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 200811411133 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/13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 200811411133 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/13一，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 800 1000mm/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 ： Ffs0.5f 1Gf 1Gcos450.5× 0.2 × 20000+0.5 × 20000 ×cos45=4828N动 摩 擦 负 载 ： Ffa0.5f 2Gf 2Gcos450.5 × 0.1 × 20000+0.1 × 20000 ×cos45=2414N.惯性负载：Gv2000064082 NFt9.8600.05g式中 f 1、 f 2，分别为静、动摩擦因数，分别取f 1=0.2、 f 2 =0.1。 v 为启动或者制动前后的速度差，本例中 v =0.1m/st ，启动或者制动时间，取t =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Ffs F8910/13快进2414Ffa1 工进22414FFfa2 工进22414FFfa快退2414Ffa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/13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 3-1/13四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 p 2 为 0.5MPa， cm 为 0.95 ，考虑到快进、快退速度相等，取d/D 为 0.7 。将上述数据代入手册式（ 2-3 ）可得D=422414m=90mm553.1440100.951(0.7)401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，cm 为 0.95 ，则按式（ 2-3 ）可得D=414000m=87m251053.140.95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>qmin= 0.05 103cm2 =0.83 cm2vmin60式中 qmin 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= D2d 2 =(10272 )cm240cm244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q快进d 2v快进0.0726m / min 23L / min44q一工进4D 2v一工进40.1 21m 3 / min7.9L / minq二工进4D 2v二工进40.1 20.6m 3 / min4.7 L / minq 快退（D 2 - d 2）v快退40.120.0726m3 / min 24L / min4q夹D夹2v夹0.120.02560m3 / min11.8 10 3 L / min442. 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格/131）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ppp1p式中p p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，本例取p 为 0.5MPa， 则p p(40.5) MPa4.5MPa上述计算所得的 p p 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pn应满足（ 1.25 至 1.6 ） p p 。本例中，取 pn1.25p p5.7MPa 。2）泵的流量确定。液压泵的最大流量应为qqK （Lq）max ，取 K L1.2,则qK （q）1.224L/ min28.8L/ minqLmax3 ）选择液压泵的规格。根据以上算得的 pp 和 qp 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q025L / r ,泵的额定压力 p n6.3MPa,电动机转速 n H1450r / min, 容积效率v0.85,总效率0.7。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p p241410 60.3 MPa0.93MPa0.07 24快进时所需电动机功率为Pp p qp0.723 kW0.38kW600.7工进时所需电动机功率P 为P4.57.9 kW0.85kw600.7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：/131 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1.834PkW 1.46kW600.71-6 ），拐点处能正常工作。所选电动机功率满足式（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d4.6q / v4.648 / 5mm14.3mm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。D0.4Py1001100.44.51.25121101.34.51由公式21.3Py得：1.252.3mm/13故即可求出缸体的外径D D+2 =100+2 2.3=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py得 t 0.4334.51.25故取 t=35mmt 0.433D 2100=9.79mm110（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 HLD 故可得夹紧缸最小导向长202度 H 500 100 75 mm。202活塞的宽度 B 一般由公式 B=（0.6 1.0）D 得进给缸活塞宽度B=0.6100=60mm；当液压缸内径 D>80mm 时，活塞杆滑动支承面的长度=（ 0.6 1.0）d故=0.7 70=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LB =500<13d=13 70=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 C ，查得该温度时液压油的运动粘度 v=150cst=1.5c m 2 /s, 油的密度920kg / m3。（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v1 为，q4 7.9103v12 cm/ min 6989cm / min 116cm/ sd 23.141.24管道流动雷诺数为 Re1为/13Re1v1d116 1.2v92.81.5Re12300,可见油液在管道中的流动状态为层流，其沿程阻力系数为 175750.81。Re192.8进油管道 BC的沿程压力损失p1 1为p1 1lv20.81 (1.70.3)920 1.162Pa 0.08410 6 Pad21.210 22查得换向阀 34EF30-E10B的压力损失 p1 20.05 106 Pa ,调速阀 QF3-E10B 的压力损失为p130.5106 MPa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p1 = p1 1 + p12 +p1 3 0.634106 Pa2）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v2v158cm / s2Re2v2 d58 1.246.4v1.575752Re21.6246.4回油管道的沿程压力损失p2 1为p2 1lv 21.621.222920 0.58 2Pa0.04106 Pad2102查样本知换向阀 34EF3B-E10B 的压力损失 p220.05106 Pa。则回油路总压力损失为：p2 =p2 1 +p22 =0.09106 Pa3）变量泵出口处的压力pp 为F /cmA2p2p122414/ 0.95 40.0510 40.09 1060.65 106) Pap pA1(10 478.544 ）3.70106Pa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, AC 段管路的沿程压力损失p1 1为/13q446 103678.2cm/ sv13.141.22cm / sd2604管道流动雷诺数为 Re1为v1 d678.21.2542.56Re11.5v其沿程阻力系数为175750.138。Re1542.56进油管道 BC的沿程压力损失p1 1为p1 1lv 20.1381.21.7920 6.782Pa 0.41106 Pad210 22同样可求得管道BD 段的沿程压力损失p12 为 vq423 10323.141.22cm / s 339.1cm / sd2604Re2v2d339.11.2271.3v1.5275750.28。Re2271.3p1lv229203.39262d20.281.210 22Pa 0.25 10 Pa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p 2 10.17106 Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力p p 为p p = 2 p 2 1 + p1 2p2 1F（2 0.41 0.25 0.170.63） 10 6 =1.87 10 6 PaA2cm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qD 2 v0.120.6m3 / min4.8L / min44此时泵的效率为 0.4，泵的出口压力为3.7MPa，则有P输入3.74.8 kW0.74kW600.4P输出Fv22414 60102 1030.22kW60/13此时的功率损失为p P输入P输出0.52kW当 v=120cm/min 时， q=9.4L/min,总效率0.7P输入3.79.4 kW 0.82kW600.7P输出Fv22414 100 10 210 30.374kW60此时的功率损失为p P输入P输出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K1010 3 kW /(cm2 ? C ), 油箱在散热面积 A 为A 0.0653 V 20.0653 2002m22.22m2系统的温升为P0.52C23.5 Ct10 10 3 2.2KA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能在图书馆设计，时间不太充足，在设计中难免有时会手忙脚乱的，有些时候因为考虑不周或者参考资料比较单一，设计出错可能就会导致全局的崩溃，所以仔细认真是很重要的，虽然设计中遇到很多阻碍，但是我们都能互相帮助和讨论，终于能顺利完成。速度很重要，在设计中能淋漓尽致的体现出来！七 参考资料张世亮主编 .液压与气压传动 .北京 :机械工业出版社杨培元，朱福源主编 .液压系统设计简明手册 .北京 :机械工业出版社雷天觉主编 .液压工程手册 .北京：机械工业出版社 ,1990张世亮主编，液压与气压传动课程设计指导书/13（注：范文素材和资料部分来自网络， 供参考。只是收取少量整理收集费用， 请预览后才下载，期待你的好评与关注）/13