臥式車床設計內容

1、設計內容設計說明及計算過程備注一、負載分析1.1 工作負載工作負載是液壓缸負載的主要組成部分，它與設備的運動情況有關，不同機械的工作負載其形式各不相同，對于機床，切削力是工作負載。工作負載可以是恒定的，也可以是變化的；可能是正值，也可能是負值，負載的方向與液壓缸（或活塞）的運動方向相反者為正，相同者為負。1.2 摩擦負載摩擦阻力是指主機執(zhí)行機構在運動時與導軌或支撐面間的摩擦力，其值恒為正值。靜摩擦力 Ffs=1000N動摩擦力 Ffd=500N1.3 慣性負載慣性負載是指運動部件在啟動或制動過程中，因速度變換由其慣性而產生的負載，可由牛頓第二定律計算。Fs=ma=G/g×v/t=32

2、N 式中：m運動部件的質量，Kg； a運動部件的加速度，m/s2；G運動部件的重力Ng重力加速度，m/s2；v速度的變化量，m/s；t速度變化所需要的時間，s。1.4 運動分析按設備的工藝要求，把所研究的執(zhí)行元件在完成一個工作循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來，一般用速度時間（vt）或速度位移（vs）曲線表示，稱執(zhí)行元件的速度循環(huán)圖（速度圖）。設計內容設計說明及計算過程備注二、負載圖和速度圖 速度圖 負載圖設計內容設計說明及計算過程備注三、確定液壓缸的主要參數(shù)3.1 液壓缸主要尺寸的確定計算液壓缸的結構尺寸液壓缸的結構尺寸主要有三個：缸筒內徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。(1)缸筒內徑D。液壓缸的缸

3、筒內徑D是根據(jù)負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內徑D，再從GB234880標準中選取最近的標準值作為所設計的缸筒內徑。根據(jù)負載和工作壓力的大小確定D：以無桿腔作工作腔時以有桿腔作工作腔時(2)活塞桿外徑d?；钊麠U外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結構強度和穩(wěn)定性。也可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.30.5D。受壓力作用時：pI5MPa時，d=0.50.55D5MPapI7MPa時，d=0.60.7DpI7MPa時,d=0.7D(3)缸筒長度L。缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即：L

4、=l+B+A+M+C式中：l為活塞的最大工作行程；B為活塞寬度，一般為(0.6-1)D;A為活塞桿導向長度，取(0.6-1.5)D;M為活塞桿密封長度，由密封方式定；C為其他長度。一般缸筒的長度最好不超過內徑的20倍。另外，液壓缸的結構尺寸還有最小導向長度H3.2工作壓力的確定工作壓力可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱表1取液壓缸工作壓力為3。表1 液壓設備常用的工作壓力設備類型機床類型農業(yè)機械或中型工程機械液壓機、重型機械、起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力0.82.0352881010162032表2 執(zhí)行元件背壓的估計值系統(tǒng)類型背壓中、低壓系統(tǒng)08簡單的系統(tǒng)和一般輕載

5、的節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的調速系統(tǒng)0.50.8回油路帶背壓閥0.51.0采用帶補液液壓泵的閉式回路0.81.5中高壓系統(tǒng)>816采用帶補液液壓泵的閉式回路比中低壓系統(tǒng)高高壓系統(tǒng)>1632鍛壓機械等初算時背壓可忽略不計3.3各階段壓力、流量、功率的計算 工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動11110.43加速530p1+p0.77恒速500p1+p0.660.50.33工進260000.63.960.84×10-20.033快退啟動11110.49加速5300.5

6、1.43恒速5000.51.310.450.59設計內容設計說明及計算過程備注四、液壓系統(tǒng)圖的擬定 單頭臥式車床的工作循環(huán)是：快進工進二工進死擋鐵停留快退停止。完成這一動作循環(huán)的動力滑臺液壓系統(tǒng)工作原理圖如圖所示。系統(tǒng)中采用限壓式變量液壓泵供油，并使液壓缸差動連接以實現(xiàn)快速運動。由電液換向閥換向，用行程閥、液控順序閥實現(xiàn)快進與工進的轉換，用二位二通電磁換向閥實現(xiàn)一工進和二工進之間的速度換接。為保證進給的尺寸精度，采用了死擋鐵停留來限位。實現(xiàn)工作循環(huán)的工作原理如下：1 快進按下啟動按鈕，三位五通電液動換向閥5的先導電磁換向閥1YA得電，使之閥芯右移，左位進入工作狀態(tài)，這時的主油路是：進油路：濾油

7、器1變量泵2單向閥3管路4電液換向閥5的P口到A管路10,11形成閥17管路18液壓缸19左腔；回油路：缸19右腔管路20電液換向閥5的B口到T口管路8單向閥9管路11形成閥17管路18缸19左腔。這時形成差動連接回路。因為快進時，滑臺的載荷較小，同時進油可以經形成閥17直通油缸左腔，系統(tǒng)中壓力較低，所以變量泵2輸出流量大，動力滑臺快速前進，實現(xiàn)快進。2 第一次工作進給（一工進）在快進行程結束，滑臺上的擋鐵壓下形成閥17，形成閥上位工作，使管路11和18斷開。電磁鐵1YA繼續(xù)通電，電液換向閥5左位仍在工作，電磁換向閥14的電磁鐵處于斷電狀態(tài)。進油路必須經調速閥12進入液壓缸左腔，與此同時，系統(tǒng)

8、壓力升高，將液控順序閥7打開，并關閉單向閥9，使液壓缸實現(xiàn)差動連接的油路切斷。回油經順序閥7和背壓閥6回到油箱。這時的主油路是：設計內容設計說明及計算過程備注進油路：濾油器1變量泵2單向閥3電液換向閥5的P口到A口管路10調速閥12二位二通電磁換向閥14管路18液壓缸19左腔。這時形成差動連接回路。因為快進時，滑臺的載荷較小，同時進油可以經形成閥17直通油缸左腔，系統(tǒng)中壓力較低，所以變量泵2輸出流量大，動力滑臺快速前進，實現(xiàn)快進。3 第一次工作進給（一工進）在快進行程結束，滑臺上的擋鐵壓下形成閥17，形成閥上位工作，使管路11和18斷開。電磁鐵1YA繼續(xù)通電，電液換向閥5左位仍在工作，電磁換向

9、閥14的電磁鐵處于斷電狀態(tài)。進油路必須經調速閥12進入液壓缸左腔，與此同時，系統(tǒng)壓力升高，將液控順序閥7打開，并關閉單向閥9，使液壓缸實現(xiàn)差動連接的油路切斷。回油經順序閥7和背壓閥6回到油箱。這時的主油路是：進油路：濾油器1變量泵2單向閥3電液換向閥5的P口到A口管路10調速閥12二位二通電磁換向閥14管路18液壓缸19左腔?；赜吐罚焊?9右腔管路20電液換向閥5的B口到T口管路8順序閥7背壓閥6油箱。因為工作進給時油壓升高，所以變量泵2的流量自動減小，動力滑臺向前作第一次工作進給，進給量的大小可以用調速閥12調節(jié)。4 第二次工作進給(二工進)在第一次工作進給結束時，滑臺上的擋鐵壓下行程開關，

10、使電磁閥14的電磁鐵3YA得電，閥14右位接入工作，切斷了該閥所在的油路，經調速閥12的油液必須經過調速閥13進入液壓缸的右腔，其它油路不變。由于調速閥13的開口量小于閥12，進給速度降低，進給量的大小可由調速閥13來調節(jié)。設計內容設計說明及計算過程備注5 死擋鐵停留當動力滑臺第二次工作進給終了碰上死擋鐵后，液壓缸停止不動，系統(tǒng)的壓力進一步升高，達到壓力繼電器15的調定值后，經過時間繼電器的延時，在發(fā)出電信號，使滑臺退回。在時間繼電器延時動作前，滑臺停留在死擋塊限定的位置上。6 快退時間繼電器發(fā)出信號后，2YA得電，1YA失電，3YA斷電，電液換向閥5右位工作，這時的主油路是：進油路：濾油器1

11、變量泵2單向閥3管路4換向閥5的P口到B口管路20缸19的右腔。回油路：缸19的左腔管路18單向閥16管路11電液換向閥5的A口到T口油箱。這時系統(tǒng)的壓力較低，變量泵2輸出流量大，動力滑臺快速退回。由于活塞桿的面積大約為活塞的一半，所以動力滑臺快進、快退的速度大致相等。7 原位停止當動力滑臺退回原始位置時，擋塊壓下行程開關，這時電磁鐵1YA、2YA、3YA都失電，電液換向閥5處于中位，動力滑臺停止運動，變量泵2輸出油液的壓力升高，使泵的流量自動減至最小。電磁鐵動作順序如表3：表3電磁鐵和形成閥的動作表工作循環(huán)電磁鐵形成閥1YA2YA3YA快進+_+_+二工進+_+死擋鐵停留+_+快退_+_+/

12、-原位停止_設計內容設計說明及計算過程備注通過以上分析可以看出，為了實現(xiàn)自動循環(huán)，該液壓系統(tǒng)應用了下列一些基本回路： 調速回路：采用了有限壓式變量泵和調速閥的調速回路，調速閥放在進油路上，回油經過背壓閥； 快速運動回路：應用限壓式變量泵在低壓時輸出的流量大的特點，并采用差動連接來實現(xiàn)快速前進； 換向回路：應用電液換向閥實現(xiàn)換向，工作平穩(wěn)、可靠，并由壓力繼電器與時間繼電器發(fā)出的電信號控制換向信號； 快速運動與工作進給的換接回路：采用形成換向閥實現(xiàn)速度的換接，換接的性能較好，同時利用換向后，系統(tǒng)中的壓力升高使液控順序閥接通，系統(tǒng)由快速進給的差動連接轉換使回油排回油箱； 兩種工作進給的換接回路：采用

13、了兩個調速閥串聯(lián)的回路結構。設計內容設計說明及計算過程備注五、液壓元件的選擇5.1 液壓泵的選擇根據(jù)壓力和流量數(shù)值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min。5.2 閥類元件及輔助元件的選擇根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表3所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調速閥4選用Q6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)

14、工進時的流量0.5L/min。5.3 油管的選擇(1)油管內徑d按下式計算： 式中：q為通過油管的最大流量(m3/s)；為管道內允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.55(m/s)；壓力油管取2.55(m/s)；回油管取1.52(m/s)。(2)油管壁厚按下式計算：式中：p為管內最大工作壓力；為油管材料的許用壓力，=b/n；b為材料的抗拉強度；n為安全系數(shù)，鋼管p7MPa時，取n=8；p17.5MPa時，取n=6；p17.5MPa時，取n=4。根據(jù)計算出的油管內徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管。5.4 油箱的計算初步確定油箱的有效容積,跟據(jù)經驗公式來確定油箱的容量：V= 式中-液壓泵每分鐘排出

15、的壓力油的容積 -經驗系數(shù)表4液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調速閥<1Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥<1B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.

16、211濾油器36.6XU80×200806.30.0212壓力表開關K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14表5標準規(guī)格油管管路名稱 通過流量/(L/s)允許流速/(m/s)管道內徑/m實際取值/m主泵吸油管2.50.80.04210.045主泵排油管2.5640.0170.024表6油箱經驗系數(shù)表系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓系統(tǒng)冶金系統(tǒng)12245761210設計內容設計說明及計算過程備注六、液壓系統(tǒng)性能的運算必要時，對液壓系統(tǒng)的壓力損失和發(fā)熱溫升要進行驗算，如果有經過生產實踐考驗的同類設備可供類比參考，或有可靠的實驗結果，那么液壓可以不再

17、進行驗算。6.1壓力損失的驗算在前面確定液壓泵的最高工作壓力時，關于壓力損失是進行估算的?，F(xiàn)在系統(tǒng)的元件、管道直徑、管接頭等都確定下來了，所以需要驗算一下管路系統(tǒng)的壓力損失，看其是否在假設范圍內，借此可以較準確地確定液壓泵的工作壓力，并可確定各種壓力閥的調定壓力值，保證系統(tǒng)的工作性能。液壓泵應用一定的壓力儲備量，如果計算出的系統(tǒng)調整壓力大于液壓泵的額定壓力的75%，則應該重新選擇元件規(guī)格和管道尺寸，以減小壓力損失，或者另選額定壓力較高的液壓泵。液壓系統(tǒng)的的壓力損失包括管道內的沿程損失和局部損失以及閥類元件的局部損失三項。計算系統(tǒng)壓力損失時，不同的工作階段要分開來計算?；赜吐飞系膲毫p失要折算到

18、進油路上。因此，某一工作階段液壓系統(tǒng)的總的壓力損失為式中 系統(tǒng)進油路的總壓力損失；設計內容設計說明及計算過程備注進油路總的沿程壓力損失進油路總的局部損失進油路上閥的總損失閥的額定壓力損失，由產品樣本中查到； 閥的額定流量； 通過閥的實際流量；系統(tǒng)回油路的總壓力損失； 回油路總的沿程損失；回油路總的局部損傷；回油路上閥的總損失，計算方法同進油路；液壓缸進油腔的面積；液壓缸回油腔的面積。設計內容設計說明及計算過程備注式中 液壓缸工作腔的壓力。6.2 油液溫升驗算液流經液壓泵、執(zhí)行元件、溢流閥或其它閥及管道的功率損失都將轉化為熱能，使系統(tǒng)發(fā)熱，油溫升高。油溫升高過多，會造成系統(tǒng)的泄漏增加，運動件動作

19、失靈，油液變質，縮短橡膠圈的壽命等不良后果，所以，為了使液壓缸保持正常工作，應使油溫保持在許可的范圍之內。（1）系統(tǒng)發(fā)熱量計算在單位時間內液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量（即損失功率）可由下式計算。式中 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量（W）；Pp液壓泵的輸入功率（W），Pp =pq/；Pe執(zhí)行元件的有效功率（W），P=Fv。（2）散熱面積計算當油箱的三個邊長之比為1：1：1到1：2：3范圍內，且油位是油箱高度的0.8時，其散熱面積可用下式計算。A= (m2) （3）系統(tǒng)的溫升設計內容設計說明及計算過程備注系統(tǒng)的散熱功率，KW；油液的溫升，；油箱散熱系數(shù)，見表油箱散熱面積，m2。在液壓系統(tǒng)中，工作介質溫度一般不應超過70，因

20、此在進行發(fā)熱計算時，工作介質溫度不應超過65，如果計算溫度過高，就必須采取增大油箱散熱面積或增加冷卻器等措施。表7油箱散熱系數(shù)散熱條件散熱系統(tǒng)散熱條件散熱系數(shù)通風很差89風扇冷卻23通風良好1517.5循環(huán)水冷卻110175設計小結這是本學期最有難度的一次課程設計，除了工作量大，相關資料的缺乏是我們遇到的最大困難。本次的設計課題是單頭車床液壓系統(tǒng)設計，設計的主要任務是：單頭臥式車床，擬采用零件固定、刀具旋轉和進給的加工方式。工作循環(huán)是：快進工作進給工作進給快退原位停止。車床的最大鉆削力為Fmax=2000N，鉆削頭部件質量為m=500kg，快進速度為2m/min；工進速度為0.6m/min；工進速度為0.4m/min；加、減速時間t0.2s，鉆削頭部件運動時，靜摩擦力Ffs=1000N，動摩擦力Ffd=500N，執(zhí)行元件的總效率為0.9，系統(tǒng)總壓力損失為0.5MPa。這需要我們更多的了解車床的工作原理以及液壓回路、液壓系統(tǒng)的結構。總之，本次課程設計是我們更好的運用本學期所學的課程，同時未畢業(yè)設計打下基礎。感想通過對本次單頭臥式車床液壓系統(tǒng)設計，使我對液壓傳動有了比較全面的認識，并且將理論應用于實踐，巧妙的理論、實際的結合，是我的各項能力有了全面的認識與提高。特別是我作為一名即將畢業(yè)的大三學生，通過此次的課程