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1、 課程設計說明書 題 目： 液壓與氣動技術 ——臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)設計 姓 名：　 鄭義強 學 號: 1 5 0 6 2 4 0 1 3 0 系 別： 機電工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計與制造 班 級： 　 　 15機械1 指導教師： 陳佳彬

2、 黎明職業(yè)大學 2017年6月27日 目錄 1.設計任務 1 1.1設計要求 1 1.2設計參數 1 1.3主要內容 1 2.工況分析 2 2.1負載圖及速度圖 2 2.1.1負載分析 2 2.1.2負載圖、速度圖 3 2.2工況分析圖 4 3.方案確定 5 3.1選擇液壓回路。 5 3.1.1調速回路及油源形式 5 3.1.2快速回路及速度換接回路 5 3.1.3

3、換向回路 6 3.1.4行程終點的控制方式 6 4.計算和選擇液壓元件 6 4.1確定液壓泵的規(guī)格和電機功率 6 4.1.1壓泵工作壓力的計算 6 4.2液壓閥的選擇 7 4.3確定管道尺 8 4.3.1壓油管道 8 4.3.3回油管道 9 4.4確定郵箱容量 9 5.組成液壓系統(tǒng)圖 9 6.液壓系統(tǒng)主要性能的估算 10 6.1液壓缸的速度 10 6.2系統(tǒng)的效率 11 6.2.1回路中的壓力損失 12 6.2.2液壓泵的工作壓力 13 6.2.3順序閥的調整壓力 13 6.3液壓回路和

4、液壓系統(tǒng)的效率 14 1.設計任務 設計一臺臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)。該機床用于加工鑄鐵箱形零件的孔系，運動部件總重G=10000N，液壓缸機械效率為0.9，加工時最大切削力為12000N，工作循環(huán)為：“快進——工進——死擋鐵停留——快退——原位停止”?？爝M行程長度為0.4m，工進行程為0.1 m?？爝M和快退速度為0.1m／s，工進速度范圍為310～510m／s，采用平導軌，啟動時間為0.2s。要求動力部件可以手動調整，快進轉工進平穩(wěn)、可靠。 1.1 設計要求 設計一臺臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)。該機床用于加工鑄鐵箱形零件的孔系，運動部件總重G=10000

5、N，液壓缸機械效率為0.9，加工時最大切削力為12000N，工作循環(huán)為：“快進——工進——死擋鐵停留——快退——原位停止”。， 1.2 設計參數 快進行程長度為0.4m， 工進行程為0.1 m 快進和快退速度為0.1m／s 工進速度范圍為310～510m／s 1.3 主要內容 1、進行工況分析，繪制工況圖。 2、擬定液壓系統(tǒng)原理圖，繪制電磁鐵動作表 3、計算液壓系統(tǒng)及有關元件參數，選擇液壓元件 4、液壓缸結構設計 5、編寫設計說明書 2.工況分析 2.1負載圖及速度圖 2.1.1

6、負載分析 a.切削力： =12000N b.摩擦阻力： =0.210000=2000N =0.110000=1000N c.慣性阻力 =N=510N d.重力阻力 因工作部件是臥式安置，故重力阻力為零。 e.密封阻力 將密封阻力考慮在液壓缸的機械效率中去，去液壓缸機械效率=0.9。 f.背壓阻力 背壓力查表選取。 根據上述分析課算出液壓缸在各動作階段中的負載，見下表。 工況 計算公式 液壓缸負載F/N 液壓缸推力 啟動 2000 2222 加速 1510 1678 快速 1000 1111 工進 13000 14444

7、 快退 1000 1111 2.1.2負載圖、速度圖。 快進速度與快退速度相等，即==0.1m/s。行程分別為=0.4m，=0.5m；工進速度=m/s，行程=0.1m。負載圖和速度圖如下。 2-1負載圖 2-2 速度圖 2.2工況分析圖。 液壓缸工作循環(huán)中各動作階段的壓力、流量和功率的實際使用值，見下表。 工況 負載F/N 液壓缸 計算公式 回油壓力/MPa 輸入流量q/(L/min) 進油腔壓力/MPa 輸入功率P/kW 快進

8、 啟動 2222 — — 0.788 — 加速 1678 =+=+0.5 — 1.100 — 恒速 1111 16.92 0.899 0.254 工進 14444 0.6 0.102~1.701 2.849 0.005~0.081 快退 啟動 2222 — — 0.780 — 加速 1678 0.5 — 1.584 — 恒速 1111 17.1 1.385 0.395 根據上表可繪制液壓缸的工況圖，如下圖所示。

9、2-3工況圖 3.方案確定 3.1選擇液壓回路。 3.1.1調速回路及油源形式。 由工況圖可知，該機床液壓系統(tǒng)功率小，速度較低；鉆鏜加工為連續(xù)切削，切削力變化小。故采用節(jié)流調速回路。為增加運動的平穩(wěn)性，為防止當工件鉆通時工作部件突然前沖，采用調速閥的出口節(jié)流調速回路。 由工況圖還可以看出，該系統(tǒng)由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成。其最大流量與最小流量之比為=17.1/(0.102~1.701)=10.05~167.65，而相應的時間之比為=(20~333)/9=2.22~37。此比值很大，為了節(jié)約資源，采用雙定量泵供油。 3.1.2快速回路

10、及速度換接回路。 因系統(tǒng)要求快進，快退的速度相等，故快進時采用液壓缸差動連接的方式，以保證快進、快退時的速度基本相等。 由于快進、工進之間的速度相差較大，為減小速度換接時的液壓沖擊，采用行程閥控制的換接回路。 3.1.3換向回路。 由工況圖可看出，回路中流量較小，系統(tǒng)的工作壓力也不高，故采用電磁換向閥的換向回路。 在雙定量泵供油的油源形式確定后，卸荷和調壓問題都已基本解決，即工進時，低壓泵卸荷，高壓泵工作并由溢流閥調定其出口壓力。當換向閥處于中位時，高壓泵雖未卸荷，但功率損失不大，故不再采用卸荷回路，以便油路結構更加簡單。 3.1.4行程終點的控制方式。 在行

11、程終點采用死擋鐵停留的控制方式。 上述選擇的液壓回路，如下圖所示。 3-1雙泵油源 3-2 調速及速度換接回路 3-3換向回路 4.計算和選擇液壓元件 4.1確定液壓泵的規(guī)格和電機功率。 4.1.1壓泵工作壓力的計算。 a.確定小流量泵的工作壓力。 小流量泵在快進、快退和工進時都向系統(tǒng)供油。最大工作壓力為=2.849MPa。在出口節(jié)流調速中，因進油路比較簡單，故進油路壓力損失取=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力為 =+=2.849+0.5=3.349MPa b.確定大流量泵的工作壓力。 大流量泵只有在快進、快退中供油。

12、由工況圖可知，最大工作壓力為=1.385MPa。若取此時進油路上的壓力損失為=0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為 =+=1.385+0.5=1.885MPa 4.1.2液壓泵流量計算。 由工況圖知，液壓缸所需最大流量為17.1L/min，若取泄漏折算系數K=1.2，則兩個泵的總流量為 =17.11.2=20.52（L/min） 因工進時的最大流量為1.701L/min，考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量（3L/min），故小流量泵的流量最少應為4.701L/min。 4.1.3液壓泵規(guī)格的確定。 按式=[1+(25~60)%]=3.349[1+(25~60)%]=4.186~5.3

13、58MPa及=20.52（L/min）查設計手冊，選取型雙聯(lián)葉片泵，額定壓力為6.3MPa。 4.1.4電機功率的確定。 由工況圖得知，液壓缸最大功率=0.395kW，出現(xiàn)在壓力為1.385MPa、流量為17.1L/min的快退階段，這時泵站輸出壓力為1.885MPa，流量為22L/min。若取泵的總效率為=0.75，則電機所需功率為 P===0.92kW 查手冊選用功率為1.1kW、同步轉速為1000r/min的電動機。 4.2液壓閥的選擇。 根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥的最大實際流量，選出各閥的規(guī)格見下表。 序號 液壓元件名稱 通過的最大實際流量/(L/min)

14、 型號 規(guī)格 接口尺寸 數量 1 雙聯(lián)葉片泵 10/12L/min 6.3MPa 1 2 溢流閥 10 Y-25B 25L/min 6.3MPa 1 3 順序閥 12 XY-25B 25L/min 6.3MPa 1 4 單向閥 12 I-25B 25L/min 6.3MPa 1 5 三位四通電磁換向閥 44 34D-63B 63L/min 6.3MPa 1 6 調速閥 3.4 Q-25B 25L/min 6.3MPa 1 7、10 單向閥 22 I-25B 25L/m

15、in 6.3MPa 2 8 二位三通機動換向閥 22 23C-25B 25L/min 6.3MPa 1 9 壓力繼電器 — DP1-63B 調壓范圍1~6.3MPa 1 11 二位二通電磁換向閥 22 22D-25B 25L/min 6.3MPa 1 12 濾油器 22 XU-40100 40L/min 100 1 13 壓力表開關 — K-6B 6.3MPa 1 選擇液壓元件時，在滿足要求的條件下，應盡量選擇使各元件的接口尺寸相一致，以便管道的選擇和安裝方便。 4.3確定管道尺寸

16、4.3.1壓油管道 由式（5-12）有 d=2 按已選定的標準元件的接口尺寸取d=12mm 4.3.2吸油管道 d=2 取d=25mm 4.3.3回油管道 d=2 取d=25mm 3種管道皆為無縫鋼管。 4.4確定郵箱容量 按推薦公式V=(5～7),取V=622=132L 5組成液壓系統(tǒng)圖。 液壓系統(tǒng)圖、動作循環(huán)圖及電磁鐵動作循環(huán) 5-1液壓系統(tǒng)圖 5-2動作循環(huán)圖 5-3電磁鐵動作循環(huán)表 6.液壓系統(tǒng)主要性能的估算 6.1液壓缸的速度 在液壓系統(tǒng)各個組成元件確定之后，液壓缸在實際快進

17、、工進和快退時的輸入、排出流量和移動速度，已與題目原來所要求的數值不盡相同，故需要重新估算。估算結果如表。 輸入流量/(L/min) 排出流量/(L/min) 移動速度/(m/min) 快進（差動） =44.234-22 =22.234 = =7.8 工進 =0.102～1.701 = =0.051～0.855 =0.018～0.3 快退 ==22 = =43.77 = =7.72 6.2系統(tǒng)的效率 6.2.1回路中的壓力損失 管道直徑按選定元件的接口尺寸確定，即d=12mm，回路中進、回油管道長度暫

18、取l=12m估算。油液的運動粘度取v=75。 系統(tǒng)中有關元件的額定壓力損失如表 34D-63B 22D-25B 23C-25B I-25B Q-25B XY-25B 4 2 1.5 2 5 3 a.快進時的回路壓力損失 快進時進油管中的流態(tài)為層流，即 Re=vd/v=4,故進油管的沿程壓力損失為 進油管的局部壓力損失估取為 進油路上，油液只經過1個三位四通電磁換向閥5,參照表8.11，該閥上的局部壓力損失為 由此得快進時油路上的壓力損失為 同理，可以判斷出回油管道中也是層流。 此時，回油經過閥11和閥8，回油量

19、為=22.234L/min。兩閥局部壓力損失為 由此可得快進時回油路上的壓力損失為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上，得出差動快速時進油路上的壓力損失為 這個數值的精確值是閥3的調整壓力的下限參考之一。 b.工進時的回路壓力損失 同理,計算工進時的進油路上的最大壓力損失為 回油路上的最大壓力損失（取調速兩端最小壓差為5）為 整個回路的壓力損失為 c.快退時的回路壓力損失 快退時整個回路壓力損失為 6.2.2液壓泵的工作壓力。 小流量泵在工進時的工作壓力可按式（8-14）求出，但此時液壓缸的工作壓力需要從新計算，即 =28.5910(Pa)

20、 此值是溢流閥調整壓力的主要參考數據。 6.2.3順序閥的調整壓力 順序閥在快進、快退時關閉，工件時打開，其調整壓力必須保證關得住，開得及時。由表8.8知，液壓缸在快進、快退時的負載相同，但回路中的壓力損失不同，快退時為（快進時為）。故快退時大流量泵的壓力出現(xiàn)最高值，即 =18.2510(Pa) 故閥3的調整壓力應為：28.5910Pa>>18.2510Pa 6.3液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率 液壓缸的工作壓力為 =28.1210Pa 級閥3使大流量泵卸荷時的壓力損失為 =0.6910Pa 則回路效率為 =0.0097~0.1626 泵的效率取=0.75，液壓缸效率取=0.

21、9，（即設液壓缸的容積效率為1）則系統(tǒng)效率為 =0.75(0.0097~0.1626)0.9=0.0065~0.1098 由此可見，定量泵系統(tǒng)在低速工作時效率是很低的。 6.4液壓系統(tǒng)發(fā)熱與溫升的驗算 本題中，快進、工進和快退所占用的時間分別為 快進： =3s 工進： =20~333s 快進： =3.9s 在整個工作循環(huán)中，快進占0.88% 11%，快退占1.14% 14%，工進占74% 98%，故溫升應按工進工況進行驗算。 工進時，液壓缸輸出的有用功率為 =13000(0.018~0.3)/60=3.9~65W 泵的輸入功率為 =653.7W 故得系統(tǒng)發(fā)熱量為 =653.7-(3.9~65)=588.7~649.8W 系統(tǒng)溫升可按式（8-23）計算（設通風良好） =22.8~25.1(℃) 此值小于表中所規(guī)定的允許溫升值