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臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)

上傳人:jun****875 文檔編號:23688177 上傳時間:2021-06-10 格式:DOC 頁數(shù):17 大小:308.41KB
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1、 《液壓與氣壓傳動》 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目: 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng) 姓名: 班級: 學(xué)號: 分組: 指導(dǎo)教師: 廣東科技學(xué)院機電工程系 2016年12月10日 目錄 設(shè)計任務(wù)及要求 1 一、基本結(jié)構(gòu)與動作順序 1 二、主要性能參數(shù) 1 設(shè)計計算分析 1 一、確定執(zhí)行元件 1 二、負載分析 1 1.工作負載 1 2.慣性負

2、載 2 3.阻力負載 2 三、運動分析 2 四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 3 1.確定液壓泵類型及調(diào)速方式 3 2.選用執(zhí)行元件 3 3.快速運動回路和速度換接回路 3 4.換向回路的選擇 3 5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 3 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 4 1. 初步選定液壓缸工作壓力根據(jù) 4 2.確定液壓缸主要尺寸 4 3.計算最大流量 5 六、液壓元件的選擇 7 1.液壓泵 7 2. 閥類元件的選擇 8 3.油管的選擇 9 4.油箱容積的確定 9 七、驗算液壓系統(tǒng)性能 9 1.回路壓力損失驗算 9 2.油液溫升驗算 9 參考資料 10 設(shè)計任務(wù)及要求 一、

3、基本結(jié)構(gòu)與動作順序 臥式單面多軸組合機床主要由工作臺、床身、單面動力滑臺、定位夾緊機構(gòu)等組成,加工對象為鑄鐵變速箱體,能實現(xiàn)自動定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下: 工件輸送至工作臺 自動定位 夾緊 動力滑臺 快進 工進 快退 夾緊松開 定位退回 工件送出。(其中工作輸送系統(tǒng)不考慮) 二、主要性能參數(shù) 1.最大切削力Ft=25kN; 2.運動部件總重量M=15kN; 3.加減速時間?t=0.1s; 4.靜摩擦系數(shù)fs=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1,采用平導(dǎo)軌; 5.快進行程l1=200mm;工進行程l2=50mm,工進

4、速度30~120mm/min,快進與快退速度均為6m/min; 6.工作臺要求運動平穩(wěn),但可以隨時停止運動,兩動力滑臺完成各自循環(huán)時互不干擾,夾緊可調(diào)并能保證。 設(shè)計計算分析 一、確定執(zhí)行元件 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)在工作時要求液壓系統(tǒng)主要完成直線運動,故我們應(yīng)當(dāng)選用液壓缸為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件。 圖1 臥式單面多軸鉆孔組合機床模型 二、負載分析 我們在負載分析中只考慮機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載,其他負載對液壓系統(tǒng)影響較小,我們可以忽略不計。 1. 工作負載 工作負載指在工作過程中由于機器特定工作情況而產(chǎn)生的

5、負載。在臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中,工作負載即為最大切削力,且最大切削力Ft=25kN。 2. 慣性負載 最大慣性負載Fm取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度,為二者的乘積,由快進與快退速度均為6m/min,快進之前機床無速度得?v=6m/min;又由加減速時間?t=0.1s、運動部件總重量M=15kN;故: 3. 阻力負載 阻力負載即工作臺的機械摩擦阻力,分為靜摩擦力和動摩擦力兩個部分。 靜摩擦阻力: 動摩擦阻力: 三、運動分析 由上述所得信息分析負載,我們可計算并繪制出下表: 表1 液壓缸中各工況負載 工況 負載組成

6、負載值F/N 液壓缸推力F/N F=F/ηm 起動 F=Ffs 3000 3333 加速 F=Ffd+Fm 3031 3368 快進 F=Ffd 1500 1667 工進 F=Ffd+Ft 26500 29444 快退 F=Ffd 1500 1667 注:1.液壓缸的機械效率在此處取ηm=0.9。 2.不考慮動力滑臺上顛覆轉(zhuǎn)矩的作用。 圖2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖 四、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 1. 確定液壓泵類型及調(diào)速方式 參考同類組合機床,選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路,溢流閥作

7、定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖,回油路上設(shè)置背壓閥。 2. 選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作,反向快退,且快進、快退速度相等,因此選用單活塞桿液壓缸,快進時差動連接,無桿腔面積A1等于有桿面積A2的兩倍。 3. 快速運動回路和速度換接回路 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。即快進時,由大小泵同時供油,液壓缸實現(xiàn)差動連接。 4. 換向回路的選擇 本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求,所以選用電磁換向器的換向回路。為便于實現(xiàn)差動連接,選用了三位五通換向閥。為提高換向

8、的位置精度,采用死檔板和壓力繼電器的行程終點返程控制。 5. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合,并根據(jù)要求作必要的修改補充,即組成如圖所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調(diào)整壓力,在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設(shè)置測壓點,并設(shè)置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 圖3系統(tǒng)工作原理圖 液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如下表。 表2電磁鐵動作順序 1Y 2Y 3Y 快進 + - - 工進 + - + 快退 - - - 停止 - + - 五、液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 1. 初步選定液壓缸

9、工作壓力根據(jù) 由表1所示負載大小,可得本次設(shè)計的臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中工進時負載最大且為29444N。由表2可初定液壓缸的工作壓力p1=4MPa。 表3 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力 負載F(kN) <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 壓力p(MPa) <0.8~1.0 1.5~2.0 2.5~3.0 3.0~4.0 4.0~5.0 >5.0~7.0 2. 確定液壓缸主要尺寸 參考同類組合機床,選用雙作用葉片泵雙泵供油、調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速的開式回路,溢流閥作定壓閥。由于系統(tǒng)的快進快退速度相等,現(xiàn)采

10、用活塞式固定單杠液壓缸,并在快進時采用單作用液壓缸的差動連接方式。使用活塞桿固定,活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D關(guān)系。 為防止在工進時鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖,在回油路中安裝背壓閥,使液壓缸的回油腔有一定的背壓,選取此背壓值p2=0.8MPa。 快進時液壓缸存在降壓△p,有桿腔壓力必然大于無桿腔壓力,估算時初取△p0.5MPa;快退時回油腔同樣有背壓且與工進時相等。 工進時液壓缸的推力計算為: 由該公式得: 根據(jù)GB/T 2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定,圓

11、整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm,活塞桿直徑為d=70mm。 則液壓缸兩腔的實際有效面積分別為: 計算得到液壓系統(tǒng)的實際工作壓力為: 3. 計算最大流量 系統(tǒng)在快進過程中液壓缸差動連接,此時有: 由此可得,組合機床在快進的過程中液壓缸所需流量為: 在組合機床快退過程中液壓缸所需流量為: 由組合機床工進過程中的速度為工進速度30~120mm/min,故取其速度v1=50mm/min,液壓缸所需流量為: 其中最大的流量為快退速度33.924L/min。 根據(jù)上述值及流量計算結(jié)果,進一步計算液壓

12、缸在各個工作階段的壓力、流量和功率值,如表4所示: 圖4 多軸機床液壓系統(tǒng)工況圖 表4 各工況下的主要參數(shù)值 工作循環(huán) 計算公式 負載F N 回油壓力p2 MPa 進油壓力p1 MPa 所需流量q L/min 輸入功率P kW 快進啟動 3333 0 1.600 / / 快進加速 3368 2.110 1.610 / / 快進恒速 1667 1.668 1.168 23.094 0.450 工進 29444 0

13、.8 3.570 0.475 0.028 快退啟動 3333 0 1.389 / / 快退加速 3368 0.8 1.395 / / 快退恒速 1667 0.8 1.095 33.924 0.619 六、液壓元件的選擇 1. 液壓泵 液壓缸在循環(huán)中的最大工作壓力為3.570MPa,根據(jù)經(jīng)驗設(shè)油路上的壓力損失為0.8MPa,壓力繼電器調(diào)整壓力應(yīng)比系統(tǒng)最大工作壓力要高0.5MPa,則高壓小流量泵的最大工作壓力為: 低壓大流量泵在快速運動時才向液壓缸輸送液壓油,由已知快進時液壓缸中工作壓力比快進時大,若取油路的

14、壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為: 兩個液壓泵應(yīng)當(dāng)提供給液壓缸的最大流量為23.094L/min,若回路中的泄露按液壓缸輸入流量的10%估算,則兩臺泵的總流量為:。又由溢流閥最小穩(wěn)定溢流量為3L/min,工進時輸入液壓缸的流量為0.475L/min,固小流量泵的流量規(guī)格最少應(yīng)達到3.475L/min。 根據(jù)數(shù)據(jù)查詢產(chǎn)品數(shù)值,選取YB-4/25型雙聯(lián)葉片泵。 由于該液壓缸快退時輸入功率最大,這相當(dāng)于液壓泵輸入壓力為1.668MPa,流量為29L/min時的情況,取雙聯(lián)葉片泵總效率ηp=0.75,則液壓泵驅(qū)動電動機所需功率為: 查閱電動機產(chǎn)品樣本,選擇Y1

15、00L-6異步電動機,其主要參數(shù)如下: 表5 Y100L-6異步電動機主要參數(shù)表 功率KW 額定轉(zhuǎn)速r/min 電流A 效率% 凈重kg 1.5 940 4 77.5 35 2. 閥類元件的選擇 液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的實際流量,如表6的方案: 表6 元件型號與規(guī)格 序號 元件名稱 最大通過流量 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 29 YB-4/25 2 單向閥 60 QCI-63B 3 三位五通電磁閥 60 35DY-63BYZ 4 二位二通電磁閥 32 22-63BH 5 調(diào)速閥 <1 QCI-63B

16、 6 壓力繼電器 - D-63B 7 單向閥 45 I-63B 8 液控順序閥 0.16 XY-25B 9 背壓閥 <1 B-10B 10 液控順序閥 25 XY-63B 11 單向閥 25 I-63B 12 溢流閥 4 Y-10B 13 過濾器 30 XU-62*100-J 14 壓力表開關(guān) K-3B 15 減壓閥 30 J-63B 16 單向閥 30 I-63B 17 二位四通電磁閥 30 24D-40B 18 單向順序閥 - XI-63B 19 壓力繼電器 - D-63B

17、20 壓力繼電器 - D-63B 3. 油管的選擇 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、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時,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58L/min,則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本,選用內(nèi)徑為15mm,外徑為22mm的20號退冷鋼管。 4. 油箱容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍,本設(shè)計取7倍,故油箱容積為: 七、驗算液壓系統(tǒng)性能 1. 回路壓力損失驗算 由于系統(tǒng)具體管路布置未確定,整個回路的壓力損

18、失無法估算,所以本次設(shè)計略過此處。 2. 油液溫升驗算 在整個工作循環(huán)中,工進階段所占用的時間最長,所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的,故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率 q1—小泵的標(biāo)準流量 q2—大泵的標(biāo)準流量 Pp1—小泵的出口工進階段壓力 Pp2—大泵的卸載的初選壓力 工進時液壓缸的輸出功率 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為: 已知油箱容積V=203L,則按油箱近似散熱面積A為: 假定通風(fēng)良好,取油箱散熱系數(shù),則利用可得油液溫升為: 設(shè)環(huán)境溫度T2=25℃,則熱平衡溫度為 所以油箱散熱基本可達要求。 參考資料 1.《液壓元件與系統(tǒng)》李壯云,機械工業(yè)出版社,2011 2.《液壓系統(tǒng)設(shè)計》郭玲、龔雪,化學(xué)工業(yè)出版社,2015 3.《機械設(shè)計手冊 單行本 液壓傳動與控制》機械設(shè)計手冊編委會,機械工業(yè)出版社,2007

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