液压课程设计-设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统.docx

机械工程学院 液压课程设计说明书5.设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为用21000N，移动部件总重力为10000N，快进行程为100mm，快进与快退速度均为4.2m/min，工进行程为20mm，工进速度为0.05m/min，加速、减速时间为0.2s，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，动力滑台可以随时在中途停止运动。学生分组序号FGV1（m/min）V2（mm/min）201310601172200kN20kN320150201310601192300kN20kN440250201310601195200kN20kN520150201311101043300kN20kN640250201311101044200kN30kN320150201210601108300kN30kN440250201210601167200kN30kN520150201310601172300kN30kN640250200kN30kN620150课程设计装订顺序：1.封面（附件一）2.攀枝花学院本科学生课程设计任务书（附件二）3.课程设计（论文）指导教师成绩评定表（附件三）4.正文：液压系统的工况分析（做速度-位移曲线以便找出最大速度点；做负载-位移曲线以便找出最大负载点。液压缸在各阶段所受的负载需要计算，为简单明了起见可列表计算）；绘制负载和速度循环图；（液压缸工况图包括压力循环图p -s 、流量循环图q -s 和功率循环图P-s 绘制目的是为了方便地找出最大压力点、最大流量点和最大功率点。计算过程可列表计算。）进行方案设计和拟定液压系统原理图；（方案设计包括供油方式、调速回路、速度换接控制方式、系统安全可靠性 平衡、锁紧 及节约能量等性能的方案比较根据工况分析选择 出 合理的基本回路并将这些回路组合成液压系统 初步拟定液压系统原理图。）计算和选择液压元件；（计算液压泵的工作压力，计算液压泵的流量，选择液压泵的规格计算功率，选择原动机，选择控制阀，选择液压辅助元件）验算液压系统性能；（验算液压系统的效率，验算液压系统的温升）绘制正式工作图 编制设计计算说明书。（编制课程设计计算说明书，液压传动系统原理图一张3号图纸，包括工作循环图和电磁铁动作顺序表，液压缸2号图纸1张）5.参考资料一、设计任务1.1工作循环快进工进快退停止。1.2工作参数工作参数轴向切削力30000N，移动部件总重20000N，快进行程 100mm，快进与快退速度 6mmin，工进行程 20mm，工进速度 40250mmmin，加、减速时间为0.2s，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，动力滑台可在中途停止。二、负载分析负载分析中，暂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，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为，则而惯性力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，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1。表1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载启动4210.5加速2857.2快进2105.3工进33684.211快退2105.3三、负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（）和速度图（），见图1（a）、（b）。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压活塞退回时的曲线。速度图按已知数据快进速度和快退速度v=v=6m/min,工进速度v=40-250mm/min，快进行程l=100mm，工进行程l=20mm，快退行程l=l+l=120mm，机床运动如图2所示。a）b）图1 组合机床液压缸的负载图和速度图a） 负载图 b）速度图图2 机床运动简图四、液压缸主要参数的确定根据液压传动表11-2和11-3可知，组合机床液压系统在最大负载为33684.211，p=4MPa。表11-2各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032表11-3按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455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，但由于油管中有存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取0.5MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时p可按0.6MPa估算。工进时液压缸的推力计算公式为，故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=0.70796.558238=68.26667441mm，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=100mm，活塞杆直径为d=70mm此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：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工作台在快退过程中所需要的流量为工作台在工进过程中根据共进速度40-250mm/min计算所需要的流量为q =Av=0.31415924-1.96349525L/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4所示。表4 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输入功率P/Kw计算公式快进启动4210.52.1141.208加速2857.21.7631.263快速2105.31.5671.06723.0910.411工进33684.2110.84.6970.314-1.9630.025-0.154 快退起动421000.099 加速2857.20.61.890快退2105.30.61.70224.0330.682注：。五、液压系统图的拟定并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图3所示。图3 组合机床液压缸工况图5.1液压回路的选择5.1.1 确定液压泵类型及调速方式参考同类组合机床,同时根据本题要求。选用双作用叶片泵双泵供油，同时这是调速阀进油调速的开式回路来满足快进、快退和工进的功能。快进或快退时双泵进行供油，工进时，小泵单独供油，同时利用节流阀调速保证工进速度。整个回路采用溢流阀作定压阀，起安全阀作用。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值为。5.1.2选用执行元件因系统循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等。实现快进快退速度相等有以下几种方法：1）单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。2）采用双活塞杆液压缸，因两腔有效面积相等，即可满足快进、快退速度相等的要求。差动连接可降低整个系统工作压力，同时可选用更小规格的油泵。而且组合机床对工作压力要求的供油压力并不高，所以选择方案一5.1.3快速运动回路和速度换接回路根据题目运动方式和要求，采用方案一的快速回路系统，差动连接与双泵供油两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，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，另外采用液控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与压力联合控制形式。5.1.4换向回路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以采用电磁换向阀的换向回路，采用三位五通阀。5.1.5组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图3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。5.2液压回路的综合把上面选择的元件按照功能需要连接成系统原理图，如图3所示。液压系统的设计如下：1）为了解决工进时图中进油路、回油路相互贯通，系统无法建立压力的问题，必须在换向阀中串联一个单向阀，将工进时的进油路回油路隔断。2）为了解决滑台快进时回油路接通邮箱，无法实现油压缸差动连接的问题，必须在回油路串联一个液控顺序阀，以阻止油液快进阶段返回油箱。3）为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑T台运动平稳性问题，必须在电磁换向阀出口处增设一个单向阀。4）为了便于系统自动发出快退信号起见，在调速阀输出端增设一个压力继电器。液压系统原理图，如图4所示图4 组合机床动力滑台液压系统原理图1 叶片泵 3三位五通电磁阀 4二位二同电磁阀 5调速阀6压力继电器 2、7、11单向阀 8、10液控顺序阀 9背压阀 12溢流阀 13过滤器液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表5 电磁铁动作顺序表1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停止-(三) 液压系统工作压力查阅GBT2346-2003确定系统公称压力等级为6.3Mpa六、液压元件的选择6.1液压泵液压泵在整个工作循环中的最大工作压力为4.697Mpa，如取进油压力损失为0.8Mpa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力值为0.5Mpa，则泵的最大工作压力应为液压泵应向液压缸提供最大流量为24.033L/min,若向回路中的泄露按液压缸输入流量的10估计，总流量为q=1.124.033=26.436L/min。 由于溢流阀的最小稳定流量为3L/min，而工进时的输入液压缸的流量为0.5L/min，所以叶片流量泵的流量规格最少应为3.5L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，根据机械设计手册最后确定选取PV2R1-26排量为26.6mL.r。根据机械设计课程设计电机选择Y112M-6，额定功率2.2kW，同步转速1000r.min ，满载转速940r.min。若取泵的容积效率=0.9，则当泵的转速n=940r/min时，液压泵的实际流量为由于液压缸在工进时输入功率最大，这时液压泵的工作压力为5.197Mpa，此时液压泵的输出流量为取泵的总效率=0.75，则驱动电机所需要的功率为P=所选电机满足要求。6.2阀类元件及辅助元件根据阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，参考系统压力等级6.3Mpa，查阅机械设计手册可选出这些液压元件的型号及规格见下表6。表中序号与图4的元件序号相同。表6 元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量/L.min额定流量/Lmin额定压力/Mpa额定压降/Mpa型号、规格1叶片泵24.03327.0214-PV2R1-262单向阀24.03330250.35CIT-03-503三位五通电液阀23.09140211DSHG-01-2N*-*-1*4行程阀23.09130210.1ZCT-03-225调速阀1.9633210.092FRM-5-20/36压力继电器16XU-6380-J7单向阀47.12485250.5CIT-06-508液控顺序阀24.03350210.5H-G-03-B-3-229背压阀24.03325100.5FBF3-6B10液控顺序阀24.4450210.5H-G-03-B-3-2211单向阀21.99685250.35CIT-03-5012溢流阀24.03312521-BUCG-06-C-2013过滤器24.033160WU-10018014背压阀47.09163100.5FBF-D10B此为电动机额定同步转速为1000r/min时液压泵输出的实际流量6.3油管各元件连接按管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的快进、出流量已经与原来数值不同，所以要重新计算如表7所示。表中数值说明，液压缸快进、快退速度、与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号、规格是适宜的。表7 液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量/L.min = = 排出流量/L.min = = =运动速度/m.min = = =根据表6中的数值，当油液在压力管中流速取3m/min，计算液压缸无杆腔和有杆腔与油管相连的油管的内径分别为这两根油管都根据机械设计手册表23.9-2选用外径和内径尺寸表23.9-2 钢管共称通径、外径、壁厚、连接螺纹和推荐流量表共称通径DN钢管外径/mm钢管接头连接螺纹/mm共称压力 p/Mpa推荐管路通过流量/mm2.58162531.5/cm.sLmin管子壁厚 /mm3611111.410.50.63481111.41.441.72.55；610M1011111.61.61056.3814M141.5111.6224172510；1218M181.511.61.622.5668401522M221.51.61.622.531050632028M2721.622.53.5410701002534M3322234.5526701603242M42222.545641702504050M4822.534.55.5766804005063M60233.556.58.51050063065753.54681016700100080904571012208801250100120568.5417002500注：压力管道推荐用15、20号冷拔无缝钢管，在p=831.5Mpa时，选用15号钢；对卡套式管接头用管，采用高级精度冷拔钢管；焊接式管接头用管，采用普通级精度的钢管查表23.9-2得两管外径14mm、内径8mm，壁厚1.6mm，钢管接头用M141.5钢管螺纹连接。（四）油箱油箱容积计算当取=5时，求得其容积为按JB/T 79381999规定，由于散热需求最终油箱容积选择250L。七、液压系统的性能验算7.1验算液压系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管道布置尚未具体确定，整个系统的压力损失复发全面估算， 故只能先按式估算阀类元件的压力损失，待计算好管路布局图后，加上管路的沿程压力损失和局部压力损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。7.1.1 快进滑台快进是，液压缸差动连接，由表5和表6可知，进油路上油液通过单向阀11的流量是23.643L/min，通过单向阀2的流量为24.033L/min，通过电磁换向阀3的流量为24.218L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量48.251L/min通过行程阀4并进入无杆腔。因此进油路的总压降为： 此值无法使溢流阀开启，可以保证液压泵的流量基本全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀3向单向阀7的流量都是24.218 L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀4流入无杆腔。由此计算出快进时有杆腔的压力p与无杆腔的压力p之差 此值小于原估计值0.25Mpa，所以是偏安全的。7.1.2 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀3的流量最大为1.963L/min，在调速阀5的压力损失为0.09Moa；在油液回路上通过换向阀3的最大流量为1.001L/min，通过单向阀7的流量为1.001L/min，通过顺序阀8的力量为21.68L/min，背压阀9的压力损失为0.5，因此此时液压缸回油腔的压力p为此值小于原估计值0.8Mpa。故可按表4中的公式重新计算工进是液压缸进油腔的压力p，即 此值与表4中的数值4.697Mpa相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差=0.5Mpa，故溢流阀12的调压P应为P7.1.3快退快退时，油液在进油路上通过单向阀2的流量为24.033L/min，换向阀3的流量为24.033L/min。油液在回油路上通过行程阀4的流量为47.091L/min，通过换向阀3的流量也为47.091L/min，并以此流量通过背压阀14，压降0.5Mpa。因此进油路总压降为此值较小，所以在液压泵驱动电机的功率是足够用的。回油路上总压降为此值与表4中的估计值相近，故不必重算。所以快退时液压泵的最大工作压力应为因此大流量液压泵卸荷的顺序阀10的调整压力应大于1.934Mpa。7.2 油液温升验算工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，且消耗功率最大，所以系统发热和油液升温可用工进时的情况来计算。工进时液压缸的有效功率为这时大流量泵通过顺序阀10卸载，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的输入功率为 由此的液压系统的发热量为按液压传动式11-2计算油液升温近似值为根基液压传动温升范围为：一般机床2030，工程机械为3540，所以该液压系统温升没有超过允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。八、液压缸设计8.1 设计依据8.1.1 任务要求依据任务要求，液压缸适用于工作参数轴向切削力30000N，移动部件总重20000N，快进行程 100mm，快进与快退速度 6mmin，工进行程 20mm，工进速度 40250mmmin，加、减速时间为0.2s，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，动力滑台可在中途停止的卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台。经计算轴向最大受力为4210.5N，径向最大受力为33684.211N。8.1.2 工作条件液压缸带动工作台快进-工进-快退运动，在液压泵最大供油压力为5.997Mpa系统压力等级6.0Mpa情况下工作，采用差动连接，快进供油23.091L/min，工进最大供油1.963L/min，快退时供油量为24.033L/min，最大输入功率0.682Kw，最大行程120mm。8.2 受力分析8.2.1 压力影响工进时无杆腔达到最大压力4.697Mpa，输入油量1.963L/min。快退工作压力1.7Mpa，其输入油量为24.033L/min。8.2.2 机械力影响工进时由于切削作用导致机械力增大到33684.211N8.3 液压缸的设计和计算8.3.1 液压缸内径估算由以上工作条件影响，最大推力F=33684.211N，流量与速度之比q/v为工进250mm/min时其流量为1.963L/min。因此由公式估算液压缸内径为根据液压缸负载和系统工作压力计算根据执行机构的速度和选定液压泵流量计算由之前对液压系统主要参数计算无杆腔面积结合液压缸直径计算公式，参照GB/T2348-93 液压缸内径系列，D=0.1m即可满足液压系统对液压缸的要求。8.3.2 缸筒壁厚计算及校核由于材料选用为45号钢，其许用应力为120Mpa，p选取系统压力等级值6.3Mpa。8.3.3 活塞杆的设计与计算活塞杆是液压缸传递力最主要的零件，它要承受拉力、压力、弯曲力及振动冲击等多种作用，必须有足够的强度与刚度。（1） 活塞杆的计算由之前对液压系统主要参数的计算有杆腔的面积，计算液压杆的直径为0.06999999m大于0.003333m满足强度要求。根据GB/T 2348-93活塞杆直径系列选择d=70mm。8.4 结构设计和安装形式8.4.1 活塞杆的结构设计活塞杆的外端头部与负载的拖动机构相连接，为了达到与外部工作台连接的可靠、紧密要求采用螺纹连接。根据液压缸表3-4，确定外部螺纹参数表3-4 液压缸活塞杆螺纹尺寸系列直径与螺纹采用M562，长度为75mm。8.4.2 活塞缸行程确定根据任务要求液压系统最大行程120mm，参考 GB2349-80液压缸行程系列确定液压缸行程125mm。8.4.3 活塞的设计由于该液压系统适用于卧式单面多孔钻床，要求较好的精度，需要较好的密封要求，由于系统压力并不是特别高，活塞采用O形密封圈。参照GBT 2879-1986选定活塞尺寸，活塞外径D=100mm与液压缸筒形成间隙配合.密封沟槽径向深度7.5mm，长度9.5mm。活塞与活塞杆过螺纹M502的螺纹连接，再通过加紧螺母防松。圆角0.4mm间隙为1mm。滑动面工差配合H9/f8，活塞长度64mm。8.4.4 导向套的设计与计算导向套采用普通导向套，可利用压力油润滑，并使其处于密封状态。8.4.5 缸盖和缸底的设计及计算在单活塞杆液压缸中，有活塞杆通过的缸盖叫端盖，无活塞杆通过的叫缸头或缸底，端盖、缸筒、缸底组成密闭的容腔，它不仅要有足够的强度以承受油压，而且必须具备一定的连接强度。所以缸盖上设有活塞杆导向孔及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔。（1）端盖的设计计算端盖的厚度h为（2）缸底计算系统最大载荷为33684.211N属于较大载荷，系统压力不足6.0Mpa，缸底采用外半环连接，其体积小，拆装方便。8.4.6 缸体长度的确定一般刚体长度不应大于长度的2030倍，考虑到两缸盖的厚度及系统对行程的要求8.4.7 缓冲装置的设计由于最大速度为6m/min，速度较慢，采用环隙截流缓冲器，以达到平稳运行的目的，同时在液压杆末端设计较为简单的三角形变节流面积缓冲装置。8.4.8 排气装置设计排气阀采用整体式排气塞，结构较为简单，且系统对排气要求不高。8.4.9 导向套的设计与计算当活塞全部伸出时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H。如果导向套过短，将使液压缸因间隙引起较大绕动，影响液压缸的工作性和稳定性。因此导向套最小导向长度H应满足式中L为最大工作行程12cm；D为缸内直径10cm导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=（0.61.0）D，当缸径大于80mm时取A=（0.61.0）d.。活塞宽度B取B=（0.61.0）D。所以A=42mm，B=60mm。8.4.10 液压密封件的选用为达到耐压性能好，使用寿命长，满足系统密封要求又便于维修和更换，摩擦阻力小采用YX轴用形密封圈，根据液压缸表3-21 孔用轴YX形密封圈尺寸，选定密封圈规格公称内径为70mm，外径82mm，宽度为16mm与液压缸按H9/f9的公差配合。8.4.11 防尘圈根据系统要求，参照GB/T 10708.3-2000 选用C型防尘圈，起防尘和辅助密封作用。依据液压杆直径为70mm，选定密封槽外径D=80mm，密封槽轴向长度L3=6mm，防尘圈的防尘唇内径d1=68.2mm，防尘圈的密封唇内径d2=68.8mm，防尘圈密封唇部径向厚度S3=6.8mm，防尘圈根部高度h3=6mm。8.4.12 确定油口大小液压缸油口面积由流量和活塞速度决定，此液压系统中油管内径为8mm，钢管接头用M141.5钢管螺纹连接，最大流量为48.251L/min，此时速活塞速度为6.144m/min，因此选用PT管用螺纹接头连接液压缸。根据流量和活塞速度计算油口截面积为 油口内径为8.4.13 活塞前缓冲前缓冲装置选用标准缓冲，其长度为32mm。8.4.14 活塞加紧设计1）活塞通过50 H7/s6轴与孔的过盈配合与液压杆连接，通过加紧螺母保持与液压杆的紧密连接，根据GBT3098.9-2002 选取M302，螺纹的应力截面积为621mm，性能等级采用8级，保证载荷236000N，足以满足液压系统要求。螺母厚度m=0.8d=24mm，最大宽度e=2d=60mm。2）为了达到长期使用的目的，须设置放松装置，根据GBT 858-1988，确定放松垫圈尺寸外径D=52mm，内径d=30.5mm，厚度h=5mm。8.5 液压缸整体尺寸确定8.5.1 液压缸缸筒空腔长度根据液压系统最大行程120mm，液压缸最大行程取标准值为125mm，活塞长度64mm，前缓冲装置长度32mm，加紧螺母厚度24mm，放松垫圈