卧式铣削专用机床机电液课程设计.doc

目 录任务书21 液压系统设计41.1 分析负载41.1.1主液压系统负载分析41.1.2 夹紧液压系统负载分析 51.2 确定执行元件主要参数61.2.1 确定主液压缸执行元件主要参数61.2.2 确定夹紧液压缸执行元件主要参数72 液压系统工况分析93 plc设计104 计算和选择液压件124.1 液压泵124.2 阀类元件及辅助元件134.3 油管144.4 油箱145 计算和选择液压件156 小结177 参考文献17任务书现有一台卧式铣削专用机床。技术参数（1） 运动部件重量为25000n，最大铣削力为15000n（采用平面导轨），夹紧力为40000n。（2） 快进、快退速度为5m/min，工进速度为100200mm/min。（3） 主液压缸最大行程为450mm，其中工进行程为200mm；夹紧缸行程为20mm。（4） 夹紧时间为1s。（5） 平面导轨与工作台之间的摩擦系数fjing=0.2，fdong=0.1要求液压系统完成的工作循环工件夹紧工作台快进工作台工进工作台快退工件松开具体要求：（1） 每一次循环结束，主轴电机和液压电机不停止。（2） 机床具有“半自动”和“调整”两种工作状态，机床处于“调整”工作循环时，可分别实现对液压滑台的单独点动控制。需完成的设计任务如下（1） 计算主运动的切削力、并选择动力部件。（2） 计算液压系统（进给系统）各工作阶段的负载，并选择液压系统的电机、泵和阀。（3） 绘制液压系统原理图。（4） 根据工作循环确定电磁阀磁铁的动作表，选择液压控制系统的输入和输出设备，绘制plc(c型)的端子接线图。（5） plc的梯形图控制程序。（6） 编写设计说明书（5000字以上）。1液压系统设计1.1分析负载1.1.1主液压系统负载分析1）外负载高速钢铣刀铣削工件最大铣削力（单位为n）为又铣床为双面铣削，所以=15000n=15000n2）惯性负载铣床运动部件重量为=25000n加速（减速）时间 t取0.1s 惯性负载 3）阻力负载机床运动部件对平面导轨的法向力为=g=25000n静摩擦阻力 =0.225000n=5000n动摩擦阻力 = =0.125000n=2500n4）液压缸在各工作阶段的负载情况，如下表所示： 表1 主液压缸各阶段的负载情况工 况负载计算公式液压缸负载启动5000加速4623.7快进2500工进17500快退25005）按上表数值绘制负载图和速度图如下图所示：卧式铣削专用机床液压缸负载图和速度图a）负载图 b）速度图1.1.2 夹紧液压系统负载分析1）惯性负载铣床运动部件重量为=25000n夹紧时间 t取1s 夹紧速度v取0.02m/s2）阻力负载机床运动部件对平面导轨的法向力为 =g=25000n静摩擦阻力 =0.2x25000n=5000n动摩擦阻力 =0.1x25000n=2500n3）最大夹紧力 =40000n液压缸在各工作阶段的负载情况，如下表所示：表2 夹紧缸各阶段的负载情况工 况负载计算公式液压缸负载启动5000夹 紧2550.97保 持40000松 开2550.971.2确定执行元件主要参数1.2.1确定主液压缸执行元件主要参数1）初选液压缸压力由表1可知卧式铣削专用机床最大负载约为17500n，由书中表8-7和表8-8知此时液压系统适宜取压力为p1=2.8mpa2）计算液压缸尺寸鉴于工作台快进快退速度相等，故在此可以液压缸可以选取单活塞杆式液压缸，并在快进时做差动连接。无杆腔与有杆腔的有效面积为a1=2a2，回油路上有背压阀或调压阀，按书中表8-3取背压p2=0.6mpa，回油管路压力损失取p=0.3mpa，查液压缸的机械效率。d=0.707d=0.707x0.096=0.068m将这些直径按gb/t23482001圆整成就进标准值为d=100mm，d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为经检验活塞杆的强度和稳定性均符合要求。3）液压缸工作循环中各阶段的压力、流功率量和的计算值如下表所示：表3主液压缸所需的实际流量、压力和功率工况负载回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进启动500001.35加速4623.71.51 恒速25000.990.310.31工进175000.62.630.0130.0260.0340.068快退启动500001.20加速4623.70.62.38恒速25000.61.830.32 0.591.2.2确定夹紧液压缸执行元件主要参数1）初选液压缸压力由表2可知夹紧时最大负载约为40000n，此时液压系统适宜取压力为p1=4.5mpa2）计算液压缸尺寸鉴于夹紧过程快进快退速度相等，故在此可以液压缸可以选取单活塞杆式液压缸，并在快进时做差动连接。无杆腔与有杆腔的有效面积为a1=2a2，回油路上有背压阀或调压阀，取背压p2=1.2mpa，回油管路压力损失取p=0.6mpa，查液压缸的机械效率。d=0.707d=0.707x0.117=0.08m将这些直径按gb/t23482001圆整成就进标准值为d=125mm，d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为经检验活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 3）表4 夹紧液压缸所需的实际流量、压力和功率工 况负载回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式启 动500001.04夹 紧2550.970.61.390.1050.146保 持400001.24.10松 开2550.970.61.380.1450.2002 液压系统工况分析选择调速回路，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。为防止铣完工作时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加被压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。（1）选择油源形式 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 t2/t1=120/8.4=14.3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、节省能量角度看来，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。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案。（2）选择快速运动和换向回路 本系统已选择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。（3）选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大(v1/v2=5/0.1=50)，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路。（4）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调定，无需另调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过夜空顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需要再设卸荷回路。基本回路并整理得液压系统原理图：3 plc设计1)电磁阀磁铁动作表滑台 电磁铁ya1ya2ya3ya4sq1转换主令夹紧-+-sb1快进+-sb2工进+-+sq1快退-+-+sb4松开-+-sb5停止-sb62)plc端子接线图3)plc程序梯形图4 计算和选择液压件4.1液压泵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，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.63mpa,如在调速阀进口节流阀调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.6 mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5mpa，则小流量泵的最高压力估算为pp2p1+p+pe=2.63+0.6+0.5=3.73 mpa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，快退时液压缸的工作压力最大为p1=2.38mpa，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=0.4mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为pp2p1+p=2.38+0.4=2.78 mpa2）计算液压泵的流量油源向液压缸输入的最大流量为，若取回油泄漏系数kl=1.05，则两个泵的总流量为qpkq1=1.05x=20.16l/min考虑到溢流阀的最小稳定流量为3l/min，工进时最大流量为1.56 l/min，则小流量泵的流量最少应为4.56l/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pv2r12-6/26型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6ml/r和26ml/r,当液压泵的转速为时，其理论流量为30.08l/ml，若取液压泵容积效率t=0.9 由于液压缸在快退时输入功率最大，此时液压泵工作压力为2.38mpa，流量为。按表8-13取液压泵的总效率，则液压泵驱动电机功率为：查阅文献(3)，选用y100l-6型电动机，额定功率为1.5kw，额定转速为940r/min。4.2阀类元件及辅助元件根据泵的工作压力和通过各阀的实际流量，选取各元件规格，如下表所示。各元件的规格序号元件名称额定流量/（l/min）额定压力型号规格1双联叶片液压泵17.5pv2r12-6/262三位五通电液阀801635dye3ye10b3行程阀6316axqfe10b（单向行程调速阀）qmax=100l/min4调速阀0.0750165单向阀63166单向阀6316af3ea10b7顺序阀6316xf3e10b8背压阀6316ye3e10b9溢流阀6316ye3e10b10单向阀6316af3ea10b11过滤器63xu63x80-j12压力表开关16kf3e3b13单向阀6316af3ea10b14压力继电器10hed1ka/1015减压阀631616单向阀6316af3ea10b17可调节流阀631618二位四通电磁换向阀631619顺序阀6316xf3e10b20单向阀6316af3ea10b4.3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、出管则按输入、排除的最大流量计算。由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，结果如下所示：液压缸的进、出流量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。根据上表的数值，并按推荐取油液在压油管的流速v=3m/s，液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为这两根油管都按gb/t23512005选用内径=15mm、外径=18mm的冷拔钢管。4.4油箱油箱容积估算，取经验值=7，故其容积为按gb/t79381999规定，取最靠近的标准值v=200l。5 计算和选择液压件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布局尚未具体确定，整个系统压力损失无法全面估算，故只能先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的阶段分别进行。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阀10的流量为22l/min、通过换向阀2的流量是27.1l/min，然后与有杆腔的回油汇合，一流量55.3l/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上得总压降为回油路上，液压缸有杆腔中得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与无杆腔压力只差。此值略小于原估算值0.5mpa。故可按表中公式重新计算快进时液压杆进油腔压力为：此值略高于表中数值。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1.56l/min，在调速阀4出得压力损失为0.5mpa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.78l/min，在背压阀8出的压力损失为0.6mpa，通过顺序阀7的流量为（0.78+22）l/min=22.78l/min，因此此时液压缸回油压力为可见此值略小于原估计值0.8mpa。故可按表中公式重新计算快进时液压杆进油腔压力为：此值略小于原表中值。考虑到压力继电器可看动作需要压差，故溢流阀9的调压应为：3） 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22l/min、通过换向阀2的流量为27.1l/min；油液在回油路上通过单向阀2和单向阀13的流量都是53.1l/min。因此进油路上总压降为此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为此值与原表中估计值相近，故不必重算。所以快退时液压泵的工作压力应为因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7调压应大于2.262mpa。4） 验算油液升温工进在整个工作循环过程中所占得时间比例达95%，所以系统发热和油液升温可按工进时的工况分析。工进时液压缸的有限功率为这时大流量液压泵经顺序阀7，小流量泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀7的流量为22l/min，此时该阀在额定流量63l/min时的压力损失，故此阀在工进时的压力损失小液压泵工进时的工作压力，流量，所以两个液压泵的总输入功率算的液压系统的发热功率为可算出油箱散热面积为查表的油箱的散热系数,求出油液升温为查表的，此升温值没有超出允许范围，故该系统不必设置冷却器。6 小结卧式铣削专用机床液压系统设计，是在液压与气压传动课程之后进行的实践性教学