液壓課程設(shè)計-臥式單面鉆、鏜專用機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計

1、<p><b>　　液壓課程設(shè)計</b></p><p>　　專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化</p><p>　　班級學(xué)號： </p><p>　　學(xué)生姓名： </p><p>　　指導(dǎo)教師： </p><p>　　

2、2011年6月23日</p><p><b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1．工況分析………………………………………………………………………………1</p><p>　　2．?dāng)M定液壓系統(tǒng)原理圖……………………………………………

3、………………………2</p><p>　　3．液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 ……………………………………………………8</p><p>　　3.1液壓缸主要尺寸的確定……………………………………………………………4</p><p>　　3.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格………………………………………5</p><p>　　3.3液壓

4、閥的選擇………………………………………………………………………5</p><p>　　3.4確定管道尺寸………………………………………………………………………6</p><p>　　3.5液壓油箱容積的確定………………………………………………………………7</p><p>　　4．液壓系統(tǒng)的驗算……………………………………………………………………6</p>

5、;<p>　　4.1壓力損失的驗算……………………………………………………………………6</p><p>　　4.2系統(tǒng)溫升的驗算……………………………………………………………………8</p><p>　　設(shè)計一臥式單面鉆、鏜專用機(jī)床的液壓系統(tǒng)及設(shè)計進(jìn)給液壓缸。</p><p>　　按加工需要，該系統(tǒng)的工作循環(huán)式：</p><p&g

6、t;　　快速前進(jìn)→工作進(jìn)給→快速退回→原位停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)為：切削力 Fg=18000N,工作部件（含工件）總重力G=25000N；快進(jìn)行程150mm；工進(jìn)行程200mm；快進(jìn)快退的速度為0.075m/s；工進(jìn)速度為0.0003m/s~0.002m/s范圍內(nèi)無級調(diào)速；加速、減速時間△t=0.1s；該系統(tǒng)采用水平放置的平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)s=0.2,動摩擦因數(shù)d=0.1.</p><p><b>　

7、　1．工況分析</b></p><p>　　首先根據(jù)已知條件，繪制運(yùn)動部件的速度循環(huán)圖，如圖1.5所示，然后計算各階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖。</p><p>　　液壓缸所受外負(fù)載F包括三種類型，即</p><p>　　Fw為工作負(fù)載，對于金屬切削機(jī)床來說，即為沿活塞運(yùn)動方向的切削力，在本例中為20500N；</p><p>　　F

8、a—運(yùn)動部件速度變化時的慣性負(fù)載；</p><p>　　Ff—導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導(dǎo)軌可由下式求得</p><p><b>　　G—運(yùn)動部件重力；</b></p><p>　　FRn—垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)載，事例中為零；</p><p>　　f—導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，本例中取靜摩擦系數(shù)0

9、.2，動摩擦系數(shù)為0.1。求得：</p><p>　　Ffs=0.2*25000N=5000N</p><p>　　Ffa=0.1*25000N=2500N</p><p>　　上式中Ffs為靜摩擦阻力，F(xiàn)fa為動摩擦阻力。</p><p><b>　　g—重力加速度；</b></p><p>　

10、　△t—加速度或減速度，一般△t=0.01～0.5s</p><p>　　△v—△t時間內(nèi)的速度變化量。在本例中</p><p>　　根據(jù)上述計算結(jié)果，列出各工作階段所受的外負(fù)載(見表1.1)，并畫出如圖1.5所示的 負(fù)載循環(huán)圖。</p><p>　　圖1.1速度和負(fù)載循環(huán)圖</p><p><b>　　表1.1</b>

11、;</p><p>　　2．?dāng)M定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p><b>　　(1)確定供油方式</b></p><p>　　考慮到該機(jī)床在工作進(jìn)給時負(fù)載較大，速度較低。而在快進(jìn)、快退時負(fù)載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油?，F(xiàn)采用限壓式變量葉片泵。</p><p>　　(2)調(diào)速

12、方式的選擇</p><p>　　在中小型專用機(jī)床的液壓系統(tǒng)中，進(jìn)給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)銑削類專用機(jī)床工作時對低速性能和速度負(fù)載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負(fù)切削力的能力。</p><p>　　(3)速度換接方式的選擇</p><

13、p>　　本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)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。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。</p><p>　　(4)夾緊回路的選擇</p><p>　　用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應(yīng)采用失電夾緊方式。考慮到夾緊時間可調(diào)節(jié)和當(dāng)進(jìn)油路壓力瞬時下降時仍

14、能保持夾緊力，所以接入節(jié)流閥調(diào)速和單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓閥，用來調(diào)節(jié)夾緊力的大小和保持夾緊力的穩(wěn)定。</p><p>　　最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組合成圖1.1所示的液壓系統(tǒng)原理圖。</p><p>　　圖1.2 液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　3．液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件</p><p>　　3.1液壓缸主

15、要尺寸的確定</p><p>　　1)工作壓力p的確定。工作壓力p可根據(jù)負(fù)載大小及機(jī)器的類型來初步確定，表1.1取液壓缸工作壓力為3MPa。</p><p>　　2)計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負(fù)載圖知最大負(fù)載F為22500N，按表1.2可取P2為0.5Mpa，ηcm為0.95，考慮到快進(jìn)、快退速度相等，取d／D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式可得</p><p>

16、　　根據(jù)指導(dǎo)書表2.1，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑D=100mm；活塞桿直徑d，按d／D= 0.7及表2.2活塞桿直徑系列取d=70mm。 </p><p>　　按表2.1及表2.2液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊液壓缸的D和d分別為100mm及70mm。</p><p>　　3)計算在各工作階段液壓缸所需的流量</p><p>　　3.2確定液壓泵的流量、

17、壓力和選擇泵的規(guī)格</p><p>　　1)泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進(jìn)油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 </p><p>　　pp—液壓泵最大工作壓力；</p><p>　　p1—執(zhí)行元件最大工作壓力；</p><p>　　∑△p—進(jìn)油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.2～0.5MPa，復(fù)雜系統(tǒng)取 0.5～

18、1.5MPa，本例取0.5MPa。</p><p>　　上述計算所得的pp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貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力pn應(yīng)滿足pn≥(1.25～1.6) pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本例中pn =1.25 pp=4.4MPa。</p><p>　　2)泵的流量確定 液壓泵的最

19、大流量應(yīng)為</p><p>　　qp—液壓泵的最大流量；</p><p>　　(∑q)min同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進(jìn)行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量2～3L／min；</p><p>　　KL—系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，現(xiàn)取KL=1.2。</p><p>　　3)選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上

20、算得的pp和qp，再查閱有關(guān)手冊，</p><p>　　3.3液壓閥的選擇 </p><p>　　根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件如表1.2所示。</p><p>　　表1.2 液壓元件明細(xì)表</

21、p><p><b>　　3.4確定管道尺寸</b></p><p>　　油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進(jìn)行計算。本系統(tǒng)主油路流量為差動時流量q=34.56L／min，壓油管的允許流速取u=4m／s，則內(nèi)徑d為</p><p>　　若系統(tǒng)主油路流量按快退時取q=17.28L／min，則可算得油管內(nèi)徑d=9.6mm

22、。</p><p>　　綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內(nèi)徑d為12mm。吸油管同樣可按上式計算(q=21.62L／min、v=1.5m／s)，現(xiàn)參照YBX-40變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為25mm。</p><p>　　3.5液壓油箱容積的確定</p><p>　　本例為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的5～7倍來確定，現(xiàn)選用容量為110L的油箱。<

23、/p><p>　　4．液壓系統(tǒng)的驗算 </p><p>　　已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn)、回油管的內(nèi)徑均為16mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，查得15℃時該液壓油的運(yùn)動粘度ν=150cst=1.5cm2／s，油的密度ρ=920kg／m3。</p><p>　　4.1壓

24、力損失的驗算</p><p>　　1)工作進(jìn)給時進(jìn)油路壓力損失。運(yùn)動部件工作進(jìn)給時的最大速度為0.12m／min，進(jìn)給時的最大流量為0.942L／min，則液壓油在管內(nèi)流速v1為</p><p>　　管道流動雷諾數(shù)Rel為</p><p>　　Rel<2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)。</p><p>　　進(jìn)油管道B

25、C的沿程壓力損失△pl-1為</p><p>　　查得換向閥4WE6E50／AG24的壓力損失△pl-2=0.05×106pa</p><p>　　忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失△p1為</p><p>　　2)工作進(jìn)給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作</p><p>

26、;　　面積為無桿腔工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)油管道的二分之一，則</p><p>　　回油管道的沿程壓力損失△p2-1為</p><p>　　查產(chǎn)品樣本知換向閥3WE6A50／AG24的壓力損失△p2-2=0.025 X 106pa，換向閥4WE6E50／AG24的壓力損失△p2-3=0.025×106pa，調(diào)速閥2FRM5—20／6的壓力損失△p2-4= 0.5&

27、#215;106pa。</p><p>　　回油路總壓力損失△p2為</p><p>　　3)變量泵出口處的壓力pp</p><p>　　4)快進(jìn)時的壓力損失?？爝M(jìn)時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進(jìn)油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即34.56L／min，AC段管路的沿程壓力損失△p1-l為</p><p>　　同樣可求

28、管道AB段及AD段的沿程壓力損失△pl-2和△pl-3為</p><p>　　查產(chǎn)品樣本知,流經(jīng)各閥的局部壓力損失為4EW6E50/AG24的壓力損失△p2-1=0.17×106pa；3EW6E50/AG24的壓力損失△p2-2=0.17×106pa。</p><p>　　據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力pp為</p><p>　　快退時壓力損失

29、驗算從略。上述驗算表明無需修改原設(shè)計。</p><p>　　4.2系統(tǒng)溫升的驗算</p><p>　　在整個工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進(jìn)時的發(fā)熱量。一般情況下，工進(jìn)速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值大者進(jìn)行分析。</p><p>　　當(dāng)v=0.018

30、m／min時</p><p>　　此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.4MPa，則有</p><p><b>　　此時的功率損失為</b></p><p>　　當(dāng)v=0.12m／min時，q=0.942L／min，總效率η=0.7</p><p><b>　　則</b></p>&