液压与气压传动课程设计-卧式单面多轴钻孔机床的液压系统设计.doc

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： 机械工程及自动化 学 生 姓 名 ： 班 级： 机工1205 指导教师姓名： 职称： 副教授 最终评定成绩： 2015年 01 月05 日 至2015年 01 月 09 日湖南工业大学课 程 设 计 任 务 书2015 2015学年第一学期机械工程学院 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 1205 班级课程名称： 液 压 与 气 压 传 动 设计题目： 卧式单面多轴钻孔机床的液压系统设计 完成期限： 2015年01月05日 至 2015年01月09日 内 容 及 任 务一、设计的主要技术参数 运动部件总重，总轴向切削阻力，快进快退速度，工进速度；行程长度；导轨形式为平导轨，静、动摩擦因数分别为，；加速、减速时间不大于；夹紧力为;夹紧液压缸行程长度为。二、设计要求1、夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时夹紧缸保持夹紧力； 2、快进转工进时要平稳可靠； 3、钻削时速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不前冲。三、设计任务1、按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图； 2、确定进给液压缸的参数； 3、计算系统各参数并列出电磁铁动作顺序表； 4、选择液压元件型号并列出元件明细表； 5、验算液压系统性能。四、设计工作量 1、设计说明书一份； 2、液压系统原理图一张；进 度 安 排起 止 日 期工 作 内 容2015.01.052015.01.06进行相关计算并编辑设计计算说明书2015.01.072015.01.08绘制液压系统图2015.01.09整理资料并打印，上交资料并答辩参考资料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17目 录卧式单面多轴钻孔机床的液压系统设计11 负载分析22 液压系统方案设计32.1 确定液压泵类型及调速方式32.2 选用执行元件32.3 快速运动回路和速度换接回路32.4 换向回路的选择32.5 保压回路的选择32.6 组成液压系统绘原理图33 液压系统的参数计算53.1 液压缸参数计算53.1.1初选液压缸的工作压力53.1.2确定液压缸的主要结构尺寸53.1.3计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率53.1.4计算夹紧液压缸的保压时间63.2 液压泵的参数计算63.3 电动机的选择63.3.1差动快进73.3.2夹紧73.3.3快退74 液压元件的选择74.1 液压阀及过滤器的选择74.2 油管的选择84.3 油箱容积的确定85 验算液压系统性能85.1 压力缺失的验算及泵压力的调整85.1.1工进时的压力缺失验算和小流量泵压力的调整85.1.2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整85.1.3确定油流的流动状态85.1.4沿程压力损失95.1.5局部压力损失95.2 液压系统的发热和温升验算9设计小结10参考文献11卧式单面多轴钻孔机床的液压系统设计设计的主要技术参数设计一卧式单面多轴钻孔机床的液压系统。夹紧液压缸的工作循环是：快进工进夹紧快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：运动部件总重G=9800N，总轴向切削阻力=12400N,快进、快退速度，工进速度；行程长度L=320mm；导轨形式为平导轨，静、动摩擦因素分别为；加速、减速时间不大于0.2s；夹紧力为5000N6000N；夹紧液压缸行程长度为16mm，夹紧缸快进行程为50mm。设计要求1、夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时夹紧缸保持夹紧力； 2、快进转工进时要平稳可靠； 3、钻削时速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不前冲。设计任务1、按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图；2、确定进给液压缸的参数； 3、计算系统各参数并列出电磁铁动作顺序表；4、选择液压元件型号并列出元件明细表；5、验算液压系统性能。1 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，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，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1-1。表1-1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载N起动2063加速1471快进1032工进1032夹紧8379快退1032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（F-l）和速度图（V-l），见图1-1a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸活塞退回时的曲线。图1-1 b） 负载速度图图1-1 a） 负载速度图 2 液压系统方案设计2.1 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，溢流阀作定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值。2.2 选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。2.3 快速运动回路和速度换接回路根据本设计的运动方式和要求，采用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。本设计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，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吧切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。2.4 换向回路的选择本系统对换向的平稳性有严格的要求，所以选用电液换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。2.5 保压回路的选择本系统对夹紧液压缸的保压性能有严格要求，故采用液控单向阀和电接触式压力表的自动补油保压回路，这种回路保压时间长，压力稳定性高。2.6 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1-2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。液压系统中各电磁铁的动作顺序如表1-2所示。表1-2电磁铁动作顺序表1Y2Y3Y快进+-工进+-+保压-+快退-+停止-图1-2单面多轴钻孔机床的液压系统原理图3 液压系统的参数计算3.1 液压缸参数计算3.1.1初选液压缸的工作压力参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为。3.1.2确定液压缸的主要结构尺寸本设计要求液压缸的快进、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等于有杆腔有效面积的两倍，即。为了运动的平稳性，在回路中装有背压阀，按表8-2，初选背压。由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载，按此计算则：液压缸直径由可知活塞杆直径按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:按标准直径算出按最低工进速度盐酸液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度为最小速度，则由式(8-11)本设计中，满足最低速度要求3.1.3计算液压缸各工作阶段的工作压力、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过程各阶段的压力、流量、功率，在计算工进时背压按代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果列于表1-3中。表1-3 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F进油压力回油压力所需流量输入功率NPaPaL/minKW差动快进10326.250.136工进10320.0980.250.0010.0028夹紧8379000快退10326.050.189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. 2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。3.1.4计算夹紧液压缸的保压时间夹紧液压缸一旦夹紧工件时，工作缸就开始运动，从快进-工进-快退，从工作缸刚离开工作后，保压过程也相继终结。夹紧缸： 快进时间 工进时间工作缸: 快进时间 工进时间 快退时间因此，夹紧液压缸的保压时间 3.2 液压泵的参数计算由表1-3可知工进阶段液压缸工作压力最大，因夹紧工况是在执行元件到系统终点时才出现最高工作压力，则，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压泵最高工作压力课按式（8-5）计算因此，泵的额定压力可取由表1-3可知，工进时所需流量最小是0.098L/min，设溢流阀流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为，快进快退时液压缸所需的最大流量是6.25L/min，则泵的总流量为，即大流量泵的流量。根据上面的计算的压力和流量，查产品样本，选用跟工作缸相同的泵为YB-4/10型的双联叶片泵，该泵的额定压力为6.3MP，额定转速960r/min.3.3 电动机的选择系统为双泵供油系统,其中小泵1的流量，大泵流量 。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。下面分三个阶段需要的电动机功率P。3.3.1差动快进差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀5后与小泵2汇合，然后经单向阀7，三位五通电磁阀12，二位三通阀16进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失为,大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率），大泵出口压力（总效率）。电动机功率3.3.2夹紧由上述已知夹紧时小泵的出口压力而大泵的卸载压力取（小泵的总效率，大泵的总效率）。电动机功率3.3.3快退类似差动分析快进分析知:小泵的出口压力（总效率）；大泵的出口压力（总效率）。电动机功率综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-6异步电动机，电动机功率1.1kw。额定转速910r/min。4 液压元件的选择4.1 液压阀及过滤器的选择 根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本例中所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为三种规格，所有元件的规格型号列于表1-4中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与原理图中的序号一致。表1-4 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量型号1过滤器32XU-B32x1002双联叶片泵16YB-4/103压力表开关K-684溢流阀4Y-10B5单向阀10I-25B6液控顺序阀（卸载用）12XY-25B7单向阀16I-25B8节流阀50MK10G.29背压泵0.16B-10B10液控顺序阀0.16XY-25B11单向阀161-25B12三位五通电液换向阀3213液控单向阀40CPT-03-5014单向阀32I-25B15调速阀0.32Q-10B16二位二通电磁阀3217压力继电器4.2 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32L/min，则液压缸的进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。4.3 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，本设计取7倍，故油箱容积为5 验算液压系统性能5.1 压力缺失的验算及泵压力的调整5.1.1工进时的压力缺失验算和小流量泵压力的调整 工进时管路中的流量为，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。这时进油路上公考虑调速阀的压力损失，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液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则即小流量泵的溢流阀4应按此压力调整。5.1.2快退时的压力损失验算及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两倍，其压力损失比快进时要大，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。已知：快退时进油管和回油管长度均为，油管直径，通过的流量为进油路，油路。液压系选用N32号液压油，考虑最低工作温度为，由手册查出此时油的运动粘度，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。5.1.3确定油流的流动状态 按式文献1中（1-30）经单位换算为 式中 v平均流速（m/s）； d油管内径（m）； 油的运动粘度（）； q通过的流量（）。 则进油路中液流的雷诺数为 回油路中液流的雷诺数为由上可知，进回油路中的流动都是层流。5.1.4沿程压力损失沿程压力损失由文献1式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速则压力损失为 在回油路上，流速为进油路流速的两倍即，则压力损失为 5.1.5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，结果列于表1-5中。表1-5阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过的流量额定压力损失实际压力损失单向阀5251020.32单向阀7251620.82单向阀8251620.82三位五通电液换向阀126316/3240.26/1.03单向阀1450320.820.82 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，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为查表1-1知快退时液压缸负载F=1032N；则快退时液夺缸的工作压力为按式（8-5）可算出快退时泵的工作压力为因此，大流量泵卸载阀6的调整压力应大于。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。5.2 液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，夹紧阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是夹紧阶段造成的，故按夹紧工况验算系统温升。夹紧时液压缸泵的输入功率如前面计算 工进时液压缸的输出功率系统总的发热功率为：已知油箱容积，则按式（8-12）油箱近似散热面积A为假定