液壓與氣壓傳動課程設(shè)計—某臥式單面多空鉆孔機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算

1、液壓與氣壓傳動課程設(shè)計班 級: 機設(shè)*班 姓 名： * 學(xué) 號： *指導(dǎo)老師： * 小組其它成員 * 目錄題目部分 1設(shè)計、計算部分 一、負載分析 2 二、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 3 三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 5 （一）液壓缸參數(shù)計算 5 （二）液壓泵參數(shù)計算 8 四、液壓元件的選擇 10 五、驗算液壓系統(tǒng)性能 11 （一）壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 11 （二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 14 （附）六、液壓閥塊的設(shè)計 （一）液壓閥塊的三維效果圖 15 （二）液壓閥塊的二維效果圖 17- 19 -液壓與氣壓傳動課程設(shè)計某臥式單面多空鉆孔機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算題目部分一、設(shè)計課題設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆

2、孔機床的液壓傳動系統(tǒng)，有三個液壓缸，分別完成鉆削（快進、工進、快退）、夾緊工件（夾緊、松開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作循環(huán)為：定位夾緊快進工進快退拔銷松開，如圖1所示。 二、原始數(shù)據(jù)1、主軸數(shù)及孔徑：主軸6根，孔徑14mm；2、總軸向切削阻力：12400n；3、運動部件重量：9800n；4、快進、快退速度：5 m/min；5、工進速度：0.040.1m/min；6、行程長度：320mm；7、導(dǎo)軌形式及摩擦系數(shù)：平導(dǎo)軌，f靜=0.2，f動=0.1；8、夾緊、減速時間：大于0.2秒；9、夾緊力：50006000n；10、夾緊時間：12秒；11、夾緊液壓缸行程長度：16mm；12、快進行程24

3、0mm。三、系統(tǒng)設(shè)計要求1、夾緊后在工作中如突然停電時，要保證安全可靠，當(dāng)主油路壓力瞬時下降時，夾緊缸保持夾緊力；2、快進轉(zhuǎn)工進時要平穩(wěn)可靠；3、鉆削時速度平穩(wěn)，不受外載干擾，孔鉆透時不氣沖。設(shè)計、計算部分一、負載分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。在此，我們主要討論工作液壓缸的負載情況。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導(dǎo)軌摩擦力和慣性力。導(dǎo)軌的正壓力等于運動部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為f靜，動摩擦力為f動， 加速減速的時間大于0.2秒，選定其為0.25秒，則慣性力 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)

4、軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效率m=0.95,則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以計算出，見表一。 表一 工作液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載f/n起動2063加速1382快進1032工進14084快退1032根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，我們可以根據(jù)行程長度來初步繪出負載圖（f-l）和速度圖（v-l）,見圖2的a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。二、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 1、確定液壓泵類型及調(diào)速方式 參考同類組合機床，液壓泵我們可以選用單向變量葉片泵或者雙作用定量葉片泵。調(diào)速方式可以選用調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速，溢流閥作為定壓閥。為防止

5、鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，工件加緊后以免出現(xiàn)突發(fā)狀況、不論是停電還是主油路壓力瞬降而要求加緊缸保持加緊力，回油路上宜設(shè)置單向閥，初定背壓值pb=0.8pa。 2、選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退的速度相等，因此都選用單活塞桿液壓缸。3、快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)本例的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，利由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 本例采用二位二通手動電磁換向閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與常采用行程閥相比，手動換向閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)控制，管路簡單，行程大

6、小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷油路。因此速度換接回路為行程和壓力聯(lián)合控制形式。4、換向回路的選擇 本系統(tǒng)對于換向的平穩(wěn)性有嚴格的要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。為了便于實現(xiàn)快進和快退，選用了三位五通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。5、 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的補充修改，即組成如圖3、圖4所示的液壓系統(tǒng)圖。為了便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表開關(guān)。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表二所示。 表

7、二 電磁鐵及手動閘動作順序表 y1y2y3y4定 位-夾 緊-快 進+-工 進+-+-快 退-+-拔銷松開-+圖4 雙泵供油液壓系統(tǒng)原理圖三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算（一）液壓缸參數(shù)計算1、初選液壓缸的工作壓力 通過負載分析，知道工作液壓缸的最大負載為14084n，加緊液壓缸的最大負載為6000n，故由表二，可以初定工作液壓缸的工作壓力為，夾緊液壓缸的工作壓力為。表三 按負載選擇工作壓力負載/kn55-1010-2020-3030-5050工作壓力/mpa0.8-11.5-22.5-33-44-52、確定工作液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 本例要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)在采用活塞桿固定的單桿式液壓缸

8、?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積是有桿腔有效面積的兩倍，即=2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥，參考液壓與氣壓傳動（許福玲、陳堯明主編，第三版）中的表8-2，初選背壓。 由表一可知，最大負載為工進階段的負載,按此計算則 液壓缸直徑由=2可知活塞桿直徑 按gb/t2348-1993將計算的和值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 按標準的直徑算出 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣板，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量因工進速度為最小速度。則由文獻【1】中式8-2有 本例，滿足最低速度的要求。3、確定加緊液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸 為保證拔銷松開時液壓缸平穩(wěn)運

9、行，在加緊液壓缸回油路中裝有單向節(jié)流閥，參考文獻【1】中表8-2，初選背壓力。取無桿腔有效面積是有桿腔有效面積的兩倍，即=2。 加緊液壓缸的最大負載為，按此計算則 液壓缸直徑由=2可知活塞桿直徑 按gb/t2348-1993將計算的和值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 按標準的直徑算出 按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣板，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量因快進最小速度 則由文獻【1】中式8-2有 本例，滿足最低速度的要求。4、計算工作液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據(jù)工作液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效工作面積，可以計算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率

10、，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結(jié)果如表四所示。 表四 工作液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載f加油壓力pj回油壓力pb所需流量輸入功率pnpapal/minkw差動快進103212.750.19工 進140840.250.013快 退103212.370.30注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。（二）液壓泵的參數(shù)計算 由表四可知工進階段液壓缸的工作壓力最大，若取進油路總壓力損失為，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵的最高工作壓力可按文獻【1】中式8-5算出 因此

11、泵的額定壓力可取。 由表四可知，工進時所需的最小最小流量是0.25l/min,設(shè)溢流閥最小流量為2.5 l/min，則小流量泵的流量按按文獻【1】中式8-6應(yīng)為 快進快退時液壓缸所需的最大流量是12.75 l/min，則泵的總流量為 則大流量泵的流量 根據(jù)計算得出的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用yb1-4/12型的雙聯(lián)葉片泵，該泵的額定壓力為6.3mpa,額定轉(zhuǎn)速為960r/min。（三）電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量 ，大泵2的流量 。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率。1、差動快進 差動快進時，大

12、泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥21后與小泵1匯合，然后經(jīng)，三位五通閥3，二位二通閥6進入液壓缸大腔，大腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是可以計算得小泵的出口壓力,大泵的出口壓力為 。 電動機的功率 2、工進 考慮到調(diào)速閥所需要的最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵的出口壓力。 而大泵的卸載壓力取。（小泵的總效率為，大泵的總效率為）。 電動機功率 3、快退 類似差動快進分析：大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)過單向閥2，三位五通閥3，進入液壓缸小腔，小腔的壓力，查樣本可知，小泵的出口壓力損失，小泵出口到大泵出口的壓力損失。

13、于是可以計算得小泵的出口壓力,大泵的出口壓力為 。 電動機功率 綜合比較，快退時功率最大。據(jù)此查參考文獻【3】中表16-1，選用y90-6異步電動機，電動機功率1.1kw，額定轉(zhuǎn)速910r/min。四、液壓元件的選擇1、液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，參考文獻【2】，可以選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中泵的額定壓力為，額定流量可以確定為16，所有元件的規(guī)格型號列于表五中。過濾器按液壓泵流量的兩倍選取吸油用線隙過濾器。表中序號與雙泵供油系統(tǒng)圖中一致。表五 液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量/型號1雙聯(lián)葉片泵16yb1-4/122過濾器32xu-32

14、2003三位五通電磁換向閥3235d1-63by4單向閥16crg-03-04-505調(diào)速閥0.25fg-3-10-k-106二位二通電磁閥3222d1-63bh7單向閥16crg-03-04-508液控順序閥0.25xy-25b9背壓閥0.25b-10b10減壓閥16rct-03-b-2211單向閥16crg-03-04-5012二位四通電磁換向閥3224di3-h6b13單向順序閥16hc-t-03-n-2-p-2214單向節(jié)流閥16mk-8-g-1.215壓力繼電器hed1k16工作液壓缸1680-60-32017定位液壓缸1660-50-1618加緊液壓缸1660-50-1619電動機

15、y90-620溢流閥40da-1021單向閥12crg-03-04-502、 油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出口油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32,則液壓缸進、出油管直徑參考文獻【2】，確定選用內(nèi)徑為15mm，外徑為19mm的10號冷鋼管。 3、油箱容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的57倍，在此取7倍，故油箱容積為 五、驗算液壓系統(tǒng)性能 （一）壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整1、工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為0.25，因

16、此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差并考慮壓力繼電器的動作需要，則 即小流量泵的溢流閥20應(yīng)按此壓力調(diào)整。2、快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快時要大，因此必須計算快退時的進油路和回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為，油管直徑，通過的流量為進油路，回油路。液壓系統(tǒng)選用l-hm-32號液壓油，考慮最低工作溫度為15，由文獻【2】查

17、出此油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。（1）確定油流的流動狀態(tài) 參考文獻【1】中式1-30經(jīng)單位換算為 式中 則進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 因此可以判斷，進回油路中的流動都是層流。（2）沿程壓力損失 參考文獻【1】中式1-37可以算出進油路和回油路的壓力損失 在進油路上，流速 則壓力損失是 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即,則壓力損失是(3)局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按參考文獻【1】中式（1-39）計算，結(jié)果列于表六中。 表六 閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量

18、實際通過流量額定壓力損失實際壓力損失三位五通電磁閥36316/3240.26/1.03單向閥4251620.82二位二通電磁閥6633241.03單向閥21251220.46 注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。 若取集成塊進油路的壓力損失 ，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總的壓力損失為 查表一知快退時液壓缸負載f=1032n；則快退時液壓缸的工作壓力為 按參考文獻【1】中式（8-5）可以計算出快退時泵的工作壓力 因此泵的卸載閥20的調(diào)整壓力應(yīng)大于。 從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。（二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工