臥式雙面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計

1、液壓傳動課程設計說明題目：臥式雙面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計名: 號: 級:聯系方式:指導教師:2012年12月31日設計任務書液壓系統(tǒng)性能和參數的初步確定1.運動分析2.液壓缸的負載分析3.初步確定液壓缸的參數1）滑臺液壓缸 2）工況圖液壓系統(tǒng)方案的選擇和擬定四、1.2.1.選擇液壓基本回路1)2)3)4)調速回路快速運動回路與速度換接回路壓力控制回路行程終點的控制方式擬定液壓系統(tǒng)圖各液壓元件的計算和選擇確定液壓泵規(guī)格和電動機的功率.1.1121313131）液壓泵工作壓力的計算,1.32）液壓泵流量的計算3）液壓泵規(guī)格的確定,1.3五、八、七、4）液壓泵電動機功率的確定2.控制閥的選擇

2、3.管道尺寸4.油箱容量液壓系統(tǒng)性能的驗算1.靜態(tài)特性的驗算1）回路中的壓力損失2）液壓泵的工作壓力3）液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率2.液壓系統(tǒng)發(fā)熱驗算液壓集成塊裝置設計參考文獻1.414151516161.62122232323、設計任務書設計一臺臥式雙面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)。要求兩面鉆削頭同時工作， 能實現快進、工進、死擋塊停留、快退、停止的自動工作循環(huán)，其快進和快退速 度vi = 3.5 m/min ，工進速度V2 = 40 mm/min ，工作部件重量估計為 9800 N， 軸向切削力F = 30000 N，快進行程長度為200 mm，工進行程長度為100 mm， 動力滑合采用平導軌

3、，其摩擦系數fs = 0.2，fd = 0.1，往復運動的加速和減速 時間要求不大于0.2 s。、液壓系統(tǒng)性能和參數的初步確定首先，我們對液壓系統(tǒng)進行工況分析。工況分析是分析一部機器工作過程中 的具體情況，其內容包括對負載、速度和功率的變化規(guī)律的分析或確定這些參數 的最大值，即分析負載的性質和編制負載圖。 在液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，各個階 段的負載是由各種不同負載組成的。 而各個階段都具有不同的速度，已知各階段 的負載和速度，即可求出各階段功率的變化規(guī)律。本次課程設計以采用液壓缸型 式為主，因此以下進行液壓缸式的設計計算。1. 運動分析根據設計任務的要求，確定本液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)為: 快進-工進

4、-死擋塊停留-快退-原位停止卸荷，工作循環(huán)圖如下圖所示:原位停止卸荷死擋塊停留圖2-1工作循環(huán)圖一個工作循環(huán)內快進行程的時間：?1?= ?!=防=3.43 ?工進行程的時間：？=?!= 70= 150 ?快退行程的時間：？=罟=(200+3500 "60 = 5.14 ?畫出一個工作循環(huán)中的速度循環(huán)圖如下圖所示:2. 液壓缸的負載分析滑臺采用的是平導軌和90 ° 的V型導軌。選擇靜導軌系數為？?= 0.2，動導軌系數為?= 0.1。1）液壓缸在工作過程各階段的負載為：3 5 X 60X-0y-= 1271.67 1272?;? ?9800加速階段：？?= ?+ ?= 0.1

5、 X 9800 + -快進階段：？?= ?= 0.1 X9800 = 980?;工進階段：總負載=工作負載+切削力，所以？?= 980 + 30000 = 30980?;快退階段：？?= ?= 0.1 X9800 = 980?。2）重力FG,因工作部件是臥式安裝所以？?= 0。根據以上分析，可算出液壓缸在各動作階段的負載。計算時考慮液壓缸的機械效率，對滑臺液壓缸，取n= 0.9，階段數值如下表所示:m工況左滑臺液壓缸右滑臺液壓缸負載F(?)推力 F/ n (?)m負載F(?)推力 F/ nm (?)啟動1960217819602178加速1272141312721413快進9801089980

6、1089工進30980344223098034422快退98010899801089表2-1負載表F(W3C9801960Mih峠MO-saot(mm)圖2-3液壓缸負載圖3. 初步確定液壓缸的參數1）滑臺液壓缸為了確?？爝M、快退速度相等，液壓缸采用差動連接，為了使運動平穩(wěn)、液壓系統(tǒng)采用調速閥式回油節(jié)流調速。因此，選取工進時背壓力為8bar，快進時為6 bar，快退時為6 bar。A.初步確定工作壓力查表選工作壓力為45 bar。B.確定液壓缸的主要結構尺寸要求滑臺快進、快退速度相等，先采用活塞桿固定的單桿式液壓缸， 快進時 采用差動連接，并取無桿端腔有效面積Ai = 2A2。為了防止在鉆孔鉆

7、通時滑臺突然向前沖，在回路中采用背壓閥。查表，初選背壓 ？?= 8 X105?又工進階段推力載荷？?=?=曙=32222?，計算A1，則? _? = ?r；?；= 45 X105 - 1X 8 X 15 = 84.0?34422液壓缸直徑：？?= 瓷二 上?丫= 10.34?；由于Ai = 2A2，可知活塞桿直徑？?= 0.707?= 0.707 X 10.34 = 7.31?；取整后?= 10?,?= 7?2按標準直徑算出？=?= ?XX0= 78.5? = ?嚴=40?驗證動力滑臺是否能滿足最小穩(wěn)定速度的要求。取調速閥的最小穩(wěn)定流量為0.05 L/min，考慮保險系數 1.5，Q? 15

8、X 0.05 = 0.075L/min。因工進速度v2 = 40 mm/min?> 簽?=味=18.75? = 78.5?2> 18.75?。C.計算液壓缸各工作階段的工作壓力流量功率根據液壓缸各階段的運動速度 V和A1、A2，計算出液壓缸各階段所需流量如圖所示，工進時背壓以pn = 8 X105pa帶入，快進、快退時P?= 5 X 105pa。液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓力:?3差動快進階段：P = ?7?；+ ?1-； ?10890.4 X 0.01 X 0.6 X 10 _ _ .p = +H 0.385 X 0.010.385 X 0.01= 0.91?9.1bar;工進

9、進給階段:? ?.34422+0.4 X 0.01 X 0.8 x610P = ?+?=5 "= 4.79MPa = 47.9bar;0.785 X 0.01快進退回階段:?1413OP=石+?i?=07X001+0.6 x106=0.95MPa=9.5bar計算液壓缸的輸出功率:快進階段:P=pq=佃詈 3.5 =0.204kW ;60工進階段:4079 X 0.785 X 400.01P=pq= 60=0.025kW ;60工作階段工作壓力（bar）輸入流量（l/min ）輸入功率（kW）快進9.113.4750.204工進47.90.3140.025快退9.5140.222快退

10、階段:60表2-2液壓缸工作階段工況表p=pq= H=00222kW。2）工況圖13.4T9目50(魚)dQ.2CH廠 0.114£w耳Uh-0.S-13->輸入壓力p一一流量Q-輸入功率PHmm)圖2-4液壓缸的工況圖、液壓系統(tǒng)方案的選擇和擬定1. 選擇液壓基本回路1）調速回路這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低，傳遞功率也較小，很適宜選用節(jié)流調速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時為了保證切削過程速度 穩(wěn)定，采用調速閥進口節(jié)流調速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性， 在回油路設置背壓閥，分析液壓缸的 V-L曲線可知，滑臺由快進轉工進時，速度變化較大,2）快速運動回路與速度

11、換接回路此機床快進時采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進、快退速度基本相等。查找相應的資料1后得知，隨著液壓技術的發(fā)展，電磁換向閥的 換向精度和平穩(wěn)性逐步提高，加上電磁換向閥控制方式十分方便，其有取代電液 換向閥的趨勢。采用電磁換向閥的換向回路，由于液壓缸采用了差動連接，電磁 換向閥宜采用三位五通閥，為了保證機床調整時可停在任意位置上， 現采用中位 機能0型?？爝M時，液壓缸的油路差動連接，進油路與回油路串通，且不能經背壓閥流 回油箱，因而在回路中使用先導式順序閥，快進時回路的壓力低，先導式液控順 序閥不打開，回油路的油只有經單向閥與進油路匯合。轉為工進后進油路與回油 路則要隔開，回

12、油則經背壓閥流回油箱，因而增加一個單向閥，轉工進后(行程 閥斷路)，由于調速閥的作用，系統(tǒng)壓力升高，先導式液控順序閥打開，液壓缸 的回油可經背壓閥回油箱，與此同時，單向閥將回油路切斷，確保液壓系統(tǒng)形成 高壓，以便液壓缸正常工作。該部分回路圖如下圖所示:1李松晶，梁慧敏，劉茂愷等.新型節(jié)能電磁換向閥的動態(tài)分析J.哈爾濱工業(yè)大學學報，2000,32(1):1-4iBA/r怡4DT丄Ta F'T】5DT<1Z-XP6圖3-2快速運動回路與速度換接回路3）壓力控制回路考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低，而在快進、快退時負載較 小，速度較高，從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用

13、雙泵供油回路或變 量泵供油回路。限壓式變量泵雙聯葉片泵1系統(tǒng)較簡單須配有溢流閥，卸荷閥組，系統(tǒng)較復雜。2無溢流損失，系統(tǒng)效率較咼，溫升小有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較大3流量犬變時，疋子反應滯后，液壓沖擊大流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小內部徑向力不平衡，軸承負載較大，壓力內部徑向力平衡，壓力平穩(wěn)，噪聲小，工波動及噪聲較大，工作平穩(wěn)性差作性能好表3-1雙聯葉片泵與限壓式變量泵的比較根據上表的比較，又由于左右滑臺在工作時要采用互不干擾回路，所以只能 選用雙泵供油回路。小流量泵提供高壓油，供兩滑臺工作進給用，低壓大流量泵 以實現兩滑臺快速運動。為使兩系統(tǒng)（左滑臺系統(tǒng)與右滑臺系

14、統(tǒng)）工作互不干擾, 小泵高壓油分別經一節(jié)流閥進入各自系統(tǒng)， 大泵低壓油分別經一單向閥進入各自 系統(tǒng)。高壓小流量泵分別設一溢流閥調壓后進入兩邊的回路，工進時只有小流量泵 供油，大流量泵則可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完畢， 輸送帶即將裝入第 二個工件之瞬刻，才處于不工作狀態(tài)，其間斷時間甚短，故不必讓其卸荷，繪出 雙泵油源及壓力控制回路圖。如下圖所示:圖3-3壓力控制回路4）行程終點的控制方式由于機床需加工不通孔，工作部件對終點的位置精度有一定的要求，因此采 用死擋鐵停留，并可通過壓力繼電器發(fā)出換向信號。2IS函34蔥耳氷瀆函r -1 H“vfZHM ?T nbgpTk；lLi可罷屮dito愕帶

15、化k叫©fTTW©I益：''士|_1_1P.電tt«動忡序議工MJRBE衲UTtrHMjrarM-*=i-=T+R1h*-十-+hI-+JF-HF-1 存止軻1+IItH4MaUh MUJd«i*a內聊4*和£孔aTu«-*HStltMnciKf. JJ1代VHQV&V1p9«J-fiHWWhdi*9J3律HH1 BVhnci-Kft 1e品VP科TL-E13書 AREIKblz(Pta)WKET-BM«MnOXb31工丄!？ Pl-5T-flSAMfhk J1(t 小氈4m-u-#L5#I

16、LaAllftNcH1Z迂VI+THAUUftK11It 4wmi0ABJCJlftl1鼻呻n 4想u 林料標idlAllfM 凸 Uh» « * Mi <液壓系統(tǒng)原理a圖祥代號吏藩訓卑H四、各液壓元件的計算和選擇1.確定液壓泵規(guī)格和電動機的功率1）液壓泵工作壓力的計算各階段的液壓缸進油壓力 P1已在前面計算，如工況圖所示。而各階段進油路上的壓力損失刀？P1可根據系統(tǒng)圖的繁簡情況進行估計。由于本液壓系統(tǒng)較簡 單，因比快進時的刀 P=6bar，工進時流量更小，取刀 Pi=8bar，快退時的刀Pi=6bar，則液壓泵各階段的工作壓力為:快進時Pp1 >9.1+6=1

17、5.1bar；工進時Pp2 >47.9+8=55.9bar;快退時Pp3 >9.5+6=15.5bar 。2）液壓泵流量的計算根據公式QpK（ IZQ） max ；本系統(tǒng)共2個液壓缸，左右滑臺工作壓力相同時,液壓泵供給到各液壓缸的14L/min，取回路漏油系數K=1.1，貝UQP11.1X 13.475 14.8L/min ;工進時Qp21.1X 0.314 0.345L/min ;快退時QP31.1X 14 15L/min。油量相等，單邊液壓缸最大輸入流量（快退時）為3）液壓泵規(guī)格的確定根據以上計算的數據 p?= 55.9?= 15?/?查閱產品目錄，高壓低流量定量泵選用5MCY

18、-14-1B ，其額定壓力分別為P?= 315?額定流量為15L/min，低壓高流量定量泵選用PFB20，其額定壓力為p?= 9?額定流量為42.8L/min，完全能滿足系統(tǒng)要求。4）液壓泵電動機功率的確定P , Q ,+P ” Q 丄P小 P小 卸 P大PPi =2.05kW ;600 nP)-=1.99kW ;P (Q +QP快' P小 P大P600 npp快電機平均功率:n產PP?2tkFP=" k=1n =2.05kWP" k=i tk選取驅動泵的電動機時，按平均功率選取。因為工況變化大，所以取 Pp =2.05kW。查表選取Y100L1-4型異步電機,額定

19、功率為2.2kW。轉速為1500r/min。2. 控制閥的選擇根據液壓泵的工作壓力和通過各閥的實際流量來選擇各控制閥。其中吸油口 的濾油器的流量規(guī)格應比泵的流量大一倍左右。選出各閥的規(guī)格如下表所示。序號元件名稱型號數量1限隙式濾油器XU-B80 X1012咼壓低流量定量柱塞泵5MCY-14-1B13低壓高流量定量柱塞泵P FB2014二位二通電磁閥22D-63B15溢流閥Y-63B26節(jié)流閥1_-63B27單向閥I-63B48外控順序閥X3F-B20H4-S29背壓閥B-63B210三位五通電磁閥35E-63B211單向行程調速閥QCI-63B212壓力繼電器DP-63B213壓力表K-6B1

20、14壓力表開關Y-60 (0-100 )1表4-1液壓元件明細表3. 管道尺寸管道內徑 d : d=4.6 V?-=9.2mm ;管壁厚度?: ?=2pa=3.67mm ；選用他的標準規(guī)格，d=10mm , ?=4mm。4. 油箱容量按經驗公式計算：V= (57 ) Qp =7 X48.2=337.4L查表2-12選用丫2系列350升的液壓泵站。五、液壓系統(tǒng)性能的驗算1.靜態(tài)特性的驗算1)回路中的壓力損失計算回路中的壓力損失時，必須知道管道的直徑和長度。取d=10mm;管道長度則在具體液壓裝置未設計好之前尚不知道。這里暫按進油管、回油管管長2m來估計計算，選20#機械油油液的運動粘度，取v=1

21、5cm/s (按15 °C時的v計算)：閥類元件的額定壓力損失查產品樣本和表 2-10得:二位三通閥為2bar，三位五通閥為1.5bar，單向行程調速閥為5bar，減壓 閥為3bar，單向閥為2bar，精濾油閥為0.6bar各階段進油路、回油路流量表如圖:快進工進快退進油路流量(L/min )A Qp01 = 7-7 = 27.47A1 -A 25Qi=0.314Qi =Q p=14回油路流量(L/min )Q1 A2Q2= a = 14A1Q1A2Q2= a 2=0.16AiQ1A2Q2= a =27.475Ai運動速度(m/min )Vi = A=3.5Ai-A 2V2二乎1=0

22、.04AiA2表5-1流量表和速度表(1)快進時的回油路壓力損失進油路壓力損失E?P1判斷流態(tài):Q127.475 X1000?=583.36?/?nn4d24 X12 X60尺=583.36 X1/1.5=389V232O屬層流。管路沿層損失根據公式得VQ 1?Pl=800 訐L=6.64bar管路局部損失在尚未確定管道結構的情況下，進油管的局部損傷按公式?P1 = 0.1 x?Pl = 0.1 X 6.64 = 0.664bar閥類局部損失進油路通過三位五通電液閥，但通過的流量僅為13.475L/min節(jié)流閥：3bar.?Pr2 = 1.5 X (13.475/63) 2 =0.069bar

23、單向順序閥：3bar單向行程調速閥：5bar進油路總的壓力損失刀?？?？ = ?PL + ?Pr1 + ?Pr2 =18.373bara.判斷流態(tài)屬層流Q214 X1000V = = ?= 297.2cm/sn 2 亍X 60 X 12 4d297.2 X1Re = -r=198 < 2320管路沿層損失?Pl = 800 X 1.5X14 X2 = 3.35bar1 X104管路局部損失?Pri = 0.1 X ?Pl = 0.1 X 3.35 = 0.335bar回路通過二位三通閥和二位二通閥,但是通過的流量為17.66L/min ，其局部損失 二位三通閥?P2=2 x（譽= 0.0

24、98bar三位五通閥?Pr?= 1.5 x（13）2 = o.O74barX?P1 =?FL + ?Pr1 + ?Pr2+?Pr3=3.857bar快進時總的壓力損失E?Pi回油路的壓力損失應折算到進油路上才能求出E?P1A240E?P1 = ?P1 + ?P1 才二 9.27 + 6.66 X =12.66bar (2)工進時回路壓力損失X?F2工進時進入液壓缸的流量最小，因此屬于層流。進油路壓力損失X?F2沿層損失?Pl = 800 X1.5 X0.314 X2/104 = O.lbar管道局部損傷?Pr2 = 0.1 X 0.1 = 0.01bar閥類局部損失三位五通閥?只2=1.5*(

25、0.314/63) 2=0.000037bar節(jié)流閥：3bar 液控順序閥：3bar 單向行程調速閥：5bar總的壓力損失E?P2=11.110037bar回油路壓力損失E?P2a.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，其壓力損失會更少，可忽略不計。b . 通過濾油器的壓力損失有:E? ?= 0.6bar工進時總的壓力損失E? ?回油路上的壓力表損失仍須折算到進油路上 ？刀?=刀?P2 + 刀？?？= 11.4158bar-1快退時的回路壓力損失刀？ &進油路的壓力損失e?p3判斷流態(tài)?14 X1000V = ?= ?= 298cm/s4?4 X12 X602

26、98 X1Re= =199 < 23201.5屬層流?= 800X14 X2 = 3.32?管路粘層損失和局部損失104? = 01. X3.32 = 0.332bar閥類局部損失三位五通閥? = 1.5 x（63）2=o.5ibar節(jié)流閥：3bar 液控順序閥：3bar總的壓力損失E? ? = ?+ ? + ?務 + ? = 10.162bar回油路的壓力損失刀？P3a.判斷流態(tài)?27.475 X1000?<?= 583cm/s4 X12 X 60583 X1Re =389 < 23201.5屬層流b .管道粘層損失和局部損失104? = 0.1 X 6.594 = 0.6

27、59bar?= 800 X 1.5 X27.475 X2 = 6.594?c. 閥類局部損失三位五通閥227.475 2?=2 r)=0.285bar液控順序閥：3bard . 總的壓力損失？P3?P3 = ?+ ? +?= io.538bar快退時總的壓力損失？P3?=刀? + 刀? = 30.84bar快退時的壓力損失比較大，因此系統(tǒng)中的元件規(guī)格和管道直徑都不宜再減小了。2)液壓泵的工作壓力(1)快進壓力Fp,? = ?7+ 刀?=20.17bar工進壓力FP2? = =+ 刀?= 55.27? ?快退壓力P.3?=匕+ 刀?= 33.56bar ?因此根據驗算后泵的工作壓力與原來粗略計算

28、的工作壓力相比較基本接近。原來計算的電動機功率基本符合實際要求，就不再進行電動機功率的計算了。3)液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率本機床快進、工進和快退所占用的時間分別為快進:?1?=詩=3500-= 3.43 ?工進:?=導=十=150 ?快退:?+?%(200+100) X 60?=專=5.14 ?3500在整個循環(huán)周期中，以快進、工進和快退的占時來看，快進、快退僅占4.7%，工進占95.3%，而死擋塊停留、原位卸荷的時間也很短，所以系統(tǒng)的效率以及F面要計算的系統(tǒng)發(fā)熱等都可以用工進情況來代表。(1)回路效率根據公式 2-41，按Pp = 47.9bar Qp =0.314L/minPi=43.85barQi=0.314L/minE ,43.85則 n?=訐=O.915(2)系統(tǒng)效率T1 - n n n藝? ? ?其中，n因變量泵在不同壓力下泄露不同而有變化，由表查得?P=47.9bar 時,N=0.48kW ;PpQp /600 n?=Pf+N47.9 X 0.314/60044 X 0.22= 0.05+ 0.48600如果取液壓缸的效率n?為o.9，n = n n n = 0.05 X0.915 X0.9 = 0.041 = 4.1%z ? ? ?從以上計算看出，系統(tǒng)的整體效率比較低。2.液壓系統(tǒng)發(fā)熱驗算上面已說明，本機床只須驗算系統(tǒng)