专用铣床液压系统及装置的设计含proe三维及9张CAD图.zip
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专用铣床液压系统及装置的设计含proe三维及9张CAD图.zip,专用,铣床,液压,系统,装置,设计,proe,三维,CAD
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摘 要本次毕业设计的是铣床的液压设计，铣床是根据工件加工需要，以液压传动为基础，配以少量专用部件组成的一种机床。在生产中液压专用铣床有着较大实用性，可以以液压传动的大小产生不同性质的铣床。整个设计过程主要分成五个部分：参数的选择、方案的制定、执行元件的设计、铣床液压系统的设计及验算、三维设计及仿真，主体部分基本在执行元件和液压系统的设计两部分中完成的。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD制图及Pro/E软件进行三维设计软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：专用铣床，液压传动，回路，油缸AbstractThis graduation design is the hydraulic design of the milling machine. The milling machine is a machine tool which is based on the machining needs of the workpiece, based on the hydraulic transmission, and is composed of a small amount of special parts. In the production, the hydraulic special milling machine has greater practicability, and can produce different types of milling machines with the size of hydraulic transmission.The whole design process is divided into five parts: the selection of the parameters, the formulation of the scheme, the design of the executive components, the design and checking of the hydraulic system of the milling machine, the 3D design and the simulation, and the main part of the main part is completed in the two parts of the design of the executive components and the hydraulic system.Through this design, we have consolidated the professional knowledge of the University, such as mechanical principle, mechanical design, material mechanics, tolerance and interchangeability theory, mechanical drawing, and so on. It has mastered the design method of mechanical products and is able to use AutoCAD drawing and Pro/E software to carry out three-dimensional design software skillfully. It is of great significance.Key words: Special milling machine, Hydraulic drive, Circuit, Cylinder目 录第一章 绪论11.1 选题背景及意义11.2国内外发展和研究状况11.2.1 国外研究现状11.2.2 国内研究现状2第二章 工况分析32.1 设计要求32.2 工况分析32.2.1 运动分析32.2.2 负载分析3第三章 执行元件液压缸的设计63.1 液压缸主要尺寸的确定63.1.1液压缸的工作压力的确定63.1.2液压缸内径D和活塞杆直径d的确定63.1.3液压缸壁厚和外径的计算83.1.4液压缸工作行程的确定93.1.5缸盖厚度的确定103.1.6最小导向长度的确定103.1.7缸体长度的确定113.1.8固定螺栓得直径113.2液压缸强度校核113.2.1缸筒壁厚校核113.2.2活塞杆稳定性的验算12第四章 液压系统设计与元件选型134.1液压系统方案设计134.1.1调速回路方案选型与分析134.1.2 快进回路方案选型与分析154.1.3夹紧回路的选择164.2液压元件的选择174.2.1液压泵的选择184.2.2液压阀的选型204.2.3液压辅助元件的选择204.3 液压系统的验算214.3.1压力损失的验算214.3.2发热温升的验算24第五章 基于Pro/E的三维设计255.1软件概述255.2三维设计与装配255.2.1零件三维设计255.2.2虚拟装配265.3运动仿真26总 结28致 谢29参考文献3030第一章 绪论1.1 选题背景及意义铣床是一种主要用于金属切削的机床。于1818年由美国数位机械工程师共同发明的。铣床是用于切削平面，或者用特殊的形状的铣刀铣出成型表面、螺旋槽或齿轮的齿形等。铣床分为卧式铣床、立式铣床、龙门铣床、仿形铣床、和万能铣床等。由于铣床具有较高的工作效率以及加工出来的零件精度高等特点，现在已成为各行业中不可缺少的设备，特别是数控铣床。这种铣床更是用于国防、航空、汽车、拖拉机、造船、机床和工具制造部分发展品种、推进技术高招的重要设备。铣床拥有量已占机床量得1/10以上。而液压系统优点多应用也很广泛，一般用于液压传动。在一般工程机械、加工机械、压力机械、机床等，行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等，发电厂涡轮调速装置、测量浮标、升降旋转舞台等，军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等。专用铣床是根据工件加工需要，以液压传动为基础，配以专用部件组成的，在生产中应用非常广泛，生产率较高。铣床在工作时，工件装在工作台上或分度头等附件上，铣刀旋转为主运动，辅以工作台或铣头的进给运动，工件即可获得所需的加工表面。1.2国内外发展和研究状况1.2.1 国外研究现状在美国、日本和德国等发达国家，它们将机床改造作为新的经济增长行业，生意盎然，正处在黄金时代。由于机床以及技术的不断进步，机床改造是个“永恒”的课题。在美国、日本、德国，用数控技术改造机床和生产线具有广阔的市场，己形成了机床和生产线数控改造的新的行业。在美国，机床改造业称为机床再生 (Remanufacturing)业。从事再生业的著名公司有:Bertsche工程公司、ayton机床公司、Devlieg-Bullavd(得宝)服务集团、US设备公司等。美国得宝公司己在中国开办公司。在日本机床改造业称为机床改装(Retrofitting)业。从事改装业的著名公司有：大限工程集团、岗三机械公司、千代田工机公司、野崎工程公司、滨田工程公司、山本工程公司等。而现在国外现状偏向于：1）高速高精与多轴加工成为数控机床的主流，纳米控制已经成为高速高精加工的潮流。2）多任务和多轴加工数控机床越来越多地应用到能源、航空航天等行业。3）机床与机器人的集成应用日趋普及，且结构形式多样化，应用范围扩大化，运动速度高速化，多传感器融合技术实用化，控制功能智能化，多机器人协同普及化。4）智能化加工与监测功能不断扩充，车间的加工监测与管理可实时获取机床本身的状态信息，分析相关数据，预测机床的状态，提前进行相关的维护，避免事故的发生，减少机床的故障率，提高机床的利用率。5）最新的机床误差检测与补偿技术能够在较短的时间内完成对机床的补偿测量，与传统的激光干涉仪相比，对机床误差的补偿精度能够提高34倍，同时效率得到大幅度提升。6）最新的CAD/CAM技术为多轴多任务数，控机床的加工提供了强有力的支持，可以大幅度提高加工效率。7）刀具技术发展迅速，众多刀具的设计涵盖了整个加工过程，并且新型刀具能够满足平稳加工以及抗振性能的要求。1.2.2 国内研究现状我国是机床生产大国，又是使用大国。数控机床是机械工业发展的关键产品，我国的数控机床在机床产品中的比例总体水平低。但是我国是发展中国家，许多企业财力薄弱，不可能花费大量的资金添置许多全新的数控机床，同时大量的通用机床不可能全部淘汰。 因此，把普通机床改造为数控机床则不失为是一条提高数控化率的有效途径，机床改造花费少，改造针对性强，时间短，改造后的机床大多能克服原机床的缺点和存在的问题，生产效率高。所以现在的国内现在偏向于：1）低技术水平的产品竞争激烈，互相靠压价促销；2）高技术水平、全功能产品主要靠进口；3）配套的高质量功能部件、数控系统附件主要靠进口；4）应用技术水平较低，联网技术没有完全推广使用；5）自行开发能力较差，相对有较高技术水平的产品主要靠引进图纸、合资生产或进口装。第二章 工况分析2.1 设计要求设计一台专用铣床的液压系统，工作台要求完成夹紧缸夹紧快进工作进给快退夹紧缸松开原位停止的自动工作循环。铣床工作台重量4500N，工件夹具重量为1400N，铣削阻力最大为9000N，夹紧力为 1500N，工作台快进、快退速度为4.8mmin，工作进给速度为0.061mmin，往复运动加、减速时间为0.1s，工作采用平导轨，静、动摩擦分别为fs0.2，fd0.1，工作台快进行程为0.3m。工进行程为0.1m。2.2 工况分析2.2.1 运动分析根据设计要求，该铣床的工作循环为：“夹紧缸夹紧快进工作进给快退夹紧缸松开原位停止”的自动工作循环，且个工部速度如下：快进、快退速度为：4.8m/min，作进给速度为0.061mmin，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：Fw=9000N2）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； 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 = 0.25900N = 1180NFfa = 0.15900N =590N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 = 0.1s； 时间内的速度变化量。故：Fa = N = 481.6N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F(N)1启动、加速F = Ffs + Fa1661.62快进F = Ffa5903工进F = Fw+ Ffa95904快退启动加速F = Ffs + Fa1661.65快退F = Ffa590图2-2 负载循环图第三章 执行元件液压缸的设计3.1 液压缸主要尺寸的确定3.1.1液压缸的工作压力的确定液压缸工作压力p主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计时，可以用类比法来确定。现参阅表3-1来取液压缸的工作压力为3MPa。表3-1 液压设备常用的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0.82.03528810101620323.1.2液压缸内径D和活塞杆直径d的确定图3-2 单活塞液压缸计算示意图由图3-2可知 = = （4-1）式中液压缸的工作压力，初算时可取系统工作压力。 液压缸回油腔背压力，可以根据表3-2估计。 活塞杆直径与液压缸内径之比，可以按表3-3选取。 工作循环中最大的外负载。 液压缸密封处的摩擦力，它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率进行估算。 （3-2）式中 液压缸的机械效率，一般= 0.90.97，根据已知本次为0.9。将代入式（4-1），可以求得D为D = （3-3）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3-2 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50%100%高压系统1632MPa如锻压机等出算可忽略表3-3 液压缸内径D与活塞杆直径d的关系按机床类型选取d/D按液压缸工作压力选取工作压力d/D机床类别d/D工作压力p/(MPa)d/D磨床、研磨机床0.20.320.20.3插床、拉床、刨床0.5250.50.58钻、镗、车、铣床0.7570.620.7070.7表3-4 液压缸内径尺寸系列 (GB2348-80) (mm)810121620253240506380（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 (GB2348-80) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400现计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知最大负载F为29500N，按表3-2可以取得p2为0.5Mp, cm为0.90考虑到快进、快退速度相等，所以取d/D = 0.7。将上述数据代入式（4-3）可以得到D =根据表3-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=80mm，活塞杆直径d，按d/D = 0.7以及表2-5活塞杆系列取d = 56mm。按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧缸的稳定，夹紧缸的工作压力应该低于进给工作缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为零，cm为0.9，则按照式（3-3）可得D = m =2.9110-2m按照表3-4以及表3-5液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧缸的D和d分别为32mm和25mm。3.1.3液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指液压缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。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。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使得液压缸的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或者漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式公式进行校核。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 式中的符号意思与前面相同。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+=80+29mm=98mm，在液压传动设计手册中查得选取标准值=100mm。在根据内径D和外径重新计算壁厚，= =mm=10mm。3.1.4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3-6中的系列尺寸来选取标准值。表3-6 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400mm,参考上表，取液压缸工作行程为400mm。3.1.5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）。3.1.6最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面的距离H称为最小导向长度（图3-2）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，从而影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。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。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。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80mm，所以应用公式的=mm=60mm。活塞的宽度B = 0.8D=64mm。3.1.7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 = 400+124mm=524mm。3.1.8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：=5.87mm3.2液压缸强度校核3.2.1缸筒壁厚校核。前面已经通过计算得：D=80mm，=10mm。则有10，所以为厚壁缸。=10mm= =7.15mm，可见缸筒壁厚满足强度要求。3.2.2活塞杆稳定性的验算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F不能超过使它稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，从而破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面的形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆的稳定性的校核依照下式（稳定条件）进行式中 安全系数，一般取=24。当活塞杆的细长比时 = 当活塞杆的细长比时，且 = 20120时，则 = 式中 安装长度，其值与安装方式有关。 活塞杆截面最小回转半径， = 。柔性系数。由液压缸支承方式决定的末端系数。E活塞杆材料的弹性模量，对刚取E = 。J活塞杆横截面惯性矩，A为活塞杆横截面积。f由材料强度决定的实验值。根据验算，液压缸满足稳定性要求。第四章 液压系统设计与元件选型4.1液压系统方案设计4.1.1调速回路方案选型与分析（1）方案一：节流调速节流调速，采用定量泵供油，由流量控制阀改变流入和流出执行元件的流量以调节速度，这种系统称阀控系统。如图（7）图（7）为节流调速原理图其优点是：能量损失较小，结构简单，控制简单，使用维护方便。而缺点是：效率较低，发热大。（2）方案二：容积调速容积调速，采用变量泵或变量马达，以改变泵或马达的排量调节速度。这种系统称泵控系统。如图（8）图（8）为容积调速原理图其优点是：效率高，发热小，使用维护方便。缺点是：结构相对复杂（3）方案三：容积节流调速容积节流调速，采用压力反馈式变量泵供油，由流量控制阀改变流入或流出执行元件的流量，进而调节速度，同时又使变量泵的流量与通过流量控制阀的流量相适应。如图（9）图（9）为容积节流调速原理图其优点是：没有溢流损失，效率较高，速度稳定性相对好。缺点是：会有节流损失。以上方案，每个都有它们的优缺点。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者调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，因此本次设计采用限压式变量叶片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，并且调速阀安装在回油路上，这样具有承受负切削力的能力。工进可以选用的调速方式有：方案一、使用二位二通电磁换向阀加一个调速阀，这样的目的是可以更方便的控制液压的操作，以及更好的控制液压流动的速度和液压回路的自动顺序动作。方案二、使用二位二通电液换向阀和一个调速阀，电液换向阀一般适用于大流量的液压设备，而且具有换向以及节流的作用。图（13）横向一工进的液压原理图而最终选用的是方案一，因为这里并不算流量特别大，所以选择方案一。如图（14）工进最终选择的液压回路方法是：加一个调速阀。如图（15）图（14）工进液压原理图4.1.2 快进回路方案选型与分析（1）方案一：液压缸差动连接快速调速差动连接是，活塞无杆端面比有杆端面的受压面积大（大杆的面积），（这面积差 是差动的根本原因。）在两端面受 压力（压强）相同时，无杆端面的总压力大，会将活塞推着向有杆端移动，这就是差动。这时，将有杆腔排出的油导入无杆腔，就在泵油的基础上增加了流量，能使活塞更快移动，形成差的快速。这种油路的连接方法如图（10）。图（10）为液压缸差动连接原理图其优点是：活塞杆伸出时能获得较快的速度,即使泵的流量较小.但这时油缸的出力较小,不适合重载.油缸设计合理时,不需要调节,就可以使活塞杆伸出和回缩时速度相等。缺点：噪声大。（2）方案二：采用蓄能器的快速调速蓄能器是，液压或气动系统中的一种能量储蓄装置。它在适当的时机将系统中的能量转变为压缩能或位能储存起来，当系统需要的时，又将压缩能或位能转变为液压或气压等能而释放出来，重新补供给系统。当系统瞬间压力增大时，它可以吸收这部分的能量，以保证整个系统压力正常。如图（11） 图（11）为蓄能器快速调速原理图其优点是：反应灵敏，工作可靠。缺点是：制造困难，密封性要求高。 （3）方案三：双泵供油快速调速双泵供油是，用两个泵来提供动力，其中一个为大流量泵，用以实现快速运动；另外一个是小流量泵，则用以实现工作进给，如图（12）图（12）为双泵供油快速调速其优点是：功率损耗小，系统效率高，应用较为普遍。而缺点是：系统结构复杂。经过综合对比快速调速方法选用液压缸差动连接快速调速。因为其工作效率高而且油的循环利用，速度的调节也比较好，而且结构相对双泵供油，容积调速等方式简单，制造难度比蓄能器低，而且反应灵敏。很符合现在社会的发展需要和工业生产需要。4.1.3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，为了避免工作时因为突然断电而松开，应该采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可以调节和当油路压力瞬时下降时还能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压器，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。如下图示图（16） 夹紧回路原理图最后把所选的液压回路组合起来，即可以组成图3-3所示液压系统原理图。图3-3 铣床液压系统原理图4.2液压元件的选择4.2.1液压泵的选择（1）泵工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定得压力损失，所以泵的工作压力为pp = P1 +式中 pp液压泵最大工作压力。 p1执行元件最大工作压力。 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可以取0.20.5MPa，复杂系统可以取0.51.5 MPa，此设计中取0.5MPa。pp = p1 + =（3+0.5）MPa 上述计算所得的pp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力往往超过静压力。另外考虑到一定得压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足pn（1.251.6）pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。本设计中pn = 1.25 pp = 4.4MPa。（2）泵的流量确定液压泵的最大流量应该为qp KL()max式中 qp液压泵的最大流量。()max同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。KL系统泄露系数，一般取KL = 1.11.3，现取KL = 1.2。qp = KL()max = 1.231.81 L/min =38.2 L/min（3）选择液压泵的规格根据以上算得的qp和pp再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的参数为：每转排量qo = 36 mL/min,泵的额定压力为pn = 6.3 MPa，电动机转速为nH = 1450r/min，容积效率为v = 0.85，总效率=0.7。（4）确定液压泵的驱动功率与液压泵匹配的电动机的选定。首先分别算出快进和工进和两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.21 L/min范围内时，可取=0.030.14。同时还应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即2Pn式中 Pn所选电机额定功率。PB限压式变量泵的限定功率。qp压力为PB时，泵的输出流量。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为2500N，进油路得压力损失为0.3MPa，由式（1-4）可以得到pp = MPa =0.95 MPa快进时所需电动机功率P为P = = kw = 0.45kw工进时所需电动机功率P为P = kw =0.79 kw查阅电动机产品样本，选用Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1 kw，额定转速为1400r/min。根据产品样本可以查得YBX-16的流动压力曲线。再由已知的快进时的流量为24 L/min，工进时的流量为11 L/min，压力为3.5 Mpa，做好泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如图4-4所示，查得该曲线拐点处的流量为24 L/min，压力为2.6 Mpa。该工作点对应的功率为P = kw =1.84 kw所选的电动机功率满足式（1-6），拐点处能正常工作。图4-4 YBX-16 液压泵特性曲线1-额定流量、压力下的特性曲线 2实际工作时间的特性曲线4.2.2液压阀的选型本液压系统可以采用力士乐系统或者GE系列的阀。方案一：控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案二：均选用GE系列阀，根据所拟定的液压系统图，按通过个元件的最大流量来选择液压元件的规格。所选用的液压元件如表3-2所示。此设计选择方案一。表3-2 液压原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XU-B22100XU-B22100242液压泵YBX-16YBX-16243压力表开关K-H6KF3-EA10B4三位四通换向阀4WE6E50/OAG2434EF30-E10B205二位三通换向阀3WE6A50/OAG2423EF3B- E10B206单向调速阀2FRM5-20/6AQF3-E10B207减压阀J-FC10D-1JF3-10B9.48压力表开关4K-F10D-1与3共用9单向阀A-F10D-D/DP1AF3-EA10B9.410二位四通换向阀24DF3B-E10B-B24EF3-E10B9.411压力继电器DP1-63BDP1-63B9.412单向节流阀LA-F10D-B-1ALF-E10B9.44.2.3液压辅助元件的选择（1）液压管道尺寸的确定油管内径尺寸一般可以参阅所选用的液压元件接口尺寸来确定，也可以按管路允许的流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q = 31.81 L/min。压油管的允许流速取v = 4m/s，则内径d为d = 2 = 2mm = 14.5mm如果系统主油路流量按快退时取q = 29.53 L/min，则可以算得油管内径d = 10.3mm。综合各种因素，现取油管的内径d为12mm。吸油管同样可以按上式计算（q = 24 L/min，v = 1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为25mm。油箱的壁厚公式为式中 p油管内压力。油管材料的许用应力。，其中为油管材料的抗拉强度，n为安全系数。对于钢管，当p7MPa时，取n=8; 当p17.5MPa时，取n=6; 当p17.5MPa时，取n=4。所以通过计算得3mm。（2）液压油箱容积的确定本系统为中压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的57倍来确定，现选用容量为160L的油箱。4.3 液压系统的验算4.3.1压力损失的验算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1.2m/mmin。进给时的最大流量为14.73L/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。由于选用单活塞杆液压缸，并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 = = 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=+=（0.05+0.025+0.025+0.5）Pa =0.6Pa3）变量泵出口处的压力 = + Pa=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。4.3.2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对于一般机械允许温升2530，数控机床油液温升应该小于25，工程机械等允许的温升为3540。验算表明系统的温升在许可范围内，不必采取其他的冷却措施。第五章 基于Pro/E的三维设计5.1软件概述Pro/Engineer操作软件是美国参数技术公司（PTC)旗下的CAD/CAM/CAE一体化的三维软件。Pro/Engineer软件以参数化著称，是参数化技术的最早应用者，在目前的三维造型软件领域中占有着重要地位。Pro/Engineer作为当今世界机械CAD/CAE/CAM领域的新标准而得到业界的认可和推广，是现今主流的CAD/CAM/CAE软件之一，特别是在国内产品设计领域占据重要位置。Pro/Engineer功能如下：（1）特征驱动（例如：凸台、槽、倒角、腔、壳等）；（2）参数化（参数=尺寸、图样中的特征、载荷、边界条件等）；（3）通过零件的特征值之间，载荷/边界条件与特征参数之间（如表面积等）的关系来进行设计；（4）支持大型、复杂组合件的设计（规则排列的系列组件，交替排列，Pro/PROGRAM的各种能用零件设计的程序化方法等）。（5）贯穿所有应用的完全相关性（任何一个地方的变动都将引起与之有关的每个地方变动）。其它辅助模块将进一步提高扩展 Pro/ENGINEER的基本功能。5.2三维设计与装配5.2.1零件三维设计在Pro/E零件设计模块对各零件进行三维建模，主要零件的建模结果如下：（1）液压缸体图4-1液压缸体（2）液压缸杆图4-2液压缸杆（3）活塞图4-3活塞5.2.2虚拟装配虚拟装配时采用模块化装配模式，即先对液压缸筒、液压缸杆进行装配，再把液压缸筒、液压缸杆进行装配得到最终的总成。图4-4 总成虚拟装配5.3运动仿真在进行机械设计时，建立模型后设计者往往需要通过虚拟的手段，在电脑上模拟所设计的机构，来达到在虚拟的环境中模拟现实机构运动的目的。对于提高设计效率降低成本有很大的作用。Pro/E中“机构”模块是专门用来进行运动仿真和动态分析的模块。PROE的运动仿真与动态分析功能集成在“机构”模块中，包括Mechanism design（机械设计）和Mechanism dynamics（机械动态）两个方面的分析功能。使用“机械设计”分析功能相当于进行机械运动仿真，使用“机械设计”分析功能来创建某种机构，定义特定运动副，创建能使其运动起来的伺服电动机，来实现机构的运动模拟。使用“机械动态”分析功能可在机构上定义重力，力和力矩，弹簧，阻尼等等特征。可以设置机构的材料，密度等特征，使其更加接近现实中的结构，到达真实的模拟现实的目的。本次仅做运动仿真，即采用Pro/E “机构”模块中机械设计功能进行，首先在装配时设置好约束类型（包括对齐、同轴、
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