液压课程设计[1].doc

流体传动课程设计任务书题目：单面多轴钻孔组合机床液压系统设计专业班级：姓名： 学号：指导老师： 日期：目 录一、 设计基本要求1.设计要求.42.工况分析.52.1.运动分析.52.2动力分析.6二、 液压系统方案设计1.确定液压泵类型及调速方式.82.选用执行元件83.选择快速运动回路和速度换接回路94.选择换向回路95.拟定液压系统原理图9三、 液压元件的计算和选择1.液压缸的参数计算101.1初选液压缸的工作压力.101.2确定液压缸的主要结构尺寸.102.确定液压缸工作压力、结构尺寸、初定液压缸流量102.1选取工作压力及背压力.102.2确定液压缸结构尺寸.102.3认证液压缸筒壁厚.122.4确定液压缸筒的长度.122.5求最少活塞杆直径.122.6校核活塞杆的稳定性 .132.7液压缸各截面积.132.8初定液压缸流量.132.9计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率.142.10液压泵的选择.153. 液压阀、过滤器及其它液压元件的选择.153.1液压阀及过滤器的选择.163.2油管的选择.173.3油箱容积的确定.174. 电动机的选择18四、 液压系统的性能验算1.压力损失的验算及泵压力的调整.192.液压系统的发热和温升验算.22五、 绘制工作图和编制技术文件23六、 个人总结.25七、 参考资料.26一、设计基本要求1.设计要求某自动线上的一台单面多轴钻孔组合机床的动力滑台为卧式布置（导轨为水平导轨，其静、动摩擦系数=0.2 =0.1）拟采用杆固定的单杆液压缸驱动滑台，完成工件钻削加工时的进给运动；工件的定位、夹紧均采用液压控制方式，以保证自动化要求。由液压与电气配合实现的自动循环要求为：定位夹紧快进工进快退原位停止夹具松开拔定位销，动力滑台运动参数和动力参数见表1-1所示。表1-1 动力滑台的运动参数和动力参数工况行程/mm速度/（m/s）时间/s运动部件重力G/N钻削负载/N启动、制动时间/s快速1000.111760350000.21工进500.8856.6快退1500.11.52.工况分析2.1.运动分析由上表的数据=0.1m/s，= 0.88m/s，= 0.1m/s；=1s，=56.6s，=1.5s；=100mm，=50mm，=150mm。 由上面数据可得到的各工况运动速度及动作时间可画出滑台液压缸的行程-时间循环图（L-t图，如图2-1所示）和速度循环图（v-t图，如图2-2所示）。2.2动力分析动力滑台液压缸在快速进、退阶段，启动时的外负载是导轨静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；在工进阶段，外负载是工作负载即钻削阻力负载及动摩擦阻力。静摩擦负载=(G+)=0.2(11760+0)=2352N动摩擦负载=(G+)=0.1(11760+0)=1176N惯性负载600N已知钻削负载=35000N,在3050kN之间，则工作压力：；可列滑台液压缸各工况下的外负载计算结果于表2-1。利用上述分析计算结果，即可绘制出图2-3所示的负载循环图（F-t图）。表2-1 动力滑台液压缸外负载计算结果工况外负载F/N计算公式结果快进启动2352加速1776恒速1179工进36179快退启动2352加速1776恒速1179二、液压系统方案设计1.确定液压泵类型及调速方式参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值=0.8MPa。如图2-4，为等效背压阀（单向阀+溢流阀）。 图2-42.选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时抑流连接（通过调速阀实现），无杆腔面积等于有杆面积的两倍。抑流作用3.选择快速运动回路和速度换接回路根据本例的运动方式和要求，采用抑流连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现抑流连接。4.选择换向回路本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向器的换向回路。为便于实现抑流连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死档板和压力继电器的行程终点返程控制。5.拟定液压系统原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表。这样只需一个压力表即能观测各点压力。液压系统中各电磁铁的动作顺序如下表。电磁铁动作顺序（1为有信号，0为无信号）Y1Y2Y3Y4（定位夹紧过程）10快进100工进110快退001（松开过程）0000停止三、液压元件的计算和选择1.液压缸的参数计算1.1初选液压缸的工作压力参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为=4Mpa.1.2确定液压缸的主要结构尺寸2.确定液压缸工作压力、结构尺寸、初定液压缸流量2.1选取工作压力及背压力由钻削负载为：F=35000N,可得元件工作压力取值为。为了防止在钻孔钻通时工作台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，初选背压阀。 2.2确定液压缸结构尺寸取液压缸无杆腔作工作腔列液压缸力的平衡方程： 卧式钻镗组合机床液压缸力的平衡图快进速度，工进速度,相差很大，应进行抑流换接。为了满足工作台快进、快退的速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸，并取无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的两倍，即为=2。由表2-1可知最大负载为工进阶段的负载F=36176N, 按此计算则液压缸直径：由=2可知活塞杆直径d=0.707D=0.70710.7cm=7.5649cm按GB/T23481993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得D=11cm d=8cm按标准直径算出实际有效面积：检验：按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度v=为最小速度，则由式 所以，满足最低速度的要求。2.3认证液压缸筒壁厚中低压液压系统,由其切削加工性能确定液压缸筒壁厚，按薄壁圆筒计算壁厚：（由钻削负载为：F=35000N,可得元件工作压力取值为）额定工作压力： 试验压力为： 许用应力取： （缸筒材料为一般要求，则为45号钢，取 ，安全系数n=5） 则液压缸筒壁厚是： 2.4确定液压缸筒的长度活塞杆工作行程：；活塞杆伸出长度不少于 150mm ；查机械设计手册表20-6-2，优先选用活塞行程第一系列的160mm为标准取活塞杆长:取液压缸筒长： 2.5求最少活塞杆直径取,则 ；所以求得活塞杆最少直径为： （21/80=0.26，,稳定性足够安全可靠。）2.6校核活塞杆的稳定性2.6.1求活塞杆的临界半径 活塞杆横截面惯性矩： 活塞杆的临界半径： 2.6.2求活塞杆的临界负载液压缸材料选用45#钢，取其柔性系数液压缸的安装方式采用一端固定,一端自由,其末端系数活塞杆细长比： 设为45#钢的弹性模量：取有：则：，元件在安全负载下工作。活塞杆最大允许伸出长度：301.3cm=3013mm;=150mm3.15L/min、大泵30.18L/min)根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/32型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa，额定转速960r/min。3. 液压阀、过滤器及其它液压元件的选择3.1液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本例中所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表4-1中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表4-1 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量型号1双联叶片泵36YB-4/322溢流阀120DBD-H8K10/10密封3三位五通电磁换向阀754V330C-10 AC24V 220V4电压表BL20-2RFID-A5电压表BL20-2RFID-A6压力表开关100%AF6EA30/X1007调速阀0.62FRM5/0.6L8调速阀352FRM10/35L9进给缸10单向阀65S15K111溢流阀120DBD-H8K10/10密封12溢流阀120DBD-H8K10/10密封13单向阀65S15K114溢流阀120DBD-H8K10/10密封15单向阀65S15K116单向阀65S15K117电压表BL20-2RFID-A18二位四通电磁换向阀60x1.254WE6A50/AW110R19定位缸20溢流阀120DBD-H8K10/10密封21单向阀65S15K122夹紧缸23单向阀65S15K124溢流阀120DBD-H8K10/10密封25压力表开关0%AF6EA30/X10026压力表开关0%AF6EA30/X10027等效背压阀3.2油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸抑流连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达72L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为20mm，外径为28mm的10号冷拔钢管。3.3油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的57倍，本设计取6倍，故油箱容积为4. 电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量，大泵流量。抑流快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。(1)抑流快进抑流快进时，大泵2的出口压力油经单向阀1后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀3进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率=0.5），大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机功率(2)工进考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力。而大泵的卸载压力取。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。电动机功率(3)快退类似抑流快进分析知：小泵的出口压力（总效率=0.5）；大泵出口压力（总效率=0.5）。电动机功率综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-6异步电动机。Y90L-6异步电动机主要参数表功率KW额定转速r/min电流A效率%净重kg1.19103.1573.525四、液压系统的性能验算1.压力损失的验算及泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.5L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则即小流量泵的溢流阀2应按此压力调整。因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径d=20m，通过的流量为进油路=36L/min=0.6/s，回油路=72L/min=1.2。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。、式中 v平均流速（m/s） d油管内径（m） 油的运动粘度（） q通过的流量（）则进油路中液流的雷诺数为 回油路中液流的雷诺数为由上可知，进回油路中的流动都是层流。沿程压力损失 由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速则压力损失为 在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.02m/s，则压力损失为局部压力损失 由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部损失按式（1-39）计算，结果列于下表部分阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过流量额定压力损失实际压力损失单向阀251620.82三位五通电磁阀6316/3240.26/1.03二位二通电磁阀633241.03调速阀251220.46若去集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为 查表2-1得快退时液压缸负载F=1179N；则快退时液压缸的工作压力为可算出快退时泵的工作压力为 因此，大流量泵卸载阀12的调整压力应大于从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。2.液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算工进时液压缸的输出功率 系统总的发热功率为： 已知油箱容积,则按式（8-12）油箱近似散热面积A为假定通风良好，取油箱散热系数，则利用式（8-11）可得油液温升为 设环境温度，则热平衡温度为 所以油箱散热基本可达要求。五、 绘制工作图和编制技术文件1.定位： 2.夹紧：3.快进：4.工进：5.快退： 6.松开：7.拔销： 8.全工况图：9.输入输出：10.液压层序控制指令：六、 个人总结接近三个星期的时间将这一份设计报告完成，收获的确实很多。在这期间，很多东西都是从不懂到懂的过程，从学习各元件到完成原理分析图、从不懂得个元件的选取到熬夜看书将其弄懂通过这次课程设计，我了解了很多的液压元件，同时也明白一个道理，很多东西不是很难，只是自己没有把心思放进去吧！经过几晚的通宵，虽然很累，但是看到自己的成功，心里很是滋味！七、参考文献1.明仁雄，万会雄.液压与气压传动，国防工业出版社，20032.液压气压技术速查手册.张利平.化学工业出版社，20073.雷天觉.液压工程手册.北京 机械工业出版社， 19904.李登万.液压与气压传动.江苏 东南大学出版社，20045.张利平.液压站设计与使用.北京 海洋出版社，20046.李胜海.液压机构及其组合.北京 清华大学出版社， 19927.许福玲，陈尧明.液压与气压传动，机械工业出版社，200227