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1、
《液壓與氣壓傳動》
課程設(shè)計說明書
設(shè)計題目: 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)
姓名:
班級:
學(xué)號:
分組:
指導(dǎo)教師:
廣東科技學(xué)院機電工程系
2016年12月10日
目錄
設(shè)計任務(wù)及要求 1
一、基本結(jié)構(gòu)與動作順序 1
二、主要性能參數(shù) 1
設(shè)計計算分析 1
一、確定執(zhí)行元件 1
二、負載分析 1
1.工作負載 1
2.慣性負
2、載 2
3.阻力負載 2
三、運動分析 2
四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 3
1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式 3
2.選用執(zhí)行元件 3
3.快速運動回路和速度換接回路 3
4.換向回路的選擇 3
5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 3
五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 4
1. 初步選定液壓缸工作壓力根據(jù) 4
2.確定液壓缸主要尺寸 4
3.計算最大流量 5
六、液壓元件的選擇 7
1.液壓泵 7
2. 閥類元件的選擇 8
3.油管的選擇 9
4.油箱容積的確定 9
七、驗算液壓系統(tǒng)性能 9
1.回路壓力損失驗算 9
2.油液溫升驗算 9
參考資料 10
設(shè)計任務(wù)及要求
一、
3、基本結(jié)構(gòu)與動作順序
臥式單面多軸組合機床主要由工作臺、床身、單面動力滑臺、定位夾緊機構(gòu)等組成,加工對象為鑄鐵變速箱體,能實現(xiàn)自動定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下:
工件輸送至工作臺 自動定位 夾緊 動力滑臺 快進 工進 快退 夾緊松開 定位退回 工件送出。(其中工作輸送系統(tǒng)不考慮)
二、主要性能參數(shù)
1.最大切削力Ft=25kN;
2.運動部件總重量M=15kN;
3.加減速時間?t=0.1s;
4.靜摩擦系數(shù)fs=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1,采用平導(dǎo)軌;
5.快進行程l1=200mm;工進行程l2=50mm,工進
4、速度30~120mm/min,快進與快退速度均為6m/min;
6.工作臺要求運動平穩(wěn),但可以隨時停止運動,兩動力滑臺完成各自循環(huán)時互不干擾,夾緊可調(diào)并能保證。
設(shè)計計算分析
一、確定執(zhí)行元件
臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)在工作時要求液壓系統(tǒng)主要完成直線運動,故我們應(yīng)當選用液壓缸為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件。
圖1 臥式單面多軸鉆孔組合機床模型
二、負載分析
我們在負載分析中只考慮機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載,其他負載對液壓系統(tǒng)影響較小,我們可以忽略不計。
1. 工作負載
工作負載指在工作過程中由于機器特定工作情況而產(chǎn)生的
5、負載。在臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中,工作負載即為最大切削力,且最大切削力Ft=25kN。
2. 慣性負載
最大慣性負載Fm取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度,為二者的乘積,由快進與快退速度均為6m/min,快進之前機床無速度得?v=6m/min;又由加減速時間?t=0.1s、運動部件總重量M=15kN;故:
3. 阻力負載
阻力負載即工作臺的機械摩擦阻力,分為靜摩擦力和動摩擦力兩個部分。
靜摩擦阻力:
動摩擦阻力:
三、運動分析
由上述所得信息分析負載,我們可計算并繪制出下表:
表1 液壓缸中各工況負載
工況
負載組成
6、負載值F/N
液壓缸推力F/N
F=F/ηm
起動
F=Ffs
3000
3333
加速
F=Ffd+Fm
3031
3368
快進
F=Ffd
1500
1667
工進
F=Ffd+Ft
26500
29444
快退
F=Ffd
1500
1667
注:1.液壓缸的機械效率在此處取ηm=0.9。
2.不考慮動力滑臺上顛覆轉(zhuǎn)矩的作用。
圖2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖
四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計
1. 確定液壓泵類型及調(diào)速方式
參考同類組合機床,選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路,溢流閥作
7、定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖,回油路上設(shè)置背壓閥。
2. 選用執(zhí)行元件
因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作,反向快退,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等于有桿面積A2的兩倍。
3. 快速運動回路和速度換接回路
根據(jù)本例的運動方式和要求,采用差動連接與雙泵供油兩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。
4. 換向回路的選擇
本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求,所以選用電磁換向器的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接,選用了三位五通換向閥。為提高換向
8、的位置精度,采用死檔板和壓力繼電器的行程終點返程控制。
5. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖
將上述所選定的液壓回路進行組合,并根據(jù)要求作必要的修改補充,即組成如圖所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調(diào)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(shè)置測壓點,并設(shè)置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。
圖3系統(tǒng)工作原理圖
液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表。
表2電磁鐵動作順序
1Y
2Y
3Y
快進
+
-
-
工進
+
-
+
快退
-
-
-
停止
-
+
-
五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算
1. 初步選定液壓缸
9、工作壓力根據(jù)
由表1所示負載大小,可得本次設(shè)計的臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中工進時負載最大且為29444N。由表2可初定液壓缸的工作壓力p1=4MPa。
表3 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力
負載F(kN)
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
壓力p(MPa)
<0.8~1.0
1.5~2.0
2.5~3.0
3.0~4.0
4.0~5.0
>5.0~7.0
2. 確定液壓缸主要尺寸
參考同類組合機床,選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路,溢流閥作定壓閥。由于系統(tǒng)的快進快退速度相等,現(xiàn)采
10、用活塞式固定單杠液壓缸,并在快進時采用單作用液壓缸的差動連接方式。使用活塞桿固定,活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D關(guān)系。
為防止在工進時鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖,在回油路中安裝背壓閥,使液壓缸的回油腔有一定的背壓,選取此背壓值p2=0.8MPa。
快進時液壓缸存在降壓△p,有桿腔壓力必然大于無桿腔壓力,估算時初取△p0.5MPa;快退時回油腔同樣有背壓且與工進時相等。
工進時液壓缸的推力計算為:
由該公式得:
根據(jù)GB/T 2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定,圓
11、整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm,活塞桿直徑為d=70mm。
則液壓缸兩腔的實際有效面積分別為:
計算得到液壓系統(tǒng)的實際工作壓力為:
3. 計算最大流量
系統(tǒng)在快進過程中液壓缸差動連接,此時有:
由此可得,組合機床在快進的過程中液壓缸所需流量為:
在組合機床快退過程中液壓缸所需流量為:
由組合機床工進過程中的速度為工進速度30~120mm/min,故取其速度v1=50mm/min,液壓缸所需流量為:
其中最大的流量為快退速度33.924L/min。
根據(jù)上述值及流量計算結(jié)果,進一步計算液壓
12、缸在各個工作階段的壓力、流量和功率值,如表4所示:
圖4 多軸機床液壓系統(tǒng)工況圖
表4 各工況下的主要參數(shù)值
工作循環(huán)
計算公式
負載F
N
回油壓力p2
MPa
進油壓力p1
MPa
所需流量q
L/min
輸入功率P
kW
快進啟動
3333
0
1.600
/
/
快進加速
3368
2.110
1.610
/
/
快進恒速
1667
1.668
1.168
23.094
0.450
工進
29444
0
13、.8
3.570
0.475
0.028
快退啟動
3333
0
1.389
/
/
快退加速
3368
0.8
1.395
/
/
快退恒速
1667
0.8
1.095
33.924
0.619
六、液壓元件的選擇
1. 液壓泵
液壓缸在循環(huán)中的最大工作壓力為3.570MPa,根據(jù)經(jīng)驗設(shè)油路上的壓力損失為0.8MPa,壓力繼電器調(diào)整壓力應(yīng)比系統(tǒng)最大工作壓力要高0.5MPa,則高壓小流量泵的最大工作壓力為:
低壓大流量泵在快速運動時才向液壓缸輸送液壓油,由已知快進時液壓缸中工作壓力比快進時大,若取油路的
14、壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為:
兩個液壓泵應(yīng)當提供給液壓缸的最大流量為23.094L/min,若回路中的泄露按液壓缸輸入流量的10%估算,則兩臺泵的總流量為:。又由溢流閥最小穩(wěn)定溢流量為3L/min,工進時輸入液壓缸的流量為0.475L/min,固小流量泵的流量規(guī)格最少應(yīng)達到3.475L/min。
根據(jù)數(shù)據(jù)查詢產(chǎn)品數(shù)值,選取YB-4/25型雙聯(lián)葉片泵。
由于該液壓缸快退時輸入功率最大,這相當于液壓泵輸入壓力為1.668MPa,流量為29L/min時的情況,取雙聯(lián)葉片泵總效率ηp=0.75,則液壓泵驅(qū)動電動機所需功率為:
查閱電動機產(chǎn)品樣本,選擇Y1
15、00L-6異步電動機,其主要參數(shù)如下:
表5 Y100L-6異步電動機主要參數(shù)表
功率KW
額定轉(zhuǎn)速r/min
電流A
效率%
凈重kg
1.5
940
4
77.5
35
2. 閥類元件的選擇
液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的實際流量,如表6的方案:
表6 元件型號與規(guī)格
序號
元件名稱
最大通過流量
型號
1
雙聯(lián)葉片泵
29
YB-4/25
2
單向閥
60
QCI-63B
3
三位五通電磁閥
60
35DY-63BYZ
4
二位二通電磁閥
32
22-63BH
5
調(diào)速閥
<1
QCI-63B
16、
6
壓力繼電器
-
D-63B
7
單向閥
45
I-63B
8
液控順序閥
0.16
XY-25B
9
背壓閥
<1
B-10B
10
液控順序閥
25
XY-63B
11
單向閥
25
I-63B
12
溢流閥
4
Y-10B
13
過濾器
30
XU-62*100-J
14
壓力表開關(guān)
K-3B
15
減壓閥
30
J-63B
16
單向閥
30
I-63B
17
二位四通電磁閥
30
24D-40B
18
單向順序閥
-
XI-63B
19
壓力繼電器
-
D-63B
17、20
壓力繼電器
-
D-63B
3. 油管的選擇
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(nèi)通油量最大,其實際流量為泵的額定流量的兩倍達58L/min,則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本,選用內(nèi)徑為15mm,外徑為22mm的20號退冷鋼管。
4. 油箱容積的確定
中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍,本設(shè)計取7倍,故油箱容積為:
七、驗算液壓系統(tǒng)性能
1. 回路壓力損失驗算
由于系統(tǒng)具體管路布置未確定,整個回路的壓力損
18、失無法估算,所以本次設(shè)計略過此處。
2. 油液溫升驗算
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)溫升。
工進時液壓泵的輸入功率
q1—小泵的標準流量
q2—大泵的標準流量
Pp1—小泵的出口工進階段壓力
Pp2—大泵的卸載的初選壓力
工進時液壓缸的輸出功率
系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為:
已知油箱容積V=203L,則按油箱近似散熱面積A為:
假定通風良好,取油箱散熱系數(shù),則利用可得油液溫升為:
設(shè)環(huán)境溫度T2=25℃,則熱平衡溫度為
所以油箱散熱基本可達要求。
參考資料
1.《液壓元件與系統(tǒng)》李壯云,機械工業(yè)出版社,2011
2.《液壓系統(tǒng)設(shè)計》郭玲、龔雪,化學(xué)工業(yè)出版社,2015
3.《機械設(shè)計手冊 單行本 液壓傳動與控制》機械設(shè)計手冊編委會,機械工業(yè)出版社,2007