湖北文理学院卧式双面铣削组合机床液压系统的设计

1、徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书机电工程学院液压与气压传动课程设计说 明 书课题名称： 卧式双面铣削组合机床液压系统的设计 学生姓名： 吴国伟 学号： 20100607225 专 业： 机电一体化 班级： 10机电二班 成 绩： 指导教师签字： 2013年6月23日 目 录1 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计.12 工况分析.12.1负载分析.13 液压系统方案设计.33.1液压缸参数计算33.2拟定液压系统原理图63.3液压元件的选择.103.3.2阀类元件及辅助元件的选择.113.3.3油管的选择.124 液压系统性能验算 14 4.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整

2、值.14 4.2 油液温升计算.165 设计小结.176 参考文献.1717设计内容计算说明结论1设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计试设计卧式双面铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱箱体，动作顺序为夹紧缸夹紧工作台快速趋近工件工作台进给工作台快退夹紧缸松开原位停止。工作台移动部件的总质量为400kg，加、减速时间为0.2s，采用平导轨，静、动摩擦因数s=0.2，d=0.1。夹紧缸行程为30mm，夹紧力为800N，工作台快进行程为100mm，快进速度为3.5m/min，工进行程为200mm，工进速度为80300mm/min，轴向工作负载为12000N，快退速度为6m/mi

3、n。要求工作台运动平稳，夹紧力可调并保压。2 工况分析2.1负载分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为,则如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表2-1。表2-1 液压缸各运动阶段负载表工况负载组成负载值F/N推力起动800889N加速517574N快进400444N工进1240013778N快退400444N根据

4、负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-l）和速度图（F-2）图2-1负载图和速度图3 液压系统方案设计3.1液压缸参数计算组合机床液压系统的最大负载约为14000N，初选液压缸的设计压力P1=3MPa，为了满足工作台快速进退速度要求，并减小液压泵的流量，这里的液压缸课选用单杆式的，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积A1与A2应满足A1=0.37A2（即液压缸内径D和活塞杆直径d应满足：d=0.607D。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，暂取背压为0.5MPa，并取液压缸机械效率=0.9。则液压缸上的平衡方程故液压缸无杆腔的有效面积： 液压缸

5、内径： 按GB/T2348-1980，取标准值D=80mm；因A1=0.37A，故活塞杆直径d=0.607D=50mm（标准直径）则液压缸有效面积为：差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取P2P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时P=0；另外取快退时的回油压力损失为0.5MPa。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力.流量和功率，并可绘出其工况图表31液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工作阶段计算公式推力F（N）回油腔压力P2（MPa）工作腔压力P1（MPa）输入流量q（L/min）输入功率P（KW）快进启动 8710 0.4

6、40 0 快进加速 566 1.57 1.07变化 变化快进恒速 436 1.5 1.00 6.86 0.114工进137690.83.2280.41.50.210.8快退启动 871 0 0.284 0 0快退加速 566 0.3 0.677 变化 变化快退恒速 436 0.3 0.634 18.378 0.194注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失. 2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为液压缸的工况图：3.2拟定液压系统原理图3.2.1调速回路的选择该机床液压系统的功率小（<1kw）,速度较低；钻镗加工时连续切削，切削力变化小，故采用节流调速的

7、开式回路是合适的，为了增加运动的平稳性，防止钻孔时工件突然前冲，系统采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路中加背压阀。设计内容计算说明结论3.2.2油源及其压力控制回路的选择该系统为了节能，考虑采用变量叶片泵油源供油。3.2.3快速运动与换向回路由于系统要求快进与快退的速度相同，因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油，无杆腔回油的快速运动回路。3.2.4速度换接回路由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。3.2.5压力控制回路在泵出口并联一先导式溢流阀，实现系统的

8、定压溢流，同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，等待装卸工件时，液压泵卸载，并便于液压泵空载下迅速启动。3.2.6行程终点的控制方式这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。3.2.7组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图1-3所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样 只需一个压力表即能观 图1-3液压系统原理图测各点压力。 液压系统中各电磁铁的动作顺序如表

9、3-2所示。动作名称1YA2YA3YA工作台快进-+工作台工进-+-工作台快退+-液压泵卸载-3-2电磁铁动作顺序表3.3液压元件的选择3.3.1液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.228MPa,如取进油路上的压力损失为0.8MPa,压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，则变量泵的最大工作压力应为 Pp=(3.228+0.8+0.5)MPa=4.528MPa由工况图可知，液压泵应向液压缸提供的最大流量为18.378L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则液压泵的总流量应为 Qp=1.1 X 18.378L/min = 20.22L/min。由于

10、要求工作平稳，选取最大工作压力为液压泵额定压力的70%，则液压泵的额定压力为:P=Pp/0.7=6.47Mpa根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取YBX-BL型变量叶片泵，其最大排量为25mL/r，压力调节范围为2.07.0Mpa，若取液压泵的容积效率，泵的转速为1500r/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0.634MPa,进油路压力损失0.3Mpa,流量为20.22L/min,取泵的总效率为0.75，则液压泵驱动电动机输出所需的功率为根据此数值按JB/T10391-2002,，查阅电动机产品样本选取Y90L-4型电动机，其额定功率，额定转速。3.3.2

11、阀类元件及辅助元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，可以选出这些液压元件的型号及规格见表33表33元件的型号及规格序号元件名称估计流量L/MIN额定流量L/MIN额定压力额定压降型号、符号1变量叶片泵257YBX-BL2三位四通阀558016<0.535DF3Y-E10B3行程阀606316<0.25AXQE-Ea10B4调速阀0.41.50.28016AXQF-Ea10B5单向阀6063160.2AF3-Ea10B6单向阀30630.5-16<0.2AF3-Ea10B7液控顺序阀226316<0.3XF3-E10B8背压阀0.2

12、0.86316YF3-E10B9溢流阀5.16316YF3-E10B10单向阀226316<0.2AF3-Ea10B11过滤器3063<0.2XU-63*80J 12压力表开关16KF3-Ea10B13单向阀556316<0.2KF3-Ea10B14压力继电器10HED1KA/103.3.3油管的选择各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表34所示表34液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min)排出流量/(L/

13、min)运动速度/(m/min)由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。由表34可知，该系统中最大压力小于3MPa，油管中的流速取3m/s。所以按公式可计算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：则选18mm的孔径。3.3.4确定油箱容积：油箱容积按液压传动式（7-8）估算，当取为7时，求得其容积按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L。4液压系统性能验算4.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值(1)快进滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/MIN，通过电液换向阀2的流量是20.22L/MIN，然后与液压缸的有杆腔的回油汇合，以流量51.

14、80L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力P2和无杆腔压力P1之差。此值小于原估计值0.5Mpa,所以是偏安全的。（2）工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.41.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5Mpa;油液在回油路上通过换向阀2的流量为0.200.76L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa,通过顺序阀7的流量为22.

15、222.76L/min，因此这时液压缸回油腔压力为 此值大于原估计值0.5Mpa,则重新计算工进时液压缸进油腔压力与原计算数值3.761MPa相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差，故溢流阀9的调压（3）快退 快退时，油液在进油路上通过单向阀5的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为20.22L/MIN；油液在回路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是33.17L/min。一次进油路上的总压降为：此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降是所以，快退时液压泵的最大工作压力：因此主泵卸荷的顺序阀7调压应大于0.862Mpa.4.2油液温升计算工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可用工进的情况来计算。工进时液压缸的有效功率为： 此时泵在高压下供油，所以它的输入功率为：系统效率0.0088，由此得液压系统的发热量为：温升近似值如下：温升没有超出范围，液压系统中不需设置冷却器。5设计小结 在这不到一周的课程设计中，能学到的东西真的很有限，但无疑来说收获还是巨大的，我想我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，我想