双头车床液压系统设计.doc

《机械原理》课程设计报告
《液压与气压传动》
课程设计报告

题 目：双头专用车床液压系统设计
专 业：机械设计制造及其自动化
班 级：机械112班
学 号：201110824209
姓 名：胡志源
指导教师：张日红

仲恺农业工程学院
机电学院
2014年1月 03 日
14
目 录
一.课程设计题目及设计要求 2
二.设计任务 2
三.考虑到对液压系统的工作要求 3
四.拟定液压系统工作原理图 3
五.液压回路的工况分析 4
1、工作负载及惯性负载计算 4
2、导轨摩擦力计算 5
3、液压缸密封摩擦阻力计算 5
4、预选系统设计压力 6
5、液压缸主要尺寸计算 7
6、单个液压缸需求的最大流量 9
7、其他工作阶段的压力、流量和功率 9
六.液压系统元件与辅件的选择 10
1、液压泵的选择 10
2、糕点间歇运动设计 12
3、切刀与棘轮的协调运动计算 13
七.验算液压系统性能 13
1、回路压力损失验算 13
2、油液温升验算 13
八.FLUIDSIM对液压回路进行仿真 14
九.参考文献 14

一、课程设计题目及设计要求
某厂欲自行设计制造一台专用车床，用于压缩机连杆两端长轴颈的车削加工。根据加工工件尺寸较长的特点，拟采用的加工工艺方案为：工件固定，刀具旋转并进给。车床主要由床身[布有相互平行的V形导轨和平导轨各一条(见图2-1)]和左右两个车削动力头组成，其总体布局如图2-2所示。工件装夹于床身中部。两个独立的动力头，通过机械传动带动主轴及刀具旋转实现车床的主运动；进给运动要求采用液压缸实现，即在床身上安装两个液压缸，使其活塞杆与各动力头下部相连，通过液压缸往复运动驱动动力头实现车床的进给运动。车床加工工件时，车削动力头的进给工作循环为：快进→工进→快退→停止。已知：移动部件重约是G＝12kN；15kN了；各车削动力头的最大切削进给抗力(轴向力)估值为𝐹𝑒＝12kN，主切削力(切向力)𝐹𝑧＝35 kN。要求动力头的快速进、退速度相等，𝑣1=𝑣𝑚𝑎𝑥=6m/min，工进速度无级调整范围为𝑣2=0.02~1.2m/min.导轨的静、动摩擦因数分别为μ𝑠=0.2;𝜇𝑑=0.1。

图1-1 车床总体布局示意图 图1-2 车床液压缸受力分析计算简图
（1，8一车削动力头；2，7一主轴；3，6一连杆轴颈；
4一夹具；5一工件；9一导轨；10一床身）
二、设计任务
（1）拟定液压系统原理图；（推荐软件CAXA2011，AUTOCAD机械工程师2010）；
（2）运用FLUIDSIM对液压回路进行仿真；
（3）选择液压系统的元件和辅件；
（4）验算液压系统性能；
（5）设计液压阀块和阀组；
（6）绘制下列图纸：(建议用UG/PROE/SOLIDWORKS完成)
液压系统原理图 A4 1张
（7）编写设计说明书
三、考虑到对液压系统的工作要求
根据加工要求，刀具旋转由机械传动来实现；主轴头沿导轨中心线方向的“快进(Fast Feed)一工进(Working Feed)—快退(Fast Return)—停止(Stop)”工作循环拟采用液压传动方式来实现。故拟选定液压缸作为执行机构
考虑到车削进给系统传动功率不大，且要求低速稳定性好，粗加工时负载有较大变化，故拟选用调速阀、变量泵组成的容积节流调速方式。
为了自动实现上述工作循环，并保证零件一定的加工长度（该长度并无过高的精度要求），拟采用行程开关及电磁换向阀实现顺序动作。
四、拟定液压系统工作原理图
该系统同时驱动两个车削头，且动作循环完全相同。为了保证快速进、退速度相等，并减小液压泵的流量规格，拟选用差动连接回路。
在行程控制中，由快进转工进时，采用机动滑阀。使速度转换平稳，且工作安全可靠。工进终了时。压下电器行程开关返回。快退到终点，压下电器行程开关，运动停止。
快进转工进后，因系统压力升高，遥控顺序阀打开，回油经背压阀回油箱，系统不再为差动连接。此处放置背压阀使工进时运动平稳，且因系统压力升高，变量泵自动减少输出流量。
两个车削头可分别进行调节。要调整一个时，另一个应停止，三位五通阀处中位即可。分别调节两个调速阀，可得到不同进给速度；同时，可使两车削头有较高的同步精度。
同时为了保证整个系统的安全，在泵出口并联一溢流阀，用于防止过载。由此拟定的液压系统原理图如图1-3所示。

图1-3 双头车床液压系统工作原理图
五、液压回路的工况分析
（1）工作负载及惯性负载计算
计算液压缸的总机械载荷， 根据机构的工作情况，液压缸受力如图1-4所示，其在不同阶段的总机械载荷计算如下：

图1-4液压缸受力简图
根据题意，工作负载：Fe=12000N
油缸所要移动负载总重量：N
根据题意选取工进时速度的最大变化量： m/s，根据具体情况选取： s(其范围通常在0.01- 0.5s)，则惯性力为：

（2）导轨摩擦力计算
根据车床导轨受力分析简图1-4可知：
导轨的摩擦力
Ff=6035N

图1-5车床导轨受力分析简图
加速恒速时的动摩擦阻力：

空载进退启动时有静摩擦力：

（3）液压缸密封摩擦阻力计算：
作用于液压缸活塞上密封阻力，用下式估算：
式中-液压缸机械效率，。
取，算得启动时得静密封摩擦阻力
恒速时的动密封摩擦阻力估取为静密封摩擦阻力的30%，即，即
将上述计算过程综合后得到的各工作阶段的液压缸外负载结果列于表1-1，液压缸的负载循环图、速度循环图见图1-6。

表1-1外负载计算结果
工况
外负载F/N
工况
外负载
计算公式
结果
计算公式
结果
快进
启动

4821N
快退
启动

4821N
加速

2323N
加速

2323N
恒速

2170N
工进

18395N
恒速

2170N

图1-6 液压缸的负载循环图、速度循环图
由上图可知其最大值为18395N
（4）预选系统设计压力
本车床属于半精加工机床，负载最大时为慢速工进阶段，其他工况时载荷都不大，参考表1－2，1-3

表1-2 按负载选择工作压力
负载/ KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5

表1-3 各系统工作压力表
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
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
由表1-2,1-3得知，预选液压缸的设计压力。
（5）液压缸主要尺寸计算
鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压。

表1-4 执行元件背压力
系统类型
背压力/
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀的系统
0.4~0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5~1.5
用补油泵的闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
根据上表1-4，我们得到背压为。同时选取液压缸最小机械效率，即。
由式： 得：
液压缸无杆腔有效面积：
则活塞直径：
按GB/T 2348-1993，将液压缸内径圆整为D=100mm。

表1-5 按工作压力选取d/D
工作压力/
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7

表1-6 按速比要求确定d/D
2/1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
1
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：—无杆腔进油时活塞运动速度；—有杆腔进油时活塞运动速度。
根据表1-5、1-6，为了满足动力头快速进退速度相等的要求并减小液压泵的流量，将缸的无杆腔作为主公作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积与应满足,即活塞杆直径d和液压缸内径D间应满足d=0.71D。即有：
按GB/T 2348-1993，将液压缸内径圆整为d=70mm。
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：

差动连接快进时，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，其差值估取，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时；另外，取快退时的回油压力损失为0.6MPa。
根据上述，得到液压缸实际工作压力为：2.62Mpa
实际选取工作压力为2.62Mpa，它是系统的最高压力。
由于左右两个切削头工作时需做低速进给运动，在确定油缸活塞面积之后，还必须按最低进给速度验算油缸尺寸。即应保证油缸有效工作面积为：

式中 ——流量阀最小稳定流量，在此取流量阀最小稳定流量为，
——活塞最低进给速度，本题给定为。
根据上面确定的液压缸直径，油缸有效工作面积为：

验算说明活塞面积能满足最小稳定速度要求。
(6）单个液压缸需求的最大流量
液压缸最大流量发生在快退阶段，算得单个液压缸的最大流量为：
qlmax=A2Vmax=40*6*102=24000cm3/min=24L/min
(7) 其他工作阶段的压力、流量和功率
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表1-7所列

表1-7 其他工件相关数据
工况
推力
F0/N
回油腔压力
p2/MPa
进油腔压力
p1/MPa
输入流量
qL/s
输入功率
P/kW
计算公式
快进
启动
5356
0

—
—

加速
2581

1.66
—
—
恒速
2411

1.16
0.38
0.44
工进
20439
0.3
2.62
0.156
0.41

快退
启动
5356
—

—
—

,

加速
2581
0.5
1.62
—
—
恒速
2411
0.5
1.58
0.4
0.63
注：1. Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。
2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
3.
六、液压系统元件与辅件的选择
（1）液压泵的选择
由表可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即，此时的输入流量较小，泵至缸间的进油路压力损失估取为。则泵的最高工作压力为：

在两车削头同时快退时，需要的总流量为：

取漏液系数k＝1.1，则液压泵的流量为：

根据系统所需流量，拟初选限压式变量液压泵的转速为n=1500r/min，泵的容积效率， 可计算得,泵的排量参考值为：

根据以上计算结果查手册，选用规格相近的YBX-B50型限压式变量叶片泵，其额定压力为6.3MPa，排量为V=50mL/r,泵的额定转速为n＝1400r/min，容积效率取，倒推算得泵的额定流量为：

与系统所需流量基本符合。
该系统选用变量泵，故应分别计算快速空载与工进速度最大时所需的功率，按两者中的较大值选取电机功率。
最大工进速度所需流量为：

选取泵的总效率为0.8，则工进所需最大功率为PW=1264W=1.264kW
由表可知，快速空载时，液压缸的总负载F0=2581N，即F=2423，此时，液压泵的工作压力为：

空载快速时，液压泵所需的驱动功率为：PW1=1.037kW。
因为PW>PW1，故应按最大工进速度时所需功率选取电机。
查设计手册，选用Y系列（IP44）中规格相近的Y132S-4型立式三相异步电动机，其额定功率5.5kW，转速为1440r/min。用此转速驱动液压泵时，变量泵的实际输出流量分别为 ，仍能满足系统各工况对流量的要求。

(2) 控制元件的选择
根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本所选择的元件型号规格如表1-8所列。

表1-8 专用车床液压系统主要元件的型号规格
序号
名称
通过流量
/（L/min）
额定流量
/（L/min）
额定压力
/MPa
工作压力
/MPa
型号
1
过滤器

40
原始压力损失
—
XU-40×80J
2
限压式变量叶片泵

51
6.3
3.22
YBX-B50
4
先导式溢流阀

63
6.3

YF3-10B
5
六点压力表开关
—
—
6.3

K-6B
6
压力表
—

测量范围0～40

Y-40
7、8
直动式溢流阀

10
2.5

P-B10B
9、10
远控顺序阀

6.3
3.22
XY-10B
11、12
单向阀

25
6.3
3.22
1-25B
13、14
三位五通电磁换向阀

25
6.3
3.22
35D-25B
15、16
单向阀

63
6.3

1-63B
17、18
调速阀

10
6.3
2.62
Q-10B
19、20
行程阀

100
6.3
2.62
22C-25BH

（3）液压辅件的计算与选择
本系统属于中压系统，故取经验系数5，得油箱容量为
V=5*61.2=306L
管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。所选择的过滤器、压力表及压力表开关的型号规格见表1-8。

七、验算液压系统性能
（1）回路压力损失验算
由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成的影响可以看出，供调定系统中某些压力值时参考。
（2）油液温升验算
工进在整个工作循环中所占的实际比例达96%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来估算。
工进时液压缸的有效功率为 ，
液压泵的输出功率为P=630W
由此算得液压系统单位时间的发热量为Q=P- P0=262.1~623.87W ,此机床为一般机床，设允许油液温升为 ℃,为使温升不超过允许的 值，由此计算油箱的最小有效容积为，若实际采用的油箱的有效容积小于此有效容积，则必须设置冷却器。比较数据知道此系统无需设置冷却器。
八、FLUIDSIM对液压回路进行仿真

九、参考文献
［1］张利平. 液压站［M］.北京：化学工业出版社，2008
[2］董伟亮 .液压设计手册(软件版V1.0)［M］. 北京：机械工业出版社，2005
[3] 《机械设计手册》编委.机械设计手册:液压传动与控制［M］.北京：机械工业出版社，2007
[4] 刘延俊.液压回路与系统［M］.北京：化学工业出版社，2009
[5] 刘军营、李素玲.液压传动系统设计与应用实例解析［M］.北京：机械工业出版社，2011
[6] 周士昌.液压系统设计图集［M］.北京：机械工业出版社，2003