《臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)課程設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)課程設計（19頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、液壓與氣壓傳動課程設計任務書 一、主要任務與目標 任務：臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)設計 設計一臺臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)，其工作循環(huán)是“快進→工進→快退→原位停止”；工作時最大軸向力為30kN，運動部件重為19.6kN；快進、快退速度為6m/min，工進速度為0.02～0.12m/min；最大行程400mm，其中工進行程200mm；啟動換向時間Dt=0.2s；采用平導軌，其摩擦系數(shù)f=0.1。 目標：通過本題目的課程設計，使學生對所學的《液壓與氣壓傳動》課程知識有一個全面深刻的認識，熟悉液壓系統(tǒng)設計的基本方法和過程；提高學生的動手能力和工程實踐能力。 二、主要內(nèi)容 （

2、1）熟悉設計任務，明確設計及目標。 （2）根據(jù)設計要求和已學過的設計流程，擬定系統(tǒng)工作原理圖。 （3）計算各元件的參數(shù)并驗算。 （4）元件選型。 （5）編制文件，繪制速度、負載圖譜。 三、工作量要求 完成規(guī)定的任務，總字數(shù)3000～4000字。 四、時間要求 本課程設計于2011-6-29前完成 目錄 一、負載分析1 二、負載圖和速度圖的繪制2 三、確定液壓缸的參數(shù) 4 四、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 7 五、液壓元件的計算和選擇9 六、液壓系統(tǒng)性能的驗算12 七、設計小結(jié)13 八、設計感想14 九、參考文獻15 十、實驗報告16

3、 摘要 現(xiàn)如今，液壓傳動技術(shù)是機械設備中發(fā)展最快的技術(shù)之一，特別是近年來與微電子、計算機技術(shù)結(jié)合，使液壓技術(shù)進入了一個新的發(fā)展階段，機、電、液、氣一體是當今機械設備的發(fā)展方向。在數(shù)控加工的機械設備中已經(jīng)廣泛引用液壓技術(shù)。 液壓傳動是利用液體作為介質(zhì)來傳遞能量的，液壓傳動有以下幾點：易于獲得較大的力或力矩，功率重量比大，易于實現(xiàn)往復運動，易于實現(xiàn)較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現(xiàn)快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現(xiàn)標準化、系列化。液壓傳動的基本目的就是用液壓介

4、質(zhì)傳遞能量，而液壓介質(zhì)的能量是由其所有的壓力及流量來表現(xiàn)的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質(zhì)的壓力和流量 ，因此，液壓基本回路的作用就是三方面：控制壓力、控制流量大小、控制流動方向，所以基本回路可以按照這三方面的作用分成三大類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 作為一種高效率的兩用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產(chǎn)中應用廣泛。組合機床是以通用部件為基礎(chǔ)，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具組合而組成的半自動或自動機床。組合機床一般用多軸、多刀、多面、多方位同時加工，成本低、效率高，得到廣泛應用。 設

5、計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 一、負載分析 1.1運動分析 按設備的工藝要求，執(zhí)行元件在完成一個工作循環(huán)的運動規(guī)律是“快進→工進→快退→原位停止”。用圖表示出來，一般用速度——時間（v—t）見圖1-1 1.2工作負載 由工作負載Fw =30kN，重力負載FG=0，按啟動換向時間和運動部件重量。取液壓缸機械效率ηm =0.9，則液壓缸工作階段的負載值見表1-1 Ft =25.5Ds0.8（HB）0.6 （1） 1.3慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速度時間進行計算。已知啟動換向

6、時間△t=0.2s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為6m/min，因此，慣性負載可表示為 F△t=m(V2-V1)即Fa=1000N （2） 1.4阻力負載 阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部。導軌的正壓力等于動壓力部件的重力，設導軌的摩擦阻力為Ff，則 Ff=fsFn=0.119600=1960N (3) 設液壓缸的機械效率ηm=0.9，根據(jù)上述負載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況時所受到的負載力。 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 二、負載圖和速

7、度圖的繪制 表1-1液壓缸在各個工作階段的負載值 根據(jù)負載計算結(jié)果和已知各個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖1-1所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)V1=V3=6m/min、快進行程L1=400-200=200mm、工進行程 L2=200mm、快退行程L3=400mm，工進速度V2=6m/min。 快退、快進和共進時間可由以下公式分析求出： 快進: t1=L1/V1=2s 共進：t2=L2/V2=2s 快退: t3=L1/V1+L3/V3=6s 綜上述所求數(shù)據(jù)可繪制

8、出速度循環(huán)圖如圖1-2，負載圖（F-t）如圖1-3所示： 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 圖1-1工作循環(huán)圖 圖1-2速度循環(huán)圖 圖1-3負載圖（F-t） 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 三、液壓缸主要參數(shù)的確定 3．1確定工作壓力 液壓缸工作壓力可根據(jù)負載大小及機器設備的類型來確定。一般來說，工作壓力選大些，可以減少液壓缸內(nèi)徑及液壓系統(tǒng)其它元件的尺寸，使整個系統(tǒng)緊湊，重量輕，但是要用價格較貴的高壓泵，并使密封復雜化，而且會導致?lián)Q向沖擊大等缺點；若工作壓力選的過小，就會增大液壓缸的內(nèi)徑和其它液壓元件的尺寸，但密封簡單。所以

9、應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫?，設計時可用類比法來確定，參考下表3-1，表3-2。 取液壓缸工作壓力為4MPa。 負載/KN ＜5 5～10 10～20 20～30 30～50 ＞50 系統(tǒng)壓力/MPa ＜0．8～1 1.6～2 2.5～3 3～4 4～5 ＞5～7 表3-2 按負載選擇系統(tǒng)工作壓力 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 設備類型 機床 農(nóng)業(yè)機械、汽車工業(yè)、小型工程機械及輔助機械 工程機械 重型

10、機械 鍛壓機械 液壓支架 船用機械 磨床 組合機床 牛頭刨床 插床 齒輪加工機床 車床 銑床 鏜床 機床 拉床 龍門刨床 壓力/MPa ＜2.5 ＜6.3 2.5～6.3 ＜10 10～16 16～32 14～25 表3-2 按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力 3.2 確定液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d 為使液壓缸快進與快退速度相等，選用單出桿活塞缸差動連接的方式實現(xiàn)快進，設液壓缸兩有效面積為A1和A2，且A1=2 A2，即d=0.707D。為防止鉆通時發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸回油腔背壓p2取0.6MPa，而液壓缸快退時背壓取0.5MPa。 由工進工況下液

11、壓缸的平衡力平衡方程p1 A1= p2 A2+F，可得： A1=F/（p1－0.5p2）=35511/（4106－0.50.6106）cm2 ≈96cm2 （4） 液壓缸內(nèi)徑D就為：D= 11.06cm 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 對D圓整，取D=110mm。由d=0.707D，經(jīng)圓整得d=80mm。計算出液壓缸的有效工作面積A1=95cm2， A2=44.77 cm2。工進時采用調(diào)速閥調(diào)速，其最小穩(wěn)定流量 qmin=0.05L/min，設計要求最低工進速度 vmin=20mm/min 3.3 計算液

12、壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率值 差動時液壓缸有桿腔壓力大于無桿腔壓力，取兩腔間回路及閥的壓力損失為0.5MPa，則p2= p1+0.5MPa。計算結(jié)果見表3-3。 工作循環(huán) 計算公式 負載 F KN 回油背壓p2Mpa 進油壓力p2Mpa 輸入流量 q110-3m3/s 輸入功率 p kM 快啟速 進恒速 p1=F+A2(p2-p1)/（A1-A2） q1=（A1-A2）V2 P=p2q2 3289 2178 p2=p2+0.5 1.10 0.88 — 0.50 — 0.44 工進

13、p1=（F+A2p2）/A2 q1=A2V2 p=q2p2 35511 0.6 4.02 0.0031~ 0.019 0.012~ 0.076 快啟速 退恒速 p1=（F+A2p2）/A2 q2=A2V2 p=q2p2 3289 2178 0.5 1.79 1.55 — 0.448 — 0.69 表3-3液壓缸工作循環(huán)各階段壓力、流量和功率值 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 四、擬定液壓原理系統(tǒng)圖 4.1 選擇基本回路 4.1.1調(diào)速回路：因為液壓系統(tǒng)功率較小，且只有正值負載，所以選用

14、進油節(jié)流調(diào)速回路。為有較好的低速平穩(wěn)性和速度負載特性，可選用調(diào)速閥調(diào)速，并在液壓缸回路上設置背壓。 4.1.2泵供油回路：由于系統(tǒng)最大流量與最小流量比為156，且在整個工作循環(huán)過程中的絕大部分時間里泵在高壓小流量狀態(tài)下工作，為此應采用雙聯(lián)泵（或限壓式變量泵），以節(jié)省能源提高效率。 4.1.3速度換接回路和快速回路：由于快進速度與工進速度相差很大，為了換接平穩(wěn)，選用行程閥控制的換接回路?？焖龠\動通過差動回路來實現(xiàn)。 4.1.4換向回路：為了換向平穩(wěn)，選用電液換向閥。為便于實現(xiàn)液壓缸中位停止和差動連接，采用三位五通閥。 4.1.5壓力控制回路：系統(tǒng)在工作狀態(tài)時高壓小流量泵的工作壓力由溢流閥

15、調(diào)整，同時用外控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷。 4.2 回路合成 對選定的基本回路在合成時，有必要進行整理、修改和歸并。具體方法為： 4.2.1防止工作進給時液壓缸進油路、回油路相通，需接入單向閥7。 4.2.2要實現(xiàn)差動快進，必須在回油路上設置液控順序閥9，以阻止油液流回油箱。此閥通過位置調(diào)整后與低壓大流量泵的卸荷閥合二為一。 4.2.3為防止機床停止工作時系統(tǒng)中的油液回油箱，應增設單向閥。 4.2.4設置壓力表開關(guān)及壓力表。 合并后完整的液壓系統(tǒng)如圖4-1所示。 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 圖4-1液壓系統(tǒng)原理圖

16、 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 五、液壓元件的計算和選擇 5.1 液壓泵及驅(qū)動功率的確定 5.1.1確定液壓泵的最高工作壓力pp 液壓泵的最高工作壓力就是在系統(tǒng)正常工作時所能提供的最高壓力，對于定量泵系統(tǒng)來說，這個壓力是由溢流閥調(diào)定的；對于變量泵系統(tǒng)來說，這個工作壓力是與泵的特性曲線上的流量相對應的，液壓泵的最高工作壓力是選擇液壓泵型號的重要依據(jù)。 考慮到正常工作時，進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為： pp≥p1+∑△p1 (5) 式中： pp——液壓泵最大工作壓力 p1——執(zhí)行元件最大工作壓

17、力 ∑△p1——進油管路中的壓力損失，初算時一般有節(jié)流調(diào)速和管路簡單的系統(tǒng)取=0.2～0.5MPa，有調(diào)速閥和管路較復雜的系統(tǒng)取=0.5～1.5 MPa。 根據(jù)以上得：已知液壓缸最大工作壓力為4.02MPa，取進油路上壓力損失為1MPa，則小流量泵最高工作壓力為5.02MPa，選擇泵的額定壓力應為pn=5.02+5.0225%=6.27MPa。大流量泵在液壓缸快退時工作壓力較高，取液壓缸快退時進油路上壓力損失為0.4MPa，則大流量泵的最高工作壓力為1.79+0.4=2.19MPa，卸荷閥的調(diào)整壓力應高于此值。 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 照產(chǎn)品樣本

18、可選用YB1—40/6.3雙聯(lián)葉片泵，額定轉(zhuǎn)速960r/min，容積效率ηv為0.9，大小泵的額定流量分別為34.56和5.43L/min，滿足以上要求。 5.1.4 確定液壓泵驅(qū)動功率 液壓泵在快退階段功率最大，取液壓缸進油路上壓力損失為0.5MPa，則液壓泵輸出壓力為2.05MPa。液壓泵的總效率ηp=0.8，液壓泵流量40L/min，則液壓泵驅(qū)動調(diào)集所需的功率為： P=ppqp/ηp=2.051064010-3W=1708W (9) 據(jù)此選用Y112M—6—B5立式電動機，其額定功率為2.2kW，轉(zhuǎn)速為940r/min，液壓泵輸出流量為33.84L/min、5.33L/mi

19、n，仍能滿足系統(tǒng)要求。 5.2 閥類元件的選擇 閥類元件的選擇是根據(jù)閥的最大工作壓力和流經(jīng)閥的最大流量來選擇閥的規(guī)格。即所選用的閥類元件的額定壓力和額定流量要大于系統(tǒng)的最高工作壓力及實際通過閥的最大流量。在條件不允許時，可適當增大通過閥的流量，但不得超過閥的額定流量的20%，否則會引起壓力損失過大。具體地講選擇壓力閥時應考慮調(diào)壓范圍，選擇流量閥時應注意其最小穩(wěn)定流量，選擇換向閥時除應考慮壓力、流量外，還應考慮其中位機能及操作方式。 5.3 確定管路尺寸 液壓缸進、出油管的管徑應按輸入、輸出的最大流  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 量計算，由于液壓泵

20、具體選定之后，液壓缸在各個階段的進、出流量以與原定數(shù)值不同，所以要重新計算。管路內(nèi)徑d按下式計算： d=（mm） （10） 式中：q——通過油管的流速； v——油管中允許的流速，一般對吸油管取0.5～1.5m/s，壓油管取2.5～5m/s，（壓力高時取大值，壓力低時取小值），回油管取1.5～2m/s。 5.4液壓油箱容積的確定 油箱的有效容積（油面高度為油箱高度的80%的容積）應根據(jù)液壓系統(tǒng)發(fā)熱、散熱平衡的原則來計算，但這只是在系統(tǒng)負載較大、長期連續(xù)工作時采用必要進行，一般只需按液壓泵的額定流量qn估算即

21、可。 低壓系統(tǒng)中（p≤2.5MPa）：V=（2～4）qn 中壓系統(tǒng)中（p≤6.3MPa）：V=（5～7）qn （11） 高壓系統(tǒng)中（p＞6.3MPa）：V=（6～12）qn 液壓油箱的有效容積確定后，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸比（長、寬、高）為1：1：1～1：2：3。為提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將油箱的容量予以增大。  設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 六、液壓系統(tǒng)性能的驗算 6.1系統(tǒng)油液溫升驗算 系統(tǒng)在工作中絕大部分時間是處在工作階段，所以可按工作狀態(tài)來計算溫升。小流量泵工作狀態(tài)壓力為5.0

22、2MPa，流量為0.33L/min，經(jīng)計算其輸入功率為557W。 大流量泵經(jīng)外控順序閥卸荷，其工作壓力等于閥上的局部壓力損失數(shù)值Dpv。閥額定流量為63L/min，額定壓力損失為0.3MPa，大流量泵流量為33.84L/min，則： pv =0.3106[(33.84 +44.775.33/95)/63]Pa=0.1106 Pa 大流量泵的輸入功率經(jīng)計算為70.5W。 6.2 液壓缸的有效最小功率為 Po =FV=（30000+1960）0.02/60W=10.7W 系統(tǒng)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量為 Hi = Pi－Po =557+70.5－10.7=616.8W 當油箱的高、寬、長比

23、例在1：1：1到1：2：3范圍內(nèi)，且油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似為： A=6.66 （12） 式中 V——油箱有效容積，單位為m3 A——散熱面積，單位為m2 取油箱有效容積V為0.25 m3,散熱系數(shù)K為15W/（m2℃），得 t= = =15.6℃ （13） 即在溫

24、升許可范圍內(nèi)。 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 七、設計小結(jié) 經(jīng)過大家一周的努力，終于有了成果，完成了此次課程設計，再一次系統(tǒng)性的學習了有關(guān)液壓方面的知識 ，此次課程設計感觸良多，收獲頗豐。 通過此次課程設計，我們將理論知識與實際設計相結(jié)合，真正做到了理論聯(lián)系實際，并且學會了如何使用所學的知識 ，使我們對所學的知識有了更深刻的認識好了解，讓我們受益匪淺。 通過本次課程設計，我們體驗了團隊合作的重要性和必要性，設計是一個龐大而復雜的系統(tǒng)工程，單槍匹馬是很難完成任務的，這就要求我們要有合理的分工和密切的配合，講一個個復雜問題分解為一個個小問題，然后再各個擊破，

25、只有這樣，才能設計粗話更實用的產(chǎn)品，同時也大大提高了工作效率。 從設計過程中，我復習了以前徐國的知識，Word輸入，排版的技巧，也有了掌握，這些是我最大的收獲。 設計是一個系統(tǒng)性的工程，越做到后面越發(fā)現(xiàn)自己知識的局限性，在今后的學習中還得加緊學習。 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 八、設 計感想 一周的液壓課程設計到現(xiàn)在為止終于是提前完成了任務

26、！在這次的課程設計中，可謂是收益菲淺，讓我感受到了作為一名設計師的苦與樂，一剛開始的什么都不懂的苦，與后來漸漸了解之后的樂，這樂卻讓我體會到了成功的喜悅！ 這其中，讓我感受到，精益求精,一絲不茍,發(fā)現(xiàn)問題,分析問題,解決問題的能力, 與人合作的精神，是對于設計的重要性，特別是作為象我們這些搞機械的人，頭腦時刻不能紊亂，要保持清晰，心也必須要是完全的寧靜，不浮躁！才能更加的體會到設計的趣味性．我真誠在此希望我們在接下來的機械設計的課程設計中，能夠靜下心來，一步一個腳印，腳踏實地的分析問題，解決問題！結(jié)果成功與否不重要，最重要的設計的過程，他讓你學會了很多平時學不到的東西，包括做人的道理?。? 設計內(nèi)容 設計說明及計算過程 備注 九、參考文獻 [1]劉忠，液壓傳動與控制實用技術(shù)[M].北京：北京科學出版社，1996.7 [2]楊培元，朱福元.液壓系統(tǒng)設計簡明手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1999.6 [3]王積偉，黃誼.液壓與氣壓傳動[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005.6 [4]張宏友.液壓與氣動技術(shù)[M].大連：大連理工出版社，2004 [5]袁承順.液壓與氣壓傳動[M].北京：機械工業(yè)出版社，1995