液壓與氣壓傳動課程設(shè)計--某臥式單面多空鉆孔機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算

1、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　題目部分 </b></p><p>　　……………………………………………………………1</p><p><b>　　設(shè)計、計算部分</b></p><p>　　一、負(fù)載分析 ………………………………………

2、……………2</p><p>　　二、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 …………………………………………3</p><p>　　三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 ………………………………………5</p><p>　　（一）液壓缸參數(shù)計算 ……………………………………5</p><p>　?。ǘ┮簤罕脜?shù)計算 ……………………………………8</p>

3、<p>　　四、液壓元件的選擇 ……………………………………………10</p><p>　　五、驗算液壓系統(tǒng)性能 …………………………………………11</p><p>　?。ㄒ唬毫p失的驗算及泵壓力的調(diào)整 …………………11</p><p>　?。ǘ┮簤合到y(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 ………………………14</p><p>　　（附）六、

4、液壓閥塊的設(shè)計</p><p>　　（一）液壓閥塊的三維效果圖 ……………………………15</p><p>　?。ǘ┮簤洪y塊的二維效果圖 ……………………………17</p><p>　　液壓與氣壓傳動課程設(shè)計</p><p>　　某臥式單面多空鉆孔機(jī)床液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算</p><p><b>　　題目部分

5、</b></p><p><b>　　一、設(shè)計課題</b></p><p>　　設(shè)計一臺臥式單面多軸鉆孔機(jī)床的液壓傳動系統(tǒng)，有三個液壓缸，分別完成鉆削（快進(jìn)、工進(jìn)、快退）、夾緊工件（夾緊、松開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作循環(huán)為：定位→夾緊→快進(jìn)→工進(jìn)→快退→拔銷松開，如圖1所示。</p><p><b>　　二、原始

6、數(shù)據(jù)</b></p><p>　　1、主軸數(shù)及孔徑：主軸6根，孔徑Φ14mm；</p><p>　　2、總軸向切削阻力：12400N；</p><p>　　3、運動部件重量：9800N；</p><p>　　4、快進(jìn)、快退速度：5 m/min；</p><p>　　5、工進(jìn)速度：0.04~0.1m/min；

7、</p><p>　　6、行程長度：320mm；</p><p>　　7、導(dǎo)軌形式及摩擦系數(shù)：平導(dǎo)軌，f靜=0.2，f動=0.1；</p><p>　　8、夾緊、減速時間：大于0.2秒；</p><p>　　9、夾緊力：5000~6000N；</p><p>　　10、夾緊時間：1~2秒；</p><

8、;p>　　11、夾緊液壓缸行程長度：16mm；</p><p>　　12、快進(jìn)行程240mm。</p><p><b>　　三、系統(tǒng)設(shè)計要求</b></p><p>　　1、夾緊后在工作中如突然停電時，要保證安全可靠，當(dāng)主油路壓力瞬時下降時，夾緊缸保持夾緊力；</p><p>　　2、快進(jìn)轉(zhuǎn)工進(jìn)時要平穩(wěn)可靠；<

9、;/p><p>　　3、鉆削時速度平穩(wěn)，不受外載干擾，孔鉆透時不氣沖。</p><p><b>　　設(shè)計、計算部分</b></p><p><b>　　一、負(fù)載分析</b></p><p>　　負(fù)載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機(jī)械效率中加以考慮。在此，我們主要討論工作

10、液壓缸的負(fù)載情況。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導(dǎo)軌摩擦力和慣性力。</p><p>　　導(dǎo)軌的正壓力等于運動部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為F靜，動摩擦力為F動，</p><p>　　加速減速的時間大于0.2秒，選定其為0.25秒，則慣性力 </p><p>　　如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導(dǎo)軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機(jī)械

11、效率ηm=0.95,則液壓缸在各工作階段的總機(jī)械負(fù)載可以計算出，見表一。</p><p>　　表一 工作液壓缸各運動階段負(fù)載表</p><p>　　根據(jù)負(fù)載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，我們可以根據(jù)行程長度來初步繪出負(fù)載圖（F-l）和速度圖（v-l）,見圖2的a、b。橫坐標(biāo)以上為液壓缸活塞前進(jìn)時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。</p><p>　　二、液壓

12、系統(tǒng)方案設(shè)計</p><p>　　1、確定液壓泵類型及調(diào)速方式</p><p>　　參考同類組合機(jī)床，液壓泵我們可以選用單向變量葉片泵或者雙作用定量葉片泵。調(diào)速方式可以選用調(diào)速閥進(jìn)油節(jié)流調(diào)速，溢流閥作為定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負(fù)載向前沖，工件加緊后以免出現(xiàn)突發(fā)狀況、不論是停電還是主油路壓力瞬降而要求加緊缸保持加緊力，回油路上宜設(shè)置單向閥，初定背壓值Pb=0.8Pa。</p

13、><p><b>　　2、選用執(zhí)行元件</b></p><p>　　因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進(jìn)和工作，反向快退，且快進(jìn)、快退的速度相等，因此都選用單活塞桿液壓缸。</p><p>　　3、快速運動回路和速度換接回路</p><p>　　根據(jù)本例的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進(jìn)時，

14、利由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。</p><p>　　本例采用二位二通手動電磁換向閥的速度換接回路，控制由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)。與常采用行程閥相比，手動換向閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)控制，管路簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷油路。因此速度換接回路為行程和壓力聯(lián)合控制形式。</p><p><b>　　4、換向回路的選擇</b>

15、</p><p>　　本系統(tǒng)對于換向的平穩(wěn)性有嚴(yán)格的要求，所以選用電磁換向閥的換向回路。為了便于實現(xiàn)快進(jìn)和快退，選用了三位五通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。</p><p>　　5、 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖</p><p>　　將上述所選定的液壓回路進(jìn)行組合，并根據(jù)要求作必要的補(bǔ)充修改，即組成如圖3、圖4所示的液壓系統(tǒng)圖。

16、為了便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進(jìn)口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進(jìn)口處設(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表開關(guān)。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。</p><p>　　液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表二所示。</p><p>　　表二 電磁鐵及手動閘動作順序表 </p><p>　　圖4 雙泵供油液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　三、液壓系

17、統(tǒng)的參數(shù)計算</p><p>　?。ㄒ唬┮簤焊讌?shù)計算</p><p>　　1、初選液壓缸的工作壓力</p><p>　　通過負(fù)載分析，知道工作液壓缸的最大負(fù)載為14084N，加緊液壓缸的最大負(fù)載為6000N，故由表二，可以初定工作液壓缸的工作壓力為，夾緊液壓缸的工作壓力為。</p><p>　　表三 按負(fù)載選擇工作壓力</p>

18、<p>　　2、確定工作液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　本例要求動力滑臺的快進(jìn)、快退速度相等，現(xiàn)在采用活塞桿固定的單桿式液壓缸。快進(jìn)時采用差動連接，并取無桿腔有效面積是有桿腔有效面積的兩倍，即=2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥，參考《液壓與氣壓傳動》（許福玲、陳堯明主編，第三版）中的表8-2，初選背壓。</p><p>　　由表一可知，最大

19、負(fù)載為工進(jìn)階段的負(fù)載,按此計算則</p><p><b>　　液壓缸直徑</b></p><p>　　由=2可知活塞桿直徑</p><p>　　按GB/T2348-1993將計算的和值分別圓整到相近的標(biāo)準(zhǔn)直徑，以便</p><p>　　采用標(biāo)準(zhǔn)的密封裝置。圓整后得</p><p><b>

20、;　　按標(biāo)準(zhǔn)的直徑算出</b></p><p>　　按最低工進(jìn)速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣板，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量</p><p>　　因工進(jìn)速度為最小速度。則由文獻(xiàn)【1】中式8-2有</p><p>　　本例，滿足最低速度的要求。</p><p>　　3、確定加緊液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　為

21、保證拔銷松開時液壓缸平穩(wěn)運行，在加緊液壓缸回油路中裝有單向節(jié)流閥，參考文獻(xiàn)【1】中表8-2，初選背壓力。取無桿腔有效面積是有桿腔有效面積的兩倍，即=2。</p><p>　　加緊液壓缸的最大負(fù)載為，按此計算則</p><p><b>　　液壓缸直徑</b></p><p>　　由=2可知活塞桿直徑</p><p>　　按

22、GB/T2348-1993將計算的和值分別圓整到相近的標(biāo)準(zhǔn)直徑，以便</p><p>　　采用標(biāo)準(zhǔn)的密封裝置。圓整后得</p><p><b>　　按標(biāo)準(zhǔn)的直徑算出</b></p><p>　　按最低工進(jìn)速度驗算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣板，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量</p><p><b>　　因快進(jìn)最小速度</b&

23、gt;</p><p>　　則由文獻(xiàn)【1】中式8-2有</p><p>　　本例，滿足最低速度的要求。</p><p>　　4、計算工作液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率</p><p>　　根據(jù)工作液壓缸的負(fù)載圖和速度圖以及液壓缸的有效工作面積，可以計算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進(jìn)時背壓按代入，快退時背壓按代入計

24、算公式和計算結(jié)果如表四所示。</p><p>　　表四 工作液壓缸所需的實際流量、壓力和功率</p><p>　　注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，而</p><p>　　2.快退時，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。</p><p>　?。ǘ┮簤罕玫膮?shù)計算</p><p>　　

25、由表四可知工進(jìn)階段液壓缸的工作壓力最大，若取進(jìn)油路總壓力損失為，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵的最高工作壓力可按文獻(xiàn)【1】中式8-5算出</p><p>　　因此泵的額定壓力可取。</p><p>　　由表四可知，工進(jìn)時所需的最小最小流量是0.25L/min,設(shè)溢流閥最小流量為2.5 L/min，則小流量泵的流量按按文獻(xiàn)【1】中式8-6應(yīng)為</p><p>

26、;　　快進(jìn)快退時液壓缸所需的最大流量是12.75 L/min，則泵的總流量為</p><p><b>　　則大流量泵的流量</b></p><p>　　根據(jù)計算得出的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用YB1-4/12型的雙聯(lián)葉片</p><p>　　泵，該泵的額定壓力為6.3MPa,額定轉(zhuǎn)速為960r/min。</p><p>

27、;<b>　?。ㄈ╇妱訖C(jī)的選擇</b></p><p>　　系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的流量</p><p><b>　　，大泵2的流量</b></p><p>　　。差動快進(jìn)、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進(jìn)時，小泵向系統(tǒng)供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機(jī)功率。</p><p&g

28、t;<b>　　1、差動快進(jìn)</b></p><p>　　差動快進(jìn)時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥21后與小泵1匯合，然后經(jīng)，三位五通閥3，二位二通閥6進(jìn)入液壓缸大腔，大腔的壓力</p><p>　　，查樣本可知，小泵的出口壓力損失</p><p>　　，大泵出口到小泵出口的壓力損失。于是可以計算得小泵的出口壓力,大泵的出口壓力為 。</p

29、><p><b>　　電動機(jī)的功率</b></p><p><b>　　2、工進(jìn)</b></p><p>　　考慮到調(diào)速閥所需要的最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進(jìn)時小泵的出口壓力</p><p>　　。 而大泵的卸載壓力取</p><p>　　。（小泵的

30、總效率為，大泵的總效率為）。</p><p><b>　　電動機(jī)功率</b></p><p><b>　　3、快退</b></p><p>　　類似差動快進(jìn)分析：大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥11后與小泵1匯合，然后經(jīng)過單向閥2，三位五通閥3，進(jìn)入液壓缸小腔，小腔的壓力</p><p>　　，查樣本可知

31、，小泵的出口壓力損失</p><p>　　，小泵出口到大泵出口的壓力損失。于是可以計算得小泵的出口壓力,大泵的出口壓力為 。</p><p><b>　　電動機(jī)功率</b></p><p>　　綜合比較，快退時功率最大。據(jù)此查參考文獻(xiàn)【3】中表16-1，選用Y90-6</p><p>　　異步電動機(jī)，電動機(jī)功率1.1KW

32、，額定轉(zhuǎn)速910r/min。</p><p><b>　　四、液壓元件的選擇</b></p><p>　　1、液壓閥及過濾器的選擇</p><p>　　根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，參考文獻(xiàn)</p><p>　　【2】，可以選出這些元件的型號及規(guī)格。本例中泵的額定壓力為，額定流量可以確定為16，所

33、有元件的規(guī)格型號列于表五中。過濾器按液壓泵流量的兩倍選取吸油用線隙過濾器。表中序號與雙泵供油系統(tǒng)圖中一致。</p><p>　　表五 液壓元件明細(xì)表</p><p><b>　　2、 油管的選擇</b></p><p>　　根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進(jìn)、出口油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快

34、進(jìn)快退時，油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達(dá)32,則液壓缸進(jìn)、出油管直徑參考文獻(xiàn)【2】，確定選用內(nèi)徑為15mm，外徑為19mm的10號冷鋼管。</p><p><b>　　3、油箱容積的確定</b></p><p>　　中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5～7倍，在此取7倍，故油箱容積為</p><p>　　五、驗算液壓系

35、統(tǒng)性能 </p><p>　?。ㄒ唬毫p失的驗算及泵壓力的調(diào)整</p><p>　　1、工進(jìn)時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整</p><p>　　工進(jìn)時管路中的流量僅為0.25，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進(jìn)油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進(jìn)時液壓缸的工作壓力加上

36、進(jìn)油路壓差并考慮壓力繼電器的動作需要，則</p><p>　　即小流量泵的溢流閥20應(yīng)按此壓力調(diào)整。</p><p>　　2、快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整</p><p>　　因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進(jìn)油量的兩倍，其壓力損失比快時要大，因此必須計算快退時的進(jìn)油路和回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。</p><p

37、>　　已知：快退時進(jìn)油管和回油管長度均為，油管直徑，通過的流量為進(jìn)油路，回油路</p><p>　　。液壓系統(tǒng)選用L-HM-32號液壓油，考慮最低工作溫度為15℃，由文獻(xiàn)【2】查出此油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。</p><p>　?。?）確定油流的流動狀態(tài)</p><p>　　參考文獻(xiàn)【1】中式1-30經(jīng)單位換算為</p&

38、gt;<p><b>　　式中 </b></p><p>　　則進(jìn)油路中液流的雷諾數(shù)為</p><p>　　回油路中液流的雷諾數(shù)為</p><p>　　因此可以判斷，進(jìn)回油路中的流動都是層流。</p><p><b>　　（2）沿程壓力損失</b></p><

39、p>　　參考文獻(xiàn)【1】中式1-37可以算出進(jìn)油路和回油路的壓力損失</p><p><b>　　在進(jìn)油路上，流速</b></p><p><b>　　則壓力損失是</b></p><p>　　在回油路上，流速為進(jìn)油路流速的兩倍即,則壓力損失是</p><p><b>　　(3)局部壓

40、力損失</b></p><p>　　由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按參考文獻(xiàn)【1】中式（1-39）計算，結(jié)果列于表六中。</p><p>　　表六 閥類元件局部壓力損失</p><p>　　注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。</p><p>

41、;　　若取集成塊進(jìn)油路的壓力損失 ，回油路壓力損失為</p><p>　　，則進(jìn)油路和回油路總的壓力損失為</p><p>　　查表一知快退時液壓缸負(fù)載F=1032N；則快退時液壓缸的工作壓力為</p><p>　　按參考文獻(xiàn)【1】中式（8-5）可以計算出快退時泵的工作壓力</p><p>　　因此泵的卸載閥20的調(diào)整壓力應(yīng)大于。</p

42、><p>　　從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。</p><p>　?。ǘ┮簤合到y(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算</p><p>　　在整個工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進(jìn)階段造成的，故按工進(jìn)工況驗算系統(tǒng)溫升。</p><p>

43、　　工進(jìn)時液壓泵的輸入功率如前面計算 </p><p>　　工進(jìn)時液壓缸的輸出功率 </p><p>　　系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： </p><p>　　已知油箱容積，則按參考文獻(xiàn)【1】中式（8-12）計算出油箱近似散熱面積A為</p><p>　　假定通風(fēng)良好，取油箱散熱系數(shù),則利用參考文獻(xiàn)【1】中式（8-11）可以計算出油液溫升為&

44、lt;/p><p>　　設(shè)環(huán)境溫度為,則熱平衡溫度為</p><p>　　由于,故油箱的散熱基本可以達(dá)到要求。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)：</b></p><p>　　【1】《液壓與氣壓傳動》第3版 許福玲 陳堯明 主編；</p><p>　　【2】《機(jī)械設(shè)計手冊-液壓傳動與控制》 單行