液壓課程設(shè)計

液壓課程設(shè)計,液壓,課程設(shè)計 課程設(shè)計 題 目： 上料機液壓系統(tǒng)設(shè)計 Ⅰ 題目六：組合機床液壓系統(tǒng)設(shè)計 試設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng)完成的工作循環(huán)是：快進 工進 快退 停止；系統(tǒng)參數(shù)如下表,動力滑臺采用平面導(dǎo)軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為0.15、0.08往復(fù)運動的加減速時間要求不大于0.2s。 完成系統(tǒng)設(shè)計計算，擬定系統(tǒng)圖，確定各液壓元件的型號及尺寸。設(shè)計液壓缸 參數(shù) 3 主軸參數(shù) 孔一 直徑(mm) 15.8 個數(shù) 10 孔二 直徑(mm) 6.5 個數(shù) 8 孔三 直徑(mm) 9.5 個數(shù) 2 快進、快退速度(m/min) 8 工進速度(mm/min) 40----60 最大行程(mm) 400 工進行程(mm) 150 材料硬度(HB) 250 工作部件重量(N) 12000 一、負載分析 (1) 工作負載 高速鋼鉆鑄鐵孔時的軸向切削力(單位為N)與鉆頭直徑D（單位為mm）、每轉(zhuǎn)進給量s（單位糞為mm/r）和鑄件硬度HBW這間的經(jīng)驗公式為 （6—3—1） 鉆孔時的主軸轉(zhuǎn)速n和每轉(zhuǎn)進給量s 按《組合機床設(shè)計手冊》選取 對15.8mm的孔，， 對6.5mm的孔，， 對9.5mm的孔，， 代入式（6—3—1）求得 慣性負載 阻力負載 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表4.1 表4.1 工況 負載組成 負載值F 推力 起動 1800 2000 加速 1876 2084 快進 960 1067 工進 36720 40800 快退 960 1067 注：1.液壓缸的機械效率取=0.9 2.不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用。 二、負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面計算出的數(shù)值繪制，如圖1所示。速度圖已按已知數(shù)值快進和快進速度、快進行程、工進行程、快退行程和工進速度等繪制。 a) b) 圖1 三、?確定液壓缸的主要參數(shù) 1．初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為40800N,在其它工況負載都比它低，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=4MPa。 ?表2 按負載選擇工作壓力 負載/ KN <5 5 ~ 10 10~ 20 20~ 30 30~ 50 >50 工作壓力/MPa <0.8~ 1 1.5~ 2 2.5~ 3 3~ 4 4~ 5 ≥5 表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力P/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 2．計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸，快進時液壓缸差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔工作面積應(yīng)為有桿腔工作面積的兩倍。即活塞桿直徑與缸筒直徑呈的關(guān)系。 工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表1和表2選此背壓為4 MPa?？爝M時液壓缸雖然作差動連接，但由于油管中有壓降存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，參考表4，估算時取0.5MPa?？焱藭r回油腔中是有背壓的，這時按MPa估算。 表4 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復(fù)雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 由工進時的推力式計算液壓缸面積 有 缸筒直徑： 參考表5及表6，得活塞桿直徑：d 0.71D =85.2mm，圓整后取標準數(shù)值得 D=120mm， d=85mm。 表5 按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5 ~0.55 0.62~0.70 0.7 表6 按速比要求確定d/D 2/ 1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注： 1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。 ? 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 回油腔壓力 /MPa 進油腔壓力 /MPa 輸入流量 輸入功率 計算公式 快進 (差 動) 啟動 2000 — 0.357 — — 加速 2084 p1+Δp 0.864 — — 恒速 1067 p1+Δp 0.66 45.4 0.499 工進 40800 0.8 4.006 0.54 0.036 快退 起動 2000 — 0.355 — — 加速 2084 0.6 1.57 — — 恒速 1067 0.6 1.39 45.08 1.044 注：1.? Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。 3.。 2． 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 圖2 四、 ?擬定液壓系統(tǒng)原理圖 （一）．選擇液壓回路 (1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。 由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=45.4/0.54 84，而快進快退所需的時間和工進所需的時間分別為： 也就是。因此，從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，而宜選用大、小兩個液壓泵自動并聯(lián)供油源方案（圖3a）。 (3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖3b所示。 圖3 (4) 選擇速度換接回路 由工況圖（圖2）中的曲線得知，當(dāng)滑臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，輸入液壓缸的流量由45.4L/min降為0.54L/min，滑臺的速度變化較大，為減少速度換接時的液壓沖擊，宜選用行程閥控制的換接回路，如圖3c所示。當(dāng)滑臺由工進轉(zhuǎn)為快退時，回路中通過的流量很大——進油路中通過45.08L/min，回油路中通過45.08×(113.1/56.35)L/min=90.48L/min。為了保證換穩(wěn)中有向平穩(wěn)起見，可采用電液換向閥換接回路（見圖3b），就不需再設(shè)置專用的元件或油路。 (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。 (二)、液壓回路的綜合 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖4所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流 回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 圖4 整理后的液壓系統(tǒng)圖 1—雙聯(lián)葉片泵 2—三位五通電液閥 3—行程閥 4—調(diào)速閥 5、6、10、13—單向閥 7—順序閥 8—背壓閥 9—溢流閥 11—過濾器 12—壓力表 13—壓力繼電器 五、計算和選擇液壓件 （一）確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 (1) 計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為4.006MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，參考表8,選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.8MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差為=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 ? 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由圖1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： ? 表8 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)情況 總壓力損失 一般節(jié)流閥調(diào)速及管路簡單的系統(tǒng) 0．2~0.5 進油路有調(diào)速閥及管路復(fù)雜的系統(tǒng) 0.5~1.5 (2) 計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為45.4L/min ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.54L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為 3.54L/min。 (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/46型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和46mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則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，這時液壓泵工作壓力為1.89MPa、流量為43.99MPa，若取液壓泵總效率ηp=0.75，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為 根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y112L—6型電動機，其額定功率為2.2KW，額定轉(zhuǎn)速為940r/min。 （二）．確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 估計通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 — PV2R12-6/46 6+47 16 — 2 三位五通電液換向閥 90 35DYF3Y—100B 100 6.3 <0.5 3 行程閥 92 22C—100BH 100 6.3 0.3 4 調(diào)速閥 <1 Q—6B 6 6.3 — 5 單向閥 90 YF3-E20B 120 6.3 0.2 6 單向閥 44 I—100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 32 XY—63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 <1 B—10B 10 6.3 — 9 溢流閥 5.1 Y—10B 10 6.3 — 10 單向閥 32 I—100B 100 6.3 0.2 11 濾油器 49．9 XU—100×200 100 6．18 0.02 12 壓力表開關(guān) — K—6B — 6．3 — 13 單向閥 91．6 I—100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 — PF—B8L — 14 — *注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。 (三) 確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。 9各工況實際運動速度、時間和流量 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量 排出流量 運動速度 表10允許流速推薦值 管道 推薦流速/(m/s) 吸油管道 0. 5～1.5，一般取1以下 壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1. 5～3 ? 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。 根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許油液在壓力管中流速取3 m/min，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為外徑mm、內(nèi)徑mm的10號冷拔鋼管。 (四) 確定油箱 油箱的容量按式估算，取為5時，求得其容積為： 按JB/T 7938——1999規(guī)定，取標準值V=375L 六、 ?驗算液壓系統(tǒng)性能 （一）驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取 =1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174′103kg/m3。 (1) 判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量=45.4L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù) 也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 (2) 計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù) 和油液在管道內(nèi)流速 同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 其中的Dpn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： 1．快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。由表8和表9可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是32L/min，通過電液換向閥2的流量是43.99 L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量87.67L/min通過行程閥3并進入無桿腔。由此進油路上的總壓降為： 此值不大，不會使壓力閥開啟，幫能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。 在回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是43.68L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。 此值小于原估計值0.5MPa(見表7)，所以是安全的。 2．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.5MPa。通過順序閥7的流量為（0.25+32）=32.25L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力為： 可見，此值略大于原估計值0.5MPa。故可按表7中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力，即 此值與表7中數(shù)值 4.006 MPa相近。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓應(yīng)為： 3．快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓降為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓降為 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 所以，快退時液壓泵的最大工作壓力應(yīng)為 此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 2．驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 ??????????????????????? 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。 - 27 -