铣削专用机床液压传动系统设计【含CAD图纸、说明书】
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毕毕 业业 设设 计计 (论论 文文) 铣削专用机床液压系统设计 Milling special machine hydraulic system design 系 名： 机械工程系 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 六 月 2 目 录 摘要摘要.3 引言引言.5 第一章第一章 液压系统设计要求和工况分析液压系统设计要求和工况分析.6 1.1 明确设计要求.6 1.2 工况分析.6 第二章第二章 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图.9 2.1 液压回路选择.9 2.2 液压系统原理图.9 第三章第三章 液压系统的计算和选择液压元件液压系统的计算和选择液压元件11 3.1 液压缸的主要尺寸的确定11 3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格.12 3.3 液压阀的选择13 4.1 压力损失的验算14 4.2 系统温升的验算17 结结 论论.19 致致 谢谢.20 参考文献参考文献.21 3 铣削专用机床液压系统设计 摘要摘要 传动装置是一部机器的重要组成部分，它在很大程度上决定着机器的性能。传动装 置的主要类型有机械传动、电气传动和流体传动。液压传动和液力传动是以液体为工作 介质的流体传动，其中液压传动是以液体的压力能来工作的，液压传动在工业生产的各 个领域中都有着非常广泛的应用，尤其在组合机床的传动系统中更是有着独特的优势。 本次设计机床的液压系统，运用了液压传动系统的各方面知识，通过对液压系统的工作 循环和工况分析计算其参数，选择系统回路、元件、附件等。在满足其使用要求的前提 下使系统质量轻，体积小，性能完善，维护方便。而压力传动除压力能外，主要是靠液 体的动能进行工作的。 关键词：关键词：液压传动、液压泵液压传动、液压泵 4 Milling special machine hydraulic system design Abstract Transmission is an important component of a machine, which largely determines the performance of the machine. The main types of gear mechanical transmission, electrical transmission and fluid power. Hydraulic transmission and hydraulic transmission fluid as the working medium is a fluid transmission, which is based on the hydraulic fluid pressure to drive to work, the hydraulic transmission in all areas of industrial production has a very wide range of applications, especially in combination machine Transmission is a unique advantage. The design of the machines hydraulic system, the use of all aspects of hydraulic system only through the work of the hydraulic system of loops and conditions to calculate the parameters, select the system circuit, components, accessories and so on. In meeting its requirements under the premise of using the system light weight, small size, performance, sound, and easy maintenance. In addition to the pressure to drive the pressure, the kinetic energy of the liquid depends mainly on work carried out. Key words: Hydraulic transmission, hydraulic pump 5 引引 言言 液压传动相对于机械传动来说。是一门发展较晚的技术。自 18 世纪末英国制成世界 上第一台水压机算起，液压传动技术只有二三拜百年的历史。直到 20 世纪 30 年代它才 较普遍地用于起重机、机床及工程机械。在第二次世界大战期间，由于战争需要，出现 由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器。第二次世界大战结束后， 战后液压技术迅速转向民用工业，液压技术不断应用于各种自动机及自动生产线，从而 使它在机械制造、工程机械、农业机械、汽车制造等行业得到推广应用。 日常所见到的机器，如机床、起重机、汽车、拖拉机等，都装有一个用来接受外界 能源输入的原动机，如电动机、内燃机等，并通过机器中的一系列传动装置，把原动机 的动作转变为机器工作机构的动作，以完成机器工作任务。例如，车床主轴的旋转、刀 架的移动、起重机吊钩的升降等等。所以一部完整的机器都是由原动机，传动装置和工 作机构三部分所组成，其中传动方式又有多种，液压传动以其功率大，调速方便等优点 在传动装置中得到广泛应用。 20 世纪 60 年代以来液压技术随着原子能、空间技术、计算机技术的发展迅速发展，并 渗透到各个工业领域中。液压技术开始向高速、高压、大功率、高效率、低噪声、经久 耐用、高度集成化的方向发展。 我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代，最初只是应用于机床和锻压设备山个，后来又 用于拖拉机和工程机械。现在，我国的液压元件随着从国外引进一些液压元件、生产技 术以及进行自行设计，现已形成了系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。我国 的液压技术在 21 世纪将获得更快的发展。现在液压传动在组合机床传动系统中的应用技 术已经非常成熟，本设计就是液压传动在组合机床上应用的一个实例。 6 第一章 液压系统设计要求和工况分析 1.1 明确设计要求 设计内容：设计一套液压系统，系统完成的工作循环是：工作夹紧工作台快进 工作台工进工作台快退工作台松开。运动部件的重力为 25000N。 快进、快退速度为 5m/min,工进速度为 1001200mm/min,最大行程为 400mm,其中工 进行程为 180mm。最大切削力为 18000N.采用平面导轨。夹紧缸的行程为 20mm，夹紧力为 30000N，夹紧时间为 1s. 明确液压系统的动作和性能要求，例如，执行元件的运动方式、行程和速度范围、 负载条件、运动的平稳性和精度、工作循环和动作周期、同步或联锁要求、工作可靠性 要求等。 明确液压系统的工作环境，例如，环境温度、湿度尘埃、通风情况、是否易燃、外 界冲击振动的情况及安装空间的大小等。 1.2 工况分析 首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图 1 所示。然后计算各阶段的 外负载并绘制负载图。 液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即 F=F +F +F wfa 式中 F _工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本 w 例中 F 为 18000N； w F _运动部件速度变化时的惯性负载； a 7 F_导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平 f 导轨 F 可由下式求得 f F f(G+F)； fRn G_运动部件重力； F_垂直于导轨的工作负载，事例中为零； Rn f_导轨摩擦系数，在本例中取静摩擦系数为 0.2，动力摩擦系数为 0.1。则 求得 F=0.2 25000N=5000N f S F=0.1 25000N=2500N f a 上式中 F为静摩擦阻力, F为动摩擦阻力。 f S f a F = a g G t v 式中 g_重力加速度； t_加速或减速时间，一般t=0.010.5s； v_t 时间内的速度变化量。 在本例中 F =N=4230N a 8 . 9 25000 6005 . 0 5 根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载见表 1，并画了如图所示的负循环图。 8 110220 330400 2 4 6 S(min) 速度循环图 0 110220 330 400 2500 9230 负载循环图 S(min) 0 图 1 工况图 表 1 负载表 工作循环外负载 F（N）工作循环外负载 F（N） 启动、加速 F=F+F f S a 9230工进 F=F+F f a w 20500 快进 F= F f a 2500快退 F = F f a 2500 9 第二章 拟定液压系统原理图 2.1 液压回路选择 （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。现采用带压力反馈的 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征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。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度接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便， 阀的安装也比较容易，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。 2.2 液压系统原理图 最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图 2 所示原理图： 10 图 2 液压系统原理图 11 第三章 液压系统的计算和选择液压元件 3.1 液压缸的主要尺寸的确定 1工作压力 P 的确定：工作压力 P 可根据负载大小及机器的类型来初步决定，现取 液压缸工作压力为 3MPa. 2计算液压缸内径 D 和活塞杆直径 d.有负载图知最大负载 F 为 20500N，按表取 p2 为 0.5MPa,0.95，考虑到快进、快退速度相等，取 d/D 为 0.7。将上述数据代入式中可 得： D=9.910m 2 将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=100mm；活塞杆直径 d,按 d/D=0.7,活塞杆直径 =70mm. 按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于 进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为 2.5MPa,回油背压力为零，为 0.95，可得 D=mm 2 5 1096 . 8 95 . 0 102514 . 3 150004 = 按照液压缸和活塞杆的尺寸系列，取夹紧液压缸的 D 和 d 分别为 100mm 及 70mm。 按最底工进速度验算液压缸的最小稳定速度可得下式 A= min min v q 22 3 5 10 1005 . 0 cmcm = 式中 q是由产品样本查得 GE 系列调 速阀 AQF3-E10B 的最小稳定流量为 0.05L/min. min 本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的 实际面积，即 A= 222222 40710 44 cmcmdD 可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。 12 3计算在各工作阶段液压缸所需流量 qmin/ 2 . 19min/10 2 . 19min/5107 44 333 2 22 Lmmvd 快进快进 qmin/42 . 9 min/1042 . 9 min/2 . 11 . 0 44 33322 LmmvD= 工进工进 qmin/20min/1020min/50701 . 0 44 3332222 LmmvdDq 快退快退 。 min/42 . 9 min/1042 . 9 min/6010201 . 0 4 33332 2 LmmvD= 夹夹夹 3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 1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 ppp p += 1 式中 P液压泵最大工作压力_ P P执行元件最大工作压力_ 1 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 0.20.5MPa,复杂系统_P 取 0.51.5MPa,本例取 0.5MPa. pMPaMPapp p 5 . 35 . 03 1 上述计算所得的 p 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 p 力。另外考虑到一定的贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力 p 应满足 p nn P 。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本例中 P =1.25P =4.4MPa。6 . 125 . 1 pnp 2泵的流量确定。液压泵的最大流量应为 q K p max q L 式中 q _液压泵的最大流量； p 13 _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 max q 进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量 23L/min; K _系统泄漏系数，一般取 K =1.11.3，现取 K =1.2 LLL q =K=1.2 20L/min=24L/min p max q L 3选择液压泵的规格。根据以上算得的 p 和 q 再查阅有关手册，现选用 YBX16 pp 限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量 q =16mL/r,泵的额定压力 p =6.3MPa, vn 电动机转速 n=1450r/min,容积效率=0.85，总效率=0.7。 v 3.3 液压阀的选择 本液压系统可采用力士乐系统或 GE 系列的阀。方案 1：控制液压缸部分选用力士乐 系统的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案 2：均选用 GE 系列阀。根据所拟定的液压系统 图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选用的液压元件如表 2： 表 2 液压元件明细表 序号 元件名称 方案一 方案二通过流量 （L/min） 1 滤油器 XUBS2100XU BS2100 24 2 液压泵 YBX16 YBX16 24 3 压力表开关 KH6KF3EA10B 4三位四通换向阀4WE6E50/OAG24 34EF3B E10B 20 5二位三通换向阀3WE6A50/OAG24 23EF3B E10B 20 6 单向调速阀 2FRM520/6AQF3E10B 20 7 减压阀 JFC10DP1JF3E10B 9.4 14 8 压力表开关 4KF10D1 与 3 共用 9 单向阀 AF10DD/DP 1 AF3EA10B 9.4 10二位四通换向阀 24DF3BE10B B 24EF3E10B 9.4 11 压力继电器DP 63B 1 DP 63B 1 9.4 12 单向节流阀 LAF10DB 1 ALFE10B 9.4 15 第四章 液压系统的验算 已知该液压系统中进、回油管的内径均为 12mm,各段管道的长度分别为： AB=0.3m,AC=1.7,DE=2m。选用 LHL32 液压油，考虑到油的最低温度为 15，查得 15 时该液压油的运动粘度 v=150cst=1.5 /s,油的密度=920kg/m . 2 3 4.14.1 压力损失的验算压力损失的验算 1作进给时进油路压力损失。运动部件工进给时的最大速度为 1.2m/min,进给时的最 大流量为 9.42L/min,则液压油在管内流速 v 为 1 v =cm/min=8330cm/min=139cm/s 1 2 4 d q 2 3 2 . 114 . 3 1042 . 9 4 管道流动雷诺数 Re 为 1 Re =111 1 v dv1 Re 2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数=0.68。 11 1 Re 75 111 75 进油管道 BC 的沿程压力损失 =0.68Pa=0.110 Pa 查的换向阀 4WE6W50/AG24 1_1 2 2 v d l 2_ 102 . 1 3 . 07 . 1 2 39 . 1 920 2 6 的压力损失=0.0510 Pa 21 6 忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为 1 =+=(0.110 +0.0510 )Pa=0.1510 Pa 1 1_1 21 666 2工作进给时回油路的压力损失。忧郁选用活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作 面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 16 v =69.5cm/s 2 2 1 v Re =55.5 2 v dv2 5 . 1 2 . 1 5 . 69 =75/55.5=1.39 2 2 Re 75 回油管道的沿程压力损失为： 1_2 =1.39Pa=0.0510 Pa 1_2 2 2 v d l 2_ 102 . 1 2 2 695 . 0 920 2 6 查产品样本知换向阀 3WE6A50/AG24 的压力损失=0.02510 Pa,换向阀 2_2 6 4WE6E50/AG24 的压力损失=0.02510 Pa,调速阀 2FRM520/6 的压力损失 3_2 6 =0.510 Pa。 4_2 6 回油路总压力损失为为 2 =+=（0.05+0.025+0.025+0.5）10 =0.610 Pa 2 1_2 2_2 3_2 4_2 66 3量泵出口处的压力 p p p =+=(+0.1510 )Pa p 1 22 / A AF om + 1 4_ 64_ 1054.78 106 . 01005.4095 . 0 /21500 + 6 =3.210 Pa 6 4进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之间 的管路 AC 中，流量为液压泵出口流量出口流量的两倍即 40L/min,AC 段管道的沿程压力 损失为 1_1 v = 1 2 4 d q scmscm/590/ 602 . 114 . 3 10404 2 3 = 17 Re = 1 472 5 . 1 2 . 1590 1 = = v dv 159 . 0 472 75 Re 75 1 1 = PaP pv d l P 6 2 2 11 1036 . 0 a 2 9 . 5900 102 . 1 7 . 1 159 . 0 2 = = 同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失和为 21 31 v =cm/s=295cm/s 2 2 4 d q 602 . 114 . 3 10204 2 3 Re =236 2 v dv2 5 . 1 2 . 1295 =0.32 2 2 Re 75 =0.32Pa=0.03210 Pa 21 2_ 102 . 1 3 . 0 2 95 . 2 920 2 6 =0.32Pa=0.18110 Pa 31 2_ 102 . 1 7 . 1 2 95 . 2 920 2 6 查产品样品知，流经各阀的局部压力损失为： 4EW6E50/AG24 的压力损失=0.1710 Pa 12 6 3EW6A50/AG24 的压力损失=0.1710 Pa 22 6 据分析在差动连接中，泵的出口压力 p 为 p p =2+ p1_1 21 31 1_2 2_2 am A F 2 =1.9310 Pa 6 18 快退时压力损失经验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。 4.2 系统温升的验算 在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发 热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率 相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大着进行分析。 当 v=10
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