毕业论文范文——机床液压系统

摘 要 现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。本文主要对负载与运动分析，确定液压系统主要参数，拟定液压系统原理图，计算确定液压元件，验算了液压系统性能。通过设计掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高了综合能力，为今后的设计工作打下良好的基础。关键词 现代机械，液压传动系统，液压传动，机床 Abstract Modern Machinery in general are mostly mechanical, electrical, hydraulic three in close contact with an integrated body. Hydraulic transmission and mechanical transmission, electric side by side for the three traditional forms of transmission, hydraulic transmission system design in the modern mechanical design work occupies an important position. In this paper, the load and motion analysis to determine the main parameters of the hydraulic system to develop hydraulic system schematic diagrams, calculations to determine hydraulic components, checking the hydraulic system performance. Grasp the universal through the design of hydraulic components, especially the selection of various types of standard components, principles and loop combination method to develop design skills, improve the comprehensive capacity of the design work for the future and lay a good foundation.Key words：modern machinery, hydraulic transmission, hydraulic transmission, machine tools目 录摘 要1 设计内容及要求22 负载与运动分析33 确定液压系统主要参数63.1 初选液压缸工作压力6 3.2 计算液压缸主要尺寸64 拟定液压系统原理图104.1 选择基本回路10 4.2 组成液压系统125 计算和选择液压件14 5.1 确定液压泵的规格14 5.2 确定电动机功率15 5.3 确定其它元件及辅件156 验算液压系统性能19 6.1 验算系统压力损失19 6.2 验算系统发热与温升247 结束语268 参考献271、 设计内容及要求题目：在某专用机床上有一夹紧进给液压系统，完成工件的先夹紧后、后进给任务工作原理如下：夹紧油缸：快进 慢进 达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸：快进 慢进 达到进给终点 夹紧油缸快速退回夹紧缸快进速度：0.05m/s夹紧缸慢进速度：8mm/s最大夹紧力：40KN 进给油缸快进速度：0.18m/s进给油缸慢进速度：0.018m/s最大切削力：120KN进给工作部件总质量：m=250Kg 夹紧缸行程：用行程开关调节（最大250mm）进给缸行程：用行程开关调节（最大1000mm） 2、负载与运动分析已知最大夹紧力为40KN，则夹紧油缸工作负载，液压缸的机械效率取则推力，由于夹紧工作工作部件总质量很小，可以忽略。则惯性负载阻力负载。夹紧缸快进、快退速度：= =0.05m/s，夹紧缸慢进速度：=8mm/s。夹紧缸行程：用行程开关调节最大250mm已知最大切削力为120KN，则进给油缸工作负载。进给工作部件总质量：，取静摩擦因数为，动摩擦因数为；取往复运动的加速、减速时间0.2s。进给油缸快进、快退速度：=0.18m/s，进给油缸慢进速度：=0.018m/s，进给缸行程：用行程开关调节最大1000mm。由式 式（21）式（21）中 工作部件总质量快进或快退速度运动的加速、减速时间由式（21）求得惯性负载 再求的阻力负载 静摩擦阻力 动摩擦阻力 取液压缸的机械效率取则推力综上所诉得出液压缸在各工作阶段的负载表21和表22。表21 夹紧缸各工作阶段的负载F(N)工况负载组合负载值工况负载组合负载值启动0工进40000加速0快退0快进0表22 进给缸各工作阶段的负载F(N)工况负载组合负载值工况负载组合负载值启动490工进120245加速470快退245快进245根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可分别绘制出两油缸工作负载图F-l和速度图-l，如图2-1，图2-2所示。 夹紧缸负载图F-l 进给缸负载图F-l 图 2-1 夹紧缸速度图-l 进给缸速度图-l 图2-23、确定液压系统主要参数3.1 初选液压缸工作压力根据系统中夹紧油缸工作最大负载为，在工进时负载最大，在其它工况负载很小，参考机械设计手册初选液压缸的工作压力p1=4MPa。进给油缸工作最大负载为，在工进时负载最大，在其它工况负载较小，参考机械设计手册初选液压缸的工作压力p1=8MPa。3.2 计算液压缸主要尺寸机床没要求快退速度这里选取液压缸快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式即液压缸有（A1=2A2）。工进时为防止冲击现象，液压缸的回油腔应有背压，参考机械设计手册由于选用有杆腔回油路直接油缸，背压可忽略不计，选此背压为p2=0 MPa 。无杆腔回油路带调速阀的系统，这时参考机械设计手册可选取背压为p2=0.5MPa 。由式 式（3-1） 在式（3-1）中 、分别为缸的工作压力、回油路背压、分别为缸的无杆腔工作面积、有杆腔工作面积缸的工作负载液压缸的机械效率，取再根据，得 ，求得夹紧油缸无杆腔工作面积进给油缸无杆腔工作面积 由 得，夹紧油缸活塞直径进给油缸活塞直径由 得，参考，圆整后取标准数值，得夹紧缸，进给缸，。 由，求得液压缸两腔的实际有效面积为夹紧缸两腔的实际有效面积为，进给缸两腔的实际有效面积为，经检验，参考表3-1，活塞杆强度和稳定性均符合要求。表3-1按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7根据计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32和表33所列，系统主要为进给缸供油，由此绘制进给缸工况图如图3-1所示表32夹紧缸在各阶段的压力、流量和功率值夹紧缸工况推力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00.320夹紧4444403.6130.0984快退0.50.295表33进给缸在各阶段的压力、流量和功率值进给缸工况推力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544.4400.063加速522.220.060恒速222.220.0261.55880.0405工进13360607.570.31792.4065快退启动544.440.51.04加速422.221.028恒速222.221.0061.621.630注： 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。进给缸工况图 图3-14、拟定液压系统原理图41选择基本回路411 选择调速回路 由图2可知，这台机床液压系统功率与运动速度，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。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。412选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作中两个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。夹紧系统中最大流量与最小流量之比，而在进给系统中最大流量与最小流量之比，在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可以随时调节。根据该机床工作原理，则系统两个油缸可公用一个泵，为此可选用限压式变量泵或叶片泵作为油源。且两者都能实现系统功能，从要求压力较高、系统效率、经济适用的角度来看，最后确定选用双作用叶片泵方案。413选择快速运动和换向回路考虑系统流量较大，系统中选用电液换向阀换向回路，控制进油方向选用三位四通电液换向阀，控制液压缸选用三位四通电液换向阀，如图4-1所示。图4-1414选择速度换接回路 系统由快进转为工进时，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。为了给进给缸快退发出信号，由于最大行程可以随时调节，则需要设置一个行程开关。为了便于进给缸动作完成后系统能自动为夹紧缸发出快退信息，在进给缸旁设置一个压力继电器。如图4-2所示。图4-2415选择进油调压回路 在双缸利用一个双作用叶片泵供油，根据本机床工作原理和工作参数可知两个油缸不是同时进行工作且两个油缸所需要的供油压力不同。需要设置简单的调压，即在进给系统和夹紧系统中各设置一个溢流阀调节压力。如图4-3所示。图4-342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，如下图4-4所示，系统的动作循环如表4-1。在图中，为了避免机床夹紧工作停止后，夹紧油缸回路中无法保持夹紧力，图中在夹紧缸旁添置了蓄能器。图4-4表4-1系统的动作循环表运动名称信号来源电磁铁工作状态液压元件工作状态1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA阀2阀3a阀3b阀4阀7夹紧缸快进起动按钮+-+-左位中位左位右位右位夹紧过程压下行程开关10a+-+-左位进给缸快进压力继电器15a -+-右位左位中位进给缸工进压下行程开关10b-+-+左位进给缸快退压下行程开关10c-+-+-右位右位夹紧缸快退压力继电器15b+-+-左位中位右位右位5、计算和选择液压件51确定液压泵的规格511计算液压泵的最大工作压力由表32和表33可知，进给缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=8.32MPa，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=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa 。由式 式（5-1）在式（5-1）中 最高工作压力 最大工作压力总压力损失动作要求压差则泵的最高工作压力估算为512 计算液压泵的流量由表32和表33可知，油源向进给缸输入的最大流量为1.6210-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1。由式 式（5-2）式（5-2）中 缸最大的流量，回路泄漏系数 ，输入的最大流量。则泵提供油缸最大的流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，则泵的总流量根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取型叶片泵，排量为。若取液压泵的容积效率为，则当泵的转速时，液压泵的实际输出流量为5.2 确定电动机功率由表21和表22可知，进给油缸工进时输入功率最大，这时液压泵最大工作压力为8.67MPa，若取液压泵总效率p=0.8，由式 式（5-3）式（5-3）中电动机功率， 工作压力，工作流量 ，液压泵总效率。这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y225M6型电动机，其额定功率为30KW，额定转速为980r/min。53 确定其它元件及辅件531 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51所列。532确定油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，由于液压缸在实际快进、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52所列。由表52可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表52数值，系统中当油液在压力管中流速取由式计算得各液压缸系统中相连的油管内径分别为由于两根管道内径差别大，则不统一选取。查阅产品样本，选出夹紧缸系统中选用外径、厚度1.6mm的钢管，进给缸系统中选用外径、厚度3mm的无缝钢管。533确定油箱根据机床工作原理夹紧缸和进给缸不会同时工作，由于进给缸工作流量最大，则计算进给缸的油量。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。由式 式（5-4）式（5-4）中 油箱的容量 经验系数最大工作流量现取，得按规定，取标准值。表51液压元件规格及型号序号元件名称估计通过的最大流量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/MPa1双作用叶片泵119.95142三位四通电液换向阀120160250.53a三位四通电液换向阀250300250.5b三位四通电液换向阀451604行程阀200.0750160.55调速阀66单向阀100.27二位二通电磁换向阀12010000/600.2120.58调速阀2050169单向阀60125250.3510行程开关11溢流阀19.9250100.512溢流阀119.95250100.513滤油器120160320.3514单向阀120125250.3515压力继电器1016液控单向阀1040250.3517蓄能器10表52各工况实际运动速度、时间和流量参 数快进工进快退夹紧缸输入流量排除流量运动速度进给缸输入流量排除流量运动速度6、验算液压系统性能61验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，所以只能估算阀类元件压力损失，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，管路压力损失可以不考虑。压力损失的验算应按一个工作中不同阶段分别进行。6.1.1 夹紧缸系统的验算1）快进快进时，液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上，油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3b、通过行程阀4的流量都为，然后进入液压缸无杆腔。由式 式（6-1）式（6-1）中总压力总损失，元件压力损失，实际通过流量，额定通过最大流量。在进油路上，由式（6-1）得压力总损失为此值不大，不会影响提供液压缸所需压力。在回油路上，无杆腔中油液通过电液换向阀3b流量为，流入回油箱。在回油路上，由式（6-1）得压力损失为此值不大，不会影响提供液压缸系统。2）夹紧夹紧过程，在进油路上，油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3b的流量都为、调速阀5进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa,这时在回油路上，油液通过电液换向阀3b返回油箱。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上由式（6-1）得总的压力损失为在回油路上由式（6-1）得压力总损失为该值微略大于液压缸的回油腔压力p2=0MPa，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。按表32的公式重新计算液压缸的工作压力为此值与表32数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，为保证夹紧力，故将蓄能器保压大小略高于液压缸所需压力取略高0.1MPa。故由式（5-1）溢流阀11的调压应为此值是调整溢流阀11的调整压力的主要参考数据。3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀14、电液换向阀2、电液换向阀3b的流量都为，然后进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀6、液控单向阀16和电液换向阀3b流量都为，返回油箱。在进油路上由式（6-1）得总的压力损失为此值较小，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上由式（6-1）得总的压力损失为该值小于表32液压缸的回油腔压力p2=0.5MPa，但由于机床夹紧缸系统中冲击很小，再参考表52中的速度数据则不会影响系统安全。612 进给缸系统的验算1）快进快进时，液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上，油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3a、通过二位二通电磁换向阀7的流量都为，然后进入液压缸无杆腔。在进油路上，压力总损失为此值不大，再参考表52中的速度数据，不会太影响提供液压缸所需压力和速度。在回油路上，无腔杆中油液通过通过单向阀3a流量为，流入回油箱。在回油路上，压力损失为。此值不大，再参考表52中的速度数据，不会太影响提供液压缸所需压力和速度。2）工进夹紧过程，在进油路上，油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3a的流量都为是、调速阀8进入液压缸无杆腔，在调速阀8处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀3a返回油箱。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失为此值略大于估计值0.5MPa但基本相符。在回油路上总的压力损失为：，该值微略大于液压缸的回油腔压力p2=0MPa，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。按表33的公式重新计算液压缸的工作压力为此值与表33数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，故溢流阀12的调压应为。此值是调整溢流阀12的调整压力的主要参考数据。3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀14、电液换向阀2、电液换向阀3a的流量都为，然后进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀9和电液换向阀3a流量都为，返回油箱。在进油路上总的压力损失为此值较小，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该值小于表33液压缸的回油腔压力p2=0.5MPa，但由于机床夹紧缸系统中冲击很小，则不会影响系统安全。62验算系统发热与温升系统工进在整个工作循环中占90%以上，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。根据机床工作原理夹紧缸和进给缸不会同时工作，则分别计算。由式 式（6-2）式（6-2）中 输出功率，工作负载，工