液压与气动传动课程设计设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床.doc

《液压与气动传动课程设计设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压与气动传动课程设计设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床.doc（23页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、课程设计说明书课程名称： 液压与气动传动 设计题目： 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 专 业：机械设计制造及其自动化 班级： 0902 学生姓名: 学号： 起迄日期: 2011年12月05日2011年12月11日 指导教师: 湖南工业大学科技学院教务部制目 录第1章 引 言.2第2章 明确液压系统的设计要求 .2第3章 负载与运动分析.3 3.1 工作负载 .3 3.2 摩擦负载 .3 3.3 惯性负载.3 3.4 运动时间.3第4章 负载图和速度图的绘制.4第5章 确定液压系统主要参数.5第6章 拟定液压系统原理图.8 6.1选择基本回路.8 6.1.1选择调速回路 .

2、8 6.1.2选择油源形式 .8 6.1.3选择快速运动和换向回路.8 6.2组成液压系统.9 6.3系统图的原理.11 第7章 液压元件的选择.12 7.1确定液压泵的规格和电动机功率.12 7.1.1 计算液压泵的最大工作压力.12 7.1.2 计算液压泵的流量.12 7.1.3确定液压泵的规格和电动机功率.13 7.2确定其它元件及辅件.13 7.2.1确定油管. 13 7.2.2 油箱的设计. 14 7.2.3 确定阀类元件及辅件. 14第8章 液压系统性能验算 . 15 8.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值. 15 8.2 验算系统发热与温升. 17设计小结.18参考文献.18

3、 第1章 引 言液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路

4、。液压系统已经在各个部门得到广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。 第2章 明确液压系统的设计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，动力滑台的工作循环时快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：切削力Ft=20000N，移动部件总重量G10000N；快进行程l1100mm；工进行程l250mm；快进、快退的速度为5m/min，工进速度为0.1m/min；加速减速实践t0.15s，静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1。该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可在任意位置停止。 第3章 负载与运动分析3.1 工作负载 载即为切削力3.2 摩擦负

5、载 静摩擦阻力： = G=2000N （3-1） 动摩擦阻力： =G=1000 （3-2）3.3 惯性负载 （3-3）3.4运动时间 快进 （3-4） 工进 （3-5）快退 （3-6） 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=0.9，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/N启动20002222.22加速1566.31740.33快进10001111.11工进2100023333.33反向启动20002222.22加速1566.31740.

6、33快退10001111.11制动433.7481.89 第4章 负载图和速度图的绘制 根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度V1=V2=5m/min、快进行程L1=100mm工进行程L2=50mm工进速度V=0.1m/min根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图4-1(a)（F-t）和运动分析（u-t)如图4-1(b) 图4-1 第5章 确定液压系统主要参数5.1确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为21000N时宜取3MP。表2

7、 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘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/MPa0.82352881010182032 表3按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.53344555.2计算液压缸主要结构参数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，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通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4选此背压为p2=0.6MPa。快进时液

8、压缸虽然作差动连接,但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。 表4 执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计 工进时液压缸的推力计算公式为 （5-1）根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 （5-2） 液压缸缸筒直径为 mm （5-3）由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.

9、707D，因此活塞杆直径为d=0.707105=74.15mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=105mm，活塞杆直径为d=75mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： （5-4） （5-5）工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为 （5-6）工作台在快退过程中所需要的流量为 （5-7）工作台在工进过程中所需要的流量为 q工进 =A1=0.87L/min （5-8）根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表5所示。表5 各工况下的主要参数值工况推力

10、F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动2222.2200.982加速1740.331.3730.873快速1111.111.2480.74822.10.276工进23333.330.62.9880.870.0433 快退起动2222.2200.524 加速1740.330.61.636快退1111.110.61.48821.20.526制动481.890.61.34注：。 第6章 拟定液压系统原理图6.1选择基本回路6.1.1选择调速回路 由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，

11、故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。6.1.2选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=22.1/0.8725.4；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1.2+1.8)/30=0.1。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变

12、时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图3a所示。6.1.3选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图3b所示。(4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=5/0.150），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压

13、和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。图3 选择的基本回路6.2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。考

14、虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。 表6 电磁动作表 6.3系统图的原理1 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 单向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）行程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）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。2 减速当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压下

15、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。3 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

16、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。4 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。5 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

17、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。6 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。 第7章 液压元件的选择7.1确定液压泵的规格和电动机功率 7.1.1 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.99MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进

18、油路上的总压力损失p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 （7-1）大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.488MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为 （7-2）7.1.2 计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为22.1L/min，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为 考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.87L/min，则

19、小流量泵的流量最少应为3.87L/min。7.1.3确定液压泵的规格和电动机功率根据以上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5mL/r和30mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和31L/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则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，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为 根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。7

20、.2确定其它元件及辅件 7.2.1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： （7-6）取标准值20mm； （7-7）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

21、。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。 7.2.2 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 （7-8）按JB/T79381999规定，取标准值V=200L。7.2.3 确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各

22、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8列。表8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(5.1+22)16/142三位五通电液换向阀5035DYF3YE10B8016 0.53行程阀60AXQFE10B6316 0.34调速阀1AXQFE10B6165单向阀60AXQFE10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀22XF3E10B63160.38背压阀0.3YF3E10B63169溢流阀5.1YF3E10B6

23、31610单向阀22AF3-Ea10B6316 0.0211滤油器30XU6380-J63 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀60AF3-Fa10B1006.30.214压力继电器PFB8L0*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。第8章 液压系统性能验算 8.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值1 快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表7和表8可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电磁换向阀2的流量是22.3L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量44.3L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 （8-1）此

24、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22.15L/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。 （8-2）此值小于原估计值0.5MPa，所以是偏安全的。2 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.87L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.434L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为（0.434+22）L/min=22.434L/min，因此这时液压

25、缸回油腔的压力为p2为 （8-3）可见此值小于原估计值0.8MPa。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 （8-4）考虑到压力继电器可靠动作需要压差pe=0.5MPa，故溢流阀9的调压pp1A应为 （8-5） 3 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为22.15L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是44.2L/min。因此进油路上总压降为 （8-6） 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为 （8-7） （8-8）因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.551MPa。 8

26、.2 验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 由此可计算出系统的发热功率为 按式计算工进时系统中的油液温升，即 C （8-13）其中传热系数K=15 W/（m2C）。设环境温T2=25C，则热平衡温度为 （8-14）油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求,需要设置冷却器。 设计小结1.通过本次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何综

27、合去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。2.通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。3.通过本次设计也让我们体验到了团队合作的重要性和必要性。 参考文献1 王积伟，章宏甲，黄谊.液压传动.第二版.北京：机械工业出版社，206.12（20108重印）2 马振福.液压与气动传动.第二版.北京：机械工业出版社，2004.13 成大先.机械设计手册单行本液压传动. 北京：化学工业出版社，20044 陈启松.液压传动与控制手册M. 上海：上海科学技术出版社，20065.刘忠伟主编.液压与气动传动.北京.化学工业出版社，2011.1