單面多軸專用組合鉆床液壓系統(tǒng)設(shè)計

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1、目錄 1、 負載分析------------------------------- 2 2、 根據(jù)表中數(shù)據(jù)可畫出系統(tǒng)負載圖----------- 3 3、 擬定基本回路：-------------------------- 5 4、 選擇液壓元件---------------------------- 9 5、 液壓系統(tǒng)的性能驗算----------------------- 11 6、 調(diào)試維護說明書 ------------------ ----- 12 7、 液壓缸的設(shè)計與計算----------------------13

2、 設(shè)計題目： 設(shè)計一臺單面多軸專用組合鉆床，鉆削動力部件的水平運動采用液壓傳動。工作循環(huán)是：“快速進給—工作進給—快速退回—原位停止“。已知數(shù)據(jù)如下：最大鉆削進給抗力FL=31000N,動力滑臺總質(zhì)量m=1270Kg，工進行程S2=150mm，快速進給行程S3=300mm，快速進給、快退速度V1=90mm/s，工進速度v2不大于2mm/s。升速和降速時間在0.2s之內(nèi)，滑臺采用平導軌，滑臺運動的靜摩擦系數(shù)fa=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1.執(zhí)行元件用液壓缸，液壓缸固定，液壓缸機械效率取0.95，試設(shè)計液壓系統(tǒng)

3、。 設(shè)計計算說明書 1、 負載分析： 1）、切削負荷，F(xiàn)L=31000N，已知， 2）、摩擦負載：靜摩擦負載： Ffa=mgfa=12709.810.2=2491.74N 動摩擦負載：Ffd=mgfd=12709.810.1=1245.87N 根據(jù)上述計算結(jié)果可以得到各工作階段的液壓缸負載，如下表所示： 工況 負載組成 負載值（N） 啟動 F=Fn fa 2491.74 加速 F= Fn fd+m v/ t 1817.37 快進 F= Fnfd 1245.87 工進 F= Fn fd+ FL 32245.87 快退 F=

4、Fn fd 1245.87 根據(jù)表中數(shù)據(jù)可畫出系統(tǒng)負載圖： 根據(jù)已知條件可畫出系統(tǒng)速度圖如下： 確定液壓缸的主要參數(shù) 參照同類機床選液壓系統(tǒng)的工作壓力P1=4Mpa，動力滑臺要求快進、快退速度相等，選用單桿液壓缸，快進時采用差動連接，此時液壓缸無桿腔面積A1與有桿腔面積A2之比為2，即活塞桿直徑d與活塞直徑D有d=0.707D的關(guān)系，為防止空鉆通后滑臺產(chǎn)生前沖的現(xiàn)象，液壓缸的回油油路應(yīng)有背壓壓力P2，暫時選取P2=0.6Mpa，從負載循環(huán)圖上可知，工進時有最大負載，按此負載要求設(shè)計液壓缸尺寸。根據(jù)活塞力平衡關(guān)系可知： P1A1=(P2A2+FL)／ηm，A1=2A2

5、ηm為液壓缸效率，根據(jù)已知為0.95 所以A1= FL／ηm(P1-P2/2)=96.5710-4m2 D= ==0.11m d=0.707D=0.0784m 按照GB2348-30圓整取近似標準值 D=0.11M=110mm，d=0.0784m=80mm 液壓缸的實際有效面積為 A1=ΠD2/4=9510-4m2, A2=44.7710-4m2 確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸后，就可以計算各工作階段中壓力、流量和功率，列表如下： 工況 負載N 進油腔壓力P1/MPa 回油腔壓力P2 輸入流量 輸入功率 KW 計算式 快 進 差動 啟動 2491.

6、74 0.52 0 - - P1=(F/ηm+A2△P)/(A1-A2) Q=(A1-A2)*V1 P=P1*Q 加速 1817.37 0.714 P1+△P 恒速 1245.87 0.598 △P=0.3 0.427 0.255 工進 32245.87 3.87 0.6 0.01899 0.073 P1=( F/ηm+A2P2)/A1 Q=A1*V2 P=P1*Q 快 退 啟動 2491.74 0.55

7、 0 P1=( F/ηm+A1P2)/A2 Q=A2*V2 P=P1*Q 加速 1817.37 1.60 0.6 恒速 1245.87 1.48 0.6 0.427 0.62 根據(jù)計算結(jié)果可畫出工況圖如下： 3、擬定基本回路： 從設(shè)計要求的工況可知，該液壓系統(tǒng)具有快速運動，換向，速度換接和調(diào)壓、卸荷等回路。為盡可能提高系統(tǒng)效率，可以選擇變量液壓泵或雙泵供油回路，本次設(shè)計選用雙泵供油的油源。 1） 選擇各基本回路： （1） 雙泵供油的油源回路： 雙泵油源包括低壓大流量泵和高壓小流量泵。液壓缸快速運動時，雙泵供油，工坐進給時，高

8、壓小流量泵供油，低壓大流量泵卸荷，由溢流閥調(diào)定系統(tǒng)工作壓力。其原理圖如下： （2） 快速運動和換向回路： 這一回路采用液壓缸差動連接實現(xiàn)快速運動，用三位五通電液閥實現(xiàn)換向，并能實現(xiàn)快進時液壓港的差動連接。原理圖如下 （3） 速度換接回路 為提高換接的位置精度，減小液壓沖擊，應(yīng)采用行程閥與調(diào)速閥并聯(lián)的轉(zhuǎn)換回路，同時電液換向閥的換向時間可調(diào)，保證換向過程平穩(wěn)。原理圖如下： （4） 卸荷回路 在雙泵供油的油源回路中，可以利用卸荷閥（外控順序閥）實現(xiàn)低壓大流量泵在工進和停止時卸荷 2） 將各基本回路綜合成液壓系統(tǒng)： 圖1 把上述

9、各基本回路組合畫在一起，得到圖1所示的液壓系統(tǒng)原理圖不包括圖框內(nèi)的元件。通過分析原理圖對此圖進行修正 1、 滑臺工進時液壓缸的進、回油路互相接通，不能實現(xiàn)工進，應(yīng)該在換向回路中串聯(lián)單向閥a，將進、回油路隔斷。 2、 為實現(xiàn)液壓缸的差動連接，應(yīng)在回油路上串接一個液控順序閥b，阻止油液流回油箱。 3、 滑臺工進后應(yīng)能夠自動轉(zhuǎn)為快退，必須在調(diào)速閥出口處接壓力繼電器d 4、 為阻止空氣進入液壓系統(tǒng)，應(yīng)在回油箱的油路上接一單向閥c 5、 將順序閥b與背壓閥的位置對調(diào)，將順序閥與油源處的卸荷閥合并，省去一個元件。綜合整理后得到圖2所示的液壓系統(tǒng)。

10、 圖(2) 三、選擇液壓元件 （1） 液壓泵和驅(qū)動電機 液壓缸的最高工作壓力為3.87Mpa，取進油路的壓力損失為0.8MPa，壓力繼電器的動作壓力比系統(tǒng)最大工作壓力高0. 5MPa，據(jù)此可知高壓小流量泵的最大工作壓力為： PP=3.87+0.8+0.5=5.17MPa 從工況圖中可知，液壓缸在快進、快退時的最大壓力為1.48MPa，取進油路壓力損失為0.5MPa，則低壓大流量泵的最大壓力為 PP=1.48+0.5=1.98MPa≈2MPa 從工況圖可知，兩泵同時供油時的最大流量為26.76L/min，取泄漏系數(shù)kl=1.05,則兩泵合流時的實際流量為 QP=1.0526.7

11、6=28.1L/min 溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的液壓缸流量為1.14L/min,，因此高壓小流量泵的流量應(yīng)為4.14L/min 根據(jù)以上的壓力和流量數(shù)值查產(chǎn)品樣本，選定雙聯(lián)葉片泵的型號為 PVR12-8/26 該液壓泵的排量為分別8ml/r和26ml/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速nn=940r/min時，泵的理論流量為31.96L/min,取液壓泵的容積效率η0=0.9，則泵的實際流量為QP=31.960.9=28.8L/min 查液壓缸工況圖可知，液壓缸快退時所需功率最大，液壓缸的工作壓力為2 MPa，流量為28.8L/min。則電動機功率為 P=PPQP/ηp=2

12、28.8/600.75=1.28KW，查電機手冊選用Y100L-2型電動機。 （2） 閥類元件和輔助元件 閥類元件和輔助元件按其在油路中的最大壓力和元件的實際流量，選出元件的規(guī)格型號見下表： 序 號 元件名稱 估計流量 額定流量 額定壓力 額定壓降 型號、規(guī)格 1 雙聯(lián)葉片泵 34.7 16 PVR12-8/26 2 三位五通電磁閥 60 80 16 〈0.5 35DYF3Y-E10B 3 行程閥 50 63 16 〈0.3 AXQF-E10B (單向行程調(diào)速閥) Qmax=100L/min 4 調(diào)速閥

13、0.5 0.07-50 16 5 單向閥 60 63 16 1.2 6 單向閥 25 63 16 〈0.2 AF3-Ea10B 7 液控順序閥 25 63 16 〈0.3 XF-E10B 8 背壓閥 0.5 63 16 YF3-E10B 9 溢流閥 5 63 16 YF3-E10B 10 單向閥 25 63 16 〈0.2 AF3-Ea10B Qmax=80L/min 11 濾油器 30 63 16 〈0.02 XU-J63X80 12 壓力表開關(guān) 16 KF3-

14、E3B 3測點 13 單向閥 60 63 16 〈0.2 AF3-Ea10B Qmax=80L/min 序 號 元件名稱 估計流量 額定流量 額定壓力 額定壓降 型號、規(guī)格 14 壓力繼電器 14 PF-B8L 8通徑 （3） 油管 元件之間的連接管道規(guī)格按液壓元件接口尺寸決定。液壓泵選定之后，需重新計算液壓缸工作各階段的進、回油流量，見下表 快 進 工 進 快 退 輸入流量 （L*MIN-1） Q1=(A1QP)/(A1-A2) =54.5 Q1=1.14 Q1=QP=28.8

15、 排出流量 （L*MIN-1） Q2=(A2Q1)/A1 =25.68 Q2=(A2Q1)/A1 =0.54 Q2=(A1Q1)/A2 =61.11 運動速度 M/MIN V1= QP/(A1-A2) =5.7 V2= Q1/A1 =0.12 V3= Q1/ A2 =6.43 (4)油箱 油箱的容積按液壓泵的流量計算，取ξ=7 V=ξQP=728.8=201.6 按GB2876-81規(guī)定，就近選標準值，V=250L 四、液壓系統(tǒng)的性能驗算 （1） 液壓系統(tǒng)的壓力損失估算 由于本設(shè)計不涉及管路布置，因此只對閥類元件的壓力損失進行估算。 1） 快

16、進 快進時液壓缸差動聯(lián)接，可知進油路上有單向閥10，其通過流量為22L/MIN,電液換向閥2，其流量為28.8L/MIN，由于此時液壓缸為差動聯(lián)接，故通過行程閥3的流量為54.5L/MIN，其油路總損失為 ΣΔPV=[ΔPN1（Q0/QN）2+ΔPN2（Q0/QN）2+ΔPN3（Q0/QN）2] =[0.2（22/63）2+0.5（28.8/80）2+0.3（54.5/63）2] =0.024+0.0648+0.224=0.31MPa ΔPN------閥的額定壓力損失 Q0------閥的實際過流量 QN------閥的額定流量 回油路上液壓缸有桿腔的油液通過電液換向閥2和單

17、向閥6的流量均為25.68L/MIN，然后與液壓泵供油匯合，通過行程閥進入無桿腔，據(jù)此可以推斷出有桿腔與無桿腔之壓力差 ΔP=P1-P2=[0.5(25.68/80)2+0.2(25.68/63)2+0.3(54.5/63)2 =0.051+0.033+0.224=0.31MPa 2)工進 工進時，進油路上電液換向閥2的流量為1.14L/MIN，調(diào)速閥4的壓力損失為0.5 MPa，回油路上通過換向閥2的流量為0.54 L/MIN，背壓閥的壓力損失為0.6 MPa，順序閥的流量為0.54+22=22.54 L/MIN，折算到油路的總損失為 ΣΔPV=0.5（1.14/80）2+0.5+

18、[0.5（0.54/80）2+0.6+0.3（22.54/63）2] （44.77/95） =0.52 MPa 液壓缸回油腔的壓力P2為 P2=[0.5（1.14/80）2+0.6+0.3（22.54/63）2]=0.637 MPa 考慮到壓力繼電器的動作壓力比系統(tǒng)工作壓力高0.5 MPa，因此溢流閥的調(diào)定壓力為 PY>P1+ΣΔP1+ΔPe=[3.87+0.5（1.14/80）2+0.5+0.5] =4.87 MPa 3） 快退 快退時，進油路通過單向閥10的流量為22 L/MIN，通過換向閥2的流量為28.8 L/MIN，回油路上通過單向閥5，換向閥2和單向閥3的流量相同，

19、均為61.11 L/MIN，回油路上總壓力損失為 ΣΔPv1=[0.2(22/63)2+0.5(28.8/80)2]=0.024+0.0648=0.089 MPa 回油路總壓力損失為 ΣΔPv2=[0.2（61.11/80）2+0.5（61.11/80）2+0.2（61.11/63）2] =0.116+0.291+0.188=0.595 MPa 則快退階段的液壓泵的工作壓力PP為 PP=P1+ΣΔPv1=1.48+0.089=1.569 MPa 此值即為卸荷順序閥的壓力調(diào)定值。 （2） 溫升驗算 已工進時的消耗功率計算溫升。 工進時液壓缸的有效功率為 Pe=Fv2=322

20、45.870.12/（10360）=0.064kw 雙泵供油在工進時，兩泵的輸出功率應(yīng)分別計算。低壓大流量泵的輸出功率：P1=PP2QP2,此時大流量泵的壓力為卸荷閥的調(diào)定壓力，其值為：ΔP=0.3（22/63）2=0.037 MPa，則PP2=ΔP。 高壓小流量泵工作壓力PP1=4.87 MPa，流量Q1為6.7L/MIN,因此總輸入功率為 PP=（PP1Q1+ΔP Q2）/ηP =（4.871066.7/6010-3+0.03710622/6010-3）/0.75103 =0.743KW 則發(fā)熱功率為ΔP= PP- Pe=0.743-0.064=0.679 KW 油箱散熱面積

21、為 A=2.58M2 溫升ΔT=ΔP/KA=0.679/(92.58) 103=29.2度 取散熱系數(shù)K=9 溫升在允許范圍內(nèi)可不設(shè)冷卻裝置 調(diào)試維護說明書 1， 調(diào)試和試用轉(zhuǎn) 1） 泵站調(diào)試 啟動液壓泵，進油壓力應(yīng)符合說明書的規(guī)定，泵進口油溫不得大于60℃，且不得低于15℃。過濾器不得吸入空氣，先空轉(zhuǎn)10-20min，再調(diào)整溢流閥逐漸分檔升壓到溢流閥調(diào)定值。升壓中應(yīng)多次開啟系統(tǒng)放氣口將空氣排出。 2） 系統(tǒng)壓力調(diào)試 系統(tǒng)的壓力調(diào)試應(yīng)從壓力調(diào)定值最高的主溢流閥開始，逐次調(diào)整每個分支回路的各種壓力閥。壓力調(diào)定后，需將調(diào)整螺桿鎖緊。壓力調(diào)定值及以壓力聯(lián)鎖的動作和信號應(yīng)

22、與設(shè)計相符。 3） 流量調(diào)試 速度調(diào)試應(yīng)在正常工作壓力和正常工作油溫下進行;遵循先低速后高速的原則。 4） 液壓缸的速度調(diào)試 液壓缸的速度調(diào)試在空載狀態(tài)下先點動，在從低速到高速逐步調(diào)試并注意空載排氣，然后反向運轉(zhuǎn)。同時檢查溫升和噪音是否正常。待空載運轉(zhuǎn)正常后，在停機將液壓缸與工作機構(gòu)連接，再次啟動液壓缸并從低速至高速負載運轉(zhuǎn)。如出現(xiàn)爬行現(xiàn)象，可檢查工作機構(gòu)的潤滑是否充分，系統(tǒng)排氣是否徹底，或有無其他機械干擾 。 液壓系統(tǒng)日常使用和維護 液壓設(shè)備通常采用日常檢查，日常檢查項目和內(nèi)容分別見下表 檢查時間 項目 內(nèi)容 檢查時間 項 目 內(nèi)容 在設(shè)備運行中監(jiān)視

23、工況 壓力 噪音 油溫 漏油 電壓 系統(tǒng)壓力是否穩(wěn)定和在規(guī)定范圍內(nèi) 有無異常。一般系統(tǒng)壓力為噪音≤75dB 是否在35-55℃范圍內(nèi)， 不得大于60℃ 全系統(tǒng)有無漏油 是否保持在額定電壓的+5%- -15%范圍內(nèi) 在啟動前檢查 液位 行程開關(guān)和限位塊 手動自動 電磁閥 做到液壓系統(tǒng)的合理使用， 還必須注意以下事項。 1， 油箱中的液壓油也應(yīng)經(jīng)常保持正常液面。 2， 液壓油應(yīng)經(jīng)常保持清潔 。檢查油液的清潔應(yīng)經(jīng)常和檢查油液面同時進行。 3， 溫度應(yīng)適當。油箱的油溫不能超過60℃，一般液壓機械在35℃-60℃范圍內(nèi)工作

24、比較合適。從維護的角度看，也應(yīng)避免油溫過高。若油溫有異常的上升時，應(yīng)進行檢查。 4， 回路的空氣應(yīng)完全清除掉?；芈愤M入空氣后，因為氣體的體積和壓力成反比，所以隨著載荷的變動，液壓缸的運動也要受到影響。另外空氣又是造成油液變質(zhì)和發(fā)熱的重要原因。 5， 在液壓泵啟動和停止時應(yīng)使溢流閥卸荷 6， 溢流閥的調(diào)定壓力不得超過液壓系統(tǒng)的最高壓力。 7， 應(yīng)盡量保持電磁閥的電壓穩(wěn)定，否則可能會導致線圈過熱。 8， 易損零件，如密封圈等，應(yīng)經(jīng)常有備品，以便及時更換。 液壓缸設(shè)計計算 負載分析： 1）、切削負荷，F(xiàn)L=31000N，已知， 2）、摩

25、擦負載：靜摩擦負載： Ffa=mgfa=12709.810.2=2491.74N 動摩擦負載：Ffd=mgfd=12709.810.1=1245.87N 根據(jù)上述計算結(jié)果可以得到各工作階段的液壓缸負載，如下表所示： 工況 負載組成 負載值（N） 啟動 F=Fn fa 2491.74 加速 F= Fn fd+m v/ t 1817.37 快進 F= Fnfd 1245.87 工進 F= Fn fd+ FL 32245.87 快退 F= Fn fd 1245.87 根據(jù)表中數(shù)據(jù)可畫出系統(tǒng)負載圖： 根據(jù)已知條件可畫出系統(tǒng)速度圖如下： 確定液

26、壓缸的主要參數(shù) 參照同類機床選液壓系統(tǒng)的工作壓力P1=4Mpa，動力滑臺要求快進、快退速度相等，選用單桿液壓缸，快進時采用差動連接，此時液壓缸無桿腔面積A1與有桿腔面積A2之比為2，即活塞桿直徑d與活塞直徑D有d=0.707D的關(guān)系，為防止空鉆通后滑臺產(chǎn)生前沖的現(xiàn)象，液壓缸的回油油路應(yīng)有背壓壓力P2，暫時選取P2=0.6Mpa，從負載循環(huán)圖上可知，工進時有最大負載，按此負載要求設(shè)計液壓缸尺寸。根據(jù)活塞力平衡關(guān)系可知： P1A1=(P2A2+FL)／ηm，A1=2A2 ηm為液壓缸效率，根據(jù)已知為0.95 所以A1= FL／ηm(P1-P2/2)=96.5710-4m2 D= ==0.

27、11m d=0.707D=0.0784m 按照GB2348-30圓整取近似標準值 活塞直徑D=0.11m=110mm， 活塞桿d=0.0784m=80mm 液壓缸的實際有效面積為 A1=ΠD2/4=9510-4m2, A2=44.7710-4m2 根據(jù)GB/T2349-1980和實際工況要求 選擇液壓缸最大行程L=480mm 最小導向長度的確定 對一般的液壓缸，最小導向長度H應(yīng)滿足以下要求 H≥L/20+D/2=480/20+110/2 =22.5+55=77.5mm H≥77.5mm 其中 L—液壓缸最大行程480mm； D— 缸筒內(nèi)徑即活塞直徑110mm

28、活塞寬度的確定 活塞的寬度，一般取B=(0.6∽1.0)D 取B=0.8D=0.8110mm=88mm 導向套滑動面長度的確定 導向套滑動面長度A在D大于80mm時取A=(0.6∽1.0)d 取A=0.8d=0.880=64mm 結(jié)構(gòu)強度計算和穩(wěn)定校核 1，缸筒外徑 缸筒內(nèi)徑確定后，由強度條件計算壁厚，然后求出缸筒外徑 δ≥PD/2[σ] 式中 P—液壓缸最大工作壓力，P=4MP [σ]—缸筒材料的需用拉應(yīng)力，[σ]= σb/n σb—缸筒材料的抗拉強度極限 n—安全系數(shù)，一般取n=5 缸筒材料卻為20#優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼 σ

29、b=410MP δ≥PD/2[σ] =4110/2(410/5) =2.73mm 缸筒壁厚確定之后 ，即可求出液壓缸的外徑 D1=D+2δ=110+22.73 =115.46mm 根據(jù)GB/T2348-1993選取圓整D1值為125mm 2， 液壓缸的穩(wěn)定性和活塞桿強度驗算 1） 液壓缸的穩(wěn)定性驗算，按材料力學的理論，一根受壓的直桿在其軸向負載F超過穩(wěn)定臨界力FK時，即失去原有直線狀態(tài)下的平衡，或稱之為失穩(wěn)。對液壓缸 其穩(wěn)定條件為 F≤FK/nK 式中 F—液壓缸的最大推力，F(xiàn)=FR=32245.87N FK—液壓缸的穩(wěn)定臨

30、界力； nK—穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取nK=2~4。 液壓缸的穩(wěn)定臨界力FK值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度、及其兩端支撐狀況等因素有關(guān) 。 FK=π2EI/(μL)2 式中 μ—長度折算系數(shù)，取決于液壓缸的支撐情況μ=1 E—活塞桿材料的縱向彈性模量， 對硬鋼，E=20.591010Pa L—活塞桿伸出總長1095mm I--活塞桿斷面的最小慣性距 FK=π2EI/(μL)2 =112860.54N F≤FK/nK 當nK取3時 FK/nK=1328860.54/3=442953.51≥F 液壓缸穩(wěn)定 液壓缸的效率 液壓缸的總效率包括容積效

31、率ηV和機械效率ηm兩部分即 η=ηVηm ηV=Q-△Q/Q ηm=FP-Ff/ FP=F/ FP 式中 Q—進入液壓缸的流量； △Q—液壓缸的泄漏量，主要指活塞處的內(nèi)泄漏，與活塞處的密封形式及活塞兩端的壓力差有關(guān) F—活塞桿上的推力 FP—作用在活塞上的液壓力 Ff—活塞與缸體、活塞桿與缸頭支撐處的磨擦力，與密封有關(guān) 當活塞與缸體之間采用密封圈時，液壓缸的內(nèi)泄漏量很小，一般可以忽略不記。所以 η=ηVηm =ηm=FP-Ff/ FP=F/ FP =32245.87/37994=84.86% 由于受液體阻力和泄漏的影響，液壓傳動的

32、傳動效率不夠高，一般為75%--85%左右，液壓缸使用正常。 根據(jù)以上計算選擇標準液壓缸 HSG型雙作用單活塞桿液壓缸 型號：HSG L-110/80 E-2 1-1 480 其中 L—外螺紋連接 110—液壓缸內(nèi)徑，80—活塞桿外徑 E—壓力等級16MP 2—缸蓋耳環(huán)帶關(guān)節(jié)軸承 1— 桿端外螺紋 1— 油口連接形式內(nèi)螺紋 480—行程480mm 液壓缸結(jié)構(gòu)示意圖附圖 18山東廣播電視大學 第 頁