失 由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速则压力损失为在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.02m/s，则压力损失为 （3）局部压力损失 由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部损失按式（1-39）计算，结果列于下表部分阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过流量额定压力损失实际压力损失单向阀2251620.82三位五通电磁阀6316/3240.26/1.03二位二通电磁阀633241.03单向阀251220.46若去集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为 查表一得快退时液压缸负载F=526N；则快退时液压缸的工作压力为 按式（8-5）可算出快退时泵的工作压力为 因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。7.3 液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算 工进时液压缸的输出功率 系统总的发热功率为： 已知油箱容积V=112L=,则按式（8-12）油箱近似散热面积A为假定通风良好，取油箱散热系数，则利用式（8-11）可得油液温升为 设环境温度，则热平衡温度为 所以油箱散热基本可达要求。8. 课程设计总结9. 教材及参考书1杨培元 朱福元主编 液压系统设计简明手册第1版, 北京 机械工业出版社,19942曾亿山主编 液压与气压传动第1版,合肥 合肥工业大学出版社,2008 3左健民主编 液压与气压传动第2版, 北京 机械工业出版社,20014姜继海主编 液压与气压传动第1版, 北京 高等教育出版社,2002 5上海市业余工业大学编著 液压传动与传动,上海 上海科学技术工业出版社, 19816路甬祥主编 液压气动技术手册第1版, 北京 机械工业出版社,20017雷天觉主编 新编液压工程手册 北京 理工大学出版社 19988徐灏主编 机械设计手册 第5卷（第2版） 北京 机械工业出版社,2001