液压与气压传动课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统.docx
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液压与气压传动课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统.docx
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液压与气压传动课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统
]
。
液压课程设计
学年论文
卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台系统
起止日期:
20XX年XX月XX日至20XX年XX月XX日
学生姓名XXX
班级机设XXX班
学号XXXXXXXXXXX
成绩
指导教师(签字)XXX
机械工程学院
年月日
课程设计任务书
1.课程设计的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等):
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0.2s。
2)机床的其他工作参数(九)如下:
其他参数
运动部件总重力
G=24000N
切削力
Fw=17000N
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=0.2
动摩擦系数
fd=0.1
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。
。
4.课程设计工作进度计划:
序号
起迄日期
工作内容
1
2008、12、15
理论计算、参数选择
2
2008、12、16-17
绘制液压系统图
3
2008、12、18-19
设计说明书撰写和答辩
主指导教师签名
XXX
日期:
年月日
XXXX大学
课程设计说明书
课程名称:
液压与气压传动
题目名称:
卧式单面多轴组合钻床动力滑台系统
班级:
0X级机械设计及其自动化专业0X班
姓名:
XXX
学号:
XXXXXXXXXXX
指导教师:
XXX
评定成绩:
教师评语:
指导老师签名:
20XX年XX月XX日
成绩
评阅
教师
日期
一:
负载分析··································6
二:
液压系统方案设计··························8
三:
液压系统的参数计算························10
四:
液压元件的选择····························12
五:
验算液压系统性能··························13
六:
参考文献··································15
七:
心得体会··································15
液压与气压传动课程设计
一:
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。
因工作部件诗卧式放置,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,惯性力和夹紧力。
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=0.2×24000N=4800N
Ffd=fdFN=0.1×24000N=2400N
而惯性力
Fm=m△v/△t=G△v/g△t≥24000×5/9.8×0.2×60=1020。
408163N
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ŋm=0.94,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
总机械负载N
启动
F=Ffs/ŋm
5106.38
加速
F=(Ffd+Fm)/ŋm
3638.73
快进
F=Ffd/ŋm
2553.19
工进
F=(Ffd+Ft)/ŋm
20638。
19
快退
F=Ffd/ŋm
2553.19
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
二:
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=0.8Mpa.
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,由泵和蓄能器同时供油,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
由于要实现液压缸差动连接,所以选用三位五通电磁换向阀。
为提高换向的位置精度,采用死党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
表二:
电磁铁动作顺序表
1Y
2Y
3Y
停止
-
-
-
快进
+
-
-
工进
+
-
+
快退
-
+
-
将上面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。
如下图所示,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。
三:
液压系统的参数计算
(一)液压缸参数计算
1:
初选液压缸的工作压力
初定液压缸的工作压力P1=40×105Pa。
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。
由前面的表格知最大负载为工进阶段的负载F=21579N,按此计算A1.则
A1=F/(P1-1/2Pb)=20638。
29/[40×105-1/2(8×105)]=57。
33cm2
液压缸直径D=(4A1/π)1/2=(4×57。
33/3.14)1/2=8。
55cm
由A1=2A2,可知活塞杆直径d=0.707D=0.707×8.55cm=6.05cm
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=9cmd=6。
3cm
按标准直径算出A1=πD2/4=π×92/4=63.6cm2
A2=π(D2-d2)/4=π×(92-6。
32)/4=32.4cm2
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=0.05L/min,因工进速度V=0.1m/min为最小速度,则有
A1≥qmin/Vmin=0.05×103/0.1×102cm2=5cm2
A1=63.6cm2>5cm2,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过程各阶段的压力,流量和功率,在计算工进时背压按Pb=8×105Pa代人,快退时背压按Pb=5×105Pa代人计算公式和计算结果于下表中
表三:
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F
进油压力Pj
回油压力Pb
所需流量
输入功率P
N
Pa
Pa
L/min
kw
差动快进
Pj=(F+△PA2)/(A1-A2)
q=V(A1-A2)
P=Pjq
2553.19
8.308×105
13.308×105
15.6
0.216
工进
Pj=(F+PbA2)/A1
q=VA1
P=Pjq
20638。
29
40.8×105
8×105
1.19~2。
544
0.021~0.173
快退
Pj=(F+△PA1)/A2
q=VA2
P=Pjq
2553.19
15.7×105
5×105
16.2
0.4239
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Pb=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.
4:
画出工况图
(二)液压泵的参数计算
由表一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=(40。
8+5+5)×105Pa=53。
8×105Pa
因此泵的额定压力可取Pr≥1.25×53.8×105Pa=67.25×105Pa
由表三可知,工进时所需流量最小是2.544L/min,设溢流阀最小溢流为2.5L/min,减压阀工作时的正常泄出为0.5L/min。
取泄露系数K=1.1,则小流量泵的流量应为
qp1≥(1.1×2.544+2.5+0.5)L/min=5.3L/min
快进快退时液压缸所需的最大流量是16.2L/min,则泵的总流量为
qp=1.1×21.18L/min=17.82L/min
即蓄能器的流量qp2≥qp-qp1=17.82-5.3=12.52L/min。
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YYB-AA6/36型的双联叶片泵,该泵额定压力为7MPa.
表四:
中压双联叶片泵的型号和技术参数
型号规格
几何排量/(mL/r)
额定压力(MPa)
额定功率/(r/min)
YYB-AA6/36
小排量泵
6
7
1000
(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=(6.5×10-3/60)m3/s=0.1083×10-3m3/s,蓄能器量q2=(13×10-3/60)m3/s=0.217×10-3m3/s。
差动快进,快退时泵和蓄能器同时向系统供油;共进时,泵向系统供油,蓄能器关闭。
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,蓄能器的出口压力油管后与小泵1汇合,然后经单向阀2,三位五通阀3,二位二通阀4进入液压缸大腔,大腔的压力P1=Pj=8.308×105Pa,由样本可知,小泵的出口压力损失△P1=4.5×105Pa,于是计算得小泵的出口压力Pp1=12.808×105Pa(总效率ŋ1=0.5),大泵出口压力Pp2=13×105Pa(总效率ŋ2=0.5).
电动机功率:
P1=Pp1q1/ŋ1+Pp2q2/ŋ2=13×105×0.1×10-3)/0.5=281.58W
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=P1+△P1+△P2=50.8×105Pa.而大泵的卸载压力取Pp2=2×105Pa.(小泵的总效率ŋ1=0.565).
电动机功率:
P2=Pp1q1/ŋ1+Pp2q2/ŋ2=(50.8×105×0.1083×10-3)/0.565=974W
3:
快退
类似差动快进分析知:
小泵的出口压力Pp1=16.5×105Pa(总效率ŋ1=0.5),大泵出口压力Pp2=18×105Pa(总效率ŋ2=0.51).
电动机功率:
P3=Pp1q1/ŋ1+Pp2q2/ŋ2=(16.5×105×0.1×10-3)/0.51=357.39W
综合比较,快退时所需功率最大。
据此查样本选用Y132M1-6异步电动机,电动机功率4KW。
额定转速960r/min。
四:
液压元件的选择
1:
确定阀类元件及辅件
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
元件名称
最大通过流量/L.min-1
型号
备注
1
双联叶片泵
16
YYB-AA6/36
查《液压元件及选用》表2-100
2
单向阀
16
I-25B
查《液压元件及选用》表4-146
3
三位五通电磁阀
32
35D1-63BY
查《液压元件及选用》表4-168
4
二位二通电磁阀
32
22D1-63BH
查《机械设计手册单行本》表20-7-164
5
调速阀
2.544
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
16
I-25B
查《液压元件及选用》表4-146
8
液控顺序阀
0.16
XY-25B
查《液压元件及选用》表4-81
9
背压阀
0.16
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
蓄能器
13
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
32
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
快进时,q1=A1(qp1+qp2)/(A1-A2)=63.6(4+4.308)/31.2=15.2L/min
快退时,q2=A2(qp1+qp2)/A1=32.4(11.392+4.308)/63.6=16.2L/min
查产品样本,取管道内允许速度V=4m/s
按产品样本选取所有管子均为内径15mm,外径为19mm的10号冷拔钢管
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=(7×16)L=112L
五:
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2.544L/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=(40.8+5+5)105Pa=50.8×105Pa
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=1.8m,油管直径d=15×10-3m,通过的流量为进油路q1=16L/min=0.55×10-3m3/s,回油路q2=32L/min=0.533×10-3m3/s,油的运动粘度取v=1.5cm2/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×10
/v=1.2732q×104/dv
则进油路中的液流雷诺数为
Re1=1.2732×0.267×10-3×104/15×10-3×1.5≈151<2300(临界雷诺数)
回油路中的液流雷诺数为
Re2=1.2732×0.534×10-3×103/15×10-3×1.5≈302<2300(临界雷诺数)
由上可知,进油路中的流动都是层流。
(2)沿程压力损失∑△Pl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=4q1/πd2=4×0.267×10-3/3.14×152×10-6m/s≈1.51m/s
则压力损失为
∑△Pl1=64lρV2/Re1d2=64×1.8×900×1.512/151×15×10-3×2Pa=0.52×105Pa
在回油路上,流速为进油路流速的2倍即V=3.06m/s
则压力损失为
∑△Pl2=64lρV2/Re1d2=64×1.8×900×3.022/302×15×10-3×2Pa≈1.04×105Pa
(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
qn/L.min-1
实际通过的流量
q/L.min-1
额定压力损失
△Pn/(×105Pa)
实际压力损失
△Pζ/(×105Pa)
单向阀2
25
16
2
0.82
三位五通电磁阀3
63
16/32
4
0.26/1.03
二位二通电磁阀4
63
32
4
1.03
注:
快退时经过三位五通阀的2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=0.3×105Pa,回油路压力损失为△Pj2=0.5×105Pa,则进油路和回油路总的压力损失为
∑△P1=∑△Pl1+∑△Pζ+△Pj1=(0.52+0.82+0.26+0.4)×105Pa=2×105Pa
∑△P2=∑△Pl2+∑△Pζ+△Pj2=(1.04+1.03+1.03+0.5)×105Pa=3.6×105Pa
前面已算出快退时液压缸负载F=2632N;则快退时液压缸的工作压力为
P1=(F+∑△P2A1)/A2=[(2553.19+3.6×105×63.6×10-4)/32.4×10-4]Pa=7.07×105Pa
可算出快退时泵的工作压力为
Pp=P1+∑△P1=(7.07+2)×105Pa=9.07×105Pa
因此,大流量泵卸载阀10的调整压力应大于12.68×105Pa。
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。
工况时液压泵的输入功率如前面计算P1=1257W
工进时液压缸的输出功率
P2=FV=(20638.19×0.05/60)W=17.2W
系统总的发热功率Ф为:
Ф=P1-P2=(974-17.2)W=956.18W
已知邮箱容积V=198L=198×10-3m3,则邮箱近似散热面积A为
A=0.065(V2)1/3=0.065(1122)1/3m2=1.51m2
假定通风良好,取邮箱散热系数CT=15×10-3KW/(㎡.℃),则可得油液升温为
△T=Ф/CTA=956.18×10-3/15×10-3×1.51℃≈42.22℃
设环境温度T2=20℃,则热平衡温度为
T1=T2+△T=20℃+42.22℃=62.22℃﹤[T1]=55~70℃
所以油箱散热基本可达到要求。
六:
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
七:
心得体会
这次课程设计历时一个星期多左右,通过这一个星期的学习,发现了自己的很多不足,自己知识的很多漏洞,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。
对我而言,知识上的收获重要,精神上的丰收更加可喜。
让我知道了学无止境的道理。
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!
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- 关 键 词:
- 液压 气压 传动 课程设计 卧式 单面 钻孔 组合 机床 动力 系统