組合機床液壓系統(tǒng)設計

哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 摘 要 本設計為組合機床液壓系統(tǒng)的設計，是根據工作的需求以及工作的環(huán)境，對鉆孔組合機床進行一些改進，使其能夠達到組合機床液壓系統(tǒng)自動化控制，由此減輕工作量，提高產品的生產效率，故設計了本套設計。 設計從實際情況考慮，采用的是液壓系統(tǒng)的自動化控制來作為控制方式自動控制組合機床鉆孔的完成，然后在根據實際要求鉆孔的數(shù)目以及大小來確定液壓系統(tǒng)的各種參數(shù)，最后完成本此設計。 主要設計內容包括： (1). 液壓系統(tǒng)的總體設計，擬定液壓系統(tǒng)圖 (2). 液壓缸及其主要部件的設計計算與驗算 (3). 液壓系統(tǒng)的主要部件的選 取與設計 (4). 驗算其液壓系統(tǒng)的性能 并且，在整個設計中引用了 AutoCAD2010 作為繪圖工具，提高了繪圖過程的速度，精度。該工具完成了主要部件的繪圖。 關鍵詞 ： 組合機床；液壓系統(tǒng)； 自動化控制 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) Abstract The design for the design of the combined machine tool of hydraulic system according to the need and environment of the work, hinder drill hole of the combined machine tool minor some changes achieving combined machine tool of hydraulic system automatic control, lessening workloads increasing production efficiency of the product so the design of the set design. Design from the actual situation ,using hydraulic system automatic control as combined machine tool automatic control drill hole completed. Then according to the actual required for the number and big or small of the drill holes , determining the various parameters of the hydraulic system at last ,completed the design. Mainly relates to the content including: (1).Machine tool of hydraulic system overall program to determine , draw up the hydraulic system schematic diagram. (2).Hydraulic cylinder and the main parts of the design calculation and checking . (3).Selection and design of the main parts of the design of hydraulic system. (4).Check the performance of the hydraulic system And reference throughout the design AutoCAD2010 as drawing tools to improve the speed ,accuracy of the drawing process .It drawing of the main components. Key words： combined machine tools ； hydraulic system； automatic control 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) I 目 錄 第 1 章 緒論 . 3 1.1 設計項目的來源 . 3 1.2 設計的性質 . 4 1.3 設計的基本任務 . 4 1.4 設計的可行性估計 . 5 1.5 液壓傳動的工作原理和組成 . 5 1.6 液壓傳動的優(yōu)缺點 . 6 第 2 章 原始資料分析 . 8 2.1 技術要求 . 8 2.2 配置執(zhí)行元件 . 8 2.3 運動分析和動力分析 . 8 2.4 本章小結 . 11 第 3 章 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算和工況圖的編制 . 12 3.1 預選系統(tǒng)設計壓力 . 12 3.2 計算液壓缸主要結構尺寸 . 12 3.3 編制液壓缸的工況圖 . 13 3.4 本章小結 . 14 第 4 章 制定液壓 回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 . 15 4.1 制定液壓回路方案 . 15 4.2 擬定液壓系統(tǒng)圖 . 15 4.3 本章小結 . 17 第 5 章 計算和選擇液壓元件 . 18 5.1 液壓泵及其驅動電機計算與選定 . 18 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) II 5.2 液壓控制閥和液壓輔助元件 . 19 5.3 密封件的選擇 . 22 5.4 本章小結 . 22 第 6 章 驗算液壓系統(tǒng)性能 . 23 6.1 驗算系統(tǒng)壓力損失 . 23 6.2 液壓泵工作壓力的估算 . 24 6.3 估算系統(tǒng)效率，發(fā)熱，和溫升 . 24 6.4 本章小結 . 25 結 論 . 26 參考文獻 . 27 致 謝 . 28 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 3 第 1 章 緒論 1.1 設計項目的來源 本次設計為組合機床液壓系統(tǒng)的設計，選這個題目為畢業(yè)設計題目的時候經過多方面的考慮。 (1) 相對于我們學機械設計的學生而言，我們所學的知識比較的多，有廣泛的題目來源。比如在我們所學習的課程里面可以選擇機床的設計，在機床的設計中我們也有兩個可以選則。我們學的是普通大機械項目，在金屬切削中學過各種機床的作用以及同行們的一些參數(shù)，所以在金屬切削機床的設計是可以選擇的。 (2) 對于我們學機械專業(yè)的來說，所學比較多，比如比 較重要的液壓系統(tǒng)的設計，我們在學液壓與氣壓傳動的時候，袁劍雄老師的悉心教導，雖然不能精通，在瞬間就能夠了解到液壓的各種參數(shù)，但能夠在普通的設計能夠完成。而我們的本科畢業(yè)設計在設計水平上是最初的嘗試階段，所以在這方面我們完全可以值得嘗試一下。 (3) 我們在進行畢業(yè)設計的情況下得到指導老師的建議，在確定自己的畢業(yè)設計題目的前提下，先要閱讀至少二十篇的別人設計的東西從而加深對自己想要設計題目的深入了解。著重兩個方面可以得到我們的捷徑，從而避免自己少走彎路。首先我們可以確定我們設計的題目是不是有很大的重合率，再者 我們可以把它們作為自己的設計經驗。 (4) 我在確定本設計的來源就是網絡，我在上網的時候發(fā)現(xiàn)液壓系統(tǒng)的廣告比較多，什么液壓原件，發(fā)現(xiàn)液壓是一個市場需求比較大的東西。我的設計出于對市場的需求，以及參考自己所學。 (5) 在本科畢業(yè)設計中提到與自己以后畢業(yè)后所從事工作有一定的所用之處。我畢業(yè)后所從事的工作與自己的專業(yè)有很大的關系，雖然名字為“中國兵器”。但是在現(xiàn)的和平年代，兵工廠并不是單一制造兵器。比如我所在工廠就有制造汽車相關的項目，為中國二汽提供很多的汽車原件。我們廠有四個關于制造汽車的分廠，有齒輪加工 廠，汽車減速箱制造廠，軸的加工廠以及液壓機床廠。我們有兩個選擇，一個工作是選擇走軍用路線，我們全心全意為國家制造武器 ；另外一個方向就是我們走民用路線，最大限度的，合理的使用資源。雖然現(xiàn)在還不能完全確定我以后走的路線，但是選擇組合機床液壓系統(tǒng)的設計是符合我們以后工作的要求。 綜上所訴，我的畢業(yè)設計最終確定為組合機床液壓系統(tǒng)的設計，這樣我對于哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 4 以后的工作中打下一定的基礎。另外，對于實用性，在這方面液壓系統(tǒng)為一發(fā)展趨勢，因為液壓系統(tǒng)的傳動在自動化控制的完成一些列的任務。而且隨著技術的發(fā)展，液壓技術會在很大程度上彌補 現(xiàn)在很多的不足，進而完善液壓系統(tǒng)。 1.2 設計的性質 我們學機械設計的本科設計為機械裝備設計，此題目在此范圍內，為組合機床液壓系統(tǒng)的設計。在設計中可以完成體現(xiàn)我們在本科所學到的知識，在一方面是液壓系統(tǒng)的設計，在各個元件以及我們的傳動原理是液壓性質的，但是在各個零件的設計以及計算和校核是我們所學的其他的知識，比如為機械制造工藝學，材料力學以及工藝學。在零件圖的畫法以及技術要求就牽涉到我們學過的機械制圖，以及機械精度設計 (精度設計與互換性 )等。 液壓系統(tǒng)的設計既是結合自己所學有聯(lián)系著社會實際。我們所學得知識并 不是很專業(yè)，但是對于我們這些本科設計初學者來說也已經可以適應啦。再者，我這個設計在實際運用上也是越來越常見，雖然我們社會發(fā)展到現(xiàn)在這個自動化和高的社會，但是在工廠中的機床設備還是很落后的手工操作，液壓系統(tǒng)的到來可以在很大的程度上改變這種落后的局面。液壓系統(tǒng)的使用可以實現(xiàn)在一定程度上的自動化，減輕工人的勞動量以及提高產品的生產效率。 1.3 設計的基本任務 本設計為組合機床液壓系統(tǒng)的設計，其目的是設計液壓系統(tǒng)為一組合機床鉆孔所用，所鉆孔為汽車發(fā)動機箱體孔。其中大孔為 9 個，小孔為 2 個。液壓系統(tǒng)要完成的動作有：定 位 (插定位銷 )，夾緊，快進，工進，快退，原位停止，夾具松開，拔定位銷。 具體的任務有： (1) 動力分析和運動分析，對其進行分析，得到其負載以及編制工作臺液壓缸的各種負載循環(huán)圖。 (2) 計算液壓缸的主要尺寸，本設計在選擇工作腔上使用無桿腔作為主要的工作腔，所以在設計的過程中主要是活塞桿的直徑和液壓缸的內徑設計。 (3) 液壓部件以及元件的選擇，在此選擇上根據所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)的工況，算出液壓缸各階段的的運動速度以及持續(xù)時間來選擇相應的原件和部件，大部分液壓元件都是標準化，選擇相應的就可以啦。 (4) 在電機的選擇上，按照液壓系統(tǒng)的工況可以得到相應電機要求，然后在與實際的工作情況以及國家標準選擇相近的電機。 (5) 驗算各種液壓系統(tǒng)性能，主要包括系統(tǒng)壓力損失以及溫升以及油箱散熱哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 5 情況的核算。 1.4 設計的可行性估計 本設計為組合機床液壓系統(tǒng)的設計，在設計中的要求而言并不是很高，比較適合我們本科設計初學者的嘗試。 學習環(huán)境來說，我們?yōu)闄C械設計制造及其自動化專業(yè)的學生，在自動控制以及液壓與氣壓知識方面也還是可以完成本次設計的。再者我們學校在這方面的老師以及師資力量和各種的硬件設施都能夠滿足我們初學者的設計。 實用性方面，液壓系統(tǒng)的實用性在各個機械工廠都是比較常見的，它能夠代替人同時完成幾個任務，而且是自動化控制。在提高生產效率方面是大有好處的。 所以本次設計在一定程度上是可行的，我能夠在畢業(yè)設計期間順利完成設計要求，最大程度的達到設計的完美性，最終順利的畢業(yè)。 1.5 液壓傳動的工作原理和組成 液壓傳動是用液體作為工作介質來傳遞能量和進行控制的傳動方式。液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液壓的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和管路傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件 (缸或馬達 )把液體壓力能轉換為機械能，從而驅動工作機構，實現(xiàn)直線往復運動和回轉運動。驅動機床工作臺的液壓系統(tǒng)是由郵箱、過濾器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸和連接這些元件的油管，接頭等組成 1.5.1 工作原理 (1) 電動機驅動液壓泵經泵過濾郵箱中吸油，油液被加壓后，從泵的輸出口輸入管路。油液經開停閥，節(jié)流閥，換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動。液壓缸里的油液經換向閥和回油管排回油箱。 (2)工作臺的移動速度是通過節(jié)流閥來調節(jié)的。當節(jié)流閥開大時，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度增大；當節(jié)流閥 關小時，進入液壓缸的油量減少，工作臺的移動速度減少。由此可見，速度是由油量決定的。 1.5.2 液壓系統(tǒng)的基本組成 (1) 能源裝置 液壓泵。它將動力部分 (電動機或其它遠動機 )所輸出的機械能轉換成液壓能，給系統(tǒng)提供壓力油液。 (2) 控制裝置 液壓機 (液壓缸，液壓馬達 )。通過它將液壓能轉換成機械能，推動負載做功。 (3) 控制裝置 液壓閥。通過它們的控制和調節(jié)，使液流的壓力、流速和方向得以改變，從而改變執(zhí)行元件的力 (或力矩 )、速度和方向，根據控制功能的哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 6 不同，液壓閥可分為村力控制閥、流量控制閥和方向控制 閥。壓力控制閥又分為益流閥 (安全閥 )、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調整閥、分流集閥等。方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。根據控制方式不同，液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。 (4) 輔助裝置 油箱、管路、蓄能器、濾油器、管接頭、壓力表開關等。通過這些元件把系統(tǒng)聯(lián)接起來，以實現(xiàn)各種工作循環(huán)。 (5) 工作介質 液壓油。絕大多數(shù)液壓油采用礦物油，系統(tǒng)用它來傳遞能量或信息。 1.6 液壓傳動的優(yōu)缺點 (1) 在相同的體積下，液壓執(zhí)行裝置能比電氣裝 置產生山更大的動力。在同等功率的情況下，液壓執(zhí)行裝置的體積小、重量輕、結構緊湊。液壓馬達的體積重量只有同等功率電動機的 12%左右。 (2) 液壓執(zhí)行裝置的工作比較平穩(wěn)。由于液壓執(zhí)行裝置重量輕、慣性小、反應快，所以易于實現(xiàn)快速起動、制動和頻繁地換向。液壓裝置的換向頻率，在實現(xiàn)往復回轉運動時可達到每分鐘 500 次，實現(xiàn)往復自線運動時可選每分鐘 1000次。 (3) 液壓傳動可在大范圍內實現(xiàn)無級調速 (調速比可達 1： 2000)，并可在液壓裝置運行的過程中進行調速。 (4) 液壓傳動容易實現(xiàn)自動化，因為它是對液體的壓力、 流量和流動方向進行控制或調節(jié)，操縱很方便。當液壓控制和電氣控制或氣功控制結合使用時，能實現(xiàn)較復雜制順序動作和遠程控制。 (5) 液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護且液壓件能自行潤滑，因此使用壽命長。 (6) 液壓元件已實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，所以液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。 1.6.2 液壓傳動的缺點 液壓傳動是以液體為作介質，在相對運動表面間小可避免地要有泄露，同時，液體又不是絕對不可壓縮的，因此不宜在傳動比要求嚴格的場合采用，例如螺紋和齒輪加工機床的內傳動鏈系統(tǒng)。 (1) 傳動在工作過程中有較多的 能量損失，如摩擦損失、泄漏損失等，故不宜于遠距離傳動。 (2) 液壓傳動對油溫的變化比較敏感，油溫變化會影響運動的穩(wěn)定性。因此，在低溫和高溫條件下，采用液壓傳動有一定的困難。 (3) 為了減少泄露，液壓元件的制造精度要求苛刻，因此，液壓元件的制造成本高，而且對油液的污染比較敏感。 (4) 液壓系統(tǒng)故障的診斷比較困難，因此對維修人員提出了更高的要求，既要系統(tǒng)地掌握液壓傳動的理論知識，又要有一定的實踐經驗。 (5) 隨著高壓、高速、高效和大流量化，液壓元件和系統(tǒng)的噪聲日益增大，這也是要解決的問題。 總而 言之，液壓傳動的優(yōu)點是突出的，隨著科學技術的進步，液壓傳動哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 7 的缺點將得到克服，液壓傳動將日益完善，液壓技術與電了技術及其它傳動方式的結合更是前途無量。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 8 第 2 章 原始資料分析 2.1 技術要求 某型汽車發(fā)動機箱體加工自動線上的一臺單面多軸鉆孔組合機床，其臥式動力滑臺 (導軌為水平導軌，靜摩擦因數(shù)為 0.2，動摩擦因數(shù)為 0.1 )擬采用液壓缸驅動，以完成工件鉆削加工時的進給運動；工件的定位和夾緊均采用液壓方式，以保證自動化要求。液壓與電氣配合實現(xiàn)的自動循環(huán)為：定位 (插定位銷 )，夾緊，快進，工進，快退，原位停止，夾具松 開，拔定位銷。工件部件終點定位精度無特殊要求。工件情況及動力滑臺的已知參數(shù)見表 2-1. 表 2-1 工件情況及動力滑臺的已知參數(shù) 工件情況 動力滑臺 鉆孔直徑 數(shù)量 D/mm 切削用量 主軸轉速 進給量 n/(r/min) S/(mm/r) 工況 行程 速度 L/mm v/(m/s) 快進 L1： 300 v1 待定 工進 L2： 100 v2 待 定 快退 L3： 400 v3 待定 1D ： 13.9 14 1n ： 450 1S :0.147 運動部件重量 G/N9800 2D ： 3.5 2 n2； 550 S2: 0.096 啟動 制動時間 0.2s 2.2 配置執(zhí)行元件 根據上述技術要求，選擇桿固定的單桿活塞缸作為驅動滑臺實現(xiàn)切削進給運動的液壓執(zhí)行元件；定位和夾緊控制則選擇缸筒固定的單桿活塞缸作為液壓執(zhí)行元件。 2.3 運動分析和動力分析 以下著重對動力滑臺液壓缸進行分析計算。 2.3.1 運動分析 運動分析 與相近金屬切削機床相類比，確定滑臺液壓缸的快進，快退的速度相等，且 12v = v = 0 .1m / s。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 9 -32 1 1v = n 4 5 0 0 . 1 4 7 / 6 0 m m / s = 1 . 1 0 2 5 1 0 m / sS . (2-1) 各工況的動作持續(xù)時間 由行程和運動速度算得各工況的動作持續(xù)時間為 快進 -31 1 1t = / v = 3 0 0 1 0 / 0 . 1 = 3 sL （ ） (2-2) 工進 )(7.90)101 0 2 5.1/(10100/ 3322 svLt (2-3) 快退 -33 3 3t = / v = 4 0 0 1 0 / 0 . 1 = 4 sL （ ） (2-4) 由表 2-1 及上述分 析計算結果可畫出滑臺液壓缸的行程 -時間循環(huán)圖 (L-t 圖 )和速度循環(huán)圖 (v-t 圖 )，如圖 2-1 所示。 圖 2-1 行程 -時間循環(huán)圖 (L-t 圖 )和速度循環(huán)圖 (v-t 圖 ) 2.3.2 動力分析 動力滑臺液壓缸在快速進，退階段，啟動時的外負載是導軌靜摩擦阻力，加速時的外負載是導軌動摩擦阻力和慣性力，恒速時是動摩擦阻力；在工進階段，外負載是工作負載即鉆削阻力負載及動摩擦阻力。 靜摩擦負載 ( ) 0 . 2 ( 9 8 0 0 0 ) 1 9 6 0 ( )f s s nF G F N (2-5) 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 10 動摩擦負載 ( ) 0 . 1 ( 9 8 0 0 0 ) 9 8 0 ( )f d d nF G F N (2-6) 慣性負載 9 8 0 0 0 . 1 5 0 0 ( )9 . 8 1 0 . 2iGvFNgt (2-7) 利用鑄鐵工件鉆孔的軸向鉆削阻力經驗公式 0 . 8 0 . 62 5 . 5eF D S H B (2-8) 算得工作負載 0 . 8 0 . 6 0 . 8 0 . 61 1 2 20 . 8 0 . 6 0 . 8 0 . 61 4 2 5 . 5 2 2 5 . 51 4 2 5 . 5 1 3 . 9 0 . 1 4 7 2 4 0 2 2 5 . 5 0 . 0 9 6 2 4 0 3 0 4 6 8 ( )eeF D S H B D S H B 式中 eF 軸向鉆削阻力， N； D 鉆孔孔徑， mm； S 進給量， mm/r； HB 鑄件硬度。 滑臺液壓缸各工況下的外負載計 算結果列于表 2-2. 表 2-2 動力滑臺液壓缸外負載計算結果 工況 外 負載 F/N 結果 啟動 fsFF 1960 快進 加速 v+ gtfdGFF 1480 恒速 fdFF 980 工進 +fdF F F 啟動 sfFF 1960 快退 加速 fdv+ gtGFF 1480 恒速 fdFF 980 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 11 圖 2-2 組合機床液 壓缸的工況圖 2.4 本章小結 本章 節(jié)主要講述 選擇桿固定的單桿活塞缸作為驅動滑臺實現(xiàn)切削進給運動的液壓執(zhí)行 元件；定位和夾緊控制則選擇缸筒固定的單桿活塞缸作為液壓執(zhí)行元件， 和相關 技術要求 。哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 12 第 3 章 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算和工況圖的編制 3.1 預選系統(tǒng)設計壓力 本鉆孔組合機床屬于半精加工機床，載荷最大時為慢速工進階段，其他工況時載荷都不大，參考預選液壓缸的設計壓力 1 4aP MP 3.2 計算液壓缸主要結構尺寸 為了滿足滑臺快速進退速度相等，并減小液壓泵的流量，將液壓缸無桿腔作為主工作腔，并在快進時差動連接，則液壓缸無桿腔 與有桿腔的有效面積 1A 與 2A因滿足 12=2AA,即活塞桿直徑 d 和液壓缸內徑 D 關系應為 d=0.71D . 為防止工進結束時發(fā)生前沖，液壓缸需要保持一定的回油背壓。參考得暫取背壓 0.6MPa，并取液壓缸機械效率 cm=0.9 ，則可算得液壓缸無桿腔的有效面積 4212c m 131448 9 4 1 0 ( m )0 . 60 . 9 ( 4 )22FAP （ P (3-1) 液壓缸內徑 414 4 9 4 1 0 0 . 1 0 9 mAD （ ） (3-2) 按 GB/T2348-1993,將液壓缸內徑圓整為 D=100mm=10cm 因為 122AA , 故活塞桿直徑為 d = 0 . 7 1 = 0 . 7 1 1 0 0 = 7 1 m m )D （ 按 GB/T2348-1993，將活塞桿直徑圓整為 d=70mm=7cm。 則液壓缸實際有效面積為 222110 7 8 . 5 ( )44A D c m (3-3) 222 2 22( 1 0 7 )( ) 4 0 . 0 5 ( )44A D d c m (3-4) 212 3 8 . 4 5 ( )A A A c m 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 21 0 . 5 ( )P P P M P a ， 并 注 意 到 啟 動 瞬 間 液 壓 缸 尚 未 移 動 ， 此 時 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 13 0P ；另外，取快退時的回油壓力損失為 0.7MPa。 3.3 編制液壓缸的工況圖 工況分析 根據上述設計參數(shù)，計算該機床動力滑臺在各個動作循環(huán)下的速度以及負載， 并繪制出圖 1 和圖 2 的速度和負載循環(huán)圖。 圖 3-1 速度循環(huán)圖 圖 3-2 負債循環(huán)圖 根據上述條件計算得到液壓缸工作循環(huán)中各個階段的壓力，流量和功率 (見表3-3)，并可編制其工況圖 (見圖 3-3) 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 14 圖 3-3 組合機床液壓缸的工況圖 表 3-3 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 回油腔壓力2p / aMP 工作腔壓力 1p / aMP 輸入流量 -3 3q / 10 m / s（ ） 輸入功率 P/W 啟動 2cm1+pp=F AA 1960 - 0.48 - - 快進 加速 11q= v ；A P p q 1480 1.27 0.77 - - 恒速 980 1.16 0.66 0.5 330 工進 1 2 1q= v ；A P p q22cm11+pp=F AA 31448 0.6 3.96 20.83 10 33 啟動 211 2cmF pAp A 1960 - 0.48 - - 快退 加速 2 1 1；q A v P p q 1480 0.7 1.86 - - 恒速 980 0.7 1.73 0.45 780 3.4 本章小結 總結本章 根據上述條件計算得到液壓缸工作循環(huán)中各個階段的壓力，流量和功率，為防止工進結束時發(fā)生前沖，液壓缸需要保持一定的回油背壓。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 15 第 4 章 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4.1 制定液壓回路方案 (1) 調速回路 工況圖表明，液壓系統(tǒng)功率小，負載為阻力負載且工作中變化小，故采用調速閥的進油節(jié)流調速回路。為防止在孔鉆通時負載突然消失引起滑臺前沖，回油設置背壓閥。由于已選用節(jié)流調速回路，故系統(tǒng)必然為開式循環(huán)。 (2) 油源型式 工況圖表明， 系統(tǒng)在快速進，快速退階段為低壓，大流 量的工況且時間持續(xù)較短，而工進階段為高壓，小流量的工況且持續(xù)時間長，兩種工況的最大流量與最小流量之比約達 60，從提高系統(tǒng)效率和節(jié)能角度，宜選用高低壓雙泵組合供油或采用限壓式變量泵供油。兩者各有利弊，現(xiàn)決定采用變量軸向柱塞泵， (3) 換向與速度換接回路 系統(tǒng)已選定差動回路做快速回路，同時考慮到工進到快退時回油流量較大，為保證換向平穩(wěn)，故采用三位五通， Y 型中位機能電液動換向閥作為主要換向閥并實現(xiàn)差動連接。由于本機床工作部件終點的定位精度無特殊要求，故采用行程控制方式即活動擋塊壓下電氣行程開關，控制換 向閥電磁鐵的通斷電即可實現(xiàn)自動換向和速度換接。 (4) 壓力控制回路 在高壓泵出口并聯(lián)一溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的溢流定壓；在低壓泵出口并聯(lián)一外控順序閥，實現(xiàn)系統(tǒng)高壓工作階段的卸荷。 (5) 定位夾緊回路 為了保證工件的夾緊力可靠且能單獨調節(jié)，在該回路上串聯(lián)減壓閥和單向閥；為保證定位到夾緊的順序動作，采用壓力控制方式，即在后動作的加緊缸進油路上串聯(lián)單向順序閥，當定位缸達到順序閥的調壓值時，夾緊缸才動作；為保證工件確已夾緊后滑臺液壓缸才能動作，在夾緊缸進油口處裝一壓力繼電器。 (6) 輔助回路 在液壓泵進口設置 一過濾器以保證吸入液壓泵的油液清潔；出口設一壓力表及其開關，以便各壓力控制元件的調壓和觀測。 4.2 擬定液壓系統(tǒng)圖 在制定個液壓回路方案的基礎上，經整理分析所組成的液壓系統(tǒng)原理圖如圖 4-1 所示，圖中附表是電磁鐵及行程閥的動作順序表。結合附表 1 看系統(tǒng)在各哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 16 工況下的油液流動路線。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 17 附表 1 系統(tǒng)的電磁鐵和行程閥動作順序表 工況 電磁鐵 及行程閥狀態(tài) 1YA 2YA 3YA 行程閥 定位 + 夾緊 + 工況 電磁鐵 及行程閥狀態(tài) 快進 + 下位 工進 + 上位 快退 + 上位 滑臺原位停止 + 下位 松開 拔銷 1-柱塞泵； 2-三位五通電液動換向閥； 3-二位二通機動換向閥 (行程閥 )； 4- 調速閥； 5 6 10 13 16- 單向閥； 7-外控順序閥； 8 9-溢流閥； 11-過濾器； 12 - 壓力表開關； 14 19 20 -壓力繼電器； 15-減壓閥； 17-二位四通電磁換向閥； 18 - 單項順序閥； 21-定位缸； 23- 進給缸； 24-壓力表 圖 4-1 組合機床液壓系統(tǒng)原理圖 4.3 本章小結 總結本章 在制定個液壓回路方案的基礎上， 在液壓泵進口設置一過濾器以保證吸入液壓泵的油液清潔；出口設一壓力表及其開關，以便各壓力控制元件的調壓和觀測。 在高壓泵出口并聯(lián)一溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的溢流定壓；在低壓泵出口并聯(lián)一外控順序閥，實現(xiàn)系統(tǒng)高壓工作階段的卸荷。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 18 第 5 章 計算和選擇液壓元件 5.1 液壓泵及其驅動電機計算與選定 (1) 液壓泵的最高工作壓力計算 由工況圖 3-1 可以查出液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進階段，即 p=3.96MPa，而壓力繼電器的調整壓力應該比液壓缸最高工作壓力大 0.5MPa。此時 缸的輸入量比較而言相對來說比較小，且進油原件也表較少，故泵到缸之間的進油路壓力損失估計取值為 p=0.7 aMP 。此時泵的最高工作壓力 1pP 為 1p = 3 . 9 6 0 . 5 0 . 7 5 . 1 6 ( )P M P a ( 5-1) 泵在快速進退時向液壓缸供油，由圖 3-1 可以知道，快退的時候液壓缸的工作壓力比快進時候的壓力大，取進油壓力損失為 0 .3P M Pa ，則最高工作壓力2Pp 為 2 1 . 8 8 6 0 . 3 2 . 1 6 ( )P p M P a (2) 液壓泵的流量計算泵的最小供油 qP 按液壓缸的最大輸入流量331 m a x 0 . 5 1 0 /q m s 進行估 算。根據標準取泄露系數(shù) K=1.2，柱塞泵最小供油量應該為 3 3 3 31 m a x 1 . 2 0 . 5 1 0 / 0 . 6 1 0 /q P q v K q m s m s (5-2) 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3 / minqL ，工進時候的流量為 530 . 8 3 1 0 / 0 . 5 / m i nq m s L 泵所需要最小流量為 31 3 6 1 . 2 0 . 5 3 3 2 . 4 ( / m i n )q p q v q p K q q L (5-3) (3) 確定液壓泵的規(guī)格根據系統(tǒng)的流量，擬定初選柱塞泵的轉速為1 1 0 0 0 / m innr ，泵的容積效率 0.9v ，可以計算泵的流量參考值為 11 0 0 0 1 0 0 0 3 2 . 43 6 ( / )1 0 0 0 0 . 9gqvV m L rnv (5-4) 根據以上計算結果查閱產品樣 本，選用規(guī)格相近的 1 0 1 4 1YC YY B 型變量柱 塞 泵， 泵 的額 定壓 力 為 7MPa ， 排量 為 40 /V mL r ； 泵 的額 定轉 速n=960r/min，容積效率 v=0.95 ，總效率 p=0.90 。倒推泵的額定流量為 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 19 vq p = V n = 4 0 9 6 0 0 . 9 5 = 3 6 . 4 8 / m i n )L （ (5-5) 經驗算可得與系統(tǒng)所需流量相符合。 (4) 確定液壓泵驅動功率及電機的規(guī)格，型號。由工況圖可以得知，最大功率住現(xiàn)在快退階段，已知泵的總效率為 0.90，則液壓泵快退所需要的驅動功率為 6332 . 1 6 1 0 3 6 . 4 8 1 0 1 . 4 5 9 ( )0 . 9 0 6 0 1 0ppp pPqP k W (5-6) 查表可以得知，選用 Y 系列中規(guī)格相近的 Y112M-6-B3 型臥式三相異步電動機，其額定功率為 2.2kW ，其轉速為 940r/min。用此轉速驅動液壓泵時，泵的實際輸出流量為 33.84L/min，工進是的流量為 4.83L/min，仍能滿足系統(tǒng)各工況對流量的要求。 5.2 液壓控制閥和液壓輔助元件 首先根據液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工況，算出液壓缸在各階段的實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間見表 5-1 ，這些計算為其他液壓控制閥及輔助的選擇及系統(tǒng)的性能計算奠定基礎。哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 20 表 5-1 液壓缸在各階段的實際進出流量，運動速度和持續(xù)時間 功進階段 流量 /(L/min) 無桿腔 有桿腔 速度 /(m/s) 時間 /s 快進 1 1 2( q p + q p= Aq A進 ） 7 8 .5 3 3 .8 4= = 6 9 .0 83 8 .4 5 21q =q AA出 進 4 0 .0 56 9 .0 8 7 8 .5 35.244 1 qpv=A 343 3 . 8 4 1 06 0 3 8 . 4 5 1 0 0.14 111t=vL -3300 10=0.14 =2.14 工進 q =0.5進 21q =q AA出 進 40.05= 0.5 78.5 =0.25 2 1qv=A進 340 . 5 1 06 0 7 8 . 5 1 0 31.06 10 222t=vL -3-3100 10= 1.06 10 =94.3 快退 12=q Aq A出 進 7 8 .53 3 .8 4 4 0 .0 5 66.33 q =33.84進 3 2qv=A進 343 3 . 8 4 1 06 0 4 0 . 0 5 1 0 0.14 333t=vL -3400 10=0.14 =2.85 根據系統(tǒng)的工作壓力與通過的個液壓控制閥幾部分輔助原件的最大流量，進過查表以及產品樣本選擇原件型號規(guī)格見表 5-2 油箱容量的計算與選擇 油箱的主要作用儲存油液，此外還起著散發(fā)油液中的熱量，逸出混在油液中的氣體，沉淀有中的污物等作用。液壓系統(tǒng)中 的油箱有總體式和分離式兩種?？傮w式是利用機器設備機身內腔作為油箱，結構緊湊，各處漏油易于回收，但維修不便，散熱條件不好。分離式是設置一個單獨油箱，與主機分開，減少了油箱的發(fā)熱和液壓源震動對工作精度的影響。因此得到廣范的運用，特別在組合機床，自動線和精密機械設備上大多采用分離式油箱。本次設計為組合機床，所以選分離式油箱。 油箱的容量計算，本系統(tǒng)屬于中壓系統(tǒng)，但考慮到要將泵組和閥組裝在郵箱頂蓋上，估取經驗系數(shù) =10 ，得油箱容量為 q p = 1 0 3 3 . 8 4 = 3 3 8 . 4VL 為了更好地完成任務取值 V=400L哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 21 表 5-2 鉆孔組合機床 液壓系統(tǒng)中控制閥和部分輔助原件的型號規(guī)格 序號 名稱 通過流量 (L/min) 額定流量 (L/min) 額定壓力 MPa 額定壓降 MPa 型號 1 柱塞泵 - 36/6.3 7 - 10YCYY14-1B 2 三位五通電液動換向閥 73.98 100 7 0.3 35DY-100BY 3 行程閥 73.98 100 7 0.3 22C-100BY 4 調速閥 1 6 7 0.3 Q-6B 5 單向閥 83.24 100 7 I-100B 6 單向閥 34.81 63 7 0.2 I-63B 7 順序閥 33.84 63 7 XY-63B 8 背壓閥 1 10 7 B-10B 9 溢流閥 4.83 10 7 Y-10B 10 單向閥 33.84 63 7 0.2 I-63B 11 過濾器 39.17 50 7 XU-50 12 壓力表開關 - - - - K-6B 13 單向閥 83.24 100 7 0.2 I-100B 14 壓力繼電器 - - 7 - DP-63B 15 單向閥 33.84 63 7 0.2 I-63B 16 減壓閥 33.84 63 7 J-63B 17 二位四通電磁換向閥 33.84 40 7 0.3 24D-40B 18 單向順序閥 33.84 63 7 0.2 I-63B 19 壓力繼電器 - - 7 - DP-63B 20 壓力繼電器 - - 7 - DP-63B 說明 管件尺寸有選定的標準原件油口尺寸確定。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 22 5.3 密封件的選擇 液壓系統(tǒng)中密封件的作用是防止工作介質的內外泄漏，以及防止灰塵，金屬屑等異物侵入液壓系統(tǒng)。能實現(xiàn)上述作用的裝置稱為密封裝置，其中起密封作用的關鍵元件密封元件，簡稱密封件。系 統(tǒng)的內外泄漏均會使液壓系統(tǒng)容積效率下降，或達不到要求的工作壓力，甚至使液壓系統(tǒng)不能正常工作。外泄漏還會造成工作介質的浪費，污染環(huán)境。異物的侵入會加劇液壓元件的磨損，或使液壓元件堵塞，卡死甚至損壞，造成系統(tǒng)失靈。一般的液壓系統(tǒng)對密封件的主要要求是： (1) 在一定的壓力，溫度范圍內具有良好的密封性能； (2) 有相對運動時，因密封件引起的摩擦應盡量小，摩擦系數(shù)應盡量穩(wěn)定； (3) 耐腐蝕、耐摩性能好，不易老化，工作壽命長，磨損后能在一定程度上自動補償； (4) 結構簡單，裝拆方便，成本低廉。 5.4 本章小結 總結本章 液壓泵的最高工作壓力計算，確定液壓泵的規(guī)格根據系統(tǒng)的流量，系統(tǒng)的內外泄漏均會使液壓系統(tǒng)容積效率下降，或達不到要求的工作壓力，甚至使液壓系統(tǒng)不能正常工作。哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 23 第 6 章 驗算液壓系統(tǒng)性能 6.1 驗算系統(tǒng)壓力損失 按選定的液壓元件接口尺寸確定管道直徑為 d=18 mm，進油管和回油管長度均取為 l=2m ；取油液運動粘度 -4 2v=1 1 0 m / s ，油液密度 33= 0 . 9 1 7 4 1 0 k g / m 。由表 5-2 查得工作循環(huán)中進，回油管道中通過的流量 q=83.24L/min 發(fā)生在快退階段，由此計算的得到液流雷諾系數(shù) Re 小于臨界雷諾數(shù) Rec=2300，所以能夠推論出，各工況下的進回油路中的液流 均為層流。 -3- 3 - 4v d 4 q 4 8 3 . 2 4 1 0R e = = = = 9 8 1d 6 0 1 8 1 0 1 0 (6-1) 將適用于層流的沿程阻力系數(shù) = 7 5 / R e = 7 5 d v / 4 q ) （和管道中液體流速 24 / ( )v q d 代入沿程壓力損失計算公式得 34 84 3 44 7 5 4 7 5 0 . 9 1 7 4 1 0 1 1 0 2 0 . 8 3 5 1 02 2 ( 1 8 1 0 )vlp q q qd (6-2) 在管道具體結構尚未確定的情況下，管道局部壓力損失 p 常按以下經驗公式計算，即 0.1pp 各工況下的閥類元件的局部壓力損失按以下公式計算，即 2( / )v s sp p q q (6-3) 根據以上三個計算式計算出的各工況的進回油 管道的沿程，局部和閥類元件的壓力損失見表 6-1 將回油路上的壓力損失折算到進油路上，可求得總的壓力損失，快進工況下的總壓力損失為 5 5 54 0 . 0 53 . 2 4 1 1 0 1 . 1 9 7 1 0 3 . 8 5 1 0 0 . 3 8 57 8 . 5p P a M P a 其余工況以此類推，在計算結果和估取值不同，但不會使系統(tǒng)工作壓力超過能達到的最高壓力。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 24 表 6-1 各工況下的進回油管道的沿程，局部和閥類元件的壓力損失 管道 壓力損失 Pa 快進 工況 工進 快退 p 51.105 10 50.00696 10 50.545 10 進油管道 p 50.111 10 50 .0 0 0 6 9 6 1 0 50.0545 10 p 52.101 10 55 10 50.460 10 p 53.241 10 55 10 51.0596 10 p 50.484 10 50.00348 10 51.1584 10 回油管道 p 50.0484 10 50 .0 0 0 3 4 8 1 0 50.11584 10 p 50.665 10 56 10 54.85 10 p 51.197 10 56 10 56.1242 10 6.2 液壓泵工作壓力的估算 流量泵在工進時的工作壓力等于液壓缸工作腔壓力加上進油路上的壓力損失及壓力繼電器比缸工作腔最高壓力所大的壓力值，即 6 5 51 3 . 9 6 1 0 5 1 0 + 5 1 0 a = 4 . 9 6 app P M P 此值為調整溢流閥 9 的調壓力時的主要參考依據。 在快退時的工作壓力最高，其數(shù)值為 6 5 5p2 1 . 8 6 1 0 1 . 0 5 9 1 0 = 1 9 . 6 6 1 0 a = 1 . 9 6 6 M P apP 此值為調整順序閥 7 的調整壓力的主要參考值。 6.3 估算系統(tǒng)效率，發(fā)熱，和溫升 由表 5-1 可看到，本液壓系統(tǒng)的進給缸在其工作循環(huán)持續(xù)時間中，快速進退僅占很少一部分時間，而工作進給占有絕大部分時間，所以系統(tǒng)效率，發(fā)熱和溫升可概略用工進時的數(shù)值來代表。 (1) 計 算系統(tǒng)效率 根據計算公式可得工進階段的回路效率 6 - 511- 3 - 366p 1 p 1 p 2 p 2q 3 . 9 6 1 0 0 . 8 3 1 0= = 0 . 0 6 75 . 3 3 1 0 3 3 . 8 4 1 0p q + q p 4 . 9 6 1 0 + 0 . 0 8 7 1 06 0 6 0PC (6-4) 其中，流量泵的工壓力就是此泵通過順序閥 7 卸荷時所產生的壓力損失，因此其數(shù)值為 : 6 2 6p2p = 0 . 3 1 0 3 3 . 8 4 / 6 3 = 0 . 0 8 7 1 0 aMP （ ） （ ） 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 25 前面已經取得泵的總效率為 0.90 ，現(xiàn)取液壓缸 總效率 cm = = 0.95A ，則按照計算式即可算得本液壓系統(tǒng)的效率 = 0 . 9 0 0 . 0 6 7 0 . 9 5 = 0 . 0 5 7 足以見到工進時液壓系統(tǒng)效率極低，這主要是因為溢流損失和節(jié)流損失造成的。 工進工況液壓泵輸入功率為 - 3 - 366p 1 p 1 p 2 p 2p15 . 3 3 1 0 3 3 . 8 4 1 04 . 9 6 1 0 + 0 . 0 8 7 1 0p q + p q6 0 6 0= = = 5 4 3 . 4p 0 . 9 0P (6-5) (2) 計 算系統(tǒng)發(fā)熱功率 根據系統(tǒng)的發(fā)熱功率計算公式可以計算得到工進階段的發(fā)熱功率 h p i= 1 ) 5 4 3 . 4 ( 1 0 . 0 5 7 ) 5 1 2 . 4 ( )P P W （ (6-6) (3) 計算 系統(tǒng)散熱功率 前面已經初步求得油箱的有效容積為 400L= 30.4m ，按照計算式 0.8V abh 求得油箱各邊之積為 3/ 0 . 8 0 . 4 / 0 . 8 0 . 5 ( )a b h V m (6-5) 取油箱三邊之比為 : : 1 : 1 : 1a b h ，則計算得到 0 . 7 9 4 ( )a b h m 為了方便取值取整為 0.8m 按照計算式算得油箱散熱面積為 1 . 8 ( ) 1 . 5 1 . 8 ( 0 . 8 0 . 8 ) 0 . 8 1 . 5 0 . 8 0 . 8A a b h a b (6-6) 23 .2 6 4 ( )Am 有計算公式知油箱的散熱功率為 hoP KA t 取油箱散熱系數(shù) 01 5 / ( * )K W m C ,油溫與環(huán)境之差 025tC 。算得 散熱功率為 1 5 3 . 2 6 4 2 5 1 2 2 4 5 1 2 . 4hoP K A t W W （ ） 6.4 本章小結 總結本章 根據以上計算式計算出的各工況的進回油 管道的沿程，局部和閥類元件的壓力損失。 本液壓系統(tǒng)的進給缸在其工作循環(huán)持續(xù)時間中，快速進退僅占很少一部分時間，而工作進給占有絕大部分時間，所以系統(tǒng)效率，發(fā)熱和溫升可概略用工進時的數(shù)值來代表。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計 (論文 ) 26 結 論 本設計為組合機床的液壓系統(tǒng)的設計，是以速度為變換而設計的，經過以上的設計基本滿足其要求 (1) 能夠實現(xiàn)工作部件的自動工作循環(huán)，生產率比較高。 (2) 快進與工進的速度和負載相差比較大。 (3) 進給速度比較平穩(wěn)，剛性 良好，有比較大的調速范圍。 (4) 此機床沒有最終點的重復位子精度要求，但在設計中也是比較注意，