臥式雙面銑削組合機床的液壓系統設計

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.液壓與氣壓傳動技術課程設計說明書專業(yè)： 學號： 姓名： 指導教師： 2012年6月1日1設計題目 臥式雙面銑削組合機床的液壓系統設計22設計要求23液壓傳動系統的設計與計算3 3.1分析液壓系統工況3 3.2確定主要參數6 1.初定液壓缸的工作壓力6 2.液壓缸主要參數的確定6 3.繪制液壓系統工況圖6 3.3繪制液壓傳動系統原理圖8 1.調速回路的選擇8 2.油源及其壓力控制回路的選擇9 3.快速運動與換向回路9 4.速度換接回路9 5.壓力控制回路9 6.行程終點的控制方式9 7.組成液壓系統繪原理圖9 3.4計算與選擇液壓元件11 1.液壓泵11 2.閥類元件及輔助元件的選擇11 3.油管的選擇114.確定油箱容積11 3.5液壓系統性能驗算12 1壓力損失的驗算13 1.1 工作進給時進油路壓力損失13 1.2 工作進給時回油路的壓力損失13 1.3 變量泵出口處的壓力Pp13 1.4 系統壓力損失驗算13 2 系統溫升的驗算144液壓缸的設計15 4.1 液壓缸工作壓力的確定15 4.2 液壓缸的內徑D和活塞桿d前面已經計算15 4.3 液壓缸的壁厚和外徑的計算15 4.4 缸蓋厚度的確定155設計小結 16 6參考文獻161. 設計題目 臥式雙面銑削組合機床的液壓系統設計2.設計要求 設計一臺臥式雙面銑削組合機床液壓系統，加工對象為變速箱的兩側面。動作順序為：夾緊缸夾緊動力滑臺快進動力滑臺工進動力滑臺快退夾緊缸松開原位停止?；_工進軸向阻力為11800N，夾緊缸夾緊力為8000N，滑臺移動部件質量為204kg?；_快進速度為3.5m/min，快退速度為7m/min，滑臺工進速度為100mm/min，加、減速時間為0.2s，滑臺快退行程為500mm，工進行程為200mm，夾緊缸行程為30mm。要求動力滑臺速度平穩(wěn)，可在80300mm/min范圍內調節(jié)，夾緊缸夾緊后需保壓，夾緊缸內徑為70mm，液壓缸效率取0.9。3.液壓傳動系統的設計與計算 3.1分析液壓系統工況負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為,則如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表3-1。 表3-1 液壓缸各運動階段負載表運動階段負載組成負載F/N推力/N快進啟動399.84444.27加速259.42288.24勻速199.92222.13工進啟動11942.1213269.02勻速11999.9213333.24減速11998.2213331.36快退啟動399.84444.27加速318.92354.36勻速199.92222.13根據負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（F-l）和速度圖（F-2） 圖3-1負載圖和速度圖3.2確定主要參數1. 初定液壓缸的工作壓力組合機床液壓系統的最大負載約為11800N，查表9-2初選液壓缸的設計壓力。2. 液壓缸主要參數的確定 由于差動連接時液壓缸的推力比非差動連接時小，速度比非差動連接時大，當加大油泵流量時，可以得到較快的運動速度，因此采用差動連接。為了減小液壓泵的流量，液壓缸選用單桿式的，并在快進時差動連接。為防止銑削后工件突然前沖，液壓缸需保持一定的回油背壓，查表9-4暫取背壓為P2=0.5MPa，并取液壓缸機械效率=0.9。則液壓缸上的平衡方程故液壓缸無桿腔的有效面積： 液壓缸內徑： 按GB/T2348-1980，取標準值D=80mm；因A1=3A2，故活塞桿直徑d=0.816D=63mm（標準直徑）則液壓缸有效面積為： 3.繪制液壓系統工況圖差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力P2必須大于無桿腔壓力P1，其差值估取P2P1=0.5MPa，并注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時P=0；另外取快退時的回油壓力損失為0.5MPa。根據假定條件經計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力.流量和功率，并可繪出其工況圖 表31液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工作階段計算公式推力F（N）回油腔壓力P2（MPa）工作腔壓力P1（MPa）輸入流量q（L/min）輸入功率P（KW）快進啟動 444.270 0.14 快進加速 288.24 0.9 0.4 快進恒速 222.13 0.88 0.38 10.9 0.069工進啟動13269.02 0.5 2.83 工進勻速13333.24 0.52.840.41.50.0190.071工進減速13331.360.52.84快退啟動 444.27 0 0.23 快退加速 354.36 0.5 1.5 快退恒速 222.13 0.5 1.43 13.36 0.32注：1.差動連接時，回油到進油之間的壓力損失。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為液壓缸的工況圖： 圖3-1工況圖3.3繪制液壓傳動系統原理圖 1.調速回路的選擇該機床液壓系統的功率?。?kw）,速度較低；鉆鏜加工時連續(xù)切削，切削力變化小，故采用節(jié)流調速的開式回路是合適的，為了增加運動的平穩(wěn)性，進油路夾速度閥。2.油源及其壓力控制回路的選擇該系統由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，因此為了節(jié)能，考慮采用葉片泵油源供油。3.快速運動與換向回路由于差動連接時液壓缸的推力比非差動連接時小，速度比非差動連接時大，當加大油泵流量時，可以得到較快的運動速度因此在雙泵供油的基礎上，快進時采用液壓缸差動連接快速運動回路，快退時采用液壓缸有桿腔進油，無桿腔回油的快速運動回路。為防止銑削后工件突然前沖，液壓缸需保持一定的回油背壓,采用單向閥。4.速度換接回路由工況圖可以看出，當動力頭部件從快進轉為工進時滑臺速度變化較大，可選用行程開關來控制快進轉工進的速度換接，以減少液壓沖擊。5.壓力控制回路在大泵出口并聯一電液比例壓力閥，實現系統的無極調壓。在小泵出口并聯一溢流閥，形成液壓油源。 6.行程終點的控制方式這臺機床用于鉆、鏜孔（通孔與不通孔）加工，因此要求行程終點的定位精度高因此在行程終點采用死擋鐵停留的控制方式。7.組成液壓系統繪原理圖將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據要求作必要的修改補充，即組成如下圖1-3所示的液壓系統圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 圖1-3液壓系統原理圖液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表3-2所示。動作名稱1YA2YA3YA4YA5YA6YA定位+-夾緊+-工作臺快進-+-+-工作臺工進-+-+工作臺快退-+液壓泵卸載-+-+松開-+-拔銷-+-3-2電磁鐵動作順序表3.4計算與選擇液壓元件1.液壓泵液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為2.84MP,如取進油路上的壓力損失為0.8MPa,壓力繼電器調整壓力高出系統最大工作壓力之值為0.5MPa，則小流量泵的最大工作壓力應為 Pp1=(2.84+0.8+0.5)2MPa=8.28MPa大流量泵是在快速運動時才向液壓缸輸油的，由工況圖可知，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為 Pp2=(1.5+0.5)2MPa=4MPa由工況圖可知，兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為13.362L/min，若回路中的泄漏按液壓缸輸入流量的10%估計，則兩個泵的總流量應為 。由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min,而工進時輸入液壓缸的流量為0.41.5L/min,由小流量泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少為3.4L/min。根據以上壓力和流量的數值查閱產品樣本，最后確定選取PV2R1-6與PV2R1-23型葉片泵，其小泵和大泵的排量分別為4mL/r和23.4mL/r，又液壓泵的容積效率沒有給出，所以當泵的轉速為1450r/min時，液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這是液壓泵工作壓力為9.1MPa,流量為33.934L/min,取泵的總效率為0.75，則液壓泵驅動電動機所需的功率為根據此數值按JB/T10391-2002,，查閱JB/T 9616-1999選取Y90L-4型電動機，其額定功率，額定轉速。2.閥類元件及輔助元件的選擇根據閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可以選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表33 表33元件的型號及規(guī)格序號元件名稱估計流量L/MIN額定流量L/MIN額定壓力額定壓降型號、符號1過濾器38.76630.2XU-63*80J2葉片泵32.7632.76PV2R1-233葉片泵66PV2R1-64溢流閥3.46316YF3-E10B5調速閥0.41.50.075016AXQF-Ea10B調速閥026.420.075016AXQF-Ea10B6二位五通閥26.42SVK21207單向閥16.38630.5-160.2AF3-Ea10B8行程開關LX19-12111電液比例壓力閥5 EDG-01-C12減壓閥331.5JF-L1013三位四通閥1.3925160.534EF3Y-H10BT14液控單向閥1.3911.5716YAF3-Ea10B15單向順序閥6AXF3-10B16壓力繼電器10HED1KA/10 3.油管的選擇各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、輸出的最大流量計算。由于液壓泵的具體選定之后液壓缸在各階段的進、出流量已與原定數值不同；又對液壓缸工作時，每一個泵均供兩條支路，所以每條支路所需流量為總流量的一半，重新計算如表34所示 表34液壓缸的進、出流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量/(L/min)排出流量/(L/min)運動速度/(m/min)由表中的數據可知所選液壓泵的型號、規(guī)格適合。由表34可知，該系統中最大壓力小于3MPa，油管中的流速取3m/s。所以按公式可計算得液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為：查表JB82766（52），同時考慮制作方便，選182（外徑18mm,壁厚2mm）的10號冷拔無縫鋼管（YB23_70）4.確定油箱容積：油箱容積按液壓傳動式（7-8）估算，與壓力有關的經驗數據，低壓24，中壓57，高壓1012.當取為7時，求得其容積按JB/T7938-1999規(guī)定，取標準值V=250L。3.5液壓系統性能驗算 已知該液壓系統的進、回油管的內徑均為18mm，運動粘度為= 150cst = 1.5cm2/s油的密度 = 920kg/m3 油的密度 = 920kg/m3 1壓力損失的驗算 1.1 工作進給時進油路壓力損失運動部件工作進給時的速度為0.1m/min，進給時的最大流量為0.502L/min，則液壓油在管內流速v1為：v1=Q/(d2/4)=40.5021000/(3.141.52)=2.84(cm/s)管道流動雷諾數Re1為Re1 = v1d/=2.841.8/1.8 =2.84 2300可見油液在管道中流態(tài)為層流，其沿程阻力系數1=75，Re1=2.84進油管道的沿程壓力損失p1-1為p1-1=(l/d）/(v2/2) =75(1/1.5)/(0.0159200.02842/2) =0.09MPa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路的總壓力損失p1=0.09(MPa)1.2 工作進給時回油路的壓力損失由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積是無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則v2 = v1/2 = 2.84/2 = 1.42(cm/s)Re2 = v2d/= 1.421.5/1.5 = 1.42 23002 = 75/Re2 = 75/1.42= 52.82回油管道的沿程壓力損失p2-1為p2-1=2(l/d) /( v2/2) =52.82(1/1.5)/(0.0159200.01422/2) =0.253Mpa查產品樣本知換向閥DFE10B的壓力損失為p2-2=0.025MPa，回油路總壓力損失p2為p2=p2-1+p2-2 =0.253+0.025= 0.278MPa)1.3 變量泵出口處的壓力PpPp = (F/cm+A2p2)/A1+p1=(13333.24+19.090.278)/50.24+0.09=2.65(MPa)1.4 系統壓力損失驗算工作循環(huán)中進、回油管中通過的最大流量q=29.392 L/min，由此計算雷諾數得Re= vd/=4q/d=4 29.592 10-3/60 1510-31.510-4=279.232300由此可推出各工況下的進、出回油中的液流均為層流，管中流速為V=q/(d2/4)= 4 30 10-3/60 (1510-3 )2 =2.79m/s因此沿程壓力損失為pf=75/ Rel/dv2/2 =75/279.232/1510-39202.792/2=0.13106Mpa2 系統溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，計算如下：v=0.1m/min：流量Q=v(d2/4)= 0.120.1/4=0.785(L/min)此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.64Mpa則有：P(輸入) =3.640.785/(600.1) =0.476(kW)P(輸出)= Fv = 13333.2410/60102103 = 0.022(kW)此時的壓力損失為：P = P(輸入) - P(輸出) = 0.476Kw-0.022KW=0.454KW假定系統的散熱狀況一般，取K=1010-3 =kW/(cm2)，油箱的散熱面積A為1.92cm2，則系統的溫升為：T =P/KA = 0.454/(1010-3 1.92) =23.5()驗算表明系統的溫升在許可范圍內。4液壓缸的設計4.1 液壓缸工作壓力的確定選擇5MP液壓缸工作壓力主要根據液壓設備類型確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力也不同。4.2 液壓缸的內徑D和活塞桿d前面已經計算 D = 80mm ; d =63mm4.3 液壓缸的壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度，從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算PD/2公式中：為液壓缸壁厚（m） D為液壓缸內徑（m） P試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25-1.5倍）（Mpa） 缸筒材料的許用應力：鍛鋼110-120，鑄鋼100-110，無縫鋼管100-110 高強度鑄鐵60，灰鑄鐵25， 單位（Mpa）PD/2=1.550.1/（2110）故取=10mm液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為D1D+2=80+210=100mm 取D1=1004.4 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進行近似計算無孔時：t0.433D（P【】）有孔時：t0.433DPD【】（Dd）式中，t-缸蓋有效厚度D-缸蓋止口內直徑d-缸蓋孔的直徑5設計小結 剛拿到本次的設計題目的時候，我很是開心，我覺得這個題目應該比較簡單，后來老師一說，我們這一組的題算是比較難的，我就有點后悔，真不應該做這一題。但后來經老師一分析，覺得也不是特別難，就多加一個工作回路而已。 在明確了自己的設計目的之后，我按照課本上和網上下的資料的例題步驟開始進行計算，但是由于圖書館里的設計手冊都被借走了，使我有一些配件的選用無法進行，只能網上收索，也不知道是否正確。如二位五通電磁換向閥的選擇等。在這二周的課程設計中，學到的東西還是很多，我知道了一般機床液壓系統的設計框架而且我也掌握了設計一個液壓系統的步驟，并且熟悉了一些軟件。我想本次課程設計是我們對所學知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學習方面的一次有意義的實踐。在本次課程設計中，我獨立完成了自己的設計任務，通過這次設計，弄懂了一些以前書本中難以理解的內容，加深了對以前所學知識的鞏固。在設計中，通過老師的指導，使自己在設計思想、設計方法和設計技能等方面都得到了一次良好的訓練。在此，表示對老師們的深深謝意！6參考文獻1 左健民. 液壓與氣動傳動. 北京, 機械工業(yè)出版社, 20052 機械設計手冊 單行本+液壓傳動與控制（電子版R1.0）. 北京：化學工業(yè)出版社3 機械設計手冊第20篇 液壓傳動（電子版R1.0）. 北京：化學工業(yè)出版社 20044 張利平，液壓傳動設計指南，化學工業(yè)出版社，2009.