毕业设计 卧式组合机床的液压系统.doc

攀枝花学院本科课程设计（论文） 1 设计要求1 设计要求试设计卧式组合机床的液压系统。已知切削负载为38000牛，滑台工进速度为50mm/min，快进和快退速度为6m/min，滑台(包括动力头)的重量为187000牛，往复运动的加速(减速)的时间为t=0.05秒，滑台用平面导轨，静摩擦系数=0.2，动摩擦系数=0.1，快进行程为100mm，工进行程为50mm。 1床身 2动力滑台 3动力头 4主轴箱 5刀具 6工件 7夹具 8工作台 9底座 图1-1 卧式组合机床结构示意图22攀枝花学院本科课程设计（论文） 2 负载分析2 负载分析2.1负载与运动分析动力滑台受力情况如图1-2所示。 图1-2 动力滑台受力分析简图当机床上的液压缸作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载F为 （式1-1）式中 工作负载摩擦负载惯性负载重力负载背压阻力2.1.1.工作负载工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是变值。一般工作负载是时间函数，即=f(t),需根据具体情况分析决定。如机床进给系统，其工作负载就是沿进给方向的切削分力，若负载方向与进给方向相反，如钻、镗、扩、攻丝时沿进给方向的切削力称正值负载。负载方向与进给方向相同，如顺铣的切削阻力称负值负载。切削阻力值的大小由实验测出或按切削力公式估算。本切削阻力为已知，即 =38000N2.1.2摩擦负载液压缸驱动工作部件工作时要克服机床导轨处的摩擦阻力，它与导轨形状、安放位置及工作台的运动状态有关。由于设计任务书规定是平面导轨，故 （式1-2） 式中 移动部件的重力； 切削力垂直于导轨上的正压力。由于导轨摩擦阻力由动力滑台和颠覆力矩产生，若忽略颠覆力矩的影响，则静摩擦阻力 =0.2187000=37400N动摩擦阻力 =0.1187000=18700N2.1.3惯性负载工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即 （式1-3）本设计中惯性阻力包括以下两部分：（1）动力滑台快速时惯性阻力。动力滑台启动加速、反向启动加速和快退减速制动的加速度相等，v=6m/min，t=0.05s,故惯性阻力为=38163.265N（2）动力滑台工进时惯性阻力。动力滑台由工进转换到制动是减速，故惯性阻力为 =318.027N2.1.4重力负载=0根据以上分析，计算各工况负载列表1-1。本机床动力滑台所受负载亦为液压缸所受负载。表1-1 液压缸在各工作阶段的负载值工况负载组成液压缸负载F（N）液压缸驱动力（N）启动3740041555.556加速56863.26563181.406快进1870020777.778工进5670063000快退1870020777.778注：液压缸的机械效率取=0.9。攀枝花学院本科课程设计（论文） 3 负载图和速度图的绘制3 负载图和速度图的绘制负载图按上面数值绘制，如图1-3所示。速度图按已知数值=6m/min、=100mm、=50mm、快退行程=+=150mm和工进速度等绘制，如图1-4所示 。 图1-3 负载图 图1-4 速度图攀枝花学院本科课程设计（论文） 4 液压缸主要参数的确定4 液压缸主要参数的确定攀枝花学院本科课程设计（论文） 4 液压缸主要参数的确定4.1初选液压缸的工作压力根据上述工况要求和动力滑台的结构安排，应采用液压缸为执行元件，由液压缸筒与滑台固结完成工作循环，液压缸选用单杆式的，活塞杆固定在床身上。由于要求快进与快退的速度相等，为减少液压泵的供油量，决定采用差动型液压缸.对于各类机床的液压系统，由于各自特点和使用场合不同，其液压缸的工作压力亦不相同，一般常用类比法，参考表1-2来选择。表1-2 按负载选择液压缸工作压力负载F(N)500050001000010000200002000030000300005000050000液压缸工作压力P()81015202530304040505070所以，由表1-1和表1-2可知，机床液压系统在最大负载为63000N时宜取=5.5。并由教材第五章得知，液压缸无杆腔工作面积应为有杆腔工作面积的两倍，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。4.2计算液压缸尺寸在组合机床钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压，以防孔被钻通时滑台突然前冲。根据现代机械设备设计手册（详见参考文献2）中推荐数值，可取=1.2。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压降p存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取p0.5。快退时回油腔中是有背压的，这时可按0.8估算。由教材工进时的推力式（5-3）计算液压缸面积 （式1-4）故有 128.13mm；d=0.707D=90.59mm当按GB/T23481993（参考文献1）将这些直径圆整成就近标准值时得：D=125mm，d=90mm。由此求得液压缸的实际有效面积为：无杆腔面积 ，有杆腔面积 。活塞杆面积 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。4.3计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率根据上述D与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表1-4所示。4.绘制液压缸的工况图根据表1-3，即可绘出液压缸的流量图、压力图和功率图，分别如图1-5、1-6、1-7所示。表1-4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况推力/N回油腔压力/M进油腔压力/ M输入流量输入功率P/kw计算式快进（差动）启动41555.55606.996加速63181.406(=0.5m)10.396 恒速20777.7783.73038.1722.373工进630001.25.7126.1360.058快退启动41555.55607.031加速63181.4060.812.352恒速20777.7785.17735.4603.060注：。图1-5 流量图图1-6 压力图图1-7 功率图攀枝花学院本科课程设计（论文） 5 拟订液压系统原理图5 拟订液压系统原理图5.1调速方式的选择钻、镗组合机床工作时，要求低速运动平稳性好，速度负载特性好。由图1-6可知，液压缸快进和工进时功率较小，因此采用调速阀的进油节流调速回路。为防止工作负载突然消失（钻通孔）引起前冲现象，在回油路上加背压阀。5.2液压泵的选择 由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液的循环必然是开式的。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为6.22，而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为=2.5s=60s亦即是=24。因此从提高系统效率、节省能源的角度来考虑，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，而宜选用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案（图1-8）。5.3基本回路的选择本题已选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路，即采用快进和快退速度相等的差动回路作为快速回路。由于快进转为工进时有平稳性要求，故采用行程阀来实现，而工进转快退则利用压力继电器来实现。选择快速运动和换向回路时，系统中采用节流调速回路后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接，所以它的快速快退换向回路应采用图1-9所示的形式。由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。其次是选择速度换接回路。由工况图（图1-5）得知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由38.172L/min降为6.136L/min，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击（见图1-10）。当滑台由工进转为快退时，回油路中通过的流量很大进油路中通过35.460L/min，回油路中通过35.460（122.72/59.10）L/min=73.632L/min。最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题和卸荷问题已在油源中解决，不需再设置专用的元件或路油。图1-8 油源 图1-9 换向回路图1-10 速度换节回路5.4液压回路的综合为解决液压泵的卸荷问题，在溢流阀9的远程控制口K通过二位二通阀接通油箱。这时系统的油箱在很低的压力下通过阀口流回油箱，实现卸荷作用。在所选择基本回路的基础上，再综合考虑其它因素的影响和要求，便可组成完整的系统图，如图1-11所示。初步拟定出液压系统图后，应检查其动作循环，并制定出系统工作循环表，见表1-5。图1-11 液压系统图表1-5 系统工作循环表电磁铁动作循环1YA2YA3YA行程阀压力继电器快进+-工作进给+-压下+（工进终了）快退-+-停止（或中途停止）-+-攀枝花学院本科课程设计（论文） 6 液压元件的选择6 液压元件的选择6.1选择液压泵和电机6.1.1确定液压泵的工作压力对于执行元件运动过程中需要最大压力，如铣床和组合机床等。液压缸的工作压力为 （式1-5）式中 执行元件在稳定工况下的最高工作压力； 进油路上的沿程和局部损失。初算时按经验数据选取，如管路简单的节流调速系统取=（25）；管路复杂，进油路采用调速阀系统，取=（515）。亦可参考同类系统选取。液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为12.352M，如取进油路上压力损失为0.8 M（见参考文献4表11-4），由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5 M，则小流量泵的最大工作压力应为：=（12.352+0.8+0.5）M=13.652M大流量泵只在快速时向液压缸输油，由表1-4可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5 M，则大流量泵的最高工作压力为=（5.177+0.5）M=5.677 M6.1.2液压泵的流量两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为38.172L/min（见表1-4），若回路中的泄漏按液压缸输入流量的15%估计，则两个泵的总流量为=1.1538.172L/min=43.898L/min。最小流量在工进时，其值为6.136L/min，为保证工进时系统压力较稳定，应该考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1L/min，所以小液压泵的流量规格最少应为7.136L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R13-15/55型双联叶片泵。6.1.3选择电动机在工作循环中，当泵的压力和功率比较恒定时，驱动泵的电机功率为 （式1-6）式中 -液压泵的最高工作压力； -液压泵的流量； -液压泵的总效率。V2R13-15/55型双联叶片泵中小泵和大泵的排量分别为15mL/r和55mL/r。若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=1000r/min时，液压泵的实际输出流量为=（15+55）10000.9/1000L/min=63L/min 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为5.677 M，流量为63L/min。取泵的总效率=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为=7.95kw根据此数值按JB/T9616-1999，查阅电动机产品样本选取Y160-6型电动机，其额定功率=11kw，额定转速=24.6rpm。 6.2元、辅件的选择 根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表1-6。表中序号与液压系统图的元件标号相同。表1-6 元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量/额定流量/额定压力/MPa额定压降/MPa型号、规格1双联叶片泵6316/14PV2R13-15/55=（15+55）mL/r2三位五通电液阀60150250.5DSHG-03-2B*-*-1*3行程阀80150250.3Z4S5-10FRW(单向行程调速阀)=100L/min4调速阀60.580255单向阀8090250.36单向阀3090250.3CIT-03-04-507液控顺序阀2590250.5DZ6DP3-10/315YM8背压阀69025FBF3-D6B9溢流阀109025BT-03-3210单向阀6090250.3S20A3O/V211过滤器809025 0.03YLX-2512压力表开关25KF3-E3B13单向阀9010025 =8.111+0.5+0.5+0.5 =9.1317.1.3快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为60L/min，通过换向阀2的流量为63 L/min；油液在回油上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是130.82L/min。因此进油路上的总压降为=0.3+0.5=0.2215回油路上总压降为0.3+0.5+0.3=1.4066此值与表1-4中的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为 =（12.352+0.2215）=12.5735因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于12.5735。7.2油液温升验算工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油油液温升可用工进时的情况来计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为=kw=0.04725kw这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率（即系统输入功率）为=0.70086kw （式1-9）由此得液压系统的发热量为=（0.70086-0.04725）kw=0.65361kw按教材式（11-2）求出油液温升近似值=16.47温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。 攀枝花学院本科课程设计（论文） 参考文献参 考 文 献 1、王文斌. 机械设计手册：第4卷M.4版. 北京：机械工业出版社20022、陆元章. 现代机械设备设计手册M.北京：机械工业出版社，19963. 卢光贤. 机床液压传动与控制. 陕西：西北工业大学出版社，1