液压与气动课程设计

液压与气压传动课程设计设计课题：卧式单面多空钻孔机床液压系统的设计姓名：刘磊磊学号：0914051022班级：机设0921 学校：武汉纺织大学指导教师：肖志权 本组其它成员岳旺梁夏翁楠田旭平液压与气压传动课程设计某卧式单面多空钻孔机床液压系统的设计计算题目部分一、设计课题设计一台卧式单面多轴钻孔机床的液压传动系统，有三个液压缸，分别完成钻削（快进、工进、快退）、夹紧工件（夹紧、松开）、工件定位（定位、拔销）。其工作循环为：定位→夹紧→快进→工进→快退→拔销松开，如图1所示。二、原始数据1、主轴数及孔径：主轴6根，孔径Φ14mm；2、总轴向切削阻力：12400N；3、运动部件重量：9800N；4、快进、快退速度：5m/min；5、工进速度：0.04~0.1m/min；6、行程长度：320mm；7、导轨形式及摩擦系数：平导轨，f静=0.2，f动=0.1；8、夹紧、减速时间：大于0.2秒；9、夹紧力：5000~6000N；10、夹紧时间：1~2秒；11、夹紧液压缸行程长度：16mm；12、快进行程230mm。三、系统设计要求1、夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时，夹紧缸保持夹紧力；2、快进转工进时要平稳可靠；3、钻削时速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不气冲。设计的主要技术参数一、负载分析负载分析中，暂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。在此，我们主要讨论工作液压缸的负载情况。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，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于运动部件的重力，设导轨的静摩擦力为F静，动摩擦力为F动，则加速减速的时间大于0.2秒，选定其为0.25秒，则惯性力（取t=0.25s）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ηm=0.95,则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以计算出，见表一。表一工作液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载F/N起动2063加速1382快进1032工进14084快退1032根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，我们可以根据行程长度来初步绘出负载图（F-l）和速度图（v-l）,见图2的a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸活塞退回时的曲线。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，液压泵我们可以选用单向变量叶片泵或者双作用定量叶片泵。调速方式可以选用调速阀进油节流调速，溢流阀作为定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，工件加紧后以免出现突发状况、不论是停电还是主油路压力瞬降而要求加紧缸保持加紧力，回油路上宜设置单向阀，初定背压值Pb=0.8Pa。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、快退的速度相等，因此都选用单活塞杆液压缸。3、快速运动回路和速度换接回路根据本例的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，利由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本例采用二位二通手动电磁换向阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与常采用行程阀相比，手动换向阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断油路。因此速度换接回路为行程和压力联合控制形式。4、换向回路的选择本系统对于换向的平稳性有严格的要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为了便于实现快进和快退，选用了三位五通电磁换向阀。为提高换向的位置精度，采用死挡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所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的补充修改，即组成如图3、图4所示的液压系统图。为了便于观察调整压力，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。液压系统中各电磁铁的动作顺序如表二所示。图3单泵供油液压系统原理图表二电磁铁及手动闸动作顺序表1Y2Y3Y定位---夹紧---快进+--工进+-+保压--+快退-+-拔销松开---图4双泵供油液压系统原理图三、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通过负载分析，知道工作液压缸的最大负载为14084N，加紧液压缸的最大负载为6000N，故由表二，可以初定工作液压缸的工作压力为，夹紧液压缸的工作压力为。表三按负载选择工作压力负载/KN55-1010-2020-3030-5050工作压力/MPa0.8-11.5-22.5-33-44-52、确定工作液压缸的主要结构尺寸本例要求动力滑台的快进、快退速度相等，现在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是有杆腔有效面积的两倍，即=2。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，参考《液压与气压传动》（许福玲、陈尧明主编，第三版）中的表8-2，初选背压。由表一可知，最大负载为工进阶段的负载,按此计算则液压缸直径由=2可知活塞杆直径按GB/T2348-1993将计算的和值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得按标准的直径算出按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样板，调速阀最小稳定流量因工进速度为最小速度。则由文献【1】中式8-2有本例，满足最低速度的要求。3、确定加紧液压缸的主要结构尺寸为保证拔销松开时液压缸平稳运行，在加紧液压缸回油路中装有单向节流阀，参考文献【1】中表8-2，初选背压力。取无杆腔有效面积是有杆腔有效面积的两倍，即=2。加紧液压缸的最大负载为，按此计算则液压缸直径由=2可知活塞杆直径按GB/T2348-1993将计算的和值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得按标准的直径算出按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样板，调速阀最小稳定流量因快进最小速度则由文献【1】中式8-2有本例，满足最低速度的要求。4、计算工作液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率根据工作液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效工作面积，可以计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代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果如表四所示。表四工作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加油压力Pj回油压力Pb所需流量输入功率PNPaPaL/minKW差动快进103212.750.19工进140840.250.013快退103212.370.30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，而2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。（二）液压泵的参数计算由表四可知工进阶段液压缸的工作压力最大，若取进油路总压力损失为，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压泵的最高工作压力可按文献【1】中式8-5算出因此泵的额定压力可取。由表四可知，工进时所需的最小最小流量是0.25L/min,设溢流阀最小流量为2.5L/min，则小流量泵的流量按按文献【1】中式8-6应为快进快退时液压缸所需的最大流量是12.75L/min，则泵的总流量为则大流量泵的流量根据计算得出的压力和流量，查产品样本，选用YB1-4/12型的双联叶片泵，该泵的额定压力为6.3MPa,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，大泵2的流量。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要的电动机功率。1、差动快进差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀21后与小泵1汇合，然后经，三位五通阀3，二位二通阀6进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。于是可以计算得小泵的出口压力,大泵的出口压力为。电动机的功率2、工进考虑到调速阀所需要的最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力。而大泵的卸载压力取。（小泵的总效率为，大泵的总效率为）。电动机功率3、快退类似差动快进分析：大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经过单向阀2，三位五通阀3，进入液压缸小腔，小腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失，小泵出口到大泵出口的压力损失。于是可以计算得小泵的出口压力,大泵的出口压力为。电动机功率综合比较，快退时功率最大。据此查参考文献【3】中表16-1，选用Y90-6异步电动机，电动机功率1.1KW，额定转速910r/min。四、液压元件的选择1、液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，参考文献【2】，可以选出这些元件的型号及规格。本例中泵的额定压力为，额定流量可以确定为16，所有元件的规格型号列于表五中。过滤器按液压泵流量的两倍选取吸油用线隙过滤器。表中序号与双泵供油系统图中一致。表五液压元件明细表序号元件名称最大通过流量/型号1双联叶片泵16YB1-4/122过滤器32XU-32×2003三位五通电磁换向阀3235D1-63BY4单向阀16CRG-03-04-505调速阀0.25FG-3-10-K-106二位二通电磁阀3222D1-63BH7单向阀16CRG-03-04-508液控顺序阀0.25XY-25B9背压阀0.25B-10B10减压阀16RCT-03-B-2211单向阀16CRG-03-04-5012二位四通电磁换向阀3224DI3-H6B13单向顺序阀16HC-T-03-N-2-P-2214单向节流阀16MK-8-G-1.215压力继电器HED1K16工作液压缸1680-60-32017定位液压缸1660-50-1618加紧液压缸1660-50-1619电动机Y90-620溢流阀40DA-1021单向阀12CRG-03-04-502、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、出口油管按输入、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32,则液压缸进、出油管直径参考文献【2】，确定选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷钢管。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，在此取7倍，故油箱容积为五、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0.25，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，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液压缸的工作压力加上进油路压差并考虑压力继电器的动作需要，则即小流量泵的溢流阀20应按此压力调整。2、快退时的压力损失验算及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两倍，其压力损失比快时要大，因此必须计算快退时的进油路和回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为，油管直径，通过的流量为进油路，回油路。液压系统选用L-HM-32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，由文献【2】查出此油的运动粘度，油的密度，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参考文献【1】中式1-30经单位换算为式中则进油路中液流的雷诺数为回油路中液流的雷诺数为因此可以判断，进回油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失参考文献【1】中式1-37可以算出进油路和回油路的压力损失在进油路上，流速则压力损失是在回油路上，流速为进油路流速的两倍即,则压力损失是(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参考文献【1】中式（1-39）计算，结果列于表六中。表六阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过流量额定压力损失实际压力损失三位五通电磁阀36316/3240.26/1.03单向阀4251620.82二位二通电磁阀6633241.03单向阀21251220.46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，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为查表一知快退时液压缸负载F=1032N；则快退时液压缸的工作压力为按参考文献【1】中式（8-5）可以计算出快退时泵的工作压力因此泵的卸载阀20的调整压力应大于。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，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）液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占时间最长，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温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算工进时液压缸的输出功率系统总的发热功率为：已知油箱容积，则按参考文献【1】中式（8-12）计算出油箱近似散热面积A为假定通风良好，取油箱散热系数,则利用参考文献【1】中式（8-11）可以计算出油液温升为