专用铣床的液压系统设计(共18页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上液压传动课程设计 题目名称专用铣床的液压系统设计专业班级学生姓名学 号指导教师机械与车辆工程系二一六年 月 日目 录蚌埠学院机械与车辆工程系液压传动课程设计任务书 班级 姓名 学号指导教师： 一、 设计题目：设计一台专用铣床的液压传动系统，若工作台、工件和夹具的总重量力为14000N，轴向切削力为10KN，工作台总行程300mm，工作行程180mm，快进与快退速度均为6m/min，工进速度为30-800mm/min，加速和减速时间均为0.05s，工作台采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，设计该机床的液压传动系统。 二、设计要求：液压系统图拟定时需要提供2种以上的设计方案的选择比较。从中选择你认为更好的一种进行系统元件选择计算。三、工作量要求1·液压系统图1张（A1）2·液压缸装配图1张3·设计计算说明书1份四、设计时间：2016年6月6日-2016年6月12日蚌埠学院本科课程设计评阅表 机械与车辆工程系 2015级 专业学生姓名学 号课题名称专用铣床的液压系统设计指导教师评语：指导教师（签名）： 2016年 6 月16 日 评定成绩1 分析负载1.1 负载分析1.1.1 外负载Ft=10KN1.1.2 惯性负载机床工作部件的总质量m=1400kg，取t=0.05s。Fm=mv/t=1400×6/（0.05×60）=2800N1.1.3 阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为Fn=mg=14000N静摩擦阻力Ffs=fsFn=0.2×14000=2800N动摩擦阻力Ffd=fdFn=0.1×14000=1400N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表。工况负载组成负载值F(N)起动F=Fnfs2800加速F=Fnfs+mV/t4200快进F=Fnfd1400工进F=Fnfd+Fg11400快退F=Fnfd1400按上表数值绘制负载图由于V1=V3=6m/min，l1=120mm，l2=180mm，快退行程l3= l1+ l2=300mm，工进速度V2=0.1m/min，由此可绘出速度图。a负载图b速度图2 确定执行元件主要参数由资料查得，组合机床在最大负载约为10000N时液压系统宜取压力P1=2.5Mpa，鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸用单活塞杆是的，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1，应为有杆腔工作面积A2的两倍，即=A1/A2=2，而活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系。在铣屑加工时，液压缸回路上必须具有背压P2，以防止铣屑完成时滑台突然前冲。查表可得P2=0.6Mpa。快进时液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.3Mpa考虑，快退时回油腔中是有背压的，这时P2也可按0.6Mpa估算。有工进时的负载按上表中的公式计算液压缸面积A2=27.27×10-4m2A1=A2=2A2=2×27.27×10-4=54.54×10-4m2D=0.083md=0.707D=0.083×0.707=0.059m将这些直径按GB/t 2348-2001圆整成就近标准值得D=0.09md=0.06m由此求得液压缸两腔的实际有效面积A1=D2/4=63.585×10-4m2，A2=（D2-d2）/4=35.325×10-4m2。经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D和d的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，入下表所示，并据此绘出工况图。工况负载F/N回油腔压力p2/Mpa进油腔压力p1/Mpa输入流量q10-3/m3·s-1输入功率P/KW快进（差动）起动280001.043-加速4200p1+p（p=0.3Mpa）1.939-恒速14000.8960.28260.2532工进114000.62.220.01060.0235快退起动280000.834-加速42000.62.332-恒速14001.4970.35330.5289工况图 设计液压系统方案和拟定液压系统原理图3.1 设计液压系统方案由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，并有工况图知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小。查表可得该液压系统以采用节流调速方式和开式循环为宜。现采用进油路节流调速回路，为解决铣削完成时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替的提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量约为最小流量的33倍，而快进加快退所需要的时间t1和工进所需要的时间t2分别为亦即是t1/t2=26。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，而宜采用大、小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案。3.2 选择基本回路由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。3.2.1 调速回路由工况图可知，该铣床液压系统功率小，因此选用节流调速方式，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。为防止铣削时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。考虑到铣削加工中有顺铣和逆铣两种工况，宜采用调速阀来保证速度稳定，并将调速阀装在液压缸回油路上起阻力作用，使工作台低速运动时比较平稳，如下图a、b所示,由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化不大，为减少速度换接时的液压冲击，从节约成本考虑，而从提高系统效率、节省能量角度来看，我们选用选用双联叶片泵供油的油源方案。a b3.2.2 换向回路和卸荷回路铣床工作台采用单活塞杆液压缸驱动。由工况图可知，输入液压缸的流量由17L/min降至0.6L/min，滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大进油路中通过21L/min，回油路中通过21×（63.585/35.325）L/min=37.8L/min 。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀式换接回路。由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的，如下图所示。3.2.3 快速运动回路为实现工作台快速进给，选用三位五通电磁换向阀构成液压缸的差动连接。这种差动连接的快速运动回路，结构简单，也比较经济，如下图a所示。在图b中结构复杂不利于控制，所以选择a所示的回路，一起同上图组成的快速换向回路，同样可以实现差动连接。同时验算回路的压力损失比较简便，所以不选用图b所示的回路。 a b3.2.4 压力控制回路由于液压系统流量很小，铣床工作台工作进给时，采用回油路节流调速，故选用定量泵供油比较、经济，如图所示。调压回路采用先导式溢流阀维持液压泵出口压力恒定。当换装工件时，工作台停止运动，液压泵卸荷回路采用小型二位三通电磁阀控制先导型溢流阀，实现液压泵的卸荷。而从提高系统效率、节省能量角度来看，选用如图b所示。 a b 3.3 将液压回路综合成液压系统把上面学选出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张液压系统原理图，将此图仔细检查一遍，可以发现该图所示系统在工作中还存在问题。为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对系统图进行如下修改：（1） 为了解决滑台工进时进、回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀a，将进、回油路隔断。（2） 为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀b。这样，滑台快进时因负载较小而系统压力里较低，使阀b关闭，便阻止了油液返回油箱。（3） 为了解决机床停止工作后回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个单向阀c。（4） 为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器d。（5） 若将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一发。进过修改、整理后的液压系统原理图如图所示。 4 选择液压元件4.1 液压缸液压缸在整个工作循环长的最大工作压力为2.332Mpa，如取进油路上的压力损失为0.8Mpa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5Mpa，则小流量液压泵的最大工作压力应为pp1=（2.332+0.8+0.5）=3.632Mpa大流量液压泵在快进、快速运动是才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸的工作压力比快进时打，如取进油路上的压力损失为0.5Mpa，则大流量液压泵的最高工作压力为pp2=（1.497+0.5）=1.997Mpa有工况图可知，两个液压泵应向液压泵提供的最大流量为21.198L/min，因系统较简单，取泄露系数KL=1.05，则两个液压泵的实际流量应为qp=1.0521.198=22.258L/min由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为0.6L/min，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为3.6L/min。根据以上压力和流量的数值查询产品样本，最后确定选取YB1-6/20型双联叶片液压泵，其小液压泵和撒液压泵的排量分别为6mL/r和20mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时该液压泵的理论流量为5.640L/min，18.8L/min，若取液压泵的容积效率v=0.88则液压泵的实际输出流量为qp=(6+20) ×940×0.88/1000=21.5072L/min由于液压缸在快退时属兔功率最大，这时液压缸工作压力为2Mpa、流量为21.5072L/min。按表取液压泵的总效率p=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为P=kW=0.95kW根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率Pn=1.5kW，额定专属nn=940r/min。4.2 阀类元件及辅助元件根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表。表中序号与系统图的元件标号相同。元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量/L·min-1额定流量/L·min-1额定压力/Mpa额定压降/Mpa型号、规格1双联叶片泵-21.517.5-YB1-6/202三位五通电液阀608016<0.535DYF3Y-E10B3行程阀506316<0.3AXQF-E10Bqmax=100L/min4调速阀0.50.075016-5单向阀6063160.26单向阀256316<0.2AF3-Ea10B7液控顺序阀256316<0.3XF3-E10B8背压阀0.36316-YF3-E10B9溢流阀56316-YF3-E10B10单向阀256316<0.2C11滤油器3063-<0.02XU-63×80-J12压力表开关-16-KF3-E3B13单向阀606316<0.2AF3-E10B14压力继电器-10-HED1Ka/104.3 油管各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已于原定数值不同，所以要重新计算表所示。液压缸的进、出流量快进工进快退输入流量/L·min-1q1=（A1qp）/（A1-A2）=47.46q1=0.6q1=qp=21.507排出流量/L·min-1q2=（A2q1）/A1=25.95q2=（A2q1）/A1=0.33q2=（A2q1）/A1=39.33运动速度/m·min-1u1=qp/（A1-A2）=7.4U2=q1/A1=0.094U3=q1/A2=6.09由上表可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，并按第二章第七节推荐取油液在压油管的速率u=3m/s，按式算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为d=2×=2×=18.33mmd=2×=12.34mm这两根油管都按GB/T 2351-2005选用内径15mm、外径18mm的冷拔无缝钢管。4.4 油箱油箱容积按式估算，取经验数据=7，故其容积为V=qp=7×21.5072=150.55L按JB/T 7938-1999规定，取最靠近的标准值V=160L。5 验算液压系统性能5.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路不知尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。（1） 快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min、通过电液换向阀2的流量是27.1 L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.25 L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为pv=0.2×（16.544/63）2+0.5×（21.5072/80）2+0.3×（47.46/63）2 =（0.002+0.036+0.17）=0.208Mpa此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.15 L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可计算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1只差。p= p2- p1=0.5×（25.95/80）2+0.2×（25.95/63）2+0.3×（47.46/63）2= =0.258Mpa此值与原估计值0.3Mpa基本相符。（2）工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5 L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5Mpa；油液在会有路上通过换向阀2的流量是0.33 L/min，在背压阀8处的压力损失为0.6Mpa，通过顺序阀7的流量为（0.33+16.544）L/min =16.874 L/min，因此这时液压缸回油腔的压力p2为p2=0.5×（0.33/80）2+0.6+0.3×（16.874/63）2=0.622Mpa可见此值略大于原估计值0.6Mpa。故可按表中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即p1=2.23Mpa此值略高于表中值。考虑到压力继电器可靠动作需要压差pe=0.5Mpa，故溢流阀9的调压pp1A应为pp1A> p1+p1+pe=2.23+0.5×（0.6/80）2+0.5+0.5=3.23Mpa（3） 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为16.544 L/min、通过换向阀2的流量为21.5072 L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是39.33 L/min。因此进油路上总压降为pv1=0.2×（16.544/63）2 +0.5×（21.5072/80）2Mpa=0.05Mpa此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为pv2=0.2×（39.33/63）2 +0.5×（39.33/80）2+0.2×（39.33/63）2Mpa =0.277Mpa此值与表中的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的工作压力pp应为pp= p1+pv1=0.05+2332=2.382Mpa因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于2.382Mpa。5.2 验算油液温升工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可按工进时的工况来计算。为简便起见，采用系统的发热功率计算方法之二来进行计算。工进时液压缸的有效功率为Pe=Fu2=（11400×0.094）/103×60=0.01786kW这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀7的流量为q2=16.544 L/min，有表查得该阀在额定流量qn=63 L/min时的压力损失pn =0.3Mpa，故此阀在工进时的压力损失p=pn（q2/qn）2=0.3×（16.544/63）2=0.079Mpa小液压泵工进时的工作压力pp1=3.23Mpa，流量q1=4.97L/min，所以两个液压泵的总输入功率Pp=0.3865kW由式算得液压系统的发热功率为P=Pp-Pe=0.3865-0.=0.36864kW按式可算出油箱的散热面积为A=6.5=6.5=1.92m2由表查得油箱的散热系数K=9W/（m2·），则按式求出油液温升为t=×103=×103=21.33由表知，此温升值没有超出允许范围，故该液压系统不必设置冷却器。 设 计 小 结通过这次课程设计又再次体验了画图的不易，从早上吃过饭就开始画图，有的时候画的入神就会忘了吃中午饭、甚至下午饭，还会有同学说不画完就不吃饭，经常见到这样的同学，当然我也是这样的一员。记得有两天同学在机电楼画图室画图，晚上因为画的很晚结果就被楼下看门的大叔骂了，那个时候我们很委屈啊，谁想画图画到这么晚呢！。我真的很害怕课程设计，上一次的减速器课程设计至今还没忘记，就像同学说的一样，打死也不想再来一次了。不过话又说回来，每到做课程设计的时候，同学又聚到了一起，在一起讨论，偶尔看看你画的，看看我画的，累的时候可以聊聊天，玩玩闹闹，也许这也算是将来一份美好的回忆吧。对于这次课程设计，无论图再难、亦或再容易如果不认真就会画错，那怕一条直线如果你不在意，就会尺寸画的不对或者位置画的不对，这样不但还浪费你的时间、并且还要擦掉重画使得图纸不干净，所以这次的课程设计又再次锻炼了我们的耐力、我们的画图能力。这次的课程设计每四人一组，数据一样，听老师说可以有八中不同的液压系统图，这让我明白了液压的多元性。通过设计，我又明白了相同的工作元件当不同的连接时可以产生不同的工作效果，不同的元件，采用不同的方法也可以达到相同的效果。例如，液压缸可以用单杆活塞式液压缸，也可以用柱塞式液压缸。在此设计中，又再次深刻了解了各种基本回路。最后，无论怎样我们还是完成了，也许不是很好，但是我相信我们每位同学都认真的做了。在此也很感谢我的辅导老师王月英老师，感谢在最后上交的时候看了每一位同学的设计图，并且指出其中的错误使我们知其然、知其所以然。参 考 文 献1 成大先.机械设计手册.第5版.北京：化学工业出版社，2008.2 左健民.液压与气压传动.第4版.北京：机械工业出版社，2012.3 雷天觉 新编液压工程手册.第1版.北京：北京理工大学出版社，1998.4 杨署东等.液压传动与气压传动.第3版.武汉：华中科技大学出版社，2008.5 于英华.组合机床设计.第1版.北京：清华大学出版社，2012.专心-专注-专业