液压设计方案书报告书参考.docx
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液压设计方案书报告书参考
液压传动课程设计
一、设计任务书
设计一台卧式单面多轴钻扩孔组合机床动力滑台的液压系统,如图。
动力滑台为有纵横两向进给系统,机床有主轴8根,钻4个φ12mm的通孔,孔长80mm,并把该4个孔进行扩孔,扩孔尺寸为φ20mm,深50mm。
工作循环是:
上滑台快速接近工件,然后以工作速度1钻孔,加工完毕后上滑台快速退回,下滑台快速左移,到扩孔位置停,上滑台快速接近工件,然后以工作速度2扩孔,死挡铁定位,加工完毕后上滑台快速退回,然后下滑台快速右移到原始位置,最后自动停止。
工件材料:
铸铁,硬度HB为240;假设运动部件重G1=9800N;上滑台部件重G2=4900N;快进快退速度v1=0.1m/s;动力滑台采用平导轨,静、动摩擦因数μs=0.2,μd=0.1;往复运动的加速、减速时间为0.2s;A=100mm;B=150mm;刀具在距离工件3mm时应由快进转工进,钻削时刀具应伸出工件5mm。
试设计计算其液压系统。
二、课程设计工作要求
1、明确设计要求,进行工况分析。
(包括运动分析、动力分析)
2、确定执行元件主要参数。
3、确定液压系统方案和拟定液压系统原理图。
4、液压元件的选择。
5、液压系统性能的验算。
6、绘制正式工作图和编写技术文。
液压系统设计计算步骤及过程
一、运动分析
1、选择和确定各运动量
选择切削用量:
钻φ12mm孔时,主轴转速n1=420r/min,每转进给量S1=0.15mm/r;
扩φ20mm孔时,主轴转速n2=300r/min,每转进给量S2=0.1mm/r。
2、计算工进速度
钻孔:
v1=n1s1=420*0.15=63mm/min=1.05mm/s
扩孔:
v2=n2s2=300*0.1=30mm/min=0.5mm/s
3、计算快进、工进时间和快退时间
(实际工作计算要考虑钻削进刀时和加工后要各留一定的工作进给量。
)
由条件要求可解:
快退速度:
v1=0.1m/s
加速减速时间:
t1=0.2s
则有:
a*t1=v1a=0.5m/s2
则加速和减速的位移:
L=1/2*a*t*t=10mm
则钻孔循环的时间分配:
快进:
tj=(100-3-10)/(0.1*1000)+0.2=0.92s
工进:
tg=(80+3+5)/1.05=55.24s
快退:
tt=(100+85-20)/(0.1*1000)+0.4=1.45s
则扩孔循环的时间分配:
快进:
tj=(150-3-10)/(0.1*1000)+0.2=1.42s
工进:
tg=(50+3+5)/1.05=46s
快退:
tt=(150+50-20)/(0.1*1000)+0.4=1.6s
4、画位移循环图(L—t),速度循环图(v—t),或速度与位移循环图(v—L)表示,并对运动规律进行分析。
\二、动力分析
1、计算工作负载(轴向切削阻力)
钻铸铁孔时,其轴向切削阻力可用以下公式计算:
Fc=25.5Ds0.8(HBS)0.6(N)
式中:
D为钻头直径(mm);S为每转进给量(mm/r);HBS铸铁硬度,HBS=240。
扩孔时近似用D=D1-D2。
其中D1扩孔直径;D2已钻孔直径。
外负载:
钻孔:
Ft1=4*25.5*12*0.150.8*2400.6=7184N
扩孔:
Ft2=4*25.5*(20-12)*0.10.8*2400.6=3455N
2、计算摩擦阻力
整个运动部件:
静摩擦阻力Ffs=fsFn=0.2*9800=1960N
动摩擦阻力Ffd=fdFn=0.1*9800=980N
上滑台:
静摩擦阻力Ffs=fsFn=0.2*4900=980N
动摩擦阻力Ffd=fdFn=0.1*4900=490N
3、计算惯性阻力
整个运动部件:
Fm1=mΔv/Δt=1000*0.1/0.2=500N
上滑台:
Fm2=mΔv/Δt=500*0.1/0.2=250N
4、把以上分析计算各工况负载列表。
表1上滑台液压缸负载的计算
工况
计算公式
液压缸负载F/N
液压缸驱动力F0/N
启动
F=fsG
980
1089
加速
F=fdG+G/gΔv/Δt
740
822
快进
F=fdG
490
544
工进1
F=Fc+fdG
7184
8164
工进2
F=Fc+fdG
3956
4435
反向启动
F=fsG
980
1089
快退
F=fdG
490
544
减速停止
F=fdG-G/gΔv/Δt
740
822
表2下滑台液压缸负载的计算
工况
计算公式
液压缸负载F/N
液压缸驱动力F0/N
启动
F=fsG
1960
2178
加速
F=fdG+G/gΔv/Δt
1480
1644
快进
F=fdG
980
1089
减速停止
F=fdG-G/gΔv/Δt
1480
1644
其中,取液压缸机械效率ηcm=0.9。
1、作F—t液压缸的负载循环图
三、确定执行元件主要参数
1、执行元件的结构形式
视主机所要实现的运动种类和性质而定。
参见表2。
表3选择执行元件的形式
运动形式
往复直线运动
回转运动
往复摆动
短行程
长行程
高速
低速
建议采用的执行元件的形式
活塞式液压缸
柱塞式液压缸
液压马达与齿轮/齿条或螺母/丝杠机构
高速液压马达
低速大扭矩液压马达
高速液压马达带减速器
摆动液压缸
2、初选液压缸工作压力
液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定。
表4按负载选执行元件的工作压力
负载/N
<5000
500~10000
10000~20000
20000~30000
30000~50000
>50000
工作压力/MPa
≤0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
>5
表5按机械类型选执行元件的工作压力
机械类型
机床
农业机械
工程机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
a≤2
3~5
≤8
8~10
10~16
20~32
对于上滑台缸:
机床最大负载为7681N,液压系统宜取压力p1=2MPa.鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式的,并在快近的时候作差动连接。
这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍,即φ=A1/A2=2,而活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系.
在钻孔加工时,液压缸回油路上必须有背压p2,以防止孔钻通时滑台突然前冲.按表8-3取
p2=0.6MPa.快进时液压缸作差动连接,管路中有压力损失,有杆腔的压力略大于无杆腔,但其差值较小,先按0.2MPa考虑.快退时回油腔中是有背压的,这时p2也可按0.6MPa估算.
对于下滑台缸也可进行类似估算.
3、液压缸主要结构参数
(1)确定缸的内径D和活塞杆的直径d。
计算和确定方法见第三章液压缸部分,并按系列标准值确定D和d。
(2)复算执行元件的工作压力。
(1)上滑台液压缸主要结构参数
由工进时的负载值按表8-10中的公式计算液压缸面积
A2=F/ηm(p1φ-p2)=8163/0.9*(2*2-0.6)*106=25.90*104m2
A1=φA2=2A2=51.8*104m2
D=(4A1/π)0.5=0.0812md=0.707D=0.0574m
将这些直径按GB2348-80圆整成就近标准值得
D=0.08md=0.063m
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
A1=πD2/4=50.27*104m2
A2=π(D2-d2)/4=19.09*104m2
(2)下滑台液压缸主要结构参数
确定缸的内径D和活塞杆的直径d。
计算和确定方法见第三章液压缸部分,并按系列标准值确定D和d。
参照表可知组合机床在最大负载为1960时取压力p1=1MP,且左右往复运动上下对称,可选用单活塞杆液压缸,取背压p2=0.5MP,由表8-10的公式可计算液压缸的面积。
A=F/(ŋm*(p1-p2))=1960/(0.9*(1-0.5)*106)=43.56*10-4m2
又A=π*(D2-d2)*1/4
又由表3-3取得d=0.707*D
可解得d=0.032m,D=0.04m
将这些直径按GB2348-80圆整取标准值得:
d=0.032m,D=0.04m
经验算活塞杆的强度和稳定性均符合要求。
4、液压缸的流量计算
根据上述D和d的值,可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力,流量和功率,如下表所示,
表6上滑台液压缸在不同工作阶段的压力,流量和功率值
工况
负载
F/(N)
回油腔压力
P2/(MPa)
进油腔压力
P1/(MPa)
输入流量
q*10-3/(m3·S-1)
输入功率
P/(kw)
计算公式
快进
启动
1960
0
0.4
--------
-----
P1=[(F/ηm)+A2ΔР]/(A1-A2)
q=(A1-A2)V1
P=P1q
加速
1480
Р1+ΔР
ΔР=0.2MPa
0.53
--------
-----
恒速
980
0.35
0.3118
0.109
工进1
(钻孔)
8164
0.6
1.8
0.0053
0.095
P1=[(F/ηm)+P2A2]/A1
q=A1V2
P=P1q
工进1
(扩孔)
4435
0.98
0.0025
0.025
快退
启动
1960
0
0.670
--------
-----
P1=[(F/ηm)+P2A1]/A2
q=A2V3
P=P1q
加速
1480
0.6
0.86
--------
-----
恒速
490
0.57
0.1909
0.109
5.绘制液压缸工况图
四、确定液压系统方案和拟定液压系统原理图
1、确定油路类型
由于该机床是固定式机械,且不存在外负载对系统作功的工况,并由工况图知,这台机床液压系统的功率小,滑台运动速度低,工作变化负载小.该液压系统选用节流调速方式和开式循环方式.现采用进油路节流调速回路,为解决孔钻通时滑台突然前冲的问题,回油路上要设置背压阀..
从工况图中看出,在这个工作循环内,液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液.因此,从提高系统效率,节省能量的角度来看,宜采用大,小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案.
2、选择液压回路
由于不存在负载对系统作功的工况,也不存在负载制动过程,故不需设置平衡及制动回路.但必须具有快速,换向,速度换接以及调压,卸荷等回路.
(1)选择快速运动和换向回路
在系统中采用节流调速回路后,不论采用何种油源形式都必须有单独
油路直接通向液压缸两腔,以实现快速运动.
(2)选择速度换接回路
当滑台由快进转为工进时,滑台的速度变化较大,可选用行程阀来控制速度的换接,以减小液压冲击.当滑台由工进转为快退时,回路中通过的流量很大.为了保证换向平稳,可采用换向时间可调的电液换向阀式换接回路.由于这一回路还要实现液压缸的差动连接,所以换向阀必须是五通的.
(3)选择调压和卸荷回路
油源中有溢流阀,调定系统有工作压力,因此调压问题已经在油源中解决,无须另外设置调压回路.而且,系统采用进油节流调速,故溢流阀常开,即使滑台被卡住,系统压力也不会超过溢流阀的调定值,所以又起安全作用.
在图示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸压阀,当滑台工进和停止时,低压,大流量液压泵都可经过此阀卸荷.由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间,且高压,小流量液压泵的功率较小,故可认为卸荷问题已经基本解决,就不需要再设置卸荷回路.
3、绘制液压系统原理图
经过修改,整理后的液压系统原理图如图
电磁铁工作状态
运动状态
1YA
2YA
3YA
4YA
4YA
上滑台
快进
+
-
-
-
+
工进
+
-
-
-
-
快退
-
+
-
-
-
下滑台
快进
-
-
+
-
-
快退
-
-
-
+
-
五、液压元件的选择
1.液压泵的确定
液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为1.93MPa,如取进油路上的压力损失为0.8MPa,为使压力继电器能可靠的工作,取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa,则小流量液压泵的最大工作压力应该为:
pp1=1.8+0.8+0.5=3.3MPa
大流量液压泵在快进,快速运动时才向液压缸输油,快退时液压缸的工作压力比快进时大,如取进油路上的压力损失为0.5MPa,,则大流量液压泵的最高工作压力为
pp2=0.57+0.5=1.07MPa
两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为34.2L/min,因系统较简单,取泄露系数
KL=1.05,则两个液压泵的实际流量应为
qp=1.05*34.2=35.91L/min
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min,而工进时输入液压缸的最大流量为0.318L/min,由于小流量液压泵单独供油,所以小液压泵的流量规格最少应为3.318L/min.
若取液压泵的容积效率ηv=0.9,则液压泵的实际输出流量为
qp=35.1L/min
由于液压缸在快退时输入功率最大,这时液压泵工作压力为2.37MPa,流量为27.1L/min,按表8-14取液压泵的总效率为ηp=0.75,则液压泵驱动电动机所需的功率为
P=ppqp/ηp=1.0kw
据此数据查的可选Y100L-6型电动机,其额定功率为1.5kw,额定转速为940r/min
表7常用中、低压各类阀的压力损失(Δpn)
阀名
Δpn(MPa)
阀名
Δpn(MPa)
阀名
Δpn(MPa)
阀名
Δpn(MPa)
单向阀
0.3~0.5
背压阀
3~8
行程阀
1.5~2
转阀
1.5~2
换向阀
1.5~3
节流阀
2~3
顺序阀
1.5~3
调速阀
3~5
2、阀类元件的选择
根据系统的工作压力和通过阀的实际流量选择元、辅件。
表8所选液压元件的型号、规格
序号
元件名称
估计通过流量
L/min
额定流量
L/min
额定压力
MPa
额定压降
MPa
型号,规格
1
双联液压泵
-----
(5.1+30)*
17.5
--
PV2R12-6/26
Vp=(6+26)ml/r
2
三位五通电磁阀
60
80
16
<0.5
35DYF3Y-E10B
3
行程阀
50
63
16
<0.3
AXQF-E10B
(单向行程调速阀)
qmax=100L/min
4
调速阀
0.5
0.07-50
16
--
5
单向阀
60
63
16
0.2
6
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
qmax=80L/min
7
液控顺序阀
25
63
16
<0.3
XF3-E10B
8
背压阀
0.5
63
16
--
YE3-10B
9
溢流阀
5
63
16
--
YE3-10B
10
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
qmax=80L/min
11
滤油器
30
63
16
<0.02
XU-J63X80
12
压力表开关
----
--
16
--
KF3-E3B3测点
13
单向阀
60
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
qmax=80L/min
14
压力继电器
----
--
14
--
PF-B8L
表9上滑台液压缸重新计算:
快速
工进
快退
输入流量
L/min
q1=A1qP/(A1-A2)
=(50.27*35.1)/(50.27-19,09)
=56.59
钻孔
扩孔
q1=35.1
q1=0.318
q1=0.15
排出流量
L/min
q2=(A2q1)/A1
=19.09*56.59/50.27
=21.34
q2=(A2q1)/A1
=0.19
q2=(A2q1)/A1
=0.06
q2=(A1q1)/A2
=59
运动流量
m/s
V1=qp/(A1-A2)
=(35.1*10)/(50.27-19.09)
=0.107
V2=q1/A1
=1.054
V2=q1/A1
=0.03
V3=q1/A2
=0.186
由上表可以看出,液压缸在各个工作阶段的实际运动速度基本符合设计要求
油箱的设计:
油箱容积按公式估算,取经验数据ζ=7,故其容积为
V=ζqP=7*35.1=245.7L
按GB2876-81规定,取最靠近的标准值V=250L
4、滤油器的选择
表10滤油器过滤精度的选择
系统
过滤精度(μm)
元件
过滤精度(μm)
低压系统
100~150
滑阀
1/3最小间隙
70×105Pa系统
50
节流孔
1/7孔径(孔径小于1.8mm)
100×105Pa系统
25
流量控制阀
2.5~30
140×105Pa系统
10~15
安全阀溢流阀
15~25
电液伺服系统
5
高精度伺服系统
2.5
六、液压系统性能的验算
对于上滑台液压缸,由于工进1(钻孔)所需动力更大,故按其值计算
1、管路系统压力损失的验算
由于系统的管路布置尚未具体确定,整个系统的压力损失无法全面估算,故只能先按式8-11估算阀类元件的压力损失,待设计好管路布局图后,加上管路的沿程压力损失和局部压力损失即可.压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行.
(1)快进
滑台快进时,液压缸差动连接,进油路上通过单向阀10的流量是22L/min,通过电液换向阀2的流量27.1L/min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合,以流量43.69L/min通过行程阀3并进入无杆腔.因回油路上的总压降是
∑ΔΡv=[0.2*(30/63)2+0.5*(35.1/80)2+0.3*(56.59/63)2]MPa=0.384MPa
回油路上,液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是16.59L/min
然后与液压泵的供油合并,经过行程阀3流入无杆腔.由此可算出快进时有杆腔的压力P2与无杆腔压力P1之差
ΔΡ=P2-P1=[0.5*(21.34/80)2+0.2*(21.34/63)2+0.3*(56.59/63)2]MPa
=0.3MPa
此值与原估计值基本相符.
(2)工进
工进时,油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.318L/min,在调速阀4处的压力损失为0.5MPa;油液在回油路上通过换向阀2的流量为0.11L/min,在背压阀8处的压力损失为0.6MPa,通过顺序阀7的流量为(0.11+22)=22.11L/min,因此折算到进油路上因阀类元件造成的压力损失为
∑ΔΡv=0.5*(0.318/80)2+0.5+[0.5*(0.19/80)2+0.6+0.3*(30.19/63)2]MPa
=0.754MPa
液压缸回油腔的压力P2为
P2=[0.5*(0.19/80)2+0.6+0.3*(30.19/63)2]MPa=0.67MPa
可见此值略大于估计值.故可按表8-23中的公式重新计算工进时的液压缸进油腔压力P1,即
P1=[(F/ηm)+P2A2]/A1=2.17MPa
此值略高于表6中的值
考虑到压力继电器可靠动作需要压差ΔΡe=0.5MPa,故工进时溢流阀9的调压Ρp1A应为:
Ρp1A>P1+∑ΔΡ1+ΔΡe=[2.17+0.5*(0.318/80)2+0.5]MPa=3.17MPa
(3)快退
快退时,油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min,通过换向阀2的流量为27.1L/min;油液在回油路上通过单向阀5,换向阀2和单向阀13的流量都是71.36L/min,因此进油路上的总压降为:
∑ΔΡv1=[0.2*(30/63)2+0.5*(35.1/80)2]MPa=0.141MPa
此值小于原估计值,所以液压泵驱动电动机的功率是足够的.回油路上的总压降为:
∑ΔΡv2=[0.2*(59/63)2+0.5*(59/80)2+0.2*(59/63)2]MPa
=0.6228MPa
此值比表6中的估计相进,因此不进行重新计算
所以快退时液压泵的工作压力Ρp应为:
Ρp=Ρ1+∑ΔΡv1=0.711MPa
因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于0.711MPa.
2、系统发热温升的验算
工进在整个工作循环中占绝大部分时间,所以系统发热和油液温升可按工进时的工况来计算.
工进时液压缸的有效功率为
Ρe=F*V2=8164*1.054/(60*103)kw=0.143kw
这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷,小流量液压泵在高压下供油.大液压泵经过顺序阀7的流量为q2=22L/min,由表8查得该阀在额定流量qn=63L/min时的压力损失为ΔΡn=0.3MPa,故此阀在工进时的压力损失
ΔΡ=ΔΡn*(q2/qn)=0.3*(30/63)=0.143MPa
小液压泵工进时的工作压力Ρp1=2.94MPa,流量q1=5.1L/min,所以两个液压泵的总输入功率为
Ρp=(Ρp1*q1+ΔΡ*q1)/ηp=(2.17*106*5.1/60*10-3+0.143*106*30/60*10-³)=0.3413kw
因此液压系统的发热功率为
ΔΡ=Ρp*Ρe=(0.3413-0.143)=0.198kw
油箱的散热面积为
A=6.5*(V)3/2=6.5*(250*10-3)3/2=2.58m2
由8-20查得油箱的散热系数K=9W/(m2·C),由此可求出油液温升为
Δt=ΔΡ/(KA)=0.198/(9*2.58)=8.5oC
由表8-21知,此温升没有超出允许值的范围,故该液压系统不必设置冷却器。
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