臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng)

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. 《液壓與氣壓傳動(dòng)》 課程設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目： 臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng) 姓名： 班級(jí)： 學(xué)號(hào)： 分組： 指導(dǎo)教師： 廣東科技學(xué)院機(jī)電工程系 2016年12月10日 . 目錄 設(shè)計(jì)任務(wù)及要求 1 一、基本結(jié)構(gòu)與動(dòng)作順序 1 二、主要性能參數(shù) 1 設(shè)計(jì)計(jì)算分析 1 一、確定執(zhí)行元件 1 二、負(fù)載分析 1 1.工作負(fù)載 1 2.慣性負(fù)載 2 3.阻力負(fù)載 2 三、運(yùn)動(dòng)分析 2 四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計(jì) 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(yùn)動(dòng)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(jì)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(jì)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(yàn)算液壓系統(tǒng)性能 9 1.回路壓力損失驗(yàn)算 9 2.油液溫升驗(yàn)算 9 參考資料 10 . 設(shè)計(jì)任務(wù)及要求 一、基本結(jié)構(gòu)與動(dòng)作順序 臥式單面多軸組合機(jī)床主要由工作臺(tái)、床身、單面動(dòng)力滑臺(tái)、定位夾緊機(jī)構(gòu)等組成，加工對(duì)象為鑄鐵變速箱體，能實(shí)現(xiàn)自動(dòng)定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下： 工件輸送至工作臺(tái) 自動(dòng)定位 夾緊 動(dòng)力滑臺(tái) 快進(jìn) 工進(jìn) 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(yùn)動(dòng)部件總重量M=15kN； 3．加減速時(shí)間?t=0.1s； 4．靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)fd=0.1，采用平導(dǎo)軌； 5．快進(jìn)行程l1=200mm；工進(jìn)行程l2=50mm，工進(jìn)速度30～120mm/min，快進(jìn)與快退速度均為6m/min； 6．工作臺(tái)要求運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，但可以隨時(shí)停止運(yùn)動(dòng)，兩動(dòng)力滑臺(tái)完成各自循環(huán)時(shí)互不干擾，夾緊可調(diào)并能保證。 設(shè)計(jì)計(jì)算分析 一、確定執(zhí)行元件 臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng)在工作時(shí)要求液壓系統(tǒng)主要完成直線運(yùn)動(dòng)，故我們應(yīng)當(dāng)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(jī)床模型 二、負(fù)載分析 我們?cè)谪?fù)載分析中只考慮機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)所受到的工作負(fù)載、慣性負(fù)載和機(jī)械摩擦阻力負(fù)載，其他負(fù)載對(duì)液壓系統(tǒng)影響較小，我們可以忽略不計(jì)。 1. 工作負(fù)載 工作負(fù)載指在工作過程中由于機(jī)器特定工作情況而產(chǎn)生的負(fù)載。在臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng)中，工作負(fù)載即為最大切削力，且最大切削力Ft=25kN。 2. 慣性負(fù)載 最大慣性負(fù)載Fm取決于移動(dòng)部件的質(zhì)量和最大加速度，為二者的乘積，由快進(jìn)與快退速度均為6m/min，快進(jìn)之前機(jī)床無速度得?v=6m/min；又由加減速時(shí)間?t=0.1s、運(yùn)動(dòng)部件總重量M=15kN；故： 3. 阻力負(fù)載 阻力負(fù)載即工作臺(tái)的機(jī)械摩擦阻力，分為靜摩擦力和動(dòng)摩擦力兩個(gè)部分。 靜摩擦阻力： 動(dòng)摩擦阻力： 三、運(yùn)動(dòng)分析 由上述所得信息分析負(fù)載，我們可計(jì)算并繪制出下表： 表1 液壓缸中各工況負(fù)載 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值F/N 液壓缸推力F/N F=F/ηm 起動(dòng) F=Ffs 3000 3333 加速 F=Ffd+Fm 3031 3368 快進(jìn) F=Ffd 1500 1667 工進(jìn) F=Ffd+Ft 26500 29444 快退 F=Ffd 1500 1667 注：1.液壓缸的機(jī)械效率在此處取ηm=0.9。 2.不考慮動(dòng)力滑臺(tái)上顛覆轉(zhuǎn)矩的作用。 圖2 組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)負(fù)載循環(huán)圖 四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計(jì) 1. 確定液壓泵類型及調(diào)速方式 參考同類組合機(jī)床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進(jìn)油節(jié)流調(diào)速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時(shí)滑臺(tái)突然失去負(fù)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(dòng)作循環(huán)要求正向快進(jìn)和工作，反向快退，且快進(jìn)、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進(jìn)時(shí)差動(dòng)連接，無桿腔面積A1等于有桿面積A2的兩倍。 3. 快速運(yùn)動(dòng)回路和速度換接回路 根據(jù)本例的運(yùn)動(dòng)方式和要求，采用差動(dòng)連接與雙泵供油兩種快速運(yùn)動(dòng)回路來實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)。即快進(jìn)時(shí)，由大小泵同時(shí)供油，液壓缸實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接。 4. 換向回路的選擇 本系統(tǒng)對(duì)換向的平穩(wěn)性沒有嚴(yán)格的要求，所以選用電磁換向器的換向回路。為便于實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，采用死檔板和壓力繼電器的行程終點(diǎn)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(jìn)行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補(bǔ)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(jìn)口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進(jìn)口處設(shè)置測(cè)壓點(diǎn)，并設(shè)置多點(diǎn)壓力表。這樣只需一個(gè)壓力表即能觀測(cè)各點(diǎn)壓力。 圖3系統(tǒng)工作原理圖 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動(dòng)作順序如下表。 表2電磁鐵動(dòng)作順序 1Y 2Y 3Y 快進(jìn) + - - 工進(jìn) + - + 快退 - - - 停止 - + - 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算 1. 初步選定液壓缸工作壓力根據(jù) 由表1所示負(fù)載大小，可得本次設(shè)計(jì)的臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床液壓系統(tǒng)中工進(jìn)時(shí)負(fù)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(fù)載選擇執(zhí)行元件工作壓力 負(fù)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(jī)床，選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進(jìn)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(jìn)快退速度相等，現(xiàn)采用活塞式固定單杠液壓缸，并在快進(jìn)時(shí)采用單作用液壓缸的差動(dòng)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(jìn)時(shí)鉆孔鉆通時(shí)滑臺(tái)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(jìn)時(shí)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(shí)初取△p0.5MPa；快退時(shí)回油腔同樣有背壓且與工進(jìn)時(shí)相等。 工進(jìn)時(shí)液壓缸的推力計(jì)算為： 由該公式得： 根據(jù)GB/T 2348—1993對(duì)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(shí)際有效面積分別為： 計(jì)算得到液壓系統(tǒng)的實(shí)際工作壓力為： 3. 計(jì)算最大流量 系統(tǒng)在快進(jìn)過程中液壓缸差動(dòng)連接，此時(shí)有： 由此可得，組合機(jī)床在快進(jìn)的過程中液壓缸所需流量為： 在組合機(jī)床快退過程中液壓缸所需流量為： 由組合機(jī)床工進(jìn)過程中的速度為工進(jìn)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(jì)算結(jié)果，進(jìn)一步計(jì)算液壓缸在各個(gè)工作階段的壓力、流量和功率值，如表4所示： 圖4 多軸機(jī)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(jì)算公式 負(fù)載F N 回油壓力p2 MPa 進(jìn)油壓力p1 MPa 所需流量q L/min 輸入功率P kW 快進(jìn)啟動(dòng) 3333 0 1.600 / / 快進(jìn)加速 3368 2.110 1.610 / / 快進(jìn)恒速 1667 1.668 1.168 23.094 0.450 工進(jìn) 29444 0.8 3.570 0.475 0.028 快退啟動(dòng) 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(yàn)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(yùn)動(dòng)時(shí)才向液壓缸輸送液壓油，由已知快進(jìn)時(shí)液壓缸中工作壓力比快進(jìn)時(shí)大，若取油路的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： 兩個(gè)液壓泵應(yīng)當(dāng)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(tái)泵的總流量為：。又由溢流閥最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，工進(jìn)時(shí)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(dá)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(shí)輸入功率最大，這相當(dāng)于液壓泵輸入壓力為1.668MPa，流量為29L/min時(shí)的情況，取雙聯(lián)葉片泵總效率ηp=0.75，則液壓泵驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)所需功率為： 查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本，選擇Y100L-6異步電動(dòng)機(jī)，其主要參數(shù)如下： 表5 Y100L-6異步電動(dòng)機(jī)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(gè)閥類元件和輔助元件的實(shí)際流量，如表6的方案： 表6 元件型號(hào)與規(guī)格 序號(hào) 元件名稱 最大通過流量 型號(hào) 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 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 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(jìn)、出油管按輸入、排出的最大流量來計(jì)算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動(dòng)連接快進(jìn)快退時(shí)，油管內(nèi)通油量最大，其實(shí)際流量為泵的額定流量的兩倍達(dá)58L/min，則液壓缸進(jìn)、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(hào)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(jì)取7倍，故油箱容積為： 七、驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能 1. 回路壓力損失驗(yàn)算 由于系統(tǒng)具體管路布置未確定，整個(gè)回路的壓力損失無法估算，所以本次設(shè)計(jì)略過此處。 2. 油液溫升驗(yàn)算 在整個(gè)工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占用的時(shí)間最長(zhǎng)，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進(jìn)階段造成的，故按工進(jìn)工況驗(yàn)算系統(tǒng)溫升。 工進(jìn)時(shí)液壓泵的輸入功率 q1—小泵的標(biāo)準(zhǔn)流量 q2—大泵的標(biāo)準(zhǔn)流量 Pp1—小泵的出口工進(jìn)階段壓力 Pp2—大泵的卸載的初選壓力 工進(jìn)時(shí)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(fēng)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(dá)要求。 參考資料 1.《液壓元件與系統(tǒng)》李壯云，機(jī)械工業(yè)出版社，2011 2.《液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)》郭玲、龔雪，化學(xué)工業(yè)出版社，2015 3.《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 單行本 液壓傳動(dòng)與控制》機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì)，機(jī)械工業(yè)出版社，2007 .