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1、湖南工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計說明書 課程名稱： 液壓傳動課程設(shè)計 設(shè)計題目： 臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺的液壓系統(tǒng) 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 機(jī)械0804班 學(xué)生姓名: 學(xué) 號: 0812110405 指導(dǎo)教師: 湖南工業(yè)大學(xué)教務(wù)部 制2011年 1月 2 日目錄一設(shè)計要求及工況分析11.1設(shè)計要求11.2負(fù)載與運(yùn)動分析1二負(fù)載圖和速度圖的繪制3三確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)43.1初選液壓缸工作壓力53.2計算液壓缸主要尺寸5四擬定液壓系統(tǒng)原理圖74.1選擇基本回路74.2組成液壓系統(tǒng)8五計算和選擇液壓件105.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率105.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力1

2、05.1.2計算液壓泵的流量105.1.3確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率105.2確定其它元件及輔件115.2.1確定閥類元件及輔件115.2.2確定油管125.2.3確定油箱12六驗算液壓系統(tǒng)性能136.1驗算系統(tǒng)壓力損失136.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升14七設(shè)計小結(jié)15一設(shè)計要求及工況分析1.1設(shè)計要求 設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，動力滑臺的工作循環(huán)時快進(jìn)工進(jìn)快退停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：切削力Ft=20000N，移動部件總重量G10000N；快進(jìn)行程l1100mm；工進(jìn)行程l250mm；快進(jìn)、快退的速度為5m/min，工進(jìn)速度為0.1m/min；加速減速實

3、踐t0.15s，靜摩擦系數(shù)fs0.2；動摩擦系數(shù)fd0.1。該動力滑臺采用水平放置的平導(dǎo)軌，動力滑臺可在任意位置停止。1.2負(fù)載與運(yùn)動分析 (1) 工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力FL=20000N。 (2) 摩擦負(fù)載 摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3) 慣性負(fù)載 表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載F/N液壓缸推力啟動20002223加速15561729快進(jìn)10001112工進(jìn)2100023333快退10001112注：1.液壓缸的機(jī)械效率取 2.不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用二負(fù)載圖和速度圖的繪制 負(fù)載圖按上面數(shù)值繪制，如下圖a所示。速度圖按已知數(shù)值和工

4、進(jìn)速度繪制，如下圖b所示圖a 負(fù)載圖圖b 速度圖三確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 表2 按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/KN50工作壓力/MPa0.811.522.5334455 表3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī)床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械液壓鑿巖機(jī)液壓機(jī)大中型挖掘機(jī)重型機(jī)械起重運(yùn)輸機(jī)械磨床組合機(jī)床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032 表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補(bǔ)油泵的閉式回路0.81.5回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計

5、 表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7 表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71 注：1無桿腔進(jìn)油時活塞運(yùn)動速度； 2有桿腔進(jìn)油時活塞運(yùn)動速度。3.1初選液壓缸工作壓力 參考表2和表3，所設(shè)計的動力滑臺在工進(jìn)時負(fù)載最大，在其它工況負(fù)載都不太高，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。鑒于動力滑臺快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進(jìn)時液壓缸差動連接。工進(jìn)時為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回

6、油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。3.2計算液壓缸主要尺寸 由工進(jìn)時的推力式（53）計算液壓缸面積 故有 當(dāng)按GB/T23482001和表5、表6將這些直徑圓整成就進(jìn)標(biāo)準(zhǔn)值時得：D=90mm,d=70mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為： 經(jīng)檢驗，活塞桿的強(qiáng)度和穩(wěn)定性均符合要求。 根據(jù)上述D和d的值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表7所示，并據(jù)此繪出工況圖如下圖所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F/N回油腔壓力進(jìn)油腔壓力輸入流量輸入功率P/KW計算公式快進(jìn)啟動222300.557加速17290.791恒速11120.59419.940

7、.1974工進(jìn)233330.83.8890.6500.0429快退啟動222300.885加速17290.62.24恒速11121.99212.560.4169注：四擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.1選擇基本回路 (1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運(yùn)動速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時負(fù)載突然消失引起運(yùn)動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最

8、小流量之比約為56，而快進(jìn)快退所需的時間和工進(jìn)所需的時間分別為 亦即是。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運(yùn)動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如下圖所示。 (3) 選擇快速運(yùn)動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動回路實現(xiàn)快速運(yùn)動?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位

9、五通電液換向閥，如下圖所示。 (4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時，速度變化大，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如下圖所示。 (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進(jìn)時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。4.2組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進(jìn)時進(jìn)

10、、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了避免機(jī)床停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運(yùn)動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。五計算和選擇液壓件5.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率5.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時工作壓力最大，最大工作壓力為3.589MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失0.8MPa，

11、考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為大流量泵只在快進(jìn)和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力比快進(jìn)時大?？紤]到快退時進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 5.1.2計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為19.94L/min，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時的流量為0.65L/min，則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.65L/min。5.1.3確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率 根據(jù)以上壓

12、力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速時，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率，這時液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L6型電動機(jī)，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為750r/min。5.2確定其它元件及輔件5.2.1確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流

13、量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進(jìn)時的流量0.5L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/265.1/22*16/142三位五通電液換向閥5035DYF3Y-E10B80160.53行程閥60AXQF-E10B(單向行程調(diào)速閥)63160.34調(diào)速閥0.50.0750165單向閥6063160.26單向閥25AF3-Fa10B63160.27液控順序閥22XF3-E10B63160.38背壓閥0.3YF

14、3-E10B63169溢流閥5.1YF3-E10B631610單向閥22AF3-Ea10B63160.211濾油器30XU6380-J630.0212壓力表開關(guān)KF3E3B3測點(diǎn)1613單向閥60AF3-Ea10B63160.214壓力繼電器HED1kA/1010*注：此為電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為750r/min時的流量。5.2.2確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動階段的運(yùn)動速度、時間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實際運(yùn)動速度、時間和流量流量、速度快進(jìn)工進(jìn)快退輸入流量=35.2=21.6排出流量=13.6=0.25=55.89

15、運(yùn)動速度=5.4=0.1=8.59 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運(yùn)動速度符合設(shè)計要求。根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼5.2.3確定油箱 油箱的容量按式估算，當(dāng)取為7時，求得其容積為，按JB/T7983-1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250L。六驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。 1快進(jìn) 滑臺快進(jìn)時，液壓缸通

16、過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動快速運(yùn)動時的總的壓力損失 2工進(jìn) 滑臺工進(jìn)時，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.5MPa。因此這時液壓缸回油腔的壓力P2為可見此值小于原估計值0.8MPa。故可按表7中公式重新計算工進(jìn)時液壓缸進(jìn)油腔

17、壓力P1，即此值與表7中數(shù)值相近。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，故溢流閥9的調(diào)壓應(yīng)為3快退 滑臺快退時，在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進(jìn)入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。因此進(jìn)油路上總壓降為此值遠(yuǎn)小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)的功率是足夠的。回油路上總壓降為此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。所以快退時的最大工作壓力Pp應(yīng)為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。6.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進(jìn)在整個工作循環(huán)中占95%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進(jìn)工況來計算。 工進(jìn)時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為 在工進(jìn)

18、時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油，所以兩個液壓泵的總輸入功率（即系統(tǒng)輸入功率）為 = =0.57662kW由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 求出油液溫升近似值 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。七設(shè)計小結(jié) 課程設(shè)計是液壓傳動當(dāng)中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間一周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。 這次課程設(shè)計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設(shè)計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心。現(xiàn)在想想其實課程設(shè)計當(dāng)中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，液壓傳動的課程設(shè)計沒有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數(shù)據(jù)都要從液壓傳動書上或者液壓設(shè)計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。16