液压课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统文档格式.docx
《液压课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统文档格式.docx（17页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
2.独立完成设计。
设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。
不能简单地抄袭；
3.在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考；
4.液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。
具体题目由指导老师分配，题目附后；
5.液压传动课程设计要求学生完成以下工作：
⑴设计计算说明书一份；
⑵液压传动系统原理图一张（3号图纸，包括工作循环图和电磁铁动作顺序表）。
二、设计的内容及步骤
㈠设计内容
1.液压系统的工况分析，绘制负载和速度循环图；
2.进行方案设计和拟定液压系统原理图；
3.计算和选择液压元件；
4.验算液压系统性能；
5.绘制正式工作图，编制设计计算说明书。
㈡设计步骤
以一般常规设计为例，课程设计可分为以下几个阶段进行。
1.明确设计要求
⑴阅读和研究设计任务书，明确设计任务与要求；
分析设计题目，了解原始数据和工作条件。
⑵参阅本书有关内容，明确并拟订设计过程和进度计划。
2.进行工况分析
⑴做速度-位移曲线，以便找出最大速度点；
⑵做负载-位移曲线，以便找出最大负载点。
液压缸在各阶段所受的负载需要计算，为简单明了起见，可列表计算；
计算公式见教材表9-2。
⑶确定液压缸尺寸
确定液压缸尺寸前应参照教材选择液压缸的类型，根据设备的速度要求确定d/D的比值、选取液压缸的工作压力，然后计算活塞的有效面积，经计算确定的液压缸和活塞杆直径必须按照直径标准系列进行圆整。
计算时应注意考虑液压缸的背压力，背压力可参考教材表9-1选取。
⑷绘制液压缸工况图
4
计算和选择液压组件
1（约占20%）
5
验算液压系统性能
0.5（约占10%）
6
绘制液压系统原理图，编制课程设计说明书
7
设计总结与答辩
四、设计题目
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与夹紧，所需夹紧力不得超过6000N。
该系统工作循环为：
快进——工进——快退——停止。
机床快进快退速度约为6m／min，工进速度可在30～120mm／min范围内无级调速,快进行程为200mm，工进行程为50mm，最大切削力为25kN，运动部件总重量为15kN，加速（减速）时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。
卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计
一、设计要求及工况分析
1．1设计要求
技术参数：
快进——工进——快退——停止
1.2负载与运动分析
1.2.1负载分析
已知工作负载
按启动换向时间和运动部件重量计算得到惯性负载
摩擦阻力
取液压缸的机械效率
，得出液压缸各工作阶段的负载值，见表1所列。
表1液压缸各阶段的负载和推力
工
况
计
算
公
式
缸的负载F/N
启动加速
5033
快
进
1667
29478
退
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-s和速度循环图
-s，如图1和图2所示。
图1
图2
二、液压系统主要参数确定
2.1初选液压缸工作压力
根据要求可确定液压缸为差动式液压缸。
经负载分析和计算可知液压缸驱动的最大负载是在工进阶段为29478N由参考表9-3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。
2.2计算液压缸主要尺寸
2.2.1初选液压缸的工作压力
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（A1=2A2），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，参考教材表9-1选此背压为p2=0.6MPa。
2.2.2计算液压缸结构参数
进而由表9-1可确定工进时的背压力为Pb=0.5-1.5,我们取Pb=0.5MPa，
=0.90。
根据差动缸定义有A1=2A2
，则d=0.707D，由工进工况下液压的平衡力平衡方程
可得
液压缸的内径
对D圆整，取D=100mm由d=0.707D，经过圆整得d=70mm
计算出液压缸的有效面积
工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量
，设计要求最低工进速度
，经验算可知满足式（9-1）要求。
2.2.3.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7所列，由此绘制的液压缸工况图如图3所示。
表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况
推力
F/N
回油腔压力
p2/MPa
进油腔压力
p1/MPa
输入流量
q×
10-3/m3/s
输入功率
P/KW
计算公式
快进
P2=p1+0.5
1.74
—
恒速
p1+0.5
0.90
0.4
0.36
工进
0.6
4.05
0.0039
~0.0157
0.0158
~0.064
快退
0.5
2.33
1.455
0.385
0.56
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。
三、拟定液压系统原理图
3.1主体方案的确定
由表7可知，本系统属于速度变化不大的小功率固定作业系统，因而首先考虑性能稳定的双定量泵供油，差动缸差动快进和高速阀进口节流高速的开式系统方案。
这样，既满足液压缸工进的高压小流量要求，既考虑了节能问题，又兼顾了工作可靠性问题。
3.2基本回路确定
3.2.1供油回路
按主题方案，供油回路采用双定量泵供油回路，见图4所示。
图4
3.2.2选择调速回路
由图4可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。
为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。
3.2.3选择速度换接回路
由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（v1/v2=0.1/（0.8×
10-3）=125）,为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀制的换接回路，如图5所示。
图5
3.2.4选择快速运动和换向回路
本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。
考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。
由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图6所示。
图6
3.2.5方向控制回路
为了满足液压缸停止，启动，换向和液压缸差动控制，图6给出了利用三位五通电液换向阀为主的方向控制回路。
图中的单向阀建立了电液换向阀所需的控制压力。
3.2.6选择定位夹紧回路
此回路采用顺序阀控制的顺序动作回路，图7所示。
这种回路采用了单向自控顺序阀对两缸进给和退回双向顺序控制，起到先定位，夹夹紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。
紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。
图7
3.3液压系统原理图综合
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图。
在图中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀7。
考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器10。
（见后附图）
四、计算和选择液压元件及辅件
4.1确定液压泵的规格和电动机功率
4.1.1计算液压泵的最大工作压力
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.86MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑∆p=1MPa，继电器的可靠动作要求压差∆pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为
∆p+∆pe=3.86+1+0.5=5.36MPa
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.73MPa，比快进时大。
考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑∆p=0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为
P1+∑∆P=1.73+0.5=2.23MPa
4.1.2计算液压泵的流量
由表7可知，液压缸快进时所需最大流量为0.385×
10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，
则泵的最小供油量
为
考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.768×
10-5m3/s=0.45L/min，则小流量泵的流量最少应为3.45L/min。
4.1．3确定液压泵的规格和电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅手册可知，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵。
其转速为
，容积效率
时，双联泵同时供油流量为
；
而
由表7得知，液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为
W
根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。
4.2确定其它元件及辅件
4.2.1确定阀类元件及辅件
根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。
其中，溢流阀4按小流量泵的额定流量选取，调速阀13选用Q—6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。
表8液压元件规格及型号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
型号
额定流量q/L/min
额定压力/MPa
额定压降/MPa
油箱
160
---
-----
----
滤油器
29.6
XU—80×
200
100
16
0.3
双联叶片泵
PV2R12-6/26
3.45/25.41
17.5
溢流阀
5.1
YF3-E10B
10
压力表开关
K—6B
14
单向阀
57.4
AF3-Ea10B
63
0.2
三位五通电液换向阀
35DY—100BY
调速阀
<
1
AXQF-E10B
行程阀
50.4
22C—100BH
压力继电器
PF—B8L
液压缸
--
二位四通电磁换向阀
35DYF3Y-E10B
顺序阀
XF3-E10B
*注：
此为电动机额定转速为940r/min时的流量。
4.2.2确定油管
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的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。
表9各工况实际运动速度、时间和流量
表10允许流速推荐值
管道
推荐流速/（m/s）
吸油管道
0.5～1.5，一般取1以下
压油管道
3～6，压力高，管道短，粘度小取大值
回油管道
1.5～3
由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取
=4m/s，由式
计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为
为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。
4.2.3确定油箱
油箱的容量按式
估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；
中压系统，α=5～7；
高压系统，α=6～12。
现取α=4，得
五、验算系统发热与温升
由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。
在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失：
液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率：
工进时液压缸输出的有效功率：
由此可计算出系统的功率损失为：
油箱散热面积A为
取油箱的散热系数
这个温升小于机床油液和油箱允许温升
，所以不需要强制散热。
六、设计小结
通过本次设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力。
既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。
在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆成了我们很好的助手。
在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查阅资料的能力也得到了很好的锻炼。
我们学习的知识是有限的，在以后的工作中我们肯定会遇到许多未知的领域，这方面的能力便会使我们受益非浅。
在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题。
有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决。
自然而然，我的耐心便在其中建立起来了。
为以后的工作积累了经验，增强了信心。
主要参考文献
[1]李异何，丁问思，孙海平主编.液压与气动技术.第一版.北京：
国防工业出版社，2006.2
[2]陈奎生主编.液压与气压传动.第一版.北京：
武汉理工大学出版社，2002
[3]谢家瀛主编.组合机床设计简明手册.第一版.北京:
机械工业出版社，1994
[4]杨培元主编.液压系统设计简明手册.第一版.北京:
机械工业出版社，2003
[5]官忠范主编.液压传动系统.第一版.北京：
机械工业出版社，1997
升级会员 