垂直孔和水平孔專用組合機床液壓系統(tǒng)設計

垂直孔和水平孔專用組合機床液壓系統(tǒng)設計,垂直,以及,水平,專用,組合,機床,液壓,系統(tǒng),設計 液壓傳動課程設計說明書 液壓傳動課程設計 說明書 題目：垂直孔和水平孔專用組合機床液壓系統(tǒng)設計 院校： 班級： 姓名： 指導老師： 2013年1月3日  目錄 一、 前言………………………………………………………………………………………2 二、液壓系統(tǒng)設計的題目和要求…………………………………………………………2 三、 液壓系統(tǒng)參數(shù)的確定及液壓缸工況圖的繪制……………………………………3 1、立置動力滑臺負載計算與工況圖繪制……………………………………………………4 2、臥置動力滑臺負載計算與工況圖繪制……………………………………………………5 3、液壓缸參數(shù)計算……………………………………………………………………………6 四、液壓系統(tǒng)圖的擬定………………………………………………………………………12 1、液壓基本回路的選擇………………………………………………………………………12 2、液壓系統(tǒng)圖的繪制…………………………………………………………………………13 五、液壓元、輔件的選擇………………………………………………………………………14 六、液壓系統(tǒng)的驗算……………………………………………………………………………17 七、結論…………………………………………………………………………………………26 液壓傳動課程設計說明書 一、 前言 液壓傳動課程設計是在學習了“液壓傳動”有關課程及其他相關課程后進行的、旨在培養(yǎng)我們液壓系統(tǒng)設計能力的一門重要課程。要求我們能夠獨立地運用所學到的許多基本理論、基本技術和生產(chǎn)實際的知識，具有綜合分析問題、解決問題的能力。通過本門課程的學習，需要我們達到以下目的： 1.鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和綜合分析問題、解決問題能力； 2.正確合理地確定執(zhí)行機構，選用標準液壓元件；能熟練地運用液壓基本回路、組合成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)； 3.熟悉并會運用有關的國家標準、部頒標準、設計手冊和產(chǎn)品樣本等技術資料。對學生在計算、制圖、運用設計資料以及經(jīng)驗估算、考慮技術決策、CAD技術等方面的基本技能進行一次訓練，以提高這些技能的水平。 二、液壓傳動課程設計的題目和要求 設計一臺加工垂直孔（有數(shù)個圓柱孔和圓錐孔）和水平孔（不通孔）的專用組合機床的液壓系統(tǒng)，主機的工況要求： 工作性能和動作循環(huán) 立置動力滑臺所加工的孔，光潔度和尺寸精度要求較高，換向精度要求也較高，故在滑臺行程終點加死擋塊停留。為了滿足擴錐孔的進給量要求而設計第Ⅱ次慢速工進。其動作循環(huán)為快進→第Ⅰ工進→第Ⅱ工進→死檔塊停留→快退→原位停止。 臥置式動力滑臺的動作循環(huán)為快進→工進→死檔塊停留→快退→原位停止。 運動和動力參數(shù)如下表所示 立置滑臺寬為320mm，采用平導軌。臥置滑臺寬為200毫米，采用平面和V型（α=90°）導軌組合方式，靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦時fd=0.1。 自動化程度 采用液壓與電氣配合，實現(xiàn)工作循環(huán)。為了提高生產(chǎn)效率，要求二滑臺同時實現(xiàn)工作循環(huán)，但要防止相互干擾。 滑臺名稱 切削力F（N） 移動件重 FG（N） 速度（m/min） 行程 S （mm） 啟動制動時間⊿t Ⅰ工進 Ⅱ工進 快速 Ⅰ工進 Ⅱ工進 快進 1工進 Ⅱ工進 快退 立置滑臺 12000 7400 25000 4.5 0.045 0.026 207 35 8 250 0.2 臥置滑臺 2500 3200 6 0.025 162 40 202 0.1 三、 液壓系統(tǒng)參數(shù)的確定及液壓缸工況圖的繪制 （一）、立置動力滑臺負載計算與工況圖繪制 采用液壓方式平衡防止運動部件因自重下滑，且在立置情況下導軌和滑輪副的摩擦力較小，故在此處忽略不計，由于第Ⅱ工進的速度很低，故不考慮制動過程的慣性力。 表一立置液壓缸外負載分析計算 工況 計算公式 計算 計算結果 啟動加速 快進 0 第Ⅰ工進 第Ⅱ工進 反向啟動 快退 制動 圖1速度循環(huán)圖圖2 外負載循環(huán)圖 （二）、臥置動力滑臺負載計算與工況圖繪制 1、導軌摩擦阻力 (1)在工進和快進以及啟動加速階段時，動摩擦阻力的計算公式為： （2）啟動時，導軌受靜摩擦阻力作用，其計算公式為： （3）慣性力的計算公式為： （4）工進時的切削力為,故令工作負載 （5）液壓缸密封摩擦阻力 取液壓缸機械效率，則靜密封摩擦阻力為， 恒速時的動密封摩擦阻力估取為靜密封摩擦阻力的30%，即 表2臥置液壓缸外負載計算 工況 計算公式 計算 結果 快進 啟動 1022N 加速 恒速 工進 快退 啟動 1022N 加速 恒速 2、工況圖繪制 圖3速度循環(huán)圖圖4 外負載循環(huán)圖 （三）、液壓缸參數(shù)計算 1、立置液壓缸 （1）參數(shù)計算 考慮到對機床加工精度要求較高，故設計的機床為精加工機床，按照負載選擇液壓缸的工作壓力，預設系統(tǒng)壓力，在快進時采用差動聯(lián)接，取d=0.4D。液壓缸下行時，滑塊自重采用液壓方式平衡，同時為使運動平穩(wěn)，液壓系統(tǒng)采用調速閥式回油節(jié)流調速，因此根據(jù)相關設計手冊，取工進時背向壓力為 ，快進時為。 液壓缸內徑（活塞直徑） 按GB/T2348—1993，將液壓缸內徑取為標準值 故 ,從而可以算出液壓缸無桿腔和有桿腔的實際有效面積為 差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力p2必須大于無桿腔壓力p1,其差值Δp=0.3MPa,并注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時Δp=0；同時取快退時的回油壓力損失為0.2MPa.故根據(jù)上述條件計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量功率（表3），并編制工況圖。 表3立置液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率 工作階段 計算公式 負載F/N 工作腔壓力p1/MPa 回油壓力p2/MPa 輸入流量qx10-3(m3/s) 輸入功率P/W 快進 啟動 956 2.11 — — — 恒速 0 1.57 1.87 0.147 230.8 工進1 12000 1.76 0.8 0.92x10-2 16.19 工進2 7400 1.34 0.8 0.57x10-2 7.65 快退 啟動 25956 2.79 — — — 恒速 25000 2.93 0.2 0.77 2256 制動 24044 2.59 — — — （2）驗算液壓缸尺寸 立置液壓缸在II工進的時候速度最小為0.028m/mim=2.8cm/min,故按對液壓缸結構尺寸進行檢驗，取調速閥的最小穩(wěn)定流量qmin=70ml/mimn，算得 ， 故活塞面積滿足最低穩(wěn)定速度的要求。 （2）工況圖繪制 圖5 立置液壓缸工況圖 2水平液壓缸 （1）參數(shù)計算 根據(jù)負載初步選擇液壓缸的工作壓力p1=1MPa,快進時采用差動連接，故取，也就是。為使運動平穩(wěn)，液壓系統(tǒng)采用調速閥式回油節(jié)流調速。根據(jù)設計手冊，取工進是背壓力為0.5MPa,快進時為0.3MPa，液壓缸的機械效率，則可以計算液壓缸無桿腔的有效面積 所以液壓缸的直徑為 按照GB/T2348-1993，將液壓缸內徑圓整為D=80mm.所以，查表圓整取d=60mm.故液壓缸的實際有效面積是 （2）驗算液壓缸尺寸 按照公式進行檢驗，將調速閥的最小穩(wěn)定流量qmin=50ml/min，以及vmin=0.025m/min，求得，故活塞面積滿足最低穩(wěn)定速度的要求。 （3）工況圖的繪制 差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力p2必須大于無桿腔壓力p1,其差值估取Δp=0.3MPa，并且注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時Δp=0；另外，取快退時的回油壓力損失為0.2MPa。故根據(jù)上述條件計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量功率（表4），并編制工況圖。 表4 臥置液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率 工作階段 計算公式 負載F/N 工作腔壓力p1/MPa 回油腔壓力p2/MPa 輸入流量q1(10-3m3/s) 負載功率P1/W 快進 啟動 1022 0.402 — — — 加速 787 0.698 0.998 — — 恒速 461 0.57 0.87 0.283 161 工進 2961 0.87 0.5 2.09x10-3 1.83 快退 啟動 1022 0.516 — — — 加速 787 0.85 0.2 — — 恒速 461 0.69 0.2 0.22 152 圖6 水平液壓缸工況圖 四、液壓系統(tǒng)圖的擬定 （一）、液壓基本回路的選擇 1、調速方案 由工況要求所知，執(zhí)行元件采用油缸實現(xiàn)往復運動：組合機床進給時的功率較小，同時為了增加進給運動的平穩(wěn)性，因此采用回油路節(jié)流調速方案；此外，為保證切削過程速度穩(wěn)定，選用調速閥調速。 2、換向及速度換接方式 本機床的動力滑臺在調整時，需停在任意位置上，故采用三位五通換向閥進行換向。當動力滑臺由差動快進換接為工進時，與調速閥并聯(lián)的二為二通電磁閥關閉，泵壓升高，使液控順序閥逐漸打開，使差動油路斷開，油缸回油經(jīng)調速閥，三位五通電磁閥和液控順序閥流回油箱。這樣可使速度換接平穩(wěn)。采用回路見圖7，圖8。 3、泵源的選擇 此液壓系統(tǒng)的工況特點是快進及快退時低壓大流量，時間短；工進是中壓小流量，時間長。目前多數(shù)采用雙聯(lián)定量葉片泵（圖9a，b）或限壓式變量葉片泵（圖9c），僅在功率較小時，才用定量泵（圖10d）。為了減少功率損失，可選用限壓式變量葉片泵，快速時全流量供油，工進時限壓變量，與油缸所需流量相適應。 圖8 立置液壓缸回路 圖7 臥置滑臺液壓缸回路 圖9 泵源的選擇 4、液壓系統(tǒng)的組合 立置與臥置滑臺的負載不同，速度要求也不同，要保證同時動作，又不相互干擾，兩回路組合時，在各自進油油路上串接一個節(jié)流閥，變量泵的調節(jié)流量應大于兩個動力滑臺同時快進時通過兩個節(jié)流閥的流量。測壓點布置在泵源出口和節(jié)流閥后，便于調整油泵和液控順序閥的壓力。本機床液壓系統(tǒng)，過濾精度要求不高，故在泵進口處安裝網(wǎng)式濾油器即可。 （二）液壓回路圖的繪制 根據(jù)上述所選回路液壓系統(tǒng)，并繪制液壓系統(tǒng)圖（如圖10）。圖中附有油缸的工作循環(huán)圖和電磁鐵動作表。 工 況 4DT 5DT 6DT 7DT 快 進 + - + + Ⅰ工進 + - - + Ⅱ工進 + - - - 停 留 + - - - 快 退 - + + + 原 位 - - - + 工 況 1DT 2DT 3DT 快 進 + - +X 工 進 + - - 停 留 + - - 快 退 - + + 原 位 - - - 立置滑臺電磁閥動作循環(huán)圖 水平液壓缸電磁閥動作循環(huán)圖 圖10液壓系統(tǒng)圖 五、液壓元、輔件的計算和選擇 （一）確定液壓泵規(guī)格和電動機功率 1、根據(jù)液壓泵工作壓力的計算 根據(jù)公式，液壓泵的工作壓力應為： 其中是執(zhí)行元件的最大工作壓力；是進油路上的壓力損失，由于立置液壓缸的工作壓力遠大于水平液壓缸，故以立置液壓缸的工作壓力為系統(tǒng)壓力的計算標準。其值在表3中查到。根據(jù)經(jīng)驗，快進時取，工進時，快退時取。則液壓泵各階段的工作壓力為： 快進時： I工進時： II工進時： 快退時： 2、液壓泵流量的計算 根據(jù)公式，液壓泵的流量應為： 取回路泄露系數(shù)K=1.1，根據(jù)表3,表4，則有 根據(jù)計算結果，查閱產(chǎn)品目錄，選用YBX-50N-JB型限壓式變量葉片泵。其額定壓力Pn=6.3MPa,額定排量為60mL/r,滿足所設計系統(tǒng)的要求。 4、液壓泵電動機功率的確定 根據(jù)公式，限壓式變量葉片泵的電動機功率應為： 由表3，表4可知，立置液壓缸在快退時的功率最大，為2256W，水平液壓缸在快進時的功率最大，為161W，分別按照該階段的液壓泵所需驅動功率選擇電動機。對于立置液壓缸，泵的工作壓力Pp1=2.93+0.2=3.13MPa,流量為Qp1=0.77x10-3m3/s,而對于水平液壓缸,Pp2=0.87MPa,Qp2=0.283x10-3m3/s.取液壓泵的總效率，故所需的驅動功率為 查電動機產(chǎn)品目錄，選用YB2-132S-4型，其額定功率為5.5KW，額定轉速為1440r/min。 （二）控制閥的選擇 根據(jù)回路中最高壓力和最大流量來選擇控制閥，吸油口的濾油器的流量規(guī)格應比泵的流量大一倍左右。各閥的規(guī)格見表5 表5 各元件規(guī)格 序號 元件名稱 通過閥的實際最大流量L/min 選用規(guī)格（Qxp） 1 限壓式變量葉片泵 69.5L/min YBX-50N-JB 69.5x6.3 2 三位五通電磁閥 46.2L/min 25D-63 63x6.3 3 三位五通電磁閥 23.3L/min 35E1-25 25x6.3 4 二位二通電磁閥 46.2L/min 25D-63 63x6.3 5 二位二通電磁閥 23.3L/min 35E1-25 25x6.3 6 單向閥 46.2L/min I-63 63x6.3 7 單向閥 23.3L/min I-25 25x6.3 8 調速閥 46.2L/min QI-63 63x6.3 9 減壓閥 23.3L/min J25 25x6.3 10 溢流閥 46.2L/min Y-63 63x6.3 11 溢流閥 23.3L/min Y-25 25x6.3 12 線隙式濾油器 69.5L/min T 13 壓力表 — Y-60(0~300) (三)、管道尺寸 根據(jù)公式可以粗略計算出管道內徑其中Q為通過該管的最大流量，v為通過該管允許的流速，取v=1m/s，則 ，故取d=32mm. （四）、郵箱容量 按經(jīng)驗公式計算 查表選用YZ系列630升的液壓泵站。 六、液壓系統(tǒng)的驗算 （一）靜態(tài)特性的驗算 1、回路中的壓力損失 設進油管、回油管的長度均為2m，運動粘度即，油液的密度ρ=0.9174×103㎏/m3,各元件的額定壓力損失查表可知，三位五通電磁閥為0.1MPa，二位二通電磁閥為0.1MPa,單向閥為0.2，溢流閥為0.2MPa，調速閥為0.5MPa。立置液壓缸各階段進油路、回油路的流量和速度見表6，水平液壓計算情況類似，此處不做驗算。 表6立置液壓缸各階段流量和速度 快進 工進 快退 1 2 進油路流量 55 回油路流量 運動速度 4.9 （1） 快進時的回路壓力損失 ① 進油路壓力損失 a、 判斷流態(tài)： Re== 屬于層流 b、管路沿程損失 根據(jù)公式，進油管的沿程損失為： c、管路局部損失 在未確定出管道結構的情況下，進油管的局部損失按下面的公式計算 d、閥類局部損失 進油路通過調速閥和三位五通電磁閥，故根據(jù)公式可計算 e、進油路總的壓力損失為： =0.013+0.0013+0.09=0.104MPa. ② 回油路壓力損失 a、判斷流態(tài)： Re== 屬于層流 b、管路沿程損失 根據(jù)公式，回油管的沿程損失為： c、管路局部損失 在未確定出管道結構的情況下，回油管的局部損失按下面的公式計算 d、閥類局部損失 回油路通過單向閥和二位二通電磁閥，故根據(jù)公式可計算 回油路總的壓力損失為： =0.011+0.0011+0.045=0.057MPa. ③ 快進時總的壓力損失 計算總的壓力損失時必須把回油路的壓力損失折算到進油路上，即 =+=0.104+0.057=0.152MPa. （2）I工進時的回路壓力損失 工進時進入液壓缸的流量較小，故一定屬于層流。 ①進油路壓力損失 a、沿程損失 b、管道局部損失 c、閥類局部損失 d、總的壓力損失 =（1.26+0.13+1.79）=1.95MPa ②回油路壓力損失 a、從以上計算進油路通過管道的壓力損失都很小，回油路通過的流量更少，其壓力更少，可忽略不計。 b、通過閥的壓力損失 =++=3.18 ③工進時總的壓力損失 = +=+=5.56 （3）II工進時的回路壓力損失 工進時進入液壓缸的流量較小，故一定屬于層流。 ①進油路壓力損失 a、沿程損失 b、管道局部損失 c、閥類局部損失 ②回油路壓力損失 a、從以上計算進油路通過管道的壓力損失都很小，回油路通過的流量更少，其壓力更少，可忽略不計。 b、通過閥的壓力損失 =(0.78+0.078+1.31)=2.17 ③工進時總的壓力損失 = +=+=7.67 (4) 快退時的回路壓力損失 ①進油路壓力損失 b、 判斷流態(tài)： Re== 屬于層流 b、管路沿程損失 根據(jù)公式，進油管的沿程損失為： c、管路局部損失 在未確定出管道結構的情況下，進油管的局部損失按下面的公式計算 d、閥類局部損失 進油路通過調速閥和兩個二位二通電磁閥，故根據(jù)公式可計算 e、進油路總的壓力損失為： =0.011+0.0011+0.4555=0.4676MPa. ②回油路壓力損失 a、判斷流態(tài)： Re== 屬于層流 b、管路沿程損失 根據(jù)公式，回油管的沿程損失為： c、管路局部損失 在未確定出管道結構的情況下，回油管的局部損失按下面的公式計算 d、閥類局部損失 回油路通過單向閥，故根據(jù)公式可計算 回油路總的壓力損失為： =++=0.0387MPa. ④ 快進時總的壓力損失 計算總的壓力損失時必須把回油路的壓力損失折算到進油路上，即 =+=0.4676+0.0359=0.51MPa. 2、液壓泵的工作壓力 由于組合機床在工作時立置液壓缸的工作壓力遠大于水平液壓缸的工作壓力，故以立置液壓缸的工作壓力為系統(tǒng)工作壓力。且假設在任意工作階段水平液壓缸的壓力損失為0.5MPa。 （1）快進壓力 （2）I工進壓力 （3）II工進壓力 (4)快退階段 由此可以看出，泵的工作壓力與開始粗略計算的工作壓力相接近。因此設計的液壓系統(tǒng)符合要求。 3、液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率 ①立置液壓缸 該工作缸各階段所占用的時間分別為： 快進： I工進： II工進： 快退： ②水平液壓缸 快進： 工進： 快退： 由于工進占了主要工作時間，故系統(tǒng)的效率及系統(tǒng)發(fā)熱情況都可以用工進時的情況來代表。根據(jù)公式，按，來計算 （1）回路效率 （2）系統(tǒng)效率 根據(jù)公式,其中 因變量泵在不同工作壓力的泄漏不同而有所變化，查表得P=1.47MPa時，=0.17KW，故為 取液壓缸的效率為0.9，則 從上述計算中可以看出，盡管采用了變量葉片泵，但因高壓下的泄漏大而效率低，致使整個系統(tǒng)效率都偏低，不過一般說來其效率又比定量泵要高得多。 （二）系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 本機床只計算工進時的發(fā)熱即可，查表可知，要求油液溫升。 由于立置液壓缸在工進時液壓缸的負載F=12000N，工進時的速度為0.045m/min，故輸出功率為： 水平液壓缸在工進時液壓缸的負載F=3200N，速度為0.025，故輸出功率為： 故 故系統(tǒng)的發(fā)熱量為： 其中傳熱系數(shù)K=25W/（m2·℃），故符合系統(tǒng)要求。 七、結論 液壓傳動課程的設計，使我對液壓系統(tǒng)有進一步的認識，進一步掌握了液壓元件的工作原理和在所設計液壓系統(tǒng)時對液壓元件的選用，同時學會了液壓集成單元圖的繪制以及集成塊的設計。在設計過程中，對其他液壓相關課程的知識進行了加深和鞏固，通過為期十天的分析、計算、設計，對液壓知識有了進一步的了解，設計出的液壓系統(tǒng)符合工作要求，達到了課程設計的目的。 26