专用铣床液压系统设计【含高清CAD图纸和说明书】

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液压系统工况分析2.1工作参数选定专用铣床的要求参数如下工作循环定位夹紧快进工进死挡铁停留快退停止拔销松开等自动循环；液压缸效率为0.9；其他如设计任务书。2.2系统工况分析2.2.1 运动分析根据设计要求，该专用铣床的工作循环可分解为工作台主缸快进工进加工到位后停留快退原位停止夹紧缸工件夹紧工件松开定位缸工作定位定位销拔出快进速度为V15m/min快退速度为V35m/min工进速度为V20.05m/min绘制运动部件的速度循环图如图2-1所示。图2-1速度循环图2.2.2 负载分析液压缸所受外载荷F包括三种类型，分别为工作负载、摩擦阻力负载、惯性负载即F Fw Ff Fa1）工作负载Fw对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本设计中工进工作负载为2）导轨摩擦阻力负载Ff启动时为静摩擦力，启动后为动摩擦力，对于平行导轨Ff可以由下式求的Ff f G FRn G 运动部件重力9.8（400150）5390N； FRn 垂直于导轨的工作负载，此设计中为零； f导轨摩擦系数，取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。求得Ffs 0.25390N 1078NFfa 0.15390N 539N上式中Ffs 为静摩擦力，Ffa 为动摩擦力。3）运动部件速度变化时的惯性负载FaFa 式中g重力加速度； 加速或减速时间，本设计中0.05s； 时间内的速度变化量。故Fa N 92.6N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表2-1），并画出如图2-2所示的负载循环图。表2-1工作循环各阶段的外负载序工作循环外负载FN1启动、加速F Ffs Fa1170.62快进F Ffa5393工进F Fw Ffa53164快退启动加速F Ffs Fa1170.65快退F Ffa539图2-2 负载循环图三 液压系统总体设计3.1确定主要参数3.1.1液压缸的工作压力的确定执行元件的工作压力可以根据负载循环图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型了确定（见表3-1和表3-2）。表3-1 按负载选择执行元件的工作压力负载/ KN551010202030305050工作压力/MPa0.811.522.5334455表3-2 各种机械常用的系统工作压力设备类型机 床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械等磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.82.0352881010162032所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为5316N，其它工况时的负载都相对较低，参考表3-1和表3-2按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力。在铣削加工时，为了防止时负载突然消失而产生的铣头前冲，液压缸回油腔应有一定的背压，查液压工程手册（回油路带背压阀0.51.5）取背压为。表3-3 执行元件背压的估计值系 统 类 型背压p1 （MPa）中、低压系统08MPa简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的调速系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补液压泵的闭式回路0.81.5中高压系统816MPa同上比中低压系高50100高压系统1632MPa如锻压机等出算可忽略3.1.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定为了节省能源宜选用较小流量的油源。利用单活塞缸差动连接满足快进速度的要求，且往复快速运动速度相等，这样就给液压缸内径D和活塞杆直径d规定了的关系。由此求得液压缸无杆腔面积为活塞杆直径可以由值算出，由计算所得的D与d的值分别按表3-4和表3-5圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。表3-4 液压缸内径尺寸系列 GB2348--1980 mm810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注括号内数值为非优先选用值表3-5 活塞杆直径系列 GB2348--1980 mm45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由GB/T2348-1980查得标准值为D125mm，d90mm。由此计算出液压缸的实际有效面积为对选定后的液压缸内径D，必须进行稳定速度的验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面积A，必须大于保证最小稳定速度的最小有效工作面积，即A 式中 流量阀的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得。 液压缸的最低速度，由设计要求给定。如果液压缸节流腔的有效工作面积A不大于计算所得的最小有效工作面积，则说明液压缸不能保证最小稳定速度，此时必须增大液压缸的内径，以满足速度稳定的要求。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（3-4）可得Acm2 10cm23.1.3 液压缸工况图的绘制油缸各工况的压力、流量、功率的计算如下（1）计算各工作阶段液压缸所需的流量（2）计算各工作阶段液压缸压力快速进给时液压缸做差动连接。由于管路中有压力损失，取此项损失为P P2- P10.5MPa，同时假定快退时回油压力损失为0.5MPa。（3）计算各工作阶段系统输入功率根据以上数据，可以计算出液压缸在一个工作循环各阶段的压力、流量和功率，如表3-6所示，并根据此绘制出其工况图如图3-1所示。表3-6液压缸在不同阶段所需压力、流量和功率工作阶段系统负载/N回油腔压力/MPa工作腔压力/MPa输入流量q/L/min输入功率P/W快速前进10891.0360.63628.62240工作进给288670.62.640.5632快速退回10890.51.2230.14430注取液压缸机械效率图3-1 液压缸的工况图3.2液压回路选择3.2.1工作台部分（1）调速方式的选择由于机床液压系统调速是关键问题，因此首选调速回路。有工况图可知所设计的机床液压系统功率小，为了防止孔被钻通时负载突然消失而产生的钻头前冲，液压缸回油腔应有一定的背压，故可采用回油路调速阀调速回路。（2）调速与速度换接回路这台机床的液压滑台工作进给速度低，传递功率也较小，很适宜选用节流调速方式，由于钻孔时切削力变化小，而且是正负载，同时为了保证切削过程速度稳定，采用调速阀进口节流调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路设置背压阀，分析液压缸的V-L曲线可知，滑台由快进转工进时，速度变化较大，选用行程阀换接速度，以减小压力冲击。图3-2调速与速度换接回路从工况图上可以清楚地看到整个工作循环过程中，液压缸要求交替提供快行程的低压大流量和慢行程的高压小流量油液。最大流量与最小流量之比约为24。而快进、快退所需时间为工进时间为则有因此该液压系统运行过程中93的时间处于小流量工进状态，从降低成本的角度出发，不宜选用双联泵，只需用单个定量泵就可以。现确定定量泵方案如图3-3所示。图3-3 泵供油油源（3）换向回路此铣床快进时采用液压缸差动连接方式，使其快速往返运动，即快进、快退速度基本相等。滑台在由停止转快进，工进完毕转快退等换向中，速度变化较大，为了保证换向平稳，采用有电液换向阀的换向回路，由于液压缸采用了差动连接，电液换向阀宜采用三位四通阀，为了保证机床调整时可停在任意位置上，现采用中位机能O型。图3-4换向回路3.2.2定位夹紧部分本系统采用了电磁阀换向控制系统动作迅速，由二位二通电磁阀控制。保证工作迅速可靠。油泵也采用变量泵供油，在定位夹紧过程中，压力较低，流量较大，当定位、夹紧后需要压力较高。流量较小，排油量随压力变化的限压式变量泵正好满足这种要求。同时可减少功率损失，降低温升。夹紧后，系统压力升高，达到压力继电器调定值后，压力继电器发出信号，开始工进。3.2.3组成液压系统原理图根据上面选定的基本回路，在综合考虑设计要求，便可组成完整的液压系统原理图，如图3-5所示。图3-5 铣床液压系统图四 液压缸的设计4.1 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒壁厚公式计算 式中 液压缸壁厚（m）。 D液压缸内径（m）。 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）。额定压力16Mpa,取1.5 MPa。 缸筒材料的许用应力。 ，其中为材料抗拉刚度，n为安全系数，一般取n 5。的值为锻钢 110120 MPa；铸钢 100110 MPa；无缝钢管 110110 MPa；高强度铸铁 60MPa；灰铸铁 25MPa。对于D/10时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。对于脆性材料以及塑性材料 液压缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径为 式中值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。在设计中，取试验压力为最大工作压力的1.5倍，即 1.53MPa 4.5MPa。而缸筒材料许用应力取为 100 MPa。应用公式 得， 下面确定缸体的外径，缸体的外径 125214.06mm 153.12mm。在液压传动设计手册中查得选取标准值 155mm。在根据内径D和外径重新计算壁厚， mm 15mm。4.2 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定，并且参照表4-1中的系列尺寸来选取标准值。表4-1液压缸活塞行程参数系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注液压缸活塞行程参数依、、次序优先选用。由已知条件知道最大工作行程为380mm,参考上表系列，取液压缸工作行程为400mm。4.3 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效的厚度t按强度要求可以用下面两式进行进似计算。无孔时 有孔时 式中 缸盖有效厚度（m）。 缸盖止口内径（m）。 缸盖孔的直径（m）。在此次设计中，利用上式计算可取t40mm4.4 最小导向长度的确定对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 液压缸的最大行程。 液压缸的内径。为了保证最小导向长度H，如果过分增大和B都是不适宜的，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即在此设计中，液压缸的最大行程为400mm，液压缸的内径为125mm，所以应用公式的 mm 72.5mm。活塞的宽度B一般取得B （0.61.0）D；缸盖滑动支撑面的长度，根据液压缸内径D而定。当D80mm时，取；当D80mm时，取。活塞的宽度B （0.61.0）d 5490mm，取70mm4.5 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应该大于内径的2030倍。缸体长度L 400100mm500mm。4.6 固定螺栓得直径液压缸固定螺栓直径按照下式计算式中 F液压缸最大负载。 Z固定螺栓个数。 k螺纹拧紧系数，k 1.121.5。根据上式求得 10.3mm五 液压元件的计算和选择5.1确定液压泵和电机的规格由工况图可知，整个工作循环过程中液压缸的最大工作压力为3.12MPa。选取油路总压力损失为0.8MPa。则泵的最大工作压力为其次确定液压泵的最大供油量，由工况图可知，液压缸所需的最大流量为38.2L/min，若取系统泄漏系数K1.05，则泵的流量为最后根据以上计算数据查阅产品样本，确定选择YB-40型叶片泵，当液压泵转速为n960r/min时，液压泵的输出流量为40L/min。由于液压缸在快退时输入功率最大，如果取泵的效率为，这时驱动液压泵所需电动机功率为根据此数据查阅电动机产品目录，选择Y110L-6型电动机，其额定功率，额定转速。5.2 油箱的设计5.2.1液压油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。液压油箱的有效容量v可概略的确定为已知该系统为中压系统（p3MP）取V57200L280L取V250L式中，V 液压油箱的有效容积 液压泵的额定流量5.2.2液压油箱的外形尺寸液压油箱的有效容积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般尺寸为（长宽高）111123，为提高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将液压油箱的容量予以增大。5.3阀类元件和辅助元件的选择图2-6液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。表5-1 阀类元件的选择序号元件名称通过的最大流量L/min规格型号额定流量L/min 额定压力/MPa额定压降/MPa1叶片泵YB1-2530.086.32三位四通电磁换向阀5034D0-B10H-T*256.30.33两位两通电磁换向阀30.0822D-25256.30.34调速阀1Q-10B106.30.55单向阀71.83I-63B636.30.26两位两通电磁换向阀30.0822D-25256.30.37溢流阀3.5Y-63B636.38空气滤清器QUQ29滤油器WU-6580-J10压力表开关K-6B注此为电动机额定转速时液压泵输出的实际流量。5.4其它元件的选择5.4.1过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表5-2所示。（1）滤油器安装本系统滤油器安装在油泵的吸油管上。这种安装能直接防止大颗粒杂质进入液压泵内，保证了液压系统中所有设备不受杂质的影响，但增长了油泵的吸油阻力，而且当滤油器堵塞时，使油泵工作条件恶化。为了避免油泵的损坏，通常在油泵的吸入口安装过滤精度低的线隙式过滤器。（2）排油孔螺塞为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部油池低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。排油孔螺塞材料一般用Q235，封油垫材料可用石棉橡胶纸，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的34倍选取，M24X1.5。表5-2 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU6580-J32125631205.4.2 压力表及压力表开关的选择液压泵的出口、安装压力控制元件处、与主油路压力不同的支路及控制油路、蓄能器的进油口等处，均应设置测压点，以便用压力表对压力调节或系统工作中的压力数值及其变化情况进行观测。压力表测量范围应大于系统的工作压力的上线，即压力表量程约为系统最高压力的1.5倍左右。在本次设计中，经计算压力表量程约为MPa。根据使用要求，选用K-1型的压力表开关，压力表的精度等级选2.5级。5.4.3 液位计的选择液位计的下刻线至少应比吸油过滤器或吸油管口上缘高出75mm，以防吸入空气。液位计的上刻线对应着油液的容量。液位计与油箱的连接处油密封措施。对于油温有严格要求的液压装置，可采用传感式液位温度计，其温度计是利用灵敏度较高的双金属片的热胀冷缩原理来测油温的。在本次设计中，液位计选取YWZ-80型。5.4.4油管的选择油管的内径可按照所连接元件的接口尺寸确定，也可以按照管路中允许的流速来计算。本例中，由表5-3推荐取油液在压油管的流速v3m/s,按式4.1算得液压缸无杆强及有杆腔相连的油管的内径为 （5.1）式中 q通过油管的流量； v推荐管道中油液的流速，可按表5-3数值选取。取d15mm。取d15mm。最后，参照计算由选定的液压元件连接油口尺寸确定油管内经。六 液压系统的验算6.1 压力损失的验算1）工作进给时的进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为0.046m/mmin。进给时的最大流量为0.56L/min。则液压油在管内流速v1为v1 cm/min 8330cm/min 139 cm/min管道流动雷诺数为 1112300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数 0.68进油管道BC的沿程压力损失为 Pa查阅换向阀4WE6E50/AG24的压力损失 Pa。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 Pa Pa2）工作进结时的回油路压力损失 69.5cm/s 55.5 1.39回油管道的沿程压力损失为 Pa Pa查产品样本知换向阀3WE6A50/ OAG24的压力损失 0.025Pa，换向阀4WE6E50/OAG24的压力损失 0.025Pa，调速阀2FRM5-20/6的压力损失为 0.5Pa。回油路总压力损失为（0.050.0250.0250.5）Pa 0.6Pa3）变量泵出口处的压力 3.2Pa4）快进时的压力损失。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的两倍即40 L/min，管路AC中的沿程压力损失为 cm/s 590cm/s 472 0.159 Pa Pa同意可以求得管道AB段以及AD段的沿程压力损失和分别为 cm/s 295cm/s 236 0.32 Pa Pa Pa Pa查阅产品样本知，流经各阀的局部压力损失为4WE6E50/OAG24的压力损失为 Pa3WE6A50/OAG24的压力损失为 Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力为 Pa 1.93Pa，上述验算表明，不需要修改原设计。6.2发热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，注意考虑工进时的发热量。一般情况下工进速度大时发热量大，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，取数值最大者进行分析。当v 10cm/min时 0.785L/min此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有 kw 0.42 kw Fv kw 0.034kw此时的功率损失为 - （0.718-0.41kw 0.31kw可见在工进速度低时，功率损失为0.386kw，发热量最大。假定系统的散热状况一般，取K kw/.,油箱的散热面积A为A 0.065 0.065 1.92系统的温升为 20.1数控机床油液温升应该小于25，故满足要求。参考文献1 杨尔庄.二十一世纪液压技术现状及发展趋势J.液压与气动,1, 612 贾培起.液压缸M.北京北京科学技术出版社,19873 左健民.液压与气压传动第4版M.北京机械工业出版社,20074 张世伟，朱福元.液压系统的计算与结构设计.宁夏宁夏人民出版社5 陈秀宁，施高义.机械设计课程设计.浙江浙江大学出版社6 上海煤矿机械研究所.液压传动设计手册.上海上海人民出版社7 何存兴.液压元件M. 北京机械工业出版社，19828 Mennesmann Rexro. Hydraulic Components. Mennesmann Rexro Gmbh