液压与气压传动课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统设计.docx

液压与气压传动课程设计说明书学 院、 系： 机械工程学院 专 业：学 生 姓 名 ：班 级：指导教师姓名： 职称： 副教授最终评定成绩：1.设计任务书课 程 设 计 任 务 书（14） 学年第一学期机械工程学院学院（系、部）专业班级课程名称：液压与气压传动设计题目：卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统设计完成期限： 年 12月 11 日 至 年 12月 15 日内容及任务一、 设计要求与主要技术参数工件的加紧与定位，所需加紧力不得超过6000N。1）机床进给系统的循环为：快进工进快退停止。2）主要技术参数：机床快进快退速度为每分钟6米，工进速度为30120毫米每分钟，快进行程为200毫米，工进行程为50毫米，最大切削力为25000N，运动部件总重量为15000N，加速减速时间为0.1秒，采用平导轨。静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。二、设计任务1、按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图；2、确定滑台液压缸的结构参数； 3、计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表；4、选择液压元件型号，列出元件明细表；5、验算液压系统性能； 6、设计说明书一份； 7、液压系统原理图一张；进度安排起止日期工作内容2017.12.112017.12.13进行相关计算并编辑设计计算说明书2017.12.142017.12.14绘制液压系统图2017.12.152017.12.15整理资料并打印，上交资料并答辩主要参考资料1、液压工程手册或新编液压工程手册 雷天觉2、液压设计手册3、机械设计手册 化学工业出版社 成大先4、液压元件及选用 化学工业出版社 王守城 段俊勇5、液压系统设计图集 机械工业出版社 周士昌 6、其他关于液压传动系统设计的资料指导教师（签章）：年月日系（教研室）主任（签章）：年月日2.工况分析2.1确定执行元件金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。2.2分析系统工况 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。1、工作负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即FW=25000N2、惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知加速减速时间为0.1s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为6m/min，因此惯性负载可表示为3、摩擦负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力Ffj= fjN=动摩擦阻力Ffd= fdN =根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。表2-1 液压缸在各工作阶段的负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力=F/起动=3000N3158N加速=+3031N3191N快进=1500N1579N工进=+26500N27895N反向起动=3000N3158N加速=+3031N3191N快退=1500N1579N注：m液压缸的机械效率，取m=0.952.2速度分析根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度、快进行程L1=200mm、工进行程L2=50mm、快退行程L3=250mm，工进速度快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进 工进 快退 根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1(b),动力滑台速度循环图如图1（c)所示。图1 动力滑台速度负载循环图 a) 工作循环图 b）负载速度图 c)负载速度图2.3 负载循环图和速度循环图2.4 确定系统主要参数1表2按负载选择工作压力负载/KN50工作压力/MPa 0.811.522.53344551、选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为27895N，其它工况时的负载都相对较低，初选液压缸的工作压力p1=4.5MPa。2、确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.6MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F 负载力hm液压缸机械效率A1液压缸无杆腔的有效作用面积A2液压缸有杆腔的有效作用面积p1液压缸无杆腔压力p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为液压缸缸筒直径为mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.70786.58=61.21mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=90mm，活塞杆直径为d=63mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：=D/4=6.3610-3 m2=（D2d2）/4=3.2410-3m23、计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为q快进=（A1-A2）v1=18.72L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退=A2v2=19.44L/min工作台在工进过程中所需要的流量为q工进=A1v1=0.636L/min根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表2所示。表2-2 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动315801.635P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速31912.2461.646恒速15791.7291.12918.720.35工进278950.84.790.6360.051P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动315800.60P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速31910.62.16恒速15790.61.6719.440.54把表2中计算结果绘制成工况图，如图4所示。3.拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。3.1 速度控制回路的选择工况图4表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。3.2 换向和速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由25.1 L/min降为0.95 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图5所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。a.换向回路 b.速度换接回路图5换向和速度切换回路的选择3.3压力控制回路的选择由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图7所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀10，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀9起背压阀的作用。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11。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6。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。图7 液压系统原理图4.液压元件的选择本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。4.1 确定液压泵和电机规格1、计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：2、计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为19.44L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：L/min工作进给时，液压缸所需流量约为0.636 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.636 L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，例如YUKEN日本油研液压泵样本，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/33型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为33mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min时，小泵的输出流量为qp小=69400.95/1000=5.358 L/min该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为qp大=33*940*0.95/1000=29.469 L/min双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需要。4.2电机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为1.98MPa，流量为34.827L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率，额定转速4.3阀类元件和辅助元件的选择图7液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图7中5个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表4-1阀类元件的选择序号元件名称估计流量规格型号1三位五通电磁阀66/8235D-100B2行程阀49.5/61.522C-63BH3调速阀1AQF3-10B4单向阀66/82AF3-Ea10B5单向阀816.5/20.5I-25B6背压阀90.475/0.6FB-6B7溢流阀4.13/5YF-10B8单向阀1166/82I-100B9单向阀327.92/34.7I-63B10单向阀45.1/5.1I-10B11顺序阀28.4/35.2XY-63B4.4油管的选择图7中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表5所示。表5-1 液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量q1=0.636排出流量q2=(A2q1)/A1=运动速度V2=q1/A1=0.636/6.36=0.1根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：，取标准值20mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。4.5油箱的设计油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。依据如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。5.液压系统性能的验算本例所设计系统属压力不高的中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。这里仅验算系统的压力损失，并对系统油液的温升进行验算。5.1 管路系统压力损失演算由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：已知：进油管、回油管长约为l=1.5m，油管内径d=1.510-3m，通过流量 =0.95 Lmin（0.015810-3m3s），选用LHM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15，v=1.52s。1、判断油流类型利用下式计算出雷诺数 Re=1.273104=1.2730.015810-31041.510-3/1.51602000为层流。2、沿程压力损失P1利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 进油路上P1=4.31012vqvd4=4.310121.51.50.015810-3124Pa=0.076105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s）（差动液压缸A12A2）,压力损失为P1=4.31012vqvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa=0.01532105Pa由于是差动液压缸，且A12A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以工进时总的沿程损失为 P1=（0.076+0.50.01532）105Pa=0.0837105Pa5.2 油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升T在允许的范围内，如一般机床DT= 25 30 ；数控机床DT 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆DT= 35 40 。液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量f（kW）可表示为式中 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）； 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发