卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动系统设计.docx
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卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动系统设计
《液压与气压传动》
课程设计说明书
题目:
卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动系统设计
院系:
专业:
班级:
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学号:
指导教师:
日期:
2013年7月18日
一、设计要求及工况分析3
二、确定液压系统主要参数5
三、拟定液压系统原理图7
四、计算和选择液压件8
五、液压缸设计基础11
5.1液压缸的轴向尺寸11
5.2主要零件强度校核11
六、验算液压系统性能14
七、设计小结17
一.设计要求及工况分析
1•设计要求
要求设计一台卧式单而多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。
要求实现的动作顺序为:
快进一工进一快退一停止。
液压系统的主要参数与性能要求如下:
轴向切削力总和FC=3O5OON,移动部件总重SG=19800N:
快进行程为100mm,快进与快退速度0.1m/s,工进行程为50mm,工进速度为0.88mm/s,加速、减速时间均为0.2s,利用平导轨,静摩擦系数0.2:
动摩擦系数为0.1。
液压系统的执行元件使用液压缸。
2.负载与运动分析
(1)工作负载工作负载即为切削阻力=30500/V
(2)摩擦负载片摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力Ffx=0.2x19800=3960N
动摩擦阻力Ffd=0.1x19800=1980/V
(3)惯性负载
GZ198000.1
^-^x—N=1010N
9.80.2
(4)运动时间
快进
工进
快退
厶_0・1
厶0.05
"T?
"0.88^1000
=56.8^
厶+厶
V3
(100+50)x1()7
0J
s=1.5s
设液压缸的机械效率二°・9,得岀液压缸在各阶段的负载和推力,如表1所列。
表1液压缸在各运动阶段的负载和推力(〃m=0・9)
工况
计算公式
负载值F/N
液压缸推力F/久/N
启动
F=宀
3960
4400
加速
2990
3322
快进
1980
2200
工进
FF+E
32480
36089
反向启动
F=“
3960
4400
加速
F詁d+Fm
2990
3322
快退
Fg
1980
2200
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间,即可绘制出负载循环图和速度循环图U#如图1所示。
3144X
1.960
0.980、
KO.
(M_uml)5
图1速度负载循环图
a)工作循环图b)负载速度图c)负载速度图
二、确定液压系统主要参数
1•初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大,在其他工况负载都不太髙,参考表2和表3,初选
液压缸的工作压力P1=4MPao
2.计算液压缸主要尺寸
鉴于动力滑台快进和快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸(川=242),快进时液压缸差动连接。
工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象,液压缸的回油腔应有背压,参考表4选此背压为P2=0.6MPac
表2按负载选择工作压力
负载/KN
<5
5~10
10~20
20、30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8'1
1・5~2
2.5~3
3“4
4~5,
$5
表3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/MPa
0.8'2
3'5
2~8
8~10
10~18
20~32
表4执行元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简爪系统或轻载节流调速系统
0.2-0.5
回油路带调速阀的系统
0.4-0.6
回油路设程有背斥阀的系统
0.5-1.5
用补汕泵的闭式回路
0.8-1.5
回油路较复朵的工程机械
1.2-3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
表5按工作压力选取切
12作压力/MPa
W5.0
5.0-7.0
>7.0
d/D
0.5-0.55
0.62-0.70
0.7
表6按速比要求确定d/D
55
1.15
1.25
1.35
1」6
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注:
—无杆腔进油时活塞运动逮度:
U2—有杆腔进油时活塞运动速度。
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而积4是有杆腔工作而积4两倍的形式,即活塞杆直径/与缸筒直径0呈/二0.7072?
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泄的背压(通过设宜背压阀的方式),选取此背压值为a二0.6\【Pa。
快进时液压缸虽然作差动连接(即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接),但连接管路中不可避免地存在着压降且有杆腔的压力必须大于无杆腔,估算时取△#=().5MPa°快退时回油腔中也是有背压的,这时选取被压值0.7MPao
工进时液压缸的推力计算公式为F/班皿=AJA—A?
]"
因此,根据已知参数,液压缸无杆腔的有效作用而枳可il•算为
因此,根据已知参数,液压缸无杆腔的有效作用而积可计算为
F
A,=,lcm==97.5x1O'3m2
1"20.9x(4-0.6/2)xl06
液压缸缸筒直径为
D=J44/兀=111mm
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系,d=0.707Z),因此活塞杆直径为d=0.707xlll=78mm,根据GB/T2348—1993对液压缸缸简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=110mm,活塞杆直径为
此时液压缸两腔的实际有效而积分别为:
A,=^f)74=95x10-4/7/2
A2=^(D2-6/2)/4=44.7xl0_4/?
r
根据计算出的液压缸的尺寸,可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率,如表4所示。
由此绘制的液压缸工况图如图2所示。
表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况
推力
FWN
回油腔压力pz/MPa
进汕腔压力
/?
i/MPa
输入流址
lOVnV/s
输入功率P/KW
计算公式
快
进
启
动
4400
—
132
—
—
一心尹
1\4|-.12
q=(Al-A1)u[P=
加
速
3322
pZp
1」0
—
—
恒
速
2200
pZp
0.88
0.50
0.44
工进
36089
0.6
4.08
0.84X10-2
0.034
小_片严PM】
Pi州
q=仏
P=P\Q
启
动
4400
—
0.98
—
—
_厲・宀州
卩\a2
快
退
加
速
3322
0.7
2.23
—
—
q=A2u3
恒
速
2200
0.7
1.98
0.45
0.89
P_P\Q
注:
1.W为液斥缸差动连接时.回油口到逬油口之间的压力损IRA/,=0.5MPa.
2.快退时・液压缸有杆腔进油•压力为刃・无杆腔回油.压力为处°
1.选择基本回路
三、拟定液压系统原理图
(1)选择调速回路由图2可知,这台机床液压系统功率较小,滑台运动速度低,工作负载为阻力负载且工作中变化小,故可选用进口节流调速回路。
为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲,在回油路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式,系统必然为开式循环系统。
(2)选择油源形式从工况图可以淸楚看出,在工作循环内,液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的髙压小流量的汕液。
最大流量与最小流量之比W^7nnn=0.5/(0.84X10'2)=59.5:
其相应的时间之比(n+r3)/Z2=(1+1.5)/56.8=0.04。
这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。
从提高系统效率、节省能虽:
角度来看,选用单左量泵油源显然是不合理的,为此
可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。
考虑到前者流虽:
突变时液压冲击较大,工作平稳性差,且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动,最后确左选用双联叶片泵方案。
(3)选择快速运动和换向回路本系统已选左液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。
考虑到从工进转快退时回油路流量较大,故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路,以减小液压冲击。
由于要实现液压缸差动连接,所以选用三位五通电液换向阀。
(4)选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时,速度变化大(5/5=0.1/(0.84><10-3)=113),为减少速度换接时的液压冲击,选用行程阀控制的换接回路。
(5)选择调压和卸荷回路在双泵供汕的油源形式确定后,调压和卸荷问题都已基本解决。
即滑台工进时,高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定,无需另设调压回路。
在滑台工进和停止时,低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷,高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷,但功率损失较小,
故可不需再设卸荷回路。
2.组成液压系统
将上而选出的液压基本回路组合在一起,并经修改和完善,就可得到完整的液压系统工作原理图,如上图所示。
在上图中,为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题,增设了单向阀。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱,导致空气进入系统,影响滑台运动的平稳性,图中添宜了一个单向阀。
考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔)加工,对位置泄位精度要求较高,图中增设了一个压力继电器。
当滑台碰上死挡块后,系统压力升高,它发岀快退信号,操纵电液换向阀换向。
四、计算和选择液压件
1.确定液压泵的规格和电动机功率
(1)计算液压泵的最大工作压力
小流疑泵在快进和工进时都向液压缸供汕,由表7可知,液压缸在工进时工作压力最大,最大工作压力为P1=4.08MPa,如在调速阀进口盯流调速回路中,选取进油路上的总压力损失Z^=0.6MPa,考虑到压力继电器的可靠动作要求压差A/;e=0.5MPa,则小流量泵的最髙工作压力估算为
Pp>/?
!
+工切=(3.96+0.6+0.5)Mpa=5.0\Mpa
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油,由表7可见,快退时液压缸的工作压力为/;i=2.23MPa,比快进时大。
考虑到快退时进油不通过调速阀,故其进油路压力损失比前者小,现取进油路上的总压力损失ZAP=0.3MPa,则大流量泵的最高工作压力估算为
pp>/?
)+A/?
=(1.43+0.3)Mpa=1J3Mpa
(2)计算液压泵的流虽
由表7可知.油源向液压缸输入的最大流量为0.5X10-3nrVs,若取回路泄漏系数K==l・l,则两个泵的总流量为
q>Kq=1.1x0.5XI0"3m3/s=0.55x10"3m3/s=33L/min
p
考虑到溢流阀的最小稳泄流量为3L/min,工进时的流量为0.84X10^nV/s=0.47L/min,则小流量泵的流量最少应为3.47L/min.
(3)确定液压泵的规格和电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅产品样本,并考虑液压泵存在容积损失,最后确立选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。
其小流量泵和大流虽:
泵的排量分别为6mL/r和33mL/r,当液压泵的转速np=940r/min时,其理论流量分别为5.6L/min和31L/n】in,若取液压泵容积效率〃、=0.9,则液压泵的实际输出流量为
佈=知+的2=(6x940x0.9/1000+33x940x0.9/1000)L/min=(5.1+27.9)L7miii=33L/min
由于液压缸在快退时输入功率最大,若取液压泵总效率"尸0・8,这时液压泵的驱动电动机功率
pCI
p>_L^=
p
=L70x10^x33x10-3kw=117KW
6OxO.8xlO3
根据此数值查阅产品样本,选用规格相近的Y100L-6型电动机,其额左功率为1・5KW,额左转速为940r/mino
2•确定其他元件及辅件
(1)确建阀类元件及辅件
根据系统的工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量,查阅产品样本,可选岀这些元件的型号及规格,表6所列为选择元件的一个方案。
表6液压元件规格及型号
序号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
规格
型号
额泄流呈
/L/min
额定压力
Pn/MPa
额龙压降
Apn/MPa
1
双联叶片泵
YB}2.5/32
(2.5/32)
6.3
2
三位五通电液换向阀
70
35DY—100BY
100
6.3
0.3
3
行程阀
62.3
22C-100BH
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
Q-6B
6
6.3
—
5
单向阀
70
1-100B
100
6.3
0.2
6
单向阀
29.3
1-63B
50
6.3
0.3
7
背压阀
<1
B-10B
10
6.3
—
8
顺序阀
28.1
XY-63B
63
6.3
0.3
9
单向阀
70
1-100B
100
6.3
0.2
10
单向阀
27.9
1-63B
63
6.3
0.2
11
过滤器
36.6
XU-50X200
50
——
—
12
压力表开关
—
K-6B
—
6.3
—
13
溢流阀
5・1..
Y—10B
10
6.3
—
郴主:
此为电动机额左转速为940r/min时的流量。
(2)确定油管
在选左了液压泵后,液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流
出液压缸的流钛与原泄数值不同,重新汁算的结果如表7所列*表9各工况实际运动速度、时间和流量
快进
工进
快退
人(伽+佈2)
<71-/4
q、=0.5L/nin
q、=如+%
A-^2
=(5」+27.9)L/min
95x(5.1+27.9)Tz・
=L/min
95-44.7
=62.3L/min
=33L/min
A,
A
%一4〒A
qy
1
44.7
v44.7
95
=62.3xL/nun
0.5*L/min
=33xL/min
95
95
44.7
=29.3L/min
=0.24L/min
=70L/miii
u3=ik
A~Ai
2A
i
A,
(5.1+27.9)x10-3
—m/s
0.47x10-3
=nvs
33x10“z
=m/s
60x(95—44.7)x1(T*"
60x95x10"
60x44.7x107
=0.109m/s
=0.824x10-3nvs
=0」23m/s
150x10-'
fe
30x10"
180x107
'~0.109•
厂0.88x1Or
ty~0.123s
=1.38s
=34.Is
=1.46s
由表可以看出,液压缸在各阶段的实际运动速度符合设讣要求。
d=
根据表9数值,按表10推荐的管道内允许速度取由式
计算得与液压缸无
杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为
4x62.3xl0"32…
|4x70xl0'3
\'60x3.14x4
x1O'3mm=19.3mm
xlOmm=18.2mm60x3.14x4
为了统一规格,按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。
(3)确定油箱
汕箱的容量按式"=%估算,其中a为经验系数,低压系统,“2〜4:
中压系统,a=5〜7:
高压系统,a=6~12<>现取。
=6,得
V=/?
=6x34.5L=207厶
五、液压缸设计基础
5.1液压缸的轴向尺寸
液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度(活塞在缸筒内能够移动的极限距
离)、导向套长度、活塞宽度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。
图示出了液
压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。
活塞宽度与活塞有效行程人取
决于主机运动机构的最大行程,厶=0.15+0.03=0.18m。
导向长度
r厶D140110“
L=1H=62〃〃",
202202
缸筒长度厶)=(20~30)7)=25x110=2750mm。
5.2主要零件强度校核
5.2.1缸筒壁厚§=5mm
pn
因为方案是低压系统,校核公式J>\,EDIT
2卜]
式中:
»缸筒壁厚(/?
.)
P,•-实验压力&0£2刊邱,其中p}是液压缸的额定工作压力
D-缸筒内径D二0.1lm
0]-缸筒材料的许用应力。
[b]=s,/n,",为材料抗拉强度(MPa),n为安全系数,取n=Oo
对于PK16MP&.材料选45号调质钢,对于低压系统
LPD1.5x4x106x0.11
5>——==3.3mm
2[b]2xl00xl06
因此满足要求。
5.2.2缸底厚度5-^mm
1.缸底有孔时:
>0.433£>,—=0.433x103・4xJ】心乂°=23.069〃〃”
7久[b]V0.226x100
甘卜D]—d°103.4—80
JI屮(pd===0.226mm
D.103.4
2•缸底无孔时,用于液压缸快进和快退;
Ip15x4xl06
禹'°”皿高=0.433x103.4x”=旳喰
其中Q=D-2»=110-2x3.3=103Amm
5.2.3杆径d
0]
d>
韵,式中F是杆承受的负载(N)F二36089N
是杆材料的许用应力,0]二100MP。
d>
皿6089002%
3.14xl00xl06
4F刃6
5.2KF
芯16
式中K
拧紧系数,一般取K二1.25~1.5;
5.2.4缸盖和缸筒联接螺栓的底径山
5.2x1.5x36089]2加
3.14x6xl00xl06
F缸筒承受的最大负载(N);
螺栓个数;
聞一一螺栓材料的许用应力,0]=b,/“,6为螺栓材料的屈服点
(MPa),安全系数n=1.2~2.5
5.2.5液压缸稳定性计算
液压缸承受的负载F超过某临界值耳时将会失去稳定性。
稳定性可用下式
校核:
fs±=^U1=67.79N
3
稳定性安全系数,*=2-4,取八二3;
由于缸筒固定活塞动,色=土,由杆材料知硬钢,因此
=《=連=Q02m
44
fA
1+—(-)2
02rc
4-9xr0082x108
i+—)2
50000.02
=2.13x106/V
F=27850N<^=""IL=o.71xlO6/V
nc3
因此满足稳定性要求。
5.2.6液压缸缓冲压力
液压缸设置缓冲压力装置时要计算缓缓从压力几,当/<.值超过缸筒、缸底强度计算的心时,则以代取代心。
在缓冲时,缓冲腔的机械能力为匸,活塞运动的机械能为“。
活塞在机械能守恒中运行至终点。
乓=n*
p=昱式中:
a
瑰-缓冲腔中活塞有效面筒》
缓冲行程长度nA
〃—运动部件的总质最g0;
匕-缓冲运行的速度恥);
斤-所有缓冲过程中的摩擦W)o
通过验算,液压缸强度和稳定性足以满足要求。
六、验算液压系统性能
1.验算系统压力损失
由于系统管路布垃尚未确立,所以只能估算系统压力损失。
估算时,首先确立管道内液体的流动状态,然后计算各种工况下总的压力损失。
现取进、回油管道长为/=2m,汕液的运动粘度取"=1x104m2/s,油液的密度取p=0.9174x103kg/m3。
(1)判断流动状态
在快进、工进和快退三种工况下,进、回油管路中所通过的流虽以快退时回油流疑q2=70Umin为最大,此时,油液流动的雷诺数
vd_4q_4x70x10“
vrnlv60xx20x10'3x1x10~4
也为最大。
因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000),故可推出:
各工况下的进、回油路中的汕液的流动状态全为层流。
(2)计算系统压力损失
将层流流动状态沿程阻力系数
._75_75^/v
A==
R4q
和油液在管道内流速
A/?
.=Ap
同时代入沿程压力损失计算公式〃2,并将已知数据代入后,得
4x75pi7
=0.5478x10s<7
4x75x0.9174xl0\lxl0^x2
2x3.14x(20xW3)4
可见,沿程压力损失的大小与流量成正比,这是由层流流动所决左的。
在管道结构尚未确定的情况下,管道的局部压力损失△必常按下式作经验汁算
•七=0.1切]
各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式讣算
其中的®九由产品样本查出,如和g数值由表8和表9列出。
滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下:
1.快进
滑台快进时,液压缸通过电液换向阀差动连接。
在进汕路上,油液通过单向阀10、电液换向阀
2,然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。
在进汕路上,压力损失分别为
ACQ1(\—S
乞△几=0.5478xlOs(/=0.5478x10sx上釜一x10~6MPa=0.05688MPa
工妙彳=工°・1妙h=0」x0.05688MPa=0.005688MPa
为=工切”+工3花(0.05688+0.005688+0・1647)MPa=0・2273MPa
在回油路上,压力损失分别为
礼=0.5478x10%=0.5478x108x二^——x10"MPa=0.02675MPa
工®々°=工0.1妙](,=0.1x0.02675MPa=0.002675MPa
工心g(韵2+0.2x(韵+0.3x(韵卜哄。
•朴Pa
工比=y仏+=(0.02675+0.002675+0・1594)MP
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