钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计.docx
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钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计
湖南工业大学
课程设计
资料袋
机械学院(系、部)学年第学期
课程名称液压传动指导教师职称教授
学生姓名专业班级班级学号
题目钻镗两用组合机床动力滑台的液压系统
成绩起止日期年12月21日~年12月27日
目录清单
序号
材料名称
资料数量
备注
1
课程设计图纸
共1张
2
3
4
5
6
绪论
设计目的
为进一步加深学生对所学液压传动理论知识的理解,培养学生运用理论知识独立解决有关本课程实际问题的能力,使学生对液压系统工作原理图的设计有一完整与系统的概念;同时通过课程设计,培养学生计算,使用技术资料及绘制液压原理图的工程设计能力。
设计步骤
首先对液压系统进行工况分析,通过分析计算,绘制速度、负载循环图,初步选定液压缸工作压力,并计算加紧液压缸与工作缸尺寸以及各阶段流经液压缸的流量;
其次根据液压系统供油方式、调速方式、速度换接方式以及加紧回路的选择拟定液压系统图,并且对系统工作状态分析;
最后通过对压力损失与系统升温的验算,对液压系统进行性能分析。
1钻镗液压机床的基本情况
1、1机床的设计要求
设计一台钻镗两用组合机床的液压系统。
钻镗系统要求实现的动作顺序为:
快进→工进→快退→原位停止。
液压系统的主要参数与性能要求如下:
轴向切削力总与F=12000N,移动部件总重量G=20000N;行程长度200mm(工进与快进行程均为100mm)快进、快退的速度为6m/min,工进速度(20~1200)mm/min范围内无级调节;往返运动加速减速时间△t=0、2s;该动力滑台采用水平放置的平导轨;静摩擦系数fs=0、2;动摩擦系数fd=0、1。
1、2机床的相关设计参数
系统设计参数如表1所示,动力滑台采用平面导轨,其静、动摩擦系数分别为fs=0、2、fd=0、1。
l1=100mm,l2=100mm,l3=200mm其主要设计参数如下表。
参数
数值
切削阻力(N)
12000
滑台自重(N)
20000
最大行程(mm)
200
快进l1、工进行程l2(mm)
100
快退行程l3(mm)
200
快进、快退速度(m/min)
6
工进速度(mm/min)
20~1200
加速、减速时间Δt(s)
0、2
静摩擦系数fs
0、2
动摩擦系数fd
0、1
2工况分析及液压缸的选择
2、1系统工况分析
2、1、1工作负载计算
钻镗两用组合机床的液压系统中,钻镗的轴向切削力为Ft。
则最大切削力为12000N,有
2、1、2惯性负载计算
惯性负载
2、1、3阻力负载计算
静摩擦阻力
动摩擦阻力
由此可得出液压缸的在各工作阶段的负载如下表
工况
负载组成
负载值F
推力
启动
4000N
4444N
加速
3000N
3333N
快进(匀速)
2000N
2222N
工进(受切削力)
14000N
15556N
反向启动
-4000N
-4444N
反向加速
-3000N
-3333N
快退(匀速)
-2000N
-2222N
注:
液压缸的机械效率取
2、2负载循环图与速度循环图的绘制
根据上表中计算结果,绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如下图所示。
(负号表示反向退回)
组合机床负载循环图
上图表明,当组合机床动力滑台处于工作进给状态时,负载力最大为14000N。
所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制,已知快进与快退速度V1=V2=6m/min、快进行程L1=100mm、工进行程L2=100mm、快退行程L3=200mm,工进速度(0、020~1、200)m/min范围内无级调节。
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图2-2所示。
图2-2组合机床液压系统速度循环图
2、3主要参数的确定
2、3、1液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大,其值为15556N,其它工况时的负载都相对较低,参考表2-2与表2-3按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法,初选液压缸的工作压力p1=2、8MPa。
表2-2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2-3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
2、3、2液压缸主要尺寸
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。
经查资料,一般采用杆定的安装形式,因此确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。
这种情况下,应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1就是有杆腔工作面积A2两倍的形式。
经计算,应将活塞杆直径d与缸筒直径D设置成d=0、707D的关系。
注意到,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定的背压(我通过设置背压阀的方式),经查资料,执行元件的背压力如下表,从表中选取工进背压值为
=1、0MPa。
执行元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简单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
回油路设置有背压阀的系统
0、5~1、5
用补油泵的闭式回路
0、8~1、5
回油路较复杂的工程机械
1、2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
快进时液压缸虽然作差动连接,但连接管路中不可避免地存在着压降△P,且有杆腔的压力必须大于无杆腔,估算时取△P≈0、5MPa。
快退时回油腔中也就是有背压的,这时选取背压值
=0、8MPa。
工进时液压缸的推力=
式中:
F——负载力(最大14000N)
ηm——液压缸机械效率=0、9
A1——液压缸无杆腔的有效作用面积
A2——液压缸有杆腔的有效作用面积
p1——液压缸无杆腔压力=工作压力2、8MPa
p2——液压缸有杆腔压力=工进背压1、0MPa
因此,根据已知参数,液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为
液压缸缸筒直径为
由于有前述差动液压缸缸筒与活塞杆直径之间的关系,d=0、707D,因此活塞杆直径为d=0、707×93=65、8mm,根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸与液压缸活塞杆外径尺寸的规定,查表2-5圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm,活塞杆直径为d=70mm。
表2-5按工作压力选取d/D
工作压力/MPa
≤5、0
5、0~7、0
≥7、0
d/D
0、5~0、55
0、62~0、70
0、7
2、3、3最大流量需求的计算
工作台在快进过程中,液压缸采用差动连接,此时系统所需要的流量为
q快进=(A1-A2)×v1=23、097L/min
工作台在快退过程中所需要的流量为
q快退=A2×v2=24L/min
工作台在工进过程中所需要的流量为
q工进=A1×v1’=0、19~1、14L/min
其中最大流量为快退流量为24L/min。
根据上述液压缸直径及流量计算结果,进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量与功率值,如下表。
各工况下的主要参数值
工况
推力F’/N
回油腔压力P2/MPa
进油腔压力P1/MPa
输入流量q/L、min-1
输入功率P/Kw
计算公式
快进
启动
4444
0
1、154
——
——
P1=
q=(A1-A2)v1
P=p1q
p2=p1+Δp
加速
3333
1、116
0、886
——
——
恒速
2222
1、116
0、578
23、079
0、1334
工进
15556
1、0
1、98
0、157~
9、42
0、037~
0、528
P1=(F’+p2A2)/A1
q=A1v2
P=p1q
快退
起动
4444
0
1、111
——
——
P1=(F’+p2A1)/A2
q=A2v3
P=p1q
加速
3333
0、8
0、849
——
——
恒速
2222
0、8
0、571
24
0、635
把上表中计算结果绘制成工况图,如下图所示。
组合机床液压缸工况图
3液压系统原理图的绘制
根据组合机床液压系统的设计任务与工况分析,要实现工进速度(20~1200)mm/min范围内无级调节,因此速度控制就是该机床要解决的主要问题。
速度的换接、稳定性与调节就是该机床液压系统设计的核心。
并且要求组合机床液压系统应尽可能结构简单,成本低,节约能源,工作可靠。
3、1速度控制回路的选择
工况图表明,所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小,系统的效率与发热问题并不突出,因此考虑采用节流调速回路。
虽然节流调速回路效率低,但适合于小功率场合,而且结构简单、成本低。
该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性与速度-负载特性,因此有三种速度控制方案可以选择,即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。
钻镗加工属于连续切削加工,加工过程中切削力变化不大,因此钻削过程中负载变化不大,采用节流阀的节流调速回路即可。
但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间,存在负载突变的可能,因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式,且在回油路上设置背压阀。
3、2换向与速度换接回路的选择
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高,流量不大,压力不高,所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。
为便于实现差动连接,选用三位五通电磁换向阀。
由前述计算可知,当工作台从快进转为工进时,进入液压缸的流量由23、079L/min降为0、19~1、14L/min,可选二位二通行程换向阀来进行速度换接,以减少速度换接过程中的液压冲击,如下图所示。
由于工作压力较低,控制阀均用普通滑阀式结构即可。
由工进转为快退时,在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。
为了控制轴向加工尺寸,提高换向位置精度,采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。
a、换向回路b、速度换接回路
换向与速度切换回路的选择
3、3油源的选择与能耗控制
本设计多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油与工进时的高压小流量供油两种工况,若采用单个定量泵供油,显然系统的功率损失大、效率低。
在液压系统的流量、方向与压力等关键参数确定后,还要考虑能耗控制,用尽量少的能量来完成系统的动作要求,以达到节能与降低生产成本的目的。
在工况图的一个工作循环内,液压缸在快进与快退行程中要求油源以低压大流量供油,工进行程中油源以高压小流量供油。
其中最大流量与最小流量之比//=23、097/0、157=147,在一个工作循环中,液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态,只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。
从提高系统效率、节省能量角度来瞧,如果选用单个定量泵作为整个系统的油源,液压系统会长时间处于大流量溢流状态,从而造成能量的大量损失,这样的设计显然就是不合理的。
如果采用单个定量泵供油方式,液压泵所输出的流量假设为液压缸所需要的最大流量25、1L/min,假设忽略油路中的所有压力与流量损失,液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为
快进时P=0、578⨯23、079=13、34Kw
工进时P=p⨯qmax=1、98⨯23、079=45、696Kw
快退时P=0、571⨯23、079=13、178Kw
如果采用一个大流量定量泵与一个小流量定量泵双泵串联的供油方式,由双联泵组成的油源在工进与快进过程中所输出的流量就是不同的,此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为:
快进时P=0、578⨯23、079=13、34Kw
工进时,大泵卸荷,大泵出口供油压力几近于零,因此
P=p⨯qmax=1、98⨯23、079=45、696Kw
快退时P=0、571⨯23、079=13、178Kw
确定选用双联液压泵供油方案,有利于降低能耗与生产成本,如图所示。
图3-2双泵供油油源
3、4压力控制回路的选择
由于采用双泵供油回路,故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷,用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。
将上述所选定的液压回路进行整理归并,并根据需要作必要的修改与调整,最后画出液压系统原理图如A3图所示。
为了解决滑台快进时回油路接通油箱,无法实现液压缸差动连接的问题,必须在回油路上串接一个液控顺序阀7,以阻止油液在快进阶段返回油箱。
同时阀8起背压阀的作用。
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,图中添置了一个单向阀13。
考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔)加工,对位置定位精度要求较高,图中增设了一个压力继电器14。
当滑台碰上死挡块后,系统压力升高,压力继电器发出快退信号,操纵电液换向阀换向。
电磁铁与阀的动作表
液压系统原理图
1—双联叶片泵2—三位五通电液阀3—行程阀
4—调速阀5、6、10、13—单向阀7—顺序阀
8—背压阀9—溢流阀11—过滤器
12—压力开关14—压力继电器
4液压系统性能的验算
4、1系统压力损失
因为不知道油管布局,所以只能估算系统压力损失。
首先确定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l=2m,油液的运动粘度取
=1x10-4m2/s,油液的密度取ρ=0、9174x103kg/m3。
4、1、1判断流动状态
在快进、工进与快退三种工况下,进、回油管路中所通过的流量以快进时回油流量q1=23、079L/min为最大,此时,油液流动的雷诺数
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、回油路中的油液的流动状态全为层流。
4、1、2系统压力损失的计算
将层流流动状态沿程阻力系数
与油液在管道内流速
同时代入沿程压力损失计算公式
并将已知数据代入后,得
可见,沿程压力损失的大小与流量成正比,这就是由层流流动所决定的。
在管道结构尚未确定的情况下,管道的局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算
滑台在快进、工进与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。
由表8与表9可知,进油路上油液通过单向阀10的流量就是22L/min,通过电液换向阀2的流量就是27、1L/min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合,以流量51、24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。
由此进油路上的总压降为:
此值不大,不会使压力阀开启,帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。
在回油路上,液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2与单向阀6的流量都就是24、14L/min,然后与液压泵的供油合并,经行程阀3流入无杆腔。
由此可算出快进时有杆腔压力
与无杆腔压力
之差。
此值小于原估计值0、5MPa,所以就是安全的。
2.工进
滑台工进时,在进油路上,油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔,在调速阀4处的压力损失为0、5MPa。
在回油路上,油液通过电液换向阀2、背压阀8与大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱,在背压阀8处的压力损失为0、5MPa。
通过顺序阀7的流量为(0、25+22)=22、25L/min,因此这时液压缸回油腔的压力
为:
考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0、5MPa,故溢流阀9的调压
应为:
3.快退
滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀10为22L/min电液换向阀2为27、1L/min进入液压缸有杆腔。
在回油路上,油液通过单向阀5、电液换向阀2与单向阀13返回油箱,流量都为57、52L/min在进油路上总的压降为
此值远小于估计值,因此液压泵的驱动电动机的功率就是足够的。
在回油路上总的压降为
4、2系统发热与温升的验算
系统的发热与温升按工进工况来估算:
液压系统的总输入功率=液压泵的输入功率:
系统的发热功率为
按式
计算工进时系统中的油液温升:
经检验油温在允许范围内。
5设计总结
课程设计做到这终于就是结束了啊!
它让我深深的知道了设计工作的艰辛与自己知识、经验的不足。
以前总以为只要设计个原理图就好了,没想到设计过程中我们要对数据不断的计算,对计算结果不断的修改。
有时候稍稍算错一点,下面的就全算错了,就得重新再算。
所以,我深感细心、耐心、周全的思考就是多么的重要。
其实,做一次液压与气动的设计让我几乎复习了一遍液压与气动的课本知识。
而且我很难过地发觉自己的基础知识的相当的不牢固,碰到一些问题完全不知道怎么下手。
幸好有同学的帮助,我们才在讨论后解决了这些棘手的问题。
另外,还要感激有图书馆与网络可以给我查资料求帮助,不然,有些地方真就是毫无头绪。
最后,就就是又重学了一遍CAD啊!
真的很惨呐,不过画的图并不算复杂,有时候真想交一份手写算了。
总而言之,做一次设计真的学到了很多,知识并不只就是局限于书本的原理,还有许多真正应用起来的难题在等待我们去解决。
我们不可以小瞧机械学科啊,真正要做出一份合理的,正确的设计,需要的可不只就是一点半点的精力与时间。
7参考文献
[1]刘忠伟、液压与气压传动、第2版、北京:
高等教育出版社,2011
[2]机械设计手册第五分册、北京:
化学出版社出版,2008
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- 两用 组合 机床 动力 课程设计
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