半自动液压专用铣床液压系统.doc

攀枝花学院本科课程设计（论文） 目录攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目： 半自动液压专用 铣床液压系统 学生姓名： 学 号： 所在院(系)： 专 业： 班 级： 指 导 教 师： 职称： 2012 年 6 月 16 日攀枝花学院教务处制 攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目A半自动液压专用铣床液压系统1、课程设计的目的学生在完成液压传动与控制课程学习的基础上，运用所学的液压基本知识，根据液压元件、各种液压回路的基本原理，独立完成液压回路设计任务；从而使学生在完成液压回路设计的过程中，强化对液压元器件性能的掌握，理解不同回路在系统中的各自作用。能够对学生起到加深液压传动理论的掌握和强化实际运用能力的锻炼。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）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。系统参数如附表序号A列数据。题号（）完成设计计算，拟定系统方案图，确定各液压元件的型号及尺寸，设计液压缸。3、主要参考文献1 章宏甲主编，液压与气压传动，机械工业出版社出版 2007.12路甬祥主编.液压气动技术手册.北京.机械工业出版社.20023雷天觉主编.液压工程手册.北京.机械工业出版社.19904、课程设计工作进度计划 内容学时明确机床对液压系统的要求，进行工作过程分析4初步确定液压系统的参数，进行工况分析和负载图的编制14确定液压系统方案，拟订液压系统图4确定液压制造元件的类型并选择相应的液压元件，确定辅助装置4液压系统的性能验算2液压油箱的结构设计，制图及编制技术文件12合计1周指导教师（签字）日期年 月 日教研室意见：年 月 日学生（签字）： 接受任务时间： 年 月 日注：任务书由指导教师填写。 课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名： 年月日 目 录 摘 要3一、 设计目的、要求及题目41.1课程设计的目的41.2设计要求41.3设计题目4二、 负载工况分析52.1负载与运动分析52.1.1工作负载52.1.2摩擦负载52.1.3惯性负载5三、 绘制负载图和速度图73.1根据条件画图7四、 液压系统主要参数的确定94.1液压缸的选定94.1.1 夹紧缸94.1.2工作台液压缸94.2活塞杆稳定性校核114.2.1夹紧缸114.2.2工作台缸114.3液压缸各运动阶段的压力，流量和功率114.3.1夹紧缸114.3.2工作台液压缸124.4 液压缸工况图13五、 液压系统图的拟定145.1选择基本回路145.1.1选择调速回路145.1.2供油方式145.1.3选择快速运动和换向回路155.1.4选择速度换向回路155.1.5 选择调压和卸荷回路165.2 组成液压系统16六、 液压元件的选择176.1确定液压泵的规格和电动机功率186.1.1计算工作液压缸的泵186.1.2计算夹紧液压缸的泵186.1.3电动机功率的确定196.2确定其他元件及辅件196.2.1确定阀类元件及辅件196.2.2确定油管206.2.3确定油箱21七、 液压系统的性能验算227.1验算系统压力损失227.1.1 判断流动状态227.1.2计算系统压力损失227.2系统的发热与温升25参考文献2632 攀枝花学院本科课程设计（论文） 摘要摘 要 液压系统是以电机提供动力基础，使用液压泵将机械能转化为压力，推动液压油。通过控制各种阀门改变液压油的流向，从而推动液压缸做出不同行程、不同方向的动作。完成各种设备不同的动作需要。液压系统已经在各个工业部门及农林牧渔等许多部门得到愈来愈广泛的应用，而且愈先进的设备，其应用液压系统的部分就愈多。所以像我们这样的大学生学习和亲手设计一个简单的液压系统是非常有意义的。关键词：液压传动、稳定性、液压系统 Hydraulic system is the Foundation to power the motor, convert the mechanical energy to use hydraulic pump pressure, promote the hydraulic oil. Through the flow of control valve of hydraulic oil for changing, thus promoting the different strokes, different directions of hydraulic cylinder action. Complete a variety of different actions needed. Hydraulic system has been in various industrial sectors and many sectors such as agriculture, forestry and animal husbandry and fishing are becoming more and more widely used, and more advanced equipment, its application of hydraulic system parts are more. Students learning and hands like us to design a simple hydraulic system is not very meaningful. Keywords :Hydraulic transmission，stability， hydraulic pressure system.攀枝花学院本科课程设计（论文） 一、设计目的、要求及题目一、 设计目的、要求及题目1.1课程设计的目的 学生在完成液压传动与控制课程学习的基础上，运用所学的液压基本知识，根据液压元件、各种液压回路的基本原理，独立完成液压回路设计任务；从而使学生在完成液压回路设计的过程中，强化对液压元器件性能的掌握，理解不同回路在系统中的各自作用。能够对学生起到加深液压传动理论的掌握和强化实际运用能力的锻炼。1.2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。1.3设计题目设计参数见下表。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=0.2工作台液压缸工进行程（mm）：L2 导轨面动摩擦系数：d=0.1工作台启动时间（S）：t=0.5 攀枝花学院本科课程设计（论文） 二、负载-工况分析序号FLFcGGcV1V2L1L2Lctc一号2.86.82.2745.44526090102二、 负载工况分析 2.1负载与运动分析 2.1.1工作负载 1)夹紧缸 由于夹紧缸的工作对于系统的整体操作的影响不是很高，所以在系统的设 计计算中把夹紧缸的工作过程简化为全程的匀速直线运动，所以不考虑夹紧缸的惯性负载等一些其他的因素。 2)工作台液压缸 工作负载极为切削阻力FL=2.8KN。 2.1.2摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： (1)静摩擦阻力 (2)动摩擦阻力 2.1.3惯性负载 快进 攀枝花学院本科课程设计（论文） 二、负载-工况分析 工进 快退 假设液压缸的机械效率5，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2.1所示。 表2.1 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液压缸推力启动440463.2加速260.41274.1快进220231.6工进30203178.9反向启动440463.2加速260.41274.1快退220231.6攀枝花学院本科课程设计（论文） 三、绘制负载图和速度图三、 绘制负载图和速度图3.1根据条件画图根据工况负载和以知速度和及行程S，可绘制负载图和速度图，如下图（图3.1、图3.2）所示：图3.1(负载图)图3.2（速度图）攀枝花学院本科课程设计（论文） 四、液压系统主要参数的确定四、 液压系统主要参数的确定4.1液压缸的选定 4.1.1 夹紧缸根据负载选择液压缸的执行压力p=1.5MPa。 根据4中表4-4（GBT2348-80），D取80mm。根据稳定性校核LC/d10时，液压缸能满足稳定性条件，LC=10mm ，这里取d=40mm。液压缸的有效作用面积：有杆腔：无杆腔：此时实际工作压力为：，所以选取工作压力1.5MPa满足要求。 4.1.2工作台液压缸 所设计的动力滑台在工进时负载最大，参考表4.1和表4.2，初选液压缸的工作压力P1=2MPa.表4.1 按负载选择工作压力负载/KN50工作压力/MPa0.811.522.533445表4.2液压设备常用工作压力机械类型机床农业机械中型工程机械液压机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/MPa0.82.0352881010162032 表4.3 执行元件背压力估计值 系统类型背压力/MPa中低压系统0-8MPa简单系统和一般轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补液泵的闭式回路0.81.5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。工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4.3选定背压为，而液压缸快退时背压取0.5Mpa由式得 则活塞直径 参考表4.4及表4.5，取标准值得。由此求得液压缸两腔的实际有效面积： 无杆腔： 有杆腔： 实际工作压力为：，即选取工作压力2MPa满足要求。表4.4 按液压缸工作压力选取d/D工作压力/MPa.02.05.05.07.07.0d/D0.20.30.50.580.620.700.7表4.5 按速比要求确定d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：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。4.2活塞杆稳定性校核 4.2.1夹紧缸由于夹紧缸的活塞杆直径是利用稳定性校核来计算的，所以不需要进行校核。 4.2.2工作台缸因为活塞杆的总行程为330mm，活塞杆的直径是40mm，所以L/d=8.2510，所以满足稳定性要求。4.3液压缸各运动阶段的压力，流量和功率 4.3.1夹紧缸 （）回油路背压为0.5Mpa 夹紧时： ， 放松时： ，4.3.2工作台液压缸快进时，液压缸无杆腔进油，压力为p1；有杆腔回油，压力为p2。快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1；无杆腔回油，压力为p2。 由于液压缸是差动连接，回油口到进油口之间的压力损失取。快退时，回油路的背压取0.5MPa，即。 表4.6 液压缸各工作阶段的压力、流量和功率工作循环负载F/N回油背压进油压力输入流量输入功率P/W计算公式快进启动463.200.20加速274.1P=0.50.66恒速231.6P=0.50.630.1169.3工 进3178.9 0.8 1.723.0616攀枝花学院本科课程设计（论文） 四、液压系统主要参数的确定快退启动463.2 00.41加速274.10.51.31恒速231.60.51.270.11274.4 液压缸工况图攀枝花学院本科课程设计（论文） 五、液压系统图的拟定 五、 液压系统图的拟定5.1选择基本回路 5.1.1选择调速回路 由可知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。为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。 5.1.2供油方式 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。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来看，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。同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。 图5.1.2 双泵供油 5.1.3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。考虑到从工进转快进快退时回路流量较大，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磁换向阀。 图5.1.3 三位五通电磁换向阀 5.1.4选择速度换向回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换向时的液压冲击，选用行程阀控制的换向回路。 图5.1.4 行程阀控制换向回路 5.1.5 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确定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。5.2 组成液压系统 将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图5.2，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题。增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置的单向阀11。 表5.2 元件动作顺序表 电磁铁 行程阀液压缸工作循环夹紧缸夹紧快进工进快退夹紧缸放松1YA-+-2YA-+-3YA-+4YA+-5YA-+- 攀枝花学院本科课程设计（论文） 五、液压系统图的拟定 图5.2 液压系统图 攀枝花学院本科课程设计（论文） 六、液压元件的选择六、 液压元件的选择6.1确定液压泵的规格和电动机功率 6.1.1计算工作液压缸的泵 (1)计算液压泵的最大工作压力 由表4.6可知，工作台液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力p1=1.72MPa。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=1MPa，则限压式变量泵的最高工作压力估算为： (2)计算液压泵的流量由表4.6可知，油源向液压缸输入的最大流量为q=110mL/s，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为： 而工进时调速阀的稳定流量是1.78mL/s，所以泵的稳定输出流量不得小于工进时的流量。 (3)确定液压泵的规格 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后选用YB1-6.3型单叶片液压泵，其排量大小为6.3ml/r,当液压泵的转速为1450r/min时，该液压泵的理论流量为9.14L/min。取液压泵的容积效率为，则液压泵的实际流量大小为： 6.1.2计算夹紧液压缸的泵(1)计算液压泵的最大工作压力 由以上计算可知，夹紧液压缸在夹紧时工作压力最大，夹紧缸最大压力p2=1.353MPa。选取进油路上的总压力损失p=0.4MPa，则限压式变量泵的最高工作压力估算为： (2)计算液压泵的流量由以上计算可知，油源向液压缸输入的最大流量为，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为： (3)确定液压泵的规格 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，最后确定选取型叶片泵，额定转速1450r/min,容积效率，额定流量为4.64L/min，满足要求。6.1.3电动机功率的确定把上述两液压泵双联由电动机一起带动，则工作液压缸在快退时输入功率最大，取进油路上的压力损失为0.5Mpa，则液压泵输出压力为1.81Mpa，又工作液压泵总效率，这是液压泵的驱动电动机的功率为： 根据以上的数据查机械设计手册选用Y801型电动机，其额定功率为0.55kW，额定转速为1200r/min。6.2确定其他元件及辅件6.2.1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6.2.1所列。其中，溢流阀9按泵的额定流量选取，调速阀4选用Q-6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.11L/min。 表6.2.1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规格型号额定流量额定压力额定压降1限压式变量泵-YB1-6.3-6.3-2三位五通电液换向阀7035DYF3 -C10B806.30.33行程阀62.322C-100BH1006.30.34调速阀1QF3-E6aB6.36.3-5单向阀70100B1006.30.26单向阀29.3100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.3-攀枝花学院本科课程设计（论文） 六、液压元件的选择9溢流阀5.1Y10B106.3-10滤油器36.6XU-80200806.30.0211单向阀27.9100B1006.30.212单向阀70100B1006.30.213压力继电器-PF-D8L-14叶片泵-6.04.8-15单向阀29.3100B1006.30.216顺序阀28.1XY63B636.30.3注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。 6.2.2确定油管 表6.2.2 允许流量推荐值管道推荐流速吸油管道0.51.5，一般取1一下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm，外径28mm的10号冷拔无缝钢管。6.2.3确定油箱油箱的容量按估算，其中为经验系数，低压系统=24；中压系统=57；高压系统=612。现取=6，得攀枝花学院本科课程设计（论文） 七、液压系统的性能验算七、 液压系统的性能验算7.1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，首选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。现取进回油管长l=2m,油液的运动粘度取，油液的密度取 7.1.1 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进时回油流量=1.83L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大，因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2320），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。 7.1.2计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时带入沿程压力损失计算公式，并将已知数据带入后，得可见，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，其中的由产品样本查出。滑台在快进工进和快退工况下的压力损失计算如下： （1）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电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油回合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，使得出差动连接运动时的总的压力损失 (2) 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0.5MPa。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处的压力损失为0.6MPa,若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损