卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统.doc

课程设计说明书 课程名称： 液压与气压传动 设计题目： 卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统 专 业： 班级： 学生姓名: 学 号: 指导教师: 湖南工业大学科技学院教务部 2014年12月30日目录一：课程设计任务书(四)6二：负载分析8三：液压系统方案设计10四：液压系统的参数计算12五：液压元件的选择13六：验算液压系统性能15七：参考文献及心得16一：液压与气压传动课程设计任务书（四）设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。1）机床要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间为0.2s。2）机床的其他工作参数如下： 其他参数运动部件总重力G=25000N切削力Fw=18000N快进行程l1=300mm工进行程l2=80mm快进、快退速度v1=v3=5m/min工进速度v2=100600mm/min静摩擦系数fs=0.2动摩擦系数fd=0.1 3）机床自动化要求：要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。4）完成：按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。确定滑台液压缸的结构参数。计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。选择液压元件型号，列出元件明细表。验算液压系统性能。二：负载分析负载分析中，先不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力 在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需 要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力，惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为 Ffs ，动摩擦力为 Ffd ， 则 Ffs = f s FN=0.2*25000=5000N Ffd= f d FN=0.1*25000=2500N而惯性力Fm =(G/g)*(V/t)=25000*4/9.8*0.2*60=850N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率m=0.95,则液压缸在个工作阶段的总机械负载可以算出，如下表表一：液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式 负载值F/N总机械负载F/N启动 F= Ffs 50005263加速 F= Ffd+ Fm 33503526快进 F= Ffd 25002631工进 F= Ffd+ Ft 2050021578快进 F= Ffd 25002631根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出负载图（F-l）和速度图(v-l).横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下是液压缸活塞退回时的曲线. 负载图 速度图三：液压系统方案设计1：确定液压泵类型及调速方式 参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在 回路上加背压阀，初定背压值 Pb=0.8Mpa.2 选用执行元件 因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进快退速此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积 A1 等于有杆腔面积 A2的二倍度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积 A1 等于有杆腔面积 A2的二倍.3：快速运动回路和速度换接回路 根据运动方式和要求，采用差动连接和双泵供油二种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，且能实现自动化控制，由工作台的行程开 关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液压顺序阀与单向阀来切 断差动油路。因此速度换接回路为行程阀与压力联合控制形式。 4：换向回路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换想阀的换向回路。 为便于实现差动连接，所以选用三位五通电磁换向阀。为提高换向的位置精度, 采用死挡铁铁和压力继电器的行程终点返程控制.5：组成液压系统绘原理图 将上述选出的液压基本回路组合在一起，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图 4-1 所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背 压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个 压力表即能观测各点压力。 组合机床动力滑台液压系统原理图 液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 2-2 所示1Y2Y3Y停止-快进+-工进+-+快退-+-四：液压系统的参数计算（一）液压缸的参数计算1：初选液压缸的工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表58-1，初定液压缸的工作压力 P1=4010 Pa。2：确定液压缸的主要结构尺寸 要求动力滑台的快进，快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积 A 1等于有杆腔有效面积 A 2 的二倍,即 A 1 =2 A 2 。为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀按表 8-2，初选背压阀 Pb=8105Pa。快进时液压缸虽然作差动连接, 但是由于油 管 中 有 压 降 DP 存 在 ，有 杆 腔 的 压 力 必 须 大 于 无 杆 腔, 估 算 时 可 取DP5 105 Pa 。快退时回油腔中有背压，这时P也可按5 105 Pa估算。由前面的表格知最大负载为工进阶段的负载 F=20421.05N , 按此计算A1. 则A1=F/( P1 - P2 /2 ) =21578/40*105 -8*105/2=5.99*10-3 m2=59.9 cm2 液压缸直径 D=(4A/) =(4*59.9/)=8.75cm由A 1= 2A 2, 可知活塞杆直径 D=2d , d=0.707D=0.707*8.75cm=6.18cm按 GB/T2348-1993 将所计算的 D 与 d 值分别圆整到相近的标准直径,以便采用标准的密封装置.圆整后得: D=8.8cm d=6.2cm按标准直径算出: A 1=D2/4=*8.82/4=60.79 cm2 A 2=(D2- d2)/4=(8.82- 6.22) cm2=30.62 cm2按 最 低 工 进 速 度 验 算液 压 缸 尺 寸， 查 产 品样 本， 调 速 阀 最 小 稳定 流 量q min=0.05 l /min，因工进速度V=0.3m/min为最小速度，则有A 1min=q min / v min=0.05*103/0.3*102cm2=1.67 cm2A 1=60.7 cm2A 1min =1.67 cm2，满足最低速度的要求。3：计算液压缸各阶段的工作压力，流量和功率 根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作bb过程各阶段的压力，流量和功率，在计算工进时背压按 P =8105Pa 代入，快退 时背压按 P =5105Pa 代人计算公式和计算结果于下表中表 3-1：液压缸所需的实际流量，压力和功率工作循环计算公式负载进油压力回油压力所需压力输入功率P FPjPbqNPaPaL/minkw差 动 快 进P1=(F+ A2*P)/( A1-A2)q=V(A1-A2)P= Pjq/6122631513.810518.81015.10.340工进P1=(F+ P2*A2)/A1q=VA1 P=Pjq/6122157839.510581051.820.117快 退P1=(F+ P2*A1)/A2q=VA2 P=Pjq/612263118.5105551015.30.463注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失P=5105 Pa,而P= P j +P。 2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 Pj ,无杆腔回油，压力为 Pb . （二）液压泵的参数计算由表 3-1 可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失P=5105 Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为 5105Pa，则液压泵最高工作压 力可按式 8-5 算出P p= P1+P+5105=(39.5+5+5)105 Pa=49.5105 Pa因此泵的额定压力可取Pr1.2549.5105 Pa=62105 Pa由表 3-1 可知，工进时所需流量最小是 1.82l/min，设溢流阀最小溢流为 2.5L/min。取泄露系数 K=1.1,则小流量泵的流量应为 q p1 (1.11.82+2.5)L/min=4.007L/min 快进快退时液压缸所需的最大流量是 15.3L/min，则泵的总流量为q p =1.115.3L/min=16.83L/min即大流量泵的流量q p 2 q p- q p1=16.83-4.007=12.823L/min。根据上面计算的压力和流量，并考虑液压泵存在容积损失，查液压元件及选用，选用 YB-7/12 型的双联叶片泵，该泵额定压力为 6.3MPa.额定转速为 960r/min.（三）电动机的选择系统为双泵供油系统, 其中小泵1的流量: q p1=(5105/60) m3/s=0.08310-3 m3/s 大泵流量: q p2=（13103/60) m3/s=0.2210-3 m3/s .差动快进，快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需的电动机功率 P。 1：差动连接差动快进时，大泵 2 的出口压力经单向阀 11 与小泵 1 汇合，然后经单向阀2，三 位 五 通 阀3二 位 二 通 阀进 入 液 压 缸 大 腔4，大 腔 的 压 力p1= p j=13.8105 Pa , 由样本可知，小泵的出口压力损失p1=4.5105Pa , 大泵 出 口 到 小 泵 的 压 力 损 失p2= 1.5 105 Pa。于 是 计 算 得 小 泵 的 出 口 压 力Pp1=18.3105 Pa(总效率h1 =0.5) ，大泵出口压力Pp2= 19.8105 Pa(总效率h2 =0.5).电动机功率：P= （Pp1* q p1/h1 ) + （Pp2* q p2/h2 ) = 1176w2:工进； 考虑到调速阀所需最小压力差DP1= 5 105 Pa。压力继电器可靠动作需要压力差DP2= 5 105 Pa因此工进时小泵的出口压力Pp1 = P1 +P1 +P2 = 49.5105 Pa而大泵的卸载压力取Pp2=2105Pa .（小泵的总效率h1 =0.565,大泵总效率h2 =0.3). 电动机功率: P=（Pp1* q p1/h1 ) + （Pp2* q p2/h2 ) =876w3：快退； 类似差动快进分析知：小泵的出口压力Pp1=21.8105Pa( 总效率h1 =0.5) ，大泵出口压力 Pp2=23.3105Pa (总效率h2 =0.51).电动机功率：P=（Pp1* q p1/h1 ) + （Pp2* q p2/h2 ) =1368w综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用 Y100L-6 异步电动机，电动机功率 1.5KW。额定转速 940r/min。五：液压元件的选择 1：确定阀类元件及辅根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅助规格如下表所示。其中溢流阀 12按小流量泵的额定流量选取。过滤器按液压泵额定流量的2 倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图的序号一致。表五：液压元件明细表序号元素名称最 大 通 过 流 量/L.min-1型号备注1双联叶片泵19YB-7/12查液压元件及选用表2-1002单向阀19I-25B查液压元件及选用表4-1463三位五通电磁阀3835 D -63BY查液压元件及选用表4-1684二位二通电磁阀3822 D -63BH查机械设计手册单行本表 20-7-1645调速阀3.82Q-10H8查机械设计手册单行本表 20-7-1246压力继电器DP1-63B查液压元件及选用表4-967单向阀19I-25B查液压元件及选用表4-1468液控顺序阀0.16XY-25B查液压元件及选用表4-819背压阀0.16B-10B查机械设计手册单行本表 20-7-8410液 控 顺 序 阀（卸载用）12XY-25B查液压元件及选用表4-8111单向阀12I-25B查液压元件及选用表4-14612溢流阀4Y-10B查液压元件及选用表4-1413过滤器38XU-B32100查液压元件及选用表5-1714压力表开关K-6B2：油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达 38L/min，液压缸进、出油管直径由下表可知。为统一规格，按产品样本选取所有油管均为内径 15mm,外径 19mm 的 10 号冷拔管。3：油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的 57 倍，现取 7 倍，故油箱容积为V=(719)L=133L六：验算液压系统性能（一）压力损失的验算及泵压力的调整1：工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进时管路中的流量仅为 1.82L/min,因此流速很小，所以沿程压力损失和局 部压力损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，DP1= 5 105 Pa回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时的液压缸的工作压力 P1 加上进油路压差 DP1，并考虑压力继电器动作需要则 Pp = P1 + DP1 + 510 5 Pa= 39.5+5+510 5 Pa=49.510 5 Pa即小流量泵的溢流阀 12 应按此压力调整。2：快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的 2 倍，其压力损失比快进时的 要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的 卸载压力。由于系统管路布局尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确 定管道内液体的流动状态。现取进，回油路管道长为 l=1.8m，油管直径 d=1510 -3 m，通 过 的 流 量 为 进 油 路q 2 =19L/min=0.317 10 -3 m 3 /s，回 油 路q 2 =38L/min=0.633 10 -3 m 3 /s，油 的 运 动 粘 度 取v=1.5 cm2/s, 油 的 密 度=900kg/m 3,液压系统元件采用集成块式的配置形式。（1）确定油流的流动状态按式（1-30）经单位换算为Re=Vd/ v10 4=1.2732q / dv10 4式中 v平均流速 （m/s） D油管内径 （m） n 油的运动粘度 （cm 3 /s） q 通过的流量 （m 3 /s）则进油路中的液流雷诺数为R e1=1792300回油路中的液流雷诺数为R e2=3852300由上可知，进油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失DP1 ，由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速 v =4 q 1/d2 =1.79m/s则压力损失为p=64L v2 / R e1*d*2=0.6210 5Pa在回油路上，流速为进油路流速的 2 倍即 V=3.58m/sp=64L v2 / R e2*d*2=1.2410 5Pa（3）局部压力损失 由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和 集成块内油路的压力损失，通过各阀的局部压力损失按式（1-39）计算，结果于 表五中。表六：阀类元件局部压力损失元件名称额定流量量实际通过的流 额定压力损失Dp n (10 5Pa )实际压力损失Dp z /(10 5Pa )q/L.min -1量q/L.min -1单向阀 2251620.82三位五通电磁阀 36316/3240.26/1.03单向阀 11251241.03二位二通电磁阀 4633241.03注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同若取集成块进油路的压力损失Dp j1 =0.310 5 Pa，回油路压力损失为Dp j 2=0.510 5 Pa，则进油路和回油路总的压力损失为 Dp1 = Dpl1 + Dpz+ Dp j1 =（0.62+0.82+0.26+0.46+0.310 5 Pa=2.4610 5Dp2 = Dpl 2 + Dpz+ Dp2 =（1.24+1.03+1.03+0.5）10 5 Pa=3.2610 5 Pa前面已算出快退时液压缸负载 F=2631N；则快退时液压缸的工作压力为P 1 =(F+ Dp2 A1 )/ A2=(2631+3.2610 5 60.79 10-4)/30.62 10-4 Pa=15.06105 Pa可算出快退时泵的工作压力为Pp = P1+ Dp1 =(15.06+2.46) 10 5 Pa=17.52105Pa因此，大流量泵卸载阀 10 的调整压力应大于 17.52105Pa从以上验算结果可以看出，各个工况下的实际压力损失都小于初选的压力损 失值，说明液压系统的油路结构，元件的参数是合理的，满足要求。（二）液压系统的发热和升温验算 在整个工作循环中。工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统升温。工进时液压泵的输入功率如前面计算P 1 =87