液压与气压传动课程设计说明书.doc

1一、设计题目及其要求1、1题目：设计一台汽车变速箱体孔系镗孔专用组合机床的液压系统。要求该组合机床液压系统要完成的工作循环是：夹具夹紧工件～工作台1快进～工作台2工进～终点停留～工作台快退～工作台起点停止～夹具松开工件。该组合机床运动部件的重量（含工作台基多轴箱）为20000N，快进、快退速度为6m/min，一工进的速度为800～1000mm/min，二工进的速度为600～800mm/min，工作台的最大行程为500mm，其中工进的总行程为300mm，工进是的最大轴向切削力为20000N，工作台采用山字形～平面型组合导轨支撑方式，夹具夹紧缸的夹紧行程为25mm，夹紧力在20000～14000N之间可调，夹紧时间不大于一秒钟。依据以上题目完成下列设计任务：1）、完成该液压系统的工况分析，系统计算并最终完成该液压系统工作原理图的工作；2）、根据已完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件；3）、对上述液压系统钟的液压缸进行结构设计，完成液压缸的相关计算何部件装配图设计，并对其中的1～2个非标零件进行零件图设计。1、2明确液压系统设计要求本组合机床用于镗变速箱体上的孔，其动力滑台为卧式布置，工件夹紧及工进拟采用液压传动方式。表1-1工况行程（mm）速度（m/s）时间（S）切削负载（N）运动部件重量（N）启动制动时间（S）夹紧250.025120000200000.2快进2000.121工进2000.01513.32工进1000.0128.6快退5000.15松开250.0251备注：1、根据工进总行程300mm，暂定1工进200mm，2工进100mm。2、夹紧时间不大于一秒钟，按一秒计算。3、属于范围数值取中间值。二、工况分析2、1动力滑台所受负载见表2-1，其中静摩擦负载：GsFfs0.18×20000N=3600N动摩擦负载：GdFfd0.12×20000N=2400N2Vm/minn（(===(m/minF/KN惯性负载：NNtvgGF10202.01.08.920000式中s、d，分别为静、动摩擦因数，考虑到导轨的形状不利于润滑油的储存，分别取s=0.18、d=0.12。v，启动或者制动前后的速度差，本例中v=0.1m/st，启动或者制动时间，取t=0.2s表2-1工况计算公式外负载（N）说明启动s·G36001），tvgGF，tv—平均加速度2），因为第一工进和第二工进之间的速度变化量较小，故不考虑速度换接中的惯性负载。加速d·G＋F3420快进d·G24001工进dGF224002工进dGF22400反向启动s·G3600加速d·G＋F3420快退d·G24002、2由表1-1和表2-1可分别画出动力滑台速度循环图和负载循环图如图2-1和2-2610.80200400500S(m)6图2-1图2-2t/s3三、确定主要参数3、1进给缸参数确定1）组合机床属于半精加工机床，初选系统工作压力为3.5Mpa为使滑台快进快退的速度相等，并减小液压源的流量，将液压缸的无杆腔为主工作腔，采用差动连接，则液压缸的内径D与活塞杆直径d的关系为D=2d。同时为防止滑台进给结束时发生前冲，暂取背压MpaP5.02，从而可求液压缸无杆腔的有效面积(取液压缸的机械效率94.0cm)：221125.05.394.022400mmPPFAcm=7332.242mm液压缸内径：mmmmAD65.9614.324.7332441查表，取标准尺寸系列，D=100mm，则d=70mm。2）按最小工进速度验算进给液压缸的最小稳定速度由产品样本查得GE系列调速阀的最小稳定流量min/03.0minLq，则A333minmin5.0601003.0cmcmVq而液压缸节流腔的有效工作面积22222205.4071044cmcmdDA可见验算成立，则221222222149.3805.40454.784cmAAAcmdDAcmDA3、2滑台快进时，液压缸为差动连接，故缸的有杆腔压力2P必大于无杆腔压力1P，其差值估取为Mpappp5.012，而启动瞬间液压缸尚未移动，此时p=0，另外假定快退时，回路压力损失取为0.7Mpa。4根据上述假定条件，可算出液压缸（进给缸）在各阶段中工作循环的内力，流量及功率值见表3-1表3-1工作阶段计算公式负载（N）回油腔压力（Mpa）工作腔压力（Mpa）输入流量q（L/s）输入功率快进启动qpNAvqApAFpcm1121/3600～1.00～～加速34201.971.47～～恒速24001.681.180.3850.454工进1工进qpNvAqAApFpcm1211221/224000.53.290.1180.3882工进224000.53.290.0940.309反向启动qpNvAqAApFpcm1122121/3600～0.95～～加速34200.72.28～～恒速24000.72.010.4010.8043、3夹紧缸同进给缸，为了减少缸的外形尺寸，采用无杆腔夹紧，从而可求液压缸无杆腔的有效面积：（暂取减压阀的调整压力为3.5Mpa）5.3X94.020000~14000PP21cm'1）（夹FA夹紧缸的缸筒内径可求mmAD91~7641'查表，取标准尺寸系列，mmD100'，同时活塞杆直径取50mm，即mmd50'5四、拟定液压系统图4、1调速回路和液压源的形式，由表3-1可看出，所设计的液压系统在快进和快退阶段，所需的压力较低，流量大，且持续的时间短，而系统在两次工作进给时所需压力较高，流量小，持续时间长，为此拟采用限压式变量泵供油和回路用调速阀节流的容积-节流联合调速回路。这样，一方面可保证进给运动的平稳和速度稳定，另一方面可实现流量自适应，减小系统功率损失和发热。4、2油路循环方式，由所选择的回路形式决定为开式4、3换向及速度换接回路，为了便于滑台在任意位置停止，使调整方便，同时为了实现差动快进，采用三位五通“O”型机能的电磁换向阀，且用二位二通换向阀与调速阀并联，实现两次进给运动的换接，采用电器行程开关加死挡铁以保证终点转换平稳，可靠，精度高。另外，为了实现终点短暂停留，电器控制回路接时间继电器。4、4压力控制回路在泵的出口并联一只二位二通换向阀构成卸荷回路，使变量泵在空载下启动，在夹紧回路并接一只蓄能器以保证一定的夹紧力，且可以达到节能的效果，和串接一减压阀是夹紧力可调。4、5经整理所组成的液压系统原理图如附件所示。表4-1序号名称通过流量L/min额定流量L/min额定压力Mpa额定压降Mpa型号1过滤器28637XU-B32×1002液压泵637YBN-B25N-DB3单向阀286370.2AF3-EA10B4二位二通换向阀286370.222F3-E10B5压力表287AF3-EA10B6外控外泄顺序阀1637XFF3-10B7三位五通换向阀286370.335EF3O-E10B8单向阀637AF3-EA10B9.10调速阀1670.2QFF3-E10Bb11.12二位二通电磁换向阀2863722EF3-E10B13单向阀7.56370.2AF3-EA10B14蓄能器7HXQ-A1.6D15二位四通电磁换向阀7.563724EF3-E10B16减压阀7.5637JFF3-10B17压力继电器7DP1-63B6说明：为了供货及维护方便，阀类原件选为同一压力和流量（调速阀除外）系列，选用了广州机械研究院的中低压系列液压元件，调速阀的最小稳定流量为0.03L/min,小于系统工进时的流量0.085L/m.系统原理图五、选择液压元件5、1液压泵及其电机1)、由表3-1可以看出，液压缸的最大工作压力出现在工进阶段Mpap29.31，此时缸的输入流量较小，估取进油路的压力损失Mpap5.0则液压泵的最大工作压力为：MpaPPPp79.35.029.317选泵的额定工作压力：MpaMpaPPpn93.479.33.13.1由泵的最大输入流量（0.401L/s）,取泄露系数K=1.1，则泵的最大供油量min/47.2660401.01.1LQp由产品样本，YBN－B25N－DB型限压式变量泵能满足上述估算出来的压力和流量要求。该泵的压力调节范围为2～7Mpa，额定转速n=1500r/min，最大排量为25ml/r.2)、电机的选定，查阅电机产品样本,选Y90S－4，其额定功率为1.1KW，额定转速为n=1400r/min.3）、由YBN系列变量泵特性曲线，当P=2Mpa、n=1400时，泵的最大排量为min/28LQp.4）、由所选定的液压泵及电机参数可得液压进给缸实际进出油量、速度及持续时间，如表4-1表4-1工作阶段流量L/min速度（m/s）时间（s）无杆腔有杆腔快进13.57QAAp1进q13.29AAq12进出q121.0AQvp11.651工进0.118进q12AAqq进出0.0600.0152v13.32工进0.094q进12AAqq进出0.0480.0123v8.6快退91.54AAqq21进出28Qqp进116.0AQv24进4.315、2液压控制阀及辅助原件根据系统工作压力和通过各个液压阀的实际流量，所选原件由附件表所示5、3油管的选择1)、根据选定液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸2）、液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算由于本液压系统液压缸差动连接快进时，油管内通油量最大，其实际流量为泵此时的两倍之多达57.13L/min,则液压缸进出口油管直径按产品样本，选用内径18mm×2mm(壁厚为2)，同时考虑制造方便，两根管采用同样规格的冷拉管。5、4油箱容积的确定本系统为中低压系统，液压油箱的有效容量选用为160L的油箱。8六、验算液压系统的技术性能6、1验算系统的压力损失及变量泵的调整压力1)工进时由已知，工进的管路流量仅为0.094L/s，因此流速非常小，所以沿程压力损失和局部压力损失可以忽略不计，故只考虑调速阀的压力损失，经计算两次工进分别为0.10Mpa和0.15Mpa，故变量泵的调速压力为：1工进MpaMpaPp44.3)15.029.3(12工进MpaMpaPp39.3)10.029.3(22)快进、快退时按选定的管道内径d=18mm，进回油管道均取ml2，选用L－HL32液压油，取油液运动黏度sm/102.124，油液密度33/1092.0mkg因为快退时，液压缸无杆腔的回油量是有杆腔的两倍之多q=54.91L/min,由此，雷诺数：230073.53960102.1101814.31091.544Re433vd所以，各工况下的进回油路的液流均为层流。而相应的沿程阻力系数为qd475Re75管道中的液流速度24dqv则代入沿程压力损失公式：qqqdvlP0047.1101814.322102.11092.0754275443434因为管道直径尚未确定，由经验公式，局部压力损失：PP1.0阀类元件局部压力损失：2)/(nnqqPP由以上三式，快进、快退进回油管道的压力损失如下表：9管路压力损失（pa510）快进快退进油P0.950.92P0.0950.092P1.641.51P2.6852.522回油P0.480.46P0.0480.046P0.430.39P0.9580.896将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如经折算得到快进、快退工况下的总的压力损失为：快进时：paP5551017.31054.7805.40958.010685.2快退时：paP