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1、机械原理课程设计报告液压与气压传动课程设计报告题 目：双头专用车床液压系统设计 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级：机械112班 学 号：201110824209 姓 名：胡志源 指导教师：张日红 仲恺农业工程学院机电学院2014年1月 03 日2目 录一.课程设计题目及设计要求2二.设计任务2三.考虑到对液压系统的工作要求3四.拟定液压系统工作原理图3五.液压回路的工况分析4 1、工作负载及惯性负载计算4 2、导轨摩擦力计算5 3、液压缸密封摩擦阻力计算5 4、预选系统设计压力6 5、液压缸主要尺寸计算7 6、单个液压缸需求的最大流量9 7、其他工作阶段的压力、流量和功率9六.液压系统元
2、件与辅件的选择10 1、液压泵的选择10 2、糕点间歇运动设计12 3、切刀与棘轮的协调运动计算13七.验算液压系统性能13 1、回路压力损失验算13 2、油液温升验算13八.FLUIDSIM对液压回路进行仿真14九.参考文献14一、课程设计题目及设计要求 某厂欲自行设计制造一台专用车床，用于压缩机连杆两端长轴颈的车削加工。根据加工工件尺寸较长的特点，拟采用的加工工艺方案为：工件固定，刀具旋转并进给。车床主要由床身布有相互平行的V形导轨和平导轨各一条(见图2-1)和左右两个车削动力头组成，其总体布局如图2-2所示。工件装夹于床身中部。两个独立的动力头，通过机械传动带动主轴及刀具旋转实现车床的主
3、运动；进给运动要求采用液压缸实现，即在床身上安装两个液压缸，使其活塞杆与各动力头下部相连，通过液压缸往复运动驱动动力头实现车床的进给运动。车床加工工件时，车削动力头的进给工作循环为：快进工进快退停止。已知：移动部件重约是G12kN；15kN了；各车削动力头的最大切削进给抗力(轴向力)估值为𝐹𝑒12kN，主切削力(切向力)𝐹𝑧35 kN。要求动力头的快速进、退速度相等，𝑣1=𝑣𝑚𝑎𝑥=6m/min，工进速度无级调整范围为𝑣2=0.021.
4、2m/min.导轨的静、动摩擦因数分别为𝑠=0.2;𝜇𝑑=0.1。 图1-1 车床总体布局示意图 图1-2 车床液压缸受力分析计算简图（1，8一车削动力头；2，7一主轴；3，6一连杆轴颈；4一夹具；5一工件；9一导轨；10一床身）二、设计任务 （1）拟定液压系统原理图；（推荐软件CAXA2011，AUTOCAD机械工程师2010）；（2）运用FLUIDSIM对液压回路进行仿真；（3）选择液压系统的元件和辅件；（4）验算液压系统性能；（5）设计液压阀块和阀组；（6）绘制下列图纸：(建议用UG/PROE/SOLIDWORKS完成) 液压系统原理图 A
5、4 1张（7）编写设计说明书三、考虑到对液压系统的工作要求 根据加工要求，刀具旋转由机械传动来实现；主轴头沿导轨中心线方向的“快进(Fast Feed)一工进(Working Feed)快退(Fast Return)停止(Stop)”工作循环拟采用液压传动方式来实现。故拟选定液压缸作为执行机构考虑到车削进给系统传动功率不大，且要求低速稳定性好，粗加工时负载有较大变化，故拟选用调速阀、变量泵组成的容积节流调速方式。为了自动实现上述工作循环，并保证零件一定的加工长度（该长度并无过高的精度要求），拟采用行程开关及电磁换向阀实现顺序动作。四、拟定液压系统工作原理图该系统同时驱动两个车削头，且动作循环完
6、全相同。为了保证快速进、退速度相等，并减小液压泵的流量规格，拟选用差动连接回路。在行程控制中，由快进转工进时，采用机动滑阀。使速度转换平稳，且工作安全可靠。工进终了时。压下电器行程开关返回。快退到终点，压下电器行程开关，运动停止。快进转工进后，因系统压力升高，遥控顺序阀打开，回油经背压阀回油箱，系统不再为差动连接。此处放置背压阀使工进时运动平稳，且因系统压力升高，变量泵自动减少输出流量。两个车削头可分别进行调节。要调整一个时，另一个应停止，三位五通阀处中位即可。分别调节两个调速阀，可得到不同进给速度；同时，可使两车削头有较高的同步精度。同时为了保证整个系统的安全，在泵出口并联一溢流阀，用于防止
7、过载。由此拟定的液压系统原理图如图1-3所示。图1-3 双头车床液压系统工作原理图五、液压回路的工况分析（1）工作负载及惯性负载计算 计算液压缸的总机械载荷， 根据机构的工作情况，液压缸受力如图1-4所示，其在不同阶段的总机械载荷计算如下：图1-4液压缸受力简图 根据题意，工作负载：Fe=12000N 油缸所要移动负载总重量：N根据题意选取工进时速度的最大变化量： m/s，根据具体情况选取： s(其范围通常在0.01- 0.5s)，则惯性力为：（2）导轨摩擦力计算 根据车床导轨受力分析简图1-4可知： 导轨的摩擦力Ff=6035N图1-5车床导轨受力分析简图 加速恒速时的动摩擦阻力： 空载进退
8、启动时有静摩擦力： （3）液压缸密封摩擦阻力计算： 作用于液压缸活塞上密封阻力，用下式估算：式中-液压缸机械效率，。取，算得启动时得静密封摩擦阻力恒速时的动密封摩擦阻力估取为静密封摩擦阻力的30%，即，即将上述计算过程综合后得到的各工作阶段的液压缸外负载结果列于表1-1，液压缸的负载循环图、速度循环图见图1-6。表1-1外负载计算结果工况外负载F/N工况外负载计算公式结果计算公式结果快进启动4821N快退启动4821N加速2323N加速2323N恒速2170N工进18395N恒速2170N图1-6 液压缸的负载循环图、速度循环图 由上图可知其最大值为18395N（4）预选系统设计压力本车床属于
9、半精加工机床，负载最大时为慢速工进阶段，其他工况时载荷都不大，参考表12，1-3表1-2 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表1-3 各系统工作压力表机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032由表1-2,1-3得知，预选液压缸的设计压力。（5）液压缸主要尺寸计算鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有
10、背压。表1-4 执行元件背压力系统类型背压力/简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计根据上表1-4，我们得到背压为。同时选取液压缸最小机械效率，即。由式： 得：液压缸无杆腔有效面积：则活塞直径： 按GB/T 2348-1993，将液压缸内径圆整为D=100mm。表1-5 按工作压力选取d/D工作压力/5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表1-6 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.6
11、11d/D0.30.40.50.550.620.71注：无杆腔进油时活塞运动速度；有杆腔进油时活塞运动速度。根据表1-5、1-6，为了满足动力头快速进退速度相等的要求并减小液压泵的流量，将缸的无杆腔作为主公作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积与应满足,即活塞杆直径d和液压缸内径D间应满足d=0.71D。即有：按GB/T 2348-1993，将液压缸内径圆整为d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，其差值估取，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时；另外，取快退时的回油压力损失为0.6MPa。根据上述，得到液压缸
12、实际工作压力为：2.62Mpa实际选取工作压力为2.62Mpa，它是系统的最高压力。由于左右两个切削头工作时需做低速进给运动，在确定油缸活塞面积之后，还必须按最低进给速度验算油缸尺寸。即应保证油缸有效工作面积为：式中 流量阀最小稳定流量，在此取流量阀最小稳定流量为， 活塞最低进给速度，本题给定为。根据上面确定的液压缸直径，油缸有效工作面积为： 验算说明活塞面积能满足最小稳定速度要求。(6）单个液压缸需求的最大流量 液压缸最大流量发生在快退阶段，算得单个液压缸的最大流量为： qlmax=A2Vmax=40*6*102=24000cm3/min=24L/min(7) 其他工作阶段的压力、流量和功率
13、根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表1-7所列表1-7 其他工件相关数据工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量qL/s输入功率P/kW计算公式快进启动53560加速25811.66恒速24111.160.380.44工进204390.32.620.1560.41快退启动5356,加速25810.51.62恒速24110.51.580.40.63注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5MPa。 2快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。 3. 六、液压系统元件与辅件的选择 （1）液压泵的选择 由表可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即，此时的输入流量较小，泵至缸间的进油路压力损失估取为。则泵的最高工作压力为： 在两
