液压课程设计

液压与气压传动液压与气压传动 课程设计课程设计 班级 班级 专业 专业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学号学号 姓名 姓名 联系方式 联系方式 成绩成绩 2 一 题目及其要求 1 某工厂设计一台钻镗专用机床 要求孔的加工精度为 TI6 级 要求该液 压系统要完成的工作循环是 工作定位 夹紧 动力头快进 工进 终点停留 动力头快退 工件松开 拔销 该机床运动部件的重量为 30000N 快进 快 退速度为 6m min 工进的速度为 20 120mm min 可无级调速 工作台的最大行 程为 400mm 其中工进的总行程为 150mm 工进时的最大轴向切削力为 20000N 工作台的导轨采用平轨支撑方式 夹紧缸和拔销缸的行程都为 25mm 夹紧力为 12000 80000N 之间可调 夹紧时间不大于 1 秒钟 2 设计要求 1 完成该液压系统的工况分析 系统计算并最终完成该液压系统工作原理 图的设计工作 2 根据已经完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件 3 对上述液压系统中的进给缸进行结构设计 完成该液压缸的相关计算和 部件装配图设计 并对其中的 1 2 非标零件进行零件图的设计 4 对上述液压系统中的夹紧缸进行结构设计 完成该液压缸的相关计算和 部件装配图设计 其中的 1 2 非标零件进行零件图设计 5 对上述液压系统中的液压缸进行结构设计 完成该液压缸中的油箱部件 和电机液压泵组件的相关计算和装配设计 并对其中的 1 2 个非标零 件进行零件图的设计 二 系统工况分析与方案选择 1 工况分析 根据已知条件 绘制运动部件的速度循环图 如图 1 1 所示 计算各阶段 的外负载 如下 液压缸所受外负载 F 包括三中类型 即 1 1 afFFFF 式中 工作负载 对于金属钻镗专用机床 即为工进时的最大轴向 F 切削力 为 20000N 运动部件速度变化时的惯性负载 aF 3 导轨摩擦阻力负载 启动时为静摩擦阻力 启动后未动摩擦阻力 fF 对于平导轨可由下式求得fF FG fRnf F G 运动部件重力 垂直于导轨的工作负载 本设计中为零 nRF F 导轨摩擦系数 在本设计中取静摩擦系数为 0 2 动摩擦系数为 0 1 则求得 1 2 NNF60000300002 0fs NNF30000300001 0fa 上式中为静摩擦阻力 为动摩擦阻力 fsFfaF tg G a F 式中 g 重力加速度 加速或减速的时间 一般 取 t 0 5s 0 01t s1 0t 时间内的速度变化量 t 在本设计中 NNF3061 601 0 6 8 9 30000 a 根据上述计算结果 列出各工作阶段所受的外负载 见表 1 1 并画出如 图 1 2 所示的负载循环图 4 图 1 1 速度循环图 图 1 2 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 FFF fs8061N 工进 FFF fa23000N 快进 faFF 3000N 快退 faFF 3000N 2 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 采用二维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 为了实现加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 继电器发信号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 5 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 即可组成图 1 3 所示的液压系统原理 图 图 1 3 液压系统原理图 三 液压元件的计算与产品选择 1 液压缸的主要尺寸的确定 1 工作压力的确定 工作压力可根据负载大小及其机器的类型来1P1P 初步确定 参阅表 2 1 取液压缸工作压力为 4MPa 2 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 为 23000N 按表 2 2 可取为 0 5 为 0 95 按表 2 3 取 d D 为 0 7 2PaMPcm 6 将上述数据代入式 2 3 2 1 2 cm1 d 1 P P 1 4 D P F D 可得 m1056 10m 7 01 40 5 195 0104014 3 230004 2 2 5 D 根据表 2 4 将液压缸内径圆整为标准系列直径 活塞杆直径mm125 D d 按及表 2 5 活塞杆直径系列取 d 90mm 7 0 D d 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 取油背压力为 回油背压力为零 a0 3MP 为 0 95 按式 2 3 可得cm m1002 8m 95 0103014 3 120004 2 5 D 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 100mm 及 70mm 本设计中调速阀是安装在回油路上 故液压缸节流腔有效工作面积应选取 液压缸的实际面积 即 222222 cm40cm710 4 d 4 DA 由式 2 4 得最小有效面积 22 3 min min mincm25cm 2 1005 0q A 因为满足 故液压缸能达到所需低速 minAA 3 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 min 04 23min m6 107 44 q 322 快进 2 快进Ld min 94 0min m12 01 0 44 q 32 工进 2 工进LD 7 min 24min m607 01 0 4 d 4 q 322 快退 22 快退LD min 67 4min m6010251025063 0 44 q 3332 夹 2 夹LD 2 确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格 1 泵的工作压力的确定 考虑到正常的工作中进油路有一定的压力损失 所以泵的工作压力为 p1pPP 式中 液压泵最大工作压力 pP 执行元件最大工作压力1P 进油管路中的压力损失 初算时简单系统可取 0 2 p 0 5MPa 复杂系统取 0 5 1 5MPa 本设计取 0 5MPa a5 4a 5 04 p1pMPMPPP 上述计算所得的是系统的静态压力 考虑到系统在各种工况的过度阶段pP 出现的动态压力往往超过静态压力 另外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应满足 中低压系统取最nPpn 6 125 1 PP 小值 高压系统取最大值 在本设计中 25 1n Pa63 5pMPP 2 泵的流量确定 液压泵的最大流量应为 maxlpqkq 式中 液压泵的最大流量pq 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值 maq 系统泄露系数 一般取 1 1 1 3 本设计 1 2 lklklk min 8 28min 242 1maxqkqlpLL 3 选择液压泵的规格 8 根据以上算的和 查找相关手册 选用 YBX 25 限压式变量叶片泵 pPpq 该泵的基本参数为 每转排量 泵的额定压力 电r 25q0ML a3 6nMPP 动机的转速 容积效率为 总效率 min r1450nH 85 0 7 0 4 与液压泵匹配的电动机的选定 首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率 去量着较大值作为选择 电动机规格的依据 由于在慢进时泵输出的流量减少 泵的效率急剧下降 一 般当流量在 0 2 1L min 范围内时 可取 同时还应注意到 14 003 0 为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转 需要 进行验算 即 1 6 n pb 2 q P P 式中 所选电动机额定功率 nP 限压式变量泵的限压力 BP 压力为时 泵的输出流量 pqBP 首先计算快进的功率 快进的外负载为 3000N 进油路的压力损失定为 0 3MPa 由式 1 4 可得 a104 1a3 010 07 0 4 3000 6 2 MPMPPP 快进时所需电动机功率为 KWKWP102 0 7 060 942 05 4 查阅相关电动机类型标准 选用 Y90L 4 型电动机 其额定功率为 1 5KW 额定转速为 1400r min 根据产品样本可查得 YBX 25 的流量压力特性曲线 再由已知的快进时流量 为 23 04L min 工进时的流量为 0 942L min 压力为 3MPa 作出泵的实际工 9 作时的流量压力特性曲线 查得该曲线拐点处的流量为 23L min 压力为 2MPa 该工作点处对应的功率为 KWKWP1 1 7 060 246 2 所选电动机满足式 1 6 拐点处能正常工作 3 液压阀的选择 本液压系统选定的液压元件如下表 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 XU B32 10028 8 2 压力表开关 KF3 EA10B 3 溢流阀 JF3 10B8 4 三位四通换向阀 E10B2424 5 二位四通换向阀 24EF3 E10B7 5 6 保压阀 DP1 63B24 7 单向节流阀 LA F10D B 19 4 8 压力继电器 DP1 63B7 5 9 三位四通换向阀 AF3 EA10B7 5 10 单向调速阀 24EF3 E10B7 5 11 二位三通换向阀 AXF3 E10B7 5 12 液压泵 YBX 2528 87 5 1 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 综合诸元素 现 取有关的内径 d 为 12mm 参照 YBX 25 变量泵吸油口连接尺寸 取吸油管内径 d 为 28mm 2 液压油箱容积的确定 本设计为中低液压系统 液压油箱有效容量按泵的流量的 5 7 倍来确定 选取用容量为 160L 的邮箱 10 四 主要部件的结构特点分析与强度校核计算 1 液压缸工作压力的确定 液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定 对不同用途的液压设备 由于工作条件不同 通常采用的压力范围也不同 设计时 可用类比法来确定 在本系统设计中 由于该系统属于组合机床液压系统 故液压缸工作压力通常 为 4MPa 2 液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 的确定 由公式 又由得 2 1 2 cm1 d 11 4 DP P P F D 63 0 d D 夹紧缸 d 54 8mm 按照液 2 6 01 5 3 7 0 19 05 314 3 200004 D 压缸内径和活塞杆直径系列取得 D 100mm d 63mm 液压缸节流腔的有效工作面积保 63100 4 14 3 d 4 2222 DA 证最小稳定速度的最小有效面积 显然有效面积 2 min min mincm83 0 60 50q A 故可以满足最小稳定速度的要求 minAA 3 液压缸壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚有液压缸的强度条件来计算 由公式得 1 3 1 4 0 2y y P PD 75 11 25 15 33 1110 25 15 34 0100 2 100 故即可求出缸体的外径 根据无mm5 10375 121002 DD 缝钢管标准选取 D 120mm 4 液压缸工作行程的确定 11 根据执行机构实际工作的最大行程来确定 并参照表 2 6 中的系列尺寸可 选得进给液压缸工作行程 H 500mm 5 缸盖厚度的确定 选取无孔的平底缸盖 其有效厚度 t 按强度要求用下面公式进行近似计算 得故取 t 35mm y 2433 0t P D mm64 8 110 25 15 3 100433 0t 6 最小导向长度的确定 对于一般的液压缸 最小导向长度 H 应满足以下要求故可得 220 DL H 夹紧缸最小导向长度mm75 2 100 20 500 H 活塞宽度 B 一般由公式得进给缸活塞宽度 DB0 16 0 当液压缸内径 D 80mm 时 活塞杆滑动支撑面的长度mm801008 0 B 故 d0 16 0l mm4 50638 0l 3 缸体长度的确定 一般液压缸缸体长度不应大于内径的 20 30 倍 即缸体长度 根据该液压系统最大行程并考虑活塞的宽度选取mm250025100 L L 590mm 4 活塞杆稳定性的验算 由于该进给液压缸支撑长度 故不mmdLB819631313500 需考虑活塞杆弯曲稳定性和进行验算 五 液压系统验算 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 AD 1 7m AC 1 7m DE 2m 选用 L HL32 液压油 考虑到有的最低温 度为 15 时该液压油的运动黏度 油的密度s cm5 1cst150 2 3 m kg920 1 压力损失的验算 12 1 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 0 12m min 进给时的最大流量为 0 942L min 则液压油在管内流速为1 cm s9 13min cm833min cm 2 114 3 10942 04 d 4 q 1 2 3 2 管道流动雷诺系数 Re1为1 11 5 1 2 19 13d e 1 1 R Re1 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数为 8 6 1 11 75 e 75 1 1 R 进油管道 BC 的沿程压力损失为11p a101 0a 2 139 0920 102 1 3 07 1 68 0 2d l p 4 2 2 1 11 2 PP 查得换向阀的压力损失a1005 0 6 1PP 忽略油液通过管接头 油路板等处的局部压力损失 刚进油路总压力损失 为1P a1005 0a1005 0101 0 664 21111PPPPP 2 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 s cm95 6 2 1 2 55 5 5 1 2 195 6d e 2 2 R 35 1 55 5 75 e 75 2 2 R 回油管道的沿程压力损失为 12 P a105 0a 2 695 0920 5 13 2d l 6 22 2 12PPP 13 查产品得知换向阀 34EF30 E10B 的压力损失 换a10025 0 6 22PP 向阀 34EW30 E10B 的压力损失为 调速阀 AQF3 E10Ba10025 0 6 32PP 的压力损失为 a105 0 6 42PP 回油路总压力损失为为2P 423222122 PPPPP a02 1a105 0025 0025 05 0 6 PP 3 变量泵出口处的压力 Pa 为 1 1 22cm pP A PAF P a1065 3a1005 0 1054 78 1012 01005 4095 0 23000 66 4 64 PP 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即为 46L min AC 段管路的沿程压力损失 为11 P s cm5 678s cm 602 114 3 10464 d 4 q 1 2 3 2 8 542 5 1 2 15 678d e 1 1 R 138 0 8 542 75 e 75 1 1 R a1041 0a 2 785 6900 102 1 7 1 138 0 2d l 6 2 2 1 1