鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)設計

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. 目 錄 一 液壓課程設計任務書 2 二 液壓系統(tǒng)的設計與計算 3 1．進行工況分析 3 2．繪制液壓缸的負載圖和速度圖 3 三 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 5 1．調速回路的選擇 5 2．快速回路的選擇 5 3．速度換接回路的選擇 5 4．換向回路的選擇 5 5．油源方式的選擇 5 6．定位夾緊回路的選擇 5 7．動作轉換的控制方式選擇 5 8．液壓基本回路的組成 5 四 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 7 1．工作壓力的確定 7 2．確定液壓缸的內徑D和活塞竿直徑d 7 3.確定夾緊缸的內徑和活塞桿直徑 7 4. 計算液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率 7 5.計算夾緊缸的壓力 9 五 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號 10 1．計算液壓泵的壓力 10 2．計算液壓泵的流量 10 3．選用液壓泵規(guī)格和型號 10 4．確定電動機功率及型號 11 5.液壓元件及輔助元件的選擇 11 6．油箱容量的確定 12 六 驗算液壓系統(tǒng)性能 13 1．回路壓力損失驗算 13 2．液壓系統(tǒng)的溫升驗算 15 七 參考書目 16 一 液壓課程設計任務書 （一）設計題目 設計鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)，其工作循環(huán)定位－夾緊－快進－工進－死擋鐵停留－快退－停止－拔銷松開等自動循環(huán)，采用平導軌主要性能參數(shù)見下表。 液壓缸 負載力 （N） 工作臺 重 量 （N） 工作臺及夾具重量 （N） 行程（mm） 速度 (m/min) 啟動時間(s) 靜摩擦系數(shù)fs 動摩擦系數(shù)ft 快進 工進 快進 工進 快退 進給缸 夾緊缸 25000 1900 1500 600 150 70 3.5 0.2 5 0.3 0.21 0.11 （二）設 計 內 容 1）液壓傳動方案的分析。 2）液壓原理圖的擬定 3）主要液壓元件的設計計算（例油缸）和液壓元件，輔助裝置的選擇。 4）液壓系統(tǒng)的驗算。 5）繪制液壓系統(tǒng)圖（包括電磁鐵動作順序表，動作循環(huán)表，液壓元件名稱）；繪制集成塊液壓原理圖；繪制集成塊零件圖 6）編寫設計計算說明書一分（5000字左右）。 二 液壓系統(tǒng)的設計與計算 1．進行工況分析 液壓缸負載主要包括：切削阻力，慣性阻力，重力，密封阻力和背壓閥阻力等 （1）切削阻力F切 F切=25000N （2），摩擦阻力F靜，F(xiàn)動 F靜=F法f靜=15000.21=315N F動=F法f動=15000.11=165N 式中:F法－運動部件作用在導軌上的法向力 f靜－靜摩擦系數(shù) f動－動摩擦系數(shù) （3）慣性阻力 F慣=GΔv/（gΔt）=15005/（9.80.560）=25.5N 式中: g－重力加速度 G－運動部件重力 Δ v－在t時間內變化值 Δt－啟動加速度或減速制動時間 （4）重力F： 因運動部件是水平位置，故重力在水平方向的分力為零。 （5）密封阻力F阻 一般按經驗取F阻=0.1F總 (F為總負載）。 （6）背壓阻力 這是液壓缸回油路上的阻力，初算時，其數(shù)值待系統(tǒng)確定以后才可以定下來。 根據(jù)以上分析，可以計算出液壓缸各動作中的負載表如下： 工況 計算公式 液壓缸的負載N 啟動 F啟=F靜＋F密 F啟=315/0.9=350 加速 F加=F動＋F貫＋F密 F加=（165+25.5）/0.9=0.9 快進 F快=F動＋F密 F快=165/0.9=183 工進 F工=F切＋F動＋F密 F工=(25000+165)/0.9=27961 快退 F快=F動＋F密 F快=165/0.9=183 2．繪制液壓缸的負載圖和速度圖 根據(jù)上表數(shù)值，繪制出液壓缸的負載圖和轉速圖，這樣便于計算幾分析液壓系統(tǒng)。 液壓缸的負載圖及轉速圖如下： 三 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 1．調速回路的選擇 根據(jù)液壓系統(tǒng)要求是進給速度平穩(wěn)，孔鉆透時不前沖，可選用調速閥的進口節(jié)流調速回路，出口加背壓。 2．快速回路的選擇 根據(jù)設計要求v快進=3.55m/min,v快退=5m/min,而盡量采用較小規(guī)格的液壓泵，可以選擇差動連接回路。 3．速度換接回路的選擇 根據(jù)設計要求，速度換接要平穩(wěn)可靠，另外是專業(yè)設備，所以可采用行程閥的速度換接回路。若采用電磁閥的速度換接回路，調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。 4．換向回路的選擇 由速度圖可知，快進時流量不大，運動部件的重量也較小，在換向方面又無特殊要求，所以可選擇電磁閥控制的換向回路。為方便連接，選擇三位五通電磁換向閥。 5．油源方式的選擇 由設計要求可知，工進時負載大速度較低，而快進、快退時負載較小，速度較高。為節(jié)約能源減少發(fā)熱。油源宜采用雙泵供油或變量泵供油。選用雙泵供油方式，在快進、快退時，雙泵同時向系統(tǒng)供油，當轉為共進時，大流量泵通過順序閥卸荷，小流量泵單獨向系統(tǒng)供油，小泵的供油壓力由溢流閥來調定。若采用限壓變量泵葉片泵油源，此油源無溢流損失，一般可不裝溢流閥，但有時為了保證液壓安全，仍可在泵的出口處并聯(lián)一個溢流閥起安全作用。 6．定位夾緊回路的選擇 按先定位后夾緊的要求，可選擇單向順序閥的順序動作回路。通常夾緊缸的工作壓力低于進給缸的工作，并由同一液壓泵供油，所以在夾緊回路中應設減壓閥減壓，同時還需滿足：夾緊時間可調，在進給回路壓力下降時能保持夾緊力，所以要接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓。換向閥可連接成斷電夾緊方式，也可以采用帶定位的電磁換向閥，以免工作時突然斷電而松開。 7．動作轉換的控制方式選擇 為了確保夾緊后才進行切削，夾緊與進給的順序動作應采用壓力繼電器控制。當工作進給結束轉為快退時，，由于加工零件是通孔，位置精度不高，轉換控制方式可采用行程開關控制。 8．液壓基本回路的組成 將已選擇的液壓回路，組成符合設計要求的液壓系統(tǒng)并繪制液壓系統(tǒng)原理圖。此原理圖除應用了回路原有的元件外，又增加了液壓順序閥5和單向閥等，其目的是防止回路間干擾及連鎖反應。從原理圖中進行簡要分析： 1) 快進時，閥2左位工作，由于系統(tǒng)壓力低，液控順序閥5關閉，液壓缸有桿腔的回油只能經換向閥2、單向閥4和泵流量合流經單向行程調速閥3中的行程閥進入無桿腔而實現(xiàn)差動快進，顯然不增加閥5，那么液壓缸回油通過閥6回油箱而不能實現(xiàn)差動。 2) 工進時，系統(tǒng)壓力升高，液控順序閥5被打開，回油腔油液經液控順序閥5和背壓閥6流回油箱，此時，單向閥4關閉，將進、回油路隔開，使液壓缸實現(xiàn)工進。 3) 系統(tǒng)組合后，應合理安排幾個測壓點，這些測壓點通過壓力表開關與壓力表相接，可分別觀察各點的壓力，用于檢查和調試液壓系統(tǒng)。 液壓系統(tǒng)原理圖如下： 四 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 1．工作壓力的確定 ，工作壓力可根據(jù)負載大小及設備類型來初步確定，現(xiàn)參閱表2－1，根據(jù)F工=27961N,選P工=4MPa。 2．確定液壓缸的內徑D和活塞竿直徑d 按P2=0，油缸的機械效率η=1，將數(shù)據(jù)代入下式： D=（4F工/πP工）1/2 = （427961/(π106））1/2 =0.094m 根據(jù)液壓缸尺寸系列表2－5，將直徑圓整成標準直徑D=100mm 根據(jù)液壓缸快進快退速度相近，取d/D=0.7，則活塞桿直徑d=0.7100mm=70mm。按活塞桿系列表2－6，取d=70mm。 根據(jù)已取缸徑和活塞竿內徑，計算出液壓缸實際有效工作面積，無竿腔面積A1和有竿腔面積A2分別為 A1=πD2/4=3.140.12/4=78.510-4㎡ A2= π（D2-d2）/4=3.14（0.12-0.72）/4=4010-4㎡ 則液壓缸的實際計算工作壓力為： P=4F/ πD=427961/（π0.12）=3.6MPa 則實際選取的工作壓力P=4MP滿足要求 按最低工作速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度。若驗算后不能獲得最小的穩(wěn)定速度是，還需要響應加大液壓缸的直徑，直至滿足穩(wěn)定速度為止。 q/v=（50/5）10-4=1010-4㎡ 由于A>q/v,所以能滿足最小穩(wěn)定速度的要求。 3.確定夾緊缸的內徑和活塞桿直徑 根據(jù)夾緊缸的夾緊力=1900N，選夾緊缸工作壓力=1.0MPa可以認為回油壓力為零，夾緊缸的機械效率η=1，按式2－1可得： D=（4F夾/πP夾）1/2 = （41900/(π106））1/2 =0.049m 根據(jù)表2－5取D=50mm 根據(jù)活塞桿工作受壓，活塞桿直徑適當取大時，活塞桿直徑d為： D=0.5D=0.550=25mm 根據(jù)表2－6取D=25mm 4. 計算液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率 根據(jù)上述所確定的液壓缸的內徑D和活塞竿直徑d，以及差動快進時的壓力損失時ΔP=0.5MPa，工進時的背壓力P=0.8MPa，快進快退時是P=0.5MPa，則可以計算出液壓缸各工作階段的壓力，流量和功率。 如下表： 工況 負載 F（N） 回油腔壓力 P2 (MPa) 進油腔壓力 P1 (MPa) 輸入流量 q10-4 (m3/s) 輸出流量 p(Kw) 計算公式 快進啟動 350 — 0.61 — — P1=(F＋A2△P)/（A1-A2） q=（A1-A2）v快 P=p1q 快進加速 212 1.07 0.57 變化值 變化值 快進恒速 183 1.067 0.567 2.25 0.128 工 進 27961 0.8 4.0 0.26 0.104 p1=(F＋A2P2)/ A1；；q=A1vI；p=p1q 快退啟動 350 — 0.088 — — p1=（F＋A1P2）/ A2 q=A2v快 P=P1q 快退加速 212 0.5 1.034 變化值 變化值 快退恒速 183 0.5 1.027 2.3 0.24 根據(jù)上表可以用坐標法繪制出“液壓工況圖”，此圖可以直觀看出液壓缸各運動階段的主要參數(shù)變化情況。 液壓工況圖如下： 液壓缸結構如下： 5.計算夾緊缸的壓力 進油腔壓力p1為 =F夾/ A1=1900/0.00785Pa =0.24MPa 五 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號 1．計算液壓泵的壓力 液壓泵的工作壓力應當考慮液壓缸最高有效工作壓力和管路系統(tǒng)的壓力損失。所以泵的工作壓力為： P泵=P1+ΣΔP 式中：P泵----液壓泵最大工作壓力 P1----液壓缸最大有效工作壓力 ΣΔP ----管路系統(tǒng)的壓力損失，由于進口節(jié)流，出口加背壓閥的調速方式，取ΣΔP=1MPa。 P泵= P1+ΣΔP= F1/ A1+1MPa =27961N/0.00785m2+1MPa =4.6MPa。 上述計算所得的P泵是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲蓄量，提高泵的壽命，所以選泵的額定壓力應滿足P額=1.25～1.6P泵。本系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)應去小值，故取P額=1.25 P泵=5.75MPa 2．計算液壓泵的流量 液壓泵的最大流量q泵應為 q泵>K(∑q)max 式中：(∑q)max----同時動作各液壓缸所需流量之和的最大值 K----系統(tǒng)的泄露系數(shù)，一般取K=1.1～1.3，現(xiàn)取K=1.2。 q泵=K(∑q)max=1.22.3=2.810-4m3/s 3．選用液壓泵規(guī)格和型號 根據(jù)P額、P泵值查閱有關手冊，選用YB-16型單級葉片泵。該泵的基本參數(shù)為：排量16L/min,額定壓力P額=6.3MPa,電動機轉速960r/min,容積效率ηc=0.9,總效率η=0.7 單泵分塊圖如下： 4．確定電動機功率及型號 由工況圖可知，液壓缸最大輸入功率在快退階段，可按此階段估算電動機功率，由于工況圖中壓力值不包括由泵到液壓缸這段管路的壓力損失，在快退時這段管路的壓力損失若取△P=0.2MPa,液壓泵總效率η=0.7，則電機功率P電為： P電= P泵q泵/η=2.41062.810-4/0.7=2.3KW 查閱電動機樣本，選用Y132S-40電動機，其額定功率為3.0KW，額定轉速為960r/min. 5.液壓元件及輔助元件的選擇 （1）液壓元件的選擇 根據(jù)所擬訂的液壓原理圖，進行計算和分析通過各液壓元件的最大流量和最高工作壓力選擇液壓元件規(guī)格。 （2）油管的計算和選擇 油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可以按管路允許流速進行計算，流量q=30l/min，壓油管的允許流速取v=4m/s 則壓油管內徑d為： d=(4q/πv) 1/2 =(40.0005/3.144) 1/2 =1.2cm 可選內徑為d=11mm的油管。 流量q=12 l/min，吸油管的允許流速取v=1.5m/s 則吸油管內徑d為： d=(4q/πv) 1/2 =(412/3.141.5) 1/2 =1.02cm 可選內徑為d=12mm的油管。 關于定位夾緊油路的管徑，可按元件接口尺寸選擇。 6．油箱容量的確定 該方案為中壓系統(tǒng)，液壓油箱的有效容量按泵的流量5～7倍來確定，油箱的容量V為: V=(5～7) q泵=(5～7) 16.8=(84～120)L 按GB2876-81規(guī)定，且考慮散熱因素，取靠近的標準值V=250L。 六 驗算液壓系統(tǒng)性能 1．回路壓力損失驗算 主要驗算液壓缸在各運動階段中的壓力損失。若驗算后與原估算值相差較大，就要進行修改。壓力算出后，可以確定液壓泵各運動階段的輸出壓力機某些元件調整壓力的參考值。 具體計算可將液壓系統(tǒng)按工作階段進行，例如快進，工進，快退等，按這些階段，將管路劃分成各條油流進液壓缸，而后液壓油從液壓缸流回油箱的路線的管路，則每條管路的壓力損失可由下式計算： 式中： ——某工作階段總的壓力損失； ——液壓油沿等徑直管進入液壓缸沿程壓力損失值之和； ——液壓油沿等徑直管從液壓缸流回油箱的沿程壓力損失值之和； ——液壓油進入液壓缸所經過液壓閥以外的各局部的壓力損失值之總和，例如液壓油流進彎頭，變徑等； ——液壓油從液壓缸流回油箱所經過的除液壓閥之外的各個局部壓力損失之總和； ——液壓油進入液壓缸時所經過各閥類元件的局部壓力損失總和； ——液壓油從液壓缸流回油箱所經過各閥類元件局部壓力損失總和； ——液壓油進入液壓缸時液壓缸的面積； ——液壓油流回油箱時液壓缸的面積。 和的計算方法是先用雷諾數(shù)判別流態(tài)，然后用相應的壓力損失公式來計算，計算時必須事先知道管長L及管內徑d，由于管長要在液壓配管設計好后才能確定。所以下面只能假設一個數(shù)值進行計算。 和是指管路彎管、變徑接頭等，局部壓力損失可按下式： 式中——局部阻力系數(shù)（可由有關液壓傳動設計手冊查得）； ——液壓油的密度 ——液壓油的平均速度 此項計算也要在配管裝置設計好后才能進行。 及是各閥的局部壓力損失，可按下列公式： 式中——液壓閥產品樣本上列出的額定流量時局部壓力損失； q ——通過液壓閥的實際流量； ——通過液壓閥的額定流量。 另外若用差動連接快進時，管路總的壓力損失應按下式計算： 式中——AB段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失； ——BC段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失； ——BD段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失； ——大腔液壓缸面積； ——小腔液壓缸面積。 現(xiàn)已知該液壓系統(tǒng)的進、回油管長度均為1m，吸油管內徑為，壓油管內徑為，局部壓力損失按進行估算，選用L-HL32液壓油，其油溫為時的運動粘度，油的密度。按上述計算方法，得出各工作階段壓力損失數(shù)值經計算后見表3。 快進時(MPa) 工進時(MPa) 快退時(MPa) 沿程損失 忽略不計 閥件局部損失 三位四通電磁閥 0.07 忽略不計 0.25 單向行程調速閥（行程閥） 0.56 單向行程調速閥（調速閥） 0.5 單向行程調速閥（單向閥） 0.44 單向閥 0.74 背壓閥 0.41 總損失 1.6 0.91 1.46 隨后計算出液壓泵各運動階段的輸出壓力，計算公式及計算數(shù)值見表4所示9.1。 計算公式 液壓泵輸出壓力（Pa） 快進時 P快進=350/（0.00785-0.004）+1.6106 =1.69106 工進時 P工進=27961/0.00785+0.91106 =4.47106 快退時 P快退=183/0.004+1.46106 =1.51106 表4 液壓泵在各階段的輸出壓力，是限壓變量葉片泵和順序閥調壓時的參考數(shù)據(jù)，在調壓時應當符合下面要求： 其中——限定壓力 ——快進時泵的壓力 ——順序閥調定壓力 ——工進時泵的壓力 從上述驗算表明，無須修改原設計。 （1）液壓回路的效率 在各工作階段中，工進所占的時間較長。所以液壓回路的效率按工進時為計算。 η回=p缸q缸/p泵q泵 =3.561060.26/(4.471060.26) =0.8 2．液壓系統(tǒng)的溫升驗算 在整個循環(huán)中，由于工進階段所占時間最長，所以考慮工進時的溫升。另外，變量葉片泵隨著壓力的增加，泄漏也增加，功率損失出增加，效率也很低。此時泵的效率 p缸=4.47106Pa 則有： P泵入= P泵出/η回= p泵q泵/η回 =4.471060.26/0.031 =0.375KW H發(fā)熱= P泵入（1-η系統(tǒng)）= P泵入（1-η泵η回η缸） =3.75（1-0.0310.800.9） =0.367 KW 式中 P泵入—泵的輸入功率 P泵出—泵的輸出功率 H發(fā)熱—單位時間進入液壓系統(tǒng)的熱量 （KW） 本系統(tǒng)取油箱容積V=180L ,油箱三邊尺寸比例在 1:1:1～1:2:3之間，則油液溫升ΔT為： ΔT= H發(fā)熱103/V2/3 =0.25103/1802/3 =11.5.C 通常液壓機床取ΔT=25.C～30.C ，可以看出，此溫升沒有超出允許范圍，故該液壓系統(tǒng)不必設置冷卻裝置。 七 參考書目 文獻[1]　劉延?。簤号c氣壓傳動. 機械工業(yè)出版社 文獻[2]　機械零件設計手冊，冶金工業(yè)出版社 .