卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统.docx

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卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统

课程设计说明书

课程名称：

液压与气压传动

设计题目：

卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统

专业：

班级：

学生姓名:

学号:

指导教师:

湖南工业大学科技学院教务部

2014年12月30日

一：

课程设计任务书（四）6

二：

负载分析8

三：

液压系统方案设计10

四：

液压系统的参数计算12

五：

液压元件的选择13

六：

验算液压系统性能15

七：

参考文献及心得16

一：

《液压与气压传动》课程设计任务书（四）

设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。

1）机床要求的工作循环是：

快速接近工件，然后以工作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间为。

2）机床的其他工作参数如下：

其他参数

运动部件总重力

?

G=25000N

切削力

?

Fw=18000N

快进行程?

l1=300mm

工进行程

l2=80mm

快进、快退速度

v1=v3=5m/min

工进速度

v2=100～600mm/min

静摩擦系数

fs=

动摩擦系数

fd=

3）机床自动化要求：

要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。

4）完成：

①按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。

②确定滑台液压缸的结构参数。

③计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。

④选择液压元件型号，列出元件明细表。

⑤验算液压系统性能。

二：

负载分析

负载分析中，先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，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：

切削力，导轨摩擦力，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Ffs，动摩擦力为Ffd，则

Ffs=fsFN=*25000=5000N

Ffd=fdFN=*25000=2500N

而惯性力Fm=（G/g）*（△V/△t）=25000*4/**60=850N

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?

m=,则液压缸在个工作阶段的总机械负载可以算出，如下表

表一：

液压缸各运动阶段负载表

运动阶段

计算公式

负载值F/N

总机械负载F/N

启动

F=Ffs

5000

5263

加速

F=Ffd+Fm

3350

3526

快进

F=Ffd

2500

2631

工进

F=Ffd+Ft

20500

21578

快进

F=Ffd

2500

2631

根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l）.横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下是液压缸活塞退回时的曲线.

负载图速度图

三：

液压系统方案设计

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，溢流阀做定压阀。

为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回路上加背压阀，初定背压值Pb=.

2选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进快退速此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的二倍度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的二倍.

3：

快速运动回路和速度换接回路根据运动方式和要求，采用差动连接和双泵供油二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。

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，且能实现自动化控制，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，另外采用液压顺序阀与单向阀来切断差动油路。

因此速度换接回路为行程阀与压力联合控制形式。

4：

换向回路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换想阀的换向回路。

为便于实现差动连接，所以选用三位五通电磁换向阀。

为提高换向的位置精度,采用死挡铁铁和压力继电器的行程终点返程控制.

5：

组成液压系统绘原理图将上述选出的液压基本回路组合在一起，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图4-1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，背压阀和液压缸无杆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。

组合机床动力滑台液压系统原理图

液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2-2所示

1Y

2Y

3Y

停止

-

-

-

快进

+

-

-

工进

+

-

+

快退

-

+

-

四：

液压系统的参数计算

（一）液压缸的参数计算

1：

初选液压缸的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高，参考表

5

8-1，初定液压缸的工作压力P1=40×10Pa。

2：

确定液压缸的主要结构尺寸要求动力滑台的快进，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A1等于有杆腔有效面积A2的二倍,即A1=2A2。

为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀按表8-2，初选背压阀Pb=8×105Pa。

快进时液压缸虽然作差动连接,但是由于油管中有压降?

P存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔,估算时可取?

P?

5?

105Pa。

快退时回油腔中有背压，这时P也可按5?

105Pa估算。

由前面的表格知最大负载为工进阶段的负载F=,按此计算A1.

则A1=F/（P1-P2/2）=21578/40*105-8*105/2=*10-3m2=cm2

液压缸直径D=√（4A/∏）=√（4*∏）=

由A1=2A2,可知活塞杆直径D=√2d,d==*=

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:

D=d=

按标准直径算出:

A1=∏D2/4=∏*4=cm2

A2=∏（D2-d2）/4=∏cm2=cm2

按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量qmin=l/min，因工进速度V=min为最小速度，则有

A1min=qmin/vmin=*103/*102cm2=cm2

A1=cm2＞A1min=cm2，满足最低速度的要求。

3：

计算液压缸各阶段的工作压力，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

b

b

过程各阶段的压力，流量和功率，在计算工进时背压按P=8×105Pa代入，快退时背压按P=5×105Pa代人计算公式和计算结果于下表中

表3-1：

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

进油压力

回油压力

所需压力

输入功率

P

F

Pj

Pb

q

N

Pa

Pa

L/min

kw

差动快进

P1=（F+A2*△P）/（A1-A2）

q=V（A1-A2）

P=Pjq/612

2631

5

×10

5

×10

工进

P1=（F+P2*A2）/A1

q=VA1

P=Pjq/612

21578

×105

8×105

快退

P1=（F+P2*A1）/A2

q=VA2

P=Pjq/612

2631

×105

5

5×10

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△P=5×105Pa,而P=Pj+△P。

2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为Pj,无杆腔回油，压力为Pb.

（二）液压泵的参数计算

由表3-1可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失∑△P=5×105Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5×105Pa，则液压泵最高工作压力可按式8-5算出

Pp=P1+∑△P+5×105=+5+5）×105Pa=×105Pa

因此泵的额定压力可取Pr?

××105Pa=62×105Pa

由表3-1可知，工进时所需流量最小是min，设溢流阀最小溢流为min。

取泄露系数K=,则小流量泵的流量应为qp1?

?

×+L/min=min

快进快退时液压缸所需的最大流量是min，则泵的总流量为

qp=×min=min

即大流量泵的流量qp2?

qp-qp1=。

根据上面计算的压力和流量，并考虑液压泵存在容积损失，查《液压元件及选用》，选用YB-7/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为.额定转速为960r/min.

（三）电动机的选择

系统为双泵供油系统,其中小泵1的流量:

qp1=（5×105/60）m3/s=×10-3m3/s

大泵流量:

qp2=（13×10[3/60）m3/s=×10-3m3/s.

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。

下面分别计算三个阶段所需的电动机功率P。

1：

差动连接差动快进时，大泵2的出口压力经单向阀11与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀3二位二通阀进入液压缸大腔4，大腔的压力p1=pj=×105Pa,由样本可知，小泵的出口压力损失△p1=×105Pa,大泵出口到小泵的压力损失△p2?

?

?

105Pa。

于是计算得小泵的出口压力Pp1=×105Pa（总效率?

1=，

大泵出口压力Pp2=×105Pa（总效率?

2=.

电动机功率：

P=（Pp1*qp1/?

1）+（Pp2*qp2/?

2）=1176w

2:

工进；考虑到调速阀所需最小压力差?

P1?

?

5?

105Pa。

压力继电器可靠动作需要压力差?

P2?

?

5?

105Pa因此工进时小泵的出口压力Pp1=P1P1P2=?

105Pa而大泵的卸载压力取Pp2=2×105Pa.（小泵的总效率?

1=,大泵总效率?

2=.

电动机功率:

P=（Pp1*qp1/?

1）+（Pp2*qp2/?

2）=876w

3：

快退；

类似差动快进分析知：

小泵的出口压力Pp1=×105Pa（总效率?

1=，大泵出口压力Pp2=×105Pa（总效率?

2=.

电动机功率：

P=（Pp1*qp1/?

1）+（Pp2*qp2/?

2）=1368w

综合比较，快退时所需功率最大。

据此查样本选用Y100L-6异步电动机，电动机功率。

额定转速940r/min。

五：

液压元件的选择

1：

确定阀类元件及辅

根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅助规格如下表所示。

其中溢流阀12按小流量泵的额定流量选取。

过滤器按液压泵额定流量的2倍选取吸油用线隙式过滤器。

表中序号与系统原理图的序号一致。

表五：

液压元件明细表

序

号

元素名称

最大通过流量

/

型号

备注

1

双联叶片泵

19

YB-7/12

查《液压元件及选用》表

2-100

2

单向阀

19

I-25B

查《液压元件及选用》表

4-146

3

三位五通

电磁阀

38

35D-63BY

查《液压元件及选用》表

4-168

4

二位二通

电磁阀

38

22D-63BH

查《机械设计手册单行本》

表20-7-164

5

调速阀

Q-10H8

查《机械设计手册单行本》

表20-7-124

6

压力继电器

DP1-63B

查《液压元件及选用》表

4-96

7

单向阀

19

I-25B

查《液压元件及选用》表

4-146

8

液控顺序阀

XY-25B

查《液压元件及选用》表

4-81

9

背压阀

B-10B

查《机械设计手册单行本》

表20-7-84

10

液控顺序阀

（卸载用）

12

XY-25B

查《液压元件及选用》表

4-81

11

单向阀

12

I-25B

查《液压元件及选用》表

4-146

12

溢流阀

4

Y-10B

查《液压元件及选用》表

4-14

13

过滤器

38

XU-B32×

100

查《液压元件及选用》表

5-17

14

压力表开关

K-6B

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38L/min，液压缸进、出油管直径由下表可知。

为统一规格，按产品样本选取所有油管均为内径15mm,外径19mm的10号冷拔管。

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5～7倍，现取7倍，故油箱容积为V=（7×19）L=133L

六：

验算液压系统性能

（一）压力损失的验算及泵压力的调整

1：

工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进时管路中的流量仅为min,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。

这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，

?

P1?

?

5?

105Pa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的液压缸的工作压力P1加上进油路压差?

P1，并考虑压力继电器动作需要

则Pp?

?

P1?

?

?

P1?

?

5×105Pa=+5+5×105Pa=×105Pa

即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。

2：

快退时的压力损失验算和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2倍，其压力损失比快进时的要大，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。

由于系统管路布局尚未确定，所以只能估算系统压力损失。

估算时，首先确定管道内液体的流动状态。

现取进，回油路管道长为l=，油管直径d=15×10?

3m，通过的流量为

进油路q2=19L/min=×10-3m3/s，

回油路q2=38L/min=×10-3m3/s，

油的运动粘度取v=cm2/s,油的密度ρ=900kg/m3,液压系统元件采用集成块式的配置形式。

（1）确定油流的流动状态

按式（1-30）经单位换算为

Re=Vd/v×104=/dv×104

式中v——平均流速（m/s）

D——油管内径（m）

?

?

——油的运动粘度（cm3/s）

q——通过的流量（m3/s）

则进油路中的液流雷诺数为

Re1=179<2300

回油路中的液流雷诺数为

Re2=385<2300

由上可知，进油路中的流动都是层流。

（2）沿程压力损失∑?

P1，由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。

在进油路上，流速v?

?

q1/∏d2?

?

?

?

?

m/s

则压力损失为

∑p=64Lv2/Re1*d*2=×105Pa

在回油路上，流速为进油路流速的2倍即V=s

∑p=64Lv2/Re2*d*2=×105Pa

（3）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，结果于表五中。

表六：

阀类元件局部压力损失

元件名称

额定流量

量

实际通过的流

额定压力损失

?

pn（×105Pa）

实际压力损失

?

p?

/（×105Pa）

q/-1

量

q/-1

单向阀2

25

16

2

三位五通电磁

阀3

63

16/32

4

单向阀11

25

12

4

二位二通电磁

阀4

63

32

4

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?

pj1=×105Pa，

回油路压力损失为?

pj2=×105Pa，

则进油路和回油路总的压力损失为

?

?

?

p1?

?

?

?

p?

1?

?

?

?

p?

?

?

?

pj1

=（++++×105Pa=×105

?

?

p2?

?

?

?

p?

?

2?

?

?

?

p?

?

?

?

p2

=（+++）×105Pa=×105Pa

前面已算出快退时液压缸负载F=2631N；则快退时液压缸的工作压力为

P1=（F+∑?

p2A1）/A2

=[（2631+×105××10?

4）/×10?

4]Pa=×105Pa

可算出快退时泵的工作压力为

Pp=P1+∑?

p1=+×105Pa=×105Pa

因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于×105Pa

从以上验算结果可以看出，各个工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，说明液压系统的油路结构，元件的参数是合理的，满足要求。

（二）液压系统的发热和升温验算在整个工作循环中。

工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统升温。

工进时液压泵的输入功率如前面计算P1=876W

工进时液压缸的输出功率P2=FV=（21578×0.3/60）W=

系统总的发热功率Ф为：

Ф=P1-P2=W=

已知邮箱容积V=133L=133×10?

3m3，则邮箱近似散热面积A为

A=*3√V2=m2

假定通风良好，取邮箱散热系数CT?

?

15?

10?

3kW/（m2?

?

C），则可得油液升温为

T?

?

?

Ф/CT*A?

?

?

?

?

?

?

C

温升没有超出允许的范围，系统不需要设置冷却器。

所以油箱散热基本可达到要求

七：

参考文献

[1]许福玲陈尧明.《液压与气压传动》.机械工业出版社，2004年月

[2]成大先.《机械设计手册单行本液压与气压传动》

[3]王守城段俊勇.《液压元件及选用》

[4]李笑《液压与气压传动》

[5]徐灏主编《机械设计手册》第5卷机械工业出版社1992

八：

心得体会

感谢老师一周的指导，深感基础知识的重要性，我们每一个学生都应该在大学生涯中好好把握，为将来的社会生涯开拓一个良好起点。

课程设计是累的但也是令人高兴的，这次实训使我和同学间的友情更进，更加体会到了团结的重要性。

经过一个星期的学习,在设计过程中发现问题,然后想办法解决一个一个问题。

发现了自己的很多不足,看到了自己的实践经验还是比较缺乏,理论联系实际的能力还急需提高。

这次课程设计让我学到了很多东西,知识上的收获重要,精神上的丰收更加可喜。

我们每一个人永远不能满足于现有的成就,人生就像在爬山,一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。

挫折是一份财富,经历是一份拥有。

这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！

收获的喜悦是我们大家都能够领略的，播种的心情则是我们大家所共享的。

人生的路途荆棘丛生，逃，懦弱：

避，消极：

退，无能！

我们只有播下坚定的信念，播下坚忍的品质，播下不灭的希望，才能在收获成功的鲜花大道上，昂首前行！

5