液壓課程設計---鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)

1、<p>　　液壓與氣壓傳動課程設計</p><p><b>　　計算說明書</b></p><p>　　設計題目 鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng) </p><p>　　2012年12月7日</p><p><b>　　機械動力工程學院</b></p><p><

2、;b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　液壓系統(tǒng)是以電機提供動力基礎，使用液壓泵將機械能轉(zhuǎn)為壓力，推動液壓油。通過控制各種閥門改變液壓油的流向，從而推動液壓缸做出不同行程，不同方向的動作，完成各種設備不同的動作需要。</p><p>　　液壓系統(tǒng)的設計是整機設計的一部分，它除了應符合主機動作循環(huán)和靜、動態(tài)性能等方面的要求外，還應當滿足結構簡單、工作安全可靠、效

3、率高、壽命長、經(jīng)濟型好、使用維護方便等條件。</p><p>　　第二章 設計要求及工況分析</p><p><b>　　2.1設計題目</b></p><p>　　設計鉆鏜專用機床液壓系統(tǒng)，其工作循環(huán)為定位——夾緊——快進——工進——死檔鐵停留——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。</p>&l

4、t;p><b>　　2.2 設計要求</b></p><p>　?。?）確定執(zhí)行元件（液壓缸）的主要結構尺寸D、d；</p><p>　　（2）繪制正式液壓系統(tǒng)圖；</p><p>　?。?）選擇各類元件及輔件的形式和規(guī)格；</p><p>　?。?）確定系統(tǒng)的主要參數(shù)；</p><p>　

5、?。?）進行必要的性能估算（系統(tǒng)發(fā)熱計算和效率計算）。</p><p><b>　　2.3 工況分析</b></p><p><b>　?。?）負載分析</b></p><p><b>　　主缸：</b></p><p><b>　　①鉆鏜阻力</b>&l

6、t;/p><p><b>　　=4000N</b></p><p><b>　　工作臺重量</b></p><p><b>　　=1000N</b></p><p><b>　?、谀Σ磷枇?lt;/b></p><p>　　=G×f

7、s=1000×0.2=200N</p><p>　　=G×fd=1000×0.1=100N</p><p><b>　　③慣性阻力</b></p><p>　　F慣=ma=×=1000/10×7/0.2×60=58N</p><p><b>　?、苤亓?/p>

8、阻力</b></p><p>　　因工作部件是臥式安裝，故重力阻力為零。</p><p><b>　?、菝芊庾枇?lt;/b></p><p>　　將密封阻力考慮在液壓缸的機械效率中去，取液壓缸機械效率</p><p><b>　　ηm=0.95</b></p><p>

9、;<b>　?、薇硥鹤枇?lt;/b></p><p>　　背壓力pB由表2.3選?。ù螅?lt;/p><p>　　根據(jù)上述分析可算出液壓缸在各動作階段中的負載如表1.1。</p><p>　　表2.1 液壓缸各動作階段中的總負載</p><p>　　(2)負載圖、速度圖</p><p>　　快進速度V進

10、=7m/min，快退速度V退=5m/min,行程分別為L進=200mm.L退=255mm；工進速度V工=0.5m/min,行程L工=55mm。根據(jù)這些數(shù)據(jù)和表2.1中的數(shù)值繪制液壓缸的F-L負載圖和V-L速度圖，如圖1.1所示</p><p><b>　?。╝）F-L負載圖</b></p><p><b>　　（b）V-L速度圖</b></

11、p><p>　　圖2.1 液壓缸的負載圖和速度圖</p><p>　　2.4 初定液壓缸的參數(shù)</p><p><b>　　主缸：</b></p><p>　　1.初選液壓缸的工作壓力p1</p><p>　　2.機床的最大負載F=4316N，根據(jù)下表2.2可得：</p><p&g

12、t;　　表2.2 按負載選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力</p><p>　　初選主缸工作壓力p1=1Mpa</p><p>　　由表2.3暫取背壓pB=p2=0.5MPa。</p><p><b>　　表2.3 背壓阻力</b></p><p>　　2.確定液壓缸的主要結構參數(shù)</p><p>　　由

13、負載圖看出，最大負載值為工進階段的負載F=4316N，為實現(xiàn)快進與快退速度相等，采用差動連接，則活塞直徑d=0.707D。</p><p><b>　　F=AP=- </b></p><p><b>　　=- </b></p><p>　　=( p1–0.51p2)</p><p>　　D=) =

14、 = 0.0859m = 8.59cm</p><p>　　查設計手冊，按照液壓缸內(nèi)徑系列將以上計算值圓整為標準值，取D=9cm</p><p>　　d=) =0.707D=0.707×9=6.363cm 按標準取d=6.3cm</p><p>　　由此求得液壓缸無桿腔有效工作面積 A1= ==63.6cm2</p><p>　　液

15、壓缸有桿腔面積 A1= ==32.4cm2</p><p>　　工進時采用調(diào)速閥調(diào)速，查設計手冊，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量為qmin=0.05L/min，工進速度V=0.5m/min，則==10cm2</p><p>　　10cm2<A2< A1,故滿足速度穩(wěn)定性要求。</p><p><b>　　副缸：</b></p>&

16、lt;p>　　取副缸壓強為p=0.63MPa</p><p>　　工作壓力F’=1000N</p><p>　　D=) = = 4.49×10-2 m =4.49cm查設計手冊，按照液壓缸內(nèi)徑系列將以上計算值圓整為標準值，取</p><p>　　D’= 45mm d’= 32 mm</p><p>　　2.5計算液

17、壓缸各工況的流量、工作壓力、流量、功率</p><p><b>　?。?）計算工作壓力</b></p><p>　　由表2.2，本系統(tǒng)的被壓估計值在0.5~1.5Mpa范圍內(nèi)選取，故暫定，工進時背壓值Pb=0.8Mpa,快速運動時，工作壓力損失</p><p><b>　　Δp=0.5Mpa</b></p>

18、<p>　　則液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓力：</p><p><b>　　差動快進階段</b></p><p><b>　　p2=p1+Δp</b></p><p>　　p1A1=(p1+Δp)A2+F</p><p>　　p1===0.55MPa </p><p

19、><b>　　工作進給階段</b></p><p>　　p1A1=p2A2+F</p><p>　　p1===1.09MPa</p><p><b>　　快速退回階段</b></p><p>　　p2A2=p1A1+F</p><p>　　p2===1.01MPa<

20、;/p><p>　?。?）計算液壓缸的輸入流量</p><p><b>　　差動快進階段</b></p><p>　　q=V(A1-A2)= </p><p>　　=218.4×10-4m3/s= 21.84L/min</p><p><b>　　工作進給階段</b&

21、gt;</p><p>　　q=A1V2=63.6×10-4×0.5= 3.18 L/min</p><p><b>　　快速退回階段</b></p><p>　　q=A2V3==16.2 L/min</p><p>　?。?）計算液壓缸的輸入功率</p><p><b&

22、gt;　?、俨顒涌爝M階段</b></p><p>　　P=p1q==0.1998W=0.200KW</p><p><b>　　②工作進給階段</b></p><p>　　P=p1q=1.09×106×0.053×10-3=58W=0.058KW</p><p><b>

23、;　?、劭焖偻嘶仉A段</b></p><p>　　P=p2q=1.01×106×0.27×10-3=272W =0.272KW</p><p>　　表2.4 液壓缸工作循環(huán)中的壓力、流量和功率</p><p>　　第三章 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定</p><p>　　根據(jù)鉆鏜床的設計任務和工況分析，該機

24、床對調(diào)整范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題，速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。</p><p>　　3.1 速度控制回路的選擇</p><p>　　本機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度負載特性，故采用調(diào)速閥調(diào)速。有三種方案可供選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的調(diào)速。本系統(tǒng)為小功率系統(tǒng)，效率和發(fā)熱問題并不突出；連

25、續(xù)加工，切削力變化不大，而且是正負載，在其它條件相同的情況下，進口節(jié)流調(diào)速比出口節(jié)流調(diào)速能獲得更低的穩(wěn)定速度，故本機床液壓系統(tǒng)采用調(diào)速閥式進口節(jié)流調(diào)速回路，為防止孔鉆通時發(fā)生前沖，在回油路上應加背壓閥。</p><p>　　由表2.4得知，液壓系統(tǒng)的供油主要為低壓大流量和高壓小流量兩個階段，若采用單個定量泵，顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。為了提高系統(tǒng)效率和節(jié)約能源，采用雙泵供油回路。</p><

26、;p>　　由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路。</p><p>　　3.2 換向和速度換接回路的選擇</p><p>　　本系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不是很高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路。為便于差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調(diào)整方便和便于增設液壓夾緊支路，選用Y型中位機能。由計算可知，當滑臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由21.84L/min降為3

27、.18L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少液壓沖擊。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋鐵加壓力繼電器的行程終點。</p><p>　　3.3 壓力控制回路的選擇</p><p>　　由于采用雙泵供油回路，故用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。</p>

28、<p>　　3.4 液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　將上述所選定的液壓基本回路組合成液壓系統(tǒng)，并根據(jù)需要作必要的調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖2.1所示。</p><p>　　圖3.1 液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　第四章 元件的計算與選擇</p><p>　　4.1 選擇液壓泵 </p><

29、;p><b>　?。?）選定額定壓力</b></p><p>　　由表2.4知，工進階段液壓缸壓力最大，取進油路總的壓力損失∑Δp=1Mpa,則液壓泵的最高工作壓力p1= p1+∑Δp =(1.09+1)MPa=2.09Mpa </p><p>　　液壓泵的額定壓力pr=1.25pp=1.25×2.09=2.61 Mpa</p><

30、p><b>　?。?）選定額定流量</b></p><p>　　由表2.4可知，液壓缸需要的最大流量為21.84L/min，工進時的流量為3.18 L/min，取泄露系數(shù)k=1.1，則：</p><p>　　快進、快退時泵的流量：</p><p>　　qp≥k1q1=1.1×21.84 L/min=24.02 L/min<

31、/p><p><b>　　工進時泵的流量：</b></p><p>　　qp≥k1q1=1.1×3.18 L/min=3.498 L/min</p><p>　　考慮到節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中溢流閥的性能特點，尚需加上溢流閥穩(wěn)定工作的最小溢流量，一般取為3L/min，所以小流量泵的流量為</p><p>　　qp=3.498

32、+3=6.498 L/min</p><p>　　V2=25mL/r的YB-10/25型雙聯(lián)葉片泵，其額定轉(zhuǎn)速n=960r/min，容積效率ηpv=0.95，則：</p><p><b>　　小泵的流量為：</b></p><p>　　qp1=v1nηpv=10×10-3×960×0.95 L/min=9.12L/

33、min</p><p><b>　　大泵的流量為：</b></p><p>　　qp2=qp-qp1=24.02-9.12 L/min=14.9L/min</p><p>　　則大泵的額定流量為：</p><p>　　qp2=v2nηpv=25×10-3×960×0.95 L/min=22.

34、8L/min</p><p>　　由于qp1+qp=31.92L/min＞24.02L/min</p><p>　　可以滿足要求，故選用YB-10/25型雙聯(lián)葉片泵。</p><p><b>　?。?）選定電動機</b></p><p>　　由表2.4可知，快退階段功率最大，故按快退階段估算電動機的功率。取快退時進油路的

35、壓力損失∑p1=0.5Mpa,則液壓泵的總效率效率ηp=0.75，則電動機的功率：</p><p><b>　　pp=== </b></p><p><b>　　=0.54KW</b></p><p>　　查設計手冊，選用Y90L-6型異步電動機</p><p>　　P=1.1KW n=960

36、r/min</p><p>　　4.2 選擇液壓閥 </p><p>　　根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，計算分析通過個液壓閥的油液最高壓力和最大流量，選擇各液壓閥的型號規(guī)格，列于下表4.1中。</p><p>　　4.3 選擇輔助元件</p><p>　　油管內(nèi)徑參照所選油口尺寸確定，也可按照管路允許流速進行計算。本系統(tǒng)選Φ18×