机械数控机床毕业设计58攀枝花学院卧式组合机床的液压系统.doc
机械数控机床毕业设计58攀枝花学院卧式组合机床的液压系统
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机械毕业设计论文
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机械数控机床毕业设计58攀枝花学院卧式组合机床的液压系统,机械毕业设计论文
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攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 1 设计要求 1 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sf=0.2，动摩擦系数df=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 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 2 负载分析 2 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 t f m g bF F F F F F （式 1-1） 式中 tF 工作负载 fF 摩擦负载 mF 惯性负载 gF 重力负载 bF 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tF=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nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 2 负载分析 3 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 tF=38000N 2.1.2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 ()f g nF f F F（式 1-2） 式中 gF 移动部件的重力； nF 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 fs s gF f F=0.2 187000=37400N 动摩擦阻力 fd d gF f F=0.1 187000=18700N 2.1.3 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 gm F vF m a gt VV （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mF。 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 gm F vF m a gt VV= 1 8 7 0 0 0 69 . 8 6 0 0 . 0 5 =38163.265N （ 2）动力滑台工进时惯性阻力mF。 动力滑台由工进转换到制动是减速，故惯性阻力为 gmF vF m agt VV= 31 8 7 0 0 0 5 0 1 09 . 8 6 0 0 . 0 5=318.027N 2.1.4 重力负载 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 2 负载分析 4 gF=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0 mFF （ N） 启动 fs s gF f F37400 41555.556 加速 d g mF f F F56863.265 63181.406 快进 fd d gF f F18700 20777.778 工进 t d gF F f F56700 63000 快退 fd d gF f F18700 20777.778 注：液压缸的机械效率取m=0.9。 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 3 负载图和速度图的绘制 5 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1v=2v=6m/min、1l=100mm、2l=50mm、快退行程3l=1l+2l=150mm 和工进速度2v等绘制，如图 1-4所 示 。 图 1-3 负载图 图 1-4 速度图nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 4 液压缸主要参数的确定 6 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) 5000 5000 10000 10000 20000 20000 30000 30000 50000 50000 液压缸工作压力 P510 ( aP ) 8 10 15 20 25 30 30 40 40 50 50 70 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1P=5.5aMp。并由教材第五章得知，液压缸无杆腔工作面积1A应为有杆腔工作面积2A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2P， 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2P=1.2aMp。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 p 0.5aMp。快退时回油腔中是有背压的，这时2P可按 0.8aMp估算。 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 4 液压缸主要参数的确定 7 由教材工进时的推力式（ 5-3）计算液压缸面积 1 1 2 2 1 1 1 2( ) ( / 2 ) mmF A p A p A p A p （式 1-4） 故有 22211 1 . 2( ) / 6 3 1 8 1 . 4 0 6 / 5 . 5 0 . 0 1 2 922mpFA p m m m 1( 4 ) / 1 6 4 1 7 . 3 6 0 1D A m m 128.13mm； d=0.707D=90.59mm 当按 GB/T2348 1993（ 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 2 4 21 / 4 1 2 2 . 7 2 1 0A D m ， 有杆腔面积 2 2 4 22 ( ) / 4 5 9 . 1 0 1 0A D d m 。 活塞杆面积 423 1 2 6 3 . 6 2 1 0A A A m 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 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 4 液压缸主要参数的确定 8 工况 推力 F /N 回 油 腔 压 力2P/MaP进油腔压力1p/ MaP输入流量1/ .minqL 输入功率P/kw 计算式 快进（差动） 启动 41555.556 0 6.996 1 2 1 2/p F A p A A V1 2 1()q A A v1P pq加速 63181.406 21p p pV( pV =0.5map) 10.396 恒速 20777.778 3.730 38.172 2.373 工进 63000 1.2 5.712 6.136 0.058 1 2 2 1/p F p A A 12q Av1P pq快退 启动 41555.556 0 7.031 1 2 1 2/p F p A A23q Av1P pq加速 63181.406 0.8 12.352 恒速 20777.778 5.177 35.460 3.060 注： /mFF。 图 1-5 流量图 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 4 液压缸主要参数的确定 9 图 1-6 压力图 图 1-7 功率图 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 5 拟订液压系统 原理图 10 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1t和工进所需的时间2t分别为 1 1 1 3 3( / ) ( / )t l v l v= ( 6 0 1 0 0 ) / ( 6 1 0 0 0 ) ( 6 0 1 5 0 ) / ( 6 1 0 0 0 ) s =2.5s 2 2 2/t l v= ( 6 0 5 0 ) / ( 0 . 0 5 1 0 0 0 )=60s 亦即是21/tt=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nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 5 拟订液压系统 原理图 11 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 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 5 拟订液压系统 原理图 12 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。 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 5 拟订液压系统 原理图 13 1YA 2YA快进工进快退1234567891011131412P1P2P4P3P1P2P4P33YAK1716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 1YA 2YA 3YA 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） - - + - nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 6 液压元件的选择 14 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 1pP P P V（式 1-5） 式中 1P 执行元件在稳定工况下的最高工作压力； PV 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 PV =（ 2 5） 510aP；管路复杂，进油路采用 调速阀系统，取 PV =（ 5 15） 510aP。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 12.352MaP，如取进油路上压力损失为 0.8 MaP（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 MaP，则小流量泵的最大工作压力应为： 1pP=（ 12.352+0.8+0.5） MaP=13.652MaP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 MaP，则大流量泵的最高工作压力为 2pP=（ 5.177+0.5） MaP=5.677 MaP6.1.2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pq=1.1538.172L/min=43.898L/min。 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 6 液压元件的选择 15 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pP为 pppppQP（式 1-6） 式中 pP-液压泵的最高工作压力； pQ-液压泵的流量； p-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v=0.9，则当泵的转速pn=1000r/min 时， 液压泵的实际输出流量为 pQ=（ 15+55） 1000 0.9/1000L/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 MaP，流量为 63L/min。取泵的总效率p=0.75， 则液压泵驱动电动机所需的功率为 pppppQP= 5.677 6360 0.75=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nP=11kw，额定转速n=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nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 6 液压元件的选择 16 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/ 1/ minL 额 定 流 量/ 1/ minL 额定压力/MPa 额定压降/MPa 型号、规格 1 双联叶片泵 63 16/14 PV2R13-15/55 pV=（ 15+55） mL/r 2 三位五通电液阀 60 150 25 11ep p p VV=8.111+0.5 26.136150+0.5+0.5 aMP=9.131aMP7.1.3 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 1vpV=0.3 26090+0.5 263150aMP=0.2215aMP回油路上总压降为 2vp V0.3 2130.8290+0.5 2130.82150+0.3 2130.82100aMP=1.4066aMP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p应为 11pvp p p V=（ 12.352+0.2215）aMP=12.5735aMP因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7的调压应大于 12.5735aMP。 7.2 油液温升验算 nts攀枝花学院本科 课程 设计（论文） 7 液压系统性能的验算 20 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
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