《液压传动课程设计液压专用铣床的液压系统.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压传动课程设计液压专用铣床的液压系统.doc（12页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、设计题目设计一台用成型铣刀在加工件上加工出成型面的液压专用铣床，工作循环：手工上料自动夹紧工作台快进铣削进给工作台快退夹具松开手工卸料。设计参数见下表。其中：工作台液压缸负载力（KN）：FL 夹紧液压缸负载力（KN）：Fc 工作台液压缸移动件重力（KN）：G 夹紧液压缸负移动件重力（N）：Gc 工作台快进、快退速度（m/min）：V1=V3 夹紧液压缸行程（mm）：Lc 工作台工进速度（mm/min）：V2 夹紧液压缸运动时间（S）：tc 工作台液压缸快进行程（mm）：L1 导轨面静摩擦系数：s=0.2工作台液压缸工进行程（mm）：L2 导轨面动摩擦系数：d=0.1工作台启动时间（S）：Dt=
2、0.5 序号FLFcGGcV1V2L1L2Lctc7组2.24.41.5806.03530080151设计内容1.负载与运动分析 1.1工作负载 1)夹紧缸 工作负载： 由于夹紧缸的工作对于系统的整体操作的影响不是很高，所以在系统的设计计算中把夹紧缸的工作过程简化为全程的匀速直线运动，所以不考虑夹紧缸的惯性负载等一些其他的因素。 2)工作台液压缸 工作负载极为切削阻力FL=2.2KN。1.2摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： (1)静摩擦阻力 (2)动摩擦阻力 1.3惯性负载 1.4负载图与速度图的绘制 快进 工进 快退 假设液压缸的机械效率，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1.1
3、所示。 表1.1 液压缸各阶段的负载和推力 工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力启动300333.3加速180.61200.7快进150166.7工进23502611.1反向启动300333.3加速180.61200.7快退150166.72.液压系统主要参数的确定2.1液压缸的选定1)夹紧缸根据负载选择液压缸的执行压力p=1MPa。 根据4中表2-4（GBT2348-80），D取80mm。根据稳定性校核LC/d10时，液压缸能满足稳定性条件，LC=15mm ，这里取d=40mm。液压缸的有效作用面积：有杆腔：无杆腔：此时实际工作压力为：，所以选取工作压力1MPa满足要求。2)工作台液压缸
4、所设计的动力滑台在工进时负载最大，参考表2.1和表2.2，初选液压缸的工作压力P1=4MPa.表2.1 按负载选择工作压力负载/KN50工作压力/MPa0.811.522.533445表2.2液压设备常用工作压力机械类型机床农业机械中型工程机械液压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p/MPa0.82.0352881010162032 表2.3 执行元件背压力估计值 系统类型背压力/MPa中低压系统0-8MPa简单系统和一般轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补液泵的闭式回路0.81.5鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这
5、里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表2.3选定背压为，而液压缸快退时背压取0.5Mpa由式得 则活塞直径 参考表2.4及表2.5，取标准值得。由此求得液压缸两腔的实际有效面积： 无杆腔： 有杆腔： 实际工作压力为：，即选取工作压力4MPa满足要求。 表2.4 按液压缸工作压力选取d/D工作压力/MPa.02.05.05.07.07.0d/D0.20.30.50.580.620.700.7表2.5 按速比要求确定d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.5
6、0.550.620.71 注：1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。2.2活塞杆稳定性校核 1)夹紧缸由于夹紧缸的活塞杆直径是利用稳定性校核来计算的，所以不需要进行校核。 2)工作台缸因为活塞杆的总行程为380mm，活塞杆的直径是70mm，所以L/d=5.4210，所以满足稳定性要求。2.3液压缸各运动阶段的压力，流量和功率 1)夹紧缸 （）回油路背压为0.5Mpa 夹紧时： ， 放松时： ，2)工作台液压缸快进时，液压缸无杆腔进油，压力为p1；有杆腔回油，压力为p2。快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1；无杆腔回油，压力为p2。由于液压缸是差动连接，回油口到进油口之间的压力
7、损失取。快退时，回油路的背压取0.5MPa，即。表2.6 液压缸各工作阶段的压力、流量和功率工作循环负载F/N回油背压进油压力输入流量输入功率P/W计算公式快进启动333.30.86加速200.70.57恒速166.70.5630.642361工 进2611.1 0.8 3.6617.165快退启动333.3 0.83加速200.70.51.03恒速166.70.51.0230.4409.23.液压系统图的拟定3.1选择基本回路 1)选择调速回路 由可知这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，
8、在液压缸的回路上加背压阀。 2)供油方式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比 ；其相应的时间之比。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作，从提高系统效率节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。 3)选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快进快退时回路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸
9、差动连接，所以选用三位五通电液换向阀。 4)选择速度换向回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换向时的液压冲击，选用行程阀控制的换向回路。 5)选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀确定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。3.2组成液压系统 将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3.1所示，在图3.1中，为了解决滑台工进时进回
10、油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添设了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。4.液压元件的选择4.1确定液压泵的规格和电动机功率 1)计算工作液压缸的泵 (1)计算液压泵的最大工作压力 由表2.6可知，工作台液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力p1=MPa。如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=1MPa，则限压式变量泵的最
11、高工作压力估算为： (2)计算液压泵的流量由表2.6可知，油源向液压缸输入的最大流量为q=642mL/s，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为： 而工进时调速阀的稳定流量是4.69mL/s，所以泵的稳定输出流量不得小于工进时的流量。 (3)确定液压泵的规格 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取YBX-40型限压式变量泵，额定转速1450m/min，最大流量为58L/min, 液压泵总效率,调压范围在，满足要求。 2)计算夹紧液压缸的泵 (1)计算液压泵的最大工作压力 由以上计算可知，夹紧液压缸在夹紧时工作压力最大，夹紧缸最大压力p2=0.95MPa。选取进油路上的总压力损失p=0.
12、4MPa，则限压式变量泵的最高工作压力估算为： (2)计算液压泵的流量由以上计算可知，油源向液压缸输入的最大流量为，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为： (3)确定液压泵的规格 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取型叶片泵，额定转速1450r/min,容积效率，额定流量为4.64L/min，满足要求。3)电动机功率的确定把上述两液压泵双联由电动机一起带动，则工作液压缸在快退时输入功率最大，取进油路上的压力损失为0.5Mpa，则液压泵输出压力为1.53Mpa，又工作液压泵总效率，这是液压泵的驱动电动机的功率为： 根据此数值查阅产品样本，选用电动机Y90L-4型异步电动机，其额定功率
13、为1.5kW，额定转速为1400r/min，型叶片泵输出流量为4.48L/min，仍能满足系统要求。4.2确定其他元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表4.1所列。其中，溢流阀9按泵的额定流量选取，调速阀4选用Q-6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。表4.1 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量额定压力额定压降1限压式变量泵-YBX-40-6.3-2三位五通电液换向阀7035DYF3 -C10B806.30.33行程
14、阀62.322C-100BH1006.30.34调速阀1QF3-E6aB6.36.3-5单向阀70100B1006.30.26单向阀29.3100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.3-9溢流阀5.1Y10B106.3-10单向阀27.9100B1006.30.211滤油器36.6XU-80200806.30.0212压力表开关-k-6B-13单向阀70100B1006.30.214压力继电器-PF-D8L-15叶片泵-6.04.8-注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2)确定油管 表4.2 允许流量推荐值管道推荐流速吸油
15、管道0.51.5，一般取1一下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm，外径28mm的10号冷拔钢管。(2)确定油箱油箱的容量按估算，其中为经验系数，低压系统=24；中压系统=57；高压系统=612。现取=6，得5.液压系统的性能验算5.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首选确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进回油管长l=2m,油液的运动粘度取，油液的密度取(1)判断流动状态在快进工进和快退三种工况下，进回油管路中所通过的流量以快退时回油流量=70L/
16、min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大，因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进回油路中的油液的流动状态全为层流。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时带入沿程压力损失计算公式，并将已知数据带入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算，其中的由产品样本查出。滑台在快进工进和快退工况下的压力损失计算如下：5.1.1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接，在进油路上，油液通过单向阀10电液换向
17、阀2，然后与液压缸有杆腔的回油回合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，使得出差动连接运动时的总的压力损失5.1.2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa,若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力，可见此值与初算时参考表4选取的背压基本相符。按表2.6的公式重新计算液压缸的工
18、作压力此略高于表2.6数值考略到压力继电器的可靠动作要求压差，则泵的工作压力为此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。5.1.3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为此值远小于估算值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为此值与表2.6的数值基本相符，故不必重算。泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7在调整压力的主要参考数据。5.2系统的发热与温升 工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达94%以上，所以系统发热和油液温升可按
19、工进时的工况来计算。变量泵的工作压力状态压力为4.54Mpa，输出流量为4.69mL/s，经计算其输入功率为 定量泵经换向阀中位直接缷荷，输入功率忽略。 工作液压缸的有效功率为 系统单位时间的发热量为 当油箱的高、宽、长比例在1：1：1到1：2：3范围内，且油面高度为油箱高度的80时，油箱散热面积近似为： 式中 V为油箱有效容积（）；A为散热面积 取油箱有效容积，散热系数 按计算，所以油液的温升为： 在温升许可范围内。总结 在近一个星期的埋头苦干的学习，写课程设计中，我收获颇多，非常感谢我们尊敬的老师对我们细心地指导，也非常感谢我的那些同学对我解答，谢谢。参考文献液压与气压传动 液压系统设计简明手册
