組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)-液壓課程設計.doc

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湖 南 科 技 大 學 課程設計說明書 課程名稱： 專業(yè)模塊課程設計 題目名稱：組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 姓 名： 泮一平 學 號： 1153010531 指導教師： 劉 長 鳴 2015年 1月 8日 目錄 一、液壓傳動的工作原理和組成............................ 二、設計要求........................................... 三、液壓系統(tǒng)的工況分析.................................. 四、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)................................ 五、液壓元件的選擇...................................... 六、驗算液壓系統(tǒng)性能.................................... 七、設計小結........................................... 一、 液壓傳動的工作原理和組成 液壓傳動是用液體作為工作介質來傳遞能量和進行控制的傳動方式。液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件（缸或馬達）把液體壓力能轉換為機械能，從而驅動工作機構，實現(xiàn)直線往復運動和回轉運動。驅動機床工作臺的液壓系統(tǒng)是由郵箱、過濾器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管、接頭等組成。 1、 工作原理 （1） 電動機驅動液壓泵經(jīng)濾油器從郵箱中吸油，油液被加壓后，從泵的輸出口輸入管路。油液經(jīng)開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動。液壓缸里的油液經(jīng)換向閥和回油管排回郵箱。 （2） 工作臺的移動速度是通過節(jié)流閥來調節(jié)的。當節(jié)流閥開大時，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度增大；當節(jié)流閥關小時，進入液壓缸的油量減少，工作臺的移動速度減少。由此可見，速度是油量決定的。 2、 液壓系統(tǒng)的基本組成 （1） 能源裝置——液壓泵。它將動力部分所輸出的機械能轉換成液壓能，給系統(tǒng)提供壓力油液。 （2） 執(zhí)行裝置——液壓機。通過它將液壓能轉換成機械能，推動負載做功。 （3） 控制裝置——液壓閥。通過它們的控制調節(jié)，使液流的壓力、流速和方向得以改變，從而改變執(zhí)行元件的力、速度和方向。 （4） 輔助裝置——郵箱、管路、儲能器、濾油器、管接頭、壓力表開關等。通過這些元件把系統(tǒng)聯(lián)接起來，以實現(xiàn)各種工作循環(huán)。 （5） 工作介質——液壓油。絕大多數(shù)液壓油采用礦物油，系統(tǒng)用它來傳遞能量和信息。 二、 設計要求 設計一臺組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。 1.機床要求的工作循環(huán)是：要求實現(xiàn)工件快進、工進、快退等過程，最后自動停止；動力滑臺采用平導軌，往復運動的加速、減速時間為0.2s。 2.機床的其他工作參數(shù)如下： 參數(shù)三 運動部件總重力 G=30000N 5000N 切削力 Ft=20000N 24000N 快進、快退速度 v1=v3=6m/min 3.5m/min 最大行程 l=400mm 300mm 工進速度 v2=20~120mm/min 30~40mm/min=0.03m/min~ 靜摩擦系數(shù) fs=0.2 動摩擦系數(shù) fd=0.1 3.機床自動化要求：要求系統(tǒng)采用電液結合，實現(xiàn)自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負荷。 由設計要求取工進速度為40mm/min，快進行程為200mm，工進行程為100mm 0.2s 三、液壓系統(tǒng)工況分析 1.運動分析 繪制動力滑臺的工作循環(huán)圖 2.負載分析 2.1負載計算 2.11工作阻力 工作阻力為已知 2.12摩擦阻力 已知采用平導軌，且靜摩擦系數(shù)，動摩擦系數(shù)，正壓力 ，則： 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 2.13慣性力 2.2液壓缸各運動階段負載 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設定液壓缸的機械效率，則液壓缸在各個工作階段的總接卸負載可以算出，見下表： 運動階段 計算公式 總接卸負載F/N 起動 1052 加速 682 快進 526 工進 25789 快退 526 2.3繪制動力滑臺負載循環(huán)圖，速度循環(huán)圖 三、液壓系統(tǒng)方案設計 1. 選擇調速回路 這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止負載突變，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 2. 選擇油源形式 在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如下圖所示。 3. 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如下圖所示。 4. 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖下圖所示。 5. 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。 6．組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如右圖所示。為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流 回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 四、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 1．初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表1和表2，初選液壓缸的工作壓力p1=5MPa。 2．計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止負載突變采用背壓，參考表4選此背壓為pb=0.8MPa。 表1按負載選擇工作壓力 負載/KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機床 農業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 表3執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表4按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 表5按速比要求確定d/D 2/1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注：1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。 液壓缸活塞桿外徑尺寸系列 ——————摘自GB/T2348—1993（mm） 4 20 56 160 5 22 63 180 6 25 70 200 8 28 80 220 10 32 90 250 12 36 100 280 14 40 110 320 16 45 125 360 18 50 140 由公式可得： 則活塞直徑 參考表4及表5，得d0.71D=60mm,圓整后取標準數(shù)值得 D=84mm，d=60mm。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如下表所列。 表6液壓缸所需的實際流量、壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 回油壓力 所需流量 輸入功率P N pj pb L/min KW 差動快進 526 18.66 0.48 工進 25789 0.51 0.036 快退 526 19.44 0.63 注：--------- 1.Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為pj，無桿腔回油，壓力為pb=pj+Δp。 3.計算工進是背壓按pb=0.8Mpa代入。 4.快退時背壓按pb=0.5Mpa代入。 3.液壓泵的參數(shù)計算 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表6可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=4.22MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dp=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表6可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.95MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 因此泵的額定壓力可取 (2)計算液壓泵的流量 由表6可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為19.44L/min，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為2.5L/min，工進時的流量為0.51L/min則小流量泵的流量小流量泵的流量最少應為3.1L/min。 所以大流量泵的流量 (3)確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/min和26mL/min，當液壓泵的轉速np=960r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和24.3L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為 根據(jù)此數(shù)值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為910r/min 五、液壓元件的選擇 1.液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。本例中搜有閥的額定壓力都高于6.8MPa，其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.51L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 — PV2R12-6/33 5.1/27.9* 16 — 2 三位五通電液換向閥 70 35DY—100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C—100BH 100 6.3 0.3 4 調速閥 <1 Q—6B 6 6.3 — 5 單向閥 70 I—100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I—100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 28.1 XY—63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 <1 B—10B 10 6.3 — 9 溢流閥 5.1 Y—10B 10 6.3 — 10 單向閥 27.9 I—100B 100 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU—80200 80 6.3 0.02 12 壓力表開關 — K—6B — — — 13 單向閥 70 I—100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 — PF—B8L — 14 — *注：此為電動機額定轉速為910r/min時的流量。 2.油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的鏈接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管輸入、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，油管內油量最大，其實際流量為泵額定流量的兩倍達65L/min，為了統(tǒng)一規(guī)格，液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本，選用內徑為20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。 (2)確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表9所列。 表9各工況實際運動速度、時間和流量 快進 工進 快退 表10允許流速推薦值 管道 推薦流速/(m/s) 吸油管道 0.5～1.5，一般取1以下 壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1.5～3 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內允許速度取=6 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑15mm、外徑22mm的10號冷拔鋼管。 3.油箱的選擇 油箱的容量按式估算，其中α為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F(xiàn)取α=7，得 六、驗算液壓系統(tǒng)性能 1．驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，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動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。液壓系統(tǒng)選用L-HG32號液壓油，現(xiàn)取進、回油管道長為l=1.8m，油液的運動粘度取=1.510-4m2/s，油液的密度取r=0.90103kg/m3。 1.1判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快進時進油流量q1=55.3L/min為最大，快退時q2=39.3L/min此時，油液流動的雷諾數(shù) 快進時 快退時 因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2300），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 1.2計算系統(tǒng)壓力損失 油液在管道內流速 進油路 進油路壓力損失 回油路上，流速是進油路的兩倍即v=9.64m/s，則壓力損失為 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： 1.21．快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 1.22．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.86MPa，可見此值與初算時參考表3選取的背壓值基本相符。 按表6的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 此略高于表6數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dp=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為 此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 1.23．快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3.驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 已知油箱容積V=220L=224x10-3m3 則油箱近似散熱面積 假設通風良好，取油箱散熱系數(shù)CT=15x10-3KW/(m2.oc) 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 設環(huán)境溫T2=25C，則熱平衡溫度為 此值接近于 油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 七、設計小結 液壓課程設計，作為液壓與氣壓傳動這門課程的重要一環(huán)節(jié)，我深知其重要性，因此自始至終都以端正的姿態(tài)、嚴謹?shù)膽B(tài)度予以對待。通過整個設計過程，對液壓傳動的認識加深了不少，從中收獲了許多許多。這次課程設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實課程設計當中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，機械設計的課程設計沒有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數(shù)據(jù)都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務。 參考文獻 [1]液壓與氣壓傳動<第三版>許福玲、陳堯明主編北京：機械工業(yè)出版社2010 [2] 章宏甲.液壓與氣壓傳動.第2版.北京：武漢理工大學出版社，2001 [3] 許福玲. 液壓與氣壓傳動.武漢.華中科技大學出版社，2001