液压实训报告..

1、常州轻工职业技术学院学生实训报告实训名称：液压与气动课程设计指导教师：周兰美班级：14机制332姓名：刘奔学号：1453713211学期：20162017学年短学期报告时间：2016年7月21日7月30日液压与气动课程设计钻床组合机床液压系统设计计算一明确技术要求某型汽车发动机机箱加工自动线上的一台单面多轴钻孔组合机床，其卧式动力平台(导轨为水平导轨，其静摩擦因数卩s=0.2，动摩擦因数卩d=0.1),拟采用液压缸驱动，一完成工件钻削加工时的进给运动；工件的定位和夹紧均采用液压方式，以保证自动化要求。液压与电气配合实现的自动循环为：定位(插定位销)f夹紧f快进f工进f快退f原位停止f夹具松一开

2、拔定位销。工作部件终点定位精度无特殊要求。工进情况及动力滑台的已知参数如下：表1工件情况及动力滑台的已知参数工件情况动力滑台钻孔直径D/mm数量切削用量工况行程L/mm速度u/(m/s)运动部件重力G/N启动制动时间At/s主轴转速n/(r/mm)进给量S/(mm/r)D1:13.914n】：360S1:0.147快进L1:100u1:待定98000.2。2：8.52乜:550S2:0.096工进L2:50u2:待定箱体材料：HT200,硬度：240HB快退L3：150u3：待定二执行元件的配置根据上述技术要求，选择杆固定的单杆活塞缸作为驱动滑台实现切削进给运动的液压系统执行元件，定位和夹紧控

3、制则选用缸筒固定的单杆活塞缸作为液压执行元件。三运动分析和动力分析以下着重对动力滑台液压缸进行。 运动分析a. 运动速度。与相近金属切削机床所类比，确定滑台液压缸的的快速进，退的速度相等，且U=u3=O.lm/s。按Dl=13.9mm孔的切削用量计算缸的工进速度为U2=n1XS1=360X0.147/60m/s=0.88(mm/s)=0.88X103m/s。b. 各工况的工作持续时间。由行程和运动速度易算得各工况的动作持续时间为快进t1=L1/u1=100X10-3/0.1=1s工进t2=L2/u2=50X10-3/(0.88X10-3)=56.6s快退t3=(L1+L2)/u3=(100+5

4、0)X10-3/0.1=1.5s11由表1及上述分析计算结果可画出滑台液压缸的行程-时间循环图(L-t图)和速度循环图(v-t图)，如下图所示。图1组合机床液压缸的图2组合机床液压缸的工况图 动力分析。动力滑台液压缸在快速进给，退阶段，启动时的外负载是导轨静摩擦阻力加速时外负载是导轨动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；在工进阶段，外负载是工作负载即钻削阻力负载及动摩擦阻力。计算静摩擦阻力：Ffs=ys(G+Fn)=0.2X(9800+0)=1960(N)计算动摩擦阻力：Ffd=yd(G+Fn)=0.1X(9800+0)=980(N)计算惯性负载：Fi=G且=gAt9800x0.19.81x

5、0.2x500(N)利用铸铁工作钻孔的轴向钻削阻力经验公式Fe=25.5DS0.8HB0.6算的工作负载:Fe=14.2X25.5D1S10.8HB0.6+2X25.5D2S20.8HB0.6=14.2X25.5X13.9X0.1470.8X2400.6+2X25.5X8.5X0.0960.82400.6=30903(N)式中：Fe-轴向钻削阻力，N；D-钻孔孔径，mm；S-进给量，mm/r；HB-铸件硬度。滑台液压缸各工况下的外负载计算结果列于表2,绘制出的负载循环图(F-t图)，见图1。表2动力滑台液压缸外负载计算结果工况外负载F/N计算公式结果快进启动F=Ffs1960加速口.GAvFi

6、_xgAt1480恒速F=Fd980工进F=Ffs31448快退启动1960加速口.GAvFi_xgAt1480恒速F=Fd980四.液压系统主要参数计算和工况图的编制 预选系统设计压力。本钻孔组合机床属于半精加工机床，在和最大时为慢速工进阶段，其他工况时载荷都不大，预选液压缸的设计压力P=4MPa。 计算液压缸主要结构尺寸，为了满足滑台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快速进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A与A2应满足A=2A2，即活塞杆直径d和液压缸内径D的关系应为d=0.71Do为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。暂取背

7、压0.6MPa，并取液压缸机械效率耳二0.9，则可算的液压缸无杆腔的有效面积为cm_94x10-4(m2)F_31448耳(pJ0.9x(4-°6)x106cm122液压缸内径为_0.109(m)4A；4x94x10-4D_1_尢尢按GB/T23481993，将液压缸内径圆整为D=110mm=11cm。因A=2A2，故活塞杆直径为d=0.71D=0.71X110=78.1(m)按GB/T23481993，将液压缸内径圆整为d=80mm=8cm。则液压缸实际有效面积为尢x1124_95(cm2)A_-(D2-d2)_x(112-82)_44.7(cm2)244A=A一A=50.3(cm

8、2)12差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取Ap二p-p二0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时Ap为零；另外，取快21退时的回油压力损失为0.7MPa。 编制液压缸的工况图。根据上述条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率见表3，编制出其工况图见图2。表3液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率工作阶段计算公式负载F/N回油腔压力p/MPa2工作腔压力p/MPa输入流量q/(10-3m3/s)输入功率P/W启动F+AAP19600.44TAP耳2快进片加速A14801.270.77恒速q：=Av;P=pq9801.160.660.5

9、330片F人+pA耳22工进A1314480.63.960.83x10-233q二二Av;P=pq121启动F人+pA耳2219600.48快退p2加速A214800.71.86恒速q二=Av;P=pq2119800.71.730.45780五制定液压回路方案，拟定液压系统原理图定液压回路方案。a况图表明，液压系统功率较小，负载为阻力负载且工作中变化小，故采用调速阀的进油节流阀回路。为防止在钻孔通时负载突然消失引其滑台前冲，回油路设置背压阀。由于已选用节流阀调速回路，故系统必然为开始式循环。b类型。工况图表明，系统在快速进，退阶段为低压，大流量的工况且持续时间较短，而工进阶段为高压，小流量的工

10、况且持续时间长，两种工况的最大流量与最小流量之比约达60，从提高系统效率和节能角度，宜选用高低压双泵组合供油或采用限压式变量泵供油。两种各有利弊，现决定采用双联叶片泵供油方案。c阀与速度换接回路。系统已选定差动回路作快速回路，同时考虑到工进快退时回油量较大，为保证换向平稳，故选用三位五通，Y型中位机能电液动换向阀作主换向阀并实现差动连接。由于本机床工作部件终点的定位精度无特殊要求，故采用行程控制方式即活动挡块压下电气行程开关，控制换向阀电磁铁的通断电即可实现自动换向和速度换接。d控制回路。在高压泵出口并联一溢流阀，实现系统的溢流定压；在低压泵出口并联一外控顺序阀，实现系统高压工作阶段的卸荷。e

11、位夹紧回路。为了保证工件的夹紧力可靠且能单独调节，在该回路上串接减压阀和单向阀；为保证定位一夹紧的顺序动作，采用压力控制方式，即在后动作的夹紧缸进油路上串接单向顺序阀，当定位缸达到顺序阀的调压值时，夹紧缸才动作；为保证工件确已夹紧后滑台液压缸才能工作，夹紧缸进油口处装一压力继电器。f回路。在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一压力表及其开关，以便各压力控制元件的调压和观测。拟定液压系统图。在制定各液压回路方案基础上，经整理所组成的液压系统原理图如图3图所示，图中附表是电磁铁及行程阀的动作顺序阀，结合该表容易看出系统在各工况下的油液流动路线。图3钻孔组合机床液压系统原理图1

12、双联叶片泵；2三位五通电液动换向阀；3二位二通机动换向阀；4调速阀；5，6，10，13，16单向阀7外控顺序阀；8，9溢流阀；11过滤器；12压力表开关；14，19，20压力继电器；15减压阀；17二位四通电磁换向阀；18单向顺序阀；21定位缸；22加紧缸；23进给缸；24压力表系统的电磁铁及行程阀动作顺序表工况电磁铁及行程阀状态1YA2YA3YA行程阀定位+夹紧+快进+下位工进+上位快退+上位滑台原位停止+下位松开拔销六计算和选择液压元件 压泵及其驱动电动机计算与选定。a. 液压泵的最高工作压力的计算。由工况图2(或表3)可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即P1=3.96MPa,而

13、压力继电器的调整压力应比液压缸最高工作压力大0.5MPa。此时缸的输入流量较小，且进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为Ap=0.8MPa则小流量泵的最高工作压力Ppi为Pp=3.69+0.5+0.8=5.26(MPa)大流量泵仅在快速进退时向液压缸供油，由图2-2可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路压力损失为Ap=0.4MPa，则大流量泵最高工作压力Pp为2Pp=1.86+0.4=2.26(MPa)2b. 压泵的流量计算。双泵最小供油流量q按液压缸的最大输入量流量pq=0.5x10-3m3/s进行估算。取泄露系数K=1.2，双泵最小q应为1maxpq>q=Kq=1

14、.2x0.5x10-3m3/s=0.6x10-3(m3/s)=36(L/min)pv1max考虑到溢流阀的最小稳定流量为Aq=3L/min，工进时的流量为q=0.83x10-5m3/s=0.5L/min，小流量泵所需最小流量q为1p1q>q=Kq+Aq=1.2x0.5+3=3.6(L/min)p1v1大流量泵最小流量q为p2q>q=q一q=36一3.6=32.4(L/min)p2v2pp1c. 确定液压泵的规格。根据系统所需流量，拟初选双联液压泵的转速为n=100r/min，泵的容积效率耳二0.9，算得小流量泵和大流量泵的排量参考值分别为1vVg11000qvn耳1v1000X3.

15、61000x0.9=4.0(mL/r)1000qV=vg2n耳1v1000X32.41000x0.9=36(mL/r)根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的YB1-40/6.3型双联叶片泵，泵的额定压力为p二6.3MPa，小排量为V=6.3mL/r；大泵排量为V=40mL/r；泵的额定n12转速为n二960r/min。容积效率耳二0.9，总效率耳二0.8。倒推算得小泵和大泵的额vp定流量分别为q=Vnq=6.3x960x0.9=5.44(L/min)p11vq=Vnq=40x960x0.9=34.56(L/min)p22v双泵流量为q为pq=q+q=5.44+34.56=40(L/min

16、)pp1p2与系统所需流量相符合。d. 确定液压泵驱动功率及电动机的规格，型号，由工况图2知，最大功率出现在快退阶段，已知泵的总功率为q二0.8，则液压泵的快退所需的驱动功率为pP二竺二226x106x(544+魁56)x10一3二1.883(kW)pq0.8x60x103P查表1-12，选用Y系列(IP44)中规格相近的Y112M-6-B3型卧式三相异步电动机，其额定功率2.2kW，转速为940r/min。用此转速驱动液压泵时，小泵和大泵的实际输出流量分别为5.33L/min和33.84L/min；查表1-12，选用Y系列(IP44)中规格相近的Y112M-6-B3型卧式三相异步电动机，其额

17、定功率2.2kW，转速为940r/min。用此转速驱动液压泵时，小泵和大泵的实际输出流量分别为5.33L/min和33.84L/min；双泵总流量为39.17L/min；工进时的溢流量为5.33L/min0.5L/min=4.83L/min,仍满足系统各工况对流量的要求。 液压控制阀和液压辅助元件的选定。首先根据所选择的液压泵规格及系统工况，算出液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间(表4)，以便为其他液压控制阀及辅件的选择及系统的性能计算奠定基础。根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本所选择的元件型号规格见表5.管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。

18、油箱容量计算，本系统属于中压系统，但考虑到要将泵组和阀组安装在油箱顶盖上，故取经验系数10，的油箱容量为V二aq二10X39.17二391.7(L)二400(L)p七验算液压系统性能验算系统压力损失。按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为d二18mm，进，回油管道长度均取为l=2m；取油液运动粘度v=1x10-4m2/s，油液密度P二0.9174x103kg/m3，由表4查的工作循环中进，回油管道中通过的最大流量发生在快退阶段，由此计算的液流雷诺数：Re丄=坐=4xZx10-3=981v尢dv60x尢x18x10-3x1x10-4Re小于临界雷诺数R二2300，故可推论出，各工况下的进回油路中

19、的液流均为层流。ec将适用于层流的沿程阻力系数75/Re=75尢dv/(4q)和管道中液体流速u二4q/(尢d2)代入沿程压力损失计算得Ap九4x75P巴q=4x75x°.9174x103x1x10-4x2q二0.835x1082M2尢x(18x10-3)4表4液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间工作阶段流量/L/min速度/(m/s)时间/s无杆腔有杆腔a(q+q)Aq*q、址丁q,+q一Lt一11v1q1p1p2vp砖进A出进A1c44.71A快进950x(5.33+33.84)(5.33+33.84)x10-3100x10-3/3.98x50.39560x50.3x

20、10-40.1373.9834.810.130.77ALqv一"进2Aqqp出进At22v2工进q0.510544.70.5x0.5x10-350x10-39560x95x10-40.88x10-30.240.88x10-356.6Aqq丁qLt33v3岀进A2qqq进plp23A快退9539.17x5.33+33.8439.17x10-3150x10-344.739.1760x44.7x10-40.1583.240.151.0表5钻孔组合机床液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格序号名称通过流量/(L/min)额定流量/(L/min)额定压力/MPa额定压降/MPa型号1双联叶片

21、泵一40/6.36.3一YB-40/6.32三位五通电液动换向阀73.981006.30.335DY-100BY3行程阀73.981006.30.322C-100BH4调速阀<166.3Q-6B5单向阀83.241006.30.2I-100B6单向阀34.81636.30.2I-63B7顺序阀33.84636.3XY-63B8背压阀<1106.3B-10B9溢流阀4.83106.3Y-10B10单向阀33.84636.30.2I-63B11过滤器39.1750一XU-50X20012压力表开关一一一一K-6B13单向阀83.241006.30.2I-100B14压力继电器一一6.3

22、一DP厂63B15减压阀33.84636.3J-63B16单向阀33.84636.30.2I-63B17二位四通电磁换向阀33.84406.30.224D-40B18单项顺序阀33.84636.30.2I-63B19压力继电器一一6.3一DP厂63B20压力继电器一一6.3一DP厂63B说明考虑到液压系统的最大压力均小于6.3MPa，故选用了广研中低压系列液压元件；定流量为0.03L/min，小于系统工进速度时的流量0.5L/mino调速阀的最小稳在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失Mg常按以下经验公示计算:Ap=0.1Ap匚九各工况下的阀类元件的局部压力损失计算，即：Ap=Ap(

23、q/q)2vss以上三式计算出的各工况下的进回油管道的沿程，局部和阀类元件的压力损失见表6。.表6各工况下进回油管道的沿程，局部和阀类零件的压力损失管道压力损失/Pa工况快进工进快退进油管道Ap1.105x1050.00696x1050.545x105AP厂0.111X1050.000696x1050.0545x105bApv2.101x1055x1050.460x105Ap3.241x105-5x1051.0596x105回油管道AP,0.484x1050.00348x1051.1584x105AP厂0.0484x1050.000348x1050.11584x105APv0.665x1056

24、x1054.85x105Ap1.197x105-6x1056.1242x105将回油路上的压力损失折算到进油回路上，可求得总的压力损失，例如快进工况下的总的压力损失为44.7EAp=3.241X105+1.197X105x=3.804x105(Pa)=0.3804(MPa)其余工况以此类推，尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统工作压力超过其能达到的最高压力。液压泵工作压力的估算。小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力p；1加上进油路上的压力损失Api及压力继电器比缸工乍腔最高压力所大的压力值Ap2，即p=3.96x106+5x105+5x105=49.6x105(Pa)=4.96(MPa)p1此值即为调整溢流阀9的调整压力时的主要参考依据。大流量泵在快退时的工乍压力最高，其数值为p=1.86x106+1.059x105=19.66x105(Pa)=1.966(MPa)p2此值为调整顺序阀7的调整压力是的主要参考依据 估算系统效率，发热和升温。由表4可看到，本液压系统的进给缸在其工乍循环持续时间中，快速进退仅占3，而工乍进给达97，