卧式双面铣削组合机床的液压系统设计说明书.pdf

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1、液压与气压传动技术课程设计说明书专业：机制 08-3 班学号:20080396姓名：周郁林指导教师：曾亿山 2011 年 7 月 7 日目目录录1.目录12.技术要求23.工况分析2负载分析2绘制液压缸负载图和速度图3初步确定液压缸参数4拟定液压系统图7选择液压元件104.设计小结145.参考文献14一技术要求一技术要求设计卧式双面铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱箱体，动作顺序为夹紧缸夹紧工作台快速趋近工件工作台进给工作台快退夹紧缸松开原位停止。工作台移动部件的总重力为4000N，加、减速时间为0.2s，采用平导轨，静、动摩擦因数s=0。2，d=0.1。夹紧缸行程为30mm，

2、夹紧力为800N，工作台快进行程为100mm，快进速度为 3。5m/min，工进行程为 200mm，工进速度为 80300m/min，轴向工作负载为 12000N，快退速度为 6m/min。要求工作台运动平稳，夹紧力可调并保压.二工况分析二工况分析1.1.负载分析负载分析负载分析中，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Ffs,动摩擦力为 Ffd，则工作负载Fl=12000N静摩擦阻力Ffs=0。24000=800N

3、动摩擦阻力Ffd=0.1*4009.8=400N惯性负载Fa=4003。5/（60*0.2)=117N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液压缸各运动阶段负载表2工作循环起动加速快进工进快退负载组成负载值F/N80051740012400400推力888N574N444N13777N444N2.2.绘制液压缸负载图和速度图绘制液压缸负载图和速度图根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-s）和速度图（vs）3 3。初步确定液压缸参数。初步确定液压缸参数组合机床液压系统的最大负载约为14000N，初选液压缸

4、的设计压力P1=3MPa,为了满足工作台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，这里的液压缸课选用单杆式的，并在快进时差动连接,则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积A1 与 A2 应满足 A1=2A2(即液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 应满足：d=0.707D.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,暂取背压为 0。5MPa，并取液压缸机械效率。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/T2348-1980，取标准值D=80mm；因A1=2A，故活塞杆直径d=0.707D=56mm（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

5、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，并可绘出其工况图液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工作阶段快进启动快进加速快进恒速工进计算公式推力回油腔压力工作腔压力输入流量输入功率F（N)P2（MPa）P1（MPa）88857444401.251.20.50.350.750.703。761q（L/min）P（KW)-8.6170。41.50.4500.150。4313777快退启动快退加速88805740。340.8090.33-快

6、退恒速4440.30.7588.9670.680注：1。差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失。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:4.4.拟定液压系统图拟定液压系统图(1)确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑,泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油.现采用限压式变量叶片泵。（2)调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速

7、.这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。（3)速度换接方式的选择本系统采用电磁阀的快慢速换接回路,它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。(4）夹紧回路的选择用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开,应采用失电夹紧方式.考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压.在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定.最后把所选择的液压回路组合起来，

8、即可组合成下图所示的液压系统原理图。动作顺序表动作名夹紧力 1夹紧力 2夹紧力 3快进工进快退松开停止1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA+-+-+-+-+-+-+-集成块分配由小组分配，完成进给块的设计已知：进给块上的元件三位四通电磁阀3024DB20C单向行程调速阀18AQF3-E10B二位四通电磁阀3023D-B20H7查手册，知用 JK25 型号通用集成块系列并设计:5.5.选择液压元件选择液压元件(1）液压泵的选择41)泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失,所以泵的工作压力为 pp液压泵最大工作压力；p1执行元件最大工作压力；p进油管路中的压力损失，初算时

9、简单系统可取0.20。5MPa，复杂系统取0.51.5MPa，本例取 0。5MPa。上述计算所得的 pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命,因此选泵的额定压力 pn应满足 pn(1.251。6）pp。中低压系统取小值,高压系统取大值.在本例中 pn=1.25pp=3.75MPa.2）泵的流量确定液压泵的最大流量应为qp液压泵的最大流量；（q)min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量23Lmin；KL系统泄漏系数，一般取 KL=1。11.3,现取 KL

10、=1。2。3)选择液压泵的规格根据以上算得的 pp和 qp，再查阅有关手册，现选用 YB120 限压式变量泵，该泵的基本参数为：每转排量q20L/r,泵的额定压力 pn6。3MPa，电动机转速 nH1450r/min,容积效率0.9，总效率 0。78,驱动功率 2.6KW(2)选择液压控制阀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液压元件选择列表序号23456。78101112131415161819元 件 名 称过滤器溢流阀变量叶片泵三位四通电磁阀单向减压阀单向节流阀溢流阀三位四通电磁阀溢流阀溢流阀三位四通电磁阀单向行程调速阀二

11、位四通电磁阀流量表流量表额定流量/Lmin11640183030304030404030183028MP28MP型号WU-16*80YF120BYB1-2024DB20CJF3-10BSRCT-06YF120B24DB20CYF120BYF-120B24D-B20CAQF3-E10B23D-B20H7LC12LC12(3）确定油管直径及管接头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，5所以要重新计算如表所示液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度输 入 流 量/（L/min）排 出

12、 流 量/（L/min）运 动 速 度/（m/min)快进工进快退由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。由表可知，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）确定油箱容量油箱容积按液压传动式（7-8）估算,当取为 7 时，求得其容积按 JB/T7938-1999 规定,取标准值 V=250L。6。液压系统性能验算（1）压力损失1）快进滑台快进时,液压缸差动连接，进油路上油液通过单向

13、阀 10 的流量是 22L/min，通过电液换向阀 2 的流量是 27。1L/min，然后与液压缸的有杆腔的回油汇合,以流量55.30L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为此值不大，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 28。2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 P2 和无杆腔压力 P1 之差。此值小于原估计值 0.5Mpa，所以是偏安全的。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 0.41。5L/min,在调

14、速阀 4处的压力损失为 0。5Mpa；油液在回油路上通过换向阀2 的流量为 0.200.76L/min，在背压阀 8 处的压力损失为 0.5MPa,通过顺序阀 7 的流量为 22.222.76L/min，因此这时液压缸回油腔压力为此值大于原估计值 0.5Mpa，则重新计算工进时液压缸进油腔压力，与原计算数值 3。761MPa 相近.考虑到压力继电器可靠动作需要压差，故溢流阀9 的调压3）快退快退时，油液在进油路上通过单向阀 5 的流量为 22L/min，通过换向阀 2 的流量为 27.1L/min;油液在回路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 13 的流量都是 53。14L/min。一次进

15、油路上的总压降为:此值较小,所以液压泵驱动电动机的功率是足够的.回油路上的总压降是所以，快退时液压泵的最大工作压力：,因此主泵卸荷的顺序阀7 调压应大于 0。891Mpa。6(2)液压系统的发热与温升工进在整个工作循环中所占的时间比例达 95%，所以系统发热和油液温升可用工进的情况来计算。工进时液压缸的有效功率为:此时主泵通过顺序阀 7 卸荷,辅助泵在高压下供油，所以两个泵的总输入功率为：由此得液压系统的发热量为:温升近似值如下:温升没有超出范围，液压系统中不需设置冷却器。三设计小结本设计分为两个部分，首先对于液压系统进行设计，其次对于系统进行分块集成设计.系统部分进行了对任务书要求的力学、运

16、动学分析，液压原理图设计（包括进给机构和加紧机构）、元件参数设计、元件挑选和参数验算；产生负载行程图、速度行程图、系统原理图和电磁阀动作顺序表。分块集成设计进行了液压系统原理图的分块集成设计、集成块建模和集成块装配；产生系统分块集成原理图、各元件零件图、各块零件图、装配爆炸图、各块工程图和配合体爆炸图.在这不到一周的课程设计中，能学到的东西真的很有限,但是不能说一点收获都没有，我想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，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。四参考文献四参考文献1.液压与气压传动。曾亿山.合肥工业大学出版社2 液压传动.王积伟。章宏甲.机械工业出版社3.液压系统设计元器件选型手册。周恩涛.机械工业出版社4.新编实用液压技术手册.张岚。人民邮电出版社5。液压阀原理、使用与维护.张利平.化学工业出版社6.液压阀和气动阀选型手册.杨帮文.化学工业出版社7.液压阀使用手册.陆一心.化学工业出版社7