卧式钻镗组合机床动力头设计.docx
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卧式钻镗组合机床动力头设计
湖南农业大学东方科技学院
课程设计说明书
课程名称:
液压与气压传动题目名称:
卧式钻镗组合机床动力头设计班级:
20级专业班姓名:
学号:
指导教师:
评定成绩:
教师评语:
指导老师签名:
20年月日
、设计任务.1
、设计数据分析计算.1
1)确定液压缸的结构尺寸及工况图.1
(1)负载图及速度图。
.1
(2)初选液压缸的结构尺寸。
.3
(3)液压缸工况图。
.3
2)拟定液压回路.5
(1)选择液压回路。
.5
(2)组成液压系统图。
.7
3)计算和选择液压元件.7
(1)确定液压泵的规格和电机功率。
7
(2)液压阀的选择。
.8
(3)确定管道尺寸.9
4)液压系统主要性能的估算.9
(1)液压缸的速度.10
(2)系统的效率.10
(3)液压回路和液压系统的效率.13
(4)液压系统发热与温升的验算.13
一、设计任务
设计一台卧式钻、镗组合机床液压系统。
该机床用于加工铸铁箱形零件的孔系,运动部件总重G=10000N,液压缸机械效率为0.9,加工时最大切削力为12000N,工作循环为:
“快进——工进——死挡铁停留——快退——原位停止”。
快进行程长度为0.4m,工进行程为0.1m。
快进和快退速度为0.1m/s,工进速度范围为3×104~5×103m/s,采用平导轨,启动时间为0.2s。
要求动力部件可以手动调整,快进转工进平稳、可靠。
二、设计数据分析计算
1)确定液压缸的结构尺寸及工况图
(1)负载图及速度图。
1负载分析。
a.切削力:
FL=12000N
b.摩擦阻力:
FfsfsFG=0.2×10000=2000N
FfdfdFG=0.1×10000=1000N
c.惯性阻力
FG
100000.1
Fmma=
N=510N
mgt
9.810.2
d.重力阻力因工作部件是卧式安置,故重力阻力为零。
e.密封阻力
将密封阻力考虑在液压缸的机械效率中去,去液压缸机械效率m=0.9。
f.背压阻力
背压力p2查表选取。
根据上述分析课算出液压缸在各动作阶段中的负载,见下表。
工况
计算公式
液压缸负载F/N
液压缸推力F/mF/0.9N
启动
FFfs
2000
2222
加速
FFfdFm
1510
1678
快速
FFfd
1000
1111
工进
FFLFfd
13000
14444
快退
FFfd
1000
1111
2负载图、速度图。
进速度2=310~510
快进速度1与快退速度3相等,即1=3=0.1m/s。
行程分别为l1=0.4m,l3=0.5m;工43
m/s,行程l3=0.1m。
负载图和速度图如下。
2)初选液压缸的结构尺寸。
①初选液压缸的工作压力
p1。
查表初选p1=3MPa。
②计算液压缸的结构尺寸。
因要求13,故选用单杆式液压缸,使A12A2(d=0.707D),且快进时液压缸差动连接。
因为是钻(镗)孔加工,为防止钻(镗)通孔时工作部件突然前冲,回油路中应有背压。
查表暂取背压为p2p1pp10.5MPa。
快进时,液压缸是差动连接,由于管路中有压力损失,所以这时液压缸有杆腔内的压力
p2必大于无杆腔中的压力p1。
若估取这部分损失为p=0.5MPa,则
0.5MPa
p2p1pp10.5MPa快退时,油液从液压缸无杆腔流出,是有阻力的,故也有背压。
此时背压也按估取。
由公式可求出面积
A1
所以
F
P11P2
2
D4A1
144442
53.5(cm2)
16
(30.6)106
2
453.5=8.25cm
按标准取D=85mm。
液压缸活塞杆直径
d为
dD0.707D0.7078560mm
按标准取d=60mm。
由此求得液压缸实际有效工作面积为
D2
A1
4
无杆腔面积:
2
852
2
56.7(cm2)
22222
有杆腔面积:
查得调速阀
A2(D2d2)(852602)28.5(cm2)
44
Q-10~Q-100的最小稳定流量为qVmin0.05L/min。
由公式验算液压缸的有效工作面积,即
A156.7cm2qVmin4502cm227.8cm2
1vmin310410260
A228.5cm2qVmin27.8cm2vmin有效工作面积均能满足工作部件的最低速度要求。
3)液压缸工况图。
液压缸工作循环中各动作阶段的压力、流量和功率的实际使用值,见下表。
工况
负载
F/N
液压缸
计算公式
回油压力
p2/MPa
输入流量q/(L/min)
进油腔压力p1/MPa
输入功率
P/kW
快进
启动
2222
—
—
0.788
—
FA2p2p1
A1A2q(A1A2)1
Pp1q
加速
1678
p2=p1+p=p1+0.
5
—
1.100
—
恒速
1111
16.92
0.899
0.254
工进
14444
0.6
0.102~1.70
1
2.849
0.005~0.08
1
FA2p2p1FAA12p2qA12
Pp1q
快退
启动
2222
—
—
0.780
—
FA1p2p1A2
qA23
Pp1q
加速
1678
0.5
—
1.584
—
恒速
1111
17.1
1.385
0.395
根据上表可绘制液压缸的工况图,如下图所示。
2)拟定液压回路
(1)选择液压回路。
1调速回路及油源形式。
由工况图可知,该机床液压系统功率小,速度较低;钻镗加工为连续切削,切削力变化小。
故采用节流调速回路。
为增加运动的平稳性,为防止当工件钻通时工作部件突然前冲,采用调速阀的出口节流调速回路。
由工况图还可以看出,该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。
其最大流量与最小流量之比为qmax/qmin=17.1/(0.102~1.701)=10.05~167.65,而相应的时间之比为t工/t快=(20~333)/9=2.22~37。
此比值很大,为了节约资源,采用双定量泵供油。
2快速回路及速度换接回路。
因系统要求快进,快退的速度相等,故快进时采用液压缸差动连接的方式,以保证快进、快退时的速度基本相等。
由于快进、工进之间的速度相差较大,为减小速度换接时的液压冲击,采用行程阀控制的换接回路。
3换向回路。
由工况图可看出,回路中流量较小,系统的工作压力也不高,故采用电磁换向阀的换向回路。
4压力控制回路。
在双定量泵供油的油源形式确定后,卸荷和调压问题都已基本解决,即工进时,低压泵卸荷,高压泵工作并由溢流阀调定其出口压力。
当换向阀处于中位时,高压泵虽未卸荷,但
功率损失不大,故不再采用卸荷回路,以便油路结构更加简单。
5行程终点的控制方式。
在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。
上述选择的液压回路,如下图所示。
双泵油源
调速及速度换接回路
换向回路
2)组成液压系统图。
3)计算和选择液压元件
(1)确定液压泵的规格和电机功率。
1液压泵工作压力的计算。
a.确定小流量泵的工作压力pP1。
小流量泵在快进、快退和工进时都向系统供油。
最大工作压力为p1=2.849MPa。
在出口
节流调速中,因进油路比较简单,故进油路压力损失取p1=0.5MPa,则小流量泵的最高
工作压力为
pP1=p1+p1=2.849+0.5=3.349MPa
b.确定大流量泵的工作压力pP2。
大流量泵只有在快进、快退中供油。
由工况图可知,最大工作压力为p1=1.385MPa。
若
取此时进油路上的压力损失为p1=0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力为
pP2=p1+p1=1.385+0.5=1.885MPa
2液压泵流量计算。
由工况图知,液压缸所需最大流量为17.1L/min,若取泄漏折算系数K=1.2,则两个泵的总流量为
qP=17.1×1.2=20.52(L/min)
因工进时的最大流量为1.701L/min,考虑到溢流阀的最小稳定流量(3L/min),故小流量泵的流量最少应为4.701L/min。
3液压泵规格的确定。
按式pPmax=pP1×[1+(25~60)%]=3.349×[1+(25~60)%]=4.186~5.358MPa及qP=20.52(L/min)查设计手册,选取YB10/12型双联叶片泵,额定压力为6.3MPa。
4电机功率的确定。
由工况图得知,液压缸最大功率Pmax=0.395kW,出现在压力为1.385MPa、流量为17.1L/min的快退阶段,这时泵站输出压力为1.885MPa,流量为22L/min。
若取泵的总效率
为P=0.75,则电机所需功率为
PPqp1.88522
P=Pp==0.92kW
P600.75
查手册选用功率为1.1kW、同步转速为1000r/min的电动机。
(2)液压阀的选择。
根据系统的最高工作压力和通过各阀的最大实际流量,选出各阀的规格见下表。
序号
液压元件名称
通过的最大实际流量
/(L/min)
型号
规格
接口尺寸
数量
1
双联叶片泵
YB10/12
10/12L/min
6.3MPa
1
2
溢流阀
10
Y-25B
25L/min
6.3MPa
12
1
3
顺序阀
12
XY-25B
25L/min
6.3MPa
12
1
4
单向阀
12
I-25B
25L/min
6.3MPa
12
1
5
三位四通电磁换向阀
44
34D-63B
63L/min
6.3MPa
18
1
6
调速阀
3.4
Q-25B
25L/min
6.3MPa
12
1
7、
10
单向阀
22
I-25B
25L/min
6.3MPa
12
2
8
二位三通机动换向阀
22
23C-25B
25L/min
6.3MPa
12
1
9
压力继电器
—
DP1-63B
调压范围
1~6.3MPa
11
1
11
二位二通电磁换向阀
22
22D-25B
25L/min
6.3MPa
12
1
12
滤油器
22
XU-40×100
40L/min
100m
1
13
压力表开关
—
K-6B
6.3MPa
4
1
选择液压元件时,在满足要求的条件下,应尽量选择使各元件的接口尺寸相一致,以便管道的选择和安装方便。
3)确定管道尺寸
1压油管道由式(5-12)有
22103/60
(2.5~5)
0.0098~0.0137(m)9.8~13.7(mm)
按已选定的标准元件的接口尺寸取d=12mm
2吸油管道
d=2
22103/60
(0.5~1.5)
0.0176~0.0306(m)17.6~30.6(mm)
取d=25mm
3
d=2
回油管道
2210/600.0193~0.025(m)19.3~25(mm)(1.5~2.5)
取d=25mm
3种管道皆为无缝钢管。
4)确定邮箱容量
按推荐公式V=(5~7)qP,取V=6×22=132L
4)液压系统主要性能的估算
下面主要对液压缸的速度、系统效率和温升进行估算。
(1)液压缸的速度
在液压系统各个组成元件确定之后,液压缸在实际快进、工进和快退时的输入、排出流量和移动速度,已与题目原来所要求的数值不尽相同,故需要重新估算。
估算结果如表。
输入流量/(L/min)
排出流量/(L/min)
移动速度/(m/min)
q1qpq2
qpqpA2
A1A2
2228.5
2244.234
56.728.5
qp
1
A1A2
快进(差动)
q2q1qp=44.234-22
22103
=22.234
(56.728.5)104
=7.8
A2q2q1
2A11
工进
q1=0.102~1.701
28.5
(0.102~1.701)
56.7
v2=0.018~0.3
=0.051~0.855
A1q2q1
2A21
q1v31
A2
快退
q1=qp=22
56.7
=22
28.5
=22103
=28.5104
=43.77
=7.72
(2)系统的效率
①回路中的压力损失
管道直径按选定元件的接口尺寸确定,即d=12mm,回路中进、回油管道长度暂取l=12m估算。
油液的运动粘度取v=75106m2/s。
系统中有关元件的额定压力损失如表
34D-63B
22D-25B
23C-25B
I-25B
Q-25B
XY-25B
pvn/(105)Pa
4
2
1.5
2
5
3
a.快进时的回路压力损失快进时进油管中的流态为层流,即
Re=vd/v=4q1/(dv)444.234103/(121037510660)1043.52320,
故进油管的沿程压力损失为
pl1
8106vq1105
d4
81067510644.23421052.56105(Pa)
124
失为
进油管的局部压力损失估取为
p10.1PL10.256105Pa
进油路上,油液只经过1个三位四通电磁换向阀5,参照表8.11,该阀上的局部压力损
q252225pv5pvn(v)24105()20.488105Pav5vnqvn63
由此得快进时油路上的压力损失为
555
p2.561050.4881053.304105(Pa)
同理,可以判断出回油管道中也是层流。
pl21.29105(Pa)
p20.129105Pa
此时,回油经过阀11和阀8,回油量为q2=22.234L/min。
两阀局部压力损失为
5
pvpv11pv82.77105(Pa)
由此可得快进时回油路上的压力损失为
p4.189105(Pa)
将回油路上的压力损失折算到进油路上,得出差动快速时进油路上的压力损失为
5p15.41105(Pa)
这个数值的精确值是阀3的调整压力的下限参考之一。
b.工进时的回路压力损失同理,计算工进时的进油路上的最大压力损失为p0.48105(Pa)
回油路上的最大压力损失(取调速两端最小压差为5105pa)为
5p5.26105(Pa)
整个回路的压力损失为
5p13.12105(Pa)
c.快退时的回路压力损失快退时整个回路压力损失为
5p114.36105(Pa)
②液压泵的工作压力。
小流量泵在工进时的工作压力可按式(8-14)求出,但此时液压缸的工作压力p1需要从新计算,即
F14444.455ppp1p1+p1=-4+3.12105=28.59×105(Pa)
A156.710-4
此值是溢流阀调整压力的主要参考数据。
3顺序阀的调整压力顺序阀在快进、快退时关闭,工件时打开,其调整压力必须保证关得住,开得及时。
由
表8.8知,液压缸在快进、快退时的负载相同,但回路中的压力损失不同,快退时为55
p114.36105(Pa)(快进时为p15.41105(Pa))。
故快退时大流量泵的压力出
现最高值,即
111155
pPp1p1414.36105=18.25×105(Pa)
28.5104
故阀3的调整压力pV3应为:
28.59×105Pa>pV3>18.25×105Pa
3)液压回路和液压系统的效率
液压缸的工作压力为
p114444.4/(56.7104)5.26105(28.5/56.7)=28.12×105Pa级阀3使大流量泵卸荷时的压力损失为
pP2pV3(1225)2
25
5
=0.69×105Pa
则回路效率c为
p1q1
ppqp
p1q1
pp1q1pp2q2
=0.0097~0.1626
1)则系统
泵的效率取p=0.75,液压缸效率取m=0.9,(即设液压缸的容积效率为效率为
pcm=0.75×(0.0097~0.1626)×0.9=0.0065~0.1098
由此可见,定量泵系统在低速工作时效率是很低的。
4)液压系统发热与温升的验算
本题中,快进、工进和快退所占用的时间分别为
快进:
tl1400103=3s
1v17.8/60
工进:
t2
v2
100103
=20~333s
(0.018~0.3)/60
快进:
l3400103=3.9s
v37.72/60
74%~98%,
在整个工作循环中,快进占0.88%~11%,快退占1.14%~14%,工进占故温升应按工进工况进行验算。
工进时,液压缸输出的有用功率为
P0F2=13000×(0.018~0.3)/60=3.9~65W泵的输入功率为
Pi
pp1q1pp2q2
p
=653.7W
故得系统发热量为
HiPiP0=653.7-(3.9~65)=588.7~649.8W系统温升可按式(8-23)计算(设通风良好)
H3
tHi103=22.8~25.1(℃)
3V2
此值小于表中所规定的允许温升值。
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