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.pdf

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1、液压传动设计题目 备注 一、设计任务 半自动液压专用铣床液压系统 1设计要求：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。2设计参数 设计参数见表 1。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=工作台液压缸工进行

2、程（mm）：L2 导轨面动摩擦系数：d=工作台启动时间（S）：t=表 1 3完成工作量：液压系统原理图（A3）；零件图和部件装配图各 1 张（A3）；设计说明书 1 份，零部件目录表 1 份。FL FL G Gc V1 V2 L1 L2 c Lc tc 74 45 260 90 10 2 夹紧-快进 进给-快退 注：在进行零部件设计时，集成块和油箱部件可以任选 二负载与运动分析 1、工作负载 工作负载即为切削阻力 FL=2800N。2、摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 0.22200440fssFGN 动摩擦阻力 0.1 2200220fddFGN 3、惯性负载 2200 5.

3、440.49.8 0.2 60iG vFNg t 4、运动时间 快进 3111260 102.890.09Ltsv 工进 2232901200.75 10Ltsv 快退 3123326090103.890.09LLtsv 设液压缸的机械效率 cm=，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表 2 所示 表 2 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 FL=2800N 1v=3v=m3/s 2v=30.75 10 m3/s F0=F/cm/N 启 动 440 490 加 速 261 290 快 进 220 245 工 进 3020 3356 反向启动 440 48

4、9 加 速 261 290 快 退 220 245 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t 和速度循环图-t，如图 1 所示。三、确定液压系统主要参数 1初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表3 =3020N 和 4，初选液压缸的工作压力 p1=3MPa。夹紧工作压力=2MPa 表 3 按负载选择工作压力 负载/KN 50 工作压力/MPa 1 2 3 34 45 5 表 4 各种机械常用的系统工作压力 机械类型 机 床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 磨床

5、组合机床 龙门刨床 拉床 工作压力/MPa 2 35 28 810 1018 2032 2计算液压缸主要尺寸（1）、鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这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。液压缸的回油腔应有背压，参考表 5 选此背压为 p2=。表 5 执行元件背压力 系统类型 背压力/MPa 简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 工作压力 p1=3MPa 背压力 P2=D=40mm，d=32mm 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 3 回油路较短且直接回油 可忽略不计 由式 得:3212130201.22 10

6、0.50.9322cmFAmpp 则活塞直径3144 1.22 1039.43.14ADmm 考表 6 及表 7，得 d =32mm，圆整后取标准数值得 D=40mm，d=32mm。表 6 按工作压力选取 d/D 工作压力/MPa d/D 表 7 按速比要求确定 d/D 2/1 2 d/D 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 224210.0412.56 104Amm 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。V1=3V /m s 320.75 10V/m s 1A=410 2m 2A=4.52 4210 m 222224220.040.0324.52 1044ADdmm 根据计

7、算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表 8 所列，由此绘制的液压缸工况图如图 2 所示 表 8 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值 工况 推力 F0/N 回油腔压力 p2/MPa 进油腔压力 p1/MPa 输入流量 q10-3/m3/s 输入功率 P/KW 计算公式 快进 启动 490 加速 290 p1+p 恒速 245 p1+p 工进 3356 30.9510 快退 启动 489 加速 290 恒速 245 （p 为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取 p=。p 为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=快退时，液压缸有杆腔

8、进油，压力为 p1，无杆腔回油，压力为p2。夹紧工作压力=2MPa FL=6800N。快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 p1，无杆腔回油，压力为 p2。）液压缸工况图(2).夹紧缸，鉴于夹紧时速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸342AA所以夹紧缸运行的快进与快退时有342VV (3V无杆腔进油时活塞运动速度；4V有杆腔进油时活塞运动速度。)工作负载 工作负载即为切削阻力 FL=6800N。摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 0.27414.8fssFGN 动摩擦阻力 0.1 747.4fddFGN 68007.46808LfdFFFN 3236368083.783 100.9

9、2 10cmFAmP，则活塞直径夹紧 F=6808N 夹紧缸 D=80mm d=50mm 3344 3.783 1069.43.14ADmm d =，圆整后取标准数值得 D=80mm，d=50mm。224230.0850.24 104Amm 222224240.080.054.38 1044ADdmm 因为夹紧缸的质量很小，同时行程也很短，可以忽略启动、快速等过程。四、拟定液压系统原理图 1选择基本回路(1)选择调速回路和动力源 由图 2 可知，液压系统在快速进退阶段，负载压力较低，流量较小，且持续时间较短，而系统共进阶段，负载压力较高，流量较小，持续时间较长。同时注意到铣销加工过程中铣销力的

10、变化和顺铣及逆铣两种情况，为此，采用回油路调整阀节流调速回路。由于采用差动连接，所以所需动力源的流量较小，从简单经济观点，此处选用单变量泵供油(2)油路循环方式由于上己选用节流调整回路，故系统必然为开式循环方式。(3)换向与调速换接回路 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。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，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。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀（4）为保证夹紧力可靠，且能单独调节，在支路上串接减压阀和单向阀；为保证顺序动作，在进入夹紧缸的油路上接单向顺序阀来控制;为保

11、证工件确定夹紧后进给缸才能动作，在夹紧缸进口处安一压力继电器，只有当夹紧力达到压力继 电器的调节压力时，才能发出信号，使进给缸油路的三位五通电磁换向阀电磁特通电，进给缸才能开始快进。2组成液压系统 在主回路初步选定基础上，只要在增添一些必要的辅助回路便可以组成完整的液压系统。例如在液压泵进口设置一过滤器；出口设一压力表及压力表开关，以便观测泵的压力。表 9 液压系统动作顺序表 信号来源 动作名称 电磁铁工作状态 1YA 2YA 按下启动按钮 工作台快进 +-压下工进行程开关 工作台工进+-压下快退行程开关 工作台快退-+压下液压泵卸载开关 液压泵卸载 -图 3 液压系统原理图 五、计算和选择液

12、压件 1确定液压泵的规格和电动机功率(1)计算液压泵的最大工作压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表 8 可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为 p1=，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=，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=，则小流量泵的最高工作压力估算为 112.890.60.53.99peppppMpa 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表 8 可见，快退时液压缸的工作压力为 p1=，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=，则大流量泵的最高工作压力估算为 212.030.32

13、.33ppppMPa (2)计算液压泵的流量 由表 7 可知，油源向液压缸输入的最大流量为10-3 m3/s，若取回路泄漏系数 K=，则泵的总流量为 3311.1 0.073 100.0803 104.82minmmsspqqKL 考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为10-6 m3/s=min，则小 流量泵的流量最少应为 min。(3)确定液压泵的规格和电动机功率 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取 YBX-A N型变量叶片泵。其泵最大排量为 16mL/r，当液压泵的转速np=910r/min 时，其理论流量分别为 min，若取液压泵

14、容积效率 v=，则液压泵的实际输出流量为14.560.913.1minpqL。由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率 p=，这时液压泵的驱动电动机功率为 6332.33 104.82 100.2460 0.8 10ppp qpPKWKW 根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的 Y90L6 型电动机，其额定功率为，额定转速为 910r/min。2确定其它元件及辅件(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 9 所列 (2)确定油管 在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及

15、进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表 10所示 表 10 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qn/L/min 额定压力Pn/MPa 额定压降Pn/MPa 1 变量泵 YBX-A N 16 16 2 三位五通电液换向阀 50 35DYF3Y-100BY 80 16 3 行程阀 22C100BH 100 4 调速阀 1 Q6B 6 5 单向阀 70 I100B 100 6 单向阀 I100B 100 7 液控顺序阀 XY63B 63 8 背压阀 1 B10B 10 9 溢流阀 Y10B 10 10 节流阀 I100B 100

16、 11 滤油器 XU80200 80 12 压力表开关 K6B 13 单向阀 70 I100B 100 14 压力继电器 PFB8L 14 15 减压阀 30 J-63 16 单向阀 30 I-63 17 二位四通电磁阀 30 24D-40 18 单向顺序阀 30 DP-63 19 压力继电器 PFB8L 表 11 各工况实际运动速度、时间和流量 工作 阶段 流量 速度(m/s)时间（s）无杆腔 有杆腔 快进 11212.56 4.8212.564.527.51/minpAqqAAL进 214.527.5212.562.71/minAqqAL出进 112344.82 108.04 10600.

17、1/pqvAAm s 31260 100.12.6ts 工进 630.9510/0.057/minqm sL进 214.520.05712.560.021/minAqqAL出进 213430.057 1012.56 10600.76 10/qvAm s进 32390 100.76 10118ts 快退 2.706/minqL进 1212.562.7064.527.52/minAqqAL出进 3342.706104.5210600.1/qvAm s进 33350 100.13.5ts 由表 11 可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求 表 12 允许流速推荐值 管道 推荐流速/(m/

18、s)吸油管道 0.5，一般取 1 以下 压油管道 36，压力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1.53 根据表 11 数值，按表 12 推荐的管道内允许速度取=3 m/s，由式 计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 3344 7.51 10107.260 3.14 3qdmmmmv 3344 7.52 10107.360 3.14 3qdmmv 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径8mm、外径 12mm 冷拔 钢管(3)确定油箱 油箱的容量按式 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=5，得 5 14.5672.8pVqL 六

19、、验算液压系统性能 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，首先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、回油管道长为 l=2m，油液的运动粘度取=110-4m2/s，油液的密度取=103kg/m3。(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 q2=70L/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数 33447.524 10R200608 101 10evdqd 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

20、统压力损失 压差 pe=和油液在管道内流速 同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得 34914434 754 75 1 102 0.9174 102.139 1022 3.148 10lpqqqd 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 p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pn由产品样本查出，qn和 q 数值由表 9 和表 10 列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：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

21、阀 2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀 3 进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为 1p=2222220.20.30.30.2328.136.669.28080100viMpaMpap 在回油路上，压力损失分别为22222200.30.20.30.24535.235.269.28063100vMpaMpap 此值比预先设定的小。所以在快进时系统是偏向安全的。.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。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

22、力损失为。在回油路上总的压力损失为 005.45.40.30.81001000.8565.4225.36220.36363vMPapp该值即为液压缸的回油腔压力 p2=，可见此值与初算时参考表 4 选取的背压值基本相符。所以按表 8 的公式重新计算液压缸的工作压力为 022116433560.8636.45.1612561010MPapFApA 此略高于表 10 数值。K=15W/（m2 C）T2=25C 12TTT 1T 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=，则小流量泵的工作压力为 115.160.50.56.16pepMPappp 此值与估算值基本相符，是调整溢流阀 9 的调整压力的主

23、要参考数据。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Mpappvii074.02.023.0802.20804.36222 此值远小于估计值，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 0022220.30.220.5470708080vMpapp 此值与表 8 的估计数值基本相符，故不必重算。泵的工作压力为 12.030.0742.104pviMPappp 此值是调整液控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。（4）夹紧缸在夹紧时液压

24、油通过 15 16 17 18。回油时通过 17 20。在进油路上的损失为 2222220.20.20.30.143303030508080jMpap 由此可以得到 15 减压阀的压力为 2+=2验算系统发热与温升 由于工进在整个工作循环中占 96%（夹紧缸动作的时间很短，可以不计算）所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失 221220.30.0076816100pnnnMpaqpppq 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 33160.00768600.2560.81010pprpWp qp 液压系统输出的有效

25、功率即为液压缸输出的有效功率 0230200.090.0272FKWVP 由此可计算出系统的发热功率为 025627.2228.8RHWPP 按式 计算工进时系统中的油液温升，即 323228.86.40.065 152202200.065HTVKC 其中传热系数 K=15 W/（m2C）。设环境温 T2=25C，则热平衡温度为 12256.431.4TTT C 1T 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。七、参考文献 液压传动章宏甲、王积伟、黄谊 机械工业出版社 2006 年 液压传动与控制张平格 冶金工业出版社 2004 年 机械设计手册 成大先 化学工业出版社 2003 年