液压专业课程设计.doc

机械工程学院液压与气动技术课程设计题 目： 卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计 专 业： 机械设计制造与自动化 班 级： 1301班 姓 名： 王鹏飞 学 号： 指引教师： 蔺国民 .12.15液压与气动技术课程设计任务书一、重要任务与目的任务：设计一种卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统目的：设计规定滑台实现“快进工进快退停止”工作循环。已知：机床有主轴11个，其中7个用于钻13.9mm孔，4个用于钻8.5mm孔。刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBW，机床工作部件总质量为m=1000Kg；快进速度v1、快退速度v2均为5.5m/S，快进行程长度L1=100mm，工进行程长度为L2=50mm，往复运动加速、减速时间不不不大于0.157S，动力滑台采用平导轨，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1；液压系统执行元件为液压缸。二、重要内容（1）熟悉设计任务，明确设计及目的。（2）依照设计规定和已学过设计流程，拟定系统工作原理图。（3）计算各元件参数并验算。（4）元件选型。（5）编制文献，绘制速度、负载图谱。三、工作量规定完毕规定任务，总字数30004000字。四、时间规定本课程设计于.12.18前完毕目 录 1 负载与运动分析 1 2 负载图和速度图绘制 1 3拟定液压缸重要参数 2 3.1初选液压缸工作压力 2 3.2 计算液压缸重要尺寸 2 3.3 各阶段压力、流量、功率计算 3 4 液压系统图拟定 4 4.1 液压回路选取 4 4.2 液压回路综合 6 5 液压元件选取 8 5.1 液压泵选取 8 5.2 阀类元件及辅助元件选取 9 5.3 油管选取 9 5.4 油箱计算 10 6 液压系统性能验算 10 6.1 验算系统压力损失并拟定压力阀调节值 10 6.1.1快进 10 6.1.2工进 11 6.1.3 快退 11 6.2 油液温升验算 11 7油箱设计 12 7.1 壁厚、箱顶及箱顶元件设计 12 7.2 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计设计 13 7.3 箱底、放油塞及支架设计 13 7.4 油箱内隔板及除气网设立 13 1. 负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔背压力，液压缸密封装置产生摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力水平分力为零，这样需要考虑力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其她负载可忽视。1. 切削负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定工作状况而产生负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向切削力即为工作负载。切削负载(拟定切削负载应具备机械切削加工方面知识)用高速钢钻头(单个)钻铸铁孔时轴向切削力Ft(单位为N)为 (81)式中：D钻头直径，单位为mm； s每转进给量，单位为mmr； HBW铸件硬度,HBW=240。依照组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取：对13.9mm孔：n1=360rmin，s l=0.147mmr；对8.5mm孔：n2=550rmin，s 2=0.096mmr；因此，系统总切削负载Ft为：Ft=7x25.5x13.9x0.1470.8x2400.6+4x25.5x8.5x0.0960.8x2400.6=17907N令Ft=Fg=17907N2惯性负载往复运动加速，减速时间不但愿超过0.157s ，因此取为0.157SFm=mv/t=1000x5.5/(60x0.157)N=583N 3阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨法向力为：Fn=mg=9810N静摩擦阻力：Ftf=fsFn=0.2x9810N=1962N动摩擦阻力：Ffd=fdFn=0.1x9810N=981N如果忽视切削力引起颠覆力矩对导轨摩擦力影响，并设液压缸机械效率=0.9，依照上述负载力计算成果，可得出液压缸在各个工况下所受到负载力和液压缸所需推力状况由此得出液压缸在各工作阶段负载如表所列。表81 液压缸在各工作阶段负载R工况负载构成负载值F工况负载构成负载值F启动1962工进+Fg加速+mv/t1564快退981快进981注：在负载分析中，没有考虑动力滑台上倾翻力矩作用按表8-1数值绘制动力滑台负载图如图8-1(a)所示。2 负载图和速度图绘制依照工作循环(总行程L1+L2=150mm工进速度V2=n1s1=n2s2=53mm/min,绘制动力滑台速度图,负载图（如图所示）。3拟定液压系统重要参数3.1拟定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为3N时宜取4MPa。表2按负载选取工作压力负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455表3 各种机械惯用系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运送机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/Mpa0.823528810101820323.2计算液压缸重要尺寸由于工作进给速度与迅速运动速度差别较大，且快进、快退速度规定相等，从减少总流量需求考虑，应拟定采用单杆双作用液压缸差动连接方式。普通运用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设立通油孔有利条件，最佳采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动惯用典型安装形式。这种状况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D关系。 工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有也许会发生前冲现象，因而液压缸回油腔应设立一定背压(通过设立背压阀方式)，选用此背压值为p2=0.6MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔压力必要不不大于无杆腔，估算时取0.3MPa。快退时回油腔中也是有背压，这时选用被压值=0.6MPa。工进时液压缸推力计算公式为式中：F 负载力 液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔有效作用面积 A2液压缸有杆腔有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因而，依照已知参数，液压缸无杆腔有效作用面积可计算为A2=26.5910-4m2 A1= 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间关系，d = 0.707D，因而活塞杆直径为d=0.7070.087=0.06m，依照GB/T2348对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=90mm，活塞杆直径为d=63mm。此时液压缸两腔实际有效面积分别为：3.3 各阶段压力、流量、功率计算依照上述液压缸直径及流量计算成果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中压力、流量和功率值，如表4所示。表8-2 液压缸在不同工作阶段压力、流量和功率值工况负载FL/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入理论流量q/(L/s)输入功率P/kW计算式快进(差动)启动196200.66-加速15640.526-恒速9810.3300.2840.0937工进188880.63.500.00560.0196快退启动196200.63-加速15640.60.53-恒速9810.3190.1760.056并据表4可绘制出液压缸工况图，如图2所示。图2 组合机床液压缸工况图4 液压系统图拟定依照组合机床液压系统设计任务和工况分析，所设计机床对调速范畴、低速稳定性有一定规定，因而速度控制是该机床要解决重要问题。速度换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计核心。此外，与所有液压系统设计规定同样，该组合机床液压系统应尽量构造简朴，成本低，节约能源，工作可靠。4.1 液压回路选取 4.1.1选用执行元件因系统运动循环规定正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因而选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2两倍。4.1.2速度控制回路选取 工况图表白，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要功率较小，系统效率和发热问题并不突出，因而考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，并且构造简朴、成本低。该机床进给运动规定有较好低速稳定性和速度-负载特性，因而有三种速度控制方案可以选取，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀容积节流调速。 钻镗加工属于持续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因而钻削过程中负载变化不大，采用节流阀节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时瞬间，存在负载突变也许，因而考虑在工作进给过程中采用品有压差补偿进口调速阀调速方式，且在回油路上设立背压阀。由于选定了节流调速方案，因此油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图中可以清晰地看到，在这个液压系统工作循环内，液压规定油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。而快进快退所需时间和工进所需时间有=20因而从提高系统效率、节约能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统油源，液压系统会长时间处在大流量溢流状态，从而导致能量大量损失，这样设计显然是不合理。如果采用一种大流量定量泵和一种小流量定量泵双泵串联供油方式，由双联泵构成油源在工进和快进过程中所输出流量是不同，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵构造复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后拟定选用双联液压泵供油方案，有助于减少能耗和生产成本，如图3所示。图3 双泵供油油源4.1.3选取迅速运动和换向回路 依照本设计运动方式和规定，采用差动连接与双泵供油两种迅速运动回路来实现迅速运动。即快进时，由大小泵同步供油，液压缸实现差动连接。 本设计采用二位二通电磁阀速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台行程开关控制，管路较简朴，行程大小也容易调节，此外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因而速度换接回路为行程与压力联合控制形式。4.1.4速度换接回路选取所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性规定不高，流量不大，压力不高，因此选用价格较低电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调节以便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸流量由0.5485 L/S降0.0084 L/S，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中液压冲击，如图4所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式构造即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一种单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图4 换向和速度切换回路选取参照同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动平稳性，回油路上设立背压阀，初定背压值Pb=0.6MPa。4.2 液压回路综合选定调速方案和液压基本回路后，再增添某些必要元件和配备某些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整顿，就可将液压回路合成为液压系统，即构成如图5所示液压系统图。1双联叶片液压泵；2三位五通电液阔；3行程阀；4调速阀；5单向阀； 6单向阀；7顺序阀；8背压阀；9溢流阀；10单向阀；ll过滤器； 12压力表接点；13单向阀；l4压力继电器。系统图原理1 快进 快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀左侧，这时主油路为： 进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）行程阀3液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2（1YA得电）单向阀6行程阀3液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。2工进 减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必要经调速阀4和15才干进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相似，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4调速阀15液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。3.快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，因滑台返回时负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑迅速退回，其主油路为：进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（2YA得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀5三位五通换向阀2（右位）油箱。4.原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处在中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。5 液压元件选取5.1拟定液压泵规格和电动机功率（1）计算液压泵最大工作压力 由于本设计采用双泵供油方式，依照液压系统工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因而大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在迅速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因而对大流量液压泵和小流量液压泵工作压力分别进行计算。 依照液压泵最大工作压力计算办法，液压泵最大工作压力可表达为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。 对于调速阀进口节流调速回路，选用进油路上总压力损失，同步考虑到压力继电器可靠动作规定压力继电器动作压力与最大工作压力压差为0.5MPa，则小流量泵最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表白，快退时液压缸中工作压力比快进时大，如取进油路上压力损失为0.5MPa，则大流量泵最高工作压力为： （2）计算总流量表3表白，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供最大流量出当前快进工作阶段，为17.04 L/min，若整个回路中总泄漏系数KL=1.05，则液压油源所需提供总流量为： 工作进给时，液压缸所需流量约为0.0056L/s，但由于要考虑溢流阀最小稳定溢流量0.05 L/s，故小流量泵供油量至少应为0.0556L/s。据据以上液压油源最大工作压力和总流量计算数值，因而选用PV2R12-6/26型双联叶片泵，其中小泵排量为6mL/r，大泵排量为26mL/r，若取液压泵容积效率nv=0.9，则当泵转速np=940r/min时，液压泵实际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为0.819MPa、流量为27.1r/min。取泵总效率，则液压泵驱动电动机所需功率为： kW依照上述功率计算数据，此系统选用Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。5.2 拟定阀类元件及辅件依照系统最高工作压力和通过各阀类元件及辅件实际流量，查阅产品样本，选出阀类元件和辅件规格如表6所列。表6 液压元件规格及型号序号元件名称通过最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-12/323716/142三位五通电液换向阀5035DYF3YE10B8016 0.53行程阀60AXQFE10B6316 0.34调速阀1AXQFE10B6165单向阀60AXQFE10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀22XF3E10B63160.38背压阀0.3YF3E10B63169溢流阀5.1YF3E10B631610单向阀22AF3-Ea10B6316 0.0211滤油器30XU6380-J63 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀60AF3-Fa10B1006.30.214压力继电器PFB8L0*注：此为电动机额定转速为940r/min时流量。5.3 拟定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段运动速度、时间以及进入和流出液压缸流量，与原定数值不同，重新计算成果如表7所列。流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min）排出流量/(L/min）运动速度/(L/min）表7各工况实际运动速度、时间和流量由表可以看出，液压缸在各阶段实际运动速度符合设计规定。 有表7中数据，取油液流速v=3m/s，算得液压缸无杆腔及有杆腔相连油管内径分别为 这两根油管都按GB/T 2351-选用内径，外径冷拔无缝钢管。5.4 油箱计算油箱容量按式,V=qp估算，其中为经验系数，取=7，得V=qp=727.1=189.7L 按JB/T 7938-1999规定，取最接近原则值V=200L6 验算液压系统性能6.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未拟定，整个系统压力损失无法全面估算，故只能估算阀类元件压力损失。6.1.1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10流量是22L/min、电液换向阀2流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔回油汇合，以流量55.3L/min通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，总压降为MPa 在回油路上，油液通过电液换向阀2和单向阀6流量是28.2L/min，然后与液压泵供油合并，通过行程阀3进入无杆腔。有杆腔压力P2与无杆腔压力p1之差为0.333MPa 6.1.2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2流量为0.336L/min、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2流量为0.171L/min，经液控顺序阀7流量为（0.17+22）=22.17L/min，返回油箱，在背压阀8处压力损失为0.6MPa。若忽视管路沿程压力损失和局部压力损失，则在液压缸回油腔压力P2为可见此值略不不大于原预计值0.6MPa。故可按表8-2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即 此略高于表8-2数值。考虑到压力继电器可靠动作规定压差Dpe=0.5MPa，则溢流阀9调压Pp1应为6.1.3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10流量为22L/min、电液换向阀2流量为27.1L/min进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13流量为53.14L/min返回油箱。在进油路上总总压降为此值远不大于预计值，因而液压泵驱动电动机功率是足够。在回油路上总总压降为 此值与表7数值基本相符，故不必重算。快退时液压泵工作压力为此值是调节液控顺序阀7调节压力重要参照数据。6.2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占95%，因此系统发热与温升可按工进工况来计算。液压系统输出有效功率即为液压缸输出有效功率 这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀7流量为22L/min，有表8-2查得该阀在额定流量qn=0.3MPa，故此阀在工进时压力损失 小液压泵工进时工作压力pp1=4.75MPa，流量q1=5.1L/min，因此俩个液压泵总输入功率为 液压系统发热功率为 油箱散热面积为 查表8-18得油箱散热系数K=9W,则油液温升为 油温在容许范畴内，油箱散热面积符合规定，不必设立冷却器。7油箱设计7.1 壁厚、箱顶及箱顶元件设计采用钢板焊接而成，故取油箱壁厚为3mm，并采用将液压泵安装在油箱上表面方式，故上表面应比其壁要厚，同步为避免产生振动，则顶扳厚度应为壁厚4倍以上，因此取：d顶壁厚15mm，并在液压泵与箱顶之间设立隔振垫。在箱顶设立回油管、泄油管、吸油管、通气器并附带注油口，即取下通气帽时便可以进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器滤网网眼不大于250mm，过流量应不不大于40L/min。此外，由于要将液压泵安装在油箱顶部，为了防止污物落入油箱内，在油箱顶部各螺纹孔均采用盲孔形式。7.2 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计设计在本次设计中采用箱顶与箱壁为不可拆连接方式，由于油箱体积也相对不大，采用在油箱壁上开设一种清洗孔，在法兰盖板中配以可重复使用弹性密封件。法兰盖板构造尺寸依照油箱外形尺寸按原则选用，详细尺寸见法兰盖板零件构造图，此处不再着详细论述。为了便于油箱搬运，在油箱四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳构造尺寸参照同类规格油箱选用。在油箱箱体另一重要装置即是液位计了，通过液位计咱们可以随时理解油箱中油量，同步选取带温度计液位计，咱们还可以检测油箱中油液温度，以保证机械系统最佳供油。将它设计在接近注油孔附近以便在注油时观测油箱内油量。7.3 箱底、放油塞及支架设计在油箱底设立放油塞，可以以便油箱清洗和换油，因此将放油塞设立在油箱底倾斜最低处。同步，为了更好地促使油箱内沉积物聚积到油箱最低点，油箱倾斜坡度应为：1/251/20。在油箱底部，为了便于放油和搬运以便，在底部设立支脚，支脚距地面距离为150mm，并设立加强筋以增长其刚度， 19在支脚设地脚螺钉用固定。7.4 油箱内隔板及除气网设立为了延长油液在油箱中逗留时间，增进油液在油箱中环流，促使更多油液参加系统中循环，以更好地发挥油箱散热、除气、沉积作用，在油箱中上下板上设立隔板，其隔板高度为油箱内油液高度2/3以上。并在下板下部开缺口，以便吸油侧沉积物经此缺口至回油侧，经放油孔排出。 油箱隔板在油箱中为了使油液中气泡浮出液面，并在油箱内设立除气网，其网眼直径可用网眼直径为0.5mm金属网制成，并倾斜1030布置。 在油箱内回油管与吸油管分布在回油测和吸油测，管端加工成朝向箱壁 45斜口，以便于油液沿箱壁环流。油管管口应在油液液面如下，其入口应高于底面23倍管径，但不应不大于20mm，避免空气或沉积物吸入或混入。对泄油管由于其中通过流量普通较小，为防止泄油阻力，不应插入到液面如下。此外在油箱表面通孔处，要妥善密封，因此在接口上焊上高出箱顶20mm凸台，以免维修时箱顶污物落入油箱。