设计一台汽车变速箱箱体孔系镗孔专用组合机床的液压系统.doc

目录课程设计题目与其设计要求2系统工况分析与方案选择2液压元件的计算与方案选择4主要部件的结构特点分析与强度校核4液压系统验算10课程设计简单小结11参考文献121.课程设计题目与要求设计一台汽车变速箱箱体孔系镗孔专用组合机床的液压系统。要求该组合机床液压系统要完成的工作循环是：夹具夹紧工件工作台快进工作台1工进工作台2工进终点停留工作台快退工作台起点停止夹具松开工件。该组合机床运动部件的重量（含工作台的多轴箱等部件）为20000N，快进、快退速度为6m/min，1工进的速度为8001000mm/min，2工进的速度为600800mm/min，工作台的导轨采用山型平面型组合导轨支撑方式；夹具夹紧缸的行程为25mm。夹紧力在2000014000之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。2、工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。液压缸所负外负载F包括三种类型，即=+）G运动部件重力：30000NF导轨摩擦系数。取动摩擦系数为0.1，静摩擦系数为0.上式中为静摩擦阻力，为动摩擦阻力。；=，式中g为重力加速度，为加速或减速时间，一般为时间内的速度变化量=6122N根据上述计算结果，列出各阶段所受的外负载，并画出如下图所示的负载循环图表1-1工作循环各阶段的外负载工作循环外负载F(N)工作循环外负载F（N）启动、加速F=F+F12122N工进F=F+F23000N快进F=F6000N快退F=F3000N3拟定液压系统原理图（1）确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或者变量泵供油。本设计采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。（2）夹紧回路的选择采用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。为了实现夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍然能保持夹紧力，接入节流阀调速和单向阀保压。为了实现夹紧力的大小可调和保持夹紧力的稳定，在该回路中装有减压阀。（3）定位液压缸与夹紧缸动作次序回路的选择。定位液压缸和夹紧缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发信启动工作台液压缸工作，以简化电气发信与控制系统，提高系统的可靠性。（4）调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。根据钻镗类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定技术要求的特点，采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。（5）速度换接方式的选择本设计采用电磁阀的快慢速度换接回路，它的特点是结构简单、调节行程方便，阀的安装也容易。最后把所选择的液压回路组合起来，既可组成图13所示的液压系统原理图。4液压系统的计算和选择液压元件（1）液压缸主要尺寸的确定液压缸工作压力的确定。查表2-1取液压缸的工作压力为4MPa计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知最大负载F=23000N，按表2-2取p2=0.5MPa，取cm为0.94，考虑到快进和快退速度相同。查表2-3取d/D为0.7，将上述数据代入（2-3）可得：D=9.12m根据表2-4，将液压缸内径圆整为标准直径D=100mm，活塞杆直径为d，由d/D=0.7，及表2-5活塞杆直径系列取d=70mm按工作要求夹紧力由一个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为3MPa，回油背压力为0。=0.94，则按式（2-3）可得：D=7.36按表2-4及表2-5，液压缸和活塞杆的尺寸系列，取夹紧液压缸的D和d分别为80mm和56mm按工作要求有两个定位缸（定位缸负载未定）D定=m按表2-4和2-5，取定位缸的D和d分别为40mm和28mm按最低工作速度验算液压缸的最小稳定流量。由式（2-4）的AAmin=cm2=25cm2式中是由产品样品中查得GE系列调速阀AQF3-E70B的最小稳定流量为0.054L/min由于调速阀式安装在回路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积。A=（D2-d2）=cm2=40cm2可见上述不等式能满足要求，液压缸能达到所需低速。计算各工作阶段液压缸所需的流量q快进=d2v快进=26m3/min=23.1L/minq工进=D2v工进=0.120.12m3/min=0.942L/minq快退=(D2-d2)v快退=（0.12-0.072）6cm3/min=24L/minq夹=D夹2v夹=0.0822510-360m3/min=7.54L/minq定=D定2v定=0.0422510-3603/min=1.884L/min（2）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为pp=p1+式中pp液压泵最大工作压力P1执行元件最大工作压力进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MPa，复杂系统取0.51.5MPa，本题取0.5MPapp=p1+=（4+0.5）MPa=4.5MPa上述计算所得的pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命。因此选泵的额定压力Pn应满足pn（1.251.6）pp中低压系统取小值，高压系统取大值。Pn=1.25pp=1.254.5MPa=5.6MPa泵的流量确定。液压泵的最大流量应为qpKL（q）max式中qp为液压泵的最大流量;(q)max是同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正在进行工作，必须加溢流阀的最小溢流量23L/min；KL为系统泄露系数，一般取KL=1.11.3，现取KL=1.2.qp=KL(q)max=1.224L/min=28.8L/min3）选择液压泵的规格。根据以上计算得到的pp和qp在查阅设计手册，现选用YBN-20限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量qo=20L/min，泵的额定压力pn=7MPa，电动机转速nH=1450r/min，容积效率V=90,总效率=0.7。4）与液压泵匹配的电机的选择。首先分别计算出快进缸与工进缸两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电机规格的依据。由于慢进时泵的输出流量减少，泵的输出效率急剧降低，一般流量在0.211L/min范围时，可取=0.030.14.同时还应注意到，为了使所选择的电机在经过泵的流量特性曲线最大功率点不至停转，需进行验算，即式子中Pn为所选电机的额定功率；PB限压式变量泵的限定压力；qp为PB时，泵的输出流量。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为6000N，进油路的压力损失为0.3MPa，由式（1-4）可得P=MPa=1.86MPa快进时所需的电机功率为P=KW=0.45KW工进时所需的电机功率P为P=KW=0.102KW查阅电机产品样本，选用Y90S-4,额定功率为1.1KW，额定转速为1400r/min。根据产品样本可查YBN-20的流量压力特性曲线。再由已知的快进时的流量为23.1L/min，工进时流量为0.942L/min，压力为4.5MPa，做出泵的实际工作时的压力流量特性曲线，如图1-4所示，查得该曲线拐点处的流量为20L/min,压力为3MPa该工作点对应的功率为P=KW=1。43所选电动机功率满足式（1-6），拐点处能正常工作。（3）液压阀的选择本方案选用GE系列阀。根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定液压元件如表1-2所示。表1-2液压元件明细表序号元件名称方案通过流量（L/min）1滤油器XUB3210028.82液压泵YBN-2528.83压力开关KH-64溢流阀YF3E10B245调速阀AF3-EA10B246压力表开关4K-F10D-17二位四通换向阀24EF3-E10B248压力表开关K-H689蓄能器NXQ-B1.6C11单向顺序阀JF3-10B7.5412减压阀JF3-C10B7.5414压力继电器DP-63B7.5415三位四通换向阀34EF3O-E10B2416单向调速阀AQF3-E102417两位三通换向阀23EF3B-E10B23.118压力继电器DP1-63B（4）确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按照油管允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时的流量q=40L/min，压油管的允许流速取v=4m/s，则内径d为d=4.6=4.6=15.64若系统主油路按快退时取q=48L/min。则可算得油管内径d=10.3mm。综合，现取d=12mm。吸油管同样可取上式计算（q=24L/min、v=1.5m/s），先参照YBN-20变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=25mm。（5）液压油箱容积的确定本液压系统为中压系统，液压油箱的有效容积效率按泵的流量57倍来确定（参照表4-1）现选用容积为160L的油箱。4.液压系统的验算已知该液压系统中进、回油管的内径均为12mm，各段管道的长度分别为：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15，查得15时该液压油的运动粘度v=150cst=1.5cm2/s，油的密度=920kg/m3.压力损失的验算工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为1.2m/min，进给时的最大流量为？L/min，则液压油在管内流速v1为V1=cm/min=8.33cm/min=13.9cm/s管道流动雷诺系数Re1为Re=11.1Re12300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数1=6.75进油管道BC的沿程压力损失p1-1为p1-1=6.75=0.1Pa查得换向阀34EF3O-EF10B的压力损失p1-2=0.0510Pa忽略油液涌过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失p1为P=工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则v2=6.95cm/L回油管道的沿程压力损失p2-1为查产品样品知换向阀23EF3B-E10B的压力损失p2-2=0.25MPa，换向阀4WE6E50的压力损失p2-3=0.25Ma，调速阀2FRM5-20/6的压力损失p2-4=0.5。回油路总压力损失为为=+=（0.05+0.025+0.025+0.5）=0.63）变量泵出口处的压力为=4）快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍既为46L/min，AC段管路的沿程压力损失为Re=544.8=同样可求得管道AB段及AD段的沿程压力损失和为Re=282=查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B的压力损失，3EW6E50/AG24的压力损失。据分析在差动连接中，泵的出口压力为=2+=快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。当=2cm/min时q=D=0.1此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为6.3MPa,则有PP此时的功率损失为当=12cm/min时，q=0.942Lmin,总效率，则PKWP可见在工进速度低时，功率损失为0.152KW，发热量最大。假设系统的散热状况一般，取K=10，油箱的散热面积A为A=系统的温升为验算表明系统的温升在许可范围内。12、心得体会作为一名机械设计制造及自动化专业大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是很有意义，也是十分必要的。在已度过的三年的时间里我们学习了一些专业基础课。在做本次液压课程设计作业的过程中，很多都需要用到。书到用时方恨少，的确如此。还有，在设计的过程中，需要我们不断的去查手册，有些手头手册上没有的资料，就得通过互联网取查阅，所以我觉得在当今的设计中互联网将发挥越来越重要的作用。本次的课程设计，是我第一次完全利用电脑软件去制图。虽然以前学校也有相关的课程，不过连皮毛也没教全。所以我觉得在大学自学一些软件是十分必要的。如果学校能更深入的更系统的开课那会更好吧！实践出真知，学会和会运用是两个不同的层次，没有实践的话将永远不会有可能自如的运用。熟方能生巧，像本次的CAD软件，如果平时没有练习的话，在本次的课程设计中将遇到不小的障碍。总之，