卧式双面铣削组合机床的液压系统设计111

1、卧式双面铣削组合机床的液压系统设计1 设计的主要技术参数设计卧式铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱体,动作损血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500Kg, 加、减速时间为0.15s ,采用平导轨,静摩擦系数为0.2,动摩擦系数为0.1,夹紧缸行程为30mm ,夹紧力为700N 。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13000N ,。快退速度为6m/min ,要求工作台运动平稳,夹紧力可调并保压。2液压传动系统的设计与计算

2、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fs F ,动摩擦力为fd F ,则NF N F N m F NmF N.0606.3500130002121=动摩擦负载:静摩擦负载:惯性负载:工作负载: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9.0m =,则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出,见表2-1。 速度图(F-2 图2-1负载图和速度图组合机床液压系统的最大负载约为1300

3、0N ,查表9-1初选液压缸所设计的动力滑台在工进时负载最大,参考表2和表3,初选液压缸的工作压力p1=2.5MPa. 为了满足工作台快速进退要求,并减小液压泵的流量,这里的液压缸课选用单杆式的,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,查表暂取背压为=0.9。P2=0.5MPa,并取液压缸机械效率m表2 按负载选择工作压力 表3各种机械常用的系统工作压力 表6 按速比要求确定d/D 注:1无杆腔进油时活塞运动速度;2有杆腔进油时活塞运动速度。工作台液压缸单杆式活塞液压缸工作原理F1=A1P1-A2P2=/4(P1-P2D2+P2d2F2=a2p2-a1p2=/4(P1-P2D2-

4、P1d2由P1A1 = P2A2 + F 则D=7.21cm 液压缸内径:按GB/T2348-1993,取标准值D=80mm ;因d=0.64D ,故活塞杆直径d=0.64D=50mm (标准直径 则液压缸有效面积为:2222222222615.305080(4(4421cm cm d D A cm cm D A =-=-=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P2-P1=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 2.快退时,液

5、压缸有杆腔进油,压力为jP ,无杆腔回油,压力为bP液压缸的工况图: 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。 该系统由高压小流量两个阶段组成,因此为了节能,考虑采用叶片泵油源供油。 由于系统要求快进与快退的速度不相同,因此在单泵供油的基础上,快进时采用单向行程调速快速运动回路,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。 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

6、进转工进的速度换接,以减少液压冲击。 在泵出口并联一先导式溢流阀,实现系统的定压溢流。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。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,并可设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。 由工况图可知,液压泵应向液压缸提供的最大流量为1.8L/min ,若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计,则泵的总流量应为。由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min,而工

7、进时输入液压缸的流量为0.41.5L/min,所以液压泵的流量规格最少为3.4L/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PV2R12-6/26型叶片泵,其小泵和大泵的排量分别为32mL/r ,若取液压泵的容积效率0.9=,则当泵的转速为940r/min时,液压泵的实际输出流量为min/1.27min /221.5(min /1000/9.0*940*266(q p L L L =+=+= 由于液压缸在快退时输入功率最大,这是液压泵工作压力为 1.258MPa,流量为27.1L/min,取泵的总效率为0.75,则液压泵驱动电动机所需的功率为根据此数值按JB/T10391-

8、2002,查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机,其额定功率KW 5.1P n =,额定转速min /940n n r =。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 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 =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d =查表JB82766(52,同时考虑制作方

9、便,选182(外径18mm,壁厚2mm 的10号冷拔无缝钢管(YB23_704.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 。2.5 液压系统性能验算 1.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 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，进油路上通过电液换向阀 2 的流量是 27.1L/MIN，然后与液压缸的 有杆腔的回油汇合， 以流量 27.1L/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，故能确保泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，液压缸

10、有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 的流量都是 28.1L/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， 因 此这时液压缸回油腔压力 p 2 为 此值小于原估计值 0.5Mpa,则不需重新计算工进时液压缸进油腔压力 考虑到压力继电器可靠动作需要压差 pe = 0.5MPa

11、， 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 27.1L/MIN。一次进油路上的总压降为： 2 2 22 27.1 pv1 = 0.2 × + 0.5 × MPa = 0.082 63 80 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 2 2 2 53.14 53.14 53.14 Pv 2 = 0.2 × + 0.5 × + 0.2 × MPa = 0.505MPa 63 80 63 所以，快退时液压泵的最大工作压力： PP =

12、 P1 + Pv1 = ( 0.809 + 0.082 MPa = 0.891MPa ， 2.油液温升计算 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： 此时主泵通过顺序阀 7 卸荷，辅助泵在高压下供油，所以两个泵的总输入功率为： Pi = pp1qp1 + pp 2 qp 2 p 2 5.1 22 22 0.3 × 106 × × ×10 3 + 4.02 × 106 × ×10 3 60 63 60 KW = 3 0.75 

13、15;10 = 0.4735 KW 由此得液压系统的发热量为： 温升近似值如下： T = ( 0.4667 × 103 / 3 ( 250 o C = 11.760 o C 2 温升没有超出范围，液压系统中不需设置冷却器。 3 设计小结 其实我学得不好，当我拿这个题目时感觉太难了，和别的同学相比时，感觉更难 了，前几天，我还常常看课本，补缺缺漏，常发现我有太多知识不懂了！后来但是在 老师同学的帮助和细心的指导帮助下， 我发现我的题目其实也不是太难， 只是在其他 同学的基础上再增加一个夹紧缸而已。 真正清楚题意之后， 我按照课本上例题的步骤开始进行计算， 但是由于没有去图 书馆里借设计手册，使我有一些配件的选用无法进行，如油管的选择。使我现在都不 是很清楚要如何选择配件，不的不说这是本次课程设计中的一个遗憾。 其实在这不到一周的课程设计中， 我能学到的东西真的很有限， 但也不能说一点 也收获没有， 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， 我想本