卧式双面铣削组合机床的液压系统设计(14页).doc

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1、-卧式双面铣削组合机床的液压系统设计-第 14 页液压与气压传动技术课程设计说明书专业： 学号： 姓名： 指导教师： 2012年6月1日1设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计22设计要求23液压传动系统的设计与计算33 66688999999111111111112 1压力损失的验算13 1.1 工作进给时进油路压力损失13 1.2 工作进给时回油路的压力损失13 1.3 变量泵出口处的压力Pp13 1.4 系统压力损失验算13 2 系统温升的验算144液压缸的设计15 4.1 液压缸工作压力的确定15 4.2 液压缸的内径D和活塞杆d前面已经计算15 4.3 液压缸的壁厚和外径的计算

2、15 4.4 缸盖厚度的确定155设计小结 16 6参考文献161. 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计2.设计要求 设计一台卧式双面铣削组合机床液压系统，加工对象为变速箱的两侧面。动作顺序为：夹紧缸夹紧动力滑台快进动力滑台工进动力滑台快退夹紧缸松开原位停止。滑台工进轴向阻力为11800N，夹紧缸夹紧力为8000N，滑台移动部件质量为204kg。滑台快进速度为3.5m/min，快退速度为7m/min，滑台工进速度为100mm/min，加、减速时间为0.2s，滑台快退行程为500mm，工进行程为200mm，夹紧缸行程为30mm。要求动力滑台速度平稳，可在80300mm/min范围内调节

3、，夹紧缸夹紧后需保压，夹紧缸内径为70mm，液压缸效率取0.9。分析液压系统工况负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为,则如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表3-1。 表3-1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段负载组成负载F/N推力/N快进启动加速匀速工进启动匀速减速快退启动加速匀速根据负载计算结果和已知的各阶段的速

4、度，可绘制出负载图（F-l）和速度图（F-2） 图3-1负载图和速度图确定主要参数1. 初定液压缸的工作压力组合机床液压系统的最大负载约为11800N，查表9-2初选液压缸的设计压力。2. 液压缸主要参数的确定 由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度，因此采用差动连接。为了减小液压泵的流量，液压缸选用单杆式的，并在快进时差动连接。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，查表9-4暂取背压为P2=0.5MPa，并取液压缸机械效率=0.9。则液压缸上的平衡方程故液压缸无杆腔的有效面积：液压缸内径： 按GB/T2348

5、-1980，取标准值D=80mm；因A1=3A2，故活塞杆直径d=0.816D=63mm（标准直径）则液压缸有效面积为：差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取P2P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时P=0；另外取快退时的回油压力损失为0.5MPa。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力.流量和功率，并可绘出其工况图 表31液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工作阶段计算公式推力F（N）回油腔压力P2（MPa）工作腔压力P1（MPa）输入流量q（L/min）输入功率P（KW）快进启动 0 快进加速 快进恒速 工进启动 工进匀速2

6、.84工进减速快退启动 0 快退加速 快退恒速 注：1.差动连接时，回油到进油之间的压力损失。 2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为液压缸的工况图： 图3-1工况图该机床液压系统的功率小（1kw）,速度较低；钻镗加工时连续切削，切削力变化小，故采用节流调速的开式回路是合适的，为了增加运动的平稳性，进油路夹速度阀。该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用叶片泵油源供油。由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸

7、有杆腔进油，无杆腔回油的快速运动回路。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压,采用单向阀。由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程开关来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。在大泵出口并联一电液比例压力阀，实现系统的无极调压。在小泵出口并联一溢流阀，形成液压油源。这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图1-3所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设

8、置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。 图1-3液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表3-2所示。动作名称1YA2YA3YA4YA5YA6YA定位+-夹紧+-工作台快进-+-+-工作台工进-+-+工作台快退-+液压泵卸载-+-+松开-+-拔销-+-3-2电磁铁动作顺序表计算与选择液压元件液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.84MP,如取进油路上的压力损失为0.8MPa,压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为 Pp1=(2.84+0.8+0.5)2大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由工况图可知，快退时液压缸中的工

9、作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力为 Pp2=(1.5+0.5)2MPa=4MPa2L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则两个泵的总流量应为 。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0.41.5L/min,由小流量泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为3.4L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R1-6与PV2R1-23型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为4mL/r和23.4mL/r，又液压泵的容积效率没有给出，所以当泵的转速为1450r/min时，液压泵的实际输出流量

10、为由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为9.1MPa,流量为33.934L/min,取泵的总效率为0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为根据此数值按JB/T10391-2002,，查阅JB/T 9616-1999选取Y90L-4型电动机，其额定功率，额定转速。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，可以选出这些液压元件的型号及规格见表33 表33元件的型号及规格序号元件名称估计流量L/MIN额定流量L/MIN额定压力额定压降型号、符号1过滤器63XU-63*80J2叶片泵PV2R1-233叶片泵66PV2R1-64溢流阀6316YF3-E10B5调速

11、阀0.075016AXQF-Ea10B调速阀0.075016AXQF-Ea10B6二位五通阀SVK21207单向阀63AF3-Ea10B8行程开关LX19-12111电液比例压力阀5 EDG-01-C12减压阀3JF-L1013三位四通阀251634EF3Y-H10BT14液控单向阀16YAF3-Ea10B15单向顺序阀6AXF3-10B16压力继电器10HED1KA/10各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同；又对液压缸工作时，每一个泵均供两条支路，所以每条支路所需流量为总流

12、量的一半，重新计算如表34所示 表34液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min)排出流量/(L/min)运动速度/(m/min)由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。由表34可知，该系统中最大压力小于3MPa，油管中的流速取3m/s。所以按公式可计算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：查表JB82766（52），同时考虑制作方便，选182（外径18mm,壁厚2mm）的10号冷拔无缝钢管（YB23_70）4.确定油箱容积：油箱容积按液压传动式（7-8）估算，为7时，求得其容积按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L。 已知该液压系统的进

13、、回油管的内径均为18mm，运动粘度为2/s油的密度 = 920kg/m3 油的密度 = 920kg/m3 1压力损失的验算 工作进给时进油路压力损失运动部件工作进给时的速度为0.1m/min，进给时的最大流量为0.502L/min，则液压油在管内流速v1为：v1=Q/(d2/4)=42)=2.84(cm/s)管道流动雷诺数Re1为Re1 = v1d/1.8/1.8 =2.84 2300可见油液在管道中流态为层流，其沿程阻力系数1=75，Re1=进油管道的沿程压力损失p1-1为p1-1=(l/d）/(v2/2) =759202/2)忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路的总压力

14、损失p1=0.09(MPa)1.2 工作进给时回油路的压力损失由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积是无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则v2 = v1/2 = 2.84/2 = 1.42(cm/s)Re2 = v2d/1.5/1.5 = 1.42 23002 = 75/Re2 回油管道的沿程压力损失p2-1为p2-1=2(l/d) /( v2/2)9202查产品样本知换向阀DFE10B的压力损失为p2-2=0.025MPa，回油路总压力损失p2为p2=p2-1+p2-2 = 0.278MPa) 变量泵出口处的压力PpPp = (F/cm+A2p2)/

15、A1+p1=2.65(MPa)1.4 系统压力损失验算工作循环中进、回油管中通过的最大流量q=29.392 L/min，由此计算雷诺数得Re= vd/=4q/d=4 10-3/60 1510-310-4=279.232300由此可推出各工况下的进、出回油中的液流均为层流，管中流速为V=q/(d2/4)= 4 30 10-3/60 (1510-3 )2 因此沿程压力损失为pf=75/ Rel/dv2/2 =75/2/1510-3920106Mpa2 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，计算如下：v=0.

16、1m/min：流量Q=v(d2/4)= 20.1/4=0.785(L/min)pa则有：0.785/(600.1) =0.476(kW)10/60102103 = 0.022(kW)此时的压力损失为：假定系统的散热状况一般，取K=1010-3 =kW/(cm22，则系统的温升为：T =P/KA = 0.454/(1010-3 1.92) =23.5()验算表明系统的温升在许可范围内。4液压缸的设计4.1 液压缸工作压力的确定选择5MP液压缸工作压力主要根据液压设备类型确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力也不同。4.2 液压缸的内径D和活塞杆d前面已经计算 D = 80m

17、m ; d =63mm4.3 液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算PD/2公式中：为液压缸壁厚（m） D为液压缸内径（m） P试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5倍）（Mpa） 缸筒材料的许用应力：锻钢110-120，铸钢100-110，无缝钢管100-110 高强度铸铁60，灰铸铁25， 单位（Mpa）PD/2=5/（211

18、0）故取=10mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1D+2=80+210=100mm 取D1=1004.4 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算无孔时：（P【】）有孔时：t0.433DPD【】（Dd）式中，t-缸盖有效厚度D-缸盖止口内直径d-缸盖孔的直径5设计小结 刚拿到本次的设计题目的时候，我很是开心，我觉得这个题目应该比较简单，后来老师一说，我们这一组的题算是比较难的，我就有点后悔，真不应该做这一题。但后来经老师一分析，觉得也不是特别难，就多加一个工作回路而已。 在明确了自己的设计目的之后，我按照课本上和网上下的资料的例题步

19、骤开始进行计算，但是由于图书馆里的设计手册都被借走了，使我有一些配件的选用无法进行，只能网上收索，也不知道是否正确。如二位五通电磁换向阀的选择等。在这二周的课程设计中，学到的东西还是很多，我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，并且熟悉了一些软件。我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。在此，表示对老师们的深深谢意！6参考文献1 左健民. 液压与气动传动. 北京, 机械工业出版社, 20052 机械设计手册 单行本+液压传动与控制（电子版R1.0）. 北京：化学工业出版社3 机械设计手册第20篇 液压传动（电子版R1.0）. 北京：化学工业出版社 20044 张利平，液压传动设计指南，化学工业出版社，2009