液壓與氣壓傳動課程設計---臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計

1、<p><b>　　液壓與氣壓傳動</b></p><p>　　機械設計制造及其自動化專業(yè)（本科）</p><p>　　《 液壓與氣壓傳動 》課程設計</p><p>　　題 目 臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計 </p><p>　　姓 名 學號

2、 </p><p>　　指導教師 </p><p>　　辦學單位 </p><p>　　機械設計制造及其自動化專業(yè)課程設計任務書</p><p>　　姓名： 課題名稱：多軸組合機床

3、滑臺液壓系統(tǒng)設計 辦學單位： </p><p>　　指導教師姓名： 職稱： 工作單位： </p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　一、負載分析..................................................

4、..3</p><p>　　2.1 負載與運動分析..............................................3</p><p>　　2.2 負載圖和速度圖的繪制........................................4</p><p>　　二、設計方案擬定...........................

5、.....................5</p><p>　　3.1 選擇液壓基本回路............................................5</p><p>　　3.2 組成液壓系統(tǒng)原理圖..........................................5</p><p>　　3.3 系統(tǒng)圖的原理......

6、..........................................6</p><p>　　三、參數(shù)計算....................................................7</p><p>　　4.1液壓缸參數(shù)計算...............................................7</p>&l

7、t;p>　　4.2液壓泵的參數(shù)計算............................................11</p><p>　　4.3電動機的選擇.... ............ ....... .......................12</p><p>　　四、元件選擇..........................................

8、..........13</p><p>　　5.1 確定閥類元件及輔件 ........................................13</p><p>　　5.2油管的選擇..................................................13</p><p>　　5.3油箱容積的確定.............

9、.................................14</p><p>　　五、液壓系統(tǒng)性能驗算...........................................15</p><p>　　6.1 驗算系統(tǒng)壓力損失...........................................15</p><p>　　6.2

10、驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升.........................................16</p><p>　　六、小結.......................................................18</p><p>　　七、參考文獻...................................................18&l

11、t;/p><p><b>　　一、負載分析</b></p><p>　　2.1負載與運動分析</p><p>　　1．工作負載：工作負載即為軸向切削力Ff=24000。</p><p>　　2．摩擦負載：摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：</p><p>　　靜摩擦阻力Ffs=0.2 ×5100=

12、1020.</p><p>　　動摩擦阻力 Ffd=01 × 5100=510</p><p><b>　　3．慣性負載:</b></p><p>　　取重力加速度，則有移動部件質量為m=510kg。</p><p>　　Fm=M×△v÷△t=510×3.5÷60

13、47;0.2=148.75N=149N</p><p><b>　　取η=0.95。</b></p><p>　　啟動：=1020N Ft=F/η=1020/0.95=1073.7N</p><p>　　加速: =1020+149=1169N Ft=F/η=1169/0.95=1230.5N</p

14、><p>　　快進: =510N Ft=F/η=510/0.95536.8N</p><p>　　工進: =1020+25800=245100NFt=F/η=245100/0.95=25800N</p><p>　　快退: =510N Ft=F/η=510/0.95=536.8N</p&g

15、t;<p>　　表1 液壓缸各階段的負載和推力</p><p>　　(液壓缸的機械效率取η=0.95)</p><p>　　注：不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用。</p><p>　　2.2負載圖和速度圖的繪制</p><p>　　負載圖按表1中所示數(shù)據(jù)繪制，如下圖1所示。</p><p><b&g

16、t;　　圖1 負載循環(huán)圖</b></p><p>　　速度圖按如下已知數(shù)值繪制:</p><p>　　快進速度與快退速度分別為：v1=v2=3.5/min</p><p>　　快進行程：L1=200mm</p><p>　　工進行程：L2=100mm</p><p>　　快退行程：L3=L1+L2=300m

17、m</p><p>　　工進速度：v2=0.03~0.04m/min</p><p><b>　　速度圖如下圖2所示</b></p><p><b>　　圖2 速度循環(huán)圖</b></p><p><b>　　二、計方案擬定</b></p><p>　　1

18、：確定液壓泵類型及調速方式</p><p>　　參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節(jié)流調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回路上加背壓閥，初定背壓值Pb=0.8Mpa.</p><p><b>　　2選用執(zhí)行元件</b></p><p>　　因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退

19、，且快進快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的二倍。</p><p>　　3：快速運動回路和速度換接回路</p><p>　　根據(jù)運動方式和要求，采用差動連接和雙泵供油二種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。</p><p>　　采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為

20、工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，且能實現(xiàn)自動化控制，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液壓順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程閥與壓力聯(lián)合控制形式。</p><p><b>　　4：換向回路的選擇</b></p><p>　　本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換想閥的換向回路。為便于實現(xiàn)差

21、動連接，所以選用三位五通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。</p><p>　　5：組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 </p><p>　　將上述選出的液壓基本回路組合在一起，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成如圖4-1所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓缸無桿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

22、測各點壓力。</p><p>　　圖2-1 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表2-2所示</p><p>　　表2-2電磁鐵動作順序表</p><p><b>　　三、參數(shù)計算</b></p><p><b>　　液壓缸參數(shù)計算</

23、b></p><p>　　1：初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　，所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2和表3初定液壓缸的工作壓力P1=40×105Pa。</p><p>　　表2 按負載選擇工作壓力、</p><p>　　表3 液壓常用設備的工作壓力</p><p>

24、;　　2：確定液壓缸的主要結構尺寸</p><p>　　要求動力滑臺的快進，快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積A等于有桿腔有效面積 A的二倍</p><p>　　即A =2 A。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥，按表8-2，初選背壓閥 =8×105Pa?？爝M時液壓缸雖然作差動連接，但是由于油管中有壓降存在，有

25、桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時可取?？焱藭r回油腔中有背壓，這時也可按5Pa 估算。</p><p>　　表4 執(zhí)行元件背壓的估計值</p><p>　　由前面的表格知最大負載為工進階段的負載F=25800N，按此計算A1.則</p><p><b>　　液壓缸直徑</b></p><p>　　由A =2 A，可知活塞桿

26、直徑D=，d=0.707D=0.707×95.5mm=67.55mm</p><p>　　按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 D=100mm d=70mm</p><p>　　按標準直徑算出 </p><p>　　按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產品樣本，調速閥最

27、小穩(wěn)定流量q=0.05/min，因工進速度V=0.03m/min為最小速度，則有</p><p>　　A=78.54cm2＞16.67cm2,滿足最低速度的要求。</p><p>　　3：計算液壓缸各階段的工作壓力，流量和功率</p><p>　　根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力，流量和功率，在計算工進時背壓按Pb=

28、8×105Pa代入，快退時背壓按Pb=5×105Pa代人計算公式和計算結果于下表中</p><p>　　表3-1：液壓缸所需的實際流量，壓力和功率</p><p>　　注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失△P=5×Pa,而 = +△P。</p><p>　　2：快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為,無桿腔回油，壓力為.退

29、時回油腔中有背壓，這時也可按5Pa 估算.</p><p><b>　　各階段壓力圖</b></p><p><b>　　各階段流量圖</b></p><p><b>　　液壓缸的工況圖</b></p><p><b>　　液壓泵的參數(shù)計算</b><

30、/p><p>　　由表3-1可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失∑△P=5×Pa，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為5×105Pa，則液壓泵最高工作壓力可按式下式算出</p><p>　　= +∑△P+5×=(36.9+5+5)×Pa=46.9×Pa </p><p>　　因此泵的額定壓力可取Pr1.25&#

31、215;46.9×105Pa=58.625×Pa</p><p>　　由表3-1可知，工進時所需流量最小是0.314/min，設溢流閥最小溢流為2.5L/min。</p><p>　　取泄露系數(shù)K=1.1,則小流量泵的流量應為</p><p>　　(1.1×0.314+2.5)L/min=2.8454L/min</p>&

32、lt;p>　　快進快退時液壓缸所需的最大流量是14.0L/min，則泵的總流量為</p><p>　　=1.1×14.0L/min=15.4L/min</p><p>　　即大流量泵的流量=15.4-2.8454=12.5546L/min。</p><p>　　根據(jù)上面計算的壓力和流量，并考慮液壓泵存在容積損失，查《液壓元件及選用》，選用YB1-10

33、/2.5型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力為6.3MPa.額定轉速為1450r/min.</p><p><b>　?。ㄈ╇妱訖C的選擇</b></p><p>　　系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量==0.060, 大泵流量=0.242 m/s。差動快進，快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需的電動機功率P。</p

34、><p><b>　　1：差動連接</b></p><p>　　差動快進時，大泵2的出口壓力經單向閥11與小泵1匯合，然后經單向閥2，三位五通閥3，二位二通閥4進入液壓缸大腔，大腔的壓力,由樣本可知，小泵的出口壓力損失△P=4.5×105Pa，大泵出口到小泵的壓力損失。于是計算得小泵的出口壓力 (總效率=0.5)，大泵出口壓力 (總效率=0.5).</p&

35、gt;<p><b>　　電動機功率：</b></p><p><b>　　2:工進</b></p><p>　　考慮到調速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差因此工進時小泵的出口壓力.而大泵的卸載壓力取=2×105Pa.（小泵的總效率=0.565，大泵總效率=0.3）。</p><p>

36、<b>　　電動機功率：</b></p><p><b>　　3：快退</b></p><p>　　類似差動快進分析知：小泵的出口壓力Pp1=15.7×105Pa(總效率=0.5)，大泵出口壓力Pp2=17.2×105Pa(總效率=0.51).</p><p><b>　　電動機功率：<

37、/b></p><p>　　綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90s-4異步電動機，電動機功率1.1KW。額定轉速1400r/min。</p><p><b>　　四、元件選擇</b></p><p>　　1：確定閥類元件及輔件</p><p>　　根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件的實際流量，查閱

38、產品樣本，選出的閥類元件和輔助規(guī)格如下表所示。其中溢流閥12按小流量泵的額定流量選取。過濾器按液壓泵額定流量的2倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統(tǒng)原理圖的序號一致。</p><p>　　表五：液壓元件明細表</p><p><b>　　2：油管的選擇</b></p><p>　　根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油

39、管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達38L/min ，液壓缸進、出油管直徑由下表可知。</p><p>　　為統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有油管均為內徑15mm,外徑19mm的10號冷拔管。</p><p><b>　　3：油箱容積的確定</b></p><p>　

40、　中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5～7倍，現(xiàn)取7倍，故油箱容積為</p><p>　　V=(7×19)L=133L</p><p>　　五、液壓系統(tǒng)性能驗算</p><p>　　壓力損失的驗算及泵壓力的調整</p><p>　　1：工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調整</p><p>　　工進時

41、管路中的流量僅為0.314L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時的液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則</p><p>　　=（36.9+5+5）×10Pa=46.9×10Pa</p><p>　　即小流量泵的

42、溢流閥12應按此壓力調整。</p><p>　　2：快退時的壓力損失驗算和大流量泵卸載壓力的調整</p><p>　　因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的2倍，其壓力損失比快進時的要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。</p><p>　　由于系統(tǒng)管路布局尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流

43、動狀態(tài)。現(xiàn)取進，回油路管道長為l=1.8m，油管直徑d=15×10m，通過的流量為進油路q=19L/min=0.317×10m/s，回油路q=38L/min=0.633×10m/s，油的運動粘度取v=1.5cm/s，油的密度ρ=900kg/m,液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。</p><p>　　（1）確定油流的流動狀態(tài) 按式（2-19）經單位換算為</p>&

44、lt;p><b>　　Re= </b></p><p>　　式中 v——平均流速（m/s）；</p><p>　　D——油管內徑（m）；</p><p>　　——油的運動粘度（cm/s）</p><p>　　q—— 通過的流量（m/s）</p><p>　　則進油路中的液流雷諾數(shù)為<

45、;/p><p><b>　　R=</b></p><p>　　回油路中的液流雷諾數(shù)為</p><p><b>　　R=</b></p><p>　　由上可知，進油路中的流動都是層流。</p><p>　?。?）沿程壓力損失∑ 由式（2-33）可算出進油路和回油路的壓力損失。&l

46、t;/p><p><b>　　在進油路上，流速</b></p><p><b>　　則壓力損失為</b></p><p><b>　　∑</b></p><p>　　在回油路上，流速為進油路流速的2倍即V=3.58m/s</p><p><b>　

47、　則壓力損失為</b></p><p><b>　　∑</b></p><p>　　（3）局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失，通過各閥的局部壓力損失按式（1-39）計算，結果于表五中。</p><p>　　表六：閥類元件局部壓力損失</p><p>　

48、　注：快退時經過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同</p><p>　　若取集成塊進油路的壓力損失=0.3×10Pa,回油路壓力損失為=0.5×10Pa，則進油路和回油路總的壓力損失為</p><p>　　=（0.62+0.82+0.26+0.46+0.3）×10Pa=2.46×10Pa</p><p>　　=（1.2

49、4+1.03+1.03+0.5）×10Pa =3.26×10Pa</p><p>　　前面已算出快退時液壓缸負載F=536.8N；則快退時液壓缸的工作壓力為</p><p>　　P=(536.8+∑)/ =[(536.8+3.26×10×78.54×)/40.05×]Pa=7.733×Pa</p><

50、p>　　可算出快退時泵的工作壓力為</p><p>　　= P+∑=(7.733+2.46) ×10Pa =10.193×105Pa</p><p>　　因此，大流量泵卸載閥10的調整壓力應大于10.193×105Pa。</p><p>　　從以上驗算結果可以看出，各個工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，說明液壓系統(tǒng)的油路

51、結構，元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。</p><p>　　液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和升溫驗算</p><p>　　在整個工作循環(huán)中。工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)升溫。</p><p>　　工進時液壓泵的輸入功率如前面計算 P=655.3W</p><p>　　工進時液壓缸的輸出功率</p&

52、gt;<p>　　=FV=(25800×0.03/60)W=12.9W</p><p>　　系統(tǒng)總的發(fā)熱功率Ф為： </p><p>　　Ф= P-=(655.3-12.9)W=642.4W</p><p>　　已知郵箱容積V=133L=133×10m,則郵箱近似散熱面積A為</p><p>　　A=0.06

53、5=1.6913</p><p>　　假定通風良好，取郵箱散熱系數(shù),則可得油液升溫為</p><p>　　設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為</p><p>　　所以油箱散熱基本可達到要求。</p><p><b>　　六、小結</b></p><p>　　為期一周的液壓課程設計是結束了，雖然經歷的時間不

54、多，也感覺時間不夠用，學到的東西還是蠻多的。液壓我們是上學期學的，課程設計拉到這個學期，還是起到一個蠻好的復習作用。自己剛開始做的時候，發(fā)現(xiàn)自己都忘得差不多了，也是參考著前輩們做的課程設計才略微的撿起一些液壓知識。其次，理論終究是歸理論，液壓課本知識學得再好，當然自己也沒學好，做起設計起來還是蠻吃力的。又要考慮理論部分，還得結合現(xiàn)實的實際情況。我想這就是為什么很多公司比較重視工作經驗的原因吧。以后還是得勁量珍惜這為數(shù)不少的設計環(huán)節(jié)。最后

55、，因為自己是走讀生住在外面，這課程設計是一個人悶著搞啊。好多東西都沒弄清，去公寓走了一趟，頓然開朗啊。這或許就是集體的智慧還是更偉大些，這也說明自己的那種合作理念不行啊。總之這次課程設計受益匪淺，希望學校還多增加一些實踐環(huán)節(jié)。</p><p><b>　　七、參考文獻</b></p><p>　　【1】王守城　段俊勇.《液壓元件及選用》. </p>&l