专用钻床液压系统-课程设计专属.doc

机械工程课程设计说书设计题目 指导教师： XXX 设计者： XXX XXX XXX 系 别： 机械工程学院 班 级： 机自XXX班 学 号： XXXX、XXXX、XXXX XXXXXXXXXXXXXX大学液压课程设计任务书（一）设计课题设计一台卧式单面多轴钻孔机床的液压传动系统，有三个液压缸，分别完成钻削（快进、工进、快退）、夹紧工件（夹紧、松开）、工件定位（定位、拔销）。其工作循环为：定位 夹紧 快进 工进 快退 拔销松开，如1图所示：（二）原始数据1. 主轴数及孔径：主轴6根，孔径14mm;2. 总轴向切削阻力：12400N3. 运动部件重量：9800N4. 快进、快退速度：5m/min;5. 工进速度：0.040.1m/min6. 行程长度：320mm7. 导轨形式及摩擦系数：平导轨，8. 加速、减速时间：大于0.2秒9. 夹紧力：50006000N10. 夹紧时间：12秒11. 夹紧液压缸行程长度：16mm（三）系统设计要求1. 夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时，夹紧缸保持夹紧力；2. 快进转工进时要平稳可靠3. 钻削是速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不前冲（四）最后提交内容（电子稿和打印稿各一份）1. 设计说明书各一份2. 系统原理图一份，含电磁铁动作顺序表，主要元件明细表3. 液压阀块二维CAD零件图（A3，比例1：1或者1：2）4. 液压阀块三位实体图5. 可选部分，包含液压阀块，阀块安装件的三维实体图目录液压课程设计任务书I1工况分析1 1.1动作要求分析 1 1.2设计要求及工况分析1 1.3负载图和速度图的绘制 1 2液压系统方案设计22.1确定液压泵类型及调速方式22.2选用执行元件22.3快速运动回路和速度换接回路22.4换向回路的选择22.5定位夹紧回路的选择22.6动作换接的控制方式选择 22.7液压基本回路的组成33液压系统的参数计算43.1液压缸参数计算43.1.1初选液压缸的工作压力43.1.2计算液压缸主要尺寸43.1.3确定夹紧缸的内径和活塞直径63.1.4计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率63.2确定液压泵的规格和电动机功率及型号7 3.2.1计算液压泵的压力73.2.2计算液压泵的流量7 3.2.3选用液压泵规格和型号74液压原件的选择84.1液压阀及过滤器的选择 84.2油管的选择 84.3油箱容积的确定85验算液压系统性能95.1压力损失的验算及泵压力的调整95.1.1工进时的压力损失验算和泵的压力调整95.1.2快退时的压力损失验算95.2液压系统的热和温升验算115.2.1系统发热量的计算115.2.2系统温升的验算116总结 127参考文献 121、工况分析1.1动作要求分析根据主机动作要求画出动作循环图如图1-1快进工进快退拔销松开定位夹紧图1-1 动作循环图1.2负载分析负载分析中，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：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静压力为Ffs，动摩擦力为Ffd，则Ffs=fsFN=0.29800N=1960NFfd=fdFN=0.19800N=980N而惯性力 Fm=N=417N 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦里的影响，并设液压缸的机械效率m=0.95，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1-1 表1-1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载F/N定位夹紧 5000快进启动F=Ffs/m2063加速F=(Ffd+Fm)/ m1471快进F=Ffd/m1032工进F=(Ft+ Ffd)/ m14084快退F= Ffd/m10321.3负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的各个阶段的速度，由于行程是320mm，设定快进时的行程L1=250mm，工进时的行程L2=70mm。可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图1-2a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸退回时的曲线。 a)负载图 图1-2 负载速度图 b)速度图2、液压系统方案设计2.1确定液压泵类型及调速方式参考同类组合机床，由于快进、快退和工进速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用限压式变量叶片泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8Mpa。2.2选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。由于结构上的原因和为了有较大的有效工作面积，定位缸和夹紧缸也采用单杆活塞液压缸。2.3快速运动回路和速度换接回路根据运动方式和要求，采用差动连接快速运动回路来实现快速运动。根据设计要求，速度换接要平稳可靠，另外是专业设备，所以可采用行程阀的速度换接回路。若采用电磁阀的速度换接回路，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性较差。2.4换向回路的选择由速度图可知，快进时流量不大，运动部件的重量也较小，在换向方面无特殊要求，所以可选择电磁阀控制的换向回路。为方便连接，选择三位五通电磁换向阀。2.5定位夹紧回路的选择按先定位后夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。通常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作压力，并由同一液压泵供油，所以在夹紧回路中设减压阀减压，同时还需满足；夹紧时间可调，在进给回路压力下降时能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。换向阀可连接成断电夹击方式，也可以采用带定位的电磁换向阀，以免工作时突然断电松开。2.6动作换接的控制方式选择为了确保夹紧后才能进行切削，夹紧与进给的顺序动作应采用压力继电器控制。当工作进给结束转为快退时，由于加工零件是通孔，位置精度不高，转换控制方式可采用行程开关控制。2.7液压基本回路的组成将已选择的液压回路，组成符合设计要求的液压系统并绘制液压系统原理图。此原理图除应用了回路原有的原件外，又增加了液控顺序阀6和单向阀等，其目的是防止回路间干扰及连锁反映。从原理图中进行简要分析：1）工件定位夹紧：（1）先定位 压力油减压阀8单向阀9电磁换向阀10定位缸18无杆腔定位缸18有杆腔电磁换向阀10油箱（2）再夹紧 工件定位后，压力油压力升高到单向顺序阀开启的压力，单向顺序阀开启。压力油单向顺序阀11单向调速阀12夹紧缸17无杆腔 夹紧缸17有杆腔电磁换向阀10油箱2）快进：2YA通电，电磁换向阀3左位工作，由于系统压力低，液控顺序阀6关闭，液压缸有杆腔的回油只能经换向阀3、单向阀5和泵流量合流经单向行程调速阀4中的行程阀进入无杆腔而实现差动快进，显然不增加阀6，那么液压缸回油通过阀7回油箱而不能实现差动。 叶片泵1单向阀2电磁换向阀3单向行程调速阀4主液压缸19（差动连接）3）工进：4YA通电，切断差动油路。快进行程到位，挡铁压下行程开关，切断快进油路，4YA通电，切断差动油路，快进转工进，系统压力升高，液控顺序阀6被打开，回油腔油液经液控顺序阀6和背压阀7流回油箱，此时，单向阀5关闭，将进、回油路隔开，使液压缸实现工进。 叶片泵1单向阀2电磁换向阀3单向行程调速阀4主液压缸19无杆腔 主液压缸19有杆腔电磁换向阀3液控顺序阀6背压阀7油箱4）快退：3YA通电，工进结束后，液压缸碰上死挡铁，压力升高到压力继电器调定压力，压力继电器发出信息，2YA断电，3YA、4YA通电。叶片泵单向阀4电磁换向阀3主液压缸有杆腔 主液压缸无杆腔单向行程阀4电磁换向阀3油箱主液压缸无杆腔快退到位碰行程开关，行程开关发信息，下步工件拔销松夹。5）拔销松夹：1YA通电液压油减压阀8单向阀9电磁阀10定位缸18和夹紧缸17的有杆腔 定位缸18无杆腔电磁阀10油箱夹紧缸16无杆腔单向调速阀12的单向阀单向顺序阀11的单向阀电磁阀10油箱 工件松夹后发出信息，操作人员取出工件。6）系统组成后，应合理安排几个测压点，这些测压点通过压力表开关与压力表相接，可分别观察各点的压力，用于检查和调试液压系统。 系统原理图如下图2-1 卧式单面多轴钻孔机床液压系统原理图表2-1 电磁铁动作顺序表1Y2Y3Y4Y定位夹紧-快进-+-工进-+-+快退-+拔销松开+-3、液压系统的参数计算3.1液压缸参数计算3.1.1初选液压缸的工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表3-1和表3-2，根据F=14084N初选液压缸的工作压力p1=3MPa。3.1.2计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止钻透时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表3-3选此背压为p2=0.6Mpa。表3-1 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa12.5cm2，满足最低速度要求。3.1.3确定夹紧缸的内径和活塞直径根据夹紧缸的夹紧力=5000N，选夹紧缸工作压力=1.5MPa可以认为回油压力为零，则夹紧缸的直径根据表3-4取d/D=0.5则活塞杆直径按GB/T2348-1993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夹=7cm d夹=3.6cm表3-4按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.73.1.4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，可以算出液压缸的工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时的背压按代人，快退时的背压按pb=5105Pa代入计算公式和计算结果列于表3-5中表3-5 液压缸所需要的实际流量、压力和功率工作循环计算公式负载F进油压力回油压力Pb所需流量输入功率NPaPaKW定位夹紧500001.850.040差动快进103215.60.221工作循环计算公式负载F进油压力回油压力Pb所需流量输入功率NPaPaKW工进140840.320.014快退103216.20.351注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失，而2. 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，液压为3.2 确定液压泵的规格和电动机功率及型号3.2.1计算液压泵的压力由表3-5可知工进阶段液压缸的工作压缸工作压力最大，若取进油路总压力损，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课本式（8-5）算出因此泵的额定压力可取3.2.2计算液压泵的流量液压泵的最大流量q泵应为q泵K(q)max式中：(q)max-同时动作各液压缸所需流量之和的最大值 K-系统的泄露系数，一般取K=1.11.3，现取K=1.2。由表2-6可知快退时液压缸所需的最大流量是16.2L/min由于各阶段为分时工作，所以(q)max=16.2L/minq泵=K(q)max=1.216.2L/min=19.44L/min3.2.3选用液压泵规格和型号根据P额、q泵值查阅有关手册，选用YBX-20型限压式变量叶片泵。该泵的基本参数为：排量0-20L/min,额定压力P额=6.3MPa,电动机转速范围0-1450r/min,容积效率c=0.9,总效率=0.73.2.4确定电动机功率及型号由表2-6可知，液压缸最大输入功率在快退阶段，可按此阶段估算电动机功率，由于表中压力值不包括由泵到液压缸这段管路的压力损失，在快退时这段管路的压力损失若取 P=0.5MPa,液压泵总效率=0.7，则电机功率P电为： 查阅电动机样本，选用Y90S-4电动机，其额定功率为1.1KW，额定转速为1500r/min.4、液压原件的选择4.1液压阀及过滤器的选择根据液压阀在液压系统中的最高工作压力与通过该阀的最高流量，可选出这些元件的型号及规格，本题中所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为三种规格，所有元件的规格型号列于表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。表4-1 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量/型号1限压式变量叶片泵20YBX-202单向阀20I-25B3三位五通电磁阀4035D1-63BY4单向行程调速阀40UCF1G-035单向阀 20I-25B6液控顺序阀0.16XY-25B7背压阀0.16B-10B8减压阀20JF3-C10B9单向阀20I-10B10二位四通电磁换向阀2024D1-63BH11单向顺序阀阀20AXF3-C-B12单向调速阀20MK-10G13压力继电器DP1-63B14溢流阀20Y-25B15过滤器40XU-B4010016压力开关表K-6B20电机Y90S-44.2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、输出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快件快退时，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。4.3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57倍，本题取7本倍，故油箱容积为5验算液压系统性能5.1压力损失的验算及泵压力的调整由于定位、夹紧回路在夹紧后的流量几乎为零，所以管路系统的压力损失主要应在工作台液压缸回路中进行计算。5.1.1工进时的压力损失验算和泵的压力调整工进时管路中的流量仅为因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，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，则即泵的调定压力应按此压力调整。5.1.2快退时的压力损失验算因快退时，液压缸无缸腔的回油量是进油量的2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。已知：快退时进油管和回油管长度均为，油管直径，通过的流量为进油路，回油路q 2=40L/min=0.6710-3m3/s，压力系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15C，由手册查出此时油的运动粘度，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。（1） 确定油的流动状态，按式（1-30）经单位换算为：式中则进油路中流量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，流速在回油路上，流速为进油路上的两倍，即，则压力损失为（3） 局部压力损失 由于采用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。通过各阀的局部压力损失按课本式（1-39）计算，结果列于表5-1中。表5-1阀内元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过的流量额定压力损失实际压力损失单向阀2252021.28三位五通电磁阀36320/4040.4/1.61单向行程调速阀4634041.61注：快退时进过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同。若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失pj1=0.3105Pa，则进油路和回油路总的压力损失为：查表1-1知快退时液压缸负载F=1032N；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。5.2液压系统的发热和温升验算5.2.1系统发热量的计算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，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，所以分别速度计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。当v=0.04mmin时此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.62MPa，则有此时的功率损失为当v=0.1mmin时，q=0.6410-3总效率=0.7则 可见在工进速度低时，功率损失为527.5W，发热量最大。即为系统的发热功率。5.2.2系统温升的验算已知油箱容积，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，则利用课本式（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可达要求。6、总结通过这段时间的设计，认识到自己的很多不足，自己知识的很多盲点和漏洞，知识和实践的差距，所以说通过这次设计我深刻的认识到理论联系实际的能力还急需提高。 在这个过程中，遇到了一些困难，但是通过和同学的讨论和资料查找还是解决了这些难题，随着问题的解决，学习的热情高涨。本次设计涉及了液压传动的大部分知识还有就是CAD作图和word文档的处理。也使我们很好的将课本上的知识与实际结合起来，收获颇多，特别是收集资料和信息的能力，这也是我们大学期间一次难得机会，总之是获益匪浅。 7、参考文献1 许福玲、陈尧明.液压与气压传动（第三版）M.北京：机械工业出版社，20072 成大先.机械设计手册（第五版）M.北京：化学工业出版社，2008