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1、1 液壓與氣壓傳動(dòng) 課程設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目 臥式鉆鏜組合機(jī)床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 專業(yè)班級(jí) 機(jī)制 1512 姓 名 桂新睿 學(xué) 號(hào) 15341207 指導(dǎo)老師 夏慶國(guó) 成績(jī)?cè)u(píng)定 等 級(jí) 評(píng)閱簽字 評(píng)閱日期 湖北文理學(xué)院理工學(xué)院機(jī)械與汽車工程系 2017 年 12 月 2 目錄 序言： .4 一設(shè)計(jì)的技術(shù)要求和設(shè)計(jì)參數(shù) .5 二.工況分析 .5 2.1 確定執(zhí)行元件 .5 2.2 分析系統(tǒng)工況 .5 2.3 負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 .6 2.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) .8 2.4.1 初選液壓缸工作壓力 .8 2.4.2 確定液壓缸主要尺寸 .8 2.4.3 計(jì)算最大流量需求 .9 2.5 擬定液壓
2、系統(tǒng)原理圖 .10 2.5.1 速度控制回路的選擇 .10 2.5.2 換向和速度換接回路的選擇 .11 2.5.3 油源的選擇和能耗控制 .12 2.5.4 壓力控制回路的選擇 .13 2.6 液壓元件的選擇 .14 2.6.1 確定液壓泵和電機(jī)規(guī)格 .15 2.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇 .16 2.6.3 油管的選擇 .18 3 2.6.4 油箱的設(shè)計(jì) .19 2.7 液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算 .20 2.7.1 回路壓力損失驗(yàn)算 .20 2.7.2 油液溫升驗(yàn)算 .21 附:手繪液壓系統(tǒng)圖 4 序言 作為一種高效率的專用機(jī)床，組合機(jī)床在大批、大量機(jī)械加工生產(chǎn)中應(yīng) 用廣泛。本次課程設(shè)計(jì)將
3、以組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)為例，介紹該組合 機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法和設(shè)計(jì)步驟，其中包括組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的 工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng) 性能驗(yàn)算等。 組合機(jī)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(shè)計(jì)的 專用部件和夾具而組成的半自動(dòng)或自動(dòng)專用機(jī)床。組合機(jī)床一般采用多軸、多 刀、多工序、多面或多工位同時(shí)加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機(jī)床高幾倍至幾 十倍。組合機(jī)床兼有低成本和高效率的優(yōu)點(diǎn)，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應(yīng) 用，并可用以組成自動(dòng)生產(chǎn)線。組合機(jī)床通常采用多軸、多刀、多面、多工位 同時(shí)加工的方式，能完成鉆、擴(kuò)、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、
4、磨削及其他精加 工工序，生產(chǎn)效率比通用機(jī)床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、 動(dòng)作靈活、操作方便、調(diào)速范圍大、可無級(jí)連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點(diǎn)，在組合機(jī)床中得 到了廣泛應(yīng)用。 液壓系統(tǒng)在組合機(jī)床上主要是用于實(shí)現(xiàn)工作臺(tái)的直線運(yùn)動(dòng)和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)， 如果動(dòng)力滑臺(tái)要實(shí)現(xiàn)二次進(jìn)給，則動(dòng)力滑臺(tái)要完成的動(dòng)作循環(huán)通常包括：原位 停止快進(jìn) I 工進(jìn) II 工進(jìn)死擋鐵停留快退原位停止。 一設(shè)計(jì)的技術(shù)要求和設(shè)計(jì)參數(shù) 臥式鉆鏜組合機(jī)床動(dòng)力頭要完成快進(jìn)工進(jìn)快退原位停止的工作循環(huán)； 最大切削力為 FL=10000N,動(dòng)力頭自重 FG=19000N；工作進(jìn)給要求能在 0.021.2m/min 范圍內(nèi)無級(jí)調(diào)速，快進(jìn)、快退速度為 6m
5、/min；工進(jìn)行程為 5 100mm，快進(jìn)行程為 300mm；導(dǎo)軌型式式平導(dǎo)軌，其摩擦系數(shù)取 fs0.2，fd 0.1；往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加減速時(shí)間要求不大于 0.5s。 二 工況分析 2.1.確定執(zhí)行元件 金屬切削機(jī)床的工作特點(diǎn)要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運(yùn)動(dòng)，因此液壓 系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。 2.2 分析系統(tǒng)工況 在對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析時(shí)，本設(shè)計(jì)實(shí)例只考慮組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)所受 到的工作負(fù)載、慣性負(fù)載和機(jī)械摩擦阻力負(fù)載，其他負(fù)載可忽略。 （1）工作負(fù)載 FW 工作負(fù)載是在工作過程中由于機(jī)器特定的工作情況而產(chǎn)生的負(fù)載，對(duì)于金 屬切削機(jī)床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負(fù)載，即 =
6、10000NWF （2）慣性負(fù)載 最大慣性負(fù)載取決于移動(dòng)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(tái)最大移動(dòng)速度和加速時(shí)間進(jìn)行計(jì)算。已知加、減速時(shí)間為 0.4s，工作 臺(tái)最大移動(dòng)速度，即快進(jìn)、快退速度為 6m/min，因此慣性負(fù)載可表示為 NtvgGmF 48.708.961 （3）阻力負(fù)載 阻力負(fù)載主要是工作臺(tái)的機(jī)械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動(dòng)摩擦阻力兩部分。 靜摩擦阻力 NFfNs 038912.0 動(dòng)摩擦阻力 df 根據(jù)上述負(fù)載力計(jì)算結(jié)果，可得出液壓缸在各個(gè)工況下所受到的負(fù)載力和 液壓缸所需推力情況，如表 2.1 所示。 表 2 .1 液壓缸在各工作階段的負(fù)載（單位： N） 6
7、注：此處未考慮滑臺(tái)上的顛覆力矩的影響。 2.3 .負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據(jù)表 2.1 中計(jì)算結(jié)果，繪制組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的負(fù)載循環(huán)圖如 圖 2-1 所示。 圖 2-1 組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)負(fù)載循環(huán)圖 圖 2-1 表明，當(dāng)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)處于工作進(jìn)給狀態(tài)時(shí)，負(fù)載力最大為 13222.2N，其他工況下負(fù)載力相對(duì)較小。 所設(shè)計(jì)組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn) 行繪制，已知快進(jìn)和快退速度 、快進(jìn)行程 ，工進(jìn)min/621vml031 行程 、快退行程 ，工進(jìn)速度 =0.02-1.2mm/min。根據(jù)上ml032l302v 述已知數(shù)據(jù)繪制組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓
8、系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖 2-2 所示。 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值 F 總機(jī)械負(fù)載 =F/m 起動(dòng) =Ffs3800N 4222.2N 加速 = +fdm4284.7N 4760.8N 快進(jìn) = f 1900N 2111.1 N 工進(jìn) = +Ffdt11900 N 13222.2N 反向起動(dòng) = fs3800N 4222.2 N 加速 = +fdm2868.7N 2985.2N 快退 =Ff1900 N 2111.1N 7 圖 2-2 組合機(jī)床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 2.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) 2.4.1 初選液壓缸工作壓力 所設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大，其值為 13222.2N，其它工況時(shí)的負(fù) 載都
9、相對(duì)較低，按照負(fù)載大小或按照液壓系統(tǒng)應(yīng)用場(chǎng)合來選擇工作壓力的方法， 初選液壓缸的工作壓力 =4.5MPa。1P 2.4.2 確定液壓缸主要尺寸 由于工作進(jìn)給速度與快速運(yùn)動(dòng)速度差別較大，且快進(jìn)、快退速度要求相等， 從降低總流量需求考慮，應(yīng)確定采用單桿雙作用液壓缸的差動(dòng)連接方式。通常 利用差動(dòng)液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設(shè)置通油孔的有利條件，最好采 用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)的常用典型安裝形式。這種情況下， 應(yīng)把液壓缸設(shè)計(jì)成無桿腔工作面積 是有桿腔工作面積 兩倍的形式，即活塞1A2A 桿直徑 d 與缸筒直徑 D 呈 d = 0.707D 的關(guān)系。 工進(jìn)過程中，當(dāng)孔被鉆通時(shí)，由于負(fù)載突
10、然消失，液壓缸有可能會(huì)發(fā)生前 沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓(通過設(shè)置背壓閥的方式)， 8 選取此背壓值為 =0.8MPa。2P 快進(jìn)時(shí)液壓缸雖然作差動(dòng)連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接） ， 但連接管路中不可避免地存在著壓降 ，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，p 估算時(shí)取 0.5MPa。快退時(shí)回油腔中也是有背壓的，這時(shí)選取背壓值p =0.6MPa。2P 工進(jìn)時(shí)液壓缸的推力計(jì)算公式為 1212/ (/)mFAppA 式中：F 負(fù)載力 m液壓缸機(jī)械效率 A1液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1液壓缸無桿腔壓力 p2液壓有無桿腔壓力 因此，根據(jù)已知參
11、數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計(jì)算為 236211 10.1028.543mPFAm 液壓缸缸筒直徑為 AD36.71/)04.(/461 由于有前述差動(dòng)液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707D，因此活 塞桿直徑為 d=0.70771.36=50.45mm，根據(jù) GB/T23481993 對(duì)液壓缸缸筒內(nèi)徑 尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為 D=80mm， 活塞桿直徑為 d=50mm。 此時(shí)液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積分別為： 232110.54/mDA 26)(d 9 2.4.3.計(jì)算最大流量需求 工作臺(tái)在快進(jìn)過程中，液壓缸采用差動(dòng)連接，此時(shí)系統(tǒng)所需要的流
12、量為 q 快進(jìn) =（A 1-A2）v 1=8.27 L/min 工作臺(tái)在快退過程中所需要的流量為 q 快退 =A2v2=12.85L/min 工作臺(tái)在工進(jìn)過程中所需要的流量為 q 工進(jìn) =A1v1=0.25 L/min 其中最大流量為快退流量為 12.85L/min。 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計(jì)算結(jié)果，進(jìn)一步計(jì)算液壓缸在各個(gè)工作階段 中的壓力、流量和功率值，如表 2.2 所示。 表 2.2 各工況下的主要參數(shù)值 負(fù)載 F 進(jìn)油壓力 jP回油壓力 b所需流量 Q 輸入功率 P 工作循環(huán) 計(jì)算公式 N MPa MPa L/min kW 差動(dòng)快進(jìn) =(F+p A 2)/（jP - ）1 Q=v（ -
13、 ）2 P= QjP 2111.1 2.35 2.85 8.25 0.168 工進(jìn) =(F+ )/j2Ab1 Q=v P= QjP 13222.2 3.33 .06 .015 0.016 快退 =(F+ )/ j1Ab2 Q=v 2111.1 2.38 0.35 11.2 0.68 10 注：1.差動(dòng)連接時(shí)，液壓缸的回油口之間的壓力損失 ，而 。Pap510pjb 2.快退時(shí)，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為 ，無桿腔回油，壓力為 。jP 2.5.擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)組合機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)任務(wù)和工況分析，所設(shè)計(jì)機(jī)床對(duì)調(diào)速范圍、 低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機(jī)床要解決的主要問題。速度的換
14、接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機(jī)床液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設(shè) 計(jì)要求一樣，該組合機(jī)床液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，節(jié)約能源，工 作可靠。 2.5.1. 速度控制回路的選擇 工況表 3 表明，所設(shè)計(jì)組合機(jī)床液壓系統(tǒng)在整個(gè)工作循環(huán)過程中所需要的 功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。 雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場(chǎng)合，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低。該 機(jī)床的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負(fù)載特性，因此有三種速度控 制方案可以選擇，即進(jìn)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 容積節(jié)流調(diào)速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不
15、大，因 此鉆削過程中負(fù)載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。但由于在鉆頭 鉆入鑄件表面及孔被鉆通時(shí)的瞬間，存在負(fù)載突變的可能，因此考慮在工作進(jìn) 給過程中采用具有壓差補(bǔ)償?shù)倪M(jìn)口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設(shè)置背壓 閥。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，以提高散熱效率， 防止油液溫升過高。 2.5.2.換向和速度換接回路的選擇 所設(shè)計(jì)多軸鉆床液壓系統(tǒng)對(duì)換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高， P= QjP 11 所以選用價(jià)格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接，選 用三位五通電磁換向閥。由前述計(jì)算可知，當(dāng)工作臺(tái)從快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí)，進(jìn)入 液壓缸的流量由 8.25
16、L/min 降為 0.25 L/min，可選二位二通行程換向閥來進(jìn)行速 度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊。由于工作壓力較低，控制閥均用 普通滑閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進(jìn)轉(zhuǎn)為快退時(shí)，在回路上并聯(lián)了一個(gè)單向閥以實(shí)現(xiàn) 速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼 電器的行程終點(diǎn)轉(zhuǎn)換控制。 a.換向回路 b.速度換接回路 圖 2-3 換向和速度切換回路的選擇 2.5.3.油源的選擇和能耗控制 表 2.2 表明，本設(shè)計(jì)多軸鉆床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進(jìn)、快退時(shí)的 低壓大流量供油和工進(jìn)時(shí)的高壓小流量供油兩種工況，若采用單個(gè)定量泵供油， 顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。在液壓系統(tǒng)的流
17、量、方向和壓力等關(guān)鍵參數(shù) 確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來完成系統(tǒng)的動(dòng)作要求，以達(dá)到 節(jié)能和降低生產(chǎn)成本的目的。 在圖 2-2 工況圖的一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸在快進(jìn)和快退行程中要求油源 以低壓大流量供油，工進(jìn)行程中油源以高壓小流量供油。其中最大流量與最小 流量之比 ，而快進(jìn)和快退所需的時(shí)間 與工進(jìn)所6.512.091/minaxq 1t 需的時(shí)間 分別為：2t svllt 9)7023()0()/()/311 s652 上述數(shù)據(jù)表明，在一個(gè)工作循環(huán)中，液壓油源在大部分時(shí)間都處于高壓小 12 流量供油狀態(tài)，只有小部分時(shí)間工作在低壓大流量供油狀態(tài)。從提高系統(tǒng)效率、 節(jié)省能量角度來看，如果
18、選用單個(gè)定量泵作為整個(gè)系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會(huì)長(zhǎng) 時(shí)間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設(shè)計(jì)顯然是不合 理的。 如果采用單個(gè)定量泵供油方式，液壓泵所輸出的流量假設(shè)為液壓缸所需要 的最大流量 12.9L/min，假設(shè)忽略油路中的所有壓力和流量損失，液壓系統(tǒng)在整 個(gè)工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為 快進(jìn)時(shí) KwQPj186.0 工進(jìn)時(shí) j72 快退時(shí) j3. 如果采用一個(gè)大流量定量泵和一個(gè)小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由 雙聯(lián)泵組成的油源在工進(jìn)和快進(jìn)過程中所輸出的流量是不同的，此時(shí)液壓系統(tǒng) 在整個(gè)工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為 快進(jìn)時(shí) KwQPj186.0 工進(jìn)時(shí)，大泵卸
19、荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此 j4. 快退時(shí) KwPj361.0 除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量 泵結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高，且流量突變時(shí)液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定 選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產(chǎn)成本，如圖 2-4 所示。 圖 2-4 雙泵供油油源 13 2.5.4.壓力控制回路的選擇 由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實(shí)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。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在液壓泵的出 口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進(jìn)口處設(shè)測(cè)壓點(diǎn)。 將上述所選定的液壓回路進(jìn)行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整， 最后畫出
20、液壓系統(tǒng)原理圖如圖 2-5 所示。 為了解決滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)回油路接通油箱，無法實(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接的問題， 必須在回油路上串接一個(gè)液控順序閥 8，以阻止油液在快進(jìn)階段返回油箱。同 時(shí)閥 7 起背壓閥的作用。 為了避免機(jī)床停止工作時(shí)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(tái)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性，圖中添置了一個(gè)單向閥 13。 考慮到這臺(tái)機(jī)床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對(duì)位置定位精度要求較 高，圖中增設(shè)了一個(gè)壓力繼電器 12。當(dāng)滑臺(tái)碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓 力繼電器發(fā)出快退信號(hào)，操縱電液換向閥換向。 在進(jìn)油路上設(shè)有壓力表開關(guān)和壓力表，鉆孔行程終點(diǎn)定位精度不高，采用 行程開關(guān)控制即可。 14 圖 2
21、-5 液壓系統(tǒng)原理圖 動(dòng)作 1YA 2YA 行程閥 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 停 止 2.6.液壓元件的選擇 本設(shè)計(jì)所使用液壓元件均為標(biāo)準(zhǔn)液壓元件，因此只需確定各液壓元件 15 的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進(jìn)行選擇即可。 2.6.1.確定液壓泵和電機(jī)規(guī)格 （1）計(jì)算液壓泵的最大工作壓力 由于本設(shè)計(jì)采用雙泵供油方式，大流量液壓泵只需在快進(jìn)和快退階段向液 壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運(yùn)動(dòng)和工進(jìn)時(shí)都 向液壓缸供油，而液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大，因此對(duì)大流量液壓泵和小流 量液壓泵的工作壓力分別進(jìn)行計(jì)算。 根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計(jì)算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液
22、 壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。 對(duì)于調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路，選取進(jìn)油路上的總壓力損失 =0.5MPa，同時(shí)考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓力繼電器動(dòng)作壓力與p 最大工作壓力的壓差為 0.5MPa，則液壓泵最高工作壓力為 = + +0.5MPa=4.36MPa。pP1 因此泵的額定壓力 1.254.36Pa=5.45MPa rp （2）計(jì)算總流量 工進(jìn)時(shí)所需要流量最小是 0.25L/min,設(shè)溢流閥最小流量為 2.5L/min,則小流 量泵的流量 （1.10.25+2.5）L/min=2.775L/min 1pq 快進(jìn)快退時(shí)液壓缸所需的最大流量為 12.9L/min,則泵總
23、流量 =1.112.9L/min=14.2L/min。即大流量泵的流量 p - =（14.2-2.775）L/min=11.43L/min 2q1p 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計(jì)算數(shù)值，查閱有關(guān)樣本， 采用 YB-4/12 型的雙聯(lián)葉片泵，該泵額定壓力 6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速為 960r/min。 表 2-5 液壓泵參數(shù) 元件名稱 規(guī)格 16 額定流量 1/minL額定壓力 MPa 型號(hào) 雙聯(lián)葉片泵 16 6.3MPa YB-4/12 取容積效率為 0.95，則液壓泵的實(shí)際輸出流量為 min/592.140/95.6)124( Lqp 3電機(jī)的選擇 由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，
24、這時(shí)液壓泵工作壓力為 2.18MPa，流 量為 14.6L/min。取泵的總效率 ，則液壓泵驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)所需的功率為：0.75p KWqPp 67.075.601482 根據(jù)上述功率計(jì)算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取 Y90L-6 型電動(dòng)機(jī)，其額定功率 ，額定轉(zhuǎn)速 r/min。KWPn1.91n 2.6.2. 閥類元件和輔助元件的選擇 圖 2-5 液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項(xiàng)閥等閥類元件以及濾 油器、空氣濾清器等輔助元件。 1閥類元件的選擇 根據(jù)上述流量及壓力計(jì)算結(jié)果，對(duì)圖 2-5 初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各 種閥類元件及輔助元件進(jìn)行選擇。其中調(diào)速閥的選擇應(yīng)考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn) 定流量應(yīng)小于液壓
25、缸工進(jìn)所需流量。通過圖 2-5 中 4 個(gè)單向閥的額定流量是各 不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。 圖 2-5 中溢流閥 2、背壓閥 7 和順序閥 8 的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的 額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥 2 的作用是調(diào)定工作進(jìn)給過程中 小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應(yīng)選擇先導(dǎo)式溢流閥，連接在大流量液壓 泵出口處的順序閥 8 用于使大流量液壓泵卸荷，因此應(yīng)選擇外控式。背壓閥 7 的作用是實(shí)現(xiàn)液壓缸快進(jìn)和工進(jìn)的切換，同時(shí)在工進(jìn)過程中做背壓閥，因此采 用內(nèi)控式順序閥。最后本設(shè)計(jì)所選擇方案如表 2.3 所示，表中給出了各種液壓 閥的型號(hào)及技術(shù)參數(shù)。 17 表 2.3 閥類
26、元件的選擇 規(guī)格 序號(hào) 元件名稱 最大通過 流量 1/minL 額定流 量 1/in額定壓力 MPa 型號(hào) 5 三位五通電 磁閥 32 63 6.3 35 -63BY1D 11 行程閥 32 63 6.3 22C-63BH 11 調(diào)速閥 0.25 10 6.3 Q-10B 6 單向閥 6 16 25 6.3 I-25B 7 背壓閥 7 0.125 10 6.3 B-10B 2 溢流閥 4 10 6.3 Y-10B 13 單向閥 13 16 25 6.3 I-25B 3 單向閥 3 12 25 6.3 I-25B 8 順序閥 16 25 6.3 XY-25B 2過濾器的選擇 按照過濾器的流量至少
27、是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為 泵流量的 2.5 倍。由于所設(shè)計(jì)組合機(jī)床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)油 液的過濾精度要求不高，故有 min/40i/)5.216(. Lqp 因此系統(tǒng)選取自封式吸油過濾器 YCX-40，參數(shù)如表 6 所示。 表 2.4 自封式吸油過濾器 YCX-63 參數(shù) 尺寸 型號(hào) 通徑 mm 公稱流量 /minL過濾精度 M（d） 1H3Dd YCX-40 20 40 100 M272 256 110 76 3空氣濾清器的選擇 按照空氣濾清器的流量至少為液壓泵額定流量 2 倍的原則，即有 min/3i/162Lqp 選用 EF 系列液壓空氣濾清器，其主要參
28、數(shù)如表 2.5 所示。 18 表 2.5 液壓空氣濾清器 參數(shù) 型號(hào) 注油 流量 L/min 空氣 流量 L/min 油過 濾面 積 L/min A mm B mm a mm b mm c mm 四只 螺釘 均布 mm 空氣 過濾 精度 mm32EF 14 105 120 100 50 4 7 59 70 M4 1 0 0.279 注：液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求進(jìn)行調(diào)節(jié)。 2.6.3. 油管的選擇 圖 2-5 中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸 進(jìn)、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進(jìn)行計(jì)算。由于液壓泵具 體選定之后液壓缸在各個(gè)階段的進(jìn)、出流量已與原定數(shù)值
29、不同，所以應(yīng)對(duì)液壓 缸進(jìn)油和出油連接管路重新進(jìn)行計(jì)算，如表 2.6 所示。 表 2.6 液壓缸的進(jìn)、出油流量和運(yùn)動(dòng)速度 流量、速度 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 輸入流量 1/minL9.221pqAvq25.01q6.141pq 排出流量 1/inL9.3/12Aq15.0/12Aq24/21Aq 運(yùn)動(dòng)速度 1/min5.4/11Aqv 05./12Aqv 8.4/213Aqv 根據(jù)表 2.6 中數(shù)值，當(dāng)油液在壓力管中流速取 3m/s 時(shí)，可算得與液壓缸無 19 桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為： ，取標(biāo)準(zhǔn)值 13mm。mvqd13603242 ，取標(biāo)準(zhǔn)值 10mm。.13 因此與液壓缸相連的兩根油管可
30、以按照標(biāo)準(zhǔn)選用公稱通徑為 和 的無130 縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管 連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的 兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒 上。 2.6.4.油箱的設(shè)計(jì) 1油箱長(zhǎng)寬高的確定 油箱的主要用途是貯存油液，同時(shí)也起到散熱的作用，參考相關(guān)文獻(xiàn)及設(shè) 計(jì)資料，油箱的設(shè)計(jì)可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗(yàn)計(jì)算方法計(jì)算油箱的 體積，然后再根據(jù)散熱要求對(duì)油箱的容積進(jìn)行校核。 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的 57 倍，本例取 7 倍，故油 箱容積為 LqVp1267 按 JB/T
31、79381999 規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值 V=120L。 31 5.08.0m 如果取油箱內(nèi)長(zhǎng) l1、寬 w1、高 h1 比例為 3：2：1，可得長(zhǎng)為： =877mm，寬 =585mm，高為 =292mm。1l1w1h 對(duì)于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚 3mm，箱底厚度 5mm，因?yàn)橄渖w上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為 10mm。為了易于散熱和便于對(duì)油箱進(jìn)行搬移及維護(hù)保養(yǎng)，取箱底離地的距離為 160mm。因此，油箱基體的總長(zhǎng)總寬總高為： 20 長(zhǎng)為： mtl83271 寬為： w591 高為： h467)0(1 為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為 。0.5
32、 2隔板尺寸的確定 為起到消除氣泡和使油液中雜質(zhì)有效沉淀的作用，油箱中應(yīng)采用隔板把油 箱分成兩部分。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，隔板高度取為箱內(nèi)油面高度的 ，根據(jù)上述計(jì)算43 結(jié)果，隔板的高度應(yīng)為： ， mwlVh175.058.7.012431 隔板的厚度與箱壁厚度相同，取為 3mm。 3各種油管的尺寸 油箱上回油管直徑可根據(jù)前述液壓缸進(jìn)、出油管直徑進(jìn)行選取，上述油管 的最大內(nèi)徑為 13mm，外徑取為 17mm。泄漏油管的尺寸遠(yuǎn)小于回油管尺寸， 可按照各順序閥或液壓泵等元件上泄漏油口的尺寸進(jìn)行選取。油箱上吸油管的 尺寸可根據(jù)液壓泵流量和管中允許的最大流速進(jìn)行計(jì)算。 min/16i/9.0614Lqvp 取吸油
33、管中油液的流速為 1m/s。可得： vqd 9.810.861.4233 液壓泵的吸油管徑應(yīng)盡可能選擇較大的尺寸，以防止液壓泵內(nèi)氣穴的發(fā)生。 因此根據(jù)上述數(shù)據(jù)，按照標(biāo)準(zhǔn)取公稱直徑為 d=10mm，外徑為 16mm。 2.7.液壓系統(tǒng)性能的驗(yàn)算 本例所設(shè)計(jì)系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無迅速起動(dòng)、制動(dòng)需求，而且 設(shè)計(jì)中已考慮了防沖擊可調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)及相關(guān)防沖擊措施，因此不必進(jìn)行沖擊驗(yàn)算。 這里僅驗(yàn)算系統(tǒng)的壓力損失，并對(duì)系統(tǒng)油液的溫升進(jìn)行驗(yàn)算。 21 2.7.1. 回路壓力損失驗(yàn)算 由于系統(tǒng)的具體管路布置尚未確定，整個(gè)回路的壓力損失無法估算，僅只 閥類元件對(duì)壓力損失所造成的影響可以看得出來，供調(diào)定系統(tǒng)中某
34、些壓力值時(shí) 參考。 2.7.2.油液溫升驗(yàn)算 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)在工作時(shí)，有壓力損失、容積損失和機(jī)械損失，這些損失所 消耗的能量多數(shù)轉(zhuǎn)化為熱能，使油溫升高，導(dǎo)致油的粘度下降、油液變質(zhì)、機(jī) 器零件變形等，影響正常工作。為此，必須控制溫升 T在允許的范圍內(nèi)，如 一般機(jī)床 = 25 30 ；數(shù)控機(jī)床 25 ；粗加工機(jī)械、工程機(jī)械和機(jī)車車輛= 35 40 。 液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，單位時(shí)間的發(fā)熱量（kW）可表示為 P12 式中 系統(tǒng)的輸入功率（即泵的輸入功率） （kW ） ；P1 系統(tǒng)的輸出功率（即液壓缸的輸出功率） （kW） 。2 若在一個(gè)工作循環(huán)中有幾個(gè)工作階段，則可根據(jù)各階段的發(fā)熱量求出 系統(tǒng)
35、的平均發(fā)熱量 對(duì)于本次設(shè)計(jì)的組合機(jī)床液壓系統(tǒng)，其工進(jìn)過程在整個(gè)工作循環(huán)中所占時(shí) 間比例為 %5.92.023621 t 因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱情況來計(jì)算。 工進(jìn)時(shí)液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為 WFvP037.1265.410 這時(shí)大流量泵通過順序閥 8 卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩泵的總 輸出功率（即系統(tǒng)輸入功率）為： 22 WqPi12.0 5.012)18(5.067).43( 3321 由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 (2-28)KWPHii 1083.10 即可得油液溫升近似值： (2-29)CACTT 2.4)65.5/()/( 33 所以油箱散熱基本可達(dá)到要求。
液壓課程設(shè)計(jì)-臥式鉆鏜組合機(jī)床液壓系統(tǒng).doc
